六连杆压力机优化设计和分析.doc

六连杆压力机优化设计和分析1 绪 论1.1 国内外压力机的发展概况 机械压力机作为工程上广泛应用的一种锻压设备，在工业生产中的地位变的越来越重要1。多连杆压力机的多连杆机构是现代机械压力内、外滑块普遍采用的工作机构。多连杆驱动的出发点是：降低工作行程速度，加快空程速度，已达到提高生产率的目的。使用多连杆驱动技术的机械压力机，不用改变压力机的工作行程速度，即可达到提高生产率、延长模具寿命并降低噪声的目的2。目前国内的发展现状:进入21世纪以来，中国锻压机械行业通过技术引进，合作生产及合资等多种方式，已经快速地提高了我国的冲压设备整体水平，近年来设计制造的很多产品，其技术性能指标已经能够接近世界先进水平。目前我国制造的多连杆压力机刚性好、精度高、具有良好的抗热变形能力和良好的平衡性，配备高速高精度的送料装置，采取良好的隔声降噪减振措施。不仅能保证良好的性能、质量和可靠性，在设备的成套、生产线和数控化、自动化等方面也有了很大的发展，能开发、设计、制造大型精密高效的压力机。近年来，随着电子技术、自动控制技术的发展和应用，我国多连杆压力机的自动化程度、安全性、可靠性、生产率、产品质量都得到了明显的改善，压力机的制造能力也不断提高。但我国压力机的生产总体规模小，技术创新能力薄弱，数控化程度相对较差，管理水平落后，品总和规格不全，特别是大、高、精类还需国外的供应，另外，我国的锻压设备与发达国家相比结构陈旧，性能较差，机械化程度差。因此，如何继续缩小与国外先进产品的距离仍是我国设备制造企业需要面对的挑战。 国外发展现状：国外的多连杆压力机的设计生产制造的专门化、自动化程度越来越高，朝着高速度、高精度的方向发展。其产品的品种和规格齐全，结构新颖，性能，质量，机械化程度好，精度，可靠性高，各种设备的材料利用率、生产率都很高。而且规模大，特别是数控化程度非常好，具有很高的创新水平。加工时，实现了软接触和平稳成型，加工冲击小，故模具的寿命特别长，压力机的行程可以任意设定，曲轴的摆角可调，使其在某一需要的角度内摆动。国外设计者们已经在传统的机械压力机上经过反复试验，设计出一些具有创新的压力机。这些压力机可适应多变的工艺过程，通用性比以往有很大提高，拥有更高柔性。 在压力机的传动系统中，采用多连杆机构不但可以使滑块的工作行程保持一个较低的均匀速度，而且能够提高滑块在接近行程和回程的速度，从而缩短滑块的行程循环时间，提高了压力机的行程次数3。目前，采用多连杆机构代替一般曲柄连杆机构已成为机械压力机结构发展的重要方向之一。机械压力机采用多连杆机构具有以下优点4： (1)当普通压力机和多连杆压力机都在材料的允许拉深速度内运行, 多连杆压力机在同样的运动速度时将以更慢的滑块速度接触板料, 从而降低撕裂材料的可能性，故降低了噪声和振动, 减少了模具内部发热,延长了模具寿命。 (2)与普通压力机比较, 多连杆压力机只驱动部分的设计不一样, 压力机的其他部分仍然是标准的,因此成本可以大大降低。在设计参数内, 运动曲线可根据特定工件的需要进行修改。 (3)多连杆压力机拉伸时降低了滑块工作时的速度且速度比较均匀，增加了滑块接近工件与回程的速度，生产效率高。 (4)多连杆机构拉伸深度大，在允许的速度内，多连杆压力机的拉伸深度可达320mm，而一般的曲柄压力机只有70mm左右。 (5)与技术参数相同的曲柄滑块机构传动的压力机相比，多连杆压力机的曲柄半径和扭矩较小，从而使压力机结构紧凑，总体尺寸减小，减轻了机器的重量对大型压力机的制造具有重要意义。 但是多连杆压力机也存在一些缺点，既然多连杆压力机与普通压力机一样，其滑块都要随曲轴旋转运行360度，那么，多连杆运动后的较慢工作行程必须在行程的其他部分进行补偿，即需要通过提高下个行程开始部分和回程的速度来实现补偿；多连杆驱动的另一局限性在于减少了进料循环的可利用时间。即因工作行程占有了较多的时间， 留给零件传送或进料的空程时间相对减少了( 时间和旋转角度都减少) 。尽管通过周密的计划，多工位模零件在工位之间的传送一般都能实现，但传送时间的缩短毕竟是一个需要慎重考虑的主要问题。多连杆压力机又分为六连杆、八连杆、十连杆等不同杆系的压力机，它们具有各自的特点。六连杆机构（图1.1）压力机的特点：这种机构的压力机主要用于较厚钢板的冲孔、落料、成形等冲压工艺；一般用于较大工艺力的冲压工作，如一次冲压工作中完成重型卡车大梁的落料、成形、冲孔等。其主要特点是机身结构紧凑、刚性强，其冲压和工艺力比同类型的曲柄连杆机构的机械压力机大，满负荷的工作区域较长，工作效率高。图1.1 六连杆机构八连杆机构（图1.2）压力机的特点：这种机构的压力机特别适应薄板冲压成型、深拉伸等工艺工作，多用于大型薄板覆盖件的大批量生产，如轿车、面包车、卡车的车顶、门等等。它特别适应于深拉伸工艺工作，模具在拉伸工作区的冲击力很小，满负荷工作区域长。但由于传动系统结构复杂，要求的加工、装配调试精度高，使制造周期加长，制造成本提高。图1.2 八连杆机构十连杆机构（图1.3）压力机的特点：这种十杆机构常用于闭式双动机械压力机外滑块的传动驱动上。能够保证内滑块在拉伸区域工作时，外滑块能够按要求 压边并保证压边力在内滑块的整个拉伸过程中不变化，达到拉伸件不拉裂、不起 皱的要求，从而保证拉伸件质量。图1.3 十连杆机构连杆机构应用广泛，使用六连杆机构作为机械压力机的工作机构可以较小的偏心距实现大的滑块行程，在工件的塑性变形区，滑块具有较低的工作速度，可防止工件产生裂纹，满足工件拉延的加工要求，提高模具使用寿命，降低冲击振动和噪声延长模具寿命。并且六连杆机构的压力机与八连杆机构和十连杆机构的压力机相比较而言，六连杆机构的压力机的结构更加紧凑、简单，制造的成本低，工作速度低5。因此，本文选择六连杆机构的压力机进行优化研究分析。1.2 压力机多连杆机构的设计方法1.2.1 传统的设计方法 决定杆件尺寸的方法一般有图解法和解析法图解法是利用“手工”作图的方法，从有限的几个方案来决定杆件尺寸这种设计方法形象直观，但设计工作量很大，精度不高，不能保证机构具有最佳的运动特性。解析法是根据机械原理的理论，将机构中已知的尺寸参数和运动变量与未知的运动变量之间的关系用数学式表达出来，列出相应的方程组，用解方程的方法来确定杆件的未知变量但一般情况下所列出的方程组是高度非线性的，而且由于设计变量和约束条件较多，要想从中解出待定参数是很困难或是不可能的，因此不能获得满足约束条件的最优方案。使用最优化设计方法可使上述问题得到圆满解决，获得符合工艺要求的最优解6。1.2.2 优化设计方法 优化设计方法很多，有求解无约束优化问题的一维搜索法、坐标轮换法、Powell法、牛顿法和变尺度法等；有求解约束优化问题的随机方向搜索法、复合形法、遗传算法，优选法、可行方向法以及约束变尺度法等直接解法和惩罚函数法等间接解法工程机械设计优化问题大多数是有约束非线性的复杂优化设计问题，最常用的优化设计方法是遗传算法、复合形法、优选法、惩罚函数法和约束变尺度法等7。 罗中华、彭炎荣8采用复合形法，以滑块在工作行程内速度波动量最小为优化目标，对六连杆传动机构进行优化设计；何予鹏、邹彩虹9等人以滑块在工作行程内的波动量、最大速度、和传动角为性能参数指标为目标函数，利用遗传算法得到优化六连杆的设计方案；李建，王建新10等人，以滑块在工作行程内速度波动量最小和接触板料速度最小为优化目标的数学模型，利用惩罚函数和复合形相结合的优化算法，获得能满足工程实际应用的六连杆传动机构优化设计方案；杨春峰11等人使用遗传算法，逐步线性规划算法，逐步二次规划算法等多种优化算法，在遗传算法优化的结果的基础上，使用梯度算法优化计算获得具有良好工作特性的六连杆机构优化方案。 综上所述，本课题将采用ADAMS软件的参数化设计与优化，对六连杆机构进行优化设计，并进行运动分析，从而使压力机的滑块的加速度最小和具有良好的工作特性。1.3 本文主要研究内容及研究方法 本文选取六连杆压力机的优化设计进行研究，进行运动学分析。本文主要研究内容如下：第一章 分析了国内外的压力机的发展现状，介绍多连杆压力机的特点，对机械优化设计的主要方法进行了比较，确定了六连杆机构的优化设计方法。最后，给出了本论文的研究内容及研究方法。第二章 分析压力机的工作原理和主要技术参数，确定本文设计的压力机主要技术参数。第三章 对压力机六连杆机构进行了运动分析，建立了六连杆机的运动学模型、独立与非独立参数间的关系，建立了通用的数学表达式，并在此基础上，求出了机构滑块位移、速度、加速度的数学表达式，根据表达式使用matlab软件进行计算，并作出滑块位移、速度、加速度的曲线图。第四章 对压力机传动系统进行布置并进行传动级数的分配，选择电动机，对传动零件进行设计计算和强度校核。第五章 介绍了机械优化设计基础，在ADAMS中建立六连杆机构的参数化模型，确定设计变量和目标函数，对参数进行优化计算，实现基于ADAMS的参数化设计。利用Pro/E软件建立优化后六连杆的三维模型，再将模型导入ADAMS软件中进行运动学仿真分析。第六章 给出了本文研究的结论。2 压力机的工作原理及技术参数2.1 压力机的工作原理 图2.1为压力机的结构简图12，电动机1、带动皮带轮2、飞轮3通过传动轴17和大齿轮5带动偏心轮16旋转，再通过连杆8使滑块10在立柱15的导轨9中往复运动。上模11固定在滑块上，下模12固定在机身工作台14上。导轨保证滑块运动方向准确，工作时上下模具之间不会产生水平错移。气压式刹车/离合器19在电动机转动时，可使曲柄连杆机构运动或停止，并且可以将曲柄连杆机构停止在一定位置。图 2.1 压力机结构简图 1.电动机 2.皮带轮 3.飞轮 4.前小齿轮 5.大齿轮 6.上横梁 7.传动轴 8.连杆 9.导轨 10.滑块 11.上模板 12.下模板 13.底座 14.工作台板 15.立柱 16.偏心齿轮 17.传动轴 18.后小齿轮 19.离合器/制动器2.2 压力机的主要技术参数压力机的主要技术参数有公称压力，滑块行程，滑块每分钟行程次数，封闭高度，封闭高度调节量等。 （1）公称压力Pg(KN) 公称压力是指当滑块运动到距下死点前一定距离(公称压力行程)或曲柄旋转到下死点前某一角度(公称压力角)时，滑块上允许的最大工作压力。 （2）滑块行程S(mm)滑块行程是指滑块从上死点运动到下死点所走过的距离，它的大小和压力机的工艺用途有很大的关系。拉延压力机的行程就比较大，精压力机的行程就比较小。 （3）滑块每分钟行程次数n(次/min)滑块行程次数是指滑块空载时，每分钟从上死点到下死点，然后再回到上死点所往复的次数。 （4）封闭高度H(mm)封闭高度是指滑块在下死点时，滑块底面至工作台表面的距离(不是指垫板）。通过装模高度调整机构，将滑块调整到最上位置，当滑块在下死点时，滑块底面至工作台表面的距离称为最大封闭高度；将滑块调整到最下位置，当滑块在下死点时，滑块底面至工作台表面的距离称为最小封闭高度。 （5）封闭高度调节量(mm)最大封闭高度与最小封闭高度的差值，称为封闭高度调节量。在设计锻冲模时，应使模具的封闭高度小于曲柄压力机的最大封闭高度。本文设计的压力机的主要参数如表2.1所示：表2.1 压力机的主要技术参数名称符号单位量值 公称压力 PgKN1600公称压力行程 Spmm13 滑块行程 Smm270滑块行程次数 n次/min20最大装模高度 H1mm450装模高度调节量 H1mm200 导轨间距离 Amm880滑块底面前后距离 B1mm700工作台板左右尺寸 Lmm800工作台板前后尺寸 Bmm8002.3 本章小结 本章分析了压力机的工作原理，对压力机的主要技术参数进行了介绍，主要参数有压力机的公称压力，滑块行程，滑块行程次数等，最后确定了本文设计的压力机主要技术参数。3 六连杆机构的运动模型分析3.1 六连杆机构的运动模型六连杆机构的运动简图如图2.1所示，曲柄R以逆时针方向等角速度旋转，曲柄转角自下死点按曲柄的相反方向算起。下死点位置是R，共线，滑块位移方向线通过曲柄的旋转中心O。各符号的物理意义如表2.1所示。图3.1 六连杆机构的运动简图表3.1 各符号的物理意义符号物理意义符号物理意义旋转中心间的横向间距旋转中心间的纵向间距 R曲柄A的长度固定角 杆AB的长度杆CD与垂直方向的夹角 杆A的长度杆BC与垂直方向的夹角杆BC的长度杆AB与水平方向的夹角 杆CD的长度杆A与水平方向的夹角曲柄转角3.2 运动分析及基本关系式的建立由运动模型的建立知道，下死点位置是曲柄R、杆、杆共线，滑块没有偏置，滑块位移方向线通过曲柄的旋转中心。根据上述假设，杆为非独立参数。它可由在下死点位置时其他杆的尺寸确定。机构下死点位置如图3.2。 由图中几何关系，可知： 式（3.1）由图3.1可以得到： 式（3.2）设： 图3.2 六连杆机构下死点位置 将和代入式（2.2）整理得：再设： 得到： 式（3.3）将式（2.3）两端平方得：解关于的三角方程，对本机构而言，结果取正号。得到： 式（3.4）由图2.1还可得到： 式（3.5） 式（3.6）对以上式（3.3）、式（3.4）求导、整理得： 式（3.7） 式（3.8）其中为曲柄转角对时间的导数，联立以上二式，整理得：进一步计算得到，的值，即杆的相对角速度和杆的角速度 式（3.9） 式（3.10）及对式（2.7）再次求导得到： 式（3.11）经过上述计算，建立了机构中各参数间的基本关系式和运动学分析所用的基础物理量的表达式。由以上计算做基础，便可以推导出“连杆曲线”型六连杆机构滑块的位移、速度和加速度方程。 （1）滑块位移的方程在下死点位置时，R、共线，此时滑块处于最远的极限位置。取滑块的下死点作为滑块位移S的计算起点，由图2.1可以得到：由图2.1可知：滑块的位移方程： 式（3.12） （2）滑块的速度方程由于速度是位移对时间的一阶导数，故将滑块位移方程式（3.12）对时问求导，可得到速度v的方程： 式（3.13） （3）滑块的加速度方程同样，对滑块速度方程式（3.13）对时间求导，并结合求得的基本参数和物理量的关系式，可得滑块加速度方程： 式（3.14）本文设计的六连杆机构的初始值R=90mm，L2=400mm，L4=500mm，L5=360mm，xo=700mm，yo=150mm当时， 由式（3.5）可求得由，得位移：速度：将以上所计算的数据代入式（3.14）得：，以同样的方法计算时的位移，速度，加速度的值结果如表3.2表3.2 位移，速度，加速度计算结果 曲柄转角()位移（mm） 速度（mm/s） 加速度（mm/s）000-69.9430-21.57-155.70-586.2060-62.97-169.42-344.1090-100.67/120-138.89-227.56-1225.70150-187.86-60.711655.50180-244.19100.35-457.7210-291.04240.09-129.60225-344.40290.39-54.90240-319.06265.71-85,30270-228.85/300-117.56582.42-50.53330-29.07256.30-2958.236000-69.94根据表3.2中的结果做出位移，速度，加速度的曲线，如图3.3，图3.4，图3.5。图3.4 滑块的位移曲线图3.5 滑块的速度曲线图3.5 滑块的加速度曲线3.3 本章小结对压力机六连杆机构进行了运动分析，建立了六连杆机的运动学模型、独立与非独立参数间的关系，建立了通用的数学表达式，并在此基础上，求出了机构滑块位移、速度、加速度的数学表达式，根据表达式使用matlab软件进行计算，并作出滑块位移、速度、加速度的曲线图。4 传动系统的设计计算4.1传动系统的布置与设计4.1.1传动系统的布置方式 本文设计的压力机的传动系统图如图4.1，采用三级上传动，单边驱动，主轴的安放位置垂直于压力机正面，所有传动齿轮都置于机身内部，离合器制动器置于飞轮轴上，这是闭式单点压力机的一种常用传动结构，这样整个压力机结构紧凑、维修方便、性能良好、外形美观。 现有的通用压力机采用上传动较多，下传动较少。采用上传动的压力机重量较轻、成本较低、安装维修方便、地基较为简单。采用下传动的压力机平面尺寸较大，而高度和上传动差不多，压力机总重量比上传动大1020%，传动系统置于地坑之中，不便于维修，且地坑深、基础庞大，造价较高。通常在旧车间内添置大型压力机时，由于车间高度受到限制，采用下传动的优点才比较明显。故本机采用上传动。 压力机传动系统的安放型式有垂直于压力机正面的，也有平行于压力机正面的。旧式通用压力机多采用平行于压力机正面的安放形式。这种布置，曲轴和传动轴均比较长，受力点与支承轴承的距离比较大，受力条件恶化。压力机平面尺寸较大，外形不够美观。近代中大型通用压力机愈来愈多地采用垂直于压力机正面安放的形式(特别是广泛采用偏心齿轮结沟之后)。故本机采用垂直于压力机正面安放的形式。 齿轮可以放在机身之外，也可以放在机身之内。前一种形式的齿轮工作条件差，机器外形不美观，但安装维修方便；后一种形式的齿轮工作条件较好，机器外形美观，还可以将齿轮浸入油池中，这样大大降低了齿轮的传动噪音。所以本机的所有齿轮都置于压力机机身的内部。 由于双边传动加工装配比较困难，所以将齿轮传动设计为单边传动12。图4.1 压力机的传动系统图4.1.2 传动级数和各级速比分配 压力机的传动级数与电动机的转速和滑块每分钟的行程次数有关。行程次数低，总速比大，传动级数就应增多，否则每级的速比过大，结构不紧凑；行程次数高，总速比小，传动级数可少些。现有压力机传动系统的级数一般不超过四级。行程次数在70次/min以上的用单级传动，7030次/min的用两级传功，3010次/min的用三级传动，10次/min以下的用四级传动。采用低速电动机可以减少总速比和传动级数，但这类电动机的外形尺小较大，成本较高(与同功率的高速电动机比铰)，因此不一定适合。通常两级和两级以上的传动系统采用同步转速为1500或l000r/min的电动机，单级传动系统一般采用1000r/min的电动机，行程次数小于80次/min的单级传动才采用750r/min的电动机。各传动级的速比分配要恰当。通常三角皮带传动的速比不超过68，齿轮传动不超过79。速比分配时，要保证飞轮有适当的转速，也要注意布置得尽可能紧凑、美观和长、宽、高尺寸比例恰当。通用压力机的飞轮转速常取300400rmin左右。因为转速太低，会使飞轮作用大大削弱；转速太高，会使飞轮轴上的离合器发热严重，造成离合器和轴承的损坏12。 因此本文设计的压力机采用三级传动，电动机的满载转速1460r/min，滑块每分钟行程次数20次/min。故总传动比：压力机的各级传动比分配如表4.1：表4.1 压力机的各级传动比 传动级数速比模数小齿轮齿数/小带轮直径大齿轮齿数/大带轮直径第一级（皮带传动）3.6125450第二级（齿轮传动）4.075140570第三级（齿轮传动）581688404.2 电动机的选择和飞轮的设计计算4.2.1 电动机的选择和飞轮的设计计算 （1）压力机功的组成及总功计算 压力机公称压力Pg1600kN，滑块行程长度S250mm，公称压力角，行程次数n20次/min，计算压力机功的组成及选择电动机。 工件变形功 式（4.1） 拉伸垫工作功 式（4.2） 工作行程摩擦功 式（4.3） 摩擦当量力臂 公称压力 弹性变形功 式（4.4） 压力机垂直刚度 滑块空程功 飞轮空转功 式（4.5） 压力机飞轮空转所需的功率查表得 行程利用率 压力机单次行程的周期 曲柄回转一周所需的时间 离合器接合功 总功 式（4.6） 解得 (2)电动机型号的选择 电动机的平均功率 式（4.7） 电动机的实际功率 K取1.2 式（4.8）因此选用的电动机的同步转速为1500r/min，额定功率P=11KW，型号为Y160M-4，满载转速为1460r/min。4.2.2飞轮的转动惯量的计算 冲压工件时，主要靠飞轮释放能量，忽略电动机在这时输出的能量得： 式（4.9）式中：为工作行程时压力机所消耗的能量 为飞轮转动惯量 、为冲压工作开始前和结束后飞轮的角速度故可得 式（4.10）式中：为飞轮平均角速度 为不均匀系数，数值越大，表示飞轮角速度的波动越大 由于电动机到飞轮一般为三角皮带传动，皮带传动是有滑动，相当于加大了电动机的滑差率，故不均匀系数为。式中：为电动机额定滑差率 为在额定转矩下皮带滑动时当量滑差率 为修正系数，与k有关 为电动机实际选用功率与平均功率比值选择的电动机同步转速为1500r/min，额定功率P=11KW，型号为Y160M-4，满载转速为1460r/min。则电动机的额定滑差率 式（4.11）考虑该压力机需进行的工艺，需要较大的工作能量，故在转子中串入电阻使。系数，修正系数，故 式（4.12）电动机在额定转速下飞轮的角速度：rad/s 式（4.13）最大盈亏功： 式（4.14）故飞轮的转动惯量： 式（4.15）4.2.3 V带轮的设计 电动机转速，功率，传动比。 （1）确定计算功率 由表148-7查得工作情况系数。故 式（4.16） （2）选择V带的带型根据，由图148-11可选用B型。 （3）确定带轮的基准直径并验算带速初选小带轮的基准直径，由表148-6和表148-8取小带轮基准直径=125mm。验算带速： 式（4.17）因5m/s30m/s，故带速合适。计算大带轮（飞轮）的直径： 式（4.18） （4）确定V带的中心距和基准长度根据式148-20得故初定中心距。基准长度：由表148-2选带的基准长度实际中心距： 式（4.19） （5）验算小带轮的包角 式（4.20） （6）计算带的根数计算单根V带的额定功率： 由和，查表148-4a的。根据，B型带，查表148-4b得。查表148-5得，查表148-2得。则 式（4.21）计算V带的根数： 式（4.22）选取根数为6根 （7）计算单根V带的初拉力的最小值由表148-3得B型带单位长度质量。 式（4.23）应使带的实际初拉力。 （8）计算压轴力压轴力的最小值 式（4.24）（9） V带轮的设计结果如下表4.2所示表4.2 V带轮的设计结果槽型B型带长根数6根中心距小带轮直径大带轮直径带轮的结构形式小带轮采用实心式，大带轮采用轮辐式4.3 传动零件的设计计算4.3.1 低速级齿轮的设计低速级齿轮由小齿轮和偏心齿轮组成，其传动比为5，闭式传动，输入功率，小齿轮转速。 （1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 选用直齿圆柱齿轮。 压力机为一般的工作机器速度不高，故选用7级精度。 材料选择：小齿轮材料为（调质)，硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质)，硬度240HBS。 选取小齿轮的齿数，大齿轮的齿数。 （2）按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计计算公式： 式（4.25） 确定公式内各计算数值试选载荷系数计算小齿轮的传递的转矩： 式（4.26）由表1410-7选取齿宽系数由表1410-6查的材料的弹性影响系数由图1410-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限。由式1410-13计算应力循环次数： 式（4.27）由图1410-19取接触疲劳寿命系数，计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由式1410-12得： 计算 计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值： 计算圆周速度： 式（4.28）计算齿宽： 式（4.29）计算齿宽与齿高之比： 模数： 式（4.30） 齿高： 式（4.31）齿宽与齿高之比： 式（4.32）计算载荷系数：根据，7级精度，由图1410-8查的动载系数；直齿轮；由表1410-2查的使用系数；由表1410-4用插值法查的7级精度时；由，查图1410-13得。故 式（4.33）按实际的载荷系数校正算得分度圆直径： 式（4.34）计算模数： 式（4.35）（3）按齿根弯曲强度设计 按齿根弯曲强度设计计算公式： 式（4.36） 确定公式内计算数值由图1410-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限由图1410-18取弯曲疲劳寿命系数，计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4计算载荷系数： 式（4.37）由表1410-5查得齿形系数 由表1410-5查得应力校正系数 计算大小齿轮的并加以比较：通过结果比较可知大齿轮的数值大 设计计算 式（4.38）圆整模数小齿轮的齿数大齿轮的齿数低速级齿轮的计算结果如表4.3。表4.3 低速级齿轮的计算结果 名称符号小齿轮 大齿轮 模数 8 齿数 21 105分度圆直径168840 中心距 504 压力角 齿顶高 8 齿根高 10 齿全高 18齿顶圆直径184856齿根圆直径148820基圆直径157.87789.34 齿宽1731684.3.2 高速级齿轮的设计高速级齿轮的传动比为4.06，闭式传动，悬臂布置，输入功率，小齿轮转速。（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 选用直齿圆柱齿轮。 压力机为一般的工作机器速度不高，故选用7级精度。 材料选择：小齿轮材料为（调质)，硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质)，硬度240HBS。 选取小齿轮的齿数，大齿轮的齿数。（2）按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计计算公式： 式（4.39） 确定公式内各计算数值试选载荷系数计算小齿轮的传递的转矩： 式（4.40） 由表10-7选取齿宽系数由表10-6查的材料的弹性影响系数由10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限。由式10-13计算应力循环次数： 式（4.40）由图10-19取接触疲劳寿命系数，计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得： 计算 计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值： 计算圆周速度： 式（4.41）计算齿宽： 式（4.42）计算齿宽与齿高之比：模数： 式（4.43）齿高： 式（4.44）齿宽与齿高之比： 式（4.45）计算载荷系数：根据，7级精度，由图10-8查的动载系数；直齿轮；由表10-2查的使用系数；由表10-4用插值法查的7级精度、小齿轮悬臂布置时；由，查图10-13得。故 式（4.46）按实际的载荷系数校正算得分度圆直径： 式（4.47）计算模数： 式（4.48）（3）按齿根弯曲强度设计 按齿根弯曲强度设计计算公式： 式（4.49） 确定公式内计算数值由图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限由图10-18取弯曲疲劳寿命系数，计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4计算载荷系数： 式（4.50）由表10-5查得齿形系数： 由表10-5查得应力校正系数： 计算大小齿轮的并加以比较：通过结果比较可知大齿轮的数值大 设计计算 式（4.51）圆整模数小齿轮的齿数：由于可能会发生干涉，故选取的齿数大一些，选取小齿轮齿数为28。大齿轮的齿数高速级齿轮的计算结果如表4.4。表4.4 低速级齿轮的计算结果 名称符号小齿轮 大齿轮 模数 5 齿数 28114分度圆直径140570 中心距 355 压力角 齿顶高 5 齿根高 6.25 齿全高 11.25齿顶圆直径150580齿根圆直径127.5557.5基圆直径131.56535.62 齿宽1451404.3.3 偏心齿轮芯轴设计 压力机多采用整体芯轴的形式，偏心齿轮在芯轴上旋转，借助偏心部分带动连杆滑块运动。芯轴安装在机身上，它仅起支承作用。 偏心齿轮式有下列优点: （1）受力情况好 曲柄工作时受弯短和扭矩的联合作用。偏心齿轮工作时，只承受扭矩，弯矩。 （2）制造容易 曲轴需经锻造，机加工复杂。偏心齿轮一般用铸造毛坯，芯轴加工容易。机身结构比较简单。 （3）结构紧凑 芯轴垂直于机身正面布置偏心齿轮在上横梁内，外形尺寸小，结构紧凑，可使传动部分封闭在机身内。缺点是偏心部分和连杆大端的结构尺寸较大，故曲柄滑块中的摩擦扭矩较大。芯轴采用45号钢，需经调制处理，与偏心齿轮轴瓦配合的部分需经磨削加工。根据经验公式，芯轴直径： 式（4.52）取芯轴只承受弯矩，而扭矩由偏心齿轮来承受。图4.2为芯轴强度计算简图。偏心齿轮受到连杆的作用力以后，分别以及两个集中力作用在芯轴上。由于芯轴在机身上的配合较长较紧，故可认为两端插入受集中载荷、作用的梁。也可视为两端为简支及外加反力偶、的简支梁。 由变形协调条件可知，两端转角为零，可写出以下方程： 连立解方程： 式（4.53） 式（4.54） 图4.2 芯轴强度计算简图 式（4.55） 式（4.56）式中： ， ， 为芯轴轴瓦长度；为连杆上的作用力；为芯轴轴瓦端面至机床中心的距离。计算芯轴应力：将代入公式中得： 又则材料为45钢，故安全。4.4 本章小结对压力机传动系统进行布置和设计，并选择电动机，对传动零件进行设计计算并进行强度校核，设计计算的主要零件有带轮，低速级齿轮，高速级齿轮，芯轴。5 六连杆机构优化设计和运动分析5.1 六连杆机构优化设计基础5.1.1 机构优化设计概念最优化设计是在现代计算机广泛应用的基础上发展起来的一项新技术。是根据最优化原理和方法综合各方面的因素，以人机配合方式或“自动搜索”方式，在计算机上进行的半自动或自动设计，选出在现有工程条件下的最佳设计方案的一种现代设计方法6。其原则是最优设计，设计手段是电子计算机及计算程序，设计方法是采用最优化数学方法。概括起来，最优化设计工作包括以下两部分内容6： （1）设计问题的物理模型转变为数学模型。建立数学模型时要选取设计变量，列出目标函数，给出约束条件目标函数是设计问题所要求的最优指标与设计变量之间的函数关系式； （2）采用适当的最优化方法，求解所建立的数学模型。可归结为在给定条件(例如约束条件)下求目标函数的极值或最优值问题。机械最优化设计，就是在给定的在载荷或环境条件下，在对机械产品的性态、几何尺寸关系或其他因素的限制(约束)范围内，选取设计变量，建立目标函数并使其获得最优值的一种设计方法。设计变量、目标函数和约束条件这三者在设计空间(以设计变量为坐标轴组成的实空间)的几何表示中构成设计问题。所谓机构的最优化设计就是根据机构分析及设计理论，采用数学上的最优化方法，借助计算机进行计算，使所设计的机构最优地满足预定的各项设计要求，从而得到最优的设计方案。在利用最优化方法进行机构设计时，首先要建立一个包括各设计变量(如各构件的尺寸参数和位置参数等)的目标函数(如以连杆上一点M轨迹误差最小作为设计且标)，然后在所给约束条件(如存在曲柄、传动角在许可范围内、结构尺寸合理等)的范围内，运用合理的优化方法，通过循环反复的大量计算和评比，对各设计变量进行优选，以求得目标函数的最优解。5.1.2 数学模型的建立6 （1）设计变量 在设计过程中进行选择并最终必须确定的各项独立参数，称为设计变量。在选择过程中它们是变量，这些变量一旦确定，设计对象就完全确定。最优化设计是研究怎样合理的优选这些设计变量的一种现代设计方法。在机械设计中常用的独立参数有结构的总体布置尺寸，构件的几何尺寸和材料的力学和物理特性等等。在这些参数中，凡是可以根据设计要求事先给定的，则不是设计变量，而成为设计常量只有那些需要在设计过程中优选的参数，才看成是最优化设计中的设计变量。设计变量有连续变量和离散变量两种，大多数机械优化问题中设计变量都是连续变量，可用常规的优化方法进行求解；若变量只能取跳跃式的值才有意义，则称为离散变量，对于离散变量的优化问题既可以用离散优化方法求解，也可先将其视为连续变量，用常规的优化方法求得优化结果后，再进行圆整或标准化处理，以求得一个合理的最优解 设计变量的个数称为优化问题的维数，如有n(n=l，2，)个设计变量，则称为一维优化设计问题。设计空间的维数又表征设计的自由度，设计变量越多，则设计自由度越大，可供选择的方案越多，设计越灵活，容易得到比较理想的设计方案但随之而来的问题是，使设计问题复杂化，优化设计更困难，求解更复杂因此，在满足设计基本要求的前提下，应尽量减少设计变量的数目，尽可能按照成熟的经验将一些参数定为设计常量，只选择那些对目标函数影响较大的设计参数为设计变量，以使优化设计容易进行。各个设计变量用矩阵表示为： （2）目标函数在最优化设计中，可将所追求的设计目标(最优指标)用设计变量的函数形式表达出来，这一过程称为建立目标函数。目标函数是设计中预期要达到的目标，是设计变量的标量函数。最优化设计的过程就是优选设计变量使目标函数达到最优值，或找出目标函数的最小值(或最大值)的过程。在最优化设计问题中，可以只有一个目标函数，称为单目标函数，如式(5.1)所示当同一设计中要提出多个目标函数时，称为多目标函数，如式(5.2)所示。在一般的机械最优化设计中，多目标函数的情况较多。单目标函数的形式为： 式(5.1)多目标函数的形式为： 式(5.2)其中为分目标函数；加权因子，且目标函数又称为评价函数，是用来评价设计方案优劣的标准。目标函数愈多，对设计的评价愈周全，设计的综合效果愈好，但对问题的求解也愈复杂，求解过程愈加繁琐。 （3）约束条件如前所述，目标函数取决于设计变量，而在很多实际问题中设计变量的取值范围是有限制的或必须满足一定的条件。在最优化设计中，对设计变量的取值加以某些限制的条件称为约束条件或设计约束，简称约束。约束的形式，可能是对某个或某组设计变量的直接限制，称为显约束；也可能是对某个或某组设计变量的间接限制，称为隐约束。按照设计约束的形式不同，约束有不等式约束和等式约束两类，一般表达为： 式(5.3)式中，和是设计变量的函数；p为等式约束的数目，m为不等式约束的数目，而且等式约束的p个数必须小于设计变量的个数n。因为等式约束对设计变量的约束严格，起着降低设计自由度的作用，一个等式约束可以消去一个设计变量，当p=n时，即可由p个方程组解得唯一的一组设计变量这样只有唯一确定的方案，无优化而言。按照设计约束的性质不同，约束有性能约束和边界约束两类。在机械最优化设计中，性能约束是由机构的某种性能或设计要求推导出来的一种约束条件，是根据对机械的某项性能要求而构成的设计变量的函数方程；边界约束又称为区域约束或辅助约束，用以限制某个设计变量(结构参数)的变化范围，或规定某组变量间的相对关系。带有设计约束条件的优化问题称为约束优化问题，反之则称为无约束优化问题。在机械设计中绝大多数属于约束优化问题。 （4）优化设计数学模型的一般形式选取设计变量、列出目标函数、给定约束条件后便可构造最优化问题的数学模型。由设计变量、目标函数和约束条件三要素所组成的机械优化设计数学模型可表述为：在满足约束条件下，寻求一组设计变量值，使得目标函数达到最优值。为了适应计算机程序解题，一般将优化设计的数学模型