三维设计与仿真综合训练课程设计-曲轴压力机主传动及飞轮设计.doc

三三维维设设计计与与仿仿真真综综合合训训练练 课课程程设设计计 题 目 曲轴压力机主传动及飞轮设计 学 院 机械工程学院 年 级 专 业 班 级 学 号 0 学生姓名 指导教师 提交日期 -1- 目目 录录 第 1 章 压力机设计方案的可行性分析和预期目标2 第二章 设计方案的技术参数 2 2.1 电动机参数设计 2 2.1.1 电动机功率计算2 2.1.2 飞轮转动惯量核算3 2.2 带传动的设计.3 2.2.1 带轮的计算3 2.2.2 带轮的材料选用5 2.2.3 带轮结构设计5 2.3 曲轴的主要尺寸的确定.7 2.3.1 核验轴颈尺寸8 2.3.2 压力机的连杆组9 2.3.3 连杆的设计.10 2.3.4 连杆材料.10 2.3.5 连杆长度和杆身设计10 2.4 导轨的选择.12 2.4.1 导轨的基本要求12. 2.4.2 导轨的材料及热处理12 2.5 装模高度调节机构.12 2.5.1 调节螺杆的结构12 2.6 曲轴处轴承的选用.15 2.7 过载保护装置.16 2.7.1 压塌式过载保护装置16 第三章 大带轮不同惯性下扭矩与角速度分析.19 -2- 一一压压力力机机 设设计计方方案案的的可可行行性性分分析析和和预预期期目目标标 本课题研究的内容为锻压机的传动系统设计，其工作原理为：由电动机通 过三角皮带驱动大带轮（通常兼作飞轮），带动曲轴旋转，通过连杆带动滑块 机构上下往复移动。锻压工作完成后滑块回程上行，工作原理如下图所示。 图图 1.1 工作原理图工作原理图 电动机通过三角皮带将运动传给大皮带轮，然后将运动传给曲柄轴，通过 连杆转换为滑块的上下移动。锻压机在整个工作周期内进行工艺操作时间很短， 既有负荷的工作时间很短，无负荷的空程很多。为了使电动机的负载均匀，有 效的利用能量，因而装有飞轮，大皮带轮即起飞轮作用。压力机的传动系统的 作用是将电动机的运动和能量传递给曲柄滑块机构，在传递过程中，对电动机 的转速按照一定的传动比进行减速，以满足行程次数对其的要求。 2 2设设计计方方案案的的技技术术参参数数 2.12.1 电动机参数设计电动机参数设计 根据要求，参数如下：标称压力 pg=40kn，滑块行程 s=40mm,行程次数 ，一班制工作。 min/200次n 2.1.12.1.1 电动机功率计算电动机功率计算 为便于计算，本设计可简化以冲裁工件的变形功及压力机效率来计算电动 机功率，电动机功率为： -3- kn t ka p5376 . 0 %25200601000 240000315. 06 . 1 1000 10 3 其中：其中：a冲裁工件变形功; pss pa315 . 0 t压力机实际工作周期,； n nc t 60 k电动机安全运转系数 压力机效率 2.1.22.1.2 飞轮转动惯量核算飞轮转动惯量核算 满足工件变形功所需的飞轮转动惯量为： f ii 压力机现有飞轮转动惯量 f i 一般计算主轴上的大袋轮或大齿轮的轮缘的转动惯量的即可，计算式为： 20 . 1 46 . 0 504 . 0 32 1086102 . 714 . 3 32 44 33 4 2 4 1 dd b i f 其中：d1飞轮轮缘外径 d2飞轮轮缘内径 b飞轮轮缘宽度 飞轮材料密度 又上可知，飞轮转动惯量满足条件。 2.22.2 带传动的设计带传动的设计 在此次设计中，采用一级传动。总传动比，带传动传动95 . 6 200/1390i 比初步符合三角传动带的传动比不超过 68。95 . 6 1 i 2.2.12.2.1 带轮的计算带轮的计算 具体计算方法如下： (1)计算功率： 电机功率为 0.55kw，载荷变动较大，由参考资料，查表得 -4- 工况系数则 2 . 1 a k kwpkp ad 66 . 0 55 . 0 2 . 1 选择带型： 根据，查表图，选普通 z 型 v 带. d p 1 n 1)确定小带轮直径：查表，选取小带轮直径 mmd71 1 2）大带轮直径。忽略弹性滑动，则大带轮直径 ， mmdid45.4937195 . 6 12 查表，选取标准值 mmd500 2 3）演算传动比相对误差。计算实际传动比,理论 04. 771/500/ 12 ddi 传动比为，则 ，即传动比误差在 5%以内， 95 . 6 0 i 因此合格。 （4）选择带长，确定中心距 1）初定中心距： 因，初取 21021 27 . 0ddaddmma500 0 2）初步计算带长： 查表选用标准带长 mmld2000 3）实际中心距： mmllaa dd 4942/ )1988200(5002/ )( 00 4）确定中心距调整范围 mmmmlaa d 554200003 . 0 49403 . 0 max mmmmlaa d 4642000015 . 0 500015 . 0 min （5）验算带速 v smsmdnv/16 . 5 /60000 1 在 525m/s 范围内，故合格。 （6）验算小带轮上的包角： mm addddal ddd 19885004/)71500(2/ )71500(5002 4/2/ )(2 2 0 2 122100 %32 . 1 95 . 6 04 . 7 95 . 6 0 0 i ii -5- oooo add12024.130/3.57)(180 211 （7）确定 v 带根数 查表得包角修正系数，查表得带长修正系数,由小带轮直 86 . 0 k2 . 1 l k 径及小带轮转速查表得单根 a 型 v 带基本额定功率计算单根 v 带的额定功 1 d 1 n 率,查表得基本额定功率增量。 9 . 0 0 p03 . 0 0 p kwkkppp lr 34 . 0 2 . 186 . 0 )03 . 0 3 . 0()( 00 计算 v 带的根数： .2, 9 . 134 . 0 /66 . 0 /根取 rd ppz (8)计算单根 v 带的初拉力 查表，a 型带单位长度的质量 0 f q=0.06kg/m，则 nqvvzkpf d 57.62) 1/5 . 2(500 2 0 （9）计算压轴力： nzffq83.2262/4 .130sin57.62222/sin2 10 2.2.22.2.2 带轮的材料选用带轮的材料选用 带速的传动带，其带轮常用铸铁 ht150 制造，重要的也可以用 smmv/30 ht200；高速时使用钢制带轮，速度可达；小功率带传动的带轮可以用铸铝或塑 料。要依据现实情况而定。此次设计选用 ht150。 2.2.32.2.3 带轮结构设计带轮结构设计 （1）小带轮结构 小带轮直接安装在电动机轴上，首先确定电动机的尺寸。查表，点动机的 轴颈为 d=19mm，外伸端长度 e=40，则带轮轮毂孔直径也为 19mm，为了带轮轴 向定位的可靠，带轮轮毂宽度大于电机轴的外伸长度，取为 42mm。 带轮结构的确定：带轮的基准直径为，查图，选用实心轮。查表， mmd71 z 型 v 带轮，基准宽度，槽间距基本值， 5 . 8 d b0 . 2 min a h0 . 7 min f h 12e 偏差，。 3 . 0 8 min f （2）大带轮的结构 -6- 大带轮装在输出轴上，轮毂孔径根据轴的强度及结构设计而定（由轴的校 核定出）初选轴颈 51mm，查表，依据带轮直径 500mm 和轮毂直径，确定带轮腹 板厚度为 13.6mm 的六孔辐板式。轮槽尺寸查表得，选用的键的尺寸为 16mm 10mm，则键槽宽度为 16mm，键槽深度。 mmt10 1 图图 2.1 大带轮结构尺寸大带轮结构尺寸 -7- 2.32.3 曲轴的主要尺寸的确定曲轴的主要尺寸的确定 在设计曲轴时，先根据经验公式决定曲轴的有关尺寸，然后根据理论公式 进行精确核验。 图图 2.22.2 曲轴结构图曲轴结构图 如上图标注，先设计支撑颈直径，根据公式： （4.55）（mm） 为标称压力（kn） 0 d g p g p 根据经验数据，进行设计： (4.55) =28.46-31.6。取 0 d 40 mmd30 0 曲柄颈直径，=（1.11.4）。取=40mm a d a d 0 d a d 支撑颈直径，=（1.52.2）。取=56mm 0 l 0 l 0 d 0 l 曲柄两臂外侧面的长度，=（2.53.0）。取=83mm q l q l 0 d q l 曲柄颈长度，=（1.31.7）。取=45mm a l a l 0 d a l 圆角半径 ， =（0.080.10）。取 =3mm rr 0 d r 曲柄臂大的宽度，=（1.31.8）。取=48mm aa0 d a 根据设计要求立柱间距大于 400，故按曲柄总长比例重选参数： 取， mmd51 0 =68mm，=112mm，=153mm，=76mm， =5mm，=50mm a d 0 l q l a l ra -8- 考虑连杆轴瓦压强 l1 需增大，为了保证曲柄臂强度，l2 也需相应增大,故 变为：la=80mm, lb=160mm 图图 2.3 曲轴尺寸曲轴尺寸 2.3.12.3.1 核验轴颈尺寸核验轴颈尺寸 初步选取曲轴材料为 45 号钢 查表 3.2 得: =1000帕。 10 5 d1= (3.1) 3 1 . 0 )812(25. 0 pgrll = 3 5 3 1010001 . 0 1040)5880180(25 . 0 =0.24m 故原尺寸满足 d0= (3.2) 3 2 . 0 mq pg 而式中1: =r(sin+)+0.5u(1+)d1+d0 (3.3) mq 2 sin2 db 且: -9- r=0.5s=0.540=20mm 由结构设计或参考同类型压力机，初步选取 =0.1(即连杆长度为 0.5m)。 设=0.035m(按连杆经验公式选取)。 db 又根据预选及计算值得： d1=0.68m d0=0.051m 查表 3.3 =0.145 当 =35时，sin+0.5sin2=0.6199 =0.020.6199+0.50.045(1+0.1) 0.068+0.10.035+0.051 mq =0.01514m 又由表 3.3 可知 =750x帕 10 5 do= 3 3 10 750 01514 . 0 10 5 2 . 0 1000 =0.03446m 2.3.22.3.2 压力机的连杆组压力机的连杆组 它包括连杆体，连杆盖，连杆轴瓦和连杆螺栓，是曲柄连杆机构中传递动 力的重要组件。 组件连杆承受的压力可以过到很大的数值，面高速运动产生的惯性力的影 响又要求结构轻巧。所以连杆设计的一个主要要求，就是要在尽可能轻巧的结 构下保证足够的刚度各强度，因此必须选用高强度的材料，合理的结构形状和 尺寸，采取提高强度的工艺措施等。连杆一旦断裂，将造成严重事故。 连杆的变形对曲柄连杆机构的工作有很不好的影响。例如，连杆大头的 变形使连杆螺栓承受附加弯曲；大头孔的失圆使连杆轴承的润滑受到损害。所 以连杆要有尽可能大的结构刚度，经验表明，对于不太强化的发动机来说，刚 度比强度更重要。连杆螺栓的主要问题是保证疲劳强度，而连杆轴承要求保证 -10- 耐久性。 2.3.32.3.3 连杆的设计连杆的设计 连杆是机械压力机上最重要的受力零件之一，按使用场合分为偏心轮用连 杆和曲柄轴用连杆两种，由于是初次设计，曲柄轴用连杆较为方便设计，也符 合所设计的压力机的要求。 2.3.42.3.4 连杆材料连杆材料 为了使连杆在结构轻巧的条件下有足够的强度和刚度，一般多用精选含 碳量的优质中碳结构 45 模锻。合金钢有较高的综合机械性能，但当存在主生应 力集中的因素时，它的疲劳强度急剧下降，甚至低到与碳素钢不相上下。所以 合金钢连杆的形状设计，过渡圆滑性，毛坯表面质量等，必须给以更多的注意， 才能充分发挥优质材料的潜力。 为了节约优质钢材，降低产品成本，此压力机的连杆材料采用铸铁 ht20- 40 调质处理 hb255-302。 2.3.52.3.5 连杆长度和杆身设计连杆长度和杆身设计 图图 2.4 连杆设计连杆设计 -11- 图图 2.5 连连杆杆杆杆身身 为了提高曲轴和轴承的工作能力，而选择较大的 d3。经查资料表明 d3 / d1=1.061.08,故 d3=73mm。 连杆结构设计中首先碰到的问题是确定连杆大小头孔的距离，即连杆长度 l,由于连杆长度通常是用连杆比 =r/l 来说明， 值越大，连杆越短，反之则 越长。目前压力机的 在 0.10.3 之间，为了设计方便，选取 =0.1 即 l=200mm。 参考柴油机设计连杆经验公式： 小头尺寸：d=(0.28-0.42)d =35mm 杆身尺寸：d=(0.25-0.35)d 由于其中需要加装调节螺杆，取 d=50mm 连杆大头选用平切口连杆 h=（）0.41-0.53）d 由于需要与曲轴配合，h 选 取 80mm 螺栓中心距：（0.9-1.1）d=90mm -12- 2.42.4 导轨的选择导轨的选择 2.4.12.4.1 导轨的基本要求导轨的基本要求 由于此压力机选择开式，所需压力也不太大，故选择滑动导轨。为了能长 期保持导向精度，对导轨提出刚度和耐磨性的要求。若刚度不够，则直接影响 部件之间的相对位置精度和导轨的导向精度，增大导向长度来保证滑块的运动 精度外,导轨的形式也是影响滑块运动精度的一个重要因素,在开式压力机上,采 用成双对称布置的 90 度 v 形导轨.使导轨面上的比压分布不均，加剧导轨面的 磨损，为此材料的选择很重要。 2.4.22.4.2 导轨的材料及热处理导轨的材料及热处理 对导轨的材料的主要要求是耐磨性好，工艺性能好，成本低。 铸铁是一种成本低，有良好减振性和耐磨性，易于铸造和切削加工的金属 材料。因此材料选择灰铸铁 ht200，采用高频淬火，使表面淬火达到 4555hrc 左右，以增加抗硬粒磨损的能力和防止撕伤。 2.52.5 装模高度调节机构装模高度调节机构 2.5.12.5.1 调节螺杆的结构调节螺杆的结构 为了适应不同闭合高度的模具,压力机可能通过连杆长度的调节或连杆与滑 块的连接件的调节,来调整滑块的上下位置,以达到调整装模高度的目的,由于是 小型压力机,采用手动调节。由图可知,连杆不是一个整体,而是由连杆体和调节 螺杆组成,调节螺杆下部的球头与滑块连接,连杆体上部的轴瓦与由轴连接.用扳 手转动调节螺杆,即可调节连杆长度.为了防止装模高度在冲压过程中自行改变, 设有锁紧装置，它由锁紧块及锁紧螺钉组成.调节时先旋转锁紧螺钉,使锁紧块 松开，再将连杆调至需要的长度,然后,拧动锁紧螺钉,使锁紧块压紧调节螺杆， 以防松动。 -13- 图图 2.5 锁锁紧紧螺螺钉钉 表表 2.1 连连杆杆尺尺寸寸经经验验公公式式 符符号号经经 验验 尺尺 寸寸 (毫毫米米 ) db 3.9 5.7 pg d0 0.59 0.93d b d2 0.83 1.0d 0 注 :pg-连杆上作用力(千 牛 ) 图图 2.6 调节螺母调节螺母 -14- 图图 2.7 调节螺杆结构尺寸调节螺杆结构尺寸 由表2.1 可计算出 =28.24mm db =22.76mm d0 =20.49 mm d2 调节螺纹尺寸按表2.2 所示 表表 2.2 螺螺纹纹尺尺寸寸 螺螺 杆杆螺杆及螺母螺杆及螺母 螺杆直径（毫米）螺杆直径（毫米） 外外 径径内内 径径 截面面积（厘米截面面积（厘米 2） 螺距螺距中径中径 d0d1fsdm 3021.7963.72626.4 4031.7967.93636.4 5041.79613.72646.4 6051.79621.07656.4 7061.79630.0666.4 8069.0637.48875.2 10089.0052.32895.2 120109.0683.458115.2 140126.326125.3710134.0 160146.326168.2510154.0 180166.326217.310174.0 调节螺杆的螺纹长度则由经验公试获得1:一般为 0.91.3， d0 最终取 113mm。 -15- 2.62.6曲轴处轴承的选用曲轴处轴承的选用 根据轴承中摩擦的性质不同，可以把轴承分为滑动摩擦轴承和滚动摩 擦轴承两大类。滚动轴承由于摩擦系数小，起动阻力小，在一般机器中 应用较广。在锻压设备中，由于存在特大冲击与振动，此次设计选用径 向滑动摩擦轴承。 已知，轴承所受径向载荷f=40kn，轴颈转速 200r/min，轴颈 d=51mm,进行对轴承的验算。 （1）验算轴承的平均压力p mpampa db f p0 . 7 11251 40000 （2）验算轴承的（单位为）值pvsmmpa/ 轴承的发热量与其单位面积上的摩擦功耗成正比（是摩擦 fpvf 系数），限制值就是限制轴承的温升。 pv smmpa dn bd f pv/71 . 3 100060 （3）验算滑动速度v smsmdnv/5335 . 0 /60000/2005160000/ 1 查表选用铅青铜， zcupb30（30 铅青铜）， mpap25 ，。采用此轴承合格。 smv/12smmpapv/30 对于和的验算合格的轴承，由于滑动速度过高，也会加速磨损 pvp 而使轴承报废，这是因为只是平均压力，实际上，在轴发生弯曲或不 p 同心等引起的一系列误差及振动的影响下，轴承边缘可能产生相当高的 压力，因而局部区域的值还会超过许用值 。 pv 2.72.7 过载保护装置过载保护装置 -16- 曲柄压力机的工作负荷超过许用负荷称之为过载.引起过载的原 因很多 ,如压力机选用不当 ,模具调整不正确 ,坯料厚度不均匀 ,两个 坯料重叠或杂物落入模腔内等.过载会导致压力机损伤,职连杆螺纹破 坏,螺杆弯曲 ,曲轴弯曲 ,扭曲或断裂 ,机身变形或开裂等等，也可能由 于材料、模具、设备、操作等问题出现超载；由于滑块和上模的自重导 致下降速度过快，对零件产生撞击；或由于制动器失灵、连杆折断，导 致滑块坠落而引发事故。.而曲柄压力机是比较容易发生过载的机器， 为了防止过载 ,现已开发了各种各样的过载保护装置,由于 100 吨压 力机属于中小型压力机,可以使用压塌块式保护装置。 2.7.12.7.1 压塌式过载保护装置压塌式过载保护装置 过载保护装置常见的有压塌式、液压式和电子检测式等。 根据破坏式保护原理，在传动链中人为制造一个机械薄弱环节。当发 生超载时，这个薄弱环节首先破坏，切断传动线路，使动力不能继续输 入，后续机构运动停止，从而保护后续主要受力件不遭到损坏。压力机 常用压塌块作为机械薄弱环节，保护主要受力件曲轴免受超载造成的破 坏。 压塌块式保护装置通常装在滑块部件中，压力机工作时，作用在滑块 上的工作压力全部通过压塌块付给连杆。压塌块过载保护装置结构紧凑， 制造方便，价格低谦。但压塌块不能准确地限制过载力，因为压塌块超 载破