JH31-63机械压力机的设计毕业设计

摘要 通过对机械压力机的发展现状的分析，以及参考 JH31-63 机械压力机的设计，确定了 本课题的主要设计内容。在确定了机械压力机初步设计方案后，决定采用传统理论方法对 JH31-63 机械压力机传动系统进行设计、计算、强度校核；采用 AutoCAD 设计软件对传动 系统中各主要零部件及总装图进行了工程绘图；在参考了某公司生产的闭式单点机械压力 机传动系统以及查阅了大量关于传动系统设计的书籍后，确定传动系统的设计方案，绘制 了传动系统原理图，给出了传动系统的工作说明书，并对其进行了可行性分析，最后对整 个设计进行系统分析，得出整个设计切实可行。 关键词关键词机械压力机 ；运动及受力分析；传动系统 I AbstractAbstract Through the development of mechanical press on the analysis of current situation and reference for the J31-63 mechanical press design, identified the main design elements of this issue.It is determined that the preliminary design of the mechanical press will be used the traditional mechanical press drive system to design the J31-63 .The decision theory method is used the calculation, strength check and AutoCAD design software on the drive system in all major components and assembly diagram engineering drawing. In reference to a closed two-point produced by mechanical press drive system and a large amount of books on the transmission system after the design to determine the transmission system design, schematic drawing of the transmission system, given the transmission system, job description and analysis of its feasibility, and finally a systematic analysis of the entire design, draw the design is feasible. keywordskeywords Mechanical pressMovement and Force AnalysisTransmission system II 目录 1 绪论.1 11 曲柄压力机的发展过程.1 1.2 压力机简介.3 1.2.1 压力机的特点和用途.3 1.2.3 曲柄压力机的基本参数.5 1.3 压力机工作原理.7 2 曲柄滑块机构的运动分析与受力分析.9 2.1 曲柄滑块机构的运动分析.9 2.1.1 滑块的位移和曲柄转角之间的关系.9 2.1.2 滑块的速度和曲柄转角的关系.10 2.1.3 滑块的加速度和曲柄转角的关系.11 2.2 曲柄滑块机构的受力分析.11 3 曲轴受力分析.13 3.1 理想扭矩.13 3.2 摩擦扭矩.15 4 芯轴设计计算.17 5 传动系统的布置与设计.25 5.1 传动系统的布置.25 5.2 传动级数和各级速比分配.27 6 传动零件的设计计算.29 6.1 齿轮.29 6.2 传动轴.31 7 电动机的选择与飞轮设计.36 7.1 功能组成.36 7.2 飞轮转动惯量计算及尺寸确定.37 结论.40 致谢.41 参考文献.42 附录.错错误！未定义书签。误！未定义书签。 III 徐州工程学院毕业设计(论文) 1 绪论 机械压力机属于机械工业重点产品， 是机械工业中量大面广的工作母机， 广泛用于冲 裁、落料、弯曲、折边、浅拉伸及其他冷冲压工序，是汽车、家用电器、仪器仪表、摩托 车、轻工、拖拉机、国防工业、化工容器、电子等行业必备的关键设备。机械压力机常用 于由钢毛坯或工件生产冲压的汽车零件。 通常， 压力机驱动装置和动力传递系统或运动部 件经由飞轮驱动。 据统计，全国目前机械压力机的产量约6 万台，使用寿命约15 年，社会保有量约100 万台。目前，国内生产的机械压力机普遍没有配置齐全的安全装置，且在设计和制造过程 中没有充分考虑机器在使用过程中出现的危险；同时由于我国目前的冲压工艺及装备水平 还比较低，随机附带的自动送料装置很少，工件的送料、卸料基本上都是由操作者手工进 行，而机械压力机的工作频率又比较高，操作工人在高频次的重复紧张工作中，便存在安 全隐患。国外常规锻压机械的品种早已发展齐全，规格完备，结构成熟，辅机完整。在这 些方面多少年来不见有多大变化。 11 曲柄压力机的发展过程 在锻压机械中，机械压力机是一种品种多、产量大的设备，广泛地用于航空、汽车、 拖拉机、造船、电机电器、无线电、轻工业等部门。据有关资料介绍，用机械压力机生产 的零件，在汽车行业中，对卡车占总零件数的 4555%多，对轿车、大卡车为 6076%， 在电机电器行业中占 6080 %，在无线电行业中占85%，在日用制品行业中占98%。随着 新工艺新设备的不断出现，一些形状复杂的特殊零件可以直接成形。用机械压力机加工的 板料冲压件代替的铸件和锻件， 根据零件结构和形状的不同， 其生产成本可降低 5070%， 零件重量减轻 3050%，材料消耗量减少 3060%。但是在解放前，只有上海、天津、营 口等地几个小厂生产小吨位的手动和脚踏式的开式压力机，结构陈旧，没有专业生产厂， 而且生产也极不固定，生产技术极端落后，全是手工修配作业。 锻压机械行业从无到有， 从小到大迅速发展。 条件最好的上海地区利用原有几个小厂 的设备能力，陆续生产了 36 吨、60 式吨可倾压力机、60150 吨单柱固定台压力机等， 由于当时制造厂零星分散，设备简陋，场地狭小，各厂仅有机械加工及装配， 铸锻件及热 处理均需依靠外包协作，再加上技术力量薄弱，产品质量不保证，无条件制造较大型机械 压力机。 通过对企业进行社会主义改造， 建立了以专业分工的机械压力机制造厂上海锻 压机床厂及上海第二锻压机床厂，扩充了生产能力，工厂生产组织逐步健全，为生产大型 机械压力机创造了条件，至一九五九年已为国家生产了 20 余个品种的机械压力机。营口 锻压机床厂是一九四九年建立发展起来的， 以生产开式压力机为主。 济南第二机床厂是在 一九五五年开始生产机械压力机的兼业生产厂， 由于该厂设备能力强， 以生产闭式压力机 1 徐州工程学院毕业设计(论文) 为主。JA36-160 型 160 吨闭式双点压力机为该厂一九五九年试制成功的我国第一台自行 设计的宽台面压力机。通过试制，对以后设计和试制宽台面压力机积累了经验，至一九五 九年该厂已生产各种机械压力机近 10 个品种，其中包括 250 吨闭式双点压力机及 700 吨 精压机。 通过十年的努力，各机械压力机制造厂相继建立，初具规模并形成生产能力，设计队 伍日益壮大。五十年代初期产品大多为测绘仿制国外三十、四十年代产品，结构陈旧， 机 器笨重，使用性能差，生产效率低。至五十年代后期产品由测绘仿制逐步进入改进设计阶 段。 一九五九年机械压力机品种为 50 余个， 且建立了近 10 个以生产机械压力机产品为主 的兼业和专业制造厂，但是，由于锻压机械行业仍很年轻，在产品品种及产量上仍远远跟 不上国家建设的需要。 踏入六十年代，我国遭受了三年特大自然灾害，再加上苏修背信弃义，给我们造成 了很大困难。在党的奋发图强，自力更生方针指引下，通过调整、巩固、充实、提高， 又以新的步伐向前迈进了。各机械压力机制造厂一方面积极发展新品种，另一方面不断 改革老产品。一九五九年以上海机械制造工艺研究所为主，对量大面广的开式双柱可倾 式压力机进行了系列设计，产品的性能有了较大提高，外形美观，这是第一欢尝试，对 开展锻压机械行业的三化工作起了积极的推动作用。J23-25 型 25 吨开式双柱可倾式压力 机，为系列设计产品，一九六一年由上海第二锻压厂试制成功。一九六三年后发展速度 迅速，上海、济南、营口、内江、徐州等地均试制了不少机械压力机新品种。至六十年 代末，十年来共发展通用机械压力机新品种近 80 个，仅济南第二机床厂就试制了 20 余 个。新品种中有80%为自行设计，产品水平有较大提高，其中开式压力机占30%，此外还 包括不少大、重型机械压力机。例如：J31-1250 型 1250 吨闭式单点压力机、JA88-200 型 200 吨肘杆式金属挤压机、JA84-2000 型 2000 吨精压机等，填补了空白，对支援社会主义 建设做出了贡献。J31-1250 型 1250 吨闭式单点压力机为济南第二机床厂于 1964 年试制 成功的，该机构紧凑，采用了阀门控制联锁的摩擦离合器制动，结构简单，维修方便。 JA88-200 型 200 吨肘杆式金属挤压机为上海锻压机床厂一九六四年试制成功的，这是我 国试制的第一台冷挤压设备，带自动送料装置，生产率高，用于无线电、电讯、电气、 仪器制造及日用品等工业。JA84-2000 型 2000 吨精压机是济南第二机床厂一九六五年试 制成功的，该压力机力量大，刚性好，精度高，速度高，用于冷精压、压印、波形冲压 及冲压后的校平等。压力机床身采用铸铁组合式结构，连杆式受拉型式，滑块在下死点 位置有一段保压时间，采用稀油循环润滑及浓油手动泵集中润滑，离合器结构作了改进， 性能提高，维修方便，曲柄肘杆机构中的轴瓦采用特殊青铜，消除了肘轴挤伤现象，机 器刚性亦由 298.5 吨/毫米提高至 664.5 吨/毫米。 十年来，除致力于自行设计和制造新型的机械压力机外，还引进了国外名牌样机，通 过仿制及改进设计，发展成我国自己的系列。六十年代初期，我们开始了试验研究工作， 材料及 Z-64 型石棉塑料摩擦材料；单圆盘镶块式小惯量摩擦离合器制动器；多种方案的 2 徐州工程学院毕业设计(论文) 摩擦离合器、摩擦材料及滑块液压超负荷保险装置等进行了试验，研制了铜基粉末摩擦材 料及 Z-64 型石棉塑料摩擦材料；单圆盘镶块式小惯量摩擦离合器制动器；多种方案的滑 块液压超负荷保险装置，科研成果很快得到推广应用，提高了产品性能，解决了离合器发 热等关键问题。 1.2 压力机简介 1.2.1 压力机的特点和用途 压力机在机械行业中占有重要位置，对国民经济发挥重要作用，和人们的生活息息相 关。手上带的手表、用的钢笔、金属发卡和钮扣、人们骑的自行车、听的收音机、看电视 或用缝纫机，还有大家乘做的飞机、火车、汽车、轮船等等，这些工具都有压力机的一份 功劳。 压力机少切削，无切削，节约原材料，提高劳动效率，增加经济效益，因而被广泛采 用。锻压机械的比例越来越大，它是衡量一个国家机械工业先进程度的重要标志。 曲柄压力机是压力机的一个类别，是采用曲柄滑块机构作为工作机构的一类锻压机 器。它是板料冲压生产的主要设备，可用于冲孔、落料、切边、弯曲、浅拉伸和成形等工 序，并广泛应用于国防、航空、汽车、拖拉机、电机、电器、轴承、仪表、农机、农具、 自行车、手表、缝纫机、医疗器械、日用五金等部门中。 采用锻压工艺生产工件具有效率高、质量好、重量轻和成本低的特点。目前锻压机械 再机床中所占的比重也越来越大。而在锻压机械中，又以曲柄压力机最多，占一半以上。 因此，发展前景广阔。 现就不同类型的机械压力机分述如下： 1.开式压力机 开式压力机品种很多，产量极大，但技术参数杂乱，结构陈旧，性能差，三化水平低， 没有无级调速装置、自动送料装置和安全保护装置，噪音振动大。产品相当于国外四十年 代的水平，个别的还只是三十年代水平，应尽快进行更新换代，淘汰陈旧产品。开式压力 机系列设计规定可倾式压力机从 4 160 吨共 11 个品种， 其中 4100 吨为曲轴横放结构， 采用刚性离合器，25160 吨为曲轴纵放结构，采用摩擦离合器。固定台压力机从 4 400 吨共 15 个品种，其中4 100 吨为曲轴横放结构，采用刚性离合器，25200 吨为曲轴纵 放结构，采用摩擦离合器。产品结构紧凑，性能良好，外形美观，相当于国外六十年代水 平，通过试制证明系列设计是成功的，能满足国内需要，应组织推广应用，提出相应措施， 更换现有落后产品。另外，为适应开式压力机的使用特点，还需继续进行通用性高的自动 化送料装置的研制，包括开卷、校平在内的一次送料装置和适用于各种坯料的二次送料装 置，组织专业生产。对现有产品要提高压力机刚性，采用钢板焊接床身，提高刚性离合器 的动作可靠性，防止连冲，提高制造质量，解决转键断裂问题 ;继续研制刚性离合器的寸 动，提高 r 力机的使用性能;要研制连杆和滑块采用柱塞连接的高精度高速压力机，提高 3 徐州工程学院毕业设计(论文) 压力机的生产效牢。 2.闭式压力机 目前生产的闭式单、双点压力机使用性能较差，生产效率较低，相当于国外六十年代 初期水平，由于制造质量及装配质量不过关，影响用户使用性能，为此必须提高制造装配 技术，建立严格的科学管理制度，与此同时还必须继续对关键部件进行研制，以提高使用 性能。应进行新型摩擦材料的研究，提高摩擦块的使用寿命。液压超负荷保险装置国内很 多制造厂已研制过，但动作不稳定，还须进行总结提高。大、重型闭式压力机的振动和刚 度问题要进行研究，这是保证压力机正常使用的关键之一，通过研究寻找提高刚度的合理 途径，减低动力载荷，研制理想的减振装置。另外根据闭式单、双点压力机的生产情况， 应组织进行系列设计，以提高产品的三化程度。 3.多工位自动压力机 现有多工位自动压力机品种少，质量未过关，结构陈旧，自动送料装置的送料精度不 补定，缺乏可靠的自动检测和安全保护装置。多工位自动压力机小型和大、重型尚缺门， 应优先发展。多工位自动压力机价格昂贵，工艺用途狭窄，应解决扩大机器的万能性问题。 采用移动工作台及模具快速夹紧装置;采用双列卷料架，落料滑块能作交错落料;工位间距 可变;配置附件进行横向加工等。应研究适用于多工位压力机及模具的保险机构、动作检 测装置及报警信号系统等，以提高压力机的可靠性及安全性。要对夹板纵向送料装置的传 动型式进行研究，提高其运动精度及平稳性。要发展三座标夹板送料装置的多工位自动压 力机。 4.冷挤压压力机 冷挤压工艺是少无切削先进工艺之一，但还未完全推广应用，冷挤压压力机无论在品 种和数量上均不能满足需要，且产品参数混乱，使用性能差，没有自动化送料装置。产品 结构型式很多，应尽快组织制订冷挤压压力机的系列参数及产品的定型工作。对现有缓冲 装置及超负荷保险装置的结构要进行改进，使其动作稳定可靠 ;应研制新的传动系统，使 滑块的运动曲线更符合冷挤压工艺的要求 ;为提高压力机的利用率，应配置通用性高的自 动送、卸料装置。多工位冷挤压压力机由于模具简单、结构紧凑、易实现自动化、不需中 间退火、生产率高，应组织研制，大力发展。温挤工艺出现后，引起了普遍重视，应研制 带自动送料装置、加热设备、润滑和冷却装置的多工位温挤压力机。 5.回转头压力机 在滑块与工作台之间设有可装置数十组模具的回转头，可按需要选用模具。坯料放在 模具上而不再移动。每次行程完毕，回转头转动一个位置，完成一道工序。这种压力机定 位精度高，便于调整产品，一机多用，多用于冲制仪器底板和面板等。回转头压力机可配 上数控系统，根据编好的指令选用模具和板材成形部位，自动完成复杂的冲压工作。 6.热模锻压力机 用于模锻件生产。机身刚度大，导向面长,承受偏载能力强。过去多用曲柄连杆机构, 4 徐州工程学院毕业设计(论文) 为提高刚性多已改用双滑块式和楔式。双滑块式结构较简单，重量轻；楔式结构支承面积 大，但传动效率低。模锻时滑块在下止点附近容易卡死（俗称闷车） ，所以设有脱出装置。 机械中有上下顶出装置，能实现多模膛锻造 ,锻件精度较高，适于大批量生产。最大规格 为 160 兆牛。 1.2.2 通用曲柄压力机的型号和技术参数 曲柄压力机的型号（如表 1-2） 按照 JBGQ200384 型谱，曲柄压力机的型号用汉语拼音字母、英文字母和数字表 示，例如 JA31l 60B 型号的意义是： 现将型号的表示方法叙述如下： 第一个字母为类代号，代表八类锻压设备中某类设备。在八类锻压设备中，与曲柄压 力机有关的有五类。机械压力机用拼音字母 J 表示，线材成形自动机、锻机、剪切机和弯 曲校正分别用 Z、D、Q 和 W 表示。 第二个字母代表同一型号产品的变型顺序号，凡主参数与基本型号相同，但其他某些 基本参数与基本型号不同的，称为变型，用字母 A、B、C表示第一、第二、第三 种变型产品。 第三、 四个数字为组、 型代号。 在型谱中， 每类锻压设备分为 10 组， 每组分为 10 型 第 一个数字代表“组” ，第二个代表“型” 。 “31”在型谱中查得为“闭式单点压力机” 。 横线后面的数字代表主参数。一般用压力机的公称压力 (见下面叙述)作为主参数。型 谱中的公称压力用工程单位制的“吨”表示，故转化为法定单位制的“千牛”时，应把此 数字乘以 10。例如此处 160 代表 160 t，乘以 10 即为 1600kN。 最后一个字母代表产品的重大改进顺序号，凡型号已确定的锻压机械，若结构和性能 上与原产品有显著不同，则称为改进，用字母 A、B、C 代表第一、第二、第三次改 进。有些锻压设备，紧接组、型代号的后面还有一个字母，代表设备的通用特性，如字母 K 代表数控，G 代表高速等。 1.2.3 曲柄压力机的基本参数 曲柄压力机的基本参数，决定了它的工艺性能和应用范围，也是购置何种型号压力机 的重要依据。现将开式压力机基本参数分别叙述如下： 5 徐州工程学院毕业设计(论文) 公称力：是指滑块离下死点前某一特定距离（公称压力行程）时，滑块上所允许的最 大作用力。公称压力是压力机的主参数。 滑块行程：系指滑块由上死点到下死点所走过的路程。 公称力行程：是压力机强度允许发生公称压力的一段滑块行程。 滑块行程次数：指连续行程时滑块每分钟的行程次数。我国机械部颁布的标准中是以 Sg 作为标准的，开式压力机 Sg=316mm，闭式压力机 Sg=13mm。 最大封闭高度：指封闭高度调节机构处于上极限位置和滑块处于下死点时，滑块底面 至工作台面（去掉工作台垫板）之间的距离。 （JE 系列为最大装模高度 I，装模高度指调节 机构处于上极限位置和滑块处于下死点时， 滑块底面至工作台板面 （不是到机身工作台面） 之间的距离） 封闭高度调节量：是扩大压力机封闭高度使用范围的一个主要参数，在该调节量的范 围内调节压力机封闭高度与模具闭合高度相适应。 工作台板厚度：工作台板也具有调节压力机封闭高度使用范围的作用，同时还具有便 于安装底面较小的模具和保护工作台面的作用。 工作台孔：工作台孔用于落料或安装气垫装置。 立柱间距离：是指双柱压力机的立柱间距离，是在前后方向送料时决定排出工件（或 废料）最大尺寸的一个参数。 倾斜角：是指可倾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 斜角使冲压后的工件 （或废料） 能借其自重或其他因素通过两立柱中间从压力机后方排出。 工作台垫板面积和喉口深度：滑块中心到机身间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。 表 1-1 JH31-63 主要技术参数 项目名称 公称压力 公称压力行程 滑块行程 滑块行程次数 最大装模高度 装模高度调节量 导轨间距离 滑块底面尺寸 工作台板尺寸左右 前后 符号 Pg Sp S n H1 H1 A Bl L B 单位 t mm mm 次/min mm mm mm mm mm mm JH31-63 630 15 400 60 900 400 1480 1300 1400 900 6 徐州工程学院毕业设计(论文) 表 1-2 通用曲柄压力机型号 组 单柱压力机 型 11 12 13 开式压力机 21 22 23 24 25 28 29 闭式压力机 31 32 33 36 37 39 锻压机械名称 单柱固定台压力机 单柱活动台压力机 单柱柱形台压力机 开式固定台压力机 开式活动台压力机 开式可倾压力机 开式转台压力机 开式双点压力机 开式柱形台压力机 开式底传动压力机 闭式单点压力机 闭式单点切边压力机 闭式侧滑块压力机 闭式双点压力机 闭式双点切边压力机 闭式四点压力机 1.3 压力机工作原理 压力机是采用机械传动的锻压机器，通过传动系统把电机的运动和能量传给工作机 构，从而使坯料获得预期的变形，制成所需的工件。具体的说：是以曲柄连杆机构作为工 作机构，滑块是强制运动的，传动系统为一级、两级或三级等传动，一级传动由电机通过 三角皮带传动，带动飞轮旋转，通过控制离合器接合，经过齿轮传动，再带动曲轴旋转， 通过连杆机构把回转运动转化为滑块的往复直线运动。 机械压力机工作时， 由电动机通过三角皮带驱动大皮带轮，经过齿轮副和离合器带 动曲柄滑块机构,使滑块和凸模直线下行。锻压工作完成后滑块回程上行,离合器自动脱开， 同时曲柄轴上的自动器接通，使滑块停止在上止点附近。 每个曲柄滑块机构称为一个“点” 。最简单的机械压力机采用单点式，即只有一个曲 柄滑块机构，有的大工作面机械压力机，为使滑块底面受力均匀和运动平稳而采用双点或 四点的。 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，因此在传动系统中都设置有飞轮。按平均功率选用的电 7 徐州工程学院毕业设计(论文) 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。 工作机构：曲柄滑块机构。 传动系统：皮带传动和齿轮传动。 操纵系统：离合器制动器。 能源系统：电动机和飞轮。 支承部件：机身。 附属装置和辅助系统。 运动方式：电动机-皮带轮-飞轮-齿轮传动-曲柄连杆。 8 徐州工程学院毕业设计(论文) 2 曲柄滑块机构的运动分析与受力分析 2.1 曲柄滑块机构的运动分析 曲柄滑块机构的运动简图如图 2-1 所示。 O 点表示曲轴的旋转中心， A 点表示连杆与曲 柄的连结点，B 点表示连杆与滑块的连结点，OA 表示曲柄半径，AB 表示连杆长度当 OA 以角速度作旋转运动时，B 点则以速度 v 作直线运动。今讨论滑块的位移、速度和加速 度与曲柄转角之间的关系。 曲柄滑块机构可分为节点正置与节点偏置，JH31-63 压力机采用单边节点偏置结构。 运动简图可简化如下图 2-1 所示。 图 2-1 曲柄滑块机构运动简图 2.1.1 滑块的位移和曲柄转角之间的关系 可表达为： S (R L)(Rcos Lcos) Rs i n 而s i n L R 令 L 9 徐州工程学院毕业设计(论文) 则s i ns i n 1s i n2而co s 所以c os 12s i n2 1 则S R(1cos) (1 12sin2) 由于一般小于 0.3，对于通用压力机，一般在 0.10.2 范围内，故式子可进行简化。 根据二项式定理，取： 1 12sin212sin2 2 代入式子，整理得： S R(1cos) 4 (1cos2)式（2.1） 式中S滑块行程，从下死点算起，以下均同； 曲柄转角，从下死点算路与曲柄旋转方向相反者为正； R曲柄半径； 连杆系数； L连杆长度(当连杆长度可调时取最短时数值)。 因此，已知曲柄半径 R 和连杆系数时，则可从式中求出对应于不同的角的 S 值。 2.1.2 滑块的速度和曲柄转角的关系 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： v dsdsd dtddt dd R(1cos) (1cos2) dt4dt d R(sinsin2)a 2d t d 而 dt v R(sinsin2)式 （2.2） 2 式中 v滑块速度； 曲柄的角速度。 n 0.1 0 5 n又 30 n 则v 0.105nR( s i 2 s i n 2)式（2.3） 10 徐州工程学院毕业设计(论文) 式中n曲柄的每分钟转数，亦即滑块每分钟行程次数。 2.1.3 滑块的加速度和曲柄转角的关系 对于高速压力机，滑块运动的惯性力必需予以足够注意。为此，需要求出滑块的加速 度和曲柄转角的关系，将上式对时间求导数即得： dvdv d 式（2.4） dtddt d wR(sinsin)w da2 =w2R(coscos2) = 式中 滑块加速度。 由 JH31-63 压力机的行程 S=400 mm，连杆长度 L=1850 mm，曲柄转速 n=15 转/min，则 S400 R 200mm 22 R200 0.108 L1850 代入以上公式，得运动数据如（表 2-1） ： 表 2-1 滑块与曲柄的运动数据 01020 (1cos2) K1 (1cos) 30 0.1478 29.56 0.5476 172.494 80 0.8797 175.94 1.0038 316.197 40 0.2568 51.36 0.6971 219.5865 90 1.055 211 1 315 4 0 0 0 0 50 0.0169 3.38 0.1926 60.732 60 0.5413 108.26 0.9136 287.7525 0.0663 13.26 0.3774 118.881 70 0.7066 141.32 0.9754 307.251 S RK 1 1 K2 sinsin2 2 v 0.105nrk 2 K1 (1cos) 4 (1cos2) 0.3895 77.95 0.8201 258.3315 S RK 1 1 K2 sinsin2 2 v 0.105nrk 2 2.2 曲柄滑块机构的受力分析 图 2-2 为结点正置的曲柄滑块机构滑块的受力简图。滑块上受到工件变形抗力 P 的作 11 徐州工程学院毕业设计(论文) 及导轨给予滑块上的用，在忽略摩擦力的情况下，P 力由连杆上给予滑块的作用力P AB 反作用力 Q 相平衡。根据力的平衡原理得： P AB P cos Q Ptg 由前推导得知，sinsin，若=0.3，当 0o时，0o。当90o时， 17.5o，在通常情况下，特别是对通用压力机，远小于 0.3，故远小于17.5o。由于 角较小，因此，可以认为cos1，tg sinsin，故上述二式写成： PAB P Q Psin 图 2-2 节点正置的曲柄滑块机构受力简图 12 徐州工程学院毕业设计(论文) 3 曲轴受力分析 3.1 理想扭矩 图 3-1 是曲轴上受力简图。PAB是连杆给予曲轴上的力。它的大小和P AB 相等，但方向 相反。在PAB作用下，曲轴上所受扭矩为： 图 3-1 曲柄滑块机构受力简图 13 徐州工程学院毕业设计(论文) 图 3-2 滑块受力简图 图 3-3 偏心齿轮受力简图 M t P ABOD () R( s inc os c os s i n)有OD Rs i n cos1 sinsin OD R( s in s i nc os ) 则 R( s in s i n 2) 2 又P AB P AB P n s i n 2)所以M 1 PR( s i 2 14 徐州工程学院毕业设计(论文) 此式为理想状态下(即忽略摩擦时)曲轴上所受扭矩的公式。从公式可以看出，虽然所 受的工件变形力 P 一定， 但曲轴所受的扭矩却随曲柄转角变化而变化，M1越大，越大， 即在较大的曲柄转角下工作时，曲铀上所受的扭矩较大。当曲柄转角等于公称压力角即 g时，曲轴上所受的理想扭矩称为理想公称扭矩。即 1 n g s i n 2 g )式M g PR( s i（3.1） 2 此公称扭矩是设计曲轴、齿轮和离合器的基础。 由公式可计算出 JH31-63 压力机在各转角下的理想扭矩 已知：P=630KN，R=200 mm，=0.108 则由公式可计算得下表： 表 3-1 JH31-63 压力机各转角下的理想扭矩 1020304050 0.24 110 1.14 0.47 120 1.03 0.69 130 0.90 0.88 140 0.74 1.03 150 0.57 （度） M g /105N m 0 0 100 1.22 60 1.15 160 0.39 70 1.23 170 0.20 80 1.27 180 0 90 1.26 （度） M g /105N m 3.2 摩擦扭矩 1） 、滑块导轨面的摩擦 摩擦力的大小为：P Q式 （3.2） 2） 、芯轴支承颈和轴承之间的摩擦 阻力距为：M 0 P d 0式 （3.3） 2 3） 、曲轴颈和连杆大端轴承之间的摩擦 d 阻力距为：M A PA式 （3.4） 2 4)、连杆梢与连仟小端轴底之间的摩擦 d 阻力距为：M B PB式 （3.5） 2 15 徐州工程学院毕业设计(论文) 图 3-4 轴颈与轴承的摩擦作用图 因此，摩擦扭矩可用以下公式计算： 1 M P(1)d A d B d 0 式（3.6） 2 式中d 0 曲轴支承颈直径； d A 曲轴曲柄颈直径； d B 连杆销或球头直径； u摩擦系数，对开式压力机u=0.040.05，闭式压力机u=0.0450.055。 则 JH31-63 压力机偏心齿轮上的摩擦力矩为： 11 M P(1)d A d B d 0 6301030.05(1 0.1086)0.68 0.10860.26 0.26 22 0.16105N m 将理想扭矩与摩擦扭矩相加即得总扭矩为： mM Mg M=0.471050.16105=0.63105N 16 徐州工程学院毕业设计(论文) 4芯轴设计计算 压力机采用芯轴的形式较多，除了图 4-1 所示整体芯轴的型式以外，还有图 4-2 的结 构。图 4-1 所示结构为常用结构，其优点是芯轴是一个整体，刚度较好，且结构简单，其 缺点是偏心部分和连杆大端的结构尺寸较大，故曲柄滑块机构中的摩擦扭矩较大。因此， 该结构只宜用于行程不大的压力机。图 4-2 所示的结构其优缺点与上述的相反。芯轴分成 两段，且不穿过偏心部分，因此，偏心部分和连杆大端的结构尺寸减小，曲柄滑块机构的 摩擦扭矩也随之减小。但芯轴如同一悬臂梁，刚度较差。因此，该结构从适用于行程较大 的大型压力机。 芯轴一般采用 45 号钢或 40C r、37SiMn2MoV、18crMnMoB 等合金钢锻制而成，需经 调质处理。对于大型芯轴，有时沿轴线钻通孔，以改善淬透性，提高机械性能。与偏心齿 轮轴瓦配合的部分需经磨削加工。 图 4-1JH31-63 压力机上的芯轴结构 1偏心套齿圈2机身3芯轴4连杆5偏心套 17 徐州工程学院毕业设计(论文) 图 4-2分段式芯轴结构 1轴承2芯轴3连杆4大齿轮5偏心部分 设计时先根据经验公式预选芯轴直径，进行结构设计，然后进行强度核验。 当芯轴的材料为 45 号钢时，芯轴直径(与偏心齿轮内轴承配合处)的经验公式是： d 0 (14 18.5)3P 0 （mm）式（4.1） 式中 P。连杆上的作用力(kN)。 P。的大小与压力机公称压力和曲柄滑块机构中的连杆数目有关。对于单点压力机 P 0 P g (P g 为公称压力)；对于双点压力机，由于作用在滑块上的载荷可能有偏心(图 3 3)， 故某一连杆所受到的力可能比另一连杆的大， 因此， 每根连杆所受到的力就可能比0.5P g 大，在这里取 P。0.6P g (根据资料)；对于四点压力机，取P 0 0.36P g 。 18 徐州工程学院毕业设计(论文) 图 4-3单点压力机受载荷情况 对于装有液压过载保护装置的压力机，总的保险压力是按压力机的公称压力设计的。 对多点压力机，此保险压力平均分配在各个连杆上，因此，对于这样的压力队每根连杆所 承受的力如下：单点压力机P 0 P g ，双点压力机P 0 0.5P g ；四点压力机P 0 0.25P g 。以 后对于这类问题，均用此法处理，不另述。 对于计其曲轴的经验公式(见表 4-1)，也有单点压力机和双点压力机的问题，如遇到曲 轴式的双点压力队亦应用此法处理。 在式中，对于整体的芯轴系数可以取较小的值。对于分成两段的芯轴，则应取较大的 值。 由图 4-1、4-2 得知，芯轴只承受弯矩，而扭矩由偏心齿轮来承受。 图 4-4 为芯轴强度计算简图。偏心齿轮受到连杆的作用力P0作用以后，分别以P 1及 P 2 两个集中力作用在芯轴上。由于芯轴在机身上的配合较长较紧，故可以认为两端插入受集 中载荷P 1、 P 2 作用的梁(由于齿轮的作用力较小，可忽略)。 这样就可以用静不定梁的方法解题。也可视为两端为简支及外加反力偶m A 和m B 的简 支梁。由变形协调条件可知，两端转角应等于零，于是可以写出下述两个方程式： 19 徐州工程学院毕业设计(论文) m Al m Bl P 1 (l l 1 )l2(l l 1 )2P 2l2 (l2l 1 ) 0式（4.2） 3EJ6EJ6EJl6EJl m Al m Bl P 1 (l l 1 )l2(l l 1 )2P 1l1 (l2l 1 ) （4.3） 0式 6EJ3EJ6EJl6EJl 2 2 式中 E弹性模量； J惯性矩。 解此联立方程式，即可求出m A 、m B 。因而可以求出此静不定梁的弯矩图。在图 4-4 中，有关数值如下: 图 4-4芯轴强度计算简图 因为 JH31-63 机械压力机为单边受力，所以假设： P 2 =0；l 2 =0 20 徐州工程学院毕业设计(论文) P 2l2 (l l 2 )2 P 1l1 2(l l 1 ) m B 2l P l (l l 2 ) P 1l1 (l l 1 ) m A 2 2 l2 l P (l l 2 ) P 1l1 l l 2 l 222M 2 l l m B l m A M l 1P1 (l l 1 ) P 2l2 l l 1m l 1 1 ll A l m B 上述四式中： P P 0 (l 3 l 2 ) 1 l l l 12 P 2 P 0 P 1 l l A1 1 2 l l A2 2 2 式中l A1 、l A2 芯轴轴瓦长度。 上述始终，选取计算结果最大的数值作为最大弯矩M max 。 芯轴直径为：