曲柄滑塊工作機構課程設計

1、曲柄滑塊工作機構課程設計曲柄滑塊工作機構課程設計曲柄滑塊工作機構課程設計大綱曲柄壓力機廣泛運用于沖裁,曲折,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.本設計重要進行該曲柄壓力機曲柄滑塊工作機構的設計.在設計中,首先依照該壓力機要擔保的重要技巧參數(shù)公稱壓力.滑塊行程等,初步估量曲柄,連桿,滑塊,導軌相關尺寸,而后分別對其進行校核,更正,最后一定各零部件尺寸;進行裝模高度調(diào)理裝置設計,并最后完成該曲柄滑塊工作機構設計.癥結(jié)字：公稱壓力;曲軸;連桿;導軌;調(diào)理裝置目次第一章曲柄壓力機的工作道理及重要參數(shù)11.4曲柄形勢21.4.1.曲軸驅(qū)動的曲柄滑塊機構3

2、1.4.2.偏愛軸驅(qū)動的曲柄滑塊機構41.4.3.曲拐驅(qū)動的曲柄滑塊機構41.5.4.偏愛齒輪驅(qū)動的曲柄滑塊機構4第二章曲柄滑塊機構的構成及相關分析72.2曲柄壓力機滑塊機構的活動紀律分析.8第三章裝模高度調(diào)理裝置整體設計14裝模高度調(diào)理裝置構成及工做道理14第四章齒輪傳動184.1齒輪傳動的介紹184.2直齒輪傳動184.2.2齒輪的尺寸初步盤算19齒輪的強度校核20第五章曲柄壓力機滑塊機構的設計與盤算23設計軸的構造并繪制構造草圖23校核軸勁尺寸23連桿和調(diào)理螺桿初步一定26核算蝸輪曲折應力32核算蝸桿接觸應力:33第六章軸承的采納及緊固件的采納356.2轉(zhuǎn)動軸承采納與校核36求比值:36

3、第七章總裝設計39參照文件41申謝42第一章曲柄壓力機的工作道理及重要參數(shù)壓力機的重要技巧參數(shù)能反應出壓力機的工作才能.所能加工工件的尺寸規(guī)模.有關臨盆率等指標.此次設計的是開式固定臺式中型壓力機,設計的技巧參數(shù)以下：公稱力1600kN公稱力行程6mm滑塊行程140mm滑塊行程次數(shù)40次/min最大裝模高度350mm裝模高度調(diào)理量110mm滑塊中間到機身距離380mm工作臺尺寸（前后X閣下）710X1120mm工作臺板孔尺寸220mm工作臺板厚度130mm滑塊底面尺寸（前后X閣下）420X560mm模柄孔尺寸（直徑X深度）65X90mm立柱間距640mm圖1-11.2曲柄壓力機的工作道理.曲柄

4、壓力機是以曲柄傳動的鍛壓機械,其工作道理是電念想經(jīng)由過程三角帶把活動傳給大皮帶輪,再經(jīng)小齒輪,大齒輪,傳給曲軸.連桿上端連在曲軸上,下端與滑塊連接,把曲軸的扭轉(zhuǎn)活動變?yōu)檫B桿的高低來往活動.上模裝在滑塊上,下模裝在墊板上.是以,當資料放在高低模之間時,及能進行沖裁或其余變形工藝,制成工件.由于工藝的須要,滑塊有時活動,有時阻滯,因此裝有聚散器和制動器.壓力機在所有工作周期內(nèi)進行工藝操控的光陰很短,也就是說,有負荷的工作光陰很短,大部分光陰為無負荷的空程光陰.為了使電念想的負荷均勻,實用的運用能量,因此裝有飛輪.本次曲柄壓力機的設計中,大皮帶輪的設計兼有飛輪的感人.工作道理圖以以下圖：圖1-2剛性

5、傳動,滑塊活動擁有逼迫性質(zhì)高低去世點.活動速度.閉合高度等固定便于實現(xiàn)機械化和主動化定行程裝備自我珍愛才能差,工作時形成關閉力系不會造成激烈沖擊和振動不允許超負荷運用,一個工作輪回中負荷感人光陰短,重要靠飛輪開釋能量工作時尖峰負荷不會對電網(wǎng)造成沖擊不克不及夠超能量運用1.4曲柄形勢曲軸驅(qū)動的曲柄滑塊機構偏愛軸驅(qū)動的曲柄滑塊機構曲拐驅(qū)動的曲柄滑塊機構偏愛齒輪驅(qū)動的曲柄滑塊機構圖1-31支承頸;2曲柄臂;3曲柄頸;4連桿;5曲拐頸;6心軸;7偏愛齒輪1.4.1.曲軸驅(qū)動的曲柄滑塊機構工作道理：曲軸扭轉(zhuǎn)時,連桿作搖動和上.下活動,使滑塊在導軌中作上.下來往直線活動.特點：曲軸雙端支承,受力好;滑塊行

6、程較大,行程不行調(diào).大型曲軸鍛造艱辛,受彎.扭感人,制作央求高.適用規(guī)模：重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構造圖打料橫梁2.滑塊3.壓塌塊4.支承座5.蓋板6.調(diào)理螺桿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.偏愛軸驅(qū)動的曲柄滑塊機構工作道理：當偏愛軸遷徙轉(zhuǎn)變時,曲軸頸的外圓中間以偏愛軸中間為圓心做圓周活動,帶動連桿.滑塊活動.特點：曲軸頸短而粗,支座間距小,構造緊湊,剛性好.但偏愛部分直徑大,摩擦消耗多,制作比較艱辛.適用規(guī)模：重要用于行程小壓力機上.1.4.3.曲拐驅(qū)動的曲柄滑塊機構工作道理：當曲拐軸遷徙轉(zhuǎn)變

7、時,偏愛套的外圓中間以曲拐軸的中間為圓心做圓周活動,帶動連桿.滑塊活動.特點：曲拐軸單端支承,受力前提差;滑塊行程可調(diào)（偏愛套或曲拐軸頸端面有刻度）.便于調(diào)理行程且構造簡單,但曲柄懸伸剛度差.適用規(guī)模：重要用于中.小型壓力機上圖1-5JB21-100壓力機的曲柄滑塊機構構造圖滑塊2.調(diào)理螺桿3.連桿體4.壓板5.曲拐軸6.偏愛套1.5.4.偏愛齒輪驅(qū)動的曲柄滑塊機構工作道理：偏愛齒輪在芯軸上扭轉(zhuǎn)時,其偏愛頸就相當于曲柄在扭轉(zhuǎn),從而帶動連桿使滑塊高低活動.特點：偏愛齒輪芯軸雙端支承,受力好;偏愛齒輪只傳達扭矩,彎矩由芯軸推卻;受力情況比曲軸好,芯軸剛度大.構造相對錯雜,但鍛造比曲軸鍛造輕易解決.

8、適用規(guī)模：常常運用于大中型壓力機上.圖1-6J31-315壓力機曲柄滑塊機構構造表示圖連桿體;2.調(diào)理螺桿;3.滑塊;4.撥塊;5.蝸輪;6.珍愛裝置;7.偏愛齒輪;8.心軸;9.電念想;10.蝸桿圖1-7用偏愛套調(diào)理行程表示圖O-主軸中間A-偏愛軸銷中間M-偏愛套外圓中間曲軸式壓力機行程不行調(diào);偏愛軸式.偏愛齒輪式和曲拐式壓力機的行程可設計成可調(diào)理構造;裝備整體構造曲拐式更美不雅.經(jīng)由上邊的分析,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的構成及相關分析由于壓力機央求滑塊作來往直線活動,而為動力的電念想倒是作扭轉(zhuǎn)活動,是以,須要一套機構,將扭轉(zhuǎn)活動變?yōu)橹本€來往活動.以下圖中的構

9、造就是完成這部分工作的重要部分曲柄滑塊機構.圖2-1由本圖知采納一套曲柄連桿,它對滑塊只有一個加力點,是以常稱做單點式曲柄壓力機,這是中小型壓力機廣泛采納的形勢.當工作臺閣下較寬時,也常采納兩套曲柄連桿,這時它們對滑塊有兩個加力點,叫雙點壓力機,對于閣下前后都較寬的壓力機也可采納四套曲柄連桿,響應的滑塊有四個加力點.曲軸中間到曲柄頸中間的距離,這個距離平時叫做曲柄半徑,它曲直柄壓力機的一個重要參數(shù),（有關曲軸的部分第四章臚陳）.有時小型壓力機,可能用偏愛軸取代曲軸,相同偏愛軸也可以將扭轉(zhuǎn)活動改變?yōu)榛瑝K的直線來往活動.2.2曲柄壓力機滑塊機構的活動紀律分析.本次設計壓力機工作機構采納曲直柄滑塊機

10、構,A點表示連桿與曲軸的貫穿聯(lián)系點,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.習慣上有曲柄最底地位（相當于滑塊鄙人去世點處）,沿曲柄扭轉(zhuǎn)的相反傾向盤算.其活動簡圖以以下圖所示.,滑塊的位移和曲柄轉(zhuǎn)角之間的關系表達為s(RL)(RcosaLcos)Rsina而sinLR令L則sinsina而cos1sin2因此cos1sin2圖2-2代入s(RL)(RcosaLcos)整改得:sR(1cosa)1(112sin2a)代表連桿系數(shù).通用壓力機一般在0.10.2規(guī)模內(nèi).故上式整改后得:sR(1cosa)(12cos2a)4式子中s滑塊行程.(從下去世點算起)曲柄轉(zhuǎn)角

11、,從下去世點算起,與曲柄扭轉(zhuǎn)傾向相反者為正.R曲柄半徑連桿系數(shù)連桿長度(當可調(diào)時取最短時數(shù)值)是以,已知曲柄半徑R和連桿系數(shù)R2(RLS)2L2cosa2R(RLS)求出滑塊的位移與曲軸轉(zhuǎn)角的關系后,將位移s對光陰t求導數(shù)即可求獲取滑塊的速度v.即:vdsds?dadtdadtvdR1cosa1dadtcos2a4dtvRsinasin2adadt2da而dtvRsinasin2a因此2式中v滑塊速度曲柄的角速度n0.105n又由于30v0.105nRsinasin2a因此2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角度改正的.在a=0時V=0,a角增大時V隨之明顯增大;但

12、在a=750900a=900的滑塊的速度看作最大速度.用Vmax表示即Vmax=0.105nRsin900+sin18002Vmax0.105nR上邊公式注明,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+/2Xsin180)=294mm/s判定曲柄壓力機滑塊機構能不克不及滿足加工須要除了它的活動紀律能否吻合央求外,還有很重要的一點就是要校核它的強度.而進行強度校核從前一定首先正確的將曲柄壓力機滑塊機構的重要構件進行力學分析.圖2=3粗心摩擦和部件自己重量時滑塊的受力情況如圖2-3所示.

13、此中P1料抵抗變形的厭煩動力,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,構成一個均衡的匯交力系.依照力的均衡道理,從力三角形中可以求得P1.N.Pab之間關系以下：Pab=P1/cosN=P1tan有上式知Sin=Sina當a=900時,取到最大值一般曲柄壓力機,0.3,負荷達到公稱壓力時的曲柄轉(zhuǎn)角僅30度閣下.是以可近似認為：Cos=1tan=sin=sina上邊兩式便成為：PabP1N=Psina1比方求公稱壓力角p250時,曲軸上齒輪傳達的扭矩M0由于在p250時,滑塊能推卻的最大負荷是160噸,因此坯料抵抗變形的厭煩動力p1也允許達到這個數(shù)值,即p1=1600KN

14、=1600000NR=70mm0.08740.09sinsin20.4571可查表2-2得2是以在不商酌摩擦時齒輪傳動的扭矩為:M0=p1R(sin+/2sin)M0=52311N上邊,我們在分析連桿.滑塊受力和曲軸所需傳達的扭矩的進度中,都沒商酌各活動部位的摩擦.這類辦理問題的方法,對于分析連桿和滑塊受力,來說,偏差很小.且簡化了盤算公式,完好可運用.但是,在盤算曲軸所需傳達的扭矩時,不商酌摩擦的影響,卻會帶來較大的偏差,是以盤算時,應試濾由于摩擦所增加的扭矩M.曲柄滑塊機構的摩擦重要產(chǎn)生在四周:1）.滑塊導向面與導軌之間的摩擦.以以下圖所示,摩擦力的大小等于滑塊對導軌的正壓力,與摩擦系數(shù)的

15、乘積,摩擦力的傾向與滑塊的活動傾向相反.工作行程時,滑塊向下活動,導軌對滑塊的摩擦力向上,形成對滑塊活動的阻力.2）.曲軸支承勁d0與軸承之間的摩擦.軸扭轉(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間O形成與軸扭轉(zhuǎn)傾向相反的阻力矩.它可近似的按下式盤算:MMM0M0M0d0d00R12R22(R1R2)d02由于小齒輪的感人力Pn遠小于pab,因此可以認為兩個支反力的和R1R2PABP1于是M0p1d02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,且可按下式盤算:MAPABdAP1dA224）連桿銷與連桿小端軸承可以也許之間的摩擦.它也形

16、成阻力矩:MBPABdBP1dB22依照能量守恒的道理,曲軸所需增加扭矩在單位光陰內(nèi)所做的功.等于戰(zhàn)勝遍地磨擦所花費的功率.即：MNBM0MARLMBAB式中：曲柄的角速度;B滑塊的速度;RLdrdfRL曲柄和連桿的相對角速度,ABdAB連桿的搖動角速度,dt因此可以求得RL的絕對值為：cosAB而cosRLAB將上式代入,并取cos=1,經(jīng)整改后得由于摩擦使曲軸所增加的扭矩為：M11cosdAdBcos2Rsinsinsin2Pd022現(xiàn)以所設計的曲柄壓力機的曲柄滑塊機構為例,來分析上式中方括號內(nèi)的值.有該曲柄壓力機的參數(shù)以下:0.0874da=250mmR=70mmdB110mmd0185

17、mmP1d01cosdAdBcosM2M22Rsinsinsin22p1的值以下:代入式子中求得方括號內(nèi)的值,即002004006008009002Mp12M2M從以上可以看出,p1的值隨曲柄轉(zhuǎn)角而改正,但改正較小,在近似盤算中,可以將p1看作不隨改正的常數(shù),并取其相當于=00MP1d0(1)dAdB時的值.是以,上式可簡化為2已知p1160噸1600000N:0.08740.09d0185mmda=250mmdB110mmM0.051600000185(10.0874)4500.08741102M27400N?m與不記摩擦的扭矩比較,M是M0的0.47倍最后的到商酌摩擦后曲軸所需傳達的扭矩:

18、MqM0MPR(sin12sin2)p12d0(1)dAdb以上式子中:R曲柄半徑;曲柄的轉(zhuǎn)角;連桿系數(shù);d0曲軸支承頸的直徑dA曲軸頸的直徑dB連桿銷的直徑圖2-4P1坯料抵抗變形的厭煩動力.第三章裝模高度調(diào)理裝置整體設計裝模高度調(diào)理裝置構成及工做道理為了使壓力機適應于不合高度的模具,和便于模具的裝置和調(diào)正整,曲柄壓力機的連桿及關閉高度應是能調(diào)的.本壓力機采納的電念想驅(qū)動的一級傳念想構來取代身力,調(diào)理螺桿螺紋來調(diào)理連桿的長度,達到調(diào)理裝模高度目標.其傳動采納蝸桿蝸輪.以以下圖所示：圖3-1有上圖可知連桿不是整體的,而是有連桿體和調(diào)理螺桿所構成.調(diào)理螺桿下部與滑塊相聯(lián)接.連桿替上部的軸瓦與曲軸

19、相聯(lián)系.為了實用的防范調(diào)理螺桿的松動,在蝸桿軸上裝置了一套放松裝置.該裝置的構造和工作道理以下: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當.調(diào)理電念想經(jīng)由蝸桿蝸輪,帶動調(diào)理螺桿扭轉(zhuǎn),從而改變連桿的長度和調(diào)理關閉高度.連桿上段和調(diào)理螺桿之間的螺紋連接依靠傳動中的摩擦阻力來防范松動.調(diào)理螺桿上端還裝有撞桿,當螺桿調(diào)理到上或下極限地位時,撞桿分別與裝置在連桿上段的兩個行程開關相碰,調(diào)理電念想自行停車,這時只有按下使調(diào)理螺桿向另一傾向扭轉(zhuǎn)的按扭,調(diào)理電念想才華啟動,用以防范調(diào)理電念想過載或防范調(diào)節(jié)螺桿旋出過長.查機械傳動與曲柄壓力機表6-6,參照其設計參數(shù)

20、,一定本曲柄壓力機高度調(diào)理裝置的相關參數(shù)以下:電念想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的設計與盤算5.1曲軸的設計與盤算曲軸為壓力機的重要部件,受力錯雜,故制作前提央求較高,查閱相關手冊,參照同種類的曲柄壓力機曲軸常常運用資料,暫定為45鋼鍛造而成,曲軸在粗加工落后行調(diào)質(zhì)辦理.鍛造比取為3.依照曲柄壓力機內(nèi)設計步伐,經(jīng)驗公式先初步?jīng)Q議曲軸的相關尺寸.d04.5pg4.51600180mmdA1.2d01.2180216mml02d02180360mmlq2.7d02.7180486mmla1.5d01.5180270mmr0.09d00.09

21、18016mma1.5d01.5180270mmR0.45d00.4518081mm設計軸的構造并繪制構造草圖ag=200,為了擔保曲柄強度,lq圓整為500mm校核軸勁尺寸1(lqla8r)pg1(500270816)16003434dA0.10.1有112816004242mm0.110000000故從頭圓整后取dA=250mmmqpgmqpgmqi0.2d03d03由式wp0.2得出S0200100mmR2由2依照通用壓力機一般取植規(guī)模在0.10.3之間.由整體構造設計,初步拔取mqR(sina1(1)dAdBd0由2sin2a)2當ag=a=200時,查表得sina2sin2a0.38

22、06dB為連桿銷直徑,由公式dB2.7P02.71600108mmdA250mm0.045圓整后取dB=110mm又有d0180mm盤算mqmq1000.380610.045(10.12)2500.12110200238.0611.47548.7073160048.7070.173m173mmd00.2750105圓整后d0=180mm這.與最先的估計植相同,不需改正盤算成就.有以上盤算,商酌曲軸上部件的裝置,和軸承的采納,一定曲軸的外形以以下圖所示：圖5-1曲軸的變形及載荷分布以以下圖所示:圖5-2圖5-3由于采納雙邊傳動,是以B-B截面扭距為連桿所傳達的扭距的一半,曲軸AA截面扭距等于零.

23、在BB截面F0.4d030.40.18750105Mq501034800000N1600000N在AA截面F0.4d3A0.40.2531000105.lqla8r(500270816)1031745810N1600000有以上的盤算可知所設計的曲軸尺寸合適,資料能滿足央求.參照同種類的曲柄壓力機調(diào)理螺桿的設計常常運用資料,查閱相關資料,初定資料為QT45-5.依據(jù)機械構造設計,本壓力機采納連桿銷傳力的調(diào)理螺桿.連桿和調(diào)理螺桿初步一定1）調(diào)理螺桿的詳盡尺寸依照手冊經(jīng)驗公式,初步估量以下:dB2.7p02.71600108mmb11.45dB1.45108157mmd33.2dB3.210834

24、6mmL22.75dB2.75108297mmL32.9dB2.75108314mmd01.6dB1.6108173mmd20.5d00.817387mmH11.1d01.1173190mm）連桿尺寸的初步一定;1）有以上盤算知螺桿內(nèi)孔直徑d2=87mm螺桿直徑d0=173mmAmin(0.17320.0862)0.0174m24yp0160010391954022N/M2Amin0.0174采納的資料y=1200105故合適.2）校核連桿大小端支持的壓強大端的支持壓強：已知dA250mmLA270mm1600103p25MPapA23.7MPa0.250.27大端軸瓦資料為鉛青銅zcupb630P=25MPa吻合央求.小支持的壓強：有dB108mmLB1157mm1600103PB194.3