曲柄滑塊工作機構(gòu)課程設計.doc

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摘要 曲柄壓力機廣泛應用于沖裁，彎曲，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。 本設計主要進行該曲柄壓力機曲柄滑塊工作機構(gòu)的設計。在設計中，首先根據(jù)該壓力機要保證的主要技術(shù)參數(shù)——公稱壓力、滑塊行程等，初步估算曲柄，連桿，滑塊，導軌相關(guān)尺寸，然后分別對其進行校核，修正，最終確定各零部件尺寸；進行裝模高度調(diào)節(jié)裝置設計，并最終完成該曲柄滑塊工作機構(gòu)設計。 關(guān)鍵字：公稱壓力；曲軸；連桿；導軌；調(diào)節(jié)裝置 目錄 第一章 曲柄壓力機的工作原理及主要參數(shù) 1 1.1壓力機技術(shù)參數(shù) 1 1.2 曲柄壓力機的工作原理. 1 1.3曲柄壓力機工作的特點 2 1.4 曲柄形式 2 1.4.1、曲軸驅(qū)動的曲柄滑塊機構(gòu) 3 1.4.2、偏心軸驅(qū)動的曲柄滑塊機構(gòu) 4 1.4.3、曲拐驅(qū)動的曲柄滑塊機構(gòu) 4 1.5.4、偏心齒輪驅(qū)動的曲柄滑塊機構(gòu) 4 1.4.5各種結(jié)構(gòu)的區(qū)別及最終確定設計設計思路 6 第二章 曲柄滑塊機構(gòu)的構(gòu)成及相關(guān)分析 7 2.1壓力機曲柄滑塊機構(gòu)的構(gòu)成 7 2.2曲柄壓力機滑塊機構(gòu)的運動規(guī)律分析。 8 2.2.1滑塊的位移和曲柄轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系 8 2.2.2滑塊的速度和曲柄轉(zhuǎn)角的關(guān)系 8 2.3曲柄壓力機滑塊機構(gòu)的受力分析 9 2.3.1忽略摩擦情況下滑塊機構(gòu)主要構(gòu)件的力學分析 10 2.3.2考慮摩擦情況下滑塊機構(gòu)主要構(gòu)件的力學分析 11 第三章 裝模高度調(diào)節(jié)裝置總體設計 14 3.1裝模高度調(diào)節(jié)設計及電動機的選定 14 3.1.1 裝模高度調(diào)節(jié)裝置構(gòu)成及工做原理 14 3.1.2調(diào)節(jié)裝置電動機選定 15 第四章 齒輪傳動 18 4.1 齒輪傳動的介紹 18 4.1.1齒輪在應用的過程中對精度有以下的要求 18 4.2 直齒輪傳動 18 4.2.1齒輪參數(shù)確定 19 4.2.2．齒輪的尺寸初步計算 19 4.2.3 齒輪的強度校核 20 第五章 曲柄壓力機滑塊機構(gòu)的設計與計算 23 5.1曲軸的設計與計算 23 5.1.1選定軸的材料 23 5.1.2估算曲軸的相關(guān)尺寸 23 5.1.3 設計軸的結(jié)構(gòu)并繪制結(jié)構(gòu)草圖 23 5.1.4 校核軸勁尺寸 23 5.1.5曲軸的危險階面校核 24 5.2連桿和調(diào)節(jié)螺桿的設計 26 5.2.1 連桿和調(diào)節(jié)螺桿初步確定 26 5.2.2校核調(diào)節(jié)螺桿的和連桿尺寸 26 5.4導軌的設計 28 5.5蝸桿蝸輪傳動的計算 30 5.5.1蝸桿傳動的特點 30 5.5.2蝸桿蝸輪的材料 30 5.5.3蝸桿蝸輪尺寸的計算 31 5.5.4 核算蝸輪彎曲應力 32 5.5.5核算蝸桿接觸應力: 33 第六章 軸承的選用及緊固件的選用 35 6.1滑動軸承選用與校核 35 6.1.1連桿大端滑動軸承選用與校核 35 6.1.2曲軸頸上滑動軸承選用與校核 35 6.2 滾動軸承選用與校核 36 6.2.1求比值: 36 6.2.2求相對應軸承軸向載荷的e值與Y值 37 6.3堅固件的選用 37 6.3.1緊固件的選用原則 37 6.3.2螺栓的選用 38 第七章 總裝設計 39 7.1過載保護裝置 39 7.1.1液壓式過載保護裝置 39 7.2潤滑系統(tǒng) 40 參考文獻 41 致謝 42 曲柄壓力機的曲柄滑塊工作機構(gòu)設計 第一章 曲柄壓力機的工作原理及主要參數(shù) 1.1壓力機技術(shù)參數(shù) 壓力機的主要技術(shù)參數(shù)能反映出壓力機的工作能力、所能加工工件的尺寸范圍、有關(guān)生產(chǎn)率等指標。此次設計的是開式固定臺式中型壓力機，設計的技術(shù)參數(shù)如下： 公稱力 1600 kN 公稱力行程 6 mm 滑塊行程 140mm 滑塊行程次數(shù) 40次/min 最大裝模高度 350 mm 裝模高度調(diào)節(jié)量 110 mm 滑塊中心到機身距離 380 mm 工作臺尺寸（前后X左右） 710 X 1120 mm 工作臺板孔尺寸 Φ220 mm 工作臺板厚度 130 mm 滑塊底面尺寸（前后X左右） 420 X 560 mm 模柄孔尺寸（直徑X深度） Φ65 X 90 mm 圖1-1 立柱間距 640 mm 1.2 曲柄壓力機的工作原理. 曲柄壓力機是以曲柄傳動的鍛壓機械，其工作原理是電動機通過三角帶把運動傳給大皮帶輪，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，把曲軸的旋轉(zhuǎn)運動變?yōu)檫B桿的上下往復運動。上模裝在滑塊上，下模裝在墊板上。因此，當材料放在上下模之間時，及能進行沖裁或其他變形工藝，制成工件。由于工藝的需要，滑塊有時運動，有時停止，所以裝有離合器和制動器。壓力機在整個工作周期內(nèi)進行工藝操作的時間很短，也就是說，有負荷的工作時間很短，大部分時間為無負荷的空程時間。為了使電動機的負荷均勻，有效的利用能量，因而裝有飛輪。本次曲柄壓力機的設計中,大皮帶輪的設計兼有飛輪的作用。 工作原理圖如下圖： 圖1-2 1.3曲柄壓力機工作的特點 剛性傳動，滑塊運動具有強制性質(zhì) a. 上下死點、運動速度、閉合高度等固定——便于實現(xiàn)機械化和自動化 b. 定行程設備——自我保護能力差，工作時形成封閉力系 a. 不會造成強烈沖擊和振動 b. 不允許超負荷使用，一個工作循環(huán)中負荷作用時間短，主要靠飛輪釋放能量 a. 工作時尖峰負荷不會對電網(wǎng)造成沖擊 b. 不能夠超能量使用 1.4 曲柄形式 曲軸驅(qū)動的曲柄滑塊機構(gòu) 偏心軸驅(qū)動的曲柄滑塊機構(gòu) 曲拐驅(qū)動的曲柄滑塊機構(gòu) 偏心齒輪驅(qū)動的曲柄滑塊機構(gòu) 圖1-3 1 —支承頸; 2— 曲柄臂; 3—曲柄頸; 4 —連桿; 5—曲拐頸; 6 —心軸; 7—偏心齒輪 1.4.1、曲軸驅(qū)動的曲柄滑塊機構(gòu) 工作原理：曲軸旋轉(zhuǎn)時，連桿作擺動和上、下運動，使滑塊在導軌中作上、下往復直線運動。 特點：曲軸雙端支承，受力好；滑塊行程較大，行程不可調(diào)。大型曲軸鍛造困難，受彎、扭作用，制造要求高。 適用范圍：主要用于較大行程的中小型壓力機上。 圖1-4 JC23-63壓力機的曲柄滑塊機構(gòu)結(jié)構(gòu)圖 1、打料橫梁 2、滑塊 3、壓塌塊 4、支承座 5、蓋板 6、調(diào)節(jié)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、偏心軸驅(qū)動的曲柄滑塊機構(gòu) 工作原理：當偏心軸轉(zhuǎn)動時，曲軸頸的外圓中心以偏心軸中心為圓心做圓周運動，帶動連桿、滑塊運動。 特點：曲軸頸短而粗，支座間距小，結(jié)構(gòu)緊湊，剛性好。但偏心部分直徑大，摩擦損耗多，制造比較困難。 適用范圍：主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(gòu) 工作原理：當曲拐軸轉(zhuǎn)動時，偏心套的外圓中心以曲拐軸的中心為圓心做圓周運動，帶動連桿、滑塊運動。 特點：曲拐軸單端支承，受力條件差；滑塊行程可調(diào)（偏心套或曲拐軸頸端面有刻度）。便于調(diào)節(jié)行程且結(jié)構(gòu)簡單，但曲柄懸伸剛度差。 適用范圍：主要用于中、小型壓力機上 圖1-5 JB21-100壓力機的曲柄滑塊機構(gòu)結(jié)構(gòu)圖 1、滑塊 2、調(diào)節(jié)螺桿 3、連桿體 4、壓板 5、曲拐軸 6、偏心套 1.5.4、偏心齒輪驅(qū)動的曲柄滑塊機構(gòu) 工作原理：偏心齒輪在芯軸上旋轉(zhuǎn)時，其偏心頸就相當于曲柄在旋轉(zhuǎn)，從而帶動連桿使滑塊上下運動。 特點：偏心齒輪芯軸雙端支承，受力好；偏心齒輪只傳遞扭矩，彎矩由芯軸承受；受力情況比曲軸好，芯軸剛度大。結(jié)構(gòu)相對復雜，但鑄造比曲軸鍛造容易解決。 適用范圍：常用于大中型壓力機上。 圖1-6J31 - 315 壓力機曲柄滑塊機構(gòu)結(jié)構(gòu)示意圖 1. 連桿體; 2. 調(diào)節(jié)螺桿; 3. 滑塊; 4. 撥塊; 5. 蝸輪; 6. 保護裝置; 7. 偏心齒輪; 8. 心軸; 9 . 電動機; 10. 蝸桿 圖1-7 用偏心套調(diào)節(jié)行程示意圖 O--主軸中心 A--偏心軸銷中心 M--偏心套外圓中心 1.4.5各種結(jié)構(gòu)的區(qū)別及最終確定設計設計思路 ① 曲軸式壓力機行程不可調(diào)； ② 偏心 軸式、偏心齒輪式和曲拐式壓力機的行程可設計成可調(diào)節(jié)結(jié)構(gòu)； ③ 設備總體結(jié)構(gòu)曲拐式更美觀。 經(jīng)過上面的分析，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(gòu)的構(gòu)成及相關(guān)分析 2.1壓力機曲柄滑塊機構(gòu)的構(gòu)成 由于壓力機要求滑塊作往復直線運動,而為動力的電動機卻是作旋轉(zhuǎn)運動,因此,需要一套機構(gòu),將旋轉(zhuǎn)運動變?yōu)橹本€往復運動。下圖中的結(jié)構(gòu)就是完成這部分工作的重要部分曲柄滑塊機構(gòu)。 圖2-1 由本圖知采用一套曲柄連桿，它對滑塊只有一個加力點，因此常稱做單點式曲柄壓力機，這是中小型壓力機廣泛采用的形式。當工作臺左右較寬時，也常采用兩套曲柄連桿，這時它們對滑塊有兩個加力點，叫雙點壓力機，對于左右前后都較寬的壓力機也可采用四套曲柄連桿，相應的滑塊有四個加力點。 曲軸中心到曲柄頸中心的距離，這個距離通常叫做曲柄半徑，它是曲柄壓力機的一個重要參數(shù)，（有關(guān)曲軸的部分第四章詳述）。有時小型壓力機，可能用偏心軸代替曲軸，同樣偏心軸也可以將旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)變?yōu)榛瑝K的直線往復運動。 2.2曲柄壓力機滑塊機構(gòu)的運動規(guī)律分析。 本次設計壓力機工作機構(gòu)采用是曲柄滑塊機構(gòu), A點表示連桿與曲軸的連結(jié)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。習慣上有曲柄最底位置（相當于滑塊在下死點處），沿曲柄旋轉(zhuǎn)的相反方向計算。 其運動簡圖如下圖所示., 2.2.1滑塊的位移和曲柄轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系 滑塊的位移和曲柄轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系表達為 而 令 則 而 所以 圖2-2 代入整理得: 代表連桿系數(shù)。通用壓力機一般在0.1~0.2范圍內(nèi).故上式整理后得: 式子中 s——滑塊行程.(從下死點算起) a——曲柄轉(zhuǎn)角, 從下死點算起,與曲柄旋轉(zhuǎn)方向相反者為正. R——曲柄半徑 ——連桿系數(shù) L——連桿長度(當可調(diào)時取最短時數(shù)值) 因此,已知曲柄半徑R和連桿系數(shù)時,便可從上式中求出對應于的不同a角的s值.有余玄定理知 2.2.2滑塊的速度和曲柄轉(zhuǎn)角的關(guān)系 求出滑塊的位移與曲軸轉(zhuǎn)角的關(guān)系后,將位移s對時間t求導數(shù)就可求得到滑塊的速度v.即: 而 所以 式中 v———滑塊速度 ———曲柄的角速度 又因為 所以 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角度變化的。在a=0時 V=0 , a角增大時V隨之顯著增大；但在a=之間時，V的變化很小,而數(shù)值最大.因此常常近似取曲柄轉(zhuǎn)角的滑塊的速度當作最大速度。用表示 即 上面公式表明，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+ λ/2 Xsin180) =0.105X40X70 =294mm/s 2.3曲柄壓力機滑塊機構(gòu)的受力分析 判斷曲柄壓力機滑塊機構(gòu)能不能滿足加工需要除了它的運動規(guī)律是否符合要求外，還有很重要的一點就是要校核它的強度。而進行強度校核之前必須首先正確的將曲柄壓力機滑塊機構(gòu)的主要構(gòu)件進行力學分析。 2.3.1忽略摩擦情況下滑塊機構(gòu)主要構(gòu)件的力學分析 圖2=3 忽略摩擦和零件本身重量時滑塊的受力情況如圖2-3所示。其中P1料抵抗變形的反作用力，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，組成一個平衡的匯交力系。 根據(jù)力的平衡原理，從力三角形中可以求得P1、N、Pab之間關(guān)系如下： 有上式知 當時，取到最大值 一般曲柄壓力機，，負荷達到公稱壓力時的曲柄轉(zhuǎn)角僅30度左右。因此可近似認為： 上面兩式便成為： 例如求公稱壓力角時,曲軸上齒輪傳遞的扭矩 因為在時,滑塊能承受的最大負荷是160噸,所以坯料抵抗變形的反作用力也允許達到這個數(shù)值,即p1=1600KN=1600000N R=70mm 可查表2-2得 因此在不考慮摩擦時齒輪傳動的扭矩為: M0=p1R(sinθ+λ/2sinθ) M0=1600000X0.07X0.4751 M0=52311N 上面,我們在分析連桿、滑塊受力和曲軸所需傳遞的扭矩的過程中,都沒考慮各活動部位的摩擦.這種處理問題的方法,對于分析連桿和滑塊受力,來說,誤差很小.且簡化了計算公式,完全可應用.但是,在計算曲軸所需傳遞的扭矩時,不考慮摩擦的影響,卻會帶來較大的誤差,因此計算時,應考濾由于摩擦所增加的扭矩. 2.3.2考慮摩擦情況下滑塊機構(gòu)主要構(gòu)件的力學分析 曲柄滑塊機構(gòu)的摩擦主要發(fā)生在四處: 1）.滑塊導向面與導軌之間的摩擦.如下圖所示,摩擦力的大小等于滑塊對導軌的正壓力,與摩擦系數(shù)的乘積,摩擦力的方向與滑塊的運動方向相反.工作行程時,滑塊向下運動,導軌對滑塊的摩擦力朝上,形成對滑塊運動的阻力. 2）. 曲軸支承勁與軸承之間的摩擦.軸旋轉(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心O形成與軸旋轉(zhuǎn)方向相反的阻力矩.它可近似的按下式計算: 由于小齒輪的作用力遠小于,所以可以認為兩個支反力的和 于是上式可變?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,且可按下式計算: 4）連桿銷與連桿小端軸承能夠之間的摩擦.它也形成阻力矩: 根據(jù)能量守恒的原理,曲軸所需增加扭矩在單位時間內(nèi)所做的功。等于克服各處磨擦所消耗的功率。即： 式中：—曲柄的角速度； —滑塊的速度； —曲柄和連桿的相對角速度， —連桿的擺動角速度， 所以可以求得的絕對值為： 而 將上式代入，并取=1，經(jīng)整理后得由于摩擦使曲軸所增加的扭矩為： 現(xiàn)以所設計的曲柄壓力機的曲柄滑塊機構(gòu)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)如下: da=250mm R=70mm 代入式子中求得方括號內(nèi)的值,即的值如下: 684.9 681.61 679.95 673.90 661.30 649.40 從以上可以看出, 的值隨曲柄轉(zhuǎn)角而變化,但變化較小,在近似計算中,可以將看作不隨變化的常數(shù),并取其相當于=時的值.因此,上式可簡化為 已知 da=250mm 與不記摩擦的扭矩比較, 最后的到考慮摩擦后曲軸所需傳遞的扭矩: 以上式子中: R——曲柄半徑; ——曲柄的轉(zhuǎn)角; ——連桿系數(shù); ——摩擦系數(shù),一般取0.05 ——曲軸支承頸的直徑 ———曲軸頸的直徑 —————連桿銷的直徑 圖2-4 ————坯料抵抗變形的反作用力. 第三章 裝模高度調(diào)節(jié)裝置總體設計 3.1裝模高度調(diào)節(jié)設計及電動機的選定 3.1.1 裝模高度調(diào)節(jié)裝置構(gòu)成及工做原理 為了使壓力機適應于不同高度的模具,和便于模具的安裝和調(diào)正整, 曲柄壓力機的連桿及封閉高度應是能調(diào)的.本壓力機采用的電動機驅(qū)動的一級傳動機構(gòu)來代替人力,調(diào)節(jié)螺桿螺紋來調(diào)節(jié)連桿的長度,達到調(diào)節(jié)裝模高度目的.其傳動采用蝸桿蝸輪.如下圖所示： 圖3-1 有上圖可知連桿不是整體的,而是有連桿體和調(diào)節(jié)螺桿所組成.調(diào)節(jié)螺桿下部與滑塊相聯(lián)接.連桿替上部的軸瓦與曲軸相聯(lián)結(jié).為了有效的防止調(diào)節(jié)螺桿的松動,在蝸桿軸上安裝了一套放松裝置.該裝置的結(jié)構(gòu)和工作原理如下: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配. 調(diào)節(jié)電動機經(jīng)過蝸桿蝸輪,帶動調(diào)節(jié)螺桿旋轉(zhuǎn),從而改變連桿的長度和調(diào)節(jié)封閉高度.連桿上段和調(diào)節(jié)螺桿之間的螺紋連接依靠傳動中的摩擦阻力來防止松動.調(diào)節(jié)螺桿上端還裝有撞桿,當螺桿調(diào)節(jié)到上或下極限位置時,撞桿分別與安裝在連桿上段的兩個行程開關(guān)相碰,調(diào)節(jié)電動機自行停車,這時只有按下使調(diào)節(jié)螺桿向另一方向旋轉(zhuǎn)的按扭,調(diào)節(jié)電動機才能啟動,用以防止調(diào)節(jié)電動機過載或避免調(diào)節(jié)螺桿旋出過長. 查《機械傳動與曲柄壓力機》表6-6,參考其設計參數(shù),確定本曲柄壓力機高度調(diào)節(jié)裝置的相關(guān)參數(shù)如下: 電動機 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(gòu)的設計與計算 5.1曲軸的設計與計算 5.1.1選定軸的材料 曲軸為壓力機的重要零件，受力復雜,故制造條件要求較高,查閱相關(guān)手冊,參考同類型的曲柄壓力機曲軸常用材料,暫定為45鋼鍛造而成，曲軸在粗加工后進行調(diào)質(zhì)處理。鍛造比取為3。根據(jù)《曲柄壓力機》內(nèi)設計步驟,經(jīng)驗公式先初步?jīng)Q定曲軸的相關(guān)尺寸。 5.1.2估算曲軸的相關(guān)尺寸 5.1.3 設計軸的結(jié)構(gòu)并繪制結(jié)構(gòu)草圖 中型壓力機多采用雙邊傳動,以減小扭距,和傳動齒輪摸數(shù).中型壓力機壓力角=,為了保證曲柄強度,圓整為500mm 5.1.4 校核軸勁尺寸 有 = 故重新圓整后取 =250mm 由式得 出 由 根據(jù)通用壓力機一般取植范圍在0.1～0.3之間.由總體結(jié)構(gòu)設計,初步選取=0.12 由 當=a= 時,查表得 為連桿銷直徑,由公式 圓整后取=110mm又有 計算 圓整后=180mm.這與最初的估計植相同,不需更改計算結(jié)果.有以上計算,考慮曲軸上零件的裝配,和軸承的選用,確定曲軸的形狀如下圖所示： 圖5-1 5.1.5曲軸的危險階面校核 曲軸的變形及載荷分布如下圖所示: 圖5-2 圖5-3 由于采用雙邊傳動,因此B--B截面扭距為連桿所傳遞的扭距的一半,曲軸A—A截面扭距等于零. 在B—B截面 在A—A截面 有以上的計算可知所設計的曲軸尺寸合適,材料能滿足要求。 5.2連桿和調(diào)節(jié)螺桿的設計 參考同類型的曲柄壓力機調(diào)節(jié)螺桿的設計常用材料,查閱相關(guān)資料,初定材料為QT45-5. 根據(jù)機器結(jié)構(gòu)設計,本壓力機采用連桿銷傳力的調(diào)節(jié)螺桿. 5.2.1 連桿和調(diào)節(jié)螺桿初步確定 1）調(diào)節(jié)螺桿的具體尺寸根據(jù)手冊經(jīng)驗公式,初步估算如下: 2）連桿尺寸的初步確定; 有前面算得連桿總長為L=840mm,有曲軸的尺寸確定連桿與曲軸相接處的大端寬為B=252,內(nèi)徑為268mm.有調(diào)節(jié)螺桿的初步尺寸,確定小端的厚為200mm,中心孔直徑為108mm.壁厚為40～60mm.其余次要尺寸參考同類型的壓力機連桿尺寸確定.詳細如圖所示 5.2.2校核調(diào)節(jié)螺桿的和連桿尺寸 1）有以上計算知螺桿內(nèi)孔直徑d2 =87mm 螺桿直徑d0=173mm 選用的材料[]=1200故合適。 2）校核連桿大小端支撐的壓強 大端的支撐壓強： 已知 大端軸瓦材料為鉛青銅zcupb630 P=25MPa合乎要求。 小支撐的壓強： 有 3）對于調(diào)節(jié)螺桿上的銷孔 已知 調(diào)節(jié)調(diào)節(jié)螺桿材料用QT45-45 [P]=125Mmpa 故合乎要求。 4）校核調(diào)節(jié)螺桿螺紋的強度 螺距 又已知H=190mm 則 []=55Mpa> 故所確定的連桿及調(diào)節(jié)螺桿尺寸合適,材料能滿足要求.其零件圖如下所示 圖5-4 圖5-5 5.4導軌的設計 常見的曲柄壓力機的導軌有兩種基本類型,即V形左右對稱布置的導軌和四角布置的導軌,前者主要用于開式壓力機,后者用于中型和大型壓力機. 滑塊的工作要求：滑塊的導向面必須與底平面垂直. 滑塊的高度要足夠高.滑塊還應有足夠的強度。 導軌和滑塊的導向面應保持一定的間隙，導向間隙必須可調(diào)。 導軌與滑塊應有適當?shù)拈g隙,間隙小,導向準確,但過小,則會出現(xiàn)發(fā)熱、拉毛和燒黑現(xiàn)象,造成導軌與滑塊接觸面迅速磨損. 導軌與滑塊的間隙大小隨壓力機形式和導軌間距離而異,通用壓力機導軌與滑塊的間隙一般在0.04～0.25mm之間.下圖是滑塊的典型形式 圖5-6 滑塊導向部分的形狀如下圖，單陵式應用較廣，其中V形用于小型開式壓力機，鋸齒形用于中型以上壓力機 滑塊導向長度分為長導和短導向兩種，下表所例為開式壓力機滑塊導向長度和滑塊，導軌主要尺寸，可供設計參考。增加滑塊導向長度，有利于提高其導向精度，加長導向長度已是世界各國共同的趨勢。目前普通開式壓力機滑塊導向長度和滑塊寬度之比L1：L2為1.2-1.7，對于長導向的滑塊L1：L2為2.5-3.2 圖5-7 表5-1 滑塊低面要固定下模。滑塊底面開T形槽，滑塊下部開安裝上模模柄的孔，一般為圓形?；瑝K的材料，常用的是HT20-40，球墨鑄鐵，ZG35鑄鐵，也可用A0鋼板焊接，為了提高滑塊的耐磨性，導向面上還要鑲上一層酚醛壓布板。 導軌 導軌的形式如下圖所示， 導軌的材料用HT15-32，導軌的數(shù)據(jù)：行程160，導軌長L0=770，導向長L1=938,前后L2=375，左右L3=630 ,L1/S=5.86,L2/L3=1.49,L0/L1=0.821. 圖5-8 22