机械毕业设计（论文）-100吨非液压式冲床的设计【全套图纸UG三维】

100 吨非液压式冲床的设计 1 1 1 绪论绪论 全套图纸，加全套图纸，加153893706153893706 1.1 本课题研究的科学意义本课题研究的科学意义 100吨非液压式冲床是采用偏心拉杆机构作为工作机构的锻压机器。具有开式机身， 与闭式冲床相比有其突出的优点：装模具和操作都比较方便，同时为机械化和自动化提 供了良好的条件。但是也有其缺点：工作时变形较大，刚性较差。这不但会降低制品精 度而且由于机身有角变形会使上模轴心线与工作台面不垂直，以至破坏了上、下模具间 隙的均匀性，降低模具的使用寿命。 冲床是板料冲压生产中的主要设备。可用于冲孔、落料和成型等工序并广泛应用于 国防、航空、汽车、电器等部门中。所以对冲床的研究有很大的科学意义，冲床研究的 成功将对冲床行业的发展产生巨大的影响。 1.2 冲床的发展史及国内外的发展概况冲床的发展史及国内外的发展概况 手压冲床：手压冲床，主要用在小型压力铆接行业，如制鞋厂，拉练厂，小型五金 制品等。通常压力在100斤左右。特点：笨拙，价格便宜实惠。 桌上精密冲床：手压压床演变的，一般压力在0.5T10T 左右，常用3T 和5T 的，主要 用于小型薄材料高速铆接加工，如端子连接器铆接加工，整平使用，小型模具简单铆接 加工，可手动可连续冲压，速度可达300400转/分，其特点：节省空间，生产方便。冲床 零部件易损坏。维修率高。但维修也是很简单的。 大型桌下倾斜式冲床：叫脚踏式冲床，价格便宜，适合单冲生产，做一些简单的冲压 比较合适，如：进行餐具的冲压加工，汽车粗糙零件加工，比较简单和精度要求不高的 生产加工。有油压和气动两种，现在气动较多。 闭式冲床：常见于大吨位冲床，最早是 AIDA 开发的，一般双轴居多，从 110T3000T 不等，常用于汽车大型部件行业和电脑手机等外壳生产行业。 高速精密冲床：但行业不同所要求的速度也不一样，例如做马达铁芯的，它的冲力要 无锡太湖学院学士学位论文 2 求和模具重量不协和就很难做到高速生产，所以社会上就出现了一些说高不高，说低不 低的中速度冲床，一般速度在200400转/分之间，其技术要求比不上高速冲床，但也略高 于低速冲床，主要使用于矽钢片，硅钢片冲压生产 中高速冲床：一般速度200900转/分，主要针对电脑手机汽车等连接器，端子，马达 铁芯，EI 片生产和引线框架等精密冲压行业。比较有名的品牌是 AIDA ISIS 等品牌了！ 中高速度以上在国内就是很少见了，但有些企业还是会使用的，是针对高精端产品而设 计的，产品对冲床有一定要求的，一般速度在12002500转/分之间。 特殊机型：伺服控制，冲床不规则冲压，上升速度快，在下死点方位速度放慢或者停 止瞬间，以保证产品材料不反弹变形，主要用在汽车航空行业和高精端电机行业。 因此我国冲床技术装备高速度、高精度、柔性化、模块化、可调可变、任意加工性以 及通信技术的应用将是今后的发展方向。 1.3 本课题的主要内容本课题的主要内容 本文设计的主要内容有电动机、齿轮、输出轴、轴承、偏心轮、偏心拉杆的设计。本 文还基于 UG 软件对冲床及冲床的零件进行三维建模、装配，并对零件进行高级仿真。 100 吨非液压式冲床的设计 3 2 电动机的选择电动机的选择 2.1 电动机的选择电动机的选择 2.1.1 选择电动机的类型选择电动机的类型 感应电动机又称异步电动机，具有结构简单、坚固、运行方便、可靠、容易控制与维 护、价格便宜等优点。因此在工作中得到广泛的应用。目前，冲床常用三相鼠笼转子异 步电动机。 2.1.2 选择电动机的功率选择电动机的功率 所需电动机功率的计算： Pn=K1Pg ，K1取 0.01，Pg为冲床的公称力980KN 则 Pn=0.01980=9.8kw 2.1.3 确定电动机的转速确定电动机的转速 输出轴的工作转速为38r/min 按推荐的合理传动比范围，使用二级齿轮减速器。取单级齿轮传动的传动比 i=36，故电 动机转速的可选范围 n=inw=（936）38r/min=342r/min1368r/min （2.1） 综合考虑电动机和传动系统装置的尺寸、重量以及齿轮传动的传动比，由于采用两边驱 动，使用两个电动机，所以选择电动机的型号为Y132M2-6,额定功率为5.5KW,满载转速为 950r/min。 2.1.4 计算总传动比和分配传动比计算总传动比和分配传动比 减速器总传动比 i=nm/nw=950/38=25 （2.2） 高速级齿轮传动的传动比 i1=5 低速级齿轮传动的传动比 i2=5 2.1.5 计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数 1、各轴转速 无锡太湖学院学士学位论文 4 高速轴的转速 n=nm=950r/min （2.3） 中间轴的转速 n=n/i1=950/5=190r/min （2.4） 低速轴的转速 n=n/i2=190/5=38r/min （2.5） 2、各轴的输入功率 高速轴的输入功率 P=Pd01=5.50.97=5.335KW （2.6） 中间轴的输入功率 P=P23=5.3350.95=5.068KW （2.7） 低速轴的输入功率 P=P45=5.0680.95=4.8146KW （2.8） 3、各轴输入转矩 高速轴的输入转矩 T=9550P/n=95505.5/950=55.3Nm （2.9） 中间轴的输入转矩 T=9550P /n=95505.068/190=254.7Nm （2.10） 低速轴的输入转矩 T=9550P /n=95504.8146/38=1210Nm （2.11） 运动和动力参数的计算结果如表2-1所示： 表2-1 参数 轴名 电动机轴轴轴轴 转速95095019038 输入功率5.55.3355.0684.8146 输入转矩55.355.3254.71210 传动比155 效率0.970.950.95 100 吨非液压式冲床的设计 5 3 机械传动系统机械传动系统 3.1 传动系统的类型及系统分析传动系统的类型及系统分析 3.1.1 传动系统类型传动系统类型 开式冲床的传动系统由齿轮传动、轴和轴承组成。 按传动级数传动系统为二级齿轮传动。 按连轴的布置形式，传动系统为平行于冲床正面布置。 3.1.2 传动系统的布置方式传动系统的布置方式 传动系统的布置应使机器便于制造、安装和维修，同时结构紧凑，外形美观。 传动 系统布置主要包括以下四方面： 1、传动系统的位置：采用上传动。 2、轴连接的布置方式 ：采用轴连接，轴连接横放。 3、齿轮传动的形式 ：采用双边驱动。 4、齿轮的安放方式 ：采用减速器。 3.1.3 离合器和制动器的位置离合器和制动器的位置 离合器为刚性离合器，离合器和制动器都安装在输出轴上。 3.1.4 传动级数和各级传动比的分配传动级数和各级传动比的分配 齿轮传动比为25，单级齿轮传动比均为5. 3.2 齿轮的设计齿轮的设计 3.2.1 高速级齿轮设计高速级齿轮设计 1.材料选择 无锡太湖学院学士学位论文 6 小齿轮材料为 40Cr，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢，硬度为 240HBS。 选小齿轮齿数为，大齿轮齿数24 Z1 120245 Z2 2. 按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即 （3.1） 3 2 H E d 1 t 1 Z i 1i T K 32 . 2 d （1）确定公式中的各计算数值 1）试选载荷系数3 . 1 Kt 2）计算小齿轮传递的转矩 （3.2）mmN 10 4713 . 5 960 5 . 5 10 55. 9 n P10 55. 9 T 4 6 1 1 6 1 3）由机械设计表 10-7 查得齿宽系数1 d 4）由机械设计表 10-6 查得材料的弹性影响系数 2 1 E MPa 8 . 189 Z 5）由机械设计图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；MPa600 1Hlim 大齿轮的接触疲劳强度极限。MPa550 2Hlim 6）计算应力循环次数 （3.3） 10 68192. 12920096060 L j n 60 N 9 h11 （3.4） 10 336. 0 5 10 68192 . 1 N 9 9 2 7）由机械设计图 10-19 取接触疲劳寿命系数。 94 . 0 K 95 . 0 K2HNHN1 ； 8）计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1%，安全系数为 s=1，得 （3.5） MPa57060095 . 0 s K1limHN1 1H （3.6） MPa51755094 . 0 s K2limHN2 2H （2）计算 1）试算小齿轮分度圆的直径，代入中较小的值。 dt 1 H （3.7） mm 4 . 52 517 8 .189 5 6 1 10 4713 . 5 3 . 1 32. 2 Z i 1i T K 32 . 2 d 3 2 4 3 2 H E d 1 t 1 2）计算圆周速度 （3.8）s /m63 . 2 100060 960 4 . 5214 . 3 100060 nd v 1t 1 3）计算齿宽 （3.9） mm 4 . 524 .521 d b t 1 d 4）计算齿宽与齿高比 100 吨非液压式冲床的设计 7 模数 （3.10）mm18 . 2 24 4 .52 Z d m 1 t 1 t 齿高 （3.11）mm9 . 418 . 2 25 . 2 m 25 . 2 h t （3.12） 7 . 10 9 . 4 4 . 52 h b 5）计算载荷系数 根据，7 级精度，由机械设计图 10-8 查得动载系数；s /m63 . 2 v 1 . 1 Kv 直齿轮；1 KKFH 由机械设计表 10-2 查得使用系数；25 . 1 KA 由机械设计表 10-4 查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，；423. 1 KH 由，查机械设计图 10-13 的，故 7 . 10 9 . 4 4 . 52 h b 423. 1 KH 35. 1 KF 载荷系数 （3.13）96 . 1 423 . 1 11 . 125 . 1 KKKK K HHvA 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆的直径 （3.14）mm1 .60 3 . 1 96 . 1 4 . 52 K K dd 3 3 t t 11 7）计算模数 （3.15）5 . 2 24 1 . 60 Z d m 1 1 3.按齿根弯曲强度设计 （3.16） 3 F 2 1 d saFa1 z YYT K2 m （1）确定公式中的各计算数值 1）由机械设计图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的MPa500 FE1 弯曲疲劳强度极限；MPa380 FE2 2）由机械设计图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数；88 . 0 K 85 . 0 KFN2FN1 ， 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数，得 （3.17）4 . 1s MPa57.303 4 . 1 50085 . 0 s KFE1FN1 1F （3.18） MPa86.238 4 . 1 38088 . 0 s KFE2FN2 2F 4）计算载荷系数 （3.19）87 . 1 35. 111 . 125 . 1 KKKK K HHvA 5）查取齿形系数 由机械设计表 10-5 查得；65 . 2 Y1Fa 16 . 2 Y2Fa 6）查取应力校正系数 由机械设计表 10-5 查得；58 . 1 Y1Sa 81 . 1 Y2Sa 无锡太湖学院学士学位论文 8 7）计算大、小齿轮的并加以比较 F SaFaYY （3.20） 01379 . 0 75.303 58. 165 . 2 YY 1F Sa1Fa1 （3.21） 01637. 0 86.238 81 . 1 16 . 2 YY 2F Sa2Fa2 大齿轮的数值大。 （2）设计计算 （3.22） mm8 . 101637 . 0 241 104713. 587 . 1 2 z YYT K2 m 3 2 4 3 F 2 1 d saFa1 由弯曲强度算得的模数 1.8 并就近圆整为标准值 2。 算出小齿轮齿数 （3.23）31 2 1 . 60 m d Z 1 1 大齿轮齿数 155315Z2 4.几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 （3,24）mm62231mZd 11 mm3102155mZd 22 （2）计算中心距 （3.25）mm186 2 dd a 21 （3）计算齿轮宽度 （3.26）mm62621db 1d 3.2.2 低速级齿轮设计低速级齿轮设计 1.材料选择 小齿轮材料为 40Cr，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢，硬度为 240HBS。 选小齿轮齿数为，大齿轮齿数24 Z1 120245 Z2 2.按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即 （3.27） 3 2 H E d 2 t2 Z i 1i T K 32 . 2 d （2）确定公式中的各计算数值 1）试选载荷系数3 . 1 Kt 2）计算小齿轮传递的转矩 （3.28）mmN 10 65361 . 2 192 335. 5 10 55 . 9 n P10 55 . 9 T 5 6 2 2 6 2 3）由机械设计表 10-7 查得齿宽系数1 d 100 吨非液压式冲床的设计 9 4）由机械设计表 10-6 查得材料的弹性影响系数 2 1 E MPa 8 . 189 Z 5）由机械设计图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；MPa600 1Hlim 大齿轮的接触疲劳强度极限。MPa550 2Hlim 6）计算应力循环次数 （3.29） 10 336. 02920019260 L j n 60 N 9 h11 （3.30） 10 72 . 6 5 10 336 . 0 N 7 9 2 7）由机械设计图 10-19 取接触疲劳寿命系数。 94 . 0 K 95 . 0 K2HNHN1 ； 8）计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1%，安全系数为 s=1，得 （3.31） MPa57060095 . 0 s K1limHN1 1H （3.32） MPa51755094 . 0 s K2limHN2 2H （3）计算 1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。 dt2 H （3.33） mm6 .88 517 8 .189 5 6 1 10 65361 . 2 3 . 1 32. 2 Z i 1i T K 32 . 2 d 3 2 5 3 2 H E d 2 t2 2）计算圆周速度 （3.34）s /m89 . 0 100060 192 6 . 8814 . 3 100060 nd v 2t2 3）计算齿宽 （3.35） mm6 .886 .881 d b t2 d 4）计算齿宽与齿高比 模数 （3.36）mm7 . 3 24 6 .88 Z d m 1 t2 t 齿高 （3.37）mm3 . 87 . 325 . 2 m 25 . 2 h t （3.38） 7 . 10 3 . 8 6 . 88 h b 5）计算载荷系数 根据，7 级精度，由机械设计图 10-8 查得动载系数；s /m89. 0v 05 . 1 Kv 直齿轮；1 KKFH 由机械设计表 10-2 查得使用系数；25 . 1 KA 由机械设计表 10-4 查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，；423. 1 KH 由，查机械设计图 10-13 的，故 7 . 10 3 . 8 6 . 88 h b 423. 1 KH 35. 1 KF 无锡太湖学院学士学位论文 10 载荷系数 （3.39）87 . 1 423 . 1 105. 125 . 1 KKKK K HHvA 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 （3.40）mm100 3 . 1 87 . 1 6 . 88 K K dd 3 3 t t22 7）计算模数 （3.41）2 . 4 24 100 Z d m 1 2 3.按齿根弯曲强度设计 （3.42） 3 F 2 1 d saFa1 z YYT K2 m （1）确定公式中的各计算数值 1）由机械设计图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的MPa500 FE1 弯曲疲劳强度极限；MPa380 FE2 2）由机械设计图 10-18 取齿轮弯曲疲劳的寿命系数；88 . 0 K 85 . 0 KFN2FN1 ， 3）计算弯曲疲劳的许用应力 取弯曲疲劳安全系数，得4 . 1s （3.43） MPa57.303 4 . 1 50085. 0 s KFE1FN1 1F （3.44） MPa86.238 4 . 1 38088 . 0 s KFE2FN2 2F 4）计算载荷系数 （3.45）77 . 1 35 . 1 105 . 1 25 . 1 KKKK K HHvA 5）查取齿形系数 由机械设计表 10-5 查得；65 . 2 Y1Fa 16 . 2 Y2Fa 6）查取齿轮应力校正系数 由机械设计表 10-5 查得；58 . 1 Y1Sa 81 . 1 Y2Sa 7）计算大、小齿轮的并加以比较 F SaFaYY （3.46） 01379 . 0 75.303 58. 165 . 2 YY 1F Sa1Fa1 （3.47） 01637. 0 86.238 81 . 1 16 . 2 YY 2F Sa2Fa2 大齿轮的数值大。 （2）计算 （3.48） mm99 . 2 01637. 0 241 1065361 . 2 77 . 1 2 z YYT K2 m 3 2 5 3 F 2 1 d saFa2 由弯曲强度算得的模数 2.99 并就近圆整为标准值 3。 100 吨非液压式冲床的设计 11 算出小齿轮齿数 （3.49）34 3 100 m d Z 1 1 大齿轮齿数170345Z2 4.几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 （3.50）mm102334mZd 11 mm5103170mZd 22 （2）计算中心距 （3.51）mm306 2 dd a 21 （3）计算齿轮宽度 （3.52）mm1021021db 1d 3.3 输出轴的设计输出轴的设计 3.3.1 轴的概述轴的概述 轴是组成机器的重要零件之一，其功用主要是支撑回转零件及传递运动和动力，因此 大多数轴都要承受扭矩和弯矩的作用。 1、轴的分类 按照承受弯、扭载荷的不同，轴可分为转轴、心轴和传动轴三类。 2、轴的材料 轴的材料主要采用碳素钢和合金钢。 3.3.2 输出轴设计输出轴设计计算计算 1、材料选择 根据上述分析选择轴的材料为45钢，调质处理。 查机械设计手册：许用扭转应力=3040MPa，抗拉强度=640MPa，屈服强度 T B =355MPa，弯曲疲劳极限=275MPa，剪切疲劳极限=155MPa 与 s1 -1 - 轴材料有关的系数C=118106。 2.求作用在齿轮上的力 NFF NFFr N d T F ta t t 6678tan4745tan 1725 8cos 20tan 4745 cos tan 4745 510 120998522 2 3 无锡太湖学院学士学位论文 12 图3.1 输出轴立体图 图3.2 输出轴受力分析图 3.初步计算 由上述计算的输出轴传递的转矩T=1210Nm 输入的功率P=4.8146KW 按许用切应力 计算，实心轴的扭转强度条件为： （3.53） T T T d 2 . 0 n P 10 55 . 9 w T 3 6 写成设计公式为 （3.54） 3 3 6 n P C n2 . 0 P 10 55 . 9 d T 式中：扭转切应力 T 轴所受的扭矩 T 轴的抗扭截面系数 WT 轴的转速 n 轴传递的功率P 轴的计算直径 d 许用切应力 T 与轴材料有关的系数。C 代入上式 （3.55） mm24.55 38 8146. 4 106118d 3 考虑到轴的最小直径有键的存在，而且为单键，所以d应增大5%7% 故取 100 吨非液压式冲床的设计 13 ，取整为60mm mm6 .5824.5506. 024.55d 显然此段轴是安装联轴器的，选择 TL3 型联轴器，取半联轴器孔径为，mm60d 故此段轴径为，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为mm40 31 dmm112L ,第一段的长度应比联轴器的毂孔长度略短，故取mm84 1 Lmm82 1 l 4.求轴上的载荷 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图如图3.1，图3.2中可看出截面C是危险截面。现将计算出 ，及的值列于下表3-1。 H M v MM 表3-1 载荷水平面垂直面 支反力 N1675FN3327F NH2NH1 ，N30-FN1869F NV2NV1 ， 弯矩 mmN236217MHmmN4140-MmmN132699M V2V1 ， 总弯矩 mmN27093813269923617M 22 1 mmN236253414023617M 22 2 扭矩 mmN1209985T3 5.按弯矩合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，轴的计算应力： （3.56） MPa60MPa 6 . 22 701 . 0 12099856 . 0270938 W TM 1 - 3 2 2 2 3 2 1 ca 故安全 6.精确校核轴的疲劳强度 （1）截面右侧 抗弯截面系数 （3.57） 333 mm21600601 . 00.1dW 抗扭截面系数 （3.58） 333 T mm43200602 . 0d2 . 0W 截面右侧的弯矩为 （3.59）mmN135469 70 35-70 270938M 截面上的扭矩为 mmN1209985T3 截面上的弯曲应力 （3.60）MPa3 . 6 21600 135469 W M b 截面上的扭转切应力 （3.61）MPa28 43200 1209985 W T T 3 T 轴的材料为45钢，调质处理。由机械设计表15-1查得，MPa640 B MPa275 1 - 。MPa155 1 - 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计附表3-2查得， 0 . 2 。31 . 1 又由机械设计附图3-1可得轴的材料敏性系数为，。82. 0q 85 . 0 q 故有效应力集中系数为 （3.62）82 . 1 1-q1k 无锡太湖学院学士学位论文 14 （3.63）26. 11-q1k 由机械设计附图3-2的尺寸系数由机械设计附图3-3的扭转尺寸系数；67 . 0 。82. 0 轴按磨削加工，由机械设计附图3-4的表面的质量系数为92 . 0 轴未经表面强化处理，即，得综合系数为1 q （3.64）8 . 21- 92 . 0 1 67 . 0 82 . 1 1- 1k K （3.65）62 . 1 1- 92 . 0 1 82 . 0 26 . 1 1- 1k K 而碳钢的特性系数，1 . 0 05 . 0 于是计算安全系数 ca S （3.66） 5 . 15 01 . 03 . 68 . 2 275 K S mb 1 - （3.67）62 . 6 1405 . 0 1462 . 1 155 K S mb 1 - （3.68）5 . 1S1 . 6 62 . 6 5 .15 62 . 6 5 . 15 SS SS S 2222 ca 故可知其安全。 （2）截面左侧 抗弯截面系数 （3.67） 333 mm42187751 . 00.1dW 抗扭截面系数 （3.68） 333 T mm84375752 . 0d2 . 0W 截面左侧的弯矩为 （3.69）mmN135469 70 35-70 270938M 截面上的扭矩为 mmN1209985T3 截面上的弯曲应力 （3.70）MPa2 . 3 42187 135469 W M b 截面上的扭转切应力 （3.71）MPa 3 . 14 84375 1209985 W T T 3 T 轴的材料为45钢，调质处理。由机械设计表15-1查得，MPa640 B MPa275 1 - 。MPa155 1 - 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计附表3-2查得， 0 . 2 。31 . 1 又由机械设计附图3-1可得轴的材料敏性系数为，。82. 0q 85 . 0 q 故有效应力集中系数为 （3.72）82 . 1 1-q1k （3.73）26. 11-q1k 100 吨非液压式冲床的设计 15 由机械设计附图3-2的尺寸系数由机械设计附图3-3的扭转尺寸系数；67. 0 。82 . 0 轴按磨削加工，由机械设计附图3-4的表面质量系数为92 . 0 轴未经表面强化处理，即，得综合系数为1 q （3.74）8 . 21- 92 . 0 1 67 . 0 82. 1 1- 1k K （3.75）62 . 1 1- 92 . 0 1 82 . 0 26 . 1 1- 1k K 而碳钢的特性系数，1 . 0 05 . 0 于是计算安全系数 ca S （3.76） 7 .30 01 . 02 . 38 . 2 275 K S mb 1 - （3.77）6 . 9 15. 705 . 0 15 . 7 62 . 1 155 K S mb 1 - （3.78）5 . 1S18 . 9 6 . 9 7 . 30 6 . 97 .30 SS SS S 2222 ca 故可知其安全 3.4 平键连接的设计平键连接的设计 齿轮、盒轴的联接常采用平键联接。为避免联接中较弱零件 （一般是轮毂）压坏，应 验算挤压应力： （3.79） p 3 p kld 10T2 式中： 键所需传递的总扭矩，=1210NmTT 键与轮毂的接触高度k 键的工作长度，对于圆头普通平键，因为两端的圆部头部分与轮毂l 上的键槽不接触，所以b- l l ， 键的宽度b 轴的直径d 平键连接的许用挤压应力，由于不是经常处于满载的情况下工 p 作，所以可取得较高。轮毂材料为钢时=150250MPa 轮毂材料为铸铁时 p p =80100MPa。 p 对于齿轮，材料为钢制，采用A型键 查表得宽度，mmb18mmL125 , mml10718125mmK5 . 5mmd60 MPa150MPa 5 . 68 kld 10T2 p 3 p 无锡太湖学院学士学位论文 16 满足强度要求 图3.3 键的立体图 4 偏心拉杆滑块机构偏心拉杆滑块机构 4.1 偏心拉杆滑块机构的运动与受力分析偏心拉杆滑块机构的运动与受力分析 在设计、使用和研究冲床时，往往需要确定滑块位移和偏心轮转角之间的关系，验 算滑块的工作速度是否小于加工件塑性变形所允许的合理速度。在计算偏心拉杆滑块机 构的受力情况时 由于目前常用的冲床每分钟行程次数不高，惯性力在全部作用力中所占 的百分比很小，可以忽略不计。同样偏心拉杆滑块机构的重量也只占公称压力的百分之 几，也可以忽略不计。 由滑块的下死点算起：偏心轮转角，由偏心轮最低位置沿拉杆旋转的相反方向算起。 从几何关系可以得出滑块位移的计算公式： （4.1） 2cos-1 4 cos-1R SB 将上式对时间t微分，可求得滑块的速度: （4.2） 2sin 2 sinR VB 式中：偏心拉杆系数, L R 偏心轮的角速度。 在偏心拉杆滑块机构的受力计算中偏心拉杆作用力PAB通常近似地取等于滑块作用力P， 即滑块导轨的反作用力为： （4.3） L rr sinP P BA n 100 吨非液压式冲床的设计 17 式中：摩擦系数，=0.040.06 和 连杆上、下支承的半径。 rArB 偏心轮所传递的扭矩可以看成由两部分组成：无摩擦机构所需的扭矩和由 M0 存在摩擦所引起的附加扭矩，即 M （4.4） m P m P m P MMMq00q 式中：理想当量力臂 m0 （4.5） 2sin 2 sinR m0 摩擦当量力臂 m （4.6） rrr 1 m0BA ro偏心轮主轴承半径。 则偏心拉杆滑块机构的当量力臂为： （4.7） rrr 12sin 2 sinR m0BAq 偏心轮扭矩为： （4.8） rrr 12sin 2 sinRP m P M0BAqq 如果上式取和（公称压力，公称压力角） ，则冲床所传递最大的扭 P P g g Pgg 矩为 （4.9） rrr 12sin 2 sinR Pm P M0BAggqq 4.2 偏心轮的设计计算偏心轮的设计计算 4.2.1 偏心轮机构的特点与应用偏心轮机构的特点与应用 偏心轮机构几乎可以实现从动件的无限多种运动规律。偏心轮机构主要用于转换运 动形式。偏心轮机构结构简单、紧凑，所以广泛应用于各种装置中。但由于偏心轮从动 件是高副接触，压强较大，易磨损，偏心轮的制造精度对动力影响很敏感。 4.2.2 偏心轮的结构示意图偏心轮的结构示意图 无锡太湖学院学士学位论文 18 图4.1 偏心轮结构 4.2.3 确定偏心轮的基本参数确定偏心轮的基本参数 1）偏心轮所需角速度。 要保证发生碰撞，必须使工作台下降行程所需的时间小于偏心轮转过近体止角所需h 1 t 3 的时间，否则工作台还未下落到同机架接触时，偏心轮又重使工作台升起，就不发生 2 t 碰撞。可根据自由落体方程算出。 1 t （4.10） 2 1 gt 2 1 h 求得： （4.11） g h2 t1 可根据算出，取，则有 2 t 3 （4.12） 3 2 t 要求，即，于是，。 （4.13） 21 tt g h2 h g 2 所以 s /rad 3 . 19 13 . 0 2 8 . 9 14 . 3 实际值为： s /rad438 60 2 n 60 2 2）估算偏心轮工作轮廓线基圆半径 b r 根据偏心轮轴的结构要求，取。mm100rb 3）选择偏心轮半径 T r 100 吨非液压式冲床的设计 19 mm50mm10r5 . 01 . 0r bT ）（ 取。mm40rT 4）校验最大压力角 max 取，设最大压力角处偏心轮工作轮廓的向径为，mm65 2 130 1v h h1v 1 ， r （4.14）mm16565100hrr 1b 因此， （4.15） 8 . 3 130 3165 h r c 0 由机构选型与运动设计表查得。 oo 3028 4.3 偏心拉杆装置偏心拉杆装置 4.3.1 偏心拉杆的结构偏心拉杆的结构 图4.2 偏心拉杆 4.3.2 偏心拉杆的偏心拉杆的强度校核强度校核 打开pianxinlagan.prt文件，进入“起始”菜单，进入“高级仿真” 。打开“仿真导航器” 。 如图4.3 无锡太湖学院学士学位论文 20 图4.3 仿真导航器 右击“pianxinlagan.prt”选择“新建FEM和仿真”点击“确定” ，如图4.4 图4.4 新建FEM和仿真 创建解算方案，点击“确定” ，如图4.5 100 吨非液压式冲床的设计 21 图4.5 创建结算方案 将“pianxinlagan-fem1”设为工作部件，如图4.6 图4.6 仿真导航器 无锡太湖学院学士学位论文 22 指派材料，选材料为“steel” ，如图4.7 图4.7 指派材料 划分3D四面体网格，如图4.8 图4.8 3D四面体网格 100 吨非液压式冲床的设计 23 划分结束后，如图4.9 图4.9 划分网格 新建部件文件，如图4.10 图4.10 新建部件文件 无锡太湖学院学士学位论文 24 新建仿真，如图4.11 图4.11 新建仿真 创建解算方案，如图4.12 图4.12 创建结算方案 100 吨非液压式冲床的设计 25 选择固定约束，如图4.13 图4.13 选择固定约束 选择力，如图4.14 图4.14 选择力 无锡太湖学院学士学位论文 26 求解，如图4.15 图4.15 求解 力的分布，如图4.16 图4.16 力的分布 由算出结果可知该偏心拉杆满足强度要求。 4.4 轴承的选择轴承的选择 4.4.1 轴承概述轴承概述 轴承主要可分为滚动轴承和滑动轴承。滚动轴承具有滚动摩擦的特点,因此它的优点有: 摩擦阻力小,启动及运转力矩小,启动灵敏,功率损耗小且轴承单位宽度承载能力较大,润滑、 安装及维修方便等。与滑动轴承相比,滚动轴承的缺点是径向轮廓尺寸大,接触应力高,高速 100 吨非液压式冲床的设计 27 重载下轴承寿命较低且噪声大,抗冲击能力较差。滑动轴承承受冲击载荷的能力强,主要用 于输出轴的主轴承,连杆大小端支撑等。冲床常用的滑动轴承有整体式和剖分式两种。本 设计滑动轴承采用剖分式结构,以便安装及磨损后容易调整更换。 4.5 滑动轴承滑动轴承 4.5.1 滑动轴承的润滑及轴瓦结构滑动轴承的润滑及轴瓦结构 滑动轴承必须可靠地润滑。轴和轴承之间要有一定的配合间隙。在轴瓦上要开设油孔 和油槽,油孔和油槽应开在压力最小的位置,不宜开在承载区,以免降低油膜的承载能力。轴 瓦必须用销或螺钉定位 防止它在轴向和圆周方向窜动。 4.5.2 滑动轴承的计算滑动轴承的计算 偏心拉杆机构中的滑动轴承速度较低,承受短时高峰负荷,轴承处在边界摩擦的状况下 工作,设计中应验算轴承轴瓦上的平均压力p ,使 （4.16） p dB F p 式中：轴承的平均压力p 轴承所受的径向载荷，FN490000F 轴承宽度，Bmm190B 轴瓦的许用单位压力 P MPa 4 . 18 190140 490000 p 验算 pv 值 为防止发热过于厉害，还应验算它的pv值，即 pvpv 式中：p轴承上的单位压力 v轴承工作表面间的滑动速度 （4.17）7 . 0 100060 38140 v （4.18）s /mMPa88.127 . 0 4 . 18pv 由机械设计表12-2的轴承材料为。4Cu8ZSnSb 无锡太湖学院学士学位论文 28 5 离合器与制动器离合器与制动器 5.1 离合器与制动器的作用原理离合器与制动器的作用原理 在冲床的传动系统中,在飞轮传动的后面设计有离合器和制动器,用来控制滑块的运动 和停止。离合器和制动器设在飞轮轴上。 冲床开动后,电动机和起蓄能作用的飞轮是在一直不停地旋转着。每当滑块需要运动时,则 离合器接合,主动部分的飞轮通过离合器使从动部分零件(偏心轮和滑块等)得到运动并传递 工作时所必要的扭矩。 5.2 离合器的设计离合器的设计 5.2.1 离合器的选择离合器的选择 在开式冲床上广泛采用的离合器有刚性离合器和圆盘离合器，本设计采用的是刚性双 转键离合器。 5.2.2 双转键离合器的结构双转键离合器的结构 双转键离合器中，转键之一是主键(又称工作键）用以传递工作扭矩；转键之二是副 键（又称辅助键）用以防止偏心轮对飞轮或传动齿轮的超前，以及调整模具时可使偏心 轮反转。 离合器是安装在轴的右端上。离合器的主动部分有飞轮 ，中套（用键固定在飞轮上) 和青铜衬套(各压入飞轮端孔内)等组成。从动部分有轴和内外轴套(用键固定在轴上)等组 成。中套的内孔有四个半圆槽。内外轴套内和曲轴上亦各有两个轴线相互垂直的半圆槽， 两个半圆槽组合成为安插两转键所形成的圆孔内转动；转键中段截面为半圆形，键的里 边与轴上的半圆槽配合，外边与轴形成一个整圆。主键和副键传动的方向是相反的，它 们的动作是相互联锁的，因此在转键的右端各装有尾板，两件用拉杆连接成为联动，主 键的左端装有键尾，与装在内轴套的拉簧联结。拉簧的作用使主键和副键的背部突出于 曲轴圆周之外，以便与中套的半圆槽相结合，起到使离合器相结合的状态。 离合器在未接合时，键和副键刚好全部卧入轴的半圆槽内，因此，飞轮在内外轴套上 空转。当冲床工作时，必须使操纵机构的凸轮挡块转离主键的键尾，主键在拉簧作用 下，转出轴半圆槽之外（转过45） ，由于连锁的关系，副键亦同样转出，这样连续旋转的 飞轮中套半圆槽便与主键相结合，则飞轮便带动轴转动。如凸轮挡块转回复位，则主键 的键尾碰上凸轮挡块，由此弹簧拉长，主键和副键又转回45并卧入曲轴的半圆槽内，由 此，离合器即处于脱开状态，则飞轮在内外轴套上空转。 转键在离合器接合时承受很大的冲击载荷，为了保证有足够的冲击韧性和耐磨性，转 键用T7，经热处理淬火硬度为HRC=5257，两端回火至HRC=35 40。 主键的键尾和凸轮挡块的材料同样用合金钢 40Cr。内、外轴套和中套的材料一般用 45钢。转键离合器所能传递扭矩的大小， 即取决于转键的强度。 5.3 制动器的设计制动器的设计 100 吨非液压式冲床的设计 29 5.3.1 制动器的类型、工作特性及其选择原则制动器的类型、工作特性及其选择原则 在冲床上的制动器有两个作用： 1、当离合器脱开后，将正在运转着的传动零件的动能立即转化为消耗在制动器上的 摩擦功，并且相当在偏心轮转角515的范围内将滑块、偏心拉杆机构和传动零件停止运 动。 2、当滑块运动停止后，防止滑块由于自重而下降。 在开式冲床上常用的制动器有三种结构形式：闸瓦式制动器、带式制动器和圆盘式制 动器。按其制动器工作表面相互作用来看，在这些制动器中有连续制动器 和周期制动器