毕业论文 曲柄压力机设计

摘 要曲柄压力机广泛应用于冲裁，弯曲，校正，模具冲压等工作。本次设计的为单点闭式中型，公称压力为160吨曲柄压力机。此次设计由于分工不同，主要完成的是曲柄压力机曲柄滑块机构的设计。在设计中主要是根据总体设计确定的压力机主要参数，公称压力，滑块行程等参数参考相关手册初步估算曲柄，连杆，滑块，导轨相关尺寸，然后分别校核，修正，最终确定各零部件尺寸，并根据要求完成装模高度调节装置设计。最后写出详尽曲柄滑块机构设计说明书，绘出主要零件图。关键字：公称压力，曲轴，连杆，导轨，调节装置。AbstractIt was crank press slider crank mechanism design that crank press extensive use to blanking，bent，adjustment，mould stamping quiescent. This degree rated for single-point closed type mesotype skill pressure for 160 ton crank press. This degree design owing to division of labour differ. Mostly finished at design suffer primarily as per overall design final contractor major parameter，nominal pressure，slide stroke is isoparametric reference correlation manual general estimate winch，pitman，slipper rack correlation size，then parting check，amend，ultimately ascertain each spare size，combine or finish fit design up with. be the last written out at large slider crank mechanism design specifications，out major parts chart to.key word：nominal pressure，crankshaft，pitman，rack，regulating block.目 录目 录- 3 -前言- 5 -1.1曲柄压力机的构成及工作原理- 6 -1.1.1曲柄压力机一般有工作部分构成- 6 -1.1.2曲柄压力机工作原理- 6 -1.2曲柄压力机的主要技术参数和型号- 7 -1.2.1曲柄压力机的主要技术参数- 7 -2 曲柄滑块机构的构成及相关分析- 9 -21 压力机曲柄滑块机构的构成- 9 -2.2 曲柄压力机滑块机构的运动规律分析- 10 -2.2.1滑块的位移和曲柄转角之间的关系- 10 -2.2.2滑块的速度和曲柄转角的关系- 11 -2.3曲柄压力机滑块机构的受力分析- 14 -2.3.1忽略摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析- 14 -2.3.2考虑摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析- 15 -3齿轮传动- 20 -3.1 齿轮传动的介绍- 20 -3.1.1齿轮在应用的过程中对精度有以下的要求- 20 -3.2 直齿轮传动- 21 -3.2.1齿轮参数确定- 21 -3.2.2 齿轮的尺寸初步计算- 22 -3.2.3 齿轮的强度校核- 23 -3.3圆锥齿轮的设计与计算- 26 -3.3.1几何参数的计算- 26 -3.3.2 核算弯曲应力- 28 -3.4蜗杆蜗轮传动的计算- 29 -3.4.1蜗杆传动的特点- 29 -3.4.2蜗杆蜗轮的材料- 30 -3.4.3蜗杆蜗轮尺寸的计算- 30 -3.4.4 核算蜗轮弯曲应力- 32 -3.4.5核算蜗杆接触应力:- 33 -4 曲柄压力机滑块机构的设计与计算- 36 -4.1曲轴的设计与计算- 36 -4.1.1选定轴的材料- 36 -4.1.2估算曲轴的相关尺寸- 36 -4.1.3 设计轴的结构并绘制结构草图- 36 -4.1.4 校核轴劲尺寸- 36 -4.1.5曲轴的危险阶面校核- 38 -4.2连杆和调节螺杆的设计- 41 -4.2.1 连杆和调节螺杆初步确定- 41 -4.2.2校核调节螺杆的和连杆尺寸- 41 -4.3 导轨的设计与计算- 44 -4.4 装模高度调节装置总体设计- 47 -4.4.1 装模高度调节装置构成及工做原理- 47 -4.4.2调节装置电动机选定- 49 -5轴承的选用- 53 -5.1滑动轴承选用与校核- 53 -5.1.1连杆大端滑动轴承选用与校核- 53 -5.1.2曲轴颈上滑动轴承选用与校核- 54 -5.2 滚动轴承选用与校核- 55 -5.2.1求比值:- 55 -5.2.2求相对应轴承轴向载荷的e值与Y值- 55 -前言制造业是一个国家经济发展的重要支柱，其发展水平标志着该国家的经济实力、科技水平和国防实力。压力机是机械制造业的基础设备。随着社会需求和科学技术的发展，对机床设计要求越来越高。尤其是模具制造的飞速出现，使机床向高速、精确，智能化的方向发展。因此，对压力机的精度和生产率等各方面的要求也就越来越高。本次设计是结合中型压力机的工作实际，对JB31-160型曲柄压力机进行改造性设计。由于传统JB31-160型曲柄压力压力机，存在滑块运动精度底，装模高度调节麻烦，滑块行程量小等缺点，严重影响了生产效率。本次设计鉴于以上缺点对其进行了如下改正：1改进部件结构设计，采用新型材料。例如离合器部件，尽量减小其从动惯量，采用新兴摩擦材料。2调节装置方面，采用二级的锥齿蜗杆蜗轮调节，节省了工人劳动量，又提高了精度。3采用了曲轴代替同类型的偏心轴，用变位齿轮代替普通齿轮，这样就减小了机身的高度，更方便按装。压力机是冲压模具制造的常用设备，而提高冲压模具坯料精度，提高生产率，提高使用寿命，减少劳动劳动量的有效方法，此外，还要考虑到人机结合的合理性，使机床更人性化，便于工人的操作，减轻劳动强度和增加安全性。曲柄压力机的工作原理及主要参数1.1 曲柄压力机的构成及工作原理1.1.1曲柄压力机一般有工作部分构成1) 工作机构，一般为曲柄滑块机构，由曲柄、连杆、滑块等零件成。2) 传动系统，包括齿轮传动、皮带传动等机构。3) 操作系统，如离合器、制动器。4) 能源系统，如电动机、飞轮。5) 支撑部件，如机身。上述除了的基本部分以外，还有多种辅助系统与装置，如润滑系统、安全保护装置以及气垫等。1.1.2曲柄压力机工作原理曲柄压力机是以曲柄传动的锻压机械，其工作原理是电动机通过三角带把运动传给大皮带轮，再经小齿轮，大齿轮，传给曲轴。连杆上端连在曲轴上，下端与滑块连接，把曲轴的旋转运动变为连杆的上下往复运动。上模装在滑块上，下模装在垫板上。因此，当材料放在上下模之间时，及能进行冲裁或其他变形工艺，制成工件。由于工艺的需要，滑块有时运动，有时停止，所以装有离合器和制动器。压力机在整个工作周期内进行工艺操作的时间很短，也就是说，有负荷的工作时间很短，大部分时间为无负荷的空程时间。为了使电动机的负荷均匀，有效的利用能量，因而装有飞轮。本次曲柄压力机的设计中,大皮带轮的设计兼有飞轮的作用。工作原理图如下图： 图1-1 名字1.2 曲柄压力机的主要技术参数和型号1.2.1 曲柄压力机的主要技术参数 曲柄压力机的主要技术参数是反映一台压力机的工艺能力,所能加工的零件尺寸范围,以及有关生产率等指标的重要资料.本次设计的曲柄压力机主要技术参数如下：1.公称压力： 160 吨2.滑块行程： 200 mm3.滑块每分次数： 32r/min4.最大装模高度： 450 mm5.装模高度调节量： 200 mm6.导轨间距离： 880 mm7.滑块底面尺寸： 700 mm8.工作台尺寸： 800 mm1.2.2曲柄压力机的型号曲柄压力机的型号用汉语拼音字母和数字表示，例如J A 3 1 160 型曲柄压力机型号的意义是：J A 3 1 160 型J机械压力机（第一类锻压机）A次要参数与基本型号不同的第一变型3第三列 闭式单点压力机1第一组 160公称压力（×10千牛） 2 曲柄滑块机构的构成及相关分析21 压力机曲柄滑块机构的构成 由于压力机要求滑块作往复直线运动,而为动力的电动机却是作旋转运动,因此,需要一套机构,将旋转运动变为直线往复运动。下图中的结构就是完成这部分工作的重要部分曲柄滑块机构。 图2-1由本图知采用一套曲柄连杆，它对滑块只有一个加力点，因此常称做单点式曲柄压力机，这是中小型压力机广泛采用的形式。当工作台左右较宽时，也常采用两套曲柄连杆，这时它们对滑块有两个加力点，叫双点压力机，对于左右前后都较宽的压力机也可采用四套曲柄连杆，相应的滑块有四个加力点。曲轴中心到曲柄颈中心的距离，这个距离通常叫做曲柄半径，它是曲柄压力机的一个重要参数，（有关曲轴的部分第四章详述）。有时小型压力机，可能用偏心轴代替曲轴，同样偏心轴也可以将旋转运动转变为滑块的直线往复运动。2.2 曲柄压力机滑块机构的运动规律分析本次设计压力机工作机构采用是曲柄滑块机构, A点表示连杆与曲轴的连结点,B点表示连杆与滑块连接点,AB表示连杆长度. 滑块的位移为s。a为曲柄的转角。习惯上有曲柄最底位置（相当于滑块在下死点处），沿曲柄旋转的相反方向计算。其运动简图如下图所示., 图2-22.2.1滑块的位移和曲柄转角之间的关系滑块的位移和曲柄转角之间的关系表达为而 令 则而 所以 代入整理得: 代表连杆系数。通用压力机一般在0.10.2范围内.故上式整理后得:式子中 s滑块行程.(从下死点算起) a曲柄转角, 从下死点算起,与曲柄旋转方向相反者为正. R曲柄半径 连杆系数 L连杆长度(当可调时取最短时数值) 因此,已知曲柄半径R和连杆系数时,便可从上式中求出对应于的不同a角的s值.有余玄定理知2.2.2滑块的速度和曲柄转角的关系求出滑块的位移与曲轴转角的关系后,将位移s对时间t求导数就可求得到滑块的速度v.即: 而 所以 式中 v滑块速度 曲柄的角速度 又因为所以式中 n曲柄的每分钟转数从上式可看出,滑块的速度V是随曲柄转角a角度变化的。在a=0时 V=0 , a角增大时V随之显著增大；但在a=之间时，V的变化很小,而数值最大.因此常常近似取曲柄转角的滑块的速度当作最大速度。用表示即上面公式表明，滑块的最大速度与曲柄的转速n，曲柄半径R成正比，n越高，R越大，滑块的最大速度Vmax也越大。 本压力机滑块的最大速度2.3曲柄压力机滑块机构的受力分析判断曲柄压力机滑块机构能不能满足加工需要除了它的运动规律是否符合要求外，还有很重要的一点就是要校核它的强度。而进行强度校核之前必须首先正确的将曲柄压力机滑块机构的主要构件进行力学分析。2.3.1忽略摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析忽略摩擦和零件本身重量时滑块的受力情况如图2-3所示。其中P1料抵抗变形的反作用力，N导轨对滑块的约束反力，Pab对滑块的约束反力，这三个力交于B，组成一个平衡的汇交力系。根据力的平衡原理，从力三角形中可以求得P1、N、Pab之间关系如下： 有上式知 当时，取到最大值 一般曲柄压力机，负荷达到公称压力时的曲柄转角仅30度左右。因此可近似认为： 上面两式便成为： 例如求公称压力角时,曲轴上齿轮传递的扭矩因为在时,滑块能承受的最大负荷是160吨,所以坯料抵抗变形的反作用力也允许达到这个数值,即 可查表2-2得 因此在不考虑摩擦时齿轮传动的扭矩为: 上面,我们在分析连杆、滑块受力和曲轴所需传递的扭矩的过程中,都没考虑各活动部位的摩擦.这种处理问题的方法,对于分析连杆和滑块受力,来说,误差很小.且简化了计算公式,完全可应用.但是,在计算曲轴所需传递的扭矩时,不考虑摩擦的影响,却会带来较大的误差,因此计算时,应考滤由于摩擦所增加的扭矩.2.3.2考虑摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析曲柄滑块机构的摩擦主要发生在四处:1）.滑块导向面与导轨之间的摩擦.如下图所示,摩擦力的大小等于滑块对导轨的正压力,与摩擦系数的乘积,摩擦力的方向与滑块的运动方向相反.工作行程时,滑块向下运动,导轨对滑块的摩擦力朝上,形成对滑块运动的阻力.2）. 曲轴支承劲与轴承之间的摩擦.轴旋转时,轴承对轴劲的摩擦力分布在轴劲工作面上,这些摩擦力对轴颈中心O形成与轴旋转方向相反的阻力矩.它可近似的按下式计算: 由于小齿轮的作用力远小于,所以可以认为两个支反力的和 于是上式可变为:3）曲轴颈与连杆大端轴承之间的摩擦,它和上一种摩擦相同,也形成阻力矩,且可按下式计算:4）连杆销与连杆小端轴承能够之间的摩擦.它也形成阻力矩: 根据能量守恒的原理,曲轴所需增加扭矩在单位时间内所做的功。等于克服各处磨擦所消耗的功率。即： 式中：曲柄的角速度； 滑块的速度； 曲柄和连杆的相对角速度，连杆的摆动角速度，所以可以求得的绝对值为：而将上式代入，并取=1，经整理后得由于摩擦使曲轴所增加的扭矩为： 现以所设计的曲柄压力机的曲柄滑块机构为例,来分析上式中方括号内的值.有该曲柄压力机的参数如下: R=80mm 代入式子中求得方括号内的值,即的值如下: 684.9 681.61 679.95 673.90 661.30 649.40从以上可以看出, 的值随曲柄转角而变化,但变化较小,在近似计算中,可以将看作不随变化的常数,并取其相当于=时的值.因此,上式可简化为已知 与不记摩擦的扭矩比较,最后的到考虑摩擦后曲轴所需传递的扭矩: 以上式子中:R曲柄半径;曲柄的转角;连杆系数;摩擦系数,一般取0.05曲轴支承颈的直径曲轴颈的直径连杆销的直径坯料抵抗变形的反作用力. 3齿轮传动3.1 齿轮传动的介绍由于齿轮传动能传递较大的扭矩，又具有结构紧凑、工作可靠和寿命较长等优点，因此齿轮得到了广泛的应用，齿轮传动一般会遇到：齿面磨损、牙齿折断、倒牙、齿面麻点和振动、噪音等。根据这些情况，对于曲柄压力机的齿轮传动提出下面两点基本要求：够的承载能力。要尽可能缩小齿轮的尺寸，采用常用的材料，又要保证能承受外载荷的作用，并且有足够的寿命。要的传动平稳性。齿轮在传动过程中产生的噪音和振动要在允许范围之内，不能过大。3.1.1齿轮在应用的过程中对精度有以下的要求动精度为了准确的传递运动，要求主动齿轮转过一个角度，从动齿轮按传动比关系准确的转过相应的角度，但由于制造的误差，使从动齿轮不能按传动比关系准确地转过相应的角度。但为了满足使用要求，规定齿轮一转的过程中回转角误差绝对值的最大值不超过一定限度。工作平稳性精度为了减小齿轮传动的躁声和振动，必须将齿轮在一转中的瞬时传动比的变化限制在一定的范围之内，也就是要求齿轮每转中回转角误差多次反复变化的数值小。接触精度在齿轮的使用过程中要使齿轮的齿面有足够的接触面积，不可是齿轮局部接触。齿侧间隙互相啮合的一对牙齿，在非工作面沿齿廓法线方向留有一定的间隙Cn,这是为了避免安装、制造不准确，以及工作时温度变化和弹性变化而造成牙齿卡住，同时还可以利用它储存润滑油，改善齿面的摩擦条件。总之，为了保证齿轮传动有良好的性能，必须对齿轮的运动精度、工作平稳性、接触精度和齿轮侧隙有一定的要求，但这，四方面的要求也不能够平均对待，具体工作条件不同，每个方面的要求也不一样。3.2 直齿轮传动根据总体的设计方案，曲柄滑快机构的里是有齿轮传入的。由于传递的力较大，结合已有的设计方案，确定本传动采用双边齿轮传动。为了达到传动平稳和足够承载能力。本设计采用的是直齿圆柱齿轮。3.2.1齿轮参数确定参考同类型的曲柄压力机的传动齿轮设计。有传动比i为6.47初步确定齿轮的相关参数方案如下：方案一齿轮摸数m=12mm, 标准直齿轮为不发生根切， 小齿轮齿数,那么大齿轮齿数为：. 方案二齿轮摸数m=12mm，采用变位齿轮。由于采用了变位齿轮，可不考虑根切，这时可暂定小齿轮齿数，那么大齿轮齿数为： 从以上两种齿轮的参数比较可知，诺用直齿圆拄标准齿轮比变位齿轮中心距增加了90毫米，分度圆增加了156毫米。为了传动系统机构尺寸减小，相应减轻机器的重量和节约材料。结合近年来曲柄压力机和其它这种设备中变位齿轮的广泛应用，本次设计曲柄压力机采用变位直齿圆柱轮传动。相关参数如下：模数 m 12 压力角 a 变位系数 齿数 3.2.2 齿轮的尺寸初步计算 有以上数据根据齿轮设计时的相关尺寸计算公式，计算齿轮的相关尺寸如下：分度圆直径 D=mz 齿顶圆直径 . 齿根圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 3.2.3 齿轮的强度校核有总体设计的计算知大齿轮承受的扭距为M2=515000千克*厘米，变位系数为-0.4，转速为n=32r/min；加工精度为八级。现按照弯曲强度计算方法检验所设计的齿轮是否恰当。并确定齿轮的材料和热处理方式。确定载荷集中系数k。因为齿宽与小齿轮节圆直径的比值：齿轮位于两轴承之间并对称布置。轴的刚度较好，大齿轮的齿面不准备火（即硬度HBS<350）。查机械设计齿轮设计部分表得出K=1.05。确定动载荷系数因为大齿轮是精度八级的直齿圆柱齿轮，所以查机械设计齿轮设计部分表得出确定大小齿轮的齿形系数和。因为是闭式传动，大齿轮的齿数为，变位系数，又因为小齿轮齿数,变位系数所以查机械设计齿轮设计部分相关图表取得： 计算大齿轮的齿根处的最大弯曲应力1和2。对于大齿轮对于小齿轮 5）根据工厂的实际条件并参照齿轮的许用应力值（表3-23）选定大、小齿轮的材料和热处理方式。为了保证牙齿不会因弯曲疲劳而折断，齿轮的允许弯曲应力不应小于齿根处的最大弯曲应力.所以大齿轮需要用ZG35(正火)或ZG45(正火),小齿轮需用锻钢45或40Cr(调质且最好进行高频淬火)制成.6）有以上计算知所设计的齿轮合适:用的材料能满足要求.现将计算校核后的齿轮绘图如下：图3-13.3圆锥齿轮的设计与计算由于圆锥齿轮用于两相交轴之间的传动，因此本次设计的圆锥齿轮主要用于装模高度调节装置的输入级，这样利于传动的平稳性和功率的传递。3.3.1几何参数的计算直齿圆锥齿轮的齿廓参数以大端为标准，所以，需要把当量齿轮的参数用大端的参数来表示。查阅相关手册，参考设计经验，确定锥齿轮齿数及相关参数如下： 大端模数m 小齿轮圆锥角. . 分度圆直径 齿顶高（大端） 齿根高（大端） 齿全高（大端） 齿顶圆直径 节锥长 齿顶角 齿根角 当量齿数 齿宽系数 平均直径 平均模数 3.3.2 核算弯曲应力由公式: 式中载荷集中系数 动载荷系数 M齿轮所传递的扭矩 齿宽系数, m大端模数 齿轮材料的许用弯曲疲劳应力 齿形系数有上面的计算结果知齿数和齿轮所传递的扭矩,查机械传动与曲柄压力机图3-50、3-53知齿形系数:=0.37 查机械传动与曲柄压力机图3-55知载荷集中系数为1.33查机械传动与曲柄压力机图3-22动载荷系数为1.5= 有以上计算知所设计的齿轮合适:用的材料能满足要求.现将计算校核后的齿轮绘图如下3.4蜗杆蜗轮传动的计算3.4.1蜗杆传动的特点 封闭高度的调节装置的低速级传动,采用的是蜗杆传动.它具有以下优点:1工作平稳.蜗杆传动有蜗杆蜗轮组成,它们的轴线在空间垂直.蜗轮象个斜齿轮,但它的齿根和齿顶做成凹弧形的,使齿包着蜗杆,增加接触面积.2传动比大.3自锁性好.3.4.2蜗杆蜗轮的材料 高速重载的蜗杆,用20号钢或20Cr钢,并经渗碳淬火制成,也可用45号钢经淬火,HRC=4550.由于本蜗杆工作在低速轻载的场合,选用45号钢调质处理.HB=217255制成.因为蜗杆传动中齿面间相对滑动速度较大,所以胶合和磨损问题比较突出.首先要求蜗杆蜗轮的材料配合有良好的减摩性,不易产生胶合,其次才是强度方面的要求.考虑到本蜗杆蜗轮用在低速端,且不经常使用,蜗轮的体积又较大,因此采用灰铸铁HT20-40材料制成.3.4.3蜗杆蜗轮尺寸的计算 已知 蜗杆轴向模数 蜗杆特性系数 蜗杆头数 蜗轮齿数 蜗杆分度圆柱上的螺旋升角 蜗杆蜗轮分度圆直径 蜗杆蜗轮节圆直径 蜗杆蜗轮齿顶圆直径 蜗杆蜗轮齿根圆直径 蜗轮外径的计算现取蜗轮外径 蜗杆螺旋部分长度 现取L=100mm 蜗轮轮缘宽度B 由于结构原因现有所加大 取B=160mm 中心距的计算 蜗杆轴向齿距 蜗杆导程 蜗杆轴向压力角 蜗杆蜗轮齿顶高 蜗杆蜗轮齿根高 蜗杆蜗轮齿全高 蜗杆传动的强度计算:3.4.4 核算蜗轮弯曲应力由公式 式中 K载荷系数,一般 K=1.11.4 蜗轮所需传递的扭矩 蜗轮齿数 m模数 q蜗杆特性系数 变位系数; 蜗轮包角蜗轮的齿形系数,根据当量齿数查表的蜗轮的许用弯曲应力取 因为=2000N*m , 查图的所以蜗轮材料采用HT2040查机械传动动与曲柄压力机表3-45,由于封闭高度调节装置只是短时工作,且考虑到平衡器的作用,蜗轮实际传递的扭矩远小于2000N*m,属于非满载工作,因此蜗轮仍可用.3.4.5核算蜗杆接触应力: 有蜗杆接触应力计算公式如下 式中常数,当蜗杆材料为钢,蜗轮材料为铜时, =14850; 当蜗杆材料为钢,蜗轮材料为铸铁时, =17000蜗轮的许用接触应力 K载荷系数,一般取 K=1.11.4 蜗轮所需传递的扭矩 蜗轮齿数 m模数 q蜗杆特性系数 变位系数; 蜗轮包角 蜗杆材料为20Cr钢渗碳淬火. 所以因为 查表3-46得长期满载工作的许用接触应力.由于本装置非常期满载工作,所以仍可用. 蜗杆蜗轮的图分别如下图3-3和图3-4所示: 图3-3 图3-44 曲柄压力机滑块机构的设计与计算4.1曲轴的设计与计算4.1.1选定轴的材料曲轴为压力机的重要零件，受力复杂,故制造条件要求较高,查阅相关手册,参考同类型的曲柄压力机曲轴常用材料,暂定为45钢锻造而成，曲轴在粗加工后进行调质处理。锻造比取为3。根据曲柄压力机内设计步骤,经验公式先初步决定曲轴的相关尺寸。4.1.2估算曲轴的相关尺寸 4.1.3 设计轴的结构并绘制结构草图中型压力机多采用双边传动,以减小扭距,和传动齿轮摸数.中型压力机压力角=,为了保证曲柄强度,圆整为500mm4.1.4 校核轴劲尺寸 有= 故重新圆整后取 =250mm 由式得 出由根据通用压力机一般取植范围在0.10.3之间.由总体结构设计,初步选取=0.12 由 当=a= 时,查表得 为连杆销直径,由公式圆整后取=110mm又有 计算 圆整后取=180mm.这与最初的估计植相同,不需更改计算结果.有以上计算,考虑曲轴上零件的装配,和轴承的选用,确定曲轴的形状如下图所示：图4-14.1.5曲轴的危险阶面校核 曲轴的变形及载荷分布如下图所示:图4-2图4-3 由于采用双边传动,因此B-B截面扭距为连杆所传递的扭距的一半,曲轴AA截面扭距等于零. 在BB截面 在AA截面 有以上的计算可知所设计的曲轴尺寸合适,材料能满足要求。4.2连杆和调节螺杆的设计参考同类型的曲柄压力机调节螺杆的设计常用材料,查阅相关资料,初定材料为QT45-5. 根据机器结构设计,本压力机采用连杆销传力的调节螺杆.4.2.1 连杆和调节螺杆初步确定1）调节螺杆的具体尺寸根据手册经验公式,初步估算如下: 2）连杆尺寸的初步确定; 有前面算得连杆总长为L=840mm,有曲轴的尺寸确定连杆与曲轴相接处的大端宽为B=252,内径为268mm.有调节螺杆的初步尺寸,确定小端的厚为200mm,中心孔直径为108mm.壁厚为4060mm.其余次要尺寸参考同类型的压力机连杆尺寸确定.详细如图所示4.2.2校核调节螺杆的和连杆尺寸1）有以上计算知螺杆内孔直径d2 =87mm 螺杆直径d0=173mm 选用的材料=1200故合适。2）校核连杆大小端支撑的压强大端的支撑压强： 已知 大端轴瓦材料为铅青铜zcupb630 P=25MPa合乎要求。小支撑的压强： 有 3）对于调节螺杆上的销孔已知 调节调节螺杆材料用QT45-45 P=125Mmpa故合乎要求。4）校核调节螺杆螺纹的强度螺距 又已知H=190mm 则=55Mpa>故所确定的连杆及调节螺杆尺寸合适,材料能满足要求.其零件图如下所示 图4-4 图4-54.3 导轨的设计与计算常见的曲柄压力机的导轨有两种基本类型,即V形左右对称布置的导轨和四角布置的导轨,前者主要用于开式压力机,后者用于中型和大型压力机.导轨与滑块应有适当的间隙,间隙小,导向准确,但过小,则会出现发热、拉毛和烧黑现象,造成导轨与滑块接触面迅速磨损. 导轨与滑块的间隙大小随压力机形式和导轨间距离而异,通用压力机导轨与滑块的间隙一般在0.040.25mm之间.本次设计的曲柄压力机为了使滑块在适当的间隙内运动,把滑块与导轨的间隙做成可调节的.如下图所示:.图4-6四角布置的导轨.共有四个导向面.左面的两个导向面为固定的平面,右面两个导向面为可调节的45度斜面.在右边两个导轨上各有三组螺栓,内侧面装有固定导轨的螺栓;导轨外部装有另外两组螺栓,一组拧入机身的螺纹孔内,另一组拧入导轨的螺纹孔内,用来前后移动导轨,以便调节间隙.参考同类型的压力机导轨尺寸的计算方法及公式,确定斜导轨的结构尺寸如下: 有总体设计知导轨长度L=950mm.则 圆整后取 a=40mm 圆整后取 a=40mm 圆整后取 c=10mm 圆整后取 d=20mm 圆整后取 e=60mm 圆整后取 f=400mm 圆整后取 g=285mm 圆整后取 h=70mm有以上计算尺寸,绘制出导轨的零件图如下: 图4-74.4 装模高度调节装置总体设计 4.4.1 装模高度调节装置构成及工做原理为了使压力机适应于不同高度的模具,和便于模具的安装和调正整, 曲柄压力机的连杆及封闭高度应是能调的.本压力机采用的电动机驱动的二级传动机构来代替人力,调节螺杆螺纹来调节连杆的长度,达到调节装模高度目的.其传动第一级采用圆锥齿轮,第二级采用蜗杆蜗轮.如下图所示： 图4-8 有上图可知连杆不是整体的,而是有连杆体和调节螺杆所组成.调节螺杆下部与滑块相联接.连杆替上部的轴瓦与曲轴相联结.为了有效的防止调节螺杆的松动,在蜗杆轴上安装了一套放松装置.该装置的结构和工作原理如下:大圆锥齿轮的内孔空套在蜗杆轴上,其轮毂右端面铣有牙齿,并与空套在蜗杆轴上的轴套左端面相配.调节电动机经过二级锥齿轮和蜗杆蜗轮,带动调节螺杆旋转,从而改变连杆的长度和调节封闭高度.连杆上段和调节螺杆之间的螺纹连接依靠两极传动中的摩擦阻力来防止松动.调节螺杆上端还装有撞杆,当螺杆调节到上或下极限位置时,撞杆分别与安装在连杆上段的两个行程开关相碰,调节电动机自行停车,这时只有按下使调节螺杆向另一方向旋转的按扭,调节电动机才能启动,用以防止调节电动机过载或避免调节螺杆旋出过长.查机械传动与曲柄压力机表6-6,参考其设计参数,确定本曲柄压力机高度调节装置的相关参数如下:电动机 P=1.5千瓦 n=750r/min传动级数 2级 总传动比i=137 低速级蜗杆蜗轮传动: 传动比 模数m=6 高速级锥齿轮传动: : 传动比 模数m=3 4.4.2调节装置电动机选定1电动机功率计算原理曲柄压力机传动系统中装有飞轮之后，电动机的负载平稳许多，但仍是有变化的，所以确定电动机的功率也要注意一些问题，通常如下确定电动机：1)电动机的过载条件。冲压工件时电动机扭矩上升，如果超过它的最大容许扭矩，电动机就可能停下，着就是过载条件的限制。2)电动机发热条件。冲压工件时电动机的负载增加，电流上升，电动机的损耗变为热能，使其温度上升，冲压过后，负载变小，相应的转化为热能的耗损也减小。电动机运行一段时间后，电动机的温度达到一稳定状态。电动机的温升应在允许的范围之内，否则，电动机就会损坏，这是工作时发热条件的限制。此外，有由于曲柄压力机有较大的飞轮，加速飞轮使其达到额定转速，需要一定的功率，如电动机的额定功率不足，就会引起电动机的启动电流过大和启动时间过长，使电动机温升过高而损坏，所以还应核算启动时间，视其是否在允许范围之内。这就是启动时发热条件的限制。在通常情况下，冲压作用时间很短，短时过载还不致使电动机停下来，因此，一般按工作时发热条件来解决电动机功率。曲柄压力机主传动电动机的负载虽然是不均匀的，但是从发热条件来看，可以折合成某一恒定的功率N，如果所选用的电动机的额定功率大于或等于N，那么从发热条件看是能够满足要求的。因此带飞轮传动的电动机功率计算，归结为如何确定折合功率N。当电动机的负载波动较小，飞轮的能量较大时，这时折合功率N，接近于压力机一个周期的平均功率Nm。当电动机的负载波动较大，飞轮的能量较小时，这时的折合功率N与平均功率Nm差距较大。折合功率N与平均功率Nm的关系可用下式表示： N=KNm式中 K折合功率N与平均功率Nm的比值，K>1。平均功率Nm为压力机一个工作周期内，电动机所做的功初以工作周期的时间；在此期间压力机所消耗的能量就等于电动机所做的功。 式中 E一个工作周期内压力机所消耗的能量（公斤·米）； E工作行程时消耗的能量； E非工作行程时消耗的能量； t一个工作周期的时间。因此， (千瓦)K的数值随压力机的具体情况而定，一般K在1.151.6范围内2. 封闭高度调节装置电动机功率的计算方法在稳定负载下，电动机在单位时间内所做的有用功，除以传动系统的效率，便是电动机所需的功率。写成公式为： (千瓦) 式中 N电动机所需的功率（千瓦） N电动机每分钟所做的有用功； 传动系统的机械效率；上式中102是单位换算常数，表示功率1千瓦相当102kg·m/s。电动机通过传动系统提升滑块时，每秒中内所做的有用功为 N=Gv 式中 G滑块部件重量 v滑块的调节速度（m/s）3封闭高度调节装置传动系统的机械效率传动系统的机械效率主要包括：1)导轨与滑块相对滑动的效率1。2)调节螺杆传动效率2。3)调节螺母与套筒端面之间相对滑动的效率3。4)皮带、齿轮传动效率4。除了以上几方面的摩擦损失之外，轴承处还有摩擦损失，但因调节装置多采用滚动轴承，效率较高，所以可忽律。因此，封闭高度调节装置传动系统的机械效率为： （10-3）多数曲柄压力机封闭高度调节装置传动系统的机械效率在0.020.03之间。4 电动机功率计算将式N=Gv代入式中，得：调节电动机可采用一般封闭式鼠笼型电动机。电动机的同步转速根据传动级数和传动类型而定，在实际生产过程中，为了减少曲轴压力机的零件品种和规格，实现部件通用化，常常将吨位接近的曲柄压力机采用相同的调节电动机，传动系统的某些零件亦相互通用。5轴承的选用由于曲轴受冲击较大,参考同类型压力机, 连杆与曲轴接触, 曲轴颈与箱体接触处采用滑动轴承.调节装置轴采用选用滚动轴承.5.1滑动轴承选用与校核5.1.1连杆大端滑动轴承选用与校核初步拟订轴承的尺寸如下： =250mm L=270mm H =6mm B=10mm根据曲轴上滑动轴承的工作条件，承受的载核较大，查手册选用铅青铜Zcupb30材料较符合要求，为满足要求，现对所选材料校核。根据曲轴的转速n=32r/min轴劲 Mpa 由以上计算知，此轴承的材料。及尺寸合适，形状如图5-1所示： 图5-1选择轴承的配合，参考手册，选用H7/e6为轴承的配合。按此配合确定轴劲和轴瓦的加工偏差标注在绘制的零件图上。5.1.2曲轴颈上滑动轴承选用与校核已知轴瓦的内径为d=200mm,轴瓦的工作长度L=270mm,曲轴转速为32r/min,轴瓦初定材料为铅青铜Zcupb30.查轴承选用手册暂定选YD4/180型.核算比压 所以有公式 核算pv 核算表明最初所确定的轴承材料是合适的,所选的型号能满足要求.图型如下图5-2所示: 图5-2 5.2 滚动轴承选用与校核 本滚动轴承是用于调节装置,不经常使用,且受力较小,故选用普通深沟球轴承即可满足需要.有轴承径向载荷Fa =2700N,Fr=5500N,轴承转速为500r/min,装轴承处的轴颈可在3040mm,范围内选择,运转时有轻微冲击,预期寿命为Lh=5000h.5.2.1求比值:有公式根据手册查表,深沟球轴承的最大e值为0.44,故此时 1）初步计算当量动载荷p,根据式查表的fp=1.01.2,在此取为fp=1.2查表的X=0.56,Y值需要在已知型号和基本静载荷C0后才能求出.现暂选一近似中间值,取Y=1.5.则: 2）根据公式求轴承的基本额定动载荷值 3）按照轴承的选用手册选择C=45460N的轴承为6307型.此轴承的基本额定静载荷C0=38000N.验算如下:5.2.2求相对应轴承轴向载荷的e值与Y值1）查手册,知深沟球轴承f0=14.7,则相对应轴向载荷为 在此间对应的e值为0.280.30,Y值为1.551.45.2)用线性插值法求Y值. 故X=0.56 Y=1.553)求当量动载荷P 4)验算6307轴承的寿命 故所选用的6307轴承合参考文献西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著。濮良贵 纪名刚主编 机械零件（第七版）高等教育出版社 2001机械工业出版社 机床设计手册1通用标准资料（下册）1987中国纺织大学工程图学教研室等编 画法几何及工程制图（第四版）上海科学技术出版社 2001西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著 孙恒 陈作模主编 机械原理 高等教育出版社 2000胡 韬 编Auto-CAD2002机械图形设计 中文版中国青年出版社2000(6) 华中工学院编 机械传动与曲柄压力机 人民教育出版社1976(7) 王正为、黄玉堂、吴相宪等. 实用机械设计手册. 中国矿业大学出版社，1992(8) 顾崇衔等. 机械制造工艺学（第三版）. 陕西科学技术出版社，1981(9) 机械工程手册（机械制造工艺及设备第二版）. 机械工业出版社 1982 清华大学何德誉主编 曲柄压力机 机械工业出版社 1981（11） 陈铁鸣 王连明 主编 哈尔滨工业大学出版社机械设计 2003- 49 -