曲柄压力机设计与运动仿真

XXX大学邮电与信息工程学院毕业设计（论 文）说明书论文题目 曲柄压力机设计与运动仿真 学 号 学生姓名 专业班级 指导教师 总评成绩 2012年05月30日III目 录摘要IIAbstractIII第一章 绪论11.1曲柄压力机的发展过程11.2 压力机简介31.3 压力机的特点和用途31.4 曲柄压力机的基本参数61.5 压力机工作原理7第二章 曲柄滑块机构的运动分析与受力分析92.1曲柄滑块机构的运动分析92.2滑块的位移和曲柄转角之间的关系92.3滑块的速度和曲柄转角的关系102.4滑块的加速度和曲柄转角的关系112.5曲柄滑块机构的受力分析12图2-2为结点正置的曲柄滑块机构滑块的受力简图13第三章 曲轴受力分析143.1理想扭矩143.2摩擦扭矩16第四章 芯轴设计计算18第五章 传动系统的布置与设计265.1传动系统的布置26图5-2 JH31-63压力机传动系统图275.2传动级数和各级速比分配28第六章 传动零件的设计计算306.1齿轮306.2传动轴32第七章 电动机的选择与飞轮设计387.1功能组成387.2飞轮转动惯量计算及尺寸确定40总结43致谢44参考文献45附录46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， 又以曲柄压力机最多， 占一半以上。 曲柄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。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: 机械压力机 ；运动及受力分析；传动系统AbstractForge 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 forge and press machine that is most important in 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.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.Keywords: Mechanical press Movement and Force Analysis Transmission system第一章 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。1.1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1.3 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, 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。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。1.4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：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 符号单位JH31-63公称压力 Pgt640公称压力行程Spmm15滑块行程Smm420滑块行程次数n次/min60最大装模高度H1mm900装模高度调节量H1mm400导轨间距离Amm1480滑块底面尺寸Blmm1300工作台板尺寸左右Lmm1400前后Bmm900表1-2通用曲柄压力机型号组型锻压机械名称单柱压力机11单柱固定台压力机12单柱活动台压力机13单柱柱形台压力机开式压力机21开式固定台压力机22开式活动台压力机23开式可倾压力机24开式转台压力机25开式双点压力机28开式柱形台压力机29开式底传动压力机闭式压力机31闭式单点压力机32闭式单点切边压力机33闭式侧滑块压力机36闭式双点压力机37闭式双点切边压力机39闭式四点压力机1.5 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。第二章 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2.2滑块的位移和曲柄转角之间的关系可表达为：而 令 则 而 所以 则 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：代入式子，整理得： 式（2.1）式中 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；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。2.3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，即： 而 式（2.2）式中 滑块速度； 曲柄的角速度。又 则 式（2.3） 式中 曲柄的每分钟转数，亦即滑块每分钟行程次数。2.4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： 式（2.4） = =式中 滑块加速度。由JH31-63压力机的行程S=420 mm，连杆长度L=1850 mm，曲柄转速n=15转/min，则 mm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01020304000.01690.06710.14850.258003.54914.09131.18554.1800.34460.66340.9331.13520113.976219.420308.590375.46750607080900.39120.54350.70920.88271.05882.152114.135148.932185.367222.181.25841.2991.26111.15581416.2158429.644417.109382.281330.752.5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 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及导轨给予滑块上的反作用力Q相平衡。根据力的平衡原理得：由前推导得知，若=0.3，当时， 0。当时， ，在通常情况下，特别是对通用压力机，远小于0.3，故远小于。由于角较小，因此，可以认为，故上述二式写成： 图2-2节点正置的曲柄滑块机构受力简图第三章 曲轴受力分析3.1理想扭矩图3-1是曲轴上受力简图。是连杆给予曲轴上的力。它的大小和相等，但方向相反。在作用下，曲轴上所受扭矩为：图3-1 曲柄滑块机构受力简图图3-2 滑块受力简图图3-3 偏心齿轮受力简图有 则 又 所以 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，越大，M1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时，曲轴上所受的理想扭矩称为理想公称扭矩。即 式（3.1）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=640KN， R=210 mm， =0.116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（度）010203040506070809000.460.890.691.251.691.751.751.691.34（度）1001101201301401501601701801.090.830.580.370.200.090.030.00303.2摩擦扭矩 1）、滑块导轨面的摩擦 摩擦力的大小为： 式（3.2） 2）、芯轴支承颈和轴承之间的摩擦阻力距为： 式（3.3）3）、曲轴颈和连杆大端轴承之间的摩擦阻力距为： 式（3.4）4)、连杆梢与连仟小端轴底之间的摩擦 阻力距为： 式（3.5）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： 式（3.6）式中 曲轴支承颈直径；曲轴曲柄颈直径；连杆销或球头直径；摩擦系数，对开式压力机=0.040.05，闭式压力机=0.0450.055。则JH31-63压力机偏心齿轮上的摩擦力矩为：将理想扭矩与摩擦扭矩相加即得总扭矩为：=+=第四章 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、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4-1 JH31-63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： （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 (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33)，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0.5大，在这里取P。0.6 (根据资料)；对于四点压力机，取。 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，双点压力机；四点压力机。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作用以后，分别以及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、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和的简支梁。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： 式（4.2） 式（4.3）式中 E弹性模量； J惯性矩。解此联立方程式，即可求出、。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：=0；=0上述四式中： 式（4.4） 式（4.5）式中 、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。芯轴直径为：一般是最大，故选即可。对于单边传动（见图4-5），则式子变为： 一般是 (或)最大，故(或)即可。图4-5 芯轴强度计算简图（单边传动）用式计算现有压力机的芯轴其应力见表。 参考上述的计算应力和资料，许用应力建议按如下选取： 式（4.6）式中 一许用弯曲应力；屈服极限；n安全系数n=2.53.5，刚度要求高的取上限。按照上式，计算出芯轴的作用应力如表4-1：表4-1 芯轴许用应力材料45调制刚36001000-140040调质50001400-200065001800-260070002100-3000JH31-63压力机偏心齿轮结构如图（4-6）所示，计算芯轴应力。图4-6 JH31-63压力机偏心齿轮计算简图=660 mm，=280 mmmm所以：又： 则：材料为45钢，=(10001400)Pa，故安全。第五章 传动系统的布置与设计5.1传动系统的布置传动系统的作用是将电动机的运动和能量按照一定要求传给曲柄滑块机构。它的设计任务在于截定传动布置，传动级数以及速比分配等问题。它的设计好坏将影响压力机的外形尺寸、结构安排、能量损耗以及离合器的工作性能等各个方面，所以必须予以足够的重视。图5-2为JH31-63压力机的传动系统图。此压力机为三级上传动，单边驱动，主轴的安放位置垂直于压力机正面，所有传动齿轮都置于机身内部，离合器制动器置于机身背面。图5 -1 传动示意图 图5-2 JH31-63压力机传动系统图这是闭式单点压力机的一种常用传动结构。曲柄压力机的传动系统有三个比较突出的问题须在设计之前加以分析和确定，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。传动系统的布置方式包括三方面：采用上传动还是采用下传动? 主铀相传动轴全立于压力机正面，还是平行于正面? 齿轮放任机身之内还是放在机身之外？单边驱动还是双边驱动？现分述如下：(1)压力机的传动系统可置于工作台之上，也可置于工作台之下。前者称上传动，后者称下传动。下传动的优点是压力机的重心低，运转平稳，能减少振动和噪音，劳动条件较好；压力机地面高度较小，适宜于高度较矮的厂房；从结构上看，有增加滑块高度和导轨长度的可能性，因面能提高滑块的运动精度，延长模具的寿命，改善工件的质量；由于拉杆承受工作变形力，故机身立柱和上梁的受力情况得到改善。下传动的缺点是：压力机平面尺寸较大，而总高度和上传动相差不多，故压力机总重员比上传动的约大10-20，造价也较高。传动系统置于地坑之中，检修传动部件时，不便于使用车间内的吊车。拉仲垫夹在传动部件和底座之间，维修不方便，且地坑深，基础庞大，造价较高。因此是否采用下传动结构，需经全面的技术经济比较之后才能确定。现有的通用压力机采用上传动较多，下传动较少。通常认为在旧车间内添置大型压力机时，由于车间的高度受到限制，采用下传动的优点才比较明显。(2)压力机传动系统的安放型式有垂直于压力机正面的，也有平行于压力机正面的。旧式通用压力机多采用平行于压力机正面的安放形式。这种布置，曲轴和传动轴均比较长，受力点与支承轴承的距离比较大，受力条件恶化。压力机平面尺寸较大，外形不够美观。近代中大型通用压力机愈来愈多地采用垂直于压力机正面安放的形式(特则是广泛采用偏心齿轮结沟之后)，其至有些小型开式压力机也采用这种结构。(3)齿抡可以放在机身之外，也可放在机身之内。前一种形式，齿轮工作条件校差，机器外形不美观，但安装维修方便；后一种形式，齿轮的工作条件较好，外形较美观。如将齿轮浸入油池中，则大大降低齿轮传功的噪音。但安装维修较困难。近年来，许多压力机制造厂都倾向后一种形式。齿轮传动也可设计成单边传动或双边传动。采用后一种形式，可以缩小齿轮的尺寸，但加工装配比较困难(两边的齿轮必须精确加工，装配时要保证对称，否则可能发生运动不同布的情形)。5.2传动级数和各级速比分配压力机的传动级数与电动机的转速和滑块每分钟的行程次数有关。行程次数低，总速比大，传动级数就应增多，否则每级的速比过大，结构不紧凑；行程次数向，总速比小，传动级数可少些。现有压力机传动系统的级数一般不超过四级。行程次数在70次/mi n以上的用单级传动，7030次/min的用两级传功，3010次/min的用三级传动，10次/min以下的用四级传动。采用低速电动机可以减少总速比和传动级数，但这类电动机的外形尺小较大，成本较向高(与同功率的高速电动机比铰)，因此不一定适合。通常两级和两级以上的传动系统采用同步转速为1500r/min或l000r/min的电动机，单级传动系统一般采用1000r/min的电动机，行程次数小于80次/mi n的单级传动才采用750r/min的电动机。各传动级的速比分配要恰当。通常三角皮带传动的速比不超过68，齿轮传动不超过79。速比分配时，要保证飞轮有适当的转速，也要注意布置得尽可能紧凑、美观和长、宽、高尺寸比例恰当。通用压力机的飞轮转速常取300400r/min左右。因为转速太低，会使飞轮作用大大削弱；转应太高，会使飞轮轴上的离合器发热严重，造成离合器和轴承的损坏。因此JH31-63机械压力机传动系统采用三级传动，各级速比查表得：电动机转速：1480 r/min滑块每分钟行程次数：15次/min总速比：90传动级数：3第一级（皮带传动） 速比：4.03 ：400mm ：1600mm第二级（齿轮传动） 速比：5.55 模数m：14 ：18 ：91第三级（齿轮传动） 速比：5.88 模数m：17 ：19 ：94第六章 传动零件的设计计算6.1齿轮齿轮传动是机械传动中应用最广泛的一种传动形式。可以根据下述公式项预选齿轮的模数： m2.83.5（mm） 式（6.1）式中 大齿轮所需传递的扭矩（Nm），在计算低速级时，对单点压力机=（为曲轴上公称扭矩），对双点压力机，没有道载保护 装置时，=0.6，有保护装置时=0.5；齿宽系数，=B/m(B为齿宽)，目前国产压力机，在818范围内，对一级齿轮传动，可取1315，对两级齿轮传动，可取1013，对人字齿轮，可取1722。大齿轮齿数。上式的系数在一般情况下可取315，在齿轮材料及热处理条件较好的情况下可取28，在条件较差时可取35。对于斜齿轮，按式(6-1)算得的模数是端面模数，需换算成法向模数( cos,为螺旋角)，再选取模数标准值。对于开式传动的齿轮，一般核算其弯曲强度即可，其汁算公式为： =（Pa） 式（6.2）式中 齿轮齿根处弯曲应力(Pa)； 小齿轮所受扭炬(Nm)； = 式（6.3） 弯曲应力系数； 传动速比； = 式（6.4） 小齿轮齿数； 齿轮压力角，当=20时，可直接查出，对直齿圆柱齿轮查螺旋角=0的曲线，对于圆柱斜齿轮，可查图中相应螺旋角的曲线； Y齿形系数，对于直齿轮，可直接查出，.对于斜齿轮，则需按当量齿数来查。当量齿数为，对于变位齿数，则按对应的变位系数查找。 螺旋角； M齿轮模数，当为斜齿轮时，用法向模数； 载荷集中系数； 动载系数，考虑齿轮啮合过程中因啮合误差和运转速度引起的内部附加动载荷系数，如图（6-1）； 许用弯曲应力，按齿轮不产生塑性变形或破坏的最大弯曲应力选取。图6-1 动载系数齿轮轮齿表面的接触强度公式为： 式（6.5） 式中： 两齿轮中心距； 接触应力系数； 式（6.6） 当量弹性模数； 齿轮啮合角；当=20，=2.15N/时，可直接查出，当N/，即不是锻钢与锻钢接触时，查出的C，还需乘以如下系数；与铸钢接触时乘以0.944，与球墨铸铁接触时乘以0.915，与铸铁接触时乘以0.858；若20时(例如角变位齿轮)则还需乘以； 计算接触应力； 许用接触应力，可按轮齿表面不发生塑性变形的许用最大接触应力选取。由上式可知压力机齿轮的计算过程为： m(2.83.5) =3.5 m=17 符合要求6.2传动轴传动轴按扭矩预选传动轴的直径，其公式为： （m） 式（6.7）式中 作用在轴上的最大扭矩（Nm）； 许用剪应力，参考数值为：40Cr调质=640Pa则由公式（6-7）得：d= =0.393m然后按弯扭联合作用核剪综合应力： = （Pa） 式（6.8）式中 危险截面弯矩（Nm）； 危险截面扭矩（Nm）；D危险截面直径（m）；许用弯曲应力，按如下数据选取： = 式（6.9）材料屈服极限（Pa）。表6-1传动轴常用材料和许用应力（1）钢号热处理硬度（HB）抗拉强度极限屈服极限许用应力45正火1632175800600029003000120045调质1802306500800035005600180040C