【正文】 ................................................................................39 潤滑系統(tǒng) ............................................................................................................40 參考文獻 ...................................................................................................................41 致謝 .............................................................................................................................42 曲柄壓力機的曲 柄滑塊工作機構設計 1 第一章 曲柄壓力機的工作原理及 主要參數(shù) 壓力機技術 參數(shù) 壓力機的主要技術參數(shù) 能反映出壓力機的工作能力、所能加工工件的尺寸范 圍、有關生產(chǎn)率等指標 。連桿上端連在 曲軸上，下端與滑塊連接，把曲軸的旋轉運動變?yōu)檫B桿的上下往復運動。因此，當材料放在上下模之間時，及能進行沖裁或其他變形工藝，制成工件。壓力機在整個工作周期內(nèi)進行工藝操作的時間很短，也就是說，有負荷的工作時間很短，大部分時間為無負荷的空程時間。本次曲柄壓力機的設計中 ,大皮帶輪的設計兼有飛輪的作用。 2— 曲柄臂 。 4 — 連桿 。 6 — 心軸 。 特點：曲軸雙端支承，受力好；滑塊行程較大，行程不可調(diào)。 適用范圍：主要用于較大行程的中小型壓力機上。 特點：曲軸頸短而粗，支座間距小，結構緊湊，剛性好。 適用范圍：主要用于行程小壓力機上。 特點：曲拐軸單端支承，受力條件差；滑塊行程可調(diào)（偏心套或曲拐軸頸端面有刻度）。 適用范圍：主要用于中、小型壓力機上 圖 15 JB21100壓力機的曲柄滑塊機構結構圖 滑塊 調(diào)節(jié)螺桿 連桿體 壓板 曲拐軸 偏心套 、偏心齒輪驅動的曲柄滑塊機構 工作原理：偏心齒輪在芯 軸上旋轉時，其偏心頸就相當于曲柄在旋轉，從而帶動連桿使滑塊上下運動。結構相對復雜，但鑄造比曲軸鍛造容易解決。 曲柄壓力機的曲 柄滑塊工作機構設計 5 圖 16J31 315 壓力機曲柄滑塊機構結構示意圖 1. 連桿體 。 3. 滑塊 。 5. 蝸輪 。 7. 偏心齒輪 。 9 . 電動機 。 經(jīng)過上面的分析，我選擇設計成曲折開式固定壓力機壓力機。下圖中的結構就是完成這部分工作的重要部分曲柄滑塊機構。當工作臺左右較寬時，也常采用兩套曲柄連桿，這時它們對滑塊有兩個加力點，叫雙點壓力機，對于左右前后都較寬的壓力機也可采用四套曲柄連桿，相應的滑塊有四個加力點。有時小型壓力機，可能用偏心軸代替曲軸，同樣偏心軸也可以將旋轉運動轉變?yōu)榛瑝K的直線往復運動。 本次設計壓力機工作機構采用是曲柄滑塊機構 , A 點表示連桿與曲軸的連結點 ,B 點表示連桿與滑塊連接點 ,AB 表示連桿長度 . 滑塊的位移為 s。習慣上有曲柄最底位置（相當于滑塊在下死點處），沿曲柄旋轉的相反方向計算。通用壓力機 ? 一般在 ~ 范圍內(nèi) .故上式整理后得 : (1 c o s ) (1 2 c o s 2 )4s R a a?? ? ? ? 式子中 s—— 滑塊行程 .(從下死點算 起 ) a—— 曲柄轉角 , 從下死點算起 ,與曲柄旋轉方向相反者為正 . R—— 曲柄半徑 ? —— 連桿系數(shù) L—— 連桿長度 (當可調(diào)時取最短時數(shù)值 ) 因此 ,已知曲柄半徑 R 和連桿系數(shù) ? 時 ,便可從上式中求出對應于的不同 a 角的 s 值 .有余玄定理知 2 2 2()c o s2 ( )R R L S La R R L S? ? ? ?? ? ? ? ? 滑塊的速度和曲柄轉角的關系 求出滑塊的位移與曲軸轉角的關系后 ,將位移 s 對時間 t 求導數(shù)就可求得到滑塊的速度 v.曲柄壓力機的曲 柄滑塊工作機構設計 9 即 : ? ? ? ?1 c os 1 c os 24s i n s i n 22ds ds davdt da dtd dav R a adt dtdav R a adt??? ? ?????? ? ? ????????????????? 而 dadt ?? 所以 s in s in 22v R a a?? ???????? 式中 v——— 滑塊速度 ? ——— 曲柄的角速度 又因為 n?? ?? 所以 0 .1 0 5 s in s in 22v n R a a????????? 式中 n——— 曲柄的每分鐘轉數(shù) 從上式可看出 ,滑塊的速度 V 是隨曲柄轉角 a角度變化的。用 maxV 表示 即 00m a xm a xV = 0 .1 0 5 n R sin9 0 + sin1 8 02V 0 .1 0 5 nR????????? 上面公式表明，滑塊的最大速度與曲柄的轉速 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。 + λ /2 Xsin180176。而進行強度校核之前必須首先正確的將曲柄壓力機滑塊機構的主要構件進行力學分析。其中 P1 料抵抗變形的反作用力， N導軌對滑塊的約束反力， Pab 對滑塊的約束反力，這三個力交于 B，組成一個平衡的匯交力系。因此可近似認為： Cos=1 ? tan =si n = si na? ? ? 上面兩式便成為： ab 1 P P ? 1 N= Psina? 例如求公稱壓力角 025p? ? 時 ,曲軸上齒輪傳遞的扭矩 0M 因為在 025p? ? 時 ,滑塊能承受的最大負荷是 160 噸 ,所以坯料抵抗變形的反作用力 1p 也允許達到這個數(shù)值 ,即 p1=1600KN=1600000N R=70mm 0. 08 74 0. 09? ?? 可查表 22得 s in s in 2 0 .4 5 7 12????? 因此在不考慮摩擦時齒輪傳動的扭矩為 : 曲柄壓力機的曲 柄滑塊工作機構設計 11 M0=p1R(sinθ +λ /2sinθ ) M0= M0=52311N 上面 ,我們在分析連桿、滑塊受力和曲軸所需傳遞的扭矩的過程中 ,都沒考慮各活動部位的摩擦 .這種處理問題的方法 ,對于分析連桿和滑塊受力 ,來說 ,誤差很小 .且簡化了計算公式 ,完全可應用 .但是 ,在計算曲軸所需傳遞的扭矩 時 ,不考慮摩擦的影響 ,卻會帶來較大的誤差 ,因此計算時 ,應考濾由于摩擦所增加的扭矩 M? . 考慮摩擦情況下滑塊機構主要構件的力學分析 曲柄滑塊機構的摩擦主要發(fā)生在四處 : 1） .滑塊導向面與導軌之間的摩擦 .如下圖所示 ,摩擦力的大小等于滑塊對導軌的正壓力 ,與摩擦系數(shù)的乘積 ,摩擦力的方向與滑塊的運動方向相反 .工作行程時 ,滑塊向下運動 ,導軌對滑塊的摩擦力朝上 ,形成對滑塊運動的阻力 . 2） . 曲軸支承勁 0d 與軸承 之間的摩擦 .軸旋轉時 ,軸承對軸勁的摩擦力分布在軸勁工作面上 ,這些摩擦力對軸頸中心 O 形成與軸旋轉方向相反的阻力矩 .它可近似的按下式計算 : 39。39。abp ,所以可以認為兩個支反力的和 39。 122AAA A B ddM P P? ???? 4）連桿銷與連桿小端軸承能夠之間的摩擦 .它也形成阻力矩 : 39。等于克服各處磨擦所消耗的功率。 ? —— 曲柄的轉角 。 ? —— 摩擦系數(shù) ,一般取 0d —— 曲軸支承頸的直徑 Ad ——— 曲軸頸的直徑 Bd ————— 連桿銷的直徑 圖 24 1P ———— 坯料抵抗變形的反作用力 . 曲柄壓力機的曲 柄滑塊工作機構設計 14 第三章 裝模高度調(diào) 節(jié)裝置總體 設計 裝模高度調(diào)節(jié)設計及電動機的選定 裝模高度調(diào)節(jié)裝置構成及工做原理 為了使壓力機適應于不同高度的模具 ,和便于模具的安裝和調(diào)正整 , 曲柄壓力機的連桿及封閉高度應是能調(diào)的 .本壓力機采用的電動機驅動的一 級傳動機構來代替人力 ,調(diào)節(jié)螺桿螺紋來調(diào)節(jié)連桿的長度 ,達到調(diào)節(jié)裝模高度目的 .其傳動采用蝸桿蝸輪 .如下圖所示： 圖 31 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 .為了有效的防止調(diào)節(jié)螺桿的松動 ,在蝸桿軸上安裝了一套放松裝曲柄壓力機的曲 柄滑塊工作機構設計 15 置 .該裝置的結構和工作原理如下 :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)電動機經(jīng)過蝸桿蝸輪 ,帶動調(diào)節(jié)螺桿旋轉 ,從而改變連桿的長度和調(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 傳動中的摩擦阻力來防止松動 .調(diào)節(jié)螺桿上端還裝有撞桿 ,當螺桿調(diào)節(jié)到上或下極限位置時 ,撞桿分別與安裝在連桿上段的兩個行程開關相碰 ,調(diào)節(jié)電動機自行停車 ,這時只有按下使調(diào)節(jié)螺桿向另一方向旋轉的按扭 ,調(diào)節(jié)電 動機才能啟動 ,用以防止調(diào)節(jié)電動機過載或避免調(diào)節(jié)螺桿旋出過長 . 查《機械傳動與曲柄壓力機》表 66,參考其設計參數(shù) ,確定本曲柄壓力機高度調(diào)節(jié)裝置的相關參數(shù)如下 : 電動機 P= 千瓦 n=750r/min 傳動級數(shù) 1級 總傳動比 i=54 1電動機功率計算原理 曲柄壓力機傳動系統(tǒng)中裝有飛輪之后，電動機的負載平穩(wěn)許多，但仍是有變化的，所以確定電動機的功率也要注意一些問題，通常如下確定電動機： 1)電動機的過載條件。 2)電動機發(fā)熱條件。電動機運行一段時間后，電動機的溫度達到一穩(wěn)定狀態(tài)。 此外，有由于曲柄壓力機有較大的飛輪，加速飛輪使其達到額定轉速，需要一定的功率，如電動機的額定功率不足，就會引起電動機的啟動電流過大和啟動時間過長，使 電動機溫升過高而損壞，所以還應核算啟動時間，視其是否在允許范圍之內(nèi)。 在通常情況下，沖壓作用時間很短，短時過載還不致使電動機停下來，因此，一般按工作時發(fā)熱條件來解決電動機功率。因此帶飛輪傳動的電動機功率計算，歸結為如何確定折合功率 N。當電動機的負載波動較大，飛輪的能量較小時，這時的折合功率 N與平均功率 Nm差距較曲柄壓力機的曲 柄滑塊工作機構設計 16 大。 平均功率 Nm為壓力機一個工作周期內(nèi)，電動機所做的功初以工作周期的時間；在此期間壓力機所消耗的能量就等于電動機所做的功。米）； E‘ — 工作行程時消耗的能量； E‘‘ — 非工作行程時消耗的能量； t— 一個工作周期的時間。寫成公式為： 39。 m/s。 曲柄壓力機的曲 柄滑塊工作機構設計 17 2)調(diào)節(jié)螺桿傳動效率η 2。 4)皮帶、齒輪傳動效率η 4。因此，封閉高度調(diào)節(jié)裝置傳動系統(tǒng)的機械效率為： ? ? ? ?? ? ? ? ? ? 多數(shù)曲柄壓力機封閉高度調(diào)節(jié)裝置傳動系統(tǒng)的機械效率在 ～ 之間。102NN? ?中，得： 102GvN ?? 調(diào)節(jié)電動機可采用一般封閉式鼠籠型電動機。 曲柄壓力機的曲 柄滑塊工作機構設計 18 第四章 齒輪傳動 齒輪傳動的介紹 由于齒輪傳動能傳遞較大的扭矩，又具有結構緊湊、工作可靠和壽命較長等優(yōu)點，因此齒輪得到 了廣泛的應用，齒輪傳動一般會遇到：齒面磨損、牙齒折斷、倒牙、齒面麻點和振動、噪音等。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。齒輪在傳動過程中產(chǎn)生的噪音和振動要在允許范圍之內(nèi)，不能過大。但為了滿足使用要求，規(guī)定齒輪一轉的過程中回轉角誤差絕對值的最大值不超過一定限度。 3） 接觸精度 在齒輪的使用過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。 總之，為了保證齒輪傳動有良好的性能，必須對齒輪的運動精度、工作平穩(wěn)性、接觸精度和齒輪側隙有一定的要求，但這，四方面的要求也不能夠平均對待，具體工作條件不同，每個方面的要求也不一樣。由于傳遞的力較大，結合已有的設計方案，確定本傳動采用雙邊齒輪傳動。本設計采用的是直齒曲柄壓力機的曲 柄滑塊工作機構設計 19 圓柱齒