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多速度机械式冲压机设计,速度,机械式,冲压机,设计
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!【包含文件如下】【机械类设计类需要定做代做的咨询购买企鹅97666224】.bat1.txt全部图纸.dwg设计说明书.doc压力机在汽车、电子、模具等方面有着很大的使用。在我国近 10 多年来，汽车一 直作为国家的支柱产业，所以在汽车行业发展的同时，压力机械在这端时间内有着很大 的进步。关于可以调节速度的压力机需求越来越大，但在这方面，现在国内外更多的是用伺 服电机实现的，但行星齿轮机构也是完全可以实现多个速度的调节，这种技术已经广泛 应用于自动挡汽车的变速箱中，所以决定设计一个可以应用于压力机的行星齿轮机构。 本毕业设计实在国内发展现状的基础上，添加了可以进行多速度控制的行星齿轮机 构，它通过控制不同齿轮的固定与否，实现了压力机的多速度的调节，适应了压力机可 以有多种速度的技术要求，可以根据不同的产品来调整不同的加工速度，适用不同的需要，从而提高生产效率。 本毕业设计的主要内容：1.曲柄滑块机构的设计，包括曲轴的设计，可调连杆的设计，滑块的设计。2.行星齿轮机构的设计，包括多速度轮系的方案设计，齿轮设计，定位方案设计。3.皮带轮的设计，包括皮带的设计，小带轮的设计和大带轮的设计。 通过这次毕业设计，完成了以上的设计内容，而且将以上各个部件整合到了一起形成了一个完整的机器。使自己明白了一个真正机器的复杂程度，机械设计的基本设计过 程，同时强化巩固加深了自己对轮系的认识，同时也为多速度压力机方面增多了一种新 的多速度实现方式。关键词：曲柄压力机；多速度压力机；行星齿轮机构Press machine is widely applied to industrial area, for example automobile, aviation, electricity, house appliances, and so on.As one of the symbol which measure a nationsindustrial level, is considered as the pillar industry of domestic economy by some major industrial developed countries and emerging industrial countries in todays world. Itsdevelopment mainly leads to the development of forging and stamping technology and equipment. The growth and progress of forging and stamping technology are centred around the development of automobile industry.Based on the current situation of domestic development, this graduation project addedthe planetary gear mechanism which can carry on multi-speed control. By controlling whether the gears are fixed or not, it implemented press machines multi-speed adjustment, and adapted to the press machines developed direction. According to the different products, its different processing speeds satisfying different needs. Thus it improved productions efficiency.The main contents:The design of crank-slide mechanism. It including the designs of crank axle, adjusting connecting rod and slide block.The design of planetary gear mechanism.It including the designs of multi-speed gear system, wheel gear, and localization scheme.The design of belt pulley.It including the design of belt, the small pulley and the big pulley.Through this graduation project, I finished the above contents, as well as, combined every single parts to form an integrated machine. I deeply understand the complexity of a true machine and the basic design process of a machine. At the same time, it reinforced my recognition for gear system and provided a new multi-speed pattern in press machine.Key Words：crank press, planetary gear mechanism, multi-speed press.摘要IABSTRACTII1 绪论12整体方案的选择22.1 根据滑块的分类22.2变速装置的选择23冲压机驱动力的计算及及电机的选择33.1设计要求33.2电机选型33.3传递到曲柄的功率34曲柄滑块机构的设计44.1曲柄滑块机构的确定44.2曲柄滑块机构各零件的设计55传动系统的设计95.1传动比的分配95.2带传动的设计95.3行星轮系的设计126轴的设计187工作台结构设计217.1整体尺寸217.2T 型工作台218结论23参 考 文 献24附录 1：外文翻译25附录 2：外文原文28致谢33摘要压力机在汽车、电子、模具等方面有着很大的使用。在我国近 10 多年来，汽车一 直作为国家的支柱产业，所以在汽车行业发展的同时，压力机械在这端时间内有着很大 的进步。关于可以调节速度的压力机需求越来越大，但在这方面，现在国内外更多的是用伺 服电机实现的，但行星齿轮机构也是完全可以实现多个速度的调节，这种技术已经广泛 应用于自动挡汽车的变速箱中，所以决定设计一个可以应用于压力机的行星齿轮机构。 本毕业设计实在国内发展现状的基础上，添加了可以进行多速度控制的行星齿轮机 构，它通过控制不同齿轮的固定与否，实现了压力机的多速度的调节，适应了压力机可 以有多种速度的技术要求，可以根据不同的产品来调整不同的加工速度，适用不同的需要，从而提高生产效率。 本毕业设计的主要内容：1.曲柄滑块机构的设计，包括曲轴的设计，可调连杆的设计，滑块的设计。2.行星齿轮机构的设计，包括多速度轮系的方案设计，齿轮设计，定位方案设计。3.皮带轮的设计，包括皮带的设计，小带轮的设计和大带轮的设计。 通过这次毕业设计，完成了以上的设计内容，而且将以上各个部件整合到了一起形成了一个完整的机器。使自己明白了一个真正机器的复杂程度，机械设计的基本设计过 程，同时强化巩固加深了自己对轮系的认识，同时也为多速度压力机方面增多了一种新 的多速度实现方式。关键词：曲柄压力机；多速度压力机；行星齿轮机构IABSTRACTPress machine is widely applied to industrial area, for example automobile, aviation, electricity, house appliances, and so on.As one of the symbol which measure a nationsindustrial level, is considered as the pillar industry of domestic economy by some major industrial developed countries and emerging industrial countries in todays world. Itsdevelopment mainly leads to the development of forging and stamping technology and equipment. The growth and progress of forging and stamping technology are centred around the development of automobile industry.Based on the current situation of domestic development, this graduation project addedthe planetary gear mechanism which can carry on multi-speed control. By controlling whether the gears are fixed or not, it implemented press machines multi-speed adjustment, and adapted to the press machines developed direction. According to the different products, its different processing speeds satisfying different needs. Thus it improved productions efficiency.The main contents: The design of crank-slide mechanism. It including the designs of crank axle, adjusting connecting rod and slide block. The design of planetary gear mechanism.It including the designs of multi-speed gear system, wheel gear, and localization scheme. The design of belt pulley.It including the design of belt, the small pulley and the big pulley.Through this graduation project, I finished the above contents, as well as, combined every single parts to form an integrated machine. I deeply understand the complexity of a true machine and the basic design process of a machine. At the same time, it reinforced my recognition for gear system and provided a new multi-speed pattern in press machine.Key Words：crank press, planetary gear mechanism, multi-speed press.II目录摘要IABSTRACTII1 绪论12整体方案的选择22.1 根据滑块的分类22.2变速装置的选择23冲压机驱动力的计算及及电机的选择33.1设计要求33.2电机选型33.3传递到曲柄的功率34曲柄滑块机构的设计44.1曲柄滑块机构的确定44.2曲柄滑块机构各零件的设计55传动系统的设计95.1传动比的分配95.2带传动的设计95.3行星轮系的设计126轴的设计187工作台结构设计217.1整体尺寸217.2T 型工作台218结论23参 考 文 献24附录 1：外文翻译25附录 2：外文原文28致谢33I多速度机械式冲压机设计1 绪论本毕业设计研究的主要是多速度压力机，随着社会的进步和技术的进步，关于可以 调节速度的压力机需求越来越大，但在这方面，现在国内外更多的是用伺服电机实现的， 但在和指导老师的商量下，行星齿轮机构也是完全可以实现多个速度的调节，这种技术 已经广泛应用于自动挡汽车的变速箱中，所以决定设计一个可以应用于压力机的行星齿 轮机构。行星齿轮机构的难点主要在于多速度行星齿轮整体方案的设计和各个齿轮的定位。 本设计主要用分别固定两内齿轮以此达到传动机构的转变，从而达到速度的变化。在关 于各个齿轮的定位更多采用的是与轴承的配合，一方面轴承起着旋转件和轴之间的连 接，另一方面轴承承受很小的轴向力来担任定位的作用。多速度压力机可以控制曲柄的转速去适应生产的需求，根据不同的产品调节不同的 旋转速度，从而提高了效率。近二十年来，世界各国的锻压技术都有了很大的发展，正从传统的机器特征时代转 变为信息时代，微电子和信息通讯的进步，使得自动测量和自动控制都应用于锻压方面 上，自动化和机械化的程度越来越高，机械行业的数字化、自动化和智能化发展越发蓬 勃。高速复合化也是冲压机的一个发展方向。提高生产效率，是机械方面永远的追求， 每个锻压工厂都在向着高速锻压机械的方向研究，同时在高速发展的领域之后，减小辅 助所用时间也是一个提高生成效率的途径，将多种工序结合，一次定位等等都可以使得 辅助时间的减少，个别适合加工情况复杂、工序较多、加工位置较多的板料加工。- 19 -2整体方案的选择2.1 根据滑块的分类根据滑块的驱动分类：机械式和液压式。 根据滑块的数目分类：单动式和复动式。 根据滑块运动的曲线、传动特点和滑块可以实现的功能等不同，一般分为：曲柄式压力机、无曲柄式压力机、肘节式压力机、摩擦式压力机、螺旋式压力机、齿条式压力 机、连杆式压力机、凸轮式压力机。根据压力机外型结构分为：开式压力机和闭式压力机。开式压力机是指正面和左右 两侧面都可以输送原料，采用 C 型机架的压力机；闭式压力机是指只能从前后方向送料， 采用门框式结构，机械刚度好， 工作时受振动较小，加工精度较高，一般 200 吨以上 的压力机多采用闭式门框式结构。考虑到压力机的工作效率和设计经验的缺失等因素，采用曲柄单动式开式压力机。2.2变速装置的选择齿轮传动，齿轮传动主要作用是传递转矩和转向，是机械传动装置中常见的传动 方式，具有顺时传动比一定，传动稳定，可以承受较大载荷的优点。 涡轮蜗杆传动，蜗轮蜗杆机构是交错轴斜齿圆柱齿轮机构演变而来的，用来传 递两交错轴之间运动，通常取其交错角为 90。优点为，传动比较大；缺点时，产生的 热量较高，材料要求较高。 行星齿轮传动，是一种可以使能量分流的机构，有多个齿轮或和其几何轴线绕 着静止旋转中心运动的齿轮传动，行星齿轮机构一般有多个行星轮和太阳轮组成，具有 小体积大传动比的优点。因为冲压过程的经常伴随着飞泻、压力机的尺寸需求而且冲压机的重型化，所以传 动系统选择行星齿轮装置。3冲压机驱动力的计算及及电机的选择3.1设计要求电机功率 P = 1.5kw3.2电机选型根据机械设计手册减（变）速电机与电器 P17-37 表 17-1-28 选用 YH 系列高转差 率三相异步电机（为 Y 系列 IP44 派生系列，转差率高启动转矩大，启动电流小，机械 特性软，能承受冲击载荷以及反转次数较多的金属加工冲床，如锤压机、冲击机等。）查 P17-76 表 17-1-53，选用 YH90L-4 电机，参数如下：额定功率 = 1.5Kw转速 = 1305 r min电流 = 3.96 A 负载特性持续率 = 60% 转差率 = 13%效率 = 72%3.3传递到曲柄的功率功率因数 cosj= 0.80 额定电流 = 5.5 A 额定转矩 = 2.7N m转动惯量 = 0.0027Kg m2质量 = 27 Kg查机械设计手册 P13-37，表 3-1-43，开口传动皮带的效率为 100%查机械设计手册 P14-5-2 得，轮系的行星齿轮传递部分效率为 0.987，常用直尺圆柱 齿的效率为 0.97P曲柄 = 1.5 1 0.987 0.97 0.97 = 1.393Kw所以，传递到曲柄的功率为 1.393Kw。（3.1）4曲柄滑块机构的设计4.1曲柄滑块机构的确定设计要求： 滑块行程s = 70mm滑块行程次数 n = 140 / 90次 minq = 30o当时，据下死点位置 5.5mm计算曲柄和连杆的长度Q S = 70mm R = 35mm查机械传动及曲柄压力机上册 P111（4.1）SB = R(1- cosq)+ 4 (1- cos 2q)SB 为滑块当前位置据下死点的距离 SB = 35x = 5.5x = 0.159（4.2）（4.3）（4.4）查机械传动及曲柄压力机上册 P12，表 2-1 (1- cosq)+ 1 (1- cos 2q)的值，得l= 0.2 ，4计算此时滑块的速度l查机械传动及曲柄压力机上册 P13，VB = 0.105nRsinq+sin 2q 2lVB = 0.105nRsinq+sin 2q 20.3= 0.105 35sin30o +sin 60o n23 = 0.105 35 0.5 + 0.15 2 = 2.31n（4.5）当n = 140时，vB= 324 mm s当n = 90时，vB= 208 mm s根据表 2-3 拉伸工艺的合理速度范围，钢的最大拉延速度为 409mm/s,所以符合要求。 综上所述，曲柄 R=35mm， 连杆 L=175mm。4.2曲柄滑块机构各零件的设计计算曲柄尺寸表 4.1曲柄经验公式曲柄简图经验公式采用值支撑颈直径 d0d0 = (1.38 -1.58) Pg60支撑颈长度 l0l0 = (1.50 - 2.20)d0115曲柄颈直径 d Ad A = (1.00 -1.11)d062曲柄颈长度 lAlA = (1.30 -1.43)d080曲柄壁宽度 BB = (1.24 -1.39)d077曲柄壁直径 DD = (1.67 -1.86)d0102曲柄两臂两侧面距离 lqlq = (2.30 - 2.48)d0138圆角半径 rr = (0.08 - 0.11)d06曲柄半径 RR = (0.40 - 0.53)d035曲柄的校核基于机械传动及曲柄压力机上册 P176，对实际情况进行简化:可以简化的认为，两轴承支撑曲柄臂内侧的 r 处，所以力也作用于此处。可以认为连杆的支撑力平衡于压力机的公称压力（即 PAB = Pg ），并二分之一于 公称压力作用在离曲柄壁内侧面 2r 处的位置。由于大齿轮的半径比曲柄的半径大得多，所以齿轮的作用力比连杆的作用力小得 多，可以忽略不计。A-A 截面的弯矩为：Pl + 4rPgl - 4r=-MgqAW2222P= g (l4q3 lA+ 8r )（4.6）s = MWPg (lq= 44 lA+ 8r ) 32wW16 104= 4 pd 3A (138 - 79.5 + 8 5.8)10-3 32p (61.6 10-3 )3图 4.1弯力弯矩图= 134272 0.00734331248= 183MPa（4.7）查表得 45 钢调制处理，在重复载荷的情况下，抗弯曲的 s = 205MPa ，材料符合要求。计算连杆尺寸采用机械传动及其曲柄压力机上册 P3 图 1-4 广泛使用的 B-B 连杆结构，这种螺纹结 构封是通过调节螺纹的长短而调节封闭高度的。连杆分为上下两段，常将上端称为连杆， 下端称为调节螺杆，两端用螺纹链接，调节螺杆作成圆球形，由圆球面传力。表 4.2连杆经验公式结构简图符号经验数据采用数值d B(1.29 -1.79) PAB62d0(0.59 - 0.83)d B50d2（0.83 - 0.94）d B38d3(0.9 - 0.98)d B58d4(1.53 -1.82)d074H(1.5 - 2.3)d B75校核连杆的强度sy =PAB =16 104= 135MPa（4.8）SminPAB ：连杆上的作用力p (38.810-3 )24Smin ：调节螺杆的最小截面积校核螺纹的强度P 1 d0d1 MW =AB -n2 22 4= 16 10 1 50 - 41.80 10-31.6722 22= 196.2 N m（4.9）s = MWW材料 HT200 满足要求。滑块A3 钢板焊接滑动轴承的设计轴承的平均压力= 196.2 1 p 50 10-3 (0.635 10-3 )26= 196.2 10.5510-9 36= 51.6MPa（4.10）P = F =4 104= 5.8MPa（4.11）轴承的 pv 值dB60 10-3 115 10-3pv =F pdn dB60 1000轴承的 v 值v =pdn= 5.8 p 60 14060 1000= 2.56MPa m s= p 60 1400.44 m（4.12）（4.13）60 1000=60 1000s查机械设计手册单行本轴承 P7-9,表 7-1-5 滑动轴承的材料性能选用铝青铜（ ZCu Pb 30 ）。P= 15MPav = 8 m spv= 60MPa m s结构选为对开式四螺柱正滑动轴承。4.3整体方案图 4.2曲柄滑块的实物图 滑块下端模柄孔位置时两体的，需要用时，将右下角的模柄块拆开，将模柄放进，然后将两紧固螺栓安装好，最后安装紧定螺栓。 此压力机依靠调节螺杆的螺纹来达到调节封闭高度的要求，用时，将紧定螺栓放松，调节连杆高度，然后在将紧定螺栓固定。5传动系统的设计5.1传动比的分配电机的转速为 1305 r/min当 n=140 次/min 时，当 n=90 次/min 时，i = 1305 = 9.32140i = 1305 = 14.590（5.1）（5.2）传动链中加入皮带传动，不仅可以减轻传动比分配时的压力，而且可以利用皮带的 特性从而防止机器的过载。Q皮带的最大传动比 imax = 5将皮带的传动比 i皮带 = 4.5轮系的传动比 i轮系 = 2或者3.2 。5.2带传动的设计确定计算功率 PCa由机械设计书中表 8-8 查得工作情况系数 KA = 1.1 ,所以选择带型PCa = KAP = 1.4 1.5 = 2.1kw（5.3）根据图 8-11，选取普通 V 型带专供 Z 型（ dd1 = 80 -100mm ）确定带轮的基准直径 dd1 并验算带速 根据表 8-7，Z 型槽 dmin = 50mm 根据表 8-9，Z 型槽 dd1 = 80mm满足 v = 5 - 25 m sv = pdd1n160 1000= p 80 1305 = 5.47 m 60 1000s（5.4） dd 2 = idd1 = 4.5 80 = 360mm确定 V 带的中心距 a 和基准长度 Ld根据公式 8-9， 0.7(dd1 + dd 2 ) a0 2(dd1 + dd 2 )，初步计算选取 a0 = 400mm（5.5）p()(d- d )2 Ld 0= 2a0 +2dd1- dd 2 +d 2d14a0= 2 400 + p 330 +21022= 1530mm由表 8-2 选带 Ld = 1540mm4 500（5.6） a = a+ ld + ld 0 = 400 + 1540 -1530 = 405mm（5.7）022验算小带轮上的包角oa1 = 180- (dd 2 - dd1 )57.3oao= 180o - 280 57.3计算带的根数= 140.38o405（5.8）由 dd1 = 80mm和n1 = 1305次/ min ，查表 8-4 得， P0 = 0.32Kw根据 n1 = 1305次/ min 、 i = 4.5 和 Z 型带，查表 8-5 得， DP0 = 0.03kw查表 8-6 得， Ka = 0.89表 8-2 得， Kl = 1.54Pr = (P0 + DP0 ) Ka Kl = (0.32 + 0.03) 0.89 1.54 = 0.48（5.9）所以，Z=5计算单根皮带的初拉力 Z = PCaPr= 2.10.48= 4.3（5.10）F = 500(25 - Ka)PCa + qv2 = 33 +1.79 = 34.8N（5.11）0计算轴拉力KaZv总结aFP = 2ZF0 sin2= 2 5 35sin140o2= 329 N（5.12）选用 5 根 Z 型带，带基准长度为 1540mm。带轮基准直径为 dd1 = 80mm ，dd 2 = 360mm ，中心距控制在 371.9mm 到 471.2mm 之间，单带初拉力为 37.8N。带轮的设计槽 型bdha minhf minefminddZ8.52.007.012 0.3780表 5.1Z 型带的尺寸表 5.2带轮的尺寸计算B = 4e + 2 f = 4 12 + 2 7 = 62mm d1 = 2 20 = 40mml = 82mmdd = 80mmda = dd + 2 ha = 80 + 2 2 = 84mmB = B = 62mm d1 = d1 = 40mml = 2d = 2 20 = 40mmdd = 4.5 dd = 4.5 80 = 360mmda = dd + 2 ha = 360 + 2 2 = 364mmC = 1 B = 1 62 = 31mm 555.3行星轮系的设计方案设计图 5.1行星齿轮的整体传动方案传动比的计算 固定 S 之后图 5.2固定 S 之后轮系的传动 w1 - w6Z2 Z3Z3 w - w = - Z Z = - Z 361 21 w - wZ ZZ 4 H = - 6 5 = - 6 w6 - wHZ5 Z4Z4w = w 14（5.12）w1 =Z4 + Z6 Z4= (Z4 + Z6 )(Z1 + Z3 )固定 P 之后w(Z1 + Z3 )Z4 + Z1Z6H(Z1 + Z3 )Z4(Z1- Z3)Z4- Z1Z6（5.13）图 5.3固定 P 之后轮系的传动w4 - wH w6 - wH= - Z5 Z6Z4 Z5= - Z6Z4（5.14） wH - w4 = 1- w4= - Z6（5.15）wH w4wHwHZ4= 1+ Z6Z4（5.16） w1 wH= 1+ Z6Z4（5.17）定固定 S 之后的传动比为 2固定 P 之后的传动比为 3.2 (Z + Z )(Z + Z )4613 = 2(Z1 + Z3 )Z4 + Z1Z6（5.18） Z6 Z4= 3.2 Z1 = 30 ， Z2 = 30 , Z3 = Z6 = 90 , Z4 = 40 , Z5 = 25(40 + 90)(30 + 90)i1 = (30 + 90) 40 + 30 90 =156007500= 2.08（5.19）同心条件i = 1+ 90 = 3.25240（5.20）所以满足同心条件。邻接条件Z1 + 2Z2 = 30 + 2 30 = Z3 Z4 + 2Z5 = 40 + 2 25 = Z6（5.21）（5.22）(Z1- Z2)sin(180ok Z2+ 2h*a)60 sin 60o 30 + 2 160 3 322（5.23）)51.9632(Z4- Z5)sin(180ok Z5+ 2h*a(40 + 25)sin 60o 25 + 2 1653 272（5.24）所以满足邻接条件。齿轮设计56.327查机械设计手册单行本,机械传动 P14-460,表 14-5-13.常用行星齿轮传动变位方式及 变位系数的选择.。表 5.1常用行星齿轮传动变位方式及变位系数的选择i B 4AX角 变 位（ 更 为 广 泛）各齿轮齿数不变，即 ZA + ZC = ZB - ZC变位系数之间的关系 XB = 2 XC + X A变位系数大小影响内齿轮弯曲强度，所以以齿数不产生根 切为准.总位系数不能过大,通常的啮合角为a= a = 22o 。ACCB对于直齿轮的机械传动,当 ZA ZC 时,一般取 X A = XC = 0.5齿形角（压力角）机械设计手册 P14-463 渐开线行星齿轮传动中，为便于采用标准刀具，通常采用a= 25o由于传动方式为硬齿面，所以由齿根弯曲疲劳强度计算（5.24）f Z2m 3 2KF T1Yed 1 YFaYSasF （5.25）小齿轮（行星轮和中心小太阳轮）材料：合金钢调质，齿面的硬度为 310HBS;内齿轮材料：45 号钢调质+表面淬火，齿面的硬度为 250HBS. KF = KAKV KFaKFb查机械设计教材 P192，表 10-2 得 KA = 1.75P194,图 10-8 得 KV = 1.2P200,图 10-17 得 KFa = 3.0 Ye = 0.25 +0.75eaP197,图 10-13， h = (2h* + c* )m = 2.25m ， KaFb KF = KA KV KFa KFb= 1.751.2 3.11.2= 7.56e = Z1 (tanaa1 - tana)+ Z2 (tanaa2 - tana)= 1.2（5.26)a2p= 40(tan 22o - tan 20o )+ 71(tan 22o - tan 20o )= 0.70763Y = 0.25 +0.75 1.312p(5.27)(5.28)e0.70763查机械设计 P200 图 10-17， YFa1 = 2.15；YFa2 = 3.4查机械设计 P201 图 10-18， YSa1 = 1.84；YSa2 = 1.83查机械设计 P208 图 10-22， KFN1 = 0.85；KFN 2 = 0.88查机械设计 P210 图 10-24，sFlim1 = 700;sFlim 2 = 400s = KFN1sFlim1 = 0.85 700 = 425MPa（5.29）F 1S1.4s = KFN 2sFlim2 = 0.88 400 = 251MPa（5.30）F 2SYFa1ssa11.42.151.84s =425= 0.093（5.31）F 1YFa2ssa 2=3.4 1.83sF 2251= 0.0249（5.32）查机械设计 P210 图 10-24，合金钢的 sFlim = 700MPaf Z2 m 3 2KF T1Yed 1 YFaYSasF 2 7.56 120 103 1.31 31 2522.15 1.84425(5.33)校核齿轮强度 KA = 1.75 1.8 m = 2tF = 2000T1 = 2000 119.4 = 2985N(5.34)Qfd = 1d180b = fd d1 = 1 80 = 80mm(5.35) KAFtb= 2985 1.75 = 65.3100 80(5.36) KHa = 1.2ah = (2h* + c* )m = 2.25 2 = 4.5(5.37) b =h404.5= 8.88(5.38)根据机械设计 P196 表 10-4， KHb = 1.323 KH = KA KV KHa KHb = 1.751.2 1.2 1.323 = 3.33(5.39)X1 + X 2 =Z1 + Z2130 + 30= 0.01(5.40)4 - 0.70763查机械设计 P203 表 10-20， ZE = 2.324 -ea3Ze = 1.048(5.41)sH = 32KH T1 f d 3u +1 uZH ZE Ze= 32 3.33120 1031.6 +11 2531.6 2.32 188.9 1.048d1= 3 38175= 34MPa(5.42)查机械设计 P211 表 20-25， sH 1 = 680MPa；sH 2 = 700MPa材料的疲劳强度符合要求。最终结论D1 = mZ1 = 2 30 = 60D2 = mZ2 = 2 30 = 60mmD3 = D6 = mZ3 = 2 90 = 180mm D4 = mZ4 = 2 40 = 80mmD5 = mZ5 = 2 25 = 50mm b = fd d5 = 50mm（5.43)（5.45)a = 1 (d+ d ) = 1 (60 + 60) = 60mm12122(5.46)a = 1 (d224- d5) = 1 (80 + 50) = 65mm 26轴的设计轴的最小轴径根据机械设计 P366，公式 15-3 d PA0 3 n查机械设计 P366 表 15-3，得 45 钢得 t = 25 - 45MPa; A0 = 126 -103轴的强度校核 dmin= 11031.51.5290= 19mm（6.1）T = 9550 3 = 30 N m90Ft = 2T d = 2 3080 10-3 = 750 No水平面弯矩分析Fr = Ft tan 20= 750 0.3639 = 276 NF1 + Ft = F2 1tQF 187 = F 60Ft = 1325F1 = 500 NF2 = 1825N（6.2）图 6.1水平面载荷分布图 M1= 500 60 10-3 = 30 N m （6.3）竖直面弯矩分析F1 + Fr = F2 1rQF 60 = F 187Fr = 241F1 = 382 NF2 = 723N（6.4）图 6.2竖直方向载荷分析图 M 2= 382 60 10-3 = 23N m（6.5）M1M =2=- M 22302 + 232(6.6)= 38.4 N ms = MW= 38.4p d 332=38.4p (20 10-3 )332(6.7)图 6.3总弯矩图= 48MPa图 6.4弯矩图t = T WT= 53pd 316=53= 33MPa (6.10)p(20 10-3 )16- 24 -sca=s2 + 4(at)2482 + 4 (0.3 33)2= 53MPa(6.11)查机械设计 P358 表 15-1，得 s-1 = 60MPa ，所以材料满足需求。7工作台结构设计7.1整体尺寸参考J23 系列开式压力机参数 工作台尺寸为 左右：450mm前后：300mm7.2T 型工作台材料：HT200尺寸：根据 GB/T158-1996，T 型槽间距 槽宽 A 为 10mm，间距 P 为 50mm图 7.1T 型槽间距根据 GB/T158-1996，T 型槽尺寸图 7.2T 型工作台各个尺寸槽宽 A 为 10mm，Bmin = 16mm Cmin = 7mm Hmin = 17mm Emax = 1mm Fmax = 0.6mm Gmax = 1mmBmax = 18mm Cmax = 8mm Hmax = 21mm所以，定A = 10mm B = 18mm C = 8mmH = 20mmE = 1mmF = 0.6mm G = 1mmP = 50mm工作台的校核S = 2 450 2 300 - 9 10 30033= 300 200 - 9 3000= 60000 - 2700= 3.310-2 m2s = PAB =16 104= 4.85MPaS3.310-2查机械设计手册，常用工程材料单行本 P3-74表 7.1HT200 的许用应力壁厚/mms /MPaHT2002.5-1022010-2019520-3017030-50160当壁厚 h=10 时，强度满足要求。8结论这次设计的主要内容是：曲柄滑块机构的设计、多速度轮系的设计以及曲柄压力机 上的其它辅助部件。其中多速度轮系设计是设计中的重中之重，国内行业中压力机多速 度大多是靠伺服电机实现的，扩宽了多速度实现的渠道。这次毕业设计的工作主要包括：电机的选型；曲柄滑块机构的设计包括，曲柄的长 度、滑块的长度、曲轴各个尺寸的设计和校核、可调连杆的结构设计、滑块尺寸的设计； 多速度轮系的设计：包括可调速度轮系方案的设计、齿轮的设计、定位方案的设计、轴 承的设计、减速器箱体和其它辅助零件的设计；带传动的设计：包括皮带种类的选型、 皮带长度的设计、皮带带数的设计大皮带的设计、小带轮的设计。让自己再一次感觉到 了标准的重要性，不仅便于行业之间的相互交流，同时还为设计提供了便利。经过为期一学期的毕业设计，让自己体会到了理论和实践的差距和自己设计经验的 缺失，在以后的工作中应该注意积累这方面的东西，同时这次毕业设计也使自己收获良 多，从一个连对压力机都误解成冲压模具的学生逐渐学习，思路变的清晰，慢慢的成长 为一个能够自己设计压力机中的各个部件。不仅在设计中锻炼了自身的设计能力，增加 了设计经验，在设计过程中往往更需要克服焦虑和烦恼，所以在这次毕业设计中，也磨 练的自己的心态。参 考 文 献1 濮良贵,纪名刚.机械设计M.北京：高等教育出版社，2012.2 刘鸿文.材料力学 IM.北京：高等教育出版社，2011.3 毛平淮.互换性与测量技术基础M.北京：机械工业出版社，2010.4 孙桓,陈作模,葛文杰.机械原理M.北京：高等教育出版社，2013.5 成大先.机械设计手册M.北京：化学工业出版社，2010.6 杨莉,赵乾胜,秦泗吉,杨里明. 偏置结构曲柄连杆滑块机构压力机设计J. 锻压装备与制造技 术,2017,(01):28-31.7 钱祯业,孟微,李立峰. 开式压力机曲轴的优化设计J. 金属加工(热加工),2016,(09):68-71. 8 周胜德,刘莹,曲慧敏. 压力机杆系尺寸误差对滑块位置精度的影响J. 锻压装备与制造技术,2015,(06):17-19.9 郑艳萍. 压力机传动机构可靠性分析与设计D.西华大学,2015.10 盛娟,吴强,冯全保. 曲柄压力机齿轮材料的选用J. 锻压装备与制造技 术,2015,(01):48-50.11 夏琴香,尚慧慧,徐海涛,李振石. 开式机械压力机机身校核与优化模块的开发J. 锻压技 术,2015,(02):148-153.12 胡伟伟. 机械压力机参数化设计的研究D.南京理工大学,2009.13 钱祯业,孟微,李立峰. 开式压力机曲轴的优化设计J. 金属加工(热加 工),2016,(09):68-71.14 周胜德,刘莹,曲慧敏. 压力机杆系尺寸误差对滑块位置精度的影响J. 锻压装备与制造技 术,2015,(06):17-19.15 郑艳萍. 压力机传动机构可靠性分析与设计D.西华大学,2015.16 盛娟,吴强,冯全保. 曲柄压力机齿轮材料的选用J. 锻压装备与制造技 术,2015,(01):48-50.17 韩长伟. 机械压力机主传动结构设计分析J. 一重技术,2012,(01):24-28.18 叶新. 机械压力机参数化设计的研究J. 中国新技术新产品,2010,(13):155-156.19 谢峰,沈维蕾,林巨广. C 型压力机机身的轻量化设计J. 工程图学学报,2010,(01):13-19. 20 胡伟伟. 机械压力机参数化设计的研究D.南京理工大学,2009.21 张祖芳,仲太生,许超. 开式压力机机身轻量化设计研究J. 锻压装备与制造技 术,2003,(03):26-28.22 赵希禄,聂绍珉,马克,宋司兵. 机械压力机的结构优化设计J. 重型机械,1993,(02):38-41. 23 余心宏,田林海,董秋月. 开式曲柄压力机机身优化设计J. 重型机械,1993,(02):44-47+56.附录 1：外文翻译行星齿轮系统的分析 广义杠杆是描述齿轮系统的一种新方法，它将齿轮系统的传统杠杆概念延伸至比率为负一的杠杆。这个允许一个杠杆节点的详细排列，因此导致行星齿轮系统的所有拓扑 排列。因此，我们可以了解多部件行星齿轮系统的一个紧凑关系，否则我们将会在逐项 的基础上解决问题。DMOI: 10.1115/1.4001092引言 分析行星齿轮系统的任务包括概念化行星齿轮系统的构造、齿轮部件间的固定连接、离合连接、和实现理想输入输出比的输入输出连接。多年来，这个问题已经引起了 这种研究人员的广泛兴趣。例如，Mathis 和 Redmond 报告了一种允许在计算机上自动 计算的正式系统方法1。它是基于代数约束方程，并已应用于给定期望速比的二行星的 齿轮系。Tanaka2提出了一个新的方法,使用一个类似于有限元分析的一个自动分析速 度、扭矩、效率和等效惯性的 FEM 分析。Salgado 和 Castillo3描述了一种使用基本电 路及其分组的概念来检测行星齿轮系中的退化结构的方法。Hsu and Hsu4建议使用非 循环图来合成具有任何数量的链接的齿轮运动链的运动结构。首先，他们提出了一种用 于计算 n 顶点图的系统方法。然后使用这种方法合成具有 n 个链接的一个自由度齿轮传 动运动链的图表的目录。Tsai5使用随机数技术来计算连锁特征多项式的值以识别同构 图。他将该技术应用于具有多达六个链路的一自由度行星齿轮系的拓扑合成。Kim and Kwak6提出了一种借助图枚举理论选择非同构图的方法。从顶点排列的对称群组诱导 的边缘排列被用作映射函数以识别非同构图。Ravisankar and Mruthyunjaya7提出了一种 用于齿轮运动链的结构合成的完全计算机化的方法，其基于通过它们的图形和顶点概率 矩阵表示这些链。还有许多关于用于工业应用的齿轮使用的学术着作。Staicu8开发了 涉及机器人的 Bendix 手腕行星锥齿轮系的运动学和动力学递归矩阵关系。Hsieh 等人9 讨论了行星齿轮系在光纤抛光机械操作中的应用。Ping10使用图形理论创造了一个在 行星齿轮系统中的计算机辅助系统。Yang 等人11描述了优化设计具有优于常规行星齿 轮系的闭合卫星齿轮系的过程。Inalpolat and Kahraman12提出在自动转化领域内的一 个广义上的多行星齿轮机构静态模型。综述上面的步骤，问题是行星齿轮机构的算数表 达。这个表达工作扩展了行星齿轮机构的杠杆表示法，使之可以高效的表示多族类的行 星齿轮系统。一个杠杆的概念 行星齿轮系统的主要任务是图一的行星齿轮系统的建模。它是由太阳轮，外齿轮和行星轮（一般是被约束的）组成的。行星齿轮是被放置在移动部件上。图一的全部系统 是被边缘-顶点图来表示的，就像图一一样，上面标有外齿轮 R、行星齿轮 C、太阳轮 S。这样的图也作为一个杆被人知道，因为太阳轮、行星轮、内齿轮之间的相对旋转速度是 被像和力作用杆和在杆适当节点给予运动计算。例如第二页中，如果行星轮是静止、内 齿轮的速度是-1、给予太阳轮运动，太阳轮的速度是 + n R / nS ，这里的 n R 和 n s 分别是内 齿轮和太阳轮的齿数。记录与相匹配的从太阳轮到行星轮杆的长度和与相匹配的从行星 轮到太阳轮杆的长度。包括用于分配杆长度，特殊情况等的规则的杠杆的描述可以在 Benford 和 Leising 的论文中找到。杠杆的这种几何表示的替代方案是以下代数表示，其 适用于所有类型的行星齿轮系，单小齿轮和双小齿轮。让 x、y、z、分别表示第一页中 的外齿轮、行星轮和太阳轮的速度。所以他们的速度方程是z = 1+ 1 y - 1 x（1） a anSnR这种关系通过行星齿轮组中的机械互连和齿轮相互作用而成立。方程式（1）包含了一个参数 a，a =, ns 和 n R 分别是太阳轮和外齿轮的齿数。方程（1）是关于 x、y、z 的线性方程。如果因素 a 是提供的，我们确定 x、y、z 三者中的两个数值，我们就可 以计算出剩余一个的值。换句话说，方程（1）表示的是一个未知的系统，需要两个系 统参数使代数问题更好的解释。这个系统参数是被 x、y、z 所限制的。如果我们考虑由两个行星齿轮组组成的系统，则它可以在数学上表示为：z = 1+ 1 y+ 1 xa11a 11（2）z2 = 1+1 1 y2 -x2 a2 a2以上六个参数的方程，如果要组成两个未知变量的线性方程，余下的四个参数需要 被给定。这些参数大概是在齿轮系统原理中被速度参数限制。或者，我们可以在两个行 星齿轮组的元件之间具有固定的互连。例如， 图 3 示出了具有两个固定互连的两行星 齿轮组的系统的曲线图。他们以以下方程表示：z1 = z2x 2 = 0.0注意一个固定连接到外壳,也称为接地, 被认为是对系统的合法约束。（3）齿轮系统的输入速度是由驱动能源例如马达提供的。该运动以在电机和齿轮系的构 件之间的固定或离合互连的形式传递到齿轮系。例如，图 4（a）示出了电动机和第一行 星齿轮组的第一节点之间的固定互连。这个算数表达是：x1 = 1.0我们对输入速度使用值 1.0，使得输出速度也是齿轮系的速度比。在一些设计中， 到齿轮系的输入运动可以通过在马达和齿轮系的一个或多个构件之间的离合连接。在一 些设计中，到齿轮系的输入运动可以通过在马达和齿轮系的一个或多个构件之间的离合 连接。例如，图 4 表示的是马达（用节点 x0 表示）和节点 x1 之间的离合连接。这个代 数表达式为：x0 = 1.0 x1 = x0（5）（6）两个表示之间的差异是：方程 4 和方程 5 将总是在它们各自的模型中成立，等式 6将在离合器未接合时被丢弃。假设我们需要分析具有一个固定互连的所有双行星齿轮组 系统。必须首先列举所有拓扑可能性（图 5），然后以上述方式为每个候选机制写适当 的代数约束方程。用于分析图 5 单次运行的统一方法可以通过被称为广义杠杆表示法实 现。这个概念被第三部分描述。附录 2：外文原文叮口-1且 已.。(b)Fig.4 Fixed input and clutched input门N如 仆HU弘仆川川”们儿仆仆U什川川门川儿打忡川川忖灿川Uh仆川川nunsFig.2 Lever exampleremaining one, provided 由e value of the par百meter a is speci白ed In other words, Eq. ( I) represents a system, which requires two constraints to make it a well-defined algebraic problem with one equation in one unknown. The constraints could be in the form of specified values for x, y, or z.lf we consider a system comprised of two-planetary gear sets, itmay be mathematically represented asZ 1 = l +IY1 - X i飞a1/a1Fig.5 Enumerati。n of two-planetary gear set systemsX i = LO(4)We use a value of 1.0 for the input speed so that the output speed is also the speed ratio of the gear train.In some designs, the input motion to the gear tr缸n may be2xl一 句 、，l一 句，飞、(2） 由rough a clutched connection between the motor and one or more句，VJ，l一2？members of the gear tr缸n For example, Fig. 4(b) shows a clutched connection between the motor (represented by the nodeThe above system of two linear equations in the six variablesx 1,y1,z1冉 y2,z2requires four additional constraints to be well posed as a system of two linear equations in two unknowns. Thesex0) and the node x1. This is represent创 algebraically asx0 = LO(5)constraints may be in the form of speed constraints on some of thex, =xo(6)gear train elements. Alternatively, we may have fixed interconnec lions between the elements of the two-planetary gear sets. For example, Fig. 3 shows the graph of a system of two-planetary ge盯 sets with two fixed interconnections. They are represented by the following equa【ions:Z1 =z2(3)X2 =0.0Note 由at a fixed connection to the casing (also referred to as ground) is also considered a legitimate constraint on the system. The input speed to the gear train comes from the driving source, say, a motor. This motion is passed on to the gear train in the form of a fixed or clutched interconnection between the motor and a member of the gear train. For example, Fig. 4(a) shows a fixed interconnection between the motor and the 且rst node of the firstplanetary gear set. This is represented mathematically asThe di仔erence between the two representations is 由at while Eqs.(4) and (5) will always hold true in their respective models, Eq.(6) will be discarded when the clutch is not engaged.Suppose we are required to analyze all two-planetary gear set systems m由one fixed interconnection. One must first enumerateall of the topological possibilities (shown in Fig. 5) and then write the approp口ate algebraic constraint equations, in the manner de- scribed above, for each candidate mechanism. A uni自ed approach for the analysis of all the candidates of Fig. 5 in a single run is possible via the new tool known as the generalized lever representation. This concept is described in Sec. 3.- The Generalized LeverConsider the lever shown on the left-hand side of Fig. 6, rep resenting a planetary gear set. The equation corresponding to this 且gure isr,I z、z,YiI = o.o Ia:It石aMZ1iFig. 3 Planetary gear sets with tw。fixed interconnecti。ns021005-2 I Vol. 2 MAY 2010Fig. 6 Transformati。n 。f leversTransactions of the ASME，日zx （旦与yaa回XZ十月a )y因zy +(a）x回la+ ly =z+()xaa因yx （a旦)zy因x一 y （旦a 与z元气 ，x. ,x, 响 TZ2a,.11.句句a,a 1.= a,Y1+ +Yil - Y1 为- -z,l l z2G马 a2z J. ii.叮Fig.7 Transl。rmation 。f graphsIIIz = l l + -jy - -x飞Ia(7)rrwe replace the parameter a in the above equation by the expres sion, IIa, we get 由e following equation:z = l 1 汀T ly XIII I飞The terms in Eq. (8) may be re-arranged so that it reads asIIIx = l l + -: IY - -:z飞Ia(8)(9)Comparing Eqs. (9) and (7), and referring to Fig. 6, it is easy to see that Eq. (9) represents the lever shown on the right-hand side of Fig. 6. Note that this mapping when applied to the s巳cond planetary gear set of the 白rst graph in Fig. 5 converts it into the third graph of Fig. 5. This is shown clearly in Fig. 7.In a similar manner，由e mappings of Table I convert the stan dard lever equation (Eq. (7) into equations representing o由er levers. The graphs of the co町esponding six levers are shown in Fig. 8. Note that 由巳 above set of mappings is exhaustive, i.e., given the three nodes on 由巳 lever representing a planetary gearset and 阳山ee node labels x小z 怡，y,z, there are only six“possible levers and these are 缸，y,z，缸，z,y, y,x,z, y ,z ，、z,x ,y, and zy,x.All of tl阳e are r巳present in Fig. 8 and areachievable by applying the mappings of Table I on the standardx,y ,z lever. It is left as an exercise to the reader to apply the mappings of Table l on the graph of Fig. 9（） and arrive at Figs.9(b)-9(i).There is an additional step, which allows us to relate the ac ceptable a values for the various levers. For any of the levers of Fig. 8, the ace巳ptable values of a, for practical high-speed geartrain applications, must lie in the range 0.33三a三 3.0. This rangeis determined by practical issues such as gear train packaging, pinion gear sizes, and pinion speeds. Using the mappings listed in Table I , we may work backward to determine the acceptable values of a corresponding to this range of acceptable values of a.These ranges for the various mappings are shown in Table 2.Fig. 8 Planetary gear set equati。ns and corresponding leversWe see that when a runs from 0.33 to 3.0 for the above six lever equations, a must lie in on巳of the follow吨three ranges: -4矶Table 1Mappings 。f the standard lever equati。n-1.33), -0元，0.25), and 0.33,3.0). Alternatively, Eq. (7),with a talcing values from these three intervals, is equivalent to theStandard lever e吨uationMapping。I iia，Il、a 一一一一New lever equation 严（I + ）y - x x= (I ）y zl、”lz = (I ）x 争）xauvdalz斗1)x什HU忖川川川(e)（。(I +a)a 一一(I。 （l +ii)(l +ii)斗 ）z- x。Journal of Mechanisms and Roboticsx= (I ）zFig. 9Two-planetary gear sets with one fixed interconnectionMAY 2010, Vol. 2 I 021005-3Mmm阳印川川山阳 山川仙 阳川川川阳m川m阳 旧阳仙 引川阴阳川川mmNNmmv阳印刊出 阴 阳 川凶出 阳川Um叫 削阴 阳mmM阳 凹川 阻四川Table 2 Ranges of acceptable values of a corresp。nding t。0.335853.0V、 ，、，一o o 一u zu 一u 一aG一 ul寸a l气o lyo l o l u l aLever equationVA1. EE，、 ，、2，a一 o3JUJ X，、EBJ寸y4Mapprng。（IB“ ，(I 一 (1 + ii一)Range for 0.333.03.00.33-0.25 0.75-0.75 0.25 Z，、o一 a (I司、 ，thsEES，、5-1.33-4.0，J6。 （干）-4 I 33la+lz =-x （一一）yaa-0.754-1.33-0250.333Fig. 10 The generalized leversix lever equations of Table 2, with 0.33 三 a三 3.0. Equation (7), taken together with these three intervals of a values is called the generalized lever. This is depicted pictorially in Fig. 10. Prior to the above discussion, the negative values of a in the context of lever equations had no known physical significance. Hence the term generalized lever.- The Impact of the Generalized LeverThe m缸n impact of tills result is 由e efficiency g缸ns we get from this single unified representation of the six levers of Fig. 8.Fig. 12 Ti p。l。gical variants of graph 1 of Fig.11ily of three planetary gear sets wi由3 fixed int巳rconnections. FigFor example，江 we use analysis routin臼on the graph of Fig. 9（），ure 12 shows the topological variants of the first member of Fig.with a, running through the 由出rang凶 4.0,-1.33), -0.75,-0.25), and O刀，3.0), we are assured of finding not only the designs based on 由e structure of Fig. 9a) but also all designswith the structures represented by Figs. 9(b)-9(i）.币iis way, we doa single analysis run for Fig. 9 instead of nine separate analysis runs, one each for Figs. 9(a)-9(i).Such efficiency E副ns are particularly signi白cant when we con sider larger farrulies m由出ree planetary ge缸 sets, where thenumber of variants of a given graph is higher. For ex缸nple咱 Fig.11 obtained by permuting the vertices of the various levers repre senting the three planetary gear sets. Figure 12 has 54 members, each of which would have to be analyzed in an independent analy sis run, were it not for the generalized lever representation, which enables us to hit all of the designs in a single run. Also note that each member of Fig. 11 has approximately 54 toplogical variants, similar to the ones shown in Fig. 12, each of which requ町巳s a separate analysis run. With the generalized lever representation , we are able to tackle the entire family of Fig. 11 wi由l I separate11 shows the topologically distinct structures comprising 由E farn analysis runs.It is also worth noting that there are subr皿ges within the negative a ranges of the generalized lever co盯esponding to simpleRJ日且J 日and double-pinjon designs just as in 由e case of the traditional gear 町ain lever. Figure 13 shows the ranges of the a values for the traditional lever, the coespondj:ng vertex labels for the lever, and士们 忏1且titlltu!Tll. efo r1-0.33-0.67也5-2.01.5-3且Fig. 11Three-planetary gear set systems2马回注目旬， s.Suy,Can旬， 剧.且 Can饵，z,SuSu沽 v旬， 剧唱SU. 由咽 a.u缸 也响 D.Ule,.,_,抽回.蝠. Fig. 13
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