壓力機(jī),壓力機(jī) 摘要 雙柱液壓機(jī)由主機(jī)及控制機(jī)構(gòu)兩大部分組成。液壓機(jī)主機(jī)部分包括液壓缸、橫梁、立柱及充液裝置等。動力機(jī)構(gòu)由油箱、高壓泵、控制系統(tǒng)、電動機(jī)、壓力閥、方向閥等組成。液壓機(jī)采用PLC控制系統(tǒng)，通過泵和油缸及各種液壓閥實(shí)現(xiàn)能量的轉(zhuǎn)換，調(diào)節(jié)和輸送，完成各種工藝動作的循環(huán)。該系列液壓機(jī)具有獨(dú)立的動力機(jī)構(gòu)和電氣系統(tǒng)，并采用按鈕集中控制，可實(shí)現(xiàn)手動和自動兩種操作方式。 該液壓機(jī)結(jié)構(gòu)緊湊，動作靈敏可靠，速度快，能耗小，噪音低，壓力和行程可在規(guī)定的范圍內(nèi)任意調(diào)節(jié)，操作簡單。在本設(shè)計(jì)中，通過查閱大量文獻(xiàn)資料，設(shè)計(jì)了液壓缸的尺寸，擬訂了液壓原理圖。按壓力和流量的大小選擇了液壓泵，電動機(jī)，控制閥，過濾器等液壓元件和輔助元件。 關(guān)鍵詞：壓力機(jī) 沖壓 機(jī)械 Abstract The two-pillars hydraulic press is divided into two parts,host machine and control mechanism. Hydraulic press host machine is make up of hydraulic cylinder, beam,upright, prefill valve and so on. Dynamic mechanism is make up of tank, high pressure pump,control systems, electric moto, pressure value,direction value and so on. Hydraulic press control system adopt . It will be come true energy conversion, regulate and transport, all kinds of technical motions cycle,through control pump, hydraulic cylinder and all kinds of technical value . The series hydraulic machine is an independent body and the electrical power system , and centralized control buttons used, achieve both manual and automatic operation mode. Keywords: pressing machine punching machinery 第1章 緒論 1 1.1 課題背景 1 1.2 沖壓設(shè)備的發(fā)展現(xiàn)狀 2 1.3 設(shè)計(jì)任務(wù) 2 第2章 確定總體傳動方案 3 2.1 方案的確定 3 2.1.1 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的方案確定 3 2.1.2 傳動方案的確定 4 第3章 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)與計(jì)算 7 3.1 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的運(yùn)動分析和受力分析 7 3.1.1 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的運(yùn)動分析 7 3.1.2 執(zhí)行機(jī)構(gòu)受力分析 9 3.1.3連桿設(shè)計(jì)計(jì)算 11 3.2 電動機(jī)的確定 14 3.2.1 選擇電動機(jī)的類型和結(jié)構(gòu)形式 14 第4章 傳動裝置的設(shè)計(jì)與計(jì)算 16 4.1 帶傳動的設(shè)計(jì)與計(jì)算及帶輪的設(shè)計(jì) 16 4.1.1 帶傳動的設(shè)計(jì)及計(jì)算 16 4.1.2 V帶輪的設(shè)計(jì) 19 4.2 直軸的設(shè)計(jì)計(jì)算及較核 31 4.2.1軸的設(shè)計(jì) 31 4.3 曲軸的設(shè)計(jì)計(jì)算及校核 41 第5章 機(jī)身的設(shè)計(jì) 46 第六章 離合器的設(shè)計(jì) 48 第7章 制動器 49 總結(jié) 52 參考文獻(xiàn) 54 0 第1章 緒論 1.1 課題背景 現(xiàn)代世界各國間的競爭主要表現(xiàn)為綜合國力的競爭。要提高我國的綜合國力，就要在一切生產(chǎn)部門實(shí)現(xiàn)生產(chǎn)的機(jī)械化和自動化，這就需要?jiǎng)?chuàng)造出大量的、種類繁多的、新穎優(yōu)良的機(jī)械來裝備各行各業(yè)，為各行各業(yè)的高速發(fā)展創(chuàng)造有利條件。 機(jī)械工業(yè)的生產(chǎn)水平是一個(gè)國家現(xiàn)代化建設(shè)水平的主要標(biāo)志之一。工業(yè)、農(nóng)業(yè)、國防和科學(xué)技術(shù)的現(xiàn)代化程度都會通過機(jī)械工業(yè)的發(fā)展程度反映出來。不論是集中進(jìn)行大量生產(chǎn)還是迅速完成多品種、小批量生產(chǎn)，都只有使用機(jī)器才便于實(shí)現(xiàn)產(chǎn)品的標(biāo)準(zhǔn)化、系列化和通用化。機(jī)械工業(yè)擔(dān)負(fù)著向國民經(jīng)濟(jì)各個(gè)部門提供技術(shù)裝備和促進(jìn)技術(shù)改造的重要任務(wù),在現(xiàn)代建設(shè)的進(jìn)程中起著主導(dǎo)和決定性的作用。通過大量的設(shè)計(jì)、制造和廣泛使用各種先進(jìn)的機(jī)器,就能大大的加強(qiáng)促進(jìn)國民經(jīng)濟(jì)發(fā)展的力度,加速我國社會主義現(xiàn)代化建設(shè)。 沖壓機(jī)械是為實(shí)現(xiàn)沖壓工藝服務(wù)的。隨著生產(chǎn)的發(fā)展，沖壓機(jī)械已越來越廣泛的應(yīng)用于國民經(jīng)濟(jì)各個(gè)部門的工業(yè)生產(chǎn)中，除機(jī)械制造業(yè)本身外，動力機(jī)械工業(yè)、船舶、電機(jī)、電器、機(jī)車車輛制造業(yè)、航空航天工業(yè)，以及人們?nèi)粘Ｉ蠲芮邢嚓P(guān)的家用電器、日用五金等輕工業(yè)部門，均需要大量的沖壓機(jī)械為之服務(wù)；隨著科學(xué)技術(shù)的進(jìn)步，需要更多的、更好的各種沖壓機(jī)械來進(jìn)行各種沖壓工藝，這就需要我們設(shè)計(jì)出各類新型沖壓機(jī)械。 1.2 沖壓設(shè)備的發(fā)展現(xiàn)狀 性能良好的沖壓設(shè)備是提高沖壓生產(chǎn)技術(shù)水平的基本條件。目前主要是從兩個(gè)方面予以研究和發(fā)展：一是對目前我國大量使用的普通沖壓設(shè)備加以改進(jìn)，即在普通壓力機(jī)的基礎(chǔ)上加上送料機(jī)構(gòu)和檢測裝置，以實(shí)現(xiàn)半自動化或全自動化生產(chǎn)，改進(jìn)沖壓設(shè)備結(jié)構(gòu)，保證必要的剛度和精度，提高其工藝性能，以提高沖壓工件精度，延長沖模使用壽命；二是積極發(fā)展高速壓力機(jī)，沖壓柔性制造系統(tǒng)及各種專用壓力機(jī)，以滿足大批量生產(chǎn)的需要。 1.3 設(shè)計(jì)任務(wù) 本次設(shè)計(jì)的課題是：60噸雙柱可傾壓力機(jī)的設(shè)計(jì)及其執(zhí)行機(jī)構(gòu)的計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)。設(shè)計(jì)的主要參數(shù)為： 公稱壓力：160KN； 最大沖程：70mm； 公稱壓力角：30°； 滑塊行程次數(shù)：50次/分。 第2章 確定總體傳動方案 2.1 方案的確定 2.1.1 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的方案確定 方案一:采用凸輪連桿機(jī)構(gòu)為執(zhí)行機(jī)構(gòu) 圖2-1 凸輪連桿機(jī)構(gòu) 方案二:采用對心曲柄滑塊機(jī)構(gòu)為執(zhí)行機(jī)構(gòu) 圖2-2 對心曲柄滑塊機(jī)構(gòu) 對以上兩種方案進(jìn)行比較：凸輪輪廓線不易加工，且凸輪和連桿間為點(diǎn)接觸，承受的壓應(yīng)力很大，凸輪容易磨損，連桿的也會因應(yīng)力過大，而壞掉；而對心曲柄滑塊機(jī)構(gòu)與之比較，在這方面的缺點(diǎn)不是很明顯而且對心曲柄滑塊機(jī)構(gòu)已在目前中小型壓力機(jī)廣泛采用，技術(shù)比較成熟。 經(jīng)過以上比較，選對心曲柄滑塊機(jī)構(gòu)為本設(shè)計(jì)的執(zhí)行機(jī)構(gòu)。 2.1.2 傳動方案的確定 合理的傳動方案首先要滿足工作機(jī)的性能要求,適應(yīng)工作條件,工作可靠,此外還應(yīng)使傳動裝置的結(jié)構(gòu)簡單,尺寸緊湊,加工方便,成本低廉,傳動效率高和使用維修方便。 目前,沖壓機(jī)的傳動方式很多。按傳動級數(shù)有一級傳動和二級傳動；按傳動方式有液壓、氣壓、機(jī)械等傳動。雖然液壓、氣壓傳動精度高,但是結(jié)構(gòu)復(fù)雜,成本高，而機(jī)械傳動結(jié)構(gòu)簡單,操作方面,雖然效率不高,但成本低,適合現(xiàn)在大多數(shù)企業(yè)的需求,所以選用機(jī)械傳動。 采用一級傳動，由于傳動比的需要，所設(shè)計(jì)的大帶輪尺寸太大，不適合本設(shè)計(jì)要求。所以，本設(shè)計(jì)采用二級傳動。 當(dāng)采用由幾種傳動形式組成的多級傳動時(shí)，要充分考慮各種傳動形式的特點(diǎn),合理的分配其傳動順序。 （1）帶傳動的承載能力小，會出現(xiàn)打滑和彈性滑動現(xiàn)象但傳動平穩(wěn)，結(jié)構(gòu)簡單，造價(jià)低廉、緩沖吸振，在近代機(jī)械中廣泛被應(yīng)用，常布置在高速級。 （2）鏈傳動與屬于帶傳動相比，鏈傳動無彈性滑動和打滑現(xiàn)象，傳動效率較高，在同樣條件下，鏈結(jié)構(gòu)較為緊湊；與齒輪相比，鏈傳動的制造與安裝精度要求較低，成本低廉，在遠(yuǎn)距離傳動時(shí)，其結(jié)構(gòu)比齒輪傳動輕便的多。鏈傳動的主要缺點(diǎn)是：運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)不能保持恒定的瞬時(shí)傳動比，磨損后易發(fā)生跳齒，工作時(shí)有噪聲，不宜在負(fù)載變化很大和急速反向的傳動中應(yīng)用。 （3）齒輪傳動是機(jī)械傳動中最重要的傳動之一，應(yīng)用廣泛。其主要的特點(diǎn)是效率高、結(jié)構(gòu)緊湊、工作可靠、壽命長、傳動比穩(wěn)定。 經(jīng)過以上比較，考慮各方面，選擇帶傳動和直齒圓柱齒輪進(jìn)行兩個(gè)減速級的傳動。帶傳動在高速級，直齒圓柱齒輪在低速級。 總體傳動如圖2-3所示： 圖2-3 總體傳動圖  第3章 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)與計(jì)算 3.1 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的運(yùn)動分析和受力分析 3.1.1 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的運(yùn)動分析 設(shè)計(jì)參數(shù):滑塊行程:120mm，工程壓力:600KN，生產(chǎn)率:50次/分，沖壓角α=30°。 如圖4-1所示為曲柄滑快機(jī)構(gòu)的運(yùn)動簡圖,O點(diǎn)為曲柄的旋轉(zhuǎn)中心。曲柄OA轉(zhuǎn)動時(shí)，從上死點(diǎn)A1轉(zhuǎn)到下死點(diǎn)A0，滑塊從B1降到B0，全行程S0=2R。為了計(jì)算方便，確定曲柄轉(zhuǎn)到下死點(diǎn)時(shí)，轉(zhuǎn)角為零度，曲柄逆運(yùn)動方向轉(zhuǎn)到上死點(diǎn)時(shí)曲柄轉(zhuǎn)角α=180°，連桿中心線與滑快運(yùn)動方向的夾角為β，曲柄轉(zhuǎn)角α與滑快行程S的關(guān)系表達(dá)如下： S=OB0-OB =（L+R）-（Rcosα+ Lcosβ） =L（1-cosβ）+R（1-cosα） (3-1） 圖3-1 曲柄滑快機(jī)構(gòu)的運(yùn)動簡圖 由于曲柄轉(zhuǎn)動時(shí)，曲柄轉(zhuǎn)角α變化，β也隨之變化。它們之間的關(guān)系是： Rsinα=Lsinβ sinβ=(R/L)sinα 令λ=R/L，則 sinβ=λsinα (3-2) 所以 cosβ== (3-3) 把式（4-2）代入式（4-1）得 S=R[（1-cosα）+（1-）/λ] (3-4) 根據(jù)泰勒級數(shù)展開并取前二項(xiàng)，則 cosβ==1-λ2sin2α/2 把上式代入式（4-3），得 S=R(1-cosα+λsin2λ/2) = R[(1-cosα)+ λ（1-cos2α）/4] （3-5） 式中 S——滑快位移，從上死點(diǎn)算起，向上方向?yàn)檎? α——曲柄轉(zhuǎn)角，從下死點(diǎn)算起，與曲柄旋轉(zhuǎn)方向相反為正； R——曲柄半徑； λ——連桿系數(shù)。 為保證所設(shè)計(jì)的沖壓機(jī)能產(chǎn)生所要的公稱壓力，由第九章[6]可知，連桿系數(shù)λ一般在0.1到0.2之間，即L=600到300之間。初取L=550mm，則λ=R/L=0.11。 當(dāng)α=αp=30°時(shí)，其對應(yīng)的板厚為Sp。 把α=30°代入式（3-5），可算得Sp=8.865mm。 將式（3-4）對時(shí)間求導(dǎo)數(shù)，可得滑塊速度： V=ds/dt=={R[(1-cosα)+（1-cos2α）]} 因?yàn)? =W 所以 V=WR（sinα+sin2α） （3-6） 式中 V——滑塊速度； W——曲柄角速度，W=2πn/60。 將式（3-6）對時(shí)間求導(dǎo)數(shù)，可得滑塊加速度： (3-7) 3.1.2 執(zhí)行機(jī)構(gòu)受力分析 曲柄壓力機(jī)在進(jìn)行工作時(shí)，工件變行抗力P通過上模傳到滑塊上，連桿以推力PAB推動，滑塊沿導(dǎo)軌向下運(yùn)動。導(dǎo)軌對滑塊產(chǎn)生一個(gè)大小為Q的阻力，方向垂直于導(dǎo)軌。作用在滑塊上的力有三個(gè)。拉如圖(3-2)所示. 圖3-2 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的受力分析 根據(jù)力平衡原理得出： PAB=P/cosβ 由式（3-2）有： sinβ=λsinα 當(dāng)α=αp=30°時(shí)， β=atcsinλsinα=3.15° PAB==P/cosβ=600.9KN 曲柄的曲柄頸所受的力PAB=PAB 所以：曲柄的曲柄頸所受扭矩為： T=（L+R-SP）sinβPAB =（550+60-8.865）10-3sin3.15°600.9103 =19849.2Nm 在向下沖壓的過程。制動器不起制動的作用，大齒輪所受的扭矩與曲柄頸所受的扭矩相等，即 T1=T=19849.2Nm 小齒輪所受扭矩為 ： T2=Tr/R （3-8） 3.1.3連桿設(shè)計(jì)計(jì)算 在中小型壓力機(jī)上，連桿常用材料為鑄鐵，大型壓力機(jī)的連桿則常用鑄鋼或鋼板焊接。長度可變連桿的球頭式調(diào)節(jié)螺桿常用45鋼鍛造，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。球頭表面淬火。 壓力機(jī)一工作循環(huán)所消耗的能量A為 A= 式中：-----工件變形功（屬有效能量） -----拉延墊工作功，即進(jìn)行拉延工藝時(shí)壓邊所需的功（屬有效能量） ------工作行程時(shí)由于曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的摩擦所消耗的能量 ------工作行程時(shí)由于壓力機(jī)受力系統(tǒng)的彈性變形所消耗的能量 ------壓力機(jī)空程向下和空程向上時(shí)所消耗的能量 ------單行程時(shí)滑塊停頓飛輪空轉(zhuǎn)所消耗的能量 ------單次行程時(shí)滑塊時(shí)離合器接合所消耗的能量 下面對這些能量分別計(jì)算： 1）工件變形功=0.315(焦) 式中 -----為壓力機(jī)公稱壓力（牛） ------為板料厚度（米） 對于快速壓力機(jī)（毫米） 故=63000（焦）、 2）拉延墊工作功 式中 -----為壓力機(jī)公稱壓力（牛） -----為壓力機(jī)滑塊行程長度（米） 故=833.3（焦） 3）工作行程時(shí)由于曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的摩擦所消耗的能量 式中 -----摩擦當(dāng)量力臂（米） ------公稱壓力（牛） ------公稱壓力角（度） 故 =2088（焦） 4）工作行程時(shí)由于壓力機(jī)受力系統(tǒng)的彈性變形所消耗的能量為： 式中 -----壓力機(jī)公稱壓力（牛） -----壓力機(jī)總的垂直變形（米） -----壓力機(jī)垂直剛度 故=1250（焦） 5）壓力機(jī)空程向下和空程向上時(shí)所消耗的能量 根據(jù)曲柄壓力機(jī)空程損耗功及飛輪空轉(zhuǎn)損耗功率表知=100（焦） 0.16(千瓦) 6）滑塊停頓飛輪空轉(zhuǎn)時(shí)所消耗的能量（千米） 式中 ----壓力機(jī)單次行程時(shí)的循環(huán)周期（秒） ----曲軸回轉(zhuǎn)一周所需時(shí)間（秒） -----壓力機(jī)行程次數(shù)及行程利用系數(shù)。 故 =11400（焦） 7）單行程時(shí)，離合器接合所消耗的能量（焦） 綜上所述： 總功 A= 63000+833.3+2088+1250+100+11400+ 故A=102089焦 3.2 電動機(jī)的確定 3.2.1 選擇電動機(jī)的類型和結(jié)構(gòu)形式 選用的電動機(jī)的類型和機(jī)構(gòu)形式應(yīng)根據(jù)電源種類、工作條件、載荷大小和性質(zhì)變化、啟動性能、制動、正反轉(zhuǎn)的頻率程度等條件來選擇。 電動機(jī)分交流電動機(jī)和直流電動機(jī)兩種。由于生產(chǎn)單位一般多采用三相交流電源,，本設(shè)計(jì)采用三相交流電動機(jī)。 電動機(jī)功率計(jì)算： 其中：------平均功率（千瓦） A -------工作循環(huán)所需的總能量（焦） t ------- 工作循環(huán)時(shí)間（秒） k一般為1.2---1.6 ，本文中取1.6 式中 n 為壓力機(jī)滑塊行程次數(shù) 為壓力機(jī)行程利用系數(shù)，采用自動化送料為1，本文中取0.6 第4章 傳動裝置的設(shè)計(jì)與計(jì)算 4.1 帶傳動的設(shè)計(jì)與計(jì)算及帶輪的設(shè)計(jì) 4.1.1 帶傳動的設(shè)計(jì)及計(jì)算 帶傳動是兩個(gè)或多個(gè)帶輪之間用帶作為撓性拉曳零件的傳動，工作時(shí)借助零件之間的摩擦（或嚙合）來傳遞運(yùn)動或動力。根據(jù)帶的截面形狀不同，可分為平帶傳動、V帶傳動、同步帶傳動、多楔帶傳動等。 帶傳動是具有中間撓性件的一種傳動，其優(yōu)點(diǎn)有： 1）能緩和載荷沖擊； 2）運(yùn)行平穩(wěn)，無噪聲； 3）制造和安裝不像嚙合傳動那樣嚴(yán)格； 4）過載時(shí)將引起帶在帶輪上打滑，因而可防止其他零件的損壞； 5）可增加帶長以適應(yīng)中心距較大的工作條件（可達(dá)15m）。 由于本設(shè)計(jì)中要求轉(zhuǎn)速高，為保證穩(wěn)定傳動皮帶不打滑，選用V帶傳動，計(jì)算如下： （1）定V帶型號和帶輪直徑 1）工作情況系數(shù) 由機(jī)械設(shè)計(jì)第4版（P188）表11.5得， 2）計(jì)算功率 3）選帶型號 由機(jī)械設(shè)計(jì)第4版（P188）查看圖11.15選C型。 4）小帶輪直徑 由機(jī)械設(shè)計(jì)第4版（P189）表11.6取=400mm 5）大帶輪直徑 （設(shè)=0.01） 6）大帶輪轉(zhuǎn)速 （2）計(jì)算帶長 初取中心距=650mm 帶長 由機(jī)械設(shè)計(jì)第4版（P179）圖11.4得基準(zhǔn)長度 （3）求中心距和包角 1）中心距 2）小輪包角 （4）求帶根數(shù) 帶速 由機(jī)械設(shè)計(jì)第4版（P191-192）表11.8查得； 由機(jī)械設(shè)計(jì)第4版（P191-192）表11.8查得； 由機(jī)械設(shè)計(jì)第4版（P194-195）表11.12查得； 由機(jī)械設(shè)計(jì)第4版（P193）表11.10查得 故帶根數(shù) 取根 （5）求軸上載荷 張緊力 （由機(jī)械設(shè)計(jì)第4版（P179-180）表11.4查得帶質(zhì)量） 軸上載荷 4.1.2 V帶輪的設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)V帶輪時(shí)應(yīng)滿足的要求有：質(zhì)量小，結(jié)構(gòu)工藝性好，無過大的鑄造內(nèi)應(yīng)力，質(zhì)量分布的均勻，轉(zhuǎn)速較高時(shí)要考慮動平衡，輪槽工作面要精細(xì)加工，以減小帶的磨損，各槽的尺寸和角度應(yīng)保持一定的精度，以使載荷分布較為均勻等。 1. 小帶輪的設(shè)計(jì) （1）確定帶輪的結(jié)構(gòu)形式 已知小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=180 mm<300 mm, 故采用腹板式機(jī)構(gòu)。 （2）選擇帶輪的材料 由表13-1-6[2] 查得外徑da=185.5 mm V=Wda/2=×2π××185.5×10-3=9.32 m/s<20 m/s 可選用鑄鐵，材料牌號為HT150。 （3）帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸 根據(jù)皮帶為SPA型窄V帶。由表8-10[1]查得輪槽尺寸如下： 基準(zhǔn)寬度： =11 mm 基準(zhǔn)線上槽深： =2.75mm 基準(zhǔn)線下槽深： =11.0 mm 槽間距： =150.3 mm 第一槽對稱面到端面的距離 f=10 mm 最小輪緣厚 =6 mm 輪槽角度 ± （4）確定輪緣及輪轂的尺寸 帶輪寬 B=（Z-1）e+2f =（2-1）×15+2×10 =35 mm 輪緣外徑 185.5 mm 輪轂外徑 =（1.8～2）d 取 =2d=2×38=76 mm 輪轂長度 B=35 mm〈=57 mm L=B=35 mm ===5～8.75 mm 取 =8 mm 結(jié)構(gòu)圖如圖（4-1）所示： 圖（4-1） 小帶輪結(jié)構(gòu)圖 2. 大帶輪的結(jié)構(gòu)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）帶輪的材料確定 V=Wda/2=×2π×××805.5×10-3=10.1 m/s<20 m/s 可選用鑄鐵，材料牌號為HT150。 （2）結(jié)構(gòu)尺寸 由dd=800>300mm，采用輪輻式。 大帶輪在本設(shè)計(jì)中兼有飛輪的作用。 沖壓時(shí)阻力所做的功為Wr≤Fh=×600×10×8.865×10 =2659.5 J 式中 h——沖壓的最大板厚。 所以　　 W=2659.5 J 安裝飛輪后，電動機(jī)所需功率P===2.22KW 其中 T——沖壓間隙，T=60/50=1.2s。 沖頭在接觸工件這段時(shí)間內(nèi)電動機(jī)所做的功 W=1000Pt1 式中 t1——實(shí)際沖壓工件所需的時(shí)間，一般取T/5。 所以 W=1000PT/5=1000×2.22××1.2=532.8 J 最大盈虧功 [W]=W-W=2659.5-532.8=2126.7 J 最大轉(zhuǎn)動慣量J===23.6 kgm 式中 [δ]——不均勻系數(shù)的使用值。 由表7-2[5]取[δ]=1/7。 試取平均平均直徑D=550mm 因?yàn)? m= 所以 HB====2.58×10 m 式中 ρ——鑄鐵的密度。 取H/B=1.5，則H=1.5B。 所以 1.5B=2.58×10 解得 B=0.131m=131 mm 所以 H=1.5B=196.5 mm =（1.8～2）d 取 =2d=2×92=184 mm d為直軸的直徑。采用同步設(shè)計(jì)，在軸的設(shè)計(jì)中算出d=92mm。 取輪輻數(shù)Z=5， h=290=47.4 mm b=0.4 h=0.4×47.4=18.96 mm 取 b=19mm b=0.8 b=0.8×19=15.2 mm 因?yàn)? B=131<1.5×92=138 所以 L=B=131mm h=0.8h=0.8×47.4=37.92 mm f=0.2h=0.2×47.4=9.48 mm 結(jié)構(gòu)圖如圖（4-2）所示： 圖（4-2） 大帶輪結(jié)構(gòu)圖 4.3 直軸的設(shè)計(jì)計(jì)算及較核 4.3.1軸的設(shè)計(jì) 軸是組成機(jī)器的主要零件之一。一切做回轉(zhuǎn)運(yùn)動的傳動零件，都必須安裝在軸上才能進(jìn)行運(yùn)動及動力的傳遞，軸主要是支撐回轉(zhuǎn)零件及傳遞運(yùn)動和動力。 1. 軸的轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩，傳遞的功率P 前面已算出 轉(zhuǎn)速=240r/min 轉(zhuǎn)矩 =4128.6 功率P===115.5KW 2. 求作用在齒輪上的力 小齒輪的分度圓直徑mm 齒輪的周向力 N 齒輪的徑向力N 3. 選擇軸的材料 由表15-1[1] 選擇軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。 查表15-3[1] 取A=111 4. 確定軸的最小直徑 ≥ 式中 ——軸傳遞的功率（kW） ——曲軸的轉(zhuǎn)速（r/min） 于是≥mm 5. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1） 軸上零件的裝配方案 床身是鑄造而成，滑動軸承是整體式。為了使軸能夠安裝竟去，擬采用如圖（4-4）所示的裝配方案。 軸上的零件裝配如圖4-4所示： 二、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （1）為了滿足小齒輪和飛輪的軸向定位要求，且定位可靠，且不影響軸的疲勞強(qiáng)度，軸端的最小直徑為 86.99mm。 因ⅠⅡ，ⅦⅧ都開有一個(gè)鍵槽，當(dāng)d≤100mm時(shí)，有一個(gè)鍵槽，軸徑增大5%～7%，所以91.3≤d=d≤93.08。取d=d=92mm。 因?yàn)锽大帶輪=131mm，為使軸端擋圈只壓在飛輪上，而不壓在端面上，應(yīng)略小于B大帶輪，取lⅠⅡ=129mm，同理，取lⅦⅧ=178mm。 ⅠⅡ段的右側(cè)要制出一軸肩。定位軸肩的高度h一般取h1=（0.07～0.10）d ，所以6.44≤h1≤9.2 。取h1=9mm，故dⅡⅦ=101mm。 由表21.14-9[10]知道滑動軸承的寬徑比為B/d=1～2之間，即：B=1～2d=101mm～202mm。取B=140mm。 （2）軸上零件的周向定位 小齒輪、大V帶輪和軸的周向定位均采用鍵聯(lián)接。 大帶輪：按mm，由表5-4[3]查得平鍵的截面為。鍵槽是用鍵槽銑刀來加工的，由表5-4[3] 取長為100mm。 小齒輪：按mm，由表5-4[3]查的平鍵截面為。 鍵槽是用鍵槽銑刀來加工的，由表5-4[3] 取長為120mm （3）確定軸上的圓角和倒角尺寸 參考表15-2[1]，取軸端的倒角為2.5×45°，各軸肩處的圓角半徑為R=2.5mm。 （4）求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡圖 軸水平面受力如圖4-5所示： 圖4-5軸水平面受力 皮帶輪 N 齒輪的周向力 N 齒輪的徑向力N 由 解得 F=15457.9N F=5250.7N 畫出水平面彎矩圖4-6： 圖4-6 水平面彎矩 軸垂直面受力如圖4-7 所示： 圖4-7軸垂直面受力 由 F+ F= F+ F 解得 F=-2636.9N F=40196.9N 畫出垂直面彎矩圖，如圖4-8所示： 圖4-8 垂直面彎矩 可得 畫出總彎矩圖，如圖4-9所示： 圖4-9總彎矩 作出扭矩圖，如圖4-10所示： 圖4-10 扭矩圖 （5）按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面，即危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度。 ≤ 式中 ——折合系數(shù); ——軸的計(jì)算應(yīng)力（MPa） ——軸所受的彎矩（） ——軸所受的扭矩（） ——軸的抗彎截面系數(shù)（） ——對稱循環(huán)變應(yīng)力時(shí)軸的許用應(yīng)力（MPa） 當(dāng)扭矩切應(yīng)力為靜應(yīng)力時(shí)，?。划?dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力時(shí)，取；若扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力時(shí)，取。本設(shè)計(jì)取。 抗彎截面系數(shù) = 軸的計(jì)算應(yīng)力 = =67 MPa 前面選定軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查表15-1[1]得=70 MPa，因此﹤，故軸安全。 （6）校核軸的疲勞強(qiáng)度 一、判斷危險(xiǎn)截面 鍵槽，軸肩所引起的應(yīng)力集中，均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕設(shè)計(jì)的，所以截面Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ、均無需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面Ⅱ、Ⅶ處的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，故C截面不必校核；截面Ⅱ、Ⅶ受到的應(yīng)力集中相近，但截面Ⅱ受到的扭矩比截面Ⅶ小的多，故截面Ⅶ不必校核。所以該軸只需校核截面Ⅶ左右兩側(cè)即可。 二、截面Ⅶ左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅶ左側(cè)的彎矩 截面Ⅶ上的扭矩 截面上的彎曲應(yīng)力MPa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力MPa 軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1[1]得抗拉極限強(qiáng)度=685MPa，彎曲疲勞極限MPa，剪切疲勞極限MPa。 查表19.3-6[10] 由，得 有效應(yīng)力集中系數(shù)： 由附圖3-2[1]得尺寸系數(shù)2 由附圖3-3[1]得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，由附圖3-4[1]得表面質(zhì)量系數(shù) 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，既，則綜合系數(shù)值為 根據(jù)第三章第一節(jié)[1]知道：碳鋼的特性系數(shù)： ；合金鋼的特性系數(shù)：。取。 ，所以 于是，計(jì)算安全系數(shù)。 = =3.58 = =10.05 = =3.37 ——設(shè)計(jì)安全系數(shù) ，用于材料均勻，載荷與應(yīng)力計(jì)算精確時(shí)； ，用于材料不夠均勻，計(jì)算精確度較低時(shí)； ，用于材料均勻性及計(jì)算精確度很低，或軸的直徑 ﹥200mm。 取=1.5，﹥ 故可知其安全。 三、截面Ⅶ右側(cè) 抗彎截面系數(shù) =7.79×10 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅶ右側(cè)的彎矩 截面Ⅶ上的扭矩 截面上的彎曲應(yīng)力40.6MPa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力29.45MPa 查附表3-8[1]用查值法求出，取，于是得，。 軸按磨削加工，由附圖3-4[1]得 故得綜合系數(shù)值為 于是，計(jì)算安全系數(shù) = =2.67 = =4.85 = =2.34﹥=1.5 故該軸在截面Ⅱ右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。 4.4 曲軸的設(shè)計(jì)計(jì)算及校核 曲軸在曲柄壓力機(jī)的主要部件，工作時(shí)受力狀態(tài)較為復(fù)雜，它的制造條件要求較高。一般采用鑄造，經(jīng)粗加工后進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理。為了提高曲軸的使用壽命，各個(gè)軸頸及圓角過渡出，應(yīng)用滾子碾壓強(qiáng)化。 1.本設(shè)計(jì)選曲軸的材料為40Cr經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。對于曲柄壓力機(jī)的曲柄，人們在使用中積累了許多經(jīng)驗(yàn)，并獲得一些經(jīng)驗(yàn)公式。本設(shè)計(jì)先安表9-3[6]提供的經(jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行初步設(shè)計(jì) ，再對其進(jìn)行校核。 曲軸的示意圖如下圖（4-11）所示： 圖4-11 曲軸的示意圖 支承頸直徑d=（4.4～5） 曲柄頸直徑d≈（1.1～1.4）d 支承頸長度l≈（1.5～2.2）d 曲柄兩臂外側(cè)面間的長度l≈（2.5～3.0）d 曲柄頸長度l≈（1.3～1.7）d 圓角半徑r≈（0.08～0.10）d 曲柄臂寬度a≈（1.3～1.8）d ?。篸=5=122.5mm d=1.3 d=159.3mm l=2 d=245mm l=2.8 d=343mm l=1.6 d=196mm r=0.09 d=11mm a=1.5 d=183.75mm 大齒輪與曲軸的軸向定位采用軸間定位。軸間高度一般為（0.07～0.1）d。d為連接大齒輪的軸段直徑。所以： =122.5/1.07=114.5 122.5/1.1=111.4 取 d=114 mm 取 d=d=144 mm 2.校核 對曲軸的校核只需校核其向下沖壓工件的過程，不需要對其整個(gè)運(yùn)動周期進(jìn)行校核。 由于在向下沖壓的過程中，制動器不起制動作用，其摩擦力及制動力矩在這個(gè)過程可以忽略不計(jì)。 假設(shè)連桿給曲軸的作用力為兩個(gè)集中力，大小個(gè)為Pg/2，力作用點(diǎn)在距曲柄臂內(nèi)側(cè)2r處，r為曲軸圓角半徑。把曲軸看成簡支梁，支點(diǎn)在曲柄臂的外側(cè)2r處。如圖（4-12）所示。 圖4-12 曲軸的受力分析及扭矩圖 對C-C截面進(jìn)行校核。 Mw=（l-l+8r） =×（343-196+8×11） =35250Nm 在執(zhí)行機(jī)構(gòu)的分析中已算出 T=19849.2 Nm 所以 δ= W=0.1d 取α=0.6 則 δ= =× =9.57×10Pa=95.7M Pa 由表9-5查得[δ]=100～140 所以 δ<[δ] 故C-C截面安全。 對B-B截面進(jìn)行強(qiáng)度校核。 在B-B截面上受到彎矩和扭矩的聯(lián)合作用。彎矩相對于扭矩很小，可以忽略彎矩的影響。 B-B截面的扭矩為： T=19849.2Nm τ= = =5.4×10Pa=54M Pa 式中 W——抗扭截面系數(shù)，W=0.2d 查得 [τ]=75～100 所以 τ〈[τ] 故：B-B截面安全。 對A-A截面進(jìn)行校核。 在A-A截面上受到彎矩和扭矩的聯(lián)合作用。彎矩相對于扭矩很小，可以忽略彎矩的影響。 A-A截面的扭矩為： T=19849.2Nm τ= = =6.7×10Pa=54M Pa 式中：W為抗扭截面系數(shù)，W=0.2d 查的 [τ]=75～100 所以 τ〈[τ]  第5章 機(jī)身的設(shè)計(jì) 機(jī)身在一臺機(jī)器的總質(zhì)量中占有很大的比例，同時(shí)在很大程度上影響著機(jī)器的工作精度及抗振性能。 機(jī)身有鑄造和焊接兩大類。鑄造機(jī)身材料常用HT200、QT400-15及ZG270-500等。它們的消震性能良好，但由于許用應(yīng)力低，鑄鐵及球墨鑄鐵的彈性模量也低，所以重量較大，剛度也差些，但適合批量生產(chǎn)。在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中，應(yīng)當(dāng)注意壁厚均勻，不要有突然的變化，要適當(dāng)加大過渡圓角，以減少應(yīng)力集中。 焊接機(jī)身目前常用的材料為Q235及16Mn鋼板。由于不需要木模，更適合單件生產(chǎn)。焊接機(jī)身設(shè)計(jì)時(shí)，鋼板分塊應(yīng)盡量少，要設(shè)計(jì)成對稱截面和對稱焊縫，以減少焊接變形；焊縫要避開應(yīng)力集中區(qū)，避免讓焊縫直接承受主要的工作載荷。焊縫不要交叉，并且要考慮到焊接施工的方便，留有足夠的焊接空間，以改善工人的勞動條件。復(fù)雜的焊接件先分成幾個(gè)組件焊接，然后拼焊在一起。 無論選用什么結(jié)構(gòu)，機(jī)身設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)注意下面幾點(diǎn)： （1）在滿足強(qiáng)度、剛度的條件下，降低自重、節(jié)約金屬； （2）結(jié)構(gòu)力求簡單、美觀、便于加工制造，并使裝在機(jī)身上的各種零部件易于安裝、調(diào)整及維修； （3）有足夠的底面積，以保證沖壓機(jī)器的穩(wěn)定性； （4）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)力求減少振動和噪音。 本設(shè)計(jì)的機(jī)身材料選即便于施工又廉價(jià)的鑄鐵。查表3-2[3]采用HT200，鑄造而成。 為增加機(jī)身的剛度和強(qiáng)度，一般情況下，增加壁厚可以達(dá)到，但不如加設(shè)肋板有利。因?yàn)榧釉O(shè)肋板，既可增大強(qiáng)度和剛度，又可較增大壁厚時(shí)減小質(zhì)量。肋板布置的正確與否對于加設(shè)肋板的效果有著很大的影響。如果布置不當(dāng)，不僅不能增大機(jī)座和箱體的強(qiáng)度和剛度，而且會造成浪費(fèi)工料及增加制造困難。 肋的主要作用如下： （1）以提高機(jī)架的剛度、強(qiáng)度和減輕機(jī)架的質(zhì)量； （2）在薄壁截面內(nèi)設(shè)置肋可以減小其截面畸變，在大面積的薄壁上布置肋可縮小局部變形和防止薄壁震動及降低噪音； （3）對于鑄造機(jī)架，使鑄件壁厚均勻，防止金屬堆積而產(chǎn)生縮孔、裂紋等缺陷，做為補(bǔ)縮通道，擴(kuò)大冒口的補(bǔ)縮范圍。  第六章 離合器的設(shè)計(jì) 電動機(jī)在啟動后不再隨時(shí)開停，而滑塊每分鐘實(shí)際的行程次數(shù)與工人技術(shù)、上下料機(jī)械化程度等諸多因數(shù)有關(guān)。所以，在傳動系統(tǒng)中都安裝離合器。 常用的離合器有剛性離合器和摩擦離合器。 本設(shè)計(jì)采用切線轉(zhuǎn)鍵離合器。 1. 離合器的設(shè)計(jì)要求 （1）接合平穩(wěn)，分離迅速而徹底。 （2）調(diào)節(jié)和修理方便。 （3）外廓尺寸小。 （4）質(zhì)量小。 （5）耐磨性好，有足夠的散熱能力。 （6）操縱方便省力。 2. 離合器的類型選擇 離合器的類型很多，常用的可分為牙嵌式和摩擦式，根據(jù)實(shí)際情況此壓力機(jī)選用雙轉(zhuǎn)鍵離合器。 離合器的主要尺寸可以從《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》中查得。 第7章 制動器 制動器的主要作用是克服曲柄及滑塊運(yùn)動中的慣性，防止在滑塊下行時(shí)曲軸超前并使曲軸能停在上死點(diǎn)位置。 帶式制動器是剛性制動器中較好的一種，它由于結(jié)構(gòu)簡單，安裝調(diào)節(jié)方便，造價(jià)低等原因，在中小型開式曲柄壓力機(jī)中得到廣泛的應(yīng)用。常用的帶式制動器有偏心輪帶式制動器，凸輪帶式制動器及氣動帶式制動器三種。 本設(shè)計(jì)采用帶式凸輪周期性制動器。制動器用鍵緊固在曲軸的軸端。制動帶用銅絲石棉帶和鋼帶鉚合在一起，借彈簧之力與制動輪貼合。制動力的大小，可調(diào)節(jié)彈簧尾部的螺母。 凸輪是為產(chǎn)生周期性的作用力矩而裝置的。凸出部分是根據(jù)不同位置所需的制動力而確定的。工作時(shí)應(yīng)注意調(diào)節(jié)彈簧松緊，其調(diào)節(jié)程度以曲軸不超前，無摩擦聲為標(biāo)準(zhǔn)。如調(diào)節(jié)過緊時(shí)，會使制動帶產(chǎn)生過熱現(xiàn)象。 注意在制動帶與制動輪的接觸面不要沾染油污。 總結(jié) 經(jīng)過近兩個(gè)月的畢業(yè)設(shè)計(jì)，在指導(dǎo)老師的指導(dǎo)下，完成了本次的畢業(yè)設(shè)計(jì)。本次設(shè)計(jì)是對四年所學(xué)知識的綜合應(yīng)用，發(fā)現(xiàn)了所學(xué)知識的疏漏和不夠深入之處。通過設(shè)計(jì)可以鞏固先前所學(xué)的專業(yè)知識，拓展了視野，更進(jìn)一不了解機(jī)械行業(yè)。 在本次畢業(yè)設(shè)計(jì)過程中詳細(xì)的了解了壓力機(jī)的結(jié)構(gòu)和工作原理，并借鑒以往的設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，加以改進(jìn)，使設(shè)計(jì)更加完善。在大量設(shè)計(jì)計(jì)算和校核后，使我對機(jī)床設(shè)計(jì)過程、思路和方法都有很深的認(rèn)識。從生產(chǎn)實(shí)踐、畢業(yè)調(diào)研和查閱大量相關(guān)資料，獲得了大量的知識。 這次畢業(yè)設(shè)計(jì)，使我在理論知識與生產(chǎn)實(shí)踐方面的到鍛煉，豐富了生產(chǎn)實(shí)踐知識，為今后在機(jī)械領(lǐng)域有所發(fā)展奠定堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。  參考文獻(xiàn) [1] 濮良貴，紀(jì)名剛機(jī)械設(shè)計(jì).第七版.北京：高等教育出版社，2001. [2] 成大先.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊。第三版第三卷.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2000 [3] 朱龍根.簡明機(jī)械設(shè)計(jì)手冊.第二版.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2005. [4] 王世剛，張秀清，苗淑杰.機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)踐.修訂版.黑龍江：哈爾濱工程大學(xué)出版社，2003.5. [5] 孫恒，陳作模.機(jī)械原理.北京：高等教育出版社，2000.8. [6] 林道盛，楊雨牲，曹桂榮.合編.鍛壓機(jī)械及其有限元計(jì)算.北京：北京工業(yè)大學(xué)出版社，1998.8. [7] 大連理工大學(xué)工程畫教研室.機(jī)械制圖.第四版.北京：高等教育出版社，1993.5. [8] 劉鴻文.材料力學(xué).第四版.北京：高等教育出版社，2004. [9] 林景凡，王世剛，李世恒.互換性和質(zhì)量控制基礎(chǔ).北京：中國科學(xué)技術(shù)出版社，1992. [10] 機(jī)械設(shè)計(jì)編委會.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊（新版）.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2004. [11] 楊玉英.實(shí)用沖壓工藝及模具設(shè)計(jì)手冊.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2005.10 [12] 孫靖民.機(jī)械優(yōu)化設(shè)計(jì).第三版.北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2003.6. [13] Kluwer Academic.Elastodynamic analysis of the Finite punch and finite crack problems in orthotropic materials.2001 [14] Rajput R K. Elements of Mechanical Engineering. Katson Publ.homes, 1985 [15] Orlov P.Fundamentals of Machine Design.Moscow:Mir Pub.1987 致謝 在本次設(shè)計(jì)過程中，指導(dǎo)老師給予了細(xì)心指導(dǎo)和大力支持，另外，也得到機(jī)械學(xué)院其他老師的無私相助。在畢業(yè)調(diào)研中，得到工人師傅們熱心的幫助。在設(shè)計(jì)過程中，同學(xué)們團(tuán)結(jié)互助，共同探討，提出許多寶貴意見。 本次設(shè)計(jì)順利、及時(shí)的完成，得益于以上人員的支持和幫助，在此，對他們表示衷心的感謝！