曲柄压力机的设计(共33页)

1、精选优质文档-倾情为你奉上1 压力机概述1.1 压力机的工作原理及构件锻压设备在其生产中有很大的地位。有成本低、质量高、效率好、用途广泛的特点。所以，锻压设备越来越多的替代切削设备和其他设备，在一些发达国家尤为明显，锻压设备所占的地位逐渐增大。占比可以达到30%40%。而其中曲柄压力机是使用最多的。曲柄压力机操作简单，能够广泛的运用到各个工业领域。因而，工业先进国家的一个发展方向就是大批制作和应用曲柄压力机。开式压力机和闭式压力机是压力机中重要的两大类。下图是曲柄压机的结构和工作原理。电动机1经过V型皮带传递能量到大型皮带轮3；而后通过两级齿轮把电机的速度降下来再传递给偏心齿轮9；连杆12的上

2、端面安装在凸轮上；下端面衔接滑块13。这样就可以实现当偏心齿轮的旋转，实现连杆将滑块上下往复的运动。就可以把工件放在上下模中进行加工的工作，完成工件的生产。因为在生产进程中，滑块时动时停，所以安装离合器5和制动器4。在整个过程周期中，按压时间非常短，所以大多数电机是空载的。为了能够均衡电机负载，按飞轮能量利用率提高。压力机的原理图根据上图工作原理，下面把压力机分为这几个部分：1偏心齿轮、连杆、滑块等零件组成曲柄滑块机构称为曲柄压力机的工作结构。2齿轮和皮带等一系组件构成其传动系统。3离合器、制动器构形成把持零碎。4电动机、飞轮组成其动力系统。5机身是其支撑部件。6辅助系统。1.2 压力机的主要

3、技术参数曲柄压力机在本次设计的主要参数：名 称 参 数公称压力3150KN滑块行程315mm滑块行程次数20最大装模高度490mm装模高度调节量200mm2 压力机的方案对比和选择2.1传动系统的对比和设计把电机的动能通过传递系统来输送到曲柄滑块装置，为了让滑块有规定的行程次数，就需要传动系统把电动机转速降到一个规定范围。以下是对传动系统中几个问题来分析对比，确定比较优秀的方案。2.1.1 确定滑块上加力点的数目及机构的运动分析按连杆的数量来区分的，分一、二、四点压力衣。（1）单点：滑块前后、左右尺寸小于1700mm；垫板前后尺寸小于2000mm， （2）双点：二者前后大小大于2000mm。（

4、3）四点：所有大小都大于2000mm。本设计采用单点式。1）曲柄滑块机构的选择本次设计曲柄滑块机构类型是焦点正面安置（焦点正面安置，是指交接点B的在OB线上来回直线运动）。下图是运动 关系 计算简图曲柄滑块机构是压力机采纳的错功能技工，也是大部分压力机所选用的。其运动简图中个点所代表的意义。O曲轴的旋转中心A连杆与曲柄的连结点B连杆与滑块的连结点OA曲柄半径AB连杆长度从图中可以看出，当OA用一定的速度旋转时，B就可以用相对应的速度上下往复直线运动。齿轮和滑块组成滑块机构。 偏心齿轮相对于偏心心轴的颈部对应于曲柄半径并且具有恒定的偏心率。 固定在芯轴上固定。芯轴上的颈部偏芯旋转，就是就回来柄旋

5、转，连杆再使其滑块凹凸往返挪动。 结点正置的曲柄滑块机构 （2-14）而 令 则 而 所以 代入式（1-13）整理得： （2-15）由于一般小于0.3，对于通用压力机，一般在0.1-0.2范围内，故式可进行简化。根据二项式定理，取 代入式（2-14）整理得： （2-16）式中：S 滑块行程， 曲柄转角，R 曲柄半径；L 连杆长度 S0为滑块行程315mm；所以 因为 ；其中取；则 L=1450mm，在0.1-0.2范围内，所以符合要求。2.1.2 确定传动系统的布置方式传动系统布置方式通过下面三个点讨论（1）传动系统的安放位置曲柄压力机的传动系统分为两种形式，上传动和下传动。上传动顾名思义就是

6、把传动系统安放在操作台的上面。优点为：地基简单，安装和维修都很便利，造价低。上传动的缺陷是压力机由于机身重心高，所以运行时抖动，不够稳定。原下传动顾名思义就是把传动系统安放在操作台的下面。优点为：因为机身比较重心低，抖动比较小，运转安稳。这样运动精度就会变高，提升工作质量；而且由于机身低，这样在一些车间不是很高的地方就可以使用。缺点是：地基复杂，安装和维修都很不便利，造价高。从经济和普遍性思考，选择上传动。（2）曲柄轴和传动轴的布置方式曲柄轴和传动轴的安放形式有两种：一是垂直于压力机侧面的放置，二是平行于侧面的放置。当采用垂直于侧面的放置方式时，会使受力点和支撑轴间的距离相比于平行于正面放置小

7、很多，使曲轴和传动轴长度小，刚度会比较好。采用垂直于侧面的放置方式，就很好的解决了曲轴和传动轴的刚度问题。所以选择垂直于正面的放置方式。（3）曲柄轴上齿轮的传动形式和安装部位本次设计采纳单边齿轮传动的方式，相比于双边传动。主要考虑的是其造价和压力，因为本次设计是一种经济型压力机，采用双边传动要求比较高。再通过齿轮的工作环境和美观方面考虑，选择把齿轮放在机身内。2.1.3 确定传动级数和各传动比的分配根打据本次设打计的作参数王企鹅要求，传动级数选带我打器皮去的择三级传动。电动机选带我去的择转速为1460转/看后你分的电动机。查阅资料文献确定各部分效率为：偏就让他心齿轮滑动轴承效率4= 0.96闭

8、式圆柱齿轮传动效率3= 0.97滚动轴承传动效率2= 0.99V带传动效率1= 0.961） 传动装置的总传动比压力机滑块的转速：n =20r/min总传动比：2） 分配各级传动比查阅资料文献推荐传动比的范围，选V带古传偶记动i1= 3.25,一级古圆柱齿轮传月动的传动比为：i2 = 4.78；则二级突然齿轮u传动比邮为： 3） 计算传动装置的运动参数和动力参数 0轴电动机轴： r/min 1轴高速轴： kW r/min 2轴低速轴： kw r/min 3轴偏心齿轮轴： kw r/min 将计算的数据和列表1-1：表1-1运动和动力参数表 轴 名参 数0 轴1 轴2 轴3 轴转 速 （r /

9、min）1460449.293.9820输入功率(kW)3028.826.0324.74输入转矩(N.m)196.23612.32645.111813.4传 动 比i3.254.784.72.1.4 选择离合器和制动器的类型本设计 加固传动级数抉择三级传动，最后的一级选用偏欧尼心齿的轮传动，所以选用浮动嵌块式摩擦离合器和制7他动器，且装在大鄄皮带固元膏轮轴上。（1） 离合器的选择离合器所需要的扭矩： （2-17）式中：储备系数，取 =1.11.3； Mq偏心齿 轮所需要传递就兔兔的扭矩，Mq=.35N·m； i 安装离合器 的轴至偏IT个i心齿轮留个的传动比，i=22.5； 离合器至

10、偏心齿轮固元膏之间的传动效率，对二级齿古轮传动取 =0.94； 由出次力文献选取公称扭矩为Ml=13200N·m的浮动t8t嵌语98余音合的器。（2） 制动器的选择 制动器所需要的扭矩： （2-18）式中：At制动器的摩擦功，At =8118J； zh制动器的制动角，应以偏心齿轮的转角来度量，zh=50× /1800=0.087； zh制动器轴的角速度，zh=3.14×449.2/30 =47r/s； 由资料文献选取公称扭矩为Mzh=6180N·m的浮动嵌一个欧陆制动器。2.2电动机的选择其功率为： (2-1)式中：Nm 平均功率（kW）；A 工作循环总

11、能量（J）；t 工作循环时间（S）； (2-2)式中: n 滑块行程次数（次/分）；Cn行程利用系数，采用手工送料Cn=0.65； 为了使飞轮尺寸不致过大，以及电动机安全运转等因素，故需将电动机的平均功率选得大些，即： (2-3)式中：k为电动机选用功率与平均功率比值，一般为1.21.6，取k=1.2；压力机一工作循环所消耗的能量A为： (2-4)（1）工作变形功A1由于压力机所运用的不同工艺，使其工件变形要做的功有差别，因而工件变形功为： （2-5）其中通常取： （2-6）式中：Pg 公称压力为； 切断厚度（m）； 0板料厚度（m）。 对于慢速压力机（两级及两级以上传动的压力机） （2-7）

12、故有：（2）拉延垫工作功A2耗费的能量取决电于焊盘的拉力和互惠义务行偶程，依据资料，取压力好机额外力的1/6，相当于见到过是滑块佀行程的1/6，即： （2-8）式中：S0滑块行程长度,S0=0.315m。 （3）工作行程时由于曲柄滑块机构的摩擦所消耗的能量A3 曲柄滑块机构所做的功可以用的公式表现： （2-9）式中：Pm任务行程中平均就会变力（N）； g 工作行程曲柄转角（度），公称压力角P = g =20 0； mµ摩擦当量力臂（m），mµ=26mm；故有： （4）工作行程时由于压力机受力系统的弹性变形所消耗的能量A4当压力机在其路程上任务的时分，比如说机身与曲柄滑块机构

13、被负载导致变形，当然是弹性形变，这样就会损耗能量。但是在这个冲程的过程当中，有一些弹性变形的能量反而可以转化为有用的能量，这样得出： （2-10）式中：yc变形（m）。 （2-11）Cn1刚度（kN/mm），查找资料，取700 kN/mm 。 （5）压力机空程向下和空程向上时所消耗的能量A5冲压件的构造大小，外表的加工量和皮带的张力等，都决定着能量损失的多少。根据参考文献得： （6）滑块停顿飞轮空转时所消耗的能量A6通用压力机飞轮空转时所消耗的能量： （2-12）式中：N6压力机飞轮空转所需的功率，由参考文献7图7-7得N6=3.5kW；t循环周期的时间(S)；t1曲柄转一圈的时间(S)。 故

14、有： （7）单次行程时，离合器接合所消耗的能量A7离合器接合时所消耗的能量： （2-13）（8）总功A 电动机功率： 通过查找手册（机械设计手册）对应数据，最后选择使用JR-72-4电动机；Ne=30kw，ne=1460r/min。第三章 主要零件的设计与校核3.1 V带和带轮设计1）确定计算功率Pca 由参考文献查得工作情况系数K=1.2，故 kW2）选取窄V带带型 根据Pca、n由参考文献确定选用SPA型。3）确定带轮基准直径 由参考文献取主动基准直径dd1=280mm。 根据参考文献，从动轮基准直径dd2； mm 按参考文献验算带的速度 m/s<35m/s 带的速度合适。4）确定窄

15、V带的基准直径和传动中心距根据，初步确定中心距mm。根据参考文献计算带所需的基准长度 =3668.3mm由参考文献选带的基准长度mm。按参考文献计算实际中心距 mm取a=845mm。5）验算主动轮上的包角1由参考文献得 主动轮上的包角合适。6）计算窄V带的根数z 由参考文献知 由n1=1460r/min、dd1=280mm、i=3.25，查参考文献得： kW， kW查参考文献得K=0.97，表8-2得KL=1.06，则 取根。7）计算预紧力由参考文献知 查表得kg/m，故 N8）计算作用在轴上的压轴力由参考文献得 N3.2齿轮的设计3.2.1概述本设计采纳直齿轮作为压力机的传递动件，原因是如果

16、采用斜齿轮的话，它会产生的轴向力是非常大的，导致偏心齿轮的方向发生变化，导致机器不能正常工作。所以选择直齿轮。本设计采纳偏心齿轮来代替曲轴，优于曲轴有如下几点：（1） 偏心齿轮机构的受力状况较好，增加零件的使用寿命。（2） 由于代替原来的曲轴，使其传动部分更加整体化，可采用封闭式结构（3） 偏心齿轮比曲轴的成本更低，制作更简单。综上述优点，所以采用偏心齿轮代替曲轴。 3.2.2 一级传动齿轮的设计（1）确定齿轮精度等级及材料1）材料选择:：小齿轮材料为40cr(调质)硬度280HBS， 大齿轮材料为45钢(调质)硬度240HBS；2）精度由参考文献：压力机为通用机械，选取7级精度；3）选取齿轮

17、齿数为：大齿轮齿数：，取Z2=86；（2）按齿面接触强度设计 按参考文献算得: 确定公式内各计算数值 1）试选:Kt =1.3； 2）小齿轮传递的转矩: T1=7.5×105N.m3）由参考文献选取齿宽系数：d =1；4）由参考文献查得材料的弹性影响系数:ZE =189.8MPa1/2； 5）由参考文献按齿面硬度查得: 小齿轮的接触疲劳极限为Hlim1=600MPa； 大齿轮的接触疲劳极限为Hlim2=550MPa； 6）由参考文献2式(10-13)计算应力循环次数: 7）由参考文献查得接触疲劳寿命系数:kHN1 =0.92，kHN2 =0.97； 8）计算接触许用应力: 取失效概率

18、为,安全系数S=1； 由参考文献得: 计算：1）计算小齿轮分度圆直径d1t:2）计算圆周速度: 3）计算齿宽b及模数mn: 4）计算载荷系数k：已知使用系数: KA=1；根据=2.67m/s，7级精度；由参考文献查得动载系数Kv =1.1；由参考文献查得KH的计算公式为: 由参考文献查得: KF=1.3； 由参考文献查得: KH= KF=1.2； 故载荷系数： 5）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径由参考文献得: 6）计算模数m: 故查参考文献取标准模数: m=14mm。（3）按齿根弯曲疲劳强度校核: 确定公式内个计算数值: 1） 2） 3） 4）由参考文献查得小齿轮弯曲疲劳强度极限：FE

19、1=500MPa，FE2=380MPa； 5）由参考文献查得弯曲疲劳寿命系数kFN1=0.85，kFN2=0.88； 6）许用弯曲应力：取S=1.4 7）查取齿形系数由1表10-5查得YFa1=2.91，YFa2=2.18；Ysa1=1.53，Ysa2=1.79； 比较可知 。 8）计算 代入数值得: 故弯曲强度符合要求。（4）几何尺寸计算1）计算中心矩: 则圆整后取a =730mm。 2）计算大,小齿轮分度圆直径: 3）计算齿轮宽度: 圆整后取，.4）验算: ,合适。3.2.2偏心齿轮的设计（1）确定齿轮精度等级及材料1）材料选择：小齿轮材料为40cr(调质)硬度280HBS 大齿轮材料为4

20、0cr调质)硬度280HBS2）精度由参考文献：压力机为通用机械，选取7级精度；3）选取齿轮齿数为： ，大齿轮齿数：，取Z2=80；（2）按齿面接触强度设计 按参考文献算得: 确定公式内各计算数值 1）试选:Kt =1.3； 2）小齿轮传递的转矩: T1=2.6×106N.m；3）由参考文献选取齿宽系数：d =1；4）由参考文献查得材料的弹性影响系数:ZE =189.8MPa1/2； 5）由参考文献按齿面硬度查得: 小齿轮的接触疲劳极限为Hlim1=600MPa； 大齿轮的接触疲劳极限为Hlim2=600MPa； 6）由参考文献计算应力循环次数: 7）由参考文献查得接触疲劳寿命系数:

21、kHN1 =0.96，kHN2 =0.98； 8）计算接触许用应力: 取失效概率为,安全系数S=1； 由参考文献得: 计算：1）计算小齿轮分度圆直径d1t:2）计算圆周速度: 3）计算齿宽b及模数mn: 4）计算载荷系数k：已知使用系数: KA=1；根据=0.89m/s，7级精度；由参考文献查得动载系数Kv =1.05；由参考文献查得KH的计算公式为: 由参考文献查得: KF=1.28； 由参考文献查得: KH= KF=1.2； 故载荷系数： 5）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径由参考文献得: 6）计算模数m: 故查参考文献取标准模数: m=20mm。（3）按齿根弯曲疲劳强度校核: 确定

22、公式内个计算数值: 1） 2） 3） 4）由参考文献查得小齿轮弯曲疲劳强度极限：FE1=500MPa，FE2=500MPa； 5）由参考文献查得弯曲疲劳寿命系数kFN1=0.91，kFN2=0.91； 6）许用弯曲应力：取S=1.4 7）查取齿形系数由参考文献查得YFa1=2.97，YFa2=2.19；Ysa1=1.52，Ysa2=1.785； 比较可知 。8）计算 代入数值得: 故弯曲强度符合要求。（4）几何尺寸计算1）计算中心矩: 2）计算大,小齿轮分度圆直径: 3）计算齿轮宽度: 圆整后取，。4）验算: ，合适。3.3轴的设计3.3.1 大皮带轮轴的设计（1）确定轴的直径开始设计时，可按

23、扭矩预选传动轴的直径，由参考文献7式（5-5）有： （3-1）式中：Mn 作用在轴上的最大扭矩（N·m），Mn=13200 N·m； 许用剪应力，参考文献取如下值： 45钢调质 =500×105Pa 输出轴受扭最大处的直径为安装离合器处，试取d=110mm；轴的设计及校核见图3-1和图3-2。图3-1 大皮带轮轴图3-2 轴的载荷分析图（2）轴的强度校核截面C是轴的不安全面，从结构图和扭矩看出。截面C处计算的MH、MV及M的值列于下表：危险截面载荷参数载 荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=3193.74NFNH2=1663.40NFNV1= -219.22NFN

24、V2=1596.29N弯矩MMH=0MV1= -50420.6N·mmMV2= N·mm总弯矩M1=0，M2=N·mm扭矩TT3= N·mm进行验算时，一般只验算危险截面C的强度，可根据参考文献及上表中的数值，轴的计算应力： 许用应力：因此<，故安全。3.3.2 中间轴的设计 （1）确定轴的直径刚设计的时候，可以按照按扭矩雨轩传动轴的直径，由参考文献7式（5-5）有： 式中：Mn 作用在轴上的最大扭矩（N·m），Mn=44248.78N·m； 许用剪应力，参考文献7取如下值： 40Cr调质 =630×105Pa 输出轴

25、最小的直径为安装大齿轮处，试取d=155mm；轴的设计及各段长度见附图。（2）轴的强度校核截面C是轴的不安全面。将截面C处计算的MH、MV及M的值列于下表：载 荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=-9270.07NFNH2=4177.02NFNV1= 2516.76NFNV2=11476.28N弯矩MMH1=.8 N·mmMH2=- N·mmMV1= .6N·mm，MV2= .2N·mm总弯矩M1=.31 N·mm，M2=.87N·mm扭矩TT3=N·mm危险截面载荷参数进行验算时，一般只验算危险截面C的的强度。查阅资料及上

26、表中的数值，轴的计算应力： 许用应力：因此<，故安全。3.3.3 偏心齿轮轴的设计压力机采用芯轴的形式较多，主要有整体式、两段式和套筒式。本设计采用整体式芯轴。原因是结构比较简单，装配容易，刚度好。芯轴一般采用45号钢，需经调质处理。部分需经磨削加工，光洁度为78。先定一个芯轴直径，然后进行结构方面的设计，最后进行强度的验算。1）选45号钢当材料时。芯轴 直径（与偏 心齿轮内 承配 合处）的经验 公式是： （3-2）式中：P0连杆上的作用力，P0=Pg=3150（kN）； 试取d0=260mm；进行结构设计如图3-3所示：图3-3 压力机偏心齿轮计算简图进行强度校核，转化为简支梁的计算如

27、图3-4： 图3-4 芯轴强度的计算简图 上述四式中： lA1、lA2芯 轴 轴 瓦长 度0.28m。由结构图可知：l1= l2=140mm=0.14m； l3=220mm=0.22m；l =660mm=0.66m； 2）进行强度校核 由强度计算公式有： （3-3）式中：Mmax最大弯矩，一般是MB最大，所以选Mmax=MB=.35N.m； 许用弯曲应力，由参考文献7表3-9选取=140MPa。 所以，强度满足要求。3.4连杆的设计3.4.1连杆及装模高度调节机构压力机的装模高度要可以调节，来对应尺不寸不同好大小的模具。所以把连杆做成可调节的，由连杆体和调节螺杆组和。装模高度由连杆调节。下部与

28、滑块链接，上部和偏心齿轮链接。转动调节螺杆，改变连杆的长度。滑块和装模高度调节机构的主要数据看零件图，滑块部件重量：35.6kN，装模高度调节速度：84.7mm/min，调节电动机功率：2.2kW，调节电动机转速：750r/min，采用单级涡轮蜗杆传动，速比：i=85，蜗杆系数：q=12,齿宽：B=25mm。3.4.2连杆及调节螺杆的强度校核1）调节螺杆最大压缩应力校核压力机运行时连杆受到压力作用。连杆接头材料为稀土球铁，螺杆材料为45号钢。连杆尺寸如图3-5所示：图3-5 压力机连杆及螺纹图螺杆强度： （3-4）式中：d0连杆上最小的直径，d0=155mm。 由参考文献7取y=1800

29、15;105Pa。 所以，螺杆强度符合要求。 螺纹强度： （3-5）式中：S 螺距； h 螺纹牙根的高度，对于特种锯形螺纹； 对于梯形螺纹。则： 因为连杆采用球铁QT45-5材料，所以=700×105Pa；稍大于，认为可以使用。3.4.3滑动轴承的校核在压力机中，曲柄放滑块机高构的欧亨利旋转看你或摆就会动速开会度较低，但载荷较大，故应检好验作用在滑动欧喲轴承（或叫轴瓦）久筽上的压强。 1）单点压力机的曲柄滑块机构，连杆大端轴承的压强为： （3-6） 式中：dA轴承直径(m)；l轴承长度(m)；由参考文献7表3-14选择材料为ZQSn6-6-3。铸锡锌铝青铜，PA =30MPa。所以强

30、度满足要求。2）芯轴轴承的强度为： （3-7）式中：d0轴承直径(m)；l0 轴承长度(m)；由参考文献7表3-14，知P0=250MPa；所以强度满足要求3）轴承座压强： （3-8）式中：dB轴承底度座轴瓦长度(m)；由参考文献7表3-14，知PB=650MPa； 所以强度符合要求。第四章 机身的设计4.1 机身的比较和选择机身结构应满足以下要求：（1）保障机器的安定运转，减小抖动和噪声。（2）安装在机身上的部件要方便修理和更换，机身结构竟可能简单。（3）机身结构要方便制作和加工（4）满足使用条件下，竟可能质量轻，节约成本。（5）设计机身要美观。本次设计选用闭式机身，之前已经讨论过，在这里不

31、做分析4.2 机身的强度计算4.2.1 立柱和拉紧螺栓强度校核立柱材料为稀土球铁-，拉紧螺栓材料为45号钢，立柱和拉紧螺栓的主要尺寸如图4-1所示： 图4-1 压力机立柱和拉紧螺栓简图预紧力： （4-1）式中：Fz立柱的截面积（m2）, Fz=0.0946 m2； Fl立柱的截面积（m2）, Fl=0.0.0122 m2； Fzd当量截面积（m2），Fzd=0.0946 m2；其中 ， 式中：L1、L2螺栓和立柱工作长度（m）； E1、E2螺栓和立柱弹性模量（N/m2）； 所以， 立柱强度： （4-2）式中：Fzmin立柱最小截面面积（m2），Fzmin=0.0655 m2； z 立柱许用压应力，对铸铁取350×105Pa； 因为，z< z，故安全。4.2.2 上梁的强度校核 图4-2 压力机上梁上梁的最大弯矩： （4-3）式中：L上梁长度（m），L=1.53m； 危险截面的最大应力 （4-4） （4-5）式中：l上梁中央截面的最大拉应力（Pa）； y上梁中央截面的最大压应力（Pa）； yc上梁中央截面形心