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压力机设计毕业论文

第1章绪论..................................................................................................................11.1课题背景.........................................................................................................11.2冲压设备的发展现状......................................................................................21.3设计任务.........................................................................................................2第2章确定总体传动方案.........................................................................................512.1方案的确定.....................................................................................................512.1.1执行机构的方案确定...........................................................................512.1.2传动方案的确定...................................................................................52第3章执行机构的设计与计算...................................................................................553.1执行机构的运动分析和受力分析................................................................553.1.1执行机构的运动分析...........................................................................553.1.2执行机构受力分析...............................................................................573.1.3连杆设计计算........................................................................................593.2电动机的确定...............................................................................................593.2.1选择电动机的类型和结构形式...........................................................61第4章传动装置的设计与计算.................................................................................614.1带传动的设计与计算及带轮的设计............................................................624.1.1带传动的设计及计算...........................................................................624.1.2V带轮的设计.....................................................................................624.2直轴的设计计算及较核................................................................................694.2.1轴的设计...............................................................................................694.3曲轴的设计计算及校核..................................................................................79第5章机身的设计....................................................................................................84第六章离合器的设计................................................................................................86第7章制动器............................................................................................................87 总结 ................................................................................................................................88参考文献..........................................................................................错误!

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第第1章绪论1.1课题背景现代世界各国间的竞争主要表现为综合国力的竞争。

要提高我国的综合国力，就要在一切生产部门实现生产的机械化和自动化，这就需要创造出大量的、种类繁多的、新颖优良的机械来装备各行各业，为各行各业的高速发展创造有利条件。

机械工业的生产水平是一个国家现代化建设水平的主要标志之一。

工业、农业、国防和科学技术的现代化程度都会通过机械工业的发展程度反映出来。

不论是集中进行大量生产还是迅速完成多品种、小批量生产，都只有使用机器才便于实现产品的标准化、系列化和通用化。

机械工业担负着向国民经济各个部门提供技术装备和促进技术改造的重要任务,在现代建设的进程中起着主导和决定性的作用。

通过大量的设计、制造和广泛使用各种先进的机器,就能大大的加强促进国民经济发展的力度,加速我国社会主义现代化建设。

冲压机械是为实现冲压工艺服务的。

随着生产的发展，冲压机械已越来越广泛的应用于国民经济各个部门的工业生产中，除机械制造业本身外，动力机械工业、船舶、电机、电器、机车车辆制造业、航空航天工业，以及人们日常生活密切相关的家用电器、日用五金等轻工业部门，均需要大量的冲压机械为之服务；随着科学技术的进步，需要更多的、更好的各种冲压机械来进行各种冲压工艺，这就需要我们设计出各类新型冲压机械。

1.2冲压设备的发展现状性能良好的冲压设备是提高冲压生产技术水平的基本条件。

目前主要是从两个方面予以研究和发展：

一是对目前我国大量使用的普通冲压设备加以改进，即在普通压力机的基础上加上送料机构和检测装置，以实现半自动化或全自动化生产，改进冲压设备结构，保证必要的刚度和精度，提高其工艺性能，以提高冲压工件精度，延长冲模使用寿命；二是积极发展高速压力机，冲压柔性制造系统及各种专用压力机，以满足大批量生产的需要。

1.3设计任务本次设计的课题是：

60吨双柱可倾压力机的设计及其执行机构的计算机辅助设计。

设计的主要参数为：

公称压力：

160KN；最大冲程：

70mm；公称压力角：

30°；滑块行程次数：

50次/分。

第第2章确定总体传动方案2.1方案的确定2.1.1执行机构的方案确定方案一:

采用凸轮连杆机构为执行机构图2-1凸轮连杆机构方案二:

采用对心曲柄滑块机构为执行机构

图2-2对心曲柄滑块机构对以上两种方案进行比较：

凸轮轮廓线不易加工，且凸轮和连杆间为点接触，承受的压应力很大，凸轮容易磨损，连杆的也会因应力过大，而坏掉；而对心曲柄滑块机构与之比较，在这方面的缺点不是很明显而且对心曲柄滑块机构已在目前中小型压力机广泛采用，技术比较成熟。

经过以上比较，选对心曲柄滑块机构为本设计的执行机构。

2.1.2传动方案的确定合理的传动方案首先要满足工作机的性能要求,适应工作条件,工作可靠,此外还应使传动装置的结构简单,尺寸紧凑,加工方便,成本低廉,传动效率高和使用维修方便。

目前,冲压机的传动方式很多。

按传动级数有一级传动和二级传动；按传动方式有液压、气压、机械等传动。

虽然液压、气压传动精度高,但是结构复杂,成本高，而机械传动结构简单,操作方面,虽然效率不高,但成本低,适合现在大多数企业的需求,所以选用机械传动。

采用一级传动，由于传动比的需要，所设计的大带轮尺寸太大，不适合本设计要求。

所以，本设计采用二级传动。

当采用由几种传动形式组成的多级传动时，要充分考虑各种传动形式的特点,合理的分配其传动顺序。

（1）带传动的承载能力小，会出现打滑和弹性滑动现象但传动平稳，结构简单，造价低廉、缓冲吸振，在近代机械中广泛被应用，常布置在高速级。

（2）链传动与属于带传动相比，链传动无弹性滑动和打滑现象，传动效率较高，在同样条件下，链结构较为紧凑；与齿轮相比，链传动的制造与安装精度要求较低，成本低廉，在远距离传动时，其结构比齿轮传动轻便的多。

链传动的主要缺点是：

运转时不能保持恒定的瞬时传动比，磨损后易发生跳齿，工作时有噪声，不宜在负载变化很大和急速反向的传动中应用。

（3）齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一，应用广泛。

其主要的特点是效率高、结构紧凑、工作可靠、寿命长、传动比稳定。

经过以上比较，考虑各方面，选择带传动和直齿圆柱齿轮进行两个减速级的传动。

带传动在高速级，直齿圆柱齿轮在低速级。

总体传动如图2-3所示：

图2-3总体传动图

第第3章执行机构的设计与计算3.1执行机构的运动分析和受力分析3.1.1执行机构的运动分析设计参数:

滑块行程:

120mm，工程压力:

600KN，生产率:

50次/分，冲压角α=30°。

如图4-1所示为曲柄滑快机构的运动简图,O点为曲柄的旋转中心。

曲柄OA转动时，从上死点A1转到下死点A0，滑块从B1降到B0，全行程S0=2R。

为了计算方便，确定曲柄转到下死点时，转角为零度，曲柄逆运动方向转到上死点时曲柄转角α=180°，连杆中心线与滑快运动方向的夹角为β，曲柄转角α与滑快行程S的关系表达如下：

S=OB0-OB=（L+R）-（Rcosα+Lcosβ）=L（1-cosβ）+R（1-cosα）（3-1）

βα图3-1曲柄滑快机构的运动简图由于曲柄转动时，曲柄转角α变化，β也随之变化。

它们之间的关系是：

Rsinα=Lsinβsinβ=（R/L）sinα令λ=R/L，则sinβ=λsinα（3-2）所以cosβ=2sin-1=22sin1（3-3）把式（4-2）代入式（4-1）得S=R[（1-cosα）+（1-22sin1）/λ]（3-4）根据泰勒级数展开并取前二项，则cosβ=22sin1=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，从上死点算起，向上方向为正；α——曲柄转角，从下死点算起，与曲柄旋转方向相反为正；

R——曲柄半径；λ——连杆系数。

为保证所设计的冲压机能产生所要的公称压力，由第九章[6]可知，连杆系数λ一般在0.1到0.2之间，即L=600到300之间。

初取L=550mm，则λ=R/L=0.11。

当α=αp=30°时，其对应的板厚为Sp。

把α=30°代入式（3-5），可算得Sp=8.865mm。

将式（3-4）对时间求导数，可得滑块速度：

V=ds/dt=dsdddt={R[（1-cosα）+4（1-cos2α）]}dtd因为dtd=W所以V=WR（sinα+2sin2α）（3-6）式中V——滑块速度；W——曲柄角速度，W=2πn/60。

将式（3-6）对时间求导数，可得滑块加速度：

（coscos2）dvdvdawRdtddt（3-7）3.1.2执行机构受力分析曲柄压力机在进行工作时，工件变行抗力P通过上模传到滑块上，连杆以推力PAB推动，滑块沿导轨向下运动。

导轨对滑块产生一个大小为Q的阻力，方向垂直于导轨。

作用在滑块上的力有三个。

拉如图（3-2）所示.

`βββα图3-2执行机构的受力分析根据力平衡原理得出：

PAB=P/cosβ由式（3-2）有：

sinβ=λsinα当α=αp=30°时，β=atcsinλsinα=3.15°PAB==P/cosβ=600.9KN曲柄的曲柄颈所受的力P"AB=PAB所以：

曲柄的曲柄颈所受扭矩为：

T=（L+R-SP）sinβP"AB=（550+60-8.865）10-3sin3.15°600.9103=19849.2Nm在向下冲压的过程。

制动器不起制动的作用，大齿轮所受的扭矩与曲柄颈所受的扭矩相等，即T1=T=19849.2Nm小齿轮所受扭矩为：

T2=Tr/R（3-8）

3.1.3连杆设计计算在中小型压力机上，连杆常用材料为铸铁，大型压力机的连杆则常用铸钢或钢板焊接。

长度可变连杆的球头式调节螺杆常用45钢锻造，经调质处理。

球头表面淬火。

压力机一工作循环所消耗的能量A为A=1234567AAAAAAA式中：

1A-----工件变形功（属有效能量）2A-----拉延垫工作功，即进行拉延工艺时压边所需的功（属有效能量）3A------工作行程时由于曲柄滑块机构的摩擦所消耗的能量4A------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5A------压力机空程向下和空程向上时所消耗的能量6A------单行程时滑块停顿飞轮空转所消耗的能量7A------单次行程时滑块时离合器接合所消耗的能量下面对这些能量分别计算：

1）工件变形功1A=0.315gP（焦）式中gP-----为压力机公称压力（牛）------为板料厚度（米）对于快速压力机0.2gP（毫米）故1A=63000（焦）、2）拉延垫工作功201166gAPs（焦）式中gP-----为压力机公称压力（牛）0s-----为压力机滑块行程长度（米）故2A=833.3（焦）

3）工作行程时由于曲柄滑块机构的摩擦所消耗的能量30.50.0087180ggggAmPmP式中m-----摩擦当量力臂（米）gP------公称压力（牛）g------公称压力角（度）故3A=2088（焦）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为：

41（2gcAPy焦）式中gP-----压力机公称压力（牛）cy-----压力机总的垂直变形（米）mmgchPyC（）hC-----压力机垂直刚度故4A=1250（焦）5）压力机空程向下和空程向上时所消耗的能量5A根据曲柄压力机空程损耗功及飞轮空转损耗功率表知5A=100（焦）6N0.16（千瓦）6）滑块停顿飞轮空转时所消耗的能量6A611000（）Ntt（千米）式中t----压力机单次行程时的循环周期（秒）1t----曲轴回转一周所需时间（秒）160600.061000tn60600.1510000.4ntnCnnC-----压力机行程次数及行程利用系数。

故6A=11400（焦）

7）单行程时，离合器接合所消耗的能量70.2AA（焦）综上所述：

总功A=1234567AAAAAAA63000+833.3+2088+1250+100+11400+0.2A故A=102089焦3.2电动机的确定3.2.1选择电动机的类型和结构形式选用的电动机的类型和机构形式应根据电源种类、工作条件、载荷大小和性质变化、启动性能、制动、正反转的频率程度等条件来选择。

电动机分交流电动机和直流电动机两种。

由于生产单位一般多采用三相交流电源,，本设计采用三相交流电动机。

电动机功率计算：

1000mkANt其中：

mN------平均功率（千瓦）A-------工作循环所需的总能量（焦）t-------工作循环时间（秒）60（）ntnC秒k一般为1.2---1.6，本文中取1.6式中n为压力机滑块行程次数nC为压力机行程利用系数，采用自动化送料为1，本文中取0.6

第第4章传动装置的设计与计算4.1带传动的设计与计算及带轮的设计4.1.1带传动的设计及计算带传动是两个或多个带轮之间用带作为挠性拉曳零件的传动，工作时借助零件之间的摩擦（或啮合）来传递运动或动力。

根据带的截面形状不同，可分为平带传动、V带传动、同步带传动、多楔带传动等。

带传动是具有中间挠性件的一种传动，其优点有：

1）能缓和载荷冲击；2）运行平稳，无噪声；3）制造和安装不像啮合传动那样严格；4）过载时将引起带在带轮上打滑，因而可防止其他零件的损坏；5）可增加带长以适应中心距较大的工作条件（可达15m）。

由于本设计中要求转速高，为保证稳定传动皮带不打滑，选用V带传动，计算如下：

（1）定V带型号和带轮直径1）工作情况系数AK由机械设计第4版（P188）表11.5得，1.2AK2）计算功率cP1.227.2232.664（）cAPKPkW3）选带型号由机械设计第4版（P188）查看图11.15选C型。

4）小带轮直径1D由机械设计第4版（P189）表11.6取1D=400mm5）大带轮直径2D

210

（1）DDi（10.01）40031188（）mm（设=0.01）6）大带轮转速2n120

（1）nni1000（10.01）3330（/min）r

（2）计算带长124001188794（）22mDDDmm211188400394（）22DDmm初取中心距a=650mm带长22mLDaa239479426506504031.96（）mm由机械设计第4版（P179）图11.4得基准长度4000dLmm（3）求中心距和包角1）中心距a221（）844mmLDaLD2240007941（4000794）839444630.3（）mm

2）小轮包角121118060ooDDa118840018060630.3oo105o（4）求带根数z带速11601000Dnv400100060100020.93（/）ms由机械设计第4版（P191-192）表11.8查得013.67PkW；由机械设计第4版（P191-192）表11.8查得0.76ak；由机械设计第4版（P194-195）表11.12查得1.02Lk；由机械设计第4版（P193）表11.10查得00.83PkW故带根数00（）caLPzPPkk32.664（13.670.83）0.761.022.89取3z根（5）求轴上载荷张紧力202.5500（）caaPkFqvvzk232.6642.50.76500（）0.3020.9320.9330.76

726.9（）N（由机械设计第4版（P179-180）表11.4查得带质量0.30/qkgm）轴上载荷01052sin2oQFzF10523726.9sin2o3460.1（）N4.1.2V带轮的设计设计V带轮时应满足的要求有：

质量小，结构工艺性好，无过大的铸造内应力，质量分布的均匀，转速较高时要考虑动平衡，轮槽工作面要精细加工，以减小带的磨损，各槽的尺寸和角度应保持一定的精度，以使载荷分布较为均匀等。

1.小带轮的设计

（1）确定带轮的结构形式已知小带轮的基准直径dd1=180mm<300mm,故采用腹板式机构。

（2）选择带轮的材料由表13-1-6[2]查得外径da=185.5mmV=Wda/2=60960×2π×21×185.5×10-3=9.32m/s<20m/s可选用铸铁，材料牌号为HT150。

（3）带轮的结构尺寸根据皮带为SPA型窄V带。

由表8-10[1]查得轮槽尺寸如下：

基准宽度：

db=11mm基准线上槽深：

minah=2.75mm

基准线下槽深：

minfh=11.0mm槽间距：

e=150.3mm第一槽对称面到端面的距离f=1021mm最小轮缘厚min=6mm轮槽角度38±1（4）确定轮缘及轮毂的尺寸带轮宽B=（Z-1）e+2f=（2-1）×15+2×10=35mm轮缘外径185.5mm轮毂外径1d=（1.8～2）d取1d=2d=2×38=76mm轮毂长度B=35mm〈d5.1=57mmL=B=35mm＇C=B）41~71（=35）41~71（=5～8.75mm取＇C=8mm结构图如图（4-1）所示：

图（4-1）小带轮结构图2.大带轮的结构构设计

（1）带轮的材料确定