J23-63型曲柄滑块压力机设计【说明书+CAD】
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曲柄
压力机
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1 摘 要 曲柄压力机是通过曲柄滑块机构将电动机的旋转运动转换为滑块的直线往复运动，对胚料进行成行加工的锻压机械。曲柄压力机动作平稳，工作可靠，广泛用于冲压、挤压、模锻和粉末冶金等工艺。其结构简单，操作方便，性能可靠。 关键词： 压力机，曲柄机构，机械制造 is a to of to is is in so on is of is to is 2 目 录 摘 要 . 1 . 1 第一章 绪论 . 错误 !未定义书签。 柄滑块压力机简介 . 3 计的目的 . 5 究内容 . 5 计步骤 . 5 本设计技术参数的确定 . 6 第二章 曲柄滑块机构的运动和受力分析 . 7 柄滑块机构 . 7 柄压力机滑块机构的运动规律分析 . 9 块的位移和曲柄转角之间的关系 . 9 块的速度和曲柄转角的关系 . 9 柄压力机滑块机构的受力分析 . 忽略摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析 . 考虑摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析 . 12 第三章 曲柄滑块结构设计 . 15 柄轴强度设计 . 15 轴强度计算 . 16 轴刚度计算 . 17 节螺杆计算 . 18 承计算 . 19 第四章 大连杆结构设计 . 20 杆和封闭高度调节装置的结构 . 20 杆的计算 . 20 杆及球头调节螺杆的强度计算 . 21 节螺杆的螺纹 . 23 节螺杆的螺纹计算 . 23 杆上的紧固螺栓 . 23 第五章 滑动轴承的设计 . 24 动轴承的结构 . 24 动轴承的计算 . 25 第六章 滑块结构设计 . 27 第七章 机械传动设计 . 28 动系 统分析 . 28 带传动设计 . 28 轮传动设计 . 31 轴的设计 . 34 键连接 . 37 动轴承的选择 . 38 总 结 . 40 参考文献 . 41 3 柄滑块压力机简介 压力机是用来对放置于模具中的材料进行压力加工的机械，具有用途广泛，生产效率高等特点，压力机可广泛应用于切断、冲孔、落料、弯曲、铆合和成形等工艺。 机械压力机工作平稳、工作精度高、操作条件好、生产率高，易于实现机械化、自动化，适于在自动线上工作。机械压力机在数量上居各类锻压机械之首。 机械压力机的规格用公称工作力（千牛）表示，它是以滑块运动到距行程的下止点约 10 15 毫米处（或从下止点算起曲柄转角 约为 15 30 时）为计算基点设计最大工作力。 曲柄滑块机构运动简图如图 ： 图：曲柄滑块机构运动简图 曲轴压力机工作原理：机械压力机工作时 (图 2)机械压力机工作原理图 ,由电动机通过三角皮带驱动大皮带轮（通常兼作飞轮） ,经过齿轮副和离合器带动曲柄滑块机构 ,使滑块和凸模直线下行。锻压工作完成后滑块回程上行 ,离合器自动脱开，同时曲柄轴上的自动器接通，使滑块停止在上止点附近。 4 每个曲柄滑块机构称为一个“点”。最简单的机械压力机采用单点式，即只有一个曲柄滑块机构。有 的大工作面机械压力机，为使滑块底面受力均匀和运动平稳而采用双点或四点的。本课题以单个曲柄滑块机构为研究对象。 机械压力机的载荷是冲击性的，即在一个工作周期内锻压工作的时间很短。短时的最大功率比平均功率大十几倍以上，因此在传动系统中都设置有飞轮。按平均功率选用的电动机启动后，飞轮运转至额定转速，积蓄动能。凸模接触坯料开始锻压工作后，电动机的驱动功率小于载荷，转速降低，飞轮释放出积蓄的动能进行补偿。锻压工作完成后，飞轮再次加速积蓄动能，以备下次使用。 机械压力机上的离合器与制动器之间设有机械或电气连锁 ,以保证离 合器接合前制动器一定松开 ,制动器制动前离合器一定脱开。机械压力机的操作分为连续、单次行程和寸动（微动），大多数是通过控制离合器和制动器来实现的。滑块的行程长度不变，但其底面与工作台面之间的距离（称为封密高度），可以通过螺杆调节。 5 计的目的 曲柄压力机设计是机械类专业和部分非机械类专业学生的一次较全面的机械设计训练，是机械设计基础课程重要的综合性与实践性教学环节 ,其基本目的是： 通过曲柄压力机的设计，综合运用机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实践知识，培养分析和解决一般工程实际问题 的能力，并使所说知识，得到进一步巩固，深化和扩展。 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件，机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。 运行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图，熟悉和运用设计资料（手册、图册、 标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。 究内容 内容包括：选择电动机型号 ，曲柄滑块运动和受力分析 ， 曲柄滑块结构设计，大连杆结构设计，并 绘制装配图及零件图，在设计中完成了以下工作： 曲柄滑块 压力机装配图 零件工作图五张（ 大 连杆、轴、齿轮、曲轴、滑块） 撰写 设计说明书一份 计步骤 它通常是根据任务书拟订若干方案并进行分析比较然后确定一个真确、合理的设计方案，进行必要的计算和结构设计，最后用图纸表达设计结果，用设计书明书表示设计结果。曲柄压力机的设计可按照以下所述的几个阶段进行： 一、设计准备： 1、分析设计任务书，明确工作条件，设计要求的内容和步骤。 2、了解设计对象，阅读有关资料，图纸，观察事物或模型以进行减速器装拆试验等。 3、熟悉机械零件的设计方案和步骤。 4、准备好设计需要的图纸，资料和用具，并 拟定设计计划等。 6 二、传动装置总体设计 1、确定传动方案 2、计算电定机的功率，转速，选择电动机的型号 3、确定总传动比和分配各级传动比 4、计算各轴的功率，转速和转距 三、各级传动零件设计 四、压力机装配草图设计 1、选择比例尺，合理布置试图，确定压力机和零件的相对位置。 2、确定轴上立作用点及支点距离，减速器箱体，曲柄系统及其附件的结构设计。 五、零件工作图设计 压力机装配图 连杆零件图 轴的零件图 齿轮零件图 曲轴零件图 滑块零件图 本 设计技术参数 的确定 项目名称 单位 公称力 千牛 630 公称力行程 毫米 4 滑块行程 毫米 130 行程次数 次 / 分 80 最大封闭高度 毫米 320 封闭高度调节量 毫米 70 工作台板厚度 毫米 65 立柱间距离 毫米 275 工作台板至导轨间距离 毫米 70 工作台板 前后 毫米 420 左右 毫米 630 工作台孔尺寸 前后 毫米 50 左右 毫米 00 直径 毫米 200 滑块底面 前后 毫米 260 左右 毫米 300 模柄孔尺寸 直径 毫米 50 深度 毫米 70 7 第二章 曲柄滑块机构的 运动和受力分析 柄滑块机构 R+ 8 0 - 1 曲 柄 滑 块 机 构 运 动 简 图如图 1L 连杆长度； R 曲柄半径； S 滑块全行程；滑块的位移，由滑块的下死点算起； 曲柄转角，由曲柄轴颈最低位置沿曲柄旋转的相反方向算起。从图中的几何关系可以得出滑块位移的计算公式： 1 c o s 1 c o s 24 将上式对时间 求的 滑块的速度： s i n s i n 22 式中 ： 连杆系数； 曲柄的角速度。 在曲柄滑块机构的受力计算中，连杆作用力 常近似地取等于滑块作用力 P ,即 ： 8 滑块导轨的反作用力为： s i n 式中 ： 摩擦系数， 0 0 ； 连杆上、下支承的半径。 曲柄所传递的扭矩可以看成由两部分组成：无摩擦机构所需的扭矩0，即 ： 00 M P m P m P m 式中 ：0m 理想当量力臂； 0 s i n s i n 22m 摩擦当量力臂； 01 r r r 0r 曲轴支承颈半径。 则曲柄滑块机构的当量力臂为： 0s i n s i n 2 12q A r r r 曲轴扭矩为： 0s i n s i n 2 12q q A m P R r r r 如果上式取g（ 公称压力，g 公称压力角），则曲柄压力机所允许传递的最大扭矩为： 0s i n s i n 2 12g g A R r r r 9 柄压力机滑块机构的运动规律分析 本次设计压力机工作机构采用是曲柄滑块机构 , 示连杆长度 . 滑块的位移为 s。 a 为曲柄的转角。习惯上有曲柄最底位置（相当于滑块在下死点处），沿曲柄旋转的相反方向计算。 块的位移和曲柄转角之间的关系 滑块的位移和曲柄转角之间的关系表达为 ( ) ( c o s c o s )s R L R a L 而 s 令 则 a 而 2c o s 1 s i n 所以 2c o s 1 s i n 代入 ( ) ( c o s c o s )s R L R a L 整理得 : 221 ( 1 c o s ) ( 1 1 s i n ) s R a a 代表连杆系数。通用压力机 一般在 围内 ( 1 c o s ) ( 1 2 c o s 2 )4s R a a 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 ,与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 ) 因此 ,已知曲柄半径 R 和连杆系数 时 ,便可从上式中求出对应于的不同 a 角的 s 值 2 2 2()c o )R R L S L S 块的速度和曲柄转角的关系 求出滑块的位移与曲轴转角的关系后 ,将位移 s 对时间 t 10 1 c o s 1 c o s 24s i n s i n 22d s d s d t d a d td d a ad t d a 而 所以 s i n s i n 22v R a a 式中 v 滑块速度 曲柄的角速度 又因为 0 530n n 所以 0 . 1 0 5 s i n s i n 22v n R a a式中 n 曲柄的每分钟转数 从上式可看出 ,滑块的速度 V 是随曲柄转角 a 角度变化的。在 a=0 时 V=0 , a 角增大时 V 随之显著增大；但在 a= 0075 90 之间时， V 的变化很小 ,而数值最大 a=90 的滑块的速度当作最大速度。用即 00m a xm a 0 . 1 0 5 n R s i n 9 0 + s i n 1 8 02V 0 . 1 0 5 上面公式表明，滑块的最大速度与曲柄的转速 n，曲柄半径 R 成正比， n 越高， R 越大，滑块的最大速度 越大。 本压力机滑块的最大速度 00V m a x = 0 . 1 0 5 n R s i n 9 0 + s i n 1 8 02= 0 5 3 2 1 0 03 3 6 m m =s 11 柄压力机滑块机构的受 力分析 判断曲柄压力机滑块机构能不能满足加工需要除了它的运动规律是否符合要求外，还有很重要的一点就是要校核它的强度。而进行强度校核之前必须首先正确的将曲柄压力机滑块机构的主要构件进行力学分析。 略摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析 忽略摩擦和零件本身重量时滑块的受力情况。其中 抵抗变形的反作用力， N 导轨对滑块的约束反力， 滑块的约束反力，这三个力交于 B，组成一个平衡的汇交力系。 根据力的平衡原理，从力三角形中可以求得 N、 间关系如下： a b 1 P = P /c o s 1 N=P 上式知 当 0a=90 时， 取到最大值 一般曲柄压力机， ，负荷达到公称压力时的曲柄转角仅 30 度左右。因此可近似认为： 1 t a n = s i n = s i n a 上面两式便成为： P P 1 N = P 如求公称压力角 025p 时 ,曲轴上齿轮传递的扭矩025p 时 ,滑块能承受的最大负荷是 40以坯料抵抗变形的反作用力1即 P=400 :R 0 7 4 0 可查表 2 s i n s i n 2 0 . 4 5 7 12因此在不考虑摩擦时齿轮传动的扭矩为 : 0100( s i n s i n 2 )21 6 0 0 0 0 0 0 . 0 8 0 . 4 7 5 158500M p m 上面 ,我们在分析连杆、滑块受力和曲轴所需传递的扭矩的过程中 ,都没考虑各活动部位的摩擦 的方法 ,对于分析连杆和滑块受力 ,来说 ,误差很小 完全可应用 在计算曲轴所需传递的扭矩时 ,不考虑摩擦的影响 ,却会带来较大的误差 ,因此 12 计算时 ,应考滤由于摩擦所增加的扭矩 M . 虑摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析 曲柄滑块机构的摩擦主要发生在四处 : 1） 如下图所示 ,摩擦力的大小等于滑块对导轨的正压力 ,与摩擦系数的乘积 ,摩擦力的方向与滑块的运动方向相反 滑块向下运动 ,导轨对滑块的摩擦 力朝上 ,形成对滑块运动的阻力 . 2） . 曲轴支承劲0轴旋转时 ,轴承对轴劲的摩擦力分布在轴劲工作面上 ,这些摩擦力对轴颈中心 O 形成与轴旋转方向相反的阻力矩 0 0 0000 1 200 1 222()2M M R 由于小齿轮的作用力以可以认为两个支反力的和 1 2 1 P P 于是上式可变为 : 0012 3）曲轴颈与连杆大端轴承之间的摩擦 ,它和上一种摩擦相同 ,也形成阻力矩 ,且可按下式计算 : 122 B P 4）连杆销与连杆小端轴承能够之间的摩擦 122 B P 根据能量守恒的原理 ,曲轴所需增加扭矩在单位时间内所做的功。等于克服各处磨擦所消耗的功率。即：0B A R L B A M M M 式中： 曲柄的角速度； B 滑块的速度； 曲柄和连杆的相对角速度，d 连杆的摆动角速度，d 13 所以可以求得 的绝对值为： 而 将上式代入，并取 =1，经整理后得由于摩擦使曲轴所增加的扭矩为： 1 0 1 c o s c o s 2 s i n s i n s i n 222d d d R 现以所设计的曲柄压力机的曲柄滑块机构为例 ,来分析上式中方括号内的值 450Ad R=8010Bd 0 185d 代入式子 01 1 c o s c o s i n s i n s i n 22d 中求得方括号内的值 ,即12的值如下 : 0 020 0 40 060 0 80 090 12 以上可以看出 , 12的值随曲柄转角 而变化 ,但变化较小 ,在近似计算中 ,可以将12看作不随 变化的常数 ,并取其相当于 = 0 时的值 上式可简化为1 0 ( 1 ) 2 d d d 已知 P=40 0 7 4 0 0 185d 50Ad 14 110Bd . 0 5 1 6 0 0 0 0 0 1 8 5 (1 0 . 0 8 7 4 ) 4 5 0 0 . 0 8 7 4 1 1 0 227400 m 与不记摩擦的扭矩比较 ,0 0 . 4 7是 的 倍最后的到考虑摩擦后曲轴所需传递的扭矩 : 0 M 110( s i n s i n 2 ) ( 1 )22 d d d 以上式子中 : R 曲柄半径 ; 曲柄的转角 ; 连杆系数 ; 摩擦系数 ,一般取 d 曲轴支承 颈的直径 曲轴 颈的直径 连杆销的直径 1P 坯料抵抗变形的反作用力 . 15 第三章 曲柄滑块结构设计 曲轴的结构示意图 ： q 柄臂 柄轴强度设计 曲柄轴尺寸经验数据 ， 支承颈直径0d： 0 4 5 式中 ： 压力机公称压力（ 30取 0 125d 其他各部分尺寸见下表 ： 曲轴各部分尺寸名称 代号 经验数据 实际尺寸（ 曲柄颈直径 1.4 d 140 支承颈长度 0L 2.2 d 221 曲柄两臂外侧面间的长度 3.0 d 350 曲柄颈长度 1.7 d 190 圆角半径 r 00 0 d 10 曲柄臂的宽度 a 1.8 d 160 曲柄臂的高度 h 210 16 轴强度计算 曲轴的危险截面为曲柄颈中央的 截面和支承颈端部的 截面。 截面为弯扭联合作用，但由于弯矩比扭矩大得多，故忽略扭矩计算出来的应力。 弯矩： 8 3 5 0 1 9 0 8 1 0 6 3 0 4 8 0 0 044 N m N m 弯曲应力及强度条件： 3 3 98 3 5 0 1 9 0 8 1 0 6 3 0 2 3 3 . 2 1 4 00 . 4 0 . 4 1 4 0 1 0q a r P P a M P a M P 由上式可以导出滑块上许用负荷： 3 3 9 60 . 4 0 . 4 1 4 0 1 0 1 4 0 1 0 0 . 6 48 3 5 0 1 9 0 8 1 0 r 截面为扭弯联合作用，但扭矩比弯矩大得多，故可以只计算扭矩的作用。 扭矩： 6 3 0 3 0 . 6 2 4 4 8 0g g m N m N m 剪切应力及强度条件： 3 3 9024480 6 2 . 6 4 7 1 0 00 . 2 0 . 2 1 2 5 1 0 a M P a M P 滑块上许用应力： 3 3 9 600 . 2 0 . 2 1 2 5 1 0 1 0 0 1 0 1 2 7 6 . 5 53 0 . 6 考虑疲劳和应力集中的影响，许用应力如下计算： 500 1 4 0 2 0 0 a M P 0 . 7 5 1 0 0 1 5 0 M P a 式中 ： s 曲轴材料屈服极限（ 40质处理， 500s M ； 17 安全系数，取 轴刚度计算 曲轴的刚度计算用摩尔积分法计算曲柄颈中部的挠度。 3 3 3 3 31 2 31 1 12 2 2 4 22 3 3 3r r b r r b r J J 2 234 2422r b r b m 第一项 311 23 小，可以忽略，故简化公式为： 3 3 3 323112 2 4 22 3 3r b r r b r J 2 234 2 4 0 . 1 7 222r b r b m m m 式中 ： 压力机公称压力（ ; E 弹性模量，对钢曲轴 1 1 22 . 1 1 0 ( )E N m ； 1 2 3J J J、 、 支承颈、曲柄臂、曲柄颈的惯性矩（ ； 4014332222646412 F c a h c c 曲柄臂形心至曲柄颈形心的距离（ 曲轴计算挠度与实测挠度见 下 表 ： 压力机型号或吨位 计算挠度 实测挠度 18 节螺杆计算 调节螺杆示意图如图： 取： d ) 20 0 取 0 40 强度计算 ： 22m i n 6 3 0 0 0 4 1 2 5 7 . 5 /8 . 9 k g c 查表， 45 钢（调质热处理） y (18012200)，符合要求。 调节螺杆螺纹计算 ： 采用特种锯齿螺纹 尺寸 8100S 0 01 01 22211 . 5 ( ) 1 . 5 (1 0 8 . 9 ) 0 8 6 3 0 0 0 6 8 3 /2 . 4 8 . 9 0 . 4 8w d d S P k g c mH d h 选用 545 2/700 19 承计算 (1)曲轴轴承 ： 21 00 63000 1 7 0 . 9 4 /2 2 1 3 1 8k g c (2)连杆大端轴承 ： 263000 2 7 7 /1 6 1 8k g c (3)连杆小端轴承 ： 2 224 4 6 3 0 0 0 7 0 7 . 4 /12PP k g c 查表： 有： 20P 4 0 0 k g / c m ， 2 P 5 0 0 k g / c ， 2P 1 0 0 0 k g / c 所以可以选用 。 20 第四章 大连杆结构设计 杆和封闭高度调节装置的结构 1、连杆盖 2、连杆 3、调节螺杆 4、球头压盖 5、球头下座 6、滑块 7、螺钉 8、锁紧块 9、锁紧块 由设计条件知连杆长度可调，就用改变连杆长度的方法改变压力机的封闭高度。如图 4 3 所示连杆和封闭高度调节装置的结构，这种连杆由连杆盖 1、连杆 2 和球头调节螺杆 3 等零件组成。其上 端套在曲柄轴颈上，下端以球头和滑块6中的球座 5及球头压盖 4 连接。借扳手或用铁棍拨动棘爪转动球头螺杆，就可以改变连杆长度，从而改变压力机的封闭高度。 杆的计算 连杆的作用力 单点压力机： 630A B K N 确定连杆及调节螺杆主要尺寸的经验公式： 球头式调节螺杆主要尺寸的经验公式见 下 表： 计算部位 代号 经验公式 实际尺寸 21 球头调节螺杆 d 3 5 d 0 0 d 01 d 杆 d 2.0 d 243 连杆总长度 L 的确定 确定连杆长度 根据压力机的工作特点，结构型式，精度和刚度要求等全面考虑。一般开式压力机的连杆系数 0 0 ,即连杆长度 1 2 . 5 8 . 3 4。 取 ，即 m i nm a x m i 500 . 1 0 . 16 5 6 5 0 6 5 7 1 5RL m m m m m m m 杆及球头调节螺杆的强度计算 连杆及因两端有摩擦力矩存在，连杆及球头调节螺杆受到压应力和弯曲应力的联合作用，应当演算其危险截面 A ： H y W M P a 危险截面的压应力y： 式中 ： 连杆作用力（ ; 危险截面 A A 的面积（ 2m ）； 2 2 20 102 8 1 6 7 . 1 422m m 22 6620 . 8 1 0 9 7 . 9 58 1 6 7 . 1 4 1 0 P 危险截面的弯曲应力W: 式中 ： 危险截面的截面模数，圆形截面 3 3 30 . 1 0 . 1 1 0 2 1 0 6 1 2 0 . 8W d m m ； 危险截面的弯矩（ N m） ： B B r X L 式中 ： 摩擦系数，取 ； 、 r 曲柄轴颈同连杆下支承端轴颈的半径（ 140 702Ar m m m m 136 682Br m m m m X 危 险 截 面 到 连 杆 下 支 承 轴 颈 中 心 的 距 离 （ ，22220 6 8 5 1 4 4 . 9 822m m ； L 连杆的总长度（ 对于长度可调的连杆m a x 715L L m m。 7 0 6 80 . 0 5 6 3 0 6 8 4 4 . 9 8 2 3 7 2 . 7 4715 m N m 932 3 7 2 . 7 4 2 2 . 3 61 0 6 1 2 0 . 8 1 0W P 9 7 . 9 5 2 2 . 3 6 1 2 0 . 3 1H y W M P a M P a 球头调节连杆常用 45 钢锻造，调质处理 250， 1 8 0 2 2 0 M P a ，球头表面淬火，硬度为 42杆体采用 火处理。 23 节螺杆的螺纹 调节螺杆的螺纹，常采用强度较高的特种锯齿形螺纹和梯形螺纹。因为压力机是在重载情况下工作，故采用梯形螺纹，尺寸为 12。 节螺杆的螺纹计算 由于螺母的材料一般较调节螺杆差，同时标准梯形 螺纹及特种锯齿形螺纹的抗弯强度均比挤压强度，剪切强度低，所以一般只计算螺母（即长度可调连杆的连杆体，或调节螺母）的弯曲应力。 01211 . 5 d S PH d h 式中 ：0d、1d 螺纹的外径和内径； S 螺距； H 螺纹最小工作高度， 243H ； h 螺纹牙根处高度，对于梯形螺纹 ； W 连 杆 体 或调 节 螺 母螺 纹 的 许用 应 力， 对 铸 钢 80W M 。 32 61 . 5 1 0 0 8 7 1 2 1 0 0 0 1 0 7 3 . 7 2 8 02 0 0 8 7 0 . 6 3 5 1 2 1 0 P a M P a 杆上的紧固 螺栓 连杆上端分成两部分，应用紧固螺栓连接。紧固螺栓承受的载荷较为复杂，一般不予计算。查阅相关资料并参考，螺栓个数
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