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摩擦压力机毕业论文
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摩擦压力机的传动机构设计
摘要：
摩擦压力机是现代工业最早出现的螺旋压力机，它具有结构简单，价格低廉的优点，迄今已有近二百年的历史并仍在广泛使用。
除了在锻压行业外，亦用于建材行业。
对制造产业起了巨大作用和现实意义。
本文查阅了许多国内外文献，详尽地了解国内外关于摩擦压力机优化的研究现状和发展动态。
对于摩擦压力机，在工程设计及使用中还存在一些的缺陷，如参数选择不合理，机械效率过低等。
文中对摩擦压力机`进行了较全面论述，阐明了摩擦压力机的工作原理。
综合运用前人的实践设计计算得出较好的摩擦压力机的结果，能较好地解决实际问题。
对摩擦压力机的设计有参考价值。
关键词：
摩擦压力机；结构设计；校核
Abstract:
Astheearliestscrewpressesinmodernindustry,fraypresseshastheadvantagesofsimplestructureandlowpriceswhichhasbeenusingfornearlytwohundredyearsandisstillpopularlyusednow.Fraypressesisnotonlyusedinforgeindustry,butalsousedinbuildingmaterialindustry.Fraypresseshasagreatinfluenceonmanufacturingindustryandapracticalvalue.
Thispaperexaminedanumberofdomesticandforeignliterature,adetailedunderstandingoftheinternalandexternalfraypressesOptimizationofthestatusquoanddevelopments.Screwconveyorfortheengineeringdesignanduse,therewerestillafewshortcomings,suchasthechoiceofparameterssuchasirrational.Textofamorecomprehensiveexpositionconveysthefraypressesprinciple.Comprehensiveuseofthepracticeinpreviouscalculationsbetterresultscanbeusedtosolvepracticalproblems.Tofraypressesdesignhavereferencevalue.
Keywords:
fraypresses;structuredesign;examines
1.绪论
1.1引言
20世纪是螺旋压力机大发展的时期，20年代，人们开始研制液压螺旋压力机，40年代末期投入工业应用。
30年代，前苏联开始电动螺旋压力机研制，50年代末期德国开始生产，到70年代末，德国辛佩欠公司研制成功离合器式螺旋压力机。
20世纪末期，日本Enomoto公司开始研制成功伺服驱动电动螺旋压力机。
进入21世纪，螺旋压力机这一古老的成形设备仍在蓬勃发展，已经形成品种多样，规格齐全，自动化程度高的特色，为人类文明的发展继续做出贡献。
摩擦压力机是现代工业最早出现的螺旋压力机，它具有结构简单，价格低廉的优点，迄今为止已有近二百年的历史并仍在广泛使用。
除了在锻压行业外，亦用于建材行业。
1.2摩擦压力机概述
摩擦压力机是利用飞轮和摩擦盘接触，借助螺杆和螺母相对运动的原理而工作的一种压力机。
螺杆上端与飞轮刚性联接下端与滑块相连，由铜螺母将飞轮和螺杆的旋转运动转变为滑块的上、下直线运动，电机经皮带轮带动摩擦盘转动，当向下行程开始时，方向离合器推动摩擦盘压紧飞轮，搓动飞轮旋转，滑块下行，此时飞轮加速并获得动能，在冲击工件前的瞬间，摩擦盘与飞轮脱离接触，滑块以此时所具有的速度锻压工件，释放能量直至停止;锻压完成后，开始回程，此时，左边的气缸进气，推动左边的摩擦盘压紧飞轮，搓动飞轮反向旋转，滑块迅速提升。
至某一位置后，摩擦盘与飞轮脱离接触，滑块继续自由向上滑动，到达制动行程处，制动器动作，滑块减速，直至停止，这样，上下运动一次，即完成了一个工作循环。
摩擦压力机是现代工业最早出现的螺旋压力机，它具有结构简单，价格低廉的优点，迄今为止已有近二百年的历史并仍在广泛使用。
除了在锻压行业外，亦用于建材行业。
摩擦压力机的主要问题是电机需带动摩擦盘始终高速旋转，而飞轮在一个循球中还需改变旋转方向，在换向时飞轮和摩擦盘产生严重打滑。
这不但降低了传动效率，也加剧了摩擦带的磨损。
为解决这一问题，上世纪就有人进行了改进，先后开发了三盘式和双电机独立驱动的摩擦压力机。
由于摩擦盘工作和回程具有不同的速度特性，摩擦盘和飞轮间的相对滑动速度得以降低，设备性能行到一定的改善。
但是由于增加了结构和操作的复杂性，从而增加了制造和维修费用。
摩擦压力机效率低，打击力控制不精确，不适于大吨位。
但由于造价方面的优势，中小吨位，尤其小吨位螺旋压力机目前仍以摩擦压力机为主。
我国最大吨位的摩擦压力机为主。
我国最大吨位的摩擦压力机是青岛锻压机械公司在2004年研制的31500kN摩擦压力机。
1.3摩擦压力机的发展历史趋势
谈到摩擦压力机就一定先说螺旋压力机，螺旋压力机是最古老的成形设备之一，珍有十分悠久的发展历史。
很久以前，欧洲就有木制螺旋压力机，用以压制葡萄汁和橄榄油。
15世纪德国人JohannGensleisch（1400～1468）在木制螺旋压力机的基础上制成了螺旋印刷机，它可以说是螺旋压力机和其它机械压力机的老祖宗。
在欧洲语言中，压力机和印刷（PRESS）这两个词同词根。
16世纪初，意大利人采用螺旋压力机压制金属艺术品和硬币。
直到19世纪中叶才出现了由蒸汽驱动的机械压力机。
最早用于现代工业化大生产的螺旋压力机靠摩托车擦盘传递动力，简称摩擦压力机，它在19世纪初开始使用，1877年德国公布了摩擦压力机的首个专利。
由于结构简单，工作可靠，摩擦压力机至今仍在广泛应用。
其最大的缺点是摩擦传动效率低，约为50%～55%，其总效率仅为20%～25%。
近百年来，人们一直在寻求改进的方法，主要目标是：
（1）提高传动效率，降低能耗；
（2）加大设备吨位，提高工作能力；（3）提高打击能量的确良控制精度和操作的自动化程度。
20世纪是摩擦压力机大发展的时期，20年代，人们开始研制液压摩擦压力机，40年代末期投入工业应用。
30年代，前苏联开始电动摩擦压力机研制，50年代末期德国开始生产，到70年代末，德国辛佩欠公司研制成功离合器式摩擦压力机。
20世纪末期，日本Enomoto公司开始研制成功伺服驱动电动摩擦压力机。
进入21世纪，摩擦压力机这一古老的成形设备仍在蓬勃发展，已经形成品种多样，规格齐全，自动化程度高的特色，为人类文明的发展继续作出贡献。
1.4课题的提出及研究的意义
1.4.1课题的提出及创新
摩擦压力机在各个行业都得到了广泛的应用，其发展和研究也得到了长足的进步。
目前，摩擦压力机的设计工作仍是使用传统的经验设计方法进行，存在缺点是效率低，周期长以及难以提高设备性能。
对现有的摩擦压力机局部结构进行技术改造，提出新的设计方案是本次设计任务中的重中之重。
1.4.2课题研究意义
随着制造业的迅速发展，模锻件质量及成本的竞争愈来愈激烈。
自从我国加入WTO后，降低模锻件成本是锻造行业十分关心的重要问题，这就向锻压装备及锻造工艺技术提出了更高更新要求。
突出的问题是合理选择以精化毛坯为目的的变形方式，这些方式不仅能获得高精度高质量的锻件，还能完成各种复杂锻件的成形;既能减少材料消耗及机加工工时，又能降低能耗，提高生产率。
摩擦压力机的主要问题是电机需带动摩擦盘始终高速旋转，而飞轮在一个循球中还需改变旋转方向，在换向时飞轮和摩擦盘产生严重打滑。
这不但降低了传动效率，也加剧了摩擦带的磨损。
为解决这一问题，上世纪就有人进行了改进，先后开发了三盘式和双电机独立驱动的摩擦压力机。
由于摩擦盘工作和回程具有不同的速度特性，摩擦盘和飞轮间的相对滑动速度得以降低，设备性能行到一定的改善。
但是由于增加了结构和操作的复杂性，从而增加了制造和维修费用。
针对这些问题，我们有必要对摩擦压力面进行优化设计，得出较合理的结果，给实际工作以有效的指导。
1.5摩擦压力机的现状及改进方法
1.5.1摩擦压力机的现状
对于我国的摩擦压力机现状，其特点是结构简单，操作维护简便，在精加工场合得到了广泛的应用，但是其输送效率却比较低。
1.5.2摩擦压力机改进方法
对于我国的摩擦压力机现状，其特点是结构简单，操作维护简便，在精加工场合得到了广泛的应用，但是其输送效率却比较低。
从摩擦压力机的结构出发，对摩擦压力机的结构尺寸综合性能做了深入的研究和探索，摩擦压力机的能量损失主要来自滑动轴承和螺杆螺母副。
螺杆螺母副不能除了改进工艺，不能深入优化结构，主要是由于摩擦压力机这个概念的制约，所以只能从滑动轴承方面进行改进。
我们知道滑动轴承的效率是很低的，所以本设计采用滚动轴承，这就决定了摩擦盘的结构要重新设计，因为轴是不适于在轴承中轴向来回运动的。
于是，又引出了摩擦盘的结构设计。
本设计结构采用花键轴带动摩擦盘的结构形式。
让摩擦盘的轴向运动交给花键轴套，这样可以采用滚动轴承。
对于这个实际的问题，根据调查和实例，对花键轴进行了理论分析，提出了推荐计算公式，并将推荐计算公式和通用计算公式结合起来，进行计算比较对照，得出推荐计算公式与实际需要符合得很好这样的结论。
从摩擦压力机的使用性能出发，由于摩擦压力机工作时间间隔小，冲压力大，危险性高，所以对摩擦压力机的安全性进行优化设计也由其重要。
本设计从两个地方进行优化设计：
一、改进飞轮结构，增加过载保护结构；二、设计行程开关机构，把滑块行程的信息反馈到操纵杆。
总之，现在对于摩擦压力机的研究越来越收到各界的重视，而目前国外也有了很多的研究成果。
在国内的研究成果相对于国外来比较，研究成功还较少，还不是很先进。
1.5.3改进后及固有的性能特点
1．双盘摩擦压力机兼有模锻锤和热模锻曲柄压力机的双重特性和优点。
首先它在工作过程中带有一定的冲击作用，滑块行程不固定，这是锤类设备的特性，使得它在一个型槽里可进行多次打击变形，从而能为大变形工序（如嫩粗、挤压等）提供大的变形能和一定的锻击力：
同时它又是通过螺旋付传递能量，在金属产生塑性变形的瞬间，滑块和工作台之间所受的力由压力机封闭的框架所承受，并形成一个封闭力系，这一点是热模锻曲柄压力机的特性，因而也能为小变形工序（如终锻模合阶段、精压、压印等）提供较大的变形力和一定的变形能，所以能满足各种主要锻压工序的力能要求。
2．与热模锻曲柄压力机相比，该机是定能设备，设备行程可变，没有固定的下死点。
因此、调整模具十分方便，特别适合于模具更换频繁的中小批量锻件的生产。
而热模锻曲柄压力机的下死点是固定的，行程和压力不能随意调节，不适宜进行延伸、滚挤等制作工艺，对坯料表面的加热质量要求也较高，不允许有过多的氧化皮，尤其当设备操作或模具调整不当以及下料不准或超负荷使用时，有可能使滑块在接近下死点时发生闷车而中断生产。
3．该机打击力大，一般允许为公称力的1.6倍，而热模锻曲柄压力机因容易“闷车”一般只允许用到其公称力的70%-80%.因此，同规格的压力机，双盘摩擦压力机的最大打击力是热模锻曲柄压力机的两倍，也就是说J53-3150型摩擦压力机就相当于60000kN热模锻曲柄压力机的工作能力。
4．该机锻件精度高，锻件的尺寸精度靠模具“打靠”和导柱导向（用于精密模锻）来保证，不受设备自身弹性变形的影响，因而近年来许多工厂都利用摩压力机进行精密模锻，特别对于轴类的校正等运用广泛。
5．该机闷模时间短，仅为热模锻曲柄压力机的一半，传给模具上的热量少，温度低，模具寿命长，这对批量生产尤为重要，能够保证各个锻件的精度基本一致。
而热模锻曲柄压力机由于滑块在下死点附近运动速度最慢，不仅工件在模具内停留时间长，模具使用寿命短，而且对一些主要靠压人方式充填型槽的锻件，有可能虽然产生了较大的毛边，而仍未充满型槽深处。
6．该机结构简单性能可靠，操作灵敏方便，其设备投资、模具成本和锻件成本均比模锻锤和热模锻曲柄压力机便宜一半多，与进口产品相比，性能基本一致，但价格仅为进口产品的四分之一。
因此理论和实践都证实，该机工艺适应范围广，锻件精度高，生产率适中，劳动条件好，是一种符合我国国情，具有国际先进水平的大型精锻设备。
2.摩擦压力机初步设计及单元功能设计
2.1结构设计
设计一台由操纵杆控制的，利用摩擦力改变飞轮转向摩擦压力机，如图2-1。
按中华人民共和国机械行业标准：
JB/T2547—91，要求参数如下：
公称力：
F=1500KN
运动部分能量：
P=18KW
滑块行程：
S=280MM
最小装模高度：
H=280MM
工作台垫板厚度：
T=120MM
工作台面尺寸：
左右b=500MM
前后a=630MM
图2-1摩擦压力机示意图
由设计任务书及相关资料得知。
本次设计可采用如下方案：
传动系统：
采用电动机通过V带带动摩擦盘。
摩擦轮传动经过螺杆螺母机构控制滑块进程。
导向机构：
采用滑动直线导轨。
执行机构：
螺杆-螺母螺旋机构。
驱动机构：
三相异步交流电动机。
传动机构：
初步定为V带传动机构。
主要零部件特点及其作用：
机身采用组合预应力框架，分为横梁、立柱和底座，由优质灰口铸铁浇注成为一体，机架强度高刚性好。
机身设计为组合式一是为了起吊运输方便，二是提高产品质量；横梁中的铜螺母是用特殊配方的优质耐磨铜合金采用离心浇铸工艺制成，铜螺母和上面的导向套是易损件，磨损后需及时更换;良好的润滑对螺旋付的寿命至关重要，一定要根据实际情况及时调整润滑，确保螺旋付润滑充足:
螺母下面设有缓冲圈，当制动失灵时，缓冲圈用以吸收运动系统的能量，避免运动系统与机架刚性相撞而损坏机器，当发现上撞缓冲圈时应立刻停机，并查明原因，排除故障，严禁经常上撞缓冲圈；工作台上的垫板是用来保护工作台面的，不能随意拆卸。
传动部分采用了比较容易调整的十字叉联轴节式调整结构，摩擦盘与飞轮间的间隙一般为2-3mm，当超过5mm时要及时调整间隙，以防损伤有关零部件，十字叉联轴节式调整结构从防锈和防变形两方面地有效解决了摩擦盘调不动问题，摩擦盘与传动轴间装有防锈铜套，铜套内设有润滑装置，需定期注油并定期活动一下铜套，以防油污干枯而使铜套难以移动，调整摩擦盘后，需将锁紧螺母紧靠在摩擦盘端面上，不得留有间隙，以防窜动损伤有关零部件。
采用打滑保险飞轮，从而保证了设备既能输出较大的打击能量，又能在输出较大的打击力时通过飞轮打滑保护设备飞轮外缘的牛皮带为易损件，严重磨损后应及时更换.飞轮轮体与上下轮缘之间装有打滑摩擦片，用螺栓将碟簧压缩，依靠碟簧的弹力将它们摩擦联接起来，起安全保险作用。
当打击力超过额定力时上下轮缘将会相对于轮体打滑，消除多余能量，避免因超载而损坏机器打滑保险装置不得随意锁死，以防超载。
螺杆是该机的核心零件，其几何精度、表面粗糙度及材质性能，对其使用寿命乃至铜螺母的使用寿命至关重要。
本螺杆材质选用优质合金钢锻材，经充分锻造探伤后，再经热处理至适当硬度，使之获得最佳的综合力学性能。
螺纹摩擦表面需经抛光处理，以减轻机械磨损，提高使用寿命。
滑块采用可拆卸式，可通过调整斜铁调整导轨间隙，以保证滑块的导向精度，本机最大偏心距应不大于300mm。
采用平移式全行程制动，制动力大，制动灵敏，安全可靠.在全行程任意位置均可实现制动，通过滑块的点动使用户安装调整模具非常方便。
同时平移式制动对飞轮牛皮带损伤轻。
牛皮带使用寿命长。
制动力的大小可通过调整气缸压缩弹簧来实现，但过大的制动力不利于飞轮牛皮带的使用寿命，因此，在满足使用要求的情况下，不要将制动力调的太大。
操纵采用手动离合式直推结构，简单可靠。
平台刚性好，振动小，噪声低，前后贯通使用方便，外形美观并设有安全装置，以确保维修人员的安全。
2.2控制系统设计
根据设计要求，采用操纵杆经过连杆经过连杆机构控制摩擦盘。
结构原理如图2-2：
图2-2结构原理图
3.摩擦压力机的设计计算
3.1初步设计
1．选择电动机类型
按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。
2．选择电动机容量
电动机所需工作功率为P机：
由《实用机床设计手册》表1.1-10得：
3．确定电动机的转速
因为滑块行程次数n=27min-1
滑块行程S=280mm
所以一次工作时间t=60/n=2.22s
滑块最大下降速度
假设螺距P=20mm
所以螺杆转速
按《机械设计手册》推荐的传动比合理范围两摩擦轮之间传动比取1，V带传动比取2～4，故电动机转速的可选范围为:
n’d=i’a×n=（2～4）×535r/min=1070～2140r/min
所以这一范围有1500r/min
根据容量和转速，由《实用机床手册》表4.4-2查出符合和电动机型号有：
如表3-1
表3-1初选电机参数表
`
额定功率（KW）
额定电流（A）
效率
转速（r/min）
额定转矩
Y180L-4
22
42.5
91．5
1500
1480
2.2
Y220L-4
30
56.8
92．5
1500
1480
2.2
综合考虑各因素，选定电动机型号为Y180L-4。
4．计算传动装置运动参数和动力参数
摩擦盘：
螺杆：
5．各传动装置功率
摩擦盘功率：
螺杆功率：
由《实用机床设计手册》表1.1-10得：
η带=0.96η轴承=0.99η摩擦盘=0.96η丝杆=0.5
6．各传动装置转矩
摩擦盘转矩：
螺杆转矩：
计算结果进行整理列于下表3-2
表3-2初步计算结果表
装置
电动机
大带轮与摩擦盘装置
飞轮与螺杆装置
转速n/r·min-1
1480
493.33
493.33
功率P/KW
22
19.17
8.62
转矩T/N·m
142
371.10
166.87
传动比i
3
1
效率η
0.87
0.45
3.2设计V带
1．确定计算功率Pca
已知条件为：
功率P=22KW，传动比i=3
由Pca=KAP得
Pca=1.4×22KW=30.8KW
由《机械设计》表8-6得KA=1.4
2．选择带型
根据Pca和小带办转速1480r/min，由《机械设计》图8-8选定SPA窄V带。
3．尺寸计算
1）确定带轮的基准直径dd1和dd2。
初选小带轮的基准直径dd1
由《机械设计》表8-3得ddmin=90mm
由《机械设计》表8-7得基准直径dd=150mm，dd1=155.5mm
2）验算带的速度v
由《机械设计》式8-13得
对于窄V带，
vmax=35～40m/s
所以v≤vmax，所以符合要求。
3）计算从动轮的基准直径dd2。
dd2=idd1=466.5mm
4）确定中心距a和带的基准长度Ld.
由0.7（dd1+dd2）＜a0＜2（dd1+dd2）得
435．4mm＜a0＜1244mm得
初定a0=800mm.
按《机械设计》式8-20得
基准长度
由《机械设计》表8-2选基准长度Ld=2500mm
所以
min=
-0.015Ld=746.62-37.5=709.12mm
max=a+0.03Ld=544.22+60=821.62mm
5）验算主动轮上的包角α1：
所以符合要求。
6）确定带的根数Z
由《机械设计》表8-8，表8-2，表8-5C，表8-5D查得P0=4.91，△P0=0.56，Ka=0.98，KL=1
取Z=6
因为Z＜10
图3-4轴受力弯矩图
轴在水平面内的弯矩图如图所示：
图3-5 轴弯矩图
T=371100N·mm
3．轴的初步计算
取[σ]=637MPa
查表得[σ-1]=58.7MPa，d=0.6
因为键槽时，直径增大4%，
所以
取d=40mm
4．轴的结构设计
如图：
图3-6花键轴结构设计图
5．轴的校核
1）因为该轴主要承受扭矩，所以应按扭转强度条件计算。
轴的扭转强度条件为：
由《机械设计》表15-3得：
[τ]=35MPa
2）因为此轴瞬时过载很大。
所以应对此进行静强度条件校核。
轴的静强度条件是：
由表15-1得σS=355。
表15-4得W=0.1d3
所以安全。
3.5滚动轴承的选择
按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，帮选两端因定式组合方式。
类型为深沟球轴承，寿命为Lh=12000h。
由计算结果得：
径向力Fr=315.37N；
轴向力Fw=0N；
工作转速n=493.33r/min。
初选6008，查《实用机床手册》表3.8-44得：
基本额定负荷Cr=17000N。
静负荷Cor=11800N。
查得《机械设计》表13-5得X=1，Y=0。
查得《机械设计》表13-6得，fP=1.5。
因为Cjs＜Cr
所以6008满足要求。
6008深沟坏轴承的参数：
D=68mm，B=15mm，da=46mm，Da=62mm。
3.6键的设计与校核
1．小V带轮键
选用A型普通平键
按《机械设计》表6-1，选键12×90GB1096-79，b=12mm，h=8mm，L=90，l=78。
按《机械设计》表6-1，[σP]=110MPa，[τ]=40MPa。
所以满足要求。
2．大V带轮键
选用A型普通平键
按《机械设计》表6-1，选键12×90GB1096-79，b=12mm，h=8mm，L=90，l=78。
按《机械设计》表6-1，[σP]=110MPa，[τ]=40MPa。
所以满足要求。
3．花键轴I的设计
根据机床与轴的尺寸要求，综合考虑，初步设计花键齿数Z=4，工作长度l=450mm，工作高度h=4mm。
因为d=45mm
又因为是动联接。
由式6-6
取ψ=0.8
由《机械设计》表6-3查得[P]=5～15
因为P<[P]
所以满足要求。
4．花键轴II的设计
根据机床与轴的尺寸要求，综合考虑，初步设计花键齿数Z=6，工作长度l=70mm，工作高度h=5mm。
因为d=70mm
又因为是静联接。
由式6-6
取ψ=0.8
由《机械设计》表6-3查得[σP]=100～140。
因为σP<[σP]
所以满足要求。
3.7螺杆螺母的设计
1．选择材料和许用应力
螺杆材料选举40r钢，830～860°C淬油，860～400°C回火。
由《机械设计手册》表12-1-10可得：
取σP=350N/mm2。
螺母材料选用2CuAl10Fe3。
由表12-1-10得：
σP=40～60N/mm2，取50N/mm2；τP=30～40N/mm2，取35N/mm2。
摩擦压力机螺旋系机动中速，由表12-1-9可得：
Pp
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