曲柄滑块工作机构课程设计

曲柄压力机的曲柄滑块工作机构设计PAGE1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。本次设计的为开式固定台式中型，公称压力为1600KN曲柄压力机。本设计主要进行该曲柄压力机曲柄滑块工作机构的设计。在设计中，首先根据该压力机要保证的主要技术参数——公称压力、滑块行程等，初步估算曲柄，连杆，滑块，导轨相关尺寸，然后分别对其进行校核，修正，最终确定各零部件尺寸；进行装模高度调节装置设计，并最终完成该曲柄滑块工作机构设计。关键字：公称压力；曲轴；连杆；导轨；调节装置目录图1-21.3曲柄压力机工作的特点刚性传动，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——便于实现机械化和自动化b.定行程设备——自我保护能力差，工作时形成封闭力系a.不会造成强烈冲击和振动b.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a.工作时尖峰负荷不会对电网造成冲击b.不能够超能量使用1.4曲柄形式曲轴驱动的曲柄滑块机构偏心轴驱动的曲柄滑块机构曲拐驱动的曲柄滑块机构偏心齿轮驱动的曲柄滑块机构图1-31—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1.4.1、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1-4JC23-63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1.4.2、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。1.4.3、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；滑块行程可调（偏心套或曲拐轴颈端面有刻度）。便于调节行程且结构简单，但曲柄悬伸刚度差。适用范围：主要用于中、小型压力机上图1-5JB21-100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1.5.4、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。图1-6J31-315压力机曲柄滑块机构结构示意图1.连杆体;2.调节螺杆;3.滑块;4.拨块;5.蜗轮;6.保护装置;7.偏心齿轮;8.心轴;9.电动机;10.蜗杆图1-7用偏心套调节行程示意图O--主轴中心A--偏心轴销中心M--偏心套外圆中心1.4.5各种结构的区别及最终确定设计设计思路曲轴式压力机行程不可调；偏心轴式、偏心齿轮式和曲拐式压力机的行程可设计成可调节结构；设备总体结构曲拐式更美观。经过上面的分析，我选择设计成曲折开式固定压力机压力机。第二章曲柄滑块机构的构成及相关分析2.1压力机曲柄滑块机构的构成由于压力机要求滑块作往复直线运动,而为动力的电动机却是作旋转运动,因此,需要一套机构,将旋转运动变为直线往复运动。下图中的结构就是完成这部分工作的重要部分曲柄滑块机构。图2-1由本图知采用一套曲柄连杆，它对滑块只有一个加力点，因此常称做单点式曲柄压力机，这是中小型压力机广泛采用的形式。当工作台左右较宽时，也常采用两套曲柄连杆，这时它们对滑块有两个加力点，叫双点压力机，对于左右前后都较宽的压力机也可采用四套曲柄连杆，相应的滑块有四个加力点。曲轴中心到曲柄颈中心的距离，这个距离通常叫做曲柄半径，它是曲柄压力机的一个重要参数，（有关曲轴的部分第四章详述）。有时小型压力机，可能用偏心轴代替曲轴，同样偏心轴也可以将旋转运动转变为滑块的直线往复运动。2.2曲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,A点表示连杆与曲轴的连结点,B点表示连杆与滑块连接点,AB表示连杆长度.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。其运动简图如下图所示.,2.2.1滑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而令则而所以图2-2代入整理得:代表连杆系数。通用压力机一般在0.1~0.2范围内.故上式整理后得: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.有余玄定理知2.2.2滑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求导数就可求得到滑块的速度v.即:而所以式中v———滑块速度———曲柄的角速度又因为所以式中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=之间时，V的变化很小,而数值最大.因此常常近似取曲柄转角的滑块的速度当作最大速度。用表示即上面公式表明，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Vmax也越大。本压力机滑块的最大速度Vmax=0.105nR(sin90°+λ/2Xsin180°)=0.105X40X70=294mm/s2.3曲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。2.3.1忽略摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析图2=3忽略摩擦和零件本身重量时滑块的受力情况如图2-3所示。其中P1料抵抗变形的反作用力，N导轨对滑块的约束反力，Pab对滑块的约束反力，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P1、N、Pab之间关系如下：有上式知当时，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：上面两式便成为：例如求公称压力角时,曲轴上齿轮传递的扭矩因为在时,滑块能承受的最大负荷是160吨,所以坯料抵抗变形的反作用力也允许达到这个数值,即p1=1600KN=1600000NR=70mm可查表2-2得因此在不考虑摩擦时齿轮传动的扭矩为:M0=p1R(sinθ+λ/2sinθ)M0=1600000X0.07X0.4751M0=52311N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.这种处理问题的方法,对于分析连杆和滑块受力,来说,误差很小.且简化了计算公式,完全可应用.但是,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,因此计算时,应考滤由于摩擦所增加的扭矩.2.3.2考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）.滑块导向面与导轨之间的摩擦.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.工作行程时,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）.曲轴支承劲与轴承之间的摩擦.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.它可近似的按下式计算:由于小齿轮的作用力远小于,所以可以认为两个支反力的和于是上式可变为: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:4）连杆销与连杆小端轴承能够之间的摩擦.它也形成阻力矩: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：式中：—曲柄的角速度；—滑块的速度；—曲柄和连杆的相对角速度，—连杆的摆动角速度，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：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.有该曲柄压力机的参数如下:da=250mmR=70mm代入式子中求得方括号内的值,即的值如下:684.9681.61679.95673.90661.30649.40从以上可以看出,的值随曲柄转角而变化,但变化较小,在近似计算中,可以将看作不随变化的常数,并取其相当于=时的值.因此,上式可简化为已知da=250mm与不记摩擦的扭矩比较,最后的到考虑摩擦后曲轴所需传递的扭矩: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0.05——曲轴支承颈的直径———曲轴颈的直径—————连杆销的直径图2-4————坯料抵抗变形的反作用力.第三章装模高度调节装置总体设计3.1装模高度调节设计及电动机的选定3.1.1装模高度调节装置构成及工做原理为了使压力机适应于不同高度的模具,和便于模具的安装和调正整,曲柄压力机的连杆及封闭高度应是能调的.本压力机采用的电动机驱动的一级传动机构来代替人力,调节螺杆螺纹来调节连杆的长度,达到调节装模高度目的.其传动采用蜗杆蜗轮.如下图所示：图3-1有上图可知连杆不是整体的,而是有连杆体和调节螺杆所组成.调节螺杆下部与滑块相联接.连杆替上部的轴瓦与曲轴相联结.为了有效的防止调节螺杆的松动,在蜗杆轴上安装了一套放松装置.该装置的结构和工作原理如下:大圆锥齿轮的内孔空套在蜗杆轴上,其轮毂右端面铣有牙齿,并与空套在蜗杆轴上的轴套左端面相配.调节电动机经过蜗杆蜗轮,带动调节螺杆旋转,从而改变连杆的长度和调节封闭高度.连杆上段和调节螺杆之间的螺纹连接依靠传动中的摩擦阻力来防止松动.调节螺杆上端还装有撞杆,当螺杆调节到上或下极限位置时,撞杆分别与安装在连杆上段的两个行程开关相碰,调节电动机自行停车,这时只有按下使调节螺杆向另一方向旋转的按扭,调节电动机才能启动,用以防止调节电动机过载或避免调节螺杆旋出过长.查《机械传动与曲柄压力机》表6-6,参考其设计参数,确定本曲柄压力机高度调节装置的相关参数如下:电动机P=1.5千瓦n=750r/min传动级数1级总传动比i=54第五章曲柄压力机滑块机构的设计与计算5.1曲轴的设计与计算5.1.1选定轴的材料曲轴为压力机的重要零件，受力复杂,故制造条件要求较高,查阅相关手册,参考同类型的曲柄压力机曲轴常用材料,暂定为45钢锻造而成，曲轴在粗加工后进行调质处理。锻造比取为3。根据《曲柄压力机》内设计步骤,经验公式先初步决定曲轴的相关尺寸。5.1.2估算曲轴的相关尺寸5.1.3设计轴的结构并绘制结构草图中型压力机多采用双边传动,以减小扭距,和传动齿轮摸数.中型压力机压力角=,为了保证曲柄强度,圆整为500mm5.1.4校核轴劲尺寸有=故重新圆整后取=250mm由式得出由根据通用压力机一般取植范围在0.1～0.3之间.由总体结构设计,初步选取=0.12由当=a=时,查表得为连杆销直径,由公式圆整后取=110mm又有计算圆整后=180mm.这与最初的估计植相同,不需更改计算结果.有以上计算,考虑曲轴上零件的装配,和轴承的选用,确定曲轴的形状如下图所示：图5-15.1.5曲轴的危险阶面校核曲轴的变形及载荷分布如下图所示:图5-2图5-3由于采用双边传动,因此B--B截面扭距为连杆所传递的扭距的一半,曲轴A—A截面扭距等于零.在B—B截面在A—A截面有以上的计算可知所设计的曲轴尺寸合适,材料能满足要求。5.2连杆和调节螺杆的设计参考同类型的曲柄压力机调节螺杆的设计常用材料,查阅相关资料,初定材料为QT45-5.根据机器结构设计,本压力机采用连杆销传力的调节螺杆.5.2.1连杆和调节螺杆初步确定1）调节螺杆的具体尺寸根据手册经验公式,初步估算如下:2）连杆尺寸的初步确定;有前面算得连杆总长为L=840mm,有曲轴的尺寸确定连杆与曲轴相接处的大端宽为B=252,内径为268mm.有调节螺杆的初步尺寸,确定小端的厚为200mm,中心孔直径为108mm.壁厚为40～60mm.其余次要尺寸参考同类型的压力机连杆尺寸确定.详细如图所示5.2.2校核调节螺杆的和连杆尺寸1）有以上计算知螺杆内孔直径d2=87mm螺杆直径d0=173mm选用的材料[]=1200故合适。2）校核连杆大小端支撑的压强大端的支撑压强：已知大端轴瓦材料为铅青铜zcupb630P=25MPa合乎要求。小支撑的压强：有3）对于调节螺杆上的销孔已知调节调节螺杆材料用QT45-45[P]=125Mmpa故合乎要求。4）校核调节螺杆螺纹的强度螺距又已知H=190mm则[]=55Mpa>故所确定的连杆及调节螺杆尺寸合适,材料能满足要求.其零件图如下所示图5-4图5-55.