曲柄壓力機(jī)的曲柄滑塊工作機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)1

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1、 摘要 曲柄壓力機(jī)廣泛應(yīng)用于沖裁，彎曲，校正，模具沖壓等工作。本次設(shè)計(jì)的為開式固定臺(tái)式中型，公稱壓力為1600KN曲柄壓力機(jī)。 本設(shè)計(jì)主要進(jìn)行該曲柄壓力機(jī)曲柄滑塊工作機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)。在設(shè)計(jì)中，首先根據(jù)該壓力機(jī)要保證的主要技術(shù)參數(shù)——公稱壓力、滑塊行程等，初步估算曲柄，連桿，滑塊，導(dǎo)軌相關(guān)尺寸，然后分別對(duì)其進(jìn)行校核，修正，最終確定各零部件尺寸；進(jìn)行裝模高度調(diào)節(jié)裝置設(shè)計(jì)，并最終完成該曲柄滑塊工作機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)。 關(guān)鍵字：公稱壓力；曲軸；連桿；導(dǎo)軌；調(diào)節(jié)裝置 Abstract Crank press machine widely

2、used in punching, bending, stamping die correction, etc.. The design for a fixed desktop and medium-sized, nominal pressure 1600KN crank press. The design of the division of labor is different, mainly completes the design of slider - crank mechanism of crank press. Designed mainly according to the

3、overall design to determine the main parameters of the press, the nominal pressure, stroke parameters refer to the relevant manual crank connecting rod, a preliminary estimate, slide rail, correlation dimension, and then checking, correcting, ultimately determine the components size, and according t

4、o the requirements to complete the die height adjustment device design. Last write detailed slider crank mechanism design specifications, out major parts diagram. key word：nominal pressure，crankshaft，pitman，rack，regulating block. 目錄 第一章 曲柄壓力機(jī)的工作原理及主要參數(shù) 1 1.1壓力機(jī)技術(shù)參數(shù) 1 1.

5、2 曲柄壓力機(jī)的工作原理. 1 1.3曲柄壓力機(jī)工作的特點(diǎn) 2 1.4 曲柄形式 2 1.4.1、曲軸驅(qū)動(dòng)的曲柄滑塊機(jī)構(gòu) 3 1.4.2、偏心軸驅(qū)動(dòng)的曲柄滑塊機(jī)構(gòu) 4 1.4.3、曲拐驅(qū)動(dòng)的曲柄滑塊機(jī)構(gòu) 4 1.5.4、偏心齒輪驅(qū)動(dòng)的曲柄滑塊機(jī)構(gòu) 4 1.4.5各種結(jié)構(gòu)的區(qū)別及最終確定設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)思路 6 第二章 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的構(gòu)成及相關(guān)分析 7 2.1壓力機(jī)曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的構(gòu)成 7 2.2曲柄壓力機(jī)滑塊機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律分析。 8 2.2.1滑塊的位移和曲柄轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系 8 2.2.2滑塊的速度和曲柄轉(zhuǎn)角的關(guān)系 8 2.3曲柄壓力機(jī)滑塊機(jī)構(gòu)的受力分析 9 2.3.1忽略

6、摩擦情況下滑塊機(jī)構(gòu)主要構(gòu)件的力學(xué)分析 10 2.3.2考慮摩擦情況下滑塊機(jī)構(gòu)主要構(gòu)件的力學(xué)分析 11 第三章 裝模高度調(diào)節(jié)裝置總體設(shè)計(jì) 14 3.1裝模高度調(diào)節(jié)設(shè)計(jì)及電動(dòng)機(jī)的選定 14 3.1.1 裝模高度調(diào)節(jié)裝置構(gòu)成及工做原理 14 3.1.2調(diào)節(jié)裝置電動(dòng)機(jī)選定 15 第四章 齒輪傳動(dòng) 18 4.1 齒輪傳動(dòng)的介紹 18 4.1.1齒輪在應(yīng)用的過程中對(duì)精度有以下的要求 18 4.2 直齒輪傳動(dòng) 18 4.2.1齒輪參數(shù)確定 19 4.2.2．齒輪的尺寸初步計(jì)算 19 4.2.3 齒輪的強(qiáng)度校核 20 第五章 曲柄壓力機(jī)滑塊機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)與計(jì)算 23 5.1曲軸的

7、設(shè)計(jì)與計(jì)算 23 5.1.1選定軸的材料 23 5.1.2估算曲軸的相關(guān)尺寸 23 5.1.3 設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制結(jié)構(gòu)草圖 23 5.1.4 校核軸勁尺寸 23 5.1.5曲軸的危險(xiǎn)階面校核 24 5.2連桿和調(diào)節(jié)螺桿的設(shè)計(jì) 26 5.2.1 連桿和調(diào)節(jié)螺桿初步確定 26 5.2.2校核調(diào)節(jié)螺桿的和連桿尺寸 26 5.4導(dǎo)軌的設(shè)計(jì) 28 5.5蝸桿蝸輪傳動(dòng)的計(jì)算 30 5.5.1蝸桿傳動(dòng)的特點(diǎn) 30 5.5.2蝸桿蝸輪的材料 30 5.5.3蝸桿蝸輪尺寸的計(jì)算 31 5.5.4 核算蝸輪彎曲應(yīng)力 32 5.5.5核算蝸桿接觸應(yīng)力: 33 第六章 軸承的選用及

8、緊固件的選用 35 6.1滑動(dòng)軸承選用與校核 35 6.1.1連桿大端滑動(dòng)軸承選用與校核 35 6.1.2曲軸頸上滑動(dòng)軸承選用與校核 35 6.2 滾動(dòng)軸承選用與校核 36 6.2.1求比值: 36 6.2.2求相對(duì)應(yīng)軸承軸向載荷的e值與Y值 37 6.3堅(jiān)固件的選用 37 6.3.1緊固件的選用原則 37 6.3.2螺栓的選用 38 第七章 總裝設(shè)計(jì) 39 7.1過載保護(hù)裝置 39 7.1.1液壓式過載保護(hù)裝置 39 7.2潤(rùn)滑系統(tǒng) 40 參考文獻(xiàn) 41 致謝 42 曲柄壓力機(jī)的曲柄滑塊工作機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 第一章 曲柄壓力機(jī)的工作原理及主要參數(shù) 1

9、.1壓力機(jī)技術(shù)參數(shù) 壓力機(jī)的主要技術(shù)參數(shù)能反映出壓力機(jī)的工作能力、所能加工工件的尺寸范圍、有關(guān)生產(chǎn)率等指標(biāo)。此次設(shè)計(jì)的是開式固定臺(tái)式中型壓力機(jī)，設(shè)計(jì)的技術(shù)參數(shù)如下： 公稱力 1600 kN 公稱力行程 6 mm 滑塊行程 140mm 滑塊行程次數(shù) 40次/min 最大裝模高度 350 mm 裝模高度調(diào)節(jié)量 110 mm 滑塊中心到機(jī)身距離 380 mm 工作臺(tái)尺寸（前后X左右） 710 X 1120 mm 工作臺(tái)板孔尺寸 Φ220 mm 工作臺(tái)板厚度 130 mm 滑塊底面尺寸（前后X左右） 420 X 560 mm 模柄孔尺寸（直徑X深度）

10、Φ65 X 90 mm 圖1-1 立柱間距 640 mm 1.2 曲柄壓力機(jī)的工作原理. 曲柄壓力機(jī)是以曲柄傳動(dòng)的鍛壓機(jī)械，其工作原理是電動(dòng)機(jī)通過三角帶把運(yùn)動(dòng)傳給大皮帶輪，再經(jīng)小齒輪，大齒輪，傳給曲軸。連桿上端連在曲軸上，下端與滑塊連接，把曲軸的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)變?yōu)檫B桿的上下往復(fù)運(yùn)動(dòng)。上模裝在滑塊上，下模裝在墊板上。因此，當(dāng)材料放在上下模之間時(shí)，及能進(jìn)行沖裁或其他變形工藝，制成工件。由于工藝的需要，滑塊有時(shí)運(yùn)動(dòng)，有時(shí)停止，所以裝有離合器和制動(dòng)器。壓力機(jī)在整個(gè)工作周期內(nèi)進(jìn)行工藝操作的時(shí)間很短，也就是說(shuō)，有負(fù)荷的工作時(shí)間很短，大部分時(shí)間為無(wú)負(fù)荷的空程時(shí)間。為了使電動(dòng)機(jī)的負(fù)

11、荷均勻，有效的利用能量，因而裝有飛輪。本次曲柄壓力機(jī)的設(shè)計(jì)中,大皮帶輪的設(shè)計(jì)兼有飛輪的作用。 工作原理圖如下圖： 圖1-2 1.3曲柄壓力機(jī)工作的特點(diǎn) 剛性傳動(dòng)，滑塊運(yùn)動(dòng)具有強(qiáng)制性質(zhì) a. 上下死點(diǎn)、運(yùn)動(dòng)速度、閉合高度等固定——便于實(shí)現(xiàn)機(jī)械化和自動(dòng)化 b. 定行程設(shè)備——自我保護(hù)能力差，工作時(shí)形成封閉力系 a. 不會(huì)造成強(qiáng)烈沖擊和振動(dòng) b. 不允許超負(fù)荷使用，一個(gè)工作循環(huán)中負(fù)荷作用時(shí)間短，主要靠飛輪釋放能量 a. 工作時(shí)尖峰負(fù)荷不會(huì)對(duì)電網(wǎng)造成沖擊 b. 不能夠超能量使用 1.4 曲柄形式 曲軸驅(qū)動(dòng)的曲柄滑塊機(jī)構(gòu) 偏心軸驅(qū)動(dòng)

12、的曲柄滑塊機(jī)構(gòu) 曲拐驅(qū)動(dòng)的曲柄滑塊機(jī)構(gòu) 偏心齒輪驅(qū)動(dòng)的曲柄滑塊機(jī)構(gòu) 圖1-3 1 —支承頸; 2— 曲柄臂; 3—曲柄頸; 4 —連桿; 5—曲拐頸; 6 —心軸; 7—偏心齒輪 1.4.1、曲軸驅(qū)動(dòng)的曲柄滑塊機(jī)構(gòu) 工作原理：曲軸旋轉(zhuǎn)時(shí)，連桿作擺動(dòng)和上、下運(yùn)動(dòng)，使滑塊在導(dǎo)軌中作上、下往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)。 特點(diǎn)：曲軸雙端支承，受力好；滑塊行程較大，行程不可調(diào)。大型曲軸鍛造困難，受彎、扭作用，制造要求高。 適用范圍：主要用于較大行程的中小型壓力機(jī)上。 圖1-4 JC23-63壓力機(jī)的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)

13、結(jié)構(gòu)圖 1、打料橫梁 2、滑塊 3、壓塌塊 4、支承座 5、蓋板 6、調(diào)節(jié)螺桿 7、連桿體 8、軸瓦 9、曲軸 10、鎖緊螺釘 11、鎖緊塊 12、模具夾持塊 1.4.2、偏心軸驅(qū)動(dòng)的曲柄滑塊機(jī)構(gòu) 工作原理：當(dāng)偏心軸轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，曲軸頸的外圓中心以偏心軸中心為圓心做圓周運(yùn)動(dòng)，帶動(dòng)連桿、滑塊運(yùn)動(dòng)。 特點(diǎn)：曲軸頸短而粗，支座間距小，結(jié)構(gòu)緊湊，剛性好。但偏心部分直徑大，摩擦損耗多，制造比較困難。 適用范圍：主要用于行程小壓力機(jī)上。 1.4.3、曲拐驅(qū)動(dòng)的曲柄滑塊機(jī)構(gòu) 工作原理：當(dāng)曲拐軸轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，偏心套的外圓中心以曲拐軸的中心為圓心做圓周運(yùn)動(dòng)，帶動(dòng)連桿、滑塊運(yùn)動(dòng)。 特點(diǎn)：

14、曲拐軸單端支承，受力條件差；滑塊行程可調(diào)（偏心套或曲拐軸頸端面有刻度）。便于調(diào)節(jié)行程且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但曲柄懸伸剛度差。 適用范圍：主要用于中、小型壓力機(jī)上 圖1-5 JB21-100壓力機(jī)的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)圖 1、滑塊 2、調(diào)節(jié)螺桿 3、連桿體 4、壓板 5、曲拐軸 6、偏心套 1.5.4、偏心齒輪驅(qū)動(dòng)的曲柄滑塊機(jī)構(gòu) 工作原理：偏心齒輪在芯軸上旋轉(zhuǎn)時(shí)，其偏心頸就相當(dāng)于曲柄在旋轉(zhuǎn)，從而帶動(dòng)連桿使滑塊上下運(yùn)動(dòng)。 特點(diǎn)：偏心齒輪芯軸雙端支承，受力好；偏心齒輪只傳遞扭矩，彎矩由芯軸承受；受力情況比曲軸好，芯軸剛度大

15、。結(jié)構(gòu)相對(duì)復(fù)雜，但鑄造比曲軸鍛造容易解決。 適用范圍：常用于大中型壓力機(jī)上。 圖1-6J31 - 315 壓力機(jī)曲柄滑塊機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)示意圖 1. 連桿體; 2. 調(diào)節(jié)螺桿; 3. 滑塊; 4. 撥塊; 5. 蝸輪; 6. 保護(hù)裝置; 7. 偏心齒輪; 8. 心軸; 9 . 電動(dòng)機(jī); 10. 蝸桿 圖1-7 用偏心套調(diào)節(jié)行程示意圖 O--主軸中心 A--偏心軸銷中心 M--偏心套外圓中心 1.4.5各種結(jié)構(gòu)的區(qū)別及最終確定設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)思路 ① 曲軸式壓力機(jī)行程不可調(diào)； ② 偏心 軸式、偏心齒輪式和曲拐式壓力機(jī)的行程可設(shè)計(jì)成可調(diào)節(jié)結(jié)構(gòu)； ③ 設(shè)備總體結(jié)構(gòu)曲拐式更美

16、觀。 經(jīng)過上面的分析，我選擇設(shè)計(jì)成曲折開式固定壓力機(jī)壓力機(jī)。 第二章 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的構(gòu)成及相關(guān)分析 2.1壓力機(jī)曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的構(gòu)成 由于壓力機(jī)要求滑塊作往復(fù)直線運(yùn)動(dòng),而為動(dòng)力的電動(dòng)機(jī)卻是作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng),因此,需要一套機(jī)構(gòu),將旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)變?yōu)橹本€往復(fù)運(yùn)動(dòng)。下圖中的結(jié)構(gòu)就是完成這部分工作的重要部分曲柄滑塊機(jī)構(gòu)。 圖2-1 由本圖知采用一套曲柄連桿，它對(duì)滑塊只有一個(gè)加力點(diǎn)，因此

17、常稱做單點(diǎn)式曲柄壓力機(jī)，這是中小型壓力機(jī)廣泛采用的形式。當(dāng)工作臺(tái)左右較寬時(shí)，也常采用兩套曲柄連桿，這時(shí)它們對(duì)滑塊有兩個(gè)加力點(diǎn)，叫雙點(diǎn)壓力機(jī)，對(duì)于左右前后都較寬的壓力機(jī)也可采用四套曲柄連桿，相應(yīng)的滑塊有四個(gè)加力點(diǎn)。 曲軸中心到曲柄頸中心的距離，這個(gè)距離通常叫做曲柄半徑，它是曲柄壓力機(jī)的一個(gè)重要參數(shù)，（有關(guān)曲軸的部分第四章詳述）。有時(shí)小型壓力機(jī)，可能用偏心軸代替曲軸，同樣偏心軸也可以將旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)變?yōu)榛瑝K的直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)。 2.2曲柄壓力機(jī)滑塊機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律分析。 本次設(shè)計(jì)壓力機(jī)工作機(jī)構(gòu)采用是曲柄滑塊機(jī)構(gòu), A點(diǎn)表示連桿與曲軸的連結(jié)點(diǎn),B點(diǎn)表示連桿與滑塊連接點(diǎn),AB表示連桿長(zhǎng)度. 滑塊的位移

18、為s。a為曲柄的轉(zhuǎn)角。習(xí)慣上有曲柄最底位置（相當(dāng)于滑塊在下死點(diǎn)處），沿曲柄旋轉(zhuǎn)的相反方向計(jì)算。 其運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖如下圖所示., 2.2.1滑塊的位移和曲柄轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系 滑塊的位移和曲柄轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系表達(dá)為 而 令 則 而 所以 圖2-2 代入整理得: 代表連桿系數(shù)。通用壓力機(jī)一般在0.1~0.2范圍內(nèi).故上式整理后得: 式子中 s——滑塊行程.(從下死點(diǎn)算起)

19、 a——曲柄轉(zhuǎn)角, 從下死點(diǎn)算起,與曲柄旋轉(zhuǎn)方向相反者為正. R——曲柄半徑 ——連桿系數(shù) L——連桿長(zhǎng)度(當(dāng)可調(diào)時(shí)取最短時(shí)數(shù)值) 因此,已知曲柄半徑R和連桿系數(shù)時(shí),便可從上式中求出對(duì)應(yīng)于的不同a角的s值.有余玄定理知 2.2.2滑塊的速度和曲柄轉(zhuǎn)角的關(guān)系 求出滑塊的位移與曲軸轉(zhuǎn)角的關(guān)系后,將位移s對(duì)時(shí)間t求導(dǎo)數(shù)就可求得到滑塊的速度v.即: 而 所以 式中 v———滑塊速度

20、———曲柄的角速度 又因?yàn)? 所以 式中 n———曲柄的每分鐘轉(zhuǎn)數(shù) 從上式可看出,滑塊的速度V是隨曲柄轉(zhuǎn)角a角度變化的。在a=0時(shí) V=0 , a角增大時(shí)V隨之顯著增大；但在a=之間時(shí)，V的變化很小,而數(shù)值最大.因此常常近似取曲柄轉(zhuǎn)角的滑塊的速度當(dāng)作最大速度。用表示 即 上面公式表明，滑塊的最大速度與曲柄的轉(zhuǎn)速n，曲柄半徑R成正比，n越高，R越大，滑塊的最大速度Vmax也越大。 本壓力機(jī)滑塊的最大速度 Vmax=0.105nR(sin90+ λ/2 Xsin180) =0.105X40X70 =294mm/s 2.3曲柄壓力機(jī)滑塊機(jī)構(gòu)的受力分析 判斷曲

21、柄壓力機(jī)滑塊機(jī)構(gòu)能不能滿足加工需要除了它的運(yùn)動(dòng)規(guī)律是否符合要求外，還有很重要的一點(diǎn)就是要校核它的強(qiáng)度。而進(jìn)行強(qiáng)度校核之前必須首先正確的將曲柄壓力機(jī)滑塊機(jī)構(gòu)的主要構(gòu)件進(jìn)行力學(xué)分析。 2.3.1忽略摩擦情況下滑塊機(jī)構(gòu)主要構(gòu)件的力學(xué)分析 圖2=3 忽略摩擦和零件本身重量時(shí)滑塊的受力情況如圖2-3所示。其中P1料抵抗變形的反作用力，N導(dǎo)軌對(duì)滑塊的約束反力，Pab對(duì)滑塊的約束反力，這三個(gè)力交于B，組成一個(gè)平衡的匯交力系。 根據(jù)力的平衡原理，從力三角形中可以求得P1、N、Pab之間關(guān)系如下： 有上式知 當(dāng)時(shí)，取到最大值 一般曲柄壓力機(jī)，

22、，負(fù)荷達(dá)到公稱壓力時(shí)的曲柄轉(zhuǎn)角僅30度左右。因此可近似認(rèn)為： 上面兩式便成為： 例如求公稱壓力角時(shí),曲軸上齒輪傳遞的扭矩 因?yàn)樵跁r(shí),滑塊能承受的最大負(fù)荷是160噸,所以坯料抵抗變形的反作用力也允許達(dá)到這個(gè)數(shù)值,即p1=1600KN=1600000N R=70mm 可查表2-2得 因此在不考慮摩擦?xí)r齒輪傳動(dòng)的扭矩為: M0=p1R(sinθ+λ/2sinθ) M0=1600000X0.07X0.4751 M0=52311N

23、 上面,我們?cè)诜治鲞B桿、滑塊受力和曲軸所需傳遞的扭矩的過程中,都沒考慮各活動(dòng)部位的摩擦.這種處理問題的方法,對(duì)于分析連桿和滑塊受力,來(lái)說(shuō),誤差很小.且簡(jiǎn)化了計(jì)算公式,完全可應(yīng)用.但是,在計(jì)算曲軸所需傳遞的扭矩時(shí),不考慮摩擦的影響,卻會(huì)帶來(lái)較大的誤差,因此計(jì)算時(shí),應(yīng)考濾由于摩擦所增加的扭矩. 2.3.2考慮摩擦情況下滑塊機(jī)構(gòu)主要構(gòu)件的力學(xué)分析 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的摩擦主要發(fā)生在四處: 1）.滑塊導(dǎo)向面與導(dǎo)軌之間的摩擦.如下圖所示,摩擦力的大小等于滑塊對(duì)導(dǎo)軌的正壓力,與摩擦系數(shù)的乘積,摩擦力的方向與滑塊的運(yùn)動(dòng)方向相反.工作行程時(shí),滑塊向下運(yùn)動(dòng),導(dǎo)軌對(duì)滑塊的摩擦力朝上,形成對(duì)滑塊運(yùn)動(dòng)的阻力.

24、 2）. 曲軸支承勁與軸承之間的摩擦.軸旋轉(zhuǎn)時(shí),軸承對(duì)軸勁的摩擦力分布在軸勁工作面上,這些摩擦力對(duì)軸頸中心O形成與軸旋轉(zhuǎn)方向相反的阻力矩.它可近似的按下式計(jì)算: 由于小齒輪的作用力遠(yuǎn)小于,所以可以認(rèn)為兩個(gè)支反力的和 于是上式可變?yōu)? 3）曲軸頸與連桿大端軸承之間的摩擦,它和上一種摩擦相同,也形成阻力矩,且可按下式計(jì)算: 4）連桿銷與連桿小端軸承能夠之間的摩擦.它也形成阻力矩: 根據(jù)能量守恒的原理,曲軸所需增加扭矩在單位時(shí)間內(nèi)所做的功。等于克服各處磨擦所消耗的功率。即： 式中：—曲柄的角速度； —滑塊的速度； —曲柄和

25、連桿的相對(duì)角速度， —連桿的擺動(dòng)角速度， 所以可以求得的絕對(duì)值為： 而 將上式代入，并取=1，經(jīng)整理后得由于摩擦使曲軸所增加的扭矩為： 現(xiàn)以所設(shè)計(jì)的曲柄壓力機(jī)的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)為例,來(lái)分析上式中方括號(hào)內(nèi)的值.有該曲柄壓力機(jī)的參數(shù)如下: da=250mm R=70mm 代入式子中求得方括號(hào)內(nèi)的值,即的值如下: 684.9 681.61 679.95 673.90 661.30 649.40 從以上可以看出, 的值隨曲柄轉(zhuǎn)角而變化,

26、但變化較小,在近似計(jì)算中,可以將看作不隨變化的常數(shù),并取其相當(dāng)于=時(shí)的值.因此,上式可簡(jiǎn)化為 已知 da=250mm 與不記摩擦的扭矩比較, 最后的到考慮摩擦后曲軸所需傳遞的扭矩: 以上式子中: R——曲柄半徑; ——曲柄的轉(zhuǎn)角; ——連桿系數(shù); ——摩擦系數(shù),一般取0.05 ——曲軸支承頸的直徑 ———曲軸頸的直徑 —————連桿銷的直徑 圖2-4 ————坯料抵抗變形的反作用力. 第三章 裝模高度調(diào)節(jié)裝置總體設(shè)計(jì) 3.1裝模高度調(diào)節(jié)設(shè)計(jì)及

27、電動(dòng)機(jī)的選定 3.1.1 裝模高度調(diào)節(jié)裝置構(gòu)成及工做原理 為了使壓力機(jī)適應(yīng)于不同高度的模具,和便于模具的安裝和調(diào)正整, 曲柄壓力機(jī)的連桿及封閉高度應(yīng)是能調(diào)的.本壓力機(jī)采用的電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)的一級(jí)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)來(lái)代替人力,調(diào)節(jié)螺桿螺紋來(lái)調(diào)節(jié)連桿的長(zhǎng)度,達(dá)到調(diào)節(jié)裝模高度目的.其傳動(dòng)采用蝸桿蝸輪.如下圖所示： 圖3-1 有上圖可知連桿不是整體的,而是有連桿體和調(diào)節(jié)螺桿所組成.調(diào)節(jié)螺桿下部與滑塊相聯(lián)接.連桿替上部的軸瓦與曲軸相聯(lián)結(jié).為了有效的防止調(diào)節(jié)螺桿的松動(dòng),在蝸桿軸上安裝了一套放松裝置.該裝置的結(jié)構(gòu)和工作原理如下:大圓錐齒輪的內(nèi)孔空套在蝸桿軸上,其輪轂右端面銑有牙齒,并與空套

28、在蝸桿軸上的軸套左端面相配. 調(diào)節(jié)電動(dòng)機(jī)經(jīng)過蝸桿蝸輪,帶動(dòng)調(diào)節(jié)螺桿旋轉(zhuǎn),從而改變連桿的長(zhǎng)度和調(diào)節(jié)封閉高度.連桿上段和調(diào)節(jié)螺桿之間的螺紋連接依靠傳動(dòng)中的摩擦阻力來(lái)防止松動(dòng).調(diào)節(jié)螺桿上端還裝有撞桿,當(dāng)螺桿調(diào)節(jié)到上或下極限位置時(shí),撞桿分別與安裝在連桿上段的兩個(gè)行程開關(guān)相碰,調(diào)節(jié)電動(dòng)機(jī)自行停車,這時(shí)只有按下使調(diào)節(jié)螺桿向另一方向旋轉(zhuǎn)的按扭,調(diào)節(jié)電動(dòng)機(jī)才能啟動(dòng),用以防止調(diào)節(jié)電動(dòng)機(jī)過載或避免調(diào)節(jié)螺桿旋出過長(zhǎng). 查《機(jī)械傳動(dòng)與曲柄壓力機(jī)》表6-6,參考其設(shè)計(jì)參數(shù),確定本曲柄壓力機(jī)高度調(diào)節(jié)裝置的相關(guān)參數(shù)如下: 電動(dòng)機(jī) P=1.5千瓦 n=750r/min 傳動(dòng)級(jí)數(shù) 1級(jí)

29、 總傳動(dòng)比i=54 3.1.2調(diào)節(jié)裝置電動(dòng)機(jī)選定 1電動(dòng)機(jī)功率計(jì)算原理 曲柄壓力機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)中裝有飛輪之后，電動(dòng)機(jī)的負(fù)載平穩(wěn)許多，但仍是有變化的，所以確定電動(dòng)機(jī)的功率也要注意一些問題，通常如下確定電動(dòng)機(jī)： 1)電動(dòng)機(jī)的過載條件。沖壓工件時(shí)電動(dòng)機(jī)扭矩上升，如果超過它的最大容許扭矩，電動(dòng)機(jī)就可能停下，著就是過載條件的限制。 2)電動(dòng)機(jī)發(fā)熱條件。沖壓工件時(shí)電動(dòng)機(jī)的負(fù)載增加，電流上升，電動(dòng)機(jī)的損耗變?yōu)闊崮?，使其溫度上升，沖壓過后，負(fù)載變小，相應(yīng)的轉(zhuǎn)化為熱能的耗損也減小。電動(dòng)機(jī)運(yùn)行一段時(shí)間后，電動(dòng)機(jī)的溫度達(dá)到一穩(wěn)定狀態(tài)。電動(dòng)機(jī)的溫升應(yīng)在允許的范圍之內(nèi)，否則，電動(dòng)機(jī)就會(huì)損

30、壞，這是工作時(shí)發(fā)熱條件的限制。 此外，有由于曲柄壓力機(jī)有較大的飛輪，加速飛輪使其達(dá)到額定轉(zhuǎn)速，需要一定的功率，如電動(dòng)機(jī)的額定功率不足，就會(huì)引起電動(dòng)機(jī)的啟動(dòng)電流過大和啟動(dòng)時(shí)間過長(zhǎng)，使電動(dòng)機(jī)溫升過高而損壞，所以還應(yīng)核算啟動(dòng)時(shí)間，視其是否在允許范圍之內(nèi)。這就是啟動(dòng)時(shí)發(fā)熱條件的限制。 在通常情況下，沖壓作用時(shí)間很短，短時(shí)過載還不致使電動(dòng)機(jī)停下來(lái)，因此，一般按工作時(shí)發(fā)熱條件來(lái)解決電動(dòng)機(jī)功率。 曲柄壓力機(jī)主傳動(dòng)電動(dòng)機(jī)的負(fù)載雖然是不均勻的，但是從發(fā)熱條件來(lái)看，可以折合成某一恒定的功率N，如果所選用的電動(dòng)機(jī)的額定功率大于或等于N，那么從發(fā)熱條件看是能夠滿足要求的。因此帶飛輪傳動(dòng)的電動(dòng)機(jī)功率計(jì)算，歸結(jié)為如

31、何確定折合功率N。 當(dāng)電動(dòng)機(jī)的負(fù)載波動(dòng)較小，飛輪的能量較大時(shí)，這時(shí)折合功率N，接近于壓力機(jī)一個(gè)周期的平均功率Nm。當(dāng)電動(dòng)機(jī)的負(fù)載波動(dòng)較大，飛輪的能量較小時(shí)，這時(shí)的折合功率N與平均功率Nm差距較大。折合功率N與平均功率Nm的關(guān)系可用下式表示： N=KNm 式中 K—折合功率N與平均功率Nm的比值，K>1。 平均功率Nm為壓力機(jī)一個(gè)工作周期內(nèi)，電動(dòng)機(jī)所做的功初以工作周期的時(shí)間；在此期間壓力機(jī)所消耗的能量就等于電動(dòng)機(jī)所做的功。 式中 E—一個(gè)工作周期內(nèi)壓力機(jī)所消耗的能量（公斤米）； E‘—工作行程時(shí)消耗的能量；

32、 E‘‘—非工作行程時(shí)消耗的能量； t—一個(gè)工作周期的時(shí)間。 因此， (千瓦) K的數(shù)值隨壓力機(jī)的具體情況而定，一般K在1.15～1.6范圍內(nèi) 2. 封閉高度調(diào)節(jié)裝置電動(dòng)機(jī)功率的計(jì)算方法 在穩(wěn)定負(fù)載下，電動(dòng)機(jī)在單位時(shí)間內(nèi)所做的有用功，除以傳動(dòng)系統(tǒng)的效率，便是電動(dòng)機(jī)所需的功率。寫成公式為： (千瓦) 式中 N—電動(dòng)機(jī)所需的功率（千瓦） N‘—電動(dòng)機(jī)每分鐘所做的有用功； η—傳動(dòng)系統(tǒng)的機(jī)械效率； 上式中102是單位換算常數(shù)，表示功率1千瓦相當(dāng)102kg

33、m/s。電動(dòng)機(jī)通過傳動(dòng)系統(tǒng)提升滑塊時(shí)，每秒中內(nèi)所做的有用功為 N‘=Gv 式中 G—滑塊部件重量 v—滑塊的調(diào)節(jié)速度（m/s） 3封閉高度調(diào)節(jié)裝置傳動(dòng)系統(tǒng)的機(jī)械效率 傳動(dòng)系統(tǒng)的機(jī)械效率主要包括： 1)導(dǎo)軌與滑塊相對(duì)滑動(dòng)的效率η1。 2)調(diào)節(jié)螺桿傳動(dòng)效率η2。 3)調(diào)節(jié)螺母與套筒端面之間相對(duì)滑動(dòng)的效率η3。 4)皮帶、齒輪傳動(dòng)效率η4。 除了以上幾方面的摩擦損失之外，軸承處還有摩擦損失，但因調(diào)節(jié)裝置多采用滾動(dòng)軸承，效率較高，所以可忽律。因此，封閉高度調(diào)節(jié)裝置傳動(dòng)系統(tǒng)的機(jī)械效率為：

34、 多數(shù)曲柄壓力機(jī)封閉高度調(diào)節(jié)裝置傳動(dòng)系統(tǒng)的機(jī)械效率在0.02～0.03之間。 4 電動(dòng)機(jī)功率計(jì)算 將式N‘=Gv代入式中，得： 調(diào)節(jié)電動(dòng)機(jī)可采用一般封閉式鼠籠型電動(dòng)機(jī)。電動(dòng)機(jī)的同步轉(zhuǎn)速根據(jù)傳動(dòng)級(jí)數(shù)和傳動(dòng)類型而定，在實(shí)際生產(chǎn)過程中，為了減少曲軸壓力機(jī)的零件品種和規(guī)格，實(shí)現(xiàn)部件通用化，常常將噸位接近的曲柄壓力機(jī)采用相同的調(diào)節(jié)電動(dòng)機(jī)，傳動(dòng)系統(tǒng)的某些零件亦相互通用。 第四章 齒輪傳動(dòng) 4.1 齒輪傳動(dòng)的介紹 由于齒輪傳動(dòng)能傳遞較大的扭矩，又具有結(jié)構(gòu)緊湊、工作可靠和壽命較長(zhǎng)等優(yōu)點(diǎn)，因此齒輪得到了廣泛的應(yīng)用，齒輪傳動(dòng)

35、一般會(huì)遇到：齒面磨損、牙齒折斷、倒牙、齒面麻點(diǎn)和振動(dòng)、噪音等。根據(jù)這些情況，對(duì)于曲柄壓力機(jī)的齒輪傳動(dòng)提出下面兩點(diǎn)基本要求： 1） 夠的承載能力。要盡可能縮小齒輪的尺寸，采用常用的材料，又要保證能承受外載荷的作用，并且有足夠的壽命。 2） 要的傳動(dòng)平穩(wěn)性。齒輪在傳動(dòng)過程中產(chǎn)生的噪音和振動(dòng)要在允許范圍之內(nèi)，不能過大。 4.1.1齒輪在應(yīng)用的過程中對(duì)精度有以下的要求 1） 動(dòng)精度 為了準(zhǔn)確的傳遞運(yùn)動(dòng)，要求主動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)過一個(gè)角度，從動(dòng)齒輪按傳動(dòng)比關(guān)系準(zhǔn)確的轉(zhuǎn)過相應(yīng)的角度，但由于制造的誤差，使從動(dòng)齒輪不能按傳動(dòng)比關(guān)系準(zhǔn)確地轉(zhuǎn)過相應(yīng)的角度。但為了滿足使用要求，規(guī)定齒輪一轉(zhuǎn)的過程中回轉(zhuǎn)角誤差絕對(duì)值的

36、最大值不超過一定限度。 2） 工作平穩(wěn)性精度 為了減小齒輪傳動(dòng)的躁聲和振動(dòng)，必須將齒輪在一轉(zhuǎn)中的瞬時(shí)傳動(dòng)比的變化限制在一定的范圍之內(nèi)，也就是要求齒輪每轉(zhuǎn)中回轉(zhuǎn)角誤差多次反復(fù)變化的數(shù)值小。 3） 接觸精度 在齒輪的使用過程中要使齒輪的齒面有足夠的接觸面積，不可是齒輪局部接觸。 4） 齒側(cè)間隙 互相嚙合的一對(duì)牙齒，在非工作面沿齒廓法線方向留有一定的間隙Cn,這是為了避免安裝、制造不準(zhǔn)確，以及工作時(shí)溫度變化和彈性變化而造成牙齒卡住，同時(shí)還可以利用它儲(chǔ)存潤(rùn)滑油，改善齒面的摩擦條件。 總之，為了保證齒輪傳動(dòng)有良好的性能，必須對(duì)齒輪的運(yùn)動(dòng)精度、工作平穩(wěn)性、接觸精度和齒輪側(cè)隙有一定的要求，但這

37、，四方面的要求也不能夠平均對(duì)待，具體工作條件不同，每個(gè)方面的要求也不一樣。 4.2 直齒輪傳動(dòng) 根據(jù)總體的設(shè)計(jì)方案，曲柄滑快機(jī)構(gòu)的里是有齒輪傳入的。由于傳遞的力較大，結(jié)合已有的設(shè)計(jì)方案，確定本傳動(dòng)采用雙邊齒輪傳動(dòng)。為了達(dá)到傳動(dòng)平穩(wěn)和足夠承載能力。本設(shè)計(jì)采用的是直齒圓柱齒輪。 4.2.1齒輪參數(shù)確定 參考同類型的曲柄壓力機(jī)的傳動(dòng)齒輪設(shè)計(jì)。有傳動(dòng)比i為6.47初步確定齒輪的相關(guān)參數(shù)方案如下： 方案一 齒輪摸數(shù)m=12mm, 標(biāo)準(zhǔn)直齒輪為不發(fā)生根切， 小齒輪齒數(shù),那么大齒輪齒數(shù)為： . . 方案二 齒輪摸數(shù)m=12mm，采用變位齒輪。 由于采用了變位齒輪，可

38、不考慮根切，這時(shí)可暫定小齒輪齒數(shù)，那么大齒輪齒數(shù)為： 從以上兩種齒輪的參數(shù)比較可知，諾用直齒圓拄標(biāo)準(zhǔn)齒輪比變位齒輪中心距增加了90毫米，分度圓增加了156毫米。為了傳動(dòng)系統(tǒng)機(jī)構(gòu)尺寸減小，相應(yīng)減輕機(jī)器的重量和節(jié)約材料。結(jié)合近年來(lái)曲柄壓力機(jī)和其它這種設(shè)備中變位齒輪的廣泛應(yīng)用，本次設(shè)計(jì)曲柄壓力機(jī)采用變位直齒圓柱輪傳動(dòng)。相關(guān)參數(shù)如下： 模數(shù) m 12 壓力角 a 變位系數(shù) 齒數(shù) 4.2.2．齒輪的尺寸初步計(jì)算 有以上數(shù)據(jù)根

39、據(jù)齒輪設(shè)計(jì)時(shí)的相關(guān)尺寸計(jì)算公式，計(jì)算齒輪的相關(guān)尺寸如下： 分度圓直徑 D=mz 齒頂圓直徑 . 齒根圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 4.2.3 齒輪的強(qiáng)度校核 有總體設(shè)計(jì)的計(jì)算知大齒輪承受的扭距為M2=515000千克*厘米，變位系數(shù)為

40、-0.4，轉(zhuǎn)速為n=40r/min；加工精度為八級(jí)?，F(xiàn)按照彎曲強(qiáng)度計(jì)算方法檢驗(yàn)所設(shè)計(jì)的齒輪是否恰當(dāng)。并確定齒輪的材料和熱處理方式。 1） 確定載荷集中系數(shù)k。 因?yàn)辇X寬與小齒輪節(jié)圓直徑的比值： 齒輪位于兩軸承之間并對(duì)稱布置。軸的剛度較好，大齒輪的齒面不準(zhǔn)備火（即硬度HBS<350）。 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》齒輪設(shè)計(jì)部分表得出K=1.05。 2） 確定動(dòng)載荷系數(shù) 因?yàn)榇簖X輪是精度八級(jí)的直齒圓柱齒輪，所以查《機(jī)械設(shè)計(jì)》齒輪設(shè)計(jì)部分表得出 3） 確定大小齒輪的齒形系數(shù)和。 因?yàn)槭情]式傳動(dòng)，大齒輪的齒數(shù)為，變位系數(shù)，又因?yàn)樾↓X輪齒數(shù),變位系數(shù)所以查《機(jī)械設(shè)計(jì)》齒輪設(shè)計(jì)部分相關(guān)圖表取得：

41、 4） 計(jì)算大齒輪的齒根處的最大彎曲應(yīng)力δ1和δ2。 對(duì)于大齒輪 對(duì)于小齒輪 5）根據(jù)工廠的實(shí)際條件并參照齒輪的許用應(yīng)力值（表3-23）選定大、小齒輪的材料和熱處理方式。為了保證牙齒不會(huì)因彎曲疲勞而折斷，齒輪的允許彎曲應(yīng)力不應(yīng)小于齒根處的最大彎曲應(yīng)力.所以大齒輪需要用ZG35(正火)或ZG45(正火),小齒輪需用鍛鋼45或40Cr(調(diào)質(zhì)且最好進(jìn)行高頻淬火)制成. 6）有以上計(jì)算知所設(shè)計(jì)的齒輪合適:用的材料能滿足要求.現(xiàn)將計(jì)算校核后的齒輪繪圖如下： 圖4-1 第五章 曲柄壓力機(jī)滑塊

42、機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)與計(jì)算 5.1曲軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算 5.1.1選定軸的材料 曲軸為壓力機(jī)的重要零件，受力復(fù)雜,故制造條件要求較高,查閱相關(guān)手冊(cè),參考同類型的曲柄壓力機(jī)曲軸常用材料,暫定為45鋼鍛造而成，曲軸在粗加工后進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理。鍛造比取為3。根據(jù)《曲柄壓力機(jī)》內(nèi)設(shè)計(jì)步驟,經(jīng)驗(yàn)公式先初步?jīng)Q定曲軸的相關(guān)尺寸。 5.1.2估算曲軸的相關(guān)尺寸

43、 5.1.3 設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制結(jié)構(gòu)草圖 中型壓力機(jī)多采用雙邊傳動(dòng),以減小扭距,和傳動(dòng)齒輪摸數(shù).中型壓力機(jī)壓力角=,為了保證曲柄強(qiáng)度,圓整為500mm 5.1.4 校核軸勁尺寸 有 = 故重新圓整后取 =250mm 由式得 出 由 根據(jù)通用壓力機(jī)一般取植范圍在0.1～0.3之間.由總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì),初步選取=0.12 由 當(dāng)=a= 時(shí),查表得 為連桿銷直徑,由公式 圓整后取=110mm又有 計(jì)算 圓整后=180mm.這與

44、最初的估計(jì)植相同,不需更改計(jì)算結(jié)果.有以上計(jì)算,考慮曲軸上零件的裝配,和軸承的選用,確定曲軸的形狀如下圖所示： 圖5-1 5.1.5曲軸的危險(xiǎn)階面校核 曲軸的變形及載荷分布如下圖所示: 圖5-2 圖5-3 由于采用雙邊傳動(dòng),因此B--B截面扭距為連桿所傳遞的扭距的一半,曲軸A—A截面扭距等于零. 在B—B截面 在A—A截面 有以上的計(jì)算可知所設(shè)計(jì)的曲軸尺寸合適,材料能滿足要求。 5.2連桿和調(diào)節(jié)螺桿的設(shè)計(jì) 參考同類型的曲

45、柄壓力機(jī)調(diào)節(jié)螺桿的設(shè)計(jì)常用材料,查閱相關(guān)資料,初定材料為QT45-5. 根據(jù)機(jī)器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì),本壓力機(jī)采用連桿銷傳力的調(diào)節(jié)螺桿. 5.2.1 連桿和調(diào)節(jié)螺桿初步確定 1）調(diào)節(jié)螺桿的具體尺寸根據(jù)手冊(cè)經(jīng)驗(yàn)公式,初步估算如下: 2）連桿尺寸的初步確定; 有前面算得連桿總長(zhǎng)為L(zhǎng)=840mm,有曲軸的尺寸確定連桿與曲軸相接處的大端寬為B=252,內(nèi)徑為268mm.有調(diào)節(jié)螺桿的初步尺寸,確定小端的厚為200mm,中心孔直徑為108mm.壁厚為40～60mm.其余次要尺寸參考同類型的壓力機(jī)連桿尺寸確定.詳細(xì)如圖所示 5.2.2校核調(diào)節(jié)螺桿的和連桿尺

46、寸 1）有以上計(jì)算知螺桿內(nèi)孔直徑d2 =87mm 螺桿直徑d0=173mm 選用的材料[]=1200故合適。 2）校核連桿大小端支撐的壓強(qiáng) 大端的支撐壓強(qiáng)： 已知 大端軸瓦材料為鉛青銅zcupb630 P=25MPa合乎要求。 小支撐的壓強(qiáng)： 有 3）對(duì)于調(diào)節(jié)螺桿上的銷孔 已知 調(diào)節(jié)調(diào)節(jié)螺桿材料用QT45-45 [P]=125Mmpa 故合

47、乎要求。 4）校核調(diào)節(jié)螺桿螺紋的強(qiáng)度 螺距 又已知H=190mm 則 []=55Mpa> 故所確定的連桿及調(diào)節(jié)螺桿尺寸合適,材料能滿足要求.其零件圖如下所示 圖5-4 圖5-5 5.4導(dǎo)軌的設(shè)計(jì) 常見的曲柄壓力機(jī)的導(dǎo)軌有兩種基本類型,即V形左右對(duì)稱布置的導(dǎo)軌和四角布置的導(dǎo)軌,前者主要用于開式壓力機(jī),后者用于中型和大型壓力機(jī). 滑塊的工作要求：滑塊的導(dǎo)向面必須與底

48、平面垂直. 滑塊的高度要足夠高.滑塊還應(yīng)有足夠的強(qiáng)度。 導(dǎo)軌和滑塊的導(dǎo)向面應(yīng)保持一定的間隙，導(dǎo)向間隙必須可調(diào)。 導(dǎo)軌與滑塊應(yīng)有適當(dāng)?shù)拈g隙,間隙小,導(dǎo)向準(zhǔn)確,但過小,則會(huì)出現(xiàn)發(fā)熱、拉毛和燒黑現(xiàn)象,造成導(dǎo)軌與滑塊接觸面迅速磨損. 導(dǎo)軌與滑塊的間隙大小隨壓力機(jī)形式和導(dǎo)軌間距離而異,通用壓力機(jī)導(dǎo)軌與滑塊的間隙一般在0.04～0.25mm之間.下圖是滑塊的典型形式 圖5-6 滑塊導(dǎo)向部分的形狀如下圖，單陵式應(yīng)用較廣，其中V形用于小型開式壓力機(jī)，鋸齒形用于中型以上壓力機(jī) 滑塊導(dǎo)向長(zhǎng)度分為長(zhǎng)導(dǎo)和短導(dǎo)向兩種，下表所例為開式壓力機(jī)滑塊導(dǎo)向長(zhǎng)度和滑塊，導(dǎo)軌主要尺寸，可供設(shè)計(jì)參考。增加滑塊導(dǎo)向長(zhǎng)

49、度，有利于提高其導(dǎo)向精度，加長(zhǎng)導(dǎo)向長(zhǎng)度已是世界各國(guó)共同的趨勢(shì)。目前普通開式壓力機(jī)滑塊導(dǎo)向長(zhǎng)度和滑塊寬度之比L1：L2為1.2-1.7，對(duì)于長(zhǎng)導(dǎo)向的滑塊L1：L2為2.5-3.2 圖5-7 表5-1 滑塊低面要固定下模。滑塊底面開T形槽，滑塊下部開安裝上模模柄的孔，一般為圓形?；瑝K的材料，常用的是HT20-40，球墨鑄鐵，ZG35鑄鐵，也可用A0鋼板焊接，為了提高滑塊的耐磨性，導(dǎo)向面上還要鑲上一層酚醛壓布板。 導(dǎo)軌 導(dǎo)軌的形式如下圖所示， 導(dǎo)軌的材料用HT15-32，導(dǎo)軌的數(shù)據(jù)：行程160，導(dǎo)軌長(zhǎng)L0=770，導(dǎo)向長(zhǎng)L1=938,前后L2

50、=375，左右L3=630 ,L1/S=5.86,L2/L3=1.49,L0/L1=0.821. 圖5-8 5.5蝸桿蝸輪傳動(dòng)的計(jì)算 5.5.1蝸桿傳動(dòng)的特點(diǎn) 封閉高度的調(diào)節(jié)裝置的低速級(jí)傳動(dòng),采用的是蝸桿傳動(dòng).它具有以下優(yōu)點(diǎn):1工作平穩(wěn).蝸桿傳動(dòng)有蝸桿蝸輪組成,它們的軸線在空間垂直.蝸輪象個(gè)斜齒輪,但它的齒根和齒頂做成凹弧形的,使齒包著蝸桿,增加接觸面積.2傳動(dòng)比大.3自鎖性好. 5.5.2蝸桿蝸輪的材料 高速重載的蝸桿,用20號(hào)鋼或20Cr鋼,并經(jīng)滲碳淬火制成,也可用45號(hào)鋼經(jīng)淬火,HRC=45～50.由于本蝸桿工作在低速輕載

51、的場(chǎng)合,選用45號(hào)鋼調(diào)質(zhì)處理.HB=217～255制成. 因?yàn)槲仐U傳動(dòng)中齒面間相對(duì)滑動(dòng)速度較大,所以膠合和磨損問題比較突出.首先要求蝸桿蝸輪的材料配合有良好的減摩性,不易產(chǎn)生膠合,其次才是強(qiáng)度方面的要求.考慮到本蝸桿蝸輪用在低速端,且不經(jīng)常使用,蝸輪的體積又較大,因此采用灰鑄鐵HT20-40材料制成. 5.5.3蝸桿蝸輪尺寸的計(jì)算 已知 蝸桿軸向模數(shù) 蝸桿特性系數(shù) 蝸桿頭數(shù) 蝸輪齒數(shù) 蝸桿分度圓柱上的螺旋升角 蝸桿

52、蝸輪分度圓直徑 蝸桿蝸輪節(jié)圓直徑 蝸桿蝸輪齒頂圓直徑 蝸桿蝸輪齒根圓直徑 蝸輪外徑的計(jì)算 現(xiàn)取蝸輪外徑 蝸桿螺旋部分長(zhǎng)度 現(xiàn)取L=100mm 蝸輪輪緣寬度B 由于結(jié)構(gòu)原因現(xiàn)有所加大 取B=160mm 中心距的計(jì)算 蝸桿軸向

53、齒距 蝸桿導(dǎo)程 蝸桿軸向壓力角 蝸桿蝸輪齒頂高 蝸桿蝸輪齒根高 蝸桿蝸輪齒全高 蝸桿傳動(dòng)的強(qiáng)度計(jì)算: 5.5.4 核算蝸輪彎曲應(yīng)力 由公式 式中 K——載荷系數(shù),一般 K=1.1～1.4 ——蝸輪所需傳遞的扭矩 ——蝸輪齒數(shù) m——模數(shù) q——蝸桿特性系數(shù) ——變位系數(shù); ——蝸輪包角 ——蝸輪的齒形系數(shù),根據(jù)當(dāng)量齒數(shù)查表的 ——蝸輪的許用彎曲應(yīng)力 取

54、 因?yàn)?2000N*m , 查圖的 所以 蝸輪材料采用HT20—40 查《機(jī)械傳動(dòng)動(dòng)與曲柄壓力機(jī)》表3-45,由于封閉高度調(diào)節(jié)裝置只是短時(shí)工作,且考慮到平衡器的作用,蝸輪實(shí)際傳遞的扭矩遠(yuǎn)小于2000N*m,屬于非滿載工作,因此蝸輪仍可用. 5.5.5核算蝸桿接觸應(yīng)力: 有蝸桿接觸應(yīng)力計(jì)算公式如下 式中——常數(shù),當(dāng)蝸桿材料為鋼,蝸輪材料為銅時(shí), =14850; 當(dāng)蝸桿材料為鋼,蝸輪材料為鑄鐵時(shí), =17000 ——蝸輪的許用接觸應(yīng)力 K——載荷系數(shù),一般取 K=1.1～1.4 ——蝸輪所

55、需傳遞的扭矩 ——蝸輪齒數(shù) m——模數(shù) q——蝸桿特性系數(shù) ——變位系數(shù); ——蝸輪包角 蝸桿材料為20Cr鋼滲碳淬火. 所以 因?yàn)? 查表3-46得長(zhǎng)期滿載工作的許用接觸應(yīng)力.由于本裝置非常期滿載工作,所以仍可用. 蝸桿蝸輪的圖分別如下圖3-3和圖3-4所示:

56、 圖4-2 圖4-3 第六章 軸承的選用及緊固件的選用 由于曲軸受沖擊較大,參考同類型壓力機(jī), 連桿與曲軸接觸, 曲軸頸與箱體接觸處采用滑動(dòng)軸承.調(diào)節(jié)裝置軸采用選用滾動(dòng)軸承. 6.1滑動(dòng)軸承選用與校核 6.1.1連桿大端滑動(dòng)軸承選用與校核 初步擬訂軸承的尺寸如下： =250mm L=270mm H =6mm B=10mm 根據(jù)曲軸上滑動(dòng)軸承的工作條件，承受的載核較大，查手冊(cè)選用鉛青銅Zcupb30材料較符合要求，為滿足要求，

57、現(xiàn)對(duì)所選材料校核。 根據(jù)曲軸的轉(zhuǎn)速n=32r/min軸勁 Mpa 由以上計(jì)算知，此軸承的材料。及尺寸合適，形狀如圖5-1所示： 圖6-1 選擇軸承的配合，參考手冊(cè)，選用H7/e6為軸承的配合。按此配合確定軸勁和軸瓦的加工偏差標(biāo)注在繪制的零件圖上。 6.1.2曲軸頸上滑動(dòng)軸承選用與校核 已知軸瓦的內(nèi)徑為d=200mm,軸瓦的工作長(zhǎng)度L=270mm,曲軸轉(zhuǎn)速為32r/min,軸瓦初定材料為鉛青銅Zcupb30.查軸承選用手冊(cè)暫定選YD4/180型. 1. 核算比壓 所

58、以有公式 2 核算pv 核算表明最初所確定的軸承材料是合適的,所選的型號(hào)能滿足要求.圖型如下圖5-2所示: 圖6-2 6.2 滾動(dòng)軸承選用與校核 本滾動(dòng)軸承是用于調(diào)節(jié)裝置,不經(jīng)常使用,且受力較小,故選用普通深溝球軸承即可滿足需要.有軸承徑向載荷Fa =2700N,Fr=5500N,軸承轉(zhuǎn)速為500r/min,裝軸承處的軸頸可在30～40mm,范圍內(nèi)選擇,運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)有輕微沖擊,預(yù)期壽命為L(zhǎng)’h=5000h.

59、 6.2.1求比值: 有公式 根據(jù)手冊(cè)查表,深溝球軸承的最大e值為0.44,故此時(shí) 1）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷p, 根據(jù)式查表的fp=1.0～1.2,在此取為fp=1.2 查表的X=0.56,Y值需要在已知型號(hào)和基本靜載荷C0后才能求出.現(xiàn)暫選一近似中間值,取Y=1.5.則: 2）根據(jù)公式求軸承的基本額定動(dòng)載荷值 3）按照軸承的選用手冊(cè)選擇C=45460N的軸承為6307型.此軸承的基本額定靜載荷C0=38000N.驗(yàn)算如下: 6.2.2求相對(duì)應(yīng)軸承軸向載荷的e值與Y值 1）查手冊(cè),知深溝球軸承f0=14.7,則相對(duì)應(yīng)軸向載荷為 在此間對(duì)應(yīng)的e值為

60、0.28～0.30,Y值為1.55～1.45. 2)用線性插值法求Y值. 故X=0.56 Y=1.55 3)求當(dāng)量動(dòng)載荷P 4)驗(yàn)算6307軸承的壽命 故所選用的6307軸承。 6.3堅(jiān)固件的選用 標(biāo)準(zhǔn)緊固件共分十二大類，選用時(shí)按緊固件的使用場(chǎng)合和其使用功能進(jìn)行確定。 6.3.1緊固件的選用原則 ①?gòu)募庸?、裝配的工作效率考慮，在同一機(jī)械或工程內(nèi)，應(yīng)盡量減少使用緊固件的品種； ②從經(jīng)濟(jì)考慮，應(yīng)優(yōu)先選用商品緊固件品種。 ③ 根據(jù)緊固件預(yù)期的使用要求，按型式、機(jī)械性能、精度和螺紋等方面確定選用品種。 6.3.2

61、螺栓的選用 螺栓的品種很多，有六角頭和方頭之分。六角頭螺栓應(yīng)用最普通，按制造精度和產(chǎn)品質(zhì)量分為A、B、C等產(chǎn)品等級(jí)，以A和B級(jí)應(yīng)用最多，并且主要用于重要的、裝配精度高以及受較大沖擊、振動(dòng)或變載荷的地方。六角頭螺栓按其頭部支承面積大小及安裝位置尺寸，可分為六角頭與大六角頭兩種；頭部或螺桿有帶孔的品種供需要鎖緊時(shí)采用。方頭螺栓的方頭有較大的尺寸和受力表面，便于扳手口卡住或靠住其他零件起止轉(zhuǎn)作用，常用在比較粗糙的結(jié)構(gòu)上，有時(shí)也用于T型槽中，便于螺栓在槽中松動(dòng)調(diào)整位置。見GB8、GB5780～5790等。 本次設(shè)計(jì)選鉸制孔用螺栓4個(gè)，使用時(shí)將螺栓緊密鑲?cè)脬q制孔內(nèi)，以防止工件錯(cuò)位，配套的螺母墊圈各選

62、4個(gè)。 圖6.3 第七章 總裝設(shè)計(jì) 7.1過載保護(hù)裝置 壓力機(jī)在工作時(shí)，由于模具調(diào)整不當(dāng)或者重疊沖壓發(fā)生過載現(xiàn)象，這種過載現(xiàn)象可能使壓力機(jī)損壞，如連桿螺紋破壞、 螺桿彎曲或斷裂，甚至機(jī)身變形和斷裂。為了防止過載，壓力機(jī)上設(shè)有過載保護(hù)裝置。 7.1.1液壓式過載保護(hù)裝置 Ja31 - 160 型開式四點(diǎn)壓力機(jī)的液壓保護(hù)裝置，該壓力機(jī)每個(gè)液壓墊都設(shè)有卸荷閥，其中一個(gè)液壓墊還設(shè)有限位開關(guān)。工作時(shí)，高壓液壓泵 2 打出的高壓油，流經(jīng)單向閥、 卸荷閥 5 進(jìn)入液壓墊 6 的液壓缸。為使液壓墊內(nèi)的連桿支承座抬起，當(dāng)壓力機(jī)在公稱壓力下工作時(shí)，液壓墊中的油壓使卸

63、荷閥中的單向閥關(guān)閉，但進(jìn)油端的油壓及彈簧的作用力之和大于輸出端的總壓力，因此壓力機(jī)可以正常工作。當(dāng)壓力機(jī)超載時(shí)，液壓墊中的油壓升高，致使卸荷閥輸出端的總壓力大于進(jìn)油端的總壓力，迫 使閥芯動(dòng)作，使液壓墊中的油排回油箱，壓力機(jī)迅速卸載。當(dāng)卸荷閥閥芯移動(dòng)時(shí)，閥芯上的斜面螺母觸動(dòng)限位開關(guān)，限位開關(guān)迫使液壓泵電動(dòng)機(jī)的電源和離合器的控制線路切斷，液壓泵停止供油，壓力機(jī)也緊急停車。待消除過載后，卸荷閥復(fù)位，液壓泵再次向液壓墊供油，壓力機(jī)隨即又可重新工作。溢流閥調(diào)整不當(dāng)或失靈將引起液壓泵壓力過高或過低，影響壓力機(jī)的正常工作。如壓力調(diào)得過高，當(dāng)壓力機(jī)過載時(shí)卸荷閥將打不開，

64、 圖8-1 壓力機(jī)有發(fā)生破壞的危險(xiǎn)。若壓力調(diào)得過低，當(dāng)壓力機(jī)工作壓力較低時(shí)，卸荷閥即打開，壓力機(jī)則達(dá)不到公稱壓力為了避免上述兩種情況，設(shè)有壓力繼電器 9，用來(lái)控制過高或過低的油源壓力。為了測(cè)量壓力機(jī)工作時(shí)所受到的實(shí)際作用力，在滑塊液壓墊管路中接有壓力表 8， 根據(jù)需要，可將壓力表開關(guān) 7 打開，即可從表中得到讀數(shù)值。在一般情況下壓力表開關(guān)為關(guān)閉。上述液壓保護(hù)裝置是靠高壓液壓泵供油，溢流閥經(jīng)常開啟，所以不僅無(wú)故消耗電能，而且泵閥容易損壞，故有時(shí)采用氣動(dòng)液壓泵來(lái)代替高壓液壓泵。液壓式過載保護(hù)裝置的優(yōu)點(diǎn)是保護(hù)精度高，超載解除后能自動(dòng)恢復(fù)保護(hù)功能，而且可以將保護(hù)壓力調(diào)節(jié)得低于公稱壓

65、力。 7.2潤(rùn)滑系統(tǒng) 壓力機(jī)所有有相對(duì)運(yùn)動(dòng)的部分必須進(jìn)行潤(rùn)滑，以減少機(jī)器零件的磨損，提高機(jī)器的使用壽命，保持正常的工作精度，降低能量消耗和維修費(fèi)用按油品的種類分為稠油潤(rùn)滑和稀油潤(rùn)滑。通用壓力機(jī)一般采用的潤(rùn)滑介質(zhì)有稀油和稠油兩種。稀油用 GB443 - 84中的 N15、 N32、 N46、 N68、 N100、 N150 六個(gè)代號(hào)的機(jī)械油；稠油用鈣基潤(rùn)滑脂即 GB491 - 65 中的 ZG - 1、 ZG - 2 和 ZG - 3 三個(gè)代號(hào)和鈉基潤(rùn)滑油即 GB492 - 77 中的 ZN - 2和ZN - 3 兩個(gè)代號(hào)。鈣基潤(rùn)滑脂外觀呈淡黃色到褐色，而鈉基潤(rùn)滑脂外觀呈深黃色到暗褐色。二硫

66、化鉬作為潤(rùn)滑介質(zhì)的應(yīng)用愈來(lái)愈多。在 N68 號(hào)機(jī)械油中加入 25%的二硫化鉬粉劑，均勻混合后便成為二硫化鉬油劑；若在鈣基潤(rùn)滑脂或鈉基潤(rùn)滑脂中加入 3%～5%的二硫化鉬粉劑，均勻調(diào)制后成的二硫化鉬油劑，該潤(rùn)滑脂外觀呈灰色。機(jī)械油潤(rùn)滑的優(yōu)點(diǎn)是：內(nèi)摩擦系數(shù)小，可用其潤(rùn)滑高速運(yùn)動(dòng)的運(yùn)動(dòng)副；流動(dòng)性好，易進(jìn)入各潤(rùn)滑點(diǎn)；若用在循環(huán)潤(rùn)滑系統(tǒng)中，冷卻作用好，還可以將運(yùn)動(dòng)副內(nèi)的金屬微塵及雜質(zhì)帶走。機(jī)械油在運(yùn)動(dòng)副內(nèi)產(chǎn)生的油膜承壓低，容易外流，對(duì)周圍環(huán)境造成污染。機(jī)械油潤(rùn)滑系統(tǒng)對(duì)密封要求高。采用鈣基或鈉基潤(rùn)滑脂潤(rùn)滑時(shí)，可以克服機(jī)械油潤(rùn)滑的缺點(diǎn)，但由于其流動(dòng)性差，內(nèi)摩擦系數(shù)大，故不宜在高速運(yùn)動(dòng)的運(yùn)動(dòng)副內(nèi)使用，也不便實(shí)現(xiàn)循環(huán)潤(rùn)滑。二硫化鉬潤(rùn)滑介質(zhì)的最大特點(diǎn)是：二硫化鉬與金屬的親合能力強(qiáng)； 摩擦系數(shù)小，μ= 0.04～0.09，而且摩擦系數(shù)隨運(yùn)動(dòng)速度及負(fù)荷的增大而減?。欢蚧f的化學(xué)穩(wěn)定性好，只有強(qiáng)酸、 強(qiáng)堿、 強(qiáng)氧化劑才可以使其氧化；抗壓性能好，可減少運(yùn)動(dòng)副的磨損和噪音。按供油方式分為分散潤(rùn)滑和集中潤(rùn)滑。分散潤(rùn)滑是將油品注入旋蓋油杯或用油槍注入各潤(rùn)滑點(diǎn)。中、 小型壓力機(jī)通常采用稀油分散潤(rùn)滑。集中潤(rùn)滑是