畢業(yè)論文 曲柄壓力機(jī)設(shè)計(jì)

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1、 摘 要 曲柄壓力機(jī)廣泛應(yīng)用于沖裁，彎曲，校正，模具沖壓等工作。本次設(shè)計(jì)的為單點(diǎn)閉式中型，公稱(chēng)壓力為160噸曲柄壓力機(jī)。 此次設(shè)計(jì)由于分工不同，主要完成的是曲柄壓力機(jī)曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)。在設(shè)計(jì)中主要是根據(jù)總體設(shè)計(jì)確定的壓力機(jī)主要參數(shù)，公稱(chēng)壓力，滑塊行程等參數(shù)參考相關(guān)手冊(cè)初步估算曲柄，連桿，滑塊，導(dǎo)軌相關(guān)尺寸，然后分別校核，修正，最終確定各零部件尺寸，并根據(jù)要求完成裝模高度調(diào)節(jié)裝置設(shè)計(jì)。最后寫(xiě)出詳盡曲柄滑塊機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)，繪出主要零件圖。 關(guān)鍵字：公稱(chēng)壓力，曲軸，連桿，導(dǎo)軌，調(diào)節(jié)裝置。Abstract It was crank press slider crank mechanis

2、m 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 ove

3、rall 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 writte

4、n out at large slider crank mechanism design specifications，out major parts chart to. key word：nominal pressure，crankshaft，pitman，rack，regulating block. 目 錄 目 錄 - 3 - 前言 - 5 - 1.1 曲柄壓力機(jī)的構(gòu)成及工作原理 - 6 - 1.1.1曲柄壓力機(jī)一般有工作部分構(gòu)成 - 6 - 1.1.2曲柄壓力機(jī)工作原理 - 6 - 1.2 曲柄壓力機(jī)的主要技術(shù)參數(shù)和型號(hào) - 7 - 1.2.1 曲柄壓力機(jī)的主要技術(shù)參

5、數(shù) - 7 - 2 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的構(gòu)成及相關(guān)分析 - 9 - 2．1 壓力機(jī)曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的構(gòu)成 - 9 - 2.2 曲柄壓力機(jī)滑塊機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律分析 - 10 - 2.2.1滑塊的位移和曲柄轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系 - 10 - 2.2.2滑塊的速度和曲柄轉(zhuǎn)角的關(guān)系 - 11 - 2.3曲柄壓力機(jī)滑塊機(jī)構(gòu)的受力分析 - 14 - 2.3.1忽略摩擦情況下滑塊機(jī)構(gòu)主要構(gòu)件的力學(xué)分析 - 14 - 2.3.2考慮摩擦情況下滑塊機(jī)構(gòu)主要構(gòu)件的力學(xué)分析 - 15 - 3齒輪傳動(dòng) - 20 - 3.1 齒輪傳動(dòng)的介紹 - 20 - 3.1.1齒輪在應(yīng)用的過(guò)程中對(duì)精度有以下的要求 - 20

6、 - 3.2 直齒輪傳動(dòng) - 21 - 3.2.1齒輪參數(shù)確定 - 21 - 3.2.2 齒輪的尺寸初步計(jì)算 - 22 - 3.2.3 齒輪的強(qiáng)度校核 - 23 - 3.3圓錐齒輪的設(shè)計(jì)與計(jì)算 - 26 - 3.3.1幾何參數(shù)的計(jì)算 - 26 - 3.3.2 核算彎曲應(yīng)力 - 28 - 3.4蝸桿蝸輪傳動(dòng)的計(jì)算 - 29 - 3.4.1蝸桿傳動(dòng)的特點(diǎn) - 29 - 3.4.2蝸桿蝸輪的材料 - 30 - 3.4.3蝸桿蝸輪尺寸的計(jì)算 - 30 - 3.4.4 核算蝸輪彎曲應(yīng)力 - 32 - 3.4.5核算蝸桿接觸應(yīng)力: - 33 - 4 曲柄壓力機(jī)滑塊機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)與計(jì)

7、算 - 36 - 4.1曲軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算 - 36 - 4.1.1選定軸的材料 - 36 - 4.1.2估算曲軸的相關(guān)尺寸 - 36 - 4.1.3 設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制結(jié)構(gòu)草圖 - 36 - 4.1.4 校核軸勁尺寸 - 36 - 4.1.5曲軸的危險(xiǎn)階面校核 - 38 - 4.2連桿和調(diào)節(jié)螺桿的設(shè)計(jì) - 41 - 4.2.1 連桿和調(diào)節(jié)螺桿初步確定 - 41 - 4.2.2校核調(diào)節(jié)螺桿的和連桿尺寸 - 41 - 4.3 導(dǎo)軌的設(shè)計(jì)與計(jì)算 - 44 - 4.4 裝模高度調(diào)節(jié)裝置總體設(shè)計(jì) - 47 - 4.4.1 裝模高度調(diào)節(jié)裝置構(gòu)成及工做原理 - 47 - 4.

8、4.2調(diào)節(jié)裝置電動(dòng)機(jī)選定 - 49 - 5軸承的選用 - 53 - 5.1滑動(dòng)軸承選用與校核 - 53 - 5.1.1連桿大端滑動(dòng)軸承選用與校核 - 53 - 5.1.2曲軸頸上滑動(dòng)軸承選用與校核 - 54 - 5.2 滾動(dòng)軸承選用與校核 - 55 - 5.2.1求比值: - 55 - 5.2.2求相對(duì)應(yīng)軸承軸向載荷的e值與Y值 - 55 - 前言 制造業(yè)是一個(gè)國(guó)家經(jīng)濟(jì)發(fā)展的重要支柱，其發(fā)展水平標(biāo)志著該國(guó)家的經(jīng)濟(jì)實(shí)力、科技水平和國(guó)防實(shí)力。壓力機(jī)是機(jī)械制造業(yè)的基礎(chǔ)設(shè)備。隨著社會(huì)需求和科學(xué)技術(shù)的發(fā)展，對(duì)機(jī)床設(shè)計(jì)要求越來(lái)越高。尤其是模具制造的飛速出現(xiàn)，使機(jī)床向高速、精確，智能化的

9、方向發(fā)展。因此，對(duì)壓力機(jī)的精度和生產(chǎn)率等各方面的要求也就越來(lái)越高。 本次設(shè)計(jì)是結(jié)合中型壓力機(jī)的工作實(shí)際，對(duì)JB31-160型曲柄壓力機(jī)進(jìn)行改造性設(shè)計(jì)。由于傳統(tǒng)JB31-160型曲柄壓力壓力機(jī)，存在滑塊運(yùn)動(dòng)精度底，裝模高度調(diào)節(jié)麻煩，滑塊行程量小等缺點(diǎn)，嚴(yán)重影響了生產(chǎn)效率。本次設(shè)計(jì)鑒于以上缺點(diǎn)對(duì)其進(jìn)行了如下改正：1改進(jìn)部件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，采用新型材料。例如離合器部件，盡量減小其從動(dòng)慣量，采用新興摩擦材料。2調(diào)節(jié)裝置方面，采用二級(jí)的錐齒——蝸桿蝸輪調(diào)節(jié)，節(jié)省了工人勞動(dòng)量，又提高了精度。3采用了曲軸代替同類(lèi)型的偏心軸，用變位齒輪代替普通齒輪，這樣就減小了機(jī)身的高度，更方便按裝。 壓力機(jī)是沖壓模具制造的常

10、用設(shè)備，而提高沖壓模具坯料精度，提高生產(chǎn)率，提高使用壽命，減少勞動(dòng)勞動(dòng)量的有效方法，此外，還要考慮到人機(jī)結(jié)合的合理性，使機(jī)床更人性化，便于工人的操作，減輕勞動(dòng)強(qiáng)度和增加安全性。 曲柄壓力機(jī)的工作原理及主要參數(shù) 1.1 曲柄壓力機(jī)的構(gòu)成及工作原理 1.1.1曲柄壓力機(jī)一般有工作部分構(gòu)成 1) 工作機(jī)構(gòu)，一般為曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，由曲柄、連桿、滑塊等零件 成。 2) 傳動(dòng)系統(tǒng)，包括齒輪傳動(dòng)、皮帶傳動(dòng)等機(jī)構(gòu)。 3) 操作系統(tǒng)，如離合器、制動(dòng)器。 4) 能源系統(tǒng)，如電動(dòng)機(jī)、飛輪。 5) 支撐部件，如機(jī)身。 上述除了的基本部分以外，還有多種輔助系統(tǒng)與裝置，如潤(rùn)滑系統(tǒng)、安全保護(hù)裝置以及氣墊

11、等。 1.1.2曲柄壓力機(jī)工作原理 曲柄壓力機(jī)是以曲柄傳動(dòng)的鍛壓機(jī)械，其工作原理是電動(dòng)機(jī)通過(guò)三角帶把運(yùn)動(dòng)傳給大皮帶輪，再經(jīng)小齒輪，大齒輪，傳給曲軸。連桿上端連在曲軸上，下端與滑塊連接，把曲軸的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)變?yōu)檫B桿的上下往復(fù)運(yùn)動(dòng)。上模裝在滑塊上，下模裝在墊板上。因此，當(dāng)材料放在上下模之間時(shí)，及能進(jìn)行沖裁或其他變形工藝，制成工件。由于工藝的需要，滑塊有時(shí)運(yùn)動(dòng)，有時(shí)停止，所以裝有離合器和制動(dòng)器。壓力機(jī)在整個(gè)工作周期內(nèi)進(jìn)行工藝操作的時(shí)間很短，也就是說(shuō)，有負(fù)荷的工作時(shí)間很短，大部分時(shí)間為無(wú)負(fù)荷的空程時(shí)間。為了使電動(dòng)機(jī)的負(fù)荷均勻，有效的利用能量，因而裝有飛輪。本次曲柄壓力機(jī)的設(shè)計(jì)中,大皮帶輪的設(shè)計(jì)兼有飛輪

12、的作用。 工作原理圖如下圖： 圖1-1 名字 1.2 曲柄壓力機(jī)的主要技術(shù)參數(shù)和型號(hào) 1.2.1 曲柄壓力機(jī)的主要技術(shù)參數(shù) 曲柄壓力機(jī)的主要技術(shù)參數(shù)是反映一臺(tái)壓力機(jī)的工藝能力,所能加工的零件尺寸范圍,以及有關(guān)生產(chǎn)率等指標(biāo)的重要資料.本次設(shè)計(jì)的曲柄壓力機(jī)主要技術(shù)參數(shù)如下： 1.公稱(chēng)壓力： 160 噸 2.滑塊行程： 200 mm 3.滑塊每分次數(shù)： 32r/min 4.最大裝模高度：

13、 450 mm 5.裝模高度調(diào)節(jié)量： 200 mm 6.導(dǎo)軌間距離： 880 mm 7.滑塊底面尺寸： 700 mm 8.工作臺(tái)尺寸： 800 mm 1.2.2曲柄壓力機(jī)的型號(hào) 曲柄壓力機(jī)的型號(hào)用漢語(yǔ)拼音字母和數(shù)字表示，例如J A 3 1 —160 型曲柄壓力機(jī)型號(hào)的意義是： J A 3 1 —160 型 J—機(jī)械壓力機(jī)（第一類(lèi)鍛壓機(jī)） A—次要參數(shù)與基本型號(hào)不同的第一變型 3—第三列 閉式單

14、點(diǎn)壓力機(jī) 1—第一組 160—公稱(chēng)壓力（10千牛） 2 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的構(gòu)成及相關(guān)分析 2．1 壓力機(jī)曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的構(gòu)成 由于壓力機(jī)要求滑塊作往復(fù)直線運(yùn)動(dòng),而為動(dòng)力的電動(dòng)機(jī)卻是作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng),因此,需要一套機(jī)構(gòu),將旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)變?yōu)橹本€往復(fù)運(yùn)動(dòng)。下圖中的結(jié)構(gòu)就是完成這部分工作的重要部分曲柄滑塊機(jī)構(gòu)。 圖2-1 由本圖知采用一套曲柄連桿，它對(duì)滑塊只有一個(gè)加力點(diǎn)，因此常稱(chēng)做單點(diǎn)式曲柄壓力機(jī)，這是中小型壓力機(jī)廣泛采用的形式。當(dāng)工作臺(tái)左右較寬時(shí)，也常采用兩套曲柄連桿，這時(shí)它們對(duì)滑塊有兩個(gè)加力點(diǎn)，叫雙點(diǎn)壓力機(jī)，

15、對(duì)于左右前后都較寬的壓力機(jī)也可采用四套曲柄連桿，相應(yīng)的滑塊有四個(gè)加力點(diǎn)。 曲軸中心到曲柄頸中心的距離，這個(gè)距離通常叫做曲柄半徑，它是曲柄壓力機(jī)的一個(gè)重要參數(shù)，（有關(guān)曲軸的部分第四章詳述）。有時(shí)小型壓力機(jī)，可能用偏心軸代替曲軸，同樣偏心軸也可以將旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)變?yōu)榛瑝K的直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)。 2.2 曲柄壓力機(jī)滑塊機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律分析 本次設(shè)計(jì)壓力機(jī)工作機(jī)構(gòu)采用是曲柄滑塊機(jī)構(gòu), A點(diǎn)表示連桿與曲軸的連結(jié)點(diǎn),B點(diǎn)表示連桿與滑塊連接點(diǎn),AB表示連桿長(zhǎng)度. 滑塊的位移為s。a為曲柄的轉(zhuǎn)角。習(xí)慣上有曲柄最底位置（相當(dāng)于滑塊在下死點(diǎn)處），沿曲柄旋轉(zhuǎn)的相反方向計(jì)算。 其運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖如下圖所示.,

16、 圖2-2 2.2.1滑塊的位移和曲柄轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系 滑塊的位移和曲柄轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系表達(dá)為 而 令 則 而 所以 代入整理得: 代表連桿系數(shù)。通用壓力機(jī)一般在0.1~0.2范圍內(nèi).故上式整理后得: 式子中 s——滑塊行程.(從下死點(diǎn)算起) a——曲柄轉(zhuǎn)角, 從下死點(diǎn)算起,與曲柄旋轉(zhuǎn)方向相反者為正. R——曲柄半徑 ——連桿系數(shù) L——連桿長(zhǎng)度(

17、當(dāng)可調(diào)時(shí)取最短時(shí)數(shù)值) 因此,已知曲柄半徑R和連桿系數(shù)時(shí),便可從上式中求出對(duì)應(yīng)于的不同a角的s值.有余玄定理知 2.2.2滑塊的速度和曲柄轉(zhuǎn)角的關(guān)系 求出滑塊的位移與曲軸轉(zhuǎn)角的關(guān)系后,將位移s對(duì)時(shí)間t求導(dǎo)數(shù)就可求得到滑塊的速度v.即: 而 所以 式中 v———滑塊速度 ———曲柄的角速度 又因?yàn)? 所以 式中 n———曲柄的每分鐘轉(zhuǎn)數(shù) 從上式可看出,滑塊的速度V是隨曲柄轉(zhuǎn)角a角度變化的。在a=0時(shí) V=0 , a角增大時(shí)V隨之顯著增大；但在a=

18、之間時(shí)，V的變化很小,而數(shù)值最大.因此常常近似取曲柄轉(zhuǎn)角的滑塊的速度當(dāng)作最大速度。用表示 即 上面公式表明，滑塊的最大速度與曲柄的轉(zhuǎn)速n，曲柄半徑R成正比，n越高，R越大，滑塊的最大速度Vmax也越大。 本壓力機(jī)滑塊的最大速度  2.3曲柄壓力機(jī)滑塊機(jī)構(gòu)的受力分析 判斷曲柄壓力機(jī)滑塊機(jī)構(gòu)能不能滿足加工需要除了它的運(yùn)動(dòng)規(guī)律是否符合要求外，還有很重要的一點(diǎn)就是要校核它的強(qiáng)度。而進(jìn)行強(qiáng)度校核之前必須首先正確的將曲柄壓力機(jī)滑塊機(jī)構(gòu)的主要構(gòu)件進(jìn)行力學(xué)分析。 2.3.1忽略摩擦情況下滑塊機(jī)構(gòu)主要構(gòu)件的力學(xué)分析 忽略摩擦和零件本身重量時(shí)滑塊的受力情況如圖2-3所示。其

19、中P1料抵抗變形的反作用力，N導(dǎo)軌對(duì)滑塊的約束反力，Pab對(duì)滑塊的約束反力，這三個(gè)力交于B，組成一個(gè)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P1、N、Pab之間關(guān)系如下： 有上式知 當(dāng)時(shí)，取到最大值 一般曲柄壓力機(jī)，，負(fù)荷達(dá)到公稱(chēng)壓力時(shí)的曲柄轉(zhuǎn)角僅30度左右。因此可近似認(rèn)為： 上面兩式便成為： 例如求公稱(chēng)壓力角時(shí),曲軸上齒輪傳遞的扭矩 因?yàn)樵跁r(shí),滑塊能承受的最大負(fù)荷是160噸,所以坯料抵抗變形的反作用力也允許達(dá)到這個(gè)數(shù)值,即

20、 可查表2-2得 因此在不考慮摩擦?xí)r齒輪傳動(dòng)的扭矩為: 上面,我們?cè)诜治鲞B桿、滑塊受力和曲軸所需傳遞的扭矩的過(guò)程中,都沒(méi)考慮各活動(dòng)部位的摩擦.這種處理問(wèn)題的方法,對(duì)于分析連桿和滑塊受力,來(lái)說(shuō),誤差很小.且簡(jiǎn)化了計(jì)算公式,完全可應(yīng)用.但是,在計(jì)算曲軸所需傳遞的扭矩時(shí),不考慮摩擦的影響,卻會(huì)帶來(lái)較大的誤差,因此計(jì)算時(shí),應(yīng)考濾由于摩擦所增加的扭矩. 2.3.2考慮摩擦情況下滑塊機(jī)構(gòu)主要構(gòu)件的力學(xué)分析 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的摩擦主要發(fā)生在四處: 1）.滑塊導(dǎo)向面與導(dǎo)軌之間的摩擦.如下圖所示,摩擦力的大小等于滑塊對(duì)導(dǎo)軌的正壓力,與摩擦系數(shù)的乘積,摩擦

21、力的方向與滑塊的運(yùn)動(dòng)方向相反.工作行程時(shí),滑塊向下運(yùn)動(dòng),導(dǎo)軌對(duì)滑塊的摩擦力朝上,形成對(duì)滑塊運(yùn)動(dòng)的阻力. 2）. 曲軸支承勁與軸承之間的摩擦.軸旋轉(zhuǎn)時(shí),軸承對(duì)軸勁的摩擦力分布在軸勁工作面上,這些摩擦力對(duì)軸頸中心O形成與軸旋轉(zhuǎn)方向相反的阻力矩.它可近似的按下式計(jì)算: 由于小齒輪的作用力遠(yuǎn)小于,所以可以認(rèn)為兩個(gè)支反力的和 于是上式可變?yōu)? 3）曲軸頸與連桿大端軸承之間的摩擦,它和上一種摩擦相同,也形成阻力矩,且可按下式計(jì)算: 4）連桿銷(xiāo)與連桿小端軸承能夠之間的摩擦.它也形成阻力矩: 根據(jù)能量守恒的原理,曲軸所需增加扭矩在單位時(shí)間內(nèi)所做的功。等于克

22、服各處磨擦所消耗的功率。即： 式中：—曲柄的角速度； —滑塊的速度； —曲柄和連桿的相對(duì)角速度， —連桿的擺動(dòng)角速度， 所以可以求得的絕對(duì)值為： 而 將上式代入，并取=1，經(jīng)整理后得由于摩擦使曲軸所增加的扭矩為： 現(xiàn)以所設(shè)計(jì)的曲柄壓力機(jī)的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)為例,來(lái)分析上式中方括號(hào)內(nèi)的值.有該曲柄壓力機(jī)的參數(shù)如下: R=80mm 代入式子中求得方括號(hào)內(nèi)的值,即的值如下: 684.9 681.61 679.95 673

23、.90 661.30 649.40 從以上可以看出, 的值隨曲柄轉(zhuǎn)角而變化,但變化較小,在近似計(jì)算中,可以將看作不隨變化的常數(shù),并取其相當(dāng)于=時(shí)的值.因此,上式可簡(jiǎn)化為 已知 與不記摩擦的扭矩比較, 最后的到考慮摩擦后曲軸所需傳遞的扭矩: 以上式子中: R——曲柄半徑; ——曲柄的轉(zhuǎn)角; ——連桿系數(shù); ——摩擦系數(shù),一般取0.05 ——曲軸支承頸的直徑 ———曲軸頸的直徑 —————連桿銷(xiāo)的直徑 ————坯料抵抗變形的反作用力. 3齒輪傳動(dòng) 3.1 齒輪傳動(dòng)的介紹 由

24、于齒輪傳動(dòng)能傳遞較大的扭矩，又具有結(jié)構(gòu)緊湊、工作可靠和壽命較長(zhǎng)等優(yōu)點(diǎn)，因此齒輪得到了廣泛的應(yīng)用，齒輪傳動(dòng)一般會(huì)遇到：齒面磨損、牙齒折斷、倒牙、齒面麻點(diǎn)和振動(dòng)、噪音等。根據(jù)這些情況，對(duì)于曲柄壓力機(jī)的齒輪傳動(dòng)提出下面兩點(diǎn)基本要求： 夠的承載能力。要盡可能縮小齒輪的尺寸，采用常用的材料，又要保證能承受外載荷的作用，并且有足夠的壽命。 要的傳動(dòng)平穩(wěn)性。齒輪在傳動(dòng)過(guò)程中產(chǎn)生的噪音和振動(dòng)要在允許范圍之內(nèi)，不能過(guò)大。 3.1.1齒輪在應(yīng)用的過(guò)程中對(duì)精度有以下的要求 動(dòng)精度 為了準(zhǔn)確的傳遞運(yùn)動(dòng)，要求主動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)過(guò)一個(gè)角度，從動(dòng)齒輪按傳動(dòng)比關(guān)系準(zhǔn)確的轉(zhuǎn)過(guò)相應(yīng)的角度，但由于制造的誤差，使從動(dòng)齒輪不能按傳動(dòng)

25、比關(guān)系準(zhǔn)確地轉(zhuǎn)過(guò)相應(yīng)的角度。但為了滿足使用要求，規(guī)定齒輪一轉(zhuǎn)的過(guò)程中回轉(zhuǎn)角誤差絕對(duì)值的最大值不超過(guò)一定限度。 工作平穩(wěn)性精度 為了減小齒輪傳動(dòng)的躁聲和振動(dòng)，必須將齒輪在一轉(zhuǎn)中的瞬時(shí)傳動(dòng)比的變化限制在一定的范圍之內(nèi)，也就是要求齒輪每轉(zhuǎn)中回轉(zhuǎn)角誤差多次反復(fù)變化的數(shù)值小。 接觸精度 在齒輪的使用過(guò)程中要使齒輪的齒面有足夠的接觸面積，不可是齒輪局部接觸。 齒側(cè)間隙 互相嚙合的一對(duì)牙齒，在非工作面沿齒廓法線方向留有一定的間隙Cn,這是為了避免安裝、制造不準(zhǔn)確，以及工作時(shí)溫度變化和彈性變化而造成牙齒卡住，同時(shí)還可以利用它儲(chǔ)存潤(rùn)滑油，改善齒面的摩擦條件。 總之，為了保證齒輪傳動(dòng)有良好的性能，必

26、須對(duì)齒輪的運(yùn)動(dòng)精度、工作平穩(wěn)性、接觸精度和齒輪側(cè)隙有一定的要求，但這，四方面的要求也不能夠平均對(duì)待，具體工作條件不同，每個(gè)方面的要求也不一樣。 3.2 直齒輪傳動(dòng) 根據(jù)總體的設(shè)計(jì)方案，曲柄滑快機(jī)構(gòu)的里是有齒輪傳入的。由于傳遞的力較大，結(jié)合已有的設(shè)計(jì)方案，確定本傳動(dòng)采用雙邊齒輪傳動(dòng)。為了達(dá)到傳動(dòng)平穩(wěn)和足夠承載能力。本設(shè)計(jì)采用的是直齒圓柱齒輪。 3.2.1齒輪參數(shù)確定 參考同類(lèi)型的曲柄壓力機(jī)的傳動(dòng)齒輪設(shè)計(jì)。有傳動(dòng)比i為6.47初步確定齒輪的相關(guān)參數(shù)方案如下： 方案一 齒輪摸數(shù)m=12mm, 標(biāo)準(zhǔn)直齒輪為不發(fā)生根切， 小齒輪齒數(shù),那么大齒輪齒數(shù)為： . . 方案二

27、 齒輪摸數(shù)m=12mm，采用變位齒輪。 由于采用了變位齒輪，可不考慮根切，這時(shí)可暫定小齒輪齒數(shù)，那么大齒輪齒數(shù)為： 從以上兩種齒輪的參數(shù)比較可知，諾用直齒圓拄標(biāo)準(zhǔn)齒輪比變位齒輪中心距增加了90毫米，分度圓增加了156毫米。為了傳動(dòng)系統(tǒng)機(jī)構(gòu)尺寸減小，相應(yīng)減輕機(jī)器的重量和節(jié)約材料。結(jié)合近年來(lái)曲柄壓力機(jī)和其它這種設(shè)備中變位齒輪的廣泛應(yīng)用，本次設(shè)計(jì)曲柄壓力機(jī)采用變位直齒圓柱輪傳動(dòng)。相關(guān)參數(shù)如下： 模數(shù) m 12 壓力角 a 變位系數(shù) 齒數(shù)

28、 3.2.2 齒輪的尺寸初步計(jì)算 有以上數(shù)據(jù)根據(jù)齒輪設(shè)計(jì)時(shí)的相關(guān)尺寸計(jì)算公式，計(jì)算齒輪的相關(guān)尺寸如下： 分度圓直徑 D=mz 齒頂圓直徑 . 齒根圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 3.2.3 齒輪的強(qiáng)度校核 有總體設(shè)計(jì)

29、的計(jì)算知大齒輪承受的扭距為M2=515000千克*厘米，變位系數(shù)為-0.4，轉(zhuǎn)速為n=32r/min；加工精度為八級(jí)?，F(xiàn)按照彎曲強(qiáng)度計(jì)算方法檢驗(yàn)所設(shè)計(jì)的齒輪是否恰當(dāng)。并確定齒輪的材料和熱處理方式。 確定載荷集中系數(shù)k。 因?yàn)辇X寬與小齒輪節(jié)圓直徑的比值： 齒輪位于兩軸承之間并對(duì)稱(chēng)布置。軸的剛度較好，大齒輪的齒面不準(zhǔn)備火（即硬度HBS<350）。 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》齒輪設(shè)計(jì)部分表得出K=1.05。 確定動(dòng)載荷系數(shù) 因?yàn)榇簖X輪是精度八級(jí)的直齒圓柱齒輪，所以查《機(jī)械設(shè)計(jì)》齒輪設(shè)計(jì)部分表得出 確定大小齒輪的齒形系數(shù)和。 因?yàn)槭情]式傳動(dòng)，大齒輪的齒數(shù)為，變位系數(shù)，又因?yàn)樾↓X輪齒數(shù),變位

30、系數(shù)所以查《機(jī)械設(shè)計(jì)》齒輪設(shè)計(jì)部分相關(guān)圖表取得： 計(jì)算大齒輪的齒根處的最大彎曲應(yīng)力δ1和δ2。 對(duì)于大齒輪 對(duì)于小齒輪 5）根據(jù)工廠的實(shí)際條件并參照齒輪的許用應(yīng)力值（表3-23）選定大、小齒輪的材料和熱處理方式。為了保證牙齒不會(huì)因彎曲疲勞而折斷，齒輪的允許彎曲應(yīng)力不應(yīng)小于齒根處的最大彎曲應(yīng)力.所以大齒輪需要用ZG35(正火)或ZG45(正火),小齒輪需用鍛鋼45或40Cr(調(diào)質(zhì)且最好進(jìn)行高頻淬火)制成. 6）有以上計(jì)算知所設(shè)計(jì)的齒輪合適:用的材料能滿足要求.現(xiàn)將計(jì)算校核后的齒輪繪圖如下： 圖3-1 3.3圓錐齒輪的設(shè)計(jì)與計(jì)

31、算 由于圓錐齒輪用于兩相交軸之間的傳動(dòng)，因此本次設(shè)計(jì)的圓錐齒輪主要用于裝模高度調(diào)節(jié)裝置的輸入級(jí)，這樣利于傳動(dòng)的平穩(wěn)性和功率的傳遞。 3.3.1幾何參數(shù)的計(jì)算 直齒圓錐齒輪的齒廓參數(shù)以大端為標(biāo)準(zhǔn)，所以，需要把當(dāng)量齒輪的參數(shù)用大端的參數(shù)來(lái)表示。 查閱相關(guān)手冊(cè)，參考設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，確定錐齒輪齒數(shù)及相關(guān)參數(shù)如下： 大端模數(shù)m 小齒輪圓錐角 . . 分度圓直徑 齒頂高（大端）

32、 齒根高（大端） 齒全高（大端） 齒頂圓直徑 節(jié)錐長(zhǎng) 齒頂角 齒根角 當(dāng)量齒數(shù) 齒寬系數(shù) 平均直徑

33、平均模數(shù) 3.3.2 核算彎曲應(yīng)力 由公式: 式中——載荷集中系數(shù) ——?jiǎng)虞d荷系數(shù) M——齒輪所傳遞的扭矩 ——齒寬系數(shù), m——大端模數(shù) ——齒輪材料的許用彎曲疲勞應(yīng)力 ——齒形系數(shù) 有上面的計(jì)算結(jié)果知齒數(shù)和齒輪所傳遞的扭矩,查機(jī)械傳動(dòng)與曲柄壓力機(jī)圖3-50、3-53知齒形系數(shù): =0.37 查機(jī)械傳動(dòng)與曲柄壓力機(jī)圖3-55知載荷集中系數(shù)為1.33 查機(jī)械傳動(dòng)與曲柄壓力機(jī)圖3-22動(dòng)載荷系數(shù)為1.5 =

34、 有以上計(jì)算知所設(shè)計(jì)的齒輪合適:用的材料能滿足要求.現(xiàn)將計(jì)算校核后的齒輪繪圖如下 3.4蝸桿蝸輪傳動(dòng)的計(jì)算 3.4.1蝸桿傳動(dòng)的特點(diǎn) 封閉高度的調(diào)節(jié)裝置的低速級(jí)傳動(dòng),采用的是蝸桿傳動(dòng).它具有以下優(yōu)點(diǎn):1工作平穩(wěn).蝸桿傳動(dòng)有蝸桿蝸輪組成,它們的軸線在空間垂直.蝸輪象個(gè)斜齒輪,但它的齒根和齒頂做成凹弧形的,使齒包著蝸桿,增加接觸面積.2傳動(dòng)比大.3自鎖性好. 3.4.2蝸桿蝸輪的材料 高速重載的蝸桿,用20號(hào)鋼或20Cr鋼,并經(jīng)滲碳淬火制成,也可用45號(hào)鋼經(jīng)淬火,HRC=45～50.由于本蝸桿工作在低速輕載的場(chǎng)合,選用45號(hào)鋼調(diào)質(zhì)處理.HB=217

35、～255制成. 因?yàn)槲仐U傳動(dòng)中齒面間相對(duì)滑動(dòng)速度較大,所以膠合和磨損問(wèn)題比較突出.首先要求蝸桿蝸輪的材料配合有良好的減摩性,不易產(chǎn)生膠合,其次才是強(qiáng)度方面的要求.考慮到本蝸桿蝸輪用在低速端,且不經(jīng)常使用,蝸輪的體積又較大,因此采用灰鑄鐵HT20-40材料制成. 3.4.3蝸桿蝸輪尺寸的計(jì)算 已知 蝸桿軸向模數(shù) 蝸桿特性系數(shù) 蝸桿頭數(shù) 蝸輪齒數(shù) 蝸桿分度圓柱上的螺旋升角 蝸桿蝸輪分度圓直徑

36、 蝸桿蝸輪節(jié)圓直徑 蝸桿蝸輪齒頂圓直徑 蝸桿蝸輪齒根圓直徑 蝸輪外徑的計(jì)算 現(xiàn)取蝸輪外徑 蝸桿螺旋部分長(zhǎng)度 現(xiàn)取L=100mm 蝸輪輪緣寬度B 由于結(jié)構(gòu)原因現(xiàn)有所加大 取B=160mm 中心距的計(jì)算 蝸桿軸向齒距 蝸桿導(dǎo)程

37、 蝸桿軸向壓力角 蝸桿蝸輪齒頂高 蝸桿蝸輪齒根高 蝸桿蝸輪齒全高 蝸桿傳動(dòng)的強(qiáng)度計(jì)算: 3.4.4 核算蝸輪彎曲應(yīng)力 由公式 式中 K——載荷系數(shù),一般 K=1.1～1.4 ——蝸輪所需傳遞的扭矩 ——蝸輪齒數(shù) m——模數(shù) q——蝸桿特性系數(shù) ——變位系數(shù); ——蝸輪包角 ——蝸輪的齒形系數(shù),根據(jù)當(dāng)量齒數(shù)查表的 ——蝸輪的許用彎曲應(yīng)力 取 因?yàn)?2000

38、N*m , 查圖的 所以 蝸輪材料采用HT20—40 查《機(jī)械傳動(dòng)動(dòng)與曲柄壓力機(jī)》表3-45,由于封閉高度調(diào)節(jié)裝置只是短時(shí)工作,且考慮到平衡器的作用,蝸輪實(shí)際傳遞的扭矩遠(yuǎn)小于2000N*m,屬于非滿載工作,因此蝸輪仍可用. 3.4.5核算蝸桿接觸應(yīng)力: 有蝸桿接觸應(yīng)力計(jì)算公式如下 式中——常數(shù),當(dāng)蝸桿材料為鋼,蝸輪材料為銅時(shí), =14850; 當(dāng)蝸桿材料為鋼,蝸輪材料為鑄鐵時(shí), =17000 ——蝸輪的許用接觸應(yīng)力 K——載荷系數(shù),一般取 K=1.1～1.4 ——蝸輪所需傳遞的扭矩 ——

39、蝸輪齒數(shù) m——模數(shù) q——蝸桿特性系數(shù) ——變位系數(shù); ——蝸輪包角 蝸桿材料為20Cr鋼滲碳淬火. 所以 因?yàn)? 查表3-46得長(zhǎng)期滿載工作的許用接觸應(yīng)力.由于本裝置非常期滿載工作,所以仍可用. 蝸桿蝸輪的圖分別如下圖3-3和圖3-4所示: 圖3-3

40、 圖3-4 4 曲柄壓力機(jī)滑塊機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)與計(jì)算 4.1曲軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算 4.1.1選定軸的材料 曲軸為壓力機(jī)的重要零件，受力復(fù)雜,故制造條件要求較高,查閱相關(guān)手冊(cè),參考同類(lèi)型的曲柄壓力機(jī)曲軸常用材料,暫定為45鋼鍛造而成，曲軸在粗加工后進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理。鍛造比取為3。根據(jù)《曲柄壓力機(jī)》內(nèi)設(shè)計(jì)步驟,經(jīng)驗(yàn)公式先初步?jīng)Q定曲軸的相關(guān)尺寸。 4.1.2估算曲軸的相關(guān)尺寸

41、 4.1.3 設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制結(jié)構(gòu)草圖 中型壓力機(jī)多采用雙邊傳動(dòng),以減小扭距,和傳動(dòng)齒輪摸數(shù).中型壓力機(jī)壓力角=,為了保證曲柄強(qiáng)度,圓整為500mm 4.1.4 校核軸勁尺寸 有 = 故重新圓整后取 =250mm 由式得 出 由 根據(jù)通用壓力機(jī)一般取植范圍在0.1～0.3之間.由總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì),初步選取=0.12 由 當(dāng)=a= 時(shí),查表得 為連桿銷(xiāo)直徑,由公式 圓整后取=110mm又有 計(jì)算

42、 圓整后取=180mm.這與最初的估計(jì)植相同,不需更改計(jì)算結(jié)果.有以上計(jì)算,考慮曲軸上零件的裝配,和軸承的選用,確定曲軸的形狀如下圖所示： 圖4-1 4.1.5曲軸的危險(xiǎn)階面校核 曲軸的變形及載荷分布如下圖所示: 圖4-2 圖4-3 由于采用雙邊傳動(dòng),因此B--B截面扭距為連桿所傳遞的扭距的一半,曲軸A—A截面扭距等于零. 在B—B截面 在A—A截面 有以上的計(jì)算可知所設(shè)計(jì)的曲軸尺寸

43、合適,材料能滿足要求。 4.2連桿和調(diào)節(jié)螺桿的設(shè)計(jì) 參考同類(lèi)型的曲柄壓力機(jī)調(diào)節(jié)螺桿的設(shè)計(jì)常用材料,查閱相關(guān)資料,初定材料為QT45-5. 根據(jù)機(jī)器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì),本壓力機(jī)采用連桿銷(xiāo)傳力的調(diào)節(jié)螺桿. 4.2.1 連桿和調(diào)節(jié)螺桿初步確定 1）調(diào)節(jié)螺桿的具體尺寸根據(jù)手冊(cè)經(jīng)驗(yàn)公式,初步估算如下: 2）連桿尺寸的初步確定; 有前面算得連桿總長(zhǎng)為L(zhǎng)=840mm,有曲軸的尺寸確定連桿與曲軸相接處的大端寬為B=252,內(nèi)徑為268mm.有調(diào)節(jié)螺桿的初步尺寸,確定小端的厚為200mm,中心孔直徑為108mm.壁厚為40～60mm.其余次要尺寸參考同

44、類(lèi)型的壓力機(jī)連桿尺寸確定.詳細(xì)如圖所示 4.2.2校核調(diào)節(jié)螺桿的和連桿尺寸 1）有以上計(jì)算知螺桿內(nèi)孔直徑d2 =87mm 螺桿直徑d0=173mm 選用的材料[]=1200故合適。 2）校核連桿大小端支撐的壓強(qiáng) 大端的支撐壓強(qiáng)： 已知 大端軸瓦材料為鉛青銅zcupb630 P=25MPa合乎要求。 小支撐的壓強(qiáng)： 有 3）對(duì)于調(diào)節(jié)螺桿上的銷(xiāo)孔 已知

45、 調(diào)節(jié)調(diào)節(jié)螺桿材料用QT45-45 [P]=125Mmpa 故合乎要求。 4）校核調(diào)節(jié)螺桿螺紋的強(qiáng)度 螺距 又已知H=190mm 則 []=55Mpa> 故所確定的連桿及調(diào)節(jié)螺桿尺寸合適,材料能滿足要求.其零件圖如下所示 圖4-4 圖4-5 4.3 導(dǎo)軌的設(shè)計(jì)與計(jì)算 常見(jiàn)的曲柄壓力機(jī)

46、的導(dǎo)軌有兩種基本類(lèi)型,即V形左右對(duì)稱(chēng)布置的導(dǎo)軌和四角布置的導(dǎo)軌,前者主要用于開(kāi)式壓力機(jī),后者用于中型和大型壓力機(jī). 導(dǎo)軌與滑塊應(yīng)有適當(dāng)?shù)拈g隙,間隙小,導(dǎo)向準(zhǔn)確,但過(guò)小,則會(huì)出現(xiàn)發(fā)熱、拉毛和燒黑現(xiàn)象,造成導(dǎo)軌與滑塊接觸面迅速磨損. 導(dǎo)軌與滑塊的間隙大小隨壓力機(jī)形式和導(dǎo)軌間距離而異,通用壓力機(jī)導(dǎo)軌與滑塊的間隙一般在0.04～0.25mm之間. 本次設(shè)計(jì)的曲柄壓力機(jī)為了使滑塊在適當(dāng)?shù)拈g隙內(nèi)運(yùn)動(dòng),把滑塊與導(dǎo)軌的間隙做成可調(diào)節(jié)的.如下圖所示: . 圖4-6 四角布置的導(dǎo)軌.共有四個(gè)導(dǎo)向面.左面的兩個(gè)導(dǎo)向面為固定的平面,右面兩個(gè)導(dǎo)向面為可調(diào)節(jié)的45度斜面.在右邊兩個(gè)導(dǎo)軌上各有三組螺栓

47、,內(nèi)側(cè)面裝有固定導(dǎo)軌的螺栓;導(dǎo)軌外部裝有另外兩組螺栓,一組擰入機(jī)身的螺紋孔內(nèi),另一組擰入導(dǎo)軌的螺紋孔內(nèi),用來(lái)前后移動(dòng)導(dǎo)軌,以便調(diào)節(jié)間隙. 參考同類(lèi)型的壓力機(jī)導(dǎo)軌尺寸的計(jì)算方法及公式,確定斜導(dǎo)軌的結(jié)構(gòu)尺寸如下: 有總體設(shè)計(jì)知導(dǎo)軌長(zhǎng)度L=950mm.則 圓整后取 a=40mm 圓整后取 a=40mm 圓整后取 c=10mm 圓整后取 d=20mm 圓整后取 e=60mm 圓整后取 f=400mm 圓整后取 g=285

48、mm 圓整后取 h=70mm 有以上計(jì)算尺寸,繪制出導(dǎo)軌的零件圖如下: 圖4-7 4.4 裝模高度調(diào)節(jié)裝置總體設(shè)計(jì) 4.4.1 裝模高度調(diào)節(jié)裝置構(gòu)成及工做原理 為了使壓力機(jī)適應(yīng)于不同高度的模具,和便于模具的安裝和調(diào)正整, 曲柄壓力機(jī)的連桿及封閉高度應(yīng)是能調(diào)的.本壓力機(jī)采用的電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)的二級(jí)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)來(lái)代替人力,調(diào)節(jié)螺桿螺紋來(lái)調(diào)節(jié)連桿的長(zhǎng)度,達(dá)到調(diào)節(jié)裝模高度目的.其傳動(dòng)第一級(jí)采用圓錐齒輪,第二級(jí)采用蝸桿蝸輪.如下圖所示： 圖4-8

49、 有上圖可知連桿不是整體的,而是有連桿體和調(diào)節(jié)螺桿所組成.調(diào)節(jié)螺桿下部與滑塊相聯(lián)接.連桿替上部的軸瓦與曲軸相聯(lián)結(jié).為了有效的防止調(diào)節(jié)螺桿的松動(dòng),在蝸桿軸上安裝了一套放松裝置.該裝置的結(jié)構(gòu)和工作原理如下:大圓錐齒輪的內(nèi)孔空套在蝸桿軸上,其輪轂右端面銑有牙齒,并與空套在蝸桿軸上的軸套左端面相配. 調(diào)節(jié)電動(dòng)機(jī)經(jīng)過(guò)二級(jí)錐齒輪和蝸桿蝸輪,帶動(dòng)調(diào)節(jié)螺桿旋轉(zhuǎn),從而改變連桿的長(zhǎng)度和調(diào)節(jié)封閉高度.連桿上段和調(diào)節(jié)螺桿之間的螺紋連接依靠?jī)蓸O傳動(dòng)中的摩擦阻力來(lái)防止松動(dòng).調(diào)節(jié)螺桿上端還裝有撞桿,當(dāng)螺桿調(diào)節(jié)到上或下極限位置時(shí),撞桿分別與安裝在連桿上段的兩個(gè)行程開(kāi)關(guān)相碰,調(diào)節(jié)電動(dòng)機(jī)自行停車(chē),這時(shí)只有按下使調(diào)節(jié)螺桿向另一

50、方向旋轉(zhuǎn)的按扭,調(diào)節(jié)電動(dòng)機(jī)才能啟動(dòng),用以防止調(diào)節(jié)電動(dòng)機(jī)過(guò)載或避免調(diào)節(jié)螺桿旋出過(guò)長(zhǎng). 查《機(jī)械傳動(dòng)與曲柄壓力機(jī)》表6-6,參考其設(shè)計(jì)參數(shù),確定本曲柄壓力機(jī)高度調(diào)節(jié)裝置的相關(guān)參數(shù)如下: 電動(dòng)機(jī) P=1.5千瓦 n=750r/min 傳動(dòng)級(jí)數(shù) 2級(jí) 總傳動(dòng)比i=137 低速級(jí)蝸桿蝸輪傳動(dòng): 傳動(dòng)比 模數(shù)m=6 高速級(jí)錐齒輪傳動(dòng): : 傳動(dòng)比 模數(shù)m=3 4.4.2

51、調(diào)節(jié)裝置電動(dòng)機(jī)選定 1電動(dòng)機(jī)功率計(jì)算原理 曲柄壓力機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)中裝有飛輪之后，電動(dòng)機(jī)的負(fù)載平穩(wěn)許多，但仍是有變化的，所以確定電動(dòng)機(jī)的功率也要注意一些問(wèn)題，通常如下確定電動(dòng)機(jī)： 1)電動(dòng)機(jī)的過(guò)載條件。沖壓工件時(shí)電動(dòng)機(jī)扭矩上升，如果超過(guò)它的最大容許扭矩，電動(dòng)機(jī)就可能停下，著就是過(guò)載條件的限制。 2)電動(dòng)機(jī)發(fā)熱條件。沖壓工件時(shí)電動(dòng)機(jī)的負(fù)載增加，電流上升，電動(dòng)機(jī)的損耗變?yōu)闊崮?，使其溫度上升，沖壓過(guò)后，負(fù)載變小，相應(yīng)的轉(zhuǎn)化為熱能的耗損也減小。電動(dòng)機(jī)運(yùn)行一段時(shí)間后，電動(dòng)機(jī)的溫度達(dá)到一穩(wěn)定狀態(tài)。電動(dòng)機(jī)的溫升應(yīng)在允許的范圍之內(nèi)，否則，電動(dòng)機(jī)就會(huì)損壞，這是工作時(shí)發(fā)熱條件的限制。 此外，有由于曲柄壓力機(jī)有

52、較大的飛輪，加速飛輪使其達(dá)到額定轉(zhuǎn)速，需要一定的功率，如電動(dòng)機(jī)的額定功率不足，就會(huì)引起電動(dòng)機(jī)的啟動(dòng)電流過(guò)大和啟動(dòng)時(shí)間過(guò)長(zhǎng)，使電動(dòng)機(jī)溫升過(guò)高而損壞，所以還應(yīng)核算啟動(dòng)時(shí)間，視其是否在允許范圍之內(nèi)。這就是啟動(dòng)時(shí)發(fā)熱條件的限制。 在通常情況下，沖壓作用時(shí)間很短，短時(shí)過(guò)載還不致使電動(dòng)機(jī)停下來(lái)，因此，一般按工作時(shí)發(fā)熱條件來(lái)解決電動(dòng)機(jī)功率。 曲柄壓力機(jī)主傳動(dòng)電動(dòng)機(jī)的負(fù)載雖然是不均勻的，但是從發(fā)熱條件來(lái)看，可以折合成某一恒定的功率N，如果所選用的電動(dòng)機(jī)的額定功率大于或等于N，那么從發(fā)熱條件看是能夠滿足要求的。因此帶飛輪傳動(dòng)的電動(dòng)機(jī)功率計(jì)算，歸結(jié)為如何確定折合功率N。 當(dāng)電動(dòng)機(jī)的負(fù)載波動(dòng)較小，飛輪的能量較

53、大時(shí)，這時(shí)折合功率N，接近于壓力機(jī)一個(gè)周期的平均功率Nm。當(dāng)電動(dòng)機(jī)的負(fù)載波動(dòng)較大，飛輪的能量較小時(shí)，這時(shí)的折合功率N與平均功率Nm差距較大。折合功率N與平均功率Nm的關(guān)系可用下式表示： N=KNm 式中 K—折合功率N與平均功率Nm的比值，K>1。 平均功率Nm為壓力機(jī)一個(gè)工作周期內(nèi)，電動(dòng)機(jī)所做的功初以工作周期的時(shí)間；在此期間壓力機(jī)所消耗的能量就等于電動(dòng)機(jī)所做的功。 式中 E—一個(gè)工作周期內(nèi)壓力機(jī)所消耗的能量（公斤米）； E‘—工作行程時(shí)消耗的能量； E‘‘—非工作行程時(shí)消耗的能量； t

54、—一個(gè)工作周期的時(shí)間。 因此， (千瓦) K的數(shù)值隨壓力機(jī)的具體情況而定，一般K在1.15～1.6范圍內(nèi) 2. 封閉高度調(diào)節(jié)裝置電動(dòng)機(jī)功率的計(jì)算方法 在穩(wěn)定負(fù)載下，電動(dòng)機(jī)在單位時(shí)間內(nèi)所做的有用功，除以傳動(dòng)系統(tǒng)的效率，便是電動(dòng)機(jī)所需的功率。寫(xiě)成公式為： (千瓦) 式中 N—電動(dòng)機(jī)所需的功率（千瓦） N‘—電動(dòng)機(jī)每分鐘所做的有用功； η—傳動(dòng)系統(tǒng)的機(jī)械效率； 上式中102是單位換算常數(shù)，表示功率1千瓦相當(dāng)102kgm/s。電動(dòng)機(jī)通過(guò)傳動(dòng)系統(tǒng)提升滑塊時(shí)，每秒中內(nèi)所做的有用功

55、為 N‘=Gv 式中 G—滑塊部件重量 v—滑塊的調(diào)節(jié)速度（m/s） 3封閉高度調(diào)節(jié)裝置傳動(dòng)系統(tǒng)的機(jī)械效率 傳動(dòng)系統(tǒng)的機(jī)械效率主要包括： 1)導(dǎo)軌與滑塊相對(duì)滑動(dòng)的效率η1。 2)調(diào)節(jié)螺桿傳動(dòng)效率η2。 3)調(diào)節(jié)螺母與套筒端面之間相對(duì)滑動(dòng)的效率η3。 4)皮帶、齒輪傳動(dòng)效率η4。 除了以上幾方面的摩擦損失之外，軸承處還有摩擦損失，但因調(diào)節(jié)裝置多采用滾動(dòng)軸承，效率較高，所以可忽律。因此，封閉高度調(diào)節(jié)裝置傳動(dòng)系統(tǒng)的機(jī)械效率為： （10-3） 多數(shù)曲柄壓力機(jī)封閉高

56、度調(diào)節(jié)裝置傳動(dòng)系統(tǒng)的機(jī)械效率在0.02～0.03之間。 4 電動(dòng)機(jī)功率計(jì)算 將式N‘=Gv代入式中，得： 調(diào)節(jié)電動(dòng)機(jī)可采用一般封閉式鼠籠型電動(dòng)機(jī)。電動(dòng)機(jī)的同步轉(zhuǎn)速根據(jù)傳動(dòng)級(jí)數(shù)和傳動(dòng)類(lèi)型而定，在實(shí)際生產(chǎn)過(guò)程中，為了減少曲軸壓力機(jī)的零件品種和規(guī)格，實(shí)現(xiàn)部件通用化，常常將噸位接近的曲柄壓力機(jī)采用相同的調(diào)節(jié)電動(dòng)機(jī)，傳動(dòng)系統(tǒng)的某些零件亦相互通用。  5軸承的選用 由于曲軸受沖擊較大,參考同類(lèi)型壓力機(jī), 連桿與曲軸接觸, 曲軸頸與箱體接觸處采用滑動(dòng)軸承.調(diào)節(jié)裝置軸采用選用滾動(dòng)軸承. 5.1滑動(dòng)軸承選用與校核 5.1.1連桿大端滑動(dòng)軸承選用與校核 初步擬訂軸承的尺寸如下： =2

57、50mm L=270mm H =6mm B=10mm 根據(jù)曲軸上滑動(dòng)軸承的工作條件，承受的載核較大，查手冊(cè)選用鉛青銅Zcupb30材料較符合要求，為滿足要求，現(xiàn)對(duì)所選材料校核。 根據(jù)曲軸的轉(zhuǎn)速n=32r/min軸勁 Mpa 由以上計(jì)算知，此軸承的材料。及尺寸合適，形狀如圖5-1所示： 圖5-1 選擇軸承的配合，參考手冊(cè)，選用H7/e6為軸承的配合。按此配合確定軸勁和軸瓦的加工偏差標(biāo)注在繪制的零件圖上。 5.1.2曲軸頸上滑動(dòng)軸承選用與校

58、核 已知軸瓦的內(nèi)徑為d=200mm,軸瓦的工作長(zhǎng)度L=270mm,曲軸轉(zhuǎn)速為32r/min,軸瓦初定材料為鉛青銅Zcupb30.查軸承選用手冊(cè)暫定選YD4/180型. 核算比壓 所以有公式 核算pv 核算表明最初所確定的軸承材料是合適的,所選的型號(hào)能滿足要求.圖型如下圖5-2所示: 圖5-2 5.2 滾動(dòng)軸承選用與校核 本滾動(dòng)軸承是用于調(diào)節(jié)裝置,不經(jīng)常使用,且受力較小,故選用普

59、通深溝球軸承即可滿足需要.有軸承徑向載荷Fa =2700N,Fr=5500N,軸承轉(zhuǎn)速為500r/min,裝軸承處的軸頸可在30～40mm,范圍內(nèi)選擇,運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)有輕微沖擊,預(yù)期壽命為L(zhǎng)’h=5000h. 5.2.1求比值: 有公式 根據(jù)手冊(cè)查表,深溝球軸承的最大e值為0.44,故此時(shí) 1）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷p, 根據(jù)式查表的fp=1.0～1.2,在此取為fp=1.2 查表的X=0.56,Y值需要在已知型號(hào)和基本靜載荷C0后才能求出.現(xiàn)暫選一近似中間值,取Y=1.5.則: 2）根據(jù)公式求軸承的基本額定動(dòng)載荷值 3）按照軸承的選用手冊(cè)選擇C=45460N的

60、軸承為6307型.此軸承的基本額定靜載荷C0=38000N.驗(yàn)算如下: 5.2.2求相對(duì)應(yīng)軸承軸向載荷的e值與Y值 1）查手冊(cè),知深溝球軸承f0=14.7,則相對(duì)應(yīng)軸向載荷為 在此間對(duì)應(yīng)的e值為0.28～0.30,Y值為1.55～1.45. 2)用線性插值法求Y值. 故X=0.56 Y=1.55 3)求當(dāng)量動(dòng)載荷P 4)驗(yàn)算6307軸承的壽命 故所選用的6307軸承合 參考文獻(xiàn) 西北工業(yè)大學(xué)機(jī)械原理及機(jī)械零件教研室編著。濮良貴 紀(jì)名剛主編 機(jī)械零件（第七版）高等教育出版社 2001 機(jī)械工業(yè)出版社 機(jī)床

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