曲柄壓力機的設計機械裝備設計

1、.曲柄壓力機的設計學 院 機電工程學院 專 業(yè) 微電子制造 年級班別 2011級一班 學 號 學生姓名 指導老師 張海燕 2014年11月21日目錄一、曲柄壓力機簡介1二、曲柄壓力機技術參數(shù)的擬定4三、曲柄壓力機的設計41. 能源系統(tǒng)51.1 電動機62. 傳動系統(tǒng)52.1 帶傳動62.2 齒輪傳動62.3 傳動軸63. 操縱系統(tǒng)53.1 離合器63.2 制動器64. 工作機構54.1 曲軸64.2 連桿64.3 滑塊與導軌65. 支撐部分56. 輔助系統(tǒng)和裝置56.1 過載保護裝置66.2 潤滑系統(tǒng)6四、曲柄壓力機的建模4五、團隊分工與個人心得4一、曲柄壓力機簡介壓力機是一種結構精巧的通用性

2、設備，它具有用途廣泛，生產效率高等特點，壓力機可分螺旋壓力機、液壓機和曲柄壓力機（機械壓力機）三大類。其中，曲柄壓力機是成材料沖壓生產的主要設備，可用于沖孔、落料、切邊、彎曲、淺拉伸和成型等工序，廣泛用于國防、航空、汽車、電機、電器等行業(yè)中。曲柄壓力機是一種最常用的冷沖壓設備，它是通過曲柄滑塊機構將電動機的旋轉運動轉換為滑塊的直線往復運動，對坯料進行成形加工的鍛壓機械。曲柄壓力機動作平穩(wěn),工作可靠,廣泛用于沖壓、擠壓、模鍛和粉末冶金等工藝。按床身結構形式的不同，曲柄壓力機可分為開式曲柄壓力機或閉式曲柄壓力機；按驅動連桿數(shù)的不同可分為單點壓力機、雙點壓力機和四點壓力機；按滑塊數(shù)可分為單動、雙動和

3、三動壓力機。因此，本小組選擇開式單點單動曲柄壓力機作為本次機械裝備項目課程設計的研究主題，希望通過本次課程設計能夠運用PBL對曲柄壓力機有更深入的認識，通過實際測量、設計與建模來鞏固專業(yè)基礎，提高解決問題的能力。二、曲柄壓力機技術參數(shù)的擬定曲柄壓力機的技術參數(shù)反映其工藝能力、所能加工制件的尺寸范圍以及有關生產率指標，同時也是設計壓力機重要依據(jù)。曲柄壓力機的基本參數(shù)如下：1. 標稱壓力（公稱力）：曲柄壓力機的標稱壓力Fg是指曲柄旋轉至下止點前，某一特定距離或曲柄轉角時，滑塊允許的最大作用力。2. 標稱壓力行程（公稱力行程）：允許發(fā)生公稱力的特定距離稱為標稱壓力行程。3. 滑塊行程：指滑塊從上止點

4、到下止點，所經過的距離，它是曲柄半徑或偏心齒輪、偏心軸的偏心距的兩倍。4. 滑塊行程次數(shù)：指滑塊每分鐘往復運動的次數(shù)。5. 裝模高度：裝模高度是指滑塊在下止點時，滑塊下表面到工作臺墊板上表面的距離。裝模高度的最大值稱為最大裝模高度，滑塊調整到最低位置時得到最小裝模高度。6. 封閉高度：封閉高度是指滑塊在下止點時，滑塊下表面到工作臺上表面的距離，它與裝模高度之差等于工作臺墊板的厚度。7. 裝模高度調節(jié)量：裝模高度調節(jié)的距離，稱為裝模高度調節(jié)量。8. 工作臺板及滑塊底面尺寸：指壓力機工作空間的平面尺寸。工作臺板（墊板）的上平面，用“左右×前后”的尺寸表示；滑塊下平面，也用“左右×

5、;前后”的尺寸表示。9. 工作臺孔尺寸：工作臺孔尺寸L1×B1（左右×前后）、D1（直徑），用做向下出料或安裝頂出裝置的空間。10. 立柱間距：指雙柱式壓力機立柱內側面之間的距離。11. 喉深：喉深是開式壓力機特有的參數(shù)，它是指滑塊中心線至機身的前后方向的距離。12. 模柄孔尺寸：模柄孔尺寸是“直徑×孔深”，沖模模柄尺寸應和模柄孔尺寸相適應。13. 傾斜角：指可傾壓力機工作臺面的傾斜角度，也就是機身后斜的角度。利用這個傾斜角度使沖壓后的工件能借其自重或其他因素通過兩立柱中間從壓力機后方排出。根據(jù)國家規(guī)定以及網上調研的結果，我們組決定設計型號為J23-80的開式可傾

6、壓力機，其具體技術參數(shù)如下表：型號J23-80公稱力800 KN工作臺孔尺寸320X250X420 mm公稱力行程5 mm工作臺版厚度100 mm滑塊行程130 mm滑塊底面尺寸280X380 mm滑塊行程次數(shù)45 /min模柄孔尺寸60X75mm最大裝模高度290 mm傾斜角20°裝模高度調節(jié)量100 mm喉深300 mm工作臺尺寸580X860 mm立柱間距410 mm外形尺寸長1810 X寬1410 X高2790三、曲柄壓力機的設計1、能源系統(tǒng) 1.1 電動機壓力機工作過程中，作用在滑塊上的負荷是劇增和劇減的周期交替變化著，并且有很短的高峰負載時間和較長的空載時間，若依此短暫的

7、工作時間來選擇電動機的功率，則其功率將會很大。為了減小電動機的功率，在傳動系統(tǒng)中設置了飛輪。當滑塊不動時，電動機帶動飛輪旋轉，使其儲備能量，而在沖壓工作的瞬時，主要靠飛輪釋放能量。工件沖壓完畢后負載減小，于是電動機帶動飛輪加速旋轉，使其在沖壓下一個工件前恢復到原來的角速度。這樣沖壓工件所需的能量，不是直接由電動機供給，而是主要由飛輪供給，所以電動機所需的功率便可大大減小。電動機的選擇根據(jù)人們對壓力機的統(tǒng)計分析，得到壓力機的電動機功率可以用如下簡單公式來確定：P =K1*Pg K1比例系數(shù)（變化范圍為0.080.12）     

8、;  Pg 壓力機公稱壓力（kN） 代入數(shù)據(jù)得：P=4（0.080.12）*80=（6.49.6）KW為使電動機公給足夠的功率，根據(jù)機械設計基礎課程設計指導書表16.1中選擇功率為11kw的電動機，由表16-1確定電動機型號為：Y160M-4，各項參數(shù)如下：型號額定功率轉速效率功率因子額定電流堵轉轉矩最大轉矩Y160M-411KW146088%0.8422.62.22.32、傳動系統(tǒng)傳動系統(tǒng)是壓力機的主要組成部分，在很大程度上決定著機器的使用性能、外形尺寸、重量、加工裝配勞動量和制造成本。設計傳動系統(tǒng)需要考慮以下幾個方面：1) 確定滑塊上加力點的數(shù)目分為

9、單點、雙點和四點壓按壓力機滑塊上加力點的數(shù)目（即連桿的數(shù)目）力機；對于滑塊和工作臺前后尺寸和左右尺寸都比較小的壓力機，可采用單點；對于滑塊和工作臺前后尺寸較小，而左右尺寸比較大的，為了改善滑塊與上橫梁的受力情況，避免工作時滑塊產生歪斜，應采用雙點；對于前后和左右尺寸都比較大的，則采用四點。本J23-80壓力機采用單點受力。2) 采取何種傳動方式上傳動是指傳動系統(tǒng)在工作臺上方，其優(yōu)點：重量較輕，成本低，安裝、維修都比較方便，地基較為簡單；缺點：壓力機地面以上的高度較高，運行不平穩(wěn)。下傳動是指傳動系統(tǒng)在工作臺下方，其優(yōu)點：壓力機的重心低，運轉平穩(wěn)，震動和噪音較小，從結構上看，有增加滑塊高度和導向長

10、度的可能性，因而能提高滑塊的運動精度，延長模具的使用壽命，改善工件的質量，傳動系統(tǒng)全部放在地坑之中，因此壓力機地面以上的高度減小，有用于高度較低的車間，由于工作載荷只要由拉桿和工作臺承受，所以立柱和上橫梁的受力情況得以改善；缺點：安裝、維修不方便，地基要求較為復雜。本J23-80壓力機采用上傳動。3) 主軸和傳動軸與壓力機正面的位置關系大多數(shù)閉式壓力機選用偏心齒輪，所以傳動軸垂直于壓力機正面；開式壓力機大多選用曲軸，所以傳動軸平行于壓力機正面。但平行布置方式曲軸和傳動軸比較長，受力點與支承軸承的距離比較大，受力條件惡化，壓力機平面尺寸較大。本J23-80壓力機采用傳動軸平行壓力機正面。傳動方案

11、的選擇傳動方案可選擇帶傳動、齒輪傳動與鏈傳動。帶傳動具有結構簡單、傳動平穩(wěn)、能緩沖吸振、可以在大的軸間距和多軸間傳遞動力，且其造價低廉、不需潤滑、維護容易等特點；齒輪傳動具有效率高，結構緊湊，傳動比穩(wěn)定且工作可靠壽命長等特點，因此，本J23-80壓力機采用帶傳動與一級齒輪傳動。4) 齒輪的安放位置傳動齒輪放在機身之內稱為閉式傳動，反之為開式傳動。閉式傳動的齒輪工作條件好，可將齒輪浸泡在軸中，大大降低工作噪音，磨損小，壽命長，外形較美觀。但安裝維修困難；開式傳動的齒輪工作條件差，但安裝、維修方便。本J23-80壓力機選用開式傳動。5) 齒輪的傳動方式單邊傳動的加工齒輪要求不是太高；雙邊傳動的齒輪

12、尺寸可減小，傳動總體尺寸下降，重量下降，但加工裝配較單邊傳動要求高。本J23-80壓力機采用單邊傳動。故傳動系統(tǒng)設計如下：連桿數(shù)目單點受力傳動方式上傳動主軸與傳動軸的位置關系平行壓力機正面?zhèn)鲃臃桨笌鲃?一級齒輪傳動齒輪安放位置開式傳動齒輪傳動方式單邊傳動2.1 帶傳動帶傳動的設計涉及到V帶的設計以及帶輪的設計，具體步驟如下：（1）確定計算功率根據(jù)工作情況，查表8-7，取KA=1.1，故kw（2）選擇V帶的帶型根據(jù)計算功率Pca和小帶輪轉速n1，從圖8-11選取普通V帶的帶型，選擇B型。（3）確定帶輪基準直徑d1和d2并驗算帶速初選小帶輪的基準直徑d1。由表8-7和表8-9，取小帶輪的基準直徑

13、d1=132mm驗算帶速v。根據(jù)式（8-13），驗算帶的速度m/s因為5m/sV25m/s，故帶速合適。計算大帶輪的基準直徑。根據(jù)式（8-15a），計算大帶輪的基準直徑d2 d2=i×d1=5×132=660(mm)（4）確定V帶的中心距a和基準長度Ld由式（8-20） 0.7（d1+d2）a02（d1+d2）得 554.4a01584初定中心距a0=1000mm由式（8-22）計算帶的基準長度mm由表8-2選取基準長度L=4820mm計算實際中心距mm（5）驗算小帶輪上的包角所以合適（6）確定帶的根數(shù)z查得 P0=1.70（kw）;P0=0.3（k w）; Ka=0.95

14、; KL=0.98代入得，z=3.07。取整數(shù)，z=4根。（7）確定初拉力F0查得B型帶的單位長度質量q=0.18 (kg/m) N (8) 計算軸上的壓力N(9) 帶輪的結構設計小帶輪采用實心式，查機械設計手冊得電動機的軸D0=42mm，V帶輪的輪轂寬L帶輪=（1.52）D0=63mm84mm其最終尺寸結合安裝帶輪的直徑的軸段來確定輪緣寬B帶輪=（z-1）e+2f=80mm大帶輪采用孔板式結構，輪緣寬與小帶輪的相同，輪轂寬可與軸的結構設計同步進行帶傳動各設計參數(shù)如下：計算功率12.1 kwV帶帶型B型大帶輪直徑660 mm小帶輪直徑132 mm中心距1131.7 mm帶的根數(shù)4 根初拉力26

15、4.7 N壓軸力2574.5 N2.2齒輪傳動2.2.1 傳動比的分配 總的傳動比     由前面選取的電動機的情況知: 電動機的轉速為n=1440轉/fen,滑塊的行程次數(shù)為45次/分。所以總的傳動比為： i總=1460/45=32.444 分配傳動比 由式i總 =i帶i齒輪又i帶=5，則齒輪傳動比：i齒輪=i總/i帶=6.4892.2.2壓力機傳動系各軸轉速、功率、轉矩計算  各軸的轉速：高速軸n1=ni帶=14605=292.0 r/min低速軸n2=ni齒輪=292.06.489=45.0 r/m

16、in 各軸的輸入功率：高速軸p1=p電1=11×0.94=10.34 kw低速軸p2=p122=10.34×0.98×0.98=9.93 kw 各軸的輸出轉矩：高速軸T1=9550p1n1=955010.34292.0=338.17 KNm低速軸T2=9550p2n2=95509.9345.0=2107.37 KNm2.2.3 齒輪設計計算  選擇齒輪材料、熱處理及精度等級大、小齒輪均采用45鋼，小齒輪調質，大齒輪正火處理。小齒輪硬度為236HBS，大齒輪硬度為190HBS，精度等級為8級。 初步計算傳動的主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強

17、度進行設計。公式為：（1）小齒輪傳遞轉矩為T1=338.17 N·mm（2）因v未知，試選載荷系數(shù)（3）選取齒寬系數(shù)（4）由表查得彈性系數(shù)（5）查取區(qū)域系數(shù)（6）齒數(shù)比u=6.489（7）初選z1=20,則z2=uz1=129.78，選取z2=130 則端面重合度為 軸向重合度為由表查得（8）計算許用應力查表可得，查得壽命系數(shù)，,取安全系數(shù),則小齒輪與大齒輪的許用接觸應力取較小值（9）初算小齒輪分度圓直徑 確定傳動尺寸（1）計算載荷系數(shù)查表可得;載荷系數(shù)為（2）修正d1t 因K與Kt差異較大，故對d1t進行修正，則（3）確定模數(shù)取（4）計算傳動尺寸中心距為分度圓直徑：取b2=100m

18、m,b1=110mm 齒根彎曲疲勞強度（1）K、T1、mn和d1同前（2）齒寬b=b2=100（3）齒形系數(shù)YF和應力修正系數(shù)YS。查表得YF1=2.80,YF2=2.25;YS1=1.55,YS2=1.83（4）查得重合度系數(shù)（5）許用彎曲應力為查得，壽命系數(shù)YN1=YN2=1，安全系數(shù)SF=1.25,故 計算齒輪傳動其他的幾何尺寸齒頂高 齒根高 全齒高 頂隙 齒頂圓直徑為齒根圓直徑為齒輪設計各參數(shù)如下：小齒輪大齒輪材料45鋼（調質）45鋼（正火）齒數(shù)20130模數(shù)5 mm5 mm壓力角20°20°齒寬110 mm100 mm分度圓直徑100 mm650 mm齒頂圓直徑1

19、10 mm660 mm齒根圓直徑87.5 mm637.5 mm中心距375 mm2.3傳動軸2.3.1 確定軸的裝配方案傳動軸上從左到右的裝配順序應為：飛輪、滑動軸承1、鎖緊擋圈1、鎖緊擋圈2、滑動軸承2、小齒輪。2.3.2 軸的設計與計算 初算軸的最小直徑（1）從上述計算結果已知P1=10.34kw,轉速n1=292.0r/min,齒輪分度圓直徑d1=93.333mm，齒輪寬度b1=104mm。（2）因為傳遞的功率不大且無其他特殊要求，所以高速軸選用45鋼（調質），硬度217255HBS。（3）初步高速軸的最小直徑，取考慮到鍵槽的影響，將最小直徑增大，所以mm，同時考慮到軸段1將與V帶輪的輪

20、轂配合，為了滿足軸承壽命的要求，初步設定軸最小的直徑為42mm。 軸的結構設計（1）軸段-的設計初定軸段-的軸徑d1=55 mm。帶輪輪轂寬度（1.52）d1=82.5mm110mm，結合帶輪結構L帶=63mm84mm，則帶輪的輪轂寬度為L帶=83mm，則軸段的長度應略小于輪轂的寬度，取L1=80mm。 （2）軸段-、-、-、-的設計因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。根據(jù)軸的尺寸選定軸承代號為6213，其中d=65 mm，D=120mm，B=23mm，由于裝配的需要所以確定軸-與軸-的長度L3=L5=50mm，直徑d3=d5=65mm，軸承采用軸肩進行軸向定位，軸肩高度h>0.0

21、7d，故取h=4mm，故軸-與軸-的直徑d2=d6=57mm，長度L2=L6=40mm。（2）軸段-、-的設計初定齒輪處的軸段的直徑為d7=55 mm，齒輪的左端用軸肩定位，齒輪寬度為110mm，右端用軸端檔圈定位，所以確定軸-的長度L7=105mm。 初步確定傳動軸的總長度為1161mm，則可確定軸-的長度L4=856mm，直徑d4=75mm 鍵的選擇飛輪與軸間采用A型普通平鍵連接，查機械設計手冊得鍵的型號為16×50 GB/T 1096-1990；齒輪與軸間采用A型普通平鍵連接，查機械設計手冊得鍵的型號為16×90 GB/T 1096-1990。傳動軸各參數(shù)如

22、下：長度L直徑d軸段-L1=80mmd1=55 mm軸段-L2 =40mmd2= 57mm軸段-L3= 50mmd3=65mm軸段-L4=856mmd4=75mm軸段-L5=50mmd5=65mm軸段-L6=40mmd6=57mm軸段-L7=105mmd7=55 mm3、操縱系統(tǒng)在曲柄壓力機的傳動系統(tǒng)中，一般在飛輪傳動的后面都設有離合器和制動器，用來控制滑塊的運動和停止。離合器和制動器一般是設在飛輪軸上或主軸上。壓力機開動后，電動機和起蓄能作用的飛輪是在一直不停地旋轉著。每當滑塊需要運動時，則離合器接合，主動部分的飛輪通過離合器使從動部分零件（如傳動軸、齒輪、曲軸和滑塊等）得到運動并傳遞工作時

23、所必要的扭矩；當滑塊需要停止在所需的位置上（滑塊行程的上死點或行程中的任意位置），則離合器脫開，主動部分的飛輪和從動部分零件即不發(fā)生聯(lián)系，因而不能再傳遞運動和扭矩。但是離合器脫開后，離合器部分從動部分以后的零件還儲有一定的能量，會使曲軸繼續(xù)旋轉。因此，制動器是用來在一個較短的時間內吸收從動部分零件的能量，以使滑塊停止在所需要的位置上。所以，在壓力機傳動系統(tǒng)中的離合器和制動器是保證壓力機正常工作的必要部件，而兩者又必須是密切的配合和協(xié)調地工作；或當離合器接合前的瞬時，制動器應該松開，這個工作關系是由操縱系統(tǒng)來實現(xiàn)的。一般壓力機在不工作時，離合器總是處在脫開狀態(tài)，而制動器則總是處在制動狀態(tài)中。由此

24、可見，離合器和制動器部件是用于電動機和飛輪不停地轉動情況下，使壓力機的曲柄連桿機構開動或停止。因此，對任何壓力機而言，離合器和制動器不僅是極其重要而不可缺少的部件，而且還決定著壓力機的操作規(guī)范。由于工作上和使用上的要求，要求壓力機有下列操作規(guī)范：如單次行程、連續(xù)行程、自動連續(xù)行程和寸動行程。離合器和制動器部件的設計必須盡量滿足上述的操作規(guī)范，同時還應充分考慮以下的具體要求： 1、工作可靠性在保證離合器各工作部分零件強度和持久性的前提下。傳遞壓力機曲軸所必要的最大扭矩。2、操作安全性為了確保操作者的安全，在手工送料時，不允許發(fā)生連沖現(xiàn)象，則離合器要能允許壓力機有單次行程的可能。其次，為了避免使操

25、作者的雙手伸入危險工作區(qū)城，必須相應采用開動連鎖裝置，如雙手按鈕激活多按鈕的電氣操作及安全聯(lián)鎖裝置等。 3、使用方便性為了安裝和調整模具的方便，特別是較大的壓力機應該就具有寸動行程的可能；對于某些工作，或者在自動送料時，則要求有連續(xù)的或自動連續(xù)的行程。顯然，離合器和制動器是在很大程度上決定著壓力機的工作可靠性、操作安全性和使用方便性的重要部件。3.1 離合器在開式壓力機上廣泛采用的離合器有剛性離合器和圓盤摩擦離合器，其主要類型如下：目前，常見的剛性離合器有嵌牙離合器、滑銷離合器和轉鍵離合器。剛性離合器主要的優(yōu)點是結構簡單緊湊、制造維修方便。但是由于受到爪齒、滑銷和轉鍵等連接件零件強度的限制，因

26、而能傳遞的扭矩不大；其次，在離合器軸轉速處于較高的情況下，剛性離合器在接合時會產生很大的沖擊，離合器的連接零件常常易于磨損或損壞；此外，剛性離合器只能允許滑塊停止在上止點的位置，而不能進行寸動行程。下面一一介紹：1.剛性離合器剛性離合器授接合零件的型式不同，可分為轉鍵式和滑銷式?；N式離合器安全性較好，但由于技術原因目前壓力機較少使用。壓力機常用轉鍵式離合器，按轉鍵的數(shù)目分為單鍵和雙鍵兩種。接轉鍵的形狀又分為半圓形轉鍵和矩形轉鍵(又稱為切向轉鍵)。關鍵元件的配合工作關系是這樣的：中套的內壁有四個缺月形槽，曲軸的外壁有兩個豐月形的槽，內政h套的內壁各有兩個缺月形槽，曲軸及中、內、外套的槽直徑相同

27、。轉鍵的中部為豐月形實體，兩端為圓柱形軸頸，軸頸支承在由曲軸上的槽與內、外套的槽共同形成的圓形軸孔中;轉鍵中部的豐月形實體與曲軸的豐月形槽配合，并在操縱機構控制下可繞轉鍵自身的軸線在曲軸槽內轉動。這樣可能出現(xiàn)兩種情況，當轉鍵的豐月形實體與曲軸的豐月形槽完全重合時，轉鍵與曲軸共同組成一個實整圓，該整圓可相對中套滑動，曲軸不隨大齒輪轉動，離合器處于分離狀態(tài);當大齒輪中套缺月形槽與曲軸豐月形槽對正成完整圓槽時，如恰好轉鍵轉動。l 剛性離合器的安全要求：剛性離合器承受沖擊的零件(如轉鍵、滑銷、牙碳等)應在材質及熱處理方面采取措施，提高其強度和沖擊韌性。必要時應對其內在質量進行無損探傷檢查。剛性離合器的

28、單次行程工作機構必須安全、可靠。剛性離合器的操縱機構的支架，必須安裝正確、牢固，不得因受振動而產生松動。鍵離合器的操縱機構的關閉器應與轉鍵的鍵尾接觸良好。轉鍵在鍵槽內的轉動應靈活、可靠。在單次行程操作后，應能及時復位。在非操作的情況下，應不會被其他外力推動而轉動。2.摩擦離合器摩擦離合器是借助摩擦副的摩擦力來傳遞扭矩。壓緊摩擦元件，在結合面形成摩擦副，產生摩擦力，使離合器主動部分與從動部分結合;壓緊力解除，結合面分離，摩擦力消失，離合器的動力切斷。按工作情況，摩擦離合器分為干式(摩擦面暴露在空氣中)和濕式(摩擦面浸在油里)兩種。按摩擦面的形狀，又可分為圓盤式、浮動鑲塊式和圓錐式多種類型。摩擦式

29、還可以將離合器和制動器設計成一體，實現(xiàn)二者的聯(lián)鎖動作。l 摩擦離合器的安全要求：離合器與制動器的聯(lián)鎖控制動作應靈活、可靠，不得相互干涉;制動器的制動彈簧工作性能應可靠，并應能防止彈簧飛出;干式摩擦離合器應有措施，能防止油脂、水等進入摩擦面上;氣動摩擦離合器中氣動摩擦片(或塊)的比壓、工作溫升及線速度，應在摩擦材料允許的范圍內。摩擦離合器結合平穩(wěn)，沖擊和噪聲小，構件不會突然損壞，傳遞扭矩大，滑決可停止在行程的任意位置。其缺點是結構復雜，造價較高，需要壓縮空氣作動力能源。通過上述所述，結合所設計壓力機的型號和功用，選擇采用圓盤式離合器。具體結構如下圖：3.2 制動器在曲柄壓力機上的制動器有兩個作用

30、：1. 當離合器脫開后，將正運轉著的傳動零件（如滑塊、曲軸、齒輪、中間軸等）的動能立即轉化為消耗在制動器上的摩擦功，并且相當在曲軸轉角5°15°的范圍內將滑塊、曲柄連桿機構和傳動零件停止運動。2. 當滑塊運動停止后，防止滑塊由于自重而下降。在開式壓力機上常用的制動器有三種結構形式：閘瓦式制動器、帶式制動器和圓盤式制動器。按其制動器工作表面相互作用來看，在這些制動器中有連續(xù)制動器和周期制動器的兩種工作情況。在周期制動的制動器中，制動作用僅僅發(fā)生在滑塊行程的某一部分，或者當滑塊接近回到上死點相當于曲柄轉角5°15°的范圍內，在這里選用偏心式帶式制動器。常用的

31、制動器有圓盤式制動器、帶式制動器及閘瓦式制動器等。曲柄壓力機上常用的制動器主要有兩種類型：圓盤式制功器和帶式制動器。圓盤式制動器一般與圃盤式摩擦離合器配合使用，其結構特征在前面已述。帶式制動器一般與剛性離合器配合使用，主要安裝于小噸位的壓力機上。帶式制動器有三種形式：偏心帶式制動器、氣動帶式制動器和凸輪帶式制動器。 (1)偏心帶式制動器圖示的是偏心帶式制動器。偏心帶式制動器由制動輪6、制動帶4、摩擦材料5、制動彈簧2和調節(jié)螺釘1等組成。摩擦材料鉚接在制動帶內層，制動帶的緊邊固定在機身上，松邊3用制動彈簧張緊，制動輪的中心相對曲軸中心有一偏心距，制動輪和曲軸用平鍵相連，這種制動器的制動作用作周期

32、性變化，而其周期性制動作用是靠制動輪的偏心距來實現(xiàn)的。即當曲軸靠近上止點（上止點前約10°位置）時，制動帶繃得最緊，制動力矩大，使曲軸在上止點停止轉動，這就是采用剛性離合器的壓力機其滑塊停止在上止點的原因。曲軸在其他角度（一般情況下）時，制動帶也不完全松開，仍然保持一定的制動力矩，用于克服剛性離合器的“超前”現(xiàn)象，制動力矩的大小可用調節(jié)螺釘進行調節(jié)。這種制動器的結構簡單，但因經常有制動力矩作用，增加了壓力機的能量損耗，還會加速摩擦材料的磨損。摩擦材科的磨損會使制動力矩減小，嚴重時滑塊超越上止點位置才停止，因此必須經常對制動帶進行調整，既不能過松，也不能過緊。在使用壓力機時，嚴禁往制動

33、帶上涂油和其他物質，以免制動帶打滑，影響制動效果。 (2)氣動帶式制動器氣動帶式制動器有一套張緊、松開制動帶的裝置，它由氣缸、活塞、彈簧和螺套組成。氣缸進氣，推動活塞壓縮制動彈簧，制動帶松開；排氣時，在制動彈簧的作用下拉緊制動帶，產生制動作用。氣動帶式制動器一般與摩擦離合器配合使用，可在任意角度制動曲軸。這種制動器在非制動時，制動帶與制動輪完全不接觸，故能量損耗最小。 (3)凸輪帶式制動器圖示的是凸輪帶式制動器，制動輪5與曲軸是同心的，凸輪6根據(jù)需要制成一定的輪廓曲線，一般滑塊在上止點時制動帶張得最緊。當滑塊下行時，制動帶不完全松開，保持一定的張緊力，防止連桿滑塊的“超前”運動。當滑塊上行時，

34、制動帶完全松開，減少能量的損耗。這種制動器一般與剛性離合器配合使用。帶式制動器的摩擦材料多為石棉銅，制動帶多用Q23s或50鋼制造，制動輪用鑄鐵材料制造。帶式制動器的結構比較簡單，散熱條件好，但制動力矩較小，故只適用于小型壓力機。一般制動器的制動作用都是由彈簧產生的，因為具有彈簧的制動器比只用氣缸制動的制動器工作更可靠。通過上述所述，結合所設計壓力機的型號和功用，選擇采用偏心帶式制動器。4、工作機構4.1 曲軸4.1.1. 曲軸主要尺寸的確定在設計曲軸時，先根據(jù)經驗公式決定曲軸的有關尺寸，然后根據(jù)理論公式進行精確核驗。曲軸有關的經驗公式如表所列：支承頸直徑=140mm標稱壓力800（kN）曲軸

35、各部分尺寸名稱代 號經驗數(shù)據(jù)曲柄頸直徑(1.11.4)=196mm支承頸長度(1.52.2)=308mm曲柄兩臂外側面間的長度(2.53.0)=420mm曲柄頸長度(1.31.7)=238mm圓角半徑r(0.080.10)=14mm曲柄臂的寬度（或直徑）a(1.31.8)=252mm齒輪軸直徑d1(0.80.9)=120mm4.1.2 曲軸強度計算(1)截面CC的強度計算危險截面CC的彎矩為：最大彎曲應力為：式中：壓力機公稱力 N曲柄頸長度 m曲柄兩臂外側距離 md曲柄頸直徑 mr圓角直徑 mw彎曲斷面系數(shù) m帶入數(shù)值得： 許用彎曲應力、材料45調質1000-1400750-100040Cr1

36、400-20001000-1500校核結果:，滿足強度要求。在曲柄頸上，除受彎矩作用外，尚受到扭矩的作用，應按彎扭聯(lián)合作用計算。但由于彎矩比扭矩大的多，故忽略扭矩計算的應力與考慮扭矩所得的應力相差不多。對于標準行程的通用壓力機，用式計算CC截面的應力足夠準確。以上是計算危險截面CC計算公式，曲軸除了在曲柄頸的CC截面上有肯能破壞以外，在支承頸的BB截面也有可能破壞，故尚需要核算BB截面的強度。（2）截面BB的強度計算曲軸傳遞的扭矩由無摩擦機構所需要的扭矩和由于存在摩擦所引起的附加扭矩組合而成。曲柄頸扭矩計算圖截面BB的扭矩為：最大剪切應力為：式中：當量力臂 ， NM理想當量力臂。mm摩擦當量力

37、臂。mm曲軸支撐頸半徑扭轉斷面系數(shù) 曲拐剪切應力為當量力臂的函數(shù)。隨著曲軸轉角的變化而變化 根據(jù)、計算值，令，。由上式得：截面CC：截面BB： 曲軸的支撐半徑p連桿作用力曲軸半徑連桿球頭半徑，u曲柄連桿機構摩擦系數(shù)，對開式壓力機：u=0.04曲軸在公稱轉角時發(fā)生公稱力.曲軸傳遞的扭矩按下式求得：NM當開始發(fā)生公稱力時最大，既扭矩最大。對于一般用途的壓力機取=2030，大多數(shù)工廠按=26選取。代入數(shù)據(jù)得：校核結果：，滿足要求。4.2連桿4.2.1 連桿的形式連桿由連桿體及球頭調節(jié)螺桿組成，直接用扳手搬動調節(jié)螺桿的方式改變二者的相對位置，可以改變連桿長度，從而改變壓力機的裝模高度。球頭式可調連桿加

38、工簡單、裝配、調整、維修容易，結構緊湊，連桿系數(shù)小，滑塊導軌所受側壓力及曲軸所受扭矩也較小。球頭式連桿：球頭式連桿球頭式連桿尺寸經驗公式符號推薦尺寸 mm實際尺寸mm1401009095170H190連桿用鑄鐵HT200制造，經正火，調節(jié)螺桿用45號鋼調質處理，球頭表面淬火，硬度HRC4045，螺桿采用三角形普通螺紋。4.2.2 連桿的校核連桿的計算簡圖如圖連桿計算簡圖連桿受到壓應力及彎曲應力的聯(lián)合作用。危險截面AA處的合成應力由下式計算：Pa式中：危險截面壓力 (Pa)其中壓力機公稱壓力 (KN)危險截面AA截面積 (mm)危險截面彎曲應力 (Pa)其中危險截面的截面模數(shù) (m)對圓形截面危

39、險截面彎矩 (NM)其中u摩擦系數(shù)，取u=0.05、連桿大頭及球頭半徑危險截面至球頭中心距離連桿長度對鑄鐵連桿驗算截面BB的應力許用應力由下表選取許用應力名稱材料連桿HT200-250600700調節(jié)螺桿45調質18002200由于調節(jié)螺紋的抗彎強度均比擠壓強度、剪切強度低。且連桿體的材質比螺桿差，所以只需驗算連桿體螺紋的彎曲應力。 Pa式中：、螺紋的外徑、內徑S螺距H螺紋連接的最小工作高度h螺紋牙根處高度。對普通螺紋：h=S，對鑄鐵HT200250螺紋4.3滑塊與導軌4.3.1 滑塊與導軌的結構滑塊上部與連桿相連，下底面安裝上沖模，內部裝有裝模高度調節(jié)裝置，推料裝置、超載保險裝置及平衡保險裝

40、置等。是一個復雜的箱體結構，而滑塊體外部設有導向面，直接影響滑塊導向精度。滑塊導向長度與寬度之比。可參考下表選用滑塊導向長度與寬度之比開式壓力機類型普通1.3-1.6加大行程2.5-3.2雙點0.45-0.65根據(jù)上表，普通型開式壓力機，選擇=1.5 2導軌的結構如圖：導軌簡圖上圖中的導軌結構容易調整，精度保持性好，廣泛應用于中、小規(guī)格的壓力機。由于開式壓力機滑塊底面尺寸較小，使用較大尺寸的上模板超出滑塊底面尺寸。導軌材料為HT200。導軌面上鑲有一層錫青銅，以減少磨損。滑塊底面為緊固磨具，設有模柄孔及T型槽。模柄孔直徑d及深度L按壓力機公稱力由下表選?。耗１字睆絛、深度L與壓力機公稱力關系

41、公稱力（KN）<400630125016002500模柄孔直徑d （mm）405065模柄孔深度L （mm）7585105則： d=50mm , L=85mmT形槽寬度A按壓力機公稱力由下表選?。篢形槽寬度A與壓力機公稱力關系公稱力（KN）<160160250400125016002500>2500T形槽寬度A（mm）1418222836由表中公稱力400-1250KN，則T形槽寬度A=22mm。T形槽的分布如圖所示，間距按公稱力及滑塊底面尺寸選取為135mm。T形槽結構簡圖5. 支撐部分5.1 機身危險截面的確定壓力機的支撐部分即壓力機的機身，開式壓力機的機身由鑄造結構和焊接結構兩種，這里應選用鑄造結構，鑄造結構多用HT20-40灰口鑄鐵制造，這種材料比較容易供應，消震性較好。故本J23-80壓力機機身采用HT20-40灰口鑄鐵。開式壓力機的主要問題是剛度較差，特別是角變形存在，影響工件精度和模具壽命，因此提高壓力機和機身剛度就成為機身設計的重要問題。提高機身剛度的途徑是合理設計截面。如圖，-截面為危險截面：為了提高機身剛度，減少角變形，下面確定-截面各尺寸。5.2危險截面的尺寸開式機身剛度是一個重