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速度 机械式 冲压机 设计 CAD

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多速度机械式冲压机设计含6张CAD图,速度,机械式,冲压机,设计,CAD

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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 andKwak6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, n 和n 分别是太阳轮和外齿轮的齿数。方程（1）是关于 x、y、nRsRz 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：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：外文原文任务书论文(设计)题目：多速度机械式冲压机设计工作日期：2016年12月12日 2017年05月26日1.选题依据:机械产品的加工方式中，冲压加工是方便快捷的加工方式，而本设计是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。2.论文要求(设计参数):设计说明书（不少于6000文字），相关图纸（A0图纸的不少于两张，零件图若干），外文翻译（不少于2000字）。3.个人工作重点:冲压机的整体结构设计，机座部分结构设计、材料选择，冲头运动部分结构设计、材料选择，减速传动部分设计、参数计算、材料选择。4.时间安排及应完成的工作:第1周：下达毕业设计任务，查找相关文献资料。 第2周：研读文献资料并完成文献综述。第3周：撰写开题报告，准备开题答辩。第4周：开题答辩，答辩后根据老师的建议修改开题报告。寒假期间完成外文的翻译工作。第5周：完成整体的方案设计选择。第6周：根据所选择的方案进行冲压机的结构设计。 第7周：冲压机驱动力的计算及及电机的选择。第8周：底座部分的结构设计、材料的选择、参数计算、校核。 第9周：冲压部分结构设计、材料的选择、参数计算、校核。第10周：送料部分的结构设计、材料的选择、参数计算、校核。 第11周：多速度控制部分齿轮系的结构设计、参数计算、校核。 第12周：完成装配图绘制。第13周：完成零件图的绘制。第14周：撰写说明书。第15周：打印材料，准备答辩。5.应阅读的基本文献:1王建宏. 高端冲压设备中国制造与应用的着力点J. 金属加工(热加工)，2013年07期2张新洲，孙宇. 高速冲压机床可靠性评价系统开发及应用J. 机械设计，2015年01期3李娜. 气动技术在冲压行业中的应用J. 液压气动与密封，2016年02期4童慧芬，刘伟. 冲压送料机械手机械结构的设计J. 装备制造技术，2016年01期5王宇翔，房亮. 基于T-CPU的封头冲压液压机控制系统设计与实现J. 机床与液压，2016年16期6陆元三. 高速冲压技术的特点及应用J. 金属加工(热加工)，2014年03期7张新洲，孙宇. 高速冲压机床可靠性试验平台开发及应用J. 计算机集成制造系统，2013年05期8张新洲. 高速冲压机床可靠性试验与增长技术研究D. 南京理工大学，2014 9孙培明，龚善初. 冲压机床的振动缓冲与缓冲器的设计J. 机械研究与应用，2012年02期10李国彦，李方义. 复合行星齿轮系动态特性仿真分析J. 中南大学学报(自然科学版)，2015年05期11李发家，朱如鹏. 行星齿轮系动力学特性分析及试验研究J. 南京航空航天大学学报，2012年04期指导教师签字：XX教研室主任意见：同意签字：XX 2016年12月11日教学指导分委会意见：同意签字：XX 2016年12月11日 学院公章一、选题依据1论文（设计）题目多速度机械式冲压机设计2研究领域周转轮系的设计曲柄滑块压力机设计3论文（设计）工作的理论意义和应用价值冲压模具作为模具的重要组成部，由于它操作简单、便于实现机械化及自动化、其制品一般不需要进一步的机械加工、生产效率高、加工精度较好、寿命高，使它已经成为机械制造业中不可或缺的重要加工装备。而与冲压模具相配合使用的便是冲压机。冲压机广泛应用于汽车、航空、电子、家电等工业领域，其中，作为衡量一个国家工业水平的标志之一的汽车工业，被当今世界主要工业发达国家和新兴工业国家列为国民经济支柱产业，其发展主导了锻压技术及装备的发展，锻压技术的发展和进步基本围绕汽车工业的发展而进行。冲压机可以广泛的用于落料、冲孔、切断、拉伸等冲压工艺，如果可以通过控制变速器或者电机的转速，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。4目前研究的概况和发展趋势21 世纪的制造业，正从以机器为特征的传统技术时代，向着以信息为特征的技术时代迈进，即用信息技术改造和提升传统产业。经济全球化和世界市场一体化加速发展，不断加剧了制造商之间的竞争，提出了快速反应市场的要求，与之相适应，制造业对柔性自动化技术及装备的要求更加迫切而强烈。同时，微电子技术和信息通信技术的快速发展，为柔性自动化提供了重要的技术支撑，工业装备的数控化、自动化、柔性化呈现蓬勃发展的态势。世界锻压工业的柔性自动化发展不断加快。冲压设备广泛应用于汽车、航空、电子、家电等工业领域，其中，作为衡量一个国家工业水平的标志之一的汽车工业，被当今世界主要工业发达国家和新兴工业国家列为国民经济支柱产业，其发展主导了锻压技术及装备的发展，锻压技术的发展和进步基本围绕汽车工业的发展而进行。激烈的市场竞争促使汽车更新换代的速度明显加快，产品的市场寿命周期进一步缩短；与此同时，汽车变型品种日益增多，现代汽车工业生产日益呈现生产规模化、车型个性化，车型批量小、车型变化快、多车型共线生产、车身覆盖件大型化一体化的特征。传统的加工单一品种的刚性生产线显然已不适应这种特征和市场形势发展的要求，其升级换代产品具有高柔性和高效率的自动化锻压设备，成为世界冲压技术及装备发展的主要潮流。近二十年来，世界各国在锻造操作机与锻造液压机联动机组，大型模锻液压机， 挤压机等各种液压机方面又有了许多新的发展，自动测量和自动控制的新技术在液压机上得到了广泛的应用，机械化和自动化程度有了很大的提高。目前压力机的发展趋势如下:（1）高速化复合化相结合，提高加工效率。提高生产率是永恒的追求目标，各锻压厂家均致力于锻压机械的高速化研究，各锻压厂家均致力于锻压机械的高速化研究，在数控回转头压力机上，主要采用伺服控制的液压主驱动系统来提高压机的行程次数。在追求高速化加工的同时，还必须尽可能缩短生产辅助时间，以取得良好的技术经济效益。在数控压机上配备伺服电机驱动的三坐标上下料装置，可使冲压中心实现高效板材加工。将几种工艺或几个工序复合在一台机床上完成，是当前各类机床大幅压缩生产辅助时间，提高生产率的重要技术途径，在锻压机械上也得到了成功应用，效果十分显著。如：德国、美国、日本已相继开发出激光一步冲复合机，将模具冲切与激光切割有机地结合起来，工件一次上料即可完成冲孔、冲切、翻边、浅拉伸、切割等多道工序，最大限度地节省了辅助时间，特别适合孔型多而复杂的面板类工件的加工及多品种小批量板料加工。（2）锻压设备控制系统的发展趋势。锻压产品面临的重要挑战之一，是如何更具柔性，以适应“及时生产”的要求。压力机用户要求设备的所有控制功能集成化， 从而实现全套模具的菜单化管理，主要包括滑块行程调整、平衡器气压的调整、气垫行程调整，以及自动化控制系统等各个环节的参数设定。压力机控制系统的集成化， 可通过单一操作接口实现所有压机和模具的各项控制功能，包括故障诊断、模具菜单配置、可编程限位开关和模具监控的调整等，并使设备的维修保养更加方便，而且明显增加压力机的有效工作时间。（3）注重环境保护是当今世界性的潮流。许多国外锻压设备愈来愈重视环保问题，如在数控转塔压力机上，工作台普遍采用柔性的尼龙刷支撑代替传统的滚珠支撑， 以减少噪声污染；变速压机实现快速下降，慢速冲裁工件，快速回程，使振动和噪声大大降低。二、论文（设计）研究的内容1.重点解决的问题周转轮系的设计曲柄滑块机构的设计2.拟开展研究的几个主要方面（论文写作大纲或设计思路） 主传动机构的设计(周转轮系)执行机构的设计（曲柄滑块机构） 辅助机构的设计（送料、工作台）3.本论文（设计）预期取得的成果（1）一套完整的冲压机的装配图及零件图（2）一份冲压机和轮系的说明书（3）一篇外文文献翻译三、论文（设计）工作安排1.拟采用的主要研究方法（技术路线或设计参数）（1）根据给定的要求设计曲柄滑块机构和周转轮系；设计要求包括;公称压力（ Fg = 2000KN ）、公称压力行程( SP = 6mm )、最大装模高度（ H = 450mm ）、装模高度调整量（ DH = 110mm ）、滑块行程 （ S = 180mm ） 、 滑 块 行 程 次 数 ( n = 40次/ min) 、 工 作 台 尺 寸( L * D = 1500 *800mm )、滑块底面尺寸( L1 * D1 = 880 * 650)、工作台板厚度( L = 180mm )、滑块中心至机身距离( c = 430mm )（2）根据经验公式计算压力机的其他零件（曲轴、连杆、滑块）尺寸并校核; 曲轴：45 钢锻造，调制处理连杆：连杆盖、连杆、锁紧螺母、调节螺杆（这种结构可以控制装模高度） 滑块：灰铸铁铸造，具有外伸导轨的框架滑块体。（3）设计冲压机身。开式冲压机。2.论文（设计）进度计划第 1-4 周，查找文献资料，完成文献综述，编写开题报告；第 5-7 周，完成整体方案的选择，设计冲压机的结构，驱动电机的选择；第 8-11 周，底座部分的结构、冲压部分结构、送料部分的结构、多速度控制部分和齿轮系的结构设计；第 12-14 周，完成装配图、零件图的绘制；第 15 周，完成说明书的编写；第 16 周，打印材料，准备答辩。四、需要阅读的参考文献1 邓明，胡根明，吕琳，刘志芳.精冲压力机的现状及发展趋势J.锻压技术， 2016，82孙明飞，单鹏，高迎春.自动变速器常见行星齿轮机构结构组合分析（一）J. 辽宁工业大学学报（自然科学版），2012，103重型车液力自动变速器控制系统设计及其试验J.吉林大学学报（工学版）， 2015，94赵鑫鑫，杨珏，张静，张文明.液力自动变速器换挡过程的反演优化控制J. 农业工程学报，2016，15何晓国.曲柄压力机过载保护装置的选型J.安庆师范学院学报（自然科学版），2004，116胡明杰.压机机轴杆件断裂失效分析及预防J.机床与液压，2015，17王晓强，霍颖，陈红康.机械压力机设计中的缺陷与改进J.锻压装备与制造技术，2006，38陆浩.机械式杠杆压力机J.锻压装备，2000，69姚盼盼，王强，张凯，丁忠.1600KN 开式压力机机身机构分析与改进J.锻压装备与制造技术，2015，310周巨涛，李洪伟.机械压力机移动工作台设计J.一重技术，2013，311鲁洁，王秀叶.一种新型机械式曲柄锻造压力机艺J.锻压装备与制造技术， 2005，212郭齐庆.HNSAE15147 机械压力机移动工作台工作原理分析J.锻压装备与制造技术，2015，913 Chao Chen.Power Flow Analysis of Compound Epicyclic Gear Transmission:Simpson Gear TrainJ.ASME,201114 Essam Lauibi Esmail.Meshing Efficiency Analysis of Two Degree-of-Freedom Epicyclic Gear TrainsJ.ASME,201615 Madhusudan Raghavan.The Analysis of Planetary Gear trains.ASME,2016附：文献综述或报告压力机作为压力成形装备广泛应用于国民经济的各个领域，是装备制造业的重要组成部分。压力机的性能已经成为衡量一个国家科技水平、国际竞争力和综合国力的重要标志一、压力机主要由主传动机构、执行机构和辅助机构等构成。主传动机构的主要作用是将冲压机所需的能量从电动机传递到执行机构，常见的传动方式有机械传动与液压传动。机械传动主要包括齿轮传动、带传动、涡轮传动。执行机构的主要作用是带动滑块做往复直线运动，完成整个冲压过程，常见的执行机构主要包括曲柄滑块机构。辅助机构是提高压力机工作的可靠性以及工艺性，常见的辅助机构包括模具保护装置、自动送料装置、废料切断装置和位移检测装置等等。二、冲压机械可根据滑块的驱动机构分为曲柄式冲床、无曲柄冲床、肘节式冲床、摩擦式冲床、螺旋式冲床、齿条式冲床、连杆式冲床和凸轮式冲床。在这 8 中滑块驱动机构中，现在使用曲柄式机构和无曲柄式机构较多。其中中小型机械经常使用曲柄式机构，而中大型机械则常使用无曲柄式机构。曲柄式机构与无曲柄的运动曲线完全相同。目前工业因中小型机械占绝对多数，所以使用曲柄式的结构比无曲柄式机构多， 然后式肘节式机构。肘节式的特点为，滑块接近于下死点时，速度比较缓慢，增多了下死点附近的时间，适用于引伸加工和冷锻加工；摩擦式冲床是由工人用手控制冲程的长度和作用力的强度，适用于高温锻造、压平工作，和压碎加工类冲击高的场合； 螺旋式冲床与齿条式冲床目前市场上很少，也仅限于极小型冲床。连杆式冲床在没有循环的非加工时间中，滑块的速度较快，而在加工时间内十分缓慢，是专门适用深引伸加工和挤压加工的工作环境；至于凸轮式冲床，则是利用凸轮来驱动压料滑块的一种浮动式冲床，而多滑块冲床一般是利用曲柄机构来驱动。三、曲柄压力机过载保护装置的选择:(1)机械式过载保护装置。这里主要指的是压塌块，压塌块的作用是，在压力机过载 时，使连杆相对滑移一段距离，保护压力机的各个零部件，同时接通限位开关， 切断电源。压塌块的形式有双剪切面形式的压塌块、单剪切面形式的压塌块，单间切面压塌块一般使用于小型曲柄压力机的过载保护。机械式过载保护装置结构简单、制造方便，成本较低，但是在过载时，不能按照理想设计要求准确的破坏，同时在相同的受载条件下，使压塌块受破坏的力有较大的差异，所以机械式过载保护有着很大的局限性。(2)液压式过载保护装置。液压式过载保护装置的最大特点是当过载消除后，能自动恢复工作状态，维护比较方便。但是液压式过载保护装置的最大缺点是，在工作状态下，高压油泵一致处于运转状态，大大缩短了液压元件的寿命，因此过载保护装置的可靠性受到影响。(3)气液式过载保护装置。它最大特点是：气动液压油泵在压力机正常了其使用寿命和动作的安全可靠性。采用了液压垫活塞与连杆球座组成一体的构造,体积缩小,动作可靠。两个定差减压阀并联连接,当压力机过载时,使液压垫中压力油排入油箱的流量加大;加 快了过载保护的速度,又增加了过载保护的可靠性 ,因为即使一只定差减压阀失灵,另一只定差减压阀仍起过载保护的作用。该装置悬挂在压力机机架内侧,体积较小,安装、调试、维修较简便。该装置自动复位,待排除故障后便可开机正常工作。四、精冲工艺对压力机的要求：（1） 必须同时提供冲裁力、压边力和反压力。精冲是通过精冲模具，在专用压力机或者改装压力机，让板材在三向受力的状态下做纯剪切运动，可以得到垂直度和平整度好、精度高和断面平整度好的精密零件。（2） 冲裁速度能够无极调节。精冲过程中，由于材料的塑性变形和凸凹模与新生材料之间的摩擦会产生大量的热量。因此为了控制精冲过程中的温度，防止过高， 一方面可以通过改进润滑条件；另一方面可以通过控制制冲裁的速度，但是控制冲裁速度又会使得生产效率下降。所以要求可以无极调节，既保证热量不会太高， 冲件质量较好，生产效率也不会大幅度的下降。（3） 滑块行程速度的变化满足快速开合模、慢速冲裁、快速回程的要求。满足精冲工艺对冲裁速度的要求，保证冲件质量，也提高了生产效率。（4） 滑块有很高的刚度和导向精度。为了保证模具较高的工作寿命和工件成型的质量，滑块与导轨之间的间隙要求小玉 0.005mm,并且有精确的导向。（5） 整机坚固和机架刚性高。在精冲过程中，机架需要承受巨大的工作压力，故对机架的刚性要求特别高。（6） 具有可靠的模具保护装置。在精冲过程中，会产生一批废料，需要及时冲模具清除，防止对模具造成损伤，影响模具寿命。五、压力机根据执行机构的驱动方式不同，分为机械式传动和液压式传动 。不论机械压力机或是液压机，都是通过杆件的旋转或往复运动进行机械能或液压能的传递，同时为执行部件(如液压机滑块)提供运动导向。轴杆件是压力机的重要组成部分和核心功能部件。轴杆件的断裂失效，轻则造成压力机无法使用，影响生产;重则导致压力机损毁甚至酿成安全事故。（1）压力机曲轴支撑。一般设计中，轴与轴承的支撑要考虑发热后轴能自由膨胀。所以设计中要使一边固定，另一边轴承要有伸缩的可能，同样对于曲轴也一样， 要考虑压力机长时间工作下温升过高的情况，曲轴可以自由伸缩。（2）曲轴机构应力集中。对于传递较大功率的曲轴来说，承受的在和多属于疲劳交变在和，为了提高曲轴的疲劳强度，减轻不必要的自身重量和减小其旋转惯性力， 一般曲轴设计不宜取实心结构，采用中空结构形式。这种结构不但可以使原应力集中区的应力分布均匀，使圆角过渡部分的应力平坦化，同时也有利于热处理工艺所引起残余应力的消除。（3）大齿轮齿圈与轮毂的过盈配合。在过盈配合连接的齿圈、轮毂等零件的接合面禁止加设定位销。开设定位销后，破坏了接合面的应力状态。（4）人字齿轮齿向选择。为了避免在啮合时将润滑油挤在人字齿的转角处，所以， 在选择人字齿轮齿的方向时，要使齿在啮合时，应使人字齿转角处的齿部首先开始接触，这样就使得润滑油从中间部分向两端流出，保证齿轮的润滑。（5）风向支腿垫板结构。在压力机工作时，容器的壳体会承受很大的拉伸应力。在设计安装支脚时应尽可能地安装垫板，但要注意垫板的形状和安装方式，以避免作用于其上的附加载荷。（6）风包支腿底板结构。一般卧式容器有两个支腿，其中一个支腿的底脚螺孔要作成长圆形，使容器能够伸缩。如果容器上有各种管子连接时，还要考虑伸缩的相互影响。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 nations industrial level, is considered as the pillar industry of domestic economy by some major industrial developed countries and emerging industrial countries in todays world. Its development 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 added the 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:1. The design of crank-slide mechanism. It including the designs of crank axle, adjusting connecting rod and slide block.2. The design of planetary gear mechanism.It including the designs of multi-speed gear system, wheel gear, and localization scheme.3. 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217.2 T 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。- 9 -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 = 1.51 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min当时q= 30o ，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 P11（4.1）S =( - cosq)+ 1 (1- cos 2q)BR 14（4.2）SB 为滑块当前位置据下死点的距离 SB = 35x = 5.5 x = 0.159（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查机械传动及曲柄压力机上册 P13，V =q+ lqV =B0.105nRsinq+ lsin 2 2qB0.105nRsinsin 2 2= 0.105 35 sin30o + 0.3 sin 60o n2= 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：M= Pg lq + 4r - Pg lA - 4r W2= Pg (l4q2- lA22+ 8r )（4.6）s = MWPg (l= 4q- lA+ 8r ) 32wW16 104 (pd 3A+ )-3 138 - 79.5=4(8 5.81032-3 )3图 4.1弯力弯矩图p 61.6 10=1342720.00734331248= 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P16 104sy = ABSminPAB ：连杆上的作用力=p(38.810-3 )24= 135MPa（4.8）Smin ：调节螺杆的最小截面积校核螺纹的强度M= PAB 1 d0 - d1 Wn2 22 -= 16 104 1 5041.80 10-31.6722 22= 196.2 N m（4.9）s= MWW=196.21 p 50 10-3 (0.635 10-3 )26=196.2 10.5510-9 36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= 51.6MPa（4.10）F4 104轴承的 pv 值P = dB = 60 10-3 115 10-3 = 5.8MPa（4.11）pv =F pdn dB60 1000轴承的v 值v =pdn= 5.8 p 60 14060 1000= 2.56MPa m s= p 60 140 = 0.44 m（4.12）（4.13）60 100060 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 K A = 1.1,所以选择带型PCa = K A P = 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()(dd 2 - dd1 )2- 19 - Ld 0 = 2a0 + 2dd1 + dd 2 +4a0= 2 400 + p2= 1530mm由表 8-2 选带 Ld = 1540mm 330 +21024 500（5.6） a = a+ ld + ld 0 = 400 + 1540 -1530 = 405mm（5.7）0验算小带轮上的包角2a1 =180o- (dd 22- dd1)57.3oa= 180o- 280 57.3o405计算带的根数= 140.38o（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）0K Zv计算轴拉力总结aF = 2ZF sin a = 2 5 35 sinP02140o2= 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。带轮的设计表 5.1Z 型带的尺寸槽型bdha minhf minefminddZ8.52.007.012 0.3780表 5.2带轮的尺寸计算B = 4e + 2 f = 4 12 + 2 7 = 62mmd1 = 2 20 = 40mml = 82mmdd = 80mmda = dd + 2 ha = 80 + 2 2 = 84mmB = B = 62mmd1 = 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 - w6= - Z2 Z3 = - Z3 w - wZ ZZ 361 21 w4 - wH= - Z6 Z5 = - Z6 w - wZ ZZ 6H5 44wH1 = (w1 = w4Z4 + Z6 Z4= (Z4 + Z6 )(Z1 + Z3 )（5.12）固定 P 之后wZ1 + Z3 )Z4 + Z1Z6(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 (Z4 + Z6 )(Z1 + Z3 ) = 2(Z + Z )Z + Z Z 1341 6Z（5.18） 6 Z4= 3.2 Z1 = 30 ， Z2 = 30 , Z3 = Z6 = 90 , Z4 = 40, Z5 = 25i = (40 + 90)(30 + 90)=1(30 + 90) 40 + 30 90156007500= 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(180) Zko2+ 2h*a60 sin 60o 30 + 2 160 3 322（5.23）51.9632k(Z4 + Z5 )sin(180o) Z5a+ 2h*(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 Z A + ZC = ZB - ZC变位系数之间的关系 X B = 2 X C + 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 Z A ZC 时,一般取 X A = X C = 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）m （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 = K A KV KFaKFb查机械设计教材 P192，表 10-2 得 K A = 1.75P194,图 10-8 得 KV = 1.2P200,图 10-17 得 KFa = 3.0 Y = 0.25 + 0.75P197,图 10-13， h = (2h* + c* )m = 2.25m， KaFb KF = K A KV KFa KFb= 1.751.2 3.11.2= 7.56= 1.2（5.26)eeae = Z1 (tanaa1 - tana)+ Z2 (tanaa2 - tana)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 2S1.4YFa1ssa1 = 2.151.84 = 0.093（5.31）sF 1425YFa2ssa 2 = 3.4 1.83 = 0.0249（5.32）sF 2 251查机械设计 P210 图 10-24，合金钢的sFlim = 700MPa m 1.8 m = 2(5.33)校核齿轮强度 K A = 1.75tF = 2000T1 = 2000 119.4 = 2985N(5.34)d180Qfd = 1b = fd d1 = 1 80 = 80mm(5.35) K A Ftb= 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 = K A KV KHa KHb = 1.751.2 1.2 1.323 = 3.33(5.39)X1 + X 2 =Z1 + Z2130 + 30= 0.01(5.40)查机械设计 P203 表 10-20， ZE = 2.32Ze = 1.048(5.41)sH =2 3.33120 1031.6 +1= 3 1 253= 3 38175= 34MPa1.6 2.32 188.9 1.048(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 A0查机械设计 P366 表 15-3，得 45 钢得t= 25 - 45MPa; A0 = 126 -1031.5轴的强度校核 dmin = 11031.5= 19mm290（6.1）T = 9550 3 = 30 N m 90Ft = 2T d = 2 30 80 10-3 = 750 Ntr水平面弯矩分析F = F tan 20o = 750 0.3639 = 276 NF1 + Ft = F2Q F 187 = F 60 1t tF = 1325 F1 = 500 N（6.2）F = 1825N1 2图 6.1水平面载荷分布图 M = 500 60 10-3 = 30 N m （6.3）竖直面弯矩分析F1 + Fr = F2Q F 60 = F 187 1r rF = 241 F1 = 382 N（6.4）F = 723N2 2图 6.2竖直方向载荷分析图 M = 382 60 10-3 = 23N m（6.5）M =302 + 232(6.6)= 38.4 N ms= MW= 38.4p d 332=38.4p (20 1032-3 )3(6.7)图 6.3总弯矩图= 48MPa- 24 -Wt= T= 53 =( 53) = 33MPa(6.10)pd 3p 20 10-3T 图 6.4弯矩图1616sca=(6.11)= 53MPa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：300mm7.2 T 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 = 8mm H = 20mmE = 1mm F = 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 =S16 1043.310-2= 4.85MPa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