资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共45页)
编号：1095512
类型：共享资源
大小：15.99MB
格式：ZIP
上传时间：2017-03-22
上传人：遗****
认证信息
个人认证
刘**（实名认证）
湖北
IP属地：湖北
30
积分
- 关 键 词：
-
非常
无比
压力机
号要货
- 资源描述：
-
60吨双柱可倾压力机
- 内容简介：
-
16 吨机械式双柱可倾压力机的设计任务书 题目： 16 吨机械式双柱可倾压力机的设计任务书 本毕业论文为 16 吨机械式双柱可倾压力机的 设计。 压力机是用来对放置于模具中的材料实现压力加工的机械。在机械制造业中，冲压加工是一种常用的加工的方法。压力机是冲压加工中所需的机床， 在机械制造 业中广泛应用 。 本设计要求整机 性能好、结构紧奏、使用方便、灵活、快速 、效率高、寿命长 ， 机身可采用 铸造或焊接形式制造，要求 刚性好、强度高 。 设计参数如下表。 特征 型号 自拟 公称压力 Q(160 最大冲程 c(70 公称压力角 （） 30 滑块行程次数 1/20 自重 50 左右 主要内容： 完成 传动装置设计、 执行机构（ 曲柄连杆机构 ） 设计、 冲头滑块装置设计、 直轴设计 、 离合器 设计 、制动器设计、 机身设计 ，达到 冲压加工 的使用要求。 设计任务 ： 数 8000 以上，约 35 页 。 2.（ 1）绘制 整机装配图 （含工作循环 图 及必要的说明） 1 张（ ； （ 2）绘制 传动装置 装配图 1 张（ （ 3）绘制 执行机构装配 图 1 张（ （ 4） 绘制 离合器 装配图 1 张（ （ 5）绘制 制动器 装 配 图 1 张（ （ 6）绘制 机身 结构图 1 张（ （ 7） 绘制 零件工作图： 传动装置主要零件 、 执行机构主要零件 、 离合器主要零件、制动器主要零件等若干张 （ 纸）； 参考文献 1自定 t r M C S Y S T E M S$ ? $ , b B . I 摘要 双柱 液压机由主机及控制机构两大部分组成。液压机主机部分包括 液压 缸、横梁、立柱 及充液装置等。动力机构由油箱、高压泵、控制系统、电动机 、 压力阀 、 方向阀等组成。 液压机采用 制 系统 ，通过泵和油缸及各种液压阀实现能量的转换，调节和输送，完成各种工艺动作的循环。 该系列液压机具有独立的动力机构 和电 气 系统，并采用按钮集中控制，可实现手动和自动两种操作方式。 该液压机结构紧凑，动作灵敏可靠，速度快，能耗小，噪音低，压力和行程可在规定的范围内任意调节，操作简单。在本设计中，通过查阅大量文献资料，设计了液压缸的尺 寸，拟订了液压原理图。按压力和流量的大小选择了液压泵，电动机，控制阀，过滤器等液压元件和辅助元件。 关键词 ： 压力机 冲压 机械 he is is up of so is up of so It be of of is an 1 章 绪论 . 1 课题背景 . 1 冲压设备的发展现状 . 2 设计任务 . 2 第 2 章 确定总体传动方案 . 3 案的确定 . 3 行机构的方案确定 . 3 动方案的确定 . 4 第 3 章 执行机构的设计与计算 . 6 执行机构的运动分析和受力分析 . 6 行机构的运动分析 . 6 行机构受力分析 . 8 杆设计计算 . 10 电动机的确定 . 10 择电动机的类型和结构形式 . 12 第 4 章 传动装置的设计与计算 . 12 带传动的设计与计算及带轮的设计 . 13 传动的设计及计算 . 13 V 带轮的设计 . 13 直轴的设计计算及较核 . 20 的设计 . 20 轴的设计计算及校核 . 30 第 5 章 机身的设计 . 35 第六章 离合器的设计 . 37 第 7 章 制动器 . 38 总结 . 39 参考文献 . 41 1 第 1 章 绪论 课题背景 现代世界各国间的竞争主要表现为综合国力的竞争。要提高我国的综合国力，就要在一切生产部门实现生 产的机械化和自动化，这就需要创造出大量的、种类繁多的、新颖优良的机械来装备各行各业，为各行各业的高速发展创造有利条件。 机械工业的生产水平是一个国家现代化建设水平的主要标志之一。工业、农业、国防和科学技术的现代化程度都会通过机械工业的发展程度反映出来。不论是集中进行大量生产还是迅速完成多品种、小批量生产，都只有使用机器才便于实现产品的标准化、系列化和通用化。机械工业担负着向国民经济各个部门提供技术装备和促进技术改造的重要任务 ,在现代建设的进程中起着主导和决定性的作用。通过大量的设计、制造和广泛使用各种先进的 机器 ,就能大大的加强促进国民经济发展的力度 ,加速我国社会主义现代化建设。 冲压机械是为实现冲压工艺服务的。随着生产的发展，冲压机械已越来越广泛的应用于国民经济各个部门的工业生产中，除机械制造业本身外，动力机械工业、船舶、电机、电器、机车车辆制造业、航空航天工业，以及人们日常生活密切相关的家用电器、日用五金等轻工业部门，均需要大量的冲压机械为之服务；随着科学技术的进步，需要更多的、更好的各种冲压机械来进行各种冲压工艺，这就需要我们设计出各类新型冲压机械。 2 冲压设备的发展现状 性能良好的冲压设备是 提高冲压生产技术水平的基本条件。目前主要是从两个方面予以研究和发展：一是对目前我国大量使用的普通冲压设备加以改进，即在普通压力机的基础上加上送料机构和检测装置，以实现半自动化或全自动化生产，改进冲压设备结构，保证必要的刚度和精度，提高其工艺性能，以提高冲压工件精度，延长冲模使用寿命；二是积极发展高速压力机，冲压柔性制造系统及各种专用压力机，以满足大批量生产的需要。 设计任务 本次设计的课题是： 60吨双柱可倾压力机的设计及其执行机构的计算机辅助设计。设计的主要参数为： 公称压力： 160 最 大冲程： 70 公称压力角： 30； 滑块行程次数： 50次 /分。 3 第 2 章 确定总体传动方案 案的确定 行机构的方案确定 方案一 :采用凸轮连杆机构为执行机构 图 2轮连杆机构 方案二 :采用对心曲柄滑块机构为执行机构 4 图 2心曲柄滑块机构 对以上两种方案进行比较：凸轮轮廓线不易加工，且凸轮和连杆间为点接触，承受的压应力很大，凸轮容易 磨损，连杆的也会因应力过大，而坏掉；而 对心曲柄滑块机构与之比较，在这方面的缺点不是很明显而且对心曲柄滑块机构已在目前中小型压力机广泛采用，技术比较成熟。 经过以上比较，选对心曲柄滑块机构为本设计的执行机构。 动方案的确定 合理的传动方案首先要满足工作机的性能要求 ,适应工作条件 ,工作可靠 ,此外还应使传动装置的结构简单 ,尺寸紧凑 ,加工方便 ,成本低廉 ,传动效率高和使用维修方便。 目前 ,冲压机的传动方式很多。按传动级数有一级传动和二级传动；按传动方式有液压、气压、机械等传动。虽然液压、气压传动 精度高 ,但是结构复杂 ,成本高，而机械传动结构简单 ,操作方面 ,虽然效率不高 ,但成本低 ,适合现在大多数企业的需求 ,所以选用机械传动。 采用一级传动，由于传动比的需要，所设计的大带轮尺寸太大，不适合本设计要求。所以，本设计采用二级传动。 当采用由几种传动形式组成的多级传动时，要充分考虑各种传动形式的特点 ,合理的分配其传动顺序。 （ 1）带传动的承载能力小，会出现打滑和弹性滑动现象但传动平稳， 5 结构简单，造价低廉、缓冲吸振，在近代机械中广泛被应用，常布置在高速级。 （ 2）链传动与属于带传动相比，链传动无弹性滑动和打滑现象，传动效率较高，在同样条件下，链结构较为紧凑；与齿轮相比，链传动的制造与安装精度要求较低，成本低廉，在远距离传动时，其结构比齿轮传动轻便的多。链传动的主要缺点是：运转时不能保持恒定的瞬时传动比，磨损后易发生跳齿，工作时有噪声，不宜在负载变化很大和急速反向的传动中应用。 （ 3）齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一，应用广泛。其 主要的特点是效率高、结构紧凑、工作可靠、寿命长、传动比稳定。 经过以上比较，考虑各方面，选择带传动和直齿圆柱齿轮进行两个减速级的传动。带传动在高速级，直齿圆柱齿轮在低速级。 总体传动如图 2 图 2体传动图 6 第 3 章 执行机构的设计与计算 执行机构的运动分析和受力分析 行机构的运动分析 设计参数 :滑块行程 :120工程压力 :600生产率 :50次 /分，冲压角 =30 。 如图 4柄 上死点 0，滑块从 0，全行程R。为了计算方便，确定曲柄转到下死点时，转角为零度，曲柄逆运动方向转到上死点时曲柄转角 =180 ，连杆中心线与滑快运动方向的夹角为，曲柄转角与滑快行程 S=（ L+R） -（ =L（ 1+R（ 1 (3 7 图 3柄滑快机构的运动简图 由于曲柄转动时，曲柄转角变化，也随之变化。它们之间的关系是： (R/L)令 =R/L，则 (3所以 2 22 (3把式（ 4入式（ 4 S=R（ 1 +（ 1- 22 ） / (3根据泰勒级数展开并取前二项，则 22 =12 把上式代入式（ 4得 S=R(1 2) = R(1+ （ 1 （ 3 式中 S 滑快位移，从上死点算起，向上方向为正； 曲柄转角，从下死点算起，与曲柄旋转方向相反为正； 8 R 曲柄半径； 连杆系数。 为保证所设计的冲压机能产生所要的公称压力，由第九章 6可知，连杆系数一般在 L=600到 300之间。初取 L=550 =R/L= 当 = p=30时，其对应的板厚为 把 =30代入式（ 3可算得 将式（ 3时间求导数，可得滑块速度： V=ds/ds dd =R(1+4（ 1为 W 所以 V=2 （ 3 式中 V 滑块速度； W 曲柄角速度， W=2 n/60。 将式（ 3时间求导数，可得滑块加速度： ( c o s c o s 2 )d v d v da w Rd t d d t (3行机构受力分析 曲柄压力机在进行工作时，工件变行抗力 杆以推力 块沿导轨向下运动。导轨对滑块产生一个大小为Q 的阻力，方向垂直于导轨。作用在滑块上的力有三个。拉如图 (3示 . 9 图 3行机构的受力分析 根据力平衡原 理得出： （ 3： 当 = p=30时， = P/柄的曲柄颈所受的力 P 以：曲柄的曲柄颈所受扭矩为： T=（ L+ P （ 550+ 10 103 =向下冲压的过程。制动器不起制动的作用，大齿轮所受的扭矩与曲柄颈所受的扭矩相等，即 =齿轮所受扭矩为 ： r/R （ 3 10 杆设计计算 在中小型压力机上，连杆常用材料为铸铁，大型压力机的连杆则常用铸钢或钢板焊接。长度可变连杆的球头式调节螺杆常用 45 钢锻造，经调质处理。球头表面淬火。 压力机一工作循环所消耗的能量 A= 1 2 3 4 5 6 7A A A A A A A 式中：1有效能量） 2即进行拉延工艺时压边所需的功（属有效能量） 3456轮空转所消耗的能量 7下面对这些能量分别计算： 1）工件变形功1A=(焦 ) 式中 ） ） 对于快速压力机 （毫米） 故1A=63000（焦）、 2）拉延垫工作功 201166 s （ 焦 ） 式中 ） 0） 故2A=） 3）工作行程时由于曲柄滑块机构的摩擦所消耗的能量 11 3 0 . 5 0 . 0 0 8 7180 gg g gA m P m P 式中 m） ） g） 故 3A=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： 4 1 (2 y 焦 ） 式中 ） ） （ ） 故4A=1250（焦） 5）压力机空程向下和空程向上时所消耗的能量500（焦） 6N瓦 ) 6）滑块停顿飞轮空转时所消耗的能量6A 611 0 0 0 ( )N t t（千米） 式中 t ） 1） 1 6 0 6 0 0 . 0 61000t n 6 0 6 0 0 . 1 51 0 0 0 0 . 4nt n 故 6A=11400（焦） 7）单行程时，离合器接合所消耗的能量7 焦） 12 综上所述： 总功 A=1 2 3 4 5 6 7A A A A A A A 63000+088+1250+100+11400+ 故 A=102089焦 电动机的确定 择电动机的类型和结构形式 选 用的电动机的类型和机构形式应根据电源种类 、 工作条件 、 载荷大小和性质变化、启动性能 、 制动 、 正反转的频率程度等条件来选择。 电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于生产单位一般多采用三相交流电源 ,，本设计采用三相交流电动机。 电动机功率计算： 1000m t 其中：瓦） A ） t 作循环时间（秒） 60 ()nt 秒 ，本文中取 中 n 为压力机滑块行程次数 用自动化送料为 1，13 第 4 章 传动装置的设计与计算 带传动的设计与计算及带轮的设计 传动的设计及计算 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 、 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 算如下： （ 1）定 1）工作情况系数版（ ， 2）计算功率 2 2 7 . 2 2 3 2 . 6 6 4 ( ) P k W 3）选带型号 由机械设计第 4版（ 查看图 型。 4）小带轮直径1版（ 1D=400）大带轮直径2D 14 2 1 0(1 )D D i(1 0 . 0 1 ) 4 0 0 3 1188( ) （设 = 6）大带轮转速2 ) nn i 1000(1 0 ) 3 330( / m in)r （ 2）计算带长 12 4 0 0 1 1 8 8 7 9 4 ( )22m m m 21 1 1 8 8 4 0 0 3 9 4 ( )22DD 初取中心距 a =650长 22 a a 23947 9 4 2 6 5 0650 4 0 3 1 ( ) 由机械设计第 4 版（ 000dL 3）求中心距和包角 1）中心距 a 221 ( ) 844m D 224 0 0 0 7 9 4 1 ( 4 0 0 0 7 9 4 ) 8 3 9 444 ) 15 2）小轮包角1211 1 8 0 6 0 1 1 8 8 4 0 01 8 0 6 06 3 0 . 3 105o （ 4）求带根数 z 带速 116 0 1 0 0 0 4 0 0 1 0 0 06 0 1 0 0 0 ) 由机械设计第 4 版（ 得0 1 3 P 由机械设计第 4 版（ 得 ； 由机械设计第 4 版（ ； 由机械设计第 4 版（ 得0 0 P 故带根数 00() P k k 3 2 . 6 6 4( 1 3 . 6 7 0 . 8 3 ) 0 . 7 6 1 . 0 2 取 3z 根 （ 5）求轴上载荷 张紧力 20 2 . 55 0 0 ( )q vv z k23 2 . 6 6 4 2 . 5 0 . 7 65 0 0 ( ) 0 . 3 0 2 0 . 9 32 0 . 9 3 3 0 . 7 6 16 )N （由机械设计第 4版（ 得带质量 0 /q kg m ） 轴上载荷 01052 s i n 2 1052 3 7 2 6 . 9 s i n 2o )N V 带轮的设计 设计 量小，结构工艺性好，无过大的铸造内应力，质量分布的均匀，转速较高时要考虑动平衡，轮槽工作面要精细加工，以减小带的磨损，各槽的尺寸和角度应保持一定的精度，以使载荷分布较为均匀等。 1. 小带轮的设计 （ 1）确定带轮的结构形式 已知小带轮的基准直径 80 用轮辐式。 大带轮在本设计中兼有飞轮的作用。 冲压时阻力所做的功为 11 600 103 103 = 式中 h 冲压的最大板厚。 所以 安装飞轮后，电动机所需功率 P=中 T 冲压间隙， T=60/50= 冲头在接触工件这段时间内电动 机所做的功 W=1000中 实际冲压工件所需的时间，一般取 T/5。 所以 W=1000P T/5=1000 1 19 最大盈亏功 W= 最大转动惯量 90022 7/2 =23.6 式中 不均匀系数的使用值。 由表 7取 =1/7。 试取平均平均直径 D=550为 24所以 34 700010550 ）（ =102 式中 铸铁的密度。 取 H/B= H= 所以 102 解得 B=31 以 H=96.5 d =（ 2） d 取 1d =2d=2 92=184 mm 用同步设计，在轴的设计中算出 d=92 取轮辐数 ， 2903 5240 =47.4 mm 0.4 19mm 0.8 19=15.2 20 因为 B=13192=138 所以 L=B=131mm mm 构图如图（ 4示： 图（ 4 大带轮结构图 直轴的设计计算及较核 的设计 轴是组成机器的主要零件之一。一切做回转运动的传动零件，都必须安装在轴上才能进行运动及动 力的传递，轴主要是支撑回转零件及传递运动和动力。 1. 轴的转速 1n 及转矩 1T ， 传递的功率 21 前面已算出 转速 1n =240r/矩 1T =4128.6 功率 955011. 求作用在齿轮上的力 小齿轮的分度圆直径 3001 d 齿轮的周向力 411 8 9 422 齿轮的径向力 44 N 3. 选择轴的材料 由表 15 选择轴的材料为 40质处理。 查表 15 取 11 4. 确定轴的最小直径 d 3110 式中 1P 轴传递的功率（ 1n 曲轴的转速（ r/ 于是 51 10 33110 . 轴的结构设计 （ 1） 轴上零件的装配方案 床身是铸造而成，滑动轴承是整体式。为了使轴能够安装竟去，拟采用如图（ 4示的装配方案。 轴上的零件装配如图 4 22 二、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （ 1）为了满足小齿轮和飞轮的轴向定位要求，且定位可靠，且不影响轴的疲劳强度，轴端的最小直径为 因，都开有一个键槽，当 d 100，有一个键槽，轴径增大 5% 7%，所以 d=d d=d=92 因为 B 大带轮 =131使轴端挡圈只压在飞轮上，而不压在端面上，应略小于 B 大带轮 ，取 l =129理，取 l =178 段的右侧要制出一轴肩。定位轴肩的高度 d ，所以 取 d =101 由表 0知道滑动轴承的宽径比 为 B/d=1 2之间，即： B=12d=101202 B=140 （ 2）轴上零件的周向定位 小齿轮、大 大带轮：按 92表 5查得平键的截面为 1425 键槽是用键槽铣刀来加工的，由表 5 取长为 100 小齿轮：按 92表 5查的平键截面为 1425 键槽是用 键槽铣刀来加工的，由表 5 取长为 120 3）确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考表 15，取轴端的倒角为 45 ，各轴肩处的圆角半径为R= （ 4）求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图 轴水平面受力如图 4 1 5 4 . 5 5 9 4 1 7 9 23 图 4皮带轮 齿轮的周向力 齿轮的径向力 由 4231 1 4 31 5 4 . 5 ( 5 9 4 1 7 9 ) 5 9 4y y F 解得 2y=出水平面弯矩图 4 图 4平面弯矩 轴垂直面受力如图 4示： 24 图 4由 3 2 41 5 4 . 5 5 9 4 ( 5 9 4 1 7 9 ) F 解得 3z=出垂直面弯矩图，如图 4 图 4直面弯矩 22 可得 2 2 6m a x m a x m a x 6 . 3 6 1 0 M 出总弯矩图，如图 4 25 图 4作出扭 矩图，如图 4 矩图 （ 5）按弯矩合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，即危险截面 ()2(4)( 1 式中 折合系数 ; 轴的计算应力（ M 轴所受的弯矩（ ） T 轴所受的扭矩（ ） W 轴的抗弯截面系数（ 3 26 1 对称循环变应力时轴的许用应力（ 当扭矩切应力为静应力时，取 ；当扭转切应力为脉动循环变应力时，取 ；若扭转切应力为对称循环变应力时，取 1 。本设计取 。 抗弯截面系数 W = 33 轴的计算应力( = 3 2 233( 6 . 3 6 1 0 ) ( 0 . 6 4 5 9 4 . 7 )0 . 1 ( 1 0 1 1 0 ) =67 面选定轴的材料为 40质处理，查表 15得 1 =70 此 1 ，故轴安全。 （ 6）校核轴的疲劳强度 一、判断危险截面 键槽，轴肩所引起的应力集中，均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕设计的，所以截面、均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面、处的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面 应力集中不大，故 面、受到 的应力集中相近，但截面受到的扭矩比截面小的多，故截面不必校核。所以该轴只需校核截面左右两侧即可。 二、截面左侧 抗弯截面系数 433 m 抗扭截面系数 43 3m 27 截面左侧的弯矩 61 7 9 9 06 . 3 6 3 . 1 6 1 0179M 截面上的扭矩 T 截面上的弯曲应力 6343 . 1 6 1 0 1 0 3 0 . 71 . 0 1 1 0 截面上的扭转切应力 9 442 T 轴的材料为 40质处理。查表 15得抗拉极限强度B=685曲疲劳极限1 335 切疲劳极限1 185 查表 0 由 210 1 r 有效应力集中系数： k k 由附图 3得尺寸系数 2 由附图 3得扭转尺寸系数 轴按磨削加工，由附图 3得表面质量系数 轴未经表面强化处理，既 1q，则综合系数值为 8 根据第三章第一节 1知道：碳钢的特性系数： ；合金钢的特性系数： 0 0 。取 。 12 ，所以 1 于是，计算安全系数 1 = 3353 . 1 2 2 9 . 9 9 0 . 1 0 = 1 = 1852 2 . 7 2 2 . 71 . 5 7 0 . 0 522 =2=223 1 0 3 1 0 = 设计安全系数 ，用于材料均匀，载荷与应力计算精确时； ，用于材料不够均匀，计算精确度较低时； ，用于材料均匀性及计算精确度很低，或轴 的直径 d 200 取 S = S 故可知其安全。 三、截面右侧 29 抗弯截面系数 333 （ 105 3m 抗扭截面系数 43 3m 截面右侧的弯矩 61 7 9 9 06 . 3 6 3 . 1 6 1 0179M 截面上的扭矩 2T 截面上的弯曲应力 6353 . 1 6 1 0 1 07 . 7 9 1 0 截面上的扭转切应力 42 9 4T 查附表 3用查值法求出，取 /，于是得 3k，k。 轴按磨削加工，由附图 3得 故得综合系数值为 311 算安全系数 1 = 3353 . 0 9 4 0 . 6 0 . 2 0 30 = 1 = 1852 9 . 4 5 2 9 . 4 52 . 4 9 0 . 122 =2=222 4 2 4 =S =故该轴在截面右侧的强度也是足够的。 轴的设计计算及校核 曲轴在曲柄压力机的主要部件，工作时受力状态较为复杂，它的制造条件要求较高。一般采用铸造，经粗加工后进行调质处理。为了提高曲轴的使用寿命，各个轴颈及圆角过渡出， 应用滚子碾压强化。 0调质处理。对于曲柄压力机的曲柄，人们在使用中积累了许多经验，并获得一些经验公式。本设计先安表 9提供的经验公式进行初步设计 ，再对其进行校核。 曲轴的示意图如下图（ 4示： 31 图 4轴的示意图 支承颈直径 5）（ r（ a（ 1.3 45mm .8 431.6 96mm r=1mm a=1.5 32 大齿轮与曲轴的轴向定位采用轴间定位。轴间高度一般为（ d。 的轴段直径。所以： d=114 d =d=144 对曲轴的校核只需校核其向下冲压工件的过程，不需要对其整个运动周期进行校核。 由于在向下冲压的过程中，制动器不起制动作用 ，其摩擦力及制动力矩在这个过程可以忽略不计。 假设连杆给曲轴的作用力为两个集中力，大小个为 ，力作用点在距曲柄臂内侧 2r 处， 曲轴看成简支梁，支点在曲柄臂的外侧 2图（ 4示。 图 4轴的受力分析及扭矩图 对 r） 33 =4600（ 343 11） =35250执行机构的分析中已算出 T=m 所以 =（ TM w W=取 = =（ TM w =（ 22 8 4 2 5 0 ）（ =107 a 由表 9 =100 140 所以 故 对 在 矩相对于扭矩很小，可以忽略弯矩的影响。 = 8 49 ）（=107 4M 中 W 抗扭截面系数， W= =75 100 所以 故： 34 对 在 矩相对于扭矩很小，可以忽略弯矩的影响。 =331011 4 9 ）（=107 4M 中： W为抗扭截面系数， W=查的 =75 100 所以 35 第 5 章 机身的设计 机身在一台机器的总质量中占有很大的比例，同时在 很大程度上影响着机器的工作精度及抗振性能。 机身有铸造和焊接两大类。铸造机身材料常用 。它们的消震性能良好，但由于许用应力低，铸铁及球墨铸铁的弹性模量也低，所以重量较大，刚度也差些，但适合批量生产。在结构设计中，应当注意壁厚均匀，不要有突然的变化，要适当加大过渡圆角，以减少应力集中。 焊接机身目前常用的材料为 6板。由于不需要木模，更适合单件生产。焊接机身设计时，钢板分块应尽量少，要设计成对称截面和对称焊缝，以减少焊接变形；焊缝要避开应力集中区 ，避免让焊缝直接承受主要的工作载荷。焊缝不要交叉，并且要考虑到焊接施工的方便，留有足够的焊接空间，以改善工人的劳动条件。复杂的焊接件先分成几个组件焊接，然后拼焊在一起。 无论选用什么结构，机身设计时应注意下面几点： （ 1）在满足强度、刚度的条件下，降低自重、节约金属； （ 2）结构力求简单、美观、便于加工制造，并使装在机身上的各种零部件易于安装、调整及维修； （ 3）有足够的底面积，以保证冲压机器的稳定性； （ 4）结构设计力求减少振动和噪音。 本设计的机身材料选即便于施工又廉价的铸铁。查表 3采用造而成。 为增加机身的刚度和强度，一般情况下，增加壁厚可以达到，但不如加设肋板有利。因为加设肋板，既可增大强度和刚度，又可较增大壁厚时减小质量。肋板布置的正确与否对于加第 1章 绪论 力机形势背景 在过去，我国压力机技术发展仍存在缺陷，其中，材料、技术工艺等方面不过关，特别是在电控方面，我国的技术非常薄弱。虽然我们可以购买国外的电控压力机，但是电控方面的技术是其核心，难以掌握，所以加强对电控压力机技术方面的掌握是势在必行的事情。 经过几十年的高速发展，我国压力机技术发展日渐精益。已经涌现出一大群技术过硬的制造商，在液压对高车、液压搬运车的技术方面逐渐成熟，而且具备了给国际知名品牌制造商做贴牌的能力，从中可以看出，我国压力机的技术发展已经成熟。这一进步在压力机行业 领域中具有突破性的时代意义。 长久以来，我国压力机的发展虽然非常快速，但是拥有尖端科技的制造商少之又少，部分的中文合资或者是国外的知名制造商已经占领了我国的高端压力机市场，而且高端的的技术主要体现在智能化、自动化和信息化方面，相比之下，我国制造商绝大部分处于中低端的消费市场。目前国内的企业在中端市场激烈的竞争，也有少部分的制造商向高端压力机的市场挺进。而外资压力机的制造商已从高端市场向中端市场覆盖。 从出口国来看，我国压力机的出口已从欧洲发达国家向发展中国家转移。2013 年向发展中国家出口压力机仍然是我国压 力机出口的主要目标，因为国内的中低端的压力机发展适合发展中国家的行情，销量比较好。在技术方面，我相信在电控方面的技术会得到突破性的发展，中低端的压力机制造商会更多的向高端市场挺进。 2013 年也将会对压力机行业进行产能调整，解决某些压力机的产能过剩的问题。 我国 压力机 行业的发展会越来越好，不断的向高端市场挺进，三洋机床厂成都分公司正在不断的改进技术，生产的压力机高效、节能、灵活方便等优点，并努力寻求进军高端市场的机会。 现代世界各国间的竞争主要表现为综合国力的竞争。要提高我国的综合国力，就要在一切生产部门实现 生产的机械化和自动化，这就需要创造出大量的、种类繁多的、新颖优良的机械来装备各行各业，为各行各业的高速发展创造有利条件。 机械工业的生产水平是一个国家现代化建设水平的主要标志之一。工业、农业、国防和科学技术的现代化程度都会通过机械工业的发展程度反映出来。不论是集中进行大量生产还是迅速完成多品种、小批量生产，都只有使用机器才便于实现产品的标准化、系列化和通用化。机械工业担负着向国民经济各个部门提供技术装备和促进技术改造的重要任务 ,在现代建设的进程中起着主导和决定性的作用。通过大量的设计、制造和广泛使用各种先进 的机器 ,就能大大的加强促进国民经济发展的力度 ,加速我国社会主义现代化建设。 冲压机械是为实现冲压工艺服务的。随着生产的发展，冲压机械已越来越广泛的应用于国民经济各个部门的工业生产中，除机械制造业本身外，动力机械工业、船舶、电机、电器、机车车辆制造业、航空航天工业，以及人们日常生活密切相关的家用电器、日用五金等轻工业部门，均需要大量的冲压机械为之服务；随着科学技术的进步，需要更多的、更好的各种冲压机械来进行各种冲压工艺，这就需要我们设计出各类新型冲压机械。 性能良好的冲压设备是提高冲压生产技术水平的基 本条件。目前主要是从两个方面予以研究和发展：一是对目前我国大量使用的普通冲压设备加以改进，即在普通压力机的基础上加上送料机构和检测装置，以实现半自动化或全自动化生产，改进冲压设备结构，保证必要的刚度和精度，提高其工艺性能，以提高冲压工件精度，延长冲模使用寿命；二是积极发展高速压力机，冲压柔性制造系统及各种专用压力机，以满足大批量生产的需要。 械式压力机的结构与优点 机械式压力机一般按照机身结构型式分为开式和闭式。 本设计采用开式压力机原理设计压力机，开式压力机也称为冲床，应用最为广泛，适用于 40牛的中小型压力机。开式压力机多为立式，机身呈 、左、右三面敞开，结构简单、操作方便、机身可倾斜某一角度，以便于冲好的工件滑下落入料斗，易于实现自动化。 本设计的执行机构是曲柄连杆机构，其工作原理是将曲轴的旋转运动，通过连杆变成滑块的往复直线运动，对放置于模具中的材料实现压力加工。本压力机工作特点是冲击性载荷，大部分时间为空行程；在传动系统中都设置有飞轮，其中大带轮和大齿轮也起到飞轮的作用；压力机上的离合器于制动器之间设有机械或电气连锁；滑块的行程长度不变，但其底面与工作台面之间的距 离可以通过螺杆调节；生产中为保证设备安全，常在压力机上装设过载保护装置。 本设计的压力机为开式机身压力机，相比闭式压力机具有突出的优点，其工作台从三个方向敞开，装载模具和实际生产操作较为方便，同时为机械化和自动化提供了良好的条件。但是开式压力机也有其不足之处，由于机身呈现 际工作时，其变形量较大，刚性较差的缺点影响着制品的精度，而且由于机身有角度变形，会使得上模轴心线于工作台面不垂直，容易破坏上、下模具间隙的均匀性，从而降低了模具的使用寿命。 开式曲柄压力机在机械制造业中运用最为广泛也是其具备 的优点之一，主要原因是它在板料冲压生产中作为主要设备的地位，其结构紧凑，操作简单，深受机械制造商的喜爱和青睐。 论文研究内容及设计任务 第 2章 16吨 机械式双柱可倾压力机总体设计 6吨机械式双柱可倾压力机基本参数 开式曲柄压力机的技术参数，反映了它的工艺性能和应用范围，且所能加工制件的尺寸范围以及有关生产率指标，同时也是选择、使用压力机和设计模具的重要依据。 ：公称压力是压力机的主参数，是指滑块离下止点前，某一特定距离或曲柄转角时，滑块允许的最大作用力。 F=160：滑块行程是指滑块从上止点到下止点所经过的距离，它是曲柄半径或是偏心齿轮、偏心轴偏心距的两倍，其大小随压力机工艺用途和公称压力的不同而不同。 S=70n：它是指滑块经从上止点到下止点，再回到上止点为一次动作行程的每分钟往复运动次数。滑块行程次数的高低反映了压力机冲压的生产效率。 n=120次 /和封闭高度 力机装模高度是指压力机滑块处于下止点位置时，滑块下表面到工作垫板上表面的距离。当装模高度经由高度调节装置将滑块调整到最高位置时 ，装模高度达到最大值，称为最大装模高度。将滑块调整到最低位置时，装模高度达到最小值，称为最小装模高度。压力机装模高度调节装置所能调节的距离，称为装模高度调节量（ H）。有了装模高度调节量，就可以满足不同闭合高度模具安装的需要。模具的闭合高度应该介于压力机的最大装模高度和最小装模高度之间。 封闭高度 指滑块在上止点时滑块下表面到工作台上表面的距离。它和装模高度之差恰好是工作台垫板的厚度 T。 20闭高度调节量 0 寸：压力机工作台面尺寸 L B 及滑块底面尺寸 a b 是与模座平面尺寸有关的工艺尺寸，它反映了压力机工作台面与滑块底面的长度和宽度尺寸，表示压力机允许安装模具的水平尺寸大小。 右为 L=450后为 B=300 右为 a=220后为 b=190 ：滑块中心线至床身的距离叫做喉口深度。喉口深度和工作台垫板面积是关系到模具的最大平面尺寸的重要参数 60 作台 孔用于落料或安装气垫装置。工作台孔尺寸 1、 后为 10右为 20孔直径为 60 d l）：中小型压力机的滑块底面都设有模柄孔，它是用于安装固定上模和确定模具压力中心的。当模具用模柄与滑块相连时，滑块模柄孔的直径和深度应与模具模柄尺寸相协调。中小型压力机模柄孔的形状有圆柱形和方柱形。 径 d=40度为 l=60 ：立柱间距离是指双柱式压力机两个立柱内侧表面的距离。对于开式压力机，立柱间距离尺寸直径影响由前向后送料时条料的宽度，以及冲压接料机构的尺寸和安装位置。 为 230 斜角是指可倾式压力机工作台面的倾斜角度，也就是机身后倾的角度。利用这个倾斜角使冲压后 废料）能借其自重或其他因素通过两立柱中间压力机后方排除。 0。 统控制流程图 定总体传动方案 定 方案一 :采用凸轮连杆机构为执行机构 图 2轮连杆机构 方案二 :采用对心曲柄滑块机构为执行机构 图
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号