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1、 三维设计与仿真综合训练课程设计 题 目 曲轴压力机主传动及飞轮设计学 院 机械工程学院 年 级 专 业 班 级 学 号 0 学生姓名 指导教师 提交日期 目 录第一章 压力机设计方案的可行性分析和预期目标.2第二章 设计方案的技术参数.22.1电动机参数设计.22.1.1电动机功率计算.22.1.2飞轮转动惯量核算.32.2带传动的设计.32.2.1带轮的计算.32.2.2带轮的材料选用.52.2.3带轮结构设计.52.3曲轴的主要尺寸的确定.72.3.1核验轴颈尺寸.82.3.2压力机的连杆组.92.3.3连杆的设计.102.3.4连杆材料.102.3.5连杆长度和杆身设计.102.4导轨
2、的选择.122.4.1导轨的基本要求.12.2.4.2导轨的材料及热处理.122.5装模高度调节机构.122.5.1调节螺杆的结构.122.6曲轴处轴承的选用.152.7过载保护装置.162.7.1压塌式过载保护装置.16第三章 大带轮不同惯性下扭矩与角速度分析.19一压力机设计方案的可行性分析和预期目标本课题研究的内容为锻压机的传动系统设计，其工作原理为：由电动机通过三角皮带驱动大带轮（通常兼作飞轮），带动曲轴旋转，通过连杆带动滑块机构上下往复移动。锻压工作完成后滑块回程上行，工作原理如下图所示。图1.1工作原理图电动机通过三角皮带将运动传给大皮带轮，然后将运动传给曲柄轴，通过连杆转换为滑块
3、的上下移动。锻压机在整个工作周期内进行工艺操作时间很短，既有负荷的工作时间很短，无负荷的空程很多。为了使电动机的负载均匀，有效的利用能量，因而装有飞轮，大皮带轮即起飞轮作用。压力机的传动系统的作用是将电动机的运动和能量传递给曲柄滑块机构，在传递过程中，对电动机的转速按照一定的传动比进行减速，以满足行程次数对其的要求。二 设计方案的技术参数2.1电动机参数设计根据要求，参数如下：标称压力Pg=40KN，滑块行程S=40mm,行程次数，一班制工作。2.1.1电动机功率计算为便于计算，本设计可简化以冲裁工件的变形功及压力机效率来计算电动机功率，电动机功率为：其中：A冲裁工件变形功; t压力机实际工作
4、周期,； K电动机安全运转系数 压力机效率2.1.2飞轮转动惯量核算满足工件变形功所需的飞轮转动惯量为：压力机现有飞轮转动惯量一般计算主轴上的大袋轮或大齿轮的轮缘的转动惯量的即可，计算式为：其中：D1飞轮轮缘外径 D2飞轮轮缘内径 B飞轮轮缘宽度 飞轮材料密度又上可知，飞轮转动惯量满足条件。2.2带传动的设计在此次设计中，采用一级传动。总传动比，带传动传动比初步符合三角传动带的传动比不超过68。2.2.1带轮的计算具体计算方法如下：(1)计算功率： 电机功率为0.55kW，载荷变动较大，由参考资料，查表得工况系数则选择带型： 根据，查表图，选普通Z型V带.1)确定小带轮直径：查表，选取小带轮直
5、径2）大带轮直径。忽略弹性滑动，则大带轮直径 ， 查表，选取标准值 3）演算传动比相对误差。计算实际传动比,理论传动比为，则 ，即传动比误差在5%以内，因此合格。 （4）选择带长，确定中心距 1）初定中心距：因，初取2）初步计算带长：查表选用标准带长3）实际中心距： 4）确定中心距调整范围 （5）验算带速v在525m/s范围内，故合格。（6）验算小带轮上的包角：（7）确定V带根数查表得包角修正系数，查表得带长修正系数,由小带轮直径及小带轮转速查表得单根A型V带基本额定功率计算单根V带的额定功率,查表得基本额定功率增量。 计算V带的根数： (8)计算单根V带的初拉力 查表，A型带单位长度的质量q
6、=0.06kg/m，则 （9）计算压轴力：2.2.2带轮的材料选用带速的传动带，其带轮常用铸铁HT150制造，重要的也可以用HT200；高速时使用钢制带轮，速度可达；小功率带传动的带轮可以用铸铝或塑料。要依据现实情况而定。此次设计选用HT150。2.2.3带轮结构设计（1）小带轮结构小带轮直接安装在电动机轴上，首先确定电动机的尺寸。查表，点动机的轴颈为D=19mm，外伸端长度E=40，则带轮轮毂孔直径也为19mm，为了带轮轴向定位的可靠，带轮轮毂宽度大于电机轴的外伸长度，取为42mm。带轮结构的确定：带轮的基准直径为，查图，选用实心轮。查表，Z型V带轮，基准宽度，槽间距基本值，偏差，。（2）大
7、带轮的结构大带轮装在输出轴上，轮毂孔径根据轴的强度及结构设计而定（由轴的校核定出）初选轴颈51mm，查表，依据带轮直径500mm和轮毂直径，确定带轮腹板厚度为13.6mm的六孔辐板式。轮槽尺寸查表得，选用的键的尺寸为16mm10mm，则键槽宽度为16mm，键槽深度。图2.1 大带轮结构尺寸2.3曲轴的主要尺寸的确定在设计曲轴时，先根据经验公式决定曲轴的有关尺寸，然后根据理论公式进行精确核验。图2.2曲轴结构图如上图标注，先设计支撑颈直径，根据公式： （4.55）（mm） 为标称压力（kN）根据经验数据，进行设计：(4.55) =28.46-31.6。取曲柄颈直径，=（1.11.4）。取=40m
8、m支撑颈直径，=（1.52.2）。取=56mm曲柄两臂外侧面的长度，=（2.53.0）。取=83mm曲柄颈长度，=（1.31.7）。取=45mm圆角半径，=（0.080.10）。取=3mm曲柄臂大的宽度，=（1.31.8）。取=48mm根据设计要求立柱间距大于400，故按曲柄总长比例重选参数：取，=68mm，=112mm，=153mm，=76mm，=5mm，=50mm考虑连杆轴瓦压强L1需增大，为了保证曲柄臂强度，L2也需相应增大,故变为：LA=80mm, LB=160mm图2.3 曲轴尺寸2.3.1核验轴颈尺寸初步选取曲轴材料为45号钢查表3.2得:=1000帕。 d1= (3.1) = =
9、0.24m故原尺寸满足d0= (3.2)而式中1:=R(sin+)+0.5u(1+)d1+d0 (3.3)且:R=0.5s=0.540=20mm 由结构设计或参考同类型压力机，初步选取=0.1(即连杆长度为0.5m)。设=0.035m(按连杆经验公式选取)。又根据预选及计算值得：d1=0.68md0=0.051m查表3.3 =0.145当=35时，sin+0.5sin2=0.6199=0.020.6199+0.50.045(1+0.1) 0.068+0.10.035+0.051 =0.01514m又由表3.3可知 =750x帕do=0.03446m2.3.2压力机的连杆组它包括连杆体，连杆盖，
10、连杆轴瓦和连杆螺栓，是曲柄连杆机构中传递动力的重要组件。组件连杆承受的压力可以过到很大的数值，面高速运动产生的惯性力的影响又要求结构轻巧。所以连杆设计的一个主要要求，就是要在尽可能轻巧的结构下保证足够的刚度各强度，因此必须选用高强度的材料，合理的结构形状和尺寸，采取提高强度的工艺措施等。连杆一旦断裂，将造成严重事故。 连杆的变形对曲柄连杆机构的工作有很不好的影响。例如，连杆大头的变形使连杆螺栓承受附加弯曲；大头孔的失圆使连杆轴承的润滑受到损害。所以连杆要有尽可能大的结构刚度，经验表明，对于不太强化的发动机来说，刚度比强度更重要。连杆螺栓的主要问题是保证疲劳强度，而连杆轴承要求保证耐久性。2.3
11、.3连杆的设计连杆是机械压力机上最重要的受力零件之一，按使用场合分为偏心轮用连杆和曲柄轴用连杆两种，由于是初次设计，曲柄轴用连杆较为方便设计，也符合所设计的压力机的要求。2.3.4连杆材料 为了使连杆在结构轻巧的条件下有足够的强度和刚度，一般多用精选含碳量的优质中碳结构45模锻。合金钢有较高的综合机械性能，但当存在主生应力集中的因素时，它的疲劳强度急剧下降，甚至低到与碳素钢不相上下。所以合金钢连杆的形状设计，过渡圆滑性，毛坯表面质量等，必须给以更多的注意，才能充分发挥优质材料的潜力。 为了节约优质钢材，降低产品成本，此压力机的连杆材料采用铸铁HT20-40调质处理HB255-302。2.3.5
12、连杆长度和杆身设计图2.4连杆设计 图2.5连杆杆身为了提高曲轴和轴承的工作能力，而选择较大的D3。经查资料表明D3 / D1=1.061.08,故D3=73mm。 连杆结构设计中首先碰到的问题是确定连杆大小头孔的距离，即连杆长度L,由于连杆长度通常是用连杆比=r/L来说明，值越大，连杆越短，反之则越长。目前压力机的在0.10.3之间，为了设计方便，选取=0.1即L=200mm。 参考柴油机设计连杆经验公式：小头尺寸：d=(0.28-0.42)D =35mm杆身尺寸：d=(0.25-0.35)D 由于其中需要加装调节螺杆，取d=50mm连杆大头选用平切口连杆H=（）0.41-0.53）D由于需
13、要与曲轴配合，H选取80mm螺栓中心距：（0.9-1.1）D=90mm2.4导轨的选择2.4.1导轨的基本要求由于此压力机选择开式，所需压力也不太大，故选择滑动导轨。为了能长期保持导向精度，对导轨提出刚度和耐磨性的要求。若刚度不够，则直接影响部件之间的相对位置精度和导轨的导向精度，增大导向长度来保证滑块的运动精度外,导轨的形式也是影响滑块运动精度的一个重要因素,在开式压力机上,采用成双对称布置的90度V形导轨.使导轨面上的比压分布不均，加剧导轨面的磨损，为此材料的选择很重要。2.4.2导轨的材料及热处理对导轨的材料的主要要求是耐磨性好，工艺性能好，成本低。铸铁是一种成本低，有良好减振性和耐磨性
14、，易于铸造和切削加工的金属材料。因此材料选择灰铸铁HT200，采用高频淬火，使表面淬火达到4555HRC左右，以增加抗硬粒磨损的能力和防止撕伤。2.5装模高度调节机构2.5.1调节螺杆的结构 为了适应不同闭合高度的模具,压力机可能通过连杆长度的调节或连杆与滑块的连接件的调节,来调整滑块的上下位置,以达到调整装模高度的目的,由于是小型压力机,采用手动调节。由图可知,连杆不是一个整体,而是由连杆体和调节螺杆组成,调节螺杆下部的球头与滑块连接,连杆体上部的轴瓦与由轴连接.用扳手转动调节螺杆,即可调节连杆长度.为了防止装模高度在冲压过程中自行改变,设有锁紧装置，它由锁紧块及锁紧螺钉组成.调节时先旋转锁
15、紧螺钉,使锁紧块松开，再将连杆调至需要的长度,然后,拧动锁紧螺钉,使锁紧块压紧调节螺杆，以防松动。 图2.5锁紧螺钉表2.1 连杆尺寸经验公式符号经 验 尺 寸(毫米)3.9 5.70.59 0.930.83 1.0注:Pg-连杆上作用力(千牛)图2.6调节螺母 图2.7调节螺杆结构尺寸由表2.1可计算出=28.24mm=22.76mm=20.49 mm调节螺纹尺寸按表2.2所示表2.2螺纹尺寸螺 杆螺杆及螺母螺杆直径（毫米）截面面积（厘米2）螺距中径外 径内 径d0d1FSdm3021.7963.72626.44031.7967.93636.45041.79613.72646.46051.7
16、9621.07656.47061.79630.0666.48069.0637.48875.210089.0052.32895.2120109.0683.458115.2140126.326125.3710134.0160146.326168.2510154.0180166.326217.310174.0调节螺杆的螺纹长度则由经验公试获得1:一般为0.91.3，最终取113mm。2.6曲轴处轴承的选用根据轴承中摩擦的性质不同，可以把轴承分为滑动摩擦轴承和滚动摩擦轴承两大类。滚动轴承由于摩擦系数小，起动阻力小，在一般机器中应用较广。在锻压设备中，由于存在特大冲击与振动，此次设计选用径向滑动摩擦轴承
17、。已知，轴承所受径向载荷F=40kN，轴颈转速200r/min，轴颈d=51mm,进行对轴承的验算。（1）验算轴承的平均压力 （2）验算轴承的（单位为）值轴承的发热量与其单位面积上的摩擦功耗成正比（是摩擦系数），限制值就是限制轴承的温升。 （3）验算滑动速度 查表选用铅青铜，ZCuPb30（30铅青铜），。采用此轴承合格。对于和的验算合格的轴承，由于滑动速度过高，也会加速磨损而使轴承报废，这是因为只是平均压力，实际上，在轴发生弯曲或不同心等引起的一系列误差及振动的影响下，轴承边缘可能产生相当高的压力，因而局部区域的值还会超过许用值。2.7过载保护装置曲柄压力机的工作负荷超过许用负荷称之为过载.
18、引起过载的原因很多,如压力机选用不当,模具调整不正确,坯料厚度不均匀,两个坯料重叠或杂物落入模腔内等.过载会导致压力机损伤,职连杆螺纹破坏,螺杆弯曲,曲轴弯曲,扭曲或断裂,机身变形或开裂等等，也可能由于材料、模具、设备、操作等问题出现超载；由于滑块和上模的自重导致下降速度过快，对零件产生撞击；或由于制动器失灵、连杆折断，导致滑块坠落而引发事故。.而曲柄压力机是比较容易发生过载的机器，为了防止过载,现已开发了各种各样的过载保护装置,由于100吨压力机属于中小型压力机,可以使用压塌块式保护装置。2.7.1压塌式过载保护装置过载保护装置常见的有压塌式、液压式和电子检测式等。根据破坏式保护原理，在传动
19、链中人为制造一个机械薄弱环节。当发生超载时，这个薄弱环节首先破坏，切断传动线路，使动力不能继续输入，后续机构运动停止，从而保护后续主要受力件不遭到损坏。压力机常用压塌块作为机械薄弱环节，保护主要受力件曲轴免受超载造成的破坏。 压塌块式保护装置通常装在滑块部件中，压力机工作时，作用在滑块上的工作压力全部通过压塌块付给连杆。压塌块过载保护装置结构紧凑，制造方便，价格低谦。但压塌块不能准确地限制过载力，因为压塌块超载破坏不仅与作用在滑块上的工作压力有关，还与材料的疲劳程度有关。此外，更换压塌块需要一定的时间。压塌块使用的材料可用HT200。对于此压力机，压塌块可采用单剪切面的形式，其结构尺寸如图4.
20、2所示。其计算方法可根据部颁标准进行。剪切面的厚度依下式计算 =K （4.1） =0.9 =1.74mm 取2mm式中，Fg为标准压力；d1为被剪圆环的直径；为材料的抗剪强度，由试验测定，当材料为HT200时，取=；K为修正系数，K=KjKd,Kj为静载修正系数，可取0.65，Kd为动载修正系数，为大于1的数值，由实验确定。根据需要和可能，最后压塌块的大概尺寸如图所示 图2.8压塌块过载保护装置的安装位置1-连杆 2-调节螺杆 3-下支承座 4-滑块 5-压塌块图2.9压塌块结构图2.10压塌块尺寸结构压塌块过载保护装置结构简单紧凑,制造方便，价格低廉，但压塌块不能准确地限制过载力，因为压塌块超载破坏不公与作用在滑块上的工作压力有关，还与材料的疲劳程度有知.此外,更换压塌块需要一定的时间。三大带轮不同惯性下扭矩与角速度分析探求不同大带轮惯性下的工作情况，惯性过大时扭矩将不足以带动工作。1.大带轮惯性2000000KG*mm2图3.1扭矩和角速度的关系曲线图3.2角速度与时间关系2.大带轮惯性1500000KG*mm2图3.3扭矩和角速度的关系曲线图3.4角速度与时间关系3.大带轮惯性1000000KG*mm2角速度与时间关系图3.5扭矩和角速度的关系曲线图3.6角速度与时间关系
