16000KN型热模锻压力机结构设计【含9张CAD图纸】
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第 1 页 共 71 页热模锻压力机结构设计热模锻压力机结构设计摘要 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，又以热模锻压力机最为广泛，占非常高的比例。 热模锻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。 本次设计为连杆式热模锻压力机，参照国内现有相关型号压力机，进行了16000KN 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、机身的结构设计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。用采用偏心轴承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；热模锻压力机 第 2 页 共 71 页The constrature design of hot die forging preeAbsract: Hot die 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 Hot die forge and press machine that is most important in Hot die 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 J31-250 closed-single punching machine,it is designed in accordance with the related machine now and designed the working system of 2500KN 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.Key words: Forge and press machine ；crank slide block mechanism ；Hot die press machine 第 I 页 共 71 页目目 录录热模锻压力机结构设计热模锻压力机结构设计.1THE CONSTRATURE DESIGN OF HOT DIE FORGING PREE.2前言前言.1第第 1 章章 热模锻压力机的构成及工作原理热模锻压力机的构成及工作原理.21.1 热模锻压力机的构成.21.2 热模锻压力机的工作原理.21.3 热模锻压力机的主要技术参数.3第第 2 2 章章 曲柄滑块机构的构成及相关分析曲柄滑块机构的构成及相关分析.42.1 曲柄滑块机构的运动规律分析.42.2 曲柄滑块机构的受力分析.72.2.1 连杆及导轨受力.72.2.2 曲柄所受扭矩.8第第 3 章章 传动系统的布置及设计传动系统的布置及设计.123.1 传动系统的布置方式传动系统.123.2 传动级数和各级数比分配传动.123.3 离合器和制动器安装位置的确定.13第第 4 章章 设计计算设计计算.144.1 工作机构的设计计算曲柄滑块机构的设计计算 .144.1.1曲轴的设计计算.144.1.2 曲轴强度计算.154.2 连杆的设计计算.2042.1连杆的主要尺寸.204.2.1 连杆的强度校核.264.3 装模高度调节机构的设计.2743.1偏心涡轮式装模高度调节机构的原理.274.3.2涡轮与蜗杆的设计算。.28 第 II 页 共 71 页4.3.3 调节电动机容量的选择.294.3.4 调节电动机的容量选择.304.4 滑块与导轨的设计计算。.314.4.1 滑块的设计.314.4.2 导轨的设计：.32第第 5 章章 传动系统的设计计算传动系统的设计计算.335.1齿轮传动的设计计算.335.1.2 齿轮的接触强度校核.335.1.3齿轮主要尺寸的计算.345.1.4 齿轮的弯曲强度校核.355.1.5 齿轮几何尺寸计算.365.2 轴的设计计算.375.2.1 输入转矩.375.2.2 确定低速轴（即曲轴两端）各段的直径.375.3.2高速轴（即曲轴两端直径）各段的直径：.385.3.3键槽的选择：.415.3.4 V带传动计算.42第第 6 章章 制动器和离合器的选取制动器和离合器的选取.44第第 7 章章 能源系统的设计计算能源系统的设计计算电动机的选择和飞轮的设计电动机的选择和飞轮的设计.457.1 飞轮的确定.477.1.1 主电动机的功率的确定.47第第 8 章章 顶件机构的选择顶件机构的选择.518.1 上顶件机构 .518.2 下顶件机构的选择.52第第 9 章章 支承、辅助及附属装置的设计支承、辅助及附属装置的设计.559.1 支承部件机身的设计。.559.2 立柱与拉紧螺栓的设计计算.559.3 上梁的计算.589.4 底座的计算.59 第 III 页 共 71 页9.5 机身变形的计算.599.6 附属装置 .619.7 辅助装置.62结束语结束语.63致谢：致谢：.64参考文献参考文献.65 第 1 页 共 71 页前言国家的装备制造业的整体能力和发展水平决定着国家的经济实力、国防实力、综合国力里和在全球经济形势中的竞争和合作能力，决定着国家实现现代化和民族复兴的进程。锻压设备在国防工业和民用工业中占有极重要的地位。采用锻压工艺生产零件具有很多特点：塑性成形时，移动材料单位体积的速度比切削加工快，生产效率高；不仅能改善材料内部的机构和缺陷，而且能充分利用纤维组织的方向性，尤其是锻压后不加工的零件，没有外露的端向晶粒，可大大提高零件的机械性能；零件重量轻，材料利用率高，精密锻压件更为突出，这在航空航天工业中具有极其重要的意义。因此，锻压加工的零件数量在各行各业中所占的比重很大：航空工业中占 85%;汽车工业中占 80%；电器，仪表工业中占 90%；农机、拖拉机工业中占 70%。曲柄压力机在数量上约占各类锻压机械总数的一半以上。作为锻压设备的一种主要类型，曲柄压力机在工业生产中发挥着越来越大的作用 ，因此，我们有必要对其进行深入的了解，进而更好的服务于生产。而曲柄压力机的种类很多，按照工艺用途分类分为板料冲压压力机、体积模锻压力机、剪切机三种，热模锻压力机属于体积模锻压力机，这种压力机主要是用来进行热模锻工艺加工的，现在国内外生产的热模锻压力机的种类比较多，每家生产的都不一样。如果按照压力机工作的机构的类型.可以将其分为连杆式热模锻压力机、双滑块式热模锻压力机、楔式热模锻压力机及双动式热模锻压力机等几大类。 本次我们研究连杆式热模锻压力机的结构设计，我们将采用两级传动，一级皮带，一级齿轮。离合器与制动器分别装在偏心轴的两端，采用气路连锁。离合器采用多盘式摩擦离合器，制动器也采用多盘摩擦式，选用双支撑连杆，滑块采用象鼻式滑块，装模高度调节机构采用偏心轴承式，上顶件机构采用象鼻式滑块常用的上顶件机构，下顶件机构采用液压式下顶件机构，以及过载保护等辅助功能。 第 2 页 共 71 页第 1 章 热模锻压力机的构成及工作原理1.1 热模锻压力机的构成工作机构，一般为曲柄滑块机构，由曲柄、连杆、滑块等零件构成。1.传动系统，包括齿轮传动、皮带传动等机构。2.操作系统，如离合器、制动器。3.能源系统，如电动机、飞轮。4.支撑部件，如机身。上述除了的基本部分以外，还有多种辅助系统与装置，如润滑系统、安全保护装置以及气垫等。1.2 热模锻压力机的工作原理热模锻压力机是以曲柄传动的锻压机械，其工作原理是电动机通过三角带把运动传给大皮带轮，再经小齿轮，大齿轮，传给曲轴。连杆上端连在曲轴上，下端与滑块连接，把曲轴的旋转运动变为连杆的上下往复运动。上模装在滑块上，下模装在垫板上。因此，当材料放在上下模之间时，及能进行冲裁或其他变形工艺，制成工件。由于工艺的需要，滑块有时运动，有时停止，所以装有离合器和制动器。压力机在整个工作周期内进行工艺操作的时间很短，也就是说，有负荷的工作时间很短，大部分时间为无负荷的空程时间。为了使电动机的负荷均匀，有效的利用能量，因而装有飞轮。本次曲柄压力机的设计中,大皮带轮的设计兼有飞轮的作用。工作原理图如下图： 第 3 页 共 71 页图 1.1 曲柄滑块式热模锻压力机传动简图1大皮带轮 2小皮带轮 3电动机 4传动轴 5轴承 6小齿轮 7大齿轮 8离合器 9偏心轴 10连杆 11滑块 12契型工作台 13下顶件机构 14上顶件机构 15导轨 16制动器 17轴承1.3 热模锻压力机的主要技术参数 表 1-1公称压力Pg公称压力行程Sp滑块行程 S滑块每分行程次数最大装模高度H装模高度调节量H导轨间距离 A滑块底面前后尺寸 B工作台尺寸16000KN13mm500mm70r/min500mm400mm1880mm700mm左右 L=1800 mm前后 B=1800mm 第 4 页 共 71 页第第 2 2 章章 曲柄滑块机构的构成及相关分析曲柄滑块机构的构成及相关分析2.1 曲柄滑块机构的运动规律分析曲柄滑块机构的运动分析简图如图 2.1 所示。O 点表示曲柄的旋转中心，A 表示连杆与曲柄的连接点，B 点表示连杆与曲柄的连接点，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 做直线运动。图 2.1 曲柄滑块机构的运动简图（1） 滑块位移滑块位移和曲柄转角之间的关系可表达如下： (2-1)coscos()(RLRS而 LRsinsin令 LR则 sinsin所以 222sin1sin1cos代入式（2-1）整理得 (2-2) )sin11 (1)cos1(22S对于通用压力机,一般在 0.10.2 范围内， 第 5 页 共 71 页故（2-2）可进行简化：2222sin211sin1故式（2-2）变为 （2-3）)2cos1 (4)cos1( Rs式中：S-滑块位移，从下死点算起，向上为止；-曲柄转角，从下死点算起，与曲柄转角方向相反为正；R-曲柄半径；-连杆系数。由图 2-2 并利用余弦定理： (2-4)(2)(cos222SLRRLSLRR令cRs则式可写成 （2-5）)1 (221cos2ccc查曲柄压力机设计表 5-5 得镦锻类压力机 K 值，再 K=0.15-0.3,选 K=0.15取，又因为，取。)2cos1 ()cos1 (KRKS 045. 0 第 6 页 共 71 页图 2.2 结点正置的曲柄滑块机构运动关系图（2） 滑块速度现有国有通用压力机的滑块最大速度为 130435mm/s. dtdaRdaddtdadadsdtds)2cos1 (4)cos1(而 dtda所以 （2-5）)2sin2(sinR式中： -滑块速度，方向向下为正； -曲柄角速度： n2 -曲柄转速，即滑块的行程速度。n（3） 滑块加速度 )2cos(cos)2sin2(sin2RRdaddtdadaddtda （2-6）式中： - 滑块加速度，方向向下为正。a查曲柄压力机表 102 哈森克莱弗 VEH 式热模锻压力机的滑块行程 S=500mm,连杆长度 L=1666mm,曲柄转速 n=70r/min,则滑块速度以及加速度如下： mmmmSR25025002 （2-8）1086. 01666250mmLRsrn133. 7min2022滑块的速度加速度计算结果如下表 2.1.01530456075s（mm）05.95423.2950.4685.25124.8 第 7 页 共 71 页smm/094.76181.1252.0302.2328.61/smm-766.6-732.9-636.1-488.3-307.3-113.090105120135150165180166.2206.3242.7273.2296.1310.2315330.8309.5269.9215.1149.276.290-75.97244.5383.3488.3560.1601.3614.62.2 曲柄滑块机构的受力分析2.2.1 连杆及导轨受力图 2.3 结点正置的曲柄滑块机构受力简图考虑 B 点力的平衡原理得： （2-9）cosPpABPtgQ 由前推知，热模锻压力机，远小于 0.3，远小于。sinsin05 .17 第 8 页 共 71 页因此可认为故上二式可写成,sinsin, 1costgsinPQPPAB其中： 、-PQPAB2.2.2 曲柄所受扭矩1. 理想扭矩 a)b) 第 9 页 共 71 页c)图 2.7 曲柄所受扭矩图是连杆给与曲轴的力。在作用下，曲轴所受理想力矩为ABPABP （2-10）PPPRRODRRODPRODPMABABABt、)2sin2(sin)cossin(sinsinsin, 1cos)sincoscos(sin)sin()2sin2(sin式中 R-曲柄半径当曲柄转角等于公称压力角即时，曲柄上受的理想力矩为理想公称ga扭矩。热模锻压力机 P=16000KN,R=250mm, ,当时1086. 005mNPRMt.1084. 3)10sin215. 05(sin25. 01016000)2sin2(sin5003上述计算是在理想状态下的情况，但实际上压力机是有摩擦的，在转动的零件由于摩擦所增加的摩擦扭矩不可忽略。2 摩擦扭矩作用力图如图 2.8 第 10 页 共 71 页图 2.8 轴颈和轴承的摩擦作用图在曲柄滑块机构中摩擦主要发生在四处：3.滑块导轨面的摩擦 摩擦力的大小为：uQPu 式中 摩擦力Pu u-摩擦系数 Q-导轨给滑块的压力 摩擦力的方向与滑块的运动方向相反，形成对滑块运动的阻力。该阻力经连杆作用在曲柄上，增加了曲轴传递的扭矩。5.连杆支撑径和轴承之间的摩擦连杆旋转时，轴承对轴颈的摩擦阻力分布在0d轴颈工作面上，如图，这些摩擦力对轴颈中心形成与轴颈旋转方向相反的阻力矩，分别为： （2-11）22021100110dRMdRM两个支撑的总力矩为 （2-12）2)(021011010dRRMMM由于小齿轮的作用力小的多，故认为二支撑座反力的和为PPRRAB21故总阻力矩变为 （2-13）200dPM1.曲柄径上的偏心和连杆大端轴承支撑之间的摩擦 Ad 第 11 页 共 71 页 形成阻力矩。22AAABAdPdPM2.连杆销与连杆小端之间的摩擦。形成阻力矩。22BBABAdPdPM上述三个阻力矩和都会是曲轴增加所需传递扭矩。AMM、0BM根据功率平衡原理，曲轴所增加的传递扭矩在单位时间内所做的功，即M功率等于克服各处摩擦所消耗功率的，即ABBABAMMMPM)(0 -滑块移动速度 -曲柄转动角速度 -连杆摆动角速度AB总摩擦扭矩为： )sin2(sinsin2cos)cos1(2100RdddPMMMMMBABAP上式中是随的变化而变化的，但变化不大，认为是常数，取MM，因此摩擦扭矩为00)1(210dddPMBA在热模锻压力机，.4,632,160000dKNPmmdA660mmdB9 .27015. 0对于闭式压力机，取055. 0045. 015. 0mNM.109 . 4)45. 034. 01086. 08 . 0)1086. 01(045.010160002153当时，曲轴的公称扭矩为05gmNMMMtg.1073. 8109 . 41084. 3555 第 12 页 共 71 页第第 3 章章 传动系统的布置及设计传动系统的布置及设计由于滑块行程次数为 70 次/分钟，所以热模锻压力机采用二级传动，单边驱动，主轴的安放垂直于压力机正面，所有传动齿轮都置于机身内部，离合器制动器置于飞轮上，这样整个压力机结构紧凑、维修方便、性能良好、外型美观。3.1 传动系统的布置方式传动系统现有的压力机采用上传动的较多，下传动较少。采用上传动的热模锻压力机重量较轻、成本较低、安装维修方便、地基较为简单。采用下传动的压力机平面尺寸较大，而且高度和上传动差不多，压力机总重量比上传动大 1020，传动系统置于地坑之中，不便于维修，且地坑深、基础庞大，造价较高。通常在旧车间内添置大型压力机时，由于车间高度受限制，采用下传动的优点才比较明显。故本机采用上传动。主轴平行于压力机正面的压力机，曲轴和传动轴较长，受力点与支撑的距离比较大，受力条件比较恶劣，承受刚度小，压力机平面尺寸较大，外观不够美观，故本机采用垂直与压力机正面的形式。齿轮可以放在机身之外，也可以放在机身之内。前一种齿轮工作条件较差，机器外观不美，但安装维修方便，后一种齿轮的工作条件较好，机器外观美观，还可以将齿轮置于油池中，这样大大降低了齿轮的传动噪音。所以本机所有的齿轮都置于压力机身内部。由于设双边出传动加工装配比较困难，所以将齿轮设计为单边传动3.2 传动级数和各级数比分配传动传动级数与电动机的转速和滑块每分钟的行程次数有关，行程次数较低，总速度大，传动级数就应该多，否则每级的速度比过大，结构不紧凑，热模锻压力机的行程次数为 70 次/分钟，在 70120 次/分钟之间，所以采用二级传动。采用低速电动机可以减少总速比和传动级数，虽然这类电动机的外形尺寸较大，成本较高，但还是采用二级传动和同步转速为 1500 的电动机比较合适。通常三角皮带轮的速比不超过 6，齿轮传动不超过 10，考虑到飞轮要有适当的转速，不值得紧凑，美观和长宽高比例恰当，大皮带轮的速比，定位 3，齿轮传动的速比 第 13 页 共 71 页定位.压力机飞轮速度取 300-500r/min 左右。因为转速太低，会使飞轮作用大大降低：转太高，会使飞轮轴的离合器发热严重，造成离合器和轴承的损坏。3.3 离合器和制动器安装位置的确定 采用摩擦离合器时，对于具有两级或者两级以上的压力机，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离合器上时，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力所做的功都比较小，因此能量消耗小，离合器工作条件也好。但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；此外从传动系统的布置上看，闭式压机的传动系统今年来多封闭在机身内，并用偏心齿轮，致使离合器比便于安装在偏心齿轮轴上，通常置于较低的曲轴上。行程次数较高的压力机离合器最好安装在曲轴上，这样可以利用大齿轮的飞轮作用，能量损失小，离合器的工作条件也好。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，且由于结构布局的要求，离合器多置于转速较高的传动轴上，一般在飞轮轴上，故本压力机的离合器安装在曲轴上。如图 3.1 为压力机传动系统结构图图 3.1 热模锻压力机传动系统简图 第 14 页 共 71 页第 4 章 设计计算4.1 工作机构的设计计算曲柄滑块机构的设计计算4.1.1 曲轴的设计计算因为要设计的是锻压设备，在选材时应该选择 37SIMNV 调质钢。在设计曲轴时，选择的经验公式决定着曲轴的有关尺寸，然后根据理论公式进行精确的核验。（1） 由曲柄压力机 Pg28 页表 3-1 曲轴有关的尺寸经验公式经验数值曲轴尺寸名称代号适用范围统计值推荐值630025000千牛gPd6 . 304. 30gPd54. 30支撑径直径0dgPd)47. 394. 2(0Pgd40. 30支撑径长度0L00)96. 132. 1 (dL00)6 . 14 . 1 (dL曲柄径直径Ad0)79. 151. 1 (ddA0)7 . 16 . 1 (ddA单支撑连杆AAdL)66. 044. 0(曲柄径长度AL双支撑连杆AAdL)17. 173. 0(采用双支撑连杆AAdL)2 . 11 . 1 (圆角半径r0)212. 0116. 0(dr0)18. 012. 0(dr mmPgd36.4555 .384)6 . 304. 3(0mmdrmmdLmmddmmdLAAAl76.9485.51)212. 0116. 0(81.48652.324)66. 044. 0(13.80097.674)79. 151. 1 (64.87706.591)96. 132. 1 (0000 第 15 页 共 71 页4.1.2 曲轴强度计算考虑到轴瓦的磨损，故提出图 4-2 的计算简图，即载荷分布的两个集中力作用在距离曲柄 2r 处。两支撑也是支在距离曲柄壁 2r 处。这种计算简图属于纯弯梁的性质，这种性质与实测结果接近，见图 4-3，曲柄颈上的五个测试点，其应力基本相等。图 4-3 曲轴计算简图由于 4-3 对载荷也做了一些简化。1）齿轮对曲轴的作用力近似看成等于公称压力 Pg，并分别以 1/2Pg 作用于连杆轴瓦两侧，危险截面 C-C 的弯矩为：M （4-mNmPgNrLLMaq.1002. 216000424.63810751897.461）C-C 截面的最大应力 第 16 页 共 71 页PadPgRLLWMAaq7331065. 7160004 .8851 . 0)24.63808.10752 .1897(411 . 0)8(41 （4-2）式中： Pg-表示公称压力 La-曲柄颈长度 dA-曲柄颈直径 r-圆角半径 W-弯曲截面系数在曲柄颈上，除受弯矩作用外，尚受到扭矩作用，应按弯扭联合作用计算。这时 c-c 截面的最大有应力为： （4-PadaaRRLLPgAaq321 . 02sin2(sin21)8(413）式中: R 曲柄半径连杆系数a 曲柄转角式中的可查参数表 2-2)2sin2(sinaa以上是计算危险截面 C-C 的计算公式，曲轴除了在曲柄的 C-C 截面上有可能破坏以外，支撑颈 B-B 截面也有可能破坏，故尚未核算截面强度。在 B-B 截面扭矩为PgMP （4-)1(21)2sin21(sin0dddaaRmBAq4） 第 17 页 共 71 页查课程设计书附录 2-1，取,最大剪应力为005. 0 - 504. 0045. 0 （4-02 . 0 dPgmWMqPq5）式中： Pg 公称压力 支撑颈直径0d 当量力臂qm 扭转截面系数PW设计时，需使计算的弯曲应力和剪应力等于小于许用应力和即 (4-6)75. 0式中、许用弯曲应力和许用剪切应力 屈服强度极限s u 安全系数，取 2.53.5，刚度要求高的取上极限 3.5表 1s714.325001700许用应力剪应力： 3 .7145 . 32500ns (4-7)Pa5101875250075. 075. 0 maxmax所以，强度安全3.计算及绘制许用载荷图 使用压力机时，往往需要知道滑块的许用负载曲线，即在不同曲柄转角下滑块所能承受的载荷，为此，在（4-5） 、 （4-6）中令、和，并进行变换，即得：ppg 第 18 页 共 71 页 (4-9) mqdPrLLdPAaqA2 . 0)8(411 . 03 式中： 滑块的许用负载P 许用弯曲应力和剪切应力表 211530456039108172225264qm303433743894131.25x1033.4x1035.5x1037,15x1038.37x103当从变化时，可画出如图 4-3 的许用负荷曲线00900 第 19 页 共 71 页图 4-3 滑块许用载荷曲线此压力机为大中型压力机，常把公称压力角 ag=2 转换成公承压力行程 Sg.即公称压力行程 Sg 作为标准、闭式压力机 S=13mm3)核验轴颈尺寸 （4- 1 . 0)8(413PgrLLdaqA9）初步选取曲轴材料为 37SIMNMOV 调制钢，故 (4-10)mdpaA880. 01025001 . 01016000)083. 0807508. 12971. 1 (411025005335故重新选取mmdA800 第 20 页 共 71 页由式（4-7） 2 . 030qPgmd 由式 (4-11)mmsRddaaRMAq25025002)1(21)2sin2(sin00由结构设计或者参数同类型压力机，初步选取（即连杆长度） ，设 1086. 0 。又根据预选及计算数值得： ，7209. 0Ad.045. 0,632. 0,88. 00dmda又查表 2-2，当时， 02g390. 02sin2sinaa(4-12) 63. 01018752 . 06871. 010160001018756871. 06324. 07200. 01086. 088. 0)1086. 01(045. 021390. 026005305dpammq、曲轴最后确定的尺寸见图 4-4图 4-4 曲轴确定尺寸图4.2 连杆的设计计算42.1 连杆的主要尺寸 选择双点传力式柱销式连杆，查课本 3-11 经验数据得。 第 21 页 共 71 页 2 .3966 .34116. 10 . 14 ,120216.88852. 36 . 24 .5122 .4785 . 14 . 16 .3417 . 21310BBBBdLdddbPd(1)压力机工作时连杆所受的作用力及力矩1.连杆力的计算。 热模锻压力机的公称压力很小，一般为 2-5，故当压力机工作时，连杆轴线是几乎与工作台垂直的。计算时可认为连杆工作时的偏角00连杆工作时，由于连杆上下支撑处又摩擦力矩，连杆力的方向并不与连杆轴线重合，而是与上下支撑颈的摩擦圆相切，如图 4-5 所示。如果连杆工作时是绕下支撑 B 顺时针转动，那么 B 点的摩擦力矩必然是逆时针的，阻碍着连杆上下转动。连杆受的是压力，故支撑 B 的支撑 力必然且与摩擦圆左方。Ara) 第 22 页 共 71 页b)图 4-5 连杆的受力简图a)连杆受力简图 b)连杆弯矩简图因此，当压力机以公称压力 Pg 工作时，连杆力的垂直分析必然和压力机的公称压力相等，故连杆力为ABP (4-13)KNPgPAB160394cos16000cos0式中 r-连杆力与连杆轴线夹角 LrrrBA)(sin1 -摩擦系数 l-连杆长度 -相应为连杆上下支撑半径BArr ,连杆的垂直分力 （4-14）PgrPPABABcos1连杆的水平分力 （4-15）PgtgrrPPABABsin112. 连杆所受弯矩 由于连杆力与连杆曲轴线偏斜一角，故使连杆在 XOY 平面上海有ABP一定的弯矩。ZM 弯矩在连杆全长上是变化的，在距离连杆小头 X 处的弯矩为XZM 第 23 页 共 71 页 (4-16)(sincosxbPPMABABXZ式中： )sin(rraB )cos(rrbB -摩擦角，1 tg最后，可写成XZM (4-17)2600234. 08 . 0(234. 0106 . 145. 0)(6XLrrXrPMBABABXZ3. 连杆所受的附加弯矩 。 当压力机承受左右方向的偏载时，由于导轨存在间隙，滑块会绕 Y 轴偏转一个角度，因而会使连杆产生一附加弯矩YM见图 4-6，a) 第 24 页 共 71 页b) 第 25 页 共 71 页c)图 4-6 连杆在压力机受偏载时受力简图a)工作简图 b)许用简图 c)弯矩图a) 第 26 页 共 71 页b)图 4-7 连杆附加弯矩计算简图在图 4-7 中，由于力矩的作用，连杆在 A 点及 B 点产生了转角及。YBM1AB (4-18)EJJMEJLMYBBYBA3.6.11式中:L-连杆长度 J-连杆的惯性矩同理，由于的作用，在 A 及 B 点也产生了转角及。YAM11a11b （4-19）EJJMEJLMYABYAA6.3.1111实际上，连杆在及的作用下，效果应和图 4-6 所示的 计算一致，即YAMYBM 00BA因而 (4-20)06.3.03.6.111111EJJMEJLMEJLMEJLMYAYBABBYAYBBAA联立上述两式，得: 第 27 页 共 71 页 224YBYAYBMLEJMLEJM根据图 4-7，对 B 点取矩，得 （4-2266LEJRLEJRBA21）因此，对 B 点距离为 X 的附加弯矩为XYM （4-)32(2XLLEJMXY22）式中 滑块带动连杆小端绕 Y 轴的转角， H2 导轨双向间隙，一般取mm8 . 06 . 0 滑块高度H4.2.1 连杆的强度校核 连杆工作时承受着压力，弯矩及附加弯矩的联合作用。 cos.ABPZMrM因此，在距 B 点距离 X 处的复合应力为 (4-23)XYXZabABXABWXLLEJWLrrPFP)32(21)(cos.式中: 距 B 点 X 处的连杆断面积 连杆在 XOY 平面内，距 B 点 X 处的抗弯截面系数 连杆在 XOZ 平面内，距 B 点 X 处的抗弯截面系数图 4-5 中 I-I 截面为危险截面，用上式校核现有压力机的连杆，在 I-I 截面上的复合应力，有达到 2260X105 帕。 热模锻压力机连杆都是采用铸钢制造，通常希望采用含碳量小于 0.35。 第 28 页 共 71 页并含 0.2-0.25的铸钢制造。根据一些工厂经验，采用 45 钢制造的连杆，往往产生开裂，故荐采用。查参考书曲柄压力机表 3-10 滑块和装模高度调节机构的主要参数数据4.3 装模高度调节机构的设计本次采用偏心涡轮装模高度调节机构，原因是由于，本次的滑块装模高度调节量比较大，这样设计即结构简单又稳定性高，而且方便调节。43.1 偏心涡轮式装模高度调节机构的原理 1.以下是涡轮蜗杆装模高度调节机构的结构简图，见图 4-8： 1.控制缸 2.平衡缸 3.活塞杆 4.锁块 5.弓形闸瓦 6.偏心涡轮 7.连杆销 8.滑块 9.蜗杆 10.伞齿轮 11.电动机 12.平衡缸图 4-8 装模高度调节机构结构简图2.调节螺杆的强度校核：调节螺杆的强度： (4-24)padPFPy52320max0101412 . 1410160004-连杆上作用力0P-调节螺杆的最小截面积maxF 第 29 页 共 71 页-许用压缩应力y故安全。pay5101800调节螺纹的强度; (4-25)pahHdddSP52320100103880064. 02 . 14 . 014. 3)3 . 12 . 1 (01. 010160005 . 1)(5 . 1S-螺距-螺纹外径0d-螺纹的内径1dH-螺纹的最小工作高度h-螺纹牙根处的高度、107005pa4.3.2 涡轮与蜗杆的设计算。比较同类的压力机，取 1600 型热模锻压力机涡轮蜗杆的传动比，蜗杆85i模数，蜗杆的直径系数是5m12q取蜗杆头数，涡轮齿数11z8518512 izz齿形角020蜗杆分度圆柱导程角1110138425121arctanarctanqz蜗杆的分度圆直径mmqmd605121涡轮分度圆直径mmmzd42585522中心距mmdda5 .242242560221蜗杆各部分尺寸齿顶高mmhhaa5511齿根高mmmchhaf65)2 . 01 ()(1齿高mmhhhfa1165111齿顶圆直径mmhddaa70512602111 第 30 页 共 71 页齿根圆直径mmhddff4862602111蜗杆轴向齿距mmmpx7 .15514. 3蜗杆导程mmpzTx7 .157 .1511蜗杆齿宽mmmzb5 .105255)8506. 011(25)06. 011(21涡轮各部分尺寸齿顶高mmmxhhaa55)01 ()(22齿根高mmmxchhaf65)2 . 01 ()(22齿高mmhhhfa1165222分度圆直径mmmzd42585522齿顶圆直径mmhddaa4355242522212齿根圆直径mmhddff413624252222蜗杆旋转各部分长度mmmZL5 .805)8506. 011()06. 011(2涡轮轮缘宽度mmdBa5 .527075. 075. 014.3.3 调节电动机容量的选择在装模高度调节机构中，电动机容量按照带动滑块的重量所做的功来考虑，即 （4-7）gmmN21滑块部件重量1m模具重量2mg重力加速度滑块调整速度调节机构中传动的总效率 （4-8）54321滑块与导轨摩擦的效率1调节螺杆的传动效率，与螺杆形状及螺杆的螺纹升角有关2 第 31 页 共 71 页蜗轮与套筒的摩擦效率3蜗轮传动效率4齿轮与皮带的传动效率5 对于 16000 型热模锻压力机，KNG8 .41 smmm/00076. 010006018 .45min/8 .45024057. 06 . 05 . 033. 027. 09 . 054321KWN32. 1024057. 000076. 08 .41omsddas92. 1033523298. 0arctan2 .1514. 36 . 11arctan5 . 014. 36 . 11tantan11 查表-Y 系列三项异步电动机技术数据（机械设计课程设计 ） ，为使总传动比较小，传动装置结构紧凑，故选 Y132S-8 型电机，额定功率为 2.2KW，同步转速为750r/min，满载转速为 710r/min。查表得电动机中心高 H=132mm，外伸轴段。mmmmED8038mNT59.29710102 . 255. 930mmDd384 .30380 . 18 . 00 . 18 . 0查表选 HL3 联轴器 32 82GB5014-85。4.3.4 调节电动机的容量选择 在装模高度调节机构中，电动机容量按照带动滑块的重量所做的功来考虑，即 第 32 页 共 71 页gvmmN)(21-滑块部件的重量 6000kg1m-模具重量 2000kg2mg-重力加速度-调节机构中传动的总效率54321-滑块与导轨摩擦的效率 0.91-调节螺杆的传动效率，与蜗杆的形状和蜗杆的螺纹升角有关 0.272-涡轮与套筒的摩擦效率 0.333-涡轮的传动效率 0.54-齿轮与皮带的传动效率 0.65对于 16000 千牛的热模锻压力机 smmv/56 11115432192. 10033. 0arctan2 .1514. 36 . 11arctan)5 . 0(14. 36 . 11tantan126. 2024057. 09333. 056024057. 06 . 05 . 033. 027. 09 . 0ddasKWNm查表 Y 系列三项异步电动机技术数据（机械设计课程设计 ）,为使总传动比较小，传动装置结构紧凑，故选择有 Y132S-8 型电动机，额定功率为 2.2KW,同步转速为750r/min,满载转速为 710r/min。查表得电动机中心高 H=132mm,外伸轴段 D E =38mm80mm。 第 33 页 共 71 页4.4 滑块与导轨的设计计算。 4.4.1 滑块的设计滑块是一个箱型结构，它的上端与连杆连接，下部安装模具的上模，并在机身的导轨内上下运动。为了保证滑块地平面和工作台上面的平行度，保证滑块运动方向与工作台的垂直度，因此，滑块的导向面必须与地平面垂直。导轨和滑块的导向面应该保持一定的间隙，而且能调整。本次毕业设计中，我们选择单点闭式压力机滑块，单点闭式压力机滑块的高度与宽度的比值约为 1.081.32.。本压力机滑块高度 h 和宽度分别取，符合。滑块的材料是铸钢 HT200 和稀土球铁，导轨面的材料是铸铁 HT200。 对于单点压力机，滑块单纯受压，故不进行轻度校核。 4.4.2 导轨的设计： 因为导轨与滑块之间有一定的间隙，而且能进行调整，所以本压力机选用四个导轨均能单独调整的四面型导轨，它是靠一种推拉螺钉来实现的，这种四面调节型导轨，能提高压力机的精度，但调节困难。有些压力机的导轨式做成两个是固定的，两个是可调的，并使固定的导轨能承受滑块的侧向力，调节较容易，单精度受到一定的影响。图 4-9 为本次压力机导轨的简单示意图： 第 34 页 共 71 页图 4-9 导轨结构简图第 5 章 传动系统的设计计算 5.1 齿轮传动的设计计算5.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮2）热模锻压力机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度3）材料选择。查表选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45钢（调质）硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。4）选小齿轮齿数为 z1=20，齿数比 u=4.9，大齿轮齿数 z2=4.9 24=98 第 35 页 共 71 页5.1.2 齿轮的接触强度校核1. 按齿面接触强度设计有设计计算公式进行试算，即 （5-1）311132. 2HEdtZuuKTd（1） 确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数=1.2.K2）计算小齿轮传递的转矩。T1=（5-2）51195.5 1098%Pn11598105 .95np N mm6107 . 1N mm3）查表选取齿宽系数=0.6d4）查表得材料的弹性影响系数=189.8。EZ12MPa5）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=820；大齿轮的接触疲劳强lim1HMPa度极限=750lim2HMPa6）由公式计算应力循环次数。n 为齿轮转速（单位为 r/min） ；j 为齿轮每60hNnjL转一周时，同一齿面啮合次数；为齿轮的工作寿命（单位为 h） 。hL （5-3）9111013. 2)2830015(13 .4936060hjLnN （5-4）8921004. 371013. 2N7）取接触疲劳寿命系数0.9；0.94。1HNK2HNK8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式得 limNKS （5-5）MPaMPasKNH7308209 . 01lim11 （5-6）MPaMPasKNH70575094. 02lim225.1.3 齿轮主要尺寸的计算1）试算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值。1tdH 第 36 页 共 71 页 （5-7）1 .148)7058 .189(78.6 . 0107 . 12 . 123. 2)(1.23. 22632131HedrzuuKTd2）计算圆周速率 。v （5-8）smndvt/82. 31000603 .4931 .148100060113）计算齿高。b mmdbrd86.881 .1486 . 0.14）计算齿宽与齿高之比。bh模数 mmzdmtt405. 7202 .14811齿高 （5-9）mmmht66.16405. 725. 225. 2 33. 566.1686.88hb5）计算载荷系数。根据，7 级精度，可查得动载系数=1.05；smv/82. 3vK直齿轮，；1HFKK由表查得使用系数=1.75；AK由表用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承对称布置时，。369. 1HBK由=5.33,，查图得1.25；故载荷系数bh369. 1HBKFK 51. 2369. 1105. 175. 1HBHaVAKKKKK6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式得 （5-10）mmkkddtt19038.1892 . 151. 21 .14833117）计算模数。m （5-11）5 . 92019011zdmmm5.1.4 齿轮的弯曲强度校核弯曲强度的设计公式为 第 37 页 共 71 页 （5-12）13212FaSadFY YKTmz（1） 确定公式内的各计算数值1）由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE6801；MPaFE58022）由图取弯曲疲劳寿命系数;85. 01FNK91. 02FNK3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数，由式得1.4S limNKS （5-13）MPaSKFEFNF8 .4124 . 168085. 0.111 （5-14）MPaSKFEFNF3774 . 158091. 0.2224)计算载荷系数。K （5-15）296. 2125. 105. 175. 1FBFaVAKKKKK5）查取齿形系数。 由表查得 14. 2,80. 221FaFaYY6）查取应力校正系数。 由表查的 83. 1,55. 121SaSaYY计算大、小齿轮的并加以比较。FaSaFY Y 01241. 08 .41283. 180. 2121FsaFaYY （5-16）00879. 037755. 114. 2212FsaFaYY大齿轮的数值大。（2） 设计计算 （5-17）mmm78. 600879. 0206 . 0107 . 151. 22263对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲 第 38 页 共 71 页劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算得的模数 7.78 并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径mmm8 . 6，算出小齿轮齿数38.1891d （5-18）2894.278 . 638.18911mdz大齿轮齿数 ，取。 （5-19）1962872z1962z 这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。5.1.5 齿轮几何尺寸计算（1） 计算分度圆直径、齿顶圆直径、齿根圆直径。 （5-20）mmmzdmmmzd6538 .6528 . 61961904 .1908 . 6282211 （5-21）mmmhddmmmhddaaaa6676 .6668 . 61265322046 .2038 . 61219022211 （5-22）mmChddmmchddafaf6515 .650)25, 01 (2653)(21875 .187)25. 01 (2190)(22211 计算中心距 （5-23）mmdda5 .4212653190221（2） 计算齿轮宽度 mmdbb1141906 . 01详细尺寸参数参见机械设计课程设计 Pg163 表 11-6.5.2 轴的设计计算5.2.1 输入转矩 KWPP1 .9296. 098. 02 611611078. 110549. 9nPT圆周力 （5-24）NdTFFtt461211087. 11901078. 122 第 39 页 共 71 页径向力 （5-25）NFFtr30422108 . 620tan1087. 1tan.5.2.2 确定低速轴（即曲轴两端）各段的直径 1）初步估算 13min2PdCn 轴的材料选 45 号钢，取 C=106, 低速轴转速 min/47.70196283 .4932112rzznn （5-26）mmnPCd86.11547.701 .92106.3213min考虑到轴上有键槽，轴颈应增大 4%-5%，取，取（标准尺寸）mmd20.162mmd190min此段安装联轴器。2）取其他各段轴的直径 根据估算轴颈取直径为 200mm，安装齿轮 205mm。强度校核：1求水平弯矩支点反力： (5-27)NFFFtHCHA935021087. 12142水平弯矩： (5-28)mmNlFMABHAHB.108 . 23009350.62求垂直弯矩 支点反力： (5-29)NFFFrVCVA935021087. 12142 垂直弯矩： (5-30)mmNlFMABVAVB.108 . 23009350.63求合成弯矩 (5-31)mmNMMMVBHBB.1094. 3)108 . 2()108 . 2(62626224求转矩 (5-32)mmNTZZuTT.1019. 1107 . 128196.7611212 第 40 页 共 71 页转矩按脉动性质考虑，取折合系数，有8 . 0 (5-33)mmNT.1052. 91019. 18 . 0675求当量弯矩 (5-34)mmNTMMBB.1003. 1)1052. 9()1094. 3()(6266226校核强度危险截面 B 由于轴截面有单键则 (5-35)mmd75.194%)51 (205由表可查出，当（45 钢正火时） ，所以，可知低速轴强度MPab60011eBb足够。低速轴轴承代号;6021050 90 20轴环： (5-36)mmda5 .202051 . 01 . 0 宽度： (5-37)mmmmad7 .285 .204 . 14 . 15.3.2 高速轴（即曲轴两端直径）各段的直径：图 5-1 为传动轴机构简图:图 5-1 传动轴的结构简图1）初步估算 (5-38)mmnPCd8 .633 .43996106.313min考虑到轴上有键槽，轴颈应增大 4%-5%，取，取（标准尺寸）mmd32.89mmd90min此段安装 V 带轮。 第 41 页 共 71 页2）取其它各段的直径： 根据估算轴颈直径为 138.7mm，安装齿轮为 158.51mm。强度校核：1求水平弯矩支点反力： (5-39)NFFFtHCHA935021087. 12141水平弯矩： (5-40)mmNlFMABHAHB.1024. 22409350.62求垂直弯矩 支点反力： (5-41)NFFtR304111080. 620tan1087. 1tan (5-42)NFFFrVCVA935021087. 12141 垂直弯矩： (5-43)mmNlFMABVAVB.108 . 23009350.63求合成弯矩 (5-44)mmNMMMVBHBB.1094. 3)108 . 2()108 . 2(62626224 转矩按脉动性质考虑，取折合系数，有8 . 0mmNT.1036. 1107.18 . 0665求当量弯矩 (5-45)mmNTMMBB.1016. 4)1036. 1 ()1094. 3()(62626226校核强度危险截面 B 由于轴截面有单键则 (5-46)mmmmd58.150%)51 (51.158%)51 ( (5-47)2363/18.12)58.150(1 . 01016. 41 . 0MPaNdMBB 第 42 页 共 71 页由表可查出，当（45 钢正火时） ，所以，可600bMPa155bMPa1eBb知低速轴强度足够。 (5-48)mmda058.1558.1501 . 01 . 0宽度： (5-49)mmmmad08.21058.154 . 14 . 1高速轴轴承代号：6030735 80 215.3.3 键槽的选择：C 型轴套 第 43 页 共 71 页5.3.4 V 带传动计算电动机额定功率 P=98kW，转速，传动比，每天工作 15 小时。min/14801rn 3i1确定计算功率，由表查得工作情况系数，故caP1.2AK (5-60)KWKWPKPAca1176982 . 12选择 V 带的带型根据、由图选用 A 型。caP1n3.确定带轮的基准直径并验算带速ddv1）初选小带轮的基准直径。由表可得，取小带轮的基准直径1ddmmdd18012）验算带速 v。按公式验算带的速度 (5-61)smndvd/9 .13100060148018010006011因为，故带速合适。5/30/m svm s3）计算大带轮的基准直径。根据公式，计算大带轮的基准直径2dd (5-62)mmidddd12.540180312圆整为。mmdd54024.确定 V 带的中心距和基准长度adL1）根据公式12120.72ddddddadd初定中心距mma80002）由公式计算所需的基准长度 第 44 页 共 71 页 (5-63)22100120224dddddddLaddamm4 .27718004)180540()540180(280022由表选带的基准长度。mmLd27803）按式计算实际中心距a mmmmLLaadd80446.804)24 .27712780800(200 (5-64)5.验算小带轮上的包角000002201901558043 .57)180540(1803 .57)(180addadd (5-65)6.计算带的根数1）计算单根 V 带的额定功率rP 由和，查表得mmdd1801min/14801rn KWP16. 30根据，和 A 型带，查表可得min/14801rn 3iKWP17. 0查表得，于是0.84K1.09LK 11. 1,93. 0LaKK (5-66)KWKWKKPPPLar43. 311. 193. 0)17. 016. 3(.)(002）计算 V 带根数。z (5-67)1.81.880.96carPzP (5-68)3438 .34243. 31176rcaPPZ取 343 根。7.计算单根 V 带的初拉力的最小值 0minF由表查得 A 型带的单位长度质量，所以0.1/qkg mNNqvzvKKFaa30.2279 .131 . 09 .1334393. 01176)93. 05 . 2(500)5 . 2(500)(22min0 第 45 页 共 71 页 (5-70)应使带的实际初拉力。 00minFF8计算压力轴pF压力轴的最小值为 (5-71) 10minmin1342sin2 2 180 sin66322pFz FNN (5-72)NFzFP7 .6692155sin34322sin)(2)(0min0min小带轮选择实心轮，大带轮选择四椭圆幅轮。第 6 章 制动器和离合器的选取 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，容易实现寸动行程，便于调整模具和安装人身保护装置；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。 第 46 页 共 71 页第 7 章 能源系统的设计计算电动机的选择和飞轮的设计 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。 电动机功率计算 压力机一工作周期所消耗的能量 A 为 (7-1)7654321AAAAAAAA式中工件变形功；1A拉伸垫工作功，即进行拉伸工艺时压边所需的功；2A工作行程中由于曲柄滑块机构的摩擦所消耗的功；3A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；4A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。7A 第 47 页 共 71 页（1）工件变形功1A对于二级传动的压力机， (7-2)017 . 0PgA (7-3)Pg4 . 00 (7-4)JA560000105010160007 . 033（2）拉伸垫工作功2A (7-5)JPgSA222000365 . 010160003632S 压力机滑块行程长度（3）工作行程时由于曲柄滑块机构的摩擦所消耗的功3A (7-6)JPgagmA215064510160003 . 0087. 0087. 033摩擦当量力臂m公称压力角g（4）工作行程时由于压力机受到系统弹性变形所消耗的功4A (7-7)JPgyAc182400108 .2210160002121334 压力机总的垂直变形h压力机垂直刚度hC（5）滑块空程功5A查表得JA62005（6）飞轮空转时所消耗的功6A (7-8)JNA4400)08. 107. 1 (100066 第 48 页 共 71 页t压力机单次行程的周期；65. 020601nnCt曲柄回转一周所需的时间；1t206011nt压力机飞轮空转所需的功率；查表得6N206Nn、压力机行程次数，即行程利用率。nC8 . 0NC（7）离合器结合功AA2 . 07代入公式得AAAAAAAA2 . 0403894004464138472187515750A7654321AAAAAA2 . 044001824002150641022. 2106 . 5554321所以KWA61018. 1电动机功率KWKNNM95674 . 1 查表 k=1.4选用 Y315S-4 高转差率电动机，额定功率 98KW，转速 1480r/min，质量 912kg。7.1 飞轮的确定7.1.1 主电动机的功率的确定 （1）电动机的功率 (7-9)KWtANm67110001018. 110006 (7-10)KWKNNm95674 . 1（2）飞轮转动惯量的计算 第 49 页 共 71 页 冲压工件时，主要靠飞轮释放能量，忽略电动机在这时输出的能量可得： (7-11)022212121AIIff式中 工作行程时压力机所消耗的能量0A 飞轮转动惯量fI 、冲压工作开始前和结束后飞轮的角速度12 可写成0212AImmf 20mfAI式中 飞轮平均角速度。m 不均匀系数，数值越大，表示飞轮角速度的波动越大。m21 从压力机的工作特性及实验曲线得知，在与之间，可以认为e12ineem602 电动机额定功率en i电动机轴至飞轮轴速比 由于电动机到飞轮一般为三角皮带传动，皮带传动是有滑动，相当于加大了电动机的滑差率，故不均匀系数为teSSk2 电动机额定滑差率eS 在额定转矩下皮带滑动时当量滑差率tS 第 50 页 共 71 页 修正系数，与 k 有关 k电动机实际选用功率与平均功率比值 对于 16000 千牛热模锻压力机，在选用 Y315S-4 绕线式电机后，所需飞轮的转动惯量： KWA675000 (7-12)srem/384301480 对于 YH200L-4 型电动机查表得出，取08. 0eS02. 0tS4 . 184.2130k (7-13)13. 095. 04 . 12)04. 001. 0()(2tessk则 (7-14)mkgcaJenpf.50095)3601 (2实际 (7-15)21.450400%9080mkgJJff（2）飞轮尺寸的计算 根据传动功率，查机械传动设计手册 ，飞轮皮带选型号的普通带，查表得小带轮直径 mmD1801飞轮外径 (7-16)12iDD 飞轮材料选铸钢，飞轮结构如下： 第 51 页 共 71 页 图 4.14 飞轮结构简图 上述所得的转动惯量实际上不仅包括飞轮本身的转动惯量还包括其他转动零件的转动惯量。 (7-17)ffII%9080 飞轮转动惯量由三部分组成，即轮缘、轮辐和轮毂。即321IIIIf 其中轮缘部分是主要的，故在近似计算时只考虑轮缘部分的转动惯量，即可以用代替。1IfI (7-18)2322118DDmI 而 (7-19)232214DDBmf 所以 (7-20)4122332fBIDD其中金属密度，铸钢33/108 . 7mkg 飞轮轮缘宽度fB故 (7-21)mmBIDDf234 . 0108 . 714. 3450325403243212243 第 52 页 共 71 页第第 8 章章 顶件机构的选择顶件机构的选择在热模锻压力机中上，都装着顶件装置。当压力机完成工艺操作，滑块回程向上时，顶件机构就能及时地将锻件顶出模腔，以减少锻件和模腔的接触时间，延长模具的使用寿命。同时还便于将锻件从模腔中取出来，减轻工人劳动强度。对于要在压力机上实现机械化自动化来说，采用顶件机构更为必要了。顶件机构有上顶件机构及下顶件机构两种。前者装于滑块内，以便从模腔中顶出锻件；后者装在工作台下面，以便由下模腔内顶出锻件。本次设计顶件机构时满足下面要求。1.有一定的顶件力，能将各种锻件顺利的顶出模腔。通常上顶件力取 0.51%的公称压力，而下顶件力取 1.5%的公称压力。上顶件力为 9600 千牛，下顶件力为24000 千牛。2有一定的顶出行程，并且顶出行程是可调的，通常机械式顶件机构，其上顶件行程为 1.52.5%的滑块行程，其下顶件行程为 2.04.5%的滑块行程。而气动式，液压式顶件机构，顶件行程要长些。3.为了不至于造成被顶出的锻件与上模发生碰撞，要求下顶件机构的顶件速度应低于滑块的回程速度。4.为了使操作者便于夹持锻件，要求下顶件机构将锻件顶出后，在其最高位置能够停留一段时间。8.1 上顶件机构 本次设计选择图 8-1 所示的奥穆科契式压力机的顶件机构。该顶件机构的顶件 第 53 页 共 71 页横杠杆 3 是沿着块左右方向安装的，在横杠杆下面同时放置多艮顶件杆顶件。在滑块回程时，做平衡缸的活塞杆 8 通过接头 7 拉着支撑在滑块上的杠杆 2 转动，压下横杠杆使顶件杆顶件。在滑块下行接近死点时，横杆被装在机身两侧的弹簧缓冲器 4 抬起是整个机构复位。由于活塞杆始终是拉着杠杆使横杆受着压力，因此只要滑块刚一回程，离开弹簧缓冲器，就能实现顶料。图 8-1 上顶件机构的结构简图8.2 下顶件机构的选择下顶件机构的种类很多，按其传动类型可分为，机械式，液压式及气动式，其中以机械式应用最为普遍。本次设计也采用机械式下顶件机构。这种顶件机构由装在曲轴上的凸轮 1 第 54 页 共 71 页驱动，通过上摆杆 3、上拉杆 4 和下拉杆 7 带动摆杆 8 摆动。下摆杆是装在顶件轴 11 的一端，并能绕其轴心摆动。在顶件轴的另一端，装在摆架 10.摆架有足够的宽度，在其上可并排布置五根顶件杆 9.在下摆杆摆动时，摆架也相应的摆动，因而就推动顶件杆顶件。弹簧 5 可保证滚轮 2 与凸轮紧密接触。上下拉杆分别具有左右螺纹，因而旋转调节螺母 6.可改变拉杆的总长度，从而调节下顶件杆的顶件行程。在下摆杆的另一端连有一气缸以便操作时夹持锻件。图 8-2为其结构简图图 8-2 机械式下顶件机构简图 第 55 页 共 71 页第 9 章 支承、辅助及附属装置的设计9.1 支承部件机身的设计。该压力机选用闭式组合机身，由上梁、立柱、底座三部分组成。机身材料选 HT200。 9.2 立柱与拉紧螺栓的设计计算 压力机在工作时，横梁、底座和立柱之间不能产生间隙和错移，为此必须给拉紧螺栓以预紧力，使机身受压，有一定的预压缩量；拉紧螺栓相应受拉，有一定伸长量。当工作时，机身的预压缩量减小，螺栓进一步伸长。通常因横梁和底座的截面很大而高度较小，相对于立柱而言，其压缩量可忽略不计。故对机身变形只考虑立柱变形，如图 9.1 所示。 立柱材料为稀土球铁，拉紧螺栓材料为 45 钢。 图 9.1 拉紧螺栓和立柱的变形图 (1) 强度校核 单位力作用下螺栓及立柱的变形（尺寸如图 9.2 所示） (9-1)lllllFnELC 第 56 页 共 71 页 (9-2)zzzzzFnELC (9-3)2220123.125. 04mmFl 20937. 06554626005 . 225055 . 296010010557540007232mcmcmcmcmcmcmcmcmcmcmcmcmcmFllFliizd (9-5) 所以 (9-6)NmmmNmCl/10794. 30123. 04/1011. 292. 3102211 (9-7)NmmmNmCz/10376. 10937. 02/109 . 032. 3102211 图 9.2 16000 千牛热模锻压力机压力机立柱和拉紧螺栓(2) 预紧力 第 57 页 共 71 页NNmNmNmNCCCZPPzllgy31010103102752/10376. 1/10794. 3/10794. 310160005 . 1 (9-8) 立柱强度 (9-9)PamNFnPzzyz523min102100655. 02102752 Paz510350 ，故安全。 zz 螺栓强度 (9-10)PamNFnzPlll523min109010104. 0410160005 . 1 Pal51015001300 ，故安全。 ll 预紧时螺母转角 (9-11)2SCCPzly 已知 S=4mm 所以162818. 224/10376. 1/10794. 310347010103radmmNmNmN (9-12)若按经验公式2127 . 32492. 30006. 020006. 0radmmmSNLl (9-13) 实际上，上梁和底座的垂直方向不能看成绝对刚体，在立柱预拉时有一定局部变形，使预拉力降低，所以，大型压力机要把拉紧螺栓的螺母多拧一角度，以保证足够的拉紧力。 第 58 页 共 71 页9.3 上梁的计算 一般将上梁看成受集中载荷的简支梁，跨度为左右两拉紧螺栓的中心距 L，载荷集中作用在曲轴支承的中点。对于单点压力机，集中载荷即为压力机的公称压力，gP如图 9.3 所示。 图 9.3 上梁受力分析图 上梁的最大弯矩 (9-14)mNmNLPMg63max1064. 6466. 110160004 上梁中央截面的最大拉应力和最大压应力 (9-15)PammmmNJyHMcl746max1091. 80702. 0848. 079. 11064. 6 (9-16)PammmNJyMcy746max1002. 80702. 0848. 01064. 6 图 9.4 上梁结构简图与形心简图 第 59 页 共 71 页 许用拉应力和许用压应力 ， Pal710300200 Pay710350，故安全。 ll yy9.4 底座的计算 底座危险截面最大弯矩为 (9-17)63122maxLLqLPMg 而 LPqg23 所以 (9-18)mNNLPMg63max1042. 4666. 110160006 危险截面最大应力为 (9-19)PammmNJyMcl746max1070. 9021. 0461. 01042. 4 (9-20)PammmmNJyHMcy746max101 . 1021. 0461. 099. 01042. 4 而， Pal710300200 Pay710350 ，故安全。 ll yy9.5 机身变形的计算闭式组合机身变形包括底座、上梁和立柱的变形。由于模具装在底座或垫板上，因此，底座的变形直接影响工件的精度和模具的寿命。一般计算底座的变形即可。 第 60 页 共 71 页图 9.5 底座受力简图 底座总挠度 (9-21)FGLPEJLPgg167. 0017. 03公称压力gPL拉紧螺栓间距E弹性模量J底座中央截面惯性矩F底座中央截面面积G剪切模量最大剪应力与平均剪应力的比值由已知条件和计算得，KNPg16000mL66. 126/1018. 1mNE2.500mkgJ 2177. 0mF ，211/101 . 8mNGmH461. 01me211. 01mb3 . 01mb1 . 0所以 (9-22)31. 2211. 0211. 0461. 01 . 03 . 0121. 02177. 02222422121211mmmmmmmeeHbb
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