J31-315曲柄壓力機的設計【含CAD圖紙+文檔】

J31-315曲柄壓力機的設計【含CAD圖紙+文檔】,含CAD圖紙+文檔,j31,曲柄,壓力機,設計,cad,圖紙,文檔 院學生畢業(yè)設計（論文）分院專業(yè)機械設計制造及其自動化班級學生姓名指導教師設計（論文）起止日期教研室主任題目名稱（包括主要技術參數(shù)）及要求1. 題目名稱：J31-315曲柄壓力機設計2. 要求：曲柄壓力機的主要技術參數(shù)是反映一臺壓力機的工作能力，所能加工零件的尺寸范圍，以及有關生產效率等指標。J31-315壓力機的各主要參數(shù)如下：（1）公稱壓力 曲柄壓力機的公稱壓力是指滑塊離下死點前某一特定距離或曲柄旋轉到離下死點前某一特定角度時，滑塊上所容許承受的最大作用力。J31-315壓力機的公稱壓力為3150千牛。（2）滑塊行程 它是指滑塊從上死點到下死點所經歷過的距離，它的大小隨工藝用途和公稱壓力的不同而不同。J31-315壓力機的滑塊行程為315毫米。 （3） 滑塊每分鐘行程次數(shù)， 它是指滑塊每分鐘從上死點到下死點，然后再回到上死點所往復的次數(shù)。J31-315壓力機的滑塊的行程次數(shù)為20次分。論文開題報告（設計方案論證）應包括以下幾方面的內容：1、 本課題研究的意義；2、調研（社會調查）情況總結；3、查閱文獻資料情況（列出主要文獻清單）；4、擬采取的研究路線；5、進度安排。1. 本課題研究的意義：J31-315曲柄壓力機是先進國家工廠中常用的一種鍛壓設備。用鍛壓工藝替代切削工藝來生產工件具有高效率、質量好、重量輕、成本低的特點，所以，工業(yè)先進的國家越來越多地采用鍛壓設備。與工業(yè)先進的國家相比，我國的曲柄壓力機制造業(yè)還很落后，因此，必須大力發(fā)展曲柄壓力機，以滿足我國現(xiàn)代化建設的需要。2. 調研情況總結： 為了更好的完成本設計，我們參觀了長春第一汽車制造廠，并在網上查閱了大量有關資料，對壓力機的功能、原理及結構有了直觀的了解，對順利完成本設計起到了至關重要的作用。3. 參考文獻：1 蘇翼林主編材料力學(第二冊 上冊) M 北京 高等教育出版社 1987年2 濮良貴,紀名剛主編機械設計(第七版)M 北京 高等教育出版社 2001年3 機械設計書冊編寫組主編機械設計手冊 M 北京 化學工業(yè)出版社 1981年4 何德譽主編曲柄壓力機（第一版） M 北京 機械工業(yè)出版社 1981年5 華中工學院編寫組機械傳動及壓力機 M 北京 人民教育出版社 1999年 6 申永勝主編機械原理教程（第二版） M 北京 清華大學出版社 2005年4.擬采取的研究路線：指導老師下達任務充分理解本課題要解決的問題查閱文件和素材（圖書館、上網）翻譯英文資料（達新校區(qū)主樓教室）到長春一汽參觀撰寫論文（達新校區(qū)主樓教室）CAD繪圖指導教師審查修改、完善、定稿準備答辯。5進度安排：3月 2日3月 15日 查閱文件，書籍材料。3月 16日3月 29日 翻譯英文材料。3月 30日4月 26日 寫課題論文，寫初稿。4月 27日5月 17日 完善論文，定稿。5月 18日6月 7日 繪制設計草圖、打印。6月 8日6月 21日 整理，熟悉文件。指導教師審閱意見：年 月 日記事：教師審閱意見：年 月 日畢業(yè)設計（論文）任務書姓名學號畢業(yè)屆別專業(yè)機械設計畢業(yè)設計(論文)題目J31-315曲柄壓力機設計指導教師學 歷職 稱具體要求：J31-315曲柄壓力機是先進國家工廠中常用的一種鍛壓設備。采用鍛壓工藝生產工件有效率高、質量好、重量輕和成本低的特點。所以，現(xiàn)在工業(yè)先進的國家越來越多地采用鍛壓工藝代替切削工藝和其他工藝。必須大力發(fā)展曲柄壓力機，以滿足現(xiàn)代工業(yè)的需要。隨著工業(yè)的發(fā)展，曲柄壓力機的品種和數(shù)量越來越多，質量越來越高，壓力也越來越大。J31-315壓力機設計主要內容：（1） 確定壓力機的技術參數(shù)；（2） 進行傳動系統(tǒng)的方案設計；（3） 初步確定主要零部件的結構形式及主要尺寸，繪制總裝配草圖和主要草圖；（4） 核算主要零部件的參數(shù)和尺寸；（5） 繪制零部件圖和總圖。參考資料：1）曲柄壓力機 2）機械設計手冊時間安排：2019年2月25日-2019年4月1日 完成開題報告2019年4月 2 日-2019年4月12日 完成論文提綱2019年4月13日-2019年5月13日 完成論文初稿2019年5月14日-2019年6月8日 論文修改、定搞、打印2019年6月18日-2019年6月20日 論文答辯 指導教師簽字： 2019年 2 月 25 日教研室意見：教研室主任簽字： 年 月 日題目發(fā)出日期2018.12.28設計（論文）起止時間2019.2.252019.5.30附注：開題報告書課題名稱J31-315曲柄壓力機設計課題來源課題類型AY導 師學生姓名學 號專 業(yè)開題報告內容：一、 目的及意義：J31-315曲柄壓力機是先進國家工廠中常用的一種鍛壓設備。用鍛壓工藝替代切削工藝來生產工件具有高效率、質量好、重量輕、成本低的特點，所以，工業(yè)先進的國家越來越多地采用鍛壓設備。與工業(yè)先進的國家相比，我國的曲柄壓力機制造業(yè)還很落后，因此，必須大力發(fā)展曲柄壓力機，以滿足我國現(xiàn)代化建設的需要。二、 研究的主要內容：（1）確定壓力機的技術參數(shù)；（2）進行傳動系統(tǒng)的方案設計；（3）初步確定主要零部件的結構形式及主要尺寸，繪制總裝配草圖和主要草圖；（4）核算主要零部件的參數(shù)和尺寸；（5）繪制零部件圖和總圖。方法及預期目的：通過對壓力機數(shù)據(jù)的分析計算以及查閱相關資料,按照經驗類比的方法來完成壓力機的設計。J31-315是一種單點、閉式的曲柄壓力機，利用電動機帶動皮帶輪轉動，經兩級齒輪減速后，再通過曲柄滑塊機構把旋轉運動轉化為滑塊的上下運動，從而對工件進行鍛造加工。通過設計方案的對比，傳動系統(tǒng)采用三級傳動的形式，且最后一級用偏心齒輪代替曲軸傳動，傳動系統(tǒng)放在機身內且為上傳動，曲柄軸和傳動軸垂直放置在壓力機的正面，完成了離合器、制動器、偏心齒輪等主要零部件的選用和設計。指導教師簽名： 日期：課題類型： （1）A工程設計；B技術開發(fā)；C軟件工程；D理論研究； （2）X真實課題；Y模擬課題；Z虛擬課題 （1）、（2）均要填，如AY、BX等。畢業(yè)設計(論文)評閱書(1)姓名專業(yè)機械設計畢業(yè)設計(論文)題目J31-315曲柄壓力機設計指導教師評語：得分指導教師簽字：年 月 日評閱人評語：得分評閱人簽字：年 月 日等級畢業(yè)設計(論文)評閱書(2)姓名專業(yè)機械設計畢業(yè)設計(論文)題目J31-315曲柄壓力機設計答辯小組評語：等級 組長簽字：年 月 日答辯委員會綜合評語： 等級答辯委員會主任簽字：年 月 日（學院公章）注：答辯小組根據(jù)評閱人的評閱簽署意見、初步評定成績，交答辯委員會審定，蓋學院公章。“等級”用優(yōu)、良、中、及、不及格五級制（可按學院制定的畢業(yè)設計(論文)成績評定辦法評定最后成績）。畢業(yè)設計（論文）答辯記錄姓名畢業(yè)屆別專業(yè)機械設計題目J31-315曲柄壓力機設計答辯時間答辯組成員（簽字）：答辯記錄： 記錄人（簽字）： 年 月 日 答辯小組組長（簽字）：年 月 日附注：J31-315曲柄壓力機設計摘要壓力機是工業(yè)上一種用來鍛壓的設備，采用鍛壓工藝生產工件具有效率高、質量好、重量輕、成本低的特點。因此，必須大力發(fā)展曲柄壓力機，以滿足我國現(xiàn)代化建設的需要。J31-315是一種單點、閉式的曲柄壓力機。它是利用電動機帶動皮帶輪轉動，經兩級齒輪減速后，再通過曲柄滑塊機構把旋轉運動轉化為滑塊的上下運動，從而對工件進行鍛造加工。在設計中，通過設計方案的對比，傳動系統(tǒng)采用三級傳動的形式，且最后一級用偏心齒輪代替曲軸傳動。完成了皮帶輪 、離合器、制動器、偏心齒輪和軸等主要零部件的選用和設計以及壓力機的機身的設計，并進行了強度與剛度的校核，計算結果表明設計合乎要求。壓力機的運動與停止選用浮動嵌塊式摩擦離合器和制動器來控制。關鍵詞：曲柄壓力機；曲柄滑塊；鍛壓設備The design of J31-315 Crank Press ABSTRACTThe press is used for forging industrial equipment, forging a productive part of a high efficiency, good quality, light weight, low cost features. Therefore, we must vigorously develop the crank presses, to meet the needs of Chinas modernization drive. The J31-315 is a single point, closed crank press. It is the use of motor driven pulley rotation, the two gear reducer, and then through the slider-crank mechanism to rotate into a slider up and down movement, thereby forging the workplace for processing. In the design, by contrast design, drive system used in the form of three transmission, and the last one to replace the eccentric crankshaft gear transmission. Completed a pulley, clutch, brakes, gears and eccentric shaft, and other major components of the selection and design of the fuselage and press the design, and the strength and stiffness of the check, the results showed that with the design requirements. The movement and stop of The Press is optional floating inlay block friction clutch and brake to control. Key words: crank press; crank slide block; the equipment of forging and stamping目錄摘要viiiABSTRACTix緒論.11 J31-315壓力機概述.21.1 J31-315壓力機工作原理及構件21.2 J31-315壓力機主要技術參數(shù)32 J31-315壓力機的方案對比及選擇42.1 電動機的選擇.42.2 傳動系統(tǒng)的對比和設計72.2.1確定滑塊加力點的數(shù)目及機構運動分析72.2.2確定傳動系統(tǒng)的布置方式92.2.3確定傳動比及各傳動比的分配102.2.4選擇離合器和制動器的類型113 主要零件的設計與校核143.1帶和帶輪設計.143.2齒輪的設計153.2.1齒輪概述153.2.2一級齒輪傳動的設計153.2.3偏心齒輪的設計183.3軸的設計213.3.1大皮帶輪軸的設計213.3.2中間軸的設計233.3.3偏心齒輪軸的設計243.4滑塊與導軌的設計.263.5連桿的設計 .273.5.1連桿及裝模高度調節(jié)機構273.5.2連桿及調節(jié)螺桿的校核273.5.3滑動軸承的校核294 機身的設計 . 304.1 機身的比較和選擇.304.2 機身的強度計算.304.2.1立柱和拉緊螺栓校核304.2.2上梁的強度校核324.2.3底座的強度校核335 輔助裝置的選擇 . 335.1 過載保護裝置的選擇.335.2 拉延墊.335.3 滑塊平衡裝置.335.4 潤滑系統(tǒng).33總結.36謝辭 37參考文獻38附錄A 外文翻譯原文部分.39附錄B外文翻譯譯文部分.469對六連桿機械壓力機碰撞噪聲的調查報告摘要:傳統(tǒng)機械壓力機由曲柄和滑塊構成，是一種最常用的沖壓機。但它不能滿足深拉操作，其中長時間停留在BDC是可取的，以避免裂紋或皺紋。這種動機的機械壓力機是一六桿機構。然而,工作引入新機制產生噪聲。本文提出一種研究機械壓力機的噪音的分類學。調查噪聲的根源采用噪聲特征分析、剛體動力學分析和有限元法(FEM)。發(fā)現(xiàn)噪聲是由齒輪的排序造成的。最后提出一種改進的設計，給出了一些建議,以減少噪音。 關鍵詞：六桿機械壓力機，特征分析，沖擊噪聲，有限元法（FEM）1.介紹常規(guī)機械壓力機包括裂紋和滑塊是一種最常用的沖壓。其軌跡是不可控的下死點（BDC），因此它不能滿足多種需求1。例如，在BDC長的停留時間是可取的，以避免裂紋或皺紋深沖操作2。這個機械壓力機的動機被設計成五，六，九桿結構3，4。一般而言，在機械金屬成型壓機的設計，設計師大多關注的是運動學5。很少有人研究了動力學的動態(tài)，但它是非常重要的性能6當設計和建造一個商業(yè)印刷機時，那就有必要探討其性能和持續(xù)改進。在這項研究中，一個六連桿（包括四連桿和曲柄滑塊機構）已經建立一個通過300噸的最大負載能力的商業(yè)機械壓力機。設計工程師們仔細檢查了壓力機的運動學和制造裝配,均在設計規(guī)范內完成，因此，按工作正常。不過壓力機產生噪音和不加載。聲音強度大于90分貝，這會導致各種問題，如機器的可靠性和操作者的安全性。傳動系統(tǒng)的機構示于圖1（a），其CAD模型示于圖1（b）。它包括七個部分：一馬達（圖中未示出），連接到飛輪通過高速軸，減速齒輪組（其中包括高速齒輪和所述低速齒輪），其控制所述接合的聯(lián)接器的齒輪組和曲柄，曲柄滑塊機構，和一個連接到滑塊上的四桿機構。其中，四桿機構是關鍵，因為它壓力機的動態(tài)性的理論。L1=45mm L2= 165mm L3=208 mm L4= 260mm L5=80010000mm e= 80mm圖1（一）插圖的六桿聯(lián)動機制，該機制（二）物理模型本文旨在找出噪音的根源（次）。所提出的研究將調查噪音的各個方面，并提供完善的解決方案。本文的其余部分安排如下。在第2節(jié)中，噪聲的特征分析。在第3節(jié)中，系統(tǒng)的動力學研究了剛體動力學分析和有限元分析。在第4節(jié)，一個改進的設計建議，以減少沖擊噪音。最后，結論在第5節(jié)給出。2.噪聲信號的特征分析2.1.實驗裝置正如前面提到的，噪聲是設計的主要問題。第一步是噪聲信號的分析。使用麥克風緊密放置在壓力機的聲音信號進行了測量。圖2示出的實驗裝置，該裝置主要包括一個麥克風（制造商：的BrelKJR，型號：型號4191），信號放大器（百靈達，型號：XENYX802），信號采集系統(tǒng)（聲卡）和一臺PC電腦。麥克風的頻率范圍為3.15赫茲40千赫。圖2實驗裝置2.2.噪聲信號和特征分析在實驗過程中，壓力機的運行速度設定為每分鐘（SPM）（因此，其工作頻率為1.67赫茲）100行程，無負荷施加和采樣頻率為48千赫。圖3（a）示出了一個典型的噪聲信號。圖3（b）是放大在三個周期，從中可以看出，每個周期包括兩個大峰，AB。 圖3一個典型的噪聲信號 圖4噪聲信號的頻譜 圖5噪聲信號的包絡譜 圖6噪聲信號的能量的時間 - 頻率譜圖4示出在圖的信號的FFT頻譜。 從圖3中可以看出，該噪音信號具有三個主要組成部分，分別是157赫茲，781赫茲和1255赫茲。在157赫茲的組分是對應于齒輪嚙合頻率和它的能量是相當小的。在781赫茲的分量具有最大的振幅和負責的噪音。這將是研究的重點。圖5顯示了包絡譜。從圖中可以看出，主要的頻率為23赫茲，這是峰值的發(fā)。這表明該噪音是由一系列的影響每個工作循環(huán)生頻。圖6示出了信號的時間 - 頻率頻譜。從圖中，可以看出，沿781赫茲一系列峰的出現(xiàn)，以及它們的幅度變化時。然而，主要有兩種高峰（圖3對應的峰A和B）出現(xiàn)在每一個時期。此外，山頂A的振幅比B峰的大?；谝陨系难芯恐?，可以看出是（a）有對應于A和B分別在每個周期中兩個大的影響，（b）該噪聲的主要頻率為780赫茲和（c）的沖擊頻率為23赫茲。有必要分析驅動系統(tǒng)的動力學找到噪聲的根源。3.動態(tài)分析 3.1.影響力分析為了研究噪聲的來源，系統(tǒng)的動態(tài)模型是必要的進一步機械調查，這可能反映真實的工作條件，應進行準確的負荷分析構造。在本研究中，壓力機的動態(tài)分析使用商業(yè)軟件RecurDyn的系統(tǒng)進行。該鍵之間的所有關節(jié)力由該模擬獲得的，其中的齒輪之間的接觸力引起了我們的興趣。圖7示出了齒輪之間的接觸力（黑色），并且其分化（橙色）。檢查力量的分化，可以看出，接觸力迅速改變兩倍方向，在A和B，當沖頭向上移動。這很容易讓人產生兩個大的沖擊。因此，一個響亮的噪音就會產生。圖7齒輪之間的沖擊力為了進一步調查噪聲信號中的頻率成分，但是，有限元分析（FEA）是必要。3.2.機械部件的自然頻率振動通常是由結構的振動引起的這是眾所周知的，因此，有必要找到該結構的固有頻率。該分析方法可用于發(fā)現(xiàn)固有振動頻率。然而，這是因為假設的不準確。在實用中，F(xiàn)EA是一個變量的方法來找到精確解微分方程用于驗證結構的振動。有用于有限元分析等的Abaqus，ANSYS，Nastran軟件，等一些商業(yè)軟件7，8。在這個研究中，我們使用的Abaqus找到如表1中所示的機械部件的自然頻。此外，該高速軸的第一模式形狀是扭轉，這是在轉矩相同的方向。據(jù)認為，這種模式是負責對23赫茲的重復頻率。和高速齒輪和低速齒輪的第二個自然第四固有頻率接近的主要頻率的噪音。此外，相應的模式形狀是彎曲的齒輪齒。因此，齒輪的齒應該進一步調查。圖8（a）示出低速齒輪的有限元分析模型。負載被施加到齒中的一個。所施加的負載量為1個單位的歸一化力，在頻率范圍為1赫茲至1500赫茲。圖8（b）示出了頻率響應的結果。從圖中可以看出，該齒輪具有在480Hz的，740H頻率是負責巨響。有限元分析的頻率（740赫茲）和實際噪聲頻率（780赫茲）之z分別三個主要的頻率，和1350赫茲。最大頻率分量是在740赫茲。據(jù)認為，這一間的差異可以歸因于該有限元分析模型的簡化。在結論中，我們相信，咋是由齒輪的碰撞產生的，而噪聲可以通過消除齒輪間隙的減小。 表1模型的主要組成部分模態(tài)頻率（HZ）模型 123456高速軸24.229.754.8285.3581.01035.4高速齒輪67.3360.5466.1753.0892.91189.0低速齒輪593.1619.01147.81205.31278.01477.0上鏈接67.074.780.5102.6185.2282.44.一種改進設計圖8（a）有限元的齒輪小齒輪的模型（二）頻率響應據(jù)較早提出的分析結果，聯(lián)系的長度不應該改變，以保持設計的軌跡。另外，飛輪的慣性和高速的剛性軸等，也可以進行微調，以降低噪音。然而，這些解決方案是因為機械部件的不具有有效的小室用于改進設計，由于強度的限制。這是一個選項，通過消除齒輪之間的間隙，提高了設計。所提出的設計示于圖9有兩個齒輪安裝在高速軸上，以消除齒輪間隙。在這個設計中，2組齒輪對的被利用和一個螺旋彈簧將安裝在齒輪之間，以消除齒輪間隙。所述第一組齒輪對將扭矩傳遞到用于轉矩的情況下，曲柄軸在順時針方向轉動。當扭矩方向改變時，第二組齒輪對的工作原理。因此，它認為，該設計將有效地降低噪音。然而，需要一種新的設計模型在未來的動力學分析。圖9該齒輪對的一個改進的設計以消除齒輪間隙結論本文對一個六桿機械壓力機的噪聲提出研究。根據(jù)上面的討論，以下結論可以得出：壓力機的機械噪聲包含了許多對應于壓力機的各種部件的固有頻率成分。當沖擊發(fā)生時會產生噪聲。噪聲在操作過程中產生影響，變成變速四桿機構。變速產生變力，引起對方的齒輪沖擊。它是一個選項，以避免對齒輪副之間的間隙，以減少噪音。簽名分析，機械動力學分析和有限元法的組合是分析機器故障的根本原因的有效方法。除了上面給出的應用，它可用于涉及機械運動的其它許多應用。參考文獻1Du R.Guo WZ.The Design of a new metal forming press with controllable mechanism.JMech Design 2003;125:582-592;2Yan HS, chen WR.A variable input speed approach for improving the output motion characteristics of watt-type presses.Int J Mach Tool Manuf 2000；42:675-690.3Tso PL,liang KC.A nine-bar linkage for mechanical forming presses.J Mach Tool Manuf 2002;42:139-145.4Meng CF,Zhang C,Lu YH,Shen ZG.Optimal design and control of a novel press with an extra motor. Mech Mach Theory 2004;39:11-818.5He K,Li WM,Du R.Dynamic modelling with kineto-static method and experiment validation of a novel controllable mechanical metal forming press.Int J Manuf Research 2006;1:354-378.6Su.S,Du R.Signature analysis of mechanical watch movements.Mech System Signal Process 2007;21:3189-3200.7Khelladi S,Kouidri S,Bakir F,Rey R.Predicting tonal noise from a high rotational speed centrifugal fan J Sound Vibration 2008;313:113-133.8Junhong Z,Jun H.CAE process to simulate and optimise engine noise and vibration.Signal Process 2006;20:1400-14097 畢業(yè)設計（論文）題目申報表 院 別 機 電 工 程 分 院 教 研 室 機 械 工 程 教 研 室 指導教師 職稱 年 月 日題目名稱J31-315曲柄壓力機設計題目類別設計類題目性質結合實際專業(yè)機 械設 計參加本題目學生人數(shù)1人論文類虛擬題目題目來源、教師準備情況、主要培養(yǎng)學生哪些能力1本題目來源于指導教師的命題。2指導教師對此課題有深厚的理論基礎及實際經驗，在師生共同努力下定能順利、按期完成該課題設計。3本課題主要培養(yǎng)學生對已有知識的運用能力、查找資料和閱讀能力、英譯漢的能力、工程機械的設計、制造能力。題 目 內 容 及 要 求一、內容：J31-315是一種單點、閉式的曲柄壓力機。它是利用電動機帶動皮帶輪轉動，經兩級齒輪減速后，再通過曲柄滑塊機構把旋轉運動轉化為滑塊的上下運動，從而對工件進行鍛造加工二、要求：1.寫出11.5萬字的論文，繪制總裝圖和重要的零件圖。論文內容包括:（1）曲柄壓力機的應用現(xiàn)狀。（2）曲柄壓力機的特點及分類。（3）曲柄壓力機結構參數(shù)的確定。（4）曲柄壓力機系統(tǒng)分析及確定。（5）曲柄壓力機的合理設計。2.將一篇與本課題有關的英文資料，翻譯成中文（約5000字）。實踐環(huán)節(jié)安排實習長春第一汽車廠實驗計算機應用計算機繪圖中、外文參考資料： 1 蘇翼林主編材料力學(第二冊 上冊) M 北京 高等教育出版社 1987年2 濮良貴,紀名剛主編機械設計(第七版)M 北京 高等教育出版社 2001年3 機械設計書冊編寫組主編機械設計手冊 M 北京 化學工業(yè)出版社 1981年4 何德譽主編曲柄壓力機（第一版） M 北京 機械工業(yè)出版社 1981年5 華中工學院編寫組機械傳動及壓力機 M 北京 人民教育出版社 1999年 6 申永勝主編機械原理教程（第二版） M 北京 清華大學出版社 2005年教研室主任審 批 簽 字分 院 院 長審 批 簽 字注：題目類別和題目性質請用符號填在相應欄內。J31-315曲柄壓力機設計The design of J31-315 Crank PressABSTRACT47摘 要 壓力機是工業(yè)上一種用來鍛壓的設備，采用鍛壓工藝生產工件具有效率高、質量好、重量輕、成本低的特點。因此，必須大力發(fā)展曲柄壓力機，以滿足我國現(xiàn)代化建設的需要。J31-315是一種單點、閉式的曲柄壓力機。它是利用電動機帶動皮帶輪轉動，經兩級齒輪減速后，再通過曲柄滑塊機構把旋轉運動轉化為滑塊的上下運動，從而對工件進行鍛造加工。在設計中，通過設計方案的對比，傳動系統(tǒng)采用三級傳動的形式，且最后一級用偏心齒輪代替曲軸傳動。完成了皮帶輪 、離合器、制動器、偏心齒輪和軸等主要零部件的選用和設計以及壓力機的機身的設計，并進行了強度與剛度的校核，計算結果表明設計合乎要求。壓力機的運動與停止選用浮動嵌塊式摩擦離合器和制動器來控制。關鍵詞：曲柄壓力機；曲柄滑塊；鍛壓設備The design of J31-315 Crank PressABSTRACTThe press is used for forging industrial equipment, forging a productive part of a high efficiency, good quality, light weight, low cost features. Therefore, we must vigorously develop the crank presses, to meet the needs of Chinas modernization drive. The J31-315 is a single point, closed crank press. It is the use of motor driven pulley rotation, the two gear reducer, and then through the slider-crank mechanism to rotate into a slider up and down movement, thereby forging the workplace for processing. In the design, by contrast design, drive system used in the form of three transmission, and the last one to replace the eccentric crankshaft gear transmission. Completed a pulley, clutch, brakes, gears and eccentric shaft, and other major components of the selection and design of the fuselage and press the design, and the strength and stiffness of the check, the results showed that with the design requirements. The movement and stop of The Press is optional floating inlay block friction clutch and brake to control. Key words: crank press; crank slide block; the equipment of forging and stamping 目 錄緒論5第一章 J31-315壓力機概述61.1 J31-315壓力機的工作原理及構件61.2 J31-315壓力機的主要技術參數(shù)7第二章J31-315壓力機的方案對比和選擇82.1電動機的選擇82.2傳動系統(tǒng)的對比和設計12第三章 主要零件的設計與校核213.1 V帶和帶輪設計213.2齒輪的設計233.3軸的設計313.4滑塊與導軌的設計383.5連桿的設計38第四章 機身的設計414.1 機身的比較和選擇414.2 機身的強度計算42第五章 輔助裝置的選擇475.1 過載保護裝置的選擇475.2 拉延墊475.3 滑塊平衡裝置475.4 潤滑系統(tǒng)48總 結48謝辭49參考文獻50緒論鍛壓生產在工業(yè)生產中占有重要的地位。采用鍛壓工藝生產工件具有效率高、質量好、重量輕和成本低的特點。所以，工業(yè)先進的國家愈來愈多地采用鍛壓工藝代替切削工藝和其他工藝。鍛壓機械在機床中所占的比重也愈來愈大。近年來，鍛壓機械的擁有量日本為34%，美國為32.4%。在鍛壓機械中，又以曲柄壓力機最多，占一半以上。用曲柄壓力機可以進行沖壓、模鍛等工藝，廣泛用于汽車、農業(yè)機械、電器儀表、國防工業(yè)以及日用品等生產部門。隨著工業(yè)的發(fā)展，曲柄壓力機的品種和數(shù)量愈來愈多，質量要求愈來愈高，壓力愈來愈大。它在機械制造工業(yè)以及其他工業(yè)的鍛壓生產中的作用愈來愈顯著。因此，大量制造和使用曲柄壓力機，已經成為工業(yè)先進國家的發(fā)展方向之一。我國在解放以前，曲柄壓力機的生產非常落后，只能制造一些手動沖床。解放以后，才有了飛速的發(fā)展，到目前為止，我們已經制造了80000千牛的熱模鍛壓力機，40000千牛的雙點壓力機以及其他各種型號的壓力機。但是，與工業(yè)先進的國家比較，我國的曲柄壓力機制造業(yè)還很落后，主要表現(xiàn)在質量不高、數(shù)量不足、品種不全等幾個方面，特別是缺乏大型高效的設備。因此，必須大力發(fā)展曲柄壓力機，以滿足富民強國的需要。壓力機的類型很多，按照工藝用途分類如下：（1）板料沖壓壓力機1）通用壓力機，用來進行沖裁、落料、彎曲、成形和淺拉延等工藝。2）拉延壓力機，用來進行拉延工藝。3）板沖高速自動機，適用于連續(xù)級進送料的自動沖壓工藝。4）板沖多工位自動機，適用于連續(xù)傳送工件的自動沖壓工藝。（2）體積模鍛壓力機1）冷擠壓機，用來進行冷擠壓工藝。2）熱模鍛壓力機，用來進行熱模鍛工藝。3）精壓機，用來進行平面精壓、體積精壓和表面壓印等工藝。4）平鍛機，用來進行平鍛工藝。5）冷鐓自動機，用于制造如螺釘螺母等各種標準件。6）精鍛機，用來精鍛各種軸類工件。（3）剪切機1）板料剪切機，用于裁剪板料。2）棒料剪切機，用于截裁棒料。第一章 J31-315壓力機概述1.1 J31-315壓力機的工作原理及構件曲柄壓力機是以曲柄傳動的鍛壓機械，用圖1-1來說明它的工作原理及結構。電動機1通過三角皮帶把運動傳給大皮帶輪3，再經過兩級齒輪減速后把運動傳給偏心齒輪9，連桿12的上端裝在凸輪上，下端與滑塊13連接，這樣通過連桿把偏心齒輪的旋轉運動變?yōu)榛瑝K的上下直線往復運動。上模14裝在滑塊上，下模15裝在墊板16上。因此，當材料放在上下模之間時，即能進行沖裁或其他變形工藝，制成工件。由于生產工藝的需要，滑塊有時運動，有時停止，所以裝有離合器5和制動器4。壓力機在整個工件周期內進行工藝操作的時間很短，也就是說，有負荷的工作時間短，大部分時間為無負荷的空間時間。為了使電動機的負荷均勻，有效地利用能量，因而裝有飛輪。大皮帶輪3即起飛輪作用。 圖1-1 J31-315壓力機運動原理圖從上述的工作原理并參考結構圖，曲柄壓力機一般有以下幾個組成部分： 1工作結構，一般為曲柄滑塊機構，由偏心齒輪、連桿、滑塊等零件組成。 2 傳動系統(tǒng)，包括齒輪傳動、皮帶傳動等機構。 3 操縱系統(tǒng)，如離合器、制動器。 4 能源系統(tǒng)，如電動機、飛輪。 5 支承部件，如機身。除了上述的基本部分以外，還有多種輔助系統(tǒng)與裝置，如潤滑系統(tǒng)、保護裝置以及氣墊等。1.2 J31-315壓力機的主要技術參數(shù)曲柄壓力機的主要技術參數(shù)是反映一臺壓力機的工作能力，所能加工零件的尺寸范圍，以及有關生產效率等指標。J31-315壓力機的各主要參數(shù)如下： 1公稱壓力 曲柄壓力機的公稱壓力是指滑塊離下死點前某一特定距離或曲柄旋轉到離下死點前某一特定角度時，滑塊上所容許承受的最大作用力。J31-315壓力機的公稱壓力為3150千牛。 2滑塊行程 它是指滑塊從上死點到下死點所經歷過的距離，它的大小隨工藝用途和公稱壓力的不同而不同。J31-315壓力機的滑塊行程為315毫米。 3滑塊每分鐘行程次數(shù) 它是指滑塊每分鐘從上死點到下死點，然后再回到上死點所往復的次數(shù)。J31-315壓力機的滑塊的行程次數(shù)為20次分。 4裝模高度 它是指滑塊在下死點時，滑塊下表面到工作墊板上表面的距離。當裝模高度調節(jié)裝置將滑塊調整到最上位置時，裝模高度達最大值，稱為最大裝模高度。上下模具的閉合高度應小于壓力機的最大裝模高度。所謂封閉高度是指滑塊在下死點時，滑塊下表面到工作臺上表面的距離。它和裝模高度之差恰是墊板的厚度。J31-315壓力機的最大裝模高度為490毫米，裝模高度調節(jié)量為200毫米。第二章J31-315壓力機的方案對比和選擇2.1電動機的選擇曲柄壓力機的負荷屬于沖擊負載，即在一個工作周期內只在較短的時間內承受負載，而較短時間是空程運轉。按一循環(huán)的平均能量來選擇電動機，其功率為： (2-1)式中：Nm 平均功率（kW）；A 工作循環(huán)所需的總能量（J）；t 工作循環(huán)時間（S）； (2-2)式中: n 壓力機滑塊行程次數(shù)（次/分）；Cn壓力機行程利用系數(shù)，采用手工送料Cn=0.65； 為了使飛輪尺寸不致過大，以及電動機安全運轉等因素，故需將電動機的平均功率選得大些，即： (2-3)式中：k為電動機選用功率與平均功率比值，一般為1.21.6，取k=1.2；壓力機一工作循環(huán)所消耗的能量A為： (2-4)式中: A1工作變形功（屬有效能量）；A2拉延工作功，即進行拉延工藝時壓邊所需要的功（屬有效能量）；A3工作行程時由于曲柄滑塊機構的摩檫所消耗的能量；A4工作行程時由于壓力機受力機構的摩檫所消耗的能量；A5壓力機空程向下和空程向上時所消耗的摩檫；A6單次行程時滑塊停頓所消耗的能量；A7單次行程時離合器接合所消耗的能量。（1）工作變形功A1曲柄壓力機由于沖載、拉延、模鍛、擠壓等工藝，不同的工藝，工件變形所需要的能量亦不同，沖載時的工件變形功為： （2-5）的大小隨板料的塑性和沖模間隙的大小而變化。通常?。?（2-6）式中：Pg 壓力機公稱壓力為； 切斷厚度（m）； 0板料厚度（m）。 對于慢速壓力機（兩級及兩級以上傳動的壓力機） （2-7）故有：（2）拉延墊工作功A2帶拉延的壓力機，在進行淺拉延工藝時，拉延墊壓緊工件的邊緣，并隨壓力機的滑塊向下移動。因此消耗一部分能量。消耗能量的大小決定于拉延墊的壓緊力和工作行程，根據(jù)資料推薦，可相應取為壓力機額定壓力的1/6及滑塊行程的1/6，即： （2-8）式中：S0壓力機滑塊行程長度,S0=0.315m。 （3）工作行程時由于曲柄滑塊機構的摩擦所消耗的能量A3由于壓力機工作時產生彈性變形，曲柄滑塊機構的運動規(guī)律為平援變化。故可近似的將工作行程曲柄轉角P取為壓力機的公稱壓力角g，即：P = g。 這樣，對于通用壓力機，曲柄滑塊機構的摩擦功可以用下述公式表示： （2-9）式中：Pm工作行程中平均工作變形力（N）； g 工作行程曲柄轉角（度），公稱壓力角P = g =20 0； m摩擦當量力臂（m），m=26mm；故有： （4）工作行程時由于壓力機受力系統(tǒng)的彈性變形所消耗的能量A4壓力機在工作行程時，機身、曲柄滑塊機構等受力系統(tǒng)因受載產生彈性變形，因而引起能量消耗。對于在工作行程中，變形力逐步下降的沖載工藝和拉延工藝，有時一部分的彈性變形能量可以轉化為有用能量，因此得出： （2-10）式中：yc壓力機總的垂直變形（m）。 （2-11）Cn1壓力機垂直剛度（kN/mm），參考文獻7表7-3；取Cn1=700 kN/mm 。 （5）壓力機空程向下和空程向上時所消耗的能量A5壓力機空程時的能量損耗與壓力機零件的結構尺寸、表面加工量、潤滑情況，皮帶的拉緊程度、制動器調整情況等因素有關。根據(jù)試驗結果，通用壓力機連續(xù)行程所消耗的平均功率約為該壓力機額定功率的10%35%，參考文獻7圖7-6或表7-4所示的實驗數(shù)據(jù)可供概略計算通用壓力機空程損耗之用，由圖7-6得： （6）滑塊停頓飛輪空轉時所消耗的能量A6根據(jù)實驗，通用壓力機飛輪空轉時電動機所消耗的功率約為額定功率的6%30%。通用壓力機飛輪空轉時所消耗的能量： （2-12）式中：N6壓力機飛輪空轉所需的功率，由參考文獻7圖7-7得N6=3.5kW；t-壓力機單次行程時的循環(huán)周期(S)；t1曲柄回轉一周所需的時間(S)。 故有： （7）單次行程時，離合器接合所消耗的能量A7離合器接合時所消耗的能量： （2-13）（8）總功A 電動機功率： 查機械設計手冊選用JR-72-4電動機；Ne=30kw，ne=1460r/min。2.2傳動系統(tǒng)的對比和設計傳動系統(tǒng)的作用是把電動機的能量傳給曲柄滑塊機構，并對電動機轉速進行減速，使滑塊獲得所需的行程次數(shù)。曲柄壓力機的傳動系統(tǒng)有四個比較突出的問題需在設計前加以分析和確定，以便使整個壓力機能達到結構緊湊，維修方便，性能良好和外形美觀。下面就傳動系統(tǒng)方案設計中的幾個問題進行比較。2.2.1 確定滑塊上加力點的數(shù)目及機構的運動分析按壓力機滑塊上加力點的數(shù)目（即連桿的數(shù)目），分為單點、雙點和四點壓力機。（1）滑塊前后、左右尺寸小于1700mm；墊板前后尺寸小于2000mm，采用單點。（2）滑塊和墊板的前后尺寸大于2000mm，采用雙點。（3）滑塊前后、左右尺寸和墊板前后尺寸都大于2000mm，采用四點。本設計采用單點式。通用壓力機的工作機構大多采用曲柄滑塊機構，其運動簡圖如圖所示O點表示曲軸的旋轉中心，A點表示連桿與曲柄的連結點，B點表示連桿與滑塊的連結點，OA表示曲柄半徑，AB表示連桿長度。所以OA以角速度作旋轉運動時，B點則以速度v作直線運動。曲柄滑塊的結構主要由偏心齒輪、芯軸、連桿和滑塊組成。偏心齒輪的偏心頸相對于芯軸有一定的偏心距，相當于曲柄半徑。芯軸兩端緊固在機身上。偏心頸在芯軸上旋轉，就相當于曲柄在旋轉，通過連桿使滑塊上下運動。1）曲柄滑塊機構的選擇曲柄滑塊機構的類型有結點正置和結點偏置兩種；本設計采用結點正置的曲柄滑塊機構。圖2-1為結點正置的曲柄滑塊機構的運動關系計算簡圖（所謂結點正置，是指滑塊和連桿的連結點B的運動軌跡位于曲柄旋轉中心O和連結點B的連線上）?；瑝K的位移和曲柄轉角之間的關系可表達為： 圖2-1 結點正置的曲柄滑塊機構 （2-14）而 令 則 而 所以 代入式（1-13）整理得： （2-15）由于一般小于0.3，對于通用壓力機，一般在0.1-0.2范圍內，故式可進行簡化。根據(jù)二項式定理，取 代入式（2-14）整理得： （2-16）式中：S 滑塊行程，從下死點算起，以下均同； 曲柄轉角，從下死點算起，與曲柄旋轉方向相反者為正，以下均同；R 曲柄半徑；L 連桿長度（當連桿可調時取最短時數(shù)值）。 S0為滑塊行程315mm；所以 因為 ；其中??；則 因為在0.1-0.2范圍內，所以L=1450mm符合要求。2.2.2 確定傳動系統(tǒng)的布置方式在確定傳動系統(tǒng)的布置方式時，通常著重考慮以下三個方面：傳動系統(tǒng)的安放位置、曲柄軸和傳動軸的布置方式、曲柄軸上齒輪傳動形式和安裝部位。（1）傳動系統(tǒng)的安放位置曲柄壓力機的傳動系統(tǒng)可置于工作臺之上或工作臺之下，前者稱為上傳動，后者稱為下傳動。上傳動的主要優(yōu)點為：重量較輕，成本較低；安裝維修都比較方便；地基較為簡單。上傳動的主要缺點是壓力機的地面以上部分較高，運行不夠平穩(wěn)。下傳動的主要優(yōu)點：壓力機的重心低，運行平穩(wěn)，振動和噪音較??；能提高滑塊的運動精度，延長模具的使用壽命，改善工作的質量；壓力機地面以上的部分減小，可用于高度較低的車間；立柱和上梁的受力情況較好。傳動的缺點是：體積較大，總重量大；維修步方便，摩擦離合器和制動器的散熱條件比較差；地基龐大，造價高。綜合考慮、比較以上的各優(yōu)缺點，本設計是一種通用壓力機，故采用上傳動方式。（2）曲柄軸和傳動軸的布置方式曲柄軸和傳動軸可以垂直于壓力機的正面放置，也可以平行于正面放置。當壓力機的曲柄軸和傳動軸平行于壓力機正面放置時，曲軸和傳動軸都較長，受力點和支撐軸間的距離也較大，因而剛度較差。垂直于壓力機正面的放置形式，克服了前一種形式的缺點，曲軸和傳動軸剛度較好。本設計是一種中型壓力機，采用了偏心齒輪，故采用垂直于壓力機正面的放置形式。（3）曲柄軸上齒輪的傳動形式和安裝部位曲柄軸上齒輪傳動可以設計成單邊傳動或雙邊傳動。采用雙邊傳動時，齒輪尺寸減小，壓力機高度降低，機器結構緊湊，還可以改善受力情況，但兩對齒輪要精確加工，裝配時要保證運動同步，加工和裝配要求較高。曲柄軸上的傳動齒輪，可放在機身外，也可放在機身內。前一種形式，齒輪的工作條件較差，機器外形不夠美觀，但安裝檢修比較方便；后一種形式，齒輪的工作條件較好，外觀也較美觀，但安裝、檢修比較困難；現(xiàn)在越來越傾向于后一種。本設計是一種中型壓力機，而且又是一種通用的經濟型壓力機，綜合考慮其壓力與造價，采用單邊齒輪傳動，而且齒輪放在機身內。2.2.3 確定傳動級數(shù)和各傳動比的分配曲柄壓力機傳動級數(shù)和各級傳動比的分配，取決于滑塊每分鐘行程次數(shù)和所選擇的飛輪轉速。一般滑塊行程次數(shù)在70次/分以上的，采用單級傳動；7028 次/分的用兩級傳動；2810次/分的用三級傳動。各級傳動比的分配要恰當，使傳動系統(tǒng)有可能布置得合理而且緊湊。一般三角皮帶傳動的傳動比步超過68，齒輪傳動的傳動比不超過79。根據(jù)本設計的工作參數(shù)要求，選用三級傳動。選用電動機的轉速為1460轉/分。根據(jù)參考文獻4表1-2確定各部分效率為：V帶傳動效率1= 0.96，滾動軸承傳動效率2= 0.99，閉式圓柱齒輪傳動效率3= 0.97，偏心齒輪滑動軸承效率4= 0.96。1） 傳動裝置的總傳動比壓力機滑塊的轉速：n =20r/min總傳動比：2） 分配各級傳動比根據(jù)參考文獻4表1-3推薦傳動比的范圍，選V帶傳動i1= 3.25,一級圓柱齒輪傳動的傳動比為：i2 = 4.78；則二級齒輪傳動比為： 3） 計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù) 0軸電動機軸： r/min 1軸高速軸： kW r/min 2軸低速軸： kw r/min 3軸偏心齒輪軸： kw r/min 將計算的運動參數(shù)和動力參數(shù)列表1-1：表1-1運動和動力參數(shù)表 軸 名參 數(shù)0 軸1 軸2 軸3 軸轉 速 （r / min）1460449.293.9820輸入功率(kW)3028.826.0324.74輸入轉矩(N.m)196.23612.32645.111813.4傳 動 比i3.254.784.72.2.4 選擇離合器和制動器的類型剛性離合器不宜在高轉速下工作，采用剛性離合器的壓力機，離合器和制動器應裝置在曲軸上。剛性離合器和制動器只適用于小型壓力機。采用摩擦離合器時，對于具有兩級和兩級以上傳動的壓力機，離合器既可以放在曲柄軸上，也可以放在中間軸上。近年來，閉式通用壓力機的傳動系統(tǒng)，都封閉在機身內并采用偏心齒輪傳動，在結構上限制了離合器和制動器的安放位置，因而大多將其置于飛輪軸上，僅少數(shù)壓力機裝置在中間軸上。本設計采用三級傳動，最后一級采用偏心齒輪傳動，故用浮動嵌塊式摩擦離合器和制動器，且裝在大皮帶輪軸上。曲柄壓力機的離合器都有主動部分、從動部分、連接零件以及操縱機構組成。本壓力機選用摩擦離合器制動器的結構，其結構形式按其工作情況分為干式和濕式兩種。干式離合器和制動器的摩擦面露在空氣中，而濕式則放在油里。按其摩擦面的形狀，又有圓盤式、浮動嵌塊式和圓錐式等型式。目前常用的式盤式和浮動嵌塊式摩擦離合器制動器。離合器的主動部分包括大皮帶輪、主動摩擦盤和環(huán)狀活塞等。從動部分為從動盤、從動軸以及制動器的內盤等。接合件式主動摩擦盤和從動盤上的嵌塊。它的操縱機構由氣缸、環(huán)狀活塞和壓縮空氣控制系統(tǒng)所組成。制動器懸置在支承外面，氣缸與制動器座相聯(lián)，活塞通過導向銷與制動盤連接。浮動嵌塊的斷面為長圓形，用石棉塑料制成。離合器和制動器各有十塊，在從動盤和內盤上沿圓周方向均勻分布。摩擦面間的間隙由墊片調整。需要離合器接合時，操縱電磁空氣分配閥，使壓縮空氣先進入制動器氣缸，活塞向左移動，壓縮制動彈簧，制動器失去制動作用；隨后壓縮空氣由從動軸的中間孔道和連接管，進入離合器氣缸，克服脫開彈簧的作用力，環(huán)狀活塞向右移動，將浮動嵌塊壓緊在主動摩擦盤上，依靠他們之間的摩擦力所形成的摩擦力矩，由大皮帶輪帶動從動軸旋轉。當需要離合器脫開時，操縱電磁空氣分配閥，使離合器氣缸先排氣，在脫開彈簧的作用下，環(huán)狀活塞向左復位，于是活塞、浮動嵌塊和主動摩擦盤松開，大皮帶輪空轉；隨后制動器氣缸排氣，在制動彈簧的作用下，制動盤將浮動嵌塊壓緊在制動座上，從動軸停止運動。離合器和制動器的動作應當協(xié)調，他們之間的順序動作由連鎖控制系統(tǒng)來實現(xiàn)。如果連鎖失靈，會引起摩擦材料的發(fā)熱和急劇磨損，甚至還可能造成設備和人身事故。因此對離合器和制動器連鎖控制系統(tǒng)的基本要求是：連鎖可靠，動作迅速。連鎖方式有兩類：剛性連鎖和非剛性連鎖。離合器和制動器剛性連鎖，工作可靠，操縱系統(tǒng)簡單，動作迅速。結構如圖所示，當離合器接合時，氣缸除了保證壓緊摩擦盤所需的壓力外，還需要克服制動彈簧的阻力，氣缸的制動力不能在飛輪和離合器之間形成封閉力系，滾動軸承要承受與壓縮彈簧相等的軸向推力；此外，離合器和制動器要做成空心軸，有時推桿直徑也會受到軸孔尺寸的限制。（1） 離合器的選擇離合器所需要的扭矩： （2-17）式中：儲備系數(shù)，考慮在壓縮空氣壓力波動和摩擦系數(shù)不穩(wěn)定等情況下仍能使離合器正常工作，取 =1.11.3； Mq偏心齒輪所需要傳遞的扭矩，Mq=231636.35Nm； i 安裝離合器的軸至偏心齒輪的傳動比，i=22.5； 離合器至偏心齒輪之間的傳動效率，對二級齒輪傳動取 =0.94； 由參考文獻5選取公稱扭矩為Ml=13200Nm的浮動嵌塊離合器。（2） 制動器的選擇 制動器所需要的扭矩： （2-18）式中：At制動器的摩擦功，At =8118J； zh制動器的制動角，應以偏心齒輪的轉角來度量，zh=50 /1800=0.087； zh制動器軸的角速度，zh=3.14449.2/30 =47r/s； 由參考文獻5選取公稱扭矩為Mzh=6180Nm的浮動嵌塊制動器。第三章 主要零件的設計與校核3.1 V帶和帶輪設計1）確定計算功率Pca 由參考文獻2表8-6查得工作情況系數(shù)K=1.2，故 kW2）選取窄V帶帶型 根據(jù)Pca、n由參考文獻2圖8-9確定選用SPA型。3）確定帶輪基準直徑 由參考文獻2表8-3和表8-7取主動基準直徑dd1=280mm。 根據(jù)參考文獻2式（8-15），從動輪基準直徑dd2； mm 按參考文獻2式（8-13）驗算帶的速度 m/s35m/s 帶的速度合適。4）確定窄V帶的基準直徑和傳動中心距根據(jù)，初步確定中心距mm。根據(jù)參考文獻2式（8-20）計算帶所需的基準長度 =3668.3mm由參考文獻5表13-1-3選帶的基準長度mm。按參考文獻2式（8-21）計算實際中心距 mm取a=845mm。5）驗算主動輪上的包角1由參考文獻2式（8-6）得 主動輪上的包角合適。6）計算窄V帶的根數(shù)z 由參考文獻2式（8-22）知 由n1=1460r/min、dd1=280mm、i=3.25，查參考文獻2表8-5c和表8-5d得： kW， kW查參考文獻5表8-8得K=0.97，表8-2得KL=1.06，則 取根。7）計算預緊力由參考文獻2式（8-23）知 查表8-4得kg/m，故 N8）計算作用在軸上的壓軸力由參考文獻2式（8-24）得 N3.2齒輪的設計3.2.1概述由于壓力機的壓力較大，如果采用直齒輪，它的尺寸較大，但它只產生徑向力，而不產生軸向力；而如果采用斜齒輪，雖然可以減小一定的尺寸，但是它會產生很大的軸向力，這樣會對偏心齒輪產生變向，增大它對機箱的摩擦力，使壓力機不能正常工作?，F(xiàn)在工廠制造的壓力機大多數(shù)都采用直齒輪，所以直齒輪作為壓力機的傳動件。舊壓力機多采用曲軸作為傳動系統(tǒng)的最后一級，但是其摩擦很大，現(xiàn)在的大、中型壓力機上采用偏心齒輪來代替曲軸作為最后一級傳動，優(yōu)點如下：（1） 制造偏心齒輪較容易，成本較低。（2） 偏心齒輪機構的受力情況較好。（3） 壓力機的傳動部分便于采用封閉式結構。由于偏心齒輪結構的優(yōu)點顯著，近年來在中型和大型板料沖壓機上得到了普遍的應用，由于J31-315是一種中型的壓力機，所以，選用了偏心齒輪作為壓力機的最后一級傳動。 3.2.2 一級傳動齒輪的設計（1）確定齒輪精度等級及材料1）材料選擇:：小齒輪材料為40cr(調質)硬度280HBS， 大齒輪材料為45鋼(調質)硬度240HBS；2）精度由參考文獻2表10-1：壓力機為通用機械，選取7級精度；3）選取齒輪齒數(shù)為：大齒輪齒數(shù)：，取Z2=86；（2）按齒面接觸強度設計 按參考文獻2式(10-21)算得: 確定公式內各計算數(shù)值 1）試選:Kt =1.3； 2）小齒輪傳遞的轉矩: T1=7.5105N.m3）由參考文獻2表10-7選取齒寬系數(shù)：d =1；4）由參考文獻2表10-6查得材料的彈性影響系數(shù):ZE =189.8MPa1/2； 5）由參考文獻2圖10-21d按齒面硬度查得: 小齒輪的接觸疲勞極限為Hlim1=600MPa； 大齒輪的接觸疲勞極限為Hlim2=550MPa； 6）由參考文獻2式(10-13)計算應力循環(huán)次數(shù): 7）由參考文獻2圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):kHN1 =0.92，kHN2 =0.97； 8）計算接觸許用應力: 取失效概率為,安全系數(shù)S=1； 由參考文獻2式(10-12)得: 計算：1）計算小齒輪分度圓直徑d1t:2）計算圓周速度: 3）計算齒寬b及模數(shù)mn: 4）計算載荷系數(shù)k：已知使用系數(shù): KA=1；根據(jù)=2.67m/s，7級精度；由參考文獻2圖10-8查得動載系數(shù)Kv =1.1；由參考文獻2表10-4查得KH的計算公式為: 由參考文獻2圖10-13查得: KF=1.3； 由參考文獻2表10-3查得: KH= KF=1.2； 故載荷系數(shù)： 5）按實際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑由參考文獻2式(10-10a)得: 6）計算模數(shù)m: 故查參考文獻5取標準模數(shù): m=14mm。（3）按齒根彎曲疲勞強度校核: 確定公式內個計算數(shù)值: 1） 2） 3） 4）由參考文獻2圖10-20C查得小齒輪彎曲疲勞強度極限：FE1=500MPa，F(xiàn)E2=380MPa； 5）由參考文獻2圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)kFN1=0.85，kFN2=0.88； 6）許用彎曲應力：取S=1.4 7）查取齒形系數(shù)由1表10-5查得YFa1=2.91，YFa2=2.18；Ysa1=1.53，Ysa2=1.79； 比較可知 。 8）計算 代入數(shù)值得: 故彎曲強度符合要求。（4）幾何尺寸計算1）計算中心矩: 則圓整后取a =730mm。 2）計算大,小齒輪分度圓直徑: 3）計算齒輪寬度: 圓整后取，.4）驗算: ,合適。3.2.2偏心齒輪的設計（1）確定齒輪精度等級及材料1）材料選擇：小齒輪材料為40cr(調質)硬度280HBS 大齒輪材料為40cr調質)硬度280HBS2）精度由參考文獻2表10-1 ：壓力機為通用機械，選取7級精度；3）選取齒輪齒數(shù)為： ，大齒輪齒數(shù)：，取Z2=80；（2）按齒面接觸強度設計 按參考文獻2式(10-21)算得: 確定公式內各計算數(shù)值 1）試選:Kt =1.3； 2）小齒輪傳遞的轉矩: T1=2.6106N.m；3）由參考文獻2表10-7選取齒寬系數(shù)：d =1；4）由參考文獻2表10-6查得材料的彈性影響系數(shù):ZE =189.8MPa1/2； 5）由參考文獻2圖10-21d按齒面硬度查得: 小齒輪的接觸疲勞極限為Hlim1=600MPa； 大齒輪的接觸疲勞極限為Hlim2=600MPa； 6）由參考文獻2式(10-13)計算應力循環(huán)次數(shù): 7）由參考文獻2圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):kHN1 =0.96，kHN2 =0.98； 8）計算接觸許用應力: 取失效概率為,安全系數(shù)S=1； 由參考文獻2式(10-12)得: 計算：1）計算小齒輪分度圓直徑d1t:2）計算圓周速度: 3）計算齒寬b及模數(shù)mn: 4）計算載荷系數(shù)k：已知使用系數(shù): KA=1；根據(jù)=0.89m/s，7級精度；由參考文獻2圖10-8查得動載系數(shù)Kv =1.05；由參考文獻2表10-4查得KH的計算公式為: 由參考文獻2圖10-13查得: KF=1.28； 由參考文獻2表10-3查得: KH= KF=1.2； 故載荷系數(shù)： 5）按實際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑由參考文獻2式(10-10a)得: 6）計算模數(shù)m: 故查參考文獻5取標準模數(shù): m=20mm。（3）按齒根彎曲疲勞強度校核: 確定公式內個計算數(shù)值: 1） 2） 3） 4）由參考文獻2圖10-20C查得小齒輪彎曲疲勞強度極限：FE1=500MPa，F(xiàn)E2=500MPa； 5）由參考文獻2圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)kFN1=0.91，kFN2=0.91； 6）許用彎曲應力：取S=1.4 7）查取齒形系數(shù)由參考文獻2表10-5查得YFa1=2.97，YFa2=2.19；Ysa1=1.52，Ysa2=1.785； 比較可知 。8）計算 代入數(shù)值得: 故彎曲強度符合要求。（4）幾何尺寸計算1）計算中心矩: 2）計算大,小齒輪分度圓直徑: 3）計算齒輪寬度: 圓整后取，。4）驗算: ，合適。3.3軸的設計3.3.1 大皮帶輪軸的設計（1）確定軸的直徑開始設計時，可按扭矩預選傳動軸的直徑，由參考文獻7式（5-5）有： （3-1）式中：Mn 作用在軸上的最大扭矩（Nm），Mn=13200 Nm； 許用剪應力，參考文獻7取如下值： 45鋼調質 =500105Pa 輸出軸受扭最大處的直徑為安裝離合器處，試取d=110mm；軸的設計及校核見圖3-1和圖3-2。圖3-1 大皮帶輪軸圖3-2 軸的載荷分析圖（2）軸的強度校核從軸的的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。先將計算出的截面C處的MH、MV及M的值列于下表3-1：表3-1危險截面載荷參數(shù)載 荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=3193.74NFNH2=1663.40NFNV1= -219.22NFNV2=1596.29N彎矩MMH=0MV1= -50420.6NmmMV2= 798145Nmm總彎矩M1=0，M2=799736Nmm扭矩TT3=13200000 Nmm進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度可根據(jù)參考文獻7式（5-6）及上表中的數(shù)值，軸的計算應力： 許用應力：因此，故安全。3.3.2 中間軸的設計 （1）確定軸的直徑開始設計時，可按扭矩預選傳動軸的直徑，由參考文獻7式（5-5）有： 式中：Mn 作用在軸上的最大扭矩（Nm），Mn=44248.78Nm； 許用剪應力，參考文獻7取如下值： 40Cr調質 =630105Pa 輸出軸最小的直徑為安裝大齒輪處，試取d=155mm；軸的設計及各段長度見附圖。（2）軸的強度校核 從軸的的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。先將計算出的截面C處的MH、MV及M的值列于下表3-2：載 荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=-9270.07NFNH2=4177.02NFNV1= 2516.76NFNV2=11476.28N彎矩MMH1=1002484.8 NmmMH2=-355005 NmmMV1= 975369.6Nmm，MV2= 2754307.2Nmm總彎矩M1=2921909.31 Nmm，M2=1063486.87Nmm扭矩TT3=2645100Nmm表3-2危險截面載荷參數(shù)進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)參考文獻7式（5-6）及上表中的數(shù)值，軸的計算應力： 許用應力：因此，故安全。3.3.3 偏心齒輪軸的設計壓力機采用芯軸的形式較多，主要有整體式、兩段式和套筒式。整體式的優(yōu)點是芯軸是一個整體，剛度較好，且結構簡單，其缺點是偏心部分和連桿大段的結構尺寸較大，故曲柄滑塊機構中的摩擦扭矩較大。因此，該結構只適用于行程不大的壓力機。兩段式的特點與上述的相反，芯軸分成兩端，且不穿過偏心部分，因此，偏心部分和連桿大端的結構尺寸減小，曲柄滑塊機構的摩擦扭矩也隨之減小。但芯軸如同一懸臂梁，剛度較差。因此，該結構只適用于行程較大的壓力機。套筒式的芯軸是由兩個軸套和一個小軸組成，它的剛度較上一種結構有所提高，但結構比較復雜，裝配比較復雜，因此用的不多。綜合上述各軸的特點，本設計采用整體式芯軸。芯軸一般采用45號鋼，需經調質處理。與偏心齒輪軸瓦配合的部分需經磨削加工，光潔度為78。設計時先跟據(jù)經驗公式預選芯軸直徑，進行結構設計，然后進行強度核驗。1）當芯軸的材料為45號鋼時，芯軸直徑（與偏心齒輪內軸承配合處）的經驗公式是： （3-2）式中：P0連桿上的作用力，P0=Pg=3150（kN）； 試取d0=260mm；進行結構設計如圖3-3所示：圖3-3 J31-315壓力機偏心齒輪計算簡圖進行強度校核，轉化為簡支梁的計算如圖3-4： 圖3-4 芯軸強度的計算簡圖 上述四式中： lA1、lA2芯軸軸瓦長度0.28m。由結構圖可知：l1= l2=140mm=0.14m； l3=220mm=0.22m；l =660mm=0.66m； 2）進行強度校核 由強度計算公式有： （3-3）式中：Mmax最大彎矩，一般是MB最大，所以選Mmax=MB=231636.35N.m； 許用彎曲應力，由參考文獻7表3-9選取=140MPa。 所以，強度滿足要求。3.4滑塊與導軌的設計滑塊是一個箱型結構，它的上端與連桿連接，下部安裝模具的上模，并在機身的導軌內上下運動。為了保證滑塊底平面和工作臺平面的平行度，保證滑塊運動方向與工作臺的垂直度，因此，滑塊的導向面必須與底平面垂直。導軌和滑塊的導向面應保持一定的間隙，而且進行調整。四個導軌均能單獨調整，它是靠一組推拉螺釘來實現(xiàn)的。這種四面調節(jié)的導軌能提高壓力機的精度，但調節(jié)困難。有些壓力機的導軌做成兩個是固定的，兩個是可調的，并使固定的導軌承受滑塊側向力，調節(jié)容易，但精度受到一定影響?；瑝K的高度與寬度的比值，在閉式單點壓力機上約為1.081.32。為了安裝模具，在滑塊的底平面開有“T”型槽。小型壓力機的滑塊常用鑄鐵HT20-40制造。中型壓力機的滑塊常用鑄鐵HT20-40和稀土球鐵制造，或用A3鋼板焊接而成。大型壓力機的滑塊一般用A3鋼板焊接，焊后進行退火處理。為了提高滑塊的耐磨性，有些壓力機的導向面上鑲有酚醛層壓布板。導軌動面的材料一般用鑄鐵HT20-40制造。速度高、偏心載荷大的則用鑄造青銅ZQZn6-6-3或鑄造黃銅ZHMn58-2-2制造。對于高速壓力機，有采用滾針導軌，以便減小摩擦，消除間隙，提高機器的耐用程度和滑塊運動精度。3.5連桿的設計3.5.1連桿及裝模高度調節(jié)機構為了適應不同高度的模具，壓力機的裝模高度需要能夠調節(jié)其大小。用調節(jié)連桿的長度來達到裝模高度的目的，即連桿不是一個整體，而是由連桿體和調節(jié)螺桿所組成。調節(jié)螺桿下部的球頭與滑塊連接，連桿體上部的軸瓦與偏心齒輪軸聯(lián)接。用手轉動調節(jié)螺桿，即可調節(jié)連桿的長度?；瑝K和裝模高度調節(jié)機構的主要數(shù)據(jù)看零件圖，滑塊部件重量：35.6kN，裝模高度調節(jié)速度：84.7mm/min，調節(jié)電動機功率：2.2kW，調節(jié)電動機轉速：750r/min，采用單級渦輪蝸桿傳動，速比：i=85，蝸桿系數(shù)：q=12,齒寬：B=25mm。3.5.2連桿及調節(jié)螺桿的強度校核1）調節(jié)螺桿最大壓縮應力校核上傳動壓力機在工作時連桿受壓力作用。由于調節(jié)螺桿截面較小，故一般校核調節(jié)螺桿的壓縮應力即可。連桿接頭材料為稀土球鐵，螺桿材料為45號鋼。連桿尺寸如圖3-5所示：圖3-5 J31-315壓力機連桿及螺紋圖螺桿強度： （3-4）式中：d0連桿上最小的直徑，d0=155mm。 由參考文獻7取y=1800105Pa。 所以，螺桿強度符合要求。 螺紋強度： （3-5）式中：S 螺距； h 螺紋牙根的高度，對于特種鋸形螺紋； 對于梯形螺紋。則： 因為連桿采用球鐵QT45-5材料，所以=700105Pa；稍大于，認為可以使用。3.5.3滑動軸承的校核在通用壓力機中，曲柄滑塊機構的旋轉或擺動速度較低，但載荷較大，故應檢驗作用在滑動軸承（或叫軸瓦）上的壓強。 1）單點壓力機的曲柄滑塊機構，連桿大端軸承的壓強為： （3-6） 式中：dA軸承直徑(m)；l軸承長度(m)；由參考文獻7表3-14選擇材料為ZQSn6-6-3。鑄錫鋅鋁青銅，PA =30MPa。所以強度滿足要求。2）芯軸軸承的強度為： （3-7）式中：d0軸承直徑(m)；l0 軸承長度(m)；由參考文獻7表3-14，知P0=250MPa；所以強度滿足要求3）軸承座壓強： （3-8）式中：dB軸承底度座軸瓦長度(m)；由參考文獻7表3-14，知PB=650MPa； 所以強度符合要求。第四章 機身的設計4.1 機身的比較和選擇機身是壓力機的一個基本部件，所有零部件都裝在機身上面，工作時要承受全部工作變形力。因此，機身的合理設計對減輕整機重量，提高整機剛度，以及減少制造工時，都具有直接的影響。機身分為兩大類型：即開式機身和閉式機身。前者三面敞開，操作方便，但剛度較差，適用于中小型壓力機；后者兩