【正文】 ? rC ，故選用 6008型深溝球軸承可以滿足軸承壽命的要求。 1 66 7 0 452 40 0 01 21 66 7 0 ???? nLPC hr NCr 406839。 ? 故平鍵 3的擠壓強度是足夠的，設計的鍵滿足 38 表 4 軸承數(shù)據(jù) Table 4 Bearing data 軸承型號 d（ mm） D(mm) Cr（ N） rC0 （ N） 6008 40 68 13200 9420 表 5 軸承 1的校核 Table 5 Bearing 1 check 計算項目 計算內(nèi)容 計算結果 軸承 1的徑向載荷 rF1 2221121 7 3 04 2 4 ???? yxr FFF NFr 8441 軸承轉(zhuǎn)速 1n 由以上可知， min/451 rn ? min/451 rn ? 軸向載荷 aF1 由以上計算 可知， aF1 =0 N aF1 =0 N ra CF 0/ ra CF 0/ =0/9420 ra CF 0/ =0 e 查表 e= ra FF/ ra FF/ =0/844 0e X、 Y 查表 X=1， Y=0 沖擊載荷系數(shù) df 查表 df = 當量動載荷 P )08441( )( ???? ?? ard YFXFfP P= 軸承預期使用壽命 hL hL = hth 24000? hL =24000h 計算額定動載荷 33 39。l =lb=4512=33mm。查表可得鍵的截面尺寸為：寬 b=12mm，高 h=8mm，選鍵長為 45mm。 ? 故平鍵 2的擠壓強度是足夠的，設計的鍵滿足要求。l =lb=4514=31mm。查表可得鍵的截面尺寸為：寬 b=14mm，高 h=9mm，選鍵長為 45mm。 ? （ 29） 故平鍵 1的擠壓強度是足夠的，設計的鍵滿足要求。l =lb=228=14mm。查表可得鍵的截面尺寸為：寬 b=8mm，高 h=7mm，選鍵長為 22mm。現(xiàn)對其他 3個平鍵進行校核。 軸承的設計和校核 本設計中的送料裝置中一共使用兩對軸承，其中上輥軸使用的軸承所承受的軸承應力比較小，故不做校核，現(xiàn)對下滾軸的軸承進行校核?，F(xiàn)對下輥軸進行校核計算，如下 ： 軸的材料無特殊要求，故選用 45 鋼調(diào)質(zhì)， M P aM P a sb 3 6 0,6 5 0 ?? ?? 。在這兩根軸中，其中下輥軸上的零件較多，結構較復雜，故需要進行嚴格的校核。否則，尺寸調(diào)整后還應再進行驗算。391 ?? zzz 分度圓直徑 d mmmzd 1 5 63941 ???? mmd 1561 ? mmmzd 1644142 ???? mmd 1642 ? 中心距 a a 2 )4139(42 )( 21 ????? zzm a=160mm （ 18） 齒寬 b 取 b=50mm 取 b1 =60mm mmb 502 ? 轉(zhuǎn)數(shù) 1n min/451 rn ? 接觸疲勞極限 limH? 由《機械設計》中圖 1021 得 MpaH 7101lim ?? MPaH 5802lim ?? 2）校核計算 圓周速度 v 1 0 0 060 451 5 61 0 0 060 11 ? ????? ?? ndv smv /? 精度等級 由《機械設計》中表 108 選 8 級精度 使用數(shù) AK 由《機械設計》中表 102 ?AK 動載系數(shù) vK 由《機械設計》中圖 108 ?vK 29 齒間載荷分配系數(shù) ?HK 由《機械設計》中表 103，先求 ?? ? c o s)11(/1 0 0/504 2 4 2 51 5 63 3 2 0 0222111??????????????????zzmmNmmNbFKNdTFtAt ??????? ???? 3 ????? ?? ?Z 由此得 11 22 ???? ?ZK H 齒向載荷分布系數(shù) ?HK 由《機械設計》中表 104 )15650(10)(32321???????????? bCdbBAKH ? ??HK 載荷系數(shù) K K= ?? HHVA KKKK = ??? （ 19） ?K 彈性系數(shù) EZ 由《機械設計》中表 106 MPaZ E ? 節(jié)圓區(qū)域系數(shù) HZ 由《機械設計》中圖 ?HZ 接觸最小安全系數(shù) minHS 由《機械設計》中表 ?HS 工 作時間 tH 一年取 300 個工作日，設計工作壽命為十年， 每天工作八小時。 具體計算步驟如下： 齒面接觸疲勞強度計算 1）初步設計 轉(zhuǎn)矩 1T 由前面計算結果可知 mmNT ?? 332020 模數(shù) m 取 m=4 m= 4 mm 齒數(shù) 初取齒數(shù) 41。 因傳動尺寸無嚴格限制，批量較小，故查常用齒輪材料及其力學特性表。這就會影響送進步距精度。為接合式的最大空轉(zhuǎn)角度，極限轉(zhuǎn)速為次，允許最高接合次數(shù)為允許總接合次數(shù)為，許用轉(zhuǎn)矩的超越離合器，滾柱數(shù)查手冊，選用??????11 0 0 0 r / m i n/ m i n801057031006mNTzmmD 齒輪的設計及校核 28 本設計中的自動送料機構中有一對齒輪傳動，起上、下輥之間傳動的作用。本設計 選用的壓力機滑塊行程數(shù)為 45 次 /min,送料速度 v=45164=，滿足要求。 超越離合器常用于驅(qū)動輥軸送料機構的輥軸，使之產(chǎn)生間歇轉(zhuǎn)動，以達到按一定規(guī)律自動送料的目的。由于體積小，運動慣性小，送進步距精度高。這種離合器由于滾子多，滾子圓弧半徑較大，所以與內(nèi)、外輪的接觸應力小，磨損小，壽命長。 異形滾子定向離合器在其內(nèi)、外輪之間的圓環(huán)內(nèi)裝有數(shù)量較多的異形滾子，而且滾子的方向是一致的。當外輪反向轉(zhuǎn)動時，帶動滾柱克服彈簧力而滾到楔形空間的寬敞處，離合器處于分離狀態(tài)，星輪停止不動。 離合器的選用， 自動送料裝置中使用 的定向離合器有普通定向離合器和異形滾子定向離合器。本設計采用超越離合器來實現(xiàn)間歇運動，與下輥即主動輥連接。為了在行程終點準確的定位，采取了將輥軸設計成空心軸，安裝可靠完善的制動器，在模具上裝設定位銷，控制帶料的最后位置等方法 [10]。防止輥與材料之間的相對滑動可通過提高輥軸與材料的壓力，從結構上增大輥徑，提高輥軸材料與材料之間的摩擦系數(shù)等方法獲得。一次送料裝置的送料精度最主 27 要取決于送料速度，送料速度 =送料進距每分鐘送進次數(shù)。 送料機構有如下關系： ??3601Ds? S送料進距； 1D 輥軸直徑； a 輥軸的轉(zhuǎn)角 因此： ??SD 3601 ? 偏心距 e與輥子轉(zhuǎn)角 α的關系如下： 213422222222222,2s i n)2s i n)(2s i n(2c o s2)(llllRlPRlPlllRPe???????????其中???? （ 17） 通過以上公式可以得出 偏心距 e與輥子轉(zhuǎn)角 α之間的關系，從而根據(jù)材料所需送進距離 S來調(diào)節(jié)偏心距 e。因此傳動機構偏心盤上的偏心距離 e（即曲柄半徑）對保證工作協(xié)調(diào)至關重要。與下輥中心距計算得，曲柄轉(zhuǎn)動中心搖桿連桿曲柄寸如下：曲柄搖桿機構的長度尺根據(jù)壓力機尺寸，暫取????????232224214321 6 1 51 5 01 5 0 01 0 0llllmmlmmlmmlmml? 送料進距調(diào)節(jié)裝置分析 輥軸送料機構必須和壓力機的工作協(xié)調(diào)，沖頭上升的空行程時，輥軸送進；壓力機工作行程時，輥軸要保持材料禁止不動。其他常用的驅(qū)動機構有拉桿杠桿傳動、斜楔傳動、齒輪齒條傳動、螺旋齒輪傳動、鏈條傳動及 26 氣動液壓傳動 [16]。 圖 15 抬輥裝置原理圖 Fig 15 Lift roller principle diagram 另外，為了實現(xiàn)第一種抬輥動作，送料機構中特別加了一個手柄，使它與撞桿式抬輥裝置連在一起，利用杠桿原理實現(xiàn)抬輥。本設計實現(xiàn)第一種抬輥動作采用手動，在抬輥機構上加一個手柄，達到抬輥的目的；對第二 種抬輥動作采用撞桿式抬輥裝置實現(xiàn)，撞桿后利用杠桿原理使上輥抬高。送料裝置在使用過程中需要兩種抬輥動作：一種是開始裝料時臨時抬輥，使上、下輥間有一間隙，以便材料通過；第二種抬輥動作是在每次送進結束后，沖壓工作前，使材料處于自由狀態(tài)，以便導正。 圖 14 板簧式壓緊裝置原理圖 Fig 14 Leafspring type pressure device principle diagram 25 本送料裝置中的壓緊裝置采用兩個彈簧間 接壓緊的形式，且彈簧所提供的壓緊力可根據(jù)實際情況調(diào)節(jié)彈簧上面的螺母，從而達到調(diào)節(jié)彈簧壓緊力的效果。 壓緊裝置 輥式送料借助于輥子和坯料之間的摩擦力實現(xiàn)，為了防止在送料過程中輥子與坯料之間產(chǎn)生相對滑動，影響送料精度，應設置壓緊裝置對輥軸施加適當?shù)膲毫Γ援a(chǎn)生必要的摩擦力。由 fPF? ，查表得 f=。而輥子的摩擦力主要是用來克服材料送進時與其他承料部件間的摩擦力和提供加速度的。 由于輥子半徑較大，采用實心的結構太費材料，而且不好加工難以達到預定的要求 ，實心也會加重輥子的重量使得壓料時摩擦力不好控制等不利因素，所以這里采用空心的結構形式，上輥采用與齒輪結合在一起的方式，這樣不僅節(jié)約材料，而且制作方便，便于更換和調(diào)整。 本設計的主動輥為下輥，根據(jù)公式（ 11） 其直徑 mmaSd 1 6 490 1 0 83 6 03 6 01 ?? ???? ooo ?? ???S 送料進距 )(mm ???a 下輥轉(zhuǎn)角，即搖桿擺角，一般 o100?a 從動輥直徑 2d 可設計的稍小些。 結構特性 輥子 輥子是輥軸送料機構的主要工作零件。沖壓與送料過程時間上的配合關系可由工作周期圖來表示如圖 10所示。當沖壓工作行程開始時，送料裝置應已完成送料工作，料停在沖壓區(qū)等待沖壓。 5 自動送料機構的設計 輥軸送料機構的原理、機構及工作過程 單邊輥軸自動送料機構是在普通沖床的基礎上進行改進 ， 根據(jù)以下原始數(shù)據(jù)進行結構設計 ， 板料厚度 1~3mm，送料距離 100~200mm，板料寬度 100mm，沖壓頻率 45 次 /分鐘。當 2下行時，因為 7（定向離合器）的緣故，輥軸停止不動，接著就是完成沖壓的工序了。 工作過程如下：在送料之前，要先用手柄抬起 6（上輥），以便在上下 輥軸之間形成空隙，將薄板料從間隙穿過，然后按下手柄壓緊入料。另一種抬輥動作是在每次送進結束之后，沖壓工作之前，要使材料處于自由狀態(tài)，以便導正以免影響沖裁精度。所以要求 21 2121 ZZdd ? （ 15） 抬輥裝置的作用有兩種。 輥軸的直徑與送進速度和 S轉(zhuǎn)角α有關，主動輥的直徑為 ??SD 3601 ? （ 14） 從動輥的設計可以放松一些，不過上、下輥應有相同的圓周速度。 曲柄搖桿機構與輥軸的連接采用定向離合器。 ， 圖 9 輥軸送料機構 Fig 9 Conveying mechanism based 輥軸式送料機構的驅(qū)動方式采用壓力機曲軸驅(qū)動，傳動機構采用曲柄搖桿機構 [12]。將第四種與第五種方案進行比較，發(fā)現(xiàn)前者需要采 20 用斜楔帶動加料爪和滑板運動，在送料過程中振動會比較大，從而影響到送料精度；而后者是使用輥軸送料，過程更為平穩(wěn)，因而，送料精度也較有保障。6 70。10 50， （二）， 216。36X50， ，