曲柄壓力機(jī)地設(shè)計(jì)

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1、實(shí)用文檔 1 壓力機(jī)概述 1.1 壓力機(jī)的工作原理及構(gòu)件 鍛壓設(shè)備在其生產(chǎn)中有很大的地位。有成本低、質(zhì)量高、效率好、用途廣泛的 特點(diǎn)。所以，鍛壓設(shè)備越來越多的替代切削設(shè)備和其他設(shè)備，在一些發(fā)達(dá)國家尤為 明顯，鍛壓設(shè)備所占的地位逐漸增大。占比可以達(dá)到 30%~40%。而其中曲柄壓力機(jī) 是使用最多的。曲柄壓力機(jī)操作簡單，能夠廣泛的運(yùn)用到各個工業(yè)領(lǐng)域。因而，工 業(yè)先進(jìn)國家的一個發(fā)展方向就是大批制作和應(yīng)用曲柄壓力機(jī)。開式壓力機(jī)和閉式壓 力機(jī)是壓力機(jī)中重要的兩大類。下圖是曲柄壓機(jī)的結(jié)構(gòu)和工作原理。 電動機(jī)1經(jīng)過V型皮帶傳遞能量到大型皮帶輪 3;而后通過兩級齒輪把電機(jī)的 速度降下來再傳遞給偏心

2、齒輪 9;連桿12的上端面安裝在凸輪上；下端面銜接滑塊 13。這樣就可以實(shí)現(xiàn)當(dāng)偏心齒輪的旋轉(zhuǎn)，實(shí)現(xiàn)連桿將滑塊上下往復(fù)的運(yùn)動。就可以 把工件放在上下模中進(jìn)行加工的工作，完成工件的生產(chǎn)。因?yàn)樵谏a(chǎn)進(jìn)程中，滑塊 時(shí)動時(shí)停，所以安裝離合器 5和制動器4。在整個過程周期中，按壓時(shí)間非常短， 所以大多數(shù)電機(jī)是空載的。為了能夠均衡電機(jī)負(fù)載，按飛輪能量利用率提高。 輪輪 輪 帶帶器器輪輪輪齒 皮皮動合怩齒齒心 小大制惠小大小偏 2 34 56 7 8g 墊 臺氣 修板作壓 豐墊工液 二一 一1 45 E78 J1 1— J— 文案大全 壓力機(jī)的原理圖 根據(jù)上圖工作原

3、理，下面把壓力機(jī)分為這幾個部分: 1偏心齒輪、連桿、滑塊等零件組成曲柄滑塊機(jī)構(gòu)稱為曲柄壓力機(jī)的工作結(jié)構(gòu) 2齒輪和皮帶等一系組件構(gòu)成其傳動系統(tǒng)。 3離合器、制動器構(gòu)形成把持零碎。 4電動機(jī)、飛輪組成其動力系統(tǒng)。 5機(jī)身是其支撐部件。 6輔助系統(tǒng)。 1.2 壓力機(jī)的主要技術(shù)參數(shù) 曲柄壓力機(jī)在本次設(shè)計(jì)的主要參數(shù)： 名 稱 參 數(shù) 公稱壓力 3150KN 滑塊行程 315mm 滑塊行程次數(shù) 20 最大裝模高度 490mm 裝模高度調(diào)節(jié)量 200mm 2壓力機(jī)的方案對比和選擇 2.1 傳動系統(tǒng)的對比和設(shè)計(jì) 把電機(jī)的動能通過傳遞系統(tǒng)來輸送到曲柄滑塊裝置，為

4、了讓滑塊有規(guī)定的行程 次數(shù)，就需要傳動系統(tǒng)把電動機(jī)轉(zhuǎn)速降到一個規(guī)定范圍。以下是對傳動系統(tǒng)中幾個 問題來分析對比，確定比較優(yōu)秀的方案。 2.1.1 確定滑塊上加力點(diǎn)的數(shù)目及機(jī)構(gòu)的運(yùn)動分析 按連桿的數(shù)量來區(qū)分的，分一、二、四點(diǎn)壓力衣。 (1)單點(diǎn)：滑塊前后、左右尺寸小于 1700mm；墊板前后尺寸小于2000mm, (2)雙點(diǎn)：二者前后大小大于 2000mm。 (3)四點(diǎn)：所有大小都大于2000mm。 本設(shè)計(jì)采用單點(diǎn)式。 1)曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的選擇 本次設(shè)計(jì)曲柄滑塊機(jī)構(gòu)類型是焦點(diǎn)正面安置(焦點(diǎn)正面安置，是指交接點(diǎn) B的 在OB線上來回直線運(yùn)動)。下圖是運(yùn)動 關(guān)系 計(jì)算簡圖 曲柄滑塊機(jī)

5、構(gòu)是壓力機(jī)采納的錯功能技工，也是大部分壓力機(jī)所選用的。具運(yùn) 動簡圖中個點(diǎn)所代表的意義。 O 曲軸的旋轉(zhuǎn)中心 A 連桿與曲柄的連結(jié)點(diǎn) B 連桿與滑塊的連結(jié)點(diǎn) OA 曲柄半徑 AB 連桿長度 從圖中可以看出，當(dāng)OA用一定的速度旋轉(zhuǎn)時(shí)，B就可以用相對應(yīng)的速度上下 往復(fù)直線運(yùn)動。 齒輪和滑塊組成滑塊機(jī)構(gòu)。 偏心齒輪相對于偏心心軸的頸部對應(yīng)于曲柄半徑并 且具有恒定的偏心率。固定在芯軸上固定。芯軸上的頸部偏芯旋轉(zhuǎn)，就是就回來柄 旋轉(zhuǎn)，連桿再使其滑塊凹凸往返挪動。 結(jié)點(diǎn)正置的曲柄滑塊機(jī)構(gòu) S = R L -(Rcos： Lcos 1 ) (2-14) Rs i n si

6、n-= L sin = sin cos = 1 -s i n : 所以 代入式(1-13)整理得: S = R.|1 一 cos"廣 1 1 - 1 - 12 sin2 ： - - (2-15) 由于K 一般小于0.3,對于通用壓力機(jī)，九一般在0.1-0.2范圍內(nèi)，故式可進(jìn)行 簡化。根據(jù)二項(xiàng)式定理，取 72 .2 / 12.2 1 一. s i n 一：…1 一 一 1 s i n 2 代入式(2-14)整理得: C / 1 / G =R 1—cos - 1 - c o 2： (2-16) 式中：S ——滑塊行程， a 曲柄轉(zhuǎn)角, R 曲柄半徑； L ——連桿

7、長度 S0 -2R So 為滑塊行程315mm； 所以 R = S0 = -315 = 157.5mm 2 2 R 二 因?yàn)?L 一 ；其中取L =1450mm ; 則 R =_200 =0.138 L 1450 L=1450mm,人在0.1-0.2范圍內(nèi)，所以符合要求。 2.1.2確定傳動系統(tǒng)的布置方式 傳動系統(tǒng)布置方式通過下面三個點(diǎn)討論 (1)傳動系統(tǒng)的安放位置 曲柄壓力機(jī)的傳動系統(tǒng)分為兩種形式，上傳動和下傳動。上傳動顧名思義就是 把傳動系統(tǒng)安放在操作臺的上面。優(yōu)點(diǎn)為：地基簡單，安裝和維修都很便利，造價(jià) 低。上傳動的缺陷是壓力機(jī)由于機(jī)身重心高，所以運(yùn)行時(shí)抖動，不夠穩(wěn)定

8、。原下傳 動顧名思義就是把傳動系統(tǒng)安放在操作臺的下面。優(yōu)點(diǎn)為：因?yàn)闄C(jī)身比較重心低， 抖動比較小，運(yùn)轉(zhuǎn)安穩(wěn)。這樣運(yùn)動精度就會變高，提升工作質(zhì)量；而且由于機(jī)身低， 這樣在一些車間不是很高的地方就可以使用。缺點(diǎn)是：地基復(fù)雜，安裝和維修都很 不便利，造價(jià)高。 從經(jīng)濟(jì)和普遍性思考，選擇上傳動。 (2)曲柄軸和傳動軸的布置方式 曲柄軸和傳動軸的安放形式有兩種：一是垂直于壓力機(jī)側(cè)面的放置，二是平行 于側(cè)面的放置。 當(dāng)采用垂直于側(cè)面的放置方式時(shí)，會使受力點(diǎn)和支撐軸間的距離相比于平行于 正面放置小很多，使曲軸和傳動軸長度小，剛度會比較好。采用垂直于側(cè)面的放置 方式，就很好的解決了曲軸和傳動軸的剛度問題。

9、 所以選擇垂直于正面的放置方式 (3)曲柄軸上齒輪的傳動形式和安裝部位 本次設(shè)計(jì)采納單邊齒輪傳動的方式，相比于雙邊傳動。主要考慮的是其造價(jià)和 壓力，因?yàn)楸敬卧O(shè)計(jì)是一種經(jīng)濟(jì)型壓力機(jī)，采用雙邊傳動要求比較高。再通過齒輪 的工作環(huán)境和美觀方面考慮，選擇把齒輪放在機(jī)身內(nèi)。 2.1.3確定傳動級數(shù)和各傳動比的分配 根打據(jù)本次設(shè)打計(jì)的作參數(shù)王企鵝要求，傳動級數(shù)選帶我打器皮去的擇三級傳 動。電動機(jī)選帶我去的擇轉(zhuǎn)速為1460轉(zhuǎn)/看后你分的電動機(jī) 查閱資料文獻(xiàn)確定各部分效率為： 偏就讓他心齒輪滑動軸承效率 邛=0.96 閉式圓柱齒輪傳動效率 所 0.97 滾動軸承傳動效率 歸 0.99 V

10、帶傳動效率 T1= 0.96 1）傳動裝置的總傳動比 壓力機(jī)滑塊的轉(zhuǎn)速：nw =20r/min 總傳動比：i 總=nm/n? = 1460/20 = 73 2）分配各級傳動比 查閱資料文獻(xiàn)推薦傳動比的范圍，選 V帶古傳偶記動ii= 3.25，一級古圓柱齒? 輪傳月動的傳動比為：i2 = 4.78;則二級突然齒輪u傳動比郵為： i3 ”/i1i2 =73/15.5 = 4.7 3）計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動參數(shù)和動力參數(shù) 0軸——電動機(jī)軸： Po = Pd = 30kW n0 = nm = 1460 r/min P0 30 T0 -9550— =9550 196.23N

11、m n0 1460 1軸 [Hj速軸： P1 = P0 01 =30 0.96 = 28.8 kW n。 1460 n1 =— = =449.2 r/min 11 3.25 P 28.8 … T1 = 9550— = 9550 = 6 1 23N m n1 4492 2軸一一低速軸： P2 = P1 12 = P1 2 3 = 28.8 0.99 0.973 =26.03 kw n1 449 2 _ .. n2 = — = =93.98r/min 12 4.78 T2 =95502 =9550 26.03 =2 645IN m n2 93.98 3軸

12、偏心齒輪軸： P3 = P2 23 =P2 4 5 =26.03 0.99 0.96 = 24.74kw n3 =— i3 93.98 4.7 =20r/min _ P3 24.74 T3 =9550= =9550 =11813.4N m n3 20 將計(jì)算的數(shù)據(jù)和列表1-1： 表1-1運(yùn)動和動力參數(shù)表 \ 軸 名、 參數(shù)、 0軸 1軸 2 軸 3 軸 轉(zhuǎn)速 (r / min ) 1460 449.2 93.98 20 輸入功率 (kW) 30 28.8 26.03 24.74 輸入轉(zhuǎn)矩 (N.m) 196.23

13、 612.3 2645.1 11813.4 傳動比i 3.25 4.78 4.7 2.1.4選擇離合器和制動器的類型 本設(shè)計(jì) 加固傳動級數(shù)抉擇？三級傳動，最后的一級選用偏歐尼心齒的輪傳動， 所以選用？浮動嵌塊式摩？擦離合器和制 7他動器，且裝在大鄴皮帶固元膏輪軸上。 (1)離合器的選擇 離合器所需要的扭矩： Mi -Mq (2-17) 式中：——-儲備系數(shù)，取B=1.1~1.3; Mq——偏心齒 輪所需要傳遞就兔兔的扭矩， Mq=231636.35N m； i ——安裝離合器？ 的軸至偏I(xiàn)T個i心齒輪留個的傳動比，i=22.5; “一一離合器

14、至偏心齒輪固元膏之間的傳動效率，對二級齒古輪傳動取 =0.94; 1.1 231636.35 22.5 0.94 = 12047.28N m  由出次力文獻(xiàn)？選取公稱扭矩為 Mi=13200N m的浮動t8t嵌語98余音合的器。 （2）制動器的選擇 制動器所需要的扭矩： Mzh 式中：At——制動器的摩擦功, 1 2 J c,，zh At 》 = 一 2 \hi ;：zhi At =8118J; (2-18) (fzh CDzh 制動器的制動角，應(yīng)以偏心齒輪的轉(zhuǎn)角來度量， （|zh=50Xji /18=D.087; 制動器軸的角速度， ozh=3.1

15、4 449.2/30 =47r/s； Mzh 8118 =4147.1N m 0.087 22.5 由資料文獻(xiàn)選取公稱扭矩為Mzh=6180N ? m的浮動嵌一個歐陸制動器。 2.2電動機(jī)的選擇 其功率為： Nm A 1000t (2-1) 式中：Nm A t 式中：n Cn - 平均功率（kW）； - 工作循環(huán)總能量（J）; - 工作循環(huán)時(shí)間（S）; 60 t 二 nCn 滑塊行程次數(shù)（次/分）； 行程利用系數(shù)，采用手工送料Cn=0.65; (2-2) 為了使飛輪尺寸不致過大，以及電動機(jī)安全運(yùn)轉(zhuǎn)等因素，故需將電動機(jī)的平 均功率 選得大些

16、，即： (2-3) N =kNm 式中：k——為電動機(jī)選用功率與平均功率比值，一般為 1.2?1.6,取k=1.2; 壓力機(jī)一工作循環(huán)所消耗的能量 A為：A = Ai + A2 + A3 + A4 * A5 + A6 + A7 （2-4） （1）工作變形功Ai 由于壓力機(jī)所運(yùn)用的不同工藝，使其工件變形要做的功有差別，因而工件變形 功為： (2-5) A =0.7Pg, 其中6通常取: 二二0.45、0 (2-6) 式中：Pg ——公稱壓力為3150 M103N ； ——-切斷厚度（m）; 0- 板料厚度（m）。 對于慢速壓力機(jī)（兩級及兩級以上傳動的壓力機(jī)）

17、、0 = 0.4 Pg (2-7) 故有： A =0.315Pg、0 =0.315 3150000 23 103 = 22800J （2）拉延墊工作功A2 耗費(fèi)的能量取決電于焊盤的拉力和互惠義務(wù)行偶程，依據(jù)資料，取壓力好機(jī)額 外力的1/6,相當(dāng)于見到過是滑塊侶行程的1/6,即： 1 1 PgSo A2 =  Pg Sq = 6 6 36 (2-8) 式中：Sq——滑塊行程長度，S0=0.315m。 A2 = 3 3150 0.315 10 36 = 2750(0) （3）工作行程時(shí)由于曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的摩擦所消耗的能量 A 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)所做的功可以用的公式

18、表現(xiàn)： (2-9) 〃 一二二 g A3 "島二 180 式中：Pm ——任務(wù)行程中平土^就會變力（N）； Pm =0.5Pg =0.5 3150 103 =1575 103 N ?g m（i 故有： 工作行程曲柄轉(zhuǎn)角（度），公稱壓力角 沖=g =20 0; 摩擦當(dāng)量力臂（m）, m^=26mm； A = 0.0087m.R 二%=0.0087 0.026 3150 103 20 =14200(J) （4）工作行程時(shí)由于壓力機(jī)受力系統(tǒng)的彈性變形所消耗的能量 A4 當(dāng)壓力機(jī)在其路程上任務(wù)的時(shí)分，比如說機(jī)身與曲柄滑塊機(jī)構(gòu)被負(fù)載導(dǎo)致變形, 當(dāng)然是彈性形變，這樣就會損耗能量。但

19、是在這個沖程的過程當(dāng)中，有一些彈性變 形的能量反而可以轉(zhuǎn)化為有用的能量，這樣得出： (2-10) 式中：yc——變形 Cn1 剛度 (m)。 Pg yc 二 = Cn1 (kN/mm),查找資料，取 700 kN/mm (2-11) yc "4.5mm 700 1___3 __3 __ 兒=—M3150M10 父4.5父10 =7 10(0) 2 (5)壓力機(jī)空程向下和空程向上時(shí)所消耗的能量 A5 沖壓件的構(gòu)造大小，外表的加工量和皮帶的張力等， 根據(jù)參考文獻(xiàn)得： A5 = 1 5 0 0(0J) (6)滑塊停頓飛輪空轉(zhuǎn)時(shí)所消耗的能量 A 通用壓力機(jī)飛輪空轉(zhuǎn)

20、時(shí)所消耗的能量： A6 =1 00N6(t -t1) 式中：N6 — —壓力機(jī)飛輪空轉(zhuǎn)所需的功率，由參考文獻(xiàn) 都決定著能量損失的多少。 (2-12) 口圖 7-7 得 N6=3.5kW; t1 循環(huán)周期的時(shí)間(S); 曲柄轉(zhuǎn)一圈的時(shí)間(S)。 60 60 t 二 nCn t1 60 6T3⑸ 〃 1 - A4 =_2Pgyc 60 一 t = = 4.6(S) 20 0.65 故有: A6 =1000 3.5 (4.6 -3) = 5720(J) (7)單次行程時(shí)，離合器接合所消耗的能量 A7 離合器接合時(shí)所消耗的能量： (2-1

21、3) A =0.2A (8)總功A A = A A2 A3 A4 A5 A6 A7 A = 22 8 0 027 50 01 42 0 07 1 001 500056000.2A 92200 A = =115000(J) 1 -0.2 電動機(jī)功率: Nm 115000 1000t 1000 4.6 =25( k W ) N =kNm =1.2 25 =30(kw) 通過查找手冊(機(jī)械設(shè)計(jì)手冊)對應(yīng)數(shù)據(jù)，最后選擇使用JR-72-4電動機(jī)；Ne=30kw, ne=1460r/min。 第三章主要零件的設(shè)計(jì)與校核 3.1 V帶和帶輪設(shè)計(jì) 1)確定計(jì)算功率Pc

22、a 由參考文獻(xiàn)查得工作情況系數(shù) K=1.2,故 Pc"KAP=1.2 30 =36kW 2)選取窄V帶帶型 根據(jù)Pca、n由參考文獻(xiàn)確定選用SPA型。 3)確定帶輪基準(zhǔn)直徑 由參考文獻(xiàn)取主動基準(zhǔn)直徑 dd1=280mm。 根據(jù)參考文獻(xiàn)，從動輪基準(zhǔn)直徑 dd2； dd2 = idd1 =3.25 2 80=9 1 0mm 按參考文獻(xiàn)驗(yàn)算帶的速度 二 dd1% 二 280 1460 v = = = 21.39m/s<35m/s 60 1000 60 1000 4) 帶的速度合適。 確定窄V帶的基準(zhǔn)直徑和傳動中心距 根據(jù) 0.7(dd1 +dd2)< a0 < (

23、dd1 +dd2),初步確定中心距 a0 =900mm。 根據(jù)參考文獻(xiàn)計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度 / 二 Ld =2a0 -(dd2 dd1) 2 (dd2 一 dd1) 4a。 二 (910-280 =2 900 — (2 8 0 91 0 2 4 900 =3668.3mm 由參考文獻(xiàn)選帶的基準(zhǔn)長度Ld =3550 mm。 按參考文獻(xiàn)計(jì)算實(shí)際中心距a Ld -Ld/ 3550 -3668.3 a = a0 二 900 二 840.85 mm 2 2 5) 取 a=845mm。 驗(yàn)算主動輪上的包角0d 由參考文獻(xiàn)得 6) dd2 -dd1 91

24、0-280 1=180 -^2——d1 57.5 =180 57.5 =1 3 71 1 2 0 a 845 主動輪上的包角合適。 計(jì)算窄V帶的根數(shù)z 由參考文獻(xiàn)知 z 二 (P0 R)KK 由 ni=1460r/min、ddi=280mm、i=3.25,查參考文獻(xiàn)得: P0 =8.15kW, ：P0 =1.07 kW 查參考文獻(xiàn)得Ka=0.97,表8-2得Kl=1.06,則 36 z = (8.15 1.07) 0.91 1.07 = 4.0 7) 取z = 4根。 計(jì)算預(yù)緊力F0 由參考文獻(xiàn)知 Fo = 500^(竺-1) qv2 vz K

25、： 查表得q =0.l2kg/m,故 36 2.5 2 F0 =[500 (——-1) 0.12 21.42] =422.37N 21.4 4 0.91 8) 計(jì)算作用在軸上的壓軸力Fp 由參考文獻(xiàn)得 137.1 一 FP =2zF0sin — =[2 4 422.37 sin 一] =3144.92 N 2 2 3.2齒輪的設(shè)計(jì) 3.2.1概述 本設(shè)計(jì)采納直齒輪作為壓力機(jī)的傳遞動件，原因是如果采用斜齒輪的話，它會 產(chǎn)生的軸向力是非常大的，導(dǎo)致偏心齒輪的方向發(fā)生變化，導(dǎo)致機(jī)器不能正常工作。 所以選擇直齒輪。 本設(shè)計(jì)采納偏心齒輪來代替曲軸，優(yōu)于曲軸有如下幾點(diǎn)：

26、 (D (2) (3) 偏心齒輪機(jī)構(gòu)的受力狀況較好，增加零件的使用壽命。 由于代替原來的曲軸，使其傳動部分更加整體化，可采用封閉式結(jié)構(gòu) 偏心齒輪比曲軸的成本更低，制作更簡單。 綜上述優(yōu)點(diǎn)，所以采用偏心齒輪代替曲軸。 3.2.2 一級傳動齒輪的設(shè)計(jì) （1）確定齒輪精度等級及材料 1）材料選擇：：小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)）硬度280HBS, 大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度240HBS; 2）精度由參考文獻(xiàn)：壓力機(jī)為通用機(jī)械，選取 7級精度； 3）選取齒輪齒數(shù)為：乙=18大齒輪齒數(shù)：Z2 =uZ1 =4.78x18 = 86.04 ,取Z2=86; （2）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)

27、 按參考文獻(xiàn)算得： d1t-2.23V 如 ktTi u.1 ◎ I， 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 1）試選:Kt =1.3; 2）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩:T1=7.5 X05N.m 3）由參考文獻(xiàn)選取齒寬系數(shù)：Od =1; 4）由參考文獻(xiàn)［查得材料的彈性影響系數(shù)：Ze =189.8MPa1/2; 5）由參考文獻(xiàn)按齒面硬度查得： 小齒輪的接觸疲勞極限為 cHlim1=600MPa； 大齒輪的接觸疲勞極限為 cHlim2=550MPa； 6）由參考文獻(xiàn)［2］式（10-13）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 9 N〔 =60nljLh =60 449.2 1 （2 8 300 15

28、）= 1.94 109 9 8 N2 =1.94 10 /4.78 =4 10 7）由參考文獻(xiàn)查得接觸疲勞壽命系數(shù)：kHN1 =0.92, kHN2 =0.97; 8）計(jì)算接觸許用應(yīng)力：取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1; 由參考文獻(xiàn)得： L 1 0.97 5 50 廣 =5 3 35M P a kHN1、H lim 1 S k ；一 HN 2 - H lim 2 S 0.92 600 二552MPa [%] 二 (fcrH ] + fcrH ]) H 1 H 2 _ _ _ 二542.8MPa 計(jì)算： 1）計(jì)算小齒輪分度

29、圓直徑d1t: dit ”32父恤 1.3x6.1x105 = 2.32^3 , 1 2 父5.78父門89.8] 4.78 543 =113.5mm 2) 計(jì)算圓周速度: 二 d1t n1 v = 60 1000 3.14 113.5 449.2 二 2.67m/s 60 1000 3) 計(jì)算齒寬b及模數(shù)mn： b = dd1t =1 1 1 3 力 113.5mm mn d1t 113.5 乙 18 =6.31mm h = 2 . 2mn 2.2 5 6.3 1 1 4 b . 112.58 八一 14.2 4) 計(jì)算載荷系

30、數(shù)k： 已知使用系數(shù)：Ka=1;根據(jù)h2.67m/s, 7級精度；由參考文獻(xiàn)查得動載系數(shù) Kv =1.1； 由參考文獻(xiàn)查得Khb的計(jì)算公式為: kH ： =1.1 0.18(1 0.6 d2) d2 0.23 10% kH=1.1 0.18(1 0.6 12) 12 0.23 10工111.12 = 1.414 由參考文獻(xiàn)查得：Kf尸1.3; 由參考文獻(xiàn)查得:Kh后Kf?=1.2; 故載荷系數(shù)： k =kAkvkH3H =1 1.1 1.2 1.414=1.866 5)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑由參考文獻(xiàn)得 d1=d1t3kk =113.5 31：66 =1

31、28mm 6)計(jì)算模數(shù)m: d1 128 m = 一 =— 18 =7.1mm 故查參考文獻(xiàn)取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：m=14mm (3)按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核： kF YaYSa bm 確定公式內(nèi)個計(jì)算數(shù)值: 1) 2T1 2 6.1 105 Ft = — = = 9531N di 128 2) b = dd1 =1 128 = 128mm 3) k = kAkVkF.kF-： =1 1.1 1.2 1.3=1.716 4) 5) 6) 由參考文獻(xiàn)查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限： cFE1=500MPa,(FE2=380MPa； 由參考文獻(xiàn)查得彎曲疲勞壽

32、命系數(shù) kFN1=0.85, kFN2=0.88; 許用彎曲應(yīng)力：取S=1.4 ' k FN !-- FE1 0.85 500 F 1 = = = 303.57M P a 1 S 1.4 匕 2 電二絲U_8_0=238BMPa S 1.4 7) 查取齒形系數(shù)由［1］表 10-5 查得 YFa1=2.91, YFa2=2.18； Ysa1=1.53, Ysa2=1.79； 滸=2^3=0.01467 tF 1 303.57 洛=2^^9=0.01634 L 2 238.86 比較可知 Lf ］ = 238.86MPa。 8)計(jì)算代入數(shù)值得： kFY FY Sa

33、 1. 7 2 95 31 2. 1 bm 8=15>79m pa-F1 故彎曲強(qiáng)度符合要求。 (4)幾何尺寸計(jì)算 1)計(jì)算中心矩： 18 86 14 二 728mm 則圓整后取a =730mm。 2)計(jì)算大，小齒輪分度圓直徑： d1 =Z1m =18 14 = 252mm d2=Z2m =87 14=1218mm 3)計(jì)算齒輪寬度ibuGd^1 =1父252 = 252mm 圓整后取 B2 = 252mm , B1 = 257mm . 4)驗(yàn)算: Ft 2T1 d1 一5 2 6.1 105 二4841.3N 252 kA、 1 48 4 1

34、. 252 9. 21N/mm 1 0 0 N# Sm 3.2.2偏心齒輪的設(shè)計(jì) （1）確定齒輪精度等級及材料 1）材料選擇：小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)）硬度280HBs 大齒輪材料為40cr調(diào)質(zhì)）硬度280HBS 2）精度由參考文獻(xiàn)：壓力機(jī)為通用機(jī)械，選取 7級精度； 3）選取齒輪齒數(shù)為：乙二17，大齒輪齒數(shù)：Z2 =uZi =4.7父17 = 79.9,取22=80; （2）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 按參考文獻(xiàn)算得： d1t . 2.233 d KF U±1 Ze 、2 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值 1) 2) 3) 4) 5) 試選:Kt =1.

35、3; 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：T1=2.6 X06N.m； 由參考文獻(xiàn)選取齒寬系數(shù)：Od =1; 由參考文獻(xiàn)查得材料的彈性影響系數(shù)：Ze =189.8MPa1/2; 由參考文獻(xiàn)按齒面硬度查得： 小齒輪的接觸疲勞極限為 cHiim1=600MPa； 大齒輪的接觸疲勞極限為 cHiim2=600MPa； 6) 由參考文獻(xiàn)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N1 =60n2 jLh =60 93.98 1 (2 8 300 15)=4 108 N2 =4 108/4.7 =8.6 107 7) 8) 由參考文獻(xiàn)查得接觸疲勞壽命系數(shù)：kHN1 =0.96, kHN2 =0.98; 計(jì)算接觸許用應(yīng)

36、力：取失效概率為100，安全系數(shù)S=1; 由參考文獻(xiàn)得： -H 四 J = g%576MPa S 1 -H “—"山小蒯。, = 582MPa 計(jì)算: 1 算 小 齒 輪 分 度 圓 直 徑 dit: dit _2.32 ktTi u 1 Ze '2 = 2.32 31.3 2^ 106 5.7 '； 1 4.7 2 189.8 582 =181.03mm 2）計(jì)算圓周速度: 二 d1t 叫 v = 60 1000 3.14 181.03 93.98 60 1000 = 0.89m/s 3)計(jì)算齒寬b及模數(shù)mn：

37、 b = dd1t =1 181 18 1mm mn djt Z1 181 17 =10.6mm h=2.2mn= 2M5 10.6 2 3 . bh 181 23.85 = 7.59 4）計(jì)算載荷系數(shù)k： 已知使用系數(shù)：Ka=1;根據(jù)-0.89m/s, 7級精度；由參考文獻(xiàn)查得動載系數(shù) Kv =1.05; 由參考文獻(xiàn)查得Khb的計(jì)算公式為: 。=1.1 0.18(1 0.6 d2) d2 0.23 10% kH ： =1.05 0.18(1 0.6 12) 12 0.23 10，188.1=1.38 由參考文獻(xiàn)查得：Kf3=1.28; 由參

38、考文獻(xiàn)查得:Kh后Kf?=1.2; 故載荷系數(shù)： k =kAkvkH3H =1 1.05 1.2 1.38 =1.74 6）計(jì)算模數(shù) d1 m 二 一 乙 5）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑由參考文獻(xiàn)得 d1=d1t3kk =181 3 I： = 199.5mm m: 199.5 = =11.7mm 17 故查參考文獻(xiàn)取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：m=20mm。 （3）按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核： kF YaYSa bm 確定公式內(nèi)個計(jì)算數(shù)值: 1) 2T2 2 2.6 106 Ft = — = = 26065.2N di 199.5 2) b= ddi=1 1

39、99.5 = 199.5mm 3) k = kAkVkF..kF-： =1 1.05 1.2 1.28 =1.61 4) 5) 6) 由參考文獻(xiàn)查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限： cFE1=500MPa,(FE2=500MPa； 由參考文獻(xiàn)查得彎曲疲勞壽命系數(shù) kFN1=0.91 , kFN2=0.91 ; 許用彎曲應(yīng)力：取S=1.4 — ——MPa 匕 2 巨=0.91 500 =325M S 1.4 Pa 7) 查取齒形系數(shù)由參考文獻(xiàn)查得 YFa1=2.97, YFa1YSa1 2.97 1.52 389 ? i — — 0.0 13 8 9 tF 1 325

40、 YFa2=2.19； Ysa1=1.52, Ysa2=1.785； YFa2Ysa2 F 2^A5=0.01202 325 比較可知 kF 1 - 325Mpa 8)計(jì)算代入數(shù)值得： kFYFY Sa1. 6 1 2 60 6 5. 2 bm 1 9 9. 5 20 故彎曲強(qiáng)度符合要求。 (4)幾何尺寸計(jì)算 1) 計(jì)算中心矩: 17 80 20 二970mm 2) 計(jì)算大，小齒輪分度圓直徑： d1 =Z1m =17 20 = 340mm d2=Z2m =80 20 = 1600mm 3) 計(jì)算齒輪寬度：b = ,dd1 =1 340 = 3

41、40mm 圓整后取 B2 = 340mm , B1 = 345mm。 4)驗(yàn)算: Ft 21 2 2.6 106 —= =15294.1N d1 340 3.3軸的設(shè)計(jì) 3.3.1 大皮帶輪軸的設(shè)計(jì) （1）確定軸的直徑 開始設(shè)計(jì)時(shí)，可按扭矩預(yù)選傳動軸的直徑，由參考文獻(xiàn) [7]式（5-5）有: 式中：Mn ——作用在軸上的最大扭矩（Nm）, Mn=13200 N m； [r]一許用剪應(yīng)力，參考文獻(xiàn)取如下值： 45鋼調(diào)質(zhì) [r ]=500妤1a 。 13200 d =3 5 = 0.109m = 109mm :0.2 500 105 輸

42、出軸受扭最大處的直徑為安裝離合器處，試取 d=110mm；軸的設(shè)計(jì)及校核見 圖3-1和圖3-2。 圖3-1大皮帶輪軸 ffrriTlT［耳 圖3-2軸的載荷分析圖 (2)軸的強(qiáng)度校核 截面C是軸的不安全面，從結(jié)構(gòu)圖和扭矩看出。截面 C處計(jì)算的Mh、Mv及M 的值列于下表： 危險(xiǎn)截面載荷參數(shù) 載荷 水平H H 垂直面V 支反力F Fnhi=3193.74N Fnh2=1663.40N Fnvi = -219.22N Fnv2=1596.29N 彎矩M Mh=0 Mvi = -50420.6N mm Mv2= 798145N

43、 mm 總彎矩 Mi=0, M2=799736N mm 扭矩T T3=13200000 N mm 進(jìn)行驗(yàn)算時(shí)，一般只驗(yàn)算危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度，可根據(jù)參考文獻(xiàn)及上表中的數(shù)值, 軸的計(jì)算應(yīng)力： M22 T； a = W 7997362 132000002 0.1 1103 =99.36M P a 許用應(yīng)力：［二］=匚-400 =160MPa n 2.5 因此K［4,故安全。 (1) 確定軸的直徑 3.3.2 中間軸的設(shè)計(jì) 剛設(shè)計(jì)的時(shí)候，可以按照按扭矩雨軒傳動軸的直徑， 由參考文獻(xiàn)［7］式（5-5）有: d -3 Mn : 0.2［］ 式中：Mn ——作用在軸

44、上的最大扭矩（Nm）, Mn=44248.78N m； ［r］一許用剪應(yīng)力，參考文獻(xiàn)［7］取如下值： 40Cr 調(diào)質(zhì) ［p630X105Pa 44248 78 d =3 .— 0.152m = 152mm ,0.2 630 105 輸出軸最小的直徑為安裝大齒輪處,試取 d=155mm;軸的設(shè)計(jì)及各段長度見附 圖。 （2）軸的強(qiáng)度校核 截面C是軸的不安全面。將截面 C處計(jì)算的Mh、Mv及M的值列于下表: 危險(xiǎn)截面載荷參數(shù) 載荷 水平H H 垂直面V 支反力F Fnhi=-9270.07N Fnh2=4177.02N Fnvi = 2516.76N Fnv2=11

45、476.28N 彎矩M Mhi=1002484.8 N mm Mh2=-355005 N mm Mvi= 975369.6N mm, Mv2= 2754307.2N mm 總彎矩 Mi=2921909.31 N mm, M2=1063486.87N mm 扭矩T T3=2645100N mm 進(jìn)行驗(yàn)算時(shí)，一般只驗(yàn)算危險(xiǎn)截面 C的的強(qiáng)度。查閱資料及上表中的數(shù)值，軸 的計(jì)算應(yīng)力： ,M22 丁32 2921909312 26451002 0.1 1553 = 10.58M pa  許用應(yīng)力：［二］=三=400 =160Mpa n 2.5 因此K［4,故安全

46、。 3.3.3 偏心齒輪軸的設(shè)計(jì) 壓力機(jī)采用芯軸的形式較多，主要有整體式、兩段式和套筒式。本設(shè)計(jì)采用整 體式芯軸。原因是結(jié)構(gòu)比較簡單，裝配容易，剛度好。 芯軸一般采用45號鋼，需經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。部分需經(jīng)磨削加工，光潔度為^ 7~8。 先定一個芯軸直徑，然后進(jìn)行結(jié)構(gòu)方面的設(shè)計(jì)，最后進(jìn)行強(qiáng)度的驗(yàn)算。 (3-2) 1）選45號鋼當(dāng)材料時(shí)。芯軸 直徑（與偏 心齒輪內(nèi) 承配 合處）的經(jīng)驗(yàn) 公式 是： d0 — (9.5~12.5)3 P0 式中：P0——連桿上的彳用力，P0=Pg=3150 (kN); d0 =12 3 F0- -12 3 3150 —175.9mm 試取d°=260mm

47、；進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)如圖3-3所示： n OC p n OC ft 圖3-3壓力機(jī)偏心齒輪計(jì)算簡圖 進(jìn)行強(qiáng)度校核，轉(zhuǎn)化為簡支梁的計(jì)算如圖 3-4: M2 Mi 上述四式中: lA1、lA2 F AY F BY Ma/ 1Mb X 圖3-4芯軸強(qiáng)度的計(jì)算簡圖 — 2 _ 2 P2l2 l -l2 Pili l-li l2 _ 2 — P2l2 l -l2 Pili l -li l2 121P2 l -l2 因1 1 l -l liPi l -li P2W li 1 M l Pl li P0 l3 -l2 l Ti T2 l Ai

48、P2 l2 2MB l2 -yM a l - li Ma 二P0 一 Pl l A2 芯軸軸瓦長度0.28m。 由結(jié)構(gòu)圖可知：li= l2=140mm=0.14m； l3=220mm=0.22m； l =660mm=0.66m； 3i50 0.22 -0.i4 i03 Pi t 二663i57.89N 0.66 -0.i4 -0.i4 P2 = P0 -R =3150000 - 700000 =2486842.11N Mb 2486842.ii 0.i4 0.66 -0.i4 2 663i57.89 0.i42 0.66 -0.i4 0.662 = 2

49、31636.35N m 2486842.11 0.142 0.66 -0.14 663157.89 0.14 0.66 - 0.14 Ma : 2 0.66 M2 = 115818.17N m 0.14 2486842.11 0.66-0.14 663157.89 0.141 0.66 0.66 -0.14 0.66 0.14 0.66 =-13028.86N m 一 0.14 663157.89 0.66 -0.14 2486842.11 0.14 1 0.14 一 M 1 二 M B 0.66 0.66 0.66 -0.14 一 M

50、 0.66 =-43365.66N m 2）進(jìn)行強(qiáng)度校核 由強(qiáng)度計(jì)算公式有: Mmax 0.1d3 三［二］ (3-3) 式中：Mmax——最大彎矩，一般是 Mb最大，所以選 Mmax=MB=231636.35N.m； ［］——許用彎曲應(yīng)力，由參考文獻(xiàn)［7］表3-9選?。踕=140MPa。 231636.35 0.1 0.263 = 131.8M Pa［二］ 所以，強(qiáng)度滿足要求 3.4連桿的設(shè)計(jì) 3.4.1 連桿及裝模高度調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu) 壓力機(jī)的裝模高度要可以調(diào)節(jié)，來對應(yīng)尺不寸不同好大小的模具。 所以把連桿做 成可調(diào)節(jié)的，由連桿體和調(diào)節(jié)螺桿組和。裝模高度由連

51、桿調(diào)節(jié)。下部與滑塊鏈接， 上部和偏心齒輪鏈接。轉(zhuǎn)動調(diào)節(jié)螺桿，改變連桿的長度?；瑝K和裝模高度調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu) 的主要數(shù)據(jù)看零件圖，滑塊部件重量： 35.6kN,裝模高度調(diào)節(jié)速度：84.7mm/min, 調(diào)節(jié)電動機(jī)功率：2.2kW,調(diào)節(jié)電動機(jī)轉(zhuǎn)速：750r/min,采用單級渦輪蝸桿傳動，速 比：i=85,蝸桿系數(shù)：q=12,齒寬：B=25mm。 3.4.2 連桿及調(diào)節(jié)螺桿的強(qiáng)度校核 1）調(diào)節(jié)螺桿最大壓縮應(yīng)力校核 壓力機(jī)運(yùn)行時(shí)連桿受到壓力作用。連桿接頭材料為稀土球鐵，螺桿材料為45號 鋼。 連桿尺寸如圖3-5所示: 圖3-5壓力機(jī)連桿及螺紋圖 螺桿強(qiáng)度: _ Po Po cr = =

52、 y Fmin Ld 2 4d0 式中：do 連桿上最小的直徑，do=155mm (3-4) 3 3150 10 二」 2 一 0.155 4 一 一 一 5 — =1670 10 Pa 由參考文獻(xiàn)［7］?。矍?1800 X05Pa。 二y =1670 105pa ：二4 J = 1800 105Pa 所以，螺桿強(qiáng)度符合要求。 螺紋強(qiáng)度： 1.5RSd0-d1 CJ = 2 二 Hd°h 式中：S ——螺距； h ——螺紋牙根的高度，對于特種鋸形螺紋 h%0.8S; (3-5) 對于梯形螺紋h也0.635S。 則: 一 一 5 一 = 7

53、80 10 Pa 2 3.14 0.3 0.171 0.0064 1.5 3150 103 0.01 0.171 -0.16 因?yàn)檫B桿采用球鐵QT45-5材料，所以［卡700 X05Pa；6稍大于［d,認(rèn)為可以使 用。 3.4.3 滑動軸承的校核 在壓力機(jī)中，曲柄放滑塊機(jī)高構(gòu)的歐亨利旋轉(zhuǎn)看你或擺就會動速開會度較低, 但載荷較大，故應(yīng)檢好驗(yàn)作用在滑動歐啕軸承（或叫軸瓦）久莫上的壓強(qiáng)。 1）單點(diǎn)壓力機(jī)的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，連桿大端軸承的壓強(qiáng)為： (3-6) c Pg PA : dAl : 式中：dA——軸承直徑（m）; la 軸承長度（m）; 3 3150 10 PA =

54、 =15.4MPa 0.68 0.3 由參考文獻(xiàn)［7］表3-14選擇材料為ZQSn6-6-3o鑄錫鋅鋁青銅，［PA］ =30MPa。 PA =15.4MPa < ?Pa J - 30MPa 所以強(qiáng)度滿足要求。 2）芯軸軸承的強(qiáng)度為： Pg Po = dolo (3-7) 式中：d0 軸承直徑（m）; l 0 軸承長度（m）; 3 3150 10 P0 = =216.3MPa 2 0.28 0.26 由參考文獻(xiàn)［7］表3-14,知［P0］=250MPa； P0 =216.3MPa ：/F0 250MPa 所以強(qiáng)度滿足要求 3)軸承座壓強(qiáng)： (3-8)

55、 Pg Pb 二.一 g 2 dB 4 式中：dB——軸承底度座軸瓦長度(m); 3150 103 4 PB = r =642.9MPa 3.14 0.25 由參考文獻(xiàn)［7］表3-14,知［PB］=650MPa； Pb =642.9M Pa： Pb 1 所以強(qiáng)度符合要求。 第四章機(jī)身的設(shè)計(jì) 4.1 機(jī)身的比較和選擇 機(jī)身結(jié)構(gòu)應(yīng)滿足以下要求： (1)保障機(jī)器的安定運(yùn)轉(zhuǎn)，減小抖動和噪聲。 (2)安裝在機(jī)身上的部件要方便修理和更換，機(jī)身結(jié)構(gòu)竟可能簡單 (3)機(jī)身結(jié)構(gòu)要方便制作和加工 (4)滿足使用條件下，竟可能質(zhì)量輕，節(jié)約成本。 (5)設(shè)計(jì)機(jī)身要美觀。 本次

56、設(shè)計(jì)選用閉式機(jī)身，之前已經(jīng)討論過，在這里不做分析 4.2 機(jī)身的強(qiáng)度計(jì)算 4.2.1 立柱和拉緊螺栓強(qiáng)度校核 立柱材料為稀土球鐵-m,拉緊螺栓材料為45號鋼，立柱和拉緊螺栓的主要尺 寸如圖4-1所示： 圖4-1壓力機(jī)立柱和拉緊螺栓簡圖 預(yù)緊力: (4-1) 式中: Fl Fzd 立柱的截面積（m2） 立柱的截面積（m2） -當(dāng)量截面積（m2）, 2 ,Fz=0.0946 m ; 2 ,Fi=0.0.0122 m ; 2 Fzd=0.0946 m ; 其中 Ki =金，K2 El Lz J 式中: Li、

57、 Ei、 L2——螺栓和立柱工作長度（m）; E2——螺栓和立柱彈性模量（N/m2）; Ki - ii 0.9 i0 八 ii =0.43 2.i i0 2.32 K2 =——=0.592 3.92 所以, Py 一一 一 3 一一一 一 一 一 L5 3i50 i0 O.。946 0.43 =3500 103n 0.0946 0.43 2 0.0i22 0.592 立柱強(qiáng)度: zP FzKi FzdKi 2FiK2 (4-2) Py ——Tz] 2Fzmin 式中：Fzmin -立柱最小截面面積（m2）, Fzmin=0.0655 m2;

58、 5 立柱許用壓應(yīng)力,對鑄鐵取 350 M0 Pa； 3 3500 i0 5 c =268 i0 Pa 2 0.0655 因?yàn)椋?< ［句，故安全。 4.2.2 上梁的強(qiáng)度校核 圖4-2壓力機(jī)上梁 上梁的最大彎矩： 式中：L 4 (4-3) 上梁長度（m）, L=1.53m； max 3150 103 1.53 4 = 1.2 106 N 危險(xiǎn)截面的最大應(yīng)力 Mma(H -yc) J Ti

59、] (4-4) M m ayc (4-5) 式中：a——上梁中央截面的最大拉應(yīng)力（Pa）; cy——上梁中央截面的最大壓應(yīng)力（Pa）； yc——上梁中央截面形心至上梁底面距離（m）; H——上梁中央截面高度（m）; J ——上梁中央截面慣性矩（m4）; 5 ［司——上梁許用拉欣力，材料為 HT20-40時(shí)，［同=200~300 10 Pa； ［0］——上梁許用壓應(yīng)力，材料為 HT20-40時(shí)，［。］=350 X05Pa； 由圖4-2計(jì)算得危險(xiǎn)截面面積F=2770cm2,危險(xiǎn)截面形心yc=84.8cm,危險(xiǎn)截面慣 性矩 J=702X104cm4。 則危險(xiǎn)

60、截面最大應(yīng)力為: 1.2 106(1.79 -0.848) 5 0.072 =161 10 Pa 1.2 106 0.848 5 c c- v = =145 10 Pa 0.072 因?yàn)?，”[同，（y< [ cy],故安全。 4.2.3底座的強(qiáng)度校核 圖4-3壓力機(jī)底座 底座的最大彎矩為： ._ PgL max- 6 強(qiáng)度據(jù)算公式為: (4-6) M max Vc max yc <[T\] J (4-7) M m a(xH - Vc ) J (4-8) 式中：cr 底座中央截面的最大拉應(yīng)力（Pa）; cy——底座中央截面的最

61、大壓應(yīng)力（Pa）； yc——底座危險(xiǎn)截面形心至底面距離（m）； H——底座中央截面的高度（m）; J——截面慣性矩（m4）; [同 ——底座許用拉應(yīng)力，材料為 HT20-40時(shí)，[cr]=200~300 105Pa； 5 [（y]——底座許用壓應(yīng)力，材料為 HT20-40時(shí)，[cy]=350 M0 Pa； 則危險(xiǎn)截面最大彎矩為: max 3150 103 1.53 6 _ _ 5 二8 10 N m 危險(xiǎn)截面最大應(yīng)力為: 一 一 5 一 一 8 10 0.461 0.021 一 一 5 一 =176 10 Pa 二 i 8 105 (0.99 -0.4

62、61) 0.021 一 一 5 一 = 201 10 Pa 因?yàn)? cr<[ (t], (y< [ w],故安全 第五章輔助裝置的選擇 5.1 過載保護(hù)裝置的選擇 構(gòu)造簡略和制作簡單是壓塌塊式保護(hù)裝置的優(yōu)勢。因?yàn)楸驹O(shè)計(jì)是單點(diǎn)、經(jīng)濟(jì)、 使用普遍的中型壓力機(jī)，所以選用的是壓塌塊式保護(hù)裝置。 5.2 拉延墊 因?yàn)闆_壓車間通常采用的壓縮空氣較低， 對氣墊的壓力限制，故采用液壓氣墊 而且還可以擴(kuò)充其使用的范疇。 5.3 滑塊平衡裝置 滑塊平衡裝置是壓力機(jī)上非常重要的輔助裝置 。能夠避免當(dāng)制動器失靈或連桿斷裂 時(shí)，滑塊墜落發(fā)生不必要的危險(xiǎn)。因此，要采用效果較好的氣

63、動平衡裝置。 5.4 潤滑系統(tǒng) 潤滑油品種有兩種，稀油和稠油。由于稠油潤滑的特點(diǎn)是比較好密封，潤滑油 不易流出，潤滑性能好。故本壓力機(jī)采用稠油潤滑。有些部位是要長期潤滑的，閉 式傳動齒輪，裝模高度調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)中的渦輪蝸桿等采納分開多處潤滑。 總結(jié) 經(jīng)過這次畢業(yè)設(shè)計(jì)，我收獲頗豐，首先我查閱有關(guān)曲柄壓力機(jī)方面的資料，初 步了解壓力機(jī)方面的一些知識。 讓我學(xué)會和同學(xué)在一起怎么分析問題，懂得團(tuán)隊(duì)的重要性。這我覺得是本次設(shè) 計(jì)最大的收獲，對未來在工作崗位上是有非常大的作用的。在畢業(yè)設(shè)計(jì)當(dāng)中，因?yàn)?學(xué)識有限和以前沒有這方面的自主設(shè)計(jì)的經(jīng)驗(yàn)，導(dǎo)致碰到大大小小的許多問題，有 些是通過網(wǎng)路和圖書館查找資料學(xué)習(xí)解決的這次設(shè)計(jì)還有一些不足的，今后會不斷 的學(xué)習(xí)，提高自己，為將來的工作打下良好的基礎(chǔ)。