锻压机间歇机构设计.doc

聊城大学东昌学院聊城大学东昌学院 本科生毕业论文 设计 本科生毕业论文 设计 题题 目 目 锻压机间歇传动机构设计锻压机间歇传动机构设计 专业代码 专业代码 0 0 8 8 0 0 2 2 5 5 1 1 作者姓名 作者姓名 董董 志志 飞飞 学学 号 号 2008002045220080020452 单单 位 位 聊城大学东昌学院聊城大学东昌学院 指导教师 指导教师 崔崔 传传 辉辉 20122012 年年 5 5 月月 1515 日日 目目 录录 1 1 引引 言言 1 1 1 1 发展史及近几年来国内外发展状况 1 1 2 设计方案的可行性分析和预期目标 2 1 3 设计方案的技术参数 3 2 2 锻压机间歇传动机构零部件的选用锻压机间歇传动机构零部件的选用 3 3 2 1 电动机的选用 3 2 2 带轮的设计计算 4 2 2 1 带轮的计算方法 4 2 2 2 带轮的材料选用 5 2 2 3 带轮的结构设计 5 2 2 4 小带轮连接件的选用 5 2 3 弧面凸轮及分度盘设计计算 6 2 3 1 弧面凸轮及分度盘运动参数计算 4 6 2 3 2 弧面凸轮及分度盘主要几何尺寸计算 7 2 3 3 弧面凸轮的结构图 8 2 4 离合器及制动器的选用 8 2 4 1 离合器的选用 8 2 4 2 制动器的选用 9 2 5 输出轴及其输出轴轴上元件的设计计算 10 2 5 1 输出轴曲柄部分 10 2 5 2 输出轴的受力分析 11 2 5 3 输出轴轴承的选用 12 2 5 4 连接件的选择 13 2 5 5 输出轴的结构设计 13 2 5 6 输出轴的强度校核 13 2 5 7 输出轴的结构图 16 2 6 输入轴及其输入轴轴上元件的设计计算 16 2 6 1 输入轴的受力分析 16 2 6 2 输入轴轴承的选用 17 2 6 3 连接件的选择 17 2 6 4 输入轴的结构设计 19 2 6 5 输入轴的强度校核 19 2 6 6 输入轴的结构图 21 2 7 箱体及其支架的设计计算 21 2 7 1 箱体的设计计算 21 2 7 2 支架的设计计算 22 结论结论 2424 参考文献参考文献 2626 致致 谢谢 2727 摘摘 要要 机械压力机是通过曲柄滑块机构将电动机的旋转运动转换为滑块的直线往复 运动 对坯料进行成形加工的锻压机械 机械压力机动作平稳 工作可靠 广泛用 于冲压 挤压 模锻和粉末冶金等工艺 本课题研究的内容为锻压机的间歇传动机构 其工作原理为 由电动机通过 三角皮带驱动大皮带轮 通常兼作飞轮 经过弧面凸轮带动分度盘 驱动曲轴使 滑块直线下行 锻压工作完成后滑块回程上行 离合器脱开 同时制动器接通 使滑块停止在上止点附近 为了实现间歇传动 需要采用空间弧面凸轮和分度盘 即凸轮每旋转一转只 有一定的角度参加工作 机械压力机的载荷是冲击性的 即在一个工作周期内锻压工作的时间很短 短时的最大功率比平均功率大十几倍以上 因此在传动系统中需设置飞轮 按平 均功率选用的电动机启动后 飞轮运转至额定转速 积蓄动能 凸模接触坯料开 始锻压工作后 电动机的驱动功率小于载荷 转速降低 飞轮释放出积蓄的动能 进行补偿 锻压工作完成后 飞轮再次加速积蓄动能 以备下次使用 机械压力机上的离合器与制动器之间设有连锁装置 以保证离合器接合前 制动器一定松开 制动器制动前离合器一定脱开 机械压力机的操作分为连续 单次行程和微动 大多数是通过控制离合器和制动器来实现的 生产中 有可能发生超过压力机公称工作力的现象 为保证设备安全 在 压力机上装设过载保护装置 关键词关键词 机械压力机 弧面凸轮 分度盘 曲面弧轮 Abstract Mechanical press is a slider crank mechanism will be through the motor rotation is converted to linear reciprocating motion of the slider on the billets for the forging forming machine Mechanical press movements smooth reliable widely used in stamping extrusion forging and powder metallurgy processes The content of this research for Forging Machine intermittent transmission case and its working principle is by the triangle belt drive motor through the large pulley usually doubles as a flywheel after Globoidal cam indexing drive and clutch plates so that the slider crank drive and convex downlink linear mode Forging a return after the completion of the slider upward the clutch was torn off and the brake at the same time connected to the slider to stop dead in the vicinity In order to achieve intermittent drive require the use of space and sub degree Globoidal cam disk that is a rotating cam to every point of view only a certain work Mechanical Press is the impact of the load that is a working cycle in the work of forging a short time Short term maximum power than the big ten times more than average power and therefore need to set the flywheel in the transmission system By the power of choice to start the motor the flywheel to the rated speed operation energy savings Contact punch began forging billet work the drive motor power less than the load lower speed the flywheel kinetic energy released from savings to compensate Upon completion of forging re accelerate the flywheel energy savings to prepare for the next use Mechanical press on the clutch and brake linkage between the device has to ensure that a certain brake clutch engagement before the release brake before the clutch brake a certain detachment The operation of the mechanical press is divided into continuous single and micro trip mostly by controlling the clutch and brake to achieve Production over the possibility of a work force that presses the public phenomenon In order to ensure equipment safety in press overload protection device installed Key words Mechanical press the roller gear indexing cam sub dial crank 锻锻压压机机间间歇歇传传动动机机构构设设计计 前前 言言 传统的锻压机由电动机提供动力 通过带轮 齿轮驱动曲轴使滑块和凸模直 线下行 每一次冲程往往是连续的 当速度较高时由于惯性加工精度较低 通过 完成本设计课题 使锻压机的连续运动转为间歇运动 从而提高锻压机的锻压精 度 运用间歇传动机构的机械压力机动作平稳 工作可靠 可用于冲压 挤压 模 锻和粉末冶金等工艺 1 1 引引 言言 1 1 1 1 发发展展史史及及近近几几年年来来国国内内外外发发展展 状状况况 人们为了制造工具 最初是用人力 畜力转动轮子来举起重锤锻打工件的 这是最古老的锻压机械 14 世纪出现了水力落锤 15 16 世纪航海业蓬勃 发展 为了锻造铁锚等 出现了水力驱动的杠杆锤 18 世纪出现了蒸汽机和 火车 因而需要更大的锻件 1842 年 英国工程师内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 第二次世界大战以来 七十五万千牛的模锻水压机 一 千五百千焦的对击锤 六万千牛的板料冲压压力机 十六万千牛的热模锻压力 机等重型锻压机械 和一些自动冷镦机相继问世 形成了门类齐全的锻压机械 体系 二十世纪 60 年代以后 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 六万千牛的三坐标多 工位压力机 两万五千千牛的精密冲裁压力机 能冷镦直径为48 毫米钢材 的多工位自动冷镦机和多种自动机 自动生产线等 各种机械控制的 数字控 制的和计算机控制的自动锻压机械以及与之配套的操作机 机械手和工业机器 人也相继研制成功 现代化的锻压机械可生产精确制品 有良好的劳动条件 环境污染很小 机械压力机按机身结构型式分有开式和闭式两类 1 开式压力机 也称冲床 应用最为广泛 机身呈C 形 前 左 右三面敞开 结构简单 操作方便 机身可倾斜某一角度 以便冲好的工件 滑下落入料斗 易于实现自动化 但开式机身刚性较差 影响制件精度和模具 寿命 仅适用于 40 4000 千牛的中小型压力机 2 闭式压力机 机身前后敞开 刚性好 精度高 工作台面的尺寸较 大 适用于压制大型零件 公称工作力多为1600 60000 千牛 冷挤压 热模锻和双动拉深等重型压力机都使用闭式机身 采用电力拖动方式的机械压力机是最主要的锻压设备 其工作机构目 前均采用曲轴输入为恒定转速的单自由度传动方式实现锻冲工作 造成了 在使用过程中能量利用率低 滑块运动的柔性可控性差 噪声振动污染严重 因此进行新型可控传动机构的机械压力机及其设计理论的研究势在必行 新 型机械压力机 的传动机构应满足的运动特性要求 通过理论分析和数值模 拟相结合的方法 获得适合机械压力机使用的数字式交流伺服电动机 普通 的异步交流电动机混合驱动的双自由度的多杆可控机构 该机构既可实现 滑块的低速锻冲动作及滑块给定运动轨迹 也可实现机械压力机在无离合器 与制动器时滑块停在任意给定行程位置和滑块行程自动可调 值得进一步 研究和推广应用 1 1 2 2 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 机械压力机是通过 曲柄滑块机构 将电动机的旋转运动转换为滑块的直线 往复运动 对坯料进行成形加工的 锻压机械 机械压力机动作平稳 工作可 靠 广泛用于 冲压 挤压 模锻和粉末冶金等工艺 本课题研究的内容为锻压机的间歇传动箱 其工作原理为 由电动机通 过三角皮带驱动大皮带轮 通常兼作 飞轮 经过弧面凸轮和 离合器带动分 度盘 驱动曲轴使滑块和凸模直线下行 锻压工作完成后滑块回程上行 离 合器脱开 同时制动器接通 使滑块停止在上止点附近 为了实现间歇传动 需要采用空间弧面凸轮和分度盘 即凸轮每旋转一 转只有一定的角度参加工作 机械压力机的载荷是冲击性的 即在一个工作周期内锻压工作的时间很短 短时的最大功率比平均功率大十几倍以上 因此在传动系统中需设置飞轮 按平 均功率选用的电动机启动后 飞轮运转至额定转速 积蓄动能 凸模接触坯料开 始锻压工作后 电动机的驱动功率小于载荷 转速降低 飞轮释放出积蓄的动能 进行补偿 锻压工作完成后 飞轮再次加速积蓄动能 以备下次使用 机械压力机上的离合器与制动器之间设有连锁装置 以保证离合器接合前制 动器一定松开 制动器制动前离合器一定脱开 机械压力机的操作分为连续 单 次行程和微动 通过控制离合器和制动器来实现的 1 1 3 3设设计计方方案案的的技技术术参参数数 根据机械部标准 JB1395 74 选用标称压力 Fg 63KN 固定行程 S 50mm 行 程次数的技术 min 160次 n 2 2 锻压机间歇传动机构零部件的选用锻压机间歇传动机构零部件的选用 2 2 1 1电电动动机机的的选选用用 机械压力机的载荷是冲击性的 即在一个工作周期内锻压工作的时间很短 短时的最大功率比平均功率大十几倍以上 为了避免浪费 在传动系统中按平均 功率选用电动机 为了满足短时大功率的需求 需设储能元件 本课题选用飞轮 做储能元件 当飞轮运转至额定转速 积蓄动能 开始锻压工作后 电动机的驱 动功率小于载荷 转速降低 飞轮释放出积蓄的动能进行补偿 锻压工作完成后 飞轮再次加速积蓄动能 以备下次使用 具体计算过程如下 1 工作过程的平均功率为 cn m nWWWWWWWtWP 7654321 工件变形功 JFFhFW ggg 63 2 0 315 0 315 0 01 拉伸垫工作功 JSFW g 5 8136 50 6336 2 工作行程摩擦消耗能量 JaFmW qgq 280 5 0 3 工作行程弹性变形消耗能量 JhFW g 96 4 2 1 4 空程消耗能量 JW63 5 单次行程 滑块停顿 飞轮空转消耗能量 JtNW t 05 0 1 06 单次行程 离合器接合消耗能量 JWW 6 1242 0 7 由以上数据求出平均功率 wPm665 电动机所需功率 wwPkPP mm 1064798 6 12 1 所以 选用 Y90S 4 电动机 P 1 1kw n 1400r min 2 2 2 2带带轮轮的的设设计计计计算算 2 2 1带轮的计算方法 传动系统中需要设置飞轮 所以大带轮还具有飞轮的功能 具体计算方法如下 2 计算功率 kwpKP Aca 32 1 1 1 2 1 选择带型 选 Z 型带 确定带轮基准直径 mmdd80 1 验算带速 86 5 1000 60 11 SmndV d 因为 5 5 86 25 所以带速合适 确定大带轮基准直径 mmmmidd dd 250 24080 3 12 圆整为 初定中心距 mma200 0 带所需基准长度 1000 2 9544 2 2 00122100 mmlmmaddddal dddddd 取 实际中心距 mmllaa dd 2302 2 95410002002 00 验算小带轮上的包角 0000 1 120138 3 57 180 12 dda dd 计算单根 V 带的额定功率 kwkkPPP lar 357 0 06 1 886 0 03 0 35 0 00 计算 V 带的根数 4 6 3357 0 32 1 根取 rca PPz 计算压轴力 NFzFp3962 138sin 53 4 22 sin 2 0 1min0 min 2 2 2带轮的材料选用 带轮材料为 HT200 2 2 3带轮的结构设计 大 小带轮均为腹板式 带轮厚度 mmB50 飞轮直径 172mm 4 2 4321 4 1 32BwwwwwdDd mmB c 5 127 4 17 1 2 2 4小带轮连接件的选用 a 键的选用 根据工作情况选择圆头平键 由连接件所在轴段的轴 d 20mm 查表得 键的宽度 b 16mm 键的高度 h 6mm 由轮毂的宽度并参考键的长 度系列表取 键长 L 45mm b 键的强度校核 因为平键的连接强度为 小于许用应力6 520 45 3 10 5 7 2 10 2 3 3 kld T p 所以合适 键的标记为 6X45GB T1096 2003 图 2 1 小带轮 图 2 2 大带轮 2 2 3 3弧弧面面凸凸轮轮及及分分度度盘盘设设计计计计算算 传动系统的间歇传动靠空间弧面凸轮和分度盘实现 弧面凸轮分为运动角度 静止角度 即凸轮每旋转一转只有一定的角度参加工作 弧面凸轮和分度盘合称 弧面凸轮分度器 弧面凸轮分度器是输入轴上的弧面共轭凸轮与输出轴上的分度 轮无间隙垂直啮合的传动装置 弧面凸轮轮廓面的曲线段驱使分度轮转位 直线 段使分度轮静止 并定位自锁 通过该机构将连续的输入运动转化为间歇式的输 出运动 依靠这个原理实现锻压机的间歇传动 2 3 1弧面凸轮及分度盘运动参数计算 4 凸轮角速度 30 1 n w 30 490 3 16 凸轮分转角 0 180 f 凸轮停歇角 0000 180180360360 fd 凸轮角位移 0 1 凸轮和分度盘分度期时间 S w t f f 49 3 3 16 1 凸轮和分度盘停歇期时间 Stwt fd 49 3 49 3 3 16 2 2 1 凸轮分度廓线旋向及旋向系数 选用左旋 p 1 凸轮分度廓线头数 选用双头 H 2 分度盘分度数 I 3 分度盘滚子数 Z HI 6 分度盘分度期运动规律 选用变正弦加速度 当 时 8 1 0 T TTs 4sin4 1 1 1 4cos1 4 Tv 当 时 8 78 1 T 3 42sin 4 92 4 1TTs 3 4cos 31 4 Tv 当 时 18 7 T 4sin4 14 4 1TTs 4cos1 4 Tv 分度盘分度期转位角 0 00 120 3 360360 If 分度盘分度期角位移 SS fi 0 120 分度盘分度期角速度 9 98 2 VtVw ff 分度盘与凸轮在分度期的角速比 3 23 49 98 12 vvww 分度盘与凸轮在分度期的最大角速比 17 1 76 1 3 2min 21 ww 动停比 k 149 3 49 3 df tt 2 3 2弧面凸轮及分度盘主要几何尺寸计算 中心距 c 100mm 许用压力角 0 45 分度盘节圆半径 2 45tan tan max122 cmwwcRp 取 46 2 mmRp 弧面凸轮节圆半径 cmRcR pp 5446100 21 分度盘上滚子夹角 000 606 360 360 z z 滚子半径 1 16 5 11 sin 7 05 0 2 zRR pr 取 cmRr14 滚子高度 6 191414 4 11 4 11 r Rb 取 b 16cm 滚子顶部与凸轮间隙 e 0 2 0 3 b 0 2 0 3 16 3 2 4 8 取 e 4cm 相对两滚子顶部距离 1081646 22 20 cmbRH p 相对两滚子底部距离 cmRH pi 761646 262 2 凸轮定位环侧面长度 h b e 16 4 20cm 凸轮顶弧面半径 cmRcmRbRR crpc 42 5 40148462 2 222 2 取 凸轮宽度 L 2 sin 2 2 2zp ebR 2 cos 2 zre RlL 59 L 83 248 取 L 75cm 2 3 3弧面凸轮 的结构图 图 2 3 弧面凸轮 2 2 4 4离离合合器器及及制制动动器器的的选选用用 机械压力机的操作分为连续工作 单次行程工作和微动工作 这些动作是通 过控制离合器和制动器来实现的 机械压力机上的离合器与制动器之间设有连锁 装置 以保证离合器接合前制动器一定松开 制动器制动前离合器一定脱开 2 4 1离合器的选用 曲轴扭矩为 FRFRM6 0 2sin2 sin 假设全程均为标称压力时曲轴上功率 KWMgnTnP 8 159550 9550 此时 凸轮上的功率为 KWpP75 198 0 1 凸轮的最大转矩 mNnPT 5 379 9550 11 计算转矩为 mNKKKTT vTc 43006 1 1 5 379 根据离合器 制动器选用手册得知 QPL1 的动态转矩为 512 许 mN 用转速为 1750r min 该离合器符合要求 所以选 Qpl1 离合器 JB T7005 1993 5 2 4 2制动器的选用 假设全程均为标称压力时曲轴上功率 KWMgnTnP 8 159550 9550 此时 凸轮上的功率为 KWpP75 198 0 1 凸轮的最大转矩 mNnPT 5 379 9550 11 即 制动轴上的最大负载力矩为 mNTt 5 379 计算制动力矩为 mNTT t 25 5695 1 5 379 根据离合器 制动器选用手册得知 QPZ1 最大制动力矩为 额定力矩为 因压力机的垂直制动力小 mNT 2540 max mNTe 312 故合适 5 制动时间 ms T gl t nn 2 32 660 375 497 409 0 8 9 4 375 4 21 制动平均减速度 s m gl T a 2 4 10 5 1 409 0 8 9 4 660 375 4 375 校核温升 C lm T t t 0 15 523 0 32 1000 675 1 5 379 1000 2 2 5 5输输出出轴轴及及其其输输出出轴轴轴轴上上元元件件的的设设计计计计算算 2 5 1输出轴曲柄部分 输出轴由曲柄和直轴两部分组成 曲柄部分配合连杆将回转运动转化为直 线运动 直轴部分 支承分度盘并与之一起回转以传递运动 扭矩 输出轴的曲柄部分配合连杆将旋转运动转化为直线运动 驱动滑块做上下运 动 本机构的固定行程为 50mm 所以 曲柄的半径为 25mm 图 2 4 曲轴结构图 mmmm dFd g 40 40366355 455 4 00 取 mmmm ddd nA 56 5644404 11 14 11 1 0 取 mmmm ldl qq 110 120100400 35 20 35 2 0 取 mmmm ldl aa 60 6852407 13 17 13 1 0 取 mmmm rdr 4 42 34010 0 08 0 10 0 08 0 0 取 mmmm ada 70 7252408 13 18 13 1 0 取 1 强度校核 由弯矩图可知 危险截面为 截面 C C 截面 B B 故只需校核这两 截面 截面 C C 的最大应力为 MPa d Frll w M A gaq w 22 103 50 1 0 63000 3260110 4 1 1 0 8 4 1 3 0 截面 B B 的最大剪应力为 MPa d MgF w Mg g p 123 40 2 0 25 63000 2 0 33 0 图 2 5 曲柄弯矩图 2 曲轴刚度计算 经计算曲轴中点处的挠度为 0 03mm 所以符合要求 2 5 2输出轴的受力分析 输出轴上的零件包括分度盘 轴承 轴承端盖 因轴承同时受有径向力和轴 向力的作用 故选用圆锥滚子轴承 根据曲柄部分和轴上零件的布置情况估计轴 的轴向尺寸 得出受力图 2 6 对图 2 6 进行解释说明 1 为轴承 1 的径向力 N NV F 12411 1 2 为轴承 1 的周向力 N NH F 29040 1 3 为轴承 1 的轴向力 N NV F 25776 1 1 4 为曲柄径向力的一半 N Fgr 252002 5 为曲柄周向力的一半 N Fgt 189002 6 为曲柄径向力的一半 N Fgr 252002 7 为周曲柄向力的一半 N Fgt 189002 8 为轴承 2 的径向力 N NV F 59701 2 9 为轴承 2 的周向力 N NH F 11783 2 10 为轴承 2 的轴向力 N NV F 18748 1 2 11 为分度盘的径向力 N Fr 2172 12 为分度盘的周向力 N Ft 20543 13 为分度盘的轴向力N Fa 7028 图 2 6 输出轴受力图 2 5 3输出轴轴承的选用 输出轴有一对轴承 可根据受力较大的选择 由上述可知 输出轴应选 用圆锥滚子轴承 轴承径向载荷为 轴向载荷为N Fr 32413 又知轴承转速为 n 160r min 轴承使用寿命为 5000hN Fa 25776 所以 当量动载荷为 NYXp FFar 4 5678425776 7 132413 4 0 轴承应有的基本额定动载荷值为 N n pc ln 53 10 6 6 10 02 210 160 5000 60 63744 10 60 按照轴承手册 选择 c 202kn 的 32311 轴承 7 验算轴承的使用寿命 500063744 20200160 60 10 60 10 3 10 6 6 hpc n lh 所以 该轴承合适 2 5 4连接件的选择 a 键的选用 根据工作情况选择双单圆头平键 由连接件所在轴段的轴 d 46mm 查表得 键的宽度 b 14mm 键的高度 h 9mm 由轮毂的宽度并参考键的长 度系列表取 键长 L 45mm b 键的强度校核 键 轴 轮毂的材料均为钢查表的须用应力为 120Mpa 因为平键的连接强度为 小于许用应力MP kld T 10046 76 5 4 10 945 2 10 2 3 3 所以合适 键的标记为 14X45GB T1096 2003 1 2 5 5输出轴的结构设计 选取轴的材料为 40Cr 钢 初步估算轴的最小直径 取mmnPAd 9 45160 8 15100 3 3 330min mmd40 min 然后根据轴上零件的布置情况 设计轴的具体结构 2 5 6输出轴的强度校核 对图 2 7 进行解释说明 1 为轴承 1 的径向力 N NV F 12411 1 2 为轴承 1 的周向力 N NH F 29040 1 3 为轴承 1 的轴向力 N NV F 25776 1 1 4 为曲柄径向力的一半 N Fgr 252002 5 为曲柄周向力的一半 N Fgt 189002 6 为曲柄径向力的一半 N Fgr 252002 7 为周曲柄向力的一半 N Fgt 189002 8 为轴承 2 的径向力 N NV F 59701 2 9 为轴承 2 的周向力 N NH F 11783 2 10 为轴承 2 的轴向力 N NV F 18748 1 2 11 为分度盘的径向力 N Fr 2172 12 为分度盘的周向力 N Ft 20543 13 为分度盘的轴向力N Fa 7028 进行强度校核时 通常只校核危险截面的强度 输出轴的危险截面为 M 2076N m 的截面 M 2545N m 的截面 M 323N m 的截面 轴的材料为 40Cr 钢 查表得许用应力为 300Mpa 进行强度校核 MPaMPa W TM 300129 56 1 0 9450002076000 3 2222 MPaMPa W TM 300163 55 1 0 9450002545000 3 2222 MPaMPa m W TM 300215 10 542 7 9450001322000 36 2222 所以强度符合要求 图 2 7 输出轴的载荷分析图 2 5 7输出轴的结构图 图 2 8 输出轴的结构图 2 2 6 6输输入入轴轴及及其其输输入入轴轴轴轴上上元元件件的的设设计计计计算算 输入轴为直轴 主要作用为支承空间弧面凸轮 离合器 制动器 并与之 一起回转以传递运动 扭矩 2 6 1输入轴的受力分析 输入轴上的零件包括带轮 弧面凸轮 轴承 轴承端盖 因轴承同时受有径 向力和轴向力的作用 故选用圆锥滚子轴承 根据轴上零件的布置情况估计轴的 轴向尺寸 得出受力图 2 9 图 2 9 输入轴受力图 对图 2 9 进行解释说明 1 为轴承 1 的轴向力 N NV F 2429 1 1 2 为轴承 1 的周向力 N NH F 3687 1 3 为轴承 1 的径向力 N NV F 7389 1 4 为凸轮轴向力 N a F 20543 2 5 为凸轮周向力 N t F 7028 2 6 为凸轮径向力 N r F 2172 2 7 为轴承 2 的轴向力 N NV F 22972 1 2 8 为轴承 2 的周向力 N NH F 2945 2 9 为轴承 2 的径向力 N NV F 14323 2 10 为带轮的径向力N396 r F 1 2 6 2输入轴轴承的选用 输入轴有一对轴承 可根据受力较大的选择 由上述可知 输出轴应选 用圆锥滚子轴承 轴承径向载荷 轴向载荷 又NFr14623 NFa22912 知轴承转速为 n 497r min 轴承使用寿命为 5000h 所以 当量动载荷为 NYFXFP ar 6 4490122972 7 114623 4 0 轴承应有的基本额定动载荷值为 KN n c lh 20110 5000 497 60 6 44901 10 60 3 10 6 6 按照轴承手册 选择 c 202KN 的 32311 轴承 7 验算轴承的使用寿命 5000 6 44901 208000 497 60 10 60 10 6 6 hn pc lh 所以 该轴承合适 2 6 3连接件的选择 1 制动器与输入轴之间的连接件 键的选用 根据工作情况选择半圆头平键 由连接件所在轴段的轴 d 45mm 查表得 键的宽度 b 14mm 键的高度 h 9mm 由轮毂的宽度并参考键的长 度系列表取 键长 L 80mm 键的强度校核 键 轴 轮毂的材料均为钢查表的须用应力为 120Mpa 因为平键的连接强度为 小于许用应力 3 5145 73 5 4 10 5 379 2 10 2 3 3 kld T p 所以合适 键的标记为 14X80GB T1096 2003 2 凸轮与输入轴之间的连接件 键的选用 根据工作情况选择圆头平键 由连接件所在轴段的轴 d 65mm 查表得 键的宽度 b 18mm 键的高度 h 11mm 由轮毂的宽度并参考键的 长度系列表取 键长 L 70mm 键的强度校核 键 轴 轮毂的材料均为钢查表的须用应力为 120Mpa 因为平键的连接强度为 小于许用应力 8 4065 59 5 5 10 5 379 2 10 2 3 3 kld T p 所以合适 键的标记为 18X70GB T1096 2003 3 离合器与输入轴之间的连接件 键的选用 根据工作情况选择半圆头平键 由连接件所在轴段的轴 d 45mm 查表得 键的宽度 b 14mm 键的高度 h 9mm 由轮毂的宽度并参考键的长 度系列表取 键长 L 80mm 键的强度校核 键 轴 轮毂的材料均为钢查表的须用应力为 120Mpa 因为平键的连接强度为 小于许用应力 3 5145 73 5 4 10 5 379 2 10 2 3 3 kld T p 所以合适 键的标记为 14X80GB T1096 2003 1 2 6 4输入轴的结构设计 选取轴的材料为 45 钢 初步估算轴的最小直径 取mmnp Ad 2 38497 75 19112 3 3 0min mm d 45 min 然后根据轴上零件的布置情况 设计轴的具体结构 2 6 5输入轴的强度校核 对图 2 6 进行解释说明 图 2 10 输入轴的载荷分析图 1 为轴承 1 的轴向力 N NV F 2429 1 1 2 为轴承 1 的周向力 N NH F 3687 1 3 为轴承 1 的径向力 N NV F 7389 1 4 为凸轮轴向力 N a F 20543 2 5 为凸轮周向力 N t F 7028 2 6 为凸轮径向力 N r F 2172 2 7 为轴承 2 的轴向力 N NV F 22972 1 2 8 为轴承 2 的周向力 N NH F 2945 2 9 为轴承 2 的径向力 N NV F 14323 2 10 为带轮的径向力N396 r F 1 进行强度校核时 通常只校核危险截面的强度 输入轴的危险截面为 M 1257N m 的截面 M 379 5N m 的截面 轴的材料为 45 钢 查表得许用应力为 180Mpa 进行强度校核 53 10 2 4 2 5 3791257 5 2222 MPa W TW 4710 8 5 379 6 22 MPa W TW 所以强度符合要求 2 6 6输入轴的结构图 图 2 11 输入轴的结构图 2 2 7 7箱箱体体及及其其支支架架的的设设计计计计算算 2 7 1箱体的设计计算 箱体是锻压机间歇传动机构 的重要组成部件 它是传动零件的基座 为 了满足强度和刚度的要求 箱体采用 HT250 灰铸铁制造 另外灰铸铁具有很好 的铸造性能和减振性能 箱体的结构尺寸 取决与安装在它内部或外部的零件 当这些零件确定后 根据他们的尺寸 相互配置 受力和运动情况设计箱体 箱体的一些结构如壁厚 肋板等 对箱体的工作能力 材料消耗 质量和成本均有重大影响 由于这些部 件的形状不规则和应力分布复杂 可按照经验公式 经验数据进行设计 而忽略 强度和刚度的校核 3 图 2 12 箱体的结构图 2 7 2支架的设计计算 支架主要起支撑作用 在锻压机间歇传动机构中 支架主要用来支撑起 箱体 以便安装电动机 为了满足强度要求 支架采用Q235 1 支架的结构设计 在锻压机间歇传动机构的主要零件设计完成后 根据零部件的情况 设计电 动机的支架 根据情况设计的支架如图 2 13 图 2 13 支架的结构图 2 支架的校核 支架主要承受工作时的压力 故可按工作时的受力进行分析 分析后支架 的受力图为图 2 14 图 2 14 支架受力图 将其看做悬臂梁对受力较大的梁进行受力分析如图 2 15 图 2 15 支架的受力分析 进行强度校核时 通常只校核危险截面的强度 支架的危险截面为 M 10743N m 的截面 支架的材料为 Q235 查表得许用应力为 100Mpa 此悬臂梁受到拉弯组合变形 进行强度校核需用叠加定理 拉力对应的应力为 MPa mm N A F 7 18 3828 71621 2 1 弯矩对应的应力为 MPa bh M W M 66255 0 015 0610743 6 2 2 2 危险截面处最大应力为 小于许用应力 MPa7 84 21 所以 强度符合要求 结论结论 传统的机械压力机是通过曲柄滑块机构将电动机的旋转运动转换为滑块的直 线往复运动 对坯料进行成形加工的锻压机械 每一次冲程往往是连续的 当速 度较高时由于惯性加工精度较低 通过完成本设计课题 使锻压机的连续运动转 为间歇运动 从而提高锻压机的锻压精度 运用间歇传动机构的机械压力机动作 平稳 工作可靠 可用于冲压 挤压 模锻和粉末冶金等工艺 锻压机间歇传动机构由电动机通过三角皮带驱动大皮带轮 经过弧面凸轮带 动分度盘 驱动曲轴使滑块直线下行 锻压工作完成后滑块回程上行 离合器脱开 同时制动器接通 使滑块停止在上止点附近 传动系统的间歇传动靠空间弧面凸轮和分度盘实现 弧面凸轮分为运动角度 静止角度 即凸轮每旋转一转只有一定的角度参加工作 弧面凸轮和分度盘合称 弧面凸轮分度器 弧面凸轮分度器是输入轴上的弧面共轭凸轮与输出轴上的分度 轮无间隙垂直啮合的传动装置 弧面凸轮轮廓面的曲线段驱使分度轮转位 直线 段使分度轮静止 并定位自锁 通过该机构将连续的输入运动转化为间歇式的输 出运动 依靠这个原理实现锻压机的间歇传动 机械压力机的载荷是冲击性的 即在一个工作周期内锻压工作的时间很短 短时的最大功率比平均功率大十几倍以上 为了避免浪费 在传动系统中按平均 功率选用电动机 为了满足短时大功率的需求 需设储能元件 本课题选用飞轮 做储能元件 当飞轮运转至额定转速 积蓄动能 开始锻压工作后 电动机的驱 动功率小于载荷 转速降低 飞轮释放出积蓄的动能进行补偿 锻压工作完成后 飞轮再次加速积蓄动能 以备下次使用 机械压力机的操作分为连续工作 单次行程工作和微动工作 这些动作是通 过控制离合器和制动器来实现的 机械压力机上的离合器与制动器之间设有连锁 装置 以保证离合器接合前制动器一定松开 制动器制动前离合器一定脱开 输出轴由曲柄和直轴两部分组成 曲柄部分配合连杆将回转运动转化为直 线运动 直轴部分 支承分度盘并与之一起回转以传递运动 扭矩 输入轴为直轴 主要作用为支承空间弧面凸轮 离合器 制动器 并与之 一起回转以传递运动 扭矩 箱体是锻压机间歇传动机构 的重要组成部件 它是传动零件的基座 为 了满足强度和刚度的要求 箱体采用 HT250 灰铸铁制造 另外灰铸铁具有很好 的铸造性能和减振性能 支架主要起支撑作用 在锻压机间歇传动机构中 支架主要用来支撑起 箱体 以便安装电动机 为了满足强度要求 支架采用Q235 参考文献参考文献 1 李永堂 锻压设备理论与控制 M 国防工业出版社 2005 90 130 2 机械设计第八版 M 高等教育出版社 2008 121 199 3 卜炎 中国机械设计大典 M 江西科学技术出版社 2001 55 114 4 现代机械传动手册编辑委员会 现代机械传动手册 S 机械工业出版社 1999 233 267 5 周明衡 离合器 制动器选用 J 化学工业出版社 2006 22 6 24 33 6 范后军 紧固件手册 S 江西科学技术出版社 2001 36 99 7 张松林 轴承手册 S 江西科学技术出版社 2004 189 144 8 陈必秀 实用中小电机手册 S 辽宁科学技术出版 1999 67 121 9 张英 ATCAD2006 M 北京理工大学出版社 2004 55 134 10 刘鸿文 材料力学 M 高等教育出版社 2007 145 277 11 刘纂文 互换性与测量技术基础 M 中央广播电视大学出版社 2000 68 127 12 朱东梅 画法几何及机械制图 M 华中理工大学出版社 2005 33 70 13 路永明 新编机械设计手册 M 石油大学出版社 2008 256 378 致致 谢谢 衷心感谢崔传辉老师 对本人的精心指导 他的言传身教将使我终生受益 导师广博的学识和严谨的治学态度将使我受益终生 感谢聊城大学东昌学院的 全体老师和同学多年来的关心和支持 感谢所 有关心和帮助过我的人们 袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂羁膂莈蚅袇膁蒀袀螃膀薂蚃肂腿节衿羈腿莄蚂袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂羁膂莈蚅袇膁蒀袀螃膀薂蚃肂腿节衿羈腿莄蚂袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄 袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂羁膂莈蚅袇膁蒀袀螃膀薂蚃肂腿节衿羈腿莄蚂袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂羁膂莈蚅袇膁蒀袀螃膀薂蚃肂腿节衿羈腿莄蚂袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂羁膂莈蚅袇膁蒀袀螃膀薂蚃肂腿节衿羈腿莄蚂袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂羁膂莈蚅袇膁蒀袀螃膀薂蚃肂腿节衿羈腿莄蚂袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂羁膂莈蚅袇膁蒀袀螃膀薂蚃肂腿节衿羈腿莄蚂袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂羁膂莈蚅袇膁蒀袀螃膀薂蚃肂腿节衿羈腿莄蚂袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃 肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂羁膂莈蚅袇膁蒀袀螃膀薂蚃肂腿节衿羈腿莄蚂袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅