壓力機

壓力機,壓力機 2008屆 機械專業(yè) 畢業(yè)設計（論文）第一章 緒論1.1高速壓力機的背景隨著我國制造業(yè)的發(fā)展，高速壓力機床的發(fā)展越來越成為機械制造行業(yè)的中流砥柱，通用型高性能壓力機，廣泛適用于航空、汽車、農機、電機、電器、儀器儀表、醫(yī)療器械、家電、五金等行業(yè)。鍛壓機械是指在鍛壓加工中用于成形和分離的機械設備，1842年，英國工程師史密斯創(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。二十世紀初，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。所謂高速壓力機一般是指每分鐘的行程次數(shù)為普通壓力機的510倍的壓力機。高速壓力機是帶有自動送料裝置，可完成板料高效率、精密加工的機械壓力機，具有自動、高速、精密三個基本要素。自60年代以來，高速壓力機已有較大的發(fā)展，其每分鐘行程次數(shù)已從幾百次發(fā)展到3千次左右，其噸位已從十噸發(fā)展到上百噸。目前高速壓力機主要用在電子、儀器儀表、輕工、汽車等行業(yè)中進行特大批量的沖壓生產。近年來，隨著模具技術和沖壓技術的發(fā)展，高速壓力機的應用范圍在不斷地擴大，數(shù)量在不斷地增加。預計不久的將來，高速壓力機在沖壓用壓力機中的比例將會愈來愈大。1.2高速壓力機在國內外的研究狀況近十多年來，隨著對發(fā)展先進制造技術的重要性獲得前所未有的共識，沖壓成形技術無論在深度和廣度上都取得了前所未有的進展，其特征是與高新技術結合，在方法和體系上開始發(fā)生很大變化。計算機技術、信息技術、現(xiàn)代測控技術等沖壓領域的滲透與交叉融合，推動了先進沖壓成形技術的形成和發(fā)展。冷沖壓生產的機械化和自動化，為了滿足大量生產的需要，沖壓設備已由單工位低速壓力機發(fā) 展到多工位高速壓力機。一般中小型冷沖件，既可在多工位壓力機上生產，也可以在高速壓力機上采用多工位級進模加工，是冷沖壓生產達到高度自動化。在汽車、航空航天、電子和家用電器領域，需要大量的金屬板殼零件，特別是汽車行業(yè)要求生產規(guī)?；④囆蛡€性化和覆蓋件大型一體化。進入21 世紀，我國汽車制造業(yè)飛速發(fā)展，面對這一形勢，我國的板材加工工藝及相應的沖壓設備都有了長足的進步。1.3高速壓力機的應用隨著電子工業(yè)的發(fā)展，小型電子零件的需求日趨高漲，促進了高精度、高效率的高速壓力機的發(fā)展。目前日本已成為高速壓力機技術的領軍，在100kN壓力、8mm沖程下，滑塊速度可達4000次/min。我國金豐、江蘇揚鍛、高將精機、江蘇揚力、徐鍛和西安通力等公司都有高速壓力機產品。2004年已開發(fā)出了速度達1200次/min的SH系列SH25開式高速精密壓力機。其他還有VH開式、JF75G閉式系列高速壓力機。這些壓力機廣泛應用于電子和微電子行業(yè)，全面提高了行業(yè)技術裝備水平，替代了大量的進口機床。1.4本論文設計內容為了提高生產效率，壓力機在不斷向高速發(fā)展。目前，國內自行設計，生產的高速壓力機較少，主要還是以進口設備為主。因此，急需要設計一重高速壓力機，滿足生產需要。第二章 高速壓力機的總體方案及傳動裝置設計2.1高速壓力機的總體方案設計2.1.1高速壓力機運動方案的擬定隨著我國制造業(yè)的發(fā)展。高速壓力機的發(fā)展越來越成為機械制造行業(yè)的中流砥柱，本文旨在設計沖壓效率高，機器的結構簡單，成本低，工作可靠，自動化程度高，機械震動小的高速壓力機。該高速壓力機的工作機構采用曲柄滑塊機構，由曲柄，連桿，滑塊等零件。傳動系統(tǒng)為齒輪傳動。由于開式壓力機操縱簡單，本論文所設計的壓力機的沖壓力為：100。故本文采用開式。壓力機運動方案如下圖： 2.1.2 高速壓力機的主要技術參數(shù)的擬訂高速壓力機的主要技術參數(shù)是反映一臺壓力機的工藝能力，所能加工零件的尺寸范圍，以及有關生產率等指標。擬訂分別如下：1 公稱壓力 1000 2 滑塊行程 303 沖頭工作頻率 1000次/4 工作臺板尺寸 前后 500 左右 8005 滑塊底面尺寸 前后 300 左右 4006 立柱間的距離 4502.2 傳動裝置的總體設計由于本文設計的高速壓力機承載能力和速度大，故采用圓柱齒輪傳動和帶傳動。按照工作要求和條件。 3種傳動方案如下圖所示：其中 a為帶傳動和直齒輪傳動； b為直齒輪傳動; c直齒輪傳動和斜齒輪傳動.本文選a)傳動方案。第三章 高速壓力機設計的計算3.1選擇電動機3.1.1選用三相籠型異步電動機，封閉式結構。 電動機功率計算：其中：-平均功率（千瓦） A -工作循環(huán)所需的總能量（焦） t - 工作循環(huán)時間（秒） k一般為1.2-1.6 ，本文中取1.6式中 n 為壓力機滑塊行程次數(shù) 為壓力機行程利用系數(shù)，采用自動化送料為1，本文中取0.63.1.2曲柄壓力機-工作循環(huán)所消耗的能量壓力機一工作循環(huán)所消耗的能量A為 A= 式中：-工件變形功（屬有效能量） -拉延墊工作功，即進行拉延工藝時壓邊所需的功（屬有效能量） -工作行程時由于曲柄滑塊機構的摩擦所消耗的能量 -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 -壓力機空程向下和空程向上時所消耗的能量 -單行程時滑塊停頓飛輪空轉所消耗的能量 -單次行程時滑塊時離合器接合所消耗的能量下面對這些能量分別計算：1）工件變形功=0.315(焦)式中 -為壓力機公稱壓力（牛） -為板料厚度（米）對于快速壓力機（毫米）故=63000（焦）、2）拉延墊工作功式中 -為壓力機公稱壓力（牛） -為壓力機滑塊行程長度（米）故=833.3（焦）3）工作行程時由于曲柄滑塊機構的摩擦所消耗的能量式中 -摩擦當量力臂（米） -公稱壓力（牛） -公稱壓力角（度）故 =2088（焦）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為：式中 -壓力機公稱壓力（牛） -壓力機總的垂直變形（米） -壓力機垂直剛度 故=1250（焦）5）壓力機空程向下和空程向上時所消耗的能量根據曲柄壓力機空程損耗功及飛輪空轉損耗功率表知=100（焦）0.16(千瓦)6）滑塊停頓飛輪空轉時所消耗的能量（千米）式中 -壓力機單次行程時的循環(huán)周期（秒） -曲軸回轉一周所需時間（秒） -壓力機行程次數(shù)及行程利用系數(shù)。故 =11400（焦）7）單行程時，離合器接合所消耗的能量（焦）綜上所述：總功 A= 63000+833.3+2088+1250+100+11400+ 故A=102089焦3.1.3電動機功率選用電動機型號為 同步轉速1000r/min ，6極，滿載轉速970r/min 3.2計算總傳動比及各級傳動比分配3.2.1計算傳動比因為壓力機行程 s=30mm求主軸轉速沖頭工作頻率P=1000次/min 滑塊行程S=30mm故滑塊與連桿線速度V=1m/s主軸轉速故總傳動比式中 -電動機滿載轉速（r/min）3.2.2分配傳動裝置傳動比分配傳動比應考慮以下原則：1.各級傳動的傳動比應在合理范圍內，不超出允許的最大值，以符合個中傳動形式的工作特點，并使結構比較緊湊。2.應注意使各級傳動件尺寸協(xié)調，結構勻稱合理。3.盡量使傳動裝置外廓尺寸緊湊或重量較小。4.盡量使各級大齒輪浸油深度合理（低速級大齒輪浸油稍深，高速級大齒輪能浸到油。）在臥式減速器設計中，希望各級齒輪直徑相近，以避免為了各級齒輪都能浸到油，而使某級大齒輪浸油過深造成攪油損失增加。5.要考慮傳動零件之間不會干涉碰撞。由式=式中 -帶傳動的傳動比-減速器的傳動比為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取=3，則減速器傳動比為：因此帶傳動的傳動比為3，減速器的傳動比為4.85。3.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1）各軸轉速I軸 II軸 2）各軸輸入功率I軸 II軸 III軸的輸出功率則分別為輸入功率乘軸承效率0.98。3）各軸輸入轉矩電動機輸出轉矩 III軸輸入轉矩I軸 II軸 III軸的輸出轉矩則分別為各軸的輸入轉矩乘軸承效率0.98。運動和動力參數(shù)計算結果整理于下表：軸名功率Pkw轉矩T轉速nr/min傳動比效率輸入輸出輸入輸出電動機軸27.2226897030.96I軸26.1325.61771.8756.43234.850.95II軸24.8424.343558348766.673.4傳動零件的設計計算3.4.1帶傳動的設計計算帶傳動是兩個或多個帶輪之間用帶作為撓性拉曳零件的傳動，工作時借助零件之間的摩擦（或嚙合）來傳遞運動或動力。根據帶的截面形狀不同，可分為平帶傳動、V帶傳動、同步帶傳動、多楔帶傳動等。帶傳動是具有中間撓性件的一種傳動，其優(yōu)點有：1）能緩和載荷沖擊；2）運行平穩(wěn)，無噪聲；3）制造和安裝不像嚙合傳動那樣嚴格；4）過載時將引起帶在帶輪上打滑，因而可防止其他零件的損壞；5）可增加帶長以適應中心距較大的工作條件（可達15m）。由于本設計中要求轉速高，為保證穩(wěn)定傳動皮帶不打滑，選用V帶傳動，計算如下：（1）定V帶型號和帶輪直徑1）工作情況系數(shù)由機械設計第4版（P188）表11.5得， 2）計算功率3）選帶型號由機械設計第4版（P188）查看圖11.15選C型。4）小帶輪直徑由機械設計第4版（P189）表11.6取=400mm5）大帶輪直徑 （設=0.01）6）大帶輪轉速 （2）計算帶長初取中心距=650mm帶長由機械設計第4版（P179）圖11.4得基準長度（3）求中心距和包角1）中心距 2）小輪包角（4）求帶根數(shù)帶速由機械設計第4版（P191-192）表11.8查得；由機械設計第4版（P191-192）表11.8查得；由機械設計第4版（P194-195）表11.12查得；由機械設計第4版（P193）表11.10查得故帶根數(shù)取根（5）求軸上載荷張緊力 （由機械設計第4版（P179-180）表11.4查得帶質量）軸上載荷 3.4.2齒輪傳動(外嚙合)零件設計的幾何計算和其他機械傳動比較，齒輪傳動的主要優(yōu)點是：工作可靠，使用壽命長；瞬時傳動比為常數(shù)；傳動效率高；結構緊湊；功率和速度適用范圍很廣等。缺點是：齒輪制造需要專用機床和設備，成本較高；精度低時，振動和噪聲較大；不宜用于軸間距離大的傳動等。齒輪傳動應滿足下列兩項基本要求：1）傳動平穩(wěn)要求瞬時傳動比不變，盡量減小沖擊、振動和噪聲；2）承載能力高要求在尺寸小、重量輕的前提下，齒輪的強度高、耐磨性好，在預定的使用期限內不出現(xiàn)斷齒等失效現(xiàn)象。在齒輪設計和生產中，有關齒廓曲線、齒輪強度、制造精度、加工方法以及熱處理工藝等，基本上都是圍繞這兩個基本要求進行的。預期使用壽命10年，每年300個工作日。在使用期限內，工作時間占20%。載荷無變化，動力機為電動機，工作有中等振動，傳動不逆轉，齒輪對稱布置。傳動尺寸無嚴格限制，小批量生產，齒面允許少量點蝕，無嚴重過載。因傳動尺寸無嚴格限制，批量較小，故小齒輪用，調質處理，硬度241HB286HB，平均取為260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB286HB，平均取240HB。齒輪傳動計算如下：一齒面接觸疲勞強度計算1初步計算1）轉矩 式中 P-電動機功率 -小齒輪轉速2）齒寬系數(shù) 由機械設計第4版（P218）表12.13，取=1.03）接觸疲勞極限 由機械設計第4版（P223）圖12.17c得， 4）初步計算的許用接觸應力 5）值由機械設計第4版（P227）表12.16，取=856）初步計算的小齒輪直徑 取=130mm式中 u-減速器傳動比-小齒輪轉矩7）初步齒寬b b=2校核計算1）圓周速度 2）精度等級由機械設計第4版（P207）表12。6，選8級精度。3）齒數(shù)z和模數(shù)m初取齒數(shù)；由機械設計第4版（P206）表12.3，取m=3，則 4）使用系數(shù)由機械設計第4版（P215）表12.9，=1.55）動載系數(shù)由機械設計第4版（P216）圖12.9，=1.16）齒間載荷分配系數(shù) 由此得 7）齒向載荷分布系數(shù)由機械設計第4版（P218）表12.118）載荷系數(shù)K 9）彈性系數(shù)由機械設計第4版（P221）表12.12，=189.810）節(jié)點區(qū)域系數(shù)由機械設計第4版（P222）圖12.16，取=2.511）接觸最小安全系數(shù) 由機械設計第4版（P225）表12.14，取=1.0512）總工作時間 13）應力循環(huán)次數(shù) 由機械設計第4版（P226）表12.15，估計 原估計應力循環(huán)次數(shù)正確。 14）接觸壽命系數(shù) 由機械設計第4版（P224）圖12.18，取 15）許用接觸應力 16）驗算 計算結果表明，接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調整。3確定傳動主要尺寸1）實際分度圓直徑d因模數(shù)取標準值時，齒數(shù)已重新確定，但并未圓整，故分度圓直徑不會改變，即2）中心距a 3）齒寬b 取 二齒根彎曲疲勞強度驗算1）重合度系數(shù) 2）齒間載荷分配系數(shù) 由機械設計第4版（P217）表12.10，3）齒向載荷分布系數(shù) 由機械設計第4版（P225）圖12.14，4）載荷系數(shù)K 5）齒形系數(shù) 由機械設計第4版（P229）圖12.21得， 6）應力修正系數(shù) 由機械設計第4版（P230）圖12.22得，7）彎曲疲勞極限 由機械設計第4版（P231）圖12.23c得，8）彎曲最小安全系數(shù) 由機械設計第4版（P225）表12.14得，=1.259）應力循環(huán)次數(shù) 由機械設計第4版（P226）表12.15，估計 原估計應力循環(huán)次數(shù)正確 10）彎曲壽命系數(shù) 由機械設計第4版（P232）圖12.24得， 11）尺寸系數(shù)由機械設計第4版（P232）圖12.25得，=1.012）許用彎曲應力13）驗算 傳動無嚴重過載，故不作靜強度校核。另偏心齒輪的計算如下：1）轉矩 式中 P-電動機功率 -齒輪轉速2）齒寬系數(shù) 由機械設計第4版（P218）表12.13，取=0.83）接觸疲勞極限 由機械設計第4版（P223）圖12.17c得，4）初步計算的許用接觸應力 5）值由機械設計第4版（P227）表12.16，取=956）齒輪直徑 取=430mm式中 u-減速器傳動比-齒輪轉矩7）齒寬b b=8）圓周速度 9）精度等級由機械設計第4版（P207）表12。6，選9級精度。10）齒數(shù)z和模數(shù)m初取齒數(shù)；由機械設計第4版（P206）表12.3，取m=10，則3.4.3減速器結構設計的計算1減速器各部位及附屬零件的名稱和作用（1）窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和齒側間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內。（2）放右螺塞減速器底部設有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞堵住。（3）油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結構類型，有的已定為國家標準件。（4）通氣器減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內熱漲氣體自由逸出，達到機體內外其他相等，提高機體有縫隙處的密封性能。（5）啟蓋螺釘機蓋于機座接合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結后接合較緊，不易分開。為便于取下機蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。（6）定位銷為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，銷孔位置盡量遠些。如機體結構是對稱的（如蝸桿傳動機體），銷孔位置不應對稱布置。（7）調整墊片調整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用以調整軸承間隙。有的墊片還要起調整傳動零件（如渦輪、圓錐齒輪等）軸向位置的作用。（8）環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。在機座上鑄出吊鉤，用以搬運機座或整個減速器。（9）密封裝置在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應根據具體情況選用。2計算鑄鐵減速器機體結構尺寸1）機座壁厚一級 =0.025a+1=8mm2）機蓋壁厚一級 =0.02a+1= 8mm3）機座凸緣厚度bb=1.5=15.75mm4）機蓋凸緣厚度=1.5=12.90mm5）機座底凸緣厚度=2.5=26.25mm6）地腳螺釘直徑=0.036a+12=25.68mm7）地腳螺釘數(shù)目nn=6（）8）軸承旁聯(lián)接螺栓直徑=0.75=19.26mm9）機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑=0.5=12.84mm10）聯(lián)接螺栓的間距=150200取=150mm11）軸承蓋端螺釘直徑=0.4=10.27mm12）窺視孔蓋螺釘直徑=0.3=7.70mm13）定位銷直徑=0.7=8.99mm14）至外機壁距離=26mm（見機械設計課程設計指導書P27表4）15）至凸緣邊緣距離=24mm（見機械設計課程設計指導書P27表4）16）軸承旁凸臺半徑=24mm17）凸臺高度根據低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準。18）外機壁至軸承座端面距離=+8=58mm19）大齒輪頂圓（渦輪外圓）與內機壁距離1.2=12.60mm20）齒輪端面與內機壁距離=10.5mm21）機蓋、機座肋厚、0.85=7.31mm0.85=8.93mm22）軸承端蓋外徑=軸承孔直徑+523）軸承端蓋凸緣厚度=10.27mm24）軸承旁聯(lián)接螺栓距離盡量靠近,以和互不干涉為準,一般取第四章 結論通過幾個月的努力，基本實現(xiàn)了預期的設計目標，通過對所選擇的零件的校核計算，得出如下結論：（1）：高速壓力機沖頭上下往復運動是靠偏心齒輪完成的。（2）：在本論文中的所有的計算值都是理論值，可能在實際中會存在一些其他的問題。（3）：由于時間的倉促，對于該高速壓力機設計所涉及到的其他機構，如送料機構、減震機構等，沒有進行設計。通過對所選課題的全面研究及所給參數(shù)的分析確定高速壓力機的整體方案，并進行主軸組件的設計計算和主軸箱的整體結構安排，最終完成高速壓力機的設計從而全面培養(yǎng)了綜合運用所學的基礎理論，分析解決實際問題的能力；為以后更好的走向工作崗位打下堅實的基礎。致謝首先，感謝悕向儒老師的悉心教導，悕老師知識淵博，教學嚴謹，在百忙之中抽空認真負責地指導我，使我在選題和撰寫過程中克服很多困難，同時讓我在做畢業(yè)設計的階段里學到了好多以前沒接觸的知識。其次，感謝馬雄鋒和劉國藩同學在這幾個月中對我的幫助。最后，再次衷心的感謝悕老師及所有關心和幫助過我的同學們，畢業(yè)在即，祝愿他們身體健康，工作順利。參考文獻1 . 趙升噸，張學來，高長宇，楊輝.高速壓力機的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢J.鍛壓裝備及制造技術,2005,39(1)：17-24.2 . 邱宣懷.機械設計（第四版），19973 . 姚艷 ，高速壓力機彈性動力學研究及仿真 導師：郗向儒 西安理工大學 2007年碩士論文4 . 張策.機械動力學M.北京：高等教育出版社，20005 . 孫桓，陳作模.機械原理（第六版）M.北京：高等教育出版社，2001：6 . 徐以光，高速壓力機的發(fā)展過程 CMET.鍛壓裝備與制造技術 1985年 第05期7 . 200噸高速自動壓力機 CMET.鍛壓裝備與制造技術 1974年 第Z1期8 . 郭涪澤，高速精密壓力機概述 CMET.鍛壓裝備與制造技術 1988年 第06期9 . 李建平，王恩福，符起賢，董秋武，麥志輝.高速壓力機振動分析與控制J.機電工程技術，2006，35(6)：56-58. 10 .吳宗澤，機械設計，北京：高等教育出版社，2001 11 .孔凌嘉，張春林主編，機械基礎綜合課程設計，北京理工大學出版社， 2004，ISBN 7-5640-0093-7 12.肖景榮 姜奎安 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