新型125吨深喉颈曲柄压力机结构优化设计毕业论文.doc

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1、编号本科生毕业设计（论文）题目：新型125吨深喉颈曲柄压力机结 构优化设计 机械工程 学院机械工程及自动化 专业摘 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。而在锻压机械中又以曲柄压力机最多，它被广泛应用在板料的冲压成型和材料的锻造成型生产中，通过传动系统把电动机的运动和能量传给工作机构，从而使坯料获得确定的变形，制成所需的工件。本次设计为新型125吨深喉颈曲柄压力机的结构优化：新型体现在采用伺服电机驱动，取消了传统压力机的飞轮、离合器和制动器，简化了传动系统；由于目前生产中设备自动化程度的提高，对于中小吨位的曲柄压力机在进行平板材料的自动进料时，设备的台面深度尺寸往

2、往会制约板料的宽度尺寸，造成送料效率的降低。盲目加大喉深会造成床身的变形。本次设计主要进行中小吨位大台面深度曲柄压力机的结构优化，在满足床身的强度与刚度的条件下对其进行优化设计以扩大中小吨位的曲柄压力机的适用范围。关键词：曲柄压力机；伺服驱动；深喉颈；床身优化ABSTRACT Forging machinery occupies an extremely important position in the industry ,it is widely used in almost all industrial sectors.While in them the crank press mach

3、ine occupies most，it is widely used in the stamping of sheet metal and the forging of material.It transmits the movement and the energy of the motor to the operating mechanism through the transmission system to make the blank obtain the determining deformation and turns to the desired workpiece.My d

4、esign is the structure optimization of a new 125 t deep-throat crank press machine.Its new reflects in the driving of servo motor,cancel the traditional press flywheel, clutch and brake, simplifying the transmission system.Due to the improvement of the automation degree in current production,for the

5、 small and medium-tonnage press crank machines ,when they are working during the time of the automatic feed of the plate material,their width of throat restricts the countertop depth of sheet,resulting the reducing of the feeding efficiency.But increasing the depth blindly will cause the deformation

6、 of the body of the machine .My design is mainly for the structural optimization of deep-throat small and medium-tonnage press crank machines ,to expand its application range under the condition that its strength and inflexibility is satisfying the demand.Keywords: Crank press machine; servo motor d

7、riving ; deep throat; body optimization目 录摘 要IABSTRACTII目 录I第1章 绪论11.1 引言11.2伺服压力机的国内外发展情况11.2.1伺服压力机的基本工作原理及优点11.2.2国外伺服压力机发展现状21.2.3国内伺服压力机发展现状31.3 深喉压力机的优点41.4本课题研究的主要内容5第2章 曲柄滑块机构的设计计算72.1曲轴的设计与计算72.1.1曲轴的设计72.1.2曲轴的强度计算82.2连杆和调节螺杆的设计与计算92.2.1连杆和调节螺杆的设计92.2.2调节螺杆的强度校核102.2.3调节螺纹的强度校核102.3连杆和封闭高度

8、调节装置112.3.1连杆和封闭高度调节装置的结构112.3.2蜗轮蜗杆的设计及调节电机的选取112.4滑块的设计122.5导轨的设计12第3章 传动系统及电动机的选择153.1 传动系统的设计153.2 电机的选择16第4章 轴承与联轴器的选用174.1滑动轴承174.1.1 滑动轴承的选用174.1.2滑动轴承的润滑及轴瓦结构174.1.3滑动轴承的校核174.2 滚动轴承184.3 联轴器的选择184.3.1调速电机与蜗杆的连接184.3.2伺服减速电机与曲轴的连接18第5章 机身215.1机身的结构设计215.2机身的有限元分析225.2.1机身强度分析245.2.2机身刚度分析255

9、.3机身的优化26第6章 附属装置296.1过载保护装置296.2打料装置296.3调整装置30第7章 结论与展望317.1结论317.2不足之处与未来展望31参考文献32致 谢33第1章 绪论1.1 引言在许多制造厂的生产线上大量使用的是机械压力机，其传动方式主要是由电机的转动经过飞轮、曲轴连杆机构转变为滑块的直线运动。滑块在一定的行程范围和行程次数作上下运动，使安装在滑块和工作台之间的模具加工所需的零件。近年来随着科技的发展，市场对高精度、高质量、低价格产品的需求越来越大，用于制造产品的材料越来越丰富，使得制造业的国际竞争越来越激烈。为此制造业对于能够缩短制造周期，高效率制造高精度、高品质

10、产品的加工设备的需求越来越强烈。世界许多压力机生产厂家都把精力集中在开发高速度、高精度的压力机上。我国目前对压力机机身的设计长期以来还沿用经验、类比的传统设计方法，设计出的床身不仅性能差，结构笨重，速度、精度提不高，而且设计周期长，制造成本高，更新换代慢，这些问题使得国产压力机在高档次压力机领域内无法与国外压力机相抗衡。这就要求我们引入现代设计理念与手段，开发研制新型压力机。1.2伺服压力机的国内外发展情况1.2.1伺服压力机的基本工作原理及优点 伺服压力机的基本工作原理同传统压力机是相似的，即将伺服电机的旋转运动通过中间传动机构转化为滑块的直线往复运动。上模装在滑块上，下模装在垫板上。因此当

11、材料放在上下模之间时，即能进行冲裁或其它变形工艺，制作工件。伺服压力机与传统压力机相比不仅保持了机械压力机和液压机所具有的高刚度、高精度和高做功能力等优点，最为关键的是伺服压力机可以根据不同的加工工艺选择滑块运动曲线。这不仅扩大了成形的工艺范围，提高了压力机的智能化程度，而且可以最大限度的优化加工工艺。下面依据板材深拉延的过程分析伺服压力机的优势。传统压力机的滑块运动曲线是不可调的。如某些滑块运动曲线为正弦曲线的曲柄压力机使得零件深拉延过程中凸模一开始就高速接触并冲击板材，而金属板材动力学特性的实验研究表明，在板材的深拉延加工工程中，如果凸模下行接触板料的瞬间降低滑块运动速率，可以实现凸模与板

12、材的柔性接触;当材料发生塑性变形进而流动到凹模里时，此时材料的摩擦类型由静摩擦转变为动摩擦，摩擦系数减小，成形阻力变得相对较小，因而可以适当提高滑块的下行速度，提高工作效率;深拉延加工接近终点时，控制滑块运动使得凸模减速，并以较小的速度上下运动数次，并停止保压几秒钟，可以防止板材的回弹，提高成形加工精度。从上述分析可知，正弦曲线形式的运动特性违背了板材加工所应用的规律性，因而，在加工过程中很容易造成工件的破裂，废品率高，而且工件的成形精度不高。滑块运动曲线任意可调的伺服压力机的出现，完全改观了这一现状。根据深拉延的工艺特点设置最优化的滑块运动曲线，由于压力机的工作负荷时间很短，整个工作周期的绝

13、大部分时间是空行程。可以在空行程期间加快滑块的运动速度，使得冗余加工时间大大减少，进而提高了生产效率。当模具与板材接触时控制模具接触板材时的速度，实现模具与待加工板材的柔性接触以及加工零件弹性变形能的平稳释放，进而降低振动和噪声，而且可以提高模具的使用寿命。深拉延过程中，即使在滑块变形最大的公称力发生的位置，伺服压力机也可以实现滑块位置的全闭环控制，将滑块位置的精度控制在微米级以下。因而可以提高深拉延成形的精度。由于伺服电机完全靠电机的扭矩工作，省去了在传统压力机中储存能量的飞轮。而且伺服电机可以直接控制起停，传统压力机中的制动器和离合器就显得多余，相应的润滑油的消耗量也相应减少。由于伺服压力

14、机制成品的高精度、极为改善的工作环境，尤其是良好的节能性等优点，因此，伺服压力机必将引导今后压力设备的发展方向。1.2.2国外伺服压力机发展现状上世纪末，在日、欧洲等工业发达国家兴起了交流伺服电动机直接驱动压力机的研究与开发，这种伺服压力机与传统机械压力机相比，具有结构简单、生产效率高、产品质量好、滑块运动柔性好、降噪节能显著等优点。这类压力机在日本进入了普及期，随着其在汽车零件、电子零件等高精度、难成形零件加工领域中的应用和其优良的节能性，已经显示出了其他压力机所无可比拟的优越性，成为世界冲压技术及装备发展的主要潮流之一。日本在伺服压力机研发、生产及商品化等方而处于国际领先水平，掌握了伺服压

15、力机的设计和制造技术，日本会田、小松、网野等压力机制造企业相继推出了多种传动结构、不同规格的伺服压力机，几乎垄断了所有高端压力机的市场，获取了巨大的经济利益。日本会田公司自1993年起开始独立研发大功率伺服电机，并从1997年开始推出NSI-D系列伺服压力机产品。该系列产品由自行研发的大功率伺服电机经齿轮传动直接驱动曲柄连杆机构进行工作。其独立开发的伺服驱动技术(Servo Pro)性能优良，单台伺服电机可产生高达3000kN的滑块冲压力。日本小松公司先后推出了H1F和H2F等多个系列的大型伺服压力机产品。分别采用伺服电机经带轮、齿轮或螺杆驱动的六连杆肘杆机构进行工作。其中H1F伺服压力机的冲

16、压能力规格在350kN-2000kN之间，H2F伺服压力机有冲压能力规格2000kN,3000kN等产品。还可根据客户需要提供8000kN ,10000kN等更高规格的伺服压力机产品。日本网野公司自1995年开始研制大型伺服压力机，采用交流伺服电机作为驱动源，通过减速器驱动特殊螺杆，进而驱动对称六连杆肘杆机构，再带动冲头滑块运动。该公司2005年开发出世界上最大的大型伺服压力机，冲压能力高达25000kN。目前公司根据各种生产需求，已经生产出机械连杆伺服压力机、曲柄多连杆伺服压力机、液压式伺服压力机等多种类型的伺服压力机。此外，还有日本天田(AMADA)公司的SDH系列伺服压力机，以及山田(Y

17、AMADA DOBBY)公司的SVO系列伺服压力机产品。图1-1 AMINO公司生产的1300吨大型钣金加工伺服压力机欧洲一些压力机厂商也加入到这一行列中，如德国凯撒(KAIBER、舒勒(SCHULER)，其中德国SCHULER公司在2007年北京国际机床展(CIMT07)上推出了2500-3600kN的一系列压力机产品。2010年，舒勒推出了新一代伺服驱动机械压力机。这种新的落料与成型压力机用途相当广泛。集合了所有压力机特点的可编程伺服直接驱动技术SDT确保了如此广泛的应用。这种新的压力机配备指定的模具和自动化概念可被设计为多工位或者级进模压力机。这类新型压力机配备高性能扭矩电机，既没有飞轮

18、，也没有离合器和刹车，因此灵活度很高。这种新的冲压和成型伺服压力机公称力范围从2500-30000kN。1.2.3国内伺服压力机发展现状我国压力机制造企业自80年代开始，通过技术引进，合作制造和自主创新等模式积极吸收、消化国外机械压力机先进设计及制造技术，目前已经完全掌握机械压力机设计和制造技术。如今，随着我国经济的快速增长，对高精度、高效率的大型伺服压力机的需求不断增加。以占行业总销售额68%的汽车冲压件为例，正以每年25%的速度增长。但国产高端产品和技术与国际存在差距、尤其是自主知识产权设备和技术的匾乏，已远远满足不了我国国民经济发展的需要，更难以应对日益激烈的国际竞争。近年来，国家开始重

19、视伺服压力机研究与开发工作，在国家数控重大专项立项。大型伺服压机等先进装备具有广阔的市场前景和市场空间，也给传统压机制造企业带来巨大的生存压力，我国压力机行业必须迎接挑战，变被动为主动，开发新型伺服压力机，占领广阔的市场。随着我国经济的快速增长，对高精度、高效率的大型压力机的需求不断增加。目前，国内对压力加工设备的需求主要在以下几个领域:传统机械、电力工业，约占总需求的50%;汽车制造业，约占总需的30%;军工产业，约占总需求的11.1%;高新技术产业，约占总需求的7.5% ,而且随着我国高新技术的发展，这一比重将越来越高。很显然，在这些高速发展的领域内，蕴藏着巨大的市场和商机。以占行业总销售

20、额68%的汽车冲压件为例，正以每年25%的速度增长，大型压力机等制造装备需求量大。我国目前还没有自己成熟的大型伺服压力机产品，济南二机床2007年10月刚刚研制出我国第一台大型伺服压力机试验样机，冲压力为10000kN，该类型伺服压力机在空载阶段采用交流伺服电机调速来提高滑块运行速度、负载阶段仍然通过飞轮速降来释放能量的模式进行工作，保留了飞轮和离合器等耗能部件。台湾金丰企业开发了CM1型伺服压力机，该型压力机可提供的冲压能力在800-2600kN之间。广州锻压机床厂先开展了伺服压力机的研究，先后开发了多种传动结构的伺服压力机，其在2007年与华南理工大学联合设计制造的GDKS系类肘杆伺服压力

21、机，通过连杆、混合肘杆增力机构驱动滑块运动，最大规格为6300kN。齐二机床为了进一步提高压力机技术水平，缩短与国外先进技术的差距，企业近年来又先后引进了瑞典APT研配试冲液压机技术，与上海交通大学合作成功研制了伺服压力机技术。2008年，企业又与掌握着当今世界最高水平的大型数控多工位压力机核心技术的德国汉克自动化公司签订引进技术协议。2008年齐二机床厂与上海交通大学采用冗余容错技术联合开发成功了2000kN对称肘杆伺服压力机。在2008年中国国际博览会上，齐齐哈尔第二机床集团展出完全自主研究的第一台全数控伺服压力机，突破伺服电机技术，打破了国外大型伺服电机对中国市场的垄断，经济价值巨大。

22、中国一重依托国家数控机床重大专项，研究开发大型伺服闭式四点压力机，主要用于汽车外覆盖件的冲压，该伺服压力机最大公称压力为25000kN，其研制开发将推动并提升我国大型伺服压力机的整体水平。1.3 深喉压力机的优点深喉冲床是冲床的一种，一般用在板料冲孔方面，如大型电气箱电器柜中间开的百叶窗，防盗门门中间开的猫眼，因料孔距离板边距离通常在300mm以上或更多，而普通冲床喉深只有180-230左右，板料放进去冲床后墙板挡抵住了板料，无法实现料孔距板边300或500的距离，这就需要用深喉冲床来实现。深喉冲床大大的提高了板料的利用率，扩大了可加工产品的范围。图1-2为国内知名锻压企业扬锻的深喉冲床。图1

23、-2 JB21S系列开式深颈固定台式压力机1.4本课题研究的主要内容本课题是对125吨深喉伺服曲柄压力机的结构优化设计。首先对压力机进行总体设计：拟定传动方案，根据技术参数设计主要零部件。然后进行三维实体建模，对床身进行有限元分析并且进行优化。具体研究内容包括：（1）分析伺服压力机的工作原理。（2）对压力机进行总体设计。（3）通过UG进行各零部件及机身的三维建模，并进行装配，得到实体模型。对机身进行有限元分析并优化。第2章 曲柄滑块机构的设计计算2.1曲轴的设计与计算2.1.1曲轴的设计曲轴为压力机重要零件，受力复杂，故制造要求较高，此压力机我选用40Cr锻制而成。图2-1 曲轴相关尺寸支承颈

24、直径为：，为公称压力，为1250KN，取。其他各部分尺寸见下表。曲轴各部分尺寸名称代号经验数值取值(mm)曲柄颈直径200支承颈长度300曲柄两臂外侧面间的长度440曲柄颈长度240圆角半径14曲柄臂的宽度（或直径）250曲柄臂的高度h355表2-1 曲轴有关尺寸经验公式及取值 根据经验公式建立的曲轴的设计模型图及主要尺寸如图所示。图2-2 曲轴尺寸取值2.1.2曲轴的强度计算图2-3曲轴强度计算简图 曲轴的危险截面为曲柄颈中央的B-B截面和支承颈端部的C-C截面。B-B截面为弯扭联合作用，单由于弯矩比扭矩大得多，故忽略扭矩计算出来的应力与考虑扭矩的差不多。弯矩：弯曲应力及强度条件：C-C截面

25、为弯扭联合作用，单扭矩比弯矩大得多，故可以只计算扭矩的作用。公称当量力臂： =52mm扭矩： 125052=65000Nm剪切应力及强度条件：符合要求。2.2连杆和调节螺杆的设计与计算2.2.1连杆和调节螺杆的设计（1）连杆及调节螺杆主要尺寸的经验数据球头式调节螺杆主要尺寸经验公式及取值，如表2-2。图2-4（a） 调节螺杆（b）连杆符号经验尺寸（mm）取值（mm）160110100160180H(螺纹最小工作高度)170表2-2调节螺杆及连杆有关经验尺寸及取值（2）连杆总长度的确定由于一般小于0.3，对于通用压力机，一般在0.10.2之间，取=0.1，则，所以。（3）连杆上的紧固件连杆盖分为

26、上下两部分，需用双头螺柱连接，我选取4个M20的双头螺柱，因为双头螺柱承受的载荷较为复杂，所以我们不予以计算。2.2.2调节螺杆的强度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。为连杆的作用力，对于单点压力机：因此，。 球头式连杆的调节螺杆用45号钢锻造，调质处理，球头表面淬火，硬度HRC42。其许用压缩应力为，。2.2.3调节螺纹的强度校核调节螺纹一般采用特种止推螺纹或梯形螺纹。因为压力机是在重载情况下工作，故选用梯形螺纹，尺寸为M11012。由于螺母的材料一般比调节螺杆的差，因此，检验螺母（即连杆体）上的螺纹强度即可。螺纹的破坏有三种可能性

27、：即牙齿根部的弯曲、剪切破坏和牙齿表面的挤压破坏。由资料分析可知，只需检验弯曲强度即可。由于螺纹可以看成是作用在螺纹中径处的悬臂梁，所以螺母的螺纹压根处的最大弯曲应力为式中为螺纹根部的弯矩，W为螺纹根部的截面系数。式中， 连杆上的作用力； 螺纹的外径； 螺纹的内径； n螺纹的最少工作圈数：，H螺纹的最小工作高度；s螺距。 ， h螺纹牙根处的高度，对于梯形螺纹。所以，连杆体材料选用铸钢ZG35，其许用应力，可以使用。2.3连杆和封闭高度调节装置2.3.1连杆和封闭高度调节装置的结构为了适应不同高度的模具，压力机的装模高度需能调节。我们是用调节连杆的长度来达到调节装模高度的目的。即连杆不是一个整体

28、，而是由连杆体与调节螺杆用螺纹连接，转动螺杆使其从连杆体中旋入或旋出，就可改变连杆的长度，也就改变了滑块的位置，从而达到调节压力机封闭高度(装模高度)的目的。调节方式分为手动调节和机动调节，手动调节只适合小型压力机，本次设计选用机动调节：螺杆球头的中心钻出一个通孔，用一根销轴与拨快固定，拨块旋转，螺杆即旋转，拨块由蜗轮和蜗杆带动，蜗杆蜗轮由调节电机来驱动，所以开动电机即可调节装模高度。2.3.2蜗轮蜗杆的设计及调节电机的选取调节装置的有关参数参考1表3-10可得：电动机 P=3KW n=750r/min 传动级数 1级 总传动比 i=62蜗杆蜗轮传动 传动比 i=62 模数m=5 =1 =62

29、 q=18参考2表11-2，得蜗杆蜗轮的具体参数：中心距a=200mm,分度圆直径=90mm，分度圆导程角，变位系数为0。计算可得蜗轮蜗杆的基本几何尺寸： 根据电机功率与额定转速，查8，选取电动机型号为Y132M-8。2.4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，并沿机身的导轨上下运动。为了保证滑块底平面和工作台上平面的平行度，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。为了保证滑块的运动精度，所以滑块的高度必须做的足够高。老式压力机的滑块底面尺寸较小，且大都呈正方形，随着大尺寸模具的采用，滑块底面尺寸逐渐加大，且左右方向尺寸大于前后方向

30、。但滑块尺寸过大，压力机左右尺寸也会随着增加。滑块底面尺寸指不包括导轨的可供紧固模具的有效尺寸。对一般用途的并且小于2000KN的开式压力机，滑块前后尺寸用下式决定：将数据圆整，取。滑块左右尺寸：结合滑块内部结构，适当增大滑块左右尺寸，取。普通开式压力机滑块导向长度与宽度之比L/B为1.3-1.6，对于本次设计的伺服压力机，取L/B为1.3。滑块导向长度L=（5.5-7）S，S为滑块行程，我们取L=900mm,B=750mm。 为了安装模具，滑块的底平面加工出模柄孔。对于公称压力在630-1250KN的压力机，模柄孔直径d为50mm，深度h为85mm。 对于单点压力机，滑块单纯受压缩，故一般不

31、进行强度计算。2.5导轨的设计导轨的结构是保证压力机精度的重要零件，它的选择直接影响滑块的运动精度。为了保证滑块导向的精度，应尽量加大滑块的有效导向长度，导轨导向长度,本伺服压力机取将其数据圆整，取。图2-5 导轨的几种样式示意图图2-5为最常用的几种导轨的样式。图(a)加工容易，调整简单，精度保持性好，广泛应用于中小规格的压力机，（b）导轨的后导向面在机身上。因而机身的加工精度直接影响了导向精度，但是导轨调整容易，也便于维修。（c）为四面导轨，一般用于大中型压力机上。机身的到面向精度决定了滑块的运动精度，而且易于调整。（d）为二角六面直角导轨，导向精度高，同（b）（c）一样也对机身的加工精度

32、要求较高。此种导轨承受偏载能力强，但不易于调整。（e）为四角八面直角导轨，用在大、中型压力机上，导向精度好，承受偏载能力强，缺点是需要较高的机身加工工艺性能，而且不易于调整。由于本次设计的是高精度的伺服压力机，对导向精度要求比较高，分析比较上述各种导轨的优缺点，考虑到（d）型导轨的结构简单，承受偏载能力强，因此选用此种导轨。导轨与滑块应有适当的间隙，间隙小，导向准确，但过小则会出现发热、拉毛和烧黑现象，造成导轨与滑块接触面迅速磨损。导轨与滑块的间隙大小随压力机形式和导轨间距离而异，通用压力机导轨与滑块的间隙一般在0.040.25mm之间。参考与滑块的装配关系，设计出的导轨如图2-6所示：图2-

33、6 导轨第3章 传动系统及电动机的选择3.1 传动系统的设计从压力机传动结构看，可将当前流行的伺服压力机概括为单一驱动式和混合驱动式两大类。前者通过单只伺服电机实现对压力机滑块工作速度的调节，以满足不同的冲压工艺要求，其结构形式有曲柄连杆式、肘杆式等；后者是以大功率常速电机和小功率伺服电机作为动力源，通过运动合成机构对压力机滑块速度进行有效控制，常用于大吨位大功率的伺服压力机，其运动合成机构有差动轮系机构和多杆机构两类不同形式。本次设计的伺服压力机为中小吨位，因此采用单驱动曲柄连杆伺服驱动。下面就此类压力机的传动结构进行分析比较。这类伺服压力机与传统机械压力机结构较为相似，是以伺服电机代替普通

34、电机实现滑块的变速运动。图3-1为国内某锻压机床企业在原有机械压力机基础上所研制的 800kN 伺服压力机，其伺服电机经传动系统的减速实现对滑块的控制。这类伺服压力机结构简单，易于开发，是国内不少企业首选的伺服压力机传动结构，但机器存在传动链长、传动精度难以提高的不足。图3-1 国内某企业伺服压力机传动结构为此，日本 AIDA 公司以低速大扭矩伺服电机的专利技术研制了直接驱动伺服压力机（图3-2），该压力机传动链短，传动精度高，大大提高了机床的传动效率和工作稳定性。图3-2 伺服电机直接驱动式NC伺服压力机的传动结构本次设计选用图3-2的传动方式，用伺服减速电机直接驱动曲柄滑块运动。3.2 电

35、机的选择伺服压力机的设计主要依据是力，校核能量。以满足工作最大力矩的条件选择伺服电机的功率。具体选择过程为：计算压力机工作行程时的最大总负荷（包括工作负荷、摩擦负荷等）：由上面对曲轴的强度校核可知此压力机工作时的最大转矩M=65000Nm。由于所需扭矩较大，且转速较低，因此选用伺服电机与伺服专用减速机搭配，即伺服减速电机，根据市面已有的伺服电机与减速电机，最终确定所选伺服减速电机型号为：KN450-K1-100-S1-B5/DCM-C240J,其中KN450-K1-100-S1-B5为减速机的型号，KN450为其系列名称，K1表示与工作机构的连接方式为平键实心轴连接，100表示采用三级减速，S

36、1表示与伺服电机的连接为平键法兰，B5表示安装方式，该减速机的输出最大扭矩为84900Nm。DCM-C240J为伺服电机的型号，额定功率为37KW，额定转矩为176.6Nm。伺服减速电机图3-2所示：图3-2 伺服减速电机第4章 轴承与联轴器的选用4.1滑动轴承4.1.1 滑动轴承的选用由于曲轴受冲击较大，参考同类压力机，连杆与曲轴接触，支承颈与箱体接触处采用滑动轴承。压力机中常用的径向滑动轴承有整体式和对开式两种形式。整体式轴承结构简单，成本低廉，易于制造，但其缺点是轴套磨损后，轴承间隙过大时无法调整，另外只能从轴颈端部拆卸，对于曲轴的曲柄颈处无法安装。因此我们在曲轴颈处选用对开式径向滑动轴

37、承，在曲轴两端支承颈处选用整体式轴承。4.1.2滑动轴承的润滑及轴瓦结构滑动轴承必须可靠地润滑。因此必须正确选择润滑剂和润滑方式。轴和轴承之间要有一定的配合间隙。对开式轴瓦由上、下两半轴瓦组成。通常，下轴瓦承受载荷，上轴瓦不承受载荷，但是上轴瓦开有油沟和油孔，润滑油由油孔输入后，经油沟分布到整个轴瓦表面。油孔和油沟应开在压力最小的地方，不应开在承载区，以免降低油膜的承载能力。轴瓦必须用销或螺钉定位，防止它在轴向和圆周方向窜动。4.1.3滑动轴承的校核曲柄滑块机构的旋转速度较低，但载荷较大，故应检验作用在滑动轴承的压强，下图为曲柄滑块机构的有关滑动轴承。轴承选用材料为ZQSn10-1(铸磷锡青铜

38、)。图4-1 曲柄滑块机构中的滑动轴承作用在滑动轴承上的压强为。式中 某轴承上压强； 作用在该轴承上的力； 轴承直径； 轴承长度。（1）曲轴支承颈处轴承的压强为：（2）连杆大端轴承的压强为：经检验，符合要求。4.2 滚动轴承蜗杆与支承座之间采用滚动轴承，因本滚动轴承是用于调节装置，不经常使用，且受力较小，故选用普通角接触球轴承即可满足需要，查机械设计手册，选取7212C型号的深沟球轴承。考虑到其受力小与使用较少，故在此不进行强度校核。4.3 联轴器的选择4.3.1调速电机与蜗杆的连接（1）类型选择选用弹性套柱销联轴器，因为它适用于连接载荷平稳，需正反转并传递中小转矩的轴，优点是制造容易，装拆方

39、便，成本较低。（2）载荷计算公称转矩 由2表141查得，故计算转矩为：（3）型号选择考虑到电机的轴伸直径为38mm,查GB/T 4323-2002，故选取LT6型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为250Nm，许用转矩为3800r/min，轴孔直径为32-42mm 之间，故合用。4.3.2伺服减速电机与曲轴的连接（1）类型选择对于大功率的重载传动，我们选用弹性柱销齿式联轴器。该联轴器传递扭矩较大，且结构简单，组成零件较少，制造较方便，维修方便，寿命较长，适用于中等和较大功率传动。（2）载荷计算曲轴的最大扭矩为65000Nm。（3）型号选择从GB5015-2003中查得ZL7型弹性柱销齿式联轴器的公称

40、转矩为10000Nm，许用 最大转速为2900r/min，轴孔直径为70-110mm，满足使用要求。第5章 机身5.1机身的结构设计机身是压力机的一个基本部件。几乎所有零件都安装在机身上，工作时要承受全部工件变形力。由于本设计采用的开式压力机机身的外形像个C字，三面敞开，便于操作，但刚度较差，受力后在喉口处要产生角变形，直接影响冲压件的质量及模具寿命。因而对机身的刚度及强度的校核及其重要。机身结构复杂，加工量大。约占压力机加工总量的20%到30%左右。又由于本设计采用的是伺服电机驱动，简化了飞轮、离合器、制动器等机构，使机身所占的比重更大。因此，合理设计机身对于提高压力机刚度，减少制造工时，改

41、善压力机外观，提高冲压件的质量都有重要影响。本次设计机身要求使用钢板焊接，其优点是重量轻，刚度好，外形美观。机身断面形状及结构尺寸经验值如图5-1：图5-1 机身截面图因为所设计的是深喉颈压力机，故喉深取值稍大一点，取喉深C为550mm。工作台前后尺寸B由公式决定，带入数值得：B=686mm，如今工作台尺寸有逐渐增大的趋势，因此取B=900mm；工作台左右尺寸L由公式决定，带入数值得：L=954mm，本设计取L=1100mm。工作台板上平面设有紧固模具用的T型槽。本次设计的工作台形式如图5-2，T型槽宽度为22mm，中心距为150mm。工作台板用螺钉固定在工作台上，在压力机工作中二者始终保持贴

42、合。图5-2 工作台板5.2机身的有限元分析图5-3床身的简化模型采用UG的高级仿真模块进行机身的有限元分析。由于机身结构复杂，包含各种小孔及导角，如果把这些因素都考虑进去，将会对有限元分析增加难度，因此对模型稍作简化。简化如下：1省略对机身结构强度与刚度影响不大的部位，如螺纹等。2不考虑偏载，假设冲压力均匀的作用在工作台面上。3忽略摩擦。4本机身采用钢板焊接，在材料属性里面选择材料为steel。在进行网格划分时，可以根据需要自行调节网格大小，由于网格的大小和数目直接影响精度，单元格越小，划分的就越精细，分析的也更加准确，但是较多的网格数会大幅度增加计算机的工作量和时间，因此可以选择自动划分网

43、格，在一般的情况下结果和精度还是可以保证的。划分网格后的机身模型如图所示：图5-4 划分网格后模型离散图压力机底面固定，因此可以近似的全约束。公称压力一个作用在垫板上，一个作用在滑块上，因为垫板与工作台面接触，所以施加到工作垫板上的公称压力在等效到工作台面上时，可以近似的认为整个工作台面受到相同的均匀分布的压力。而施加在滑块上的作用力则近似的等效到支承曲轴的支承颈的支撑孔的表面。计算得：工作台上面的压力载荷为1.27Nmm，支承孔上表面压力载荷为7.37Nmm。图5-5 添加约束和载荷后模型离散图5.2.1机身强度分析强度是恒量零件本身承载能力的重要指标，因此对强度的分析很有必要性。下图为本次

44、所设计的机身在载荷作用在的Von-mises 应力分布云图。图5-6 机身应力分布云图由图分析可知，应力集中主要出现在机身左右两侧板喉口的过度圆角处，其中最大应力达到18.68MPa，因为钢板的许用应力为400MPa，所以机身的强度满足要求，应力分布出现局部不平衡。5.2.2机身刚度分析开式机身在进行工作时，将产生弹性变形，它有两部分变形，即使装模高度产生改变的垂直变形和使滑块运动方向产生倾斜的角变形。这些变形特别是角变形的存在，将影响工件精度、模具寿命和加速滑块导向部分的磨损。因此对机身进行刚度分析尤其重要。下图为机身的位移云图。图5-7 机身X方向位移云图 图5-8 机身Y方向位移分布云图

45、 图5-5机身X方向位移云图 图5-6 机身Y方向位移云图 图5-9 机身Z方向位移云图 图5-10 机身整体位移分布云图由上图可知，机身的最大变形出现在曲轴支承孔前端钢板的上端，大小为0.290mm,虽然位移变形较小，但该处是影响机身刚度的主要部位。角变形是指压力机变形时滑块相对于工作台面的倾斜夹角，主要是机身本身的角变形造成的。机身在受力条件下的角变形包括两部分：导轨部分向后倾斜和工作台部分向下倾斜。为计算机身在受力时产生的角变形，分别任取有限元结果模型机身导轨与工作台面上的两节点，结合相应两点间的长度，即可得出机身的角变形。导轨角变形：所取两节点在X方向的位移分别为-0.0083mm和0.0012mm，之间长度为740mm，计算得导轨角变形为12.8；工作台角变形：所取两节点在Y方向的位移分别为-0.0064mm和-0.0084mm，之间长度为900mm，计算得工作台角变形为2.2。所以机身总角变形为15。5.3机身的优化由于机身的左右两个侧板占有机身中大部分质量，而固定的装模高度以及机身与各个零部件装配关系的原因，使得机身的高度几乎不可调节，而且侧板之间的部分由于其中需要装配零部件的原因也不可调，因此我们只需也只有对侧板的横截面进行优化。在满足强度和刚度的条件下使横截面积最小，也就意味