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J23100机械压力机设计_说明书毕业设计本科毕业设计(论文) J23100机械压力机设计 说明书 毕业设计(论文)原创性声明和使用授权说明 原创性声明 本人郑重承诺:所呈交的毕业设计,论文,是我个人在指导教师的指导下进行的研究工作及取得的成果。尽我所知除文中特别加以标注和致谢的地方外不包含其他人或组织已经发表或公布过的研究成果也不包含我为获得 及其它教育机构的学位或学历而使用过的材料。对本研究提供过帮助和做出过贡献的个人或集体均已在文中作了明确的说明并表示了谢意。 作 者 签 名: 日 期: 指导教师签名: 日 期: 使用授权说明 本人完全了解 大学关于收集、保存、使用毕业设计,论文,的规定即:按照学校要求提交毕业设计,论文,的印刷本和电子版本,学校有权保存毕业设计,论文,的印刷本和电子版并提供目录检索与阅览服务,学校可以采用影印、缩印、数字化或其它复制手段保存论文,在不以赢利为目的前提下学校可以公布论文的部分或全部内容。 作者签名: 日 期: 学位论文原创性声明 本人郑重声明:所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外本论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。 作者签名: 日期: 年 月 日 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版允许论文被查阅和借阅。本人授权 大学可以将本学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。 涉密论文按学校规定处理。 作者签名: 日期: 年 月 日 导师签名: 日期: 年 月 日 燕山大学毕业论文任务书 学院:机械学院 系级教学单位:塑性成形 学 学生 专 业 崔庆龙 锻压09 号 姓名 班 级 J23-100机械压力机设计 题目名称 1.理工类:工程设计( ? );工程技术实验研究型( ); 题 题目性质 理论研究型( );计算机软件型( );综合型( )。 目 2.管理类( );3.外语类( );4.艺术类( )。 1.毕业设计( ? ) 2.论文( ) 题目类别 科研课题( ) 生产实际( )自选题目( ? ) 题目来源 主 1.曲柄压力机的参数计算和方案设计; 要 2.曲柄压力机的总体结构设计,绘制总装配图; 内 3.主要零部件的设计及绘制零件图; 容 1.绘制图纸量不少于3张A0; 基 2.计算说明书不得少于20000字; 本 3.完成开题报告和文献综述; 要 4.翻译一篇3000字的外文资料; 求 5.图面整洁,说明书规范。 参 1.机械零件设计手册 考 2.材料力学 资 3.曲柄压力机 料 4.塑性成形设备 5.塑性成形机械 周 次 14周 58周 912周 1315周 1617周 应 完 1.开题报告 1.外文翻译 1.审核 1.绘制总图 1.绘制零件图 成 2.文献综述 2.总体设计 2.修改 的 2.绘制部图 2.完成说明书 3.方案设计 3. 参数计算 3.答辩 内 容 指导教师:钱志平 系级教学单位审批: 职称:教授 年 月 日 2013年 2 月 28 日 摘要 锻压机械在工业中占有极其重要的地位,广泛应用于几乎所有的工业部门,如机械、电子、国防等。然而,在锻压机械中,又以曲柄压力机最多,占一半以上。 曲柄压力机是以曲柄滑块机构作为运动机构,依靠机械传动将电动机的运动和能量传给工作机构,通过滑块给模具施加力,从而使毛坯产生变形。 本次设计为J23-100型开式可倾压力机,参照国内现有相关型号压力机,进行了1000KN机械压力机主要工作系统设计。设计分三步进行:首先,拟定总传动方案;其次,设计主要零部件;最后,进行经济评估。 本设计中主要包括以下设计部分:曲柄滑块机构的设计计算、传动系统的设计计算、离合器和制动器的设计计算、电动机的选择和飞轮的设计以及支撑附属装置的设计。 本次设计方案均采用同类设计中最新的零件类型及布置方式。通过离合器和制动器进行气动连锁控制。用手动调节连杆的长度来达到调节装模高度的目的,以适应不同高度的模具。采用四面调节导轨,提高了压力机的精度,并装有过载保护装置、滑块平衡装置等,使机器更加安全、可靠。 关键词:锻压机械;曲柄滑块机构;开式可倾压力机 ? Abstract Forge and press machine is very important in industry,it is used in almost any induetry department,such as machine,electron,national defense and so on.It is crank forge and press machine that is most important in forge and press machine. Crank press machine uses crank slide block mechanism as working mechanism,machine driving system passes the movement and energy of electromotor to working mechanism, bringing forge to the die by slide block,in order to let roughcast engender transmutation. In this paper,the subject is the J23-100 opened-type inclinable punching machine,it is designed in accordance with the related machine now and designed the working system of 1000KN punching machine.The design has been done through three steps: firstly,draw up total transmission; secondly, design each part; at last, economy estimation. In this paper, the design mainly consists of some parts: crank slide mechanism, gear deriving system, clutch and detent, electromotor and flywheel, supporting and appertain equipment. The design program used the new parts type and arrangement. The machine works by the control of the frictional clutch and detent. Electromotor drives the link screw to fit the diffent height of die. Using four-side regulative guider, improves the precision of the punching machine. The machine has installed over loading protector, slide block balance equipment, pledging the machine work safety and dependable. Keyword: forge and press machine ;crank slide block mechanism ;opened-type inclinable press machine 目录 摘要 . 错误未定义书签。 Abstract . 错误未定义书签。 第1章 曲柄压力机概述 . 错误未定义书签。 1.1 曲柄压力机的用途、特点、分类 . 错误未定义书签。 1.1.1 曲柄压力的用途 . 错误未定义书签。 1.1.2 曲柄压力的特点 . 错误未定义书签。 1.2 曲柄压力机工作原理及结构 . 错误未定义书签。 1.2.1 工作原理 . 错误未定义书签。 1.2.2 曲柄压力机的组成 . 错误未定义书签。 第2章 曲柄滑块机构的运动分析和受力分析 . 错误未定义书签。 2.1运动分析 . 错误未定义书签。 2.1.1 滑块位移与曲柄转角关系 . 错误未定义书签。 2.1.2 滑块速度与曲柄转角关系 . 错误未定义书签。 2.1.3 滑块加速度与曲柄转角关系 . 错误未定义书签。 2.2 受力分析 . 错误未定义书签。 2.2.1连杆及导轨受力 . 错误未定义书签。 2.2.2曲轴所受扭矩 . 错误未定义书签。 第3章 曲柄压力机偏心轴机构设计 . 错误未定义书签。 3.1偏心机构的分类及特点 . 错误未定义书签。 3.2偏心轴设计的经验尺寸 . 错误未定义书签。 3.3偏心轴材料选择 . 错误未定义书签。 3.4 拐轴行程调节装置 . 错误未定义书签。 第4章 离合器和制动器的设计计算 . 错误未定义书签。 4.1离合器的位置选择 . 错误未定义书签。 4.2浮动镶块式离合器的特点 . 错误未定义书签。 4.3 离合器的设计 . 错误未定义书签。 4.4摩擦制动器设计计算 . 错误未定义书签。 第5章 能源系统的设计计算 . 错误未定义书签。 9 5.1 电动机功率的计算. 错误未定义书签。 5.2电动机型号的选择 . 错误未定义书签。 5.3飞轮的确定 . 错误未定义书签。 第6章 曲柄压力机相关机构设计 . 错误未定义书签。 6.1齿轮传动设计 . 错误未定义书签。 6.1.1第一级齿轮传动设计. 错误未定义书签。 6.1.2第二级齿轮传动设计. 错误未定义书签。 6.2 传动轴的设计. 错误未定义书签。 6.3 连杆的设计. 错误未定义书签。 6.3.1 连杆的比较选取 . 错误未定义书签。 6.3.2 连杆强度计算 . 错误未定义书签。 6.4滑块与导轨的设计 . 错误未定义书签。 第7章 支承、辅助及附属装置的设计 . 错误未定义书签。 7.1 支承部件机身的设计. 错误未定义书签。 7.2机身变形的计算 . 错误未定义书签。 7.3 压塌快. 错误未定义书签。 7.4其他辅助设计 . 错误未定义书签。 参考文献 . 错误未定义书签。 致谢 . 错误未定义书签。 附录1. 错误未定义书签。 附录2. 错误未定义书签。 附录3. 错误未定义书签。 10 第1章 曲柄压力机概述 1.1 曲柄压力机的用途、特点、分类 1.1.1 曲柄压力的用途 曲柄压力机俗称冲床,是材料成型中广泛应用的冲压设备。它能进行各种冲压加工,利用模具直接生产出零件或毛坯。通过曲柄连杆机构获得材料成形时所需的力和直线位移,可进行冲压,挤压,锻造等工艺,广泛应用于汽车工艺,航空工业,电子仪表工业,五金轻工业等领域。 1.1.2 曲柄压力的特点 (1)曲柄压力机的工作机构为刚性连接,滑块具有强制运动的性质,机身组成封闭的受力系统,飞轮可在其空载时储存能量。 )材料的利用率高,金属塑性成形主要是靠金属的体积重新分配,而不(2需要切除金属,因而材料利用率高。 (3)改善金属的组织、提高力学性能 金属材料经压力加工后,其组织、性能都得到改善和提高,塑性加工能消除金属铸锭内部的气孔、缩孔和树枝状晶等缺陷,并由于金属的塑性变形和再结晶,可使粗大晶粒细化,得到致密的金属组织,从而提高金属的力学性能。在零件设计时,若正确选用零件的受力方向与纤维组织方向,可以提高零件的抗冲击性能。 (4)毛坯或零件的精度较高 应用先进的技术和设备,可实现少切削或无切削加工。例如,精密锻造的伞齿轮齿形部分可不经切削加工直接使用,复杂曲面形状的叶片精密锻造后只需磨削便可达到所需精度。 (5)较高的生产率 塑性成形加工一般是利用压力机和模具进行成形加工的,生产效率高。例如,利用多工位冷镦工艺加工内六角螺钉,比用棒料切削加工工效提高约400倍以上。 1.1.3 曲柄压力的分类 (1)按工艺用途分类 按工艺用途,曲柄压力机可分为通用压力机和专用压力机2大类。通用压力机适用于多种工艺用途,如冲裁、弯曲、成形、浅拉深11 等。而专用压力机用途较单一,如拉深压力机、板料折弯机、剪切机、挤压机、精压机等,都属于专用压力机。 (2)床身结构形式的不同,曲柄压力机按机身可分为开式曲柄压力机或闭式曲柄压力机。开式压力机床身呈“C”形,机身前面和左.右面敞开,便于模具安装调整和成型操作,但机身刚度较差,受力变形后影响制件精度和降低模具寿命,适用于小型压力机,常用在1000KN以下;闭式压力机机身为框架结构,机身前后敞开,两侧封闭,在前后两面进行模具安装和成型操作,机身受力变形后产生的垂直变形可以用模具闭合高度调节量消除。对制件精度和模具运行不产生影响,适用于中大型曲柄压力机。 (3)按驱动连杆数的不同可分为单点压力机或多点压力机。(单点压力机,双点压力机和四点压力机)。“点”数是指压力机工作机构中的连杆数,对较大台面的通用压力机,为了提高滑块运动平稳性和抗偏载能力设置多个连杆。 (4)按滑块数是一个还是两个可分为单动压力机或双动压力机。单动是指在工作机构中只有一个滑块,双动是指在工作机构中有两个滑块,分内外滑块,内欢快安装在外滑块内,各种机构分别驱动。双动压力机适合用于大型制件拉伸,多用于汽车车身制造。 (5)按传动系统所在位置分,可将曲柄压力机分为上传动式和下传动式2类。下传动压力机的传动机构设于工作台的下面,其重心低、稳定性好,但安装不方便且维修较困难。长行程拉伸压力机均采用下传动方式。 1.2 曲柄压力机工作原理及结构 1.2.1 工作原理 曲柄压力机的工作原理包括压力机的传动原理、功能学原理以及工作机构运动学,静力学原理等。 传动原理:以曲柄滑块机构作为工作机构,电动机通过传动系统将运动和能量传给工作机构,使滑块对模具施加压力,板料在压力下成型,获得产品。(通过曲柄滑块机构,将电动机的旋转运动转变为冲压加工生产所需要 12 图1.1 曲柄压力机原理图 往复直线运动,从而使坯料获得确定的变形,制成所需的零件) 曲柄压力机的功能学特点是采用电动机-飞轮拖动系统。这是因为曲柄压力机工作载荷具有不均匀行。工作时当上模接触工件毛坯后出现很大的工作载荷,大量消耗能量。而在上模接触毛坯前(空程和回程)能量消耗很少。采用电动机-飞轮拖动可利用飞轮的调速作用调节电动机的机械载荷。这样可以减小电动机的安装功率,提高能源利用效率。 工作机构的静力学原理是利用曲柄连杆机构具有力的放大性质,产生足以克服材料变形抗力的工作原理,并被机身的弹性变形抗力平衡而不传往地基。同时由于曲柄连杆机构的运动学特性,滑块运动到下止点运动速度很低,故曲柄压力机的工作载荷具有准静态特性。 综上所述,曲柄压力机的工作原理是利用曲柄滑块机构产生往复运动满足冲压加工的运动需要,利用机构力放大性质和飞轮的力矩放大和快速释放13 能量的作用,满足曲柄压力机的峰值压力和能量需要,从物理本质上看,曲柄压力机乃是一种压力和功率放大的装置。 1.2.2 曲柄压力机的组成 由曲柄压力机工作原理图知,曲柄压力机由以下几部分构成。 (1)工作机构 设备的工作执行机构一般为曲柄滑块机构,由曲轴(拐轴,偏心轴,偏心齿轮),连杆,滑块等零件组成,将旋转运动转换为直线运动。 (2)传动系统 包括皮带传动和齿轮传动,将电动机的能量和运动传递给工作机构,起能量传递作用和速度转换作用。 (3)操作机构 包括离合器,制动器以及相应电气系统。用以控制工作机构的工作和停止。 (4)能源系统 由电动机和飞轮组成。机器运行的能源由电动机提供,开机后电动机对飞轮进行加速,压力机短时工作时能量则由飞轮提供,飞轮起着储存和释放能量的作用。 (5)支承部件 由机身,工作台和紧固件等组成。它把压力机所有零部件连成一个整体。承受全部工作变形力和各种装置的重力,并保证整机要求的精度和强度。 (6)辅助系统 包括气路系统,润滑系统,过载保护装置,气垫,快换模,打料装置,监控装置等。它提高压力机的安全性和操作方便性。对新型压力机此系统成本所占比例有提升趋势。 14 第2章 曲柄滑块机构的运动分析和受力分析 曲柄滑块机构是曲柄压力机工作机构中的主要类型。这种机构将旋转运动变为往复运动,并直接承受工件变形力。它代表曲柄压力机的主要特征,是设计曲柄压力机的基础。 2.1运动分析 2.1.1 滑块位移与曲柄转角关系 曲柄滑块机构的运动简图如图2.1所示。O点为曲轴的旋转中心,A点为连杆与曲柄的连接点,B点为连杆与滑块的连接点,OA为曲柄半径,AB为连杆长度。当OA以角速度w绕O点作旋转运动时,B点则以速度v作直线运动。下面分别讨论滑块的位移、速度和加速度与曲柄转角之间的关系。 图2.2为结点正置的曲柄滑块机构的运动关系的计算简图(所谓结点正置,是指滑块和连杆的连结点B的运动轨迹位于曲柄旋转中心0相连结点B的连线上)。根据如图3-2所示的曲柄滑块机构运动关系,取滑块下死点B0为行程的起点,滑块从B0点到B0点为滑块位移S 代入公式整理得: ,, (21) S,R(1,cos,),(1,cos2,),4,,故只要知道半径R和连杆系数时,便可以求出对应不同,角和S值。 式中 S滑块位移,从下死点算起,向上方向为正,以下均同; ,曲柄转角,从下死点算起,与曲柄旋转方向相反为正,以下均同; 曲柄半径; RR,连杆系数。(,其中L是连杆长度,当连杆长度可调时,取最 L短时数值.) 15 图2.1曲柄滑块机构运动简图 图2.2曲柄滑块机构运动关系计算简图 2.1.2 滑块速度与曲柄转角关系 求出滑块的位移与曲柄转角的关系后,将位移S对时间t求导数就可得到滑块的速度v,即: dsdsddd,,V=Rcoscos2 (1-,)+(1-),dtddtd4dt,, d,w因为: dt,V,Rw(sin,,sin2,)所以: (2,2) 2式中 V滑块速度,向下方向为正: ,n W曲柄角速度,W=; 30n曲柄每分钟转速,即滑块运每分钟行程次数。 2.1.3 滑块加速度与曲柄转角关系 求出滑块速度与曲柄转角关系后,将速度v对时间t求导数就可得到滑块的速度a即: dvdvd,dd,, a = -= -?= -? Rw(sin,,sin2,),d,dtdt2dtd,,2 =- R (2,3) ,wcos,,,cos2,式中 a滑块加速度,向下方面为正。 2.2 受力分析 2.2.1连杆及导轨受力 分析曲柄滑块机构能不能满足工艺的要求,除了检验其运动规律是否符合要求之外,必需校核其强度。为了校核强度,必需首先确定机构中主要零件的受力情况。 图2.3曲柄滑块机构受力简图 PP其中是坯料抵抗变形的反作用力,N是导轨对滑块的约束反力,是1ab连杆对滑块的约束反力,这三个力交于B点,组成一个平衡的汇交力系. PP根据力的平衡原理,从力三角形中可以求得力,N和之间的关系: 1ab17 P1 (2,4) P=ab,cosN= (2,5) Ptg,1:由上式知=,当=时,达到最大值。一般曲柄压力机0.3,sin,sin90,负荷达到公称压力时的曲柄转角仅左右,因此曲柄压力机负荷最重时,,30角小,可以认为1,上面两式便成为: ,tg,sinsincos,(2,6) P,Pab1(2,7) NP,sin1式中:为连杆对滑块的约束反力,也等于连杆所受的作用力; PabP 为坯料抵抗变形的反作用力; 1N为导轨对滑块的约束反力,也等于滑块对导轨的正压力; 为连杆系数; , 为曲柄转角。 图2.4曲轴受力简图 18 2.2.2曲轴所受扭矩 (1)不考虑摩擦 如图2.4所示,在连杆力的作用下,曲轴上所受理想扭矩:, (2,8) M,pRsin,,sin2,39243N,m,t2,由式(2,8)可知,在曲柄压力机所受变形抗力一定时,曲柄所受的扭矩随曲柄转角变化而变化。在行程下死点附近,小,也小;在行程中点,M t附近大,也大。 ,Mt(2)考虑摩擦时 曲柄压力机在工作时,在曲柄滑块机构各运动副之间是有摩擦存在的,由此而增加的摩擦扭矩是不可忽略的。 曲柄滑块机构中的摩擦组要发生在一下四个部分:分别为滑块与导轨之间的摩擦,曲轴两支承出的摩擦,连杆大端和曲柄颈之间的摩擦和连杆小端处的摩擦。 经过计算整理得: P,M,(1,,)d,,d,d,11935N,m (2-9) uAB02式中 连杆大端直径或偏心套外直径 dAd 曲拐轴小头处球头直径 Bd 曲轴支承处直径 019 20 第3章 曲柄压力机偏心轴机构设计 3.1偏心机构的分类及特点 曲轴是曲柄压力机传递运动和动力的主要零件,它与滑块的行程和允许作用力有关,因此设计压力机时都从曲轴开始。通用压力机的偏心机构有以下四种。 在曲柄压力机中,常见的曲轴有三种型式,即曲轴、曲拐轴和偏心轴。曲轴为压力机的重要举例:,受力复杂,故制造条件要求较高,一般用45号钢锻制而成。锻比一般取2(53。有些中大型压力机的曲轴则用合金钢锻制,如40Cr、37SiMn zMoV、18C rMnN。B,锻比需要大于3。对于小型压力机的曲轴,国内有些制造厂用球墨铸铁QT602铸造。锻制的曲轴加工后应进行调质处理,有时还要在两端切割试件进行机械性能试验。对于大型曲轴,有时在支承颈和曲柄颈中心处钻深孔,以 改善淬透性,提高机械性曲轴支承需加以精车或磨光。为了延长曲轴寿命,在各轴颈特颈和曲柄颈(或曲拐颈)是圆角处,最好用滚子辗压强化。 这四种曲轴的特点分别是: (1)曲轴式 在支承颈与曲柄颈之间的曲柄臂,曲柄半径R较大,适用于较大行程的压力机,按曲柄数目又可分为单曲柄和双曲柄,后者适用于工作台面较大的压力机,纯曲轴毛坯为锻件,机械加工比较困难。 (2) 偏心轴 曲轴颈粗而短,支承座间距小,结构紧凑,刚性好。缺点是偏心直径大,摩擦耗损多,制造困难,适用于行程小的压力机。 (3) 曲拐轴 曲拐颈在轴的一端,行程悬臂,刚性较差。随着曲柄半径的增加,轴颈d增加,摩擦耗损也增大,因此,曲柄半径R不能取得太大。02但其结构简单,制造方便,若设偏心套行程可以调节,适用于开式单柱压力 机。 (4) 偏心齿轮 偏心齿轮安装在芯轴上并绕芯轴转动,通过偏心齿轮与芯轴的偏心距实现曲柄机构动作,应用于大中型压力机芯轴仅受弯矩,偏心齿轮受扭矩作用,负荷分配合理,加工制造业方便,偏心齿轮一般用铸造毛坯,芯轴加工容易。机身结构比较简单。但偏心部分直径较大工作时摩擦耗损增21 加,若采用悬臂结构可以减少摩擦损失,但刚度下降,超载时比曲轴式容易发生卡死现象。 综上可选偏心轴。 3.2偏心轴设计的经验尺寸 31 曲拐轴 根据经验公式: 支撑颈直径:d ,7F(mm)02gd,(0.520.77)d小端支撑颈: 0102d,偏心颈直径:(0.65,0.68)d 02AF为公称压力(KN) g根据以上经验公式求得 d,7P,7,1000,187.4mm02gd,190mm取整得: 02d,(0.520.77)d=(0.52-0.77)190=99-144mm 0102d,110mm取整得: 01d,(0.650.68)d,0.65-0.73)190=123.5-138.7mm A02(22 取整得:d,135mmA 3.3偏心轴材料选择 偏心轴材料采用优质炭素结构钢或合金结构钢,如45、40等,要求Cr使用锻造毛坯,粗加工后调质处理,重要的曲轴和芯轴要在毛坯端部取式样做力学性能检测,表面粗糙度要求达到Ra(0.080.10)微米,各圆角半径要严格保证圆样尺寸和表面质量,最后采用滚压强化表面以提高疲劳寿命。根据资料选择得以下数据: 40钢调质,硬度为241,286HBS,抗拉强度为, 屈服强度,685MPaB,弯曲疲劳强度极限,剪切疲劳极限为:,490MPa,335MPas,1,许用弯曲应力为。 ,185MPa,70MPa,1,13.4 拐轴行程调节装置 为了适应不同的冲压工艺要求,许多开式压力机行程的大小是可以调节的(如轴行程调节装置,如图3-2所示,偏心套1相对于轴3的轴颈有一偏心距,而连杆套在偏心套上,因此,转动偏心套,即能调整行程的大小。偏心套的端面开有沟槽,与调节套2端面的沟槽相互咬合。当调节行程时,松开锁紧套5,即可拉出法蓝4及调节套2,使沟槽脱开,此时即可利用偏心套圆周上的扳手孔旋转调节套来调节转动偏心套至所需位置,然后按相反方向转动锁紧套,使调节套与偏心套的端面沟槽重新咬合。 23 3-2 1.偏心套 2.调节套 3.轴 4.法兰 5.锁紧套 24 第4章 离合器和制动器的设计计算 4.1离合器的位置选择 采用摩擦离合器时,对于具有两级或两级以上的压力机,离合器可以置于转速较低的曲轴上,也可置于中间传动轴上。当摩擦离合器安装在低速轴上时,加速压力机从动部分所需的功和离合器结合时所消耗的摩擦功都比较小,因此能量消耗较小,离合器工作条件也好。但是低速轴上的离合器需要传递较大的扭矩,因而结构尺寸较大;此外,从传动系统布置来看,闭式通用压力机的传动系统近年来多封闭在机身内,并用偏心齿轮,致使离合器不便安装在偏心齿轮轴上,通常置于转速较高的传动轴上。 行程次数较高的压力机离合器最好安装在曲轴上,因为这样可以利用大齿轮的飞轮作用,能量损失小,离合器工作条件也好。行程次数较低的压力机,由于曲轴转速较低,最后一级大齿轮的飞轮作用已不明显。为了缩小离合器尺寸,降低制造成本,且由于结构布置的要求,离合器多置于转速较高的传动轴上,一般在飞轮轴上。 故本压力机离合器安装在飞轮上。 4.2浮动镶块式离合器的特点 采用浮动嵌块式摩擦制动器和离合器。制动器悬在支撑左端,离合器安装在两支撑中间。摩擦离合器具有刚性离合器不具备的许多优点:离合器和制动器动作协调,能随时接合和或分离,容易实现寸动行 41离合器结构图 程,便于调整模具和安装人身保护装 25 置;结合平稳,能在较高转速下工作;能传递较大扭矩。 浮动嵌块式摩擦离合器的主要部分包括大皮带轮、主要摩擦盘和环状活塞等。从动部分为从动盘、从动轴及制动器的内盘等。连接零件是主动摩擦盘和从动盘上的浮动嵌块。它的操作系统由气缸(在大皮带轮上)、环状活塞和压缩空气控制系统组成。浮动嵌块的端面为长圆形,用石棉塑料制成,共有十块,在从动盘上沿圆周方向均匀分布,并且可在从动盘的长圆形孔中沿轴向滑动。需要离合器接合时,操纵电磁空气分配阀,使压缩空气从左端经离合器的中间孔道和连接管,进入离合器的气缸,克服脱开弹簧的作用力,推动环形活塞向右移动,将浮动嵌块压紧在主动摩擦盘上,依靠它们之间的摩擦力所形成的摩擦力矩,由大皮带轮带动离合器轴旋转。当需要离合器脱开时,操纵电磁空气分配阀,使离合器气缸排气,在脱开弹簧的作用下,环状活塞向右复位,于是活塞、浮动嵌块和主动摩擦盘松开,大皮带轮空转,同时在制动器的作用下,离合器轴停止运动。 4.3 离合器的设计 (1)确定摩擦副平面尺寸 错误未找到引用源。摩擦半径 3,MgR, ,4,bc,qi,式中 M 偏心齿轮上公称扭矩 g储备系数 ,离合器轴至曲轴速比 i传动效率 ,摩擦系数 ,摩擦副上压强 qb 摩擦环相对宽度 由之前公式可得 M,M,M,11935,39243,5.1178N,m gt,26 查表可得: 5 c,0.55q,10,10Pa,0.3,1.1b,0.55,0.97,0.9412代入公式得: 1.1,5.11783R,0.17m ,3264,,0.55,0.55,0.3,10,0.97,0.943错误未找到引用源。摩擦环宽度及嵌块排列方式 Bb, R,B,bR,0.55,0.17,9.34 ,查表,选用长圆形嵌块,有关尺寸为: 2r,3.75cmh,3.5cm, , , l,1.5cmF,55.3cm1iBB9.34 ,1.04l2r,l2,3.75,1.51决定用单行排列,但实际的摩擦环宽度为: , B,2r,l,9cm1错误未找到引用源。嵌块数目 ,2RBc,2,9,17,0.55,Z,9.56 F55.3i取z=10 错误未找到引用源。修正系数 ,B9cm,b,0.53 R17cm,27 zF10,55.3i,c,0.58 ,2RB2,17,9,保证摩擦半径不变,即 bcq,bcq5bcq0.55,0.55,10,105, q,9.84,10Pa,bc0.53,0.58(2)确定摩擦副厚度尺寸 错误未找到引用源。摩擦盘厚度 Mt,h p,lRz,j式中 5,30,10N,m j代入上式得: 5587.3 h,1.2cmp,469,17,10,10,3,10错误未找到引用源。摩擦材料厚度 h1.2ph,2cm 0.60.6选h=2cm,符合嵌块厚度的工厂标准。 (3)确定气缸活塞面积及行程 传递扭矩所需压紧力为: ,44, Q,qzF,9.84,10,55.3,10,5.44,10N1i克服弹性力为: 3Q,0.1Q,5.44,10N 21总的压紧力为: 28 434 Q,Q,Q,5.44,10,5.44,10,5.984,10N12气缸活塞面积为: 4KQ1.05,5.98,102l F,0.157ml5p4,10活塞行程取为23mm。 (4)工作能力核算 错误未找到引用源。摩擦系数核算 AK,nCnF 12 A,Iwc21,1w,2,ni,2,,20,22.8,,44.729s 60由于离合器转速较高,系数取1.7, 2I,5.06kg,m0, 2I,1.7I,1.7,5.06,8.6kg,m, c013A,,8.6,47.729,9.795,10J, 22 F,2zF,2,10,55.3,1546cmi取 C,0.65n39.795,102K,,20,0.65,82.4J/,cm,min所以 15462,,,查表K,150J/cm,min,K,K 所以该浮动镶块式离合器合适。 错误未找到引用源。摩擦元件使用寿命核算 以每班实际工作7h,每天工作两班计算,则寿命为 29 ,,h,h,c,c,3.5,2,(0.2,0.1),1.2cm0p12,8,,5,10cm/N,m查表 12 D,346d,85,10,82.4,7,60,2按每年300工作日计算,约为1.15年,大于6个月,故合格。 4.4摩擦制动器设计计算 设计制动器的出发点是使制动力矩所作的功以吸收离合器脱开后从动系统的动能,即在规定的制动角下使滑块停止运动。即A,E zc制动力矩所作的功 AzE从动系统的动能 c12EIw从动轮的动能:, cc2制动力矩所做的功为:,zA,Md, z,0用最大的制动力矩表示为: 42制动器结构图 1AM, zzzKzK制动器轴上最大制动力矩 z30 力矩增大系数 Mz制动器轴上制动角 ,z22IwKIwczc ,MKzz2,i2,iqq,芯轴上制动角。 q制动器扭矩的计算 (1)确定制动力矩 ,51q ,所以。 ,K,1.7zn2042I,1.7I,1.7,5.06,8.6kg,mc0 1,1 w,2,ni,2,,20,22.8,,47.729s6022KIw1.7,8.6,47.7293zcM,8.373,10N,m z,2i,q2,5,22.8180(2)确定摩擦副的摩擦直径及平面尺寸 摩擦半径 Mz3R,u4,bc,q 5,0.3b,0.55c,0.55选, , , q,10,10Pa83733R,0.23(m)所以 ,54,3.14,0.55,0.55,0.3,10,10R,23cm,根据相关标准选取 摩擦环宽度及镶块排列方式 31 Bb,R, 则 B,b,R,0.55,0.23,0.1265(m),12.65(cm),查表5-5,选用长圆形镶块有关尺寸为: 2r,4.5cm,l,1.5cm,h,3.5cm,F,77.3cmi1 BB12.65则 ,1.2l2r,l2,4.5,1.51B,10cm决定用一行排列,但此时实际的摩擦环宽度变为 镶块数目 2RBc,2,3.14,23cm,10cm,0.55, z,10.8F77.3i取z=10 修正有关参数 由于实际摩擦环宽度变小,镶块数目选少,b,c的值改变较多,故需修正 并重算q值。 B10b,0.46R23.0, zF12,77.3ic,0.51 ,2RB2,3.14,23,10,Mz3R,4,bc,q又 Rbcq,bcq,要保证不变,则需b,c,q的乘积不变,即 b,c,q式中为修正后的数值, 5bcq0.55,0.55,10,105q,9.4,10Pa所以 bcq0.34,0.4932 (3)确定摩擦副厚度尺寸 Mzh,plRZ,j 8373则 h,1.16cmp50.105,0.3,12,30,10h,1.5(cm)p选 按工厂标准,镶块厚度选3.5cm。 (4)制动器弹簧设计 错误未找到引用源。 每个弹簧最小工作载荷 1.1Q P,1z1544, Q,qzF,7.74,10Pa,10,77.3,10,5.98,10Ni设 z,10141.1,5.98,103P,6.578,10N 110错误未找到引用源。最大工作载荷 33 P,1.15,6.578,10,7.56,10N2错误未找到引用源。弹簧压缩量变化 ,f,mc,2,1.5,3mm0 (5)气缸活塞面积计算 zP1.112F, zP5P,4,Pa10选 31.1,10,7.56,102F,0.2079m z54,1033 (6)工作能力核算 错误未找到引用源。磨损系数核算 3A9.795,102 K,nC,82.4J/,cm,minnF15462查表 ,,,K,120J/cm,min,K,K所以设计的该制动器合适。 错误未找到引用源。摩擦元件使用寿命核算 以每班实际工作7h,每天工作两班计算,则寿命为: ,0 ,D,Ktj,,h,h,c,c,1.7cm 0p12,83查表 ,,5,10cm/N,m代入上式得 1.7 D,491.5d,85,10,82.4,7,60,2按每年300工作日计算,约为1.6年,大于6个月,故合格。 34 第5章 能源系统的设计计算 曲柄压力机的负载属于冲击负载,即在一个工作周期内在较短的时间内承受负荷,而较长时间是空程运转。如果按此短暂的工作时间来选择电动机的功率,则电动机的功率将会很大。为了减小电动机的功率,在传动系统中设置了飞轮,当滑块不动时,电动机带飞轮旋转,使其储备动能,在冲压工件的瞬间时主要靠飞轮释放能量。工件冲压后,负载减小,于是电动机带动飞轮加速转动,使其在冲压下一个工件前恢复到原来的角速度。冲压工件时所需的能量不是直接由电机供给,而主要由飞轮供给。所以电动机功率便可大大减小。飞轮起着储存和释放能量的作用。 曲柄压力机装上飞轮后,电动机输出功率或输出扭矩是不可能不变的,因此,电动机的能量大小与飞轮的能量大小也不成线形的比例关系。当电动机的功率小到一定程度后,飞轮的能量就将急剧增加。 5.1 电动机功率的计算 压力机一工作周期所消耗的能量A为: A,A,A,A,A,A,A,A 1234567式中 工件变形功; A1拉伸垫工作功,即进行拉伸工艺时压边所需的功; A2A工作行程中由于曲柄滑块机构的摩擦所消耗的功; 3工作行程中由于压力机受力系统的弹性变形所消耗的能量; A4A压力机空行程向下和空程向上时所消耗的能量; 5A单次行程时滑块停顿飞轮空转所消耗的能量; 6A单次行程时离合器结合所消耗的能量。 7(1)工件变形功A 1A=0.315Pgh10 h,0.4P,0.4,1000,12.6mm0g 35 33, ANmJ,,,0.31510001012.61039841(2)拉伸垫工作功A2 由于该压力机没有拉伸垫,所以: A,02(3)工作行程摩擦A 3摩擦当量力臂: 1 mddd,,,(1),AB02dd,(1.11.4)A0dPg,(4.45)0 取 dmm,,,4.7350880dmm,,,1.288105.6 A1 dPmm,,,2.72.735050.5Bg 1,,,mmm0.045(10.1082)105.60.108250.5884.736 ,2,1330,AmPgJ,,0.50.54.7361010001020=1480 (20) ,30180(4)弹性变形功A 411 APgh,421PgKN1000,hmm2.5 CgKNmm400/36 133, (23) ,,,AJ1000102.510125042(5)滑块空程功A 5 1 查表64 得 A,2150J5(6)飞轮空转功A 6 ANtt,()6011 3查表64 得 N,1.12,10KW01t,nCn 1 查表56 得 Cn=0.45 11 ts,1.331n45111 ts,2.96nC,0.4545n 3AsJ,,,1.1210(2.961.33)1825.16 6(7)离合器接合功A7 A,0.2A 7(8)总功 AAAAAAAA,, 1234567,,398414801250215018250.2A AJ,13360解得 5.2电动机型号的选择 电动机平均功率: 37 AJ13360 NKW,5.01m8ts3电动机实际功率: NKN, m1 查表61 得: K取1.3 实际选用功率: NKW,,,1.35.016.5又因为,两级或两级以上的传动系统采用

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