曲柄滑块工作机构专业课程设计.doc

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。此次设计为开式固定台式中型，公称压力为1600KN曲柄压力机。本设计关键进行该曲柄压力机曲柄滑块工作机构设计。在设计中，首先依据该压力机要确保关键技术参数公称压力、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；进行装模高度调整装置设计，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；调整装置 目录第一章 曲柄压力机工作原理及关键参数11.1压力机技术参数11.2 曲柄压力机工作原理.11.3曲柄压力机工作特点21.4 曲柄形式21.4.1、曲轴驱动曲柄滑块机构31.4.2、偏心轴驱动曲柄滑块机构41.4.3、曲拐驱动曲柄滑块机构41.5.4、偏心齿轮驱动曲柄滑块机构41.4.5多种结构区分及最终确定设计设计思绪6第二章 曲柄滑块机构组成及相关分析72.1压力机曲柄滑块机构组成72.2曲柄压力机滑块机构运动规律分析。82.2.1滑块位移和曲柄转角之间关系82.2.2滑块速度和曲柄转角关系82.3曲柄压力机滑块机构受力分析92.3.1忽略摩擦情况下滑块机构关键构件力学分析102.3.2考虑摩擦情况下滑块机构关键构件力学分析11第三章 装模高度调整装置总体设计143.1装模高度调整设计及电动机选定143.1.1 装模高度调整装置组成及工做原理143.1.2调整装置电动机选定15第四章 齿轮传动184.1 齿轮传动介绍184.1.1齿轮在应用过程中对精度有以下要求184.2 直齿轮传动184.2.1齿轮参数确定194.2.2齿轮尺寸初步计算194.2.3 齿轮强度校核20第五章 曲柄压力机滑块机构设计和计算235.1曲轴设计和计算235.1.1选定轴材料235.1.2估算曲轴相关尺寸235.1.3 设计轴结构并绘制结构草图235.1.4 校核轴劲尺寸235.1.5曲轴危险阶面校核245.2连杆和调整螺杆设计265.2.1 连杆和调整螺杆初步确定265.2.2校核调整螺杆和连杆尺寸265.4导轨设计285.5蜗杆蜗轮传动计算305.5.1蜗杆传动特点305.5.2蜗杆蜗轮材料305.5.3蜗杆蜗轮尺寸计算315.5.4 核实蜗轮弯曲应力325.5.5核实蜗杆接触应力:33第六章 轴承选择及紧固件选择356.1滑动轴承选择和校核356.1.1连杆大端滑动轴承选择和校核356.1.2曲轴颈上滑动轴承选择和校核356.2 滚动轴承选择和校核366.2.1求比值:366.2.2求相对应轴承轴向载荷e值和Y值376.3坚固件选择376.3.1紧固件选择标准376.3.2螺栓选择38第七章 总装设计397.1过载保护装置397.1.1液压式过载保护装置397.2润滑系统40参考文件41致谢42第一章 曲柄压力机工作原理及关键参数1.1压力机技术参数压力机关键技术参数能反应出压力机工作能力、所能加工工件尺寸范围、相关生产率等指标。此次设计是开式固定台式中型压力机，设计技术参数以下：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装模高度调整量 110 mm滑块中心到机身距离 380 mm工作台尺寸（前后X左右） 710 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 mm1.2 曲柄压力机工作原理.曲柄压力机是以曲柄传动锻压机械，其工作原理是电动机经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，下端和滑块连接，把曲轴旋转运动变为连杆上下往复运动。上模装在滑块上，下模装在垫板上。所以，当材料放在上下模之间时，及能进行冲裁或其它变形工艺，制成工件。因为工艺需要，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时间很短，也就是说，有负荷工作时间很短，大部分时间为无负荷空程时间。为了使电动机负荷均匀，有效利用能量，所以装有飞轮。此次曲柄压力机设计中,大皮带轮设计兼有飞轮作用。工作原理图以下图： 图1-21.3曲柄压力机工作特点刚性传动，滑块运动含有强制性质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. 不许可超负荷使用，一个工作循环中负荷作用时间短，关键靠飞轮释放能量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1.4 曲柄形式曲轴驱动曲柄滑块机构偏心轴驱动曲柄滑块机构曲拐驱动曲柄滑块机构偏心齿轮驱动曲柄滑块机构图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1.4.1、曲轴驱动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。大型曲轴铸造困难，受弯、扭作用，制造要求高。 适用范围：关键用于较大行程中小型压力机上。 图1-4 JC23-63压力机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、调整螺杆 7、连杆体 8、轴瓦 9、曲轴 10、锁紧螺钉 11、锁紧块 12、模具夹持块1.4.2、偏心轴驱动曲柄滑块机构工作原理：当偏心轴转动时，曲轴颈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：关键用于行程小压力机上。 1.4.3、曲拐驱动曲柄滑块机构工作原理：当曲拐轴转动时，偏心套外圆中心以曲拐轴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）。便于调整行程且结构简单，但曲柄悬伸刚度差。适用范围：关键用于中、小型压力机上 图1-5 JB21-100压力机曲柄滑块机构结构图1、滑块 2、调整螺杆 3、连杆体 4、压板 5、曲拐轴 6、偏心套1.5.4、偏心齿轮驱动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；偏心齿轮只传输扭矩，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，但铸造比曲轴铸造轻易处理。 适用范围：常见于大中型压力机上。 图1-6J31 - 315 压力机曲柄滑块机构结构示意图1. 连杆体; 2. 调整螺杆; 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 用偏心套调整行程示意图O-主轴中心 A-偏心轴销中心 M-偏心套外圆中心1.4.5多种结构区分及最终确定设计设计思绪 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行程可设计成可调整结构； 设备总体结构曲拐式更美观。经过上面分析，我选择设计成曲折开式固定压力机压力机。第二章 曲柄滑块机构组成及相关分析2.1压力机曲柄滑块机构组成 因为压力机要求滑块作往复直线运动,而为动力电动机却是作旋转运动,所以,需要一套机构,将旋转运动变为直线往复运动。下图中结构就是完成这部分工作关键部分曲柄滑块机构。 图2-1 由本图知采取一套曲柄连杆，它对滑块只有一个加力点，所以常称做单点式曲柄压力机，这是中小型压力机广泛采取形式。当工作台左右较宽时，也常采取两套曲柄连杆，这时它们对滑块有两个加力点，叫双点压力机，对于左右前后全部较宽压力机也可采取四套曲柄连杆，对应滑块有四个加力点。曲轴中心到曲柄颈中心距离，这个距离通常叫做曲柄半径，它是曲柄压力机一个关键参数，（相关曲轴部分第四章详述）。有时小型压力机，可能用偏心轴替换曲轴，一样偏心轴也能够将旋转运动转变为滑块直线往复运动。2.2曲柄压力机滑块机构运动规律分析。此次设计压力机工作机构采取是曲柄滑块机构, A点表示连杆和曲轴连结点,B点表示连杆和滑块连接点,AB表示连杆长度. 滑块位移为s。a为曲柄转角。习惯上有曲柄最底位置（相当于滑块在下死点处），沿曲柄旋转相反方向计算。其运动简图以下图所表示.,2.2.1滑块位移和曲柄转角之间关系滑块位移和曲柄转角之间关系表示为而 令 则而 所以 图2-2代入整理得: 代表连杆系数。通用压力机通常在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,和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) 所以,已知曲柄半径R和连杆系数时,便可从上式中求出对应于不一样a角s值.有余玄定理知2.2.2滑块速度和曲柄转角关系 求出滑块位移和曲轴转角关系后,将位移s对时间t求导数就可求得到滑块速度v.即: 而 所以 式中 v滑块速度 曲柄角速度 又因为所以式中 n曲柄每分钟转数从上式可看出,滑块速度V是随曲柄转角a角度改变。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改变很小,而数值最大.所以常常近似取曲柄转角滑块速度看成最大速度。用表示即上面公式表明，滑块最大速度和曲柄转速n，曲柄半径R成正比，n越高，R越大，滑块最大速度Vmax也越大。 本压力机滑块最大速度Vmax=0.105nR(sin90+ /2 Xsin180)=0.105X40X70=294mm/s 2.3曲柄压力机滑块机构受力分析判定曲柄压力机滑块机构能不能满足加工需要除了它运动规律是否符合要求外，还有很关键一点就是要校核它强度。而进行强度校核之前必需首先正确将曲柄压力机滑块机构关键构件进行力学分析。2.3.1忽略摩擦情况下滑块机构关键构件力学分析图2=3忽略摩擦和零件本身重量时滑块受力情况图2-3所表示。其中P1料抵御变形反作用力，N导轨对滑块约束反力，Pab对滑块约束反力，这三个力交于B，组成一个平衡汇交力系。依据力平衡原理，从力三角形中能够求得P1、N、Pab之间关系以下： 有上式知 当初，取到最大值 通常曲柄压力机，负荷达成公称压力时曲柄转角仅30度左右。所以可近似认为： 上面两式便成为： 比如求公称压力角时,曲轴上齿轮传输扭矩因为在时,滑块能承受最大负荷是160吨,所以坯料抵御变形反作用力也许可达成这个数值,即p1=1600KN=1600000N R=70mm 可查表2-2得 所以在不考虑摩擦时齿轮传动扭矩为:M0=p1R(sin+/2sin)M0=1600000X0.07X0.4751 M0=52311N 上面,我们在分析连杆、滑块受力和曲轴所需传输扭矩过程中,全部没考虑各活动部位摩擦.这种处理问题方法,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.不过,在计算曲轴所需传输扭矩时,不考虑摩擦影响,却会带来较大误差,所以计算时,应考滤因为摩擦所增加扭矩.2.3.2考虑摩擦情况下滑块机构关键构件力学分析曲柄滑块机构摩擦关键发生在四处:1）.滑块导向面和导轨之间摩擦.以下图所表示,摩擦力大小等于滑块对导轨正压力,和摩擦系数乘积,摩擦力方向和滑块运动方向相反.工作行程时,滑块向下运动,导轨对滑块摩擦力朝上,形成对滑块运动阻力.2）. 曲轴支承劲和轴承之间摩擦.轴旋转时,轴承对轴劲摩擦力分布在轴劲工作面上,这些摩擦力对轴颈中心O形成和轴旋转方向相反阻力矩.它可近似按下式计算: 因为小齿轮作用力远小于,所以能够认为两个支反力和 于是上式可变为:3）曲轴颈和连杆大端轴承之间摩擦,它和上一个摩擦相同,也形成阻力矩,且可按下式计算:4）连杆销和连杆小端轴承能够之间摩擦.它也形成阻力矩: 依据能量守恒原理,曲轴所需增加扭矩在单位时间内所做功。等于克服各处磨擦所消耗功率。即： 式中：曲柄角速度； 滑块速度； 曲柄和连杆相对角速度，连杆摆动角速度，所以能够求得绝对值为：而将上式代入，并取=1，经整理后得因为摩擦使曲轴所增加扭矩为： 现以所设计曲柄压力机曲柄滑块机构为例,来分析上式中方括号内值.有该曲柄压力机参数以下: da=250mmR=70mm 代入式子中求得方括号内值,即值以下: 684.9 681.61 679.95 673.90 661.30 649.40从以上能够看出, 值随曲柄转角而改变,但改变较小,在近似计算中,能够将看作不随改变常数,并取其相当于=时值.所以,上式可简化为已知 da=250mm 和不记摩擦扭矩比较,最终到考虑摩擦后曲轴所需传输扭矩: 以上式子中:R曲柄半径;曲柄转角;连杆系数;摩擦系数,通常取0.05曲轴支承颈直径曲轴颈直径连杆销直径 图2-4坯料抵御变形反作用力.第三章 装模高度调整装置总体设计 3.1装模高度调整设计及电动机选定3.1.1 装模高度调整装置组成及工做原理为了使压力机适应于不一样高度模具,和便于模具安装和调正整, 曲柄压力机连杆及封闭高度应是能调.本压力机采取电动机驱动一级传动机构来替换人力,调整螺杆螺纹来调整连杆长度,达成调整装模高度目标.其传动采取蜗杆蜗轮.以下图所表示： 图3-1 有上图可知连杆不是整体,而是有连杆体和调整螺杆所组成.调整螺杆下部和滑块相联接.连杆替上部轴瓦和曲轴相联结.为了有效预防调整螺杆松动,在蜗杆轴上安装了一套放松装置.该装置结构和工作原理以下:大圆锥齿轮内孔空套在蜗杆轴上,其轮毂右端面铣有牙齿,并和空套在蜗杆轴上轴套左端面相配.调整电动机经过蜗杆蜗轮,带动调整螺杆旋转,从而改变连杆长度和调整封闭高度.连杆上段和调整螺杆之间螺纹连接依靠传动中摩擦阻力来预防松动.调整螺杆上端还装有撞杆,当螺杆调整到上或下极限位置时,撞杆分别和安装在连杆上段两个行程开关相碰,调整电动机自行停车,这时只有按下使调整螺杆向另一方向旋转按扭,调整电动机才能开启,用以预防调整电动机过载或避免调整螺杆旋出过长.查机械传动和曲柄压力机表6-6,参考其设计参数,确定本曲柄压力机高度调整装置相关参数以下:电动机 P=1.5千瓦 n=750r/min传动级数 1级 总传动比i=54 第五章 曲柄压力机滑块机构设计和计算5.1曲轴设计和计算5.1.1选定轴材料曲轴为压力机关键零件，受力复杂,故制造条件要求较高,查阅相关手册,参考同类型曲柄压力机曲轴常见材料,暂定为45钢铸造而成，曲轴在粗加工后进行调质处理。铸造比取为3。依据曲柄压力机内设计步骤,经验公式先初步决定曲轴相关尺寸。5.1.2估算曲轴相关尺寸 5.1.3 设计轴结构并绘制结构草图中型压力机多采取双边传动,以减小扭距,和传动齿轮摸数.中型压力机压力角=,为了确保曲柄强度,圆整为500mm5.1.4 校核轴劲尺寸 有= 故重新圆整后取 =250mm 由式得 出由依据通用压力机通常取植范围在0.10.3之间.由总体结构设计,初步选择=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=180mm.这和最初估量植相同,不需更改计算结果.有以上计算,考虑曲轴上零件装配,和轴承选择,确定曲轴形状以下图所表示：图5-15.1.5曲轴危险阶面校核 曲轴变形及载荷分布以下图所表示:图5-2图5-3 因为采取双边传动,所以B-B截面扭距为连杆所传输扭距二分之一,曲轴AA截面扭距等于零. 在BB截面 在AA截面 有以上计算可知所设计曲轴尺寸适宜,材料能满足要求。5.2连杆和调整螺杆设计参考同类型曲柄压力机调整螺杆设计常见材料,查阅相关资料,初定材料为QT45-5. 依据机器结构设计,本压力机采取连杆销传力调整螺杆.5.2.1 连杆和调整螺杆初步确定1）调整螺杆具体尺寸依据手册经验公式,初步估算以下: 2）连杆尺寸初步确定; 有前面算得连杆总长为L=840mm,有曲轴尺寸确定连杆和曲轴相接处大端宽为B=252,内径为268mm.有调整螺杆初步尺寸,确定小端厚为200mm,中心孔直径为108mm.壁厚为4060mm.其它次要尺寸参考同类型压力机连杆尺寸确定.具体图所表示5.2.2校核调整螺杆和连杆尺寸1）有以上计算知螺杆内孔直径d2 =87mm 螺杆直径d0=173mm 选择材料=1200故适宜。2）校核连杆大小端支撑压强大端支撑压强： 已知 大端轴瓦材料为铅青铜zcupb630 P=25MPa合乎要求。小支撑压强： 有 3）对于调整螺杆上销孔已知 调整调整螺杆材料用QT45-45 P=125Mmpa故合乎要求。4）校核调整螺杆螺纹强度螺距 又已知H=190mm 则=55Mpa 故所确定连杆及调整螺杆尺寸适宜,材料能满足要求.其零件图以下所表示 图5-4 图5-55.4导轨设计常见曲柄压力机导轨有两种基础类型,即V形左右对称部署导轨和四角部署导轨,前者关键用于开式压力机,后者用于中型和大型压力机.滑块工作要求：滑块导向面必需和底平面垂直. 滑块高度要足够高.滑块还应有足够强度。 导轨和滑块导向面应保持一定间隙，导向间隙必需可调。 导轨和滑块应有合适间隙,间隙小,导向正确,但过小,则会出现发烧、拉毛和烧黑现象,造成导轨和滑块接触面快速磨损. 导轨和滑块间隙大小随压力机形式和导轨间距离而异,通用压力机导轨和滑块间隙通常在0.040.25mm之间.下图是滑块经典形式图5-6滑块导向部分形状以下图，单陵式应用较广，其中V形用于小型开式压力机，锯齿形用于中型以上压力机滑块导向长度分为长导和短导向两种，下表所例为开式压力机滑块导向长度和滑块，导轨关键尺寸，可供设计参考。增加滑块导向长度，有利于提升其导向精度，加长导向长度已是世界各国共同趋势。现在一般开式压力机滑块导向长度和滑块宽度之比L1：L2为1.2-1.7，对于长导向滑块L1：L2为2.5-3.2 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孔，通常为圆形。滑块材料，常见是HT20-40，球墨铸铁，ZG35铸铁，也可用A0钢板焊接，为了提升滑块耐磨性，导向面上还要镶上一层酚醛压布板。导轨导轨形式以下图所表示，导轨材料用HT15-32，导轨数据：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5-8