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100噸非液壓式?jīng)_床的設計
1 緒論
1.1 本課題研究的科學意義
100噸非液壓式?jīng)_床是采用偏心拉桿機構(gòu)作為工作機構(gòu)的鍛壓機器。具有開式機身，與閉式?jīng)_床相比有其突出的優(yōu)點：裝模具和操作都比較方便，同時為機械化和自動化提供了良好的條件。但是也有其缺點：工作時變形較大，剛性較差。這不但會降低制品精度而且由于機身有角變形會使上模軸心線與工作臺面不垂直，以至破壞了上、下模具間隙的均勻性，降低模具的使用壽命。
沖床是板料沖壓生產(chǎn)中的主要設備?？捎糜跊_孔、落料和成型等工序并廣泛應用于國防、航空、汽車、電器等部門中。所以對沖床的研究有很大的科學意義，沖床研究的成功將對沖床行業(yè)的發(fā)展產(chǎn)生巨大的影響。
1.2 沖床的發(fā)展史及國內(nèi)外的發(fā)展概況
手壓沖床：手壓沖床，主要用在小型壓力鉚接行業(yè)，如制鞋廠，拉練廠，小型五金制品等。通常壓力在100斤左右。特點：笨拙，價格便宜實惠。
桌上精密沖床：手壓壓床演變的，一般壓力在0.5T~10T左右，常用3T和5T的，主要用于小型薄材料高速鉚接加工，如端子連接器鉚接加工，整平使用，小型模具簡單鉚接加工，可手動可連續(xù)沖壓，速度可達300~400轉(zhuǎn)/分，其特點：節(jié)省空間，生產(chǎn)方便。沖床零部件易損壞。維修率高。但維修也是很簡單的。
大型桌下傾斜式?jīng)_床：叫腳踏式?jīng)_床，價格便宜，適合單沖生產(chǎn)，做一些簡單的沖壓比較合適，如：進行餐具的沖壓加工，汽車粗糙零件加工，比較簡單和精度要求不高的生產(chǎn)加工。有油壓和氣動兩種，現(xiàn)在氣動較多。
閉式?jīng)_床：常見于大噸位沖床，最早是AIDA開發(fā)的，一般雙軸居多，從110T~3000T不等，常用于汽車大型部件行業(yè)和電腦手機等外殼生產(chǎn)行業(yè)。
高速精密沖床：但行業(yè)不同所要求的速度也不一樣，例如做馬達鐵芯的，它的沖力要求和模具重量不協(xié)和就很難做到高速生產(chǎn)，所以社會上就出現(xiàn)了一些說高不高，說低不低的中速度沖床，一般速度在200~400轉(zhuǎn)/分之間，其技術(shù)要求比不上高速沖床，但也略高于低速沖床，主要使用于矽鋼片，硅鋼片沖壓生產(chǎn)
中高速沖床：一般速度200~900轉(zhuǎn)/分，主要針對電腦手機汽車等連接器，端子，馬達鐵芯，EI片生產(chǎn)和引線框架等精密沖壓行業(yè)。比較有名的品牌是AIDA ISIS 等品牌了！
中高速度以上在國內(nèi)就是很少見了，但有些企業(yè)還是會使用的，是針對高精端產(chǎn)品而設計的，產(chǎn)品對沖床有一定要求的，一般速度在1200~2500轉(zhuǎn)/分之間。
特殊機型：伺服控制，沖床不規(guī)則沖壓，上升速度快，在下死點方位速度放慢或者停止瞬間，以保證產(chǎn)品材料不反彈變形，主要用在汽車航空行業(yè)和高精端電機行業(yè)。
因此我國沖床技術(shù)裝備高速度、高精度、柔性化、模塊化、可調(diào)可變、任意加工性以及通信技術(shù)的應用將是今后的發(fā)展方向。
1.3 本課題的主要內(nèi)容
本文設計的主要內(nèi)容有電動機、齒輪、輸出軸、軸承、偏心輪、偏心拉桿的設計。本文還基于UG軟件對沖床及沖床的零件進行三維建模、裝配，并對零件進行高級仿真。
2 電動機的選擇
2.1 電動機的選擇
2.1.1 選擇電動機的類型
感應電動機又稱異步電動機，具有結(jié)構(gòu)簡單、堅固、運行方便、可靠、容易控制與維護、價格便宜等優(yōu)點。因此在工作中得到廣泛的應用。目前，沖床常用三相鼠籠轉(zhuǎn)子異步電動機。
2.1.2 選擇電動機的功率
所需電動機功率的計算：
Pn=K1Pg ，K1取 0.01，Pg為沖床的公稱力980KN
則 Pn=0.01×980=9.8kw
2.1.3 確定電動機的轉(zhuǎn)速
輸出軸的工作轉(zhuǎn)速為38r/min
按推薦的合理傳動比范圍，使用二級齒輪減速器。取單級齒輪傳動的傳動比 i=3~6，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍
n=i·nw=（9~36）×38r/min=342r/min~1368r/min （2.1）
綜合考慮電動機和傳動系統(tǒng)裝置的尺寸、重量以及齒輪傳動的傳動比，由于采用兩邊驅(qū)動，使用兩個電動機，所以選擇電動機的型號為Y132M2-6,額定功率為5.5KW,滿載轉(zhuǎn)速為950r/min。
2.1.4 計算總傳動比和分配傳動比
減速器總傳動比 i=nm/nw=950/38=25 （2.2）
高速級齒輪傳動的傳動比 i1=5
低速級齒輪傳動的傳動比 i2=5
3
2.1.5 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)
1、各軸轉(zhuǎn)速
高速軸Ⅰ的轉(zhuǎn)速 nⅠ=nm=950r/min （2.3）
中間軸Ⅱ的轉(zhuǎn)速 nⅡ=nⅠ/i1=950/5=190r/min （2.4）
低速軸Ⅲ的轉(zhuǎn)速 nⅢ=nⅡ/i2=190/5=38r/min （2.5）
2、各軸的輸入功率
高速軸Ⅰ的輸入功率 PⅠ=Pd·η01=5.5×0.97=5.335KW （2.6）
中間軸Ⅱ的輸入功率 PⅡ=PⅠ·η23=5.335×0.95=5.068KW （2.7）
低速軸Ⅲ的輸入功率 PⅢ=PⅡ·η45=5.068×0.95=4.8146KW （2.8）
3、各軸輸入轉(zhuǎn)矩
高速軸Ⅰ的輸入轉(zhuǎn)矩 TⅠ=9550PⅠ/nⅠ=9550×5.5/950=55.3N·m （2.9）
中間軸Ⅱ的輸入轉(zhuǎn)矩 TⅡ=9550PⅡ /nⅡ=9550×5.068/190=254.7N·m （2.10）
低速軸Ⅲ的輸入轉(zhuǎn)矩 TⅢ=9550PⅢ /nⅢ=9550×4.8146/38=1210N·m （2.11）
運動和動力參數(shù)的計算結(jié)果如表2-1所示：
表2-1
參數(shù)
軸名
電動機軸
Ⅰ軸
Ⅱ軸
Ⅲ軸
轉(zhuǎn)速
950
950
190
38
輸入功率
5.5
5.335
5.068
4.8146
輸入轉(zhuǎn)矩
55.3
55.3
254.7
1210
傳動比
1
5
5
效率
0.97
0.95
0.95
3 機械傳動系統(tǒng)
3.1 傳動系統(tǒng)的類型及系統(tǒng)分析
3.1.1 傳動系統(tǒng)類型
開式?jīng)_床的傳動系統(tǒng)由齒輪傳動、軸和軸承組成。
按傳動級數(shù)傳動系統(tǒng)為二級齒輪傳動。
按連軸的布置形式，傳動系統(tǒng)為平行于沖床正面布置。
3.1.2 傳動系統(tǒng)的布置方式
傳動系統(tǒng)的布置應使機器便于制造、安裝和維修，同時結(jié)構(gòu)緊湊，外形美觀。 傳動系統(tǒng)布置主要包括以下四方面：
1、傳動系統(tǒng)的位置：采用上傳動。
2、軸連接的布置方式 ：采用軸連接，軸連接橫放。
3、齒輪傳動的形式 ：采用雙邊驅(qū)動。
4、齒輪的安放方式 ：采用減速器。
3.1.3 離合器和制動器的位置
離合器為剛性離合器，離合器和制動器都安裝在輸出軸上。
3.1.4 傳動級數(shù)和各級傳動比的分配
齒輪傳動比為25，單級齒輪傳動比均為5.
3.2 齒輪的設計
3.2.1 高速級齒輪設計
1.材料選擇
小齒輪材料為40Cr，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼，硬度為240HBS。
選小齒輪齒數(shù)為，大齒輪齒數(shù)
2. 按齒面接觸強度設計
由設計計算公式進行試算，即
（3.1）
（1） 確定公式中的各計算數(shù)值
1） 試選載荷系數(shù)
2） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
（3.2）
3） 由《機械設計》表10-7查得齒寬系數(shù)
4） 由《機械設計》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)
5） 由《機械設計》圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。
6） 計算應力循環(huán)次數(shù)
（3.3）
（3.4）
7） 由《機械設計》圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)。
8） 計算接觸疲勞許用應力。
取失效概率為1%，安全系數(shù)為s=1，得
（3.5）
（3.6）
（2） 計算
1） 試算小齒輪分度圓的直徑，代入中較小的值。
（3.7）
2） 計算圓周速度
（3.8）
3） 計算齒寬
（3.9）
4） 計算齒寬與齒高比
模數(shù) （3.10）
齒高 （3.11）
（3.12）
5） 計算載荷系數(shù)
根據(jù)，7級精度，由《機械設計》圖10-8查得動載系數(shù)；
直齒輪；
由《機械設計》表10-2查得使用系數(shù)；
由《機械設計》表10-4查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，；
由，，查《機械設計》圖10-13的，故
載荷系數(shù) （3.13）
6） 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓的直徑
（3.14）
7） 計算模數(shù)
（3.15）
3.按齒根彎曲強度設計
（3.16）
（1） 確定公式中的各計算數(shù)值
1） 由《機械設計》圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限；
2） 由《機械設計》圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)；
3） 計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數(shù)，得 （3.17）
（3.18）
4） 計算載荷系數(shù) （3.19）
5） 查取齒形系數(shù)
由《機械設計》表10-5查得；
6） 查取應力校正系數(shù)
由《機械設計》表10-5查得；
7） 計算大、小齒輪的并加以比較
（3.20）
（3.21）
大齒輪的數(shù)值大。
（2） 設計計算
（3.22）
由彎曲強度算得的模數(shù)1.8并就近圓整為標準值2。
算出小齒輪齒數(shù) （3.23）
大齒輪齒數(shù)
4. 幾何尺寸計算
（1） 計算分度圓直徑 （3,24）
（2） 計算中心距
（3.25）
（3） 計算齒輪寬度
（3.26）
3.2.2 低速級齒輪設計
1.材料選擇
小齒輪材料為40Cr，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼，硬度為240HBS。
選小齒輪齒數(shù)為，大齒輪齒數(shù)
2.按齒面接觸強度設計
由設計計算公式進行試算，即
（3.27）
（2） 確定公式中的各計算數(shù)值
1）試選載荷系數(shù)
2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
（3.28）
3）由《機械設計》表10-7查得齒寬系數(shù)
4）由《機械設計》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)
5）由《機械設計》圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。
6）計算應力循環(huán)次數(shù)
（3.29）
（3.30）
7）由《機械設計》圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)。
8）計算接觸疲勞許用應力。
取失效概率為1%，安全系數(shù)為s=1，得
（3.31）
（3.32）
（3） 計算
1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。
（3.33）
2）計算圓周速度
（3.34）
3）計算齒寬
（3.35）
4）計算齒寬與齒高比
模數(shù) （3.36）
齒高 （3.37）
（3.38）
5）計算載荷系數(shù)
根據(jù)，7級精度，由《機械設計》圖10-8查得動載系數(shù)；
直齒輪；
由《機械設計》表10-2查得使用系數(shù)；
由《機械設計》表10-4查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，；
由，，查《機械設計》圖10-13的，故
載荷系數(shù) （3.39）
6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑
（3.40）
7）計算模數(shù)
（3.41）
3.按齒根彎曲強度設計
（3.42）
（1）確定公式中的各計算數(shù)值
1）由《機械設計》圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限；
2）由《機械設計》圖10-18取齒輪彎曲疲勞的壽命系數(shù)；
3）計算彎曲疲勞的許用應力
取彎曲疲勞安全系數(shù)，得
（3.43）
（3.44）
4）計算載荷系數(shù) （3.45）
5）查取齒形系數(shù)
由《機械設計》表10-5查得；
6）查取齒輪應力校正系數(shù)
由《機械設計》表10-5查得；
7）計算大、小齒輪的并加以比較
（3.46）
（3.47）
大齒輪的數(shù)值大。
（2）計算
（3.48）
由彎曲強度算得的模數(shù)2.99并就近圓整為標準值3。
算出小齒輪齒數(shù) （3.49）
大齒輪齒數(shù)
4.幾何尺寸計算
（1）計算分度圓直徑 （3.50）
（2）計算中心距
（3.51）
（3）計算齒輪寬度 （3.52）
3.3 輸出軸的設計
3.3.1 軸的概述
軸是組成機器的重要零件之一，其功用主要是支撐回轉(zhuǎn)零件及傳遞運動和動力，因此大多數(shù)軸都要承受扭矩和彎矩的作用。
1、軸的分類
按照承受彎、扭載荷的不同，軸可分為轉(zhuǎn)軸、心軸和傳動軸三類。
11
2、軸的材料
軸的材料主要采用碳素鋼和合金鋼。
3.3.2 輸出軸設計計算
1、材料選擇
根據(jù)上述分析選擇軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。
查機械設計手冊：許用扭轉(zhuǎn)應力=30~40MPa，抗拉強度=640MPa，屈服強度=355MPa，彎曲疲勞極限=275MPa，剪切疲勞極限=155MPa 與
軸材料有關(guān)的系數(shù)C=118~106。
2. 求作用在齒輪上的力
圖3.1 輸出軸立體圖
圖3.2 輸出軸受力分析圖
3.初步計算
由上述計算的輸出軸傳遞的轉(zhuǎn)矩TⅢ=1210N·m 輸入的功率PⅡ=4.8146KW 按許用切應力計算，實心軸的扭轉(zhuǎn)強度條件為：
（3.53）
寫成設計公式為 （3.54）
式中：——扭轉(zhuǎn)切應力
——軸所受的扭矩
——軸的抗扭截面系數(shù)
——軸的轉(zhuǎn)速
——軸傳遞的功率
——軸的計算直徑
——許用切應力
——與軸材料有關(guān)的系數(shù)。
代入上式
（3.55）
考慮到軸的最小直徑有鍵的存在，而且為單鍵，所以d應增大5%~7% 故取
，取整為60mm
顯然此段軸是安裝聯(lián)軸器的，選擇TL3型聯(lián)軸器，取半聯(lián)軸器孔徑為，故此段軸徑為，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為,第一段的長度應比聯(lián)軸器的轂孔長度略短，故取
4. 求軸上的載荷
從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖如圖3.1，圖3.2中可看出截面C是危險截面?，F(xiàn)將計算出，及的值列于下表3-1。
表3-1
載荷
水平面
垂直面
支反力
彎矩
總彎矩
扭矩
5.按彎矩合成應力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，軸的計算應力：
（3.56）
故安全
6.精確校核軸的疲勞強度
（1） 截面右側(cè)
抗彎截面系數(shù) （3.57）
抗扭截面系數(shù) （3.58）
截面右側(cè)的彎矩為 （3.59）
截面上的扭矩為
截面上的彎曲應力 （3.60）
截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 （3.61）
軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由《機械設計》表15-1查得，，。
截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按《機械設計》附表3-2查得，。
又由《機械設計》附圖3-1可得軸的材料敏性系數(shù)為，。
故有效應力集中系數(shù)為 （3.62）
（3.63）
由《機械設計》附圖3-2的尺寸系數(shù)由《機械設計》附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。
軸按磨削加工，由《機械設計》附圖3-4的表面的質(zhì)量系數(shù)為
軸未經(jīng)表面強化處理，即，得綜合系數(shù)為
（3.64）
（3.65）
而碳鋼的特性系數(shù)，
于是計算安全系數(shù)
（3.66）
（3.67）
（3.68）
故可知其安全。
（2）截面左側(cè)
抗彎截面系數(shù) （3.67）
抗扭截面系數(shù) （3.68）
截面左側(cè)的彎矩為 （3.69）
截面上的扭矩為
截面上的彎曲應力 （3.70）
截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 （3.71）
軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由《機械設計》表15-1查得，，。
截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按《機械設計》附表3-2查得，。
又由《機械設計》附圖3-1可得軸的材料敏性系數(shù)為，。
故有效應力集中系數(shù)為 （3.72）
（3.73）
由《機械設計》附圖3-2的尺寸系數(shù)由《機械設計》附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。
軸按磨削加工，由《機械設計》附圖3-4的表面質(zhì)量系數(shù)為
軸未經(jīng)表面強化處理，即，得綜合系數(shù)為
（3.74）
（3.75）
而碳鋼的特性系數(shù)，
于是計算安全系數(shù)
（3.76）
（3.77）
（3.78）
故可知其安全
3.4 平鍵連接的設計
齒輪、盒軸的聯(lián)接常采用平鍵聯(lián)接。為避免聯(lián)接中較弱零件 （一般是輪轂）壓壞，應驗算擠壓應力：
（3.79）
式中： ——鍵所需傳遞的總扭矩，=1210N·m
——鍵與輪轂的接觸高度
——鍵的工作長度，對于圓頭普通平鍵，因為兩端的圓部頭部分與輪轂上的鍵槽不接觸，所以
——鍵的寬度
——軸的直徑
——平鍵連接的許用擠壓應力，由于不是經(jīng)常處于滿載的情況下工作，所以可取得較高。輪轂材料為鋼時=150~250MPa 輪轂材料為鑄鐵時=80~100MPa。
對于齒輪，材料為鋼制，采用A型鍵 查表得寬度，，,
滿足強度要求
圖3.3 鍵的立體圖
4 偏心拉桿滑塊機構(gòu)
4.1 偏心拉桿滑塊機構(gòu)的運動與受力分析
在設計、使用和研究沖床時，往往需要確定滑塊位移和偏心輪轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系，驗算滑塊的工作速度是否小于加工件塑性變形所允許的合理速度。在計算偏心拉桿滑塊機構(gòu)的受力情況時 由于目前常用的沖床每分鐘行程次數(shù)不高，慣性力在全部作用力中所占的百分比很小，可以忽略不計。同樣偏心拉桿滑塊機構(gòu)的重量也只占公稱壓力的百分之幾，也可以忽略不計。
由滑塊的下死點算起：偏心輪轉(zhuǎn)角，由偏心輪最低位置沿拉桿旋轉(zhuǎn)的相反方向算起。從幾何關(guān)系可以得出滑塊位移的計算公式：
（4.1）
將上式對時間t微分，可求得滑塊的速度:
（4.2）
式中：——偏心拉桿系數(shù),
——偏心輪的角速度。
在偏心拉桿滑塊機構(gòu)的受力計算中偏心拉桿作用力PAB通常近似地取等于滑塊作用力P，即滑塊導軌的反作用力為：
（4.3）
式中：——摩擦系數(shù)，=0.04~0.06
和 ——連桿上、下支承的半徑。
偏心輪所傳遞的扭矩可以看成由兩部分組成：無摩擦機構(gòu)所需的扭矩和由
存在摩擦所引起的附加扭矩，即
（4.4）
式中：——理想當量力臂
（4.5）
——摩擦當量力臂
（4.6）
ro—偏心輪主軸承半徑。
則偏心拉桿滑塊機構(gòu)的當量力臂為：
（4.7）
偏心輪扭矩為：
（4.8）
如果上式取和（—公稱壓力，—公稱壓力角），則沖床所傳遞最大的扭矩為
（4.9）
4.2 偏心輪的設計計算
4.2.1 偏心輪機構(gòu)的特點與應用
偏心輪機構(gòu)幾乎可以實現(xiàn)從動件的無限多種運動規(guī)律。偏心輪機構(gòu)主要用于轉(zhuǎn)換運動形式。偏心輪機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，所以廣泛應用于各種裝置中。但由于偏心輪從動件是高副接觸，壓強較大，易磨損，偏心輪的制造精度對動力影響很敏感。
4.2.2 偏心輪的結(jié)構(gòu)示意圖
37
圖4.1 偏心輪結(jié)構(gòu)
4.2.3 確定偏心輪的基本參數(shù)
1） 偏心輪所需角速度。
要保證發(fā)生碰撞，必須使工作臺下降行程所需的時間小于偏心輪轉(zhuǎn)過近體止角所需的時間，否則工作臺還未下落到同機架接觸時，偏心輪又重使工作臺升起，就不發(fā)生碰撞?？筛鶕?jù)自由落體方程算出。
（4.10）
求得： （4.11）
可根據(jù)算出，取，則有
（4.12）
要求，即，于是，。 （4.13）
所以
實際值為：
2） 估算偏心輪工作輪廓線基圓半徑
根據(jù)偏心輪軸的結(jié)構(gòu)要求，取。
3） 選擇偏心輪半徑
取。
4） 校驗最大壓力角
取，設最大壓力角處偏心輪工作輪廓的向徑為，
（4.14）
因此， （4.15）
由《機構(gòu)選型與運動設計》表查得。
4.3 偏心拉桿裝置
4.3.1 偏心拉桿的結(jié)構(gòu)
圖4.2 偏心拉桿
4.3.2 偏心拉桿的強度校核
打開pianxinlagan.prt文件，進入“起始”菜單，進入“高級仿真”。打開“仿真導航器”。如圖4.3
圖4.3 仿真導航器
右擊“pianxinlagan.prt”選擇“新建FEM和仿真”點擊“確定”，如圖4.4
圖4.4 新建FEM和仿真
創(chuàng)建解算方案，點擊“確定”，如圖4.5
圖4.5 創(chuàng)建結(jié)算方案
將“pianxinlagan-fem1”設為工作部件，如圖4.6
圖4.6 仿真導航器
指派材料，選材料為“steel”，如圖4.7
圖4.7 指派材料
劃分3D四面體網(wǎng)格，如圖4.8
圖4.8 3D四面體網(wǎng)格
劃分結(jié)束后，如圖4.9
圖4.9 劃分網(wǎng)格
新建部件文件，如圖4.10
圖4.10 新建部件文件
新建仿真，如圖4.11
圖4.11 新建仿真
創(chuàng)建解算方案，如圖4.12
圖4.12 創(chuàng)建結(jié)算方案
選擇固定約束，如圖4.13
圖4.13 選擇固定約束
選擇力，如圖4.14
圖4.14 選擇力
求解，如圖4.15
圖4.15 求解
力的分布，如圖4.16
圖4.16 力的分布
由算出結(jié)果可知該偏心拉桿滿足強度要求。
4.4 軸承的選擇
4.4.1 軸承概述
軸承主要可分為滾動軸承和滑動軸承。滾動軸承具有滾動摩擦的特點,因此它的優(yōu)點有:摩擦阻力小,啟動及運轉(zhuǎn)力矩小,啟動靈敏,功率損耗小且軸承單位寬度承載能力較大,潤滑、安裝及維修方便等。與滑動軸承相比,滾動軸承的缺點是徑向輪廓尺寸大,接觸應力高,高速重載下軸承壽命較低且噪聲大,抗沖擊能力較差。滑動軸承承受沖擊載荷的能力強,主要用于輸出軸的主軸承,連桿大小端支撐等。沖床常用的滑動軸承有整體式和剖分式兩種。本設計滑動軸承采用剖分式結(jié)構(gòu),以便安裝及磨損后容易調(diào)整更換。
4.5 滑動軸承
4.5.1 滑動軸承的潤滑及軸瓦結(jié)構(gòu)
滑動軸承必須可靠地潤滑。軸和軸承之間要有一定的配合間隙。在軸瓦上要開設油孔和油槽,油孔和油槽應開在壓力最小的位置,不宜開在承載區(qū),以免降低油膜的承載能力。軸瓦必須用銷或螺釘定位 防止它在軸向和圓周方向竄動。
4.5.2 滑動軸承的計算
偏心拉桿機構(gòu)中的滑動軸承速度較低,承受短時高峰負荷,軸承處在邊界摩擦的狀況下工作,設計中應驗算軸承軸瓦上的平均壓力p ,使
（4.16）
式中：——軸承的平均壓力
——軸承所受的徑向載荷，
——軸承寬度，
——軸瓦的許用單位壓力
驗算 pv 值
為防止發(fā)熱過于厲害，還應驗算它的pv值，即
式中：p——軸承上的單位壓力
v——軸承工作表面間的滑動速度
（4.17）
（4.18）
由《機械設計》表12-2的軸承材料為。
5 離合器與制動器
5.1 離合器與制動器的作用原理
在沖床的傳動系統(tǒng)中,在飛輪傳動的后面設計有離合器和制動器,用來控制滑塊的運動和停止。離合器和制動器設在飛輪軸上。
沖床開動后,電動機和起蓄能作用的飛輪是在一直不停地旋轉(zhuǎn)著。每當滑塊需要運動時,則離合器接合,主動部分的飛輪通過離合器使從動部分零件(偏心輪和滑塊等)得到運動并傳遞工作時所必要的扭矩。
5.2 離合器的設計
5.2.1 離合器的選擇
在開式?jīng)_床上廣泛采用的離合器有剛性離合器和圓盤離合器，本設計采用的是剛性雙轉(zhuǎn)鍵離合器。
5.2.2 雙轉(zhuǎn)鍵離合器的結(jié)構(gòu)
雙轉(zhuǎn)鍵離合器中，轉(zhuǎn)鍵之一是主鍵(又稱工作鍵）用以傳遞工作扭矩；轉(zhuǎn)鍵之二是副鍵（又稱輔助鍵）用以防止偏心輪對飛輪或傳動齒輪的超前，以及調(diào)整模具時可使偏心輪反轉(zhuǎn)。
離合器是安裝在軸的右端上。離合器的主動部分有飛輪 ，中套（用鍵固定在飛輪上)和青銅襯套(各壓入飛輪端孔內(nèi))等組成。從動部分有軸和內(nèi)外軸套(用鍵固定在軸上)等組成。中套的內(nèi)孔有四個半圓槽。內(nèi)外軸套內(nèi)和曲軸上亦各有兩個軸線相互垂直的半圓槽，兩個半圓槽組合成為安插兩轉(zhuǎn)鍵所形成的圓孔內(nèi)轉(zhuǎn)動；轉(zhuǎn)鍵中段截面為半圓形，鍵的里邊與軸上的半圓槽配合，外邊與軸形成一個整圓。主鍵和副鍵傳動的方向是相反的，它們的動作是相互聯(lián)鎖的，因此在轉(zhuǎn)鍵的右端各裝有尾板，兩件用拉桿連接成為聯(lián)動，主鍵的左端裝有鍵尾，與裝在內(nèi)軸套的拉簧聯(lián)結(jié)。拉簧的作用使主鍵和副鍵的背部突出于曲軸圓周之外，以便與中套的半圓槽相結(jié)合，起到使離合器相結(jié)合的狀態(tài)。
離合器在未接合時，鍵和副鍵剛好全部臥入軸的半圓槽內(nèi)，因此，飛輪在內(nèi)外軸套上空轉(zhuǎn)。當沖床工作時，必須使操縱機構(gòu)的凸輪擋塊轉(zhuǎn)離主鍵的鍵尾，主鍵在拉簧作用下，轉(zhuǎn)出軸半圓槽之外（轉(zhuǎn)過45°），由于連鎖的關(guān)系，副鍵亦同樣轉(zhuǎn)出，這樣連續(xù)旋轉(zhuǎn)的飛輪中套半圓槽便與主鍵相結(jié)合，則飛輪便帶動軸轉(zhuǎn)動。如凸輪擋塊轉(zhuǎn)回復位，則主鍵的鍵尾碰上凸輪擋塊，由此彈簧拉長，主鍵和副鍵又轉(zhuǎn)回45°并臥入曲軸的半圓槽內(nèi)，由此，離合器即處于脫開狀態(tài)，則飛輪在內(nèi)外軸套上空轉(zhuǎn)。
轉(zhuǎn)鍵在離合器接合時承受很大的沖擊載荷，為了保證