16吨机械式双柱可倾压力机的设计.docx

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1、第一章绪论1.1 高速压力机的背景随着我国制造业的发展，高速压力机床的发展越来越成为机械制造行业的中流砥柱，通用型高性能压力机，广泛适用于航空、汽车、农机、电机、电器、仪器仪表、医疗器械、家电、五金等行业。锻压机械是指在锻压加工中用于成形和分离的机械设备，1842年，英国工程师史密斯创制第一台蒸汽锤，开始了蒸汽动力锻压机械的时代。1795年，英国的布拉默发明水压机，但直到19世纪中叶，由于大锻件的需要才应用于锻造。随着电动机的发明，十九世纪末出现了以电为动力的机械压力机和空气锤，并获得迅速发展。二十世纪初，锻压机械改变了从19世纪开始的向重型和大型方向发展的趋势，转而向高速、高效、自动、精密、

2、专用、多品种生产等方向发展。于是出现了每分种行程2000次的高速压力机。所谓高速压力机一般是指每分钟的行程次数为普通压力机的5-10倍的压力机。高速压力机是带有自动送料装置，可完成板料高效率、精密加工的机械压力机，具有自动、高速、精密三个基本要素。自60年代以来，高速压力机已有较大的发展，其每分钟行程次数已从几百次发展到3千次左右，其吨位已从十吨发展到上百吨。目前高速压力机主要用在电子、仪器仪表、轻工、汽车等行业中进行特大批量的冲压生产。近年来，随着模具技术和冲压技术的发展，高速压力机的应用范围在不断地扩大，数量在不断地增加。预计不久的将来，高速压力机在冲压用压力机中的比例将会愈来愈大。1.2

3、 高速压力机在国内外的研究状况近十多年来，随着对发展先进制造技术的重要性获得前所未有的共识,冲压成形技术无论在深度和广度上都取得了前所未有的进展，其特征是与高新技术结合，在方法和体系上开始发生很大变化。计算机技术、信息技术、现代测控技术等冲压领域的渗透与交叉融合，推动了先进冲压成形技术的形成和发展。冷冲压生产的机械化和自动化，为了满足大量生产的需要，冲压设备已由单工位低速压力机发展到多工位高速压力机。一般中小型冷冲件，既可在多工位压力机上生产，也可以在高速压力机上采用多工位级进模加工,是冷冲压生产达到高度自动化。在汽车、航空航天、电子和家用电器领域，需要大量的金属板壳零件,特别是汽车行业要求生

4、产规模化、车型个性化和覆盖件大型一体化。进入21世纪，我国汽车制造业飞速发展，面对这一形势，我国的板材加工工艺及相应的冲压设备都有了长足的进步。1.3 高速压力机的应用随着电子工业的发展，小型电子零件的需求日趋高涨，促进了高精度、高效率的高速压力机的发展。目前日本已成为高速压力机技术的领军，在IOOkN压力、8mm冲程下，滑块速度可达4000次/min。我国金丰、江苏扬锻、高将精机、江苏扬力、徐锻和西安通力等公司都有高速压力机产品。2004年已开发出了速度达1200次min的SH系列SH-25开式高速精密压力机。其他还有VH开式、JF75G闭式系列高速压力机。这些压力机广泛应用于电子和微电子行

5、业，全面提高了行业技术装备水平，替代了大量的进口机床。1.4 本论文设计内容为了提高生产效率，压力机在不断向高速发展。目前，国内自行设计,生产的高速压力机较少，主要还是以进口设备为主。因此，急需要设计一重高速压力机，满足生产需要。第二章高速压力机的总体方案及传动装置设计2.1 高速压力机的总体方案设计2.1.1 高速压力机运动方案的拟定随着我国制造业的发展。高速压力机的发展越来越成为机械制造行业的中流砥柱，本文旨在设计冲压效率高，机器的结构简单，成本低，工作可靠，自动化程度高，机械震动小的高速压力机。该高速压力机的工作机构采用曲柄滑块机构，由曲柄，连杆，滑块等零件。传动系统为齿轮传动。由于开式

6、压力机操纵简单，本论文所设计的压力机的冲压力为：1007。故本文采用开式。压力机运动方案如下图：2.1.22.1.32.1.4 高速压力机的主要技术参数的拟订高速压力机的主要技术参数是反映一台压力机的工艺能力，所能加工零件的尺寸范围，以及有关生产率等指标。拟订分别如下：1公称压力IooOKN2滑块行程30nun3冲头工作频率IOOo次/min4工作台板尺寸前后500nun左右800mm5滑块底面尺寸前后300nun左右400nun6立柱间的距离450nun2.2 传动装置的总体设计由于本文设计的高速压力机承载能力和速度大，故采用圆柱齿轮传动和带传动。按照工作要求和条件。3种传动方案如下图所示：

7、其中a为带传动和直齿轮传动；b为直齿轮传动；c直齿轮传动和斜齿轮传动.本文选a）传动方案。第三章高速压力机设计的计算3.1 选择电动机3.1.1 选用三相笼型异步电动机，封闭式结构。电动机功率计算：,IOOOr其中：Nrn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）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C为压力机行程利用系数，采用自动化送料为1,本文中取0.63.12曲柄压力机一-工作循环所消耗的能量压力机一工作循环所消耗的能量A为A=1+2+A3+A4+15+6+A7式中：A工件变形功（属有效能量）A2拉延垫工作功，即进行拉延工艺时压边所需的功（

8、属有效能量）A3工作行程时由于曲柄滑块机构的摩擦所消耗的能量A4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AS压力机空程向下和空程向上时所消耗的能量A6单行程时滑块停顿飞轮空转所消耗的能量A7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A=O.315P,5（焦）式中P,为压力机公称压力（牛）S为板料厚度（米）对于快速压力机6=0.2旧（毫米）故A=63000（焦）、2）拉延垫工作功4X焦）OO式中Px为压力机公称压力（牛）SO为压力机滑块行程长度（米）故A2故33.3（焦）3）工作行程时由于曲柄滑块机构的摩擦所消耗的能量血A3=05?温=0.0087%4

9、U式中m摩擦当量力臂（米）Pg公称压力（牛）B公称压力角（度）故A3=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:焦）式中Pg压力机公称压力（牛）K压力机总的垂直变形（米）(mm)Ch压力机垂直刚度故4=1250（焦）5）压力机空程向下和空程向上时所消耗的能量AS根据曲柄压力机空程损耗功及飞轮空转损耗功率表知4=100（焦）M=O.16（千瓦）6）滑块停顿飞轮空转时所消耗的能量A=IOOOMa-G（千米）式中/一一压力机单次行程时的循环周期（秒）t1曲轴回转一周所需时间（秒）6026010000.4=0.15Cn压力机行程次数及行程利用系数。故6=11400（焦）7

10、）单行程时，离合器接合所消耗的能量A7=0.2A（焦）综上所述：总功AA+44+A5&+A7=63000+833.3+2088+1250+100+11400+0.24故A=102089焦3.1.3电动机功率选用电动机型号为JO2-81-6同步转速IOOOrmin,6极，满载转速970rmin3.2计算总传动比及各级传动比分配3.2.1计算传动比因为压力机行程s=30mmR-=15mm2求主轴转速冲头工作频率P=IoOO次min滑块行程S=30mm故滑块与连杆线速度V=1ms主轴转速=上=_1_=迎R0.0153故总传动比式中勺电动机满载转速（rmin）3. 2.2分配传动装置传动比分配传动比应

11、考虑以下原则：1 .各级传动的传动比应在合理范围内，不超出允许的最大值，以符合个中传动形式的工作特点，并使结构比较紧凑。2 .应注意使各级传动件尺寸协调，结构匀称合理。3 .尽量使传动装置外廓尺寸紧凑或重量较小。4 .尽量使各级大齿轮浸油深度合理（低速级大齿轮浸油稍深，高速级大齿轮能浸到油。）在卧式减速器设计中，希望各级齿轮直径相近，以避免为了各级齿轮都能浸到油，而使某级大齿轮浸油过深造成搅油损失增加。5 .要考虑传动零件之间不会干涉碰撞。由式ijji式中Z0带传动的传动比i减速器的传动比为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=3,则减速器传动比为:因此带传动的传动比为3,减速器的传动比为4

12、.85。3. 3计算传动装置的运动和动力参数1)各轴转速I轴n1=323(r/min)3轴勺323.n11=66.67(r/min)Z14.852)各轴输入功率I轴Pi=Pi=Pd7=27.22x0.96=26.13(ZW)II轴P11=P112=P12y=26.130.980.97=24.84(AW)轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98O3)各轴输入转矩电动机输出转矩z=9550-2722=9550970=268(Nm)n轴输入转矩I轴T1=Tdho=Tdj?=26830.96=Tn.8(Nm)II轴T=3jk=7j,72=771.84.850.980.97=3558(Nm)rII

13、轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98O运动和动力参数计算结果整理于下表：轴名功率Pkw转矩TNm转速nr/min传动比i效率输入输出输入输出电动机轴27.2226897030.96I轴26.1325.61771.8756.43234.850.95轴24.8424.343558348766.673.4传动零件的设计计算3.4.1 带传动的设计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

14、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KA由机械设计第4版（P188）表I15得，Ka=1.22）计算功率e=K八P=1.2X27.22=32.664（）W）3）选带型号由机械设计第4版（P188）查看图I115选C型。4）小带轮直径R由机械设计第4版（P189）表11.6取。产4Oomm5）大带轮直径2D2=（1-）D1i.=（1-0.01）4003=1188（加。（设1=0.01）6）大带轮转速马=330(rmin)(2)计算带长nA+2400+1188_Q/1.、Dm=-=794(w)ADf1188-400.=-1=394(hh)22初取中心距=650mm带长1=TIDn1+2。Ha3942=4x794+2x650+3650=4031.96(mni)由机械设计第4版(P179)图