双驱动曲柄压力机压力机构运动仿真(编辑修改稿)

双驱动曲柄压力机压力机构运动仿真(编辑修改稿)内容摘要：

/1460rn ，伺服电机功率为1KW。 由于伺服电机的转速是周期性变化的，当工作在高速冲压 120r/min模式下时，周期 sT  ，转速的数学表达式为： )( d e g /60t720c o s1440n 00 s）（高 。 转速曲线图如图。 当在低速模压 10r/min模式下时，周期 s6T ，转数的数学表达式为：))(d e g /60s in (120 stn 低。 转速曲线图如图。 中北大 学 20xx 届毕业设计说明书 第 9 页 共 32 页 图 高速冲压时伺服电器转速 图 低速模压时伺服电机转速 传动比分配 如图 3所示，假设 57 2zz  34 2zz  12 3zz  12 r 则可得 257H7557  zzi HH   则 H 22 7H5  2457H 22   由于压力机工作模式可调：即高速冲压 120r/min，低速模压 10r/min。 当在高速冲中北大 学 20xx 届毕业设计说明书 第 10 页 共 32 页 压模式下工作时，即 min/120H r 时，而 2 平均值为 0 ，则r / m i n1 2 02m i n/60 434   可得r ，而常速电机的转速为 1460r/min，则变速箱的传动比为 3。 当在低速冲压模式下工作时，即 min/10H r 时，而 2 的平均值为 0，则m i n/r102m in/5 434   可得r ，而常速电机的转速为 1460r/min，则变速箱的传动比为 36。 所以在选择变速箱时要求变速箱的传动比值有 36,3 21  ii 两个传动比。 主要结构设计 为使齿轮、轴等各部件满足强度和刚度要求，则在计算时假设压力机工作在低速模压 10r/min工作模式下。 差动轮系齿轮的设计 压力机一般为机床类，速度不高，故选用 7级精度（ GB1009588),并且选用变位直齿圆柱齿轮传动，并且太阳轮采用变位 齿轮。 差动轮系结构中行星轮的个数为 3，并且取行星轮间的载荷分配不均衡系数为 pk。 且差动轮系齿轮材料为 onr MMC20 ，渗碳淬火，弯曲强度 MPa1079b  ，则许用应力： M P a2 6 2 801 0 7 ]n[ ][ b  FF 。 考虑到截面尺寸较大的影响，取 MPaF 240][ 。 由于 57 2zz  而 657 2zzz  则 657 42 zzz  假设齿轮齿 数 246z 485z 967z 在低速模压时差动轮系的输出转矩： 0 4 0610 Nnp 输 则行星轮 6z 的转矩 mTT .p6  输 中北大 学 20xx 届毕业设计说明书 第 11 页 共 32 页 假设齿轮齿宽系数 1bd 根据 246z ，查图 512线图得齿形系数 FY 则齿轮 6的分度圆直径 mmYd kzd FFb 5 12 7 4 01 9 8 92][T2 333 666    则模数 7m, 66  取zdm。 则齿轮 5的分度圆直径 mmmzd 33648755  齿轮 6的分度圆直径 mmmzd 16824766  齿轮 7的分度圆直径 mmmzd 67296777  齿轮宽 mmdd b 1 6 81 6 81B 6  太阳轮的变位系数 ax ，其中齿顶高变动系数 y。 轴 1的设计 轴 1的结构图如图 ： 图 轴 1示意图 轴的最小直径 mmnpAd 330m i n  取 mmd 55min  则 mmdd 5571  mml 960  mml 1686  mmd 58d 62  mmll 3051  中北大 学 20xx 届毕业设计说明书 第 12 页 共 32 页 mmdd 6053  mmll 2242  mmd 655  mml 3343  轴的材料选用 45钢。 曲轴的设计 曲柄压力机中，常见的曲轴有三种型式，即曲轴、曲拐轴和偏心轴。 曲轴为压力机的重要零件，受力复杂，故制造条件要求较高，一般用 45号钢锻制而成。 锻比一般取。 有些中大型压力机的曲轴则用合金钢锻制，如 40Cr， 37SiMn2MoV、 18CrMnNoV，锻比需要大于 3，对于小型压力机的曲轴，国内有些制造厂用球磨铸铁 QT60— 2铸造。 锻制的曲轴加工后应进调质处理，有时还要在两端切割试件进行机械性能试验。 对于大型曲轴，有时在支承颈和曲柄颈中心处钻深孔，以该 善淬透性，提高机械性能，曲轴支承颈和曲柄颈（或曲拐颈）需加以精车或磨光，为了延长曲轴寿命，在各轴颈特别是圆角处，最好用滚子碾压强化。 （ 1）图 图 曲轴示意图 曲轴有关尺寸经验公式如下： 支承颈直径 )(P)5~(0 mmgd  gP 为公称压力（ KN） 中北大 学 20xx 届毕业设计说明书 第 13 页 共 32 页 曲柄颈直径 0)~( ddA  支承颈长度 00 )~( dL  曲柄两臂外侧面间的长度 0q ~ ）（ 曲柄颈长度 0a ~ ）（ 圆角半径 0)~( dr  曲柄臂宽度 0)~( da  由于 ，KN1000Pg  工作行程 mm500S 则取 mmd 1500  mmdA 210 mm270L0  mm390Lq  mm240La  mmr 12 mm240a mm25025002SR  （ 2）曲轴的强度校核 曲轴强度计算存在不少问题， 过去所沿用的方法与实际情况相差较大，有些在计算上亦感繁琐。 现只介绍一种较精确校核的计算方法，这种方法对载荷和支承做了一些简化，如图 8所示简化模型。 对载荷的简化： 1）齿轮对曲轴的作用力比连杆对它的作用力小得多，可忽略不计；2）连杆对曲轴的作用力近似看成等于公称压力 ,并分别作用在距离曲柄臂处。 对支承的简化：两支承也是在距离曲柄臂处 2r处，简化成简支梁。 危险截面： C— C（曲柄颈中点处）， B— B（右侧曲柄臂右端面）。 中北大 学 20xx 届毕业设计说明书 第 14 页 共 32 页 图 曲轴强度校核简图（纯弯梁法） 危险截面计算：  CC截面 M P ad PrLLAga 0 0 02 1 )1282 4 03 9 0(41)8(41 33q  曲轴材料为 40Cr调质钢，其许用应力 [ ]= MPa200~140 ,可见 ][ 曲轴强度满足。  BB截面 公称当量力臂 ]d)1[(21)2s i n2( s i n 0B  ddRm Aggg  中北大 学 20xx 届毕业设计说明书 第 15 页 共 32 页 ] 1 0)[(2140s i n2 i n50 00  ）（  M P adm gg 148)1090( 333330m a x    曲轴材料为 40Cr调质钢，其许用切应力 [ ]= MPa150~100 ,曲轴满足剪切要求。 曲轴危险截面的应力均在许用应力范围之类，满足强度要求。 曲轴轴承的设计 由于曲轴有特大冲击与振动，径向空间尺寸受到限制，必须剖分安装，而滑动轴承正具有这些特点，承受冲击载荷的能力较强，主要用于曲轴的主轴承，连杆小端支承等，故选择对开式径向滑动轴承。 其标准见 JB/T25611991。 作用在滑动轴承上的压强iiildPpi  式中 ip 为某轴承上的压强（ Pa） iP 为作用在轴承上的力（ N） id 为轴承直径（ m） il 为轴承长度（ m） 曲轴轴承的强度 M P aldPpg 105002 33 3000  由于压力机转速不高所以不用核验 pv值， p为轴承压强， v是轴对轴承的相对旋转速度。 所以选择滑动轴承材料 ZZnAl(锌铝合金 )其许用压强为 20MPa。 连杆的设计 连杆是压力机上最重要的受力零件之一，这里使用曲柄轴用连杆。 为了使连杆在结构轻巧的条件下有足够的强度和刚度，一般多用精选含碳量的优质中碳结构 45模锻。 合金钢有较高的综合机械性能，但当存在主生应力集中的因素时，它的疲劳强度急剧下降，甚至低到与碳素钢不相上下。 所以合金钢连杆的形状设计，过渡圆滑性，毛坯表面质量等，必须给以更多的注意，才能充分发挥优质材料的潜力。 连杆纵向断面内宏观金相组中北大 学 2。