JH31-315機械壓力機傳動系統(tǒng)的設計1

JH31-315機械壓力機傳動系統(tǒng)的設計1,jh31,機械,壓力機,傳動系統(tǒng),設計 摘要 通過對機械壓力機的國內外研究現(xiàn)況的分析，確定了本課題的主要設計內容。在確定了機械壓力機初步設計方案后，決定采用傳統(tǒng)理論方法對JH31-315機械壓力機傳動系統(tǒng)進行設計、計算、強度校核，采用AutoCAD設計軟件對大齒輪、小齒輪、偏心輪、連桿、總裝圖進行了工程繪圖，同時還對JH31-315的主要零件進行了繪圖。在參考了某公司生產的JH31-315機械壓力機傳動系統(tǒng)以及查閱了大量關于機械壓力機傳動系統(tǒng)設計的書籍后，確定了機械壓力機的傳動系統(tǒng)的設計方案，繪制了傳動系統(tǒng)原理圖，給出了傳動系統(tǒng)的工作說明書，并對其進行了可行性分析，最后對整個設計進行系統(tǒng)分析，得出結論整個設計切實可行。 關鍵詞 機械壓力機；傳動系統(tǒng)；強度校核 Abstract Analysis of the compressive stress mechanism’s domestic and foreign research existing circumstance,determins this topic main design content.After I had determined the enginery compressive stress mechanism preliminary design plan,decided uses the traditional theory method to carry on the design,the computation,the intensity examination to the JH31-315 mechanical press transmission system,used AutoCAD design software to the gearwheel,pinion, eccenter,connecting rod,the final assembly drawing has carried on the project cartography, meanwhile has carried on the mapping to the master accessory.In has referred to JH31-315 mechanical press transmission system which some company produces as well as has consulted massively after the mechanical press transmission system design books,the definite mechanical press transmission system design proposal,has drawn up the system schematic diagram,has produced the transmission system working instructions,and has carried on the feasibility analysis to it,finally carries on the system analysis to the entire design,obtains the entire design to be practical and feasible. Keywords mechanical press transmission system intensity check II 目 錄 1 緒論 1 1.1 機械壓力機發(fā)展概況 1 1.2 機械壓力機工作原理及主要技術參數(shù) 2 1.3 機械壓力機分類 4 1.4 機械壓力機研究現(xiàn)狀 5 1.4.1 鍛壓設備在國民經濟建設中的作用 6 1.4.2 我國鍛壓設備的發(fā)展情況 6 1.4.3 我國鍛壓設備的差距 8 1.4.4 鍛壓設備的發(fā)展趨勢 9 2 曲柄壓力機工作機構的運動和受力分析 10 2.1 滑塊的運動規(guī)律 10 2.1.1 滑塊的行程與曲柄轉角的關系 10 2.1.2 滑塊的速度和曲柄轉角的關系 11 2.1.3 滑塊的加速度和曲柄轉角的關系 12 2.2 曲柄滑塊機構的受力分析 13 3 偏心齒輪芯軸設計 15 3.1 結構概述 15 3.2 芯軸的強度計算 15 3.2.1 芯軸直徑經驗公式 15 3.2.2 單邊傳動芯軸強度計算 16 4 電動機選擇 19 4.1 功能組成 19 4.2 電動機功率 20 5 飛輪轉動慣量計算及尺寸確定 21 6 傳動系統(tǒng)的布置與設計 23 6.1 傳動系統(tǒng)的布置 23 6.2 傳動級數(shù)和各級速比分配 24 7 傳動零件的設計計算 26 7.1 齒輪的設計計算 26 7.2 傳動軸的設計計算 27 結論 34 致謝 35 參考文獻 36 附錄 37 37 1 緒論 1.1 機械壓力機發(fā)展概況 人們?yōu)榱酥圃旃ぞ撸畛跏怯萌肆?、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(xiàn)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(xiàn)了水力驅動的杠桿錘。18世紀出現(xiàn)了蒸汽機和火車，因而需要更大的鍛件。 1842年，英國工程師內史密斯創(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，十九世紀末出現(xiàn)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，七十五萬千牛的模鍛水壓機、一千五百千牛的對擊錘、六萬千牛的板料沖壓壓力機、十六萬千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。 二十世紀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(xiàn)了每分種行程2000次的高速壓力機、六萬千牛的三坐標多工位壓力機、兩萬五千千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(shù)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?，F(xiàn)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。 鍛壓機械主要包括各種鍛錘、各種壓力機和其他輔助機械。鍛錘是由重錘落下或強迫高速運動產生的動能，對坯料做功，使之塑性變形的機械。鍛錘是最常見、歷史最悠久的鍛壓機械。它結構簡單、工作靈活、使用面廣、易于維修，適用于自由鍛和模鍛。但震動較大，較難實現(xiàn)自動化生產。 機械壓力機是用曲柄連桿或肘桿機構、凸輪機構、螺桿機構傳動，工作平穩(wěn)、工作精度高、操作條件好、生產率高，易于實現(xiàn)機械化、自動化，適于在自動線上工作。機械壓力機在數(shù)量上居各類鍛壓機械之首。 鍛壓機械是指在鍛壓加工中用于成形和分離的機械設備。鍛壓機械包括成形用的鍛錘、機械壓力機、液壓機、螺旋壓力機和平鍛機，以及開卷機、矯正機、剪切機、鍛造操作機等輔助機械。 鍛壓機械主要用于金屬成形，所以又稱為金屬成形機床。鍛壓機械是通過對金屬施加壓力使之成形的，力大是其基本特點，故多為重型設備，設備上多設有安全防護裝置，以保障設備和人身安全。 鍛壓機械主要包括各種鍛錘、各種壓力機和其他輔助機械。 冷鐓機等各種線材成形自動機、平鍛機、螺旋壓力機、徑向鍛造機、大多數(shù)彎曲機、矯正機和剪切機等，也具有與機械壓力機相似的傳動機構，可以說是機械壓力機的派生系列。 液壓機是以高壓液體(油、乳化液等)傳送工作壓力的鍛壓機械。液壓機的行程是可變的，能夠在任意位置發(fā)出最大的工作力。液壓機工作平穩(wěn)，沒有震動，容易達到較大的鍛造深度，最適合于大鍛件的鍛造和大規(guī)格板料的拉深、打包和壓塊等工作。液壓機主要包括水壓機和油壓機。某些彎曲、矯正、剪切機械也屬于液壓機一類。 旋轉鍛壓機是鍛造與軋制相結合的鍛壓機械。在旋轉鍛壓機上，變形過程是由局部變形逐漸擴展而完成的，所以變形抗力小、機器質量小、工作平穩(wěn)、無震動，易實現(xiàn)自動化生產。輥鍛機、成形軋制機、卷板機、多輥矯直機、輾擴機、旋壓機等都屬于旋轉鍛壓機。 我國鍛壓設備分為八類，用漢語拼音字母表示。每類分為十組，每組分為若干型。類和組的具體分法如下： (1)機械壓力機(J)：分手動壓力機、單柱壓力機、開式壓力機、閉式壓力機、拉延壓力機、螺旋壓力機、壓制壓力機、板科自動壓刀機、精壓擠壓壓力機和其它壓力機十組。 (2)液壓機(Y)：分手動液壓機、鍛造液壓機、沖壓液壓機、一般用途液壓機、校正壓裝液壓機、層壓液壓機、擠壓液壓機、壓制液壓機、打包壓塊液壓機和其它液壓機十組。 (3)線材成形自動機(Z)：分自動鐓鍛機、自動切邊滾絲機、滾柱鋼球自動冷鍛機、多工位自動鐓鍛機、自動制彈簧機、自動制鏈條機、自動彎曲機和其它自動機等十組。 (4)錘(C)：分蒸汽—空氣自由鍛錘、蒸汽—空氣模鍛錘、空氣錘、落錘、對擊式模鍛錘和氣動液壓模鍛錘等十組。 (5)鍛機(D)：分平鍛機、熱模鍛壓力機、輥鍛橫軋機、輾環(huán)機、徑向徑鍛機和其它鍛機等十組。 (6)剪切機(Q)：分手動剪切機、板料直線剪切機、板科曲線剪切機、聯(lián)合沖剪機、型材棒料剪斷機和其它剪切機等十組。 (7)彎曲校正機(W)：分板料彎曲機、型材彎曲機、校正彎曲機、板料校平機、型材校直機、板料折壓機、旋壓機和共它彎曲校正機等十組。 (8)其它鍛壓設備(T)：分軋制機、冷拔機、鍛造操作機、板料自動送卸料裝置和專門用途的設備等十組。 1.2 機械壓力機工作原理及主要技術參數(shù) 圖1-1為一種曲柄壓力機的結構簡圖，電動機1帶動皮帶輪2、飛輪3通過傳動軸17和大齒輪5帶動偏心輪16旋轉，再通過連桿8使滑塊10在立柱15的導軌9中往復運動。上模11固定在滑塊上，下模12固定在機身工作臺14上。導軌保證滑塊運動方向準確，工作時上下模具之間不會產生水平錯移。氣壓式剎車/離合器19在電動機轉動時，可使曲柄滑塊機構運動或停止，并且可以將曲柄滑塊機構停止在一定位置。 圖 1-1 曲柄壓力機結構簡圖 1.電動機 2.皮帶輪 3.飛輪 4.前小齒輪 5.大齒輪 6.上橫梁 7.傳動軸 8.連桿 9.導軌 10.滑塊 11.上模板 12.下模板 13.底座 14.工作臺板 15.立柱 16.偏心齒輪 17.傳動軸 18.后小齒輪 19.離合器/制動器 從圖1-1可以看出，曲柄壓力機一般由下列幾部分組成： 1．能源系統(tǒng)：包括電動機、飛輪等。 2．傳動機構：如皮帶輪、齒輪、傳動袖等。 3．操縱機構：如剎車/離合器、按鈕開關等。 4．工作機構：一般為曲柄滑塊機構，由偏心輪/曲軸、連桿、滑塊等部件組成。 5. 支承部件：如機身。 此外還有多種輔助系統(tǒng)與裝置，如安全保護裝置、潤滑系統(tǒng)、氣墊(拉延墊)和頂料裝置等。 機械壓力機的主要技術參數(shù)有： 1.公稱壓力(KN) 公稱壓力是指當滑塊運動到距下死點前一定距離(公稱壓力行程)或曲柄旋轉到下死點前某一角度(公稱壓力角)時，滑塊上允許的最大工作壓力。 2.滑塊行程(mm) 滑塊行程是指滑塊從上死點運動到下死點所走過的距離，它的大小和壓力機的工藝用途有很大的關系。拉延壓力機的行程就比較大，精壓力機的行程就比較小。 3.滑塊每分鐘行程次數(shù)(次/min) 滑塊行程次數(shù)是指滑塊空載時，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)。 4.封閉高度(mm) 封閉高度是指滑塊在下死點時，滑塊底面至工作臺表面的距離(不是指墊板）。通過裝模高度調整機構，將滑塊調整到最上位置，當滑塊在下死點時，滑塊底面至工作臺表面的距離稱為最大封閉高度；將滑塊調整到最下位置，當滑塊在下死點時，滑塊底面至工作臺表面的距離稱為最小封閉高度。 5.封閉高度調節(jié)量(mm) 最大封閉高度與最小封閉高度的差值，稱為封閉高度調節(jié)量。在設計鍛沖模時，應使模具的封閉高度小于曲柄壓力機的最大封閉高度。 6.喉口深度(mm) 機身喉口是開式機身壓力機的規(guī)格，所謂喉口是從壓力機中心(滑塊或移動工作臺前后方向中心)到機身下部分的尺寸這種機身喉口和加工件的尺寸有關。 1.3 機械壓力機分類 根據(jù)操作空間的不同，可以將機械壓力機分為開式和閉式兩種，閉式又分為開式單柱和開式雙柱兩種。 開式壓力機機身一般為“C”型，操作空間三面敞開，操作者可以從壓力機的前面、左面和右面接近模具，操作簡便。但這種壓力機機身結構為懸臂，受力時其彈性變形較大，影響壓力機精度，因此普遍應用于小噸位壓力機。開式單柱壓力機的機身為整體鑄件，開式雙柱壓力機的機身為焊接件。 閉式壓力機機身為框架式結構，操作者只能從機身前后接近模具，但負荷時機身彈性變形較小，精度較高。但是，這一結構將增加各結合面的加工量和拉桿，并需采用加熱或液壓加載方式將拉桿伸長預緊。因此組合式結構總重量一般均較大。這種結構形式在大中型壓力機上應用極為廣泛。 曲柄壓力機的型號用漢語拼音字母和數(shù)字表示。例如JH31—315B型曲柄壓力機型號的意義（見圖1-2）是： 圖1-2 曲柄壓力機型號 現(xiàn)將型號的表示方法敘述如下： 按照我國鍛壓機器分類方法，鍛壓機器共分為機械壓力機、液壓機等八類，拼音字母J表示機械壓力機(第一類鍛壓機器)。這一類包括主要類型的曲柄壓力機。 主要參數(shù)與基本型號相同，只是次要參數(shù)與基本型號不同的，稱為變型。在原型號的分類字母后面加一個拼音字母A、B或C……，依次表示第一、第二或第三……種變型。 在八類鍛壓機器中每類又分十列，每列又分十組。字母后的第一位數(shù)字和第二位數(shù)字分別代表列和組。閉式單點壓力機屬于第三列第一組，所以寫成“31”。 對型號已確定的鍛壓機制若在結構上和性能上有所改進，則在原型號末端加一個字母A、B或C……，依次表示第一、第二、第三……次改進。見表1-1。 表1-1 通用壓力機分類型號 列 別 組 別 名 稱 1 開式單柱 1 單柱固定臺壓力機 2 單柱活動臺壓力機 2 開式雙柱 1 雙柱固定臺壓力機 2 雙柱活動臺壓力機 3 雙柱可傾壓力機 5 雙柱雙點壓力機 9 底傳動開式雙柱壓力機 3 閉式 1 閉式單點壓力機 6 閉式雙點壓力機 9 閉式四點壓力機 1.4 機械壓力機研究現(xiàn)狀 鍛壓是工業(yè)生產中的一種重要的機械加工方式，采用現(xiàn)代化的鍛壓工藝生產工件具有效率高、質量好、能量省和成本低的特點。 曲柄壓力機是鍛壓生產中廣泛使用的一種鍛壓設備。它可以應用于板料沖壓、模鍛、冷熱擠壓、冷精壓和粉末冶金等工藝。曲柄壓力機傳動系統(tǒng)的旋轉運動通過曲柄連桿使滑塊成往復運動，利用滑塊發(fā)出的壓力使毛坯產生塑性變形，以制成一定形狀的鍛壓件。因此，它具有下列特點： 1）曲柄連桿機構是剛性聯(lián)接的，滑塊具有強制運動性質，滑動塊的行程次數(shù)、速度和加速度按一定規(guī)律變化。 2）工作時封閉高度不變。 3）一個工作循環(huán)中負荷時間較短電動機是按平均功率選用的，所以曲柄壓力機需要飛輪儲存和釋放能量。 4）工作時機身組成一個封閉的受力系統(tǒng)，對基礎沒有劇烈地沖擊和震動。 1.4.1 鍛壓設備在國民經濟建設中的作用 鍛壓生產在國防工業(yè)和民用工業(yè)中占有極其重要的地位。采用鍛壓工藝生產零件具有很多特點：塑性成形時，移動材料單位體積的速度比切削加工快，生產效率高；不僅能改善材料內部的結構和缺陷，而且還能充分利用纖維組織的方向性，尤其是精密鍛壓后不加工的零件，沒有外露的端向晶粒，可大大提高零件的機械性能；零件重量輕，材料利用率高，精密鍛壓件顯得更為突出，這在航天和航空工業(yè)小具有及其重要的意義。因此，鍛壓加工的零件數(shù)量在各行各業(yè)中所占的比重很大：航空工業(yè)中占85%；汽車工業(yè)中占80%；電器、儀表工業(yè)中占90%；農機、拖拉機工業(yè)中占70%。 鍛壓設備和切削機床是機械工業(yè)中兩大類基本的工作母機。目前先進工業(yè)國家鍛壓設備所占的比重，均在全部機床擁有量的30%以上。鍛壓設備的發(fā)展水平、擁有量和構成比，不僅對鍛壓生產起著關鍵性的作用，而且在一定程度上還標志著一個國家機械制造工業(yè)的技術水平。例如需要量很大的汽車發(fā)動機進、排氣閥，過去在空氣錘上用胎模鍛造，現(xiàn)在采用六工位電熱鐓機和專用機械壓力組成的電鐓自動線進行生產，使材料利用率由原來的40～50%提高到80～85%，生產效率提高40倍以上，勞動強度大大降低，工作條件得到改善，零件質量也有所提高。很多工業(yè)國家鍛壓設備的增長都比較快，蘇聯(lián)在5年內增長了20.05%，日本在5年內增長了65．4l%，我國在28年內增長了140多倍。這說明工業(yè)的進步和鍛壓工藝的革新，必須依靠鍛壓設備的發(fā)展。 1.4.2 我國鍛壓設備的發(fā)展情況 20世紀初期，隨著鍛壓設備進口數(shù)量的增多，我國開始有鍛壓設備的修配業(yè)，但到1949年也只能生產少量的小型鍛壓設備。解放初期從引進技術和測繪人手，仿制了國外30～40年代鍛壓設備。當時的產品有：蒸汽-空氣自由鍛錘和模鍛錘、空氣錘、3000kN以下的雙盤摩擦壓力機、3l50kN以下的閉式單點壓力機、5000kN以下的平鍛機、剪板機、四柱萬能液壓機、單柱校正壓裝液壓機、塑料制品液壓機、粉末制品液壓機等。50年代后期鍛壓設備產品逐步由測繪仿制進入改進設計階段，1958年鍛壓設備的產量和品種都有較快的增長，產量為1949年的29倍，品種為1949年的55倍，生產廠達17個，并在1959年自行設計制造了我國第一臺Ф80mm的立式徑向精鍛機。60年代初期對摩擦離合器、制動器、摩擦材科和滑塊液壓超負荷保險裝置進行了試驗研究，試制出了銅基粉末摩擦材料、Z-64型石棉塑料摩擦材料、小慣量單圓盤浮動鑲塊式摩擦離合器和制動器。1965年我國的鍛壓設備有了進一步的發(fā)展，品種為1949年的172倍，產量為1949年的21．5倍，生產廠達31個。當時的代表產品有：250000J對擊模鍛錘、4000kN閉式雙點壓力機、12500kN閉式單點壓力機、12500kN垂直分模平鍛機、20000kN精壓機、16mm雙山自動冷鍛機、25000kN電極擠壓液壓機、125000kN自由鍛造液壓機和300000kN模鍛液壓機等。60年代末我國大力發(fā)展了鍛壓設備的新品種，例如通用機械壓力機，研制的新品種就有近80個，其中80%是自行設計的。 1970年我國鍛壓設備又有進一步的發(fā)展，品種為1940年的225倍，產量為1949年的62．3倍。70年代我國鍛壓設備總的來說在數(shù)量、品種、質量和技術水平上都有較大的發(fā)展：產量為1949年的150倍左右；鍛壓設備的擁有量為1952年的20多倍，約占全國機床總量的21%；對量大面廣的鍛壓設備制定了系列參數(shù)標準，對重要的產品系列制定了精度和技術條件等質量標準，對有的產品還開展了系列設計。在科研上也取得了一定的成就，例如采用“多次沖擊”理論，從根本上改變了鍛錘錘桿的性能，使錘桿的壽命從過去的1～2周(三班制)提高到一年左右。在70年代中各種鍛壓設備的具體發(fā)展情況如下：(1)有砧座鍛錘發(fā)展很少，而主要研制了對擊模鍛錘和高速錘，其代表產品有100×l04J對擊模鍛錘和100×l04J高速錘，當時高速錘在全國達200多臺。(2)自行設計了各種大型、新型的機械壓力機，在不少的品種中填補了我國的空自，其代表產品有：8000kN閉式雙點壓力機、3150kN閉式雙動拉廷壓力機、25×12000mm滾剪機、400～20000kN多工位自動壓力機、數(shù)控沖?；剞D頭壓力機、4個系列14個規(guī)格的冷擠壓機、16000kN閉式單點壓力機、40000kN閉式雙點壓力機和80000kN熱模鍛壓機等。(3)液壓機的數(shù)量和品種逐年有所增加，各類液壓機零、部件的通用化程度大大提高，能按國家標準型號生產的產品有40多種規(guī)格。為了滿足生產的要求，液壓機的機身也逐漸多樣化，有臥式、側式、組合式、單柱式、四住式、框架式、鉸接式、疊板式和繞帶式等。為了提高生產效率和改進設計，部分液壓機的工作速度從3～4mm／s提高到10mm／s，液壓從200×105pa提高到(250～320)×105pa，有的高達1000×l05Pa。為了按壓機維修方便、操作安全、輔助時間短，根據(jù)不問情況，配有相應的附屬裝置：移動工作臺、通用墊板、限程塊、雙人操作按鈕、腳踏開關、遠程調節(jié)裝置、液電連鎖裝置、光電保護裝置、蜂鳴器、指示燈、油溫自動冷卻裝置、油溫自動加熱裝置和潤滑電氣連鎖裝置等。70年代液壓機的代表產品有：100000kN多向模鍛液壓機、50000kN超高壓液壓機、36000kN六面頂液壓機、9000kN蒙皮拉伸液壓機、1600kN雙動薄板沖壓液壓機(達到國際先進水平)、自動粉末制品液壓機(接近國際先進水平)和高效金屬擠壓液壓機(接近國際先進水平)等。 在新技術革命的推動下，鍛壓設備進入了飛速發(fā)展的階段，為了趕上世界80華代的水平，我國不少單位正在研制比較先進的鍛壓設備和附屬裝置，其代表產品有高速精密壓力機、CNC沖?；剞D臺壓力機、開式固定臺壓力機、開式多工位壓力機、滾式自動送科裝置、氣動自動送科裝置和卷科校平裝置等。 1.4.3 我國鍛壓設備的差距 從我國鍛壓設備現(xiàn)有的發(fā)展情況來看，仍然是機械制造工業(yè)和壓力加工工業(yè)中的薄弱環(huán)節(jié)，與世界上一些工業(yè)發(fā)達的國家相比還有一定的差距，具體表現(xiàn)如下： (一)結構陳舊、性能較差 現(xiàn)在國內生產約600多種鍛壓設備中，相當于國外40～50年代水平的占50%左右，個別產品只有國外30年代的水平，甚至國外淘汰的產品我們還在生產。在生產制造過程中，存在的問題也不少，關鍵性部件可靠性差，使用壽命短；零件加工精度木能保證，熱處理性能不穩(wěn)定；摩擦材料、液壓、氣動電氣元件質量不過關；安全可靠性差、噪音大和效率低等。品種多、產量大的開式壓力機，雖說已生產很多年，但至今仍舊存在：技術參數(shù)雜亂、結構陳舊、噪音大、性能差和三化水平低；沒有無級調速裝置、自動送料裝置和安全保護裝置等。70年代研制的產品也存在很多不足，還有待進一步完善，例如：閉式單點壓JJ機使用性能差、生產效率低，只相當于國外60年代初的水平；大型、重型雙動拉延壓力機質量上基本未過關；多工位自動壓力機送料裝置的送料精度不穩(wěn)定，質量也未過關；冷擠壓機參數(shù)亂，使用性能差，沒有自動送料裝置等。 (二)品種不全、成套性差 精鍛、大型、重型和高效鍛壓設備的品種和數(shù)量都很少。生產廠只出售鍛壓設備主機，不能根據(jù)用戶的需要供應機械化、自動化裝置和模具等。先進的閉式四點壓力機、多工位冷擠壓壓力機、快鍛液壓機、鍛壓自動線、熱模鍛成套設備、大型薄板沖壓成套設備和板料開卷校平落料成套設備等均屬空白。目前鍛壓設備生產的品種，只能滿足生產需要的50%左右。 (三)機械化、自動化程度差 我國鍛壓生產機械化、自動化的程度很低，多數(shù)鍛壓設備都處于手工送料或半手工送科的落后狀態(tài)，操作肘既不安全、勞動強度又很大。其原因在于：鍛壓件生產分散，專業(yè)化廠比較少，先進、高效、自動化的鍛壓設備和自動生產線用不上；目前制造鍛壓設備的工廠，不能按川戶的產品圖紙和生產綱領設計、制造機械化、自動化裝置、自動機和自動生產線等。 (四)構成比落后 我國鍛壓設備在機床擁有量中只占21%，而先進的工業(yè)國家高達34%；小型壓力機和空氣錘占的比重太人，約為全國鍛壓設備的70%；而精鍛、大型、重型和高效的鍛壓設備比重很??；甚至有些急需的產品還是空白。 (五)技術力量薄弱 我國鍛壓設備制造廠的技術人員一般占全體職工的3%左右，而有的國家高達15%。很多制造鍛壓設備的工廠沒有設計能力，只能依靠測繪和外來的圖紙進行生產。 1.4.4 鍛壓設備的發(fā)展趨勢 目前鍛壓行業(yè)面臨著其它行業(yè)的有力競爭，例如用增強塑料零件、燒結零件和鑄件來代替鍛壓件等，并不是由于這些零件的性能比鍛壓件優(yōu)越，而關鍵在于成本較鍛壓件低。為了增強鍛壓行業(yè)的競爭能力，必須從提高生產效率、降低原材料消耗、減少能源消耗著手以降低零件的成本，并提高鍛壓件質量。為了適應鍛壓生產的需要，鍛壓設備相應的發(fā)展趨勢為：提高行程次數(shù)；提高機械化、自動化程度；提高設備的可靠性和安全性；增設附屬裝置，縮短輔助時間減少振動和噪音，改善勞動條件提高勞動效率；提高設備的精度和剛度；研制梢密鍛壓設備發(fā)展大型、重型和新型的鍛壓設備改造老的鍛壓設備；開展基本理論的研究等。結合我國鍛壓設備現(xiàn)有的情況，在發(fā)展過程中，不僅要加快速度縮小差距，還要逐步改變鍛壓設備的構成比，以適應生產的耍求. 根據(jù)國內外的生產實際，鍛壓設備總的發(fā)展方向，現(xiàn)分別論述如下： (一)提高鍛壓設備的生產效率 其辦法：一是提高行程次數(shù)，以提高鍛壓設備的生產效率；一從增設附屬裝置，縮短輔助時間，以提高鍛壓設備的開動率。 (二)提高鍛壓設備的機械化、自動化程度 (三)提高鍛壓設備工作的可靠性和安全性 為了防止設備和人身事故，保證鍛壓設備能安全、方便和可靠地進行工作，一般應在鍛壓設備上配有超負荷保險裝置、人身保護裝置、檢測裝置和指示器等。 (四)提高鍛壓設備的精度和剛度 目前的工藝設計都傾向于在一臺鍛壓設備上布置多付模具，采取多工位連繼鍛壓的方法進行生產，各工件變形杭力的合力不可能與設備作用力處于同一直線上，而且有較大的偏移，再加以非對稱性零件增多，模腔斜面會出現(xiàn)水平分力，這些因素都會使滑塊產生偏移和水平位移。為了提高鍛件的精度和模具的壽命，必須提高鍛壓設備的精度和剛度，尤其是鍛壓件精度要求日益提高的情況下，這一問題顯得更為突出。 (五)研制精密成形鍛壓設備 在民用工業(yè)和國防工業(yè)中，由于產品性能和采用高、精、尖技術的需要，對鍛壓外生產的要求愈來愈高：(1)為了增大產品功率與重量的比值，以提高性能和減少使用經費，要求鍛壓件表面強度較高的縱向晶粒和纖維組織保留下來，使機械性能提高，以大大減輕產品重量。因此，必須生產不需要或少需要切削加丁的精密鍛壓件。(2)在現(xiàn)代的高、精、尖技術中，采用貴重、稀缺金屬作為鍛壓件原材料的日益增多。為了降低產品成本和減少原材料的消耗，必須發(fā)展精密鍛壓件的生產。上述這些問題，在航天、航空工業(yè)中顯得更為迫切。 (六)減少鍛壓設備的振動和噪音 振動和噪音是一種工業(yè)公害，對人體的臉康產生極為有害的影響。在機床行業(yè)中，鍛壓設備所產生的振動和噪音比較嚴重，因此，很多國家都作了嚴格限制，達不到規(guī)定指標的鍛壓設備，不準出廠。為了減少鍛壓設備的振動和噪音，一般采?。簻p少振動和噪音源；限制振動和噪音的傳播。 2 曲柄壓力機工作機構的運動和受力分析 2.1 滑塊的運動規(guī)律 曲柄壓力機一般為曲柄連桿機構。則滑塊的運動規(guī)律與曲柄連桿機構的運動規(guī)律相同。即滑塊隨連桿繞節(jié)點(曲軸或偏心輪)轉動沿一直線作往復運動。 2.1.1 滑塊的行程與曲柄轉角的關系 通用曲柄壓力機的工作機構大多采用結點正置(滑塊和連桿結點B的運動軌跡位于曲柄旋轉中心O相連結點B的連線上)的曲柄滑塊機構。圖2-1(a)是曲柄、連桿和滑塊的運動簡圖。圖中O點為曲軸的旋轉中心，A點為連桿與曲柄的連接點，B點為連桿與滑塊的連接點，B1、B2點分別代表滑塊的上死點和下死點。 圖2-1 通用曲柄壓力機的工作機構簡圖 曲柄壓力機滑塊是在接近行程下死點的一段區(qū)間工作，因此，在研究滑塊運動規(guī)律時，取滑塊行程的下死點B2為行程的起點，滑塊從B2點到B點為滑塊行程S。曲柄轉角由A0點算起，相應順時針方向(和實際轉動方向相反)轉到A點時，曲柄轉角為α。 如圖2-1(b)所示，當曲柄滑塊機構處于0AB位置時，滑塊的行程 式（2.1） 而 令 則 而 所以 則 式（2.2） 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，故式子可進行簡化。根據(jù)二項式定理，取 代入式子，整理得： 式（2.3） 式中： ——滑塊行程，從下死點算起，以下均同； ——曲柄轉角，從下死點算路與曲柄旋轉方向相反者為正； R——曲柄半徑； ——連桿系數(shù)； L——連桿長度(當連桿長度可調時取最短時數(shù)值)。 因此， 已知曲柄半徑R和連桿系數(shù)時，侄可從式中求出對應于不同的角的S值。 2.1.2 滑塊的速度和曲柄轉角的關系 求出滑塊的位移與曲柄轉角的關系后，將位移S對時間t求導數(shù)就可得到滑塊的速度v，即： 式（2.4） 而 所以 式中 ——滑塊速度； ——曲柄的角速度。 又 則 式（2.5） 式中 n——曲柄的每分鐘轉數(shù)，亦即滑塊每分鐘行程次數(shù)。 2.1.3 滑塊的加速度和曲柄轉角的關系 對于高速壓力機，滑塊運動的慣性力必需予以足夠注意。為此，需要求出滑塊的加速度和曲柄轉角的關系，將上式對時間求導數(shù)即得： 式（2.6） 式中 ——滑塊加速度。 由JH31-315壓力機的行程S=315 mm，連桿長度L=1588 mm，偏心輪轉速n=20轉/min， 則 mm 式（2.7） 式（2.8） 代入以上公式，得運動數(shù)據(jù)表如下： 表2-1 運動數(shù)據(jù)表 0 10 20 30 40 0 0.0167 0.0662 0.1465 0.2547 0 2.63 10.4265 23.074 40.115 0 0.1911 0.3742 0.5433 0.6922 0 63.206 123.767 179.6965 228.945 續(xù)表2-1 50 60 70 80 90 0.3865 0.5375 0.7022 0.8748 1.0500 60.87 84.656 110.5965 137.7810 165.375 0.8152 0.9093 0.9722 1.0022 1 269.627 300.75 321.555 331.4776 330.75 2.2 曲柄滑塊機構的受力分析 圖2-2為結點正置的曲柄滑塊機構滑塊的受力簡圖?；瑝K上受到工件變形抗力P的作用，在忽略摩擦力的情況下，P力由連桿上給予滑塊的作用力及導軌給予滑塊上的反作用力Q相平衡。根據(jù)力的平衡原理得： 式（2.9） 式（2.10） 由前推導得知，，若=0.3，當時， ＝0。當＝時， ，在通常情況下，特別是對通用壓力機，遠小于0.3，故遠小于。由于角較小，因此，可以認為，，故上述二式寫成： 式（2.11） 式（2.12） 圖2-2 節(jié)點正置的曲柄滑塊機構受力簡圖 3 偏心齒輪芯軸設計 3.1 結構概述 目前，在板料沖壓和冷擠壓壓力機上已廣泛采用偏心齒輪代替曲軸，其傳動形式有單邊傳動(如圖3-1（a）所示)和雙邊傳運(如圖3-1（b）所示)兩種。噸位小的大多采用單邊傳動，噸位大的多采用雙邊傳動。 (a) 單邊傳動 (b) 雙邊傳動 圖3-1 偏心輪傳動形式 如圖3-1所示。 偏心齒輪在芯軸上旋轉，借助偏心部分帶動連桿滑塊運動。芯軸安裝在機身上，它僅起支承作用。 偏心齒輪式有下列優(yōu)點 1）受力情況好 曲柄工作時受彎短和扭矩的聯(lián)合作用。偏心齒輪工作時，只承受扭矩，彎矩由芯軸承受。 2）制造容易 曲軸需經鍛造，機加工復雜。偏心齒輪一般用鑄造毛坯，芯軸加工容易。機身結構比較簡單。 3）結構緊湊 芯軸垂直于機身正面布置偏心齒輪在上橫梁內，外形尺寸小，結構緊湊，可使傳動部分封閉在機身內。 3.2 芯軸的強度計算 3.2.1 芯軸直徑經驗公式 設計時先根據(jù)經驗公式預選芯軸直徑，然后進行強度效驗。當芯軸材料用45號鋼時，芯軸直徑d0可按下式計算： mm 式（3.1） 式中PAB——連桿上的作用力。 PAB的大小與連桿數(shù)目有關：單點壓力機PAB≈Pɑ； 雙點壓力機，考慮到偏心載荷的影響，取PAB=0.6 Pɑ；四點壓力機，取PAB=0.36 Pɑ。裝有液壓過載保護裝置的多點壓力機，每根連桿的作用力取公稱壓力的平均值。 式（3.1）中：整體芯軸取較小的系數(shù)值。 3.2.2 單邊傳動芯軸強度計算 如圖3-2所示， 圖3-2 傳動芯軸受力簡圖 圖3-3 傳動芯軸彎矩簡圖 偏心齒輪受連桿力PAB的作用，并以P1、P2兩個集中力傳到芯軸上。出于芯軸和機身的合部分較長較緊，可以認為是兩端插入受集中載荷P1和P2的粱。齒輪作用在芯軸上的力較小，可忽略不計。這是個靜不定問題，為了求解，可視芯軸為兩端外加反力偶mA、mB的簡支梁，如圖3-3所示。根據(jù)變形協(xié)調條件，芯軸軸兩端的轉角應等于零，因此得出： 式（3.2） 式（3.3） 式中 E——芯軸材料的彈性模量； J——芯軸截面的慣性矩。 解式(3.2)、（3.3）所列聯(lián)立方程，可求山mA、mB。相應可繪山圖3-3所示的彎矩圖圖中有關數(shù)據(jù)如下： N.m 式（3.4） N.m 式（3.5） N.m 式（3.6） N.m 式（3.7） 式中 N N m m ——連桿上的作用力（N）； LA1、LA2——芯軸軸瓦長度(m). 根據(jù)式（3.6）、（3.7）求出最大彎矩Mmax,則芯軸應力為 式（3.8） 芯軸直徑為： 式（3.9） 已知JH31-315壓力機偏心輪結構如圖3-4所示，由式（3.4） L=740mm LA3=285mm LA3——芯軸軸瓦端面至機床中心的距離 圖3-4 壓力機偏心輪尺寸 mm N N N.m Pa 對照表3-1芯軸許用應力表 表3-1 芯軸許用應力表（）帕 材料 [] 45調制 40Cr調制 3600 6000 1000～1400 1400～2000 材料為45鋼 []=1000～1400×105帕，≤[]，故安全。 4 電動機選擇 4.1 功能組成 JH31—315壓力機公稱壓力Ps＝3150kN，滑塊行程長度S＝315mm，公稱壓力角a＝，行程次數(shù)n＝20次／min，摩擦當量力臂Mf＝26mm，計算壓力機功能組成及選擇電動機。 (1)工件變形功 式（4.1） mm 式（4.2） J (2)拉伸墊工作功 J 式（4.3） (3)工作行程摩擦功 J 式（4.4） (4)彈性變形功 式（4.5） mm 式（4.6） 則 J (5)滑塊空程功 查表得： J (6)飛輪空轉功 式（4.7） 查表得： kW 式（4.8） 查表得： S S J (7)離合器結合功 (8)總功A 式（4.9） 則 J 4.2 電動機功率 KW 式（4.10） 式（4.11） 查表選k=1.2 則 選用Y250M-5A型電動機，功率N=30KW,轉速n=1480 r/min 5 飛輪轉動慣量計算及尺寸確定 壓力機工作總功： 式（5.1） 式（5.2） 式（5.3） 式（5.4） 選擇出Y250M-5A型電動機為繞線式電動機，原為0.027?？紤]該壓力機需進行的工藝，需要較大的工作能量，故在轉子中串入電阻使＝0.1。 查表得： 又 k=1.2 查表 所以 則 Kg 式（5.5） 飛輪轉動慣量求得以后，即可設計飛輪。飛輪的大致結構如圖5-1所示。 飛輪的外徑由速比分配決定，即 式（5.6） 式中：D1——小皮帶輪直徑； i——傳動速比。 mm 查表得：飛輪邊緣厚度Rf=410 mm 飛輪材料HT200 =7.2 由 式（5.7） 式（5.8） 則 mm 式（5.9） 同理得： =220 mm 圖5-1 飛輪的大致結構 6 傳動系統(tǒng)的布置與設計 6.1 傳動系統(tǒng)的布置 傳動系統(tǒng)的作用是將電動機的運動和能量按照一定要求傳給曲柄滑塊機構。它的設計任務在于截定傳動布置，傳動級數(shù)以及速比分配等問題。它的設計好壞將影響壓力機的外形尺寸、結構安排、能量損耗以及離合器的工作性能等各個方面，所以必須予以足夠的重視。 圖6-1為JH31-315壓力機的傳動系統(tǒng)圖。此壓力機為三級上傳動，單邊驅動，主軸的安放位置垂直于壓力機正面，所有傳動齒輪都置于機身內部，離合器制動器置于機身背面。 圖6-1 JH31-315壓力機的傳動系統(tǒng)簡圖 這是閉式單點壓力機的一種常用傳動結構。曲柄壓力機的傳動系統(tǒng)有三個比較突出的問題須在設計之前加以分析和確定，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。 傳動系統(tǒng)的布置方式包括三方面： 1)采用上傳動還是采用下傳動? 2)主軸傳動軸垂直于壓力機正面，還是平行于正面? 3)齒輪放在機身之內還是放在機身之外？單邊驅動還是雙邊驅動？ 現(xiàn)分述如下： (1)壓力機的傳動系統(tǒng)可置于工作臺之上，也可置于工作臺之下。前者稱上傳動，后者稱下傳動。下傳動的優(yōu)點是： 1)壓力機的重心低，運轉平穩(wěn)，能減少振動和噪音，勞動條件較好； 2)壓力機地面高度較小，適宜于高度較矮的廠房； 3)從結構上看，有增加滑塊高度和導軌長度的可能性，因而能提高滑塊的運動精度，延長模具的壽命，改善工件的質量； 4)由于拉桿承受工作變形力，故機身立柱和上梁的受力情況得到改善。 下傳動的缺點是： 1)壓力機平面尺寸較大，而總高度和上傳動相差不多，故壓力機總重量比上傳動的約大10～20％，造價也較高。 2)傳動系統(tǒng)置于地坑之中，檢修傳動部件時，不便于使用車間內的吊車。拉仲墊夾在傳動部件和底座之間，維修不方便，且地坑深，基礎龐大，造價較高。 因此是否采用下傳動結構，需經全面的技術經濟比較之后才能確定。現(xiàn)有的通用壓力機采用上傳動較多，下傳動較少。通常認為在舊車間內添置大型壓力機時，由于車間的高度受到限制，采用下傳動的優(yōu)點才比較明顯。 (2)壓力機傳動系統(tǒng)的安放型式有垂直于壓力機正面的，也有平行于壓力機正面的。舊式通用壓力機多采用平行于壓力機正面的安放形式。這種布置，曲軸和傳動軸均比較長，受力點與支承軸承的距離比較大，受力條件惡化。壓力機平面尺寸較大，外形不夠美觀。近代中大型通用壓力機愈來愈多地采用垂直于壓力機正面安放的形式(特別是廣泛采用偏心齒輪結溝之后)，其至有些小型開式壓力機也采用這種結構。 (3)齒掄可以放在機身之外，也可放在機身之內。前一種形式，齒輪工作條件校差，機器外形不美觀，但安裝維修方便；后一種形式，齒輪的工作條件較好，外形較美觀。如將齒輪浸入油池中，則大大降低齒輪傳功的噪音。但安裝維修較困難。近年來，許多壓力機制造廠都傾向后一種形式。 齒輪傳動也可設計成單邊傳動或雙邊傳動。采用后一種形式，可以縮小齒輪的尺寸，但加工裝配比較困難(兩邊的齒輪必須精確加工，裝配時要保證對稱，否則可能發(fā)生運動不同布的情形)。 6.2 傳動級數(shù)和各級速比分配 壓力機的傳動級數(shù)與電動機的轉速和滑塊每分鐘的行程次數(shù)有關。行程次數(shù)低，總速比大，傳動級數(shù)就應增多，否則每級的速比過大，結構不緊湊；行程次數(shù)高，總速比小，傳動級數(shù)可少些?，F(xiàn)有壓力機傳動系統(tǒng)的級數(shù)一般不超過四級。行程次數(shù)在70次/min以上的用單級傳動，70～30次/min的用兩級傳功，30～10次／min的用三級傳動，10次/min以下的用四級傳動。 采用低速電動機可以減少總速比和傳動級數(shù)，但這類電動機的外形尺小較大，成本較高(與同功率的高速電動機比鉸)，因此不一定適合。通常兩級和兩級以上的傳動系統(tǒng)采用同步轉速為1500或l000r／min的電動機，單級傳動系統(tǒng)一般采用1000r／min的電動機，行程次數(shù)小于80次／min的單級傳動才采用750r／min的電動機。 各傳動級的速比分配要恰當。通常三角皮帶傳動的速比不超過6～8，齒輪傳動不超過7～9。速比分配時，要保證飛輪有適當?shù)霓D速，也要注意布置得盡可能緊湊、美觀和長、寬、高尺寸比例恰當。通用壓力機的飛輪轉速常取300～400r／min左右。因為轉速太低，會使飛輪作用大大削弱；轉速太高，會使飛輪軸上的離合器發(fā)熱嚴重，造成離合器和軸承的損壞。 因此JH31-315機械壓力機傳動系統(tǒng)采用三級傳動，見表6-1： 電動機轉速：1480 r/min 滑塊每分鐘行程次數(shù)：20次/min 總速比：74 表6-1 壓力機各級傳動比 傳動級數(shù) 速比 模數(shù)m 小齒輪齒數(shù)/小帶輪直徑 大齒輪齒數(shù)/大帶輪直徑 第一級（皮帶傳動） 3.3 330mm 1000mm 第二級（齒輪傳動） 4.78 14 18 86 第三級（齒輪傳動） 4.7 20 17 80 7 傳動零件的設計計算 7.1 齒輪的設計計算 可以根據(jù)下述公式項預選齒輪的模數(shù) ～ mm 式（7.1） 式中 ——大齒輪所需傳遞的扭矩。 在計算低速級時，對單點壓力機=(為曲軸上公稱扭矩），對雙點壓力機，沒有過載保護裝置時，=0.6，有保護裝置時=0.5； ——齒寬系數(shù)，=B/m(B為齒寬)，目前國產壓力機，在8～18范圍內，對一級齒輪傳動，可取13～15，對兩級齒輪傳動，可取10～13，對人字齒輪，可取17～22。 ——大齒輪齒數(shù)。 上式的系數(shù)在一般情況下可取3．15，在齒輪材料及熱處理條件較好的情況下可取2．8，在條件較差時可取3.5。 對于開式傳動的齒輪，一般核算其彎曲強度即可，其計算公式為 帕 式（7.2） 式中 ——齒輪齒根處彎曲應力； ——小齒輪所受扭炬； I——傳動速比； 式（7.3） ——小齒輪齒數(shù)； ——齒輪壓力角； Y——齒形系數(shù)； M——齒輪模數(shù)； B——尺寬； ——載荷集中系數(shù)； ——動載系數(shù)； ——許用彎曲應力； 齒輪輪齒表面的接觸強度公式為 式（7.4） 其中 B——尺寬； A——兩齒輪中心距； ——接觸應力系數(shù)；當=20°，=2.15×N/時，可直接查表，當N/,即不是鍛鋼與鍛鋼接觸時，查出的C，還需乘以如下系數(shù)；與鑄鋼接觸時乘以0.944，與球墨鑄鐵接觸時乘以0.915，與鑄鐵接觸時乘以0.858；若≠20°時(例如角變位齒輪)則還需乘以； ——當量彈性模數(shù)； ——齒輪嚙合角； ——傳動速比； 由上式可知壓力機齒輪的計算過程為： ～ ∴m=12 = =13.5 7.2傳動軸的設計計算 其公式為： m 式（7.5） 式中——作用在軸上的最大扭矩（N.m）； ——許用剪應力，參考數(shù)值為：45鋼調質=500× 所以： d= =0.18m 然后按彎扭聯(lián)合作用核剪綜合應力 Pa 式（7.6） 式中 ——危險截面彎矩（N.m）； ——危險截面扭矩（N.m）； d——危險截面直徑（mm）； ——許用彎曲應力，按如下數(shù)據(jù)選取： 式（7.6） ——材料屈服極限（Pa） 表7-1 傳動材料性能和許用應力（1×） 鋼號 熱處理 硬度（HB） 抗拉強度極限 屈服極限 許用應力 45 正火 163～217 5800～6000 2900～3000 1200 45 調質 180～230 6500～8000 3500～5600 1800 40Cr 調質 230～280 8000～10000 6500～8500 3000 現(xiàn)有壓力機傳動軸的計算應力為：傳動軸為45 調質 計算應力=1780× 軸材料選用45鋼調質，=700， =400。 圖7-1 中間軸結構簡圖 齒輪直徑： 小輪 式（7.7） =283.15 mm 大輪 式（7.8） =1352.8 mm 小齒輪受力 轉矩 式（7.9） =4.15× N·mm 圓周力 式（7.10） =2931 N 徑向力 式（7.11） =7806 N 軸向力 直齒輪傳動無軸向力 畫中間軸受力圖 圖7-2 中間軸軸受力圖 計算支撐反力 水平面反力 式（7.13） 式（7.15） =7257 N 垂直面反力 =3903 N 式（7.16） 下面為： 中間軸水平面（xy）受力圖 圖7-3 中間軸水平面受力圖 中間軸垂直面（xy）受力圖 圖7-4 中間軸垂直面受力圖 畫軸彎矩圖 中間軸水平面彎矩圖 圖7-5 中間軸水平面彎矩圖 中間軸垂直面彎矩圖 圖7-6 中間軸垂直面彎矩圖 合成彎矩圖 式（7.17） 圖7-7 中間軸合成彎矩圖 畫軸轉矩圖 軸受轉矩 T= T=3.97×N·mm 中間軸轉矩