曲柄压力机的曲柄滑块工作机构设计

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1、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。本次设计的为开式固定台式中型，公称压力为1600KN曲柄压力机。本设计主要进行该曲柄压力机曲柄滑块工作机构的设计。在设计中，首先根据该压力机要保证的主要技术参数公称压力、滑块行程等，初步估算曲柄，连杆，滑块，导轨相关尺寸，然后分别对其进行校核，修正，最终确定各零部件尺寸；进行装模高度调节装置设计，并最终完成该曲柄滑块工作机构设计。关键字：公称压力；曲轴；连杆；导轨；调节装置 Abstract Crank press machine widely used in punching, bending, stamping die correc

2、tion, 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 overall design to determine the main parameters o

3、f 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 to the requirements to complete the die height adj

4、ustment device design. Last write detailed slider crank mechanism design specifications, out major parts diagram.key word：nominal pressure，crankshaft，pitman，rack，regulating block.目录第一章 曲柄压力机的工作原理及主要参数1压力机技术参数11.2 曲柄压力机的工作原理.1曲柄压力机工作的特点21.4 曲柄形式2、曲轴驱动的曲柄滑块机构3、偏心轴驱动的曲柄滑块机构4、曲拐驱动的曲柄滑块机构4、偏心齿轮驱动的曲柄滑块机构4

5、各种结构的区别及最终确定设计设计思路6第二章 曲柄滑块机构的构成及相关分析7压力机曲柄滑块机构的构成7曲柄压力机滑块机构的运动规律分析。8滑块的位移和曲柄转角之间的关系8滑块的速度和曲柄转角的关系8曲柄压力机滑块机构的受力分析9忽略摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析10考虑摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析11第三章 装模高度调节装置总体设计14装模高度调节设计及电动机的选定143.1.1 装模高度调节装置构成及工做原理14调节装置电动机选定15第四章 齿轮传动184.1 齿轮传动的介绍18齿轮在应用的过程中对精度有以下的要求184.2 直齿轮传动18齿轮参数确定19齿轮的尺寸初步计算19

6、4.2.3 齿轮的强度校核20第五章 曲柄压力机滑块机构的设计与计算23曲轴的设计与计算23选定轴的材料235.估算曲轴的相关尺寸235.1.3 设计轴的结构并绘制结构草图235.1.4 校核轴劲尺寸23曲轴的危险阶面校核24连杆和调节螺杆的设计265.2.1 连杆和调节螺杆初步确定26校核调节螺杆的和连杆尺寸26导轨的设计28蜗杆蜗轮传动的计算30蜗杆传动的特点30蜗杆蜗轮的材料30蜗杆蜗轮尺寸的计算315.5.4 核算蜗轮弯曲应力32核算蜗杆接触应力:33第六章 轴承的选用及紧固件的选用35滑动轴承选用与校核35连杆大端滑动轴承选用与校核35曲轴颈上滑动轴承选用与校核356.2 滚动轴承选

7、用与校核36求比值:36求相对应轴承轴向载荷的e值与Y值37坚固件的选用37紧固件的选用原则37螺栓的选用38第七章 总装设计39过载保护装置39液压式过载保护装置39润滑系统40参考文献41致谢42第一章 曲柄压力机的工作原理及主要参数压力机技术参数压力机的主要技术参数能反映出压力机的工作能力、所能加工工件的尺寸范围、有关生产率等指标。此次设计的是开式固定台式中型压力机，设计的技术参数如下：公称力 1600 kN公称力行程 6 mm滑块行程 140mm滑块行程次数 40次/min最大装模高度 350 mm装模高度调节量 110 mm滑块中心到机身距离 380 mm工作台尺寸（前后X左右） 7

8、10 X 1120 mm工作台板孔尺寸 220 mm工作台板厚度 130 mm滑块底面尺寸（前后X左右） 420 X 560 mm 模柄孔尺寸（直径X深度） 65 X 90 mm 图1-1立柱间距 640 mm 曲柄压力机的工作原理.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

9、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1-2曲柄压力机工作的特点刚性传动，滑块运动具有强制性质a. 上下死点、运动速度、闭合高度等固定便于实现机械化和自动化b. 定行程设备自我保护能力差，工作时形成封闭力系a. 不会造成强烈冲击和振动b. 不允许超负荷使用，一个工作循环中负荷作用时间短，主要靠飞轮释放能量a. 工作时尖峰负荷不会对电网造成冲击b. 不能够超能量使用 曲柄形式曲轴驱动的曲柄滑块机构偏心轴驱动的曲柄

10、滑块机构曲拐驱动的曲柄滑块机构偏心齿轮驱动的曲柄滑块机构图1-31 支承颈; 2 曲柄臂; 3曲柄颈; 4 连杆; 5曲拐颈; 6 心轴; 7偏心齿轮.1、曲轴驱动的曲柄滑块机构工作原理：曲轴旋转时，连杆作摆动和上、下运动，使滑块在导轨中作上、下往复直线运动。 特点：曲轴双端支承，受力好；滑块行程较大，行程不可调。大型曲轴锻造困难，受弯、扭作用，制造要求高。 适用范围：主要用于较大行程的中小型压力机上。 图1-4 JC23-63压力机的曲柄滑块机构结构图1、打料横梁 2、滑块 3、压塌块 4、支承座 5、盖板 6、调节螺杆 7、连杆体 8、轴瓦 9、曲轴 10、锁紧螺钉 11、锁紧块 12、模

11、具夹持块.2、偏心轴驱动的曲柄滑块机构工作原理：当偏心轴转动时，曲轴颈的外圆中心以偏心轴中心为圆心做圆周运动，带动连杆、滑块运动。 特点：曲轴颈短而粗，支座间距小，结构紧凑，刚性好。但偏心部分直径大，摩擦损耗多，制造比较困难。适用范围：主要用于行程小压力机上。 .3、曲拐驱动的曲柄滑块机构工作原理：当曲拐轴转动时，偏心套的外圆中心以曲拐轴的中心为圆心做圆周运动，带动连杆、滑块运动。 特点：曲拐轴单端支承，受力条件差；滑块行程可调（偏心套或曲拐轴颈端面有刻度）。便于调节行程且结构简单，但曲柄悬伸刚度差。适用范围：主要用于中、小型压力机上 图1-5 JB21-100压力机的曲柄滑块机构结构图1、滑

12、块 2、调节螺杆 3、连杆体 4、压板 5、曲拐轴 6、偏心套、偏心齿轮驱动的曲柄滑块机构工作原理：偏心齿轮在芯轴上旋转时，其偏心颈就相当于曲柄在旋转，从而带动连杆使滑块上下运动。特点：偏心齿轮芯轴双端支承，受力好；偏心齿轮只传递扭矩，弯矩由芯轴承受；受力情况比曲轴好，芯轴刚度大。结构相对复杂，但铸造比曲轴锻造容易解决。 适用范围：常用于大中型压力机上。 图1-6J31 - 315 压力机曲柄滑块机构结构示意图1. 连杆体; 2. 调节螺杆; 3. 滑块; 4. 拨块; 5. 蜗轮; 6. 保护装置; 7. 偏心齿轮; 8. 心轴; 9 . 电动机; 10. 蜗杆图1-7 用偏心套调节行程示意

13、图O-主轴中心 A-偏心轴销中心 M-偏心套外圆中心.5各种结构的区别及最终确定设计设计思路 曲轴式压力机行程不可调； 偏心 轴式、偏心齿轮式和曲拐式压力机的行程可设计成可调节结构； 设备总体结构曲拐式更美观。经过上面的分析，我选择设计成曲折开式固定压力机压力机。第二章 曲柄滑块机构的构成及相关分析 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

14、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

15、相反方向计算。其运动简图如下图所示.,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 图2-2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

16、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=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Vmax=0.105nR(sin90+ /2 Xsin180)=294mm/s 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。忽略摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析图2=3忽略摩擦和零件本身重量时滑块

17、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p1=1600KN=1600000N R=70mm 可查表2-2得 因此在不考虑摩擦时齿轮传动的扭矩为:M0=p1R(sin+/2si

18、n) M0=52311N 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.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）.

19、 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

20、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: da=250mmR=70mm 代入式子中求得方括号内的值,即的值如下: 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 da=250mm 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;曲轴支承颈的直径曲轴颈的直径连杆销的直径 图2-4坯料抵抗变形的反作用力.第三章 装模高度调节装置总体设计 装模高度调节装置构成及工做原理

21、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一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.其传动采用蜗杆蜗轮.如下图所示： 图3-1 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.调节电动机经过蜗杆蜗轮,带动调节螺杆旋转,从而改变连杆的长度和调

22、节封闭高度.连杆上段和调节螺杆之间的螺纹连接依靠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 1级 总传动比i=54 .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

23、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

24、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

25、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，K1。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)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1

26、02是单位换算常数，表示功率1千瓦相当102kgm/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： 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

27、=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。第四章 齿轮传动4.1 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：1） 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

28、作用，并且有足够的寿命。2） 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。4齿轮在应用的过程中对精度有以下的要求1） 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。2） 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。3） 接触精度在齿轮的使用过程中要使齿轮的齿面有足

29、够的接触面积，不可是齿轮局部接触。4） 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。 4.2 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

30、齿圆柱齿轮。4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

31、数 m 12 压力角 a 变位系数 齿数 4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 4 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=40r/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。1） 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 图5-4 图5-55.4导轨的设

32、计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.滑块的工作要求：滑块的导向面必须与底平面垂直. 滑块的高度要足够高.滑块还应有足够的强度。 导轨和滑块的导向面应保持一定的间隙，导向间隙必须可调。 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.下图是滑块的典型形式图5-6滑块导向部分的形状如下图，单陵式应用较广，其中V形用于小型开式压力机，

33、锯齿形用于中型以上压力机 图5-7表5-1滑块低面要固定下模。滑块底面开T形槽，滑块下部开安装上模模柄的孔，一般为圆形。滑块的材料，常用的是HT20-40，球墨铸铁，ZG35铸铁，也可用A0钢板焊接，为了提高滑块的耐磨性，导向面上还要镶上一层酚醛压布板。导轨导轨的形式如下图所示，导轨的材料用HT15-32，导轨的数据：行程160，导轨长L0=770，导向长L1=938,前后L2=375，左右L3=630 ,L1/S=5.86,L2/L3=1.49,L0/L1=0.821. 图5-85.5蜗杆蜗轮传动的计算.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

34、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.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蜗杆蜗轮

35、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:.4 核算蜗轮弯曲应力由公式 式中 K 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=2000

36、N*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.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 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

37、的图分别如下图3-3和图3-4所示: 图4-2 图4-3第六章 轴承的选用及紧固件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.6.1滑动轴承选用与校核6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6-1选择轴承的配合，参考手

38、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。6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Zc1. 核算比压 所以有公式 2 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6-26.2 滚动轴承选用与校核a =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.6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

39、,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 0=38000N.验算如下:6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. 3)求当量动载荷P 4)验算6307轴承的寿命 故所选用的6307轴承。标准紧固件共分十二大类，选用时按紧固件的使用场合和其使用功能进行确定。紧固件的选用原则从加工、装

40、配的工作效率考虑，在同一机械或工程内，应尽量减少使用紧固件的品种；从经济考虑，应优先选用商品紧固件品种。 根据紧固件预期的使用要求，按型式、机械性能、精度和螺纹等方面确定选用品种。螺栓的选用螺栓的品种很多，有六角头和方头之分。六角头螺栓应用最普通，按制造精度和产品质量分为A、B、C等产品等级，以A和B级应用最多，并且主要用于重要的、装配精度高以及受较大冲击、振动或变载荷的地方。六角头螺栓按其头部支承面积大小及安装位置尺寸，可分为六角头与大六角头两种；头部或螺杆有带孔的品种供需要锁紧时采用。方头螺栓的方头有较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转作用，常用在比较粗糙的结构上，有时

41、也用于T型槽中，便于螺栓在槽中松动调整位置。见GB8、GB57805790等。本次设计选铰制孔用螺栓4个，使用时将螺栓紧密镶入铰制孔内，以防止工件错位，配套的螺母垫圈各选4个。第七章 总装设计7.1过载保护装置压力机在工作时，由于模具调整不当或者重叠冲压发生过载现象，这种过载现象可能使压力机损坏，如连杆螺纹破坏、 螺杆弯曲或断裂，甚至机身变形和断裂。为了防止过载，压力机上设有过载保护装置。7液压式过载保护装置Ja31 - 160 型开式四点压力机的液压保护装置，该压力机每个液压垫都设有卸荷阀，其中一个液压垫还设有限位开关。工作时，高压液压泵 2 打出的高压油，流经单向阀、 卸荷阀 5 进入液压

42、垫 6 的液压缸。为使液压垫内的连杆支承座抬起，当压力机在公称压力下工作时，液压垫中的油压使卸荷阀中的单向阀关闭，但进油端的油压及弹簧的作用力之和大于输出端的总压力，因此压力机可以正常工作。当压力机超载时，液压垫中的油压升高，致使卸荷阀输出端的总压力大于进油端的总压力，迫 使阀芯动作，使液压垫中的油排回油箱，压力机迅速卸载。当卸荷阀阀芯移动时，阀芯上的斜面螺母触动限位开关，限位开关迫使液压泵电动机的电源和离合器的控制线路切断，液压泵停止供油，压力机也紧急停车。待消除过载后，卸荷阀复位，液压泵再次向液压垫供油，压力机随即又可重新工作。溢流阀调整不当或失灵将引起液压泵压力过高或过低，影响压力机的正

43、常工作。如压力调得过高，当压力机过载时卸荷阀将打不开， 图8-1压力机有发生破坏的危险。若压力调得过低，当压力机工作压力较低时，卸荷阀即打开，压力机则达不到公称压力为了避免上述两种情况，设有压力继电器 9，用来控制过高或过低的油源压力。为了测量压力机工作时所受到的实际作用力，在滑块液压垫管路中接有压力表 8， 根据需要，可将压力表开关 7 打开，即可从表中得到读数值。在一般情况下压力表开关为关闭。上述液压保护装置是靠高压液压泵供油，溢流阀经常开启，所以不仅无故消耗电能，而且泵阀容易损坏，故有时采用气动液压泵来代替高压液压泵。液压式过载保护装置的优点是保护精度高，超载解除后能自动恢复保护功能，而

44、且可以将保护压力调节得低于公称压力。7.2润滑系统压力机所有有相对运动的部分必须进行润滑，以减少机器零件的磨损，提高机器的使用寿命，保持正常的工作精度，降低能量消耗和维修费用按油品的种类分为稠油润滑和稀油润滑。通用压力机一般采用的润滑介质有稀油和稠油两种。稀油用 GB443 - 84中的 N15、 N32、 N46、 N68、 N100、 N150 六个代号的机械油；稠油用钙基润滑脂即 GB491 - 65 中的 ZG - 1、 ZG - 2 和 ZG - 3 三个代号和钠基润滑油即 GB492 - 77 中的 ZN - 2和ZN - 3 两个代号。钙基润滑脂外观呈淡黄色到褐色，而钠基润滑脂外

45、观呈深黄色到暗褐色。二硫化钼作为润滑介质的应用愈来愈多。在 N68 号机械油中加入 25%的二硫化钼粉剂，均匀混合后便成为二硫化钼油剂；若在钙基润滑脂或钠基润滑脂中加入 3%5%的二硫化钼粉剂，均匀调制后成的二硫化钼油剂，该润滑脂外观呈灰色。机械油润滑的优点是：内摩擦系数小，可用其润滑高速运动的运动副；流动性好，易进入各润滑点；若用在循环润滑系统中，冷却作用好，还可以将运动副内的金属微尘及杂质带走。机械油在运动副内产生的油膜承压低，容易外流，对周围环境造成污染。机械油润滑系统对密封要求高。采用钙基或钠基润滑脂润滑时，可以克服机械油润滑的缺点，但由于其流动性差，内摩擦系数大，故不宜在高速运动的运

46、动副内使用，也不便实现循环润滑。二硫化钼润滑介质的最大特点是：二硫化钼与金属的亲合能力强； 摩擦系数小，= 0.040.09，而且摩擦系数随运动速度及负荷的增大而减小；二硫化钼的化学稳定性好，只有强酸、 强碱、 强氧化剂才可以使其氧化；抗压性能好，可减少运动副的磨损和噪音。按供油方式分为分散润滑和集中润滑。分散润滑是将油品注入旋盖油杯或用油枪注入各润滑点。中、 小型压力机通常采用稀油分散润滑。集中润滑是采用手动稠油泵或机动稠油泵将油品通过管道系统送入各润滑点。参考文献1孙桓、陈作摸 葛文杰主编， 机械原理（第七版） 北京 高等教育出版社，20062彭文生 李志明 黄华梁主编 机械设计 北京 高

47、等教育出版社 20023李继庆 陈作摸主编 机械设计基础 北京 高等教育出版社 19995徐灏 机械设计手册(第2版) 北京 机械工业出版社 20046周开勤 机械零件手册(第五版) 北京 高等教育出版社 20047范有发冲压与塑料成型设备机械工业出版社2010致谢转眼间，为期两个月的毕业设计终于接近尾声了，这也象征着我们的大学学习的生涯也要结束了。做毕业设计，我最大的感受就是“累”，同学们开玩笑说：“这一段时间下来，人瘦了，线肥了”。但是苦中有乐，我相信苦尽甘来。毕业设计应该说是对自己四年来所学到的知识的一次较为全面的考察和应用，也是对自己未来工作能力的一次磨练。在做设计的时候，我领悟到了一

48、句话：做什么事情一定要向前赶。我深有感触，认为在以后工作的时候，也要做到这一点。做任何事情都要积极，不要等到事情不能再拖的时候再去做。做设计的过程中，我也体会到团队合作的重要性。因为本次设计的工作量较大，一个人单独做，根本无法完成。所以我们就每个人自身的条件和长处进行分工，取到了很好的效果。在设计的工程中,我们也因为某些地方的观点不一样而争吵过,但我们最终能够达成共识. 做毕业设计这段时间是我们在学校的最后阶段,毕业设计的完成也代表了大学学习的结束。回首当初,自己对机械制造这门专业课很不感兴趣,认为它是那么的枯燥无味。但四年后的我,却对它产成了浓厚的兴趣。并且,就中国当前的国情来看,机械制造业是很有发展空间的,西部大开发和东北老工业基地的兴起,为机械行业提供了巨大的舞台。既然自己选择了这一行,就要爱这一行,这是我对自己未来工作的要求。写这段后记的时候,我们离毕业还有半个月的时间,总想感慨点什么,却不知道该从何说起。正如一位网友所说:毕业,忽然感到人去楼空,忽然间往日活跃在眼前的面孔全消失了,自己走后,不会带走什么,也不会留下什么,只有在自己一个人的时候,独自怀念那睡了几年的床,那走了几年的路,那生活了几年的学校,那相处了几年的舍友,还