曲柄壓力機的曲柄滑塊工作機構(gòu)設計PAGE1摘要曲柄壓力機廣泛應用于沖裁，彎曲，校正，模具沖壓等工作。本次設計的為開式固定臺式中型，公稱壓力為1600KN曲柄壓力機。本設計主要進行該曲柄壓力機曲柄滑塊工作機構(gòu)的設計。在設計中，首先根據(jù)該壓力機要保證的主要技術(shù)參數(shù)——公稱壓力、滑塊行程等，初步估算曲柄，連桿，滑塊，導軌相關(guān)尺寸，然后分別對其進行校核，修正，最終確定各零部件尺寸；進行裝模高度調(diào)節(jié)裝置設計，并最終完成該曲柄滑塊工作機構(gòu)設計。關(guān)鍵字：公稱壓力；曲軸；連桿；導軌；調(diào)節(jié)裝置目錄圖1-21.3曲柄壓力機工作的特點剛性傳動，滑塊運動具有強制性質(zhì)a.上下死點、運動速度、閉合高度等固定——便于實現(xiàn)機械化和自動化b.定行程設備——自我保護能力差，工作時形成封閉力系a.不會造成強烈沖擊和振動b.不允許超負荷使用，一個工作循環(huán)中負荷作用時間短，主要靠飛輪釋放能量a.工作時尖峰負荷不會對電網(wǎng)造成沖擊b.不能夠超能量使用1.4曲柄形式曲軸驅(qū)動的曲柄滑塊機構(gòu)偏心軸驅(qū)動的曲柄滑塊機構(gòu)曲拐驅(qū)動的曲柄滑塊機構(gòu)偏心齒輪驅(qū)動的曲柄滑塊機構(gòu)圖1-31—支承頸;2—曲柄臂;3—曲柄頸;4—連桿;5—曲拐頸;6—心軸;7—偏心齒輪1.4.1、曲軸驅(qū)動的曲柄滑塊機構(gòu)工作原理：曲軸旋轉(zhuǎn)時，連桿作擺動和上、下運動，使滑塊在導軌中作上、下往復直線運動。特點：曲軸雙端支承，受力好；滑塊行程較大，行程不可調(diào)。大型曲軸鍛造困難，受彎、扭作用，制造要求高。適用范圍：主要用于較大行程的中小型壓力機上。圖1-4JC23-63壓力機的曲柄滑塊機構(gòu)結(jié)構(gòu)圖1、打料橫梁2、滑塊3、壓塌塊4、支承座5、蓋板6、調(diào)節(jié)螺桿7、連桿體8、軸瓦9、曲軸10、鎖緊螺釘11、鎖緊塊12、模具夾持塊1.4.2、偏心軸驅(qū)動的曲柄滑塊機構(gòu)工作原理：當偏心軸轉(zhuǎn)動時，曲軸頸的外圓中心以偏心軸中心為圓心做圓周運動，帶動連桿、滑塊運動。特點：曲軸頸短而粗，支座間距小，結(jié)構(gòu)緊湊，剛性好。但偏心部分直徑大，摩擦損耗多，制造比較困難。適用范圍：主要用于行程小壓力機上。1.4.3、曲拐驅(qū)動的曲柄滑塊機構(gòu)工作原理：當曲拐軸轉(zhuǎn)動時，偏心套的外圓中心以曲拐軸的中心為圓心做圓周運動，帶動連桿、滑塊運動。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）。便于調(diào)節(jié)行程且結(jié)構(gòu)簡單，但曲柄懸伸剛度差。適用范圍：主要用于中、小型壓力機上圖1-5JB21-100壓力機的曲柄滑塊機構(gòu)結(jié)構(gòu)圖1、滑塊2、調(diào)節(jié)螺桿3、連桿體4、壓板5、曲拐軸6、偏心套1.5.4、偏心齒輪驅(qū)動的曲柄滑塊機構(gòu)工作原理：偏心齒輪在芯軸上旋轉(zhuǎn)時，其偏心頸就相當于曲柄在旋轉(zhuǎn)，從而帶動連桿使滑塊上下運動。特點：偏心齒輪芯軸雙端支承，受力好；偏心齒輪只傳遞扭矩，彎矩由芯軸承受；受力情況比曲軸好，芯軸剛度大。結(jié)構(gòu)相對復雜，但鑄造比曲軸鍛造容易解決。適用范圍：常用于大中型壓力機上。圖1-6J31-315壓力機曲柄滑塊機構(gòu)結(jié)構(gòu)示意圖1.連桿體;2.調(diào)節(jié)螺桿;3.滑塊;4.撥塊;5.蝸輪;6.保護裝置;7.偏心齒輪;8.心軸;9.電動機;10.蝸桿圖1-7用偏心套調(diào)節(jié)行程示意圖O--主軸中心A--偏心軸銷中心M--偏心套外圓中心1.4.5各種結(jié)構(gòu)的區(qū)別及最終確定設計設計思路曲軸式壓力機行程不可調(diào)；偏心軸式、偏心齒輪式和曲拐式壓力機的行程可設計成可調(diào)節(jié)結(jié)構(gòu)；設備總體結(jié)構(gòu)曲拐式更美觀。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。第二章曲柄滑塊機構(gòu)的構(gòu)成及相關(guān)分析2.1壓力機曲柄滑塊機構(gòu)的構(gòu)成由于壓力機要求滑塊作往復直線運動,而為動力的電動機卻是作旋轉(zhuǎn)運動,因此,需要一套機構(gòu),將旋轉(zhuǎn)運動變?yōu)橹本€往復運動。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構(gòu)。圖2-1由本圖知采用一套曲柄連桿，它對滑塊只有一個加力點，因此常稱做單點式曲柄壓力機，這是中小型壓力機廣泛采用的形式。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。曲軸中心到曲柄頸中心的距離，這個距離通常叫做曲柄半徑，它是曲柄壓力機的一個重要參數(shù)，（有關(guān)曲軸的部分第四章詳述）。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(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)變?yōu)榛瑝K的直線往復運動。2.2曲柄壓力機滑塊機構(gòu)的運動規(guī)律分析。本次設計壓力機工作機構(gòu)采用是曲柄滑塊機構(gòu),A點表示連桿與曲軸的連結(jié)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。a為曲柄的轉(zhuǎn)角。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(zhuǎn)的相反方向計算。其運動簡圖如下圖所示.,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)系表達為而令則而所以圖2-2代入整理得:代表連桿系數(shù)。通用壓力機一般在0.1~0.2范圍內(nèi).故上式整理后得:式子中s——滑塊行程.(從下死點算起)a——曲柄轉(zhuǎn)角,從下死點算起,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對時間t求導數(shù)就可求得到滑塊的速度v.即:而所以式中v———滑塊速度———曲柄的角速度又因為所以式中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V=0,a角增大時V隨之顯著增大；但在a=之間時，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。本壓力機滑塊的最大速度Vmax=0.105nR(sin90°+λ/2Xsin180°)=0.105X40X70=294mm/s2.3曲柄壓力機滑塊機構(gòu)的受力分析判斷曲柄壓力機滑塊機構(gòu)能不能滿足加工需要除了它的運動規(guī)律是否符合要求外，還有很重要的一點就是要校核它的強度。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(gòu)的主要構(gòu)件進行力學分析。2.3.1忽略摩擦情況下滑塊機構(gòu)主要構(gòu)件的力學分析圖2=3忽略摩擦和零件本身重量時滑塊的受力情況如圖2-3所示。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。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：有上式知當時，取到最大值一般曲柄壓力機，，負荷達到公稱壓力時的曲柄轉(zhuǎn)角僅30度左右。因此可近似認為：上面兩式便成為：例如求公稱壓力角時,曲軸上齒輪傳遞的扭矩因為在時,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也允許達到這個數(shù)值,即p1=1600KN=1600000NR=70mm可查表2-2得因此在不考慮摩擦時齒輪傳動的扭矩為:M0=p1R(sinθ+λ/2sinθ)M0=1600000X0.07X0.4751M0=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.2.3.2考慮摩擦情況下滑塊機構(gòu)主要構(gòu)件的力學分析曲柄滑塊機構(gòu)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）.曲軸支承勁與軸承之間的摩擦.軸旋轉(zhuǎn)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(zhuǎn)方向相反的阻力矩.它可近似的按下式計算:由于小齒輪的作用力遠小于,所以可以認為兩個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,且可按下式計算: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:根據(jù)能量守恒的原理,曲軸所需增加扭矩在單位時間內(nèi)所做的功。等于克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；—曲柄和連桿的相對角速度，—連桿的擺動角速度，所以可以求得的絕對值為：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)以所設計的曲柄壓力機的曲柄滑塊機構(gòu)為例,來分析上式中方括號內(nèi)的值.有該曲柄壓力機的參數(shù)如下:da=250mmR=70mm代入式子中求得方括號內(nèi)的值,即的值如下:684.9681.61679.95673.90661.30649.40從以上可以看出,的值隨曲柄轉(zhuǎn)角而變化,但變化較小,在近似計算中,可以將看作不隨變化的常數(shù),并取其相當于=時的值.因此,上式可簡化為已知da=250mm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—————連桿銷的直徑圖2-4————坯料抵抗變形的反作用力.第三章裝模高度調(diào)節(jié)裝置總體設計3.1裝模高度調(diào)節(jié)設計及電動機的選定3.1.1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(qū)動的一級傳動機構(gòu)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3-1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,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)電動機經(jīng)過蝸桿蝸輪,帶動調(diào)節(jié)螺桿旋轉(zhuǎn),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(guān)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(zhuǎn)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6-6,參考其設計參數(shù),確定本曲柄壓力機高度調(diào)節(jié)裝置的相關(guān)參數(shù)如下:電動機P=1.5千瓦n=750r/min傳動級數(shù)1級總傳動比i=54第五章曲柄壓力機滑塊機構(gòu)的設計與計算5.1曲軸的設計與計算5.1.1選定軸的材料曲軸為壓力機的重要零件，受力復雜,故制造條件要求較高,查閱相關(guān)手冊,參考同類型的曲柄壓力機曲軸常用材料,暫定為45鋼鍛造而成，曲軸在粗加工后進行調(diào)質(zhì)處理。鍛造比取為3。根據(jù)《曲柄壓力機》內(nèi)設計步驟,經(jīng)驗公式先初步?jīng)Q定曲軸的相關(guān)尺寸。5.1.2估算曲軸的相關(guān)尺寸5.1.3設計軸的結(jié)構(gòu)并繪制結(jié)構(gòu)草圖中型壓力機多采用雙邊傳動,以減小扭距,和傳動齒輪摸數(shù).中型壓力機壓力角=,為了保證曲柄強度,圓整為500mm5.1.4校核軸勁尺寸有=故重新圓整后取=250mm由式得出由根據(jù)通用壓力機一般取植范圍在0.1～0.3之間.由總體結(jié)構(gòu)設計,初步選取=0.12由當=a=時,查表得為連桿銷直徑,由公式圓整后取=110mm又有計算圓整后=180mm.這與最初的估計植相同,不需更改計算結(jié)果.有以上計算,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5-15.1.5曲軸的危險階面校核曲軸的變形及載荷分布如下圖所示:圖5-2圖5-3由于采用雙邊傳動,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截面有以上的計算可知所設計的曲軸尺寸合適,材料能滿足要求。5.2連桿和調(diào)節(jié)螺桿的設計參考同類型的曲柄壓力機調(diào)節(jié)螺桿的設計常用材料,查閱相關(guān)資料,初定材料為QT45-5.根據(jù)機器結(jié)構(gòu)設計,本壓力機采用連桿銷傳力的調(diào)節(jié)螺桿.5.2.1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)手冊經(jīng)驗公式,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為L=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類型的壓力機連桿尺寸確定.詳細如圖所示5.2.2校核調(diào)節(jié)螺桿的和連桿尺寸1）有以上計算知螺桿內(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大端的支撐壓強：已知大端軸瓦材料為鉛青銅zcupb630P=25MPa合乎要求。小支撐的壓強：有3）對于調(diào)節(jié)螺桿上的銷孔已知調(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5-4圖5-55.