设计说明书-16吨机械式双柱压力机设计

1、V摘 要机械压力机及其自动流水线生产技术已被广泛应用于汽车、农业机械、国防等大工业领域中，以适应实际工程中的实际要求，目前对短周期、高效率、高精度加工设备的需求越来越强烈。因此，机械压力机行业发展空间巨大，市场前景广阔，机械压力机产业具有很大发展潜力。并对机械压力机性能设计提出了较高要求。 首先确定压力机的总体传动方案，采用凸轮连杆机构为该设计的执行机构，并说明压力机的工作原理，再对压力机的执行机构进行设计与计算，选用三相交流电机，接着对压力机的带传动进行设计计算并对带轮进行设计，还需要对轴进行设计计算及校核，然后对机器机身进行设计，对离合器和制动器进行选择，最后对凸轮轴和带轮进行有限元分析得

2、出这些零件在对应机器的位置进行正常的运行，满足要求，不会发生强度破坏。本次设计压力机为电机独立驱动和带轮传动，因此其行程速度高，该机工作机构和主动部件之间的连接为双转键离合器连接，工作机构制动为带式凸轮周期制动器，开式机身允许操作人员将胚料从三面向模具靠近，滑块底面与工作台面的距离可根据模具封闭高度的不同进行调整，工作台面可放置工作台板来适应小模具。关键词：压力机；凸轮连杆机构；离合器AbstractMechanical press and its automatic assembly line production technology has been widely used in lar

3、ge industrial fields such as automobiles, agricultural machinery, national defense, etc., to meet the actual requirements in actual engineering, and the current demand for short-term, high-efficiency and high-precision processing equipment is becoming more and more intense. Therefore, the mechanical

4、 press industry has huge development space, the market prospect is broad, and the mechanical press industry has great potential for development. And put forward higher requirements for the performance design of mechanical presses.First determine the overall transmission scheme of the press, use the

5、cam linkage mechanism as the actuator of the design, and explain the working principle of the press, and then design and calculate the actuator of the press, select a three-phase AC motor, and then design and calculate the belt drive of the press and design the pulley, and also need to design and ca

6、lculate the shaft and check, and then design the machine body, select the clutch and brake, Finally, the finite element analysis of camshafts and pulleys shows that these parts operate normally in the position of the corresponding machine, meet the requirements, and no strength damage occurs.The des

7、ign of the press for the motor independent drive and pulley transmission, so its stroke speed is high, the connection between the working mechanism and the active components of the machine is a double turn key clutch connection, the working mechanism brake is a belt cam cycle brake, the open fuselag

8、e allows the operator to approach the blank from three sides to the mold, the distance between the bottom surface of the slider and the working table can be adjusted according to the different height of the mold closure, and the work table can be placed on the work surface to adapt to the small mold

9、.Keywords：Pressing machine; Cam linkage mechanism ; Clutch目 录 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc103976527 摘 要 PAGEREF _Toc103976527 h I HYPERLINK l _Toc103976528 Abstract PAGEREF _Toc103976528 h II HYPERLINK l _Toc103976529 第1章 绪 论 PAGEREF _Toc103976529 h 1 HYPERLINK l _Toc103976530 1.1 研究的目的和意义 PAGER

10、EF _Toc103976530 h 1 HYPERLINK l _Toc103976531 1.2 国内外研究现状 PAGEREF _Toc103976531 h 2 HYPERLINK l _Toc103976532 1.2.1 国内研究现状 PAGEREF _Toc103976532 h 2 HYPERLINK l _Toc103976533 1.2.2 国外研究现状 PAGEREF _Toc103976533 h 3 HYPERLINK l _Toc103976534 1.3 课题的主要研究内容 PAGEREF _Toc103976534 h 4 HYPERLINK l _Toc103

11、976535 1.4 设计任务 PAGEREF _Toc103976535 h 4 HYPERLINK l _Toc103976536 第2章 确定总体传动方案 PAGEREF _Toc103976536 h 5 HYPERLINK l _Toc103976537 2.1 方案的确定 PAGEREF _Toc103976537 h 5 HYPERLINK l _Toc103976538 2.1.1 执行机构的方案 PAGEREF _Toc103976538 h 5 HYPERLINK l _Toc103976539 2.1.2 执行机构的方案确定 PAGEREF _Toc103976539 h

12、 5 HYPERLINK l _Toc103976540 2.1.3 传动方案的确定 PAGEREF _Toc103976540 h 6 HYPERLINK l _Toc103976541 2.2 压力机的工作原理 PAGEREF _Toc103976541 h 6 HYPERLINK l _Toc103976542 2.3 本章小结 PAGEREF _Toc103976542 h 7 HYPERLINK l _Toc103976543 第3章 执行机构的设计与计算 PAGEREF _Toc103976543 h 8 HYPERLINK l _Toc103976544 3.1 执行机构的运动分

13、析和受力分析 PAGEREF _Toc103976544 h 8 HYPERLINK l _Toc103976545 3.1.1 执行机构的运动分析 PAGEREF _Toc103976545 h 8 HYPERLINK l _Toc103976546 3.1.2 执行机构受力分析 PAGEREF _Toc103976546 h 10 HYPERLINK l _Toc103976547 3.1.3 连杆设计计算 PAGEREF _Toc103976547 h 11 HYPERLINK l _Toc103976548 3.2 电动机的确定 PAGEREF _Toc103976548 h 12 H

14、YPERLINK l _Toc103976549 3.3 本章小结 PAGEREF _Toc103976549 h 13 HYPERLINK l _Toc103976550 第4章 传动装置的设计与计算 PAGEREF _Toc103976550 h 14 HYPERLINK l _Toc103976551 4.1 带传动的设计与计算及带轮的设计 PAGEREF _Toc103976551 h 14 HYPERLINK l _Toc103976552 4.2 直轴的设计计算及较核 PAGEREF _Toc103976552 h 19 HYPERLINK l _Toc103976553 4.3

15、曲轴的设计计算及校核 PAGEREF _Toc103976553 h 27 HYPERLINK l _Toc103976554 4.4 本章小结 PAGEREF _Toc103976554 h 30 HYPERLINK l _Toc103976555 第5章 机身的设计及离合器、制动器的选择 PAGEREF _Toc103976555 h 31 HYPERLINK l _Toc103976556 5.1 机身的设计 PAGEREF _Toc103976556 h 31 HYPERLINK l _Toc103976557 5.1.1 机身介绍 PAGEREF _Toc103976557 h 31

16、 HYPERLINK l _Toc103976558 5.1.2 机身尺寸设计 PAGEREF _Toc103976558 h 31 HYPERLINK l _Toc103976559 5.2 离合器制动器的选择 PAGEREF _Toc103976559 h 33 HYPERLINK l _Toc103976560 5.2.1 离合器与制动器的作用原理 PAGEREF _Toc103976560 h 33 HYPERLINK l _Toc103976561 5.2.2 离合器的选择 PAGEREF _Toc103976561 h 33 HYPERLINK l _Toc103976562 5.

17、2.3 制动器的选择 PAGEREF _Toc103976562 h 34 HYPERLINK l _Toc103976563 5.3 本章小结 PAGEREF _Toc103976563 h 35 HYPERLINK l _Toc103976564 第6章 基于Ansys Workbench对关键部件的有限元分析 PAGEREF _Toc103976564 h 36 HYPERLINK l _Toc103976565 6.1 有限元介绍 PAGEREF _Toc103976565 h 36 HYPERLINK l _Toc103976566 6.1.1 有限元概述 PAGEREF _Toc1

18、03976566 h 36 HYPERLINK l _Toc103976567 6.1.2 Ansys Workbench简介 PAGEREF _Toc103976567 h 36 HYPERLINK l _Toc103976568 6.1.3 Ansys Workbench分析基本步骤 PAGEREF _Toc103976568 h 37 HYPERLINK l _Toc103976569 6.2 关键件静力学分析 PAGEREF _Toc103976569 h 37 HYPERLINK l _Toc103976570 6.3 带轮和凸轮轴的几何模型 PAGEREF _Toc10397657

19、0 h 38 HYPERLINK l _Toc103976571 6.3.1 部分关键部件的网格划分 PAGEREF _Toc103976571 h 38 HYPERLINK l _Toc103976572 6.3.2 部分关键部件总变形结果 PAGEREF _Toc103976572 h 39 HYPERLINK l _Toc103976573 6.3.3 部分关键部件等效应力结果分析 PAGEREF _Toc103976573 h 40 HYPERLINK l _Toc103976574 6.4 本章小结 PAGEREF _Toc103976574 h 40 HYPERLINK l _To

20、c103976575 结论 PAGEREF _Toc103976575 h 41 HYPERLINK l _Toc103976576 参考文献 PAGEREF _Toc103976576 h 42 HYPERLINK l _Toc103976577 致谢 PAGEREF _Toc103976577 h 44第1章 绪 论1.1 研究的目的和意义压力机在国防和民用领域中占有着举足轻重的地位。采用现代切削技术制造出的产品具有很高的效率和良好的品质，并且低碳节能、成本低。冲压机已经广泛地被应用于各类汽车、农业机械、电子仪器仪表、国防工业领域以及各种满足人类日常压力需求设备的加工制造业中，随着该行业的

21、快速健康发展，压力机设备的规格和型号越来越多，质量要求也越来越好，生产能力逐步提高，在机械工程等行业中越来越重要。因此，对机械部件的加工精度要求和机械性能也提出来了一个更高一级的要求 REF _Ref103185626 r h * MERGEFORMAT 1。所以，我们就很显然有必要专门去对国内各种大型压力机系统都进行一个最优化的分析设计，针对目前在我国正使用着的各种小型压力机系统的各主要组成部分的机构尺寸、运动控制特性的分析、传动系数优化设计分析等等也都专门的做过了这样一些分析优化，研制设计出成本低、精密性好、使用高效、还能很好节能环保的新型压力机，是我们一项非常有研究价值的东西2。在当今世

22、界各国政府组织间存在的大量相互利益争夺当中，大多也都主要表现在这种相互利益争夺而引起的国家综合发展的综合国力要求上，为了尽快的提高整个国家和社会的整体生产实力，这样，就特别需要国家在它所有社会的各种生产环节中实现全面的机械化和生产自动化，这就是要求由我们个人来共同创造这种大量的，广泛的新型和优秀的机器来装备生活中的每个领域，只有如此，各产业才能迅速发展 REF _Ref103667486 r h * MERGEFORMAT 2。中国机械设备工业的发达程度是反映中国经济社会发达程度的一项主要标志。在现代科技的飞速发展下，社会对机械设备提出了愈来愈高的要求。机械制造业是整个国民经济中几个最为关键的

23、组成部分之一，其进展情况直接关系着整个国民经济的成长和发展速度。机械工业、农业、国防、科技教育等各方面工作的全面现代化，都会反映在高新技术产业的发展和水平提高上并反映出来。不管它是大规模集中的制造，还是更多种类产品的快速、小量化的机械化制造，都证明了只有通过大量农业机器设备的广泛使用，才能有效促进我国农业产品的标准化、系列化生产和通用化 REF _Ref103667534 r h * MERGEFORMAT 4。机械人担负起了向整个国民经济命脉的国民经济各个关键生产行业领域的无偿提供国内外各种较先进实用的自动化技术设备，促进各企业产品技术创新的发展当中的一项重大战略任务，并且在推动国家社会主义

24、的现代化、社会主义农业现代化、社会主义建设一体化进程发展中一直发挥着至关重要的地位。通过大规模的研制、生产和应用不同的新型机械设备，它将能大大的帮助我们推动国家经济社会体系现代化建设的步伐，促进我国的社会主义现代化。冲压机用于完成各种冲压工艺。随着我国制造业的发展，冲压机械已被广泛地应用于国民经济当中的各个领域 REF _Ref103185665 r h * MERGEFORMAT 5。我们是一个人口众多的国家，还是一个发展中国家，因而，对各个行业特别是机械行业的技术要求变得越来高，而在机械行业中，最主要的产业还是模具产业。模具生产的效率对生产的质量和经济效益有着很大的影响。除了冲压机器模具制

25、造的产业门类之外，与今天人们社会生活所密切相关的行业，诸如动力机械工业、船舶、电机、电器、机车车辆设备制造、航空航天、轻工业家用电器、日用五金等多种制造行业，都十分需要大量新型的模具冲压成型机械及冲压成形机械产品来满足它所提出的需要，随着当今科技工业的快速发展需要更多、更好的冲压设备来实现不同的冲压加工。1.2 国内外研究现状1.2.1 国内研究现状在过去，我国压力机技术的发展还存在着很大的缺陷，其中包括材料和技术工艺都存在不合格的现象，尤其是在电控领域当中，我国掌握的技术还十分得薄弱 REF _Ref103599455 r h * MERGEFORMAT 6。虽然我们可以通过去购买其他国家生

26、产的电控压力机来进行研究，但是电控方面的技术是它们产品的核心，这项技术我们国家还难以去理解和掌握，所以需要更多的人来加强对电控压力机技术方面的研究和创新是势在必行的一件事。在经过了压力机行业几十年的快速发展之后，我国压力机技术也呈现出日益成熟的趋势。这一进步在压力机行业领域中具有突破性的时代意义。尽管我国压力机行业发展十分迅速，但由于起步较晚，导致拥有尖端技术的制造商并不多，一些中外合资企业或国外知名厂商已经占领了中国高端压力机的市场，高端技术主要集中在智能化、自动化和信息化。因此，在这种情况下，我们需要对现有产品进行升级改造。通过一些公司大力开发引进国外各种先进生产技术与相关工艺设备，提高并

27、保障了企业产品质量的稳定性能以及工厂整体高效生产及运作管理的效率，从而实现更高的经济效益 REF _Ref103667617 r h * MERGEFORMAT 7。本文将针对压力机这个问题进行展开研究。在技术方面，可以相信电子控制技术会有新的突破，中低端压力机会更多的进入到高端市场。从进口国来看，欧美等国家都把对我国压力机的进口限制放宽了一些，这对于我国压力机企业来说既是机遇又是挑战。我国是世界上最大的压力机生产国和消费国之一。2013年，我国调整了压力机行业的产能旨在为了解决一些压力机产能过剩的问题。未来我国的压力机行业整体的发展水平将呈现出越来越好的趋势，我们企业将要继续加速向国内高端市

28、场上进军的步伐，各种大中型机床厂企业都要努力不断的提高其技术水平，生产各种具有更高效、节能、灵活、便捷使用等新兴优势功能的先进压力机，并主动寻求市场机会进入更高端的市场中去。1.2.2 国外研究现状上世纪末，欧美日等先进工业技术发达国家已开始着手研究开发交流式伺服电机直驱压力机，与我国传统机械压力机相比较，伺服式压力机已具备了构造方法简便，制造过程效率高，质量稳定性好，曲柄滑块运动控制灵活，减振和节能减排效果等十分明显的优势 REF _Ref103667645 r h * MERGEFORMAT 8。目前，国外的一些比较著名的大型机床公司也已经开始慢慢把自己专业的眼光重新投入到此产品当中去。随

29、着国内现代工程计算机科学理论与计算机控制理论应用技术理论研究工作的持续而快速有效的深入发展，伺服式压力机控制将被逐步深入的研究，向控制的数字化技术的前沿方向深入发展，并已经逐步取代掉了我国原有落后的传统机械式压力机。这种新型压力机在日本逐渐进入生产阶段，在难以压制成型的复杂零件和机器领域有很多应用，在锻造汽车零件和压制电子零件方面具有很高的精度，而且比其他类型的压力机更加经济、节能和可靠。与其他类型的压力机相比，它具有许多优势，如经济效益、能源效率和可靠性，已成为当今世界冲压生产技术与装置的重点发展方向之一。日本公司目前是具有在伺服压力机产品开发、制造能力和整机商业化技术方面在全球同行企业当中

30、领先的水平，掌握了多种伺服压力机总成的整体设计工艺与成套生产设备的核心技术，特别是日本的公司Keita、株式会社的小松制造所和德国Neto公司等知名国际高压压气机生产商也是相继设计推出了采用与国内外传动机械结构材料和技术型号规格不同的的高性能伺服压力机产品。从1993年起开始，由日本的Keita企业公司开始研发设计了他们自己的大功率伺服电机，自1997年开始以来，该企业还开发推出了NSI-D系列大功率伺服式压力机并且取得了不俗的反响。该系列产品主要采用了自行设计研制的大功率伺服电机，采用曲柄连杆机构直接液压驱动，齿轮直接传动的方式工作。其所在公司自主生产研发成功的伺服液压驱动系统技术（Serv

31、oPro）系统性能极其优异，单个伺服驱动电机每分钟可独立产生高达近3000kN以上的液压滑块承受冲击与压力。其中日本小松公司相继设计推出成功了诸如HIF、H2F型号等一系列的大型液压伺服驱动的压力机产品。这些新产品能够通过液压滑轮、齿轮轴和螺栓连接件与一个由液压伺服调节马达驱动的6杆或转向器相连。HIF伺服压力机的最大压力负荷通常在350 kN和2000 kN之间，而H2F伺服压力机主要配备2000 kN和3000 kN的产品， H2F型伺服压力机中主要配置有使用最高冲压负载能力规格的2000kN级产品规格和3000kN级别规格的产品。他们公司还承诺将可持续的根据每个特定行业客户群体的一些特定

32、应用需要来可持续地提供例如小于8000kN功率或负载超过了10000kN电流等符合更高功率的规格要求的伺服或驱动式压力机产品。就当今国外曲柄压力机工业的基本发展现状而言，近30年时间来，通过大规模批量规模化生产，曲柄系列压力机在金属薄板的冲压制作和金属模锻生产中也得到较为广泛有效的配套应用，专门化开发程度更是越来越高 REF _Ref103667645 r h * MERGEFORMAT 8。然而，今年一季度以来，国外多品种小批量的生产销售呈现出越来越好的势头，为了尽可能的去满足市场经济的合理性，我们仍需要努力增加生产方法的市场灵活性程度和提高工艺设备产品的通用性。在这样的情况下，国外压力机的

33、设计者和制造商已经开始对传统的机械压力机进行了不断的尝试和努力，最终设计和制造出了一些新颖的、开创性的压力机。这些压力机具有独特的结构特点，能够适应不断变化的工艺流程，通用性强，灵活性高，对使用企业而言更加方便。这些新产品中，大部分已成为世界上最先进的产品，并且被广泛地应用于汽车工业、电子制造业及模具行业等领域。新型机械式无级变速器无级变速传动技术 REF _Ref103722145 r h * MERGEFORMAT 9。其中，机械驱动源所采用独特的液压结构与具有现代流体机械压力机原理特性和具有传统液压机所惯有特征的其它许多主要优点已经基本充分得相匹配上了，并且显示出具有了适合未来流体压力机

34、产品使用的其它主要突出技术功能特点。 1.3 课题的主要研究内容本设计以16吨机械式双柱压力机的整体结构进行设计，完成执行机构和传动装置的设计与计算，对机身、离合器进行设计，绘制三维、二维装配总体结构图、重要零件的零件图。1、确定总体传动方案，包括执行机构的方案确定和传动方案的确定。2、设计计算本次设计的执行机构，即分析执行机构的运动和受力，设计计算连杆，最终选择电机的类型和结构。3、传动装置的设计计算包括带传动和带轮的设计计算，再对直轴与曲轴进行设计计算与校核。4、对机身进行设计及离合器、制动器的选择，还需要对机体部分关键部件有限元仿真分析，对凸轮轴、带轮进行建模、网格划分进行分析。1.4

35、设计任务本次设计的课题是：16吨机械式双柱压力机的设计及其执行机构的计算机辅助设计。设计的主要参数为：公称压力：160kN；最大冲程：70mm；公称压力角：30； 滑块行程次数：120次/分。第2章 确定总体传动方案2.1 方案的确定2.1.1 执行机构的方案压力机在工作时需要滑块进行往复线性运动，但是作为提供动力来源的电机是做旋转运动的，因此就需要一个机构将旋转运动转换成往复线性运动。现有的解决方案分别是有：1.曲柄滑块机构：是通过简单的连杆机构，用曲柄带动滑块实现压床的上下来回运动；2.凸轮连杆机构：只要通过适当地设计凸轮的轮廓曲线，在工作时凸轮就可以将连续的旋转运动转化为往复的直线运动，

36、这样可以实现其他较复杂的运动规律；3.对心曲柄滑块机构：用曲柄和滑块来实现转动和移动相互转换的 HYPERLINK /item/%E5%B9%B3%E9%9D%A2%E8%BF%9E%E6%9D%86%E6%9C%BA%E6%9E%84/10455500 t _blank 平面连杆机构，可以将不整周或整周的回转运动转换为往复移动。2.1.2 执行机构的方案确定方案一：采用凸轮连杆机构为执行机构如图2-1。方案二：采用对心曲柄滑块机构为执行机构如图2-2。 图2-1 凸轮连杆机构 图2-2 对心曲柄滑块机构对比以上两个方案：方案一的缺点是凸轮的几何形状不容易加工，凸轮与连杆是点接触，所以压应力很

37、大，凸轮容易磨损，连杆可能因应力过大而断裂或变形，但与现在许多中小型压力机设计中广泛使用的对心曲柄滑块机构相比，这些缺点并不明显，这项技术相对来说比较成熟完善。对上述机构进行比较研究后，选择对心曲柄滑块机构。2.1.3 传动方案的确定一个合适的传动系统方案，首先必须满足机器的特点、工作的要求，运行安全可靠，传动结构相对简单、紧凑、易于操作，而且生产成本低，传动效率高，使用和维护方便。目前压力机中使用了各种传动系统。根据传动级数的不同，可分为一级传动和二级传动，根据传动系统的不同，可分为液压传动、气动传动和机械传动。液压和气动传动系统精度高，但设计相当复杂，生产成本相对较高，而机械传动部分相对简

38、单，易于使用，虽然效率较低，但维护成本较低，符合公司的大部分技术要求。因此，决定选择采用机械传动的方式。如果使用一级传动，由于传动比在技术上是必要的，大带轮的尺寸会过大，无法满足本设计的要求。出于这个原因，本设计中使用了二级传动。如果是由几种传动形式组成的多级传动时，必须充分考虑每种传动形式的特点，合理分配传动顺序。（1）带传动装置的负载能力较低，会出现打滑和弹性打滑现象，传动装置通常部署在高速类，并在现代机器中广泛使用，具有平稳、设计简单、成本低、缓冲吸振等特点。 （2）链传动与带传动相比，链传动没有弹性滑移和打滑现象，在同等条件下传动效率更高，链结构与齿轮相比更加紧凑，而且链传动在制造和安

39、装过程中要求的精度更低，成本更低，在进行长距离传动设计时会比齿轮传动系统轻得多。链传动设计的主要缺点是，齿轮在运行过程中不能自动保持恒定的瞬时齿轮比，在高度磨损后可能会引起跳齿，而且在运行过程中可能会伴随着高噪音，不适合在传动负荷比变化幅度很大的齿轮传动系统设计中使用。（3）齿轮是机械传动中最重要的驱动装置之一，并被广泛使用。它们的主要特点是效率高，设计紧凑，运行可靠，使用寿命长，传动比稳定。经过上述比较和对所有角度的考虑，两个减速级的传动分别选择了带传动和直齿圆柱齿轮。带传动在高速级，而直齿圆柱齿轮在低速级。2.2 压力机的工作原理如图2-3所示为曲柄压力机运动原理图，电动机11通过V带将驱

40、动力传递给大皮带轮2，再经过齿轮9、10将驱动力传递给凸轮轴7，后者再通过连杆6将齿轮的旋转运动转换为滑块5的往复直线运动，因此就将齿轮的旋转运动变成了滑块的往复直线运动。由于在加工操作过程中有时需要移动和停止滑块，所以压力机上配备了离合器8和制动器3。在整个工作周期内进行加工操作的时间很短，也就是说有装料和卸料的工作时间很短，大部分时间为无负荷的空程。因此，为了使电机均匀负载并有效利用能量，安装了一个飞轮，大齿轮 9即起飞轮作用，在电动机不切断电源情况下，滑块的动与停是通过操纵脚踏开关控制离合器8和制动器3实现的。当踩下脚踏开关时，制动器松闸，离合器被接合，将传动系统与曲柄连杆机构连通，动力

41、输入，滑块运动；当滑块需要停止运动时，松开脚踏开关，离合器分离，将传动系统与曲柄连杆机构脱开，同时运动惯性被制动器有效地制动，使滑块运动及时停止运动。1-小皮带轮；2-大皮带轮；3-制动器；4-导轨；5-滑块；6-连杆；7-凸轮轴；8-离合器；9-大齿轮；10-小齿轮；11-电动机图2-3 曲柄压力机传动系统简图2.3 本章小结本章中对压力机设计的总体传动方案进行了详细确定，经过研究比较，确定可以采用对心曲柄滑块机构传动来作为本工程设计的控制执行机制，为了进一步适应工作机的运动特性需要和实际工况应用的需要，本次设计采用的驱动系统为二级传动，为了满足许多公司的需要，选择了机械传动和由几个基本传动

42、形式组成的多级传动，然后，选择带传动和直齿圆柱齿轮来进行两个减速级的传动。带传动在高速级，直齿圆柱齿轮在低第3章 执行机构的设计与计算3.1 执行机构的运动分析和受力分析3.1.1 执行机构的运动分析设计工艺参数：滑块行程：70mm；工程压力：160kN，生产率：120次/分；冲压角=30。如图3-1所示为曲柄滑快机构的运动简图，O点为曲柄的旋转中心。曲柄OA转动时，从上死点A1转到下死点A0，滑块从B1降到B0，全行程S0=2R。为了计算方便，确定曲柄转到下死点时，转角为零度，曲柄逆运动方向转到上死点时曲柄转角=180，连杆中心线与滑快运动方向的夹角为，曲柄转角与滑快行程S的关系表达如下：

43、（3-1）图3-1 曲柄滑快机构的运动简图随着曲柄的旋转，曲柄角度发生变化，也随之变化。两者之间的关系如下： 令=R/L，则 （3-2）所以 （3-3）把式（3-2）代入式（3-1）得 （3-4）根据泰勒级数展开并取前两个项，可以得到把上式代入式（3-3），得 （3-5）式中 S 滑块位移，从上图死点位置开始向下算起，向上方向为正（mm） 曲柄转角，从下死点开始算起，与曲柄旋转方向相反为正R 曲柄半径（mm） 连杆系数为了确保产生压力机所需的公称压力，由第九章6可知，连杆系数通常在0.10.2之间，即取300到600之间。初取，则。当时，其对应的板厚为。把代入式（3-5），可计算出得。将式子（

44、3-4）中对时间进行求出导数，可分别求算出滑块速度：因为 所以 （3-6）式中 V 滑块速度（m/s）W 曲柄角速度，W=2n/60将式（3-6）对时间求导数，可得滑块加速度： 3.1.2 执行机构受力分析当曲柄压力机正常工作时，工件变行抗力通过压力机的上模传到滑块上，连杆以推力推动，滑块沿导轨向下进行运动。导轨对滑块产生了一个大小为的阻力，方向垂直于导轨。作用在滑块上的力有三个,如图3-2所示。图3-2 执行机构的受力分析根据力平衡原理得出：由式（3-2）有：当时， 曲柄的曲柄颈所受的力所以：曲柄的曲柄颈所受扭矩为：= 19849.2 在进行向下冲压的过程中。制动器不起制动的作用，大齿轮上的

45、扭矩与曲柄颈所受的扭矩相等，即小齿轮所受扭矩为 ： （3-7）3.1.3 连杆设计计算在各种中小型压力机中，连杆通常由铸铁制成，而在大型压力机中，连杆通常用钢或钢板焊接而成。用于可变连杆的球头式调节螺杆通常由45号钢锻造而成，球头经过硬化处理，表面淬火。压力机一工作循环所消耗的能量A为 下面对这些能量分别计算：工件变形功 J （3-8）式中 为压力机公称压力（N） 为板料厚度（m）对于快速压力机 mm （3-9）故（J）2）拉延垫工作功 J式中 为压力机公称压力（N） 为压力机滑块行程长度（m）故 J3）工作行程中曲柄滑块机构摩擦消耗的能量 （3-10）式中 摩擦当量力臂（m） 公称压力（N）

46、 公称压力角（）故 J4）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为： （3-11）式中 压力机公称压力（N） 压力机总的垂直变形（m） （3-12）压力机垂直刚度故 J5）压力机空程向下和空程向上时所消耗的能量根据曲柄压力机空程损耗功及飞轮空转损耗功率表知 J kW6）滑块停顿飞轮空转时所消耗的能量 J （3-13）式中 压力机单次行程时的循环周期（S） 曲轴回转一周所需时间（S） 压力机行程次数压力机行程利用系数故 J7）单行程时，离合器接合所消耗的能量 J综上所述：总功 =63000+833.3+2088+1250+100+11400+0.2A故 J3.2 电动机的确定电机的类

47、型和机构的形状应根据电源的类型、使用条件、负载的大小和变化、启动性能、制动的程度和正反转的频率来选择。有两种类型的电机：交流电机和直流电机。许多制造厂商大多会使用三相交流电，所以本次设计中也使用了三相交流电机。电动机功率计算： （3-14）一般为1.21.6 ，本文中取1.6式中 平均功率（kW） 工作循环所需的总能量（J） 工作循环时间（s） （3-15）式中 压力机滑块行程次数 压力机行程利用系数，当采用自动化送料时为1，本文中取0.63.3 本章小结本章对压力机的执行机构进行了受力分析和运动分析，并对连杆进行设计计算，连杆采用铸铁制造，长度可变的球头式调节螺杆则由45钢锻造，经调质处理，

48、球头表面淬火。并根据电源种类、工作条件、载荷大小等条件选择三相交流电动机。第4章 传动装置的设计与计算4.1 带传动的设计与计算及带轮的设计带传动通过使用皮带作为两个或多个带轮之间的柔性牵引元件，通过这些部件之间的摩擦（或粘附）传递运动或动力。可以通过皮带的横截面形状，将其分为平带传动、V带传动、同步皮带传动和多楔带传动。带传动是带有中间柔性元件的传动，具有以下优点：1）可以减轻载荷冲击的影响；2）工作过程中较平稳；3）制造和安装较为方便简单；4）载荷过大时可保护其他部件受损；5）可以延迟以适应不同的工作情况。因为设计要求的转速很高，为保证机器正常运转可以选用V带传动，计算如下：（1）定V带型

49、号和带轮直径1）工作情况系数由机械设计（P168）表8-8得2）计算功率3）选带型号由机械设计（P169）图8-11得带型选C型。4）小带轮直径由机械设计（P169）表8-9取5）大带轮直径6）大带轮转速（2）计算带长初取中心距带长由机械设计（P157）表8-2得基准长度（3）求中心距和包角1）中心距 2）小轮包角 （4）求带根数带速 由文献1可知 故带根数 取根（5）求轴上载荷张紧力（由机械设计（P161）表8-3查得带质量）轴上载荷4.1.2 V带轮的设计设计制造V带轮时应达到的条件有：产品质量小，构造加工工艺好，无过大的铸造内应力，质量分配的均衡，速度较高时要充分考虑动平衡，轮槽工作面要

50、精密机械加工，以减少带的损坏，各槽的规格和夹角应保证规定的精确度，以使负荷分配较为均衡等 REF _Ref103602277 r h * MERGEFORMAT 11。1.小带轮的设计（1）确定带轮的结构形式 已知小带轮的基准直径，故采用腹板式机构。 （2）选择带轮的材料由机械设计手册（P13）表1-6查得外径可选用铸铁，材料牌号为。 （3）带轮的结构尺寸 因为选择的皮带为SPA型窄V带。由机械设计（P171）表8-11查得轮槽尺寸如下： 基准宽度： 基准线上槽深： 基准线下槽深： 槽间距： 第一槽对称面到端面的距离 最小轮缘厚 轮槽角度 （4）确定轮缘及轮毂的尺寸 带轮宽 轮缘外径 轮毂外径

51、 取 轮毂长度 取 结构图如图4-1所示。图4-1 小带轮结构图2.大带轮的结构构设计（1）带轮的材料确定可选用铸铁，材料牌号为。（2）结构尺寸由可知，采用轮辐式。大带轮在本设计中兼有飞轮的作用。冲压时阻力所做的功为 =2659.5 J （4-1）式中 h 冲压的最大板厚（mm）所以 J 安装飞轮后，电动机所需功率 kW （4-2）式中 T 冲压间隙冲头在接触工件这段时间内电动机所做的功 式中 t1 实际冲压工件所需的时间，一般取所以 J 最大盈亏功 J 最大转动惯量 （4-3）式中 不均匀系数的使用值由机械原理（P110）表7-2取。试取平均平均直径因为 所以 （4-4）式中 铸铁的密度（k

52、g/m）取，则。所以 解得 所以 取 d为直轴的直径。采用同步设计，在轴的设计中算出。取轮辐数=5，取 因为 所以 结构图如图4-2所示。图4-2 大带轮结构图4.2 直轴的设计计算及较核轴是机器的主要部件之一。所有的旋转运动的传动部件都应安装在轴上，以承载运动和力的传递，轴的主要作用是支撑旋转部件并承载运动和力的传递 REF _Ref103773104 r h * MERGEFORMAT 14。（1）轴的转速及转矩，传递的功率前面已算出 转速转矩 功率 kW（2）求作用在齿轮上的力小齿轮的分度圆直径 mm 齿轮的周向力 N 齿轮的径向力 N （3）选择轴的材料由机械设计（P373）表15-1

53、选择轴的材料为40Cr，调质处理。由机械设计（P382）表15-3取（4）确定轴的最小直径 （4-5）式中 轴传递的功率（kW） 曲轴的转速（r/min）于是 mm 一、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）为了满足小齿轮和飞轮的轴向定位要求，且定位可靠，且不影响轴的疲劳强度，轴端的最小直径为 mm REF _Ref103973194 r h * MERGEFORMAT 13。因，都开有一个键槽，当时，有一个键槽，轴径增大5%7%，所以。取。因为，为使轴端挡圈只压在飞轮上，而不压在端面上，应略小于，取，同理，取。段的右侧要制出一轴肩。定位轴肩的高度一般取，所以。取，故。由机械设计（P2

54、10）可以知道滑动轴承的宽径比为之间，即：。取16。（2）轴上零件的周向定位小齿轮、大V带轮和轴的周向定位均采用键联接。大带轮：按mm，由表11-28查得平键的截面为。键槽是用键槽铣刀来加工的，取长为mm。小齿轮：按mm，由表11-28查的平键截面为。键槽是用键槽铣刀来加工的，取长为mm。（3）确定轴上的圆角和倒角尺寸参考机械设计（P375）表15-2取轴端的倒角为2.545，各轴肩处的圆角半径为mm。（4）求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图轴水平面受力如图4-3所示。图4-3轴水平面受力皮带轮 N 齿轮的周向力 N 齿轮的径向力 N 由 解得 N N画出水平面弯矩图4-4：图4-

55、4 水平面弯矩轴垂直面受力如图4-5 所示。图4-5轴垂直面受力由 解得 NN画出垂直面弯矩图，如图4-6所示。 图4-6 垂直面弯矩可得 画出总弯矩图，如图4-7所示。图4-7总弯矩作出扭矩图，如图4-8所示。图4-8 扭矩图（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，即危险截面C的强度。 （4-6）式中 折合系数 轴的计算应力（MPa） 轴所受的弯矩（） 轴所受的扭矩（） 轴的抗弯截面系数（） 对称循环变应力时轴的许用应力（MPa）当扭矩切应力为静应力时，取；当扭转切应力为脉动循环变应力时，取；若扭转切应力为对称循环变应力时，取。本设计取 REF _

56、Ref103973338 r h * MERGEFORMAT 15。抗弯截面系数 轴的计算应力MPa前面选定轴的材料为40Cr，调质处理，由机械设计（P373）表15-1得 MPa，因此，故轴安全。（6）校核轴的疲劳强度一、判断危险截面键槽，轴肩所引起的应力集中，均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕设计的，所以截面、均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面、处的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大，但应力集中不大，故C截面不必校核；截面、受到的应力集中相近，但截面受到的扭矩比截面小的多，故截面不必校核。所以该轴只需校核截面左右两侧即可 REF

57、 _Ref103973376 r h * MERGEFORMAT 16。二、截面左侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧的弯矩 截面上的扭矩 截面上的弯曲应力 MPa 截面上的扭转切应力 MPa 轴的材料为40Cr，调质处理。由机械设计（P373）表15-1得抗拉极限强度MPa，弯曲疲劳极限MPa，剪切疲劳极限MPa。由机械设计手册（P19）表3-6 由，得有效应力集中系数：由机械设计（P49）附图3-2得尺寸系数由机械设计（P49）附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工，由机械设计（P50）附图3-4得表面质量系数轴未经表面强化处理，既，则综合系数值为由机械设计（P27）图3-1知道：碳钢的特

58、性系数： ；合金钢的特性系数：。取。 ，所以于是，计算安全系数。 取， 故可知其安全。三、截面右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧的弯矩 截面上的扭矩 截面上的弯曲应力 MPa 截面上的扭转切应力 MPa 由机械设计（P49）附表3-8用查值法求出，取，于是得，。轴按磨削加工，由机械设计（P50）附图3-4得故得综合系数值为 于是，计算安全系数 故该轴在截面右侧的强度也是足够的。4.3 曲轴的设计计算及校核曲轴在曲柄压力机的主要部件，工作时受力状态较为复杂，它的制造条件要求较高。一般采用铸造，经粗加工后进行调质处理。为了提高曲轴的使用寿命，各个轴颈及圆角过渡出，应用滚子碾压强化 REF _

59、Ref103773042 r h * MERGEFORMAT 20。1.本设计选曲轴的材料为40Cr经调质处理。对于曲柄压力机的曲柄，人们在使用中积累了许多经验，并获得一些经验公式。本设计先由机械设计 REF _Ref103599455 r h * MERGEFORMAT 6提供的经验公式进行初步设计 ，再对其进行校核。曲轴的示意图如下图（4-9）所示： 图4-9 曲轴的示意图支承颈直径曲柄颈直径支承颈长度曲柄两臂外侧面间的长度曲柄颈长度圆角半径曲柄臂宽度取： mmmmmmmmmmmmmm大齿轮与曲轴的轴向定位采用轴间定位。轴间高度一般为（0.070.1）d。d为连接大齿轮的轴段直径。所以：取

60、 取 2.校核对曲轴的校核只需校核其向下冲压工件的过程，不需要对其整个运动周期进行校核。由于在向下冲压的过程中，制动器不起制动作用，其摩擦力及制动力矩在这个过程可以忽略不计 REF _Ref103946555 r h * MERGEFORMAT 19。假设连杆给曲轴的作用力为两个集中力，大小各为Pg/2，力作用点在距曲柄臂内侧2r处，r为曲轴圆角半径。把曲轴看成简支梁，支点在曲柄臂的外侧2r处。如图4-10所示。图4-10 曲轴的受力分析及扭矩图对C-C截面进行校核。Nm在执行机构的分析中已算出 Nm所以 取 则MPa由表9-5查得所以 故C-C截面安全。对B-B截面进行强度校核。在B-B截面