锻压机间歇机构设计

摘 要 机械压力机是通过曲柄滑块机构将电动机的旋转运动转换为滑块的直线往复运动，对坯料进行成形加工的锻压机械。机械压力机动作平稳 ,工作可靠 ,广泛用于冲压、挤压、模锻和粉末冶金等工艺。 本课题研究的内容为锻压机的间歇传动机构，其工作原理为：由电动机通过三角皮带驱动大皮带轮（通常兼作飞轮） ,经过弧面凸轮带动分度盘 ,驱动曲轴使滑块直线下行。锻压工作完成后滑块回程上行 ,离合器脱开，同时制动器接通，使滑块停止在上止点附近。 为了实现间歇传动，需要采用空间弧面凸轮和分度盘，即凸轮每旋转一转只有一定的角度参加工作。 机械压力机的载荷是冲击性的，即在一个工作周期内锻压工作的时间很短。短时的最大功率比平均功率大十几倍以上，因此在传动系统中需设置飞轮。按平均功率选用的电动机启动后，飞轮运转至额定转速，积蓄动能。凸模接触坯料开始锻压工作后，电动机的驱动功率小于载荷，转速降低，飞轮释放出积蓄的动能进行补偿。锻压工作完成后，飞轮再次加速积蓄动能，以备下次使用。 机械压力机上的离合器与制动器之间设有连锁装置 ,以保证离合器接合前制动器一定松开 ,制动器制动前离合器一定脱开。机械压力机的操作分为连续、单次行程和微动，大多数是通 过控制离合器和制动器来实现的。 生产中，有可能发生超过压力机公称工作力的现象。为保证设备安全，在压力机上装设过载保护装置。 关键词 ： 机械压力机；弧面凸轮；分度盘；曲面弧轮 is a be is to of on in of by as a so a of at to to in In to of a to of a is of a in of a to in By of to to to of to on to a a of is by to of a In to in 1 锻压机间歇传动机构设计 目 录 言 . 1 展史及近几年来国内外发展状况 . 1 计方案的可行性分析和预期目标 . 2 . 3 . 3 . 3 . 4 . 4 . 5 . 5 . 5 . 6 4 . 6 . 7 . 8 . 8 . 8 . 9 及其输出轴轴上元件的设计计算 . 10 . 10 . 11 . 12 . 13 . 13 . 13 . 16 . 16 析 . 16 . 17 . 17 2 . 19 . 19 . 21 . 21 . 21 . 22 结论 . 24 参考文献 . 26 致 谢 . 27 1 前 言 传统的锻压机由电动机提供动力，通过带轮、齿轮 驱动曲轴使滑块和凸模直线下行。 每一次冲程往往是连续的，当速度较高时由于惯性加工精度较低。 通过完成本设计课题，使锻压机的连续运动转为间歇运动，从而提高锻压 机的锻压精度。运用间歇传动机构的 机械压力机动作平稳 ,工作可靠 ,可用于冲压、挤压、模锻和粉末冶金等工艺。 言 展史及近几年来国内外发展 状况 人们为了制造工具，最初是用人力、畜力转动轮子来举起重锤锻打工件的，这是最古老的锻压机械。 14 世纪出现了水力落锤。 15 16 世纪航海业蓬勃发展，为了锻造铁锚等，出现了水力驱动的杠杆锤。 18 世纪出现了蒸汽机和火车，因而需要更大的锻件。 1842 年，英国工程师内史密斯创制第一台蒸汽锤，开始了蒸汽动力锻压机械的时代。 1795 年 ,英国的布拉默发明水压机，但直到 19 世纪中叶，由于大锻件的需要才应用于锻造。 随着电动机的发明，十九世纪末出现了以电为动力的机械压力机和空气锤，并获得迅速发展。第二次世界大战以来，七十五万千牛的模锻水压机、一千五百千焦的对击锤、六万千牛的板料冲压压力机、十六万千牛的热模锻压力机等重型锻压机械，和一些自动冷镦机相继问世，形成了门类齐全的锻压机械体系。 二十世纪 60 年代以后，锻压机械改变了从 19 世纪开始的，向重型和大型方向发展的趋势，转而向高速、高效、自动、精密、专用、多品种生产等方向发展。于是出现了每分种行程 2000 次的高速压 力机、六万千牛的三坐标多工位压力机、两万五千千牛的精密冲裁压力机、能冷镦直径为 48 毫米钢材 2 的多工位自动冷镦机和多种自动机，自动生产线等。各种机械控制的、数字控制的和计算机控制的自动锻压机械以及与之配套的操作机、机械手和工业机器人也相继研制成功。现代化的锻压机械可生产精确制品，有良好的劳动条件，环境污染很小。 机械压力机按机身结构型式分有开式和闭式两类： （ 1） 开式压力机：也称冲床，应用最为广泛。机身呈 C 形，前、左、右三面敞开 ,结构简单、操作方便、机身可倾斜某一角度 ,以便冲好的工件滑下落入料斗 ,易于实现自动 化。但开式机身刚性较差，影响制件精度和模具寿命，仅适用于 40 4000 千牛的中小型压力机。 （ 2） 闭式压力机：机身前后敞开，刚性好，精度高，工作台面的尺寸较大，适用于压制大型零件，公称工作力多为 1600 60000 千牛。冷挤压、热模锻和双动拉深等重型压力机都使用闭式机身。 采用电力拖动方式的机械压力机是最主要的锻压设备 ， 其工作机构目前均采用曲轴输入为恒定转速的单自由度传动方式实现锻冲工作 ， 造成了在使用过程中能量利用率低、滑块运动的柔性可控性差、噪声振动污染严重 ， 因此进行新型可控传动机构的机械压力机及其设 计理论的研究势在必行 传动机构应满足的运动特性要求 ， 通过理论分析和数值模拟相结合的方法 ， 获得适合机械压力机使用的数字式交流伺服电动机 该机构既可实现滑块的低速锻冲动作及滑块给定运动轨迹 ， 也可实现机械压力机在无离合器与制动器时滑块停在任意给定行程位置和滑块行程自动可调 ， 值得进一步研究和推广应用 。 计方案的可行性分析和预期目标 机械压力机是通过 曲柄滑块机构 将电动机的旋转运动转换为滑块的直线往复运动，对坯料进行成形加工的 锻压机械 。机械 压力机动作平稳 ,工作可靠 ,广泛用于 冲压 、 挤压 、 模锻 和粉末冶金等工艺。 本课题研究的内容为锻压机的间歇传动箱，其工作原理为：由电动机通过三角皮带驱动大皮带轮（通常兼作 飞轮 ） ,经过弧面凸轮和 离合器 带动分度盘 ,驱动曲轴使滑块和凸模直线下行。锻压工作完成后滑块回程上行 ,离合器脱开，同时制动器接通，使滑块停止在上止点附近。 3 为了实现间歇传动，需要采用空间弧面凸轮和分度盘，即凸轮每旋转一转只有一定的角度参加工作。 机械压力机的 载荷 是冲击性的，即在一个工作周期内锻压工作的时间很短。短时的最大功率比平均功率大十几倍以上， 因此在传动系统中需设置飞轮。按平均功率选用的电动机启动后，飞轮运转至额定转速，积蓄动能。凸模接触坯料开始锻压工作后，电动机的驱动功率小于载荷，转速降低，飞轮释放出积蓄的动能进行补偿。锻压工作完成后，飞轮再次加速积蓄动能，以备下次使用。 机械压力机上的 离合器 与 制动器 之间设有连锁装置 ,以保证离合器接合前制动器一定松开 ,制动器制动前离 合器一定脱开。机械压力机的操作分为连续、单次行程和微动， 通过控制离合器和制动器来实现的。 根据机械部标准 用标称压力 3定行程 S=50程次数 60 次n 的技术 。 机械压力机的载荷是冲击性的，即在一个工作周期内锻压工作的时间很短。短时的最大功率比平均功率大十几倍以上，为了避免浪费，在传动系统中按平均功率选用电动机。为了满足短时大功率的需求，需设储能元件。本课题选用飞轮做储能元件。当飞轮运转至额定转速，积蓄动能。开始锻压工作后，电动机的驱动功率小于载荷，转速降低，飞轮释放出积蓄的动能进行补偿。锻压工作完成后，飞轮再次加速 积蓄动能，以备下次使用。 具体计算过程如下 1： 工作过程的平均功率为 ： c nm / 7654321 工件变形功 ： 3*1 拉伸垫工作功： 0*6336/2 工作行程摩擦消耗能量： 8 0* 4 工作行程弹性变形消耗能量： 2/14 空程消耗能量： 35 单次行程，滑块停顿，飞轮空转消耗能量： t 106 单次行程，离合器接合消耗能量： 7 由以上数据 求出平均功率： 65 电动机 所需 功率： 0 6 47 9 8*)所以， 选用 P=n=1400r/设计计算 传动系统中需要设置飞轮，所以大带轮还具有飞轮的功能。 具体计算方法如下 2： 计算功率： 选择带型：选 确定带轮基准直径： 01 验算带速： ,/ 0 0*60*11 d 因为 55,所以带速 合适 . 确定大带轮基准直径： 50,24080*312 圆整为初定中心距： 000 带所需基准长度 ： 0 0, 44/)(2/2 00122100 取 实 际中心距： 302/0 验算小带轮上的包角： 00001 120138/(18012 带的额定功率： 5 8 ( 00 5 计算 p 3962/138s i n*53*4*22/s i n*2 01m i i n 带轮材料为 带轮的结构设计 大、 小带轮 均为腹板式 带轮厚度： 0 飞轮直径 : 4 2432141 )/(*32 d =172mm 4/17/1(, a、键的选用 根据工作情况选择圆 头平键。由连接件所在轴段的轴 d=20表得：键的宽度 b=16键的高度 h=6 由轮毂的宽度并参考键的长度系列表取：键长 L=45mm b、键的强度校核 因为平键的连接强度为： 5*3/10*10*2 33 k ，小于许 用应 力 所以合适 1096 带轮 6 图 带轮 传动系统的间歇传动靠 空间弧面凸轮和分度盘 实现。弧面凸轮 分为运动角度、静止角度，即凸轮每旋转一转只有一定的角度参加工作。弧面凸轮和分度盘合称弧面凸轮分度器 。 弧面凸轮分度器是输入轴上的弧面共轭凸轮与输出轴上的分度轮无间隙垂直啮合的传动装置。弧面凸轮轮廓面的曲线段驱使分度轮转位，直线段使分度轮静止，并定位自锁。通过该机构将连续的输入运动转化为间歇式的输出运动。 依靠这个原理实现锻压机的间歇传动。 4 凸轮角速度：301 =30490= 凸轮分转角： 0180f凸轮停歇角： 0000 180180360360 凸轮角位移： 01 凸轮和 分度盘 分度期时间： 凸轮和 分度盘 停歇期时间： )/2( 1 凸轮分度廓线旋向及旋向 系数：选用左旋， p=+1 凸轮分度廓线头数：选用双头， H=2 分度盘 分度数： I=3 分度盘 滚子数： Z= 分度盘 分度期运动规律，选用变正弦加速度： 7 当810 4s 11 )4c o 当 8/78/1 T 时： )3/42s 4/924/1 )3/4c o s (314/ 当 18/7 T 时： )4s 4(4/1 )4c o 分度盘 分度期转位角： 000 1 2 033 6 03 6 0 度盘 分度期角位移： 120 分度盘 分度期角速度： 9/98/2 分度盘与凸轮在分度期的 角速比： 3/23/49/98/ 12 分度盘 与凸轮在分度期的最大角速比： 动停比： k= 149/3/49/3/ df 中心距 ： c=100 许用压力角 ： 045 分度盘节圆半径： 5t t m a p 取 p 弧面凸轮节圆半径： 4461 0 021 分度盘上滚子夹角： 000 606/3 6 0/3 6 0 滚子半径： s ) 取 4 滚子高度： , 取 b=16滚子顶部与凸轮间隙： e=()b=(16= 8 取 e=4相对两滚子顶部距离： 220 p 相对两滚子 底部距离： 61646*262 2 凸轮定位环侧面长度： h=b+e=16+4=20轮顶弧面半径： 2,22222 取凸轮宽度 L： )2/s )2/(22 zp )2/c o s ( 59L 取 L=75弧面凸轮 的结构图图 弧面凸轮 机械压力机的操作分为连续 工作 、单次行程 工作 和微动 工作 ， 这些动作 是通过控制离合器和制动器来实 现的。机械压力机上的离合器与制动器之间设有连锁装置 ,以保证离合器接合前制动器一定松开 ,制动器制动前离合器一定脱开。 曲轴扭矩为： s s 假设全程均为标称压力时曲轴上功率： 9 g 5 0/9 5 5 0/ 此时，凸轮上的功率为： 凸轮的最大转矩： 9/9 5 5 0 11 计算转矩为： ，制动器选用手册得知： 12 , 许用转速为 1750r/离合器符合要求。所以选 70055 假设全程均为标称压力时曲轴上功率： g 5 0/9 5 5 0/ 此时，凸轮上的功率为： 凸轮的最大转矩： 9/9 5 5 0 11 即，制动轴上的最大负载力矩为： 为： 据离合器，制动器选用手册得知： 大制动力矩为： 2540m a x ，额定力矩为： 312 。因压力机的垂直制动力小，故合适 . 5 制动时间： 75497*3754 21 制动平均减速度： 4 /10*660*3754375 校核温升： 10 t 0155 2 2*1 0 0 06 7 9*1 0 0 0* 输出轴由 曲 柄 和直轴 两部分组成，曲柄部分配合连杆将回转运动转化为直线运动，直轴部分 支承 分度盘 并与之一起回转以传递运动、扭矩 。 输出轴的曲柄部分 配合连杆 将旋转运动转化为直线运动，驱动滑块做上下运动。本机构的固定行程为 50以，曲柄的半径为 25 . 图 轴结构图 g 40,0 取 6, 取 10, 取 0, 取 , 取 0, 取 （ 1） 强度校核： 由弯矩图可知，危险截面为：截面 面 只需校核这两 截面。 截面 11 M P 截面 M P 2 340* 3 0 0 0*330 图 柄弯矩图 （ 2） 曲轴刚度计算： 经计算曲轴中点处的挠度为 以符合要求。 受力分析 输出轴上的 零件包括分度盘、轴承、轴承端盖。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。根据曲柄部分和轴上零件的布置情况估计轴的轴向尺寸，得出受力图 2 对图 2 12 （ 1） 为轴承 1的径向力 24111 ， （ 2） 为轴承 1的周向力 90401 ， （ 3） 为轴承 1的轴向力577611， （ 4） 为曲柄径向力的一半 52002 ， （ 5） 为曲柄周向力的一半 89002 ， （ 6） 为曲柄径向力的一半 52002 ， （ 7） 为周曲柄向力的一半 89002 ， （ 8） 为轴承 2的径向力 97012 ， （ 9） 为轴承 2的周向力 17832 ， （ 10） 为轴承 2的轴向力874812， （ 11） 为分度盘的径向力 172， （ 12） 为分度盘的周向力 0543， （ 13） 为分度盘的轴向 力 028图 输出轴受力图 输出轴有一对轴承，可根据受力较大的选择。由上述可知： 输出轴 应选用圆锥滚子轴承， 轴承径向载荷为 2413， 轴向载荷为 5776。又知轴承 转速为 n=160r/承 使用寿命为 5000h 所以， 当量动载荷 为 ： 13 F 7 8 42 5 7 7 6* 4 1 3* 轴承应有的基本额定动载荷值 为 ： l n 5310 66 10* 6 0*5 0 0 0*60*6 3 7 4 41060 按照轴承手册，选择 c=2022311 轴承 7 验算轴承的使用寿命： ,5 0 0 06 3 7 4 4/2 0 2 0 01 6 0*60/10/6010 3/1066 h 所以，该轴承合适。 a、键的选用 根据工作情况选择双单圆头平键。由连接件所在轴段的轴 d=46表得：键的宽度 b=14键的高度 h=9 由轮毂的宽度并参考键的长度系列表取：键长 L=45mm b、键的强度校核 键、轴、轮毂的材料均为钢查表的须用应力为 120为平键的连接强度为： 0046*76*0*945*210*2 33 ，小于许 用应 力 所以合适 41096 选取轴的材料为 40 初步估算轴的最小直径： 33 330m i n ，取 0 然后根据轴上零件的布置情况，设计轴的具体结构。 对图 2 （ 1） 为轴承 1的径向力 24111 ， 14 （ 2） 为轴承 1的周向力 90401 ， （ 3） 为轴承 1的轴向力577611， （ 4） 为曲柄径向力的一半 52002 ， （ 5） 为曲柄周向力的一半 89002 ， （ 6） 为曲柄径向力的一半 52002 ， （ 7） 为周曲柄向力的一半 89002 ， （ 8） 为轴承 2的径向力 97012 ， （ 9） 为轴承 2的周向力 17832 ， （ 10） 为轴 承 2的轴向力874812， （ 11） 为分度盘的径向力 172， （ 12） 为分度盘的周向力 0543， （ 13） 为分度盘的轴向力 028进行强度校核时，通常只校核危险截面的强度。输出轴的危险截面为M=M=M=截面。轴的材料为 40表得许用应力为 300 进行强度校核： M P 0012956*2222 M P 0016355*2222 M P 00215)10* 4 5 0 0 01 3 2 2 0 0 0 362222 所以强度符合要求 . 15 图 出轴的载荷分析图 16 图 出轴的结构图 输入 轴 为 直轴 ， 主要作用为 支承 空间弧面凸轮、离合器、制动器 并与之一起回转以传递运动、扭矩 。 输入 轴上的 零件包括带轮、弧面凸轮、轴承、轴承端盖。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。根据轴上零件的布置情况 估计轴的轴向尺寸，得出受力图 2 图 入轴受力图 对图 （ 1） 为轴承 1的轴向力42911， 17 （ 2） 为轴承 1的周向力 6871 ， （ 3） 为轴承 1的径向力 3891 ， （ 4） 为凸轮轴向力 05432 ， （ 5） 为凸轮周向力 0282 ， （ 6） 为凸轮径向力 1722 ， （ 7） 为轴承 2的轴向力297212， （ 8） 为轴承 2的周向力 9452 ， （ 9） 为轴承 2的径向力 43232 ， （ 10） 为带轮的径向力 输入轴有一对轴承，可根据受力较大的选择。由上述可知： 输出轴 应选用圆锥滚子轴承， 轴承径向载荷 4623 ， 轴向载荷： 2912。又知轴承 转速为 n=497r/承 使用寿命为 5000h 所以， 当量动载荷 为 ： 9 0 12 2 9 7 2* 6 2 3* 轴承应有的基本额定动载荷值 为 ： l h 2 0 110/5 0 0 0*4 9 7* 9 0 11060 310 66 按照轴承手册，选择 c=2022311 轴承 7 验算轴承的使用寿命： , 0 0) 9 0 1/2 0 8 0 0 0(4 9 7*6010*60/10 66 / hn h 所以，该轴承合适。 （ 1） 制动器与输入轴之间的连接件 键的选用 ： 18 根据工作情况选择半圆 头平键。由连接件所在轴段的轴 d=45表得：键的宽度 b=14键的高度 h=9 由轮毂的宽度并参考 键的长度系列表取：键长 L=80的强度校核 ： 键、轴、轮毂的材料均为钢查表的须用应力为 120为平键的连接强度为： 3*0*10*2 33 k ，小于许 用应 力 所以合适 41096 2） 凸轮与输入轴之间的连接件 键的选用 ： 根据工作情况选择圆 头平键。由连接件所在轴段的轴 d=65表得：键的宽度 b=18键的高度 h=11 由轮毂的宽度并参考键的长度系列表取：键长 L=70的强度校核 ： 键、轴、轮毂的材料均为钢查表的 须用应力为 120为平键的连接强度为： 9*0*10*2 33 k ，小于许 用应 力 所以合适 81096 3） 离合器与输入轴之间的连接件 键的选用 ： 根据工作情况选择半圆 头平键。由连接件所在轴段的轴 d=45表得：键的宽度 b=14键的高度 h=9 由轮毂的宽度并参考键的长度系列表取：键长 L=80的强度校核 ： 键、轴、轮毂的材料均为钢查表的须用应力为 120为平键的连接强度为： 3*0*10*2 33 k ，小于许 用应 力 所以合适 41096 19 的结构设计 选取轴的材料为 45钢 。 初步估算轴的最小直径： 330m i n ，取 5 然后根据轴上零件的布置情况，设计轴的具体结构。 的强度校核 对图 2 图 入轴的载荷分析图 （ 1） 为轴承 1的轴向力42911， （ 2） 为轴承 1的周向力 6871 ， 20 （ 3） 为轴承 1的径向力 3891 ， （ 4） 为凸轮轴向力 05432 ， （ 5） 为凸轮周向力 0282 ， （ 6） 为凸轮径向力 1722 ， （ 7） 为轴承 2的轴向力297212， （ 8） 为轴承 2的周向力 9452 ， （ 9） 为轴承 2的径向力 43232 ， （ 10） 为带轮的径向力 进行强度校核时，通常只校核危险截面的强度。输入轴的危险截面为M=截面、 M=截面。轴的材料为 45 钢，查表得许用应力为180 进行强度校核： 5310*2*2222 M P 4710*8/22 M P 所以强度符合要求 21 图 入轴的结构图 箱体是 锻压机间歇 传动机构 的重要组成部件，它是传动零件的基座 。为了满足 强度和刚度 的要求 ,箱体 采用 铸铁制造 ,另外 灰铸铁具有很好的铸造性能和减振性能 . 箱体的结构尺寸，取决与安装在它内部或外部的零件，当这些零件确定后，根据他们的尺寸、相互配置、受力和运动情况设计箱体。箱体的一些结构如壁厚、肋板等，对箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本均有重大影响。由于这些部件的形状不规则和应力分布复杂，可按照经验公式、经验数据进行设计，而忽略强度和刚度的校核。 3 22 图 体的结构图 支架主 要 起支撑作用。 在锻压机间歇传动机构中，支架主要用来支撑起箱体，以便安装电动机。为了满足强度要求，支架采用 （ 1） 支架的结构设计 在锻压机间歇传动机构的主要零件设计完成后，根据零部件的情况，设计电动机的支架。根据情况设计的支架如图 2 架的结构图 （ 2） 支架的校核 23 支架主要承受工作时的压力，故可按工作时的受力进行分析，分析后支架的受力图为图 支架受力图 将其看做悬臂梁对受力较大的梁进行受力分析 如图 架的受力分析 进行强度校核时，通常只校核危险截面的强度。支架的危险截面为M=架 的材料为 表得许用应力为 100 此悬臂梁受到拉弯组合变形，进行强度校核需用叠加定理。 拉力对应的应力为： M P 1 弯矩对应的应力为： 24 M P 7 4 36222 危险截面处最大应力为 M P ，小于许用应力。 所以，强度符合要求。 结论 传统的 机械压力机是通过曲柄滑块机构将电动机的旋转运动换为滑块直线往复运动，对坯料进行成形加工的锻压机械。 每一次冲程往往是连续的，当速度较高时由于惯性加工精度较低。通过完成本设计课题，使锻压机的连续运动转为间歇运动，从而提高锻压机的锻压精度。运用间歇传动机构的 机械压力机动作平稳 ,工作可靠 ,可用于冲压、挤压、模锻和粉末冶金等工艺。 锻压机间歇传动机构由电动机通过三角皮带驱动大皮带轮 ,经过弧面凸轮带动分度盘 ,驱动曲轴使滑块直线下行。锻压工作完成后滑块回程上行 ,离合器脱开，同时制动器接通，使滑块停止在上止点附近。 传动系统的间歇传动靠 空间弧面凸轮和分度盘 实现。弧面凸轮分为运 动角度、静止角度，即凸轮每旋转一转只有一定的角度参加工作。弧面凸轮和分度盘合称弧面凸轮分度器 。 弧面凸轮分度器是输入轴上的弧面共轭凸轮与输出轴上的分度轮无间隙垂直啮合的传动装置。弧面凸轮轮廓面的曲线段驱使分度轮转位，直段使分度轮静止，并定位自锁。通过该机构将连续的输入运动转化为间歇式出运动。 依靠这个原理实现锻压机的间歇传动。 机械压力机的载荷是冲击性的，即在一个工作周期内锻压工作的时间很短。短时的最大功率比平均功率大十几倍以上，为了避免浪费，在传动系统中按平均功率选用电动机。为了满足短时