3916 专用精压机的设计
3916 专用精压机的设计,专用,精压机,设计
11绪论1.1 设计专用精压机的目的和意义设计的目的是为了更实用,精压机构运动更科学,科技和技术含量提高,运动效率更高,更节省成本。随着科学技术的提高,各种复杂专业场合对精压机提出了更高或者更专门的要求。因此对专用精压机进行改造设计具有极大的现实意义。设计的目的是为了实用,面对激烈的市场竞争,只有技术性能更加进步、更加符合生产实际需要的产品才能赢得市场。1.2 本课题所涉及的问题及国内(外)研究现状及分析1.2.1 国内研究现状及分析我国今年来随着工业的发展,对压力机械的要求也逐渐提高,尤其是其精度,效率,社会效益,经济性等各方面。精压机的发展就有了很大的研究空间。各种环境下的品种繁多。万变不离其宗,归根结底还是对其组成机构的优化。目前国内主要科研机构、学校研发中心、工业企业等主要的工作是从其运动学的角度对机构的优化工作进行可行性分析。随着国内基本建设和国民经济的持续发展,我国的建设机械市场已经成为国际设备制造商关注的焦点,精压机械行业也不例外,外资的进入,进一步加剧了市场的竞争程度,国内破碎机械企业要想在竞争的大潮中取得先机,其首要问题就是要提高现有精压设备的质量和技术含量,尽快缩小与国外先进水平的差距,创造自己的品牌,争取市场主动。1.2.2 国外研究现状及分析国外关于精压机方面的研究比之国内要深入和宽广的多,并且多以理论联系实验综合进行分析考虑,经过总结所查阅的文献,大致可将国外所做关于精压机的研究工作归纳为对其运动机构的优化,对干壳体所作的改进 ,包括从材料方面入手。精压机械在国外已受到政府部门、企业界、高等学校与研究机构的高度重视。美国MIT、Berkeley、StanfordAT&T 的 15 名科学家在上世纪八十年代末机械加工提出小机器、大机遇:关于新兴领域-微动力学的报告的国家建议书,声称由于动力学(微系统)在美国的紧迫性,应在这样一个新的重要技术领域与其他国家的竞争中走在前面,建议中央财政预支费用为五年 5000 万美元,得到美国领导机构重视。日本通产省 1991 年开始启动一项为期 10 年、耗资 250 亿日元的精压机械大型研究计划,研制两台样机。该计划有筑波大学、东京工业大学、东北大学、早稻田大学和富士通研究所等几十家单位参加。欧洲工业发达国家也相继对微型系统的研究开发进行了重点投资。1.3 完成本课题所必须的工作条件及解决的办法1 了解精压机及其整个精压机行业的国内外发展现状:上网和图书馆查阅相关资料文献。2 确定设计方案:参考资料,进行设计,问询老师、同学。3 确定各种组成机构:上网和图书馆查阅,到学校工厂进行实际测量4 画装配图:利用运用 AutoCAD 软件制图5 计算校核:参考资料书中的计算方法和公式等进行计算校核22、工作原理及工艺动作过程专用精压机是用于薄壁铝合金制件的精压深冲工艺,它是将薄壁铝板一次冲压成为深筒形。如图 1(a)所示,上模先以比较小的速度接近坯料,然后以匀速进行拉延成形工作,以后,上模继续下行将成品推出型腔,最后快速返回。上模退出下模以后,送料机构从侧面将坯料送至待加工位置,完成一个工作循环。它的主要工艺动作有:(1) 将新坯料送至待加工位置;(2) 下模固定、上模冲压拉延成形将成品推出膜腔。(a) (b)图 1 加工工件及上模运动规律3、原始数据和设计要求(1) 动力源是电动机,作转动;冲压执行构件为上模,作上下往复直移运动,其大致运动规律如图 1(b)所示,具有快速接近工件、等速工作进给和快速返回的特性。(2) 精压成形制品生产率约每分钟 70 件。(3) 上模移动总行程为 280 mm,其拉延行程置于总行程的中部,约 100 mm。(4) 行程速比系数 K1.3。(5) 坯料输送的最大距离 200 mm。(6) 上模滑块总质量 40 kg,最大生产阻力为 5000 N,且假定在拉延区内生产阻力均衡;(7) 设最大摆动件的质量为 40kg/mm,绕质心转动惯量为 2 kgm2/mm,质心简化到杆长的中点。其它构件的质量及转动惯量均忽略不计;(8) 传动装置的等效转动惯量(以曲柄为等效构件,其转动惯量设为 30 kgm2,机器运转许用不均匀系数为 0.05)(9) 机构应具有较好的传力性能,特别是工作段的压力角 应尽可能小,传动角 大于或等于许用传动角4034、模拟机构运动循环图根据此设计的运动基本原理模拟此机构的运动循环过程,通过下图表示:图 2 机构运动循环图由上图可知:上模运动在它的正行程时,推杆和上顶机机构在一个运动周期内,当机构都在回程中;当上模冲压完成之后,推杆开始将胚料输送至待加工位置,上顶机构也同时将成品顶出下模,实现一个工作周期。5、机构运动方案的评定和选择5.1 提出设计方案:该专用精压机包含有冲压和送料两个执行机构。在冲压机构的工作段要求从动件能够等速运动,在回程阶段应具有急回特性,此外对机构的动力性能也有一定的要求,传动角与压力角需符合标准。同时送料机构能够准确的在一定时间内将坯料送至待加工位置。则有以下三种方案。三种可能的方案轮控制其运动方式,无太大的受力,需要的传动结构简单,通过倒置法能够确定凸轮的大致轮廓。送料机构是由摆杆滑块机构完成。方案一:凸轮连杠冲压机构摆杆滑块送料机构(见图 3) 。冲压机构由凸构组成的,按机构运动循环图可确定摇杆工作位置和从动件的运动规律,使其能在规定时间内将工件送至待加工位置。4图 3 凸轮连杠冲压机构摆杆滑块送料机构方案二:凸轮连杆冲压送料机构(见图4)送料和冲压机构都是由凸轮连杆机构组成。连杆机构可通过对杆长的计算设计,当选择好适当的杆长尺寸后,能实现所需的行程速比以及运动要求。通过铰链点与杆长的适当选择,能使机构具有较小的压力角和较为理想的传动角,使其达到运动功能,满足传动要求。凸轮轮廓线可根据运动的要求用机构倒置法求出,从而使送料、冲压和上顶同时完成,并也能满足急回与匀速这一运动要求,在完成预定运动的同时,使整个加工效率提高。图 4 凸轮连杆冲压送料机构方案三:摆动导杆冲压机构 + 曲柄-滑块送料机构。冲压机构:参考机械设计基础中的有关连杆机构,并且经过改进,将其凸轮机构高副低代后得到了由摇杆和滑块组成的摆动导杆机构。导杆机构的尺寸确定可按给定的行程速度变化系数 K 设计,上模将具有急回的特性,摇杆滑块机构的组合可按照要求使上模在工作段接近于匀速。送料机构:摇杆滑块送料机构通过齿轮与上部曲柄轴相连。可调节其在整个运动中的初始位置使推杆在预定时间将胚料送至待加工的位置。如取一定的偏距,则其也具有急回的特性。如下:5图 5 摆动导杆冲压机构 + 曲柄-滑块送料机构5.2 最终方案的确定考虑到配料被冲压成形之后如果还留有切边,则成品就不能从下模的下部离开,而在第 3 方案的设计基础上,成品只可由一机构垂直将其顶出上模,然后同时由下一个送来的配料将其横向地推出下模工作台面。这样就在第 3 方案的基础上增加了一个”上顶“机构,此机构的运动方向基本和上模相同,上模在回程时呈现出急回的特性,而”上顶”机构为了能迅速的将在下模中的成品顶出,其需要急速向上运动的特性。所加“上顶机构”如下图6:图 6 上顶机构所以,综上可以得到整体的机构简图,其优点是显而易见的:稳定性良好,传动平稳,整体结构比较简单,经济性较好,易于流水线生产,可以形成规模;加工成本也是相对而言比较少的。纵观以上几点在加上“上顶机构”的添加,此总体这样是最为合适的,则设计此机构的总体简图如下图 7:6图 7 最终方案5.3 最终决定方案的工作原理参见机械运动简图 7:摇杆-滑块送料机构 JHG 用推板 K 将待加工工件推到预定加工位置(D、Q 的正下方) 。在送料机构 JHG 送料后回程时,上模滑块冲压机构 CBA 已经进入工作阶段,D 处滑块先快速接近原料,再以等速对其进行冲压,同时下模滑块冲压机构PNM 恰好到达最低极限位置顶住工件。当冲压完成后,上模冲压机构 CBA 滑块急回向上退回,而下模冲压机构 PNM 由最低位置急速向上运动顶出工件。此时,送料机构 JHG 再次送料,新的待加工工件在成品被完全顶出时到达预定位置,将成品推下工作台,这样就完成了一个周期的动作。6、传动系统方案的设计6.1 电动机的计算与选择电动机是机械系统中的驱动部分。工作机对起动、过载、运转平整性、调速和控制要求较高,且专用精压机要求洁净的工作平台,所以它要求不能污染成品与工作台而且便于清洗,因而液压传动不符合条件,同时气压和液压的成本都较高,最终选择电动机传动。通过对机构的分析和实际情况的综合考虑,对电机的各个参数做出如下计算:首先,考虑到电机输出功率的传递效率问题,电机应该安装在靠近工作件的齿轮轴上,又由于大齿轮输入动力时可以传递较大的扭矩,故选择将电机安装在与齿轮 F 的轴线上,且根据任务书的要求;每分钟生产 70 个工件,则电机的转速可以确定为 35r/min,故齿轮A 的角速度就可以算得:=3.6rad/s ,那么由此首先可以确定 A 轮的转动惯量:1/2mv12=1/2j27这里 V1 取半个行程的速度平均值 V1=0.32m/s,上模块质量 m=40kg,由此可以推算齿轮 A的转动惯量为:J=40*0.322/3.62kg*m2=0.32kg*m2从而可以推出其他齿轮的转动惯量:JF=JL=2.56kg*m2,JA=JG=JM=0.32kg*m2从而由此根据能量守恒定律在冲压成形的过程中,可以估算出电机的功率:P=(1/2mv2+1/2J1 12*3+1/2J22*2+Ff*d)/t代入数据可得:P=746w考虑到齿轮传输中的机械损失,取功率为 1.1KW 的电机。查阅 机械设计手册选择三相交流异步电动机,其型号为 Y90L-6。Y90L-6 型电动机的基本参数为:转速 910r/min,W 额=1.1KW,最大转矩 2.2N*mm,电机轴的直径 D=24mm,键槽 F=8mm。6.2 减速箱的计算与选择根据生产成品的速率可知主轴转速为 35r/min,则公称传动比 i=n1/n2=26,查阅机械设计手册选择标准三级圆柱齿轮减速器,其型号为 ZSY。其公称传动比范围:22.4100,总中心距范围:3521570,重量 15010800kg。具体选择型号 ZSY(低速级中心距),传动比 i=2035.5,中心距 160,输入轴 d1=24mm m6;输出轴 d2=75mm n66.3 联轴器的选择根据实际需要,以及电动机轴和减速箱输入轴的数据,查阅机械设计实用手册选择齿式联轴器,型号 GCL1, 公称转矩 355N*m,许用转速 4000r/min,轴孔直径 24mm。减速箱输出轴和齿轮轴 F 之间的减速器同样为齿式联轴器,其型号为 GCL5,公称转矩2800N*m,许用转速 4000r/min,轴孔直径 40mm;75mm。6.4 机械系统传动方案当电动机、减速箱、联轴器,选择确定以后,本方案选择齿轮传动动力,整体传动方案为:电动机提供原动力,通过减速箱,输出设计需要的转速,在通过齿轮传动,最后冲压机构完成动作。则整体传动系统图为下图:图 8 精压机传动系统7、机构的尺寸设计7.1 执行机构的尺寸设计87.1.1 上模冲压机构的尺寸设计因上模冲压机构采用曲柄滑块的传动机构,且根据任务书的要求行程速比系数 K 取1.8,则级位夹角 =180(K-1)/(K+1)=52。且要求上模冲压的总行程为 280mm,则冲模锤的最高点到最低点的距离 H 为 140mm;则考虑两个极限位置时可以算出2*CD*Sin /2=280CD=320mm取曲柄 AB=250mm,得知 AC=513mm。7.1.2 下模顶出机构的尺寸设计下模采用与上模相称的设计方案,K 值与上移距离均与上模相同。即曲柄MN=AB=250mm,机架 PM=AC=513mm。7.2 传动系统的尺寸设计为了方便运算以及统一性,且在保证大于冲锤的冲程范围。取三个小齿轮的分度圆直径 d=160mm,大齿轮分度圆直径 D=320mm,所有齿轮模数相同 m=8mm。则小齿轮的齿数 z=20,大齿轮的齿数 Z=40。GL 水平距离取 200mm,与此同时,为了保证推杆送料机构具有急回特性,且方便计算,采用曲柄滑块机构输送原料。根据输送原料时的推杆最大行程以及四连杆机构的行程速比系数 K=1.8,考虑两处极限位置,可以算出曲柄NG=78mm,连杆 JN=164mm。8、齿轮的设计计算与校核根据设计要求需要 5 个齿轮。齿轮对称布置,软齿面。三个相同的小齿轮,两个相同的大齿轮。8.1 确定许用应力设计小齿轮采用 40MnB 调质处理,查机械设计基础表 11-1 知:齿面硬度为 241-286HBS, =730MPa, FE=600MPa;大齿轮用 ZG35SiMn 调质处理,齿面硬度为1limH241-269HBS, =620 MPa,FE2=510MPa 。继续查阅 机械设计基础表 11-5,2li取 SH=1.1,SF=1.25 ,故:= (8-1 )H1lim 73064MPaS.= (8-2)H2li 5.= = (8-3)F1ES6048Pa.= (8-4)F2 5M.8.2 按齿面接触强度设计9设齿轮按 8 级精度制造,取载荷系数 K=1.5(表 11-3),齿宽系数 d=0.8(表 11-6) 。大齿轮上的转矩 T =9.5510 =9.5510 =271N*m (8-161nPI6350.95)取 188(表 11-4)EZ376.4mm (8-3 23 211217218.5()().064EHKTZud6)齿数: Z =40 Z = =20;12模数 m=8mm;齿宽 b= ,取 302mm;m1d0.8376.401.2则 b1=302mm,b2=312mm则实际的 d1=z*m=40*8=320mm,d 2=20*8=160mm;中心距: = = =240mm;2+取 a=240mm。8.3 验算轮齿弯曲强度齿形系数 YFa1=2.56, (图 11-8) ,Y Sa1=1.63(图 11-9) ,查阅机械设计基础获得同理 YFa2=2.13,Y Sa2=1.81= = (8-7) 1F12saFKTBmZ1271.563.4803084MPaFPa(8-8)816.5Y 2Fa1s2F2安全,故符合设计要求。8.4 齿轮的圆周速度(8-13.420.6061dnmVs9)对照机械设计基础表 11-2 可知选用 8 级精度是合宜的。9轴的设计计算与校核9.1 轴的材料的选择此设计中用到了五根齿轮轴,根据设计要求两根大齿轮轴相同,三根小齿轮轴相同。而轴的材料主要是碳钢和合金钢。由于碳钢比合金钢价廉,对应力集中的敏感性较低,同时也可以热处理或化学处理的方法提高其耐磨性和抗疲劳强度。所以我们用的是 45 钢,调质处理。109.2 大齿轮轴最小直径的计算根据机械设计基础公式(14-6)可得大齿轮轴的最小直径(9-1)m56.31.03Mdbca而 为当量弯矩,其中 是考虑扭矩和弯矩的加载情况及产生应力22)(Tca的循环特性差异的系数,其含义是将非对称循环变化的扭矩转化为对称循环变化的当量扭矩切应力。因通常由弯矩所产生的弯曲应力是对称循环的变应力,而扭矩所产生的扭转切应力则常常不是对称循环的变应力,故在求当量弯矩时,必须计及这种循环特性差异的影响。即当扭矩切应力为静应力时, 0.3;扭转切应力为脉动循环变应力时,取0.6;若扭转切应力亦为对称循环变应力时,则取 =1。 为轴的许用弯曲应力, b1其值按参考资料6表 11.4 选用。根据本设计的技术要求,又由于轴上有键槽或过盈配合时,为了补偿轴的削弱,按上式计算的轴径 应增大,一个键槽增大 46%,两个键槽增大 7%13%d所以圆整后取轴的最小直径为 40mm。9.3 大齿轮轴的设计轴上零件的定位、固定、装配:如下图 9: , ;md401L601: , ;822: , ;533: , 。md4L104: , 。6855: , 。 6: , 。md407L187所以轴的总长度为 765432L180067811图 9 大齿轮轴9.4 小齿轮轴的最小直径的计算根据机械设计基础公式(14-6)可得小齿轮轴的最小直径(9-m45.261.03Mdbca2)而 为当量弯矩,其中 是考虑扭矩和弯矩的加载情况及产生应力22)(Tca的循环特性差异的系数,其含义是将非对称循环变化的扭矩转化为对称循环变化的当量扭矩切应力。因通常由弯矩所产生的弯曲应力是对称循环的变应力,而扭矩所产生的扭转切应力则常常不是对称循环的变应力,故在求当量弯矩时,必须计及这种循环特性差异的影响。即当扭矩切应力为静应力时, 0.3;扭转切应力为脉动循环变应力时,取0.6;若扭转切应力亦为对称循环变应力时,则取 =1。 为轴的许用弯曲应力, b1其值按参考资料6表 11.4 选用。根据本设计的技术要求,又由于轴上有键槽或过盈配合时,为了补偿轴的削弱,按上式计算的轴径 应增大,一个键槽增大(46%),两个键槽增大(7%13%)d所以圆整后取轴的最小直径为 30mm。9.5 小齿轮轴的设计轴上零件的定位、固定、装配:如下图 10: , ;md301L601: , ;8272: , ;433: , ;mdL104: , ;585: , ; 66: , 。md407L18712所以轴的总长度为 7654321 LL180076m图 10 小齿轮轴9.6 大齿轮轴的校核9.6.1 轴的疲劳强度校核轴的疲劳强度校核是在轴的结构尺寸确定之后进行的,目的是校验轴对疲劳损坏的抵抗能力,方法是校核危险截面的疲劳强度安全系数 S。轴的疲劳强度校核是根据作用在轴上的最大载荷来计算的。危险截面的位置应是受力较大、截面较小及应力集中较严重即实际应力较大的若干截面。其安全系数公式如下:(9-)(3)(2201SZTMSP3)轴的材料为 45 钢,经调质处理,其 。aMP01求作用在齿轮上的力 md320(前面已算)NT7Ft 69.1Ntr 2.0tanan0求作用在轴上的支反力水平面内支反力 NFRtH3.18.7569.31Ht 9.01213垂直面内支反力 NFRrV48.0.735628.1 Vr 1.12求出水平面和垂直面内各力产生的弯矩 mNRMH.3527.1 6819062V4.1 mNR4.282总弯矩 M3.71.35210462求出计算弯矩由于是平稳工作,所以选取循环特性系数 ,代入求得,6.mNTca 85.16.237)(221M70.22较核轴的强度已知轴的弯矩后,即可针对危险截面做强度较核计算。通常只较核轴上承受最大计算弯矩的截面,代入公式,得acac PW18.02.5631 aMP301故大齿轮轴安全。9.7 小齿轮轴的校核9.7.1 轴的疲劳强度校核轴的疲劳强度校核是在轴的结构尺寸确定之后进行的,目的是校验轴对疲劳损坏的抵抗能力,方法是校核危险截面的疲劳强度安全系数 S。轴的疲劳强度校核是根据作用在轴上的最大载荷来计算的。危险截面的位置应是受力较大、截面较小及应力集中较严重即实际应力较大的若干截面。其安全系数公式如下:(9-)(3)(2201SZTMSP3)14轴的材料为 45 钢,经调质处理,其 。aMP301求作用在齿轮上的力 md160(前面已算)NT27Ft 5.3Ntr 27.10tana0求作用在轴上的支反力水平面内支反力 NFRtH7.28.35.71Ht .012垂直面内支反力 FrV98.73528.1NRVr 2.012求出水平面和垂直面内各力产生的弯矩 mMH9.7.271R4138602 NV .1 m7292总弯矩 M5.46.7221 N31832求出计算弯矩由于是平稳工作,所以选取循环特性系数 ,代入求得,6.0mNTca 15.80.257)(221M6313.422较核轴的强度已知轴的弯矩后,即可针对危险截面做强度较核计算。通常只较核轴上承受最大计算15弯矩的截面,代入公式,得acac MPWM18.02.631 aP301故小齿轮轴安全。10滚动轴承的选择与计算本设计中有五处使用到了轴承,在两个相同大齿轮轴和三个相同小齿轮轴上,已知大齿轮轴径 d=40mm,所以选内径为 40mm 的深沟球轴承,在机械设计手册中,查表 6-1,选择型号为 6008 的深沟球轴承。另小齿轮轴径为 d=30mm,所以选内径为 30mm 的轴承,在机械设计手册中选择深沟球轴承;查表 6-1,选择型号为 6006 的轴承。(1)计算轴承的当量动载荷(10-1 )rapxFy(2)计算轴承寿命(10-2 )610nCLPn其中:-基本额定寿命n-基本额定动载荷C-当量动载荷p-寿命指数,对深沟球轴承 =3查机械设计手册轴承 6006 的基本额定动载荷为 13.2KN,轴承 6008 的基本额定动载荷为 17.0KN。计算后知:=40008000h,选用轴承都可用nL11键的选择与验算11.1 选择键的类型和尺寸本设计中有五处要求使用键联接,即两大齿轮和三个小齿轮与轴的连接处需要键连接。大齿轮轴的直径 D=40mm,小齿轮轴的直径 d=30mm。一般 8 级以上的精度要有定心精度的要求,所以选择用平键联接,故选用圆头普通平键(A)型。根据以上的数据,从机械设计手册,表 4-1 中查得大轴键的截面尺寸为:宽度b=12mm,高度 h=8mm,可以确定取此键的长度 L=50mm。查得小齿轮键的截面尺寸为:宽度 b=10mm,高度 h=8mm。同理取此键的长度 L=56mm。11.2 校核键的强度大齿轮轴连接键处:键、轴的材料是 45 号钢,且属于静联接由文献 1 的表 6-2 查得许用挤压应力为p=100-120MPa,取其平均值,p=110MPa。键的工作长度为 l=L-b=50mm-12mm=38mm,键与轮毂的键槽的接触高度为 k=0.5h=0.58mm=4mm。由文献 1的式 6-1 可得16= (11-1pPkldT10323271089.1354MPa)可见联接的挤压强度满足,即该键可以正常工作。小齿轮轴连接键处:键、轴的材料是 45 号钢,且属于静联接由文献 1 的表 6-2 查得许用挤压应力为p=100-120MPa,取其平均值,p=110MPa。键的工作长度为 l=L-b=56mm-10mm=46mm,键与轮毂的键槽的接触高度为 k=0.5h=0.58mm=4mm。由文献 1的式 6-1 可得= (11-2)pPkldT10323271098.213546MPa可见联接的挤压强度满足,即该键可以正常工作。自此齿轮轴中的所有的键均以校核完毕,所有的键均满足设计要求。总 结通过本次毕业设计,我深深的体会到自己在理论知识方面和实际操作方面的欠缺,同时也感到自己在知识的运用上不够灵活,这也说明我在学习知识的过程中存在着一些缺点,导致设计过程中出现许多的失误和差错。再加上时间非常的紧迫,没有做到意想的最佳效果。总结有以下几点:1.在初定方案过程中,由于自己所见实物过少,零部件的尺寸不能确定,使方案进行了多次修改,耽误了大量时间。在计算过程中,对于传动齿轮、轴和曲柄滑块的基本尺寸,计算结果与实际生产加工有偏差,也相应作了修改。2.在专用精压机的总体结构设计上,由于没有相应的精压机参考。计算量过大,导致专用精压机的结构布置不是很合理,而且机架尺寸的确定也比较麻烦,在画图过程中,发现图上尺寸与理论的差距存在严重,不得不重新进行尺寸的修改。4.在轴的设计过程中,其基本尺寸进行了多次修改,由于工作量太大,轴的校核部分计算混乱。总体来说,在这次毕业设计中,收获很大,平时在学习知识的时候,总是认为好多知识用不到,所以就没有更深一步去理解。在此次设计中,我感到自己的知识面很窄,对知17识掌握得不够,在设计时,考虑问题太片面,导致零部件进行多次修改。由于工作量较大和时间紧张。画图过程是积累经验的过程,细节把我的不是很好。总之,完成这次毕业设计就算成功了一半,至于好坏就可以体现出水平问题了。希望以后的毕业生能做到更好。致 谢对于这次毕业设计的完成,首先感谢母校-塔里木大学的辛勤培育,感谢学校给我提供了如此难得的学习环境和机会,使我将以前学到的知识又重新回顾了一遍,知道了学习的可贵与获取知识的辛勤。承蒙指导老师的耐心指导,使我顺利地完成了毕业设计。在此,深深地感谢刘媛媛指导老师,给予了我耐心的指导和帮助,体现出了她对工作高度负责的精神,在代非毕业班的课程,有很多的不方便,但老师总能给我们答复,对我们的问题耐心的指导。在整个设计的过程中,她耐心的指导,才使我的设计顺利完成,同时也感谢在这几年中给予我知识的各位老师。对于这次毕业设计,由于时间仓促和自己所学软件掌握熟练程度等因素,设计的总体来说不尽人意,不过,至少启发了我的思维,提高了我的动手能力和知识的综合运用,同时,使我将以前所学的书本知识又重新复习了一遍,这为我在今后的工作岗位上发挥自己的才能奠定了坚实的基础。最后,再一次衷心的感谢学校能够给予我这次机会,使我将所学理论知识与实践相结合,以及在这次设计中给予我指导的所有老师。你们传授的知识使我受用一生,你们的恩18情我会铭记一生。另外,感谢我身边的所有帮助我的同学们,谢谢同学们在设计过程给予我的建议和问题,也就是在不断的解决同学们给我的设计提出的问题的同时我完成了我大学生崖的最后一课的作业。感谢各位老师和同学在大学的生活给我的关心和帮助,让我在完成自己学业的同时也学到很多的生活技能,为我走向社会提供了基石。四年的专业学习,使我真正掌握了一种学习的方法,这是大学给我的最宝贵的东西,也是各位老师给我的最宝贵的东西,在这里向辛勤工作的各位老师表示由衷的感谢。最后,祝愿我们的老师和同学们在事业上蒸蒸日上,在生活上和和美美。参考文献1 杨克,赵小东.工程材料及机械制造基础().北京:高等教育出版社,2005.2 吴宗泽,罗盛国.机械设计课程设计手册.第 3 版.北京:高等教育出版社 2006.5.3 孙桓,陈作模,葛文杰.机械原理.第 7 版.北京:高等教育出版社,2006.5.4 徐灏主编.机械设计手册.第 1 版.北京:机械工业出版社,2000.6.5 濮良贵,纪名刚.机械设计.第 8 版.北京:高等教育出版社,2006.5.6成大先.机械设计手册.北京:化学工业出版社,2004.7邹慧君等.机械原理.北京:高等教育出版社,1999.8郑文炜,吴克坚.机械原理.第 7 版.北京:高等教育出版社,1997.9王芮,浅谈精压机冲压机构、送料机构方案设计.四川,西南交通大学学报,2011.10邱宣怀.机械设计.第 4 版.北京:高等教育出版社,1997.前 言随着科学技术的提高,各种复杂专业场合对精压机提出了更高或者更专门的要求。因此对专用精压机进行改造设计具有极大的现实意义。设计的目的是为了实用,面对激烈的市场竞争,只有技术性能更加进步、更加符合生产实际需要的产品才能赢得市场。我国今年来随着工业的发展,对压力机械的要求也逐渐提高,尤其是其精度,效率,社会效益,经济性等各方面。精压机的发展就有了很大的研究空间。各种环境下的品种繁多。万变不离其宗,归根结底还是对其组成机构的优化。目前国内主要科研机构、学校研发中心、工业企业等主要的工作是从其运动学的角度对机构的优化工作进行可行性分析。随着国内基本建设和国民经济的持续发展,我国的建设机械市场已经成为国际设备制造商关注的焦点,精压机械行业也不例外,外资的进入,进一步加剧了市场的竞争程度,国内破碎机械企业要想在竞争的大潮中取得先机,其首要问题就是要提高现有精压设备的质量和技术含量,尽快缩小与国外先进水平的差距,创造自己的品牌,争取市场主动。国外关于精压机方面的研究比之国内要深入和宽广的多,并且多以理论联系实验综合进行分析考虑,经过总结所查阅的文献,大致可将国外所做关于精压机的研究工作归纳为对其运动机构的优化,对干壳体所作的改进 ,包括从材料方面入手。精压机械在国外已受到政府部门、企业界、高等学校与研究机构的高度重视。美国 MIT、Berkeley 、StanfordAT&T 的 15 名科学家在上世纪八十年代末机械加工提出小机器、大机遇:关于新兴领域- 微动力学的报告的国家建议书,声称由于动力学 (微系统 )在美国的紧迫性,应在这样一个新的重要技术领域与其他国家的竞争中走在前面,建议中央财政预支费用为五年 5000 万美元,得到美国领导机构重视。日本通产省 1991 年开始启动一项为期 10 年、耗资 250 亿日元的精压机械大型研究计划,研制两台样机。该计划有筑波大学、东京工业大学、东北大学、早稻田大学和富士通研究所等几十家单位参加。欧洲工业发达国家也相继对微型系统的研究开发进行了重点投资。目 录1 绪 论 .11.1 设 计专 用精压 机的 目的和意义 .11.2 本课题所涉及的问题及国内(外)研究现状及分析 .11.3 完成本课题所必须的工作条件及解决的办法 .12 工作原理及工艺动作过程 .23 原始数据和设计要求 .24 模拟机构运动循环图 .25 机构运动方案的评定与选择 .35.1 提出设计方案 .35.2 最终方案的确定 .55.3 最终决定方案的工作原理 .66 传动 系统方 案的设计 .66.1 电动机的计算与选择 .66.2 减速箱的计算与选择 .76.3 联轴器的选择 .76.4 机械系统传动方案 .77 机构的尺寸设计 .87.1 执行机构的尺寸设计 .87.2 传动机构的尺寸设计 .88 齿轮的设计计算与校核 .88.1 确定许用应力 .88.2 按齿面接触强度设计 .88.3 验证轮齿弯曲强度 .98.4 齿轮的圆周速度 .99 轴的设计计算与校核 .99.1 轴的材料的选择 .99.2 大齿轮轴最小直径的计算 .99.3 大齿轮轴的设计 .109.4 小齿轮轴的最小直径的计算 .119.5 小齿轮轴的设计 .119.6 大齿轮轴的校核 .129.7 小齿轮轴的校核 .1310 滚动轴承的选择与计算 .1511 键的选择与计算 .1511.1 选择键的类型和尺寸 .1511.2 校核键的强度 .1512 总结 .16致 谢 .17参考文献 .18 12 届毕业设计专用精压机的设计设计说明书学生姓名 杜永升 学 号 8031208125 所属学院 机械电气化工程学院 专 业 农业机械化及其自动化班 级 12-1 指导教师 刘媛媛 日 期 2012.06 塔里木大学教务处制专用精压机 姓 名:杜永升指导老师:刘媛媛专 业:农业机械化及其自动化班 级:12-1学 院:机械电气化工程学院,1、工作原理及工艺动作过程 专用精压机是用于薄壁铝合金制件的精压深冲工艺。它是将薄壁铝板一次冲压成为深筒形。它的工艺动作主要: 1)将新坯料送至待加工位置; 2)下模固定、上模冲压拉延成形将成品推出模腔。,1.1工作原理及动作过程,2、原始数据及设计要求: 1)冲压执行构件具有快速接近工件、等速下行拉延和快速返回的运动特性。 2)精压成形制品生产率约每分钟70件; 3)上模移动总行程为280mm,其拉延行程置于总行程的中部,约100mm。 4)行程速比系数K1.3。 5)坯料输送最大距离200mm。 6)上模滑块总重量为40kg,最大生产阻力为5000N,且假定在拉延区内生产阻力均衡; 7)设最大摆动构件的质量为40kg/m,绕质心转动惯量为2kg.m2/mm,质心简化到杆长的中点。其它构件的质量及转动惯量均忽略不计; 8)传动装置的等效转动惯量(以曲柄为等效构件,其转动惯量设为30kg.m2,机器运转不均匀系数为0.05)。,3、设计任务1)执行机构选型与设计:构思出至少3种运动方案,并在说明书中画出运动方案草图,经对所有运动方案进行比较分析后,选择其中认为比较好的方案进行详细设计,该机构最好具有急回运动特性。2)传动系统的设计,冲压机构、滑块送料机构的设计,包括尺寸设计。3)画出最终方案的机构运动简图。4)撰写设计说明书。,4、方案的设计 整个机构可分为2大部分: 1)冲压机构 主要运动构件:上模 2)送料机构 主要运动构件:推杆 且送料机构实现间歇送料可采用曲柄-滑块送料机构. 如果考虑到成品有切边的情况,则需要一个将拉延后的成品上顶的机构来配合推杆完成推成品出模腔的运动。,4.1 方案1凸轮连杠冲压机构 摆杆滑块送料机构,冲压机构由凸轮控制其运动方式,无太大的受力,需要的传动结构简单,通过倒置法能够确定凸轮的大致轮廓。 送料机构是由摆杆滑块机构组成的,按机构运动循环图可确定摇杆工作位置和从动件的运动规律,使其能在规定时间内将工件送至待加工位置。,凸轮连杠冲压机构 + 摇杆滑块送料机构,4.2 方案2凸轮连杆冲压送料机构 送料和冲压机构都是由凸轮连杆机构组成。连杆机构可通过对杆长的计算设计,当选择好适当的杆长尺寸后,能实现所需的行程速比以及运动要求。通过铰链点与杆长的适当选择,能使机构具有较小的压力角和较为理想的传动角,使其达到运动功能,满足传动要求。 凸轮轮廓线可根据运动的要求用机构倒置法求出,从而使送料、冲压和上顶同时完成,并也能满足急回与匀速这一运动要求,在完成预定运动的同时,使整个加工效率提高。,凸轮连杆冲压送料机构,4.3 方案3: 摆动导杆冲压机构 + 曲柄-滑块送料机构 冲压机构:参考机械原理(P38)中的机构,并且经过改进,将其凸轮机构高副低代后得到了由摇杆和滑块组成的摆动导杆机构。 导杆机构的尺寸确定可按给定的行程速度变化系数K设计,上模将具有急回的特性,摇杆滑块机构的组合可按照要求使上模在工作段接近于匀速。 送料机构:曲柄滑块送料机构通过齿轮与上部曲柄轴相连。可调节其在整个运动中的初始位置使推杆在预定时间将胚料送至待加工的位置。如取一定的偏距,则其也具有急回的特性。,摆动-导杆冲压机构 + 曲柄-滑块送料机构,5、确定设计方案 在3个方案全部提出后,我进行了对比。各个方案都由不同的基础机构组合而成,且基本都可完成设计要求的运动。但是第3方案稳定性良好,传动平稳,整体结构比较简单,方便制造,经济性较好;加工成本也是相对而言比较少的。可满足急回运动的要求,输送配料上工作台和上模冲压这2 个工作步骤也可较容易的配合出来。使整个机构完成一次送料冲压的周期。,考虑到配料被冲压成形之后如果还留有切边,则成品就不能从下模的下部离开,而在第3方案的设计基础上,成品只可由一机构垂直将其顶出上模,然后同时由下一个送来的配料将其横向地推出下模工作台面。 这样就在第3方案的基础上增加了一个”上顶“机构,此机构的运动方向基本和上模相同,上模在回程时呈现出急回的特性,而”上顶”机构为了能迅速的将在下模中的成品顶出,其需要急速向上运动的特性。,最终决定的专用精压机机构的运动简图,JUMP,5.1 机构运动循环图,由机构运动循环图可知:机构在一个运动周期内,当上模运动在它的正行程时,推杆和上顶机构都在回程中;当上模冲压完成之后,推杆开始将胚料输送至待加工位置,上顶机构也同时将成品顶出下模,实现一个工作周期。,5.2.1上模冲压机构尺寸设计5.2.2传动系统尺寸设计,5.2 机构尺寸的设计计算,5.2.1 上模冲压机构的尺寸设计,因要求K1.3,取K=1.8 , 得极位夹角=52; 另要求上模的总行程H=280mm 设为DE与竖直方向夹角 由前图可得:2*CD*sin(/2)+DE*(1-cos)=280 且因极小 上式可变为:2*CD*sin(/2)=280 得 CD=320mm 取曲柄AB=250mm,得知 AC=513mmBACK,JUMP BACK,5.2.2 传动系统尺寸设计,整个机构的传动系统是由5个齿轮组成的,2个大齿轮F,L的存在是为了帮助3个小齿轮之间的传动,并让3个主要负责机构运动特性的小齿轮的转速和转向都一致。 为了计算的方便和统一,取3个小齿轮的尺寸相同,分度圆直径为160mm;2个大齿轮的尺寸也相同,分度圆直径为320mm。取模数m=8,则得出小齿轮的齿数z=20,大齿轮的齿数z=40。 为了使推杆有急回特性,使其在回程时不与前进得胚料有碰撞,取其正偏距e=150mm。BACK,6.动力元件的选择,经过计算需要功率746W的电动机,考虑到传动过程中的功率损失,查阅机械设计手册选用型号Y90L-6的电动机。额定功率1.1KW,转速910r/min;同理减速箱也选用标准型号ZSY三级圆柱齿轮减速器;联轴器亦是标准型号GIICL1的联轴器。,7.齿轮的设计,根据设计要求需要5个齿轮。又为了方便制造,减少成本。取三个相同的小齿轮,两个相同的大齿轮。齿轮对称布置,软齿面。设计小齿轮采用40MnB,调质处理 ;大齿轮用ZG35SiMn,调质处理 。如下图(具体数据和校核部分见于说明书),小齿轮,大齿轮,8.轴的设计,此设计中用到了五根齿轮轴,根据设计要求两根大齿轮轴相同,三根小齿轮轴相同。而轴的材料主要是碳钢和合金钢。由于碳钢比合金钢价廉,对应力集中的敏感性较低,同时也可以热处理或化学处理的方法提高其耐磨性和抗疲劳强度。所以我用的是45钢,调质处理。结构如下图:(校核部分见说明书),大齿轮轴,小齿轮轴,9.其他零件的选择,其他零件包括(键、滚动轴承、轴承端盖。销、连杆、曲柄、冲压锤等)在没有具体要求前提下均选择普通的标准件。具体见设计说明书。,10.结语,通过本次毕业设计,我深深的体会到自己在理论知识方面和实际操作方面的欠缺,同时也认识到自己在知识的掌握方面不足,导致设计过程中出现许多的失误和差错。总体来说,在这次毕业设计中,收获很大,至于好坏就可以体现出水平问题了。希望以后的毕业生能做到更好。,11.感谢,对于这次毕业设计的完成,承蒙指导老师刘媛媛老师的耐心指导。在整个设计的过程中,她耐心的指导,才使我的设计顺利完成,同时也感谢在这几年中给予我知识的各位老师以及在设计过程中给我提出很好意见的同学们。谢谢你们!,
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