曲柄压力机曲柄滑块工作机构设计13159.docx

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1、摘 要要曲柄压力力机广泛泛应用于于冲裁，弯弯曲，校校正，模模具冲压压等工作作。本次次设计的的为单点点闭式中中型，公公称压力力为1660吨曲曲柄压力力机。此次设计计由于分分工不同同，主要要完成的的是曲柄柄压力机机曲柄滑滑块机构构的设计计。在设设计中主主要是根根据总体体设计确确定的压压力机主主要参数数，公称称压力，滑滑块行程程等参数数参考相相关手册册初步估估算曲柄柄，连杆杆，滑块块，导轨轨相关尺尺寸，然然后分别别校核，修修正，最最终确定定各零部部件尺寸寸，并根根据要求求完成装装模高度度调节装装置设计计。最后后写出详详尽曲柄柄滑块机机构设计计说明书书，绘出出主要零零件图。关键字：公称压压力，曲曲轴，

2、连连杆，导导轨，调调节装置置。AbsttracctIt wwas craank preess sliiderrcraank mecchannismm deesiggn tthatt crrankk prresss exxtennsivve uuse to blaankiing，bennt，adjjusttmennt，mouuld staampiing quiiesccentt. TThiss deegreee rrateed ffor sinnglee-poointt clloseed ttypeemessotyype skiill preessuure forr 1660 ttonccran

3、nk ppresss. Thiss deegreee ddesiign owiing to divvisiion of labbourr diiffeer. Mosstlyy fiinisshedd att deesiggn ssufffer priimarrilyy ass peer ooverralll deesiggn ffinaal cconttracctorr maajorr paarammeteer，nomminaal ppresssurre，sliide strrokee issisooparrameetriic rrefeerennce corrrellatiion mannu

4、all geenerral esttimaate winnch，pittmann，sliippeerraackcorrrellatiion sizze，theen pparttingg chheckk，ameend，ulttimaatelly aasceertaain eacch ssparre ssizee，commbinne oor ffiniish fitt deesiggn uup wwithh. bbe tthe lasst wwritttenn ouut aat llargge sslidderccrannk mmechhaniism dessignn sppeciificcati

5、ionss，outt maajorr paartss chhartt too.key worrd：nomminaal ppresssurre，craanksshafft，pittmann，racck，reggulaatinng bblocck.目录前 言.1 曲曲柄压力力机构成及工工作原理理和相关关参数1.1曲曲柄压力力机构成及工工作原理理.1.1.1曲柄柄压力机机一般有有工作部部分构成成1.1.2.曲曲柄压力力机工作作原理1.2 曲柄压压力机的的主要技技术参数数. 1.2.1曲柄柄压力机机的主要要技术参参数1.2.2曲柄柄压力机机的型号号介绍2 曲柄柄压力机机滑块机机构的运运动分析析与受力力

6、分析2.1压压力机曲曲柄滑块块机构的的构成2.2曲曲柄压力力机滑块块机构的的运动规规律分析析2.2.1滑块块的位移移和曲柄柄转角之之间的关关系.2.2.2滑块块的速度度和曲柄柄转角的的关系.2.3曲曲柄压力力机滑块块机构的的受力分分析2.3.1忽略略摩擦情情况下滑滑块机构构主要构构件的力力学分析析2.3.2考虑虑摩擦情情况下滑滑块机构构主要构构件的力力学分析析3 齿齿轮传动动 3.11齿轮传传动的介介绍.3.1.1齿轮轮在应用用的过程程中对精精度要求求.3.2直直齿轮传传动.3.2.1齿轮轮参数确确定3.2.2齿轮轮的尺寸寸初步计计算3.2.3 齿齿轮的强强度校核核3.3锥锥齿轮传传动3.3.

7、1几何何参数的的计算.3.3.2 核核算弯曲曲应力.3.4蜗蜗杆蜗轮轮传动3.4.1蜗杆杆传动的的特点.3.4.2蜗杆杆蜗轮的的材料.3.4.3蜗杆杆蜗轮尺尺寸的计计算.3.4.4 校校核蜗轮轮蜗杆.4 曲曲柄压力力机滑块块机构的的设计与与计算。4.1曲曲柄压力力机滑块块机构的的构成4.1.1选定定轴的材材料4.1.2估算算曲轴的的相关尺尺寸4.1.3 设设计轴的的结构并并绘制结结构草图图4.1.4 校核轴轴劲尺寸寸4.1.5曲轴轴的危险险阶面校校核4.2曲曲轴设计计与计算算4.2.1 连杆和和调节螺螺杆初步步确定4.2.2校核核调节螺螺杆的和和连杆尺尺寸4.3连连杆设计计与计算算4.4导导轨

8、的设设计与计计算.4.5高高度调节节装置的的设计5 轴轴承的选选用5.1滑滑动轴承承的选用用.5.1.1连杆杆大端滑滑动轴承承选用与与校核5.1.2曲轴轴颈上滑滑动轴承承选用与与校核5.2滚滚动轴承承的选用用.翻译.英语原文文.后记.致谢参考资料料前言制造业是是一个国国家经济济发展的的重要支支柱，其其发展水水平标志志着该国国家的经经济实力力、科技技水平和和国防实实力。压压力机是是机械制制造业的的基础设设备。随随着社会会需求和和科学技技术的发发展，对对机床设设计要求求越来越越高。尤尤其是模模具制造造的飞速速出现，使使机床向向高速、精精确，智智能化的的方向发发展。因因此，对对压力机机的精度度和生产

9、产率等各各方面的的要求也也就越来来越高。本次设计计是结合合中型压压力机的的工作实实际，对对JB331-1160型型曲柄压压力机进进行改造造性设计计。由于于传统JJB311-1660型曲曲柄压力力压力机机，存在在滑块运运动精度度底，装装模高度度调节麻麻烦，滑滑块行程程量小等等缺点，严严重影响响了生产产效率。本本次设计计鉴于以以上缺点点对其进进行了如如下改正正：1改改进部件件结构设设计，采采用新型型材料。例例如离合合器部件件，尽量量减小其其从动惯惯量，采采用新兴兴摩擦材材料。22调节装装置方面面，采用用二级的的锥齿蜗杆杆蜗轮调调节，节节省了工工人劳动动量，又又提高了了精度。33采用了了曲轴代代替同

10、类类型的偏偏心轴，用用变位齿齿轮代替替普通齿齿轮，这这样就减减小了机机身的高高度，更更方便按按装。压力机是是冲压模模具制造造的常用用设备，而而提高冲冲压模具具坯料精精度，提提高生产产率，提提高使用用寿命，减减少劳动动劳动量量的有效效方法，此此外，还还要考虑虑到人机机结合的的合理性性，使机机床更人人性化，便便于工人人的操作作，减轻轻劳动强强度和增增加安全全性。1曲柄压压力机的的工作原原理及主主要参数数1.1 曲柄压压力机的的构成及工工作原理理.1.1.1曲柄柄压力机机一般有有工作部部分构成成1)工作作机构，一一般为曲曲柄滑块块机构，由由曲柄、连连杆、滑滑块等零零件成。2)传动动系统，包包括齿轮轮

11、传动、皮皮带传动动等机构构。3)操作作系统，如如离合器器、制动动器。4)能源源系统，如如电动机机、飞轮轮。5)支撑撑部件，如如机身。上述除了了的基本本部分以以外，还还有多种种辅助系系统与装装置，如如润滑系系统、安安全保护护装置以以及气垫垫等。1.1.2.曲曲柄压力力机工作作原理:曲柄压力力机是以以曲柄传传动的锻锻压机械械，其工工作原理理是电动动机通过过三角带带把运动动传给大大皮带轮轮，再经经小齿轮轮，大齿齿轮，传传给曲轴轴。连杆杆上端连连在曲轴轴上，下下端与滑滑块连接接，把曲曲轴的旋旋转运动动变为连连杆的上上下往复复运动。上上模装在在滑块上上，下模模装在垫垫板上。因因此，当当材料放放在上下下模

12、之间间时，及及能进行行冲裁或或其他变变形工艺艺，制成成工件。由由于工艺艺的需要要，滑块块有时运运动，有有时停止止，所以以装有离离合器和和制动器器。压力力机在整整个工作作周期内内进行工工艺操作作的时间间很短，也也就是说说，有负负荷的工工作时间间很短，大大部分时时间为无无负荷的的空程时时间。为为了使电电动机的的负荷均均匀，有有效的利利用能量量，因而而装有飞飞轮。本本次曲柄柄压力机机的设计计中,大大皮带轮轮的设计计兼有飞飞轮的作作用。工作原理理图如下下图： 图图1-111.2曲曲柄压力力机的主主要技术术参数和和型号1.2.1曲柄柄压力机机的主要要技术参参数 曲柄柄压力机机的主要要技术参参数是反反映一

13、台台压力机机的工艺艺能力,所能加加工的零零件尺寸寸范围,以及有有关生产产率等指指标的重重要资料料.本次次设计的的曲柄压压力机主主要技术术参数如如下：1.公称称压力： 1660 吨吨2.滑块块行程： 2000 mmm3.滑块块每分次次数： 332r/minn4.最大大装模高高度： 4450 mm5.装模模高度调调节量： 2000 mmm6.导轨轨间距离离： 8800 mmm7.滑块块底面尺尺寸： 7700 mm8.工作作台尺寸寸： 8000 mmm1.2.2曲柄柄压力机机的型号号曲柄压力力机的型型号用汉汉语拼音音字母和和数字表表示，例例如J A 33 1 1600 型曲曲柄压力力机型号号的意义义

14、是：J A 3 11 1600 型J机械械压力机机（第一一类锻压压机）A次要要参数与与基本型型号不同同的第一一变型3第三三列 闭式单单点压力力机1第一一组 160公称压压力（10千千牛）2 曲柄柄滑块机机构的构构成及相相关分析析2.1压压力机曲曲柄滑块块机构的的构成 由由于压力力机要求求滑块作作往复直直线运动动,而为为动力的的电动机机却是作作旋转运运动,因因此,需需要一套套机构,将旋转转运动变变为直线线往复运运动。下下图中的的结构就就是完成成这部分分工作的的重要部部分曲柄柄滑块机机构。 图22-1 由本图图知采用用一套曲曲柄连杆杆，它对对滑块只只有一个个加力点点，因此此常称做做单点式式曲柄压压

15、力机，这这是中小小型压力力机广泛泛采用的的形式。当当工作台台左右较较宽时，也也常采用用两套曲曲柄连杆杆，这时时它们对对滑块有有两个加加力点，叫叫双点压压力机，对对于左右右前后都都较宽的的压力机机也可采采用四套套曲柄连连杆，相相应的滑滑块有四四个加力力点。曲轴中心心到曲柄柄颈中心心的距离离，这个个距离通通常叫做做曲柄半半径，它它是曲柄柄压力机机的一个个重要参参数，（有有关曲轴轴的部分分第四章章详述）。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曲曲柄压力力机滑块块机构的的运动规规律分析析。本次设计计压力机机工作机机构采用用是曲柄柄滑块机机构,

16、A点表表示连杆杆与曲轴轴的连结结点,BB点表示示连杆与与滑块连连接点,AB表表示连杆杆长度. 滑块块的位移移为s。aa为曲柄柄的转角角。习惯惯上有曲曲柄最底底位置（相相当于滑滑块在下下死点处处），沿沿曲柄旋旋转的相相反方向向计算。其运动简简图如下下图所示示.,图2-222.2.1滑块块的位移移和曲柄柄转角之之间的关关系滑块的位位移和曲曲柄转角角之间的的关系表表达为而 令 则而 所以 代入整理理得:代表连杆杆系数。通通用压力力机一般般在0.100.2范范围内.故上式式整理后后得:式子中 ss滑块块行程.(从下下死点算算起) aa曲柄柄转角, 从下下死点算算起,与与曲柄旋旋转方向向相反者者为正.

17、RR曲柄柄半径连杆杆系数 LL连杆杆长度(当可调调时取最最短时数数值) 因此,已知曲曲柄半径径R和连连杆系数数时,便便可从上上式中求求出对应应于的不不同a角角的s值值.有余余玄定理理知2.2.2滑块块的速度度和曲柄柄转角的的关系 求出滑滑块的位位移与曲曲轴转角角的关系系后,将将位移ss对时间间t求导导数就可可求得到到滑块的的速度vv.即: 而 所以以 式中中 v滑块速速度曲曲柄的角角速度 又又因为所以式中 n曲曲柄的每每分钟转转数从上式可可看出,滑块的的速度VV是随曲曲柄转角角a角度度变化的的。在aa=0时时 VV=0 , aa角增大大时V随随之显著著增大；但在aa=之间间时，VV的变化化很小

18、,而数值值最大.因此常常常近似似取曲柄柄转角的的滑块的的速度当当作最大大速度。用用表示即上面公式式表明，滑滑块的最最大速度度与曲柄柄的转速速n，曲曲柄半径径R成正正比，nn越高，RR越大，滑滑块的最最大速度度Vmaax也越越大。 本压力力机滑块块的最大大速度 2.3曲柄柄压力机机滑块机机构的受受力分析析判断曲柄柄压力机机滑块机机构能不不能满足足加工需需要除了了它的运运动规律律是否符符合要求求外，还还有很重重要的一一点就是是要校核核它的强强度。而而进行强强度校核核之前必必须首先先正确的的将曲柄柄压力机机滑块机机构的主主要构件件进行力力学分析析。2.3.1忽略略摩擦情情况下滑滑块机构构主要构构件的

19、力力学分析析忽略摩擦擦和零件件本身重重量时滑滑块的受受力情况况如图22-3所所示。其其中P11料抵抗抗变形的的反作用用力，NN导轨对对滑块的的约束反反力，PPab对对滑块的的约束反反力，这这三个力力交于BB，组成成一个平平衡的汇汇交力系系。根据力的的平衡原原理，从从力三角角形中可可以求得得P1、NN、Paab之间间关系如如下：有上式知知 当时时，取到到最大值值 一般曲柄柄压力机机，负负荷达到到公称压压力时的的曲柄转转角仅330度左左右。因因此可近近似认为为：上面两式式便成为为：例如求公公称压力力角时,曲轴上上齿轮传传递的扭扭矩因为在时时,滑块块能承受受的最大大负荷是是1600吨,所所以坯料料抵

20、抗变变形的反反作用力力也允许许达到这这个数值值,即可查表22-2得得 因此在不不考虑摩摩擦时齿齿轮传动动的扭矩矩为:上面,我我们在分分析连杆杆、滑块块受力和和曲轴所所需传递递的扭矩矩的过程程中,都都没考虑虑各活动动部位的的摩擦.这种处处理问题题的方法法,对于于分析连连杆和滑滑块受力力,来说说,误差差很小.且简化化了计算算公式,完全可可应用.但是,在计算算曲轴所所需传递递的扭矩矩时,不不考虑摩摩擦的影影响,却却会带来来较大的的误差,因此计计算时,应考滤滤由于摩摩擦所增增加的扭扭矩.2.3.2考虑虑摩擦情情况下滑滑块机构构主要构构件的力力学分析析曲柄滑块块机构的的摩擦主主要发生生在四处处:1）.滑

21、滑块导向向面与导导轨之间间的摩擦擦.如下下图所示示,摩擦擦力的大大小等于于滑块对对导轨的的正压力力,与摩摩擦系数数的乘积积,摩擦擦力的方方向与滑滑块的运运动方向向相反.工作行行程时,滑块向向下运动动,导轨轨对滑块块的摩擦擦力朝上上,形成成对滑块块运动的的阻力.2）. 曲轴支支承劲与与轴承之之间的摩摩擦.轴轴旋转时时,轴承承对轴劲劲的摩擦擦力分布布在轴劲劲工作面面上,这这些摩擦擦力对轴轴颈中心心O形成成与轴旋旋转方向向相反的的阻力矩矩.它可可近似的的按下式式计算: 由由于小齿齿轮的作作用力远远小于,所以可可以认为为两个支支反力的的和 于于是上式式可变为为:3）曲轴轴颈与连连杆大端端轴承之之间的摩

22、摩擦,它它和上一一种摩擦擦相同,也形成成阻力矩矩,且可可按下式式计算:4）连杆杆销与连连杆小端端轴承能能够之间间的摩擦擦.它也也形成阻阻力矩: 根据能能量守恒恒的原理理,曲轴轴所需增增加扭矩矩在单位位时间内内所做的的功。等等于克服服各处磨磨擦所消消耗的功功率。即即：式中：曲柄的的角速度度；滑块的的速度；曲柄和和连杆的的相对角角速度，连杆的的摆动角角速度，所以可以以求得的的绝对值值为：而将上式代代入，并并取=11，经整整理后得得由于摩摩擦使曲曲轴所增增加的扭扭矩为： 现以所所设计的的曲柄压压力机的的曲柄滑滑块机构构为例,来分析析上式中中方括号号内的值值.有该该曲柄压压力机的的参数如如下:R=80

23、0mm代入式子子中求得得方括号号内的值值,即的的值如下下: 6844.9 6881.661 6799.955 6673.90 6611.300 6499.400从以上可可以看出出,的值值随曲柄柄转角而而变化,但变化化较小,在近似似计算中中,可以以将看作作不随变变化的常常数,并并取其相相当于=时的值值.因此此,上式式可简化化为已知与不记摩摩擦的扭扭矩比较较,最后的到到考虑摩摩擦后曲曲轴所需需传递的的扭矩:以上式子子中:R曲曲柄半径径;曲柄柄的转角角;连杆杆系数;摩擦擦系数,一般取取0.005曲轴轴支承颈颈的直径径曲曲轴颈的的直径连杆杆销的直直径坯料抵抵抗变形形的反作作用力.3齿轮传传动3.1 齿

24、轮传传动的介介绍由于齿轮轮传动能能传递较较大的扭扭矩，又又具有结结构紧凑凑、工作作可靠和和寿命较较长等优优点，因因此齿轮轮得到了了广泛的的应用，齿齿轮传动动一般会会遇到：齿面磨磨损、牙牙齿折断断、倒牙牙、齿面面麻点和和振动、噪噪音等。根根据这些些情况，对对于曲柄柄压力机机的齿轮轮传动提提出下面面两点基基本要求求：1） 够的承载载能力。要要尽可能能缩小齿齿轮的尺尺寸，采采用常用用的材料料，又要要保证能能承受外外载荷的的作用，并并且有足足够的寿寿命。2） 要的传动动平稳性性。齿轮轮在传动动过程中中产生的的噪音和和振动要要在允许许范围之之内，不不能过大大。3.1.1齿轮轮在应用用的过程程中对精精度有

25、以以下的要要求1） 动精度为了准确确的传递递运动，要要求主动动齿轮转转过一个个角度，从从动齿轮轮按传动动比关系系准确的的转过相相应的角角度，但但由于制制造的误误差，使使从动齿齿轮不能能按传动动比关系系准确地地转过相相应的角角度。但但为了满满足使用用要求，规规定齿轮轮一转的的过程中中回转角角误差绝绝对值的的最大值值不超过过一定限限度。2） 工作平稳稳性精度度为了减小小齿轮传传动的躁躁声和振振动，必必须将齿齿轮在一一转中的的瞬时传传动比的的变化限限制在一一定的范范围之内内，也就就是要求求齿轮每每转中回回转角误误差多次次反复变变化的数数值小。3） 接触精度度在齿轮的的使用过过程中要要使齿轮轮的齿面面

26、有足够够的接触触面积，不不可是齿齿轮局部部接触。4） 齿侧间隙隙互相啮合合的一对对牙齿，在在非工作作面沿齿齿廓法线线方向留留有一定定的间隙隙Cn,这是是为了避避免安装装、制造造不准确确，以及及工作时时温度变变化和弹弹性变化化而造成成牙齿卡卡住，同同时还可可以利用用它储存存润滑油油，改善善齿面的的摩擦条条件。总之，为为了保证证齿轮传传动有良良好的性性能，必必须对齿齿轮的运运动精度度、工作作平稳性性、接触触精度和和齿轮侧侧隙有一一定的要要求，但但这，四四方面的的要求也也不能够够平均对对待，具具体工作作条件不不同，每每个方面面的要求求也不一一样。 3.22 直齿齿轮传动动根据总体体的设计计方案，曲曲

27、柄滑快快机构的的里是有有齿轮传传入的。由由于传递递的力较较大，结结合已有有的设计计方案，确确定本传传动采用用双边齿齿轮传动动。为了了达到传传动平稳稳和足够够承载能能力。本本设计采采用的是是直齿圆圆柱齿轮轮。3.2.1齿轮轮参数确确定参考同类类型的曲曲柄压力力机的传传动齿轮轮设计。有有传动比比i为66.477初步确确定齿轮轮的相关关参数方方案如下下：方案一齿轮摸数数m=112mmm, 标准直直齿轮为为不发生生根切， 小齿轮轮齿数,那么大大齿轮齿齿数为：.方案二齿轮摸数数m=112mmm，采用用变位齿齿轮。由于采用用了变位位齿轮，可可不考虑虑根切，这这时可暂暂定小齿齿轮齿数数，那么么大齿轮轮齿数为

28、为：从以上两两种齿轮轮的参数数比较可可知，诺诺用直齿齿圆拄标标准齿轮轮比变位位齿轮中中心距增增加了990毫米米，分度度圆增加加了1556毫米米。为了了传动系系统机构构尺寸减减小，相相应减轻轻机器的的重量和和节约材材料。结结合近年年来曲柄柄压力机机和其它它这种设设备中变变位齿轮轮的广泛泛应用，本本次设计计曲柄压压力机采采用变位位直齿圆圆柱轮传传动。相相关参数数如下：模数 mm 12 压力角角 aa 变位系数数齿数 3.2.2齿齿轮的尺尺寸初步步计算 有以上数数据根据据齿轮设设计时的的相关尺尺寸计算算公式，计计算齿轮轮的相关关尺寸如如下：分度圆直直径 D=mz 齿顶圆直直径 .齿根圆直直径 齿顶高

29、 齿根高 齿全高 3.2.3 齿齿轮的强强度校核核有总体设设计的计计算知大大齿轮承承受的扭扭距为MM2=55150000千千克*厘厘米，变变位系数数为-00.4，转转速为nn=322r/mmin；加工精精度为八八级。现现按照弯弯曲强度度计算方方法检验验所设计计的齿轮轮是否恰恰当。并并确定齿齿轮的材材料和热热处理方方式。1） 确定载荷荷集中系系数k。因为齿宽宽与小齿齿轮节圆圆直径的的比值：齿轮位于于两轴承承之间并并对称布布置。轴轴的刚度度较好，大大齿轮的的齿面不不准备火火（即硬硬度HBBS3350）。查机械械设计齿齿轮设计计部分表表得出KK=1.05。2） 确定动载载荷系数数因为大齿齿轮是精精度

30、八级级的直齿齿圆柱齿齿轮，所所以查机机械设计计齿轮轮设计部部分表得得出3） 确定大小小齿轮的的齿形系系数和。因为是闭闭式传动动，大齿齿轮的齿齿数为，变变位系数数，又因因为小齿齿轮齿数数,变位位系数所所以查机机械设计计齿轮轮设计部部分相关关图表取取得： 4） 计算大齿齿轮的齿齿根处的的最大弯弯曲应力力1和2。对于大齿齿轮对于小齿齿轮 55）根据据工厂的的实际条条件并参参照齿轮轮的许用用应力值值（表33-233）选定定大、小小齿轮的的材料和和热处理理方式。为为了保证证牙齿不不会因弯弯曲疲劳劳而折断断，齿轮轮的允许许弯曲应应力不应应小于齿齿根处的的最大弯弯曲应力力.所以以大齿轮轮需要用用ZG335(

31、正正火)或或ZG445(正正火),小齿轮轮需用锻锻钢455或400Cr(调质质且最好好进行高高频淬火火)制成成.6）有以以上计算算知所设设计的齿齿轮合适适:用的的材料能能满足要要求.现现将计算算校核后后的齿轮轮绘图如如下：图3-11 3.33圆锥齿齿轮的设设计与计计算由于圆锥锥齿轮用用于两相相交轴之之间的传传动，因因此本次次设计的的圆锥齿齿轮主要要用于装装模高度度调节装装置的输输入级，这这样利于于传动的的平稳性性和功率率的传递递。3.3.1几何何参数的的计算直齿圆锥锥齿轮的的齿廓参参数以大大端为标标准，所所以，需需要把当当量齿轮轮的参数数用大端端的参数数来表示示。查阅相关关手册，参参考设计计经

32、验，确确定锥齿齿轮齿数数及相关关参数如如下：大端模数数m 小齿轮圆圆锥角. . 分度圆直直径 齿顶高（大大端） 齿根高（大大端） 齿全高（大大端） 齿顶圆直直径 节锥长长 式中 E一个工工作周期期内压力力机所消消耗的能能量（公公斤米）； EE工作行行程时消消耗的能能量； EE非工作作行程时时消耗的的能量； tt一个工工作周期期的时间间。因此， (千瓦瓦)K的数值值随压力力机的具具体情况况而定，一一般K在在1.11511.6范范围内2. 封封闭高度度调节装装置电动动机功率率的计算算方法在稳定负负载下，电电动机在在单位时时间内所所做的有有用功，除除以传动动系统的的效率，便便是电动动机所需需的功率率

33、。写成成公式为为： (千瓦瓦) 式中 N电动机机所需的的功率（千千瓦） NN电动机机每分钟钟所做的的有用功功；传动动系统的的机械效效率；上式中1102是是单位换换算常数数，表示示功率11千瓦相相当1002kggm/ss。电动动机通过过传动系系统提升升滑块时时，每秒秒中内所所做的有有用功为为 N=Gvv 式中 G滑块部部件重量量 vv滑块的的调节速速度（mm/s）3封闭高高度调节节装置传传动系统统的机械械效率传动系统统的机械械效率主主要包括括：1)导轨轨与滑块块相对滑滑动的效效率1。2)调节节螺杆传传动效率率2。3)调节节螺母与与套筒端端面之间间相对滑滑动的效效率3。4)皮带带、齿轮轮传动效效率

34、4。除了以上上几方面面的摩擦擦损失之之外，轴轴承处还还有摩擦擦损失，但但因调节节装置多多采用滚滚动轴承承，效率率较高，所所以可忽忽律。因因此，封封闭高度度调节装装置传动动系统的的机械效效率为： （110-33）多数曲柄柄压力机机封闭高高度调节节装置传传动系统统的机械械效率在在0.00200.033之间。4 电动动机功率率计算将式N=Gvv代入式式中，得得：调节电动动机可采采用一般般封闭式式鼠笼型型电动机机。电动动机的同同步转速速根据传传动级数数和传动动类型而而定，在在实际生生产过程程中，为为了减少少曲轴压压力机的的零件品品种和规规格，实实现部件件通用化化，常常常将吨位位接近的的曲柄压压力机采采

35、用相同同的调节节电动机机，传动动系统的的某些零零件亦相相互通用用。5轴承的的选用由于曲轴轴受冲击击较大,参考同同类型压压力机, 连杆杆与曲轴轴接触, 曲轴轴颈与箱箱体接触触处采用用滑动轴轴承.调调节装置置轴采用用选用滚滚动轴承承.5.1滑滑动轴承承选用与与校核5.1.1连杆杆大端滑滑动轴承承选用与与校核初步拟订订轴承的的尺寸如如下：=2500mm L=2270mmmH =66mm B=10mmm根据曲轴轴上滑动动轴承的的工作条条件，承承受的载载核较大大，查手手册选用用铅青铜铜Zcuupb330材料料较符合合要求，为为满足要要求，现现对所选选材料校校核。根据曲轴轴的转速速n=332r/minn轴

36、劲Mpa由以上计计算知，此此轴承的的材料。及及尺寸合合适，形形状如图图5-11所示： 图5-1选择轴承承的配合合，参考考手册，选选用H77/e66为轴承承的配合合。按此此配合确确定轴劲劲和轴瓦瓦的加工工偏差标标注在绘绘制的零零件图上上。5.1.2曲轴轴颈上滑滑动轴承承选用与与校核已知轴瓦瓦的内径径为d=2000mm,轴瓦的的工作长长度L=2700mm,曲轴转转速为332r/minn,轴瓦瓦初定材材料为铅铅青铜ZZcupbb30.查轴承承选用手手册暂定定选YDD4/1180型型.1. 核算比压压 所以有有公式2 核算pvv 核核算表明明最初所所确定的的轴承材材料是合合适的,所选的的型号能能满足要

37、要求.图图型如下下图5-2所示示: 图5-25.2 滚动轴轴承选用用与校核核 本本滚动轴轴承是用用于调节节装置,不经常常使用,且受力力较小,故选用用普通深深沟球轴轴承即可可满足需需要.有有轴承径径向载荷荷Fa =27700NN,Frr=55500NN,轴承承转速为为5000r/mmin,装轴承承处的轴轴颈可在在3040mmm,范围围内选择择,运转转时有轻轻微冲击击,预期期寿命为为Lh=50000hh.5.2.1求比比值:有公式根据手册册查表,深沟球球轴承的的最大ee值为00.444,故此此时1）初步步计算当当量动载载荷p,根据式查查表的ffp=1.011.2,在此取取为fp=1.2查表的XX=

38、0.56,Y值需需要在已已知型号号和基本本静载荷荷C0后才能能求出.现暂选选一近似似中间值值,取YY=1.5.则则: 2）根根据公式式求轴承承的基本本额定动动载荷值值3）按照照轴承的的选用手手册选择择C=4454660N的的轴承为为63007型.此轴承承的基本本额定静静载荷CC0=3880000N.验验算如下下:5.2.2求相相对应轴轴承轴向向载荷的的e值与与Y值1）查手手册,知知深沟球球轴承ff0=144.7,则相对对应轴向向载荷为为 在此间间对应的的e值为为0.22800.300,Y值值为1.551.445.2)用线线性插值值法求YY值.故X=00.566 Y=11.5553)求当当量动载载荷P 4)验算算63007轴承承的寿命命故所选用用的63307轴轴承合响应曲面面法在最最优化切切削条件件下获得最小小表面粗粗糙度的的应用摘要：这篇文章章主要讨讨论：在在模具表表面的铣铣削中，综综合运用用响应曲曲面法和和常规算算法相结结合这样样一种有有效的方方法，在在最佳的的切削条条件下获获得最小小的表面面粗糙度度。响应应曲面法法被用于于创造一一种有效效的模型型来分析析表面粗粗糙度，即即切削参参数：进进