机械压力机说明书

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IAbstract II第1章绪论 11.1国内外机械工业的发展现状 11.2机械压力机简介 21.2.1机械压力机的分类 21.2.2机械压力机的应用 21.2.3曲柄压力机的工作原理 21.2.4机械压力机的研究及应用现状 4第2章主要机构的设计方案确定 72.1执行机构的选择和确定 72.2传动装置的方案确定 7第3章执行结构的设计与计算 9第4章电动机的选择 124.1电动机功率的确定 124.2确定电动机型号 12第5章带传动的设计 135.1V带传动中带的相关数据计算 135.1.1确定计算功率 135.1.2带型的选择 135.1.3确定带轮的基准和直径 135.1.4确定中心距和带的基准长度 145.1.5计算主动轮上的包角 145.1.6确定代的根数 145.1.7确定带的预紧力 155.1.8计算带轮传动作用在轴上的力（简称压轴力） 155.2V带传动中带轮的设计 165.2.1小带轮的设计 165.2.2大带轮的设计 17第6章齿轮传动的设计 196.1初步确定 196.2齿轮具体设计 196.3按齿面接触疲劳强度进行校核 226.4齿轮几何尺寸计算 23第7章传动轴的设计 267.1材料选择 267.2传动轴的结构和尺寸的确定 267.2.1确定轴的装配方案 267.2.2具体尺寸、定位的设计及计算 277.3传动轴的强度计算和校核 287.3.1计算传动轴受力 287.3.2按弯扭合成应力校核传动轴的强度 327.3.4轴承的校核： 33第8章曲轴的设计 348.1材料的选择 348.2设计要求 348.3曲轴的结构设计 358.4曲轴的强度计算 368.5连杆的设计计算 368.6连杆最大压缩应力校核 37第9章电磁振动给料机的设计 389.1物料运动状态的选择 389.2机械指数k及振动次数n和振幅A1选择 389.3理论输送速度和实际输送速度的计算 399.4电振机生产率 399.5动力学参数的计算 409.6电振机电磁参数计算 419.7振动料斗的设计 429.8振动料斗的调试 43第10章机床及床身的设计 4410.1机座与箱体的设计 4410.1.1机座与箱体的类型 4410.1.2机座与箱体的设计要求 4410.1.3材料的选择 4410.2肋板的设计 4410.2.1肋板的作用 4410.2.2肋板的布置和安排 4510.2.3肋板的设计及主要作用 4510.3导轨的设计 4510.3.1导轨的分类 4510.3.2导轨选择的要求 4510.3.3导轨材料及形状的选择 45第11章离合器的设计 4611.1离合器的分类与性能 4611.1.1基本要求 4611.1.2分类及特征 4611.2接合元件 4611.2.1嵌合元件 4611.2.2摩擦元件 47第12章零部件的润滑 48总结 49参考文献 50致谢 51第1章绪论1.1国内外机械工业的发展现状自从工业革命以来，机器的使用使人们从手工的劳动中解放出来，不仅是这样，还极大的提高了生产率。在当今的世界各国，机械工业已经成为一个影响着国家经济、国防建设的重要基础产业，是国家各个项目建设和国民生产的重要的载体和最基础的平台。机械工业的发展与进步可以提高一个国家整体的工业水平，可以使各行各业的产品的质量得到更大的提升，从而使综合国力增强。因此可以说，机械工业的发展历程是与国家工业化的进程一直的，从某种意义上说，也是国家工业化进程的一个缩影。在国际上，德国、日本、美国等国的机械工业发展水平已经可以代表世界最先进的水平，这可以从这些国家的汽车制造业、精密金属产品的加工、航空航天领域等方面可以看出，因此在机械工业高水平的带动下，这些国家成为世界上的同等发达国家，无论是国名经济还是国防设备都是世界一流的，使这些国家成为世界经济强国和军事强国[1]。相比之下，我国的机械工业这些年虽然有了长足的发展，从我公航空航天领域、家电制造领域等行业可以看出，但是与世界强国相比，还有一段相当长的路要走，特别是自2006年以来，中国机械工业跨越入世过渡期，市场开放水平达到承诺的终点，整个机械工业面临新的机遇和挑战。我国机械工业中面临最大的挑战是自主创新能力。据统计，我国新产品贡献率仅为5.9％，只及工业发达国家的1/10；发达国家机械行业新产品的寿命一般为5年，而我国平均为10年；机械工业的主要技术50％以上来自国外，汽车工业的70％、发电设备的50％、基础机械的60％、农业机械的30％来自引进，大部分的高额利润被外国公司赚取。面对这样严重的问题，我国的机械工业任重道远。1.2机械压力机简介冲压是在室温下，利用安装在压力机上的模具对材料施加压力，使其产生分离或塑性变形，从而获得所需零件的一种压力加工方法，具有生产率高、材料利用率高、零件精度高、一致性程度高等突出优点，因此在批量生产中得到广泛的应用，在现代工业生产中占有十分重要的地位，使国防及民用工业生产中必不可少的加工方法。1.2冲压加工离不开冲压设备，冲压设备属锻压机械。常见的冷冲压设备有机械压力机和液压机。机械压力机按驱动滑块机构的种类可分为曲柄式和摩擦式；按滑块个数可分为单动和双动；按床身结构形式可分为开式和闭式；按自动程度可分为普通压力机和高速压力机等。如图（1-1）所示为常见的机械压力机。图1-1常见机械压力机1.2.2机械压力机的应用机械压力机是成材料冲压生产的主要设备，可用于冲孔、落料、切边、弯曲、浅拉伸和成型等工序。广泛用于国防、航空、汽车、电机、电器等行业中。1.2.3曲柄压力机的工作原理曲柄压力机利用曲柄连杆机构进行工作，电机通过皮带轮及齿轮带动曲轴传动，经连杆使滑块作直线往复运动。曲柄压力机分为偏心压力机和曲轴压力机，二者区别主要在主轴，前者主轴是偏心轴，后者主轴是曲轴。偏心压力机一般是开式压力机，而曲轴压力机有开式和闭式之分。偏心压力机和曲轴压力机的传动系统简图如图1-2和图1-3所示，特点是生产率高，适用于各类冲压加工。图1-2偏心压力机传动系统简图图1-3曲轴压力机传动系统简图1.2.4机械压力机的研究及应用现状1.多连杆压力机的广泛应用在现代机械压力机上，用多连杆机构替用一般曲柄滑块机构己成为当前压力机结构发展的方向之一[2]。在多杆机构的机械压力机投入生产使用之前，世界上所有板料成塑、薄板拉伸行业中，用于生产的机械压力机均为四杆机构，我们称之为曲柄连杆压力机，人们在长期的使用过程中，特别是在薄板深拉伸的工艺过程中，发现采用曲柄连杆机构的机械压力机滑块在拉伸过程中运行的速度、加速度较大。使拉伸成型的零件易撕裂或起皱，拉伸件的合格率低，造成的废品较多。压力机使用的模具在上、下模合模的瞬时冲击力较大，使主机、模具的零、部件损坏，从而造成主机、模具的使用寿命降低，而且曲柄连杆压力机的负荷工作区的行程较短，不适应深拉伸工艺负荷工作区域长的要求。这些压力机主机结构上的缺陷极大地限制了深拉伸工艺的发展，生产成本居高不下，生产效率很低。为了解决曲柄连杆机构的机械压力机在结构上不适应于高速发展的汽车、轻工等工业薄板冲压成型、深拉伸等工艺工作的需要，人们不断地改造压力机使用的模具结构，使之能够克服压力机的缺陷；研制新型材质的钢板，提高钢板的拉伸性能使之适应拉伸工艺的特殊要求；利用液压机代替曲柄连杆式的机械压力机来完成拉伸工艺工作，但这些努力均不能使人们得到完全满意的结果。而机械压力机制造厂的工程技术人员们也在不断的研究、探讨，从改变主传动的结构形式上来改善机械压力机的工作性能，研制出各种各样的、适应于各种板料冲压、成型、拉伸等工艺工作需要的机械压力机，包括多杆压力机的开发、研制。最早的多连杆机械压力机出现在五十年代的德国，他们生产厂我们称之为六杆—肘杆机构的机械压力机，在一次冲压工作行程中完成载重汽车大梁的落料、弯曲成型、冲孔等工序的闭式单动双点六杆3000吨机械压力机。到了现在，世界上生产出六杆、八杆、十杆等不同杆系，不同吨位，专用于薄板成型、拉伸工艺的多杆单、双动，单、双、四点机械压力机。2.多工位压力机及其应用多工位压力机是一种高效先进的冲压设备，落料、冲孔、冲槽、拉延、成形以及许多其他加工均可在一台多工位压力机上完成。与由多台压力机组成的生产线相比，多工位压力机能够提高生产率和产品质量，减少占地面积并降低成本。多工位模与级进模相似，它们之间的主要区别是工件在工位之间的传送方式上。在级进模中，工件与送进带料始终相连，到最后一个工序才与带料分离；在多工位模上，工件与带料从第一工序起就分离开，工件是由机械手(夹钳)从一个工位移送到另一个工位。与多台单机工作方式相比，多工位压力机可以省去辅助操作及工序间的检查、搬运、堆放。多工位压力机集传统的压力机制造技术、模具加工技术、数控技术及计算机—通讯技术为一体，代表了金属拉延件的最高加工水平。目前，多工位压力机的制造和使用主要是在一些工业发达国家。在我国，由于人员素质和模具制造水平较低，对多工位压力机投资的认识也不够，大大限制了多工位压力机的发展和使用。随着我国综合工业技术水平的进步以及市场竞争的日趋激烈，许多厂家开始认识到，使用多工位压力机生产冲压件，将在产品的产量、质量及成本方面占据优势，从而提高企业的竞争能力。因此，多工位压力机的需求量将会随着经济的发展日益增加。3.数控压力机的发展数控压力机是现代数控术与传统压力机相结合的产物：它是集计算机技术、微电子技术、自动控制与检测技术等多种现代技术于一体，并与传统的机械压力加工技术深度结合的机电一体化产品。它是利用数字控制技术实现板料压力加工过程自动操作的压力机。目前国外使用数控压力机进行板料加工生产已相当普遍，数控压力机的应用在发达国家已进入普及和成熟的阶段。据统计，美国在1978年至1983年间共生产出数控压力机约六万台，相当于美国全部压力机总数的20％左右[3]。以欧洲四国为基础的统计数字表明，在1983年至1990年间数控压力机的销售量增加了40倍。在我国数控压力机正处在方兴未艾的发展时期，国内对高功能、低价格的经济型数控压力机有着广泛的需求。我国发展经济型数控压力机的途径一方面是改进已有的产品，一方面是利用新条件开发价廉物美的新产品，其关键在于根据各种实际需要开发相应的压力机数控系统。另外，对通用压力机进行数控技术改造，也是我国经济型数控压力机发展的有效途径。第2章主要机构的设计方案确定2.1执行机构的选择和确定每一个机器都是由机构组成的，各种机构相互配合、协调动作，才能使机器按照预期的规律运行，从而完成加工工艺。执行机构作为机器完成最终加工工艺的机构，在整个机器中具有重要作用，适当的选择设计方案，不仅可以使整个机器按照设计的需要完成加工过程，还可以减小维护的工作量，降低维护费用，并使机器的结构简单，无故障可靠工作时间增长。我们所熟悉的执行机构有以下几种：1.平面连杆机构：这里所指的主要是对心曲柄滑块机构。它的主要优点是：结构简单，运行平稳可靠，维护维修方便。2.凸轮机构：凸轮机构的最大优点是只要做出适当的凸轮轮廓就可以使从动杆很容易得到预定的轨迹，并且这种机构比较简单紧凑，设计比较方便。但是，凸轮的轮廓不容易确定，而且在长时间的工作后，凸轮轮廓的磨损很严重，使产品的精度大大降低。3.其他机构：如棘轮机构、槽轮机构等，这些机构经常用作送、卸料装置中的间歇传动机构。在以上所述的各种机构中，经过综合考虑，最终确定选用对心曲柄滑块机构作为压力机的执行机构。2.2传动装置的方案确定现阶段，压力机所应用的传动方式有多个种类：液压、气压、机械等传动，其中液压传动与气压传动虽然精度高，但是结构复杂、成本高，维护维修要求较高，而机械传动结构简单，操作方便，成本低，对于精度要求不太高的产品加工可完全胜任，因此本压力机的设计中选用机械传动的方案。在机械传动中，有以下几种传动方式：1.带传动。特点：承载能力小，传递相同转矩时，结构尺寸较大，但是传动平稳，能吸阵缓冲，适合置于高速级。2.链传动。特点：传动效率高，结构较为紧凑，能在高湿及速度较低的情况下工作，成本较低。但运转时不能保持恒定的瞬时传动比，磨损后容易发生跳齿，工作有噪声。3.齿轮传动。特点：制造及安装精度要求较高，价格交贵。但齿轮传动具有效率高、结构紧凑、工作可靠、寿命较长、传动比稳定的优点。4.蜗杆传动。特点：可实现较大的传动比，机构紧凑，传动平稳，但传动效率较低，常用在中小功率中的高速传动。以上是常见的传动方式，但在确定之前，要考虑到合理的传动方式，要满足工作的性能要求，适合工作环境，尺寸紧凑，成本低廉，维护维修方便，最终选择带传动方案。综上所述，选择带传动和直齿圆柱齿轮传动相配合的两个减速级的传动方案。在确定主要传动方式后，可以得出压力机整体传动方案，则可画出压力机的传动简图。如图2-1所示图2-1压力机传动简图第3章执行结构的设计与计算参数的确定：公称压力：20吨；生产率：40次/分钟；冲压厚度：3mm；初定连杆的长度：b=350mm；滑块行程：90mm；则曲柄长度：a=45mm。参照执行机构运动如图3-1所示图3-1执行机构简图O点为曲柄的旋转中心，A点为曲柄与连杆的连结点，B点为连杆与滑块的连结点。OA是曲柄，长度为R，称R为曲率半径，也就是曲柄的偏心距。AB是连杆，长度为L，它的一端与滑块连结，能表示滑块的运动状况。曲柄OA转动时，从上死点A1转到下死点A0，滑块从B降到B0，，全程为为了计算方便，确定曲柄转至下死点时曲柄转角为零度，曲柄逆运动方向转至上死点时曲柄转角。连杆中心线与滑块运动方向的夹角为，曲柄转角与滑块行程的关系表达如下：由于曲柄转动时，曲柄转角的变化，角也随之变化，他们的关系是：令则而所以整理得式中 为连杆系数，一般小于0.3，对于通用压力机来说,一般在0.1—0.2之间，可对上式进行简化。根据台劳级数展开并取前两项，则带入得式中s——滑块位移，从下死点算起，向上方为正(mm)α——曲柄转角，从下死点算起，与曲柄旋转方向相反为正——曲柄半径(mm)λ——连杆系数连杆系数，根据同类机械的曲柄转，可得滑块位移mm，由于机器为20吨,且工件厚度为3mm，小于6.59mm，所以执行机构消耗的最大功为：KJ曲柄转角与滑块速度的关系：在锻压生产中，滑块的速度与工艺要求有着密切的关系。由此根据公式[4]：式中——滑块速度——曲柄角速度又式中——曲轴每分钟转数由上可得，当曲柄转角时，得m/s当工件被切断时速度很小，设工件被切断时速度为，则。则工件被切削时的平均速度为m/s。则切削时间为s第4章电动机的选择4.1电动机功率的确定根据人们对压力机的统计分析，得到压力机的电动机功率可以用如下简单公式[4]来确定式中——比例系数（变化范围为0.08～0.12）——压力机公称压力（kN）代入数据得：kw为使电动机公给足够的功率，根据《机械设计实践》选择3kw的电动机。4.2确定电动机型号由4.1中选择功率为3kw的电动机，由表[5]19-1确定电动机型号为：,各项参数如下：功率(kw)3电流(A)6.8转速1420效率（%）82.5功率因数0.81额定电流/A7.0堵转转矩2.2最大转矩2.2第5章带传动的设计常见的带传动由平带传动、V带传动、多楔带传动、同步带传动等，综合考虑各方面因素，得出V带传动具有传动时能产生更大的摩擦力、允许的传动比较大、结构紧凑、多已标准化并大量生产等优点，因此设计中选则用V带作为传动带。5.1V带传动中带的相关数据计算5.1.计算功率是根据传递的功率，并考虑到载荷性质和每天运转时间长短等因素的影响而确定的，即式中——计算功率（kw）——传递的额定功率（kw）——工作情况系数可由表[6]8-6查得为1.2由于kw，所以kw5.1.2带型的选择根据计算功率和小带轮转速，由图[6]8-8与图[6]8-9选定带型为SPA型窄A带。5.1.3确定带轮的基准和直径根据V带型，参考表[6]8-3与表[6]8-7，选取小带轮基准直径mm，则带速m/s式中——小带轮圆周速度（m/s）——小带轮转速（r/min）——小带轮的节圆直径，可用近似代换（mm）从动轮的基准直径：由得mm式中——带传动的世纪平均传动比5.1.4确定中心距和带的基准长度初定中心距即，，我选择mm初定基准长度mm据数值表[6]8-2，则近似选取出mm根据计算中心距：由于V带传动的中心距一般是可以调整的，故可采用下式做近似计算：mm考虑安装调整和补偿预紧力（如带伸长而松弛后的紧张）的需要，中心距的变动范围为：mmmm5.1.5计算主动轮上的包角根据公式[6]8-6及对包角的要求，要保证：(至少)，代入数据得，所以符合包角要求。5.1.6确定代的根数公式：式中——包角系数——长度系数——单根V带的基本额定功率(MPa)——单根V带的额定功率增量(MPa)查表得：，，MPa，MPa代入上式得：，所以取根。5.1.7确定带的预紧力由公式[6]8-7，并考虑离心力的不利影响时，单根V带所需的预紧力为：式中——最大（临界）有效拉力——自然对数——摩擦系数（对于V带，用当量摩擦系数代替）——带在带轮上的包角——V带单位长度质量用代入上式，并考虑包角时所需预紧力的影响，即可将的计算写为：，经查表[6]8-4得，则带入数据得，N注：由于新带容易松弛，所以对非自动张紧的带传动，安装新带时的预紧应时上述计算的预紧力的1.5倍，即5.1.8计算带轮传动作用在轴上的力（简称压轴力）为了设计安装带轮的轴和轴承，必须确定带传动作用在轴上的力。如果不考虑带的两边的拉力差，则压轴力可近似的按带两边的预紧力的合力来计算，受力分析如图5-1所示图5-1受力分析图式中——带的根数——单根带的预紧力——主动轮上的包角代入数据计算得：N5.2V带传动中带轮的设计设计V带轮时应满足的要求有：结构工艺性好；无过大的铸造内应力；质量分布均匀，转速高时要经过动平衡；轮槽工作面要精细加工，以减少带的磨损；各槽的尺寸和角度应保持一定的精度，以使载荷分布较为均匀等。5.2.1小带轮的设计1.材料确定：HT2002.带轮形式：由《机械设计手册》查得电机轴mm，电机轴伸出长度为mm，而已知小带轮的基准直径mm，由此可知符合要求，所以小带轮采用腹板式结构。3.轮槽的尺寸确定：根据SPA型窄V带，由表[6]8-10查得轮槽尺寸如下：带宽：mm基准线上槽深：mm基准线下槽深：mm槽间距：mm第一槽对称面至端面的距离：mm最小轮缘厚：mm4.轮缘及轮毂尺寸确定：带轮宽：mm，由于大带轮要存储能量，所以取mm轮缘外径：mm，取mm轮毂长度：因为mmmm，则mm，取mm5.其他尺寸：mmmmmm,取mm5.2.2大带轮的设计1.材料确定：HT2002.带轮形式：初定大带轮的轴径mm，已知大带轮的基准直径mm，而mmmm，且mm，所以大带轮选用轮辐式结构。3.轮槽的尺寸确定：大带轮轮槽尺寸与小带轮轮槽尺寸相同。4.轮缘及轮毂尺寸确定：带轮宽：mm取mm轮缘外径：mm轮毂外径：mm取mm轮毂长度：mmmmmm，综合考虑要求取mm5.其他尺寸：mmmmmm,取mm注：各尺寸符号对应图如图5-2所示：图5-2带轮尺寸符号对应图6.大带轮的质量计算由公式：kg第6章齿轮传动的设计齿轮机构式各种机构中应用最为广泛的一种传动机构，它具有效率高、结构紧凑等一些显著优点。由于至今对齿面抗磨损能力的计算方法不够完善，所以以保证齿根弯曲疲劳强度作为设计的首要准则。6.1初步确定1.齿轮类型：根据设计的要求，选用开式直齿圆柱齿轮传动。2.精度等级：由于本压力机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。（表[6]10-8）3.材料的选择：小齿轮选用：40Cr调质大齿轮选用：45号刚调质4.齿数选择：在开式齿轮传动中，由于齿轮传动失效形式主要是磨损失效，为使齿轮不至于过小，小齿轮不宜选用过多齿数，一般取,对于压力角为的标准直齿圆柱齿轮，为避免轮齿发生根切，应取，现选取小齿轮的齿数。由于前章确定带轮的传动比，而中的传动比为：（为齿轮传动比），并且，则，所以大齿轮的齿数。6.2齿轮具体设计按照齿根弯曲强度设计：根据公式[6]10-5得出弯曲强度设计公式为：式中——齿形系数——应力校正系数——弯曲疲劳许用应力——齿宽系数确定公式中的数值如下：1.查图[6]10-20可知小齿轮与大齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为：MPa，MPa。2.查图[6]10-18可知小齿轮与大齿轮的弯曲疲劳寿命系数分别为：,。3.确定弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数，则可由公式[6]10-12得：MPaMPa4.确定载荷系数：式中——使用系数——动载系数——齿间载荷分布系数——齿向载荷分布系数的确定：查表[6]10-2选用的确定：由于小齿与大带轮通过轴连在一起，转速相同r/min，则齿轮的圆周速度由可初步确定为m/s，根据及齿轮精度（7级），查图[6]10-8选取的确定：查表[6]10-3选取的确定：首先确定(按齿面接触疲劳强度计算时选用的齿向载荷分布数)。查表[6]10-4可知：，查表[6]10-7可知选取，由于式中的小范围误差对值影响较小，故选取计算得所以5.齿形系数及应力校正系数的确定：查表[6]10-5可选取：小齿轮：大齿轮：6.计算大、小齿轮的并加以比较：比较得出大齿轮对应的数值较大，因此选用这个数值。7.的确定：为小齿轮的转矩，即直轴的转矩，可由文献[5，35]可知计算的计算公式为：（N·m），式中——直轴传送的功率（kW）——直轴的转速（r/min）由文献[5，35]可知计算得kW,r/min则代入公式得：（N·m）综上的数据代入公式计算：由表[7]10-1选取标准模数第一系列：6.3按齿面接触疲劳强度进行校核演算校核所用的公式为：式中——接触疲劳强度（MPa）——弹性影响系数——载荷系数——圆周力（N）——齿宽（mm）——节圆直径（mm）——齿数正比即其中，式中——转矩首先确定公式中需要的基本数值：mmmmmm（——分度圆直径）查表[6]10-6得，弹性影响系数PMa1/21.小齿轮的校核：MPa依据小齿轮应力循环次数查图[6]10-19得：查图[6]10-21d得：MPa点蚀破坏发生后引起噪声，震动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，所以取,而,则带入得：MPa则,所以小齿轮满足疲劳强度要求。2.大齿轮的校核：=MPa依据大齿轮凌厉循环齿数查图[6]10-19得：查图[6]10-21d得：MPa，同理取，代入计算：MPa则，所以大齿轮也满足疲劳强度要求。6.4齿轮几何尺寸计算为了综合考虑齿轮的几何尺寸、毛坯、材料、加工方法、经济行等因素，根据设计经验，一般先按齿轮的直径大小进行选择。首先由前面确定的mm可知，为了增大齿轮承载能力可适当增加齿宽。小齿轮可在大齿轮齿宽的基础上再增加5～10mm。最终，取小齿轮齿宽mm。大齿轮齿宽mm。1.小齿轮的结构设计：分度圆直径：mm压力角：齿顶高：mm齿顶圆直径：mm齿根高：mm齿根圆直径：mm根据要求可知，在小于或等于mm的情况下，选用实心结构，所以小齿轮采用实心结构。其他参数的确定：齿距：mm基圆直径：mm基圆齿距：mm齿厚：mm齿槽宽：mm顶隙：mm节圆直径：mm齿宽：查表[6]10-7得齿宽系数=0.5，则mm2.大齿轮的结构设计：分度圆直径：mm齿顶圆直径：mm齿根圆直径：mm由于根据齿轮设计要求[6]可知：mmmm，则选用轮辐式结构。其他参数的确定：齿距：mm基圆直径：mm基圆齿距：mm齿厚：mm齿槽宽：mm顶隙：mm节圆直径：mm第7章传动轴的设计轴是组成机器的主要零件之一。一切作回转运动的转动零件，都必须安装在轴上才能进行运动及动力的传递，因此轴的主要功用是支撑回转零件及传递运动和动力。轴承的主要作用是能使轴的转动受到阻力减小，并起到支撑轴的作用。本章主要设计本压力机的传动轴和曲轴以及与之相配套的轴承。7.1材料选择轴的材料主要是碳素钢和合金钢，而由于碳素钢比合金钢价格低廉，对应力集中的敏感性较低，同时热处理或化学处理后耐磨性和疲劳强度有所提高，故用碳素钢制造传动轴比较广泛，因此本设计中选用45号钢作为传动轴的材料，并做调质处理。其力学性能为，抗拉强度极限MPa，屈服疲劳极限MPa，弯曲疲劳极限MPa，剪切疲劳极限MPa，许用弯曲应力MPa。7.2传动轴的结构和尺寸的确定7.2.1确定轴的装配方案图7-1轴的结构简图传动轴上从左到右的装配顺序为：飞轮、滑动轴承、锁紧挡圈、锁紧挡圈、滑动轴承、小齿轮。7.2.2具体尺寸、定位的设计及计算1.根据公式[6]15-1和15-2可确定连接飞轮段的直径，公式为：其中，可以由表[6]15-3查出对应材料的数值，由于本设计中选用轴的材料为45号钢，则查得对应值为126～103。式中——扭转切应力(MPa)——轴所受的扭矩(N·mm)——轴的抗扭截面系数(mm3)——轴的转速(r/min)——轴传递的功率(kw)——计算截面处的直径(mm)——许用扭转切应力(MPa)在第6章中求得N·m，则，代入公式可得mm，则取应大于53.54mm根据轴向定位的足带轮的轴向定位要求，Ⅰ—Ⅱ轴段需要制出一轴肩，故取Ⅰ—Ⅱ段的直径为60mm，带轮的轮毂长为100mm，为了满足左端用轴端挡圈定位压紧带轮，更好地定位，所以取Ⅰ—Ⅱ轴段长度为95mm。因轴承不仅受径向力的作用，还受冲击载荷的作用，故选用普通滑动轴承，初步定为对开式径向滑动轴承。根据轴的尺寸选定轴承为H2080号，mm，mm，由于装配的需要所以确定mm，滑动轴承采用轴肩进行轴向定位，轴肩高度,故取mm，则轴环处直径为70mm，即mm，取其长度为20mm，即mm。安装齿轮处的轴段的直径为60mm，齿轮的左端用轴肩定位，齿轮宽度为80mm，右端用轴端档圈定位，所以确定mm。由于初步确定传动轴的总长度为mm，则可确定mm。至此已初步确定了传动轴的各段直径和长度。2.轴端倒角参照表15-2，取轴端倒角为，各轴面圆角为2。3.配合公差齿轮和带轮与轴配合优先选用基孔制过盈配合，其配合为，滑动轴承与轴配合优先选用基孔制过渡配合，选取。4.轴上零件的定位轴的两端分别安装大带轮和小齿轮，其定位均采用平键联接。由大带轮直径查手册得平键面：（GB/T1096—1990），键槽用键槽铣刀加工长度分别为左侧与大带轮连接部分为60mm、右侧与小齿轮连接部分为40mm。滑动轴承与轴的周向定位是借过度配合来保证的，由此处选轴的直径公差为m6。7.3传动轴的强度计算和校核7.3.1计算传动轴受力在设计带轮时，已经求得带轮的压轴力N，方向垂直于轴的径向，而且飞轮的重量过于大，所以也要考虑，N在轴的垂直方向上飞轮给轴的力即为两者的合力，N齿轮的周向力N齿轮的径向力N图7-2传动轴的受力图则跨距为：mmmmmm垂直面：则由得：将各数据代入以上各式，得NN则轴的弯矩图：图7-3轴的垂直面弯矩图在上图中：N.m，N.m水平面：则由得：将各数据代入以上各式，得：NN则轴的弯矩图：图7-4轴的水平面弯矩图在上图中：N·m合成弯矩图为：图7-5轴的合成弯矩图在上图中：N·mN·m轴的扭矩图：图7-6轴的扭矩图由此可以判断出C面为危险截面，即齿轮轴为危险截面。7.3.2按弯扭合成应力校核传动轴的强度根据公式式中——轴的计算应力(MPa)——轴所受的弯矩(N·m)——轴所受的扭矩(N·m)——轴的抗弯截面系数（mm3）——对称循环变应力时轴的许用应力（MPa）——折合系数当扭转切应力为静应力时，取；当扭转切应力为脉动循环变应力时，取当扭转切应力为对称循环变应力时，本式中取，，因材料为45号钢，经调质处理，故得MPa，则计算得MPa<,得出结论为满足条件，所以安全。7.3.4轴承的校核：由以上的计算可知第二个轴承受力较大，所以校核这个轴承即可，滑动轴承的材料选用为ZCuAl10Fe3,各参数如表[6]12-2。轴承所受合力为：N验算轴承的平均压力MPaMPa式中——轴承的宽度(mm)——轴瓦材料的许用压力(MPa)2.验算轴承的值轴承的发热量与其单位面积上的摩擦功耗成正比，限制值就是限制轴承的温升。MPa·m/sMPa·m/s式中——轴颈圆周速度，即滑动速度——轴承材料的许用值(MPa·m/s)验算滑动速度m/sm/s式中——许用滑动速度(m/s)综上各个参数的计算，确定轴承安全。第8章曲轴的设计曲轴的主要功能是把扭矩的旋转运动转化为滑块的直线往复运动，是所设计压力机中重要的部件。8.1材料的选择曲轴采用40Cr，热处理方式为调质处理，其硬度为241-286HBS，材料屈服极限σs—500MPa，许用弯曲应力[σ]—140～200MPa，许用切应力[τ]100～150MPa。8.2设计要求1.足够的强度：曲轴部分的弯曲疲劳强度、扭转疲劳强度以及功率输出端的静强度都要是足够的，应尽量减少应力集中并加强薄弱环节。2.足够的刚度：减少曲轴的挠曲变形，以保证连杆组和曲轴各个轴承可靠工作，提高其振频率，尽量避免工作专素范围内发生共振。3.轴径、轴承副具有足够的承载和面积耐磨性，油孔布置合理。4.合理的曲柄排列，使工作时运行平稳，扭转均匀，并改善轴系的扭转情况。5.合理配置平衡块，减轻主轴承担的负荷和共振。另外，为了提高曲强度，对于应力集中严重的曲柄过度圆角部位进行局部表面强化，可以明显提高曲轴的疲劳强度。常用的强化方法有软氧化、氧化和离子氧化，圆角滚压及圆角淬火等。其中，圆角滚压在中小型曲轴生产中应用广泛，对钢曲轴抗弯疲劳强度可提高20％～70％，所以选择圆角滚压来提高曲轴的强度。8.3曲轴的结构设计曲轴的结构示意图如下：图8-1曲轴结构示意图在设计曲轴时，根据经验公式确定曲轴的有关尺寸，然后用理论公式进行校核。支承颈直径：mm，取65mm曲柄颈直径：mm支承颈长度：mm曲柄两臂外侧面间长度：mm曲柄颈长度：mm圆角半径：mm曲柄臂的宽度：mm偏心距：，L为行程90mm，mm。因为大齿轮的轮毂宽B=72mm，右端用轴端挡圈固定，取为67mm，左端用轴肩定位，取l=20mm，d=80mm。8.4曲轴的强度计算曲柄截面上的弯矩为：所以：N·m则弯曲应力为：MPaMPa这个数值在轴承面校核：,—为当量力臂mmMPaMPa所以曲轴符合要求，尺寸和结构都是正确的。8.5连杆的设计计算在中小型压力机上，连杆常用的材料为铸铁，大型压力机上的连杆则常用铸钢或钢板焊接。长度可变的连杆中的球头调节螺杆常用45钢锻造，经调质处理，球头表面淬火，硬度为HRC42，柱销式连杆中的调节螺杆一般用铸铁或球墨铸铁制造。根据经验选用柱销式连杆。由经验公式算得：—连杆上的作用力，,为工件变形力，由工件变形功：kNmm，取mmmmmmmmmmmmmmmmmm8.6连杆最大压缩应力校核压力机在工作中因连杆承受压力，所以要求调节螺杆体的最小截面上的压力进行校核，即：mm2所以：MPa柱销采用45号钢调质，MPa所以：，柱销安全。第9章电磁振动给料机的设计为适应社会发展，提高生产率，减轻工人劳动量。因此，该设计电磁振动给料机来提高自动化化程度，电磁振动给料机（以下简称电振机），是由电磁激振器驱动的一种振动机械，它应用于自动化机械传送工料。本次设计的形式是螺旋料槽扭动式。9.1物料运动状态的选择要想获得较大的传送速度必须采用较大振幅，但出现强烈抛掷时物料易被损坏，所以一般电振机采用抛掷运动，这里选抛掷指数为。9.2机械指数k及振动次数n和振幅A1选择根据式[8]式中——槽体振幅n——电振机振动次数，取n=1500次/分——槽体工作面倾角，取——振动方向角，取mm由式式中——许用机械指数，取所以符合。9.3理论输送速度和实际输送速度的计算理论平均速度和进度根据式式中——激振频率，——跳跃系数，取i=0.8m/s实际品平均速度根据式式中——安装倾角影响系数，——物料性质影响系数，0.8~0.9,取——粒层厚度影响系数，m/s9.4电振机生产率根据式[8]式中——料槽宽度，取B=0.4m——物料松散体积质量(k/m3)——料层厚度(m)，(为槽深，取0.2)，取9.5动力学参数的计算1.电磁激振力和激振力幅值根据式[8]式中——诱导质量(kg)取系统满载时kg——相对振幅(mm)mm——频率比，因电振机在近亚共振状态下工作，因此取——负载频率比，范围,取——相位差角(0)，由于为亚共振状态下工作，一般常在0~0.35,取N因算出系统在满载时，故（激振力幅值）。2.电振机的功率根据式式中——电磁铁频率， 取w9.6电振机电磁参数计算1.电磁铁的安装方式本设计选用垂直安装在基座中央。这样安装调试方便，结构紧凑，造价低，但所需电磁力较大，使用于小功率电振机。2.激磁方式选择采用可控半波整流激磁，振动频率为1500次/min，由于直接用可控硅进行振幅调节，因而控制设备体积小，重量轻，造价低，振幅的调节范围大，并易于实现自动化控制，所以近十年来得到了迅速的发展，其缺点是功率因数低。铁心截面积（磁极总面积的一半）根据式[8]式中——电磁铁振动力幅值(mm)——电磁激振力与基本磁力比值，——电振机特征数，——电路内电阻对电磁力影响系数取——磁力扩张系数，通常,取1.05——最大许用磁通密度，通常为，优质硅钢片取较大值

cm24.平均工作气隙平均工作气隙m即当衔铁与铁心相对运动到最接近极限位置瞬间，二者应有0.2～0.3mm的间隙。9.7振动料斗的设计1.料斗的材料选择料斗材料应选用较轻的，常用的有铝、铜、45号钢及不锈钢等，本设计传送的为金属传动链上的套筒，对料斗的磨损较大，故采用45钢，缺点是加工困难，质量重，成本高。2.料斗的基本尺寸确定⑴螺旋料斗螺距比t以不让两个重叠的工件同时通过为宜。根据式式中——工件在料槽上的高度(mm)，取8mm——料槽板厚度(mm)，取2mmmm⑵料斗外径式中——料斗中径(mm)，mm——料槽水平宽度(mm)，一般比工件宽度直径大2～3mm，取mm——料斗壁厚(mm)，取mm则mm⑶料斗高度(mm)一般mm,取110mm。9.8振动料斗的调试由于影响振动料斗正常工作的因数较多，因此，实际情况难免与原设计要求有出入，必须经过适当的调试后才能使用。需要调试内容如下：1.工件前进速度工件前进速度不均匀，不稳定，出现两边上料快慢不同，影响振幅不等因素有；⑴弹簧材料成分、性能及尺寸不一致⑵弹簧安装位置不对称⑶各电磁铁的气隙大小不相等⑷连接处螺帽、螺钉有松动2.工作时噪声较大其原因是：⑴电磁铁气隙太小，与衔铁发生碰撞⑵电磁铁铆合不良，有漏磁⑶连接处螺帽、螺钉有松动第10章机床及床身的设计10.1机座与箱体的设计箱体与机座等零件，其重量很大，占一台机器总重的很大比例，很大程度上影响着机器的工作精度及抗震性能。正确的选择机座和箱体等零件的材料和正确设计其结构形式及尺寸，是减小及其质量、节约金属材料、提高工作精度、增强机器刚度及耐磨性等的重要途径。10.1.1机座与箱体的类型按构造形式分：机座类、机架类、基板类、箱壳类。按机构分类：整体式、装配式。按制造方法分类：铸造类、焊接类、拼焊类。10.1.2机座与箱体的设计要求应具有足够的刚度；应具有足够的抗振性；应与有良好耐磨性；应具有叫嚣的热变形和热应力；结构工艺性等其他要求。10.1.3材料的选择因机座与箱体所要求的强度和刚度较高，故选用制造法中的铸造类型；根据所设计的压力机结构与性能要求，所选用箱体与机座的材料为：铸铁HT300。10.2肋板的设计10.2.1肋板的作用增大箱体和机座的强度和刚度，减少了机座与箱体的重量。10.2.2肋板的布置和安排肋板的布置与安排对增大机座与箱体的刚度与强度起关键性作用。如果布置不当，将会浪费工料和制造困难，而且起不到增强机座和箱体刚度和强度的作用。10.2.3肋板的设计及主要作用在电机外壳上设置散热肋，起到散热作用。在薄壁截面内设置肋板可以减少截面畸变。在大面积的薄壁上布置肋板可以减少局部变形，防止薄壁震动及降低噪音。提高机架强度和高度，减轻机架的重量。10.3导轨的设计10.3.1导轨的分类三角形导轨：性能随着顶角的减小而增强。矩形导轨：摩擦系数较低，刚度高，加工检验维修方便，导向性差。燕尾形导轨：高度小，间隙调整方便，可以承载颠覆力矩。刚性差，加工检验和维修不方便。圆柱形导轨：易加工，不宜存积大量脏物，磨损后难以调整和补偿间隙。10.3.2导轨选择的要求导向精度；精度保持性；足够的刚度；低速运动平稳性；温度变化的影响；结构简单，工艺性好。10.3.3导轨材料及形状的选择由于导轨要求耐磨性好，工艺性高和成本低，并且抗振性好等特点，故选用铸铁HT300，根据压力机的要求选用燕尾型导轨。第11章离合器的设计11.1离合器的分类与性能11.1.1基本要求接合平稳、分离彻底、动作准确可靠；机构简单、质量轻、外形尺寸小、从动部件转动惯量小；散热好，接合元件耐磨损，使用寿命长；操纵省力，调整、维修方便。11.1.2分类及特征按工作原理分：嵌合式，摩擦式；按实现离合动作的方式分：操纵式，自控式；按操纵方式分：机器离合器，气压离合器，液压离合器，电磁离合器。11.2接合元件11.2.1嵌合元件牙嵌式：利用两半离合器端面上的牙互相嵌合或脱开以达到主、从动轴的离合；转键式：这种嵌合方式可使主从动部分在离合过程中不需要沿着轴向运动，适合于轴与轮毂的离与合；滑销式：利用装在离合器凸缘端面上的销进入或离开另一半离合器凸缘端面上的销孔以实现接合与脱开；齿轮式：利用一对齿数相同的内外齿轮的啮合或分离以实现两轴的连接与脱开；拉键式：沿轴向移动的特制键，利用弹簧抬起或压入轴内，以达到轴与轮毂的接合与分离。11.2.2摩擦元件摩擦块：包括方形摩擦块、长圆形摩擦块、圆形摩擦块和双圆弧摩擦块；摩擦片：简单的可分为平面型和翘曲型两种；常用的摩擦元件按材料的不同可分为：金属型非金属型半金属型。根据实际情况此压力机选用双转键离合器，主要尺寸可以从《机械设计手册》中查得。第12章零部件的润滑机器在正常的工作过程中，产生了大量的摩擦，这些摩擦不仅消耗很多的能量，同时也使得零部件磨损，使机器工作变得不稳定、精度下降，甚至不能正常工作，由此可见润滑的必要。在摩擦面间加入润滑剂，不仅可以降低摩擦，减轻磨损保护零件不被锈蚀，而且在采用循环润滑时，还能起到散热降温的作用。由于液体的不可压缩性，润滑油膜还具有缓冲吸振的能力，使用膏状的润滑脂既可防止内部的润滑剂外泻，又可阻止外部杂质的进入，避免加剧零件的磨损起到密封作用。润滑剂可分为气体、液体、半固体和固体四种基本形式。开式，半开式齿轮传动，或速度较低的闭齿轮传动，通常用人工做周期性的润滑，所用的润滑剂为润滑油或润滑脂。三角形导轨之间需要润滑，在摩擦面内加入润滑剂，不仅可以降低摩擦，还能减轻磨损保护零件不被腐蚀，而且采用循环润滑时，还能起到散热作用，矿物油的来源充足，成本低。矿物油使用范围广而且稳定性好，应用广泛，所以本次设计的压力机采用矿物油润滑。润滑对于轴承有着重要的意义，轴承中的润滑剂不久可以降低摩擦阻力，而且可以散热，减小接触应力，吸收振动，防止腐蚀等作用。总结在老师的指导下，我完成了这次为期近三个月的毕业设计。在整个的毕业设计过程中，不紧把大学四年的专业知识复习了一遍，同时也对所学习的本专业有了更加深入和具体的理解和认识，能把书中的理论知识应用到实际的设计当中，切实感觉到了学有所用。在毕业设计前一段的调研过程中，通过实际的接触，了解了压力机的结构特点和工作原理，在发现弊端和问题的基础上，并借鉴各种资料的经验，通过综合运用各个学科的知识，加入到了毕业设计中，培养了自己发现问题、解决问题、独立思考、独立解决的能力。设计中重点对压力机的重要传动和执行机构做了分析与校核，通过经验公式进行计算，之后通过书中的理论公式进行校核，保证了设计的准确性和说服力。在各种图的绘制中，又把CAD和手绘等绘图知识复习了一遍，提高了绘图的能力。通过这次的毕业设计，不仅仅是学习和复习的过程，也是自我找出通过大学四年的学习，仍然存在的不足的能力，发现自身在专业知识和专业素养上的问题，并在以后的学习、工作加以注意和完善。参考文献[1]I.Goudas,I.Stavrakis,S.Natsiavas.DynamicsofSlider-CrankMechanismswithFlexibleSupportsandNon-IdealForcing.NonlinearDynamics,2004,35:43-44[2]EvertA.Dijksman.Theinvertedslider-crankusedfortheDesignofanapproximatestraight-linemechanism.2003,61:12-13[3]Yu.A.Mamontov,N.A.Dudina.Woven-weldedreinforcingmesh.PowerTechnologyandEngineering.2002,26:32-33[4]林道盛,曹桂荣等合编.锻压机械及其有限元计算.北京：北京工业大学出版社,1998.12[5]王世刚,张春宜,徐启贺.机械设计实践.哈尔滨:哈尔滨工程大学出版社,2001[6]濮良贵,纪名刚.机械设计.第七版.北京:高等教育出版社,2001[7]孙恒,陈作模.机械原理.第六版.北京:高等教育出版社,2001[8]刘鸿文.材料力学(上、下册).第三版.北京:高等教育出版社,2001[9]哈尔滨工业大学理论力学教研组.理论力学(上、下册).第五版.北京:高等教育出版社,1997[10]席慧智,谷万里,高玉芳.机械工程材料.哈尔滨:哈尔滨工程大学出版社,2001[11]邓文英.金属工艺学(上、下册).北京:高等教育出版社,1991[12]尚久浩.自动机械设计.第二版.北京:中国轻工业出版社,2003[13]大连理工大学工程画教研室.机械制图.第四版.北京:高等教育出版社,1993:15-20[14]林景凡,王世刚,李世恒.互换性与质量控制基础.北京:中国科学技术出版社,1992[15]徐灏.机械设计手册(1-5册).第二版.北京:机械工业出版社,2002致谢毕业设计是在老师的指导下完成的，如果没有老师的精心指导是很难顺利完成的。设计过程中老师不仅解答了我遇到的比如机构分析、精确计算、经验选择等专业问题，而且教会了我如何实际调研、如何查找相关的文献资料、如何独立思考问题等方法，使我受益匪浅。在此，我对各位老师给予的帮助表示衷心的感谢。今后，无论是走向工作岗位中，还是在学习中，我都不会忘记老师的教导，把老师所传授的知识服务于社会。基于可编程控制器的应用于柔性制造系统平台的开发KEVINJ.MCDERMOTTANDWENLONGALBERTYAO新泽西科技学院,纽沃克,NJ07102摘要：在这篇文章中，我们介绍一种柔性制造系统控制平台的设计和执行。该平台基于可编程控制器，基于人机可视化的个人电脑(MMI)，和数据采集单元(DAS)。弹性的适应加工过程的改变，是柔性制造系统的最关键的方面。PLC为柔性制造系提供了可行的解决方案。凭借于应用基于MMI/DAS的个人电脑，PLC成为了实现快速连续控制策略的最优化选择。PC运行MMI/DAS，应用可视化操作界面。有强大的图形表格和报告工具。来自PC的信息可以通过公司内的局域网或者应用客户服务程序的网站来实现分布式管理。当前，伴随着微处理器的集成技术和软件编程技术，许多的用户发现PLC提供了一种当在中小型生产企业，特别是当组和应用PC的混合监