曲柄压力机的曲柄滑块工作机构设计1.doc

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1、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 Abstract Crank press machine widely used in punching, bending, stamping die correc

2、tion, etc. The design for a fixed desktop and medium-sized, nominal pressure 1600KN crank press.The design of the division of labor is different, mainly completes the design of slider - crank mechanism of crank press. Designed mainly according to the overall design to determine the main parameters o

3、f the press, the nominal pressure, stroke parameters refer to the relevant manual crank connecting rod, a preliminary estimate, slide rail, correlation dimension, and then checking, correcting, ultimately determine the components size, and according to the requirements to complete the die height adj

4、ustment device design. Last write detailed slider crank mechanism design specifications, out major parts diagram.key word：nominal pressure，crankshaft，pitman，rack，regulating block.目录第一章 曲柄压力机的工作原理及主要参数11.1压力机技术参数11.2 曲柄压力机的工作原理.11.3曲柄压力机工作的特点21.4 曲柄形式21.4.1、曲轴驱动的曲柄滑块机构31.4.2、偏心轴驱动的曲柄滑块机构41.4.3、曲拐驱动的曲

5、柄滑块机构41.5.4、偏心齿轮驱动的曲柄滑块机构41.4.5各种结构的区别及最终确定设计设计思路6第二章 曲柄滑块机构的构成及相关分析72.1压力机曲柄滑块机构的构成72.2曲柄压力机滑块机构的运动规律分析。82.2.1滑块的位移和曲柄转角之间的关系82.2.2滑块的速度和曲柄转角的关系82.3曲柄压力机滑块机构的受力分析92.3.1忽略摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析102.3.2考虑摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析11第三章 装模高度调节装置总体设计143.1装模高度调节设计及电动机的选定143.1.1 装模高度调节装置构成及工做原理143.1.2调节装置电动机选定15第四章 齿

6、轮传动184.1 齿轮传动的介绍184.1.1齿轮在应用的过程中对精度有以下的要求184.2 直齿轮传动184.2.1齿轮参数确定194.2.2齿轮的尺寸初步计算194.2.3 齿轮的强度校核20第五章 曲柄压力机滑块机构的设计与计算235.1曲轴的设计与计算235.1.1选定轴的材料235.1.2估算曲轴的相关尺寸235.1.3 设计轴的结构并绘制结构草图235.1.4 校核轴劲尺寸235.1.5曲轴的危险阶面校核245.2连杆和调节螺杆的设计265.2.1 连杆和调节螺杆初步确定265.2.2校核调节螺杆的和连杆尺寸265.4导轨的设计285.5蜗杆蜗轮传动的计算305.5.1蜗杆传动的特

7、点305.5.2蜗杆蜗轮的材料305.5.3蜗杆蜗轮尺寸的计算315.5.4 核算蜗轮弯曲应力325.5.5核算蜗杆接触应力:33第六章 轴承的选用及紧固件的选用356.1滑动轴承选用与校核356.1.1连杆大端滑动轴承选用与校核356.1.2曲轴颈上滑动轴承选用与校核356.2 滚动轴承选用与校核366.2.1求比值:366.2.2求相对应轴承轴向载荷的e值与Y值376.3坚固件的选用376.3.1紧固件的选用原则376.3.2螺栓的选用38第七章 总装设计397.1过载保护装置397.1.1液压式过载保护装置397.2润滑系统40参考文献41致谢42第一章 曲柄压力机的工作原理及主要参数1

8、.1压力机技术参数压力机的主要技术参数能反映出压力机的工作能力、所能加工工件的尺寸范围、有关生产率等指标。此次设计的是开式固定台式中型压力机，设计的技术参数如下：公称力 1600 kN公称力行程 6 mm滑块行程 140mm滑块行程次数 40次/min最大装模高度 350 mm装模高度调节量 110 mm滑块中心到机身距离 380 mm工作台尺寸（前后X左右） 710 X 1120 mm工作台板孔尺寸 220 mm工作台板厚度 130 mm滑块底面尺寸（前后X左右） 420 X 560 mm 模柄孔尺寸（直径X深度） 65 X 90 mm 图1-1立柱间距 640 mm1.2 曲柄压力机的工作

9、原理.曲柄压力机是以曲柄传动的锻压机械，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： 图1-

10、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

11、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1-4 JC23-63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

12、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1-5 JB21-100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

13、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；

14、 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

15、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

16、: 代表连杆系数。通用压力机一般在0.10.2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

17、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+ /2 Xsin180)=0.105X40X70=294mm/s 2.3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

18、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=1600000N R=70mm 可查表2-2得 因此在不考虑摩擦时

19、齿轮传动的扭矩为:M0=p1R(sin+/2sin)M0=1600000X0.07X0.4751 M0=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

20、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；

21、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: 684.9 681.61 679.95 673.90 661.30 649.40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

22、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

23、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

24、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 3.1.2调节装置电动机选定1电动机功率计算原理曲柄压力机传动系统中装有飞轮之后，电动机的负载平稳许多，但仍是有变化的，所以确定电动机的功率也要注意一些问题，通常如下确定电动机：1)电动机的过载条件。冲压工件时电动机扭矩上升，如果超过它的最大容许扭矩，电动机就可能停下，着就是过载条件的限制。2)电动机发热条件。冲压工件时电动机的负载增加，电流上升，电动机的损耗变为热能，使其温度上升，冲压过后，负载变小，相应的转化为热能的耗损也减小。电动机运行一段时间后，电动机的温度达

25、到一稳定状态。电动机的温升应在允许的范围之内，否则，电动机就会损坏，这是工作时发热条件的限制。此外，有由于曲柄压力机有较大的飞轮，加速飞轮使其达到额定转速，需要一定的功率，如电动机的额定功率不足，就会引起电动机的启动电流过大和启动时间过长，使电动机温升过高而损坏，所以还应核算启动时间，视其是否在允许范围之内。这就是启动时发热条件的限制。在通常情况下，冲压作用时间很短，短时过载还不致使电动机停下来，因此，一般按工作时发热条件来解决电动机功率。曲柄压力机主传动电动机的负载虽然是不均匀的，但是从发热条件来看，可以折合成某一恒定的功率N，如果所选用的电动机的额定功率大于或等于N，那么从发热条件看是能够

26、满足要求的。因此带飞轮传动的电动机功率计算，归结为如何确定折合功率N。当电动机的负载波动较小，飞轮的能量较大时，这时折合功率N，接近于压力机一个周期的平均功率Nm。当电动机的负载波动较大，飞轮的能量较小时，这时的折合功率N与平均功率Nm差距较大。折合功率N与平均功率Nm的关系可用下式表示： N=KNm式中 K折合功率N与平均功率Nm的比值，K1。平均功率Nm为压力机一个工作周期内，电动机所做的功初以工作周期的时间；在此期间压力机所消耗的能量就等于电动机所做的功。 式中 E一个工作周期内压力机所消耗的能量（公斤米）； E工作行程时消耗的能量； E非工作行程时消耗的能量； t一个工作周期的时间。因

27、此， (千瓦)K的数值随压力机的具体情况而定，一般K在1.151.6范围内2. 封闭高度调节装置电动机功率的计算方法在稳定负载下，电动机在单位时间内所做的有用功，除以传动系统的效率，便是电动机所需的功率。写成公式为： (千瓦) 式中 N电动机所需的功率（千瓦） N电动机每分钟所做的有用功； 传动系统的机械效率；上式中102是单位换算常数，表示功率1千瓦相当102kgm/s。电动机通过传动系统提升滑块时，每秒中内所做的有用功为 N=Gv 式中 G滑块部件重量 v滑块的调节速度（m/s）3封闭高度调节装置传动系统的机械效率传动系统的机械效率主要包括：1)导轨与滑块相对滑动的效率1。2)调节螺杆传动

28、效率2。3)调节螺母与套筒端面之间相对滑动的效率3。4)皮带、齿轮传动效率4。除了以上几方面的摩擦损失之外，轴承处还有摩擦损失，但因调节装置多采用滚动轴承，效率较高，所以可忽律。因此，封闭高度调节装置传动系统的机械效率为： 多数曲柄压力机封闭高度调节装置传动系统的机械效率在0.020.03之间。4 电动机功率计算将式N=Gv代入式中，得：调节电动机可采用一般封闭式鼠笼型电动机。电动机的同步转速根据传动级数和传动类型而定，在实际生产过程中，为了减少曲轴压力机的零件品种和规格，实现部件通用化，常常将吨位接近的曲柄压力机采用相同的调节电动机，传动系统的某些零件亦相互通用。第四章 齿轮传动4.1 齿轮

29、传动的介绍由于齿轮传动能传递较大的扭矩，又具有结构紧凑、工作可靠和寿命较长等优点，因此齿轮得到了广泛的应用，齿轮传动一般会遇到：齿面磨损、牙齿折断、倒牙、齿面麻点和振动、噪音等。根据这些情况，对于曲柄压力机的齿轮传动提出下面两点基本要求：1） 够的承载能力。要尽可能缩小齿轮的尺寸，采用常用的材料，又要保证能承受外载荷的作用，并且有足够的寿命。2） 要的传动平稳性。齿轮在传动过程中产生的噪音和振动要在允许范围之内，不能过大。4.1.1齿轮在应用的过程中对精度有以下的要求1） 动精度为了准确的传递运动，要求主动齿轮转过一个角度，从动齿轮按传动比关系准确的转过相应的角度，但由于制造的误差，使从动齿轮

30、不能按传动比关系准确地转过相应的角度。但为了满足使用要求，规定齿轮一转的过程中回转角误差绝对值的最大值不超过一定限度。2） 工作平稳性精度为了减小齿轮传动的躁声和振动，必须将齿轮在一转中的瞬时传动比的变化限制在一定的范围之内，也就是要求齿轮每转中回转角误差多次反复变化的数值小。3） 接触精度在齿轮的使用过程中要使齿轮的齿面有足够的接触面积，不可是齿轮局部接触。4） 齿侧间隙互相啮合的一对牙齿，在非工作面沿齿廓法线方向留有一定的间隙Cn,这是为了避免安装、制造不准确，以及工作时温度变化和弹性变化而造成牙齿卡住，同时还可以利用它储存润滑油，改善齿面的摩擦条件。总之，为了保证齿轮传动有良好的性能，必

31、须对齿轮的运动精度、工作平稳性、接触精度和齿轮侧隙有一定的要求，但这，四方面的要求也不能够平均对待，具体工作条件不同，每个方面的要求也不一样。 4.2 直齿轮传动根据总体的设计方案，曲柄滑快机构的里是有齿轮传入的。由于传递的力较大，结合已有的设计方案，确定本传动采用双边齿轮传动。为了达到传动平稳和足够承载能力。本设计采用的是直齿圆柱齿轮。4.2.1齿轮参数确定参考同类型的曲柄压力机的传动齿轮设计。有传动比i为6.47初步确定齿轮的相关参数方案如下：方案一齿轮摸数m=12mm, 标准直齿轮为不发生根切， 小齿轮齿数,那么大齿轮齿数为：. 方案二齿轮摸数m=12mm，采用变位齿轮。由于采用了变位齿

32、轮，可不考虑根切，这时可暂定小齿轮齿数，那么大齿轮齿数为： 从以上两种齿轮的参数比较可知，诺用直齿圆拄标准齿轮比变位齿轮中心距增加了90毫米，分度圆增加了156毫米。为了传动系统机构尺寸减小，相应减轻机器的重量和节约材料。结合近年来曲柄压力机和其它这种设备中变位齿轮的广泛应用，本次设计曲柄压力机采用变位直齿圆柱轮传动。相关参数如下：模数 m 12 压力角 a 变位系数 齿数 4.2.2齿轮的尺寸初步计算 有以上数据根据齿轮设计时的相关尺寸计算公式，计算齿轮的相关尺寸如下：分度圆直径 D=mz 齿顶圆直径 . 齿根圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 4.2.3 齿轮的强度校核有总体设计的计算知大齿轮

33、承受的扭距为M2=515000千克*厘米，变位系数为-0.4，转速为n=40r/min；加工精度为八级。现按照弯曲强度计算方法检验所设计的齿轮是否恰当。并确定齿轮的材料和热处理方式。1） 确定载荷集中系数k。因为齿宽与小齿轮节圆直径的比值：齿轮位于两轴承之间并对称布置。轴的刚度较好，大齿轮的齿面不准备火（即硬度HBS 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5-55.4导轨的设计常见的曲柄压力机的导轨有两种基本类型,即V形左右对称布置的导轨和四角布置的导轨,前者主要用于开式压力机,后者用于中型和大型压力机.滑块的工作要求：滑块的导向面必须与底平面垂直.

34、滑块的高度要足够高.滑块还应有足够的强度。 导轨和滑块的导向面应保持一定的间隙，导向间隙必须可调。 导轨与滑块应有适当的间隙,间隙小,导向准确,但过小,则会出现发热、拉毛和烧黑现象,造成导轨与滑块接触面迅速磨损. 导轨与滑块的间隙大小随压力机形式和导轨间距离而异,通用压力机导轨与滑块的间隙一般在0.040.25mm之间.下图是滑块的典型形式图5-6滑块导向部分的形状如下图，单陵式应用较广，其中V形用于小型开式压力机，锯齿形用于中型以上压力机滑块导向长度分为长导和短导向两种，下表所例为开式压力机滑块导向长度和滑块，导轨主要尺寸，可供设计参考。增加滑块导向长度，有利于提高其导向精度，加长导向长度已

35、是世界各国共同的趋势。目前普通开式压力机滑块导向长度和滑块宽度之比L1：L2为1.2-1.7，对于长导向的滑块L1：L2为2.5-3.2 图5-7表5-1滑块低面要固定下模。滑块底面开T形槽，滑块下部开安装上模模柄的孔，一般为圆形。滑块的材料，常用的是HT20-40，球墨铸铁，ZG35铸铁，也可用A0钢板焊接，为了提高滑块的耐磨性，导向面上还要镶上一层酚醛压布板。导轨导轨的形式如下图所示，导轨的材料用HT15-32，导轨的数据：行程160，导轨长L0=770，导向长L1=938,前后L2=375，左右L3=630 ,L1/S=5.86,L2/L3=1.49,L0/L1=0.821. 图5-85.5蜗杆蜗轮传动的计算5.5.1蜗杆传动的特点 封闭高度的调节装置的低速级传动,采用的是蜗杆传动.它具有以下优点:1工作平稳.蜗杆传动有蜗杆蜗轮组成,它们的轴线在空间垂直.蜗轮象个斜齿轮,但它的齿根和齿顶做成凹弧形的,使齿包着蜗杆,增加接触面积.2传动比大.3自锁性好.5.5.2蜗杆蜗轮的材料 高速重载的蜗杆,用20号钢或20Cr钢,并经渗碳淬火制成,也可用45号钢经淬火,HRC=4550.由于本蜗杆工作在低速轻载的场合,选用45号钢调质处理.H