0053-雙盤摩擦壓力機結(jié)構(gòu)設計（全套9張CAD圖+說明書）,摩擦,磨擦,壓力機,結(jié)構(gòu)設計,全套,cad,說明書,仿單 雙盤摩擦壓力機結(jié)構(gòu)設計  摘 要 在全面了解摩擦壓力機的組成結(jié)構(gòu)、工作原理、控制方法的基礎上，參考已有大型摩擦壓力機結(jié)構(gòu)和設計經(jīng)驗，對這一設備的總體結(jié)構(gòu)及傳動系統(tǒng)進行設計，達到其預期的功能要求。著重對帶輪、摩擦輪、主軸、螺桿等做出了詳盡的設計，并且對其中的各個部件進行了完整的校核。傳動系統(tǒng)是整臺機床的核心部分，它由帶傳動、摩擦輪傳動、螺旋傳動組成。對初始設計進行了改進，給出了摩擦壓力機的最后總體結(jié)構(gòu)設計方案。最終設計出的摩擦壓力機結(jié)構(gòu)緊湊、綜合性能良好，工作效率高。最適用于校正、整形、壓彎、擠壓、切邊、沖壓等多種工藝，使物料變形。 關(guān)鍵詞：摩擦壓力機；傳動系統(tǒng)；摩擦輪傳動；螺旋傳動；校核  ABSTRACT On the basis of comprehending to structure, operating principle, control procedure of friction press, reference to the design experience and structure of former large-scale friction press, the overall structure and its transmission system are designed. Then the anticipated functions can be achieved. The paper focuses on belt wheel, friction wheel, main spindle, screw spindle and screw nut to make a detailed design, and makes a complete check to the various components. The transmission system is the key part of the machine tool, which is composed of belt, friction wheel, screw transmission. We modified the previous design and gived the overall structure scheme. Finally the friction press’s structure is compact, as well as the overall performance, and the productivity is high. It is suitable for many kinds of technology of material deformation includes adjustment, shaping, press bending, squeezing, trimming, die stamping etc.. Key words: Friction Press; Transmission System; Friction Wheel Transmission; Screw Transmission; Check III 目 錄 摘要………………………………………………………………………………………Ⅰ Abstract ………………………………………………………………………………Ⅱ 第1章 緒論……………………………………………………………………………1 1.1 選題背景和意義…………………………………………………………………1 1.2摩擦壓力機國內(nèi)外現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢……………………………………………2 1.3研究設想…………………………………………………………………………3 第2章 雙盤摩擦壓力機工作原理及總體設計要求……………………………4 2.1 摩擦壓力機的工作原理…………………………………………………………4 2.2 摩擦壓力機主要零部件…………………………………………………………4 2.3 雙盤摩擦壓力機總體布局要求…………………………………………………5 2.3.1 摩擦壓力機的傳動形式…………………………………………………6 2.3.2 摩擦壓力機的支承形式…………………………………………………6 2.4 摩擦壓力機的規(guī)格及主要技術(shù)參數(shù)……………………………………………6 2.4.1 摩擦壓力機的規(guī)格……………………………………………………6 2.4.2摩擦壓力機的技術(shù)參數(shù)…………………………………………………6 2.5 本章小結(jié)…………………………………………………………………………8 第3章 電動機的選擇…………………………………………………………………9 3.1電動機功率的計算………………………………………………………………9 3.2摩擦壓力機工作周期的能量損耗………………………………………………10 3.3電動機功率的概略計算方法……………………………………………………14 3.4 計算并分配傳動裝置傳動比……………………………………………………15 3.5 本章小結(jié)…………………………………………………………………………16 第4章 帶傳動設計…………………………………………………………………17 4.1帶傳動的概述……………………………………………………………………17 4.1.1帶傳動工作原理及分類…………………………………………………17 4.1.2 帶傳動的特點……………………………………………………………17 4.1.3 帶傳動的失效形式和設計準則…………………………………………17 4.2帶傳動的設計計算………………………………………………………………17 4.3三角帶輪的設計…………………………………………………………………20 4.4 本章小結(jié)…………………………………………………………………………21 第5章 螺旋傳動設計…………………………………………………………………22 5.1 概述………………………………………………………………………………22 5.2滑動螺旋的結(jié)構(gòu)及材料…………………………………………………………22 5.3滑動螺旋副的設計及校核………………………………………………………23 5.4 本章小結(jié)…………………………………………………………………………28 第6章 主軸及軸上零件的設計……………………………………………………29 6.1軸的概述…………………………………………………………………………29 6.2軸的結(jié)構(gòu)設計……………………………………………………………………30 6.3主軸及螺桿上的軸承結(jié)構(gòu)設計…………………………………………………36 6.3.1滑動軸承的結(jié)構(gòu) ………………………………………………………36 6.3.2滾動軸承…………………………………………………………………36 6.4鍵的選擇及校核…………………………………………………………………37 6.4.1鍵聯(lián)接的功能、分類及應用……………………………………………37 6.4.2 鍵的選擇…………………………………………………………………38 6.4.3 鍵的校核…………………………………………………………………39 6.5 本章小結(jié)…………………………………………………………………………41 第7章 摩擦輪傳動……………………………………………………………………42 7.1摩擦輪傳動概述…………………………………………………………………42 7.2端面摩擦輪傳動的設計與計算…………………………………………………43 7.3本章小結(jié)………………………………………………………………………44 結(jié)論………………………………………………………………………………………45 參考文獻 ………………………………………………………………………………46 致謝………………………………………………………………………………………47 第1章 緒 論 1.1 選題背景和意義 隨著運輸、動力及機械制造業(yè)各部門的發(fā)展，對用于鍛造渦輪機葉片、曲軸、汽車前梁、大型法蘭盤、齒輪及其它零件的大型鍛壓設備的需求日益增長。摩擦壓力機是最古老的成型設備之一，在鍛壓生產(chǎn)中的應用已有近二百年的歷史。這種古老的鍛壓設備，結(jié)構(gòu)經(jīng)不斷改進，使用性能日益完善，獲得越來越廣泛的應用，除了在鍛壓行業(yè)外，亦用于建材行業(yè)，特別是近二十年來發(fā)展很快。摩擦壓力機能夠得到發(fā)展，主要由于具有以下特點：（1）摩擦壓力機是利用飛輪積蓄能量，而在打擊時釋放出來。對變形量較大的工藝可提供較大的能量，對變形量小的工藝可提供較小的能量，故摩擦壓力機的工藝性能較廣，可進行模鍛、沖壓、鐓鍛、擠壓、精壓、切邊、彎曲、校正等工作。（2）有頂出裝置，便于復雜零件的成形及精密模鍛。（3）沒有嚴格的行程限制，尤其是無固定的下死點。當用于模鍛時，只要打擊能量足夠，則直至模具打靠為止，鍛件豎向精度依靠模具打靠來保證，與打擊力及熱膨脹無關(guān)，所以鍛件的豎向精度高。（4）行程速度慢，生產(chǎn)率較低。由于滑塊速度較慢適于鍛造一些對變形速度非常敏感的鋁、銅等合金材料。（5）設備結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，安裝基礎簡單，且工作時震動小，操作安全，勞動條件好。因為無嚴格的下死點，不會卡死，因此調(diào)整維修方便，使用成本低。（6）由于摩擦傳動的效率低（其總效率約為10%～15%）以及摩擦盤的結(jié)構(gòu)龐大等因素，限制了摩擦壓力機繼續(xù)向大能量方向發(fā)展[10]。 摩擦壓力機的主要問題是電機需帶動摩擦盤始終高速旋轉(zhuǎn)，而飛輪在一個循環(huán)中還需改變旋轉(zhuǎn)方向，在換向時飛輪和摩擦盤產(chǎn)生嚴重打滑。這不但降低了傳動效率，也加劇了摩擦帶的磨損。為解決這一問題，上世紀就有人進行了改進，先后開發(fā)了三盤式和雙電機獨立驅(qū)動的摩擦壓力機。由于摩擦盤工作和回程具有不同的速度特性，摩擦盤和飛輪間的相對滑動速度得以降低，設備性能得到一定改善。但是由于增加了結(jié)構(gòu)和操作的復雜性，從而增加了制造和維修費用，未能得到廣泛應用。壓力機效率低，打擊力控制不精確，不適于大噸位。但由于造價方面的優(yōu)勢，中小噸位，尤其小噸位螺旋壓力機目前仍以摩擦壓力機為主。 摩擦壓力機的發(fā)展，曾經(jīng)出現(xiàn)過雙盤、三盤、無盤等型式，近年還出現(xiàn)過類似摩擦離合器工作的傳動型式，但仍然是雙盤傳動生命力最強。近十余年來，雙盤摩擦壓力機結(jié)構(gòu)設計有了很大改進，性能進一步提高。如滑塊速度由過去0.5米/秒左右，提高到0.7米/秒，行程次數(shù)相應加快；摩擦盤分別用兩個汽缸推動，摩擦盤與飛輪間隙調(diào)整非常方便；導向加長；設置能量預選等自動化裝置等[14]。 進入21世紀，摩擦壓力機這一古老的成形設備雖然能耗高，控制精度不高，但具有結(jié)構(gòu)簡單，價格低廉的優(yōu)點，已經(jīng)形成品種多樣，規(guī)格齊全，自動化程度高的特色，為人類文明的發(fā)展繼續(xù)作出貢獻。但從節(jié)能考慮，其發(fā)展應得到一定控制，尤其應當限制大噸位的摩擦壓力機的發(fā)展。課題就是對傳統(tǒng)摩擦壓力機的設計和改造開展的調(diào)研。 1.2 摩擦壓力機國內(nèi)外現(xiàn)狀及發(fā)展趨向 在國外摩擦壓力機使用非常廣泛[15]。一九六零年至一九七零年，西德摩擦壓力機擁有量增長率為320％，熱模鍛壓力機為190％，模鍛錘僅為27％。英國、意大利、捷克、法國和蘇聯(lián)等國，為了適應機械工業(yè)迅速發(fā)展的需要，推廣精密鍛造工藝，也裝備了多臺摩擦壓力機，并在摩擦壓力機的基礎上發(fā)展了電機直接傳動的螺旋壓力機和液壓傳動的螺旋壓力機，而后者有了較快的發(fā)展，新品種不斷涌現(xiàn)。主要用于葉片、鏈輪、法蘭、齒輪、噴氣發(fā)動機排氣管等零件的模鍛。 國內(nèi)近十余年來，摩擦壓力機應用也越來越廣泛，除專業(yè)廠從幾十噸到2500噸成系列生產(chǎn)了大量產(chǎn)品外，許多工廠還自制了直到1600噸的各種噸位的摩擦壓力機，液動和電動螺旋壓力機也已研制成功并在生產(chǎn)中使用。根據(jù)上海、沈陽、天津、北京等市的調(diào)查表明，摩擦壓力機約占模鍛設備擁有量總數(shù)的10%~20%。近年來，也正在試驗研究在摩擦壓力機上精鍛帶齒傘齒輪，生產(chǎn)率比切削加工高幾倍，節(jié)省鋼材1/3，精度達7—9級。按照“揚長避短”的建設方針，摩擦壓力機這種投資少、經(jīng)濟效果好、適合我國國情的鍛壓設備，將會有良好的發(fā)展前景。 近年國內(nèi)外開始探索左、右摩擦盤分別用電動機驅(qū)動的傳動型式，一九七九年英國“冶金”雜志介紹了意大利Ficep PFM400型摩擦壓力機。這種傳動型式有以下優(yōu)點：①下行和回程摩擦盤有可能采用不同轉(zhuǎn)速，既可加快滑塊下行速度以提高行程次數(shù)，又不至于加劇回程開始時摩擦帶的磨損，使兩個摩擦盤在最好速度狀態(tài)下工作。②便于設計一種間隙調(diào)整非常方便而結(jié)構(gòu)又簡單的摩擦盤操縱機構(gòu)。③橫軸不轉(zhuǎn)動，受力情況好，但是這種傳動型式還有待生產(chǎn)實踐的考驗。 摩擦壓力機發(fā)展趨向[16]:(1)基本參數(shù)系列化；(2)加快滑塊行程次數(shù)，提高打擊速度，提高生產(chǎn)率，以便與其他鍛壓設備配套組成機械化及自動化生產(chǎn)；(3)提高機器的機械化、自動化程度；(4)摩擦壓力機大型化；(5)使用電子計算機對摩擦壓力機的設計理論進行精確研究，在強度和剛度計算方面，將廣泛采用有限元法；(6)探索新的傳動方式。 1.3 研究設想 1.根據(jù)所要設計摩擦壓力機的主要技術(shù)參數(shù)，合理選擇電動機的類型、結(jié)構(gòu)、容量（功率）和轉(zhuǎn)速，并在產(chǎn)品目錄中選出其具體型號和尺寸。然后確定傳動裝置總傳動比和分配傳動比。 2.摩擦壓力機的傳動形式包括帶傳動、摩擦輪傳動、螺旋傳動，在確定傳動方案時首先要滿足壓力機的性能要求，適應工作條件，工作可靠，此外使傳動裝置的結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、加工方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。 3.一般型式摩擦壓力機的工作臺面較窄不適宜板金加工的需要，為了滿足金屬結(jié)構(gòu)車間板金加工的需要，提高操作機械化水平，自行設計一臺寬臺面摩擦壓力機。另外還可在工作臺上安裝一個中間工作臺，以便進行小型工件的彎曲、校正、延伸等。 第2章 雙盤摩擦壓力機工作原理及總體設計要求 2.1 摩擦壓力機的工作原理[10] 電動機通過三角皮帶帶動皮帶輪、摩擦輪轉(zhuǎn)動。皮帶輪與兩個摩擦輪用固定鍵安裝在可以軸向滑動的橫軸上。當操縱手柄扳在水平位置時，飛輪的輪緣與左右摩擦輪之間均存在一定間隙，飛輪停止。當操作手柄向下扳時，撥叉將橫軸左撥，這樣右摩擦輪與飛輪接觸，摩擦盤的轉(zhuǎn)動力矩通過摩擦傳遞給飛輪，飛輪與螺桿一同轉(zhuǎn)動，滑塊便向下移動；同樣原理，當操作手柄向上扳時，撥叉將橫軸右撥，左摩擦輪與飛輪接觸，飛輪和螺桿反向旋轉(zhuǎn)，滑塊便向上移動。 摩擦盤與飛輪接觸點在空間的軌跡為一條豎直線。下行程時，由于摩擦盤上接觸點的速度增加，滑塊加速下行。打擊結(jié)束時，由于螺桿的螺紋不自鎖，故在壓力機受力零件、模具和鍛件的彈性恢復力作用下，飛輪反轉(zhuǎn)，滑塊回升，受力零件卸載。接著，操縱系統(tǒng)操縱滑塊繼續(xù)回升，滑塊上升到一定位置后，操縱系統(tǒng)使摩擦盤與飛輪脫開?；瑝K借慣性力，繼續(xù)向上運動、至行程終點時，由制動器吸收剩余能量，滑塊停止在上面位置。 2.2 摩擦壓力機主要零部件 摩擦壓力機曾經(jīng)歷過單盤摩擦壓力機，雙盤摩擦壓力機，三盤摩擦壓力機，雙錐盤摩擦壓力機及無盤摩擦壓力機等多種型式。但經(jīng)過長期生產(chǎn)考驗，多數(shù)被相繼淘汰，只有雙盤摩擦壓力機廣泛應用，顯示著旺盛的生命力。 雙盤摩擦壓力機由機身部件、傳動與制動部件、飛輪、螺桿滑塊機構(gòu)、操縱系統(tǒng)和輔助裝置等組成[12]。 1.機身 機身有組合式機身和整體式機身。設計中采用組合式機身，有利于各零件的拆裝。機身上部有左右支臂，用于安裝橫軸。機身橫梁內(nèi)裝有抗沖擊性良好的銅螺母。當滑塊機構(gòu)工作時，螺桿在螺母內(nèi)做旋轉(zhuǎn)運動。機身橫梁下平面裝有緩沖裝置，用于吸收運動部件回升行程最后的剩余能量。機身內(nèi)側(cè)有頂出孔、供頂出裝置工作用。 2.傳動與制動部件 傳動部分由電機、皮帶輪、橫軸、摩擦盤等組成。橫軸上裝有兩個摩擦輪。壓力機滑塊的升與降依靠飛輪與左右摩擦輪的壓緊來帶動。摩擦輪兩端各有圓螺母，可以調(diào)節(jié)摩擦輪的位置，一般摩擦輪與飛輪之間的單邊間隙為4毫米左右。 制動部件的作用是吸收回升行程運動部件的剩余能量，使滑塊停止在規(guī)定的位置。采用的制動形式有機械帶式制動器和氣動或液力驅(qū)動的制動器，前者受機身內(nèi)側(cè)空間所限不能做得太長，因而影響制動力矩增大，并且螺桿及導軌處的潤滑油難免濺到制動輪和制動帶上，使制動力矩下降或不穩(wěn)定，后者制動油缸固定在滑塊的頂部，活塞桿外端通過球鉸鏈連接制動塊，制動塊端部固結(jié)摩擦塊。制動時摩擦塊頂在飛輪內(nèi)緣上，從而制動飛輪。這種制動器可以產(chǎn)生較大制動力矩，并可使滑塊停止在任何位置上。 3.飛輪、螺桿和滑塊 飛輪是儲蓄能量的主要部件。飛輪輪緣上裝有摩擦帶，摩擦帶由牛皮或銅絲橡膠石棉等材料制成。飛輪與螺桿以切向鍵或錐面加平鍵聯(lián)結(jié)。工作時飛輪除做旋轉(zhuǎn)運動外，還做上下直線運動。 大型摩擦壓力機基本上采用兩種結(jié)構(gòu)，一種是：螺桿作旋轉(zhuǎn)運動，螺母固定不動；另一種是：螺桿旋轉(zhuǎn)，螺母與滑塊一起作直線運動。與此同時，出現(xiàn)了通過單獨的液壓馬達和電動機作用于飛輪螺桿，利用扭矩進行傳動的趨勢。經(jīng)過多年的實際生產(chǎn)經(jīng)驗，螺桿作旋轉(zhuǎn)運動，螺母固定不動的結(jié)構(gòu)更有利于生產(chǎn)。 螺桿與機身內(nèi)的螺母組成螺旋副。螺桿用優(yōu)質(zhì)合金鋼制作。牙形有矩形，梯形及鋸齒形三種，大型機多采用梯形螺紋。 小型壓力機多采用箱形滑塊。大型壓力機則采用框架式或V型滑塊，可以提高導向精度和抗偏載能力并便于安設氣動或液力制動器。 4.操縱系統(tǒng) 其作用是控制橫軸左右移動，并以一定的壓力使旋轉(zhuǎn)著的摩擦輪壓緊飛輪，使飛輪螺桿做螺旋運動從而帶動滑塊上下運動?？刂葡到y(tǒng)采用手動形式。 5.輔助裝置 包括頂出裝置、緩沖裝置和過載安全保護裝置。 2.3 雙盤摩擦壓力機總體布局要求 本機床總體布局應滿足如下要求： (1) 經(jīng)濟性好，如節(jié)省材料，減少機床的占地面積； (2) 保證能加工各種大小的零件，設計成寬工作臺； (3) 保證工藝方法所要求的工件和模具的相對位置和相對運動； (4) 保證機床具有與所要求的加工精度相適應的剛度和抗振性； (5) 便于觀察加工過程；便于操作、調(diào)整和修理機床；便于輸送、裝卸工件和排除廢料，并保證工作安全。 2.3.1 摩擦壓力機的傳動形式 機床通過皮帶傳動把電機的動力傳到主軸。然后經(jīng)過主軸、摩擦盤、飛輪變速傳到螺桿和滑塊。采用皮帶傳動可以使傳動平穩(wěn)，采用摩擦輪傳動可以實現(xiàn)無級變速，能對各種工件進行加工。 2.3.2 摩擦壓力機的支承形式 機床采用立柱形式支承，并是立柱與底座的組合形式支承。 2.4 摩擦壓力機的規(guī)格及主要技術(shù)參數(shù) 2.4.1 摩擦壓力機的規(guī)格 我國常用雙盤摩擦壓力機的規(guī)格及主要技術(shù)參數(shù)列于表2.1中。 按照鍛壓機械型號編制規(guī)定（ZB—J62030—90），雙盤摩擦壓力機的類組代號為J53，以標稱力作為主參數(shù)，如J53—400型，表示標稱力4000kN的雙盤摩擦壓力機。 表2.1 雙盤摩擦壓力機的規(guī)格及主要技術(shù)參數(shù) 基本參數(shù) 主參數(shù)系列 63 100 160 250 400 630 1000 1600 公稱壓力/10kN 63 100 160 250 400 630 1000 1600 運動部分能量/10kN 0.22 0.45 0.9 1.8 3.6 7.2 14 28 滑塊行程/mm 200 250 300 350 400 500 600 700 理論行程次數(shù)（次/min） 35 30 27 24 20 16 13 11 最小封閉高度/mm 315 355 400 450 530 630 710 800 墊板厚度/mm 80 90 100 120 150 180 200 220 工作臺尺寸 左右/mm 250 315 400 500 600 720 800 1050 前后/mm 315 400 500 600 720 800 1050 1250 2.4.2 摩擦壓力機的技術(shù)參數(shù) 壓力機的技術(shù)參數(shù)[12]反映一臺壓力機的工藝能力，所能加工制件的尺寸范圍以及有關(guān)生產(chǎn)率指標，同時也是選擇使用壓力機和設計模具的重要依據(jù)。通用壓力機的主要技術(shù)參數(shù)有： 1.公稱壓力（kN） 通用的壓力機的公稱壓力是指滑塊滑動至下死點前某一特定距離δ0時，滑塊上所容許承受的最大作用力。此處的特定距離稱為公稱壓力行程，額定壓力行程或名義壓力行程。 摩擦壓力機屬能量限定機器，似應以能量為主要參數(shù)，但摩擦壓力機又具有壓力機的特性，故我國沿用力作為主參數(shù)。在螺旋壓力機中有明確含意的力為冷擊力（指沒有毛坯，模具對模具直接打擊的力）。 2.允許力(kN) 允許力是壓力機最具有實用意義的力參數(shù)，系指壓力機連續(xù)打擊時所允許的最大載荷，為公稱壓力的1.6倍。 3.運動部分能量（kJ） 運動部分能量為壓力機的公稱能量。運動部分指飛輪、螺桿及滑塊。運動部分能量指運動部分運行到下限位置時應有的動能。它與標稱力的關(guān)系有下述的經(jīng)驗公式： (2.1) —運動部分能量（kJ）； —標稱力（kN）； K—系數(shù)。 K值與壓力機類型及工藝用途有關(guān)，一般K=0.15～0.5。對于鍛造型壓力機，K取大值；對于精壓型壓力機，K取小值。 大中型壓力機有時也考慮上模的質(zhì)量。在摩擦壓力機上完成較薄鍛件的壓印和精壓工序時，這種工序要求很大的力，但是要求的能量較小。完成厚鍛件的鐓粗和壓印工序，需要消耗很大的能量。在公稱壓力相同時，壓印—精壓、鐓粗和體積模鍛的能量之比為1：2：3。 4.滑塊的行程（mm） 是指滑塊從上死點到下死點所經(jīng)過的距離。選用壓力機時，應該使滑塊行程滿足便于制件進出模具，便于操作的要求。 5.滑塊行程次數(shù)（次/分） 是指滑塊每分鐘從上死點到下死點，然后再回到上死點，如此往復的次數(shù)。行程次數(shù)越多，壓力機能實現(xiàn)的生產(chǎn)率越高。滑塊的行程可以是單動或連續(xù)動作。在連續(xù)動作時，通常認為大于30次/分時，人工送料就很難配合好，因此行程次數(shù)越高的壓力機只有安裝送料裝置才能充分發(fā)揮工作效能。 6.封閉高度及封閉高度調(diào)節(jié)量（mm） 封閉高度是指滑塊在下死點時，滑塊底面到工作臺上表面的距離。當滑塊調(diào)整到上極限位置時，封閉高度達到最大值，為最大封閉高度。相反，當滑塊調(diào)整到下極限位置時，其封閉高度為最小封閉高度。二者差值為封閉高度的調(diào)節(jié)量。 設計模具時要考慮壓力機的裝模高度。壓力機的裝模高度。壓力機的裝模高度是壓力機的封閉高度減去工作臺墊板的厚度。同理，壓力機有最大裝模高度和最小裝模高度，模具閉合高度要在二者之間。 7.其他參數(shù) 工作臺墊板平面尺寸（前后×左右）和滑塊下表面尺寸（前后×左右）模具的上、下模架平面尺寸應該和工作臺、滑塊底面尺寸相適應。 工作臺孔尺寸 用作制件或廢料的排出，氣墊安裝及模具頂出的放置。 大型壓力機無模柄孔，取而代之的是T形槽，用螺栓來固定上模。 2.5 本章小結(jié) 通過對摩擦壓力機的工作原理及機構(gòu)的了解，確定主要零部件的主要作用，給出了設計要求。由于雙盤摩擦壓力機的整個傳動鏈由電動機經(jīng)一級帶傳動、摩擦盤與飛輪構(gòu)成的正交摩擦傳動機構(gòu)組成，因此設計的重點和難點均在于此。 第3章 電動機的選擇 電動機功率是計算機床零件和決定結(jié)構(gòu)尺寸的主要依據(jù)。電動機功率取得太大，則機床零部件的尺寸也隨之不必要地增大，不僅浪費材料，而且使電動機經(jīng)常處于低負荷情況下工作，功率因數(shù)太小，則機床的技術(shù)性能達不到設計要求，且電動機將經(jīng)常處于超負荷情況下工作，容易燒壞電氣元件[11]。 3.1 電動機功率的計算 按一循環(huán)的平均能量來選擇電機，其功率為： 　　　　　 (3.1) 式中　 Nm—平均功率； A—一個工作循環(huán)所需的總能量； T—一個工作循環(huán)時間 (3.2) 式中　n—壓力機滑塊行程次數(shù)； Cn—壓力機行程利用系數(shù)，采用手工送料時，Cn值查參考文獻[1]，采用自動化送料時Cn=1。 由于生產(chǎn)不斷發(fā)展，為了提高生產(chǎn)率，小型壓力機大部分裝有自動化送料裝置，因此，對于800kN及800kN以下的壓力機建議按自動化送料設計電動機容量及飛輪慣量。 為使飛輪尺寸不致過大，以及電動機安全運轉(zhuǎn)等因素，故需將電動機的功率選的比平均功率大一些，即 　　 (3.3) k一般為1.2~1.6,行程次數(shù)較低的壓力機取下限，較高的取上限，詳見表3.1。 行程次數(shù)較高的壓力機選用較大的k值，系因此種壓力機一般為單級傳動，此時飛輪轉(zhuǎn)速較低，在一定的能量條件下，飛輪尺寸就要較大。為了使機器緊湊，因此選用較大功率的電動機。 表3.1 電動機選用功率與平均功率比值 壓力機每分鐘實際開動的行程次數(shù)（次/min） K 15以下 1.2 15～50 1.3 50以上 1.4～1.6 以式(3.2)代入式(3.3)得 　　　　 (3.4) 由式(3.4)即可算出所需的電動機的功率，然后查參考文獻[4]，選出與N值相近的額定功率為值的電動機。 根據(jù)選定的，重新計算實際的k值，以便作為計算飛輪使用。 (3.5) 式中 —電動機額定功率； —平均功率，由式(3.1)算出。 3.2 摩擦壓力機工作周期的能量損耗 要合理計算出摩擦壓力機電動機功率，首先需算出一工作周期所消耗的能量A以及各部分能量消耗的組成。過去的計算方法由于未考慮到或者未準確考慮到各項能量的消耗，因此，計算結(jié)果往往與實際相差較大。從實測結(jié)果看出，這些損耗相當大。 壓力機一工作周期所消耗的能量A為 　　　　 (3.6) 式中　—工件變形功（屬有效能量）； —拉伸墊工作功，即進行拉伸工藝時壓邊所需的功（屬有效能量）； —工作行程時由于滑塊機構(gòu)的摩擦所消耗的能量； —工件行程時由于壓力機受力系統(tǒng)的彈性變形所消耗的能量； —壓力機空程向下和空程向上時所消耗的能量； —單次行程時滑塊停頓飛輪空轉(zhuǎn)所消耗的能量； —單次行程時離合器接合所消耗的能量。 對于用連續(xù)行程工作的壓力機，則一周期所消耗的能量為： （3.7） 在工作行程那一段時間里，壓力機所消耗的能量為 （3.8）下面分別敘述這些能量計算。 1.工件變形功 摩擦壓力機用于沖載、拉伸、模鍛和擠壓等工藝。不同的工藝，工件變形所需要的能量亦不相同。在工作行程內(nèi)工件變形力是變化的。工作負荷圖[1]所包含的面積即為工件變形功。各種不同工藝其工作負荷圖是不同的。通用壓力機的工作負荷圖是以厚板沖載的工作負荷圖做為設計依據(jù)的。根據(jù)實測結(jié)果，在沖載A2和45號鋼板時，當沖頭進入板料厚度的0.425和0.46值時板料即斷裂，這個數(shù)值的大小隨板料的塑性和沖模間隙的大小而變化。通常取為 　　　　 （3.9） 式中　—板料厚度； 　　　—切斷厚度。 若將工作負荷圖曲線看成三角形，則沖載時的工件變形功為 但由于考慮曲線呈鼓形，且有推料力，故 　　 （3.10） 將式（3.9）代入式（3.10）即得 　　 （3.11） 式中　—壓力機公稱壓力； —板料厚度。 關(guān)于多大壓力的壓力機以多大的板料厚度進行計算較合適，在這個問題上有些資料推薦采用如下的經(jīng)驗公式[1]： 對于快速壓力機（如一級傳動壓力機） 　　 （3.12） 對于慢速壓力機（如兩級及兩級以上傳動的壓力機） 　　 （3.13） 式中　—公稱壓力（KN）。 對于帶拉伸墊的壓力機，應按淺拉伸工藝來計算工藝變形功。 2.拉伸墊工作功 帶拉伸墊的壓力機，在進行淺拉伸工藝時，拉伸墊壓緊工件的邊緣，并隨壓力機的滑塊向下移動。因此消耗一部分能量。消耗能量的大小決定于拉伸墊的壓緊力和工作行程，可相應取為壓力機額定壓力的1/6及滑塊行程的1/6，即 （3.14） 式中　—壓力機公稱壓力； —壓力機滑塊行程長度。 3.工作行程時由于滑塊機構(gòu)的摩擦所消耗的能量 (3.15) 4.工作行程時由于壓力機受力系統(tǒng)的彈性變形所消耗的能量 壓力機在工作行程時，機身和滑塊機構(gòu)等受力系統(tǒng)因受載產(chǎn)生彈性變形，因而引起能量消耗。對于在工作行程中，變形力逐步下降的沖裁工藝和拉伸工藝，有時有一部分的彈性變形能量可以轉(zhuǎn)化為有用能量。為了安全，認為彈性變形能量都已損失。因此得出 　 （3.16） 式中　—公稱壓力； —壓力機總的垂直變形 　　 (3.17) —壓力機垂直剛度，見表3.2。 5.壓力機空程向下和空程向上時所消耗的能量 壓力機空程時的能量損耗與壓力機零件的結(jié)構(gòu)尺寸、表面加工質(zhì)量、潤滑情況、皮帶拉緊程度和制動器調(diào)整情況等因素有關(guān)。根據(jù)實驗結(jié)果，通用壓力機連續(xù)行程所消耗的平均功率約為該壓力機額定功率的10%～35%。 表3.2 壓力機垂直剛度 (kN/mm) 壓力機型式 現(xiàn)有壓力機統(tǒng)計值 推薦值 開式壓力機 300～500 400 閉式壓力機 500～700 700 6.滑塊停頓飛輪空轉(zhuǎn)時所消耗的能量 根據(jù)實驗，通用壓力機飛輪空轉(zhuǎn)時電動機所消耗的功率約為壓力機額定功率的6%～30%。通用壓力機飛輪空轉(zhuǎn)所需功率可查參考文獻[1]得出。求出以后可按下式求出飛輪空轉(zhuǎn)時所消耗的能量 　　 (3.18) 式中　t—壓力機單次行程時(即考慮停息時)的周期； —滑塊工作一次所需時間； （3.19） （3.20） n—壓力機行程次數(shù)； —壓力機行程利用系數(shù)。 7.單次行程時離合器接合所消耗的能量 根據(jù)一些實驗資料[1]和對國產(chǎn)6臺壓力機統(tǒng)計，A7大約為總功的20%左右。因此，在初步設計時，可以先取 ＝0.2A (3.21) 必要時，待壓力機結(jié)構(gòu)設計完畢后，再核算A7。 3.3 電動機功率的概略計算方法 為了在工程上計算方便，上述的電動機計算方法還可以進一步簡化，即根據(jù)壓力機總效率選擇電動機。 電動機功率可以按下式計算 　　　　 （3.22） 式中　—工件變形功； —拉伸墊工作功； t—壓力機實際工作周期時間； —滑塊每分鐘行程次數(shù)； Cn—行程利用系數(shù)。手工送料時，Cn＝0.4～0.8，行程次數(shù)高的取下限，低的 取上限，自動連續(xù)送料時，Cn＝1； 　　 —電動機安全運轉(zhuǎn)系數(shù)，＝1.2～1.6，行程次數(shù)低的取下限，高的取上限 η —壓力機總效率，η＝20%～45%。 綜上可得 工件變形功 mm J 拉伸墊工作功 壓力機實際工作周期時間 已知n=20次/min，取=0.4，則 s 取=1.3，=0.4，則 kW 選擇標準型號為Y系列IP44三相異步電動機 380V 、50Hz，如下表： 表3.3 電機主參數(shù) 型號 額定功率 效率 電流 轉(zhuǎn)速 Y225M-6 30kW 90.2% 44.6A 980r/min 表3.4 電機外形參數(shù) 機座號 安裝尺寸 外形尺寸 225M A B C D E F G H K B AD AC HD L 356 311 149 6級 6級 6級 6級 6級 60 140 18 53 225 19 435 345 475 530 845 (a) (b) 圖3.1 電動機外形尺寸圖 3.4 計算并分配傳動裝置傳動比 取V帶傳動效率η帶=0.96,滾動軸承效率η滾=0.99，摩擦傳動效率η摩=0.90，則η=0.96×0.99×0.9=0.855。 1.傳動裝置總傳動比分配 總傳動比i=980/100=9.8，帶傳動傳動比取i1=5.36，則i2=i/ i1=9.8/5.36=1.83。 2.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 0軸： 0軸即電動機軸 =30kW =980r/min N·m Ⅰ軸： Ⅰ軸即主軸 kW r/min N·m Ⅱ軸： Ⅱ軸即螺桿 kW r/min N·m 3.5 本章小結(jié) 通過對電動機型號的選擇，分配了傳動比，并將傳動裝置中的各軸的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩計算出來，為傳動零件和軸的設計計算提供依據(jù)。 第4章 帶傳動設計 4.1 帶傳動的概述 4.1.1 帶傳動工作原理及分類 帶傳動[8]是利用張緊在兩帶輪間的傳動膠帶傳遞運動和動力。根據(jù)傳動帶的結(jié)構(gòu)型式分為平型膠帶傳動、三角膠帶傳動和齒形帶傳動。其中三角膠帶傳動靠帶的兩側(cè)面與帶輪輪槽側(cè)面之間的摩擦力（屬楔面摩擦）傳遞動力，帶的厚度較大，撓度較差，帶輪制造較復雜。但與平帶傳動相比，在同樣張緊力下，三角膠帶傳動能產(chǎn)生更大的摩擦力，因而在相同條件下能傳遞更大的功率，或在傳遞相同功率時傳動結(jié)構(gòu)尺寸較緊湊。此外，三角膠帶傳動允許的傳動比較大，加之三角膠帶多已標準化并大量生產(chǎn)，故在一般機械傳動中，三角膠帶傳動已基本上取代了平帶傳動而成為最常用的帶傳動裝置。 4.1.2 帶傳動的特點 帶傳動采用撓性帶作為中間元件，來傳遞主、從動輪間的運動和轉(zhuǎn)矩，與齒輪傳動相比，其優(yōu)點是：（1）易于實現(xiàn)兩軸中心距較大的傳動；（2）帶富有彈性，能緩沖吸振，因而傳動平穩(wěn)無噪聲；（3）結(jié)構(gòu)簡單，制造、安裝、維護方便，成本低；（4）摩擦型帶傳動過載時，帶會在帶輪上打滑，可防止其他機件損壞，起過載保護作用。 其缺點有：（1）外廓尺寸大，不緊湊；（2）傳動效率低，平帶傳動一般為0.95，V帶傳動一般為0.92；（3）帶的壽命較短，一般僅2000～3000h；（4）摩擦型帶傳動因與帶輪間存在相對滑動，而不能保證準確的傳動比。 4.1.3 帶傳動的失效形式和設計準則 摩擦型帶傳動的主要失效形式有：（1）帶在帶輪上打滑；（2）帶過早的發(fā)生疲勞破壞（如斷帶、脫層等）。 帶傳動的設計準則為：在保證帶傳動不打滑的條件下，使帶具有一定的疲勞強度和壽命。 4.2 帶傳動的設計計算 已知電動機功率為P=30kW,轉(zhuǎn)速為n1=980r/min,傳動比i=5.16，兩班制工作，要求緊湊。設計所采用的三角帶傳動[9]。 1.計算功率（kW） (4.1) 式中 —工作情況系數(shù)，查表8-3[9]； P—傳動功率，kW。 由表8-3[9]取工作情況系數(shù)=1.2，則=1.2×30=36kW。 2.選擇三角膠帶型號 按=36kW和=980r/min查圖8-3[9]，選用C型三角膠帶。 3.確定小帶輪節(jié)圓直徑（mm） 由表8-13[9]，C型三角膠帶的最小帶輪直徑=200mm。為了提高膠帶的壽命，取稍大的小帶輪直徑=224mm。 4.確定大帶輪節(jié)圓直徑（mm） 取彈性滑動率=0.02，則 =5.16×224×（1－0.02）=1132.72mm （4.2） 按表8-14[9]取標準值=1200mm。 5.實際傳動比i （4.3） 6.驗算帶速v（m/s） m/s (4.4) v小于表8-12[9]中規(guī)定的~30m/s，故合適。 7.初定中心距（mm） 當i=5.36時，，可初定中心距mm。但考慮到傳動布置要求，可根據(jù)以下公式而定 mm mm 式中 h—三角膠帶的高，見表8-10[9]。 綜合以上可初定中心距mm。 8.初算膠帶長度（mm） mm (4.5) 查表8-11[9]，取內(nèi)周長度mm，節(jié)線長度mm。 9.實際中心距（mm） mm (4.6) 10.驗算小帶輪包角 ，合適。 11.單根膠帶所傳遞的功率（kW） 對C型三角膠帶，當=224mm和v=11.49m/s時，查表8-15[9]得=5.95kW。 12.單根膠帶所傳遞功率的增量（kW） 由表8-16[9] 查得彎曲影響系數(shù)，由表8-17[9]查得傳動比系數(shù)，則 kW (4.7) 13.確定膠帶根數(shù)z 由表8-18[9]取小帶輪包角系數(shù)，由表8-19[9]查得長度系數(shù)，則 取z=6根。 14.確定所用膠帶規(guī)格 三角膠帶 C—5600×6 GB1171—74。 15.單根膠帶的初拉力（N） 由表8-10[9]查得C型三角膠帶每米長的重量q=0.3kg/m,則 N (4.8) 16.有效圓周力（N） N (4.9) 17.作用在軸上的力F（N） N (4.10) 4.3 三角帶輪的設計 1.對三角帶輪設計的主要要求 設計三角帶輪的一般要求為：質(zhì)量??；結(jié)構(gòu)工藝性好（易于制造）；無過大的鑄造內(nèi)應力；質(zhì)量分布均勻，轉(zhuǎn)速高時要進行動平衡處理；與帶接觸的工作面要精細加工（表面粗糙度一般為Ra=3.2μm），以減少帶的磨損；各槽的尺寸和角度都應保持一定的精度，以使載荷分布較為均勻等。 2.帶輪的材料 當帶速m/s時，用鑄鐵HT200；當帶速～45m/s時宜用球墨鑄鐵或鑄鋼，也可用鋼板沖壓—焊接；小功率傳動可用鑄鋁或塑料。 3.帶輪的結(jié)構(gòu)及尺寸 帶輪由輪緣、輪輻和輪轂三部分組成。輪輻部分有實心、腹板、孔板和橢圓形截面的輪輻四種?？筛鶕?jù)帶輪的直徑和槽數(shù)，由表8-21[9]得小帶輪為腹板式結(jié)構(gòu)，大帶輪為六橢圓輪輻式結(jié)構(gòu)。其結(jié)構(gòu)尺寸按表8-20[9]、表8-21[9]和圖 8-4[9]確定。 三角帶輪輪槽尺寸如圖4.1。 圖4.1 三角帶輪輪槽尺寸 基準寬度（節(jié)寬）mm，基準線上槽深mm，槽深mm，槽間距mm，第一槽對稱面至端面的距離mm，最小輪緣厚mm，外徑，帶輪寬，輪槽角。 4.技術(shù)要求 (1) 鑄造、焊接或燒結(jié)的帶輪，在輪緣、腹板、輪輻及輪轂上不允許有砂眼、裂縫、縮孔及氣泡。 (2) 鑄造帶輪在不提高內(nèi)應力的前提下，允許對凸臺、輪緣、腹板、及輪轂的表面缺陷進行修補。 (3) 輪槽工作表面的粗糙度Ra為1.6μm（dd≤300mm）或3.2μm（dd≥300mm），輪緣和軸孔端面的粗糙度Ra為12.5μm。輪槽的棱邊要倒圓或倒角。 (4) 各輪槽間距的累積偏差mm。 (5) 輪槽對稱平面與帶輪軸線垂直度為。 (6) 帶輪的平衡 a. 靜平衡 帶輪轉(zhuǎn)速小于極限轉(zhuǎn)速（r/min）時，只做靜平衡，帶輪極限轉(zhuǎn)速可查參考文獻[11]。靜平衡應當使帶輪在工作直徑上的偏心殘留量小于下列兩值中的較大者：①0.005kg；②帶輪和相配件當量質(zhì)量的0.2%。 b. 動平衡 帶輪轉(zhuǎn)速大于極限轉(zhuǎn)速（r/min）時，必須進行動平衡。一般機械帶輪其質(zhì)量等級應由下列兩值中的較大值決定：①G6.3② 式中 v—帶輪的圓周速度，m/s； M—帶輪的當量質(zhì)量，kg。 (7) 帶輪圓跳動公差[11]見表4.1。 表4.1 帶輪圓跳動公差 mm 基準直徑 >20～30 >30～50 >50～120 >120～250 >250～500 >500～800 徑向、端面圓跳動 0.15 0.20 0.25 0.30 0.40 0.50 4.4 本章小結(jié) 保證帶在工作中不打滑、具有一定的疲勞強度和使用壽命是V帶傳動的主要依據(jù)，也是一切靠摩擦帶傳動的主要依據(jù)。本章嚴格遵循此原則對帶傳動進行設計。 第5章 螺旋傳動設計 5.1 概述 1.螺旋傳動的應用 以螺桿與螺母之間的相對運動實現(xiàn)由回轉(zhuǎn)運動變?yōu)橹本€運動，有時也可以實現(xiàn)由直線運動變成回轉(zhuǎn)運動。 2.螺旋傳動的運動方式 (1) 螺母固定不動，螺桿轉(zhuǎn)動并實現(xiàn)按軸線方向運動，如用于螺旋壓力機、螺旋千斤頂?shù)葯C構(gòu)； (2) 螺桿轉(zhuǎn)動，螺母不轉(zhuǎn)動而實現(xiàn)沿螺桿軸線方向的直線運動，常用于車床絲杠，刀架移動等操作機構(gòu)中； (3) 螺桿固定不動，螺母轉(zhuǎn)動并做直線運動，螺桿兩端結(jié)構(gòu)較簡單，有的鉆床工作臺采用這種結(jié)構(gòu)； (4) 螺母轉(zhuǎn)動，螺桿做直線運動。因結(jié)構(gòu)復雜，故應用較少。 3.分類 (1) 傳力螺旋 以傳力為主，一般速度不高，可連續(xù)工作，大多間歇工作，一般要求自鎖，如螺旋千斤頂或壓力機等。 (2) 傳導螺旋 以傳遞運動為主，有較高的運動精度，如車床的絲杠傳動與進給機構(gòu)等。 (3) 調(diào)整螺旋 用以調(diào)整機件的相互位置，如機床卡盤、軋鋼機軋輥下壓螺旋等。 另外還可按螺旋副的摩擦性質(zhì)分為： (1) 滑動摩擦螺旋 簡單易制、易自鎖； (2) 滾動摩擦螺旋 結(jié)構(gòu)復雜，傳動效率高，摩擦系數(shù)?。? (3) 液體摩擦螺旋 螺旋副間為液體摩擦狀態(tài)，摩擦系數(shù)極小，傳動效率高。 5.2 滑動螺旋的結(jié)構(gòu)及材料 1.螺母結(jié)構(gòu) 整體螺母：不能調(diào)整間隙，只能用在輕載且精度要求低的場合； 組合螺母：利用擰緊螺釘使斜塊將其兩側(cè)螺母擰緊，可調(diào)整減少間隙，提高傳動精度； 對開螺母：便于操作，一般用于車床溜板箱。 2.螺桿結(jié)構(gòu) 傳動螺旋通常采用矩形、梯形或鋸齒形螺紋，一般采用右旋，只在特殊情況下用左旋，如符合操作習慣，在車床橫向進給絲杠上為左旋。 螺桿長度L與中徑的比值L/（長徑比）一般取L/=20～60。 3.材料 滑動螺旋傳動中，螺桿材料應具有足夠的強度、耐磨性和良好的加工性。一般傳動用螺桿，可用A5、40Mn、45、50等鋼，進行調(diào)質(zhì)處理；重要傳動且要求耐磨性高的螺桿，可用T12、65Mn、40Cr、40WMn或18CrMnTi等鋼，淬火后進行磨削；高精密傳動的螺桿，可用9Mn2V、 CrWMn、38CrMoAlA等鋼制造。 常用螺母的材料是鑄造青銅ZQSn10-1、ZQSn6-6-3；重載低速時用ZQA19-4或鑄造黃銅ZHAl66-6-3-2；重載調(diào)壓時用35鋼或球墨鑄鐵等。 5.3 滑動螺旋副的設計及校核 已知螺桿承受的最大載荷F=4000kN,速度～16m/min。設計此滑動螺旋副[9]。 1.選擇材料及確定螺紋牙形 因推力較大，選螺桿材料為40Cr，螺母材料為ZQSn10-1。 選用梯形螺紋。 2.計算螺桿直徑（mm） 根據(jù)耐磨性計算螺桿直徑。螺桿中徑為 (5.1) 式中 F—軸向載荷，N； —滑動螺旋傳動的許用比壓，MPa； —根據(jù)螺母形式選定：整體式螺母，取～2.5； 剖分式螺母，取～3.5。 選用剖分式螺母，取；參考表14-1[9]取MPa，代入上式得 mm 根據(jù)選T280×40，外螺紋大徑d=280mm，中徑mm，小徑mm，內(nèi)螺紋大徑mm，小徑mm，螺距t=40mm的四線右旋螺紋。 3.確定螺母高度H（mm） mm (5.2) 取H=750mm。 4.計算旋合圈數(shù)z (5.3) 5.校核自鎖情況 螺紋升角（） (5.4) 當量摩擦角（） (5.5) 自鎖條件為，不自鎖。 6.螺桿強度校核 (5.6) 式中 T—扭擰力矩，N·mm； —螺桿材料許用應力，MPa。查參考文獻[9]得40Cr的MPa，取安全系數(shù)S=4，則螺桿許用應力為 MPa N·mm MPa< 故合格。 7.螺母螺紋牙強度校核 (1) 彎曲強度 (5.7) 螺紋牙根部寬度b（mm） mm 螺紋牙工作高度h（mm）