16吨机械式双柱可倾压力机的设计.docx

第一章绪论1.1 高速压力机的背景随着我国制造业的发展，高速压力机床的发展越来越成为机械制造行业的中流砥柱，通用型高性能压力机，广泛适用于航空、汽车、农机、电机、电器、仪器仪表、医疗器械、家电、五金等行业。锻压机械是指在锻压加工中用于成形和分离的机械设备，1842年，英国工程师史密斯创制第一台蒸汽锤，开始了蒸汽动力锻压机械的时代。1795年，英国的布拉默发明水压机，但直到19世纪中叶，由于大锻件的需要才应用于锻造。随着电动机的发明，十九世纪末出现了以电为动力的机械压力机和空气锤，并获得迅速发展。二十世纪初，锻压机械改变了从19世纪开始的向重型和大型方向发展的趋势，转而向高速、高效、自动、精密、专用、多品种生产等方向发展。于是出现了每分种行程2000次的高速压力机。所谓高速压力机一般是指每分钟的行程次数为普通压力机的5-10倍的压力机。高速压力机是带有自动送料装置，可完成板料高效率、精密加工的机械压力机，具有自动、高速、精密三个基本要素。自60年代以来，高速压力机已有较大的发展，其每分钟行程次数已从几百次发展到3千次左右，其吨位已从十吨发展到上百吨。目前高速压力机主要用在电子、仪器仪表、轻工、汽车等行业中进行特大批量的冲压生产。近年来，随着模具技术和冲压技术的发展，高速压力机的应用范围在不断地扩大，数量在不断地增加。预计不久的将来，高速压力机在冲压用压力机中的比例将会愈来愈大。1.2 高速压力机在国内外的研究状况近十多年来，随着对发展先进制造技术的重要性获得前所未有的共识,冲压成形技术无论在深度和广度上都取得了前所未有的进展，其特征是与高新技术结合，在方法和体系上开始发生很大变化。计算机技术、信息技术、现代测控技术等冲压领域的渗透与交叉融合，推动了先进冲压成形技术的形成和发展。冷冲压生产的机械化和自动化，为了满足大量生产的需要，冲压设备已由单工位低速压力机发展到多工位高速压力机。一般中小型冷冲件，既可在多工位压力机上生产，也可以在高速压力机上采用多工位级进模加工,是冷冲压生产达到高度自动化。在汽车、航空航天、电子和家用电器领域，需要大量的金属板壳零件,特别是汽车行业要求生产规模化、车型个性化和覆盖件大型一体化。进入21世纪，我国汽车制造业飞速发展，面对这一形势，我国的板材加工工艺及相应的冲压设备都有了长足的进步。1.3 高速压力机的应用随着电子工业的发展，小型电子零件的需求日趋高涨，促进了高精度、高效率的高速压力机的发展。目前日本已成为高速压力机技术的领军，在100kN压力、8mm冲程下，滑块速度可达4000次/min。我国金丰、江苏扬锻、高将精机、江苏扬力、徐锻和西安通力等公司都有高速压力机产品。2004年已开发出了速度达1200次min的SH系列SH-25开式高速精密压力机。其他还有VH开式、JF75G闭式系列高速压力机。这些压力机广泛应用于电子和微电子行业，全面提高了行业技术装备水平，替代了大量的进口机床。1.4 本论文设计内容为了提高生产效率，压力机在不断向高速发展。目前，国内自行设计,生产的高速压力机较少，主要还是以进口设备为主。因此，急需要设计一重高速压力机，满足生产需要。第二章高速压力机的总体方案及传动装置设计2.1 高速压力机的总体方案设计2.1.1 高速压力机运动方案的拟定随着我国制造业的发展。高速压力机的发展越来越成为机械制造行业的中流砥柱，本文旨在设计冲压效率高，机器的结构简单，成本低，工作可靠，自动化程度高，机械震动小的高速压力机。该高速压力机的工作机构采用曲柄滑块机构，由曲柄，连杆，滑块等零件。传动系统为齿轮传动。由于开式压力机操纵简单，本论文所设计的压力机的冲压力为：1007。故本文采用开式。压力机运动方案如下图：77777777-J二三二 J2.1.2 高速压力机的主要技术参数的拟订高速压力机的主要技术参数是反映一台压力机的工艺能力，所能加工零件的尺寸范围，以及有关生产率等指标。拟订分别如下：1公称压力IooOKN2滑块行程30nun3冲头工作频率100o次/min4工作台板尺寸前后500nun左右800mm5滑块底面尺寸前后300nun左右400nun6立柱间的距离450nun2.2 传动装置的总体设计由于本文设计的高速压力机承载能力和速度大，故采用圆柱齿轮传动和带传动。按照工作要求和条件。3种传动方案如下图所示：其中a为带传动和直齿轮传动；b为直齿轮传动；c直齿轮传动和斜齿轮传动.本文选a）传动方案。第三章高速压力机设计的计算3.1 选择电动机3.1.1 选用三相笼型异步电动机，封闭式结构。电动机功率计算：,100Or其中：Nrn平均功率（千瓦）A工作循环所需的总能量（焦）t工作循环时间（秒）k一般为1.2-1.6,本文中取1.6式中n为压力机滑块行程次数C为压力机行程利用系数，采用自动化送料为1,本文中取0.63.L2曲柄压力机一-工作循环所消耗的能量压力机一工作循环所消耗的能量A为A=1+2+A3+A4+l5+6+A7式中：A工件变形功（属有效能量）A2拉延垫工作功，即进行拉延工艺时压边所需的功（属有效能量）A3工作行程时由于曲柄滑块机构的摩擦所消耗的能量A4工作行程时由于压力机受力系统的弹性变形所消耗的能量AS压力机空程向下和空程向上时所消耗的能量A6单行程时滑块停顿飞轮空转所消耗的能量A7单次行程时滑块时离合器接合所消耗的能量下面对这些能量分别计算：1）工件变形功A=O.315P,5（焦）式中P,为压力机公称压力（牛）S为板料厚度（米）对于快速压力机6=0.2旧（毫米）故A=63000（焦）、2）拉延垫工作功4X焦）OO式中Px为压力机公称压力（牛）SO为压力机滑块行程长度（米）故A2故33.3（焦）3）工作行程时由于曲柄滑块机构的摩擦所消耗的能量血A3="05?温=0.0087%4U式中m摩擦当量力臂（米）Pg公称压力（牛）B公称压力角（度）故A3=2088（焦）4）工作行程时由于压力机受力系统的弹性变形所消耗的能量为:焦）式中Pg压力机公称压力（牛）K压力机总的垂直变形（米）(mm)Ch压力机垂直刚度故4=1250（焦）5）压力机空程向下和空程向上时所消耗的能量AS根据曲柄压力机空程损耗功及飞轮空转损耗功率表知4=100（焦）M=O.16（千瓦）6）滑块停顿飞轮空转时所消耗的能量A=100OMa-G（千米）式中/一一压力机单次行程时的循环周期（秒）tl曲轴回转一周所需时间（秒）602601000×0.4= 0.15Cn压力机行程次数及行程利用系数。故6=11400（焦）7）单行程时，离合器接合所消耗的能量A7=0.2A（焦）综上所述：总功AA+4÷÷4+A5÷&+A7=63000+833.3+2088+1250+100+11400+0.24故A=102089焦3.1.3电动机功率kAIOoOf=1.6×1020891000×6=27.22/ W)选用电动机型号为JO2-81-6同步转速100Ormin,6极，满载转速970rmin3.2计算总传动比及各级传动比分配3.2.1计算传动比因为压力机行程s=30mmR-=15mm2求主轴转速冲头工作频率P=IoOO次min滑块行程S=30mm故滑块与连杆线速度V=lms主轴转速=上=_L_=迎R0.0153故总传动比式中勺电动机满载转速（rmin）3. 2.2分配传动装置传动比分配传动比应考虑以下原则：1 .各级传动的传动比应在合理范围内，不超出允许的最大值，以符合个中传动形式的工作特点，并使结构比较紧凑。2 .应注意使各级传动件尺寸协调，结构匀称合理。3 .尽量使传动装置外廓尺寸紧凑或重量较小。4 .尽量使各级大齿轮浸油深度合理（低速级大齿轮浸油稍深，高速级大齿轮能浸到油。）在卧式减速器设计中，希望各级齿轮直径相近，以避免为了各级齿轮都能浸到油，而使某级大齿轮浸油过深造成搅油损失增加。5 .要考虑传动零件之间不会干涉碰撞。由式ijji式中Z0带传动的传动比i减速器的传动比为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=3,则减速器传动比为:因此带传动的传动比为3,减速器的传动比为4.85。3. 3计算传动装置的运动和动力参数1)各轴转速I轴nl=323(r/min)311轴勺323.nll=66.67(r/min)Z14.852)各轴输入功率I轴Pi=Pi=Pd7=27.22x0.96=26.13(ZW)II轴Pll=P1l2=Pl2y=26.13×0.98×0.97=24.84(AW)11轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98O3)各轴输入转矩电动机输出转矩z=9550-2722=9550×970=268(Nm)n轴输入转矩I轴Tl=Tdho=Tdj?=268×3×0.96=Tn.8(Nm)II轴T=3jk=7j,72¾=771.8×4.85×0.98×0.97=3558(Nm)rII轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98O运动和动力参数计算结果整理于下表：轴名功率Pkw转矩TNm转速nr/min传动比i效率输入输出输入输出电动机轴27.2226897030.96I轴26.1325.61771.8756.43234.850.9511轴24.8424.343558348766.673.4传动零件的设计计算3.4.1 带传动的设计计算带传动是两个或多个带轮之间用带作为挠性拉曳零件的传动，工作时借助零件之间的摩擦（或啮合）来传递运动或动力。根据带的截面形状不同，可分为平带传动、V带传动、同步带传动、多楔带传动等。带传动是具有中间挠性件的一种传动，其优点有：1）能缓和载荷冲击；2）运行平稳，无噪声；3）制造和安装不像啮合传动那样严格；4）过载时将引起带在带轮上打滑，因而可防止其他零件的损坏；5）可增加带长以适应中心距较大的工作条件（可达15m）。由于本设计中要求转速高，为保证稳定传动皮带不打滑，选用V带传动，计算如下：（1）定V带型号和带轮直径1）工作情况系数KA由机械设计第4版（P188）表IL5得，Ka=1.22）计算功率e=K八P=1.2X27.22=32.664（）W）3）选带型号由机械设计第4版（P188）查看图IL15选C型。4）小带轮直径R由机械设计第4版（P189）表11.6取。产4Oomm5）大带轮直径2D2=（l-）Dli.=（l-0.01）×400×3=1188（加。（设1=0.01）6）大带轮转速马=330(rmin)(2)计算带长nA+2400+1188_Q/1.、Dm=-=794(w)ADf1188-400.=-三L=394(hh)22初取中心距=650mm带长1.=TIDnl+2。Ha3942=4x794+2x650+3650=4031.96(mni)由机械设计第4版(P179)图11.4得基准长度4=4000帆机(3)求中心距和包角1)中心距a,：',十；«L一叫一旅2400()794+；J(400-*794)2_8X394?=630.3(n)2)小轮包角a1 =180"-%. *x6(T=-×-1050(4)求带根数Z带速×D.×n.V=!l60×1000_乃X40OX100060×1000=20.93(加s)由机械设计第4版(P191-192)表IL8查得4=13.67kW；由机械设计第4版(P191-192)表11.8查得总=0.76；由机械设计第4版(P194-195)表IL12查得凝=LO2；由机械设计第4版(P193)表11.10查得兄=0.83RW故带根数32.664(13.67+0.83)×0.76×1.02=2.89取z=3根(5)求轴上载荷张紧力= 500×32,66420.93x3× (2,寂。J) + 0.30 × 20.932=726.9（N）（由机械设计第4版（P179-180）表11.4查得带质量4=0.30依/机）轴上载荷Fq = 2zsin105"一105=2×3×726.9×sin2=3460.1(N)3.4.2齿轮传动（外啮合）零件设计的几何计算和其他机械传动比较，齿轮传动的主要优点是：工作可靠，使用寿命长；瞬时传动比为常数；传动效率高；结构紧凑；功率和速度适用范围很广等。缺点是：齿轮制造需要专用机床和设备，成本较高；精度低时，振动和噪声较大；不宜用于轴间距离大的传动等。齿轮传动应满足下列两项基本要求：1）传动平稳一一要求瞬时传动比不变，尽量减小冲击、振动和噪声；2）承载能力高一一要求在尺寸小、重量轻的前提下，齿轮的强度高、耐磨性好，在预定的使用期限内不出现断齿等失效现象。在齿轮设计和生产中，有关齿廓曲线、齿轮强度、制造精度、加工方法以及热处理工艺等，基本上都是围绕这两个基本要求进行的。预期使用寿命10年，每年300个工作日。在使用期限内，工作时间占20%o载荷无变化，动力机为电动机，工作有中等振动，传动不逆转，齿轮对称布置。传动尺寸无严格限制，小批量生产，齿面允许少量点蚀，无严重过载。因传动尺寸无严格限制，批量较小，故小齿轮用40。，调质处理，硬度241HB286HB,平均取为260HB,大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB,平均取240HBo齿轮传动计算如下：一.齿面接触疲劳强度计算1.初步计算1)转矩ZT1=9.55X106巨n= 9.55 ×10627.22×103=779853(2Vmni)式中p电动机功率w1小齿轮转速2)齿宽系数外由机械设计第4版(P218)表12.13,取外=1.03)接触疲劳极限。川加由机械设计第4版(P223)图12.17c得，%m=710MP46Hm2=580M尸44)初步计算的许用接触应力H0.9wiml=0.9×710=639(MPa)cth20.9b“im2=09X580=522(MPa)5)Ad值由机械设计第4版(P227)表12.16,Ad=856)初步计算的小齿轮直径4=85Xs,779853485+1x5222、W=128(制)取4=13OnIm式中U减速器传动比T1小齿轮转矩7)初步齿宽bb=心4=1X130=130(mm)2.校核计算1)圆周速度Ud.n.V=60x1000×130×1000360×1000=2.27(ms)2)精度等级由机械设计第4版(P207)表12。6,选8级精度。3)齿数Z和模数m初取齿数z=40；z2=z1=4.85×40=194由机械设计第4版(P206)表12.3,取m=3,则4130z1.,m3Z2=iz=2104)使用系数KA由机械设计第4版(P215)表12.9,KA=I.55)动载系数Kr由机械设计第4版(P216)图12.9,Kv=l.16)齿间载荷分配系数a1.883.2(I)cos2IZ2=1.883.2×(1)43210=1.79Z,=产薯=0.9()由此得Kh=-7=1.23HaZ20.9027)齿向载荷分布系数由机械设计第4版(P218)表12.11K"=A+B(%+C10%=1.17+0.l16×l2+0.61×103×130=1.418)载荷系数KK=KaKvKhM=1.5×1.1×1.23×1.41=2.869)弹性系数ZE由机械设计第4版(P221)表12.12,=189.8JmPa10)节点区域系数Z由机械设计第4版(P222)图12.16,取Z=2.511)接触最小安全系数Smm由机械设计第4版(P225)表12.14,®Swmin=I.0512)总工作时间4,=10x300x8x0.2=4800(/?)13)应力循环次数NL由机械设计第4版(P226)表12.15,估计10?VNLBNlA=60mt人IOoo=60×l××48003=9.6×107原估计应力循环次数正确。M2=丛="6l°7=1.98x10,1.2i4.8514)接触寿命系数ZN由机械设计第4版(P224)图12.18,取Zjvi=1.08Zjv2=1.2515)许用接触应力9/=交&3Hmin710×1.081.05189.8×2.5×0.90×(2x2.86x77V-VoXl3()24.85+14.85=668<w2计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。3.确定传动主要尺寸1)实际分度圆直径d因模数取标准值时，齿数已重新确定，但并未圆整，故分度圆直径不会改变，即4=mzi=130mmd2=mzl=630mm2)中心距aa=m(zl+z2)t123x(43+210)2=380(，WW)3)齿宽bb=cld=l×130=130(?TW)取4=140wwh2=130mm二.齿根弯曲疲劳强度验算1)重合度系数3CcU0.75八”0.75cYr=0.25+=0.25+=0.67%L792)齿间载荷分配系数KFa由机械设计第4版(P217)表12.10,KFa=I/1；=1/0.67=1.493)齿向载荷分布系数由机械设计第4版(P225)图12.14,Kf,=1.464)载荷系数KK=KAK园.=1.5×1.1×1.49×1.46=3.595）齿形系数由机械设计第4版（P229）图12.21得，1.l=2.46，YFal=2.466）应力修正系数看,由机械设计第4版（P230）图12.22得，1.=L65,&=L87）弯曲疲劳极限叫.由机械设计第4版（P231）图12.23c得，*=600MRz,*=450MR78）弯曲最小安全系数“Inin由机械设计第4版（P225）表12.14得，Srmin=L259）应力循环次数NL由机械设计第4版（P226）表12.15,估计3前<此10°心=',=60*3100O=60×l××48003=9.6×107原估计应力循环次数正确Nn 9.6 × IO7 T 4.85= 1.98×10710）弯曲寿命系数A由机械设计第4版（P232）图12.24得，j=0.93,52=09711）尺寸系数A由机械设计第4版（P232）图12.25得，Kx=1.012）许用弯曲应力Fl-13)验算FSFminbflim2%2XSFmin2KTlbdlm6()()0.93l1.25=446MPa450×0.97×11.252x3.59x779853246l6506713O×13O×3=300MPa<pF2= 291<%2,300×2,19x1.8YM2.46x1.65传动无严重过载，故不作静强度校核。另偏心齿轮的计算如下：1)转矩7；7；=9.55×1064= 9.55 ×10627.22×1000/14.55=3.78×106(三)式中p电动机功率%齿轮转速2)齿宽系数外由机械设计第4版(P218)表12.13,取%=0.83)接触疲劳极限。川加由机械设计第4版(P223)图12.17c得，Aim=358MP44)初步计算的许用接触应力后ko.9bHm=O9X358=322(MPa)5)Ad值由机械设计第4版(P227)表12.16,取A-956)齿轮直径4=95xf3.78×1060.8×3222=427(Zm)取4=4=430mm式中U减速器传动比T1齿轮转矩7)齿宽bb=七&=0.8X430=344(wn)8)圆周速度Ud.n,V=60x1000×430×1000/14.5560x1000=1.55(ms)9)精度等级由机械设计第4版(P207)表12。6,选9级精度。10)齿数Z和模数ITl初取齿数z=40；z2=Zz1=1x40=40Z140由机械设计第4版(P206)表12.3,MZm=IO,则3.4. 3减速器结构设计的计算1 .减速器各部位及附属零件的名称和作用(1)窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。(2)放右螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞堵住。(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型,有的己定为国家标准件。(4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气体自由逸出，达到机体内外其他相等，提高机体有缝隙处的密封性能。(5)启盖螺钉机盖于机座接合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后接合较紧，不易分开。为便于取下机盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。(6)定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联后，镇孔之前装上两个定位销，销孔位置尽量远些。如机体结构是对称的(如蜗杆传动机体)，销孔位置不应对称布置。(7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用以调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件（如涡轮、圆锥齿轮等）轴向位置的作用。（8）环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。在机座上铸出吊钩，用以搬运机座或整个减速器。（9）密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。2 .计算铸铁减速器机体结构尺寸3 ）机座壁厚S一级S=0.025a+l=10.5（zw）8mm4 ）机盖壁厚E一级（J1=0.02a+l=8.60（wn）8mm3）机座凸缘厚度bb=l.56=15.75mm4）机盖凸缘厚度4bi=1.53=12.90mm5）机座底凸缘厚度”=2.55=26.25mm6）地脚螺钉直径与df=0.036a+12=25.68mm7）地脚螺钉数目nn=6（>250500）8）轴承旁联接螺栓直径4J1=0.75Jz=19.26mm9）机盖与机座联接螺栓直径4J2=O.5J.=12.84mm10）联接螺栓&的间距/二15（200取/=15Omm11）轴承盖端螺钉直径4J3=O.4Jy=10.27mm12）窥视孔盖螺钉直径aJ4=O.3df=7.70mm13）定位销直径dd=0.7J2=8.99mm14）句44至外机壁距离qq=26mm（见机械设计课程设计指导书P27表4）15）至凸缘边缘距离。2c2=24mm（见机械设计课程设计指导书P27表4）16）轴承旁凸台半径与RI=c2=24mm17）凸台高度根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。18）外机壁至轴承座端面距离4II=CI+c2÷8=58mm19）大齿轮顶圆（涡轮外圆）与内机壁距离与1>l.2=12.60mm20）齿轮端面与内机壁距离?2>,=10.5mm21）机盖、机座肋厚町、mW10.85b=7.31mmm0.85b=8.93mm22）轴承端盖外径2二轴承孔直径+5423）轴承端盖凸缘厚度，r=J3=10.27mm24）轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以Md】和Md3互不干涉为准,一般取sD2第四章结论通过几个月的努力，基本实现了预期的设计目标，通过对所选择的零件的校核计算，得出如下结论：（1）：高速压力机冲头上下往复运动是靠偏心齿轮完成的。（2）：在本论文中的所有的计算值都是理论值，可能在实际中会存在一些其他的问题。（3）：由于时间的仓促，对于该高速压力机设计所涉及到的其他机构，如送料机构、减震机构等，没有进行设计。通过对所选课题的全面研究及所给参数的分析确定高速压力机的整体方案，并进行主轴组件的设计计算和主轴箱的整体结构安排，最终完成高速压力机的设计从而全面培养了综合运用所学的基础理论，分析解决实际问题的能力；为以后更好的走向工作岗位打下坚实的基础。致谢首先，感谢懦向儒老师的悉心教导，懦老师知识渊博，教学严谨，在百忙之中抽空认真负责地指导我，使我在选题和撰写过程中克服很多困难,同时让我在做毕业设计的阶段里学到了好多以前没接触的知识。其次，感谢马雄锋和刘国藩同学在这几个月中对我的帮助。最后，再次衷心的感谢懦老师及所有关心和帮助过我的同学们，毕业在即，祝愿他们身体健康，工作顺利。参考文献1 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