J31-125闭式单点曲柄压力机设计【含CAD图纸】
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J31-125 闭式单点曲柄压力机摘 要制造业的发展是国家经济发展的重要保证,同时又是评判一个国家科技实力和国防实力是否领先的重要标准。在机械制造业中，锻压制造是目前全世界应用最为广泛的制造方法之一-。而在锻压机械中，曲柄压力机又占有很大的比重。曲柄压力机主要是通过飞轮将电机的能量存储,在工作的瞬间通过曲轴及与其相连的滑块对特定的模具做功而释放能量。如今，随着汽车工业的兴起，曲柄压力机以及其他锻压设备得到了迅速发展。众所周知，由于采用现代化的锻压工艺生产工件具有效率高，质量好，能量省和成本低的优点。所以，工业先进的国家越来越多地采用锻压工艺代替传统的切削工艺和其他工艺。近年来，机械压力机广泛应用于冲裁，落料，弯曲，折边，浅拉伸及其他冷冲压工序，是汽车，摩托车，家用电器，仪器仪表，轻工，国防工业，化工容器,电子等行业必备的关键设备。伴随着工业的发展，压力机的种类和数量越来越多，质量要求越来越大，能力越来越大，它在机械制造业和其它相关行业中的作用日趋显著。因此对压力机的精度和生产率等的要求也就越来越高，所以对压力机进行优化设计是十分必要的，对压力机的机身结构，传动系统，附属装置以及辅助系统等进行优化，生产出具有高效率，高精度，低成本，自动化等现代化制造特点的压力机，是值得研究和探讨的。关键词：锻压制造；曲柄压力机；锻压工艺J31-125 Closed single point crank pressAbstractThe development of manufacturing industry is an important guarantee of national economic development, and it is also an important criterion for judging whether a countrys scientific and technological strength and national defense strength are ahead. Forging manufacturing is one of the most widely used manufacturing methods in the world at present in the machinery manufacturing industry. In forging press, crank press occupies a large proportion. The crank press mainly stores the energy of the motor through the flywheel, and releases energy through the crankshaft and the slider connected to it at the moment of operation. Today, with the rise of the automotive industry, crank presses and other forging equipment have developed rapidly. It is well known that the modern forging process has the advantages of high efficiency, good quality, low energy saving and low cost. Therefore, more and more advanced industrial countries are using forging techniques instead of traditional cutting techniques and other techniques. In recent years, mechanical presses have been widely used in stamping, dressing, bending, folding, shallow stretching and other cold stamping processes. They are essential for automobiles, motorcycles, household appliances, instrumentation, light industry, national defense industry, chemical containers, and electronics. Key equipment. With the development of industry, there are more and more types and quantities of pressure machines, and more and more quality requirements and capabilities. Its role in machinery manufacturing and other related industries has become increasingly prominent. Therefore, the requirements for the accuracy and productivity of the press are also getting higher and higher. Therefore, it is very necessary to optimize the design of the press. The fuselage structure, transmission system, accessories, and auxiliary systems of the press are optimized. The production is highly efficient. High precision, low cost, automation and other modern manufacturing characteristics of the press, is worth studying and discussing.Key words: Forging and compression manufacturing; Crank press; Forging process .目目 录录摘 要.IABSTRACT.II1 曲柄压力机概述.11.1 曲柄压力机的构件以及工作原理.11. 2 J31-125 压力机的主要技术参数.31.2.1 公称压力.31.2.2 滑块行程.31.2.3 滑块每分钟行程次数.31.2.4 装模高度.31.2.5 压力机工作台面尺寸及滑块底面尺寸.41.2.6 漏料孔尺寸.41.2.7 模柄孔尺寸.41.2.8 立柱间距离.52 J31-125 压力机的方案对比和选择.72.1 电动机的选择 .72. 2 计算总功 .82.2.1 工作变形功 A1 .82.2.2 拉延垫工作功 A2.82.2.3 工作行程时由于曲柄滑块机构的摩擦所消耗的能量 A3.92.2.4 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 A4.92.2.5 压力机空程向下和空程向上时所消耗的能量 A5.102.2.6 滑块停顿飞轮空转时所消耗的能量 A6.102.2.7 单次行程时，离合器接合所消耗的能量 A7.112.3 传动系统的对比和设计 .122.3.1 确定滑块上加力点的数目及机构的运动分析 .132.3.2 确定传动系统的布置方式.162.3.3 确定传动级数和各传动比的分配.172.3.4 选择离合器和制动器的类型.183 主要零件的设计与校核.233.1 V 带和带轮设计.233.1.1 确定计算功率 Pca.233.1.2 选取窄 V 带带型.233.1.3 确定带轮基准直径.233.1.4 确定窄 V 带的基准直径和传动中心距.233.1.5 验算主动轮上的包角 1.243.1.6 计算窄 V 带的根数 z.243.1.7 计算预紧力.240F3.1.8 计算作用在轴上的压轴力.25PF3.2 齿轮的设计.253.2.1 概述.253.2.2 传动齿轮的设计.263.3 轴的设计.303.3.1 大皮带轮轴的设计.303.3.2 偏心齿轮轴的设计.323.4 滑块与导轨的设计 .353.5 连杆的设计.363.5.1 连杆及装模高度调节机构.363.5.2 连杆及调节螺杆的强度校核.363.5.3 滑动轴承的校核.374 机身的设计.394.1 机身的比较和选择 .394.2 机身的强度计算.404.2.1 立柱和拉紧螺栓强度校核.405 辅助装置的选择.455.1 过载保护装置的选择 .455.2 拉延垫.455.3 滑块平衡装置.455.4 润滑系统.46总结 .49附录 .50参考文献.51外文文献.52中文翻译.62山西工程技术学院-毕业设计说明书11 曲柄压力机概述曲柄压力机是一种最常用的冷冲压设备，用作冷冲压模具的工作平台。其结构简单，使用方便。在曲柄压力机中，滑件安装在曲柄轴上，由于曲柄轴的旋转而在一定行程内竖直往复，并且向冲模冲压工件以成形所需产品。本发明的曲柄压力机包括具有 V 形缩进部分的滑件以在两边框间进行竖直往复运动;和导轨(G1、G2)，其表面对应缩进部分突出，从而，滑件可沿边框上的导轨无空隙地上下滑动。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。机械压力机在数量上约占各类锻压机械总数的一半以上。机械压力机的规格用公称工作力(千牛)表示，它是以滑块运动到距行程的下止点约 1015毫米处(或从下止点算起曲柄转角 约为 1530时)为计算基点设计的最大工作力。1.1 曲柄压力机的构件以及工作原理1.1.1 曲柄压力机的原理曲柄压力机通过传动系统把电动机的运动和能量传递给曲轴，使曲轴作旋转运动，并通过连杆使滑块产生往复运动。电动机通过小齿轮、大齿轮（飞轮）和离合器带动曲轴旋转，再通过连杆使滑块在机身的导轨中作往复运动。将模具的上模固定在滑块上，下模固定在机身工作台上，压力机便能对放置在上、下模之间的被冲压材料进行加压，依靠模具将其冲制成工件，实现压力加工。离合器由脚踏板通过操纵机构控制，实现曲柄滑块机构的运动或停止。制动器与离合器密切配合，可在离合器脱开后将曲柄滑块机构停止在一定的位置上（一般是指滑块处于上死点的位置）。大齿轮还起飞轮的作用，使山西工程技术学院-毕业设计说明书2电动机的负荷均匀，并有效地储存和释放能量。图图 1-11-1 曲柄压力机结构曲柄压力机结构曲柄压力机由以下几部分组成：1)床身床身是压力机的骨架，承受全部冲压力，并将压力机所有的零、部件连接起来，保证全机所要求的精度、强度和刚度。床身上固定有工作台，用于安装冲模的下模。2)工作机构即为曲柄连杆机构，由曲轴、连杆和滑块组成。电动机通过 V 形带把能量传给带轮，通过传动轴经小齿轮、大齿轮传给曲轴，并经连杆把曲轴的旋转运动变成滑块的往复直线运动。冲模的上模就固定在滑块上。带轮兼起飞轮作用，使压力机在整个工作周期里负荷均匀，能量得以充分利用。3)操纵系统山西工程技术学院-毕业设计说明书3由制动器、离合器等组成。离合器是用来启动和停止压力机动作的机构。制动器是在当离合器分离时，使滑块停止在所需的位置上。离合器的离、合，即压力机的开、停是通过操纵机构控制的。4)传动系统 包括带轮传动、齿轮传动等机构。5)能源系统 包括电动机、飞轮（带轮）。除了上述几大基本部分外，曲柄压力机还有多种辅助装置，如润滑系统、保险装置、计数装置及气垫等。1.2 J31-125 压力机的主要技术参数曲柄压力机的主要技术参数是反映一台压力机的工作能力，所能加工零件的尺寸范围，以及有关生产效率等指标。J31-125 压力机的各主要参数如下：1.2.1 公称压力 通用压力机的公称压力指滑块至下死点前某一特定距离或者曲柄旋转到离下死点前某一特定角度，滑块能承受的最大作用力。J31-125 压力机的公称压力为 1250千牛。1.2.2 滑块行程 它是指滑块从上死点到下死点所经历过的距离，它的大小随工艺用途和公称压力的不同而不同。J31-125 压力机的滑块行程为 150mm。1.2.3 滑块每分钟行程次数 它是指滑块每分钟从上死点到下死点，然后再回到上死点所往复的次数。J31-125 压力机的滑块的行程次数为 40 次/min。 1.2.4 装模高度 它是指滑块在下死点时，滑块下表面到工作垫板上表面的距离。当装模高度调山西工程技术学院-毕业设计说明书4节装置将滑块调整到最高位置时，装模高度达最大值，称为最大装模高度。上下模具的闭合高度应小于压力机的最大装模高度。所谓封闭高度是指滑块在下死点时，滑块下表面到工作台上表面的距离。它和装模高度之差恰是垫板的厚度。J31-125压力机的最大封闭高度为 430 毫米，封闭高度调节量为 120 毫米。1.2.5 压力机工作台面尺寸及滑块底面尺寸压力机工作台面尺寸 AB 与滑块底面尺寸 JK 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大小。通常,对于闭式压力机这两项尺寸大致相同。当采用压板和 T 形螺栓固定上、下模座时,这两项尺寸应比模座尺寸大出安装压板等零件的空间尺寸。对于小脱模力的模具,通常上模只利用模柄固定到滑块上.可不考虑加压板空间。当模具采用 T 形螺栓直接固定模座时，虽不考虑留压板空间，但必须考虑工作台面及滑块底面上放 T 形螺栓的 T 形槽大小及分布位置。1.2.6 漏料孔尺寸 当制件或废料由下模向下漏料时，工作台或工作台垫板漏料孔的尺寸应使制件或废料顺利漏下。如果工作台或工作台垫板漏料孔的尺寸小于制件或废料尺寸，而又需要由下模向下漏料时，应该增加附加垫板支承下模,两件等高附加垫板的间距大于制件或废料的尺寸即可。模具下模座的外形尺寸应该大于漏料孔尺寸,否则应增加附加垫板。此两种情况都要考虑增加附加垫板后对压力机装模高度的影响。漏料孔的形状有圆形、长方形和圆形与长方形的复合形状三种。工作台垫板漏料孔尺寸小于工作漏料台孔尺寸。当模具下模需要安装通用弹顶器时,通用弹顶器的外形尺寸应该小于漏料孔尺寸。山西工程技术学院-毕业设计说明书51.2.7 模柄孔尺寸 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。大型压力机的滑块上没有模柄孔，滑块底面设有 T 形槽安装固定上模。1.2.8 立柱间距离 立柱间距离是指双柱式压力机两个立柱内侧表面的距离。对于闭式压力机，也称为导轨间距离,其尺寸限制了模具的外形尺寸。除上述技术参数外，还有压力机许用负荷曲线图、喉口深度、滑块顶杆横梁过孔尺寸、气垫尺寸、电动机功率、气源压强等工艺技术参数，它们也是设计模具所必须考虑的。在模具设计时,仅仅依靠设计手册查阅技术参数是不够的，必须查阅压力机样本说明书，才能够得到确切的、山西工程技术学院-毕业设计说明书6全面的工艺技术参数。图图 1-11-1 压力机结构参数示意图压力机结构参数示意图图 1-2 是压力机与模具安装尺寸有关的结构参考图。图中:FF滑块模柄孔径向尺寸;S滑块行程;L滑块模柄孔深度尺寸;M连杆调节长度;滑块模柄孔中心到机身的距离;D工作台垫板漏料孔尺寸; ab工作台漏料孔尺寸;山西工程技术学院-毕业设计说明书7E工作台垫板厚度;H压力机最大装模高度;H2压力机最小装模高度HM模具闭合高度;I模具模柄长度;山西工程技术学院-毕业设计说明书82 J31-125 压力机的方案对比和选择2.1 电动机的选择曲柄压力机的负荷属于冲击负载，即在一个工作周期内只在较短的时间内承受负载，而较短时间是空程运转。按一循环的平均能量来选择电动机，其功率为： (2-1)tANm1000式中：Nm 平均功率（kW）；A 工作循环所需的总能量（J）；t 工作循环时间（S）； (2-2)nnCt60式中: n 压力机滑块行程次数（次/分）；n40；Cn压力机行程利用系数，采用手工送料 Cn=0.65；则st3.265.04060为了使飞轮尺寸不致过大，以及电动机安全运转等因素，故需将电动机的平均功率选得大些，即： (2-3)mkNN 式中：k为电动机选用功率与平均功率比值，一般为 1.21.6，取 k=1.2；压力机一工作循环所消耗的能量 A 为： (2-4)7654321AAAAAAAA式中: A1工作变形功（属有效能量）；山西工程技术学院-毕业设计说明书9A2拉延工作功（气垫工作功），即进行拉延工艺时压边所需要的功（属有效能量）；A3工作行程时由于曲柄滑块机构的摩檫所消耗的功；A4工作行程时由于压力机受力机构的摩檫所消耗的功；A5压力机空程向下和空程向上时所消耗的摩檫；A6单次行程时滑块停顿飞轮空转所消耗的功；A7单次行程时离合器接合所消耗的功量。2.2 计算总功2.2.1 工作变形功 A1曲柄压力机由于冲载、拉延、模锻、挤压等工艺，不同的工艺，工件变形所需要的能量亦不同，冲载时的工件变形功为： （2-gPA7.015） 的大小随板料的塑性和冲模间隙的大小而变化。通常取： （2-045. 06）式中：Pg 压力机公称压力为；N1012503 切断厚度（m）； 0板料厚度（m）；对于慢速压力机（两级及两级以上传动的压力机） m （2-gP4 . 007）山西工程技术学院-毕业设计说明书10故有：J5906151250315. 0315. 001gPA2.2.2 拉延垫工作功 A2带拉延的压力机，在进行浅拉延工艺时，拉延垫压紧工件的边缘，并随压力机的滑块向下移动。因此消耗一部分能量。消耗能量的大小决定于拉延垫的压紧力和工作行程，根据资料推荐，可相应取为压力机额定压力的 1/6 及滑块行程的 1/6，即： （2-366161002SPSPAgg8）式中：S0压力机滑块行程长度 ,S0=0.15m。) J (1042361015. 0125032A2.2.3 工作行程时由于曲柄滑块机构的摩擦所消耗的能量 A3由于压力机工作时产生弹性变形，曲柄滑块机构的运动规律为平援变化。故可近似的将工作行程曲柄转角 P取为压力机的公称压力角 g，即：P = g。这样，对于通用压力机，曲柄滑块机构的摩擦功可以用下述公式表示： （2-9）1803gmPmA式中：Pm工作行程中平均工作变形力（N）； N106251012505 . 05 . 033gmPPg 工作行程曲柄转角（度），公称压力角 P = g =20 0；m摩擦当量力臂（m），m=26mm故有：(J)565520101250026. 00087. 00087. 033ggpmA山西工程技术学院-毕业设计说明书112.2.4 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 A4压力机在工作行程时，机身、曲柄滑块机构等受力系统因受载产生弹性变形，因而引起能量消耗。对于在工作行程中，变形力逐步下降的冲载工艺和拉延工艺，有时一部分的弹性变形能量可以转化为有用能量，因此得出： （2-cgyPA21410）式中：yc压力机总的垂直变形（m） （2-ChPygc11）Ch压力机垂直刚度（kN/mm），参考文献7表 7-3；取 Ch=700 kN/mm 。 mm8.17001250cy)J(1125108.110125021334A2.2.5 压力机空程向下和空程向上时所消耗的能量 A5压力机空程时的能量损耗与压力机零件的结构尺寸、表面加工量、润滑情况，皮带的拉紧程度、制动器调整情况等因素有关。根据试验结果，通用压力机连续行程所消耗的平均功率约为该压力机额定功率的 10%35%，参考文献7图 7-6 或表 7-4 所示的实验数据可供概略计算通用压力机空程损耗之用，由图 7-6 得：(J)31005A山西工程技术学院-毕业设计说明书12图图 2-12-1 一次工作循环所消耗的能量一次工作循环所消耗的能量2.2.6 滑块停顿飞轮空转时所消耗的能量 A6根据实验，通用压力机飞轮空转时电动机所消耗的功率约为额定功率的 6%30%。通用压力机飞轮空转时所消耗的能量： （2-)(1000166ttNA12）式中：N6压力机飞轮空转所需的功率，由参考文献7图 7-7 得 N6=1.35kW；图图 2-22-2 单次行程滑块停顿飞轮所消耗的功单次行程滑块停顿飞轮所消耗的功t-压力机单次行程时的循环周期(S)；t1曲柄回转一周所需的时间(S)。nt601山西工程技术学院-毕业设计说明书13nnCt60)S(5 . 140601t)S(3 . 265. 04060t故有： ) J (1080)5 . 13 . 2(35. 110006A2.2.7 单次行程时，离合器接合所消耗的能量 A7离合器接合时所消耗的能量： （2-AA2 . 0713）总功 A：7654321AAAAAAAAAA2 . 0108031001125565510425906) J (223852 . 0117908A电动机功率：(kW)1284. 11000223851000tANm)kw(15122 . 1mkNN查机械设计课程设计手册选用 Y160L-4 电动机；Ne=15kw，ne=1460r/min。2.3 传动系统的对比和设计设计曲柄压力机时，确定传功系统型式的主要任务，在于选择合理的传动方式和合理的布置传功系统。使压机在使用可幕的前提下，结构紫凑，重量减轻，制造容易，维修方便，以及工作中噪音小。很多事创说明改进机器的传动系统，能获得役大经济性,目前闭式单、双点压力机的传动系统很虎大，有得于在实践中加以改进。山西工程技术学院-毕业设计说明书14闭式单、双点压力机传动系统的特点：1.没有飞轮,故称飞轮传动。压力机的飞轮起储蓄能量的作用,它处于连续运转状态。2.设有离合器和制功器，以操纵和控制压力机。3.设有由柄连杆机构使滑块往复运动，进行冲医工作。4.有多种行程规范:即单次行程、连续行程、和寸劲行程。设计传动系统应考虑的几个问题：传动级数和各级传功比的分配闭式单，双点压力机的传动级数，依滑块每分钟行程次数而定, 30 次分至 10 次/分多用三级传动。10 次/ 分以下多用周级传功。总的说来，减少传动级数，能简化机器的结构和提高传动效率。但传动缓数过于减少。往往会使传动系统的轮席尺寸过大。对三、四级传动的压力机,第一级皮带的传动比，主要保证实现飞轮的转速养飞即为马达转速。第二级及以后各級齿轮的传动比，系按照下述原则来分配的:1.应避免一级售轮传动有过大的传动比。故主功轮直径一定时，传动比越大，从动轮直轻也越加大，致使齿轮传动结构庞大。2.各级传动比应按传动比值递减法分配:即 i=iqi%。按“传动比递减法分配。i降连比较大，可使中间轴获得较高转数。由于功率是力矩和转速的乘积，所以当中间轴有较高转数时，则作用在上扭矩及齿轮 上圆周力都较小，因此轴和轴承上受的载荷也较小。为了减少噪音，动载荷，和提高齿轮的承载能力有建付宜采用斜齿轮和人字肯轮传动低连付用直齿轮。传动系统的作用是把电动机的能量传给曲柄滑块机构，并对电动机转速进行减速，使滑块获得所需的行程次数。曲柄压力机的传动系统有四个比较突出的问题需在设计前加以分析和确定，以便使整个压力机能达到结构紧凑，维修方便，性能良好和外形美观。下面就传动系统方案设计中的几个问题进行比较。2.3.1 确定滑块上加力点的数目及机构的运动分析按压力机滑块上加力点的数目（即连杆的数目），分为单点、双点和四点压力山西工程技术学院-毕业设计说明书15机。（1）滑块前后、左右尺寸小于 1700mm；垫板前后尺寸小于 2000mm，采用单点。（2）滑块和垫板的前后尺寸大于 2000mm，采用双点。（3）滑块前后、左右尺寸和垫板前后尺寸都大于 2000mm，采用四点。本设计采用单点式。通用压力机的工作机构大多采用曲柄滑块机构，其运动简图如图所示 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。所以 OA 以角速度 作旋转运动时，B 点则以速度 v 作直线运动。图图 2-32-3 压力机运动简图压力机运动简图曲柄滑块的结构主要由偏心齿轮、芯轴、连杆和滑块组成。偏心齿轮的偏心颈相对于芯轴有一定的偏心距，相当于曲柄半径。芯轴两端紧固在机身上。偏心颈在芯轴上旋转，就相当于曲柄在旋转，通过连杆使滑块上下运动。1）曲柄滑块机构的选择曲柄滑块机构的类型有结点正置和结点偏置两种；本设计采用结点正置的曲柄滑块机构。图 2-4 为结点正置的曲柄滑块机构的运动关系计算简图（所谓结点正置，是指滑块和连杆的连结点 B 的运动轨迹位于曲柄旋转中心 O 和连结点 B 的连线上）。滑块的位移和曲柄转角之间的关系可表达为：山西工程技术学院-毕业设计说明书16 图图 2-42-4 节点正置的曲柄滑块机构节点正置的曲柄滑块机构 （2-14）)coscos(LRLRS而 LRsinsin令 LR则 sinsin而 2sin1cos所以 22sin1cos山西工程技术学院-毕业设计说明书17代入式（1-13）整理得： （2-22sin111cos1RS15）由于一般小于 0.3，对于通用压力机，一般在 0.1-0.2 范围内，故式可进行简化。根据二项式定理，取2222sin211sin1代入式（2-14）整理得： （2-2cos141cos1RS16）式中：S 滑块行程，从下死点算起，以下均同； 曲柄转角，从下死点算起，与曲柄旋转方向相反者为正，以下均同；R 曲柄半径；L 连杆长度（当连杆可调时取最短时数值）。RS20S0为滑块行程 150mm；所以 mm75215020SR因为；其中取；LRmm550L则 136.055075LR因为 在 0.1-0.2 范围内，所以 L=1450mm 符合要求。2.3.2 确定传动系统的布置方式在确定传动系统的布置方式时，通常着重考虑以下三个方面：传动系统的安放山西工程技术学院-毕业设计说明书18位置、曲柄轴和传动轴的布置方式、曲柄轴上齿轮传动形式和安装部位。2.3.2.1 传动系统的安放位置曲柄压力机的传动系统可置于工作台之上或工作台之下，前者称为上传动，后者称为下传动。上传动的主要优点为：重量较轻，成本较低；安装维修都比较方便；地基较为简单。上传动的主要缺点是压力机的地面以上部分较高，运行不够平稳。下传动的主要优点：压力机的重心低，运行平稳，振动和噪音较小；能提高滑块的运动精度，延长模具的使用寿命，改善工作的质量；压力机地面以上的部分减小，可用于高度较低的车间；立柱和上梁的受力情况较好。下传动的缺点是：体积较大，总重量大；维修步方便，摩擦离合器和制动器的散热条件比较差；地基庞大，造价高。综合考虑、比较以上的各优缺点，本设计是一种通用压力机，故采用上传动方式。2.3.2.2 曲柄轴和传动轴的布置方式曲柄轴和传动轴可以垂直于压力机的正面放置，也可以平行于正面放置。当压力机的曲柄轴和传动轴平行于压力机正面放置时，曲轴和传动轴都较长，受力点和支撑轴间的距离也较大，因而刚度较差。垂直于压力机正面的放置形式，克服了前一种形式的缺点，曲轴和传动轴刚度较好。本设计是一种中型压力机，采用了偏心齿轮，故采用垂直于压力机正面的放置形式。2.3.2.3 曲柄轴上齿轮的传动形式和安装部位曲柄轴上齿轮传动可以设计成单边传动或双边传动。采用双边传动时，齿轮尺寸减小，压力机高度降低，机器结构紧凑，还可以改善受力情况，但两对齿轮要精确加工，装配时要保证运动同步，加工和装配要求较高。曲柄轴上的传动齿轮，可放在机身外，也可放在机身内。前一种形式，齿轮的工作条件较差，机器外形不够美观，但安装检修比较方便；后一种形式，齿轮的工作条件较好，外观也较美观，山西工程技术学院-毕业设计说明书19但安装、检修比较困难；现在越来越倾向于后一种。本设计是一种中型压力机，而且又是一种通用的经济型压力机，综合考虑其压力与造价，采用单边齿轮传动，而且齿轮放在机身内。2.3.3 确定传动级数和各传动比的分配曲柄压力机传动级数和各级传动比的分配，取决于滑块每分钟行程次数和所选择的飞轮转速。一般滑块行程次数在 70 次/分以上的，采用单级传动；7028 次/分的用两级传动；2810 次/分的用三级传动。各级传动比的分配要恰当，使传动系统有可能布置得合理而且紧凑。一般三角皮带传动的传动比步超过 68，齿轮传动的传动比不超过 79。根据本设计的工作参数要求，选用二级传动。选用电动机的转速为 1460 转/分。根据参考文献4表 1-2 确定各部分效率为：V 带传动效率 1= 0.96，滚动轴承传动效率 2= 0.99，闭式圆柱齿轮传动效率 3= 0.97，偏心齿轮滑动轴承效率 4= 0.96。2.3.3.1 传动装置的总传动比压力机滑块的行程频率（转速）：n =40r/min总传动比：5 .3640/1460/nnim总2.3.3.2 分配各级传动比根据参考文献4表 1-3 推荐传动比的范围，选 V 带传动 i1= 6.2（7 推荐 25）,圆柱齿轮传动的传动比为：)63直齿( 9.52.6/5.36/1总2iii2.3.3.3 计算传动装置的运动参数和动力参数 0 轴电动机轴：kW150dPP山西工程技术学院-毕业设计说明书20r/min14600mnnmN11.9814601595509550000nPT 1 轴齿轮轴：kW4.1496.0150101PPr/min5.2352.61460101innmN9.5835.2354.1495509550111nPT 2 轴偏心齿轮轴：kw 82.1397.099.04.143211212PPPr/min92.399.55.235212innmN2.330692.3982.1395509550222nPT将计算的运动参数和动力参数列表 1-1：表表 2-12-1 运动和动力参数表运动和动力参数表 轴 名参 数0 轴1 轴2 轴转 速（r / min）1460233.539.92输入功率(kW)1514.413.82输入转矩(N.m)98.11583.93306.2传 动 比 i6.2 5.92.3.4 选择离合器和制动器的类型刚性离合器不宜在高转速下工作，采用刚性离合器的压力机，离合器和制动器应装置在曲轴上。刚性离合器和制动器只适用于小型压力机。山西工程技术学院-毕业设计说明书21采用摩擦离合器时，对于具有两级和两级以上传动的压力机，离合器既可以放在曲柄轴上，也可以放在中间轴上。近年来，闭式通用压力机的传动系统，都封闭在机身内并采用偏心齿轮传动，在结构上限制了离合器和制动器的安放位置 9，因而大多将其置于飞轮轴上，仅少数压力机装置在中间轴上。本设计采用二级传动，最后一级采用偏心齿轮传动，故用圆盘式摩擦离合器离合器和制动器，且装在大皮带轮轴上。曲柄压力机的离合器都有主动部分、从动部分、连接零件以及操纵机构组成。本压力机选用摩擦离合器。制动器的结构形式按其工作情况分为干式和湿式两种。干式离合器和制动器的摩擦面露在空气中，而湿式则放在油里。按其摩擦面的形状，又有圆盘式、浮动嵌块式和圆锥式等型式。目前常用的式盘式和浮动嵌块式摩擦离合器制动器。摩擦离合器是应用得最广也是历史最久的一类离合器，它基本上是由主动部分、从动部分、压紧机构和操纵机构四部分组点成。主、从动部分和压紧机构是保证离合器处于接合状态并能传动动力的基本结构，而离合器的操纵机构主要是使离合器分离的装置。发动机飞轮是离合器的主动件，带有摩擦片的从动盘和从动毂借滑动花键与从动轴(即变速器的主动轴)相连。压紧弹簧则将从动盘压紧在飞轮端面上。发动机转矩即靠飞轮与从动盘接触面之间的摩擦作用而传到从动盘上，再由此经过从动轴和传动系中一系列部件传给驱动轮。压紧弹簧的压紧力越大，则离合器所能传递的转矩也越大。山西工程技术学院-毕业设计说明书22图图 2-52-5 圆盘式制动离合器圆盘式制动离合器- -制动器制动器主动部分:由大带轮(飞轮)7、离合器内齿圈 8、主动摩擦片 9、气缸 1、活塞 2和推杆 5 等组成。在大带轮上固接离合器内齿圈,离合器内齿圈与主动摩擦片的轮齿相啮合。只要压力机电动机旋转，大带轮.离合器内齿圈、主动摩擦片就不停旋转。从动部分：由空心传动轴 4、从动摩擦片 6、离合器外齿圈 13 和摩擦片 12 等组成。空心传动轴上固接离合器外齿圈，离合器外齿圈与从动摩擦片的轮齿相啮合。大带轮并不直接与空心传动轴装在一起,而是支承在滚动轴承上,因此平时大带轮旋转时空心传动轴并不旋转。接合件是主动摩擦片和从动摩擦片。摩擦片的材料多为铜基粉末冶金摩擦材料。动作过程:电磁空气分配阀通电开启后,压缩空气进人离合器气缸,向右推动活塞,使离合器主从动摩擦片被压紧,大带轮便可以带动空心传动轴转动;同时空心传动轴内的推杆向右移动，带动制动器外齿圈压缩制动弹簧，于是制动器在离合器接合之前已经脱开。电磁空气分配阀断电后,离合器气缸与大气相通，气缸排气，在制动弹簧作用下，空心传动轴内的推杆推动活塞向左移动,离合器脱开;同时制动弹簧释放，于是制动器摩擦片被压紧，产生制动作用，从而迫使从动部分停止运动。山西工程技术学院-毕业设计说明书23操纵机构由气缸活塞和压缩空气控制系统等组成。离合器和制动器接合和脱开的先后次序是靠推杆完成的，又称为机械连锁的离合器一制动器。离合器和制动器的动作应当协调，他们之间的顺序动作由连锁控制系统来实现。如果连锁失灵，会引起摩擦材料的发热和急剧磨损，甚至还可能造成设备和人身事故。因此对离合器和制动器连锁控制系统的基本要求是：连锁可靠，动作迅速。连锁方式有两类：刚性连锁和非刚性连锁。离合器和制动器刚性连锁，工作可靠，操纵系统简单，动作迅速。结构如图所示，当离合器接合时，气缸除了保证压紧摩擦盘所需的压力外，还需要克服制动弹簧的阻力，气缸的制动力不能在飞轮和离合器之间形成封闭力系，滚动轴承要承受与压缩弹簧相等的轴向推力；此外，离合器和制动器要做成空心轴，有时推杆直径也会受到轴孔尺寸的限制。2.3.4.1 离合器的选择离合器所需要的扭矩： （2-iMMql17）式中：储备系数，考虑在压缩空气压力波动和摩擦系数不稳定等情况下仍能使离合器正常工作，取 =1.11.3；Mq偏心齿轮所需要传递的扭矩，Mq=3588.43Nm；i 安装离合器的轴至偏心齿轮的传动比，i=5.95； 离合器至偏心齿轮之间的传动效率，对二级齿轮传动取 =0.94；mN60.62394. 095. 543.35881 . 1lM由参考文献5选取公称扭矩为 Ml=800Nm 的浮动嵌块离合器。2.3.4.2 制动器的选择制动器所需要的扭矩：山西工程技术学院-毕业设计说明书24 （2-iAiJMzhtzhzhczh2218）式中：At制动器的摩擦功，At =8118J； zh制动器的制动角，应以偏心齿轮的转角来度量，zh=50 /1800=0.087； zh制动器轴的角速度，zh=3.14233.5/30 =47r/s； mN1.41475.22087.08118zhM由参考文献5选取公称扭矩为 Mzh=6180Nm 的圆盘式摩擦制动器。山西工程技术学院-毕业设计说明书253 主要零件的设计与校核3.1 V 带和带轮设计3.1.1 确定计算功率 Pca由参考文献2表 8-6 查得工作情况系数 K=1.2，故 kW （3-18152.1PKPAca1）3.1.2 选取窄 V 带带型根据 Pca、n 由参考文献2图 8-9 确定选用 SPA 型3.1.3 确定带轮基准直径由参考文献2表 8-3 和表 8-7（1460，6.2）取主动轮基准直径 dd1=280mm。 根据参考文献2式（8-15），从动轮基准直径 dd2； mm （3-9102802 . 612ddidd2）按参考文献2式（8-13）验算带的速度 m/s35m/s （3-39.21100060146028010006011ndvd3）带的速度合适。3.1.4 确定窄 V 带的基准直径和传动中心距根据，初步确定中心距mm。)()( 7.021021ddddddadd9000a根据参考文献2式（8-20）计算带所需的基准长度山西工程技术学院-毕业设计说明书26 0212120/4)()(22addddaLddddd 9004)280910()910280(29002 =3668.3mm （3-4）由参考文献5表 13-1-3 选带的基准长度mm。3550dL按参考文献2式（8-21）计算实际中心距a mm （3-85.84023.366835509002/0ddLLaa5）取 a=845mm。3.1.5 验算主动轮上的包角 1由参考文献2式（8-6）得1201.1375.578452809101805.57180121adddd主动轮上的包角合适。3.1.6 计算窄 V 带的根数 z 由参考文献2式（8-22）知 （3-LcaKKPPPz)(006）由 n1=1460r/min、dd1=280mm、i=3.25，查参考文献2表 8-5c 和表 8-5d 得： kW， kW15.80P07.10P查参考文献5表 8-8 得 K=0.97，表 8-2 得 KL=1.06，则 （3-0.407.191.0)07.115.8(36z7）山西工程技术学院-毕业设计说明书27取根。4z3.1.7 计算预紧力0F由参考文献2式（8-23）知 （3-8）20)15.2(500qvKvzPFca查表 8-4 得kg/m，故12.0qN37.4224.2112.0)191.05.2(44.213650020F3.1.8 计算作用在轴上的压轴力PF由参考文献2式（8-24）得 N92.314421.137sin37.422422sin20zFFP3.2 齿轮的设计3.2.1 概述由于压力机的压力较大，如果采用直齿轮，它的尺寸较大，但它只产生径向力，而不产生轴向力；而如果采用斜齿轮，虽然可以减小一定的尺寸，但是它会产生很大的轴向力，这样会对偏心齿轮产生变向，增大它对机箱的摩擦力，使压力机不能正常工作。现在工厂制造的压力机大多数都采用直齿轮，所以直齿轮作为压力机的传动件。旧压力机多采用曲轴作为传动系统的最后一级，但是其摩擦很大，现在的大、中型压力机上采用偏心齿轮来代替曲轴作为最后一级传动，优点如下：（1）制造偏心齿轮较容易，成本较低。（2）偏心齿轮机构的受力情况较好。（3）压力机的传动部分便于采用封闭式结构。山西工程技术学院-毕业设计说明书28由于偏心齿轮结构的优点显著，近年来在中型和大型板料冲压机上得到了普遍的应用，由于 J31-125 是一种中型的压力机，所以，选用了偏心齿轮作为压力机的最后一级传动。齿轮传动因其可传递大扭矩，又具有结构紧凑工作可靠、寿命较长等优点.在机械压力机和其他多机械中获得了广泛应用，其中用的最多的是圆齿轮传动。在齿轮材料选用中，不仅要考虑材料性能能适应其工作条件，使其经久耐用，而且要考虑材料较好的加工工艺性和经济性，以提高零件生产率低成本,减少消耗。如果齿轮材料选择不当,则会出现零件过早损伤,甚至失效。齿轮传动一般遇到的问题有:齿面磨损、牙齿断倒牙点蚀和振动噪声等。对于一此精密机械,齿轮传动的平稳性能往往是主要的。而对于机械压机，由于齿轮必须承受较大的载荷.而转速又不高所以齿轮失效是主要矛盾，传动平稳性是次要矛盾。因此，对于机械压力机的齿轮传动有如下基要求:足够的承载能力。既要尽可能缩小齿轮的尺寸,采用常用的材料,又要保证能够承受外载荷的什用，并且有足够的使用寿命。必要的传动平稳性能。齿轮传动过程中产生的振动和噪声要在允许白范围内，不能过大。3.2.2 传动齿轮的设计3.2.2.1 确定齿轮精度等级及材料1）材料选择:：小齿轮材料为 40cr(调质)硬度 280HBS， 大齿轮材料为 45 钢(调质)硬度 240HBS；2）精度由参考文献2表 10-1：压力机为通用机械，选取 7 级精度；3）选取齿轮齿数为：181Z大齿轮齿数；，取 Z2=86；861877.412uZZ3.2.2.2 按齿面接触强度设计按参考文献2式(10-21)算得:山西工程技术学院-毕业设计说明书29 （3- 3211123.2HEttZuudTkd9）确定公式内各计算数值试选:Kt =1.3；2）小齿轮传递的转矩: T1=5.8105N.m3）由参考文献2表 10-7 选取齿宽系数：d =0.4；4）由参考文献2表 10-6 查得材料的弹性影响系数:ZE =189.8MPa1/2；5）由参考文献2图 10-21d 按齿面硬度查得: 小齿轮的接触疲劳极限为 Hlim1=600MPa； 大齿轮的接触疲劳极限为 Hlim2=550MPa；6）由参考文献2式(10-13)计算应力循环次数:9111036.3)1030081(15.2336060hjLnN （3-8921069 . 5/1036. 3N10）由参考文献2图 10-19 查得接触疲劳寿命系数:kHN1 =0.92，kHN2 =0.97； 计算接触许用应力: 取失效概率为,安全系数 S=1； 001 由参考文献2式(10-12)得: MPa552160092.01lim11SkHHNH MPa5.533155097.02lim22SkHHNH （3- 12542.8MPa2HHH11）山西工程技术学院-毕业设计说明书30 计算：1）计算小齿轮分度圆直径 d1t: mm5.1515438.18918/8678.54.0108.53.132.2132.23253211HEttZuudTkd2）计算圆周速度:smdvt/85.11000605.2335.15114.3100060n11 3）计算齿宽 b 及模数 mnmmbt6.605.1514.0d1mmzdmtn4.8185.151119.184.825.225.2nmh21.39.186.60/hb计算载荷系数 k：已知使用系数: KA=1；根据 =1.72m/s，7 级精度；由参考文献2图 10-8 查得动载系数 Kv =1.07；由参考文献2表 10-4 查得 KH为 1.158由参考文献2图 10-13 查得: KF=1.08；由参考文献2表 10-3 查得: KH= KF=1.2；故载荷系数：487.1158.12.107.11HHVAkkkkk按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径由参考文献2式(10-10a)得:mm1583.1/487.15.151k/k33t11tdd山西工程技术学院-毕业设计说明书31计算模数 m:mmzdm7.81815811故查参考文献5取标准模数: m=10mm。3.2.2.3 按齿根弯曲疲劳强度校核: （3-tFaSaFkFY Ybm12） 确定公式内个计算数值: 1）NdTFt7341158108.522511 2） mmdbd2.631584.01 3）387.108.12.107.11FFVAkkkkk 4）由参考文献2图 10-20C 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限：FE1=500MPa，FE2=380MPa； 5）由参考文献2图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 kFN1=0.85，kFN2=0.88； 6）许用弯曲应力：取 S=1.4 MPa57.3034.150085.0111SkFEFNF MPa8.2384.138088.0222SkFEFNF7）查取齿形系数由1表 10-5 查得 YFa1=2.91，YFa2=2.18；Ysa1=1.53，Ysa2=1.79； 01467.057.30353.191.2111FSaFaYY 01634.086.23879.118.2222FSaFaYY 比较可知 。 MPa86.238F计算 代入数值得:山西工程技术学院-毕业设计说明书32（3-13）MPa63102.6379.118.2734139.1FsFtFbmYYkF 故弯曲强度符合要求。0.52439几何尺寸计算1）计算中心矩: （3-14）mmmZZ52021086182211）计算大,小齿轮分度圆直径:mm180101811mZdmm860108622mZd 3）计算齿轮宽度: mm721804 . 01dbd 圆整后取，mm1502Bmm1601B4）验算: （3-15）NdTFt8.7341158108.522511，合适。mm/100/8 .97758 .73411NmmNBFKtA3.3 轴的设计3.3.1 大皮带轮轴的设计3.3.1.1 确定轴的直径开始设计时，可按扭矩预选传动轴的直径，由参考文献7式（5-5）有： （3-32.0nMd16）式中：Mn 作用在轴上的最大扭矩（Nm），Mn=3800 Nm； 许用剪应力，参考文献7取如下值：山西工程技术学院-毕业设计说明书33 45 钢调质 =500105Pamm72m072.0105002.01320035d输出轴受扭最大处的直径为安装离合器处，试取 d=72mm；轴的设计及校核见图 3-1 和图 3-2。图图 3-13-1 大带轮轴大带轮轴山西工程技术学院-毕业设计说明书34图图 3-23-2 轴的载荷分析图轴的载荷分析图3.3.1.2 轴的强度校核从轴的的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。先将计算出的截面 C 处的 MH、MV及 M 的值列于下表 3-1：表表 3-1 危险截面载荷参数危险截面载荷参数载 荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=3193.74NFNH2=1663.40NFNV1= -219.22NFNV2=1596.29N弯矩MMH=0MV1= -50420.6NmmMV2= 798145Nmm总弯矩M1=0，M2=799736Nmm扭矩TT3=13200000 Nmm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 C）的山西工程技术学院-毕业设计说明书35强度可根据参考文献7式（5-6）及上表中的数值，轴的计算应力： MPa36.991101.0132000007997363222322WTM许用应力：MPa1605.2400ns因此 ，故安全。3.3.2 偏心齿轮轴的设计压力机采用芯轴的形式较多，主要有整体式、两段式和套筒式。整体式的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段的结构尺寸较大，故曲柄滑块机构中的摩擦扭矩较大。因此，该结构只适用于行程不大的压力机。两段式的特点与上述的相反，芯轴分成两端，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，该结构只适用于行程较大的压力机。套筒式的芯轴是由两个轴套和一个小轴组成，它的刚度较上一种结构有所提高，但结构比较复杂，装配比较复杂，因此用的不多。综合上述各轴的特点，本设计采用整体式芯轴。芯轴一般采用 45 号钢，需经调质处理。与偏心齿轮轴瓦配合的部分需经磨削加工，光洁度为78。设计时先跟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。1）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： 300)5.125.9(Pd（3-17）式中：P0连杆上的作用力，P0=Pg=1250（kN）；mm3.129125012123300Pd山西工程技术学院-毕业设计说明书36试取 d0=150mm；进行偏心齿轮结构设计如图 3-3 所示：图图 3-33-3 J31-125J31-125 压力机偏心齿轮图压力机偏心齿轮图进行强度校核，转化为简支梁的计算如图 3-4：山西工程技术学院-毕业设计说明书37图图 3-43-4 芯轴强度的计算简图芯轴强度的计算简图212112222llllPlllPMB221112222llllPlllPMAABMllMlllllPllPlM22112222ABMlllMllllPllPlM11221111上述四式中： 212301lllllPP102PPP 211All222AlllA1、lA2芯轴轴瓦长度 0.28m。由结构图可知：l1= l2=140mm=0.14m； l3=220mm=0.22m；l =660mm=0.66m；N89.66315714.014.066.01014.022.0315031PN11.24868427000003150000102PPP22266.014.066.014.089.66315714.066.014.011.2486842BMmN35.23163622266.014.066.014.089.66315714.066.014.011.2486842AMmN17.115818ABMMM66.014.066.014.066.066.014.089.66315714.066.011.248684214.02mN86.13028山西工程技术学院-毕业设计说明书38 ABMMM66.014.066.066.014.066.014.011.248684214.066.089.66315714.01mN66.433652）进行强度校核由强度计算公式有： （3-1.03maxdM18）式中：Mmax最大弯矩，一般是 MB最大，所以选 Mmax=MB=231636.35N.m； 许用弯曲应力，由参考文献7表 3-9 选取=140MPa。 MPa8.13126.01.063635.2313所以，强度满足要求。3.4 滑块与导轨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。为了保证滑块底平面和工作台平面的平行度，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底平面垂直。导轨和滑块的导向面应保持一定的间隙，而且进行调整。四个导轨均能单独调整，它是靠一组推拉螺钉来实现的。这种四面调节的导轨能提高压力机的精度，但调节困难。有些压力机的导轨做成两个是固定的，两个是可调的，并使固定的导轨承受滑块侧向力，调节容易，但精度受到一定影响。滑块的高度与宽度的比值，在闭式单点压力机上约为1.081.32。为了安装模具，在滑块的底平面开有“T”型槽。小型压力机的滑块常用铸铁 HT20-40 制造。中型压力机的滑块常用铸铁 HT20-40 和稀土球铁制造，或用 A3钢板焊接而成。大型压力机的滑块一般用 A3钢板焊接，山西工程技术学院-毕业设计说明书39焊后进行退火处理。为了提高滑块的耐磨性，有些压力机的导向面上镶有酚醛层压布板。导轨动面的材料一般用铸铁 HT20-40 制造。速度高、偏心载荷大的则用铸造青铜 ZQZn6-6-3 或铸造黄铜 ZHMn58-2-2 制造。对于高速压力机，有采用滚针导轨，以便减小摩擦，消除间隙，提高机器的耐用程度和滑块运动精度。3.5 连杆的设计3.5.1 连杆及装模高度调节机构为了适应不同高度的模具，压力机的装模高度需要能够调节其大小。用调节连杆的长度来达到装模高度的目的，即连杆不是一个整体，而是由连杆体和调节螺杆所组成。调节螺杆下部的球头与滑块连接，连杆体上部的轴瓦与偏心齿轮轴联接。用手转动调节螺杆，即可调节连杆的长度。滑块和装模高度调节机构的主要数据看零件图，滑块部件重量：35.6kN，装模高度调节速度：84.7mm/min，调节电动机功率：2.2kW，调节电动机转速：750r/min，采用单级涡轮蜗杆传动，速比：i=85，蜗杆系数：q=12,齿宽：B=25mm。3.5.2 连杆及调节螺杆的强度校核3.5.2.1 调节螺杆最大压缩应力校核上传动压力机在工作时连杆受压力作用。由于调节螺杆截面较小，故一般校核调节螺杆的压缩应力即可。连杆接头材料为稀土球铁，螺杆材料为 45 号钢。连杆尺寸如图 3-5 所示山西工程技术学院-毕业设计说明书40图图 3-5 J31-125 压力机连杆及螺纹图压力机连杆及螺纹图螺杆强度： （3-200min04dPFPy19）式中：d0连杆上最小的直径，d0=155mm。Pa10670155.04101250523y 由参考文献7取y=1800105Pa。 yya 所以，螺杆强度符合要求。 螺纹强度： （3-201005 . 1hHdddSP20）式中：S 螺距； h 螺纹牙根的高度，对于特种锯形螺纹；Sh8.0山西工程技术学院-毕业设计说明书41 对于梯形螺纹。Sh635.0则： Pa103200064.0171.03.014.316.0171.001.01012505.1523因为连杆采用球铁 QT45-5 材料，所以=700105Pa；可以使用。3.5.3 滑动轴承的校核在通用压力机中，曲柄滑块机构的旋转或摆动速度较低，但载荷较大，故应检验作用在滑动轴承（或叫轴瓦）上的压强。3.5.3.1 连杆大端轴承的压强 （3-ldPPAgA6） 式中：dA轴承直径(m)；l轴承长度(m)；MPa1.63.068.01012503AP由参考文献7表 3-14 选择材料为 ZQSn6-6-3。铸锡锌铝青铜，PA =30MPa。 MPa30MPa1 . 6AAPP所以强度满足要求。3.5.3.2 芯轴轴承的强度为： （3-0002ldPPg21）式中：d0轴承直径(m)；l0 轴承长度(m)；MPa9.8526.028.0210125030P由参考文献7表 3-14，知P0=250MPa；山西工程技术学院-毕业设计说明书42 MPa250MPa9.8500PP所以强度满足要求3.5.3.3 轴承座压强： （3- 24BgBdPP22）式中：dB轴承底度座轴瓦长度(m)；MPa8.25425.014.3410125023BP由参考文献7表 3-14，知PB=650MPa； BBPPMPa8 .254所以强度符合要求。山西工程技术学院-毕业设计说明书434 机身的设计4.1 机身的比较和选择机身是压力机的一个基本部件，所有零部件都装在机身上面，工作时要承受全部工作变形力。因此，机身的合理设计对减轻整机重量，提高整机刚度，以及减少制造工时，都具有直接的影响。机身分为两大类型：即开式机身和闭式机身。前者三面敞开，操作方便，但刚度较差，适用于中小型压力机；后者两侧封闭，刚度较好，但操作不如开式的方便，适用于中大型压力机以及某些精度要求较高的小型压力机。本设计选用闭式机身。机身结构设计应满足下列要求：（1）机身在满足强度、刚度的条件下，力求重量轻、节约金属。（2）结构力求简单，并使装于其上的所有部件、零件容易安装、调整、修理和更换。（3）结构设计应便于铸造或焊接和机加工。（4）必须有足够的底面积，保证压力机的稳定性。（5）结构设计应力求减少振动和噪音。（6）结构设计力求外形美观。机身结构分为铸造结构和焊接结构两种。铸造结构使用材料有 HT20-40 铸铁、QT45-0 球铁 ZG35 铸钢等。焊接结构使用材料多为 A3钢板，也有用 16Mn钢板。铸造结构的材料比较容易供应，消震性能较好。山西工程技术学院-毕业设计说明书444.2 机身的强度计算4.2.1 立柱和拉紧螺栓强度校核立柱材料为稀土球铁-，拉紧螺栓材料为 45 号钢，立柱和拉紧螺栓的主要尺寸如图 4-1 所示：图图 4-14-1 J31-125J31-125 压力机立柱和拉紧螺栓简图压力机立柱和拉紧螺栓简图预紧力： （4-2112KFKFKFzPPlzdzgy1）式中：Fz立柱的截面积（m2）, Fz=0.0946 m2； Fl立柱的截面积（m2）, Fl=0.0.0122 m2；山西工程技术学院-毕业设计说明书45 Fzd当量截面积（m2），Fzd=0.0946 m2；其中 ， lzEEK1lzLLK2式中：L1、L2螺栓和立柱工作长度（m）； E1、E2螺栓和立柱弹性模量（N/m2）； 43.0101.2109.011111K592.092.332.22K所以， N101500592.00122.0243.00946.043.00946.01012505.133yP立柱强度： （4-2minzzyzFP2）式中：Fzmin立柱最小截面面积（m2），Fzmin=0.0655 m2； z 立柱许用压应力，对铸铁取 350105Pa； Pa101200655.0210150053z因为，z z，故安全。4.2.2 上梁的强度校核山西工程技术学院-毕业设计说明书46 图图 4-24-2 J31-125J31-125 压力机上梁压力机上梁上梁的最大弯矩： （4-4maxLPMg3）式中：L上梁长度（m），L=1.53m；N105.0453.110125063maxM危险截面的最大应力 （4-)(maxlclJyHM4） （4-maxycyJyM5）式中：l上梁中央截面的最大拉应力（Pa）； y上梁中央截面的最大压应力（Pa）； yc上梁中央截面形心至上梁底面距离（m）；山西工程技术学院-毕业设计说明书47 H上梁中央截面高度（m）； J 上梁中央截面惯性矩（m4）； l 上梁许用拉应力，材料为 HT20-40 时，l=200300105Pa； y上梁许用压应力，材料为 HT20-40 时，y=350105Pa；由图 4-2 计算得危险截面面积 F=2770cm2,危险截面形心 yc=84.8cm，危险截面惯性矩J=702104cm4。则危险截面最大应力为：Pa1065072.0)848.079.1(105.056lPa1050072.0848.0105.056y因为，ll， y y，故安全。4.2.3 底座的强度校核图图 4-34-3 J31-125J31-125 压力机底座压力机底座底座的最大弯矩为： （4-6maxLPMg6）山西工程技术学院-毕业设计说明书48强度据算公式为： （4-maxlclJyM7） )(maxycyJyHM（4-8）式中：l底座中央截面的最大拉应力（Pa）； y底座中央截面的最大压应力（Pa）； yc底座危险截面形心至底面距离（m）； H底座中央截面的高度（m）； J 底座中央截面惯性矩（m4）； l 底座许用拉应力，材料为 HT20-40 时，l=200300105Pa； y 底座许用压应力，材料为 HT20-40 时，y=350105Pa；则危险截面最大弯矩为：mN103653.110125053maxM危险截面最大应力为：Pa1070021.0461.010355lPa1080021.0)461.099.0(10355y因为，ll， y y，故安全。山西工程技术学院-毕业设计说明书495 辅助装置的选择5.1 过载保护装置的选择压力机在工作时可能发生过载现象，压力机过载就有可能使压力机破坏，如连杆破坏，螺杆弯曲、曲轴弯曲或断裂，甚至机身变形或断裂等。为了防止过载，在压力机上最好安装过载保护装置。过载保护装置一般有压塌块式保护装置和液压式过载保护装置。压塌块式结构简单，制造方便。但由于压塌块式的破坏实际上不仅与滑块上的作用力大小有关，而且还与力的作用次数有关，因此这种装置不可能准确地限制过载。由于本设计是单点压力机又是一种中型通用的压力机，所以选用的是压塌块式保护装置。5.2 拉延垫拉延垫除用拉延时压边防止皱外，还可做顶料或做工件底部成形用。压力机装有拉延垫后，就可以扩大压力机的用途范围。由于冲压车间通常采用的压缩空气较低，气垫的压力受到限制，因此对于大型的单点压力机、多工位压力机等，由于工作台台孔尺寸的限制即使采用多层汽缸的纯气式气垫也不容易满足要求，故往往采用液压气垫。5.3 滑块平衡装置压力机上一般都装有平衡装置，在大中型压力机上装平衡装置尤为重要。通常压力机滑块重量较重，装有平衡装置后，可防止当滑块往下运动时，因其自重而迅速下降，使传动系统中的齿轮反向力而造成撞击和噪音；可以消除连杆与滑块间的间隙，减少受力零件的冲击和磨损，且有利于润滑；可以降低装模高度调整机构的山西工程技术学院-毕业设计说明书50功率消耗，同时还可以防止因制动器失灵或连杆断裂时，滑块坠落而产生事故。因此，大中型压力机都有效果较好的气动平衡装置。本设计的平衡装置选择气动平衡装置。5.4 润滑系统润滑油的优点是对温度的敏感性小，内摩擦系数小。流动性好，易于采用循环供抽系统，并可格点附在摩擦面上的杂质和由于研磨产生的金属微粒带走。其缺点是油膜承压能力较差，对密村要求较高。 润滑脂的优点是能承受较大的单位压力。对密封要求不严格，在工作期间可以间断供油，其主要缺点是因其流动性差不能作循环润滑。当润滑应供应充分时，在润滑点周国会造成润滑脂大量的集聚，使生产的文明程度恶化。压力机用的润滑剂 压力力机的工作特点是经常启动和停止，受变载负荷，滑块不等速运动。各摩推付的速度较低，工作量度不高但单位面积承受压力较大所以应选用润滑断成粘度大的调滑油。 因为植物油及动物油中含有酸性杂质，腐蚀性大，化学稳定性差，所以常采用矿物油作为润滑剂，一般作如下考虑: 1.油的粘度在 50时为 40-90 帕斯卡秒。 当压力机处于环境温度小手 38的冷冲压车问时选下限:当压力机作热切边时选上限。 2.润滑流中应加有防锈剂，酸化防止别。使其具有安定性，同时应加有极压添加剂而具有耐重载性。润滑脂技满点分为三大类:低熔点的(浦点在 65*C 以下);中点的(酒点在 65-100C之间)和高熔点的(滴点高于 100*C)。为了提高机械效事，减少营道压力损失，增加视动性，在选择河滑眉时应控创其针入度在 250 以上(在 25*C 时)。在压力机上常用山西工程技术学院-毕业设计说明书51的调价消为 40 号、50 号、70 号机械油;常用的消滑脂有 1 号、2 号、3 号钙基润滑期，2 号、3 号钠基润滑脂。 由于压力机各处摩擦付的特点，不可能用一个集中润滑系统解决所有钢滑点的供油问题。因此往往采用两种润滑方式，即集中式压力润滑和分散润滑。集中式压力润滑部位一般是传动轴轴承，曲轴(或心轴)轴承，连杆轴瓦,情块导轨和低速齿轮等。分数润滑都位一般是离合器轴承、离合器气缸、离合器旋转接头，平衡器气缸、气垫导机、气垫气缸、连杆爆纹，封闭高度调整机构、凸轮机构和高速齿轮等。柱塞式压力机上,由于横梁底平面为时闭式，低速齿轮本采用油池润滑。润滑系统的设计原则一)油管布局与油管直径: 1.便于安装与拆印，由于压力机多为分箱包装，要求经过横梁与立柱接缝处和立柱与工作合接缝处的油管均应设有油管接头。 2.油系设在压力机下部时，立柱上平面以下的润滑点(如滑块导轨)，其油管应从工作台的前面或后面绕过，切感通过横梁底平面。 3.油管的布局应注意港开包装时的着力点，和使用中易于受到冲击的位置。4.油管的布局还应注意美观大方。 5.般采用外径为 6 毫米、8 半或 10 毫米的紫钢管，在稀油滑中车可采用尼龙营。到连杆瓦上的油管应有一段为橡胶软节。 二)润滑装置与布置: 1.油泵: 目前除油泵或韩滨聚均被采用。机动浓治聚由专用电机帮动。目的在于使供油量进行人为的控制，般安装在横梁顶部，在设计时应给予适当的空间，为安装和维修提供必委的方便。手动油泵般安装在立柱上，多用于单点小吨位压力机上。机动油泵由专用电动机驱动，使用压力机时，可根据实际需要操纵压力机按钮山西工程技术学院-毕业设计说明书52站上的油泵开动或停止接扭即可。动力由电动机经过皮带轮与蜗杆:烟轮，使轴较转。这时，装在轴上的搅拌翼把润滑油通过过滤网压入油系壳体内，这时引入板把聚集在油泵壳体内的钢滑油脂均匀地分配到吸入孔道上，月时轴经伞齿轮和带动旋转装在轴上的粕向凸轮随轴一起旋转。当凸轮旋转一同时，工作活塞就做一大往复式的吸油或压油动作。压力机所有有配合相对运动的部分必须进行润滑，以减少及其零件的磨损，提高及其的使用寿命，保持正常的工作精度，降低能量消耗和维修费用。按照润滑油种类可分为稀油和稠油润滑两种。因为稠油润滑的优点是密封容易，润滑油不易流出，润滑性能好。故本压力机采用稠油润滑，压力机的各滑动轴承、导轨的摩擦面等部位就采用稠油集中润滑，有些部位是要长期润滑的，闭式传动齿轮，装模高度调节机构中的涡轮蜗杆等采用分散润滑。山西工程技术学院-毕业设计说明书53总结通过这次毕业设计，我深深体会到做任何事都必须耐心、细致。在这次毕业设计中，不仅是对以前知识的复习，也从中学到其他的专业知识，并且让我摆脱了单纯的理论学习状态，和实际设计的结合锻炼了我的综合运用所学的专业基础知识，解决实际问题的能力，同时也提高了我的查阅文献资料、设计手册、设计规范、以及电脑制图等其他的专业能力水平，而且弄过的整体的掌控，对局部的取舍，以及对细节的斟酌处理，都是我的能力得到了锻炼，经验得到了丰富，并且意志品质力，抗压能力及耐力也都得到了不同程度的提升，这是我们都希望看到的也是我们进行毕业设计的目的所在。虽然毕业设计内容繁多，但是做完之后让我对自己所做得设计有了十分详细的认识，也进一步对其设计要点有了自己的认识。山西工程技术学院-毕业设计说明书54附录本篇毕业设计包含图纸为 6 张图纸序号代号名称图幅01YLJ-01J31-125 压力机装配图A002YLJ-02J31-125 曲柄滑块机构A003YLJ-03J31-125 偏心齿轮A004YLJ-04J31-125 大带轮轴A105YLJ-05J31-125 偏心齿轮轴A106YLJ-06J31-125 小带轮轴A3山西工程技术学院-毕业设计说明书55参考文献1 苏翼林主编.材料力学 (第二版)(上册) M.北京:高等教育出版社，19872 濮良贵，纪名刚主编.机械设计(第七版) M.北京：高等教育出版社，20013 何伯吹主编.机床设计手册(第三版)(第二册)M.北京：机械工业出版社，19864 洪家娣，李明，黄元兴主编.机械设计指导(第一版) M.江西：江西高校出版社，20015 机械设计手册联合编写组.机械设计手册(第二版)(上册)M.北京：化学工业出版社，19816 焦永和主编.机械制图(第一版)M.北京：北京理工大学出版社，20017 何德誉主编.曲柄压力机(第一版)M.北京：机械工业出版社，19818 华中工学院等五院编写组编写.机械传动及压力机(第一版)(上、下册)M.北京：人民教育出版社，19779 申永胜主编.机械原理教程(第二版)M.北京：清华大学出版社，200510 蒋先刚主编.实用微机工程绘图技术(第一版) M.成都：西南交通大学出版社，200311 施平主编.机械工程专业英语教程（第二版）M.北京：电子工业出版社， 2008 12 冯辛安主编.机械制造装备设计（第二版）M.北京：机械工业出版社， 200813 华中工学院等五院编写组编写.机械传动及压力机(第一版)(上、下册)M.北京：人民教育出版社，197714蒋先刚主编.实用微机工程绘图技术(第一版) M.成都：西南交通大学出版社，200315 施平主编.机械工程专业英语教程（第二版）M.北京：电子工业出版社，2008 16 冯辛安主编.机械制造装备设计（第二版）M.北京：机械工业出版社，17苏翼林主编.材料力学 (第二版)(上册) M.北京:高等教育出版社，198718刘品主编机械精度设计与监测基础 (第 9 版) M.黑龙江:哈尔滨工业大学出版社，198719孙凤勤主编.冲压与塑压成形设备 M.北京:高等教育出版社，2003.1220济南第二机床厂编印.曲柄压力机设计 M.山东.1973.521 Machine ToolsM. N.chernor 1984.22 Machine Tool M.Metalworking John L.Feirer 1973.23 Handbook of Machine ToolsM. Manfred weck 1984 .24 American MachinistJ. 1983.127(11).山西工程技术学院-毕业设计说明书5625 Lange K.Lehrbuch der Umformtechnik.Bandl:Springer-VerlagJ,1972.外文文献Numerical design of a new forging press drive incorporating non-circular gearsAbstract: Manufacturing processes as well as products have to be improved continually to meet all the requirements of international competition. Along with economic demands，changing consumer and environmental legislation lead to increased pressure for new and advanced products and processes. Consequently，the forging industry continually tries to improve hot forging processes. Precision hot forging technology，used for the production of connecting rods，bevel gears，straight planet gears，helical gears clutch gearing or constant velocity joints，has been improved constantly 1-3. Precision forging is carried out with closed dies in order to guarantee the continuous quality of the workpiece and to avoid possible damage to the forged parts by clipping or piercing operations. Many variables influence the quality of the final product and the economics of the Process，especially the workpiece temperature，the die temperature and the pressure dwell time. High workpiece temperatures lead to high temperatures on the surface of the dies. Therefore，the temperature load depends directly on the pressure dwell time. Excessive temperature loads inevitably lead to damage of the dies 4. This article presents a numerical study of a new press concept using non-circular gears in the drive mechanism. The new press kinematics result in a reduced pressure dwell time in comparison with a conventional press kinematics.Keywords: metal forming; finite element simulation; thermal die loading; drive mechanism; non-circular gears .山西工程技术学院-毕业设计说明书57 PRECIDION FORGINOwing to its working principle and the higher accuracy of parts-die hot forging calls for higher requirements on process parameters and tool technology. Figure 1 shows the concept of the closed-die forging of a helical gear wheel. Closed-die forging is mostly used for the manufacturing of near net shape or additional closing elements close the die during the deformation, to operate the closing elements, multi-acting presses, spring assemblies or separate closing devices are needed to provide the necessary closing pressure. Divided dies or additional closing elements are needed if the punch is not able to close the die because of radial form elements such as helical gearings. Horizontally divided dies have the advantage that the closing load can easily be provided by the ram movement combined with spring assemblies. Vertically divided dies, which are necessary for the ejection of parts with undercuts such as clutch gearings or constant velocity joints, need special devices for the transformation of vertical press loads into horizontal closing loads when used in s single-acting press .an alternative is the multicasting press, which is already used for thixoforming and hydroforming, although the ram velocity is often not fast enough for use in hot forging processesThe quality of the precision forged arts reaches the ISO standard IT 7-9. Typical forging temperatures are between 1100 and 1280 for steel materials.NEW PRESS CONCEPT IN PRECISION FORGINGAn increasing number of precision forging applications of conventional forging machines particularly for requirements such as reliable closing of the dies, short pressure dwell, constantly energy distribution, overload protection and process integrated quality control. New concepts in hot forging machines are being developed continually. Based on the technological requirements for economic precision hot forging processes, 山西工程技术学院-毕业设计说明书58IFUM has developed an innovative press concept 5,6. The concept is based on a mechanical press with non-circular fears in the drive mechanism to guarantee minimum pressure dwell time and, by this a lower thermal tool load.Optimization of the ram kinematics for the precision forging pressFigure 2 shows the calculated optimized kinematics of a precision forging press in comparison with a conventional crank drive. The cycle time of both press drives is 1.0s, whereas every second stroke is an idle one in order to prolong the cooling time. With a forming section of 20mm, the resulting pressure dwell time of the conventional drive is 75ms. By using non-circular gears, it is decreased to 39ms.The varying transmission ratio, , of the non-circular gears 5 causes a non-( )iuniform angular velocity, , of the crankshaft, a decreased ram velocity, within the ( ) s upper stroke area and an increased one within the forming area. The variable pitch curve radii, and , of the non-circular gears are determined by the required course of 1( )r2( )rthe transmission ratio i and therefore the ram kinematics:12( )1( )( )( )rdidr with a given constant center distance:a = constant = 12( )( )rrthe transmission function describes the relation between the pitch curves of ( ) the non-circular gears.In order to fulfill the requested demands on the ram kinematics, (Fig.2), the transmission function of the non-circular gears has to be suitably adapted. This function is determined as a Fourier series with a limited number, M, of harmonic waves:1( )1cos()sin()mmmmdmbmmamd 山西工程技术学院-毕业设计说明书59In order to determine the Fourier coefficient record so that 11(,.,.,)mmxbbthe resulting ram kinematics fits the demands, an iterative genetic algorithm has been realized(Fig.3) Firstly, an initial coefficient record is estimated from the given kinematics 0pxdemands by regression of s fifth-degree polynomial over all demands and subsequent determination of its Fourier coefficients. By randomized change of single coefficients am and bm and interchange of coefficients, the next generation of N coefficient records ,n = 1,N is generated. Then, the resulting ram stroke 11(,.,.)pnmmxbbfunctions, , are determined by means of integration of and the following ( )pns( )pn consideration of the crank drive. The quality, of the transmission functions generated by the records is pncpnxdetermined by calculation of the difference to the predetermined kinematic demands and several other conditions such as minimization of the ram acceleration. The records n pnxwith the best quality are selected in order to generate the next generation , of 1pnxcoefficient records by randomized modification. The iteration is stopped when the accuracy of the solution is sufficient, which is indicated by the quality, of a solution pncfalling below a predetermined value and a simultaneously slow rate of improvement in quality during a certain number of iteration steps.Figure 4 shows the pair of non-circular gears calculated for the kinematic demands shown in Fig. 2. Since the angular velocity is variable owing to the changing transmission ratio. The course of the slide velocity as an important parameter for the wear of the gears is different for every pair of teeth. In order to obtain a sufficient load-carrying 山西工程技术学院-毕业设计说明书60capacity, a module of 20m and a teeth number of 72 have been chosen.Optimization of the shape of the non-circular gears Since the shape of the driving gear is very similar to a circle, it is possible to obtain similar ram kinematics with an eccentrically mounted circular driving gear combined with a driven gear with a non-circular pitch curve. Such a pair of gears may be more economically manufactured than two gears with non-circular shapes.The radius, , of an eccentrically mounted circular gear is: 1( )r221( ) cos(cos1) 1rRwhere , R is the radius and e is distance between the center and the pivot of /e Rthe circle (Fig.5). The transmission ratio is: 2222 cos(cos1) 1 cos(cos1) 1RddR In order to achieve an average transmission ratio of 1 and therefore closed pitch curves with identical circumferences, the condition:20( ) d has to be fulfilled 8. For a given ratio, the center distance has to be determined by solving this nonlinear equation.Figure 5 shows a pair of gears with an eccentrically mounted driving gear, which realizes similar ram kinematics as the first pair of gears. The ram velocity as well as the acceleration only shows a negligible difference to the original course. Owing to the changed shape and therefore changed circumference of the gears, the center distance for an 山西工程技术学院-毕业设计说明书61identical number of teeth and an identical module has changed to 1503.62mm.In order to simplify the design of non-circular gears for press manufacturers, a PC program has been developed at IFUM. For a given set of kinematics it offers the possibility of calculating the shape of the pitch curves and teeth as well as other parameters including load-carrying capacity and slide velocity.FINITE ELEMENT SINMULATION OF THE THERMAL DIE LOADINGAfter the design of the press drive, the effects the optimized kinematics on the thermal die loading should be examined. Therefore, finite element simulations have been performed in order to compare the different forming velocities and pressure dwells of a conventional crank drive and this newly proposed press drive.A survey of the developments in metal forming simulation is given in the literature 9-11, for the prediction or optimization of the material flow; an FE simulation with rigid dies is often sufficient. For estimation of process safety, knowledge of the die loading is required. In this case meshing of the dies with finite elements is also necessary. Some FE packages allow the simulation of forming processes with deformable dies and workpiece. The contact processor couples the boundary and transient conditions between the die and the workpiece. The thermomechanical deformations of the dies and their influence on the material flow can then be considered in a coupled forming simulation. Today, a coupled FE simulation using deformable dies for complex three-Dimensional FE models needs substantially longer CPU (central processing unit) time than with rigid dies. Therefore, the IFUM has developed a software tool that uses an uncoupled calculation of the workpiece and dies with FORGE3 for the mechanical model and MSCMARC for the thermal analysis 12.Strategy of an uncoupled FE simulation 山西工程技术学院-毕业设计说明书62At LFUM, helical gear wheels have been formed in s precision forging process. Characteristics for this process are the high local stresses in the die. For this reason, the thermal die loading due to the forging process was investigated by the uncoupled method (fig.6). Firstly, an FE simulation of the forging process was performed with rigid dies. This simulation was performed with the commercial FE package FORGE3. The thermal fluxes into the rigid dies were then determined during this simulation. Subsequent calculation of the thermal die loading was performed with the previously determined external fluxes. The split nodal fluxes are brought on to the meshed dies as boundary conditions. This strategy leads to short CPU times. A previous investigation of a three-dimensional FE simulation of an orbital forging process resulted in s reduction in CPU time of about 50 per cent in comparison with the coupled method 12.FE simulation of the forging process and the thermal die loadingTo collect information about the thermal die loading as a result of the hot forging process for both press kinematics, uncoupled FE simulations were executed for the example of a helical gear wheel. In the first step, simulations with rigid dies were performed with FORGE3 for the non-circular and the conventional press kinematics (see fig.2). For both cases, the billet temperature was 1200. The heat transfer coefficient for contact between the two surfaces was constant .225/contmW mm K To reduce the CPU time further, only a segment of the helical gear was modeled. Figure 7 shows the material flow and the temperature distribution of the thermomechanical simulation with OFRGE3. Significant differences in temperature can be seen at the top of the tools and at the reliefs. The surface temperature of the conventionally forged part at the end of the forging process is 100-150K lower than for the part that is forged with a non-circular gear drive unit. This effect becomes important when a heat treatment is to be 山西工程技术学院-毕业设计说明书63integrated directly after the forging process to make use of the forging temperature. The flux is determined as follows:d Qqdt Awhere Q = quantity of heat ;A = surface area of the die;During the FE simulation with rigid tools, the fluxes, have to be determined at the q surface. In the second step, the calculated heat flow into the lower die is transferred to an FE model with meshed dies. To determine the evolution of heat into the die of more than one forging:()( )( )()()()wpdiennwpdieTtnTtq tq tnTtnTtnwhere;()ntrwpdieqTT= local surface temperature of the workpirce;wpT= local temperature of the tool;dieT= heat transission coeffient;tr= cycle time;n = number;In this manner it is possible to simulate the temperature field and include the thermal dilatation of the dies for many forging cycles. The heat flow into the upper and lower die and from there into the matrix was 山西工程技术学院-毕业设计说明书64neglected. The different pressure dwell times of both drive units wee taken into account. The calculated heat flow from the forging simulation was transferred for a total of 36 strokes on to the die. The simulations were accomplished using the commercial FE package MSC.MARD. The starting temperature pf the die was 100C. Figure 8 shows the 。simulated temperature distribution of both drive units. Already after 18 forging strokes (36 strokes). Significant differences can be seen between the drive units. In the case of the non-circular gear drive unit, the maximum temperature reached approximately 460 C.。The highest temperature for the conventional drive unit was 780 C. owing to the 。shorter pressure dwell time of the non-circular gear drive unit, the amount of heat flow during the forging process was significantly lower than for the conventional drive unit. Further more , heat was conducted away more efficiently as a result of the longer cooling time.CONCLUSIONThis article describes how to optimize the design of non-circula
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