曲柄压力机的设计毕业论文.docx

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曲柄压力机的设计

学 院 机电工程学院 专 业 微电子制造

2014年11月21日

目录

一、曲柄压力机简介 1

二、曲柄压力机技术参数的拟定 4

三、曲柄压力机的设计 4

1.能源系统 5

1.1电动机 6

2.传动系统 5

2.1带传动 6

2.2齿轮传动 6

2.3传动轴 6

3.操纵系统 5

3.1离合器 6

3.2制动器 6

4.工作机构 5

4.1曲轴 6

4.2连杆 6

4.3滑块与导轨 6

5.支撑部分 5

6.辅助系统和装置 5

6.1过载保护装置 6

6.2润滑系统 6

四、曲柄压力机的建模 4

五、团队分工与个人心得 4

一、曲柄压力机简介

压力机是一种结构精巧的通用性设备，它具有用途广泛，生产效率高等特点，压力机可分螺旋压力机、液压机和曲柄压力机（机械压力机）三大类。

其中，曲柄压力机是成材料冲压生产的主要设备，可用于冲孔、落料、切边、弯曲、浅拉伸和成型等工序，广泛用于国防、航空、汽车、电机、电器等行业中。

曲柄压力机是一种最常用的冷冲压设备，它是通过曲柄滑块机构将电动机的旋转运动转换为滑块的直线往复运动，对坯料进行成形加工的锻压机械。

曲柄压力机动作平稳,工作可靠,广泛用于冲压、挤压、模锻和粉末冶金等工艺。

按床身结构形式的不同，曲柄压力机可分为开式曲柄压力机或闭式曲柄压

力机；按驱动连杆数的不同可分为单点压力机、双点压力机和四点压力机；按滑块数可分为单动、双动和三动压力机。

因此，本小组选择开式单点单动曲柄压力机作为本次机械装备项目课程设计的研究主题，希望通过本次课程设计能够运用PBL对曲柄压力机有更深入的认识，通过实际测量、设计与建模来巩固专业基础，提高解决问题的能力。

二、曲柄压力机技术参数的拟定

曲柄压力机的技术参数反映其工艺能力、所能加工制件的尺寸范围以及有关生产率指标，同时也是设计压力机重要依据。

曲柄压力机的基本参数如下：

1.标称压力（公称力）：

曲柄压力机的标称压力Fg是指曲柄旋转至下止点前，某一特定距离或曲柄转角时，滑块允许的最大作用力。

2.标称压力行程（公称力行程）：

允许发生公称力的特定距离称为标称压力行程。

3.滑块行程：

指滑块从上止点到下止点，所经过的距离，它是曲柄半径或偏心齿轮、偏心轴的偏心距的两倍。

4.滑块行程次数：

指滑块每分钟往复运动的次数。

5.装模高度：

装模高度是指滑块在下止点时，滑块下表面到工作台垫板上表面的距离。

装模高度的最大值称为最大装模高度，滑块调整到最低位置时得到最小装模高度。

6.封闭高度：

封闭高度是指滑块在下止点时，滑块下表面到工作台上表面的距离，它与装模高度之差等于工作台垫板的厚度。

7.装模高度调节量：

装模高度调节的距离，称为装模高度调节量。

8.工作台板及滑块底面尺寸：

指压力机工作空间的平面尺寸。

工作台板（垫板）的上平面，用“左右×前后”的尺寸表示；滑块下平面，也用“左右

×前后”的尺寸表示。

9.工作台孔尺寸：

工作台孔尺寸L1×B1（左右×前后）、D1（直径），用做向下出料或安装顶出装置的空间。

10.立柱间距：

指双柱式压力机立柱内侧面之间的距离。

11.喉深：

喉深是开式压力机特有的参数，它是指滑块中心线至机身的前后方向的距离。

12.模柄孔尺寸：

模柄孔尺寸是“直径×孔深”，冲模模柄尺寸应和模柄孔尺寸相适应。

13.倾斜角：

指可倾压力机工作台面的倾斜角度，也就是机身后斜的角度。

利用这个倾斜角度使冲压后的工件能借其自重或其他因素通过两立柱中间从压力机后方排出。

根据国家规定以及网上调研的结果，我们组决定设计型号为J23-80的开式可倾压力机，其具体技术参数如下表：

型号

J23-80

公称力

800KN

工作台孔尺寸

Φ320X250X420mm

公称力行程

5mm

工作台版厚度

100mm

滑块行程

130mm

滑块底面尺寸

280X380mm

滑块行程次数

45/min

模柄孔尺寸

Φ60X75mm

最大装模高度

290mm

倾斜角

20°

装模高度调节量

100mm

喉深

300mm

工作台尺寸

580X860mm

立柱间距

410mm

外形尺寸

长1810X宽1410X高2790

三、曲柄压力机的设计

1、能源系统

1.1电动机

压力机工作过程中，作用在滑块上的负荷是剧增和剧减的周期交替变化着，

并且有很短的高峰负载时间和较长的空载时间，若依此短暂的工作时间来选择电动机的功率，则其功率将会很大。

为了减小电动机的功率，在传动系统中设置了飞轮。

当滑块不动时，电动机带动飞轮旋转，使其储备能量，而在冲压工作的瞬时，主要靠飞轮释放能量。

工件冲压完毕后负载减小，于是电动机带动飞轮加速旋转，使其在冲压下一个工件前恢复到原来的角速度。

这样冲压工件所需的能量，不是直接由电动机供给，而是主要由飞轮供给，所以电动机所需的功率便可大大减小。

电动机的选择

根据人们对压力机的统计分析，得到压力机的电动机功率可以用如下简单

公式来确定：

P=K1*Pg

K1——比例系数（变化范围为0.08～0.12）Pg——压力机公称压力（kN）

代入数据得：

P=4（0.08～0.12）*80=（6.4～9.6）KW为使电动机公给足够的功率，根据《机械设计基础课程设计指导书》表16.1中选择功率为11kw的电动机，由表16-1确定电动机型号为：

Y160M-4，各项参数如下：

型号

额定功

率

转速

效率

功率

因子

额定

电流

堵转

转矩

最大

转矩

Y160M-4

11KW

1460

88%

0.84

22.6

2.2

2.3

2、传动系统

传动系统是压力机的主要组成部分，在很大程度上决定着机器的使用性能、外形尺寸、重量、加工装配劳动量和制造成本。

设计传动系统需要考虑以下几个方面：

1）确定滑块上加力点的数目

分为单点、双点和四点压按压力机滑块上加力点的数目（即连杆的数目）力机；对于滑块和工作台前后尺寸和左右尺寸都比较小的压力机，可采用单点；对于滑块和工作台前后尺寸较小，而左右尺寸比较大的，为了改善滑块与上横梁的受力情况，避免工作时滑块产生歪斜，应采用双点；对于前后和左右尺寸都比较大的，则采用四点。

本J23-80压力机采用单点受力。

2）采取何种传动方式

上传动是指传动系统在工作台上方，其优点：

重量较轻，成本低，安装、维修都比较方便，地基较为简单；缺点：

压力机地面以上的高度较高，运行不平稳。

下传动是指传动系统在工作台下方，其优点：

压力机的重心低，运转平稳，震动和噪音较小，从结构上看，有增加滑块高度和导向长度的可能性，因而能提高滑块的运动精度，延长模具的使用寿命，改善工件的质量，传动系统全部放在地坑之中，因此压力机地面以上的高度减小，有用于高度较低的车间，由于工作载荷只要由拉杆和工作台承受，所以立柱和上横梁的受力情况得以改善；缺点：

安装、维修不方便，地基要求较为复杂。

本J23-80压力机采用上传动。

3）主轴和传动轴与压力机正面的位置关系

大多数闭式压力机选用偏心齿轮，所以传动轴垂直于压力机正面；开式压力机大多选用曲轴，所以传动轴平行于压力机正面。

但平行布置方式曲轴和传动轴比较长，受力点与支承轴承的距离比较大，受力条件恶化，压力机平面尺寸较大。

本J23-80压力机采用传动轴平行压力机正面。

传动方案的选择

传动方案可选择带传动、齿轮传动与链传动。

带传动具有结构简单、传动平稳、能缓冲吸振、可以在大的轴间距和多轴间传递动力，且其造价低廉、不需润滑、维护容易等特点；齿轮传动具有效率高，结构紧凑，传动比稳定且工作可靠寿命长等特点，因此，本J23-80压力机采用带传动与一级齿轮传动。

4）齿轮的安放位置

传动齿轮放在机身之内称为闭式传动，反之为开式传动。

闭式传动的齿轮工作条件好，可将齿轮浸泡在轴中，大大降低工作噪音，磨损小，寿命长，外形较美观。

但安装维修困难；开式传动的齿轮工作条件差，但安装、维修方便。

本J23-80压力机选用开式传动。

5）齿轮的传动方式

单边传动的加工齿轮要求不是太高；双边传动的齿轮尺寸可减小，传动总体尺寸下降，重量下降，但加工装配较单边传动要求高。

本J23-80压力机采用单边传动。

故传动系统设计如下：

连杆数目

单点受力

传动方式

上传动

主轴与传动轴的位置关系

平行压力机正面

传动方案

带传动+一级齿轮传动

齿轮安放位置

开式传动

齿轮传动方式

单边传动

2.1带传动

带传动的设计涉及到V带的设计以及带轮的设计，具体步骤如下：

（1）确定计算功率Pca=KAP

根据工作情况，查表8-7，取KA=1.1，故

Pca=KAP=1.1´11=12.1kw

（2）选择V带的带型

根据计算功率Pca和小带轮转速n1，从图8-11选取普通V带的带型，选择B型。

（3）确定带轮基准直径d1和d2并验算带速

①初选小带轮的基准直径d1。

由表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径d1=132mm

②验算带速v。

根据式（8-13），验算带的速度

v= pd1n1

60´1000

=3.14´132´1460

60´1000



=10.08m/s

因为5m/s＜V＜25m/s，故带速合适。

③计算大带轮的基准直径。

根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径d2d2=i×d1=5×132=660（mm）

（4）确定V带的中心距a和基准长度Ld

由式（8-20）0.7（d1+d2）≦a0≦2（d1+d2）得

554.4≦a0≦1584

初定中心距a0=1000mm

由式（8-22）计算带的基准长度

p （d-d）2

Ld0

»2a0+

2（d1

+d2）+

2 1

4a0

=4556.576mm

由表8-2选取基准长度L=4820mm

计算实际中心距

a»a0

+L-Ld0

2



=1131.712mm

（5）验算小带轮上的包角¶

¶» o-（ -

）57.3o=

○-（ -

）57.3o=



○³ o

180

所以合适

（d2 d1 a

180

660

132

1131

153 90

（6）确定带的根数z

z=pca

pr

= KAP

（P0+DP0）KaKL

查得 P0=1.70（kw）;DP0=0.3（kw）; Ka=0.95; KL=0.98

代入得，z=3.07。

取整数，z=4根。

（7）确定初拉力F0

查得B型带的单位长度质量q=0.18（kg/m）

（2.5-K）p 2

（F）

=500

aca+qv

=264.77N

0min

Kazv

（8）计算轴上的压力FP

F=2zFsina1

=2´5´264.77´sin

153o

=2574.54N

P 0 2 2

（9）带轮的结构设计