摩擦壓力機-畢業(yè)論文

摩擦壓力機畢業(yè)論文PAGE1摩擦壓力機畢業(yè)論文摩擦壓力機的傳動機構設計摘要：摩擦壓力機是現(xiàn)代工業(yè)最早出現(xiàn)的螺旋壓力機，它具有結構簡單，價格低廉的優(yōu)點，迄今已有近二百年的歷史并仍在廣泛使用。除了在鍛壓行業(yè)外，亦用于建材行業(yè)。對制造產業(yè)起了巨大作用和現(xiàn)實意義。本文查閱了許多國內外文獻，詳盡地了解國內外關于摩擦壓力機優(yōu)化的研究現(xiàn)狀和發(fā)展動態(tài)。對于摩擦壓力機，在工程設計及使用中還存在一些的缺陷，如參數(shù)選擇不合理，機械效率過低等。文中對摩擦壓力機`進行了較全面論述，闡明了摩擦壓力機的工作原理。綜合運用前人的實踐設計計算得出較好的摩擦壓力機的結果，能較好地解決實際問題。對摩擦壓力機的設計有參考價值。關鍵詞：摩擦壓力機；結構設計；校核Abstract:Astheearliestscrewpressesinmodernindustry,fraypresseshastheadvantagesofsimplestructureandlowpriceswhichhasbeenusingfornearlytwohundredyearsandisstillpopularlyusednow.Fraypressesisnotonlyusedinforgeindustry,butalsousedinbuildingmaterialindustry.Fraypresseshasagreatinfluenceonmanufacturingindustryandapracticalvalue.Thispaperexaminedanumberofdomesticandforeignliterature,adetailedunderstandingoftheinternalandexternalfraypressesOptimizationofthestatusquoanddevelopments.Screwconveyorfortheengineeringdesignanduse,therewerestillafewshortcomings,suchasthechoiceofparameterssuchasirrational.Textofamorecomprehensiveexpositionconveysthefraypressesprinciple.Comprehensiveuseofthepracticeinpreviouscalculationsbetterresultscanbeusedtosolvepracticalproblems.Tofraypressesdesignhavereferencevalue.Keywords:fraypresses;structuredesign;examines目錄1.緒論 11.1引言 11.2摩擦壓力機概述 11.3摩擦壓力機的發(fā)展歷史趨勢 21.4課題的提出及研究的意義 21.4.1課題的提出及創(chuàng)新 21.4.2課題研究意義 31.5摩擦壓力機的現(xiàn)狀及改進方法 31.5.1摩擦壓力機的現(xiàn)狀 31.5.2摩擦壓力機改進方法 31.5.3改進后及固有的性能特點 42.摩擦壓力機初步設計及單元功能設計 62.1結構設計 62.2控制系統(tǒng)設計 83.摩擦壓力機的設計計算 93.1初步設計 93.2設計V帶 113.3設計摩擦輪 錯誤!未定義書簽。3.4花鍵軸的設計 錯誤!未定義書簽。3.5滾動軸承的選擇 153.6鍵的設計與校核 153.7螺桿螺母的設計 174.總結及說明 204.1總結 204.2摩擦壓力機的使用與維護 20參考文獻 21致謝 22附錄 錯誤!未定義書簽。1.4.2課題研究意義隨著制造業(yè)的迅速發(fā)展，模鍛件質量及成本的競爭愈來愈激烈。自從我國加入WTO后，降低模鍛件成本是鍛造行業(yè)十分關心的重要問題，這就向鍛壓裝備及鍛造工藝技術提出了更高更新要求。突出的問題是合理選擇以精化毛坯為目的的變形方式，這些方式不僅能獲得高精度高質量的鍛件，還能完成各種復雜鍛件的成形;既能減少材料消耗及機加工工時，又能降低能耗，提高生產率。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，而飛輪在一個循球中還需改變旋轉方向，在換向時飛輪和摩擦盤產生嚴重打滑。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，設備性能行到一定的改善。但是由于增加了結構和操作的復雜性，從而增加了制造和維修費用。針對這些問題，我們有必要對摩擦壓力面進行優(yōu)化設計，得出較合理的結果，給實際工作以有效的指導。1.5摩擦壓力機的現(xiàn)狀及改進方法1.5.1摩擦壓力機的現(xiàn)狀對于我國的摩擦壓力機現(xiàn)狀，其特點是結構簡單，操作維護簡便，在精加工場合得到了廣泛的應用，但是其輸送效率卻比較低。1.5.2摩擦壓力機改進方法對于我國的摩擦壓力機現(xiàn)狀，其特點是結構簡單，操作維護簡便，在精加工場合得到了廣泛的應用，但是其輸送效率卻比較低。從摩擦壓力機的結構出發(fā)，對摩擦壓力機的結構尺寸綜合性能做了深入的研究和探索，摩擦壓力機的能量損失主要來自滑動軸承和螺桿螺母副。螺桿螺母副不能除了改進工藝，不能深入優(yōu)化結構，主要是由于摩擦壓力機這個概念的制約，所以只能從滑動軸承方面進行改進。我們知道滑動軸承的效率是很低的，所以本設計采用滾動軸承，這就決定了摩擦盤的結構要重新設計，因為軸是不適于在軸承中軸向來回運動的。于是，又引出了摩擦盤的結構設計。本設計結構采用花鍵軸帶動摩擦盤的結構形式。讓摩擦盤的軸向運動交給花鍵軸套，這樣可以采用滾動軸承。對于這個實際的問題，根據(jù)調查和實例，對花鍵軸進行了理論分析，提出了推薦計算公式，并將推薦計算公式和通用計算公式結合起來，進行計算比較對照，得出推薦計算公式與實際需要符合得很好這樣的結論。從摩擦壓力機的使用性能出發(fā)，由于摩擦壓力機工作時間間隔小，沖壓力大，危險性高，所以對摩擦壓力機的安全性進行優(yōu)化設計也由其重要。本設計從兩個地方進行優(yōu)化設計：一、改進飛輪結構，增加過載保護結構；二、設計行程開關機構，把滑塊行程的信息反饋到操縱桿?？傊F(xiàn)在對于摩擦壓力機的研究越來越收到各界的重視，而目前國外也有了很多的研究成果。在國內的研究成果相對于國外來比較，研究成功還較少，還不是很先進。1.5.3改進后及固有的性能特點1．雙盤摩擦壓力機兼有模鍛錘和熱模鍛曲柄壓力機的雙重特性和優(yōu)點。首先它在工作過程中帶有一定的沖擊作用，滑塊行程不固定，這是錘類設備的特性，使得它在一個型槽里可進行多次打擊變形，從而能為大變形工序（如嫩粗、擠壓等)提供大的變形能和一定的鍛擊力：同時它又是通過螺旋付傳遞能量，在金屬產生塑性變形的瞬間，滑塊和工作臺之間所受的力由壓力機封閉的框架所承受，并形成一個封閉力系，這一點是熱模鍛曲柄壓力機的特性，因而也能為小變形工序(如終鍛模合階段、精壓、壓印等)提供較大的變形力和一定的變形能，所以能滿足各種主要鍛壓工序的力能要求。2．與熱模鍛曲柄壓力機相比，該機是定能設備，設備行程可變，沒有固定的下死點。因此、調整模具十分方便，特別適合于模具更換頻繁的中小批量鍛件的生產。而熱模鍛曲柄壓力機的下死點是固定的，行程和壓力不能隨意調節(jié)，不適宜進行延伸、滾擠等制作工藝，對坯料表面的加熱質量要求也較高，不允許有過多的氧化皮，尤其當設備操作或模具調整不當以及下料不準或超負荷使用時，有可能使滑塊在接近下死點時發(fā)生悶車而中斷生產。3．該機打擊力大，一般允許為公稱力的1.6倍，而熱模鍛曲柄壓力機因容易“悶車”一般只允許用到其公稱力的70%-80%.因此，同規(guī)格的壓力機，雙盤摩擦壓力機的最大打擊力是熱模鍛曲柄壓力機的兩倍，也就是說J53-3150型摩擦壓力機就相當于60000kN熱模鍛曲柄壓力機的工作能力。4．該機鍛件精度高，鍛件的尺寸精度靠模具“打靠”和導柱導向(用于精密模鍛)來保證，不受設備自身彈性變形的影響，因而近年來許多工廠都利用摩壓力機進行精密模鍛，特別對于軸類的校正等運用廣泛。5．該機悶模時間短，僅為熱模鍛曲柄壓力機的一半，傳給模具上的熱量少，溫度低，模具壽命長，這對批量生產尤為重要，能夠保證各個鍛件的精度基本一致。而熱模鍛曲柄壓力機由于滑塊在下死點附近運動速度最慢，不僅工件在模具內停留時間長，模具使用壽命短，而且對一些主要靠壓人方式充填型槽的鍛件，有可能雖然產生了較大的毛邊，而仍未充滿型槽深處。6．該機結構簡單性能可靠，操作靈敏方便，其設備投資、模具成本和鍛件成本均比模鍛錘和熱模鍛曲柄壓力機便宜一半多，與進口產品相比，性能基本一致，但價格僅為進口產品的四分之一。因此理論和實踐都證實，該機工藝適應范圍廣，鍛件精度高，生產率適中，勞動條件好，是一種符合我國國情，具有國際先進水平的大型精鍛設備。2.摩擦壓力機初步設計及單元功能設計2.1結構設計設計一臺由操縱桿控制的，利用摩擦力改變飛輪轉向摩擦壓力機，如圖2-1。按中華人民共和國機械行業(yè)標準：JB/T2547—91，要求參數(shù)如下：公稱力：F=1500KN運動部分能量：P=18KW滑塊行程：S=280MM最小裝模高度：H=280MM工作臺墊板厚度：T=120MM工作臺面尺寸：左右b=500MM前后a=630MM圖2-1摩擦壓力機示意圖由設計任務書及相關資料得知。本次設計可采用如下方案：傳動系統(tǒng)：采用電動機通過V帶帶動摩擦盤。摩擦輪傳動經過螺桿螺母機構控制滑塊進程。導向機構：采用滑動直線導軌。執(zhí)行機構：螺桿-螺母螺旋機構。驅動機構：三相異步交流電動機。傳動機構：初步定為V帶傳動機構。主要零部件特點及其作用：機身采用組合預應力框架，分為橫梁、立柱和底座，由優(yōu)質灰口鑄鐵澆注成為一體，機架強度高剛性好。機身設計為組合式一是為了起吊運輸方便，二是提高產品質量；橫梁中的銅螺母是用特殊配方的優(yōu)質耐磨銅合金采用離心澆鑄工藝制成，銅螺母和上面的導向套是易損件，磨損后需及時更換;良好的潤滑對螺旋付的壽命至關重要，一定要根據(jù)實際情況及時調整潤滑，確保螺旋付潤滑充足:螺母下面設有緩沖圈，當制動失靈時，緩沖圈用以吸收運動系統(tǒng)的能量，避免運動系統(tǒng)與機架剛性相撞而損壞機器，當發(fā)現(xiàn)上撞緩沖圈時應立刻停機，并查明原因，排除故障，嚴禁經常上撞緩沖圈；工作臺上的墊板是用來保護工作臺面的，不能隨意拆卸。傳動部分采用了比較容易調整的十字叉聯(lián)軸節(jié)式調整結構，摩擦盤與飛輪間的間隙一般為2-3mm，當超過5mm時要及時調整間隙，以防損傷有關零部件，十字叉聯(lián)軸節(jié)式調整結構從防銹和防變形兩方面地有效解決了摩擦盤調不動問題，摩擦盤與傳動軸間裝有防銹銅套，銅套內設有潤滑裝置，需定期注油并定期活動一下銅套，以防油污干枯而使銅套難以移動，調整摩擦盤后，需將鎖緊螺母緊靠在摩擦盤端面上，不得留有間隙，以防竄動損傷有關零部件。采用打滑保險飛輪，從而保證了設備既能輸出較大的打擊能量，又能在輸出較大的打擊力時通過飛輪打滑保護設備飛輪外緣的牛皮帶為易損件，嚴重磨損后應及時更換.飛輪輪體與上下輪緣之間裝有打滑摩擦片，用螺栓將碟簧壓縮，依靠碟簧的彈力將它們摩擦聯(lián)接起來，起安全保險作用。當打擊力超過額定力時上下輪緣將會相對于輪體打滑，消除多余能量，避免因超載而損壞機器打滑保險裝置不得隨意鎖死，以防超載。螺桿是該機的核心零件，其幾何精度、表面粗糙度及材質性能，對其使用壽命乃至銅螺母的使用壽命至關重要。本螺桿材質選用優(yōu)質合金鋼鍛材，經充分鍛造探傷后，再經熱處理至適當硬度，使之獲得最佳的綜合力學性能。螺紋摩擦表面需經拋光處理，以減輕機械磨損，提高使用壽命?；瑝K采用可拆卸式，可通過調整斜鐵調整導軌間隙，以保證滑塊的導向精度，本機最大偏心距應不大于300mm。采用平移式全行程制動，制動力大，制動靈敏，安全可靠.在全行程任意位置均可實現(xiàn)制動，通過滑塊的點動使用戶安裝調整模具非常方便。同時平移式制動對飛輪牛皮帶損傷輕。牛皮帶使用壽命長。制動力的大小可通過調整氣缸壓縮彈簧來實現(xiàn)，但過大的制動力不利于飛輪牛皮帶的使用壽命，因此，在滿足使用要求的情況下，不要將制動力調的太大。操縱采用手動離合式直推結構，簡單可靠。平臺剛性好，振動小，噪聲低，前后貫通使用方便，外形美觀并設有安全裝置，以確保維修人員的安全。2.2控制系統(tǒng)設計根據(jù)設計要求，采用操縱桿經過連桿經過連桿機構控制摩擦盤。結構原理如圖2-2：圖2-2結構原理圖3.摩擦壓力機的設計計算3.1初步設計1．選擇電動機類型按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型。2．選擇電動機容量電動機所需工作功率為P機：由《實用機床設計手冊》表1.1-10得：3．確定電動機的轉速因為滑塊行程次數(shù)n=27min-1滑塊行程S=280mm所以一次工作時間t=60/n=2.22s滑塊最大下降速度假設螺距P=20mm所以螺桿轉速按《機械設計手冊》推薦的傳動比合理范圍兩摩擦輪之間傳動比取1，V帶傳動比取2～4，故電動機轉速的可選范圍為:n’d=i’a×n=(2～4)×535r/min=1070～2140r/min所以這一范圍有1500r/min根據(jù)容量和轉速，由《實用機床手冊》表4.4-2查出符合和電動機型號有：如表3-1表3-1初選電機參數(shù)表`額定功率（KW）額定電流（A）效率轉速（r/min）額定轉矩Y180L-42242.591．5150014802.2Y220L-43056.892．5150014802.2綜合考慮各因素，選定電動機型號為Y180L-4。4．計算傳動裝置運動參數(shù)和動力參數(shù)摩擦盤：螺桿：5．各傳動裝置功率摩擦盤功率：螺桿功率：由《實用機床設計手冊》表1.1-10得：η帶=0.96η軸承=0.99η摩擦盤=0.96η絲桿=0.56．各傳動裝置轉矩摩擦盤轉矩：螺桿轉矩：計算結果進行整理列于下表3-2表3-2初步計算結果表裝置電動機大帶輪與摩擦盤裝置飛輪與螺桿裝置轉速n/r·min-11480493.33493.33功率P/KW2219.178.62轉矩T/N·m142371.10166.87傳動比i31效率η0.870.453.2設計V帶1．確定計算功率Pca已知條件為：功率P=22KW，傳動比i=3由Pca=KAP得 Pca=1.4×22KW=30.8KW由《機械設計》表8-6得KA=1.42．選擇帶型根據(jù)Pca和小帶辦轉速1480r/min，由《機械設計》圖8-8選定SPA窄V帶。3．尺寸計算1）確定帶輪的基準直徑dd1和dd2。初選小帶輪的基準直徑dd1由《機械設計》表8-3得ddmin=90mm由《機械設計》表8-7得基準直徑dd=150mm，dd1=155.5mm2）驗算帶的速度v由《機械設計》式8-13得對于窄V帶，vmax=35～40m/s所以v≤vmax，所以符合要求。3）計算從動輪的基準直徑dd2。dd2=idd1=466.5mm4）確定中心距a和帶的基準長度Ld.由0.7(dd1+dd2)＜a0＜2(dd1+dd2)得435．4mm＜a0＜1244mm得初定a0=800mm.按《機械設計》式8-20得基準長度由《機械設計》表8-2選基準長度Ld=2500mm所以min=-0.015Ld=746.62-37.5=709.12mmmax=a+0.03Ld=544.22+60=821.62mm5）驗算主動輪上的包角α1：所以符合要求。6）確定帶的根數(shù)Z由《機械設計》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因為Z＜10圖3-4軸受力彎矩圖軸在水平面內的彎矩圖如圖所示：圖3-5軸彎矩圖T=371100N·mm3．軸的初步計算取[σ]=637MPa查表得[σ-1]=58.7MPa，d=0.6因為鍵槽時，直徑增大4%，所以取d=40mm4．軸的結構設計如圖：圖3-6花鍵軸結構設計圖5．軸的校核1）因為該軸主要承受扭矩，所以應按扭轉強度條件計算。軸的扭轉強度條件為：由《機械設計》表15-3得：[τ]=35MPa2）因為此軸瞬時過載很大。所以應對此進行靜強度條件校核。軸的靜強度條件是：由表15-1得σS=355。表15-4得W=0.1d3所以安全。3.5滾動軸承的選擇按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，幫選兩端因定式組合方式。類型為深溝球軸承，壽命為Lh=12000h。由計算結果得：徑向力Fr=315.37N；軸向力Fw=0N；工作轉速n=493.33r/min。初選6008，查《實用機床手冊》表3.8-44得：基本額定負荷Cr=17000N。靜負荷Cor=11800N。查得《機械設計》表13-5得X=1，Y=0。查得《機械設計》表13-6得，fP=1.5。因為Cjs＜Cr所以6008滿足要求。6008深溝壞軸承的參數(shù)：D=68mm，B=15mm，da=46mm，Da=62mm。3.6鍵的設計與校核1．小V帶輪鍵選用A型普通平鍵按《機械設計》表6-1，選鍵12×90GB1096-79，b=12mm，h=8mm，L=90，l=78。按《機械設計》表6-1，[σP]=110MPa，[τ]=40MPa。所以滿足要求。2．大V帶輪鍵選用A型普通平鍵按《機械設計》表6-1，選鍵12×90GB1096-79，b=12mm，h=8mm，L=90，l=78。按《機械設計》表6-1，[σP]=110MPa，[τ]=40MPa。所以滿足要求。3．花鍵軸I的設計根據(jù)機床與軸的尺寸要求，綜合考慮，初步設計花鍵齒數(shù)Z=4，工作長度l=450mm，工作高度h=4mm。因為d=45mm又因為是動聯(lián)接。由式6-6取ψ=0.8由《機械設計》表6-3查得[P]=5～15因為P<[P]所以滿足要求。4．花鍵軸II的設計根據(jù)機床與軸的尺寸要求，綜合考慮，初步設計花鍵齒數(shù)Z=6，工作長度l=70mm，工作高度h=5mm。因為d=70mm又因為是靜聯(lián)接。由式6-6取ψ=0.8由《機械設計》表6-3查得[σP]=100～140。因為σP<[σP]所以滿足要求。3.7螺桿螺母的設計1．選擇材料和許用應力螺桿材料選舉40r鋼，830～860°C淬油，860～400°C回火。由《機械設計手冊》表12-1-10可得：取σP=350N/mm2。 螺母材料選用2CuAl10Fe3。由表12-1-10得：σP=40～60N/mm2，取50N/mm2；τP=30～40N/mm2，取35N/mm2。摩擦壓力機螺旋系機動中速，由表12-1-9可得：Pp=11～18N/mm2，取15N/mm2。2．按耐磨性計算螺紋中徑由表12-1-4中公式（1），取ψ=3.0由GB/T5796.3-2005，可選d=150mm，P=16mm，d2=142mm，D4=152mm，d3=132mm，D1=134mm的梯形螺紋，中等精度，螺旋副標記為Tr150×16-7H/7e。螺母高度H=ψd2=3.0

×142=426mm螺紋圈數(shù)n=H/P=426/16=26.625。3．自鎖性驗算由于系單頭螺紋，導程S=P=16。故螺紋升角為：由表12-1-7鋼對青銅f=0.08～0.10，取0.09?？傻茫害耍鸡选涔首枣i可靠。4．強度驗算由表12-1-3，螺紋摩擦力矩為代入表12-1-4之式（4）得：故滿足要求。5．螺母螺紋強度驗算因螺母材料強度低于螺桿，故只驗算螺母螺紋強度即可。由表12-1-4得，牙根寬度b=0.65P=0.65×16=10.4mm基本牙型高H1=0.5P=0.5×16=8mm代入表12-1-4中式（7）及式（8）有：所以滿足要求。6．螺桿的穩(wěn)定性驗算由圖12-1-2e得，摩擦壓力機螺桿上部的高h1=(1.8～2)×150=270～300mm.取280mm，螺桿最大工作長度l=280+280=560mm。由表12-1-4，有：式中按一端固定一端自由，從表12-1-5得μ=2。按表12-1-4中式（1）計算臨界載荷Fc可得：所以穩(wěn)定性條件滿足。4.總結及說明4.1總結在設計的整個過程中，本人對此經過深有感觸，一開始的設想沒有實施，但新發(fā)現(xiàn)的問題卻被我意外的解決。主要體現(xiàn)為，一開始本人注重摩擦盤的設計，以減少打滑等現(xiàn)象，后來發(fā)現(xiàn)打滑有時反到可以起到安全作用。所以放棄了此類設計，轉而從提高機械效率上著手，設計出花鍵軸機構，大大的提高了機械效率，這并不比一開始的設想有所降低。本文設計計算不是很復雜，但都是有憑有據(jù)的，目的是達到設計的最優(yōu)化，提高設備的質量，減小加工成本。從初步設計開始，先選電機，設計V帶，設計摩擦輪，再設計花鍵軸，最后設計螺桿螺母，這都是按照傳動機構的傳動路線來設計的?？傊?，本次設計已經完成了設計任務書中規(guī)定的任務，并而有所延伸。這次延伸不是累贅，本傳動機構的特別是提高機械效率，但安全性有所降低，所以，增加了一些操縱機構的設計也是出于安全考慮。另外還要提一點，文獻綜述，開題報告和論文之間的內容有所差別，原因是寫這些東西處于不同的時間，我的設計思想不停得更新改變，所以請不要在意前兩者與論文之間的差別，圖紙和論文才是我的最終結果。4.2摩擦壓力機的使用與維護摩擦壓力機的是用來沖壓鍛造的機械，其工作環(huán)境比較惡劣。因此，對摩擦壓力機的使用與維護提出如下要求：1．摩擦壓力機的導軌面及螺桿螺母副必須定期保養(yǎng)，保持清潔潤滑，定期檢查。2．摩擦壓力機應空載起動，即無負荷起動。3．由于摩擦壓力機安全系數(shù)較低，出于人員和設備兩方面考慮，都必須對操作員進行一定程度的培訓后方可進行操作。4．在使用中應經常檢視摩擦壓力機各機件的工作狀態(tài)，注意各緊固件是否松動，如果發(fā)現(xiàn)有的機件松動，應立刻擰緊，使之重新緊固。5．摩擦壓力機的機蓋，在輸送機運轉時不應取下，以免發(fā)生事故。6．摩擦壓力機各運動機件應經常潤滑。7．摩擦壓力機，特別是驅動裝置應經常保持清潔，定期拭擦。8．摩擦壓力機運轉中，如有任何不正?，F(xiàn)象，均應加以檢查，并及時消除，不得強行運行。

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