畢業(yè)論文定稿-開式曲柄壓力機設計

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原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763摘要開式曲柄壓力機是板料沖壓生產中的主要設備，可用于沖孔、落料、切邊、彎曲、淺拉伸和成型等工序，并廣泛應用于國防、航空、汽車、拖拉機、電機、電器、軸承、儀表、農機、農具、自行車、縫紉機、醫(yī)療器械、日用五金等部門中。在中、小型壓力機中，開式壓力機得到了廣泛的發(fā)展，目前在我國機器制造業(yè)中，開式曲柄壓力機的年產量約占整個鍛壓機械年產量的 49.5%，而在通用曲柄壓力機的生產中約占 95%。關鍵詞：壓力機；曲柄滑塊機構；機械制造；原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763AbstractOpen front mechanical power presses sheet metal stamping production is the main equipment, can be used for punching, blanking, trimming, bending, shallow tensile and molding process, and widely used in national defense, aerospace, automotive, tractor, motor, electric appliance, bearings, instrument, agricultural machinery, tools, bicycles, sewing machines, medical equipment, daily hardware and other departments. In the medium and small press, open press a wide range of development, at present in our country in manufacturing machines, off the output of crank press accounts for about 49.5% of the whole forging machinery production, and in general crank press in the production of about 95%.Keywords: press; Slider-crank mechanism; Mechanical manufacturing;原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763目 錄摘要 ⅠAbstractⅡ1 緒論 11.1 鍛壓機械設備簡介及其發(fā)展過程 11.2 曲柄壓力機的發(fā)展和特點 21.3 曲柄壓力機的基本參數 31.4 曲柄壓力機的工作原理 41.5 曲柄壓力機的反求設計與改型 51.5.1 反求設計 .51.5.2 開式壓力機的改進 .62 電動機的選擇和飛輪設計 92.1 壓力機電力拖動特點 92.2 電動機的選擇 92.2.1 選擇電動機的類型 .92.2.2 選擇電動機的功率 102.2.3 確定電動機的轉速 112.2.4 計算總傳動比和分配傳動比 112.2.5 計算傳動裝置的運動和動力參數 112.3 飛輪轉動慣量及尺寸計算 .122.3.1 壓力機一次工作循環(huán)所消耗的能量 122.3.2 飛輪轉動慣量計算 162.3.3 飛輪尺寸計算 172.3.4 飛輪輪緣線速度驗算 172.3.5 飛輪起動時間核算 183 機械傳動系統 .193.1 傳動系統的類型及系統分析 .193.1.1 傳動系統類型 193.1.2 傳動系統的布置方式 193.1.3 離合器和制動器的位置 203.1.4 傳動級數和各級傳動比的分配 203.2 三角皮帶傳動設計 .213.3 齒輪傳動的設計 .243.3.1 選擇齒輪材料、熱處理、齒輪精度等級和齒數 243.3.2 開式齒輪按齒輪彎曲疲勞強度設計 243.4 轉軸的設計 .263.4.1 軸的概述 263.4.2JG23-40 開式曲柄壓力機的轉軸設計 .273.5 平鍵連桿 .304 曲柄滑塊機構 .324.1 曲柄滑塊機構的運動分析與受力分析 .324.2 曲柄軸的設計計算 .34原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397634.2.1 曲軸的結構示意圖 344.2.2 曲軸強度設計計算 344.2.3 曲軸剛度計算 364.3 連桿和封閉高度調節(jié)裝置 .374.3.1 連桿和封閉高度調節(jié)裝置的結構 374.3.2 連桿的計算 374.3.3 連桿及球頭調節(jié)螺桿的強度計算 384.3.4 調節(jié)螺桿的螺紋 404.3.5 調節(jié)螺桿的螺紋計算 404.3.6 連桿上的緊固螺栓 404.4 曲柄滑塊機構中的滑動軸承 .414.4.1 滑動軸承的結構 414.4.2 滑動軸承的潤滑及軸瓦結構 414.4.3 滑動軸承的計算 414.5 曲柄滑塊機構中的滾動軸承 .434.5.1 滾動軸承概述 434.5.2 滾動軸承型號選擇 435 離合器與制動器 .455.1 離合器與制動器的作用原理 .455.2 離合器的設計 .465.2.1 離合器的類型、工作特性及其選用原則 465.2.2 雙轉鍵離合器的結構 475.3 制動器的設計 .495.3.1 制動器的類型、工作特性及其選用原則 495.3.2 帶式制動器的結構 506 機身設計 .506.1 機身結構 .516.2 身計算 .527 過載保護裝置設計 .557.1 剪切破壞式過載保護裝置的結構 .557.2 剪切塊的設計計算 .568 潤滑系統 .588.1 曲柄壓力機常用潤滑劑 .588.1.1 稀油潤滑 .588.1.2 干油潤滑 .59小結 60致謝 61參 考 文 獻 .62原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397631 緒論1.1 鍛壓機械設備簡介及其發(fā)展過程人們?yōu)榱酥圃旃ぞ?，最初是用人力、畜力轉動輪子來舉起重錘鍛打工件的，這是最古老的鍛壓機械。14 世紀出現了水力落錘。15～16 世紀航海業(yè)蓬勃發(fā)展，為了鍛造鐵錨等，出現了水力驅動的杠桿錘。18 世紀出現了蒸汽機和火車（見機車） ，因而需要更大的鍛件。1842 年英國的 J.內史密斯創(chuàng)制第一臺蒸汽錘，開始了蒸汽動力鍛壓機械的時代。1795 年英國的 J.布拉默發(fā)明水壓機，但直到 19 世紀中葉由于大鍛件的需要才應用于鍛造。隨著電動機的發(fā)明，19 世紀末出現了以電為動力的機械壓力機和空氣錘，并獲得迅速發(fā)展。第二次世界大戰(zhàn)以來，750000 千牛的模鍛水壓機、1500 千焦的對擊錘、60000 千牛的板料沖壓壓力機、160000 千牛的熱模鍛壓力機等重型鍛壓機械和一些自動冷鐓機相繼問世，形成了門類齊全的鍛壓機械體系。20 世紀 60 年代以后，鍛壓機械改變了從 19 世紀開始的向重型和大型方向發(fā)展的趨勢，轉而向高速、高效、自動、精密、專用、多品種生產等方向發(fā)展。于是出現了每分種行程 2000 次的高速壓力機、60000 千牛的三坐標多工位壓力機，25000 千牛的精密沖裁壓力機，能冷鐓直徑為 48 毫米鋼材的多工位自動冷鐓機和多種自動機、自動生產線等。各種機械控制的、數字控制的和計算機控制的自動鍛壓機械以及與之配套的操作機、機械手和工業(yè)機器人也相繼研制成功。現代化的鍛壓機械可生產精確制品，有良好的勞動條件，環(huán)境污染很小。隨著大型多工位壓力機的技術成熟和實用化，大型多工位壓力機開始替代單動壓力機進入自動沖壓生產線，代表了先進的組合方式。大型多工位壓力機自動沖壓生產線，經歷了三個階段的完善與發(fā)展。較原始的組合是，一臺雙動拉深壓力機與一臺單動大型多工位壓力機為主機，二者之間配備一套翻轉裝置和同步裝置，提高了生產節(jié)拍，減少了占地面積。此后，帶雙動拉深工位的多工位壓力機問世，催生了第二代自動沖壓生產線。第二代生產線僅以一臺帶雙動拉深工位的多工位壓力機為主機，在其前后分別配備拆垛裝置和碼垛裝置，便組成了一條自動沖壓生產線，配置大為簡化。此類多工位壓力機多為四柱三滑塊結構，第一工位是雙動拉深工位，其余工位為單動沖壓工位。由于拉深工位采取了反向拉深的方式，從而避免了工件的翻轉，因此不需要翻轉裝置，使生產率進一步提原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763高，占地面積進一步減小。第三階段，出現了帶數控液壓氣墊的大型多工位壓力機，拋棄了傳統的雙動拉深工藝理念，真正將拉深與其他沖壓工藝組合到一臺壓力機上完成。自動沖壓生產線的主機是帶數控液壓氣墊的多工位壓力機，主機前后配備拆垛裝置和碼垛裝置。數控液壓氣墊是該類生產線的技術核心，氣墊通過四角控制，可調節(jié)拉深工件的壓邊力，從而實現單動深拉深。由于采用數控液壓氣墊使單動壓力機代替了傳統的雙動壓力機，簡化了壓力機的結構，取消了生產線中的翻轉裝置，實現了壓邊力的優(yōu)化控制，提高了拉深件的質量，降低了工件的廢品率。從技術角度上講，帶數控液壓氣墊的大型多工位壓力機自動沖壓生產線，代表了自動沖壓生產線的最高水平。但是，由于造價、技術及應用等諸多方面的因素，大型沖壓生產線多樣化組合的局面還將長期存在。1.2 曲柄壓力機的發(fā)展和特點隨著工業(yè)的發(fā)展，曲柄壓力機的品種和數量越來越多，質量要求越來越高，壓力越來越大，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越來越顯著。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，我們已經可以制造萬噸級以上的熱模鍛壓力機以及其他各種型號的壓力機，利用其可以提高生產效率，大大改善勞動條件，比如，在日用品生產中，如果不采用高速沖壓自動機，那么產品的成本與質量在國際市場上將失去競爭能力，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。我國與工業(yè)先進的國家比較，曲柄壓力機制造業(yè)還很落后，主要表現在質量不高、數量不足、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，以縮小與工業(yè)先進國家的差距。 開式壓力機因為具有開式機身，與閉式壓力機相比有其突出的優(yōu)點，工作臺在三個方向是敞開的，裝、模具和操作都比較方便，同時為機械化和自動化提供了良好的條件。但是，開式壓力機也有其缺點，由于機身呈 C 型，工作是變形較大，剛性較差，這不但會降低制品精度，而且由于機身有角變形會使上模軸心線與工作臺面不垂直，以至破壞了上、模具間隙的均勻性，降低模具的使用壽命。由于開式曲柄壓力機使用上最方便，因而被廣泛采用。它是板料沖壓生產中的主要設備，可用于沖孔、落料、切邊、彎曲、淺拉伸和成型等工序，并廣泛應用于國防、航空、汽車、拖拉機、電機、電器、軸承、儀表、農機、農具、自行車、縫紉機、醫(yī)療器械、日用五金等部門中。在中、小型壓力機中，開式壓力機得到了廣泛的發(fā)展，原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763目前在我國機器制造業(yè)中，開式曲柄壓力機的年產量約占整個鍛壓機械年產量的49.5%，而在通用曲柄壓力機的生產中約占 95%。1.3 曲柄壓力機的基本參數圖 1-1 JH23-40 開式壓力機曲柄壓力機的基本參數，決定了它的工藝性能和應用范圍，同時也是設計壓力機的重要依據。1. 公稱壓力 公稱壓力是壓力機的主參數，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。F=400kN2. 滑塊行程 滑塊行程是指滑塊從上死點到下死點所經過的距離，它是曲柄半徑的兩倍，或是偏心齒輪、偏心軸銷偏心距的兩倍，它的大小隨工藝用途和公稱壓力的不同而不同。S=90mm3. 滑塊行程次數 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，滑塊行程次數的高低反映了壓力機沖壓的生產效率。n=80 次/分4．壓力機裝模高度和封閉高度 莊某高度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。裝模高度調節(jié)裝置所能調節(jié)的距離，稱為裝模高度調節(jié)量。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。JH23-40 壓力機的最大封閉高度為 300mm；封閉高度調節(jié)量為 80mm。原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397635．壓力機工作臺面尺寸及滑塊底面尺寸：壓力機工作臺面尺寸 A×B 及滑塊底面尺寸 J×K 是與模座平面尺寸有關的工藝尺寸，它反映了壓力機工作臺面與滑塊底面的長度和寬度尺寸，表示壓力機允許安裝模具的水平尺寸大小。JH23-40 壓力機的工作臺尺寸：左右為 630mm（A×B） ，前后為 420mm；JH23-40 壓力機的滑塊底面尺寸：左右為 300mm（J×K） ，前后為 230mm。6. 喉口深度 C：滑塊中心線至床身的距離叫做喉口深度。喉口深度和工作臺墊板面積是關系到模具的最大平面尺寸的重要參數。JH23-40 壓力機的喉口深度為 220mm。7. 工作臺孔尺寸：工作臺孔用于落料或安裝氣墊裝置。JH23-40 壓力機的工作臺孔尺寸：前后為 150mm，左右為 300mm，直徑為 200mm。8．模柄孔尺寸：中小型壓力機的滑塊底面都設有模柄孔，它是用于安裝固定上模和確定模具壓力中心的。當模具用模柄與滑塊相連時，滑塊模柄孔的直徑和深度應與模具模柄尺寸相協調。中小型壓力機模柄孔的形狀有圓柱形和方柱形。JH23-40 壓力機的模柄孔尺寸：直徑為 50mm，深度為 70mm。9、立柱間距離：立柱間距離是指雙柱式壓力機兩個立柱內側表面的距離。對于開式壓力機，立柱間距離尺寸直接影響由前向后送料時條料的寬度，以及沖壓接料機構的尺寸和安裝位置。JH23-40 壓力機的立柱間距離為 300mm。10．傾斜角 θ：傾斜角是指可傾式壓力機工作臺面的傾斜角度，也就是機身后傾的角度。利用這個傾斜角使沖壓后的工件（或廢料）能借其自重或其他因素通過兩立柱中間向壓力機后方排除。JH23-40 壓力機機身最大可傾角為 30°。公稱壓力 400kN 滑塊行程 90mm滑塊行程次數 80 次/分 最大封閉高度 300mm封閉高度調節(jié)量 80mm 工作臺尺寸 （630×420）mm滑塊底面尺寸 （300×230）mm 喉口深度 C 220mm工作臺孔尺寸 （150×300×200）mm 模柄孔尺寸 （50×70）mm立柱間距離 300mm 傾斜角 θ 30°表 1-1 技術參數1.4 曲柄壓力機的工作原理原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763如圖 1-2 所示是曲柄壓力機的工作原理圖。其工作原理如下：電動機 1 通過三角皮帶將運動傳給大皮帶輪 3，再經過齒輪 4、5 把運動傳給曲柄 7，通過連桿 9 轉換為滑塊 10 的往復直線運動，因此，就將齒輪的旋轉運動變成了滑塊的往復運動。上模裝在滑塊 10 上，下模裝在工作臺 14 上。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。由于工藝操作的需要，滑塊時而運動，時而停止，因此裝有離合器 6 和制動器 8。壓力機在整個工作周期內進行工藝操作的時間很短，即有負荷的工作時間很短，大部分時間為無負荷的空程。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 1-2 曲柄壓力機的工作原理圖1-電動機；2-小帶輪；3-大皮帶輪；4-小齒輪；5-大齒輪；6-離合器；7-曲柄；8-制動器；9-連桿；10-滑塊；11-上模；12-下模；13-墊板；14-工作臺；15-導軌；16-機身1.5 曲柄壓力機的反求設計與改型1.5.1 反求設計反求設計是對已有的產品或技術進行分析研究，掌握其功能原理、零部件的設計參數、結構、尺寸、材料、關鍵技術等指標，再根據現代設計理論與方法，對原產品進行仿造設計、改進設計或創(chuàng)新設計的過程，稱為反求設計。反求設計已成為世界各國發(fā)展科學技術、開發(fā)新產品的重要設計方法之一。反求設計一般有 3 種形式1、仿造設計 完全按照引進的產品或技術進行設計，制造的產品與引入產品相同。一些技術力量和經濟力量比較薄弱的廠家、且引進的產品相對先進時，常采用仿造設計的方法。原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397632、改進設計 在對原產品分析研究的基礎上，進行局部的改造性設計，其性能與特征基本上同原產品，但局部性能有所改善。我國的大部分廠家都采取了這種反求設計。3、創(chuàng)新設計 以原產品為基礎，充分運用創(chuàng)新的設計思維與創(chuàng)新技法，設計、制造出優(yōu)于原產品的新產品。反求工程中的創(chuàng)新設計是我國及其他發(fā)展中國家目前大力提倡的方法。在已知機械設備的反求設計中，因存在具體的機械實物，故又稱實物反求設計，也有人稱硬件反求設計。硬件反求設計是常用的設計方法。機械設備的反求設計有如下特點：1、具有形象直觀的實物，有利于形象思維。2、可對產品或設備的性能直接進行測試與分析，能獲得詳細的設計資料。3、可對產品或設備的零件尺寸、結構、材料等直接進行測量與分析，能夠獲得非常重要的尺寸設計資料。4、反求目的是仿制時，縮短了設計周期，提高了產品的生產起點與速度。5、仿制產品與引進產品有可比性，有利于提高仿制產品的質量。6、在仿制的基礎上加以改進或創(chuàng)新，為開發(fā)新產品提供了有利條件。機械設備反求設計的一般過程：機械零件的反求設計是部件反求的組成部分，而部件反求設計的內容又是整機反求設計中的內容。因此，設備的反求設計過程具有一般性。其反求設計的一般過程流程如圖 1-2 所示。圖 1-2 機械設備反求設計過程的流程圖本次設計是針對現有的某公司的 JH23-40 型 400kN 開式曲柄壓力機來反求分析確原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763定有關工藝和結構參數，載荷和工況選定，結構設計等。1.5.2 開式壓力機結構的改進開式壓力機與板料開卷校平線、上下料機械手組成的自動化沖壓生產線，使沖壓件的生產效率、質量大大提高。作為生產線中的主機的開式機械壓力機，必須保證無故障發(fā)生，否則將會影響整個生產過程。開式壓力機經過多年的發(fā)展變化，其結構性能已日趨成熟。為適應自動化沖壓生產線的需要，仍有許多問題有待于科技人員攻關解決?，F介紹一下開式壓力機制動角超差、機身剛度、整機精度等問題。1、制動角問題的改進從發(fā)出“制動”信號開始到滑塊完全停止，曲軸所轉過的角度稱為制動角。制動器的制動角是考核壓力機性能的主要指標。一般情況下，制動器制動扭矩的大小及排氣快慢是影響制動角的主要因素。因此，要解決制動器制動角超差問題，就要從這兩方面入手。原先將摩擦片鉚裝在制動器的摩擦圓盤上，經使用發(fā)現制動器的制動角一直居高不下。后將鉚裝結構改為粘貼結構并對摩擦片表面進行加工，使其平整，從而解決了因結構不合理而造成的制動角超差問題。2、機身剛度的改進現在的較大型開式單、雙點壓力機機身多為鋼板焊接結構，剛度較高。并將空氣管路中的儲氣筒直接焊在機身左右內壁之間，即起到了筋板的作用，增加了剛度，又使結構美觀大方。在工作臺與機身的交界處，設計為非直角連接（圖 1-3） 。經采用有限元法分析，這種結構雖然強度有所降低，但剛度較好，機身不會產生斷裂和變形。圖 1-3 改進前后機身結構對比圖3、壓力機精度的改善原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763經過試驗，對開式壓力機的曲軸定位方式進行了改進，原先是用銅套上的軸肩進行軸向定位，后來在曲軸前端用 4 只螺釘固定一個擋板來定位。如圖 1-4 所示。圖 1-4 改進前后曲軸定位方式對比圖圖中 A 為擋板，裝配時，在 A 與曲軸前端之間墊薄銅片，用以調整軸向間隙。與原來的定位方式相比，該方式滑塊在軸向不竄動。使壓力機精度得以改善，且安裝、維修方便，成本降低。4、壓力機外觀的改進以前壓力機的空氣管路多用硬管連接，管路在機身內壁繞來繞去錯綜復雜，很是雜亂?，F在改用軟管連接，所有軟管集中在一起，用一個罩子罩住，使機身內壁顯得干凈簡潔。另外，機身外面的一些覆蓋件如罩子、蓋板等，現在大多改為玻璃鋼材料，使壓力機顯得美觀，同時又降低了噪聲，減輕了壓力機的重量，且維修方便，成本降低。5、壓力機誤發(fā)信號的改進壓力機在沖壓工作過程中產生的振動，導致空氣管路中的壓力繼電器誤發(fā)信號，這給生產帶來了很大的危險。經過反復試驗和比較，最終選用了一種減振效果好、外形美觀的減振螺栓。用減振螺栓把壓力繼電器與安裝板固定在一起，然后再用減振螺栓把安裝板固定在機身上，減振螺栓上的減震墊起緩沖作用，這樣壓力繼電器就不再誤發(fā)信號了。原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397632 電動機的選擇和飛輪設計2.1 壓力機電力拖動特點壓力機工作過程中，作用在滑塊上的負荷是劇增和劇減的周期交替變化著，并且有很短的高峰負載時間和較長的空載時間，若依此短暫的工作時間來選擇電動機的功率，則其功率將會很大。為了減小電動機的功率，在傳動系統中設置了飛輪。當滑塊不動時，電動機帶動飛輪旋轉，使其儲備能量，而在沖壓工作的瞬時，主要靠飛輪釋放能量。工件沖壓完畢后負載減小，于是電動機帶動飛輪加速旋轉，使其在沖壓下一個工件前恢復到原來的角速度。這樣沖壓工件所需的能量，不是直接由電動機供給，而是主要由飛輪供給，所以電動機所需的功率便可大大減小。由于電動機的功率小于壓力機工作行程的瞬時功率，所以在壓力機進入工作行程時，工作機構受到很大的阻力，電動機的負載增大，轉差率隨之增大。一旦電動機瞬時轉差率大于電動機臨界轉差率，電動機轉矩反而下降，甚至迅速停止轉動，這種現象稱為電動機顛覆。另一方面，電動機在超載條件下會嚴重發(fā)熱。給電動機配置一個飛輪，相當于增大了電動機轉子的轉動慣量。在曲柄壓力機傳到中，飛輪的慣性拖動的扭矩占總扭矩的 85%以上，故沒有飛輪電動機就不能正常工作。飛輪是儲存能量的，它的尺寸、質量和轉速對能量有很大的影響。飛輪材料采用鑄鐵或鑄鋼。由于飛輪轉速過高會使飛輪破裂，因此鑄鐵飛輪圓周轉速應小于或等于25m/s，最高不超過 30m/s；鑄鋼飛輪圓周轉速小于或等于 40m/s，最高不超過 50m/s。另外，使用飛輪時還應注意兩點：在下一個周期工作開始之前，電動機應能使飛輪恢復到應有的轉速；電動機帶動飛輪起動的時間不得超過 20s。否則，如果時間太長，由于電動機電流過大，線圈過熱將加速絕緣老化，縮短電動機使用壽命，甚至會引起電動機的燒毀或跳閘。2.2 電動機的選擇原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397632.2.1 選擇電動機的類型感應電動機又稱異步電動機，具有結構簡單、堅固、運行方便、可靠、容易控制與維護、價格便宜等優(yōu)點。因此在工作中的到廣泛的應用。目前，開式曲柄壓力機常用三相鼠籠轉子異步電動機。JH23-40 的傳動系統由皮帶傳動、齒輪傳動、軸和軸承等組成。JH23-40 傳動示意圖如圖 2-1 所示。圖 2-1 傳動示意圖此傳動系統采用上傳動，JH23-40 總傳動比為： dn1470=8.35?采用剛性離合器，離合器將放在曲軸上。2.2.2 選擇電動機的功率工作機所需的電動機輸出功率為：（2-dWP??1）（2-10WF?2）原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763所以 （2-d10WFP???3）由電動機至工作機之間的總效率（包括工作機效率）為（2-1234=??4）式中 、 、 、 分別是聯軸器、帶傳動、齒輪傳動、滑動軸承的效率。取1?234=0.97、 =0.96、 =0.95、 =0.97，則4?30.976.5097=.81=W??所以 d12k.1.FPW????為了減小電動機的功率，在傳動系統中設置了飛輪。在曲柄壓力機傳動中，飛輪的慣性拖動的扭矩占總扭矩的 85%以上，所以所需電動機的輸出功率為133.3kW×15%=20kW2.2.3 確定電動機的轉速曲軸的工作轉速為 80r/min按推薦的合理傳動比范圍，去 V 帶傳動的傳動比 ，單級齒輪傳動的傳動1=24i?:比 ，則合理總傳動比的范圍 ，故電動機轉速的可選范圍2=35i?:=620i?:=（ 6~20）×80r/min=480r/min~1600r/min （2-wdn??5）綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及帶傳動和壓力機的傳動比，選擇電動機的型號為 Y180L—4，額定功率為 22kw，滿載轉速為 1470r/min。2.2.4 計算總傳動比和分配傳動比原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763總傳動比 （2-mwn1470=8.35i6）V 帶的傳動比 ，齒輪傳動的傳動比1.6i? 2=5i?2.2.5 計算傳動裝置的運動和動力參數（1）各軸轉速 Ⅰ軸 mn1470r/inⅠⅡ軸 =3.65i?ⅠⅡ曲軸 2n408r/in?Ⅱ曲（2）各軸的輸入功率Ⅰ軸 01dP=.97=.kW???ⅠⅡ軸 122406.97=18.0k?? ?Ⅱ Ⅰ Ⅰ曲軸 338.56??曲 Ⅱ Ⅱ（3）各軸輸入轉矩計算電動機軸的輸出轉矩（2-ddm20=950=19.3mn47TPN???7）Ⅰ軸 d01d29.3026.0?????ⅠⅡ軸 2=675.97T=431.9i N???ⅠⅡ曲軸 34. m8?? ?Ⅱ曲運動和動力參數的計算結果如表 2-1 如下：軸名參數 電動機軸 Ⅰ軸 Ⅱ軸曲軸原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763轉速 n（r/min） 1470 1470 400 80輸入功率 P/kW 20 19.4 18.07 16.65輸入轉矩T/（N m）?129.93 126.03 431.29 1987.17傳動比 i 3.675 5效率 η0.97 0.93 0.92表 2-12.3 飛輪轉動慣量及尺寸計算2.3.1 壓力機一次工作循環(huán)所消耗的能量（2-12345678AAA???8）式中 ——工件變形功。1——氣墊工作功，即壓邊時所需的功。2A——工作行程時由于曲柄滑塊機構的摩擦所消耗的能量。3——工作行程時由于壓力機受力系統彈性變形所消耗的能量。4——壓力機構向上、向下空行程所消耗的能量。5A——單次行程滑塊停頓飛輪空轉所消耗的能量。6——單次行程離合器接合所消耗的能量。7——中間傳動環(huán)節(jié)所消耗的能量。8A下面分別敘述各項能量的計算。1、 工作變形功 1對不同的沖壓工藝，在工作行程內工件變形力是變化的。原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763=0.315 （2-1A0?gP9）式中 ——壓力機公稱壓力,KN ——板料厚度, gP0m經驗公式，對慢速壓力機 =0?gP4.所以 1.35.1593.7AJ?2、 拉延墊工作功 2無氣墊壓緊裝置，所以 =0。3、工作行程時由于曲柄滑塊機構得摩擦所消耗的能量 3A實際機器的曲柄滑塊機構運動副之間，存在著摩擦。電動機在拖動曲柄滑塊機構運動時，為克服摩擦消耗能量。在工作行程時，曲柄滑塊機構摩擦所消耗的能量 ，建議3A按下式計算：（2-gPmA??087.3?10）式中， ——曲柄滑塊機構的摩擦當量力臂（ mm） ，?——壓力機公稱壓力（ ） 。gPkN——公稱壓力角（°） ， ；?30g???所以 30.879.340=97.2AJ??4、工作行程時由于壓力機受力系統彈性變形所消耗的能量 4A完成工序時，壓力機受力系統產生的彈性變形是封閉高度增加，受力零件儲藏變形位能對于沖裁工序將引起能量損耗，損耗的多少與壓力機剛度、被沖裁的零件材料性質等有關。從偏于安全出發(fā)損耗的能量 可按下式計算：4A（2-2/4cgYPA?11）式中 ——壓力機總的垂直剛度（ ） 。 ( )cYmHgcCPY/?m原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763——壓力機垂直剛度,對于開式壓力機 。HC40/HCkNm?所以 22g40=J=AHP?5、壓力機構向上、向下空行程所消耗的能量 5A壓力機空行程中能量消耗與壓力機零件結構尺寸、表面加工質量、潤滑情況、皮帶拉緊程度、制動器調整情況等有關。通過實驗。通用壓力機連續(xù)行程所消耗的平均功率約為壓力機額定功率的 。1035%?當壓力機的公稱壓力為 400kN 時，推薦的空行程消耗能量為 500J。6、 單次行程滑塊停頓飛輪空轉所消耗的能量 6A根據試驗，壓力機飛輪空轉時電動機所消耗的功率約為壓力機額定功率的,剛性離合器一般安置在曲軸上，且常用滑動軸承。所以，對于具有剛性離%30?合器的開式曲柄壓力機，此值偏高。飛輪空轉時所消耗的能量 （2-nCNA1)(61206??12）——飛輪空轉消耗的功率。按推經驗薦取值為 0.5 。6N KWn——壓力機行程次數。 ——行程利用系數， 。nC4.0?nC所以 61A=120.5=573.480J??（ -）壓力機行程次數 1520～40 40～70 70～100 200～500行程利用系數 n C0.7～0.85 0.5～0.65 0.45～0.55 0.35～0.45 0.2～0.4表 2-2 行程利用系數7、 單次行程離合器接合所消耗的能量 7A離合器為剛性離合器，不消耗能量。 =0原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397638、中間傳動環(huán)節(jié)所消耗的能量 8A在傳遞能量時，皮帶、齒輪等中間環(huán)節(jié)因存在摩擦而引起能量損耗。中間環(huán)節(jié)所消耗的能量 ，可按下式近似計算：8A（2-???122347=AA??-13）式中 ——考慮到齒輪傳動的效率。 ，其中： —齒輪嚙合效率； —1 1chz=??ch?zh?對軸承傳動的效率。——考慮到皮帶傳動的效率。 ，其中： —皮帶效率； —對軸2?2pish?pi sh承傳動的效率。????8=10.957.609153.790.20=392.1A J?????該設計壓力機沒有拉伸墊裝置，具有剛性離合器的通用開式曲柄壓力機。按單次行程工作方式計算： 57123468 =59.7+0.92+03.5+92.1=430.7JAA?2.3.2 飛輪轉動慣量計算電動機選定后，設計飛輪。這時有兩個假設： 1、 工作行程時所需能量全部由飛輪供應。2、工序結束時，電機軸負載扭矩達到最大值，但不大于電機最大允許轉矩。實際上，沖壓時電動機放出一部分能量，所以飛輪轉動慣量應按下式計算：（2-2(1)360gof neAJC?????14）式中 ——工作行程時所需能量0A1234159.70.920754.1AJ?????——電動機在額定轉速下飛輪的角速度e?原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 130413976313.4701.8rad/s0'65eni?????——飛輪轉速相對波動情況的轉速不均勻系數?（2-??pi2eKS????15）其中 ——實際電機系數， ；' 'ed2=1.0PK——電機額定轉差率， ；eS.6eS——電機軸到飛輪軸用三角皮帶傳動時，三角皮帶的當量滑動系數，pii=0.4為修正系數，?.95?????2.951.60.2????——公稱壓力角（°） ；g?——壓力機行程次數利用系數（%）nC所以 2230754.11. .76809fJ kgm????????????2.3.3 飛輪尺寸計算根據求得的折算到飛輪軸上的轉動慣量 設計飛輪。曲柄壓力機上，一般飛輪形狀fJ如圖 2-2 所示，圖中：Ⅰ是輪緣部分，其轉動慣量為 ；Ⅱ是輪輻部分，其轉動慣量為 ；Ⅰ JⅡⅢ是輪轂部分，其轉動慣量為 。JⅢ飛輪外徑 由小皮帶輪和速比決定，由第三章已知 ，輪緣部分寬度D2 =750mD2。B=10m飛輪本身的轉動慣量 ，其中輪緣部分是主要的， 要比 、 大f=JJ??Ⅰ Ⅱ Ⅲ JⅠ Ⅱ JⅢ原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763得多。故在近似計算中只考慮 更趨于安全。JⅠ而 （2-??213=m/8JD?Ⅰ ??213m=B/4D???16）所以 4432 37.0.750.6925m=.B3.181J????????Ⅰ式中 ——金屬密度（kg/m2） ，對鑄鋼： 3=.kg/?圖 2-2 飛輪形狀2.3.4 飛輪輪緣線速度驗算飛輪是回轉體，為避免回轉時產生壞裂，必須驗算輪緣線速度 ：fv （2-225.105.10.75401.6/f fDnms??????????17）式中： ——飛輪最大直徑；f——飛輪轉速；fn——許用線速度，對鑄鋼飛輪 。??v??40vms?2.3.5 飛輪起動時間核算原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763飛輪啟動時間計算公式為 （2-efNJnt510.???18）= =0.56s25407.1.??式中 --飛輪轉速fn--飛輪轉動慣量fJ--電動機額定功率eNt 遠小于 20s ，可以直接起動。3 機械傳動系統3.1 傳動系統的類型及系統分析3.1.1 傳動系統類型開式曲柄壓力機的傳動系統由皮帶傳動、齒輪傳動、軸和軸承等組成。按傳動級數，傳動系統可分為一級傳動、二級傳動、三級傳動和四級傳動。四級原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763傳動很少采用。按曲軸的布置形式，傳動系統又可以分為垂直于壓力機正面布置和平行于壓力機正面布置。3.1.2 傳動系統的布置方式曲柄壓力機傳動系統的布置，應使機器便于制造、安裝和維修，同時結構緊湊，外形美觀。開式曲柄壓力機傳動系統布置主要包括以下四方面：1、傳動系統的位置 開式曲柄壓力機大多采用上傳動，很少采用下傳動。上傳動壓力機與下傳動壓力機相比，優(yōu)點是：（1）重量較輕，成本低。（2）安裝和維修較方便。（3）地基較簡單。上傳動的缺點是壓力機地面高度較大，運行不夠平穩(wěn)。現在通用壓力機多數為上傳動。2、曲軸的布置方式 曲軸分為橫放和縱放兩種布置方式。采用曲拐軸的開式曲柄壓力機，曲拐軸是縱放的，傳動零件如飛輪、齒輪等置于壓力機背面。采用曲軸時，曲軸橫放的形式應用很普遍。這種形式的傳動系統，傳動零件分置于壓力機兩側，制造、安裝和維修都比較方便。近年來，曲軸縱放的形式得到應用。這種系統的優(yōu)點是，曲軸可以縮短，剛度有所提高，全部傳動零件封閉在機身內部，潤滑良好，外形美觀。但制造、維修不及前者方便。3、最后一級齒輪傳動的形式 最后一級齒輪傳動可采用單邊驅動或雙邊驅動。單邊驅動制造和安裝都較方便，但齒輪模數和外形尺寸較大。雙邊驅動可以縮小齒輪的尺寸，但制造和安裝較困難。4、齒輪的開式安放和閉式安放 齒輪有安放于機身之外和機身之內兩種情況，齒輪放于機身之外稱為開式安放，齒輪放于機身之內稱為閉式安放。閉式安放的齒輪工作條件較好，外形較美觀；如果齒輪安放在油池之內，則可大大降低齒輪傳動的噪音，但安裝的維修不方便。大型壓力機多采用閉式安放。開式安放的齒輪工作條件惡劣，傳動噪音大，污染環(huán)境。原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397633.1.3 離合器和制動器的位置通用壓力機的離合器有剛性離合器和摩擦離合器兩種。對于單級傳動的壓力機，由于剛性離合器不宜在高速下工作，所以離合器和制動器只能安置在曲軸上。摩擦離合器與飛輪通常安裝在同一傳動軸上，制動器的位置和離合器同軸。對于多級傳動的壓力機，摩擦離合器可以安裝在低速軸上，也可以安裝在高速軸上。摩擦離合器安裝在低速軸上，接合時消耗的摩擦能量小，離合器磨損小。但是低速軸的扭矩大，要增大離合器的尺寸。另外，由于通用壓力機的傳動系統大多封閉在機身內，不便于離合器的安裝和調整，也不便于散熱，所以摩擦離合器一般安裝在轉速較高的傳動軸上。此時，由于所需傳遞扭矩小，壓力機結構比較緊湊，但是主動部分和從動部分的初速度相差太大，對傳動系統沖擊大，摩擦損耗也較大。3.1.4 傳動級數和各級傳動比的分配傳動級數的選取主要與以下三方面有關：1、滑塊每分鐘行程次數 每分鐘行程次數高，總傳動比小，傳動級數少；每分鐘行程次數低，總傳動比大，傳動級數多。2、壓力機做工的能力 一級傳動的曲柄壓力機，飛輪裝置在曲軸上，轉速與滑塊每分鐘行程次數相同，而飛輪結構尺寸又不可能太大，飛輪所能釋放的能量因此受到限制。所以，在同樣公稱壓力下，一級傳動的曲柄壓力機做工的能力，要比二級和二級以上傳動的曲柄壓力機低。3、對機器結構緊湊性的要求 當傳動級數較少，每級傳動比較大時，由于小皮帶輪和小齒輪結構尺寸不能過小，致使大皮帶輪和大齒輪外形龐大，結構不夠緊湊，所以設計中，用增加傳動級數或采用雙邊齒輪傳動的方法，來縮小傳動系統的結構尺寸。各級傳動比分配應恰當，使傳動系統得到合理布置，不僅安裝維修方便，而且結構緊湊美觀。一般，三角皮帶傳動的傳動比不超過 6～8，齒輪傳動比不超過 7～9.分配傳動比時，還應使飛輪有適當轉速。飛輪轉速過低，外形尺寸增大；過高，飛輪軸上的離合器和軸承工作條件惡化。開式曲柄壓力機飛輪的轉速通常在 240～470 轉/分之間。原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397633.2 三角皮帶傳動設計上述計算得出 JH23-40 型開式曲柄壓力機的電動機功率為 22kW，轉速為 1470 轉/分，三角皮帶傳動比為 。i=3.6751、確定計算功率 cP根據《機械設計》 ，查表 5-8 得工況系數 =1.2Ak由 得，其中kAC?2W?（3-1.26.4kP?1）2、選擇 V 帶型號開式壓力機上常用的三角皮帶有 0、A、B 和 C 四種型號。由 ，轉速 和圖 5-10，確定選用 C 型普通 V 帶。6.4kCPW?1n47r/min?3、確定帶的基準直徑（1）按設計要求，由表 5-2 查得，C 型帶輪的最小直徑為 200mm，再參看圖 5-10 及表 5-6，選擇小帶輪 。d120?（2）驗算帶速 ?，在規(guī)定的 5--20 范圍內，合理。13.47==5.386m/s606dn?? sm（3）計算從動帶輪基準直徑 d2，取 ，i.675?0.?????d2d1i3.67520=.3m????按帶輪的基準直徑系列取 。d2實際傳動比 ????d21 3.801.i????傳動比誤差相對值 （一般允許誤差） ，所以675=4.2%.i???＜選大帶輪直徑可用。原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397634、確定中心距 和帶的基準長度0adL（3-????d12012.5???2）得 ，0.m9a取 =1400mm0帶長 （3-????2d1d0d12024Laa??????3）= ，????2753.21402=435.m10?????由《機械設計》表 5-4，選取帶的基準長度為 ，dL?計算實際中心距 α（3-200Lad???4）453.=1m=147.255、驗算小帶輪包角 a（3-d211805.3?????5）= 70.8.671204.2?????經驗算小帶輪包角 取值合理，滿足要求。1a6、計算皮帶的繞行次數 ?d05.386==.42/s0/0L???次 ＜ 次7、計算 V 帶根數 Z原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763（3-??0CaLPZk???6）式中： ——單根 V 帶的基本額定功率，見《機械設計 》表 5-6， 。0P 0=5.87kPW—— 時傳遞功率的增值，見表 5-9， 。?1i?0=1.8k?——按小帶輪包角 查得包角系數 。ak1?.946ak——長度系數，查表 5-12 得帶長修正系數 。L .L所以， 根，取 根。??26.4z==3.865.8710910??z8、 確定帶的張緊力 F單根帶的張緊力為（3-205.1qCaPvZVk?????????7）= 2526.4510.35681389N??????????.N查表 6-4 得每米長度質量 m=.kg9、確定帶對軸的壓力 QF（3-2sin10aZ?8）158.6=43.sin32.58N?????????10、確定帶輪的結構尺寸節(jié)寬 槽間距pb19.0me=.0m?基準線上槽深 基準線下槽深ainh=4.8finh14.3原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763最小輪緣厚度 外徑min=10?wda=2h09.6m?帶輪寬 。????B245.168.5zef????3.3 齒輪傳動的設計直齒圓柱齒輪的幾何尺寸計算由上述計算得出 JH23-40 開式曲柄壓力機齒輪傳動的主動軸的轉速 ，1n=40r/mi從動軸轉速 ，輸入功率 ，每天工作 8 小時，壽命為 10 年。2n=80r/mi=18.07kWP3.3.1 選擇齒輪材料、熱處理、齒輪精度等級和齒數選擇小齒輪材料 40Cr 鋼，調質處理，硬度 241~286HBS， ，a=6MPB?；大齒輪材料 ZG35CrMo 鑄鋼，調質處理，硬度a=490MPS?190~240HBS， ， ；精度 8 級。a=68PBa=539MPS?3.3.2 開式齒輪按齒輪彎曲疲勞強度設計（3-??132dmzFSYKT??????9）Ⅱ軸的轉速 ，即小齒輪轉矩。=41.29NT?Ⅱ為了提高開式齒輪的耐磨性，要求有較大的模數，因而齒數應少一些，一般取。1z=720:取齒數 ，傳動比 ，1zi=521zi50=??由《機械設計》表 6-10，硬齒面齒輪，懸臂布置，取齒寬系數 ，由表 6-7d=0.35?查得使用系數 ，由圖 6-6（a）試讀取動載系數 ，由圖 6-8，按齒輪懸臂.7AK1VK布置，取 。由《 機械設計》表 6-8，齒面硬化， 8 級精度，=1?，取 。tF/b0mAN??=1.2?（3-75.12=.457AVK??10）原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763由《機械設計》圖 6-18 查得，小齒輪齒形系數 ，大齒輪的齒形系數1=2.8FY?2=.3FY?由《機械設計》圖 6-19 查得，小齒輪應力修正系數 ，大齒輪應力修正系1.5S?數 。21.7S?由《機械設計》圖 6-12,6-20，查得 ， ，代入 ，1=0.38z??20.1z??1z=20得， ， 。2z=101.76??2=1.??，+0.86?0.3Y?計算彎曲疲勞許用應力 （3-??limFNXST?11）查得齒輪材料彎曲疲勞極限應力 ，lim1a=30FMPlim2a=40FP?計算壽命系數 NY（3-81h=60nrt408254.??12）（3-72hrt10=9.6113）由《機械設計》圖 6-25 查取尺寸系數， , , ,取 彎1.3NY2=0.9N1XY=2.0ST曲疲勞強度系數 ，按《機械設計》表 6-12，取FS 6FS??lim1130.9==38.251NXSTFY??li224.=79.6XSTFF比較 ,??1.95=0.13386SFY?????2.310.4FSY???應按大齒輪計算齒輪彎曲疲勞強度。