新型125吨深喉颈曲柄压力机结构优化设计_毕业论文.doc

编编 号号 本本科科生生毕毕业业设设计计（ 论论文文 ） 题目：题目：新型 125 吨深喉颈曲柄压力机结 构优化设计 机械工程机械工程 学院 机械工程及自动化 专业 摘要 I 摘摘 要要 锻压机械在工业中占有极其重要的地位，广泛应用于几乎所有的工业部门。而在锻 压机械中又以曲柄压力机最多，它被广泛应用在板料的冲压成型和材料的锻造成型生产 中，通过传动系统把电动机的运动和能量传给工作机构，从而使坯料获得确定的变形， 制成所需的工件。 本次设计为新型 125 吨深喉颈曲柄压力机的结构优化：新型体现在采用伺服电机驱 动，取消了传统压力机的飞轮、离合器和制动器，简化了传动系统；由于目前生产中设 备自动化程度的提高，对于中小吨位的曲柄压力机在进行平板材料的自动进料时，设备 的台面深度尺寸往往会制约板料的宽度尺寸，造成送料效率的降低。盲目加大喉深会造 成床身的变形。本次设计主要进行中小吨位大台面深度曲柄压力机的结构优化，在满足 床身的强度与刚度的条件下对其进行优化设计以扩大中小吨位的曲柄压力机的适用范围。 关键词：关键词：曲柄压力机；伺服驱动；深喉颈；床身优化 Abstract ABSTRACT Forging machinery occupies an extremely important position in the industry ,it is widely used in almost all industrial sectors.While in them the crank press machine occupies most，it is widely used in the stamping of sheet metal and the forging of material.It transmits the movement and the energy of the motor to the operating mechanism through the transmission system to make the blank obtain the determining deformation and turns to the desired workpiece. My design is the structure optimization of a new 125 t deep-throat crank press machine.Its new reflects in the driving of servo motor,cancel the traditional press flywheel, clutch and brake, simplifying the transmission system.Due to the improvement of the automation degree in current production,for the small and medium-tonnage press crank machines ,when they are working during the time of the automatic feed of the plate material,their width of throat restricts the countertop depth of sheet,resulting the reducing of the feeding efficiency.But increasing the depth blindly will cause the deformation of the body of the machine .My design is mainly for the structural optimization of deep-throat small and medium-tonnage press crank machines ,to expand its application range under the condition that its strength and inflexibility is satisfying the demand. Keywords: Crank press machine; servo motor driving ; deep throat; body optimization 目录 i 目目 录录 摘 要I ABSTRACT.II 目 录I 第 1 章 绪论1 1.1 引言.1 1.2 伺服压力机的国内外发展情况1 1.2.1 伺服压力机的基本工作原理及优点1 1.2.2 国外伺服压力机发展现状2 1.2.3 国内伺服压力机发展现状3 1.3 深喉压力机的优点 .4 1.4 本课题研究的主要内容.5 第 2 章 曲柄滑块机构的设计计算7 2.1 曲轴的设计与计算7 2.1.1 曲轴的设计7 2.1.2 曲轴的强度计算.8 2.2 连杆和调节螺杆的设计与计算9 2.2.1 连杆和调节螺杆的设计9 2.2.2 调节螺杆的强度校核 .10 2.2.3 调节螺纹的强度校核 .10 2.3 连杆和封闭高度调节装置.11 2.3.1 连杆和封闭高度调节装置的结构 .11 2.3.2 蜗轮蜗杆的设计及调节电机的选取11 2.4 滑块的设计.12 2.5 导轨的设计.12 第 3 章 传动系统及电动机的选择15 3.1 传动系统的设计.15 3.2 电机的选择16 第 4 章 轴承与联轴器的选用.17 4.1 滑动轴承 17 4.1.1 滑动轴承的选用17 4.1.2 滑动轴承的润滑及轴瓦结构.17 4.1.3 滑动轴承的校核.17 目录 4.2 滚动轴承18 4.3 联轴器的选择.18 4.3.1 调速电机与蜗杆的连接18 4.3.2 伺服减速电机与曲轴的连接.18 第 5 章 机身21 5.1 机身的结构设计21 5.2 机身的有限元分析22 5.2.1 机身强度分析24 5.2.2 机身刚度分析25 5.3 机身的优化.26 第 6 章 附属装置.29 6.1 过载保护装置.29 6.2 打料装置 29 6.3 调整装置 30 第 7 章 结论与展望.31 7.1 结论31 7.2 不足之处与未来展望 31 参考文献 .32 致 谢.33 新型 125 吨深喉颈曲柄压力机结构优化设计 1 第第 1 章章 绪论绪论 1.1 引言引言 在许多制造厂的生产线上大量使用的是机械压力机，其传动方式主要是由电机的转 动经过飞轮、曲轴连杆机构转变为滑块的直线运动。滑块在一定的行程范围和行程次数 作上下运动，使安装在滑块和工作台之间的模具加工所需的零件。近年来随着科技的发 展，市场对高精度、高质量、低价格产品的需求越来越大，用于制造产品的材料越来越 丰富，使得制造业的国际竞争越来越激烈。为此制造业对于能够缩短制造周期，高效率 制造高精度、高品质产品的加工设备的需求越来越强烈。世界许多压力机生产厂家都把 精力集中在开发高速度、高精度的压力机上。我国目前对压力机机身的设计长期以来还 沿用经验、类比的传统设计方法，设计出的床身不仅性能差，结构笨重，速度、精度提 不高，而且设计周期长，制造成本高，更新换代慢，这些问题使得国产压力机在高档次 压力机领域内无法与国外压力机相抗衡。这就要求我们引入现代设计理念与手段，开发 研制新型压力机。 1.2 伺服压力机的国内外发展情况伺服压力机的国内外发展情况 1.2.1 伺服压力机的基本工作原理及优点伺服压力机的基本工作原理及优点 伺服压力机的基本工作原理同传统压力机是相似的，即将伺服电机的旋转运动通过 中间传动机构转化为滑块的直线往复运动。上模装在滑块上，下模装在垫板上。因此当 材料放在上下模之间时，即能进行冲裁或其它变形工艺，制作工件。伺服压力机与传统 压力机相比不仅保持了机械压力机和液压机所具有的高刚度、高精度和高做功能力等优 点，最为关键的是伺服压力机可以根据不同的加工工艺选择滑块运动曲线。这不仅扩大 了成形的工艺范围，提高了压力机的智能化程度，而且可以最大限度的优化加工工艺。 下面依据板材深拉延的过程分析伺服压力机的优势。 传统压力机的滑块运动曲线是不可调的。如某些滑块运动曲线为正弦曲线的曲柄压 力机使得零件深拉延过程中凸模一开始就高速接触并冲击板材，而金属板材动力学特性 的实验研究表明，在板材的深拉延加工工程中，如果凸模下行接触板料的瞬间降低滑块 运动速率，可以实现凸模与板材的柔性接触;当材料发生塑性变形进而流动到凹模里时， 此时材料的摩擦类型由静摩擦转变为动摩擦，摩擦系数减小，成形阻力变得相对较小， 因而可以适当提高滑块的下行速度，提高工作效率;深拉延加工接近终点时，控制滑块运 动使得凸模减速，并以较小的速度上下运动数次，并停止保压几秒钟，可以防止板材的 回弹，提高成形加工精度。从上述分析可知，正弦曲线形式的运动特性违背了板材加工 所应用的规律性，因而，在加工过程中很容易造成工件的破裂，废品率高，而且工件的 成形精度不高。滑块运动曲线任意可调的伺服压力机的出现，完全改观了这一现状。 根据深拉延的工艺特点设置最优化的滑块运动曲线，由于压力机的工作负荷时间很 短，整个工作周期的绝大部分时间是空行程。可以在空行程期间加快滑块的运动速度， 江南大学学士学位论文 使得冗余加工时间大大减少，进而提高了生产效率。 当模具与板材接触时控制模具接触板材时的速度，实现模具与待加工板材的柔性接 触以及加工零件弹性变形能的平稳释放，进而降低振动和噪声，而且可以提高模具的使 用寿命。 深拉延过程中，即使在滑块变形最大的公称力发生的位置，伺服压力机也可以实现 滑块位置的全闭环控制，将滑块位置的精度控制在微米级以下。因而可以提高深拉延成 形的精度。 由于伺服电机完全靠电机的扭矩工作，省去了在传统压力机中储存能量的飞轮。而 且伺服电机可以直接控制起停，传统压力机中的制动器和离合器就显得多余，相应的润 滑油的消耗量也相应减少。 由于伺服压力机制成品的高精度、极为改善的工作环境，尤其是良好的节能性等优 点，因此，伺服压力机必将引导今后压力设备的发展方向。 1.2.2 国外伺服压力机发展现状国外伺服压力机发展现状 上世纪末，在日、欧洲等工业发达国家兴起了交流伺服电动机直接驱动压力机的研 究与开发，这种伺服压力机与传统机械压力机相比，具有结构简单、生产效率高、产品 质量好、滑块运动柔性好、降噪节能显著等优点。这类压力机在日本进入了普及期，随 着其在汽车零件、电子零件等高精度、难成形零件加工领域中的应用和其优良的节能性， 已经显示出了其他压力机所无可比拟的优越性，成为世界冲压技术及装备发展的主要潮 流之一。日本在伺服压力机研发、生产及商品化等方而处于国际领先水平，掌握了伺服 压力机的设计和制造技术，日本会田、小松、网野等压力机制造企业相继推出了多种传 动结构、不同规格的伺服压力机，几乎垄断了所有高端压力机的市场，获取了巨大的经 济利益。 日本会田公司自 1993 年起开始独立研发大功率伺服电机，并从 1997 年开始推出 NSI-D 系列伺服压力机产品。该系列产品由自行研发的大功率伺服电机经齿轮传动直接驱 动曲柄连杆机构进行工作。其独立开发的伺服驱动技术(Servo Pro)性能优良，单台伺服电 机可产生高达 3000kN 的滑块冲压力。 日本小松公司先后推出了 H1F 和 H2F 等多个系列的大型伺服压力机产品。分别采用 伺服电机经带轮、齿轮或螺杆驱动的六连杆肘杆机构进行工作。其中 H1F 伺服压力机的 冲压能力规格在 350kN-2000kN 之间，H2F 伺服压力机有冲压能力规格 2000kN,3000kN 等产品。还可根据客户需要提供 8000kN ,10000kN 等更高规格的伺服压力机产品。 日本网野公司自 1995 年开始研制大型伺服压力机，采用交流伺服电机作为驱动源， 通过减速器驱动特殊螺杆，进而驱动对称六连杆肘杆机构，再带动冲头滑块运动。该公 司 2005 年开发出世界上最大的大型伺服压力机，冲压能力高达 25000kN。目前公司根据 各种生产需求，已经生产出机械连杆伺服压力机、曲柄多连杆伺服压力机、液压式伺服 压力机等多种类型的伺服压力机。此外，还有日本天田(AMADA)公司的 SDH 系列伺服压 力机，以及山田(YAMADA DOBBY)公司的 SVO 系列伺服压力机产品。 新型 125 吨深喉颈曲柄压力机结构优化设计 3 图 1-1 AMINO 公司生产的 1300 吨大型钣金加工伺服压力机 欧洲一些压力机厂商也加入到这一行列中，如德国凯撒(KAIBER、舒勒(SCHULER)， 其中德国 SCHULER 公司在 2007 年北京国际机床展(CIMT07)上推出了 2500-3600kN 的一 系列压力机产品。2010 年，舒勒推出了新一代伺服驱动机械压力机。这种新的落料与成 型压力机用途相当广泛。集合了所有压力机特点的可编程伺服直接驱动技术 SDT 确保了 如此广泛的应用。这种新的压力机配备指定的模具和自动化概念可被设计为多工位或者 级进模压力机。这类新型压力机配备高性能扭矩电机，既没有飞轮，也没有离合器和刹 车，因此灵活度很高。这种新的冲压和成型伺服压力机公称力范围从 2500-30000kN。 1.2.3 国内伺服压力机发展现状国内伺服压力机发展现状 我国压力机制造企业自 80 年代开始，通过技术引进，合作制造和自主创新等模式积 极吸收、消化国外机械压力机先进设计及制造技术，目前已经完全掌握机械压力机设计 和制造技术。如今，随着我国经济的快速增长，对高精度、高效率的大型伺服压力机的 需求不断增加。以占行业总销售额 68%的汽车冲压件为例，正以每年 25%的速度增长。 但国产高端产品和技术与国际存在差距、尤其是自主知识产权设备和技术的匾乏，已远 远 满足不了我国国民经济发展的需要，更难以应对日益激烈的国际竞争。近年来，国 家开始重视伺服压力机研究与开发工作，在国家数控重大专项立项。 大型伺服压机等先进装备具有广阔的市场前景和市场空间，也给传统压机制造企业 带来巨大的生存压力，我国压力机行业必须迎接挑战，变被动为主动，开发新型伺服压 力机，占领广阔的市场。随着我国经济的快速增长，对高精度、高效率的大型压力机的 需求不断增加。目前，国内对压力加工设备的需求主要在以下几个领域:传统机械、电 力工业，约占总需求的 50%;汽车制造业，约占总需的 30%;军工产业，约占总需求的 11.1%;高新技术产业，约占总需求的 7.5% ,而且随着我国高新技术的发展，这一比重将 越来越高。很显然，在这些高速发展的领域内，蕴藏着巨大的市场和商机。以占行业总 江南大学学士学位论文 销售额 68%的汽车冲压件为例，正以每年 25%的速度增长，大型压力机等制造装备需求 量大。 我国目前还没有自己成熟的大型伺服压力机产品，济南二机床 2007 年 10 月刚刚研 制出我国第一台大型伺服压力机试验样机，冲压力为 10000kN，该类型伺服压力机在空载 阶段采用交流伺服电机调速来提高滑块运行速度、负载阶段仍然通过飞轮速降来释放能 量的模式进行工作，保留了飞轮和离合器等耗能部件。台湾金丰企业开发了 CM1 型伺服 压力机，该型压力机可提供的冲压能力在 800-2600kN 之间。 广州锻压机床厂先开展了伺服压力机的研究，先后开发了多种传动结构的伺服压力 机，其在 2007 年与华南理工大学联合设计制造的 GDKS 系类肘杆伺服压力机，通过连杆、 混合肘杆增力机构驱动滑块运动，最大规格为 6300kN。 齐二机床为了进一步提高压力机技术水平，缩短与国外先进技术的差距，企业近年 来又先后引进了瑞典 APT 研配试冲液压机技术，与上海交通大学合作成功研制了伺服压 力机技术。2008 年，企业又与掌握着当今世界最高水平的大型数控多工位压力机核心技 术的德国汉克自动化公司签订引进技术协议。2008 年齐二机床厂与上海交通大学采用冗 余容错技术联合开发成功了 2000kN 对称肘杆伺服压力机。在 2008 年中国国际博览会上， 齐齐哈尔第二机床集团展出完全自主研究的第一台全数控伺服压力机，突破伺服电机技 术，打破了国外大型伺服电机对中国市场的垄断，经济价值巨大。 中国一重依托国家数控机床重大专项，研究开发大型伺服闭式四点压力机，主要用 于汽车外覆盖件的冲压，该伺服压力机最大公称压力为 25000kN，其研制开发将推动并提 升我国大型伺服压力机的整体水平。 1.3 深喉压力机的优点深喉压力机的优点 深喉冲床是冲床的一种，一般用在板料冲孔方面，如大型电气箱电器柜中间开的百 叶窗，防盗门门中间开的猫眼，因料孔距离板边距离通常在 300mm 以上或更多，而普通 冲床喉深只有 180-230 左右，板料放进去冲床后墙板挡抵住了板料，无法实现料孔距板边 300 或 500 的距离，这就需要用深喉冲床来实现。深喉冲床大大的提高了板料的利用率， 扩大了可加工产品的范围。图 1-2 为国内知名锻压企业扬锻的深喉冲床。 新型 125 吨深喉颈曲柄压力机结构优化设计 5 图 1-2 JB21S 系列开式深颈固定台式压力机 1.4 本课题研究的主要内容本课题研究的主要内容 本课题是对 125 吨深喉伺服曲柄压力机的结构优化设计。首先对压力机进行总体设 计：拟定传动方案，根据技术参数设计主要零部件。然后进行三维实体建模，对床身进 行有限元分析并且进行优化。 具体研究内容包括： （1） 分析伺服压力机的工作原理。 （2） 对压力机进行总体设计。 （3） 通过 UG 进行各零部件及机身的三维建模，并进行装配，得到实体模型。 对机身进行有限元分析并优化。 江南大学学士学位论文 新型 125 吨深喉颈曲柄压力机结构优化设计 7 第第 2 章章 曲柄滑块机构的设计计算曲柄滑块机构的设计计算 2.1 曲轴的设计与计算曲轴的设计与计算 2.1.1 曲轴的设计曲轴的设计 曲轴为压力机重要零件，受力复杂，故制造要求较高，此压力机我选用 40Cr 锻制而 成。 图 2-1 曲轴相关尺寸 支承颈直径为： g Pd)54 . 4( 0 ， g P 为公称压力，为 1250KN，取。 mmd160 0 其他各部分尺寸见下表。 曲轴各部分尺寸名称代号经验数值取值(mm) 曲柄颈直径 A d 0 )4 . 11 . 1 (d200 支承颈长度 0 l 0 )2 . 25 . 1 (d300 曲柄两臂外侧面间的长度 q l 0 )0 . 35 . 2(d440 曲柄颈长度 a l 0 )7 . 13 . 1 (d240 圆角半径r 0 )10. 008. 0(d14 曲柄臂的宽度（或直径）a 0 )8 . 13 . 1 (d250 曲柄臂的高度h355 表 2-1 曲轴有关尺寸经验公式及取值 江南大学学士学位论文 根据经验公式建立的曲轴的设计模型图及主要尺寸如图所示。 图 2-2 曲轴尺寸取值 2.1.2 曲轴的强度计算曲轴的强度计算 图 2-3 曲轴强度计算简图 曲轴的危险截面为曲柄颈中央的 B-B 截面和支承颈端部的 C-C 截面。B-B 截面为 弯扭联合作用，单由于弯矩比扭矩大得多，故忽略扭矩计算出来的应力与考虑扭矩的差 不多。 弯矩： mNP rLL M g aq w 975001250 4 148240440 4 8 弯曲应力及强度条件： aa A gaq MPMP d PrLL 140 9 . 121 102004 . 0 1250)148240440( 4 . 0 )8( 933 C-C 截面为弯扭联合作用，单扭矩比弯矩大得多，故可以只计算扭矩的作用。 新型 125 吨深喉颈曲柄压力机结构优化设计 9 公称当量力臂： 0 )1 ( 2 1 )2sin 2 (sinddduRm BAggg 16016012 . 0 20012 . 0 104. 0 2 1 )60sin 2 12 . 0 30(sin80 =52mm 扭矩： 1250×52=65000N·m ggg mPM 剪切应力及强度条件： aaa g MPMPP d M 10079 16. 02 . 0 65000 2 . 0 33 0 符合要求。 2.2 连杆和调节螺杆的设计与计算连杆和调节螺杆的设计与计算 2.2.1 连杆和调节螺杆的设计连杆和调节螺杆的设计 （1） 连杆及调节螺杆主要尺寸的经验数据 球头式调节螺杆主要尺寸经验公式及取值，如表 2-2。 图 2-4（a） 调节螺杆 （b）连杆 江南大学学士学位论文 符号经验尺寸（mm）取值（mm） B d g P7 . 59 . 3160 0 d B d83 . 0 59. 0110 2 d 0 0 . 183 . 0 d100 3 d B d0 . 19 . 0160 4 d 0 86. 15 . 1d180 H(螺纹最小工作高度) 0 3 . 25 . 1d170 表 2-2 调节螺杆及连杆有关经验尺寸及取值 （2） 连杆总长度的确定 由于 一般小于 0.3，对于通用压力机，一般在 0.10.2 之间，取 =0.1，则 ，所以。 mm R L800 1 . 0 80 min mmLL88080 minmax （3） 连杆上的紧固件 连杆盖分为上下两部分，需用双头螺柱连接，我选取 4 个 M20 的双头螺柱，因为双 头螺柱承受的载荷较为复杂，所以我们不予以计算。 2.2.2 调节螺杆的强度校核调节螺杆的强度校核 上传动压力机在工作时连杆受压力作用由于调节螺杆截面较小，故一般校核调节螺 杆的压缩应力即可。 yy F P min 0 为连杆的作用力，对于单点压力机： KNPP g 1250 0 0 P 222 0min 9503110 44 mmdF 因此， ay MP131 109503 101250 6 3 。 球头式连杆的调节螺杆用 45 号钢锻造，调质处理，球头表面淬火，硬度 HRC42。其许用压缩应力为 ay MP180 ， yy 。 2.2.3 调节螺纹的强度校核调节螺纹的强度校核 调节螺纹一般采用特种止推螺纹或梯形螺纹。因为压力机是在重载情况下工作，故 选用梯形螺纹，尺寸为 M110×12。 由于螺母的材料一般比调节螺杆的差，因此，检验螺母（即连杆体）上的螺纹强度 新型 125 吨深喉颈曲柄压力机结构优化设计 11 即可。螺纹的破坏有三种可能性：即牙齿根部的弯曲、剪切破坏和牙齿表面的挤压破坏。 由资料分析可知，只需检验弯曲强度即可。 由于螺纹可以看成是 0 P 作用在螺纹中径处的悬臂梁，所以螺母的螺纹压根处的最大 弯曲应力为 W Mw 式中 w M 为螺纹根部的弯矩，W 为螺纹根部的截面系数。 42 1 ) 22 ( 100100 dd n Pdd n P Mw 式中， 0 P 连杆上的作用力； 0 d 螺纹的外径； 1 d 螺纹的内径； n螺纹的最少工作圈数： s H n ，H螺纹的最小工作高度；s螺距。 6 2 0h d W ， h螺纹牙根处的高度，对于梯形螺纹 sh635. 0 。 所以， a MP hHd ddsP hd dd n P 4 . 53 00762. 011 . 0 21. 014. 3 ) 1 . 011. 0(012. 01012505 . 1)(5 . 1 6 4 2 3 2 0 100 2 0 100 连杆体材料选用铸钢 ZG35，其许用应力 a MP80 ， ，可以使用。 2.3 连杆和封闭高度调节装置连杆和封闭高度调节装置 2.3.1 连杆和封闭高度调节装置的结构连杆和封闭高度调节装置的结构 为了适应不同高度的模具，压力机的装模高度需能调节。我们是用调节连杆的长度 来达到调节装模高度的目的。即连杆不是一个整体，而是由连杆体与调节螺杆用螺纹连 接，转动螺杆使其从连杆体中旋入或旋出，就可改变连杆的长度，也就改变了滑块的位 置，从而达到调节压力机封闭高度(装模高度)的目的。 调节方式分为手动调节和机动调节，手动调节只适合小型压力机，本次设计选用机 动调节：螺杆球头的中心钻出一个通孔，用一根销轴与拨快固定，拨块旋转，螺杆即旋 转，拨块由蜗轮和蜗杆带动，蜗杆蜗轮由调节电机来驱动，所以开动电机即可调节装模 高度。 2.3.2 蜗轮蜗杆的设计及调节电机的选取蜗轮蜗杆的设计及调节电机的选取 调节装置的有关参数参考1表 3-10 可得： 电动机 P=3KW n=750r/min 传动级数 1 级 总传动比 i=62 蜗杆蜗轮传动 传动比 i=62 模数 m=5 =1 =62 q=18 1 Z 2 Z 参考2表 11-2，得蜗杆蜗轮的具体参数： 江南大学学士学位论文 中心距 a=200mm,分度圆直径=90mm，分度圆导程角，变位系数为 1 d ' ''47 103 2 x 0。 计算可得蜗轮蜗杆的基本几何尺寸： mmd90 1 mmmhdd aa 10052902 * 1 1 mmcmhdd af 5 .77)525. 05(290)(2 * 1 1 mmb100 1 mmmzd310625 22 mmhdd aa 320103102 22 2 mmchmdhdd aff 5 . 297 5 . 12310)(22 * * 22 22 根据电机功率与额定转速，查8，选取电动机型号为 Y132M-8。 2.4 滑块的设计滑块的设计 滑块是一个箱型结构，它的上端与连杆连接，下部安装模具的上模，并沿机身的导 轨上下运动。为了保证滑块底平面和工作台上平面的平行度，保证滑块运动方向与工作 台的垂直度，因此，滑块的导向面必须与底平面垂直。为了保证滑块的运动精度，所以 滑块的高度必须做的足够高。 老式压力机的滑块底面尺寸较小，且大都呈正方形，随着大尺寸模具的采用，滑块 底面尺寸逐渐加大，且左右方向尺寸大于前后方向。但滑块尺寸过大，压力机左右尺寸 也会随着增加。 滑块底面尺寸指不包括导轨的可供紧固模具的有效尺寸。对一般用途的并且小于 2000KN 的开式压力机，滑块前后尺寸 1 B 用下式决定： mmPB g 507212501 . 04521 . 045 1 将数据圆整，取 mmB500 1 。 滑块左右尺寸 1 L ： mmPL g 586212501 . 05221 . 052 1 结合滑块内部结构，适当增大滑块左右尺寸，取。 mmL650 1 普通开式压力机滑块导向长度与宽度之比 L/B 为 1.3-1.6，对于本次设计的伺服压力 机，取 L/B 为 1.3。滑块导向长度 L=（5.5-7）S，S 为滑块行程，我们取 L=900mm,B=750mm。 为了安装模具，滑块的底平面加工出模柄孔。 对于公称压力在 630-1250KN 的压力机，模柄孔直径 d 为 50mm，深度 h 为 85mm。 对于单点压力机，滑块单纯受压缩，故一般不进行强度计算。 新型 125 吨深喉颈曲柄压力机结构优化设计 13 2.5 导轨的设计导轨的设计 导轨的结构是保证压力机精度的重要零件，它的选择直接影响滑块的运动精度。为 了保证滑块导向的精度，应尽量加大滑块的有效导向长度，导轨导向长度 LL)85 . 0 8 . 0( 0 ,本伺服压力机取将其数据圆整，取 mmLL7208 . 09008 . 0 0 。 mmL750 0 图 2-5 导轨的几种样式示意图 图 2-5 为最常用的几种导轨的样式。图(a)加工容易，调整简单，精度保持性好，广泛 应用于中小规格的压力机， （b）导轨的后导向面在机身上。因而机身的加工精度直接影 响了导向精度，但是导轨调整容易，也便于维修。 （c）为四面导轨，一般用于大中型压力 机上。机身的到面向精度决定了滑块的运动精度，而且易于调整。 （d）为二角六面直角 导轨，导向精度高，同（b） （c）一样也对机身的加工精度要求较高。此种导轨承受偏载 能力强，但不易于调整。 （e）为四角八面直角导轨，用在大、中型压力机上，导向精度好， 承受偏载能力强，缺点是需要较高的机身加工工艺性能，而且不易于调整。 由于本次设计的是高精度的伺服压力机，对导向精度要求比较高，分析比较上述各 种导轨的优缺点，考虑到（d）型导轨的结构简单，承受偏载能力强，因此选用此种导轨。 导轨与滑块应有适当的间隙，间隙小，导向准确，但过小则会出现发热、拉毛和烧 黑现象，造成导轨与滑块接触面迅速磨损。导轨与滑块的间隙大小随压力机形式和导轨 间距离而异，通用压力机导轨与滑块的间隙一般在 0.040.25mm 之间。参考与滑块的装 配关系，设计出的导轨如图 2-6 所示： 江南大学学士学位论文 图 2-6 导轨 新型 125 吨深喉颈曲柄压力机结构优化设计 15 第第 3 章章 传动系统及电动机的选择传动系统及电动机的选择 3.1 传动系统的设计传动系统的设计 从压力机传动结构看，可将当前流行的伺服压力机概括为单一驱动式和混合驱动式 两大类。前者通过单只伺服电机实现对压力机滑块工作速度的调节，以满足不同的冲压 工艺要求，其结构形式有曲柄连杆式、肘杆式等；后者是以大功率常速电机和小功率伺 服电机作为动力源，通过运动合成机构对压力机滑块速度进行有效控制，常用于大吨位 大功率的伺服压力机，其运动合成机构有差动轮系机构和多杆机构两类不同形式。 本次设计的伺服压力机为中小吨位，因此采用单驱动曲柄连杆伺服驱动。下面就此 类压力机的传动结构进行分析比较。 这类伺服压力机与传统机械压力机结构较为相似，是以伺服电机代替普通电机实现 滑块的变速运动。图 3-1 为国内某锻压机床企业在原有机械压力机基础上所研制的 800kN 伺服压力机，其伺服电机经传动系统的减速实现对滑块的控制。这类伺服压力机 结构简单，易于开发，是国内不少企业首选的伺服压力机传动结构，但机器存在传动链 长、传动精度难以提高的不足。 图 3-1 国内某企业伺服压力机传动结构 为此，日本 AIDA 公司以低速大扭矩伺服电机的专利技术研制了直接驱动伺服压力 机（图 3-2） ，该压力机传动链短，传动精度高，大大提高了机床的传动效率和工作稳定 性。 江南大学学士学位论文 图 3-2 伺服电机直接驱动式 NC 伺服压力机的传动结构 本次设计选用图 3-2 的传动方式，用伺服减速电机直接驱动曲柄滑块运动。 3.2 电机的选择电机的选择 伺服压力机的设计主要依据是力，校核能量。以满足工作最大力矩的条件选择伺服 电机的功率。具体选择过程为：计算压力机工作行程时的最大总负荷（包括工作负荷、 摩擦负荷等）：由上面对曲轴的强度校核可知此压力机工作时的最大转矩 M=65000N·m。由于所需扭矩较大，且转速较低，因此选用伺服电机与伺服专用减速机 搭配，即伺服减速电机，根据市面已有的伺服电机与减速电机，最终确定所选伺服减速 电机型号为：KN450-K1-100-S1-B5/DCM-C240J,其中 KN450-K1-100-S1-B5 为减速机的型 号，KN450 为其系列名称，K1 表示与工作机构的连接方式为平键实心轴连接，100 表示 采用三级减速，S1 表示与伺服电机的连接为平键法兰，B5 表示安装方式，该减速机的输 出最大扭矩为 84900N·m。DCM-C240J 为伺服电机的型号，额定功率为 37KW，额定转 矩为 176.6N·m。伺服减速电机图 3-2 所示： 图 3-2 伺服减速电机 新型 125 吨深喉颈曲柄压力机结构优化设计 17 第第 4 章章 轴承与联轴器的选用轴承与联轴器的选用 4.1 滑动轴承滑动轴承 4.1.1 滑动轴承的选用滑动轴承的选用 由于曲轴受冲击较大，参考同类压力机，连杆与曲轴接触，支承颈与箱体接触处采 用滑动轴承。 压力机中常用的径向滑动轴承有整体式和对开式两种形式。整体式轴承结构简单， 成本低廉，易于制造，但其缺点是轴套磨损后，轴承间隙过大时无法调整，另外只能从 轴颈端部拆卸，对于曲轴的曲柄颈处无法安装。因此我们在曲轴颈处选用对开式径向滑 动轴承，在曲轴两端支承颈处选用整体式轴承。 4.1.2 滑动轴承的润滑及轴瓦结构滑动轴承的润滑及轴瓦结构 滑动轴承必须可靠地润滑。因此必须正确选择润滑剂和润滑方式。轴和轴承之间要 有一定的配合间隙。对开式轴瓦由上、下两半轴瓦组成。通常，下轴瓦承受载荷，上轴 瓦不承受载荷，但是上轴瓦开有油沟和油孔，润滑油由油孔输入后，经油沟分布到整个 轴瓦表面。油孔和油沟应开在压力最小的地方，不应开在承载区，以免降低油膜的承载 能力。轴瓦必须用销或螺钉定位，防止它在轴向和圆周方向窜动。 4.1.3 滑动轴承的校核滑动轴承的校核 曲柄滑块机构的旋转速度较低，但载荷较大，故应检验作用在滑动轴承的压强，下 图为曲柄滑块机构的有关滑动轴承。轴承选用材料为 ZQSn10-1(铸磷锡青铜)。 图 4-1 曲柄滑块机构中的滑动轴承 作用在滑动轴承上的压强为 ii i i ld P p 。 式中 i p 某轴承上压强； i P 作用在该轴承上的力； i d 轴承直径； 江南大学学士学位论文 i l 轴承长度。 （1） 曲轴支承颈处轴承的压强为： aaa g MPpMPMP ld P p4013 3001602 1250000 2 0 00 0 （2） 连杆大端轴承的压强为： aAaa aA g A MPpMPMP ld P p5026 240200 1250000 经检验，符合要求。 4.2 滚动轴承滚动轴承 蜗杆与支承座之间采用滚动轴承，因本滚动轴承是用于调节装置，不经常使用，且 受力较小，故选用普通角接触球轴承即可满足需要，查机械设计手册，选取 7212C 型号 的深沟球轴承。考虑到其受力小与使用较少，故在此不进行强度校核。 4.3 联轴器的选择联轴器的选择 4.3.1 调速电机与蜗杆的连接调速电机与蜗杆的连接 （1） 类型选择 选用弹性套柱销联轴器，因为它适用于连接载荷平稳，需正反转并传递中小转矩的 轴，优点是制造容易，装拆方便，成本较低。 （2） 载荷计算 公称转矩 mNmN n P T 2 . 38 750 3 95509550 由2表 141 查得，故计算转矩为： 3 . 1 A K mNmNTKT Aca 66.49 2 . 383 . 1 （3） 型号选择 考虑到电机的轴伸直径为 38mm,查 GB/T 4323-2002，故选取 LT6 型弹性套柱销联轴 器，其公称转矩为 250N·m，许用转矩为 3800r/min，轴孔直径为 32-42mm 之间，故合 用。 4.3.2 伺服减速电机与曲轴的连接伺服减速电机与曲轴的连接 （1） 类型选择 对于大功率的重载传动，我们选用弹性柱销齿式联轴器。该联轴器传递扭矩较大， 且结构简单，组成零件较少，制造较方便，维修方便，寿命较长，适用于中等和较大功 率传动。 （2） 载荷计算 曲轴的最大扭矩为 65000N·m。 （3） 型号选择 新型 125 吨深喉颈曲柄压力机结构优化设计 19 从 GB5015-2003 中查得 ZL7 型弹性柱销齿式联轴器的公称转矩为 10000N·m，许用 最大转速为 2900r/min，轴孔直