剪板机液压系统设计.docx

资源描述

剪板机液压系统设计.docx

《剪板机液压系统设计.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《剪板机液压系统设计.docx（30页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。

剪板机液压系统设计.docx

剪板机液压系统设计

第一章绪论

1.1剪板机的背景

随着我国制造业的发展，剪板机床的发展越来越成为机械制造行业的中流砥柱，通用型高性能剪板机，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剪板机和空气锤，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、专用、多品种生产等方向发展。

于是出现了每分种行程2000次的剪板机。

所谓剪板机一般是指每分钟的行程次数为普通剪板机的5—10倍的剪板机。

剪板机是带有自动送料装置，可完成板料高效率、精密加工的机械剪板机，具有自动、高速、精密三个基本要素。

自60年代以来，剪板机已有较大的发展，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。

目前剪板机主要用在电子、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，剪板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，剪板机在冲压用剪板机中的比例将会愈来愈大。

1.2剪板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剪板机发展到多工位剪板机。

一般中小型冷冲件，既可在多工位剪板机上生产，也可以在剪板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剪板机的应用

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、高效率的剪板机的发展。

目前日本已成为剪板机技术的领军，在100kN压力、8mm中

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剪板机产品。

2004年已开发出了速度达1200次/min的SH系列SH-25开式高速精密剪板机。

其他还有VH开式、JF75G闭式系列剪板机。

这些剪板机广泛应用于电子和微电子行业，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，剪板机在不断向高速发展。

目前，国内自行设计，生产的剪板机较少，主要还是以进口设备为主。

因此，急需要设计一重剪板机，满足生产需要。

第二章剪板机的总体方案及传动装置设计

2.1剪板机的总体方案设计

2.1.1剪板机运动方案的拟定

随着我国制造业的发展。

剪板机的发展越来越成为机械制造行业的中流砥

柱，本文旨在设计中压效率高，机器的结构简单，成本低，工作可靠，自动化程度高，机械震动小的剪板机。

该剪板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。

由于开式剪板机操纵简单，本论文所设计的剪板机的中压力为：

100T。

故本文采用开式。

剪板机运动方案如下图：

2.1.2剪板机的主要技术参数的拟订

剪板机的主要技术参数是反映一台剪板机的工艺能力，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1000KN

2滑块行程30mm

3冲头工作频率1000次/min

4工作台板尺寸前后500mm左右800mm

5滑块底面尺寸前后300mm左右400mm

6立柱间的距离450mm

2.2传动装置的总体设计

由于本文设计的剪板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：

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。

3剪板机主要部件的结构设计

剪板机能否正常运转，看的是其主要部件的设计，如果设计不合理，机器就不能正常运转或者说不能运转，那么生产出来的这台机器就是一堆费品。

设

计合理，机器就能正常的运转对并对花生果进行剥壳。

因此，剪板机的主要部件的设计在整个设计过程中显得尤为重要，合理的设计将提供给使用者更多的方便和实惠。

3.1设计前各项参数的确定

3.1.1刮板的半径及转速初定

刮板的旋转必须确保能将部分花生壳撞碎，当花生果与钢质物体相对速度达到5m/s时，可使花生壳破碎而不会破坏到花生仁，可根据此依据设计刮板的转速与半径。

如图3-1所示，花生下落位置在——R之间，设计时米用最小碰撞半径—

22为计算半径

v二2-nr

取半径R=250mm,则n=382.2r/min

结论：

R=250mm，

n=382.2r/min

图3-1

3.1.2刮板所需功率计算

根据公式P=Q可计算出刮板所需的功率

刮板对花生做功

Q二EkEp

Ek:

刮板改变花生的动能

Ep:

刮板改变花生的势能

1212

Ek=EiE2mv1mv2

Ep=mgh=mgR

122

Q（v；vfgR）

cQ1m/2丄2丄f、

P（v-iv2gR）

t2t2

根据所给产量要求1500kg/h,即0.417kg/s,此为花生仁的产量，折合花生果产量为0.417/纯仁率,根据国家标准，湖南所处地理位置可取花生的纯仁率为69%,折合花生果产量为0.604kg/s,此即每秒进入剥壳箱内被破碎的花生果的重量。

花生接触刮板时初速度设为1m/s，方向向下，脱离刮板时速度

为15m/s,方向向左，脱离刮板时相对初位置高度为500mm

t=1s

m=0.604kg/s

v1=1m/s

v2=15m/s

R=0.5m

cQ1m2丄2丄f、

P（V1V2gR）=（0.302+67.95+2.96）W=71.212w

加上刮板与花生在栅格中挤压所需要的能量，P也不会超过500w。

为计算电动

机的所需工率Pd,先要确定从电动机到工作机之间的总效率。

设1、2分别

为滚动轴承和V带传动的效率，于是有

电动机所需功率Pd=^w不会超过700W，由于给定电动机的功率为1.5kW，远n

大于此计算值，故所给电动机的功率完全符合要求。

3.1.3传动方案拟定

由于剪板机的工作轴旋转速度较高，达到n2=382.2r/min可有两种选择，第一种是采用一级V带传动，第二种是采用两级混合传动，而很明显的，若采用两级传动方案，将会致使机器的结构复杂，而且成本升高，所以选用一级V带

传动。

3.1.4电动机的选择

根据所给的功率及同步转速，可选用的电机型号有两种

Y90L-4型和Y100L-6型

根据电动机的满载转速和刮板转速可算出总传动比，现将此两种电动机的数据和传动比列于下表

万案号

电机型号

额定功率

同步转速

满载转速

总传动比

r/min

Y100L-6

1.5

1000

940

2.459

Y90L-4

1.5

1500

1400

3.663

由上表可知：

方案1总传动比虽小，转速低，但价格高，作为家用机械的电机不是太合算，故选择方案2，即电机型号为丫90L-4。

查表得此种电动机的中心高H=90mm外伸轴径为24mm轴的外伸长度为

50mm

3.1.5传动装置的运动和参数计算

轴的转速

n1=1400r/min

n2=m/i二382.2r/min

轴的输入功率

F2=Pd；=1.50.952=1.35kw

轴的转矩

T2=9550P2/n2=33.732N.m

首先列出设计的基本条件

电机型号：

Y90L-4

额定功率：

1.5kw

转速：

=1400r/min

传动比：

i=3.663

假设每天运转时间t<10h

1.确定计算功率Pea

查表得工作情况系数KA=1.1

PCa=KAP=1.131.5=1.65（kw）

2•选择V带带型

根据Pca、m查得最适合的带型为A型

3.确定带轮基准直径

由主动轮基准直径系中选取ddi=75mm，从动轮基准直径为

dd2=idd1=3.66375mm=274.725mm

二dd1n1

601000

验算带的速度

751400m/s=5.498m/s

601000

v=5.498m/s

因此所选带的速度合适

4.确定中心距a和带的基准长度

根据0.7（dd1dd2）：

：

a0:

2（dd1dd2）初步确定中心距a0=700mm，计算带的基准长度

L'd=2a^-（dd1dd2）（dd2一"1）=1972.36mm

24a。

由V带的基准长度系中选取基准长度Ld二2000mm

计算实际中心距a

丄Ld—Ld一一丄1972.36、一小“

a=a0（700）mm=713.82mm

5.验算主动轮上的包角宀

i=180_280-7557.5=160.68.120

713.82

主动轮包角合适

6.计算V带的根数z

Pea

9（Po十APo）k^k]

由n=1400r/min,dd^75mm,i=3.663查表得

R=0.68kw,-P）=0.17kw,K-.=0.95,Kl=1.03

代入数值，经计算

Z=1.984

取z=2

7.计算预紧力F。

FCa2.52

F。

=500二

（1）qv2二125.436N

vzKa

8.计算作用在轴上的压轴力Fp

«1Fp二2zF0sin-p2

代入数值计算得

Fp=482.7N

9.V带轮的结构尺寸计算及选用

带轮材料选用HT200

根据基准直径的大小选用不同的带轮类型，小径带轮采用实心式，大径带

轮采用轮辐式，主要结构尺寸如下

单位：

mm尺寸类型小带轮大带轮

基准线上槽深hamin

2.75

基准线下槽深hfmin

8.7

槽间距e

15±0.3

第一槽对称面至端面距离f

10；

10：

轮缘厚

带轮宽B

外径da

80.5

285.5

轮槽角

极限偏差

孔径do

轮毂长

轮辐厚b1

230.5

具体结构设计见零件图

3.3轴

轴的转速

n2=m/i=382.2r/min

轴的输入功率

P2二Pd；=1.5o.952=1.35kw

轴的转矩

T2=9550P2/n2=33.732N.m

1初步确定轴的最小直径

先按经验公式算邮轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。

查

表选取A=105，于是得

dmin汎3：

“°53.a；：

=15-99mm

2拟定轴上零件的装配方案

通过对各种方案的比较，现选用图3-2所示装配方案

图3-2

3根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

（1）为满足V带轮的轴向定位，1-2轴右端制一轴肩，故取2-3段直径

d；3=22mm，左端用轴端挡圈定位，取直径D=22mm。

V带轮与轴配合的毂孔长试为35mm，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故1-2

段长度取为112=32mm

（2）初步选择滚动轴承因轴承只承受径向力，故先用深沟球轴承。

参

照工作要求并根据

d23=22mm，

初步选取深沟球轴承

6205,其基本参数如下表

基本尺寸

安装尺寸

极限转速

6204

「smin

Daras

脂润滑

油润滑

5215

461

12000

16000

（3）安装刮板架段轴直径d45=60mm。

刮板架段安装宽度取542mm,

（4）轴承端盖总厚度20mm,取端盖外端与V带轮右端面间的距离

l=40mm，故取123=60mm

（5）取刮板距箱体内壁a=20mm，取l34=40mm，l56=26mm。

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。

（6）轴上零件的周向固定

长度l取22mm

V带轮与轴的周向定位采用平键联接，按其直径查手册得平键截面如下d12=16mm

V带轮与轴的配合为H7/n6，滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。

（7）确定轴上圆角和倒角尺寸

取轴端倒角245，各轴肩处圆角半径见零件图

3.4刮板结构

刮板结构是整个机器的关键部分，它的作用就是对花生果进行剥壳。

此结构采用四钢板十字交叉固定在旋转筒架上，其结构如图3-3所示

图3-3

因为采用的是打击和挤压两种方式配合进行剥壳，所以对刮板的强度有一

定要求，采用材料是45号钢，而且刮板的表面必须进行处理，表面渗碳

1-1.5mm，热处理硬度HRC56-62。

刮板选用四块8mm厚钢板，长宽

=500mm129mm，刮板外缘距旋转中心距离250mm。

固定刮板的筒架结构，其内径为26mm，外径120mm，刮板固定支架长度为140mm，截面尺寸

40mm20mm，每块刮板由两根固定支架固定，两者间采用M10螺栓联接。

3.5半栅笼

半栅笼在机器中的作用是让已经被剥壳的花生与未被剥壳的花生进行分

离，其分离的原理就是“小个通过，大个不过”。

半栅笼的每一个栅格都只能容许一个花生仁大小的物体通过，被剥壳的花生由于花生壳的破裂，被变成破碎的花生壳和整粒的花生仁，花生仁的大小刚好可以穿过栅格，而花生果因为太大，无法通过栅格，将被阻挡在剥壳箱内，继续进行剥壳直到其外壳破碎为止。

其结构如图3-4所示。

图3-4

栅条是利用两块墙板对两端进行固定的，墙板材料为HT200,栅条材料为20号钢。

栅条采用10圆截面长条，长度为538mm,因其特殊的作用，还需对其进行表面处理，要求渗碳1-1.5mm,热处理硬度HRC56-62。

栅条的两头装砌在墙板的圆形槽内，组成半圆栅笼，栅条间距为10mm，这样可使剥出的花生仁能通过栅格，而未剥壳的刚不能通过。

装砌完成后要太上锁紧条，防止栅条松动。

半栅笼内径为516mm。

3.6箱体

箱体的作用是提供给刮板一个封闭的剥壳环境，并对相关结构起到支承和定位作用。

为了便于轴系部件的安装和拆卸，将箱体做成剖分式，箱由箱座和箱盖组成，，取轴的中心线所在平面为剖分面。

箱座和箱盖采用普通螺栓联接，用圆锥销定位。

箱体的材料选用HT200，铸造成型。

具体结构设计见零件图。

3.7壳仁分离装置

壳仁分离装置分为两个部分，一个是气流通道，它的一端接风机，另一端安装在箱体的下方，还有就是壳与仁的收集板，它同样也安装在箱体下方。

花生经过箱体内的剥壳过程后，将由此装置对其进行壳仁分离，分离的基本原理是利用花生壳与花生仁的重量及受力面积的不同，用气流对其进行分离。

重量稍重的不被气流吹走，直接下落到花生仁收集通道，而重量较轻的花生壳将被风机吹来的气流带入到花生壳收集通道。

具体结构见装配图。

3.8机架

整个机架采用L63*63*6角钢焊接而成，起到其它几个部分的支承、定位、连接作用，并将电机安装在机架里面。

剥壳机安装在机架上面，联接采用普通螺栓联接。

具体结构见装配图。

3.9附件

刮板式花生去壳的附件包括装料斗，轴承盖，风量调节装置。

第4单轴与校核

4-1轴的设计

、主轴I的设计

1.求主轴I上的功率F2,转速n2和转矩T2

取皮带轮传动的效率n=0.95（摘自参考文献［4］表2-2）

贝UP2=Rn=0.55x0.95=0.5225kW

n=n11500384.6r/min

i3.9

P05225

于是T2=9550000」=955000012794.19N2mm

n2384.6

2.初步确定轴的最小直径

先按参考文献［1］式（15-2）初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为45钢,调质处理•根据参考文献［1］表15-3,取Ao=112,于是得

」A［PT…Jo.5226仆，

dmin二Ao3112■12.4mm

；n2384.6

主轴的最小直径显然在轴的两端.

3.轴的结构设计

（1）根据最小直径dmin，考虑到轴的刚度和震动，现取d—=30mm.

为了满足皮带轮上的轴向定位要求，1-11轴段右端需制一轴肩，故取

II-III段直径为du』|二35mm.由于皮带轮的尺寸L=28,现取

L|」=27mm

（2）由参考文献［4］初步选取轴承座型号为SN508摘自GB/T7813-1998）

其主要参数如表4-1。

表4-1

d1dDagA

3540803368

由于A=68，现取Ln=80mmLVIJVII=80mm

dmPi』=35mm

因为dVI_VII二du』=35mm取dIII4V=dV-VI=60mm

由于摩碎辊筒的宽度为140m现取LIII4V=160mm

摩碎辊筒采用轴肩定位，取div*=46mm

考虑到安装防护罩，取LIVV=30mm

因为锥齿轮的齿宽B=20mm现初步取LV川」x=37mm

考虑到安装和基本尺寸,取Lviiyii二60.5mm

轴I的具体尺寸如图4-1所示

图4-1传动轴I

、传动轴U的设计

计算功率、转速和转矩

P=F电12=0.750.950.95=0.677kW

n二1500=190r/min

3.942

T=9550000P=95500000677=34028N2mmn190

确定最小直径

选取轴的材料为45钢，调质处理,根据参考文献［1］表15-3,取A=112

dmin二阳P"23190

in,190

现取最小直径为20mm

轴的具体尺寸如图4-2所示

锥齿轮传剜H

图4-2传动轴n

三、传动轴的设计

由于进给轴的转速与负载都比较小，所以不做具体计算，由整体设计决定其尺寸,具体尺寸如图4-3、图4-4所示。

图4-3传动轴川

图4-4传动轴W

4-2校核

、主轴i的校核

Kd兀坐

图4-5主轴I受力立体图

1.扭矩的计算

设皮带轮传递的功率为0.55kW,辊筒子刀传递的功率为总功率的一

112

半,即0.55—=0.275kW切刀传递的功率为0.55--=0.183kW锥齿轮

223

传递的功率是0.092kW.

由参考文献［6］式（4.1）,有

P055

miA=9550P-9550=13.657N2m

n384.6

P0275

m）B=9550-=95500—^6.83N2m

n384.6

P0183

me=9550—=9550―——=4.55N2m

n384.6

—0092

m°=9550—=9550=2.284N2m

n384.6

扭矩图如图4-6所示

6晳N

*囂關N・mm

I」II11111HIII11丨I「「I1111丨H丨丨丨丨丨丨丨丨丨HI

图4-6扭矩图

2.弯矩的计算

受力分析如图4-7、图4-8所示

呼面

Fli

F1L

■空0■

—32_

懂—

pti

Ft.

图4-7H平面受力图

呼面,

PfL

Ma=Fa^D/5

Fn\

图4-8V平面受力图

二Ft4tan：

cosM=109.4tan26.565cos26.565二48N

Fae=Ft4tan-：

：

sin—=109.4tan26.565sin26.565=23.4

列方程求解：

Ft1Ft2Ft3，Ft4=FH1，Fh2①

Ft153-Ft2120-Ft3260Fh2330-Ft4448=0②

由①②解得Fhi=377.4N

FH2=562N

Fr2120-Fh53Fr3260FnV2330-Fr4448=0④

由③④解得Fnv1—178.5N

FNV2=-383.5N

弯矩图如图4-9、图4-10、图4-11所示

图4-9H平面弯矩图

图4-10V平面弯矩图

N2-67492,5N-m

M4M096.9N-mm

f]rrn~rrTTTTTTTT~'n^

图4-11弯矩总图

3.校核轴的强度

通过弯扭图可以明显看出在辊筒处的弯扭强度最大

M=67492.6N2mmT=13657N2mm

按第三强度理论，计算应力

二ca4

因为由扭矩产生的弯曲应力匚是对称循环变应力，而由扭矩所产生的扭转切应力•则常不是对称循环变应力。

为了考虑两者循环特性不同的影响，弓I入折合系数〉，则计算应力为

/22

ca=-4（—）参考文献［1］式15-4

式中的弯曲应力为对称循环应力。

当扭转应力为静应力时，取:

0.3;当扭转

切应力为脉动循环应力时，取:

0.6;此处取:

0.6

由参考文献［1］式（15-5）有

/M、/T、

=10.62M

展开阅读全文