机械类机械设计制造及其自动化设计完整版Word文件下载.docx

1、装卸板系统、加热装置、压机闭合开启装置等都为人们所了解。这些多层压机的制造商则是来自人造板设备技术比较发达的德国,如辛北尔康普公司和贝克一冯赫伦公司,前者至今仍然在世界人造板设备供应领域占据重要的地位而后者却已于20世纪80年代退出了市场的竞争行列。后来多层压机在刨花板生产中获得了极大的成功,并推广开来。多层压机的使用在促进刨花板工业的发展的同时推动了整个人造板工业的进步。而刨花板行业的发展又为多层热压机的不断改进提供了生产依据。最初人造板多层压机的主要制造商主要集中在欧洲，包括比松公司、辛北尔康普公司、贝克冯赫伦公司迪芬巴赫公司和顺智公司等之后随着多层热压机制造技术的推广,美洲以及包括中国在

2、内的一些亚洲国家也加入到多层热压机设备供应商之列。近年来,随着热压机技术的发展,欧洲的主要热压机生产厂家已经将主要的生产力转移到连续热压机的生产上,而我国的上海人造板机器厂、美国的华盛顿铁工厂则成为除欧洲厂商外的多层热压机市场上较为重要的供应商。美国的华盛顿铁工厂一直致力于多层热压机的发展,产品的层数、压机幅面也不断加大。而我国的上海人造板机器厂则是多层热压机市场的后期之秀，依靠国内强大的市场支持,目前已向国内外市场提供了多套多层热压机设备。为了提高单机生产能力,多层热压机采用两种途径提高产能,一是增加压机层数，二是增大热压板的幅面。目前通常使用的热压机层数为10-15层，最多可达40层，幅面

3、主要有4英寸和8英尺。1.2热压机的特点热压机除整个结构布局合理、紧凑、外形美观、精密度高外，还具有以下特点：控制系统多样化。此热压机的控制系统有光电管、无触点开关和行程开关。这些控制电器元件灵敏、耐用，而且大部分元件安装在热压机顶部，使得热压机结构紧凑、整洁。热压机主体部分是由一定厚度的钢板焊接成的框架式，不易变形；梯形块上设置倒角，便于找正。热压机的低压泵、高压泵和电机全部安装在油箱架下边，占地面积小。该热压机由于装有蓄压器，因此可起到缓冲作用， 以增加热压机的稳定性。当液压系统达到一定压力时，高、低压泵可自动停止工作；当压力不足时，可自动开启高、低压泵补充到规定油压，使液压系统总保持在规

4、定的油压范围内。1.3热压机的发展带来的机遇和挑战随着房地产业的飞速发展，带动了装修业的快速发展，从而带动了集成材业的发展。集成材保留了天然木材的材质感，外表美观，材质均匀，克服了木材易变形、开裂的缺点，利用短小料可获得人造板和实木不能替代的方材板，提高了木材的使用价值。它是室内装饰、木质地板和中高档家具生产的理想材料。集成材的生产主要由拼板机来完成，使得拼板机的市场需求量越来越大。随着板材生产厂家的需要的不断提高，要求拼接出来的板材尽量平整，木条之间的不平度较小，拼接的整板变形量小，没有弯曲、扭曲、翘曲现象。为此保证设备上下工作面的平面度、刚性、上下平面的平行度比较关键。另外，必须改善拼接工

5、艺，减少板材拼接受力不均，保证热拼板机承载面内受热均匀。但我国的拼接设备与德国、意大利等发达国家比还相对比较落后，主要表现在设备的自动化程度低，配套使用的设备较少，还存在很多单机使用现象。全自动拼板生产线在国内尚还空白。另外，我国的拼接板精度不高，后序加工量大，余料浪费较多。随着生产规模的不断扩大，多层热压机的层数在不断增多，幅面也在不断加大。然而多层热压机的缺点也越来越显现出来：1）热压辅助时间长，压机有效生产率低。使用多层压机，需要相应配置附属的装板、卸板系统，这无形中增加了热压的辅助时间，再加上压机自身所需要的闭合开启时间，导致热压周期长，生产效率低。而且压机的层数越多，辅助时间越长，辅

6、助系统也越复杂。2）随着层数的增多，多层压机对系统的同时闭合系统要求更高。而且由于在热压过程中各层板坯受压不同，造成成品板的产品厚度不均，产品稳定性差。3）由于装板以及热压板闭合后板坯在未加压的情况下受热，使产品产生较厚的预固化层，砂光余量大。4）热压板在热压过程中,直接受湿热蒸汽的作用，热压板腐蚀严重，影响使用寿命。5）受压机开档和热压板的限制，多层压机生产的产品规格具有一定的限制，不能满足人们对产品多规格的要求。尽管多层压机具有以上缺点，但是到目前为止，多层压机仍然占据热压机市场的大部分市场份额，成为人造板生产的主要压机之一。改善机架应力状态的措施：（1）在同样重量下减簿板厚,增加宽度，以

7、提高机架抗弯刚度,减少应力。（2）避免在机架内侧钻孔、焊接零件，以免引起应力集中，可将零件布置在立柱的外侧。（3）在机架上增加几块补板，以提高上、下横梁的抗弯刚度和立柱的刚度。（4）减小拐角处的应力集中，可以采取圆弧过渡,或斜角过渡。（5）正确选择焊缝位置。机架板一般都是拼焊而成的，焊缝强度一般都低于母材，而且有焊接应力，所以焊缝要选在应力较小的位置，而且要沿立柱方向，不能沿横梁方向。2.热压机的结构设计五层侧压式热压机的整机设计采用了框架式结构，整体使用工字钢和钢板焊接而成，根据热压板的具体的参数，选择成品压板和侧压板。整机结构见下图：图2-1 五层侧压式热压机的结构其中热压机的主要技术参数

8、为：上下压力：90吨（将层层热压板向上顶起且保证压机工作时板坯不发生翘曲，泄压时靠压机自重下降）侧向压力：10吨（将板坯侧向加紧）热压板尺寸：2550*1370*42mm两热压板之间的间距为100mm详细尺寸结构参考零件图：BYSJ-01。2.1框架结构最上部为上托板，为加强强度，上托板与第一个热压板间需焊接厚度为10 mm的钢板。每个热压板间距离是100mm。侧压缸在同一侧，与侧压板连接。止推板在另一侧，厚度均为10mm。热压板通过方形钢管和阶梯形挡块定位。为了方便热压机在工作时热压板上升过程中位置的找正，将梯形挡块开有45度倒角，以便起到引导作用。为了使两个侧压缸推力相同以及下托板在上升过

9、程中的平稳，使用齿轮齿条机构进行调节。第六块热压板直接焊接于下托板上，它与下托板之间同样有一厚度为10mm钢板加强其强度。柱塞缸与焊接在底座上的法兰通过螺栓连接在一起，使用厚度为14mm的钢板。四个柱塞缸通过两组齿轮齿条控制同步压力。立柱采用H钢，型号为28a。2.2柱塞结构该结构主要有两部分组成柱塞和柱塞缸，两者的结构分别表示如下图示：图2.1柱塞结构柱塞缸主要采用14mm的钢板卷筒焊接而成，其结构简单制造方便。将该结构安装在下横梁上，并通过一块14mm厚的钢板与之焊接为一体。钢板上安装法兰以实现工作要求。2.3上托板结构为了考虑材料和该结构的受力特点，通过对不同结构形式的托板受力分析，选择

10、受力最小且受力最为合理的结构，其结构设计为两边带有加强肋，中部为正方形结构且加强肋在其对角线上。结构示意图如下所示：图2.3 上托板结构详细尺寸结构参考零件图BYSJ-02。2.4下托板结构下托板是该机器的主要受力部件之一，为了使受力均匀和节省材料从而降低生产成本，在参考了以往的设计经验并通过对不同结构形式的托板进行受力分析，最终选择了受力最小且受力最为合理的结构，其结构设计为将托板均匀分成四部分，每部分的加强肋设计在其对角线上，连接柱塞法兰的结构设计在该肋板的几何中心上。结构如下图所示：图2.4下托板结构BYSJ-03。2.5平衡机构简要设计2.5.1工作原理由于液压系统在工作时，对柱塞缸的

11、压力油供应不均匀，而使下托板以及侧压板在工作时不平衡。为了使液压缸柱塞将下托板顶起工作时下托板平衡的上升，及侧压板工作时平衡的对板坯进行加紧而设计了该平衡机构。它主要由齿轮齿条机构来保证，将两个相同的齿轮安装在同一根轴上，将齿条与下托板相连。在侧压板上的平衡机构的结构于此相同，在此仅以下托板处的平衡机构的结构为例加以说明。具体结构如下图所示：图2.5平衡机构（齿轮齿条机构）参考了机械设计齿轮设计例题分析，由于该压机的工作压力最大为90吨，所以平衡机构中齿轮转速不高，受力不是太大的特点，可将齿轮精度等级确定为IT7（GB10095-88）。选择其材料为40Cr（）硬度为280HBS，齿条的材料选

12、为45钢（调质）硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS，符合了设计的基本要求。现将其主要的设计过程简要叙述如下：1）初选齿轮齿数为=24，齿数比u=4；2）主要公式：接触疲劳许用应力分度圆直径： T=Fd/2=11250。其中F为液压缸工作参数90t；d为平衡轴直径；有机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8,有图10-21d按齿面硬度查齿轮的接触疲劳强度极限=600；由图10-19去接触疲劳寿命系数=0.95。3）按齿根弯曲强度设计时=0.93mm由图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限=500,查图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85,取弯曲疲劳安全系数S=1.4，

13、故而 =303.6，载荷系数查表10-5查得齿轮的接触疲劳强度决定了承载能，它仅与齿轮的直径有关，为同时考虑制造及安装方便，可将该齿轮的模数适当放大，取为m=2.5，这样设计的齿轮齿条传动既能满足齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑便于生产制造。齿轮的主要设计参数：材料：40Cr（调质）精度等级：IT7模数：2.5压力角：20齿槽宽：3.93 mm齿顶高：2.5 mm齿根高：68.76 mm齿高：5.62 mm齿厚：齿根圆半径：64.38 mm具体尺寸参阅零件图：BYSJ-04。2.5.2齿条的设计根据齿条的特性及该机构的特点，其设计参数有：45钢（调质）齿形角：3.1

14、2 mm26.88 mm结构示意图如下：图2.5.2齿条结构参考零件图：BYSJ-05。2.5.3键的选择根据平衡轴径d=25mm查附表5.20普通平键（GB 1095、1096-2003摘录）选择普通A型平键，主要参数：轴深 t=4.0 毂深t=3.3 根据齿轮宽选键长L=55mm；材料Q275A （GB/1096-2003）。2.6轴承的选取根据前文中设计的轴的最小直径d=25mm查机械设计手册选取深沟球轴承代号为：6005。具体参数见下图：其中，查机械设计课程设计附录4.2 深沟球轴承（GB/T 276-94摘录）得到主要的参数值有：d=25mmD=47mmB=12mm。2.7侧压缸支架

15、结构由于该支架主要对侧压缸起固定作用，将其焊接在热压板上，工作时随热压板一起上下运动。经受力计算该结构主体部分可由14mm钢板焊接；加强肋部分由10mm钢板焊接组成，这种结构在受力方面比较理想。图2.7侧压钢支架三视图BYSJ-06。2.8侧压缸螺栓设计校核根据热压机的侧压力10吨以及部件的连接需要，初选公称直径为13mm的螺栓，为保证其正常工作现对其进行校核。受轴向载荷的紧螺栓（静载荷）连接的校核计算结果：工作载荷 Fc = 3.125 kN 残余预紧力系数K = 1.6 总载荷 F0 = 8.13 kN 相对刚度 = 0.25 预紧力 Fp = 7.34 kN 螺栓机械性能等级 = 6.8

16、 螺栓屈服强度 s = 480 MPa 安全系数 Ss1 = 2 螺栓许用应力 = 160.00 MPa 选择材料为：45钢 螺栓公称直径 Md = M13 螺栓小径d1 = 10.106 mm 螺栓计算应力 = 132.1 MPa 校核计算结果： 满足强度要求受轴向载荷的紧螺栓（动载荷）连接校核计算结果： 螺栓材料：Q235A 螺栓抗拉强度= 440 MPa 螺栓屈服强度= 240 MPa 抗压疲劳强度= 140 MPa 尺寸因数 = 1 制造工艺因数= 1 受力不均匀因数 缺口应力集中因数= 3.9 安全系数= 2 螺栓许用应力幅= 17.95 MPa 螺栓公称直径= M12 螺栓小径=

17、10.106 mm 螺栓计算应力幅= 4.89 MPa校核计算结果：满足故选择公称直径为13的螺栓，材料为Q235A，处理。3.热压机主要部件的受力分析3.1立柱的设计校核 立柱采用工字钢，根据热压机的对称结构，立柱仅受拉力作用，没有附加的弯矩和扭矩。由计算公式： 式中:所选材料的弹性极限，这里选取Q235A， =210MPa。 A工字钢的横截面积 S设计计算安全系数，取S=2. F工字钢受力将数据代入公式得： A=61.4c据此选取型号：热轧工字钢28a（GB706-88），详细尺寸见零件图。3.2上托板的设计校核上托板与热压板间附有10mm厚钢板来加强其强度。上托板由厚度为14mm高为30

18、0mm的钢板焊接而成。由于其复杂的交叉结构，传统的材料力学分析解决问题的方法十分繁琐，此处借用WildfirePro/E 5.0里面的有限元分析工具进行校核计算。首先建立三维模型如图：图3.2.1上托板三维模型三维模型建成后进行受力分析的准备工作：先进行模型设置材料选择材料的分配施加位移约束定义位移约束定义载荷性质（第一块热压板受到均匀的压力载荷，将90t压力均匀分配到热压板上）建立模型分析定义结果定义。图3.2.2上托板受力模型系统开始运行，随后便可运行出想要得到的结果。如图所示：图3.2.2整体受力图3.2.3运行结果图3.2.5受力结果从图3.2.5中看出，该结构最大应力处应力为79.9

19、Mpa，该结构用45号钢，其抗拉强度为353MP，由于90t为该热压机极限压力，热压机在工作是几乎不会达到该力，此设计结构是偏安全的，符合设计要求。计算机运算过程如下：-Mechanica Structure Version L-03-38:spg设计研究 Analysis1 的摘要Sat Jun 8, 2011 22:46:54运行设置 块求解器的内存分配: 128.0 并行处理状态 当前运行的并行任务限制: 2 当前平台的并行任务限制: 64 自动检测到的处理器数:创建元素前正在检查模型.这些检查考虑到了以下事实:AutoGEM 会自动在具有材料属性的体积块中、具有壳属性的曲面上和具有梁截

20、面属性的曲线上创建元素。 自动生成元素。创建元素后正在检查模型.未在模型中发现错误。Mechanica 结构模型汇总 主单位制: millimeter Newton Second （mmNs） 长度: mm 力: N 时间: sec 温度: C 模型类型: 三维 点: 2486 边: 12685 面: 18003 弹簧: 0 质量: 梁: 壳: 实体: 7803 元素:标准设计研究静态分析 : 收敛方法: 单通道自适应 绘制栅格: 4 收敛环日志: （22:47:32） 通道 1 计算元素方程 （22:33） 方程总数: 129213 最大边阶数: 3 解方程 （22:40） 后处理解 （22

21、:48:04） 检查收敛 （22:10） 资源检查 （22:15） 过去的时间 （秒）: 81.67 CPU 时间 （秒）: 79.34 内存使用量 （kb）: 339829 工作目录磁盘使用量 （kb）: 495616 通道 2 16） 153891 624）55）49:01） 计算位移和应力结果 （22:07） RMS 应力误差估计: 载荷集 应力误差 占最大主应力的百分比 - - - LoadSet1 8.66e+00 8.2% of 1.06e+0227） 153.27 138.64 355804 619520 模型的总质量: 1.088271e+00 模型的总成本: 0.000000e+00 WCS 原点的质量惯性矩: Ixx: 7.44852e+05 Ixy: -1.54093e