曲柄壓力機結構設計

1、學生姓名學號所在學院專業(yè)班級指導教師完成地點曲柄壓力機結構設計【摘要】鍛壓機械在工業(yè)中占有極其重要的地位，廣泛應用于幾乎所有的工業(yè)部門， 如機械、電子、國防等。然而，在鍛壓機械中，又以曲柄壓力機最多，占一半以上。曲柄壓力機是以曲柄滑塊機構作為運動機構，依靠機械傳動將電動機的運動和能量 傳給工作機構，通過滑塊給模具施加力，從而使毛坯產(chǎn)生變形。本次曲柄壓力機設計，參照國內(nèi)現(xiàn)有相關型號壓力機，進行了 6300kn機械壓力機 主要工作系統(tǒng)設計。設計分三步進行：首先，擬定總傳動方案；其次，設計主要零部件; 最后，進行經(jīng)濟評估。本設計中主要包括以下設計部分：曲柄滑塊機構的設計計算、傳動系統(tǒng)的設計計算、 離

2、合器和制動器的設計計算、電動機的選擇和飛輪的設計以及支撐附屬裝置的設計。本次設計方案均采用同類設計中最新的零件類型及布置方式。通過離合器和制動器 進行氣動連鎖控制。用電動機調(diào)節(jié)連桿的長度來達到調(diào)節(jié)裝模高度的目的，以適應不同 高度的模具。采用四面調(diào)節(jié)導軌，提高了壓力機的精度，并裝有過載保護裝置、滑塊平 衡裝置等，使機器更加安全、可靠?！娟P鍵詞】鍛壓機械；曲柄滑塊機構；閉式單點壓力機the structure design of crank pressabstract: forge and press machine is very important in industryjt is used

3、in almost any induetry department,such as machineelectron,national defense and so on.it is crank forge and press machine that is most important in forge and press machine.crank press machine uses crank slide block mechanism as working mechanism,machine driving system passes the movement and energy o

4、f electromotor to working mechanism, bringing forge to the die by slide blockjn order to let roughcast engender transmutation.in this papeithe subject is the punching machinejt is designed in accordance with the related machine now and designed the working system of 6300kn punching machine.the desig

5、n has been done through three steps: firstly,draw up total transmission; secondly, design each part; at last, economy estimation.in this paper, the design mainly consists of some parts: crank slide mechanism, gear deriving system, clutch and detent, electromotor and flywheel, supporting and appertai

6、n equipment.the design program used the new parts type and arrangement. the machine works by the control of the frictional clutch and detent. electromotor drives the link screw to fit the diffent height of die. using four-side regulative guider, improves the precision of the punching machine. the ma

7、chine has installed over loading protector, slide block balance equipment, pledging the machine work safety and dependable.keyword: forge and press machine ； crank slide block mechanism ； closed-single press machine摘要錯誤!未定義書簽。abstract ii i第一章概述iv11鍛壓設備的發(fā)展112機械壓力機的主要類型 113曲柄壓力機的工作原理 214曲柄壓力機的技術參數(shù) 41.

8、5論文內(nèi)容41.5. 1設計內(nèi)容41.5.2壓力機主要技術參數(shù)5第二章曲柄滑塊機構的運動分析與受力分析52. 1曲柄滑塊機構的運動規(guī)律52.2曲柄滑塊機構的受力分析 9第三章傳動系統(tǒng)的布置及設計123.1傳動系統(tǒng)的布置方式133. 2傳動級數(shù)和各級數(shù)比分配 133. 3離合器和制動器安裝位置的確定13第四章設計計算144. 1工作機構的設計計算一一曲柄滑塊機構的設計計算 144. 1. 1芯軸設計計算144.1.2連桿及裝模高度調(diào)節(jié)裝置194. 1.3調(diào)節(jié)電動機容量選擇224. 1.4滑塊與導軌244. 1. 5蝸輪蝸桿的設計計算244. 2傳動系統(tǒng)的設計計算 254.2. 1低速級齒輪的設計

9、 254.2.2高速級齒輪的設計294. 2. 3傳動軸設計計算344.3操縱系統(tǒng)的設計計算一一離合器與制動器的設計計算374. 3. 1制動器和離合器的工作原理374. 3. 2摩擦離合器的設計384. 3.3摩擦制動器設計計算414.4能源系統(tǒng)的設計計算一一電動機的選擇和飛輪的設計444. 4. 1電動機功率計算454.4.2飛輪的確定47第五章支承、輔助及附屬裝置的設計505. 1支承部件一一機身的設計505.1.1立柱與拉緊螺栓的設計計算505. 1.2±梁的計算錯誤!未定義書簽。5. 1.3底座的計算錯誤!未定義書簽。5. 1.4機身變形的計算 515. 2附屬裝置525.

10、 3輔助裝置52第六章經(jīng)濟技術綜合分析536. 1經(jīng)濟分析536. 2技術分析536. 3環(huán)境分析54第七章結論55參考文獻56致謝58in7000uli7導帖醪朋詒為 h7/h6.2糟榊兩工酬葫緬 ih9/d9.3州秋由氣雖址2<-r昌 曲柄壓力機結構設計【含5抵cad圖進】 360圧縮文件 撮作解壓刮一健解圧般除圧縮包語盲總 曲柄壓力柄結構設計【含5張cad圖紙】.zip解包次小為6.3 mb3名稱圧詼壓縮后趣$ x （上級目錄）文恢譏a0 總裝配圖dwg604.9 kb561.2 kbautocad 圖形譏al 曲柄滑塊高部裝配圖.dwg866.7 kb809.2 kbautoca

11、d 圖形為a2 滑塊.dwg256.8 kb232.0 kbautocad 圖形殳a3 頂料機構局部裟配圖.dwg55.6 kb41.3 kbautocad 圖形乞a3 傭心齒蚣dwg68.5 kb53.6 kbautocad曲惦圧力機結構設計dot4.5 mb2.4 mbmicrosoft word 文欄71第一章概述1.1鍛壓設備的發(fā)展鍛壓工業(yè)的發(fā)展主要是由于在世界范圍日益要求用更難變形的材料制造越來越人 和越來越復雜的鍛件。由于宇航工業(yè)今后的需要，地面動力系統(tǒng)、噴氣發(fā)動機和飛機鍛 件數(shù)量的增大以及在工藝上的劇烈競爭，要求不斷的提高目前的工藝水平。因此，有效 的利用現(xiàn)在的鍛壓設備和設計性能

12、優(yōu)越的鍛壓設備是必然的11。由于釆用現(xiàn)代的鍛壓工藝生產(chǎn)工件具有高效率、質量好、能量省和成本低的特點， 鍛壓生產(chǎn)在工業(yè)生產(chǎn)中的地位越來越垂要，鍛壓機械在機床中的比重也越來越人。雖然 采用鍛壓機械進行鍛壓牛產(chǎn)只有百余年的歷史，但鍛壓機械在整個金屬加工設備牛產(chǎn)中 占18-30%,金額占20-40%。在鍛壓機械中，乂以曲柄壓力機最多，占一半以上。用曲 柄壓力機可以進行沖壓和模鍛等工藝生產(chǎn)，它廣泛用于汽車、農(nóng)業(yè)機械、電器儀表、國 防工業(yè)以及口用品等公益生產(chǎn)部門。隨著工業(yè)的發(fā)展，曲柄壓力機的品種和數(shù)量越來越 多，質量越來越高，壓力越來越大。它在機械制造工業(yè)以及其他工業(yè)的鍛壓生產(chǎn)中作用 越來越顯箸。例如，冷

13、擠壓工藝是一項新興工藝，用冷擠壓牛產(chǎn)的零件表面粗糙度小， 尺寸精度高，直徑為20-30mm的零件其公差范圍可控制在0. 015mm以內(nèi)，因此，所生產(chǎn) 的零件不需要進行或少量進行切削加工即可使用。大大提高了生產(chǎn)率，并節(jié)約了原材料。 隨著冷擠壓工藝的發(fā)展，各種類型的擠壓機應運而生，正在使加工行業(yè)產(chǎn)生巨大變化。 再加，在日用品及家用電器生產(chǎn)中，如果不采用高速沖壓自動機，產(chǎn)品的成本與質量在 國際市場上將失去競爭力。因此，大量制造和使用曲柄壓力機，已成為工業(yè)先進國家的 發(fā)展方向之一 3。近年來，曲柄壓力機止向著高速度的高精度的方向發(fā)展，并努力降低噪音，提高安 全性，擴大自動化程度，改善勞動條件。特別是釆

14、用微型計算機控制的曲柄壓力機，更 具有先進的水平。12機械壓力機的主要類型根據(jù)jb/gq2003-84標準3,鍛壓機械分為八類，其中第一類機械壓力機包括曲柄 壓力機的主要類型，此外，在第三類線材成型自動機、第五類鍛機、第六類剪切機和第 七類彎曲校正機屮都包括有曲柄壓力機。在jb/gq2003-84的型譜3中，單柱壓力機、開式壓力機和閉式壓力機屬于通用壓 力機。所謂單柱、開式和閉式是指機身的型式。閉式壓力機機身左右封閉，只能從前后 方向接近模具，操作不太方便，但機身剛度高，壓力機精度好。開式壓力機機身左右及 前后都敞開，能從三個方向接近模具，操作方便，但機身剛度低，特別是有角變形存 在，影響精度

15、。開式壓力機機身的后面還有一個開口，便于出料。單柱壓力機，其機身 也是左右及前后敞開，但后壁無開口。有時，我們把后面兩種壓力機統(tǒng)稱為開式壓力機。 上述三種壓力機中均只有一組曲柄滑塊機構，成為單點壓力機。適用于小型壓力機，或 工作臺較小的中型壓力機。若工作臺面較大，則有兩組或四組曲柄滑塊機構，相應稱為 雙點或四點壓力機。此外，按照工作臺的形式，機身是否可傾等分為i古i定臺、活動臺、 柱形臺以及可傾壓力機等。1. 3曲柄壓力機的工作原理曲柄壓力機是鍛壓生產(chǎn)屮廣泛使用的一種鍛壓設備。它可以應用于板料沖壓、模鍛、 冷熱擠壓、冷精壓和粉末冶金等工藝。曲柄壓力機傳動系統(tǒng)的旋轉運動通過曲柄連桿使滑塊呈往復運

16、動，利用滑塊發(fā)出的 壓力使毛坯產(chǎn)生塑性變形，以制成一定形狀的鍛壓件。因此，它具有以下特點：（1）曲柄連桿機構是剛性聯(lián)接的，滑塊是具有強制運動性質，滑動塊的行程次數(shù), 速度和加速度一定規(guī)律變化。（2）工作吋封閉高度不變。（3）一個工作循環(huán)中負荷時間較短，電動機是按平均功率選用的，所以曲柄壓力 機既需要飛輪存儲和釋放能量。（4）工作時機身組成一個封閉的受力系統(tǒng)，對基礎沒有劇烈的沖擊和震動。1-電動機2-小皮帶輪3-大皮帶輪4-制動器5-離合器6-小齒輪7大齒輪&小齒輪 9偏心齒輪10芯軸11 機身 12連桿13 滑塊14 上模15 下模16 墊板17 工作臺18 液壓氣墊圖1. 1曲柄壓力

17、機運動原理圖圖11為曲柄壓力機的工作原理圖，其工作原理如下：電動機1帶動皮帶傳動系統(tǒng)2、3,將動力傳到小齒輪6,通過6和7, 8和9兩級 齒輪減速傳到曲柄連桿機構，大齒輪7同吋又起飛輪作用。齒輪9制成偏心齒輪結構， 它的偏心輪部分就是曲柄，曲柄可以在芯軸10上旋轉。連桿12 端連到曲軸偏心輪； 另一端與滑塊狡接，當偏心齒輪9在與小齒輪8嚙合轉動時，連桿擺動，將曲軸的旋轉 運動轉變?yōu)榛瑝K的往復直線運動。上模裝在滑塊上，下模固定在墊板上，滑塊帶動上模 相對下模運動，對放在上、下模z間的材料實現(xiàn)沖壓4。壓力機的組成：（1）工作機構：一般為曲柄滑塊機構，由曲柄、連桿和滑塊等零件組成。（2）傳動機構：包

18、括齒輪傳動和皮帶傳動等機構。（3）操作系統(tǒng)：如離合器和制動器。（4）能源系統(tǒng)：如電動機和飛輪。（5）支撐部件:如機身。除上述基木部分以外，還有多種輔助系統(tǒng)與附屬裝置，如潤滑系統(tǒng)、保護裝置以及氣墊等。14曲柄壓力機的技術參數(shù)曲柄壓力機的技術參數(shù)反映了壓力機的工藝能力，加工零件的尺寸范闔以及有關生 產(chǎn)率等指標，分述如下：（1）公稱壓力pg及公稱壓力行程sp曲柄壓力機的公稱壓力（或稱額定壓力）是指滑塊離死點前某一特定距離（此特定 距離稱為公稱壓力行程或額定壓力行程）或曲柄旋轉到離下死點某一特定角度（公稱壓 力角或額定壓力角）時，滑塊所容許承受的最大作用力。例如630、1000、1600、250、 3

19、150、 4000、 6300kno（2）滑塊行程s指滑塊從上死點到下死點所經(jīng)過的距離。它的大小反映壓力機的工作范圍。（3）滑塊行程次數(shù)n它是指滑塊每分鐘從上死點到下死點，然后再回到上死點所往復的次數(shù)。（4）裝模高度h及裝模高度調(diào)節(jié)量ah裝模高度是滑塊在下死點時，滑塊下表面到工作板上表面的距離。當裝模高度調(diào)節(jié) 裝置將滑塊調(diào)節(jié)到最上位置時，裝模高度達到最大值，稱為最大裝模高度。裝模高度調(diào) 節(jié)裝置所調(diào)節(jié)的距離稱為最大裝模高度調(diào)節(jié)量。（5）工作臺板及滑塊底面尺寸指壓力機工作空間的平面尺寸，它的犬小直接影響所安裝的模具的平面尺寸以及壓 力機平面輪廓的大小。（6）喉深它是指滑塊的中心線至機身的距離，是開

20、式壓力機和單柱壓力機的特有參數(shù)。15論文內(nèi)容1.5. 1設計內(nèi)容木壓力機的設計分三步進行：首先，擬定總傳動方案；其次，設計主要零部件；最 后，進行經(jīng)濟評估。擬定總傳動方案這部分主要任務是初步確定壓力機傳動系統(tǒng)的布置方案，包括壓力機的傳動級數(shù)、 主軸和傳動軸相對于壓力機的位置及離合器制動器的位置等。設計主要零部件這部分的主要內(nèi)容有曲柄滑塊機構的設計計算、傳動零件的計算、飛輪的設計和電 動機的選擇、機身的設計計算以及附屈裝置和輔助系統(tǒng)的設計。經(jīng)濟評估這是設計的產(chǎn)品在經(jīng)濟上的可行性分析以及對環(huán)境影響的評估。1.5.2壓力機主要技術參數(shù)木次設計曲柄壓力機，其主要技術參數(shù)如表1. 1所示:名稱符號單位量

21、值公稱壓力pgkn6300公稱壓力行程spmm8滑塊行程smm230滑塊行程次數(shù)n次/min40最人裝模高度himm360裝模高度調(diào)節(jié)量ahimm90表1.1曲柄壓力機主要技術參數(shù)第二章曲柄滑塊機構的運動分析與受力分析2. 1曲柄滑塊機構的運動簡圖如圖2.1所示。0點表示曲柄的旋轉屮心，a點表示連桿 與曲柄的連接點，b點表示連桿與滑塊的連接點，0a表示曲柄半徑，ab表示連桿長度。當0a以角速度3作旋轉運動時，b點則以速度v作直線運動。圖2.1曲柄滑塊機構運動簡圖（1）滑塊位移圖2. 2結點止置的曲柄滑塊機構運動關系簡圖滑塊的位移和曲柄轉角之間的關系可表達為:s二(r+l)-(rcos a +l

22、cos b )(2-1).門 /?sin asin p =令-=al則sin p = asina所以cos 0 = 7' - sin2 /? = 71 - /i2 sin2 a代入式(1-1)整理得(2-2)對于通用壓力機，q般在o. ro.2范圍內(nèi),故（1-1）可進行簡化：jlsin1-存sin匕故式（1-1）變?yōu)閏osa) + f (1-cos2q)(2-3)式中:s滑塊位移，從下死點算起，向上為正；a曲柄轉角，從下死點算起，與曲柄旋轉方向相反為正;r曲柄半徑；2一連桿系數(shù)。由圖2. 2并利用余弦定理r2 +（r+厶一廿一厶22r（r + l-s）(2-4)cosq =則式可寫成c

23、osq =c2a-2c+ 2(l + 2-ca)(2-5)(1 _ cos a)+ 彳(1 - cos 2a（2）滑塊速度現(xiàn)有國內(nèi)通用壓力機的滑塊最大速度為130"435mm/sodsds dadv =< rdtda dtda da=co dt所以 u = cor sin a hsin 2ai 2 丿式中：v滑塊速度，方向向下為正；co曲柄角速度；co = 2mn曲柄轉速，即滑塊行程速度。(3)滑塊加速度cor sina + sin2a co = -co2r(cosa + /lcos2<7) 、 2 丿.dudtdu dada dtda式中6z滑塊加速度，方向向下為正。木

24、次設計壓力機的滑塊行程s二230mm,連桿長度l=920mm,曲柄轉速n=40r/min,則滑塊速度以及加速度如下：,s230 mm 匕r = 一 二=115 nviz22取l=92。呱則心&聽 ®25,符合要求。co = 2mi = 2ttx 40 = 4as7radsmin滑塊的速度、加速度計算結果如表2.1.表2.1滑塊的速度、加速度汁算結果a0。15。30。45°60°75。s (mm)05.95423.2950.4685.25124.8v(in mj s )094.76181.1252.0302.2328.6a(mml s2)-766.6-732

25、.9-636.1-488.3-307.3 113.090°10亍12(t135。15(t16$i8(r166.2206.3242.7273.2296.1310.2315330.8309.5269.9215.1149.276.290-75.97244.5383.3488.3560601.3614.62.2曲柄滑塊機構的受力分析(1)連桿及導軌受力p圖2. 3結點正置的曲柄滑塊機構受力簡圖考慮b點力的平衡得:q = ptgp由前推導得知，sina = qsina ,對本設計壓力機，2遠小于0.3, 0遠小于17.5。 因此可認為cos0 « 1, tg/3 « sin

26、 /? = /isincz ,故上二式可寫成p八嚴pq 匕 pasin a其中：pab一一連桿作用力q導軌作用力p工件變形力a曲柄轉角2連桿系數(shù)（2）曲柄所受扭矩理想扭矩9依心齒輪1圖2. 4偏心齒輪受力簡圖pab是連桿給與偏心齒輪的力。在p.m乍用下，偏心齒輪所受理想扭矩為(2m,= pabod = pr sina + sin 2ai2丿式中r曲柄半徑當曲柄轉角等于公稱壓力角即&二比時，曲柄上受的理想扭矩為理想公稱扭矩。j31-630 型壓力機 p二6300kn, r二 115mm,久二0 125,當 q 二20° 時=6300xnx0. u5mx=2. 77xn m上述計

27、算是在理想狀態(tài)時的情況，但實際上壓力機是有摩擦的，在轉動的零件上由 于摩擦所增加的摩擦扭矩不可忽略。摩擦扭矩在曲柄滑塊機構中摩擦主要發(fā)牛在四處：q滑塊導軌面的摩擦摩擦力的大小為：匕=噸摩擦力的方向與滑塊運動方向相反，形成對滑塊運動的阻力。該阻力經(jīng)連 桿作用在曲柄上，增加了偏心齒輪傳遞的扭矩。b芯軸支承徑“0和軸承之間的摩擦芯軸旋轉時，軸承對軸頸的摩擦力分布在軸頸工作面上，如圖，這些摩擦力對軸頸= “尺血 m".=叭血中心形成與軸頸旋轉方向相反的阻力矩，分別為2、 ' 2兩個支承的總阻力矩為m/° "+m“（尺 + r2由于小齒輪的作用力小的多，故認為二支座

28、反力的和為r'+r2=pa用pm“o = /dp故總阻力矩變?yōu)?c偏心齒輪上的偏心心和連桿人端軸承支撐之間的摩擦形成阻力矩。d球頭心與球頭座之間的摩擦。形成阻力矩。上述三個阻力矩、mm和都會是偏心齒輪增加所需傳遞的扭矩?？偰Σ僚ぞ貫? mp + a/皿 +1 (幾丫= pjli(i + ac o&)a + 加c o& + d° + 22/?s i raz s i raz+ si xla2 li 2 丿.上式中“ “是隨僅的變化而變化的，但變化不大，認為必“是一常數(shù)，取« =因此摩擦扭矩為m “ =*p(i+久址 +ab +()在本曲柄壓力機中，p=6

29、300kn, "o=3oomm, db = 380mm ,x =0.125附錄1曲柄連桿機構的摩擦系數(shù)壓力機型式a單動單點壓力機單柱00350045開式0.040.05閉式0<0450.055雙動閉式單點壓力機0.0550.065粘壓機0.040.05熱模鍛斥力機平鍛機0. 035 0. 045自動機滑塊行程數(shù)小于80次/分0. 04 0. 05滑塊行程數(shù)人于100次/分0. 03 0. 04注.由于不同壓力機的結構笈雜程度不同，潤滑悄況不同，故摩擦系數(shù)不同。由上表對單動單點閉式壓力機"=°°450.055,取“ =0。5,則= 1.8當 6z =

30、 oc2. 77xn m時，偏心齒輪的公稱扭矩為第三章傳動系統(tǒng)的布置及設計本設計壓力機采用三級上傳動，單邊驅動，主軸的安放位置垂直于壓力機正面，所 有傳動齒輪都置于機身內(nèi)部，離合器制動器置于飛輪軸上，這樣整個壓力機結構緊湊、 維修方便、性能良好、外形美觀。3.1傳動系統(tǒng)的布置方式現(xiàn)有的通用壓力機采用上傳動較多，下傳動較少。釆用上傳動的曲柄壓力機重量較 輕、成本較低、安裝維修方便、地基較為簡單。采用下傳動的壓力機平面尺寸較大，而 高度和上傳動差不多，壓力機總重量比上傳動大10"20%，傳動系統(tǒng)置于地坑之中，不便 于維修，且地坑深、基礎龐大，造價較高。通常在舊車間內(nèi)添置大型壓力機時，由于

31、車 間高度受到限制，采用下傳動的優(yōu)點才比較明顯。故本機采用上傳動。主軸平行于壓力機正面的壓力機，曲軸和傳動軸較長，受力點與支撐軸承的距離比 較大，受力條件比較惡劣，承受剛度小。壓力機平面尺寸較大，外形不夠美觀，故本機 采用垂直于壓力機正面安放的形式。齒輪可以放在機身之外，也可以放在機身之內(nèi)。前一種形式的齒輪工作條件差，機 器外形不美觀，但安裝維修方便；后一種形式的齒輪工作條件較好，機器外形美觀，還 可以將齒輪浸入油池屮，這樣大大降低了齒輪的傳動噪音。所以本機的所有齒輪都置于 壓力機機身的內(nèi)部。由于雙邊傳動加工裝配比較困難，所以將齒輪傳動設計為單邊傳動。3. 2傳動級數(shù)和各級數(shù)比分配壓力機的傳動

32、級數(shù)與電動機的轉速和滑塊每分鐘的行程次數(shù)有關。行程次數(shù)低，總 速比大，傳動級數(shù)就應該多，否則每級的速比過大，結構不緊湊。本設計壓力機的行程 次數(shù)為40次/min,在2870次/min之間，所以采用三級傳動。采用低速電動機可以減 少總速比和傳動級數(shù)，但這類電動機的外形尺寸較大，成本較高，因此采用三級傳動系 統(tǒng)和同步轉速為1500r/min的電動機。通常三角皮帶輪的速比不超過6飛，齒輪傳動不超過79,考慮到飛輪要有適當?shù)?轉速，布置的緊湊，美觀和長、寬、高尺寸比例恰當，大皮帶輪的速比定為2. 80,齒輪 傳動的速比定為4. 16和5. 79o壓力機飛輪速度取300400r/min左右。因為轉速太低

33、， 會使飛輪作用大大降低；轉速太高，會使飛輪軸上的離合器發(fā)熱嚴重，造成離合器和軸 承的損壞。3. 3離合器和制動器安裝位置的確定采用摩擦離合器時，對于具有兩級或兩級以上的壓力機，離合器可以置于轉速較低 的曲軸上，也可置于中間傳動軸上。當摩擦離合器安裝在低速軸上時，加速壓力機從動 部分所需的功和離合器結合時所消耗的摩擦功都比較小，因此能量消耗較小，離合器工 作條件也好。但是低速軸上的離合器需要傳遞較大的扭矩，因而結構尺寸較大；此外， 從傳動系統(tǒng)布置來看，閉式通用壓力機的傳動系統(tǒng)近年來多封閉在機身內(nèi)，并用偏心齒 輪，致使離合器不便安裝在偏心齒輪軸上，通常置于轉速較高的傳動軸上。行程次數(shù)較高的壓力機

34、離合器最好安裝在曲軸上，因為這樣可以利用人齒輪的飛輪 作用，能量損失小，離合器工作條件也好。行程次數(shù)較低的壓力機，由于曲軸轉速較低, 最后一級大齒輪的飛輪作用已不明顯。為了縮小離合器尺寸，降低制造成本，且由于結 構布置的要求，離合器多置于轉速較高的傳動軸上，一般在飛輪軸上。故本壓力機離合器安裝在飛輪上。第四章設計計算4.1工作機構的設計計算一一曲柄滑塊機構的設計計算本設計壓力機的曲柄滑塊機構主要有偏心齒輪、芯軸、連桿和滑塊組成。偏心齒輪 的偏心徑相對于芯軸有一偏心距，相當于曲柄半徑。芯軸兩端緊固在機身上。偏心徑在 芯軸上旋轉，并通過連桿使滑塊上下運動。4. 1. 1芯軸設計計算圖10所示結構為

35、常見的偏心齒輪-芯軸結構。芯軸一般采用45鋼或40"、37simn2mov、iscrmnmob等合金鋼鍛制，并經(jīng)調(diào)質處理。 與偏心齒輪軸瓦配合的部分需經(jīng)磨削加工，其表面粗糙度為rai. 60. 8。設計時先根據(jù)經(jīng)驗公式預選芯軸直徑，進行結構設計，然后進行強度校核。芯軸采用400,芯軸直徑(與偏心齒輪內(nèi)軸承配合處)的經(jīng)驗公式為：4-(1418. 5) mm(28)式中連桿上的作用力(kn),對于單點壓力機，p&pg為壓力機公稱力)。對于整體 的芯軸，式(28)中的系數(shù)可取較小值；對于分成兩段的芯軸，則應取較犬值。根據(jù)經(jīng)驗公式(28),芯軸直徑：£ = (14 1 &a

36、mp;5暢 u (14 18.5)v630()= 25934加加 取 j() = 300nm一般芯軸只承受彎矩，而扭矩由偏心齒輪承受。圖23為芯軸強度計算簡圖。zll(2.i a”< k k圖23芯軸強度計算簡圖偏心齒輪受到連桿的作用力丘作用以后，分別以a及2兩個集中力作用在芯軸上。由(29)(30)【2 馬(z % ) + 片 a i i-m8 - ma n m腳r）+%丄伽一n.m(31)(32)于芯軸在機身上的配合較長較緊，故可以認為兩端插入受集中載荷e及幾作用的梁（由于齒 輪的作用力較小，可忽略）。這樣就可以用靜不定梁的方法解題。也可視為兩端為簡支及外加反力偶加及為的簡支 梁。計

37、算簡圖中有關數(shù)值可由如下公式計算出：篤厶"/ 厶）+好厶（/一 a）'上述四式中:pfp°p n；m；mo式中 5、芯軸軸瓦長度，m。芯軸直徑為:1t1（33） 式（29）式（32）中選取計算結果最大的數(shù)值作為最大彎矩mg 一般是 血最大，故選m杯二嘰。采用（29）式（33）計算現(xiàn)有壓力機的芯軸，其計算應力。見表12o表12 現(xiàn)有壓力機芯軸計算應力（1 x 10。帕）壓力機型號制造廠計興應力芯軸材料備注j 31-315j 2-010dj31-250j 31-400j 31-250j31-160bjb31-160濟二廠 濟二廠 濟二廠 上鍛上鍛上鍛北盍二輕機13309

38、2510601240140065872545454540cr4540cr45單點、單邊傳動 雙點、單邊傳動 單點、單邊傳動 單點、雙邊傳動 單點、雙邊傳動 單點、雙邊傳動 單點、雙邊傳動參考上述的計算應力，許用應力可按下式選取:2=式中。許用彎曲應力，pa；o s材料屈服極限，pa；安全系數(shù)，/7=2.53.5,剛度要求高者取上限。按照上式，計算出芯軸的許用應力見表13 o表13茜軸許用應力(lx 105pa)材料6叮45調(diào)質36001000140040cr調(diào)質50001400200037simn2mo v 調(diào)質65001800260018crmnmob 調(diào)質750021003000已知壓力機

39、偏心齒輪結構如圖24所示，試計算芯軸應力。 解由式(29)妒弘(i)時財(-j其中心 660mm, /3 = 220mm,=280/2=140mm o2g冬376王*仃6圖24曲柄壓力機偏心齒輪零件圖2二aa二6300x 10 -1300x 10 =5000x 103 n。滬50x10s x 0.14(0.66-0.14)2 + 13xl05 x0.142 (0.66-0.14)0.662二4. 65x10' n m 取監(jiān)二備max»蠱=加“小pa。owo,故此設計安全。芯軸材料為40cr,由表13查得o = 14002000x105 pa,4.1.2連桿及裝模高度調(diào)節(jié)裝置壓

40、力機的裝模高度可以調(diào)節(jié)，以適應不同高度的模具。本次設計壓力機使用調(diào)節(jié)連 桿的長度來調(diào)節(jié)裝模高度，采用球頭式連桿機動調(diào)節(jié)。連桿是由連桿體、調(diào)節(jié)螺桿組成。 調(diào)節(jié)螺桿的轉動是靠撥塊完成的，螺桿球頭的側面有兩個銷子，撥塊上的兩個叉口叉在 銷子上，撥塊旋轉，螺桿即旋轉。撥塊是由蝸輪蝸桿由調(diào)節(jié)電動機驅動，開動電動機即 可調(diào)節(jié)裝模高度。球頭式連桿結構緊湊，壓力機高度可以降低，但連桿中的調(diào)節(jié)螺桿容易彎曲，球頭 加工難度大，需用專門設備。裝模高度調(diào)節(jié)裝置中滑塊調(diào)整時運動速度在2095mm/min范圍變動，一般 4060mm/nii n 較好。it圖4. 3曲柄壓力機調(diào)節(jié)螺桿連桿常用鑄鋼zg35和鑄鐵ht200制

41、造。球頭式連桿中的調(diào)節(jié)螺桿常用45鋼鍛造, 調(diào)制處理，球頭表面淬火，硬度hrc42。根據(jù)連桿經(jīng)驗公式（詳見表11）,計算連桿主要尺寸。符號經(jīng)驗尺寸（mm）幾3.9571/耳取4. 8/7do059083dgdt0.83 l0d（）心0.9 1081.5186幾h （螺紋最小工作高度2.3o注2 pq 連桿上作用力（icn ）連桿主要尺寸：db = （1.29 1.79/7 =（3.9 5.7）76300= 309.55引 2 加45242引2 加取8 = 4.8-yjpabmm= 38q988?m 取整心=380mmc!q=（0.590.830b =（0.590.83）x380= 224.23

42、15 anm取 d（）= 2 5 chimd2 =（o.83l.o0o =（0.831.0）x250= 207.525q0mm取 2 = 23072/77d3 =（0.9 1.0血=（0.9 1.0）x380= 342.03800如取 d3 = 360mm仏=（1.5 1.860（）= （1.5 1.86）x250= 375465?im取 = 400/7/77螺紋最小工作高度：h = （1.5 2.3）j（） = （1.5 2.3）x250= 37557fmm取 h = 450mm連桿長度：l = 920mm強度校核：調(diào)節(jié)螺桿的強度:min7146300x103蘭 0.2524= 1284x1

43、()5 pap(連桿上作用力fn,n調(diào)節(jié)螺桿的最小截而積bj許用壓縮應力(rjlsooxltfpby<bj故安全調(diào)節(jié)螺紋的強度:1.5即仏_£) /rhdqh2= 653x10”1.5 x 6300x 10m 0.0 lm x(0.25 - 0.24)加3.14x0.45 x 0.25m x 0.00642 m2s螺距d0螺紋的外徑d螺紋的內(nèi)徑h螺紋的最小工作高度 h螺紋牙根處的高度cf = 700x105p6z小于b,可以使用。4. 1. 3調(diào)節(jié)電動機容量選擇在裝模高度調(diào)節(jié)機構中，電動機容量按照帶動滑塊的垂量所做的功來考慮，即(4-7)n滑塊部件重量m2模具重量g重力加速度u

44、滑塊調(diào)整速度n調(diào)節(jié)機構中傳動的總效率n =（牛8）小滑塊與導軌摩擦的效率%調(diào)節(jié)螺桿的傳動效率，與螺桿形狀及螺桿的螺紋升角伐有關仏蝸輪與套筒的摩擦效率774蝸輪傳動效率5齒輪與皮帶的傳動效率對于此壓力機g = 42kn ,“ 45沏 / 斷=45.8 x 莎而= 0.00076皿77 =何舟譏=°9 x 0.27x0.33x0.5 x 0.6 = 0.02405；41.8 x 0.000760.024057= 1.32a3¥a = tan-11x1.634 x(d-0.5s)5 冊心血0335232972“查表y系列三項異步電動機技術數(shù)據(jù)（機械設計課程設計），為使總傳動比較小

45、, 傳動裝置結構緊湊，故選y132s-8型電機，額定功率為2.2kw，同步轉速為750r/min, 滿載轉速為710r/mino查表得電動機中心高h二132mm,外伸軸段px £ = 38/?m x80m/«。7l=9.55x 喘l29.59n”d =（0.8 1 0）d =（0.8 1.0）x 38 = 30.4 38m加查表選hl3聯(lián)軸器32x82gb5014-85o4. 1.4滑塊與導軌滑塊是一個箱形結構，上端與連桿連接，下部安裝在模具的上端，沿機身軌道上下 運動。為了保證滑塊底面和工作臺上平面的平行度，保證滑塊運動方向與工作臺的垂直 度，滑塊的導向面與地平面垂直。導

46、軌和滑塊的導向面應保持一定的間隙，而且能進行 調(diào)整。閉式單點壓力機滑塊的高度與寬度的比值約為1.081.32。本壓力機滑塊高度h和寬度b分別取h= 1225mm, b=950mm, 1.08 < = 1.28 < 1.32符合?；瑝K的材料是鑄b 950鐵ht200和稀土球鐵，導軌面的材料是鑄鐵ht200o對于單點壓力機，滑塊單純受壓縮，故不進行強度計算。4. 1. 5蝸輪蝸桿的設計計算比較同類型的壓力機，取j31-630型壓力機渦輪蝸桿的傳動比i=85,蝸桿模數(shù)m=5, 蝸桿的直徑系數(shù)q=12o取蝸桿頭數(shù)z = 1,渦輪齒數(shù)z2 = iz = 85x1 = 85齒形角a = 20&

47、#176;蝸桿分度圓柱導程角 y - arctan- = arctan- = 504238"q12蝸桿分度圓直徑di = qm =12x5 = 6mm蝸輪分度圓直徑d? = mzi =5x85 = 425f?zm宀、冷匸 d、+60+425中心'矩 ci = = 2425/72 m2 2蝸桿各部分尺寸:齒頂咼 hal = liam = 1x5 = 5mm齒根高 hf = (/z* + c*» = (1+0.2)x 5 = 6mm齒咼人=ha + hfx =5 + 6 = 1 mm齒頂圓直徑=仏+2仏=60+2xlx5 = 70m加齒根圓直徑門=d、2hf =602x

48、6 = 4&77/t?蝸桿軸向齒距 px 7? = 3.14x5 = 15.1mm蝸桿導程 7" = zv = lxl 5.7 = 15.1 mm蝸桿齒寬勺=(11 + 0.06z2 )m + 25 = (11 + 0.06x 85)x5 + 25 = 105.5mm蝸輪各部分尺寸：齒頂咼 ha2 = ( h： +x2= (1 + 0)x5 = 5mm齒木艮高 hf2 - (h* + c -七)力=(1 + 0.2)x5 = 6mm齒咼他=ha2 + hj 2 =5 + 6 = 1 mm分度圓直徑= mzi =5x85 = 425/2/7?齒頂圓直徑 d“2 =2i +2 他

49、 2 =425+2x5 = 4357/m齒根圓直徑df2 =d2 -2hf2 = 425-2x6 = 413mm蝸桿旋轉部分長度 l>(11 + 0.06z2 )m = (11 + 0.06x 85)x5 = 80.5m/?蝸輪輪緣寬度 b = 0.75da =0.75x70= 52.5mm4. 2傳動系統(tǒng)的設計計算4. 2. 1低速級齒輪的設計低速級齒輪由小齒輪和偏心齒輪組成，由經(jīng)驗類比，其傳動比為5.79,理想公稱扭 矩為m/ il/xlo5"加閉式傳動，懸臂布置，如圖4.5所示。圖4. 5齒輪示意圖材料選擇小齒輪材料選用40cr鋼，調(diào)制處理，齒面硬度241286hbs。大

50、齒輪材料選用40 鋼，調(diào)制處理，齒面硬度217286hbs。計算應力循環(huán)次數(shù)n查表得zm =109, z斗2=1.14, zx1 =zx2 =1.0取 s/ymin = 1, zr = 1.0 , zlvk = 0.92按齒而硬度 280hbs 和 250hbs,查圖15-16 (b)得=730/v/h/?rcr/ylim2 = 69gn ! mtrt由式1529計算許用接觸應力el =znlzxzlvri nb l =zn2zx2zwzlvr% min730xl.09xl.0x0.92=73 2044n / m nr1.0罟 xl.l4xl.0xl.0x0.92 = 723.672/v 皿按

51、齒面接觸強度確定中心距 小齒輪轉矩人壯¥ = 呼 =2.56><和.如初取k£=1.1,取0“=0.4,查表知ze = 8&9nhnni ,減速傳動，況=心579z/ = 2.5 cosa sin av cos20° sin 20°計算中心距ae丿llx2.56xl0v2.5xl8&9=(579+l片 2x0.4x5.79=9 3 23 5/77 m723.672 )取中心距a二940mm。估算模數(shù)m =(°°°7 002» = 6.58-1炯呦，取標準模數(shù)m=8mmo2x940z =2

52、°_ i、* =15 38齒數(shù) * 加(u + 1)18x(5.79+1),取 z)=16z2=z =5.79x16=9264,取z?=93齒輪分度圓直徑 =心=18xl6=28»nmd2 = mzy = 18x93= 6j4tnm齒輪齒頂圓直徑4“ =4 +2h；tm =288+2x1 x 1 s = 324mmda2 =d2 + 2h：jn = 1674+ 2x1 x 1 8= 171 onm齒輪基圓直徑= d cosdz = 288cos20° = 27063 nimdh2 = d2 cosa = 1674cos20° = 1573045?/zn_ 7ldxylx 圓周速度v_60xl°33.14x288x16660x103=1.74&77/5查表，選齒輪精度為8級。驗算齒面接觸疲勞強度按電機驅動，載荷平穩(wěn)，查表153,取心=10 按 8 級精度和 vz« /1。0= 1.748x16/100= 0.27968n/5 ,取 kv =1.015=0.4 x 940= 376mm按b/仏=376/288=1.31,低速級軸的剛度較大，取k廠113由表知心=1*2計算載荷系數(shù) =1.0x1.015x1.13x1.2 = 1.