J型压力机曲柄滑块机构结构设计

1、齐齐哈尔大学 毕业设计（论文） 题 LI J23-40压力机曲柄滑块机构结构设计 学院机电工程学院 专业班级机械116班 学生姓名周新 指导教师刻卫 成绩 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。本次设计的为J23-40 型压力机曲柄滑块机构结构设计。 此次设计由于分工不同，主要完成的是曲柄压力机曲柄滑块机构的设计。在设计中 主要是根据总体设计确定的压力机主要参数，公称压力，滑块行程等参数参考相关手册 初步估算曲柄，连杆，滑块，导轨相关尺寸，然后分别校核，修正，最终确定各零部件 尺寸，并根据要求完成装模高度调节装置设计。最后写出详尽曲柄滑块机构设计说明书, 绘出主要零件图。

2、 关键词：公称压力；曲轴；连杆；滑块 Abstract Crank press machine widely used in punching, bending, correction, die stamping etc. The design for the structure design of slider crank mechanism of J23-40 press This design due to different division of labor, mainly to complete the design of the crank press slider crank

3、mechanism. In the design is mainly according to the press of the key parameters to determine the overall design, the nominal pressure, slide stroke parameters reference manual preliminary estimates of crank, connecting rod, a slide block, rail correlation dimension, then check, correction, and ultim

4、ately determine the size of parts and components, and according to the required to complete die filling height adjustment device design. Finally, write the detailed design specification of slider crank mechanism, figure out major parts. Keywords: nominal pressure； crankshaft： connecting rod； slider

5、摘要I AbstractII 第1章绪论1 1.1研究背景1 1.2国内外研究现状1 1.3曲柄压力机的工作原理及主要参数2 1. 3. 1曲柄压力机的工作原理2 1.3.2曲柄压力机工作的特点3 1. 3. 3 J23-40型压力机主要参数3 1.4本章小结4 第2章曲柄滑块机构的运动分析与受力分析5 2. 1曲柄滑块机构的运动规律5 2. 1. 1滑块的位移和曲柄转角之间的关系5 2. 1. 2滑块的速度和曲柄转角之间的关系6 2.2曲柄滑块机构的受力分析7 2. 2. 1忽略摩擦情况下滑块机构的力学分析7 2. 2. 2考虑摩擦情况下滑块机构的力学分析9 2.3本章小结11 第3章曲轴轴

6、系部件的设计计算12 3. 1曲柄形式12 3. 1. 1曲轴驱动的曲柄滑块机构12 3. 1.2偏心轴驱动的曲柄滑块机构13 3. 1.3曲拐驱动的曲柄滑块机构13 3.1.4偏心齿轮驱动的曲柄滑块机构14 3.2曲轴的设计计算14 3. 2. 1曲轴材料的选定14 3.2.2估算曲轴的相关尺寸15 3. 2.3曲轴的强度及刚度校核16 3. 3连杆和装模高度调节机构20 3.4连杆结构的设计计算21 3.4. 1连杆的选择21 3.4. 2连杆尺寸设计计算21 3.4.3连杆及调节螺杆的强度校核22 第4章滑块部件的结构设计25 4. 1滑块与导轨的结构25 4. 1.1滑块的导向调节间隙

7、25 4. 1. 2导轨的形式26 4.2滑块与导轨的材料选择27 4. 3滑块的有限元分析27 4. 3. 1模型的生成28 4. 3.2模型的简化28 4. 3. 3网格的划分29 4. 3.4约束条件与力的施加30 4. 3. 5UG8. 0 NASTRAN 计算结果分析30 结论32 参考文献33 致谢34 第1章绪论 1.1研究背景 制造业的发展是国家经济发展的重要保证之一，同时乂是判断一个国家科 技实力和国防实力是否领先的重要标准。在机械制造业中，压力机锻压制造是 U前全世界应用最为广泛的制造方法之一。而在锻压机械中，曲柄压力机乂占 有很大的比重。曲柄压力机主要是通过飞轮将电机的能

8、量存储，在工作的瞬间 通过曲轴及与其相连的滑块对特定的模具做功而释放能量。如今，随着汽车工 业的兴起，曲柄压力机以及其他锻压设备得到了迅速发展。众所周知，由于采 用现代化的锻压工艺生产工件具有效率高，质量好，能量省和成本低的优点。 近年来，曲柄压力机广泛应用于冲裁，落料，弯曲，折边，浅拉伸及其他冷冲 压工序，是汽车，摩托车，家用电器，仪器仪表，轻工，国防工业，化工容器, 电子等行业必备的关键设备。伴随着工业的发展，压力机的种类和数量越来越 多，质量要求越来越大，能力越来越大，它在机械制造业和其它相关行业中的 作用日趋显著。因此对压力机的精度和生产率等的要求也就越来越高，所以对 压力机曲柄滑块机

9、构的设计是十分必要的，生产出具有高效率，高精度，低成 本，自动化等现代化制造特点的压力机，是值得研究和探讨的。 内外研究现状 目前在国外，由于汽车工业的迅速兴起，曲柄压力机以及其它制造设备也 随之蓬勃发展，在逐渐融入新技术，新材料后，更加推动了曲柄压力机的改进 与发展。传动系统是曲柄压力机的重要组成部分，其作用就是将电机的运动和 能量按照一定的要求转化为曲柄滑块的运动。U前在国外，曲柄压力机主要以 批量主产在板冲和模锻中被广泛应用，专业化程度越来越高，朝着高速度，高 精度和自动化的口标在发展，普遍采用CNC控制。专业化程度越来越高，朝着 高速度，高精度和自动化的LI标在发展。近年来，锻压机械的

10、拥有量美国约占 32.4%,日本约占34%。日本已经有了很多条热模锻压力机生产线。联邦德国 奥穆科公司近年来制造的平锻机和热模锻压力机，都已经采用微型讣算机巡回 检测各轴承的温度，显示工艺力，对压力机的安全运转有着非常重要的作用。 但最近儿年，多品种少量生产势头在国外越益强劲，要满足经济的合理性，就 要求制造机械拥有更高的柔性和通用性。在这种背景下，国外设讣者们已经在 传统的机械压力机上经过反复试验，设计出一些具有创新的压力机。这些压力 机可以适应多变的工艺过程，通用性比以往有很大提高，拥有更高的柔性。其 中机械驱动源采用液压驱动，兼容了机械压力机和液圧机的优点，体现出未来 压力机的突出特征。

11、 我国的冲压技术是在新中国成立以后才发展起来的。解放以前，我国在曲 柄压力机的生产上十分落后，只能制造出一些手动冲床。在解放以后才有了快 速的发展，迄今为止，在国内从事曲柄压力机设计制造的企业非常多，分布也 很广，但这些企业生产的压力机大多款式陈旧单一，档次较国外比较低，只能 占领中低端市场。只有个别企业靠自身研发与引进国外技术相结合的方式，生 产出一些接近于国外先进技术水平的机床，如济南第二机床厂的大型冲床就已 经返销欧美。尽管我国现在已经成为世界各种产品的加工中心，有大量曲柄压 力机投入使用，但其中由我国自行设计和制造的压力机却不多，大多是从国外 引进或者与国外合作生产制造。由于引进技术和

12、自行研究，压力机的研制水平 已经达到了一个全新的高度。但是，与工业发达的国家相比较，我国的曲柄压 力机制造业仍然是很落后的，主要表现在性能不好，质量不高和品种不全等方 面。进入21世纪以来，中国锻压机械行业通过技术引进，合作生产及合资等多 种方式，已经快速地提高了我国的冲压设备整体水平，近年来设计制造的很多 产品，其技术性能指标已经能够接近世界先进水平，但仍存在差距，主要体现 在设备的高速性，高精度性和稳定性方面。因此，如何继续缩小与国外先进产 品的距离仍是我国设备制造企业需要面对的挑战。 1.3曲柄压力机的工作原理及主要参数 1.3.1曲柄压力机的工作原理 曲柄压力机是以曲柄传动的锻压机械，

13、其工作原理是电动机通过三角带把 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， 下端与滑块连接，把曲轴的旋转运动变为连杆的上下往复运动。上模装在滑块 上，下模装在垫板上。因此，当材料放在上下模之间时，及能进行冲裁或其他 变形工艺，制成工件。由于工艺的需要，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的时间很短，也就是 说，有负荷的工作时间很短，大部分时间为无负荷的空程时间。为了使电动机 的负荷均匀，有效的利用能量，因而装有飞轮。本次曲柄压力机的设计中，大皮 带轮的设计兼有飞轮的作用。 工作原理图如下图： 1.3.2曲柄压力机工作的特

14、点 刚性传动，滑块运动具有强制性质 a. 上下死点、运动速度、闭合高度等固定一一便于实现机械化和自动化 b. 定行程设备一一自我保护能力差，工作时形成封闭力系 c. 不会造成强烈冲击和振动 d. 不允许超负荷使用，一个工作循环中负荷作用时间短，主要靠飞轮释放能量 e. 工作时尖峰负荷不会对电网造成冲击 f. 不能够超能量使用 1.33 J23-40型压力机主要参数 公称压力（t）： 40 滑块行程（mm）： 40 行程次数（次/min）： 80 公称压力时下死点距离（mm）： 7/2 固定行程（mm）： 100 调整行程（min）： 100/10 活动台位置（mm）： 400/200 14本章

15、小结 本章主要介绍了设计的研究背景以及压力机的国内外研究现状，通过对压 力机工作原理的阐述，引出本设计的研究对象曲柄滑块机构及其主要技术参数, 并对本设计的重点、难点加以描述。 第2章曲柄滑块机构的运动分析与受力分析 2.1曲柄滑块机构的运动规律 曲柄滑块机构运动简图如图2-1所示。结点正置于曲柄滑块机构运动简图 中，图中，0A是曲柄，0点是曲柄的旋转中心。AB为连杆，A点是曲柄和连 杆的连结点，B点为连杆与滑块的连结点。曲柄长度为R,也叫做曲柄半径， 连杆长度为L, A = R/L称为连杆系数。对于通用的压力机，兄一般为0 0.2o 逬C-4L迈 图2-1曲柄滑块机构的运动简图 2.1.1滑

16、块的位移和曲柄转角之间的关系 当曲柄滑块转动时，从上止点转到下止点，滑块从3（；点降至垃点（如图 2-1）,全行程S = 2R设曲柄转至下死点时的曲柄转角a为0,曲柄逆时针运 动到上死点时曲柄转角a为180,连杆的中心线与滑块运动方向之间的夹角为 0。滑块的位移S和曲柄转角a之间的关系表达式为： S = (R + L)- (Rcosa + Lcos/7)(2-1) 而 sin/? = Rsina/厶，Rl L =入,则 sin0 = 2sina,又 cos0 = Jl-sin 0 ,所以 cosp = 1 Asin2 p ,将其带入 s = (R + 厶) (Rcosa + Leos0)整理得

17、 S = /?!(! + cosa) + 1/2(1-JlJsin%)(2-2) /l为连杆系数，在通用的压力机中，几一般为0.10.2。故上式在整理后可 得 (2-3) S = /?(!cosa) + 2/ 4(1 cos2 = 7?sin(a + 0) = R(sinacos0 + cosasin 0) XCOS0 = 1 sin 0 = Qsina 所以OD = 7?(sina + 2sin acosa) = R(sina+ sin 2a) 又P.、B - P 所以 M, =P/?(sina + fsin2a)(2-9) 式中R曲柄半径 人一连杆系数； a曲柄转角。 而曲轴所受的 从以上

18、上述公式可以得出，虽然工件所受的变形力P 一定, 扭矩是随着曲柄转角a的变化而变化的，a的值越大，的值就越大，也就是 说在比较大的曲柄转角下工作时，曲轴上所受的扭矩就会比较大。当曲柄转角 等于公称压力角时，即a = 时，曲轴上所受的理想扭矩就称为理想公称扭矩。 A (2-10) M . = PR(sina/t + sin2a ) ZX 2A 此公称扭矩是设计曲轴的基础。 我们在上述分析连杆和曲轴所传递的扭矩过程当中，没有考虑各运动部位 的摩擦问题。这种处理问题的方法对于分析连杆的受力来讲，误差是非常小的， 并且简化了计算，是可以应用的。但是，在计算曲轴传递的扭矩时，如果不考虑 摩擦的影响，却会

19、带来比较大的误差，因此，在讣算时应考虑山摩擦所增加的扭 矩M“。 2.2.2考虑摩擦情况下滑块机构的力学分析 求曲柄滑块机构的摩擦扭矩主要有两种方法，那就是能量法和力法，在这 里我们主要运用能量法进行滑块机构的受力分析。 压力机在工作时，曲柄滑块机构中的摩擦主要发生在四处： 1. 滑块导轨面的摩擦。摩擦力的大小为 P严 PQ2-11） 摩擦力的方向与滑块的运动方向相反，形成了对滑块运动的阻力。该阻力 经过连杆作用到曲轴上，从而增加了曲轴所需传递的扭矩。 2. 曲轴支承颈d与轴承之间的摩擦。曲轴旋转时，轴承对轴颈的摩擦力分 布在轴颈的工作面上，这些摩擦力对轴颈中心O形成与轴颈旋转方向相反的阻 力

20、矩。对支撑1、2其值分别为： -y M k =叭-y 两个支撑的总阻力矩为 M “厂M； +M；厂心 +/?2）学（2-12） 由于小齿轮的作用力出比小很多，所以可以认为两个支反力的和为 a曲柄的转角; 几一连杆系数； / 摩擦系数,一般取0. 05； 心一曲轴支承颈的直径; 心一曲轴颈的直径; 心一连杆销的直径; P坯料抵抗变形的反作用力。 (2-21) (2-22) (2-23) (2-24) 为了便于计算，式(215)可写成如下形式 M “ = P叫 mq = /?(sin a + sin 2a) + /(I + 兄)八 + Adti + 2 2 “s称为当量力臂，就是在考虑摩擦后总的当

21、量力臂。 当a=乙时，曲轴上的扭矩及称为公称扭矩，即 M 厂 Mr+M“ 而相应的当量力臂便称为公称当量力臂，即 =7?(siii ct4 sin ZctH/(l + 几)八 + Ad + () 2 2 2.3本章小结 本章是曲柄滑块机构结构设计的理论基础，主要对曲柄滑块机构的运动规 律和受力情况进行了分析，其中具体包括滑块的位移和曲柄转角之间的关系、 滑块的速度和曲柄转角之间的关系、忽略摩擦情况下滑块机构的力学分析、考 虑摩擦惜况下滑块机构的力学分析等。在受力分析中，本章对滑块和连杆的受 力情况做了具体了分析，其中的一些计算公式在后续的曲轴和连杆的设计中都 会用到，因此，本章是整个设计的基础

22、部分。 第3章曲轴轴系部件的设计计算 3.1曲柄形式 (a).曲轴驱动的曲柄滑块机构 (b)偏心轴驱动的曲柄滑块机构 (C).曲拐驱动的曲柄滑块机构 (d) 偏心齿轮驱动的曲柄滑块机构 13 (a)曲轴式 51 (c)曲拐轴式 (b)偏心轴式 1 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 3.1.1曲轴驱动的曲柄滑块机构 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。大型曲轴锻 造困难，受弯、扭作用，制造要求高。 适用范围：主要用于较大行程的中小型压力机上。 图3-2 J

23、23-40压力机的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、调节螺杆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 3.1.2偏心轴驱动的曲柄滑块机构 工作原理：当偏心轴转动时，曲轴颈的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：主要用于行程小压力机上。 3.13曲拐驱动的曲柄滑块机构 工作原理：当曲拐轴转动时，偏心套的外圆中心以曲拐轴的中心为圆心做 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；

24、滑块行程可调（偏心套或曲拐轴颈 端面有刻度）。便 节行程且结构简 曲柄悬伸刚度 适用范围： 用于中、小型压 上 图3-3 JB21-40压力机的曲柄滑块机构结构图 1、滑块2、调节螺杆3、连杆体4、压板5、曲拐轴6、偏心套 3.1.4偏心齿轮驱动的曲柄滑块机构 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；偏心齿轮只传递扭矩，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，但铸造比曲轴锻造 容易解决。 适用范围：常用于大中型压力机上。 3.2曲轴的设计计算 3.2.1曲轴材料的选定 曲轴为压力机非

25、常重要的传动零件，受力比较复杂，所以制造条件要求较高, 一般选用45号钢锻制而成。锻比一般为2.53。有一些中、大型压力机的曲轴 则用合金钢锻造，例如SI Si. 400、SCrMnMoB.锻比则需要大于3。 对于小型压力机的曲轴，在国内有些制造厂用球墨铸铁0760-2铸造。锻制的 曲轴加工后应进行调质处理，有时还需要在两端切割试件进行机械性能试验。 对于大型曲轴，有时在支承颈和曲柄颈中心处钻深孔，以改善淬透性，提高机 械性能。曲柄支承颈和曲柄颈需加以精车或磨光。为了延长曲轴寿命，在各轴 颈特别是圆角处，最好用滚子辗压强化。 查阅相关手册，参考同类型的曲柄压力机曲轴常用材料，本次设讣的曲轴釆

26、用40Cr锻造而成，曲轴在粗加工后进行调质处理，调质后硬度不低于270HB, 锻造比取3。 3.2.2估算曲轴的相关尺寸 在设讣曲轴时，首先根据经验公式决定曲轴的有关尺寸，然后再根据理论 公式进行精确校核。 曲轴由支承颈、曲柄臂、曲柄颈三部分组成，如图3-3。 图3-3曲轴各部分尺寸示意图 根据曲柄轴尺寸经验公式 a (4.4 5)p町(mm)(3-1 ) 式中 匕一压力机公称压力(KN),此处Pg =400kN 得支承颈直径()=100/77/77 o 其余各部分尺寸见表3-1 o 表3T曲轴有关尺寸经验公式 曲轴各部分尺寸名称 代号 经验数据 计算尺寸(mm) 曲柄颈直径 d. (1.1

27、1.4)d。 120 支承颈长度 (1.5 22)() 180 曲柄两臂外侧面间的长度 (2.5 30)d 225 曲柄颈长度 5 (13 17) 150 圆角半径 r (0.08 010)。 9 曲柄臂的宽度 a (13 l8)d 135 曲柄半径 R 固左行程的一半 50 3.2.3曲轴的强度及刚度校核 一、强度校核 曲轴的危险截面主要是曲柄颈截面和支承颈截面，即截面A-A和截面 B-B (如图 3-4) 图3-4曲轴危险截而示意图 1.曲柄颈危险截面的校核 齿轮在曲轴上的作用力要比连杆对曲轴的作用力小得多，故可忽略不计； 而连杆对曲轴的作用力可近似看成是等于公称压力匕，并且分别以代的一半

28、作 用在连杆的轴瓦两侧。如此，危险截面A-A的弯矩Mq为 (3-2) 截面q - a的最大应力b为 (3-3) _ Mg _ Qq 一+8门什 莎=0.4J/- 式(3-2)和(3-3)中 4公称压力； 乙一曲柄颈长度； 仃一曲柄两臂外侧面间的长度； 心一曲柄颈直径； 厂一圆角半径； w弯曲截面系数。 带入已知数据，计算得: (225-150+8x9)-1000 x4002 a =:= 85069.4kN / nr = 85MPa 0.4x0.12、 因为a(r= 100MPa 140MPa ,故曲轴颈截面A-A的强度符合要求。 在曲轴的曲柄颈上，除了受弯矩作用以外，还会受到扭矩的作用，此时应

29、 当按弯扭联合作用计算。但是，由于所受弯矩要比扭矩大得多，所以忽略扭矩 计算的应力和考虑扭矩计算的应力差不多。因此，本次设计中曲轴的曲柄颈用 式(3-3)计算截面A-A的应力就足够准确。 2.支承颈危险截面的校核 曲轴除在曲柄颈的截面A-A处有可能发生破坏以外，也可能在支承颈的截 面B-B处发生破坏，所以，还需校核截面B-B处的强度。 在支承颈截面B-B处，也受到了弯扭联合作用，但是这里和曲柄颈的截面 A-A恰恰相反，扭矩要比弯矩大得多，所以可以忽略弯矩在此处的影响。截面 B-B处的扭矩为 (3-4) M广帥 曲柄臂高度; a曲柄臂宽度; C曲柄臂形心至曲柄颈形心的距离。 曲柄颈中点的讣算挠度

30、与实测挠度见表3-3 表3-3曲柄颈中点的计算挠度与实测挠度表 压力机型号或吨位 计算挠度 实测挠度 J23-40 0.172 0.179 三、键的选择与校核 键是标准件，通常用于联接轴和轴上的零件，能够起到周向固定的作用并 且传递转矩。根据传递转矩的大小和轴上的零件是否需要沿轴向滑移以及滑移 距离的长短，还有对中性的要求，键在轴上的位置等，本次设计釆用普通平键, 材料使用铸钢。这种键联接具有对中性好、结构比较简单、装拆比较方便等特 点。根据键在轴段的直径从标准中选取键的剖面尺寸，b = 20mm，h = 16mm。 平键联接的失效形式主要有以下儿种：工作面的过度磨损，工作面被圧溃, 有的情况

31、下还会出现键被剪断的惜况。对于尺寸按标准选择的键来说，一般只 按工作面的挤压应力来进行强度校核。 (3-6) 胡 式中M”一传递转矩； 力一键的高度； 键的工作长度; 一轴的直径； 键的数日； 円一许用挤压应力。 4 x 9550 xl70 xl06 20 x16x100 x1x500 代入数据计算得 =2290 x 心 Pa S oj = (2000 2500) x 105 Pa 故所选平键符合要求。 3.3连杆和装模高度调节机构 为了能适应不同高度的模具，压力机的装模高度应当是可以调节的。如图 4-1所示，装模高度的调节是通过调节连杆的长度来实现的。也就是说，连杆部 件不是一个整体，而是由

32、连杆2和调节螺杆3组成的。调节螺杆的下端的球头 和滑块6相联接，使用扳手转动调节螺杆，就可以调节连杆的长度。 图3-5曲柄压力机剖面图 压力机在冲压工件的过程当中，装模高度是应该保持不变的。如果装模高 度变大了，则可能会造成所加工工件出现废品；如果装模高度变小了，就有可 能会造成模具的损坏，或者压力机出现过载现象。鉴于此，为了防止装模高度 在加工过程中自行改变，滑块机构中设有锁紧装置，它是由锁紧块8以及锁紧 螺钉7组合而成。锁紧块上有正反扣螺纹，锁紧螺钉上也具有相同的正反螺纹 与其相配合。转动锁紧螺钉，就可以使锁紧块紧紧圧住调节螺杆，这样就可以 防止因调节螺杆松动而造成的装模高度变化。 上面所

33、用到的连杆式幕一个球头和滑块相联接，因此称为球头式连杆。除 此以外，还有柱销式连杆。这种形式的连杆是一个整体，它通过连杆销、调节 螺杆与滑块相联接调节螺杆山蜗轮蜗杆来驱动。这种结构的连杆虽然是一个整 体，长度不可调，但是转动蜗轮蜗杆就可使滑块上下移动，所以也可以达到调 整装模高度的目的。 3.4连杆结构的设计计算 3.4.1连杆的选择 球头式连杆和柱销式连杆在生产上均有使用，各有各的优缺点。球头式连 杆的结构比较紧凑，并且压力机的高度还可以降低。但是球头加工比较困难， 需用专用设备进行加工。柱销式连杆与球头式螺杆相反，加工相对简单，但是 随着压力机的压力增大，柱销的直径就随之增大。所以对于大型

34、压力机来说， 采用柱销式连杆就不太合理，因此就有了柱面结构，即销子和连杆孔之间有间 隙。在工作的行程时，山柱面接触来传递载荷。回程时，销子承受着滑块的重 量及拔模力。如此，销子的直径就可以减小，但柱面加工困难。 在有些压力机当中，也会采用柱塞导向式的连杆，即连杆不是直接和滑块 相连接的，而是通过一个导向柱塞和滑块相连接。这样，偏心轮就能够菲比在 机身的上梁X中，变成浸油的润滑，这样可以减少齿轮的磨损，还能降低传动 中的噪声。此外，导向柱塞在导向套筒中滑动，就相当于加长了滑块的导向长 度，从而提高了压力机的运动精度。它的主要缺点是加工、安装较为复杂，压 力机的高度有所增高。 综合各连杆的优缺点，

35、本次设讣中的曲柄滑块机构采用球头式连杆。连杆 使45钢来制造。球头式连杆中调节螺杆则使用45号钢锻造加工，调质处理， 球头表面淬火，硬度为230-260HBCo调节螺杆的螺纹通常常采用强度较高的特 种止推螺纹和梯形螺纹。山于压力机是在重载的情况下工作，所以采用梯形螺 纹,尺寸为M80X12o 3.4.2连杆尺寸设计计算 在设讣连杆时，首先根据经验公式确定连杆的有关尺寸，然后再根据理论 公式进行校核。尺寸计算主要包括连杆以及螺杆尺寸。 连杆上的作用力坨，化的大小和压力机公称压力以及曲柄滑块机构中连杆 的数口有关。对于单点压力机，K=400KN (为公称压力)。 球头式连杆的连杆及螺杆尺寸的经验公

36、式讣算见表3-4o 表3-4连杆尺寸表 计算部位代号经验数据计算尺寸(mm) 球头调丹螺杆 (mm) dp (3.9 5.7)何 100 do (0.59 -0.83)dB 80 d2 (083l0)d。 70 (0.9 1.0)dB 90 连杆(mm) d4 (l5l86)d 120 H (l523)d 160 连杆总长度L的确定 在确定连杆的长度L时，根据压力机的工作特性，结构特点，以及精度和 刚度的要求等全面考虑。一般开式压力机连杆系数兄=0.10.2,即连杆长度 L二(1258 34)/? o 50 =mm 0.1 =500mm Lmax = 12.5R = 12.5x50nin =

37、625 mm 343连杆及调节螺杆的强度校核 1 调节螺杆最大压缩应力校核 曲柄压力机在工作时，连杆会受到压力作用。因为调节螺杆截面积比较小, 所以一般只校核调节螺杆的压缩应力就可以了。校核公式如下： (3-7) 式中 仇一连杆上的作用力; 化口一调节螺杆的最小截面积； lo-J-许用压缩应力。山于连杆两端摩擦及动态工作的影响，实际应力 比计算应力增大较多，所以许用应力应该取较小一点的数值。 45 号钢调质：|b = 1800 xl0Pd： 球铁QT45-5： b= 85OxlO5P； 球铁QT60-2： ovl = 1200 xl05Pao 根据连杆的估算数据知，Fmin=7i()2 =兀(

38、罟)2 =3.8xlO-3m2 2 2 p400 KN 则节螺杆的压缩应力6 = 卫 =.=105290 KN /m2心105MPa Fms 3.8x10-3 由于调节螺杆采用45号钢锻造，所以0-voJ = 18OOxlO5Pa 故调节螺杆符合强度要求。 2.调节螺纹的强度校核 本次设讣的调节螺纹釆用的是梯形螺纹。因为螺母(对于球头式连杆来说, 螺母就是连杆体。对于柱销式连杆来说，螺母就是蜗轮)的材料通常要比调节 螺杆的材料差，所以，只需检验螺母上的螺纹强度。螺母上的螺纹破坏的可能 性有三种：即牙齿表面的挤压破坏和牙齿根部的弯曲、剪切破坏。经分析，只 校核弯曲强度就可以了。 (3-8) 因为

39、螺纹可以看成是连杆上的作用力4作用在螺纹中径处的悬臂梁，因此, 螺母上的螺纹在牙根处的最大弯曲应力为 IV 式中Me螺纹根部的弯矩； (3-9) W螺纹根部的截面系数。 式中化一连杆上的作用力； do螺纹的外径； |一螺纹的内经； 川一螺纹的最少工作圈数。 (3-10) H n = s 式中螺纹的最小工作高度，即在装模高度调节到最小时的螺纹工作高度； $螺距。 W = !L(3-11) 6 式中/螺纹牙根处的高度，对于特种锯形螺纹/ 0.85 ,对于梯形螺纹 h 心 0.6355 o 所以 15论(竝-) (3-12) nHdJr (3-13) 应使 bdb 许用应力b的取值，可参考如下： 铸

40、铁 MT20-40 b = 55OxlOP； 铸钢 ZG35o- = 800 xl05 Pa; 球铁QT45-50 = 700 x 105Pa。 代入已知数据计算得 b = 1.5%d)= 1.5 x 400 x8x(80 - 70ni000 * 顿 乂 心凡 Tdidjr 3.14x0.16x0.08x(0.005 尸 螺杆采用45钢，所以bSb = 800 xl0P“，故调节螺纹的强度符合要求。 第4章滑块部件的结构设计 4.1滑块与导轨的结构 曲柄压力机中的滑块是一个箱形的结构，如图4-1所示，它的上面和连杆相 连接，而下边则安装着模具的上模，并且能够沿机身上的导轨上下运动，这样， 把连

41、杆的摆动转变为上下的直线往复运动。滑块的下端底面还开有模柄孔或T 形槽，以便于安装模具的上模。除此以外，在滑块的里面开有安装打料横杆的 打料孔，还装有压塌式保护装置等。 图4-1滑块示意图 4.1.1滑块的导向调节间隙 在压力机的设计制造过程中，保证加工精度是尤为重要的一点，为此必须 保证滑块的导向平面与底平面垂直，以便使滑块的底面与工作台的上平面之间 的平行度达到要求值，即保证滑块的运动方向和工作台之间的垂直度。滑块的 导向平面与导轨之间应该保持一定的间隙，并且是可以调整的。如果间隙过小, 则摩擦阻力会增大大，润滑条件也较差，如此一来便会加剧导向平面与导轨之 间的磨损，减低传动的效率，还会增

42、大能量的损失。倘若间隙过大，那样就不 能确保滑块的运动精度，从而会影响模具上下模之间的间隙，当滑块承受偏心 载荷时容易产生倾斜，这样便会加剧导向面和模具之间的磨损。因此，为了使 滑块导向面与机身导轨磨损后能够调整导向间隙，滑块的导向间隙应当设计成 可以调整的。 滑块的导向面应该足够长，以此来保证滑块的运动精度。因此滑块的高度 必须做的足够高。滑块的宽度与高度的比值，在闭式单点压力机上大约为1.08 1.32,而在开式压力机上则在1.7左右。 4.1.2导轨的形式 导轨的形式主要有v型导轨、四面导轨、四面斜导轨、八面导轨等。有些 压力机中的四个导轨均可以单独调节，这是幕一组可以推拉的螺栓来完成的

43、。 这种四面都能调节的导轨可以提高压力机的工作精度，但是调节比较困难。有 些压力机中的则做成了两个都是固定的，另两个是可以调节的，这样固定的导 轨就要承受滑块的侧向力，这种形式具有调节容易的优点，但是工作精度却受 到了一定的影响。近年来，通用压力机中可以看到一些八面调节导轨间隙结构, 这种样式的滑块导轨的每个导轨面都能够单独调节，在每一个调节面上都有一 组推拉螺栓。这种结构的导轨不仅导向精度高，还具有调节方便的优点。对于 开式压力机来说，通常做成两根V形导轨，如图4-2。 图4-2滑块导轨 表4-1为开式压力机滑块的导向长度和滑块、导轨主要尺寸，可供设计参考。 表4-1滑块尺寸表 151 （吨

44、） 公称压力 63 1 0 160 400 对照 fj-程 s 3 0 130 160 200 尺寸 导轨长厶 2 455 580 600 770 900 滑块 尺寸 导向长厶 235 295 387 425 54 100 前后厶 12 00 左 右厶 178 22 28 606 630 980 比例关 系 厶/S 6.71 6.56 7.04 6.54 6.75 6.8 5.76 5.86 5.5 厶/厶 1.32 1.34 1.38 1.4 1.8 1.29 1.23 1.49 12 LJL、 0.85 0.84 0.83 0.82 0.84 0.85 0.8 0.82 0.81 滑块导向

45、长度有两种形式，即长导和短导向。增加滑块的导向长度，有利 于提高导向精度，加长导向长度已是世界各国共同的趋势I。 4.2滑块与导轨的材料选择 小型压力机中的滑块通常使用的材料为铸铁QT600-3,中型压力机当中的 滑块材料通常为铸铁HT2040和稀土球铁，有时也会使用A3钢板焊接而成。大 型压力机当中的滑块通常用Q235钢板来焊接而成，焊接后一般还要进行退火处 理。有一些压力机在导向面上镶有酚醛层压布板，以便提高滑块的耐磨性。导 轨滑动面的材料通常使用铸铁HT20-40。对于速度高、偏心载荷比较大的压力 机来说，则用铸造青铜ZQZnb-6-3或者铸造黃铜ZHM/68-2-2来制造。对于 一些高

46、速压力机来说，为了减小摩擦，提高机器的耐用程度以及滑块的运动精 度，则采用滚针导轨。 从本次设计圧力机的公称压力和运动速度考虑，滑块和导轨均采用铸铁 QT600-3来制造。 4.3滑块的有限元分析 滑块是压力机工作过程中的重要零件，受力复杂。滑块的强度分析是曲柄 压力机设计中的一个非常重要的环节，对于这方面已有很多人做过研究计算。而 滑块的刚度分析也非常重要，如果滑块刚度不足，可能造成底面的变形，从而影 响它们的匸作可靠性和耐磨性，以及工作精度。确定滑块刚度的方法有两种：一 是试验研究，二是分析计算。山于试验研究要花费很长的时间，而且某一滑块 的试验，往往也不能代表整批滑块的刚度，在对压力机的

47、公称压力、下压次数 等改型设计时，还需要重新进行刚度试验，因此，通过试验的方法研究滑块的刚 度不仅周期长，而且试验费用高昂。随着计算机技术的不但发展，现在我们可以 用模拟实体的有限元分析方法来进一步研究滑块，同时可以把解析法和有限元 分析法得岀的计算结果与实测结果进行比较,从而得出最优的分析滑块的方法。 4.3.1模型的生成 所需模型直接按照设讣尺寸用UG&O建模，进而进行高级仿真，利用UG&O 的NASTRAN模块求解除有限元分析结果。 4.3.2模型的简化 在对滑块进行有限元模拟分析时，由于滑块是形状规则的箱体类零件，具 有规则的形状、较大的尺寸（与同一台压力机的其他零件相比）等特点。从总

48、 体上看，曲轴是对称体，所以对滑块进行有限元模拟分析时必须选取整体滑块 作为研究对象。根据滑块的结构形状特点，以有限元计算的数据准备工作量、 求解时间及精度等为基本尺度，在滑块建模时，因其结构形状复杂，做了一些 简化，这些简化是以不影响滑块的静力学特性为前提的。山于在进行滑块有限 元分析的时候主要分析计算的是滑块的整体强度，如果在建模时考虑滑块的各 个孔和各处圆角以及梯形槽，则会使此处的网格非常密集，这就大大地增加了 模型的单元数量，花费大量的求解时间，而且生成的网格形状也不理想，降低 了求解精度卩习，模型如图所示。 图4-3滑块理想化模型 433网格的划分 有限元分析中经常碰到的问题是网格应

49、如何划分才能得到合理的结果，但 不幸的是，还没有确定的判别准则，用户必须自己进行判断。在指定网格划分 方式时，选择了3D四面体对IIIUG8.0构建的三维实体进行网格划分，得到的网格 模型如图所示。 图44滑块有限元模型及网格划分 4.3.4约束条件与力的施加 由于滑块是在竖直方向上做直线运动的零件，主要是上下两面受力，所以 在确定约束条件时只要一端固定，则在另一端施加压力即可。 (a) (b) 图4-5滑块约束条件及均布载荷加载方式 (a)约朿条件(b加载方式 4.3.5 UG&O NASTRAN计算结果分析 施加均布载荷的滑块变形情况如图4-6所示，可以看出受力最大处在滑块与 连杆连接处，

50、最大变形处发生在滑块底面两端,而夹模柄在滑块的正中间，儿乎 没有变形，所以不影响工作精度。 W2佃用 MS I SUBCASE-STATIC LCMSI J. =r* t 4C*M i UErtH 以上是J23-40压力机曲柄滑块机构结构设讣，本次设计通过曲柄滑块机构 的运动分析和受力分析、曲轴部件的结构设计、连杆部件的结构设计、以及滑块 与导轨的结构设计四个部分进行的，每个部分通过选材、计算尺寸、强度校核等 儿方面进行细致的分析，通过系统的计算与分析，本次设计的曲柄滑块机构基本 能满足实际的应用。 在完成毕业设计的过程中，我碰到了很多的难题，但我最后还是坚持下来了。 因为 我知道：做任何一件事，它都存在着或多或少的问题，相对与我们将来所 要面对的困难来说这些只是很小的困难。难度，考验，思考，这等等的一切对于 我来说是一次很好的锻炼，毕业设计它是凝聚了这三年来所学所会的各方面只是 应用，能够充分调动一个人的积极性，使理论与实践综合起来，然后去思考问题, 解决问题，从而达到自己的目标。 这次做论文的经历也会使我终身受益，