畢業(yè)論文曲柄壓力機拐軸機構(gòu)設計

目錄摘要TOC\o\h\z\u IIIAbstract IV前言 1第一章曲柄壓力機概述 21.1曲柄壓力機的用途、特點、分類 21.1.1曲柄壓力的用途 21.1.2曲柄壓力的特點 21.1.3曲柄壓力的分類 31.2曲柄壓力機工作原理及結(jié)構(gòu) 31.2.1工作原理 31.2.2曲柄壓力機的組成 51.3曲柄壓力機的開展狀況及開展趨勢 51.3.1開展狀況 51.3.2開展趨勢 6第二章曲柄壓力機技術(shù)參數(shù)的選定和傳動系統(tǒng)方案設計 82.1曲柄壓力機技術(shù)參數(shù)的選定 8曲柄壓力機的型號 82.1.2壓力機的技術(shù)參數(shù) 102.1.3.技術(shù)參數(shù)確實定 122.2電動機的選擇 13詳細計算 13簡化計算 142.3傳動系統(tǒng)的設計 15傳動系統(tǒng)布置方式 15離合器和制動器位置 16傳動級數(shù)和各級速比分配 17傳動方案的比擬及選定 17傳動比計算與分配 19第三章曲柄滑塊機構(gòu)的運動分析和受力分析 203.1運動分析 203.1.1滑塊位移與曲柄轉(zhuǎn)角關(guān)系 203.1.2滑塊速度與曲柄轉(zhuǎn)角關(guān)系 223.1.3滑塊加速度與曲柄轉(zhuǎn)角關(guān)系 223.2受力分析 23連桿及導軌受力 23曲軸所受扭矩 24第四章曲柄壓力機拐軸機構(gòu)設計 294.1偏心機構(gòu)的分類及特點 294.2曲拐軸設計的經(jīng)驗尺寸 304.3曲拐軸材料選擇 314.4拐軸行程調(diào)節(jié)裝置 324.5拐軸的強度計算與校核 32第五章曲柄壓力機相關(guān)機構(gòu)設計 355.1帶傳動設計 355.2帶輪的設計 375.2.1帶輪的材料 37帶輪的結(jié)構(gòu)形式 375.2.3V帶輪的輪槽 385.2.4根據(jù)相關(guān)經(jīng)驗公式計算帶輪的尺寸 395.3齒輪傳動設計 39齒輪傳動設計 39幾何尺寸計算 425.4高速軸的設計 435.5連桿的設計 455.5.1連桿的比擬選取 455.5.2連桿強度計算 465.6滑塊與導軌的設計 485.6.1滑塊的作用以及結(jié)構(gòu) 485.6.2滑塊與導軌的主要尺寸確定 495.7相關(guān)軸承和鍵的選取 505.7.1鍵的選取及校核 505.7.2滑動軸承的設計 51第六章輔助裝置 546.1拉深墊 546.2滑塊平衡裝置 546.3潤滑系統(tǒng) 55參考文獻 57結(jié)論 58致謝 59附錄 60

曲柄壓力機拐軸機構(gòu)設計摘要本設計研究的課題是鍛壓設備的一種:曲柄壓力機，這種機械在我國的制造產(chǎn)業(yè)中占有重要地位。我的課題是曲柄壓力機拐軸機構(gòu)的設計，從確定壓力機的參數(shù)開始,選擇電動機。首先進行了曲柄壓力原理方案設計,知道曲柄壓力機的偏心原理是通過在曲拐軸的曲拐頸上加一個偏心套來實現(xiàn)偏心，通過調(diào)節(jié)套與法蘭連接,再與螺釘連接來鎖緊偏心裝置，對偏心機構(gòu)進行了運動分析和受力分析，深入理解機構(gòu)的偏心原理,進行了傳動方案設計，并確定為由V帶傳動和圓柱斜齒輪傳動組成的二級傳動,傳動系統(tǒng)將電動機的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化為滑快的直線運動。通過二級傳動把機械能傳到了偏心機構(gòu)上的曲拐頸上，從而控制滑快的往復運動使零件沖壓成型，得到所需的零件，根據(jù)相關(guān)經(jīng)驗公式計算拐軸的經(jīng)驗尺寸,并對拐軸進行了校核，以滿足運動要求，整個壓力機的運動會產(chǎn)生摩擦，造成對零件的磨損，為了提高壓力機的壽命,研究了手動稠油泵對機構(gòu)進行潤滑，延長了機械的壽命，到達了畢業(yè)設計的目的。關(guān)鍵詞：設計，壓力機，曲拐軸，偏心原理，潤滑

CrankShaftMechanismoftheCrankPressDesignAbstractTheresearchtaskofmyGraduationProjectisaboutcrankpress,whichisoneoftheforgingequipments.Thiskindofmachineryplaysanimportantroleinpromotinganddevelopingthemanufacturingindustryofourcountry.TheSubjectisaboutthedesignofcrankthrowtypecrankshaft.Beginningwiththeparametersofthepressdetermining,themotorhasbeenselectedinthedesign.Firstly,theSchemedesignofthecrankpressmachinerymustbedetermined,understandingtheeccentriccenterprincipleofthecrankpress.Itistorealizeeccentricitybyaddinganeccentricsleeveonthecranktermofthecrankshaft.Inordertolockingthewobble,theregulationsetconnectedwiththeflange,andthenconnectedwiththescrew.Tomakedynamicalandmotionanalysisoftheeccentricmechanism,andunderstandingtheeccentriccenterprincipleofthemechanism.DesignthetransmissionschemeofthisSubject.itisthroughthetwo-stagedrivethatcomposedwiththeV-belttransmissionandthecylindricalhelicalgeartransmission.Throughthetransmissionagent,therotarymotionoftheelectricmotoristranslatedtolinearmotionofdie-block,sothattheproblemisresolved.Themechanicalenergytransferredtothecrankcervicalofthecrankshaftbythetwo-stagedrive.Thus,controllingthereciprocatingmovementandtomakethepartsplasticpressureformed.Asamethodofmakingthepartsprocessed.Duringthisdesign,inordertomeetthemovementrequirements,checkingthecrankshaftisneededaftertheexperiencesizeoftheaxishasbeencalculated.Itcanproducesfrictionamongthemovementofthepress,andthepartswouldbeworn.Inordertoimprovethelifetimeofthepress,themechanismlubricationbymanualviscousoilpumpisalsoconsidered.Thepracticeshowsthatitprolongedthemechanicallifetime,andrealizedtheaimofthegraduationproject.Keywords:design,crankpress，crankthrowtypecrankshaft,eccentriccenterprinciple,lubricatio前言21世紀全球是一個競爭的世紀，國與國之間的競爭越來越劇烈。主要表達在綜合國力的競爭，而綜合國力的競爭主要表達在工業(yè)上。一個國家的制造業(yè)很大程度表達了工業(yè)的開展的水平。在制造業(yè)上，要求產(chǎn)品的精度也越來越高。由傳統(tǒng)的手工加工轉(zhuǎn)移為計算機的合成加工。其技術(shù)向計算機、電子技術(shù)、激光技術(shù)方向開展，向減少切削量加工和自動化方向開展，甚至到達無切削量加工。鍛壓是制造機械的根本環(huán)節(jié)，在冶金、機械、電力、汽車、航空、造船、兵器、化工、電子、儀表、輕工等工作部門都占有重要的地，要實現(xiàn)這一要求，曲柄壓力機在很大程度上扮演了一個重要的角色。據(jù)資料統(tǒng)計,用塑性成形方法生產(chǎn)的金屬零件數(shù)量在各行各業(yè)中所占的比例為:飛行業(yè)占83%,汽車業(yè)占80%,電機行業(yè)占60%,農(nóng)機、拖拉機行業(yè)占70%,電器行業(yè)占80%--90%,標準件行業(yè)占90—95%,生活日用品占98%。由此可見,塑性成形和摸具工業(yè)的開展又為塑性成形設備制造了廣闊的市場.曲柄壓力機是通過其傳動局部，工作機構(gòu)，操作系統(tǒng)把電動機的電能通過傳動系統(tǒng)轉(zhuǎn)換為滑塊的運動能，通過模具把原材料進行加工。其結(jié)構(gòu)比擬簡單，操作比擬方便，能大量用于市場。這次課題的題目是壓力機偏心裝置拐軸的設計，對其進行了大量的研究和計算。通過這次設計，清楚的了解了其工作原理并能設計出比擬完整的系統(tǒng)，為以后曲柄壓力機的開發(fā)提供可參考的原始數(shù)據(jù)，到達設計的目的，為制造業(yè)的開展風奉獻自己的力量。

第一章曲柄壓力機概述1.1曲柄壓力機的用途、特點、分類曲柄壓力的用途曲柄壓力機俗稱沖床，是材料成型中廣泛應用的沖壓設備。它能進行各種沖壓加工，利用模具直接生產(chǎn)出零件或毛坯。通過曲柄連桿機構(gòu)獲得材料成形時所需的力和直線位移，可進行沖壓，擠壓，鍛造等工藝，廣泛應用于汽車工藝，航空工業(yè)，電子儀表工業(yè)，五金輕工業(yè)等領(lǐng)域。曲柄壓力的特點〔1〕曲柄壓力機的工作機構(gòu)為剛性連接，滑塊具有強制運動的性質(zhì)，機身組成封閉的受力系統(tǒng)，飛輪可在其空載時儲存能量?！?〕材料的利用率高，金屬塑性成形主要是靠金屬的體積重新分配，而不需要切除金屬，因而材料利用率高?！?〕改善金屬的組織、提高力學性能金屬材料經(jīng)壓力加工后，其組織、性能都得到改善和提高，塑性加工能消除金屬鑄錠內(nèi)部的氣孔、縮孔和樹枝狀晶等缺陷，并由于金屬的塑性變形和再結(jié)晶，可使粗大晶粒細化，得到致密的金屬組織，從而提高金屬的力學性能。在零件設計時，假設正確選用零件的受力方向與纖維組織方向，可以提高零件的抗沖擊性能?！?〕毛坯或零件的精度較高應用先進的技術(shù)和設備，可實現(xiàn)少切削或無切削加工。例如，精密鍛造的傘齒輪齒形局部可不經(jīng)切削加工直接使用，復雜曲面形狀的葉片精密鍛造后只需磨削便可到達所需精度?！?〕較高的生產(chǎn)率塑性成形加工一般是利用壓力機和模具進行成形加工的，生產(chǎn)效率高。例如，利用多工位冷鐓工藝加工內(nèi)六角螺釘，比用棒料切削加工工效提高約400倍以上。曲柄壓力的分類(1)按工藝用途分類按工藝用途，曲柄壓力機可分為通用壓力機和專用壓力機2大類。通用壓力機適用于多種工藝用途，如沖裁、彎曲、成形、淺拉深等。而專用壓力機用途較單一，如拉深壓力機、板料折彎機、剪切機、擠壓機、精壓機等，都屬于專用壓力機?！?〕床身結(jié)構(gòu)形式的不同，曲柄壓力機按機身可分為開式曲柄壓力機或閉式曲柄壓力機。開式壓力機床身呈“C〞形，機身前面和左.右面敞開，便于模具安裝調(diào)整和成型操作，但機身剛度較差，受力變形后影響制件精度和降低模具壽命，適用于小型壓力機，常用在1000KN以下；閉式壓力機機身為框架結(jié)構(gòu)，機身前后敞開，兩側(cè)封閉，在前后兩面進行模具安裝和成型操作，機身受力變形后產(chǎn)生的垂直變形可以用模具閉合高度調(diào)節(jié)量消除。對制件精度和模具運行不產(chǎn)生影響，適用于中大型曲柄壓力機。〔3〕按驅(qū)動連桿數(shù)的不同可分為單點壓力機或多點壓力機。〔單點壓力機，雙點壓力機和四點壓力機〕?！包c〞數(shù)是指壓力機工作機構(gòu)中的連桿數(shù)，對較大臺面的通用壓力機，為了提高滑塊運動平穩(wěn)性和抗偏載能力設置多個連桿?！?〕按滑塊數(shù)是一個還是兩個可分為單動壓力機或雙動壓力機。單動是指在工作機構(gòu)中只有一個滑塊，雙動是指在工作機構(gòu)中有兩個滑塊，分內(nèi)外滑塊，內(nèi)歡快安裝在外滑塊內(nèi)，各種機構(gòu)分別驅(qū)動。雙動壓力機適合用于大型制件拉伸，多用于汽車車身制造。〔5〕按傳動系統(tǒng)所在位置分，可將曲柄壓力機分為上傳動式和下傳動式2類。下傳動壓力機的傳動機構(gòu)設于工作臺的下面，其重心低、穩(wěn)定性好，但安裝不方便且維修較困難。長行程拉伸壓力機均采用下傳動方式。1.2曲柄壓力機工作原理及結(jié)構(gòu)工作原理曲柄壓力機的工作原理包括壓力機的傳動原理、功能學原理以及工作機構(gòu)運動學，靜力學原理等。傳動原理：以曲柄滑塊機構(gòu)作為工作機構(gòu)，電動機通過傳動系統(tǒng)將運動和能量傳給工作機構(gòu)，使滑塊對模具施加壓力，板料在壓力下成型，獲得產(chǎn)品。〔通過曲柄滑塊機構(gòu)，將電動機的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)變?yōu)闆_壓加工生產(chǎn)所需要往復直線運動，從而使坯料獲得確定的變形，制成所需的零件〕曲柄壓力機的功能學特點是采用電動機-飛輪拖動系統(tǒng)。這是因為曲柄壓力機工作載荷具有不均勻行。工作時當上模接觸工件毛坯后出現(xiàn)很大的工作載荷，大量消耗能量。而在上模接觸毛坯前〔空程和回程〕能量消耗很少。采用電動機-飛輪拖動可利用飛輪的調(diào)速作用調(diào)節(jié)電動機的機械載荷。這樣可以減小電動機的安裝功率，提高能源利用效率。工作機構(gòu)的靜力學原理是利用曲柄連桿機構(gòu)具有力的放大性質(zhì)，產(chǎn)生足以克服材料變形抗力的工作原理，并被機身的彈性變形抗力平衡而不傳往地基。同時由于曲柄連桿機構(gòu)的運動學特性，滑塊運動到下止點運動速度很低，故曲柄壓力機的工作載荷具有準靜態(tài)特性。綜上所述，曲柄壓力機的工作原理是利用曲柄滑塊機構(gòu)產(chǎn)生往復運動滿足沖壓加工的運動需要，利用機構(gòu)力放大性質(zhì)和飛輪的力矩放大和快速釋放能量的作用，滿足曲柄壓力機的峰值壓力和能量需要，從物理本質(zhì)上看，曲柄壓力機乃是一種壓力和功率放大的裝置。圖1.1曲柄壓力機原理圖曲柄壓力機的組成由曲柄壓力機工作原理圖知，曲柄壓力機由以下幾局部構(gòu)成?！?〕工作機構(gòu)設備的工作執(zhí)行機構(gòu)一般為曲柄滑塊機構(gòu)，由曲軸〔拐軸，偏心軸，偏心齒輪〕，連桿，滑塊等零件組成，將旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換為直線運動?！?〕傳動系統(tǒng)包括皮帶傳動和齒輪傳動，將電動機的能量和運動傳遞給工作機構(gòu)，起能量傳遞作用和速度轉(zhuǎn)換作用?！?〕操作機構(gòu)包括離合器，制動器以及相應電氣系統(tǒng)。用以控制工作機構(gòu)的工作和停止?！?〕能源系統(tǒng)由電動機和飛輪組成。機器運行的能源由電動機提供，開機后電動機對飛輪進行加速，壓力機短時工作時能量那么由飛輪提供，飛輪起著儲存和釋放能量的作用。〔5〕支承部件由機身，工作臺和緊固件等組成。它把壓力機所有零部件連成一個整體。承受全部工作變形力和各種裝置的重力，并保證整機要求的精度和強度〔6〕輔助系統(tǒng)包括氣路系統(tǒng)，潤滑系統(tǒng)，過載保護裝置，氣墊，快換模，打料裝置，監(jiān)控裝置等。它提高壓力機的平安性和操作方便性。對新型壓力機此系統(tǒng)本錢所占比例有提升趨勢1.3曲柄壓力機的開展狀況及開展趨勢開展狀況鍛壓生產(chǎn)已有悠久的歷史,但是,采用鍛壓機械進行鍛壓生產(chǎn)卻只有百余年的歷史。十九世紀三十年代,世界上出現(xiàn)了第一臺建議的平鍛機和蒸汽錘。六十年代生產(chǎn)了一些沖壓用的液壓機。直到十九世紀末期，才出現(xiàn)相當規(guī)模的曲柄壓力機和鍛造用的液壓機。二十世紀前期，由于汽車工業(yè)的興起，曲柄壓力機以及其他鍛壓設備得到了迅速的開展。眾所周知，由于采用現(xiàn)代化的鍛壓工藝生產(chǎn)工件具有效率高、質(zhì)量好、能量省和成本錢低的特點。所以，工業(yè)先進的國家越來越多的采用鍛壓工藝代替切削工藝和其他工藝。鍛壓生產(chǎn)在工業(yè)生產(chǎn)中的地位越來越重要，鍛壓機械在機床中所占的比重也越來越大。在鍛壓機械中，又以曲柄壓力機最多，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)，他廣泛用于汽車、農(nóng)業(yè)機械、電氣儀表、國防工業(yè)以及日用品等生產(chǎn)部門。隨著工業(yè)的開展，曲柄壓力機的品種和數(shù)量越來越多，質(zhì)量要求越來越高，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)中的作用越來越顯著。我國解放以前，曲柄壓力機的生產(chǎn)非常落后，只能研制一些手動沖床。近年來，由于自行研究和引進技術(shù)，研制水平到達了一個新的高度。我國的汽車制造廠，電機電器制造廠以及有關(guān)的工廠都裝備著不少新型的曲柄鍛壓機械。我國汽車工業(yè)如日中天，開展勢頭強勁，加上新興的電子工業(yè)(電訊、數(shù)據(jù)處理、自動控制、家電)，為沖壓機床的開展提供了廣闊的戰(zhàn)場。我國制造的鍛壓設備，不僅能保證良好的性能、質(zhì)量和可靠性，在鍛壓設備的成套、生產(chǎn)線和數(shù)控化、自動化等方面也有了長足的開展，能開發(fā)、設計、制造大型精密高效的成套設備，自動化鍛壓生產(chǎn)線，柔性制造單元和柔性制造系統(tǒng)等具有高新技術(shù)、高附加值的鍛壓生產(chǎn)裝備，我國自行開發(fā)的1100kN伺服曲柄壓力機，具有高效、高精度、高柔性、低噪音、節(jié)能等特點。我國制造的曲柄壓力機一些重要零部件依舊依賴進口；主機可靠性和自動化程度還有待于進一步提高，在國際市場上還缺乏競爭力；鍛壓設備比例不合理，例如模鍛設備比例偏低；先進的工藝和裝備所占比例小，例如加熱設備、下料設備和成形設定的差距。如品種和規(guī)格不全，特別是大、高、精、尖的鍛壓設備有些還備在能耗、精度、材料利用率、生產(chǎn)率和環(huán)保方面有待提高和改良；技術(shù)創(chuàng)新能力有待但是，與世界上工業(yè)興旺的國家相比，我國鍛壓裝備的技術(shù)和水平還有一進一步增強。國外狀況:其產(chǎn)品比擬先進,技術(shù)含量高.曲柄壓力成型制品種類多，且技術(shù)先進。隨著工業(yè)技術(shù)的進步和數(shù)控技術(shù)的開展現(xiàn)在正朝著數(shù)字化和生產(chǎn)自動化方向開展。開展趨勢曲柄壓力機正向著高速度和高精度的方向開展，并努力降低噪音，提高平安性，擴大自動化程度，改善勞動條件。特別是采用微型計算機控制的曲柄壓力機。加速數(shù)控化和柔性化，研發(fā)沖壓機床時要求做到做到"五綠"綠色設計、綠色材料、綠色工藝、綠色包裝和綠色處理。

近年來，大功率交流伺服驅(qū)動技術(shù)的開展，為開展智能化、柔性化的新型壓力機帶來了希望。用交流伺服電機取代普通感應異步電機，是目前成形裝備領(lǐng)域的開展新趨勢，將交流伺服驅(qū)動引入成形機械，輔以計算機控制技。取消了飛輪、離合器、制動器等耗能部件，不但可以克服機械壓力機的固有缺點，滑塊特性可變，速度、力量可控，而且大大提高其工作性能、降低能耗、降低噪音、延長模具壽命、提高工作可靠性，使機械壓力機具有智能化、柔性化的特點。

第二章曲柄壓力機技術(shù)參數(shù)的選定和傳動系統(tǒng)方案設計2.1曲柄壓力機技術(shù)參數(shù)的選定曲柄壓力機的型號根據(jù)JB/T9965-1999的規(guī)定，曲柄壓力機的型號用漢語拼音英文字母和數(shù)字表示。例如JA3l—160B型曲柄壓力機的型號是：JA3l—160B結(jié)構(gòu)性能做了第二次修改公稱壓力第一組第三列第一次變形機械壓力機現(xiàn)將型號的表示方法表達如—下：〔1〕第1個字母為類代號，代表8類設備中某類設備。在8類鍛壓設備中，與曲柄壓力機有關(guān)的有5類。J表示機械壓力機。假設為Z、D、Q、W、Y那么分別表示線材成形自動機、鍛機、剪切機、彎曲校正機和液壓機。〔2〕第2個字母代表同一型號產(chǎn)品的變型設計代號，凡主參數(shù)與根本型號相同，但其他某些根本參數(shù)與根本型號不同的，稱為變型，用字母A、B、C……表示第1、第2、第3……種變型產(chǎn)品?！?〕第3個數(shù)字為壓力機所在的組代號。如2組為開式曲柄壓力機，3組為閉式曲柄壓力機?！?〕第4個數(shù)字為壓力機所在型代號，以數(shù)字表示。1型為固定臺式曲柄壓力機，2型為活動臺式曲柄壓力機?！?橫線為分格，其后面一位參數(shù)為稱壓力表示設備工作能力，以數(shù)字表示。此數(shù)字乘以10即為法定單位制“KN〞，如上例中160表示標稱壓力為1600KN。最后一個字母代表產(chǎn)品的重大改良順序號，凡型號已經(jīng)確定的鍛壓設備，假設結(jié)構(gòu)和性能與原產(chǎn)品有明顯不同，那么稱為改良，用字母A、B、C……表示第1、第2、第3……次改良。如是標準型號那么變形設計代號和改良設計代號位無內(nèi)容，例如，J31-315表示閉式單點機械壓力機標準型，標稱壓力3150KN；JB23-63表示次要參數(shù)做了第二次改良的開式雙柱可傾曲柄壓力機，標稱壓力630KN。局部壓力機型譜表見表2.1，其中組別和型別中空出為待開發(fā)用。表2.1局部壓力機型譜表〔JB/T9965-1999〕組型名稱組型名稱組型名稱組型名稱單注壓力機11單柱固定臺壓力機開式壓力機21開式固定臺壓力機閉式壓力機31閉式單點壓力機拉深壓力機41閉式單點單動拉深壓力機12單柱活動臺壓力機22開式活動臺壓力機32閉式單點切邊壓力機42閉式雙點單動拉深壓力機13單柱柱型臺壓力機23開式可傾壓力機3343開式雙動拉深壓力機44底傳動雙動拉深壓力機25開式雙點壓力機45閉式單點雙動拉深壓力機36閉式雙點壓力機46閉式雙點雙動拉深壓力機37閉式雙點切邊壓力機47閉式四點雙動拉深壓力機48閉式三動拉深壓力機2.1.2壓力機的技術(shù)參數(shù)曲柄壓力機主要技術(shù)參數(shù)反響了一臺壓力機的工作能力、所能加工零件的尺寸范圍，以及有關(guān)生產(chǎn)率等指標。掌握曲柄壓力機主要參數(shù)的定義及數(shù)值，是我們正確選用壓力機的根底。正確選用壓力機關(guān)系到設備與模具的平安，產(chǎn)品質(zhì)量、模具壽命、生產(chǎn)效率和本錢等。、〔1〕標稱壓力Fg及標稱壓力行程Sg曲柄壓力機的標稱壓力又稱額定壓力是指滑塊距下死點某一特定距離〔此距離成為標稱壓力行程Sg〕時滑塊上所允許承受最大的作用力。與標稱壓力對應的曲柄轉(zhuǎn)角αg定義為標稱壓力角。由于曲柄連桿機構(gòu)的結(jié)構(gòu)特征，F(xiàn)g與Sg是同時出現(xiàn)的，及在標稱壓力行程外，設備的工作能力小于標稱壓力值，只有在標稱壓力行程內(nèi)，設備的工作能力才到達Fg值，但也不能超過。標稱壓力值已經(jīng)系列化，主要取自優(yōu)先系數(shù)系列，如63、100、160、250、315、400、630噸等?！?〕滑塊行程S滑塊可移動的最大距離稱為滑塊行程?；瑝K運動到最上位置時其速度為零，該位置稱上止點，運動到最下位置時速度也為零，稱下止點。上，下止點間的距離為滑塊行程。顯然，滑塊的最大行程等于曲柄半徑的兩倍，而滑塊行程等于模具的開啟高度。因此滑塊行程可表示能取出最大零件的尺寸和能配備機械化取，送料機構(gòu)的最大空間。所以，滑塊行程是表示壓力機工藝空間的參數(shù)，它隨設備標稱壓力值增加而增加，有些壓力機的滑塊行程是可調(diào)的。〔3〕滑塊行程次數(shù)n滑塊行程次數(shù)指壓力機空載連續(xù)運轉(zhuǎn)時滑塊每分鐘往復運動的次數(shù)，與曲柄轉(zhuǎn)速對應。通用曲柄壓力設備越小，滑塊行程次數(shù)越大。對高速沖床，大批量生產(chǎn)和模具調(diào)試，可以實現(xiàn)在試模及模具初始運行階段以低速運行，一切正常后切換至高速運行。為實現(xiàn)可直接或間接表示壓力機的生產(chǎn)率。當壓力機有載荷工作時滑塊行程次數(shù)略有降低。如果有自動上，下料裝置時，滑塊行程次數(shù)近似等于壓力機的生產(chǎn)率。手工上，下料時滑塊行程次數(shù)間接表示生產(chǎn)率。實際生產(chǎn)率可利用系數(shù)C表示。因此，滑塊行程次數(shù)是表示壓力機的生產(chǎn)率的參數(shù)。對于手操作的曲柄壓力機，行程次數(shù)不宜太高?！?〕最大裝模高度H及裝模高度調(diào)節(jié)量裝模高度是壓力機上允許安裝模具的高度尺寸范圍。既指滑塊運動剩下止點時工作臺墊板上外表到滑塊下外表的距離。這個距離是允許安裝模具的高度范圍。為適應模具高度的制造偏差和模具修磨后的高度變化，裝模高度可以調(diào)節(jié)的，調(diào)節(jié)的范圍稱裝模高度的調(diào)節(jié)量。當滑塊調(diào)節(jié)到最高時裝模高度最大，稱最大裝模高度，反之，為最小裝模高度。最大，最小裝模高度之差為裝模高度調(diào)節(jié)量。最大裝模高度和裝模高度調(diào)節(jié)量由有關(guān)標準規(guī)定。〔5〕封閉高度封閉高度是指滑塊在下死點時，滑塊底面至工作臺外表的距離〔不是指墊板〕。通過裝模高度調(diào)整機構(gòu)，將滑塊調(diào)整到最上位置，當滑塊在下死點時，滑塊底面至工作臺外表的距離稱為最大封閉高度；將滑塊調(diào)整到最下位置，當滑塊在下死點時，滑塊底面至工作臺外表的距離稱為最小封閉高度?！?〕工作臺板及滑塊地面尺寸它是指壓力機工作空間的平面尺寸，它的大小直接影響所能安裝模具的平面尺寸以及模具安裝固定方法?！?〕喉深喉深是指開式壓力機或單柱壓力機的滑塊的中心線至機身的距離。如果尺寸選得太小，那么加工的零件尺寸受到限制；尺寸選得過大，那么給機身的設計，特別是剛度設計帶來困難。在曲柄壓力機的有關(guān)標準中，根本參數(shù)還有工作臺尺寸、封閉高度調(diào)節(jié)量、立柱間距等。盡管如此，根據(jù)這些選擇壓力機還是不夠的，還必須查閱產(chǎn)品樣本。設備制造廠提供的樣本中除了能查到根本參數(shù)外，還能查到壓力機輪廓尺寸、重量、安裝根本尺寸、電動機功率、氣源壓強等參數(shù)。樣本參數(shù)可作為工廠設計時選擇設備的依據(jù)。對于塑性成型加工技術(shù)人員還必須查閱設備使用說明書，才能獲得模具安裝方式和聯(lián)接尺寸、頂料桿的分布和尺寸、壓力機的許用負荷曲線等資料。.技術(shù)參數(shù)確實定選用的技術(shù)參數(shù)如表2.2所示：表2.2壓力機技術(shù)參數(shù)參數(shù)類別量值標稱壓力Fg/(10kN)160標稱壓力行程Sg/(mm)12滑塊固定行程S/(mm)160滑塊調(diào)節(jié)行程S1/(mm)20滑塊行程次數(shù)n/(次/min)40最大封閉高度H/(mm)450封閉高度調(diào)節(jié)量/(mm)130喉深C/(mm)380工作臺尺寸左右L/(mm)1120工作臺尺寸前后B/(mm)710工作臺孔尺寸左右L1/(mm)530工作臺孔尺寸前后B1/(mm)300工作臺孔尺寸直徑D/(mm)400立柱間距離A/(mm)530模柄孔尺寸〔直徑X深度〕/(mm)?70X80工作臺板厚度L/(mm)1302.2電動機的選擇電動機功率的計算詳細計算在傳動系統(tǒng)中安裝了飛輪，可以按一個循環(huán)的平均能量來選擇電動機的功率，其表達式為Nm=QUOTE式中W為工作循環(huán)所需總能量，t為一個工作循環(huán)時間〔s〕,其表達式為t=QUOTE式中n為滑塊每分行程次數(shù)，Cn為壓力機行程利用系數(shù)。為了使飛輪尺寸不致過大，以及使電動機能平安工作，實際電動機率要大于平均功率Nm,即N=kNm系數(shù)k一般為1.2～1.6，壓力機行程次數(shù)較低時k取下限，較高時取上限，k值也可參照相關(guān)資料選取，所以實際電動機功率應為N=kQUOTE表2.3電動機實際與平均功率比值k壓力機每分實際開動的行程次數(shù)knCn<151.2nCn=15～501.3nCn>501.4～1.6按上式計算出電動機功率后，選取大于計算值的額定功率為Nt的電動機，然后，根據(jù)Nt重新計算實際的k值，以便作為計算帶輪時使用，所以k值比預選的要大些，其表達式為K=QUOTE式中Nt為電動機額定功率,Nm為平均功率。簡化計算一般按工作時發(fā)熱條件來確定電動機功率，帶飛輪傳動的電動機功率計算歸結(jié)為如何確定折合功率。當機械特性比擬平緩或飛輪能量較大時，電動機負載波動下，這時折合功率接近于壓力機一個工作周期的平均功率，為折合功率與平均功率之比。為了使飛輪尺寸不致過大，以及使電動機能平安工作，實際電動機功率要大于平均功率，即工作循環(huán)總能量：系數(shù)一般為1.2～1.6，取=1.3實際電動機功率應為電動機功率的簡化計算—系數(shù)，由資料?曲柄壓力機及傳動裝置設計?查表10-7?。?0.1—曲柄壓力機的公稱壓力0.1×160=16電動機功率N=0.011600=16〔KW〕電動機的功率曲柄壓力機總的傳動效率設為總=0.9根據(jù)?機械設計課程設計?表2-8，選擇Y系列三相異步電動機。電動機的型號為：Y200L1-6。其主要技術(shù)數(shù)據(jù)表2.4所示：表2.4電動機參數(shù)電動機額定功率P18.5KW電動機滿載轉(zhuǎn)速nw970r/min電動機軸伸出端直徑55mm〔m6〕電動機軸伸出端安裝長度110mm外形尺寸長X寬X高775X395X530mm2.3傳動系統(tǒng)的設計傳動系統(tǒng)布置方式傳動系統(tǒng)的作用是把電動機的能量傳給曲柄滑塊機構(gòu)，并對電動機的轉(zhuǎn)速進行減速，使滑塊獲得所需的行程次數(shù)。傳動系統(tǒng)的布置方式包括三方面：1)采用上傳動，還是采用下傳動?2)主軸和傳動軸垂直于壓力機正面，還是平行于正面?3)齒輪放在機身之內(nèi)還是放在機身之外?單邊驅(qū)動還是雙邊驅(qū)動2。分述如下：1．壓力機的傳動系統(tǒng)可置于工作臺之上，也可置于工作臺之下。前者叫上傳動，后者叫下傳動。下傳動的優(yōu)點是：(1)壓力機的重心低，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，能減少振動和噪音，勞動條件較好；(2)壓力機地面高度較小，適宜于高度較矮的廠房；(3)從結(jié)構(gòu)上看，有增加滑塊高度和導軌長度的可能性，因而能提高滑塊的運動精度，延長模具的壽命，改善工件的質(zhì)量；(4)由于拉桿承受工作變形力，故機身的立柱和上梁的受力情況得到改善。下傳動的缺點是：(1)壓力機平面尺寸較大，而總高度和上傳動相差不多，故壓力機總重量比上傳動的約大10—20％，造價也較高。(2)傳動系統(tǒng)置于地坑之中，檢修傳動部件時，不便于使用車間內(nèi)的橋式吊車。拉延墊夾在傳動部件和底座之間，維修不方便，且地坑深，根底龐大，造價較高。因此是否采用下傳動結(jié)構(gòu)，需經(jīng)全面的技術(shù)經(jīng)濟比擬之后才能確定。現(xiàn)有的通用壓力機采用上傳動較多，下傳動較少。通常認為在舊車間內(nèi)添置大型壓力機時，由于車間的高度受到限制，采用下傳動的優(yōu)點才比擬明顯。2.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，齒輪工作條件較差，機器外形不美觀，但安裝維修方便；后一種形式，齒輪的工作條件較好，外形較美觀。如將齒輪浸入油池中，那么大大降低齒輪傳動的噪音。但安裝維修較困難。近年來，許多壓力機制造廠都傾向后一種形式。3.齒輪傳動也可設計成單邊傳動或雙邊傳動，采用后一種形式，可以縮小齒輪的尺寸，但加工裝配比擬困難(兩邊的齒輪必需精確加工，裝配時要保證對稱，否那么可能發(fā)生運動不同步的情形)。離合器和制動器位置確定離合器和制動器的安裝位置1、單級傳動壓力機的離合器和制動器只能置于曲軸上。2、采用剛性離合器的壓力機，離合器應置于曲軸上，這是因為剛性離合器不宜在高速下工作，而曲軸的轉(zhuǎn)速較低，故離合器置：廠曲軸上比擬適宜。在此情況下，制動器必然也置于曲軸上。3、采用摩擦離合器時，對于具有兩級和兩級以上傳動的壓力機，離合器可置于轉(zhuǎn)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，加速壓力機從動局部所需的功和離合器接合時所消耗的摩擦功都比擬小，因而能量消耗較小，離合器工作條件也較好。但是低速軸上的離合器需要傳遞較大扭矩，因而結(jié)構(gòu)尺寸較大。因此，摩擦離合器的合理位置應視機器的具體情況而定。一般來說，行程次數(shù)較高的壓力機(如熱模鍛壓力機)離合器最好安裝在曲軸上，因為這樣可以利用大齒輪的飛輪作用，能量損失小，離合器工作條件包較好。行程次數(shù)較低的壓力機(如中大型通用壓力機)，由于曲軸轉(zhuǎn)速低，最后一級大齒輪的飛輪作用己不顯著。為了縮小離合器尺寸，降低其制造本錢，并且由于結(jié)構(gòu)布置的要求，離合器多置于轉(zhuǎn)速較高的傳動軸上，一般是在飛輪軸上。制動器的位置那么隨離合器位置而定。因為傳動軸上制動力矩較小，可縮小制動器的結(jié)構(gòu)尺。但是必要指出，摩擦離合器的布置位置隨著生產(chǎn)的開展也在不斷變化。傳動級數(shù)和各級速比分配傳動級數(shù)的選取主要與以下三方面有關(guān)：1.滑塊每分鐘行程次數(shù)每分鐘行程次數(shù)稿，總傳動比小，傳動級數(shù)少;每分鐘行程次數(shù)低，總傳動比大，傳動級數(shù)多。2.壓力機作功的能力一級傳動的曲柄壓力機，飛輪裝置在曲軸上，轉(zhuǎn)速與滑塊每分鐘行程次數(shù)相同，而飛輪結(jié)構(gòu)尺寸又不可能太大，飛輪所能釋放的能量因此受到限制。所以，在同樣公稱壓力下，一級傳動的曲柄壓力機作功的能力，要比二級和二級以上傳動的曲柄壓力機為低。3.對機器結(jié)構(gòu)緊湊性的要求當傳動級數(shù)較少，每級傳動比擬大時，由于小皮帶輪和小齒輪結(jié)構(gòu)尺寸不能過小，致使大皮帶輪和大齒輪外形龐大，結(jié)構(gòu)不夠緊湊，所以在有些設計中用增加傳動級數(shù)或采用雙邊齒輪傳動的方法，來縮小傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)尺寸，但這樣會增加制造和維修的勞動量?，F(xiàn)有開式壓力機的傳動壓力機的傳動級數(shù)大致是：滑塊每分鐘行程次數(shù)為55～200次/分時，采用一級傳動，電動機的同步轉(zhuǎn)速為750或1000轉(zhuǎn)/分;滑塊每分鐘行程次數(shù)為30～90/分時，采用二級傳動，電動機的同步轉(zhuǎn)速為1000或1500轉(zhuǎn)/分；滑塊每分鐘行程次數(shù)為10～40次/分時，采用三級傳動。電動機的同步轉(zhuǎn)速為1000或1500/分；滑塊每分鐘行程次數(shù)小于12次/分時，采用四級傳動，四級傳動用得很少。各級傳動比分配恰當，使傳動系統(tǒng)能得到合理布置，不僅安裝維修方便，而且結(jié)構(gòu)緊湊美觀。一般，三角皮帶傳動的傳動比不超過6～8，齒輪傳動比不超過7～9。分配傳動比時，還應使飛輪又適當轉(zhuǎn)速。飛輪轉(zhuǎn)速過低，外形尺寸增大；過高，飛輪軸上的離合器和軸承工作條件惡化。開式曲柄壓力機飛輪通常在240～470/分之間。傳動方案的比擬及選定根據(jù)以上分析及具體條件來選擇設計方案。由于本系統(tǒng)傳動行程次數(shù)〔40r/min〕屬于30次/min～70次/min范圍內(nèi)，該壓力機主傳動采用兩級傳動。通過上述的分析得出如圖2.1所示的傳動方案圖，圖2.1幾種曲柄壓力機設計方案傳動系統(tǒng)圖從結(jié)構(gòu)上說：a、c兩種方案中所用的齒輪數(shù)較少從而結(jié)構(gòu)比擬簡單，空間布置相互靠近使方案比擬緊湊，從而不會浪費空間；b、d兩種方案中所用的齒輪較多自然結(jié)構(gòu)較為復雜一些，導致結(jié)構(gòu)的空間分布較大，造成了一定的空間浪費，從而使機構(gòu)較大型。從接觸面的摩擦來考慮：a這種方案由于第三級的小齒輪所受到兩個大齒輪的摩擦較多所以該小齒輪易磨損；b這種方案也同樣存在同樣的問題，然而它存在兩個同樣的齒輪從而增加了機構(gòu)的費用；c、d這兩種方案齒輪的摩擦較少，有利傳動方案。從傳動效率來說：a這種方案的傳動效率較高，由于在傳動過程中，所用的齒輪數(shù)較少，級數(shù)較少自然傳動次數(shù)較少，帶給執(zhí)行構(gòu)件的能量就多，因此傳動效率較高。b、c、d這幾種方案的級數(shù)較多，因此傳動效率較低，使大量的能量消耗齒輪傳動中，不能將大多數(shù)能量用于執(zhí)行構(gòu)件，結(jié)果傳動效率較低。從轉(zhuǎn)向來看：a這種方案的執(zhí)行齒輪的轉(zhuǎn)向是同向的，利于構(gòu)件的執(zhí)行，并給傳動方案帶來方便，b、c、d這幾種方案的執(zhí)行齒輪的轉(zhuǎn)向是反向的，不利于構(gòu)件的同步，給機構(gòu)的傳動帶來不便。綜上所述：選擇了a這種方案來分析計算，為下一步進行帶來了方便。選定設計的設計方案傳動系統(tǒng)簡如圖2.2所示：圖2.2曲柄壓力機設計方案傳動系統(tǒng)圖傳動比計算與分配由上述分析計算總傳動比:i==24根據(jù)傳動比的分配原那么和分配規(guī)律，取皮帶輪的傳動比為4，齒輪傳動的傳動比為6。第一級傳動：V帶傳動傳動比：4第二級傳動：圓柱斜齒輪傳動傳動比：6小齒輪的齒輪的齒數(shù)：18

第三章曲柄滑塊機構(gòu)的運動分析和受力分析曲柄滑塊機構(gòu)是曲柄壓力機工作機構(gòu)中的主要類型。這種機構(gòu)將旋轉(zhuǎn)運動變?yōu)橥鶑瓦\動，并直接承受工件變形力。它代表曲柄壓力機的主要特征，是設計曲柄壓力機的根底。3.1運動分析滑塊位移與曲柄轉(zhuǎn)角關(guān)系曲柄滑塊機構(gòu)的運動簡圖如圖3.1所示。O點為曲軸的旋轉(zhuǎn)中心，A點為連桿與曲柄的連接點，B點為連桿與滑塊的連接點，OA為曲柄半徑，AB為連桿長度。當OA以角速度w繞O點作旋轉(zhuǎn)運動時，B點那么以速度v作直線運動。下面分別討論滑塊的位移、速度和加速度與曲柄轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系。圖3.1曲柄滑塊機構(gòu)運動簡圖圖3.2曲柄滑塊機構(gòu)運動關(guān)系計算簡圖圖3.2為結(jié)點正置的曲柄滑塊機構(gòu)的運動關(guān)系的計算簡圖(所謂結(jié)點正置，是指滑塊和連桿的連結(jié)點B的運動軌跡位于曲柄旋轉(zhuǎn)中心0相連結(jié)點B的連線上)。根據(jù)如圖3-2所示的曲柄滑塊機構(gòu)運動關(guān)系，取滑塊下死點B0為行程的起點，滑塊從B0點到B0′點為滑塊位移S：S=-=-〔+〕=〔R-L〕-〔Rcosa+L〕=R〔1-cosa〕+L〔1-〕=R[〔1-cosa〕+〔1-〕]令=——這個通常叫做連桿系數(shù)，代入上式得：S=R[〔1-cosa〕+〔1-〕]〔3－1〕式中：為連桿與中心線的夾角，它的值可以從三角形OAB求得：===λsina〔3－2〕因為=，將上式代入得=〔3－3〕上式〔3-1〕得：S=R[〔1-cosa〕+〔1-〕]〔3－4〕根據(jù)二項式公式，可以將展開。由于一般小于0.3，對于通用壓力機一般在0.1到0.2之間。展開后取前二項已有足夠的精確度，所以：=1-〔3－5〕將此式代入〔4-3〕整理得：S=R[〔1-cosa〕+〔1-cos2a〕]〔3－6〕故只要知道半徑R和連桿系數(shù)時，便可以求出對應不同角和S值。式中s———滑塊位移，從下死點算起，向上方向為正，以下均同；α——曲柄轉(zhuǎn)角，從下死點算起，與曲柄旋轉(zhuǎn)方向相反為正，以下均同；R——曲柄半徑；λ——連桿系數(shù)。(λ＝QUOTE，其中L是連桿長度，當連桿長度可調(diào)時，取最短時數(shù)值.)3.1.2滑塊速度與曲柄轉(zhuǎn)角關(guān)系求出滑塊的位移與曲柄轉(zhuǎn)角的關(guān)系后，將位移S對時間t求導數(shù)就可得到滑塊的速度v,即：V==·=｛R【1-cosa+(1-cos2a)】｝·因為：=W所以：V=Rw〔sina+sin2a〕〔3－7〕式中V——滑塊速度，向下方向為正：W——曲柄角速度，W=；n——曲柄每分鐘轉(zhuǎn)速，即滑塊運每分鐘行程次數(shù)。滑塊加速度與曲柄轉(zhuǎn)角關(guān)系求出滑塊速度與曲柄轉(zhuǎn)角關(guān)系后，將速度v對時間t求導數(shù)就可得到滑塊的速度a即：a=-=-·=-｛Rw〔sina+sin2a〕｝·=-R〔cosa+λcos2a〕〔3－8〕式中a——滑塊加速度，向下方面為正。式〔3-8〕前面的負號不是由求導得到的，而是由于滑塊行程s和曲柄轉(zhuǎn)角a計算起點與實際運動方向相反的關(guān)系加上的。3.2受力分析連桿及導軌受力分析曲柄滑塊機構(gòu)能不能滿足工藝的要求，除了檢驗其運動規(guī)律是否符合要求之外，必需校核其強度。為了校核強度，必需首先確定機構(gòu)中主要零件的受力情況。圖3.3曲柄滑塊機構(gòu)受力簡圖其中是坯料抵抗變形的反作用力，N是導軌對滑塊的約束反力，Pab是連桿對滑塊的約束反力，這三個力交于B點，組成一個平衡的匯交力系.根據(jù)力的平衡原理，從力三角形中可以求得力，N和Pab之間的關(guān)系：Pab=〔3－9〕N=`〔3－10〕由上式知=，當=時，到達最大值。一般曲柄壓力機<0.3，負荷到達公稱壓力時的曲柄轉(zhuǎn)角僅左右，因此曲柄壓力機負荷最重時的角小，可以認為1，，上面兩式便成為：Pab≈P1〔3－11〕〔3－12〕式中：Pab為連桿對滑塊的約束反力，也等于連桿所受的作用力；為坯料抵抗變形的反作用力；N為導軌對滑塊的約束反力，也等于滑塊對導軌的正壓力；為連桿系數(shù)；為曲柄轉(zhuǎn)角。、圖3.4曲軸或偏心齒輪受力簡圖曲軸所受扭矩〔1〕不考慮摩擦如圖3.4所示，在連桿力的作用下，曲軸上所受理想扭矩Mt=PABOD而OD=RQUOTE=R(QUOTE+QUOTE)QUOTE≈1,QUOTE=QUOTE所以OD=R(QUOTE)PAB=P那么Mt=PR(QUOTE)=Pmt〔3－13〕式中mt理想當量力臂由式〔3－13〕可知，在曲柄壓力機所受變形抗力一定時，曲柄所受的扭矩隨曲柄轉(zhuǎn)角α變化而變化。在行程下死點附近，α小，Mt也小在行程中點附近α大，Mt也大?！?〕考慮摩擦時曲柄壓力機在工作時，在曲柄滑塊機構(gòu)各運動副之間是有摩擦存在的，由此而增加的摩擦扭矩是不可忽略的。曲柄滑塊機構(gòu)中的摩擦組要發(fā)生在一下四個局部：

1〕滑塊與導軌之間的摩擦如圖3.4〔f〕所示，摩擦力Pm=μQ〔3－14〕式中μ為摩擦系數(shù)，Q為導軌給滑塊的反作用力?？朔Σ料牡墓β蔔1=Pm·V=μQ〔3－15〕將上面相關(guān)式子代入得N1=μPQUOTE〔3－16〕

2〕曲軸兩支承出的摩擦如圖3.4〔b〕﹑(c)所示，曲軸支承處的摩擦存在于曲軸或心軸支承頸d0和軸承之間。曲軸旋轉(zhuǎn)時，軸承對軸頸的摩擦力分布在軸頸工作面上，這些摩擦力對軸頸中心O形成于軸頸旋轉(zhuǎn)方向相反的摩擦力矩，其值為：Mmo=μR1QUOTE+μR2QUOTE=μ(R1+R2)·QUOTER1+R2≈PAB≈PMmo=μPQUOTE〔3－17〕克服摩擦消耗的功率N2=Mmoω=μPQUOTEω〔3－18〕3〕連桿大端和曲柄頸之間的摩擦如圖3.4〔b〕﹑(c)所示，曲柄頸〔或偏心齒輪上的偏心〕dA和連桿大端軸承之間的摩擦所形成的阻力矩，同理可得克服摩擦消耗的功率N3=μPQUOTE·(ωA+ωBA)〔3－19〕式中dA為曲柄直徑，ωBA連桿擺動角速度。根據(jù)運動學原理，ωBA=ωAB=λωQUOTE〔3－20〕代入式〔3－18〕得N3=μPQUOTEω〔1+λQUOTE〕〔3－21〕4〕連桿小端處的摩擦如圖3.4〔e〕﹑(d)所示,連桿銷或球頭dB與連桿小端軸承或球頭座之間的摩擦形成阻力矩MmB=μPQUOTE〔3－22〕式中dB連桿銷或球頭直徑克服摩擦消耗的功N4=MmBωAB=QUOTEλωQUOTE〔3－23〕AA根據(jù)功率平衡原理，曲軸增加的功率等于各環(huán)節(jié)克服所消耗功率的總和，即Mmω=N1+N2+N3+N4〔3－24〕式中Mm為摩擦引起的曲軸扭矩增量將相關(guān)式子代入上式得Mm=μPλQUOTE(QUOTE)+μP[QUOTE+QUOTE(1+λQUOTE)+QUOTEλQUOTE]〔3－25〕由上式可以看出，曲軸上所增加的傳遞扭矩是隨曲柄轉(zhuǎn)角變化而變化的，但根據(jù)實測，這種變化不大，為簡化運算可認為Mm為常數(shù)，并取等于α=0o的數(shù)值，因此得Mm=QUOTEPμ[QUOTE+QUOTE(1+λ)+λQUOTE]=Pmm〔3－26〕式中mm為當量摩擦力臂。mm=QUOTEμ[QUOTE+QUOTE(1+λ)+λQUOTE]〔3－27〕由上述計算得考慮摩擦后曲軸所需傳遞扭矩Mq=Mt+Mm=P{R(QUOTE)+QUOTEμ[QUOTE+QUOTE(1+λ)+λQUOTE]﹜〔3－28〕上式僅適用于曲軸形式或偏心齒輪形式的曲柄壓力機。對于曲拐軸形式的壓力機如下列圖3.5曲拐軸扭矩計算圖計算得，曲軸扭矩為Mq=P{R(QUOTE)+QUOTEμ[QUOTE(1+K)+KQUOTE+QUOTEd01+(1+QUOTE)d02]﹜式中d01曲拐軸小頭支撐頸直徑d02曲拐軸大頭支撐頸直徑QUOTE連桿大端直徑或偏心套外直徑L2曲拐軸兩支承頸間距離L3曲拐軸大頭支承頸和曲拐頸間距離

第四章曲柄壓力機拐軸機構(gòu)設計4.1偏心機構(gòu)的分類及特點曲軸是曲柄壓力機傳遞運動和動力的主要零件，它與滑塊的行程和允許作用力有關(guān)，因此設計壓力機時都從曲軸開始。通用壓力機的偏心機構(gòu)有以下四種。在曲柄壓力機中，常見的曲軸有三種型式，即曲軸、曲拐軸和偏心軸。曲軸為壓力機的重要舉例：，受力復雜，故制造條件要求較高，一般用45號鋼鍛制而成。鍛比一般取2．5—3。有些中大型壓力機的曲軸那么用合金鋼鍛制，如40Cr、37SiMnzMoV、18CrMnN。B，鍛比需要大于3。對于小型壓力機的曲軸，國內(nèi)有些制造廠用球墨鑄鐵QT60—2鑄造。鍛制的曲軸加工后應進行調(diào)質(zhì)處理，有時還要在兩端切割試件進行機械性能試驗。對于大型曲軸，有時在支承頸和曲柄頸中心處鉆深孔，以改善淬透性，提高機械性能。曲軸支承頸和曲柄頸(或曲拐頸)需加以精車或磨光。為了延長曲軸壽命，在各軸頸特別是圓角處，最好用滾子輾壓強化。圖4.1偏心機構(gòu)示意圖a〕曲柄軸；〔b〕偏心軸；〔c〕曲拐軸；〔d〕偏心齒輪。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〕曲軸式如圖4.1〔a〕所示，在支承頸與曲柄頸之間的曲柄臂，曲柄半徑R較大，適用于較大行程的壓力機，按曲柄數(shù)目又可分為單曲柄和雙曲柄，后者適用于工作臺面較大的壓力機，純曲軸毛坯為鍛件，機械加工比擬困難?！?〕偏心軸如圖4.1〔b〕所示，曲軸頸粗而短，支承座間距小，結(jié)構(gòu)緊湊，剛性好。缺點是偏心直徑大，摩擦耗損多，制造困難，適用于行程小的壓力機?！?〕曲拐軸如圖4.1〔c〕所示，曲拐頸在軸的一端，行程懸臂，剛性較差。隨著曲柄半徑的增加，軸頸d02增加，摩擦耗損也增大，因此，曲柄半徑R不能取得太大。但其結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，假設設偏心套行程可以調(diào)節(jié)，適用于開式單柱壓力機?！?〕偏心齒輪如圖4.1〔d〕所示，偏心齒輪安裝在芯軸上并繞芯軸轉(zhuǎn)動，通過偏心齒輪與芯軸的偏心距實現(xiàn)曲柄機構(gòu)動作，應用于大中型壓力機芯軸僅受彎矩，偏心齒輪受扭矩作用，負荷分配合理，加工制造業(yè)方便，偏心齒輪一般用鑄造毛坯，芯軸加工容易。機身結(jié)構(gòu)比擬簡單。但偏心局部直徑較大工作時摩擦耗損增加，假設采用懸臂結(jié)構(gòu)可以減少摩擦損失，但剛度下降，超載時比曲軸式容易發(fā)生卡死現(xiàn)象。4.2曲拐軸設計的經(jīng)驗尺寸曲拐軸各局部尺寸由經(jīng)驗公式確定圖4.2拐軸結(jié)構(gòu)簡圖根據(jù)經(jīng)驗公式：支撐頸直徑d02小端支撐頸曲拐頸直徑〔0.65～0.68〕d02Fg為公稱壓力〔KN〕根據(jù)以上經(jīng)驗公式求得d02=7QUOTE=7×QUOTE=280mm;=0.52×280=146mm〔0.65～0.68〕d02=0.65×280=182mmn2=QUOTE=40r/min,P2=P1η2=17.575×0.97=17.05KWT2=9550×QUOTE=9550×QUOTE=4.07×QUOTEN·mmQUOTE=QUOTE=112×QUOTE=84.29mmd≧QUOTE=84.29mm取d=100mm.4.3曲拐軸材料選擇曲拐軸材料采用優(yōu)質(zhì)炭素結(jié)構(gòu)鋼或合金結(jié)構(gòu)鋼，如45、40CR等，要求使用鍛造毛坯，粗加工后調(diào)質(zhì)處理，重要的曲軸和芯軸要在毛坯端部取式樣做力學性能檢測，外表粗糙度要求到達Ra(0.08—0.10)微米，各圓角半徑要嚴格保證圓樣尺寸和外表質(zhì)量，最后采用滾壓強化外表以提高疲勞壽命。根據(jù)資料選擇得以下數(shù)據(jù)：40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為241～286HBS,抗拉強度為屈服強度彎曲疲勞強度極限，剪切疲勞極限為：，許用彎曲應力為4.4拐軸行程調(diào)節(jié)裝置為了適應不同的沖壓工藝要求，許多開式壓力機行程的大小是可以調(diào)節(jié)的．如拐軸行程調(diào)節(jié)裝置，如圖4-3所示，偏心套1相對于曲拐軸4的曲拐頸有一偏心距，而連桿6套在偏心套上，因此，轉(zhuǎn)動偏心套，即能調(diào)整行程的大小。偏心套的端面開有溝槽，與調(diào)節(jié)套2端面的溝槽相互咬合。當調(diào)節(jié)行程時，松開鎖緊套5，即可拉出法藍3及調(diào)節(jié)套2，使溝槽脫開，此時即可利用偏心套圓周上的扳手孔旋轉(zhuǎn)調(diào)節(jié)套來調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)動偏心套至所需位置，然后按相反方向轉(zhuǎn)動鎖緊套，使調(diào)節(jié)套與偏心套的端面溝槽重新咬合。圖4,3拐軸行程調(diào)節(jié)裝置1一偏心套；2一調(diào)節(jié)套；3一法藍；4一曲拐軸；5一鎖緊套；6一連桿。4.5拐軸的強度計算與校核關(guān)于曲拐軸現(xiàn)行的強度計算法有兩種，一是集中載荷的簡文梁法。它把載荷簡化為集中載荷，并作用在曲拐頸的中點；二是彈性根底梁法。它認為作用在曲拐頸上的載荷是均布的，并考慮應力集中的影響。以上兩種方法計算所得的應力與實測應力均有較大出入。不合實際。如圖4-4所示，考慮到曲拐頸的彈性變形，載荷Pg作用在曲拐頸上，近似三角形分布。從受力和結(jié)構(gòu)上分析，B-B為危險截面圖4-4曲拐軸計算簡圖B-B截面的彎矩MW=QUOTEPgla=QUOTE×160×QUOTE×250×QUOTE＝1.33×QUOTEN·mB-B截面的扭矩假設行程調(diào)節(jié)到最大值，連桿作用力與公稱壓力相當，B-B截面的扭矩、sin(α+β)由于β角很小，可忽略不計。所以Mn=PgeQUOTE=160×QUOTE×10×QUOTE×1＝1.6×QUOTEN·m按第三強度理論，彎扭聯(lián)合作用時B-B截面的應力δ=QUOTE==223×QUOTEpa滑塊上的許用作用力P=QUOTE=QUOTE=3.03×QUOTEN根據(jù)資料QUOTE=﹙1400～2000﹚×QUOTEPa因為p=1.6×QUOTEN＜3.03×QUOTENδ=223×QUOTEpa＜QUOTE=﹙1400～2000﹚×QUOTEPa所以該曲拐軸設計合格。

第五章曲柄壓力機相關(guān)機構(gòu)設計5.1帶傳動設計皮帶傳動結(jié)構(gòu)簡單，制造和維護比擬容易，可以在相距較遠的兩軸之間傳遞運動和動力，能夠緩和沖擊和振動(由于皮帶是柔性體)，超載時又能自動打滑可以保護其它的零件不受損壞，因此獲得了廣泛的應用。但是，因為它的傳動比不穩(wěn)定，所以要求嚴格保持傳動比的地方(如車床的切螺紋機構(gòu))不能采用皮帶傳動。確定計算功率PcaPca=KAP由?機械設計?表8-7查得工作情況系數(shù)KA=1.3，前面計算有電動機的功率P=18.5KW故Pca=1.3×18.5=24.05KW選擇V帶的帶型根據(jù)Pca=24.05KW，n1=970QUOTE.由機械設計課本圖8-11選用C型。(3)確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v初選小帶輪的基準直徑dd1。由表8-6和8-8，取小帶輪的基準直徑dd1=224MM。驗算帶速v。按式〔8-13〕驗算帶的速度v=QUOTE=3.14×224×970÷60÷1000=11.3QUOTE.因為5m/s<11.3m/s<30m/s,故帶速適宜。(4)確定大帶輪的基準直徑。根據(jù)式8-15a，計算大帶輪的基準直徑dd2=i1dd1=4×224=896MM根據(jù)表8-8圓整為900MM。(5)確定帶的中心距a和基準長度L0根據(jù)式8-20根據(jù)公式初定中心距a0=1200mm由公式計算所需的基準長度=2×1200+QUOTE(224+900)+QUOTE=4260mm由?機械設計?教材表8-2選帶的基準長度Ld=4500mm(6)按式a計算實際中心距a。a=1200+QUOTE=1320mm(7)驗算小帶輪上的包角=180o-〔900-224〕QUOTE=152o≥90°(8)計算帶的根數(shù)計算單根帶的額定功率Pr由dd1=224mm和n1=970r/min，查?機械設計?教材表8-4a得p0=5.8kW。根據(jù)n1=970r/min，i=4和C型帶，查?機械設計?教材表8-4b得△P0=0.85KW。查?機械設計?教材表8-5得Ka=0.92，查?機械設計?教材表8-2得KL=1.04，于是Pr=〔P0+△P0〕·Ka·KL=〔5.8+0.85〕·0.92·1.04=6.36kW(9)計算帶的根數(shù)zZ==QUOTE=3.78取四根。(10)計算單根V帶的初拉力的最小值〔F0〕min由?機械設計?教材表8-3得C型帶的單位長度質(zhì)量q=0.30〔kg/m〕，所以〔F0〕min=500=500×QUOTE+0.3×11.32=516.5N應使帶的實際初拉力F0>〔F0〕min。(11)計算壓軸力Fp壓軸力的最小值為：〔Fp〕min=2·Z·〔F0〕min·sin=2×4×516.5×sinQUOTE=4009N5.2帶輪的設計帶輪的材料常用的帶輪材料為HT150或HT200。轉(zhuǎn)速較高的可以采用鑄鋼或用鋼板沖壓后焊接而成。小功率時可用鑄鋁或塑料。帶輪的結(jié)構(gòu)形式V帶輪由輪緣，輪輻和輪轂組成。根據(jù)輪輻結(jié)構(gòu)的不同，V帶輪可以分為實心式，腹板式，孔板式，和橢圓輪復式。V帶輪的結(jié)構(gòu)形式與基準直徑有關(guān)。當帶輪基準直徑dd≦2.5d(d為安裝輪的軸的直徑，mm),可以采用實心式；當dd≦300mm時，可以采用腹板式；當dd≦300mm,同時D1-d1≧100mm時，可以采用孔板式；當dd＞300mm時，可以采用輪輻式。V帶輪的輪槽V帶輪的輪槽與選用的V帶的型號相對應V帶繞在帶輪上以后發(fā)生彎曲變形，使V帶工作面夾角發(fā)生變化。為使V帶的工作面與帶輪的輪槽工作面緊密貼合，將V帶輪輪槽的工作面的夾角做成小于40°V帶安裝到輪槽中以后，一般不應超出帶輪外圓，也不應該與輪槽底部接觸。為此規(guī)定了輪槽基準直徑到帶輪外圓和底部的最小高度hamin和hfmin。由C型帶輪查?機械設計?教材表8-10得輪槽截面尺寸如表所示：表5.1輪槽截面尺寸槽型bdhaminhfminefminφC19.04.814.325.5±0.51632°34(dd≤315)36°38(dd>315)根據(jù)相關(guān)經(jīng)驗公式計算帶輪的尺寸因為dd1=224≤300mm，所以小帶輪采用腹板式；dd2=900>300mm，所以大帶輪采用輪輻式。根據(jù)經(jīng)驗公式計算輪轂和輪輻的尺寸。小帶輪根本尺寸如下：dd1=224mm；da1=dd1+2ha1=234mmd=55mm〔軸的直徑〕；d1=〔1.8～2〕d=110mm；L=〔1.5～2〕d=110mm；B=3e+2f=107mm；C′=(～)B=20mm。(取d=55mm；ha=5mm；hf=15mm；e=25mm；f=16mm)大帶輪根本尺寸如下：dd2=900mm；da2=dd2+2ha=910mm；d=60mm；d1=〔1.8～2〕d=120mm；L=〔1.5～2〕d=96mm；B=3e+2f=107mm；C′=(～)B=22mm；Za〔輪輻數(shù)〕=6；h1=290=66mm；h2=0.8h1=53mm；b1=0.4h1=26.5mm；b2=0.8b1=21mm；f1=0.2h1=13;f2=0.2h2=11mm5.3齒輪傳動設計齒輪傳動設計二級傳動轉(zhuǎn)速相對較小選擇齒輪傳動〔1〕選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)為了保證運動平穩(wěn)性，本次設計選擇斜齒傳動；曲柄壓力機屬于鍛壓設備，根據(jù)資料顯示選取精度等級為八級；由機械設計課本查得，小齒輪材料可選為40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼〔調(diào)質(zhì)〕，硬度為：240HBS。〔2〕初選小齒輪齒數(shù)Z1=18,大齒輪Z2=108。〔3〕選取螺旋角β斜齒圓柱齒輪傳動的螺旋角β不宜選得過大，常在8o～20°之間選擇，初選β=14?！?〕按齒面強度設計d1t≧QUOTE確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選QUOTE=1.5，選取區(qū)域系數(shù)QUOTE=2.43;查得εα1=0.74，εα2=0.9εα=εα1+εα2,0.74+0.9=1.64;許用接觸應力QUOTE=QUOTE+QUOTE=QUOTE=531.25MPa計算a.試計算小齒輪分度圓直徑d1t,由計算公式得d1t=QUOTE=97.5mm其中QUOTE=1.2，QUOTE=189.8QUOTE,齒數(shù)比μ=6b.計算圓周速度νν==m/sc.計算齒寬b與模數(shù)mntb=QUOTEd1t=1.24×97.5=117mmmnt=QUOTE=QUOTE=5.26齒高：h=2.25mnt=11.83QUOTE=QUOTE=9.89d.計算縱向重合度εβ=0.318QUOTEZ1QUOTE=0.318×1.2×18×QUOTE=1.713e.計算縱向載荷系數(shù)K使用系數(shù)KA=1.25，根據(jù)ν=1.24m/s8級精度查相關(guān)資料得動載荷系數(shù)KV=1.0，KHβ=1.42,KFβ=1.4,KHα=KFα=1.4故載荷系數(shù)K=KAKVKHβKHα=1.25×1×1.42×1.4=2.485f.按實際載荷系數(shù)校正所計算得的分度圓直徑d1=d1tQUOTE=97.5×QUOTE=115.37g.計算模數(shù)mnmn=QUOTE=QUOTE=6.22〔5〕按齒根彎曲強度設計1〕mn≥QUOTE計算載荷系數(shù)K=KAKVKFαKFβ=1.25×1×1.4×1.4=2.45根據(jù)縱向重合度εβ=1.713，查得螺旋角影響系數(shù)Yβ=0.87計算當量齒數(shù)Zv1=QUOTE=QUOTE=19.7;Zv2=QUOTE=QUOTE118.23查取齒形系數(shù)QUOTE，應力校正系數(shù)QUOTE查得QUOTE=2.8,QUOTE=1.55;QUOTE=2.17,QUOTE=1.8計算大小齒輪QUOTE，并加以比擬QUOTE=QUOTE=0,01429；QUOTE=QUOTE=0.01635比擬得大齒輪的較大2〕設計計算mn≥QUOTE=4.15mn=5滿足彎曲強度，為了滿足強度要求，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑115.37mm來計算應有的齒數(shù)，于是由Z1=QUOTE=QUOTE=23.074取Z1=23，那么Z2=23×6=138幾何尺寸計算1)計算中心距a=QUOTE=QUOTE=414.8圓整為a=4152〕按圓整后的中心距修正螺旋角β=QUOTE=QUOTE=14°5′54″因為β值改變不大，故參數(shù)εα，Kβ,ZH等無需修正。3〕計算大小齒輪的分度圓直徑d1=QUOTE=QUOTE=118.6mmd2=QUOTE=QUOTE=711.43mm4)計算齒寬B=φdd1=1.2×118.6=142.3mm圓整后取B2=145mm,B1=150mm.5)大小齒輪結(jié)構(gòu)設計QUOTE=QUOTE+2QUOTE=118.6+2×1×5=128.6mmQUOTE=QUOTE-2QUOTE=118.6-2×1.25×5=106.1mmQUOTE=QUOTE+2QUOTE=711.43+2×1×5=721.43mmQUOTE=QUOTE-2QUOTE=711.43-2×1.25×5=698.93mm因為QUOTE=128.6mm≤120mm所以小齒輪做成實心結(jié)構(gòu)的齒輪，本設計將其與軸做成一體400≤QUOTE≤1000，所以將大齒輪做成輪輻式。由上述相關(guān)設計有大齒輪各結(jié)構(gòu)尺寸如下：d=100D1=1.6d=160mm,L=(1.2～1.5)d=1.45×100=145mmδ0=2.5mn=2.5×5=12.5mm,n=0.5mn=2.5mmH=0.8d=80mm,H1=0.8H=64mm,e=0.8δ0=10mmC=QUOTE=16mm,r=0.5c=8mms=H/6=13.3mm5.4高速軸的設計前面設計已經(jīng)提到高速軸是一根齒輪軸軸的結(jié)構(gòu)與裝配法案如下列圖圖5.1裝配法案〔1〕求出輸出軸上的功率P1,轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1取帶輪傳動的效率η1=0.95n1=QUOTE=QUOTE=242.5r/min,p1=pη1=18.5×0.95=17.575kwT1=9550×QUOTE=9550×QUOTE=692.193N·m(2)作用在齒輪上的力Ft=QUOTE=QUOTE=11763NFr=FtQUOTE=11763×QUOTE=4412NFa=FtQUOTE=11763×QUOTE=2933N﹙3﹚初步確定軸的最小直徑軸的材料為40Cr,查資料取A0=112,于是得dmin=A0QUOTE=112×QUOTE=46.7mm(4)軸的最小處顯然是安裝帶輪處，故取d12=60mm,大帶輪的輪轂長L=96mm為滿足帶輪定位要求，1-2軸段左端制出一個軸肩，故d23=68mm，右端用軸端擋圈定位，為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上而不壓在軸的端面1-2段的長應該比輪轂小些，所以l12=90mm.選取滾動軸承。因軸同時受軸向和徑向力作用，應選用角接觸球軸承。參