曲柄压力机传动系统设计（毕业设计）

1 引言 1.1 冲压机床 冲压是利用压力机和冲模对材料施加压力，使其分离或产生塑性变形，以获得一定形状和尺寸大小制品的一种少无切削加工工艺。这种加工方法通常在常温下进行，主要用于金属板料成型加工，故又称为冷冲压。 冲床是制造工业广泛采用的冲压设备，是生产薄壁零件或一些冲压零件的主体设备 1。 1.1.1 冲压机床的结构 (1)冲压机构组成 冲压机构由机床本体、传动系统、动力源、控制系统等组成。其中传动系统又由伺服电机 、 减速机 、 齿轮传动 、 曲轴传动 、 连杆。伺服电机是 在伺服系统中控制机械元件运转的发动机 ,是一种补助马达间接变速装置 ,其作用是可使控制速度 ,位置精度非常准确。将电压信号转化为转矩和转速以驱动控制对象 。 减速机是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将电机的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。齿轮传动是利用两齿轮的轮齿相互啮合传递动力和运动的机械传动。按齿轮轴线的相对位置分平行轴圆柱齿轮传动、相交轴圆锥齿轮传动和交错轴螺旋齿轮传动。具有结构紧凑、效率高、寿命长等特点 。 曲轴是引擎的主要旋转机件，装上连杆后，可承接连杆的上下 (往复 )运动变成循环 (旋转 )运动。是发动机上的一个重要的机件，其 材料是由碳素结构钢或球墨铸铁制成的连杆机构中两端分别与主动和从动构件铰接以传递运动和力的杆件 2-4。 . (2)送料机构的组成及特点 送料机构是由摆动从动件盘形凸轮机构与摇杆滑块机构串联而成 ， 设计时 ， 应先确定摇杆滑块机构的尺寸 ， 然后再设计凸轮机构 。 送料机构要求作间歇送进，比较简单 。 1.1.2 冲压机构工作原理 冲压机构及其相配合的送料机构 .上模先以比较大的速度接近坯料 ,然后以近似匀速进行拉延成形工作 ,以后 ,上模继续下行将成品快速推出型腔 ,最后快速返回 .上模退出下模以后 ,送料机构从侧面将坯料送至待加工位 置 ,完成一个工作循环 4。 1.1.3 工艺过程 (1)利用成形板料自动输送机构或机械手自动上料，上料到位后，输送机构迅速返回原位，停歇等待下一循环。 (2)冲头往下作直线运动，对坯料冲压成形。 (3)冲头（上模）继续下行将成品推出型腔，进行脱模，最后快速直线返回。 (4)将成形脱模后的薄壁零件在输送带上送出。 (5)上模退出下模后，送料机构从侧面将坯料送至待加工位置，完成一个工作循环 。 1.2 冲压机床主传动的分类 按主传动方式，冲床可分为曲柄滑块式、机械凸轮式、肘杆式、液压式。 (1)曲柄滑块式 ：使用曲柄机构的冲床称为曲柄滑块式冲床，大部分的机械冲床使用本机构。使用曲柄机构的最多理由是，容易制作、可正确决定行程之下端位置、及滑块运动曲线大体上适用于各种加工。因此，这种形式的冲压适用于冲切、弯曲、拉伸、热间锻造、温间锻造、冷间锻造及其他几乎所有的冲床加工。 (2)机械凸轮式：在滑块驱动机构上使用凸轮机构之冲床称为凸轮式冲床。这种冲床的特征式以制作适当的凸轮形状，以便容易地得到所要的滑块运动曲线。但因凸轮机构之性质很难传达较大的力量，所以这种冲床能力很小。 (3)肘杆伺服式：在滑块驱动上使用肘杆机构称 为肘杆式冲床。这种冲床具有在下死点附近的滑块速度会变得非常缓慢 (和曲柄式冲床比较 )的独特滑块运动曲线。而且也正确的决定行程的下死点位置，因此，这种冲床适合于压印加工及精整等的压缩加工，现在冷间锻造使用的最多。 (4)液压式：与上面介绍的机械式不同，其驱动力由液压提供。液压式冲床以其使用液体不同，有油压式冲床和水压式冲床，目前使用油压式冲床占多数，水压式冲床则多用于大型机械或特殊机械。 1.3 冲床设备安全防护 在各类机械设备伤害事故中，冲压设备所造成伤害的比例最大。由冲压作业所发生的重伤事故，一般要占各种 重伤事故总数的 50左右。因此，对于冲压设备安全防护，必须给予足够的重视。 (1)冲压设备事故的主要原因冲压设备多数以机械传动为主，其特点是行程速度 快，每分钟几次到数百次。在目前机械化、自动化程度还不高的情况下，多数冲压作业还采用手工操作。操作者在简单、频繁、连续重复作业的情况下，容易产生疲劳。一旦操作失误，放料不准，模具移位，都有可能发生冲断手指等伤害事故。 (2)防止冲压伤害的主要措施： (a)改革工艺、模具和作业方式，实现人手模外作业。对于大批量生产作业，可从改革工艺和模具入手，实现机械化和自动化 。例如，采用自动化，多工位冲压机械设备，采用多工划具与机械化进出产装置，采用连续模、复合模等合并工序措施。所有这些不仅能保障冲压作业的安全，而且能大大提高生产效率，这是冲压技术的发展方向。小批量、多品种的冲压生产，当前难于实现自动化，妥善的办法是尽量采用安全、劳动强度较小、使用方便的工具。同时，还可改革模具的定位、出件、清理废料等工序，使操作更为安全。 (b)改造冲压设备，提高生产安全可靠性。目前许多陈旧冲压设备的操纵系统、电器控制系统存在很多不安全因素，若继续使用对应其进行技术改造。冲压设备制造厂应当改进 产品设计，确保冲压设备的安全可靠性。 (c)安装防护装置。由于生产批量小，在既不以实现自动化，又不能使用安全冲压工具的冲压作业中，必须安装安全防护装置，以防止由于操作失误而造成的伤害事故。各种防护装置有各自不同的特点和使用范围，使用不当仍然会发生伤害事故。因此，必须弄清各种防护装置的作用，以做到正确使用，保证操作安全 5。 1.4 冲压机床在国内外的发展现状 (1)国外的发展情况 目前，国外冲压机床已经开始采用伺服电机 +数控的方式进行控制。在现有伺服压力机产品方面，有小松公司设计制造的 H1F 系列复合型伺 服压力机，会田公司的NS1-D 系列数控伺服压力机，山田公司的 Svo-5型与 Mag-24 型伺服压力机，纲野公司的 Servo Link 型伺服压力机，以及金丰公司的 CM1 型伺服压力机。其中 H1F45 系列AC 伺服压力机是小松公司顺应市场变化开发的一种新型冲压设备，其最大的特点是取消了飞轮、离合器和制动器，而由 AC 伺服电机直接驱动曲柄或螺杆带动滑块上下往复运动，可施加 350 2000kN 的压力，并且采用高性能 CNC 系统，滑块的动作灵活，可在运行的过程中随时加减速或停止， 且精度很高 6-8。 (2)国内的发展情况 国内数控压力机的研制工作起步较晚，水平也较低。上海第二锻压机床厂曾在 1976 研制出硬件连接数控 (NC)步冲压力机，其板料进给系统由电液脉冲马达驱动。在从国外引进大量的数控压力机后，国内对其技术进行了消化、吸收及国产化工作，在科研人员的努力下，国产压力机装备水平也有了一定的提升。如北京机床研究所与天津重型机器厂联合生产了国内第一台大型数控压力机，通过伺服闭环系统，实现了高精度的位置、压力控制，并配有人机界面。浙江锻压机械有限公司也成功研制JZ21K-110 型 1100kN 开式数控快速返程压力机，该机是以普通的开式曲柄压力机为基型，在传动系统中增设多连杆机构，在控制系统中增加数控系统设计而成。该机在结构、性能、操纵控制等方面均处于同类压力机领先水平。其主要技术特点有： (a)应用曲柄多连杆机构，使滑块运行速度更适宜板料冲压要求。该机滑块能快速接近公称力行程区，冲制完成后又可快速返回上死点。可明显缩短滑块空程时间，提高生产率。而且，在公称力行程范围内，该机滑块运行速度明显减慢且近似匀速，使上模与工件接触后的冲击减少，冲裁噪声明显降低，模具使用寿命延长。当滑块运行至下死点附 近范围时，可在一定时间内保压，从而提高拉深制件质量。 (b)采用了美国 HELM 公司的数控系统，使主机具有以下功能：菜单式显示和设定压力机工作状态；实时显示曲轴转动角度、滑块运行速度与冲压力；冲压速度实现数字化设定；显示并控制制件计数；可在线编程电了凸轮；高速模具保护接口；具有光线式安全保护装置；中英文自动显示故障原因并提示诊断方法；可设定各类安全密码；可配置装模高度传感器，实现装模高度闭环控制；可配置送料伺服系统 6。 1.5 论文主要研究内容及手段 针对课题中出现的几个问题，将在接下来的时间里通过以下 途径来解决。 (1)查阅相关书籍资料，了解关于冲床冲压技术及传动系统的传动系统。 (2)冲床传动结构总体设计 ,根据所给定的参数，查阅有关方面书籍资料，设计总体的传动结构。 (3)使用三维造型软件将所设计的结构模型绘制出来。 2 曲柄压力机 曲柄压力机是材料成型（塑性成型）种广泛应用的设备，通过曲轴连杆机构获得材料成形时所需的力和直线位移，可进行冲压，挤压，锻造等工艺，广泛应用与汽车工业，航空工业，电子仪表工业，五金轻工业领域 6。 2.1 曲柄压力机的结构 根据压力机各部分零件的功能，可分 为如下几个组成部分： (1)工作机构 设备的工作执行机构由曲柄连杆，滑块组成，将旋转运动转换成往复直线运动。 (2)传动系统 由带传动和齿轮传动组成，将电动机能量传输至工作机构，在传输过程中，转速逐渐降低，转矩逐渐增加。 (3)操作机构 主要由离合器，制动器以及相应电气系统组成，在电动机运动后，控制工作机构的运行状态，使其能间歇或连续工作。 (4)能源部分 由电动机和飞轮组成。机器运行的能源由电动机提供，开机后电动机对飞轮进行加速，压力机短时工作能量则由飞轮提供，飞轮起着储存和释放能量的作用。 (5)支承部 分 由机身，工作台和紧固件等组成。它把压力机所有零部件连成一个整体。 (6)辅助系统 包括气路系统，润滑系统，过载保护装置，气垫快换模，打料装置，监控装置等。它提供高压力计的安全性和操作方便性。对新型压力机，此系统成本所占比例有提升趋势 7。 2.2 曲柄压力机传动系统结构形式 曲柄滑块机构是曲柄压力机的工作机构，亦是压力机的核心部分，它将电动机的旋转动作转变为滑块的直线上下运动，提供给磨具工作所需的成形力和位移，同时提供一些辅助功能，如装模高度调节，过载保护顶件等。 按曲柄形式，曲柄滑块机构主要有如 下几种： (1)曲轴式 曲轴两端由设备床身支撑，当曲轴绕支撑轴转动时，滑块在导轨的约束下上下运动，上下位置之差值为 2R，此结构应用与较大行程的中小型压力机上。 (2)偏心齿轮式 偏心齿轮安装在芯轴上并绕芯轴转动通过偏心齿轮与芯轴的偏心距为 R，实现曲柄机构动作，应用于中大型压力机，芯轴仅受弯矩，偏心齿轮受弯 矩作用，负荷分配合理，加工制作也方便，但偏心轴直径较大，有一定磨损功耗 7-8。 2.3 曲柄压力机传动系统的布置方式 (1)上传动及下传动的比较 传动系统设置在压力机工作台之上的为上传动，在工作台之下 的为下传动。现有的通用压力机大多数采用上传动机构。 (2)曲轴纵放和横放的比较 传动系统曲轴安装形式有垂直与压力机正面（称为纵放）及平行与压力机正面（称为横放）两种形式。旧式通用压力机多采用横放的安装模式。这种布置曲轴和传动轴比较长，受力点与支承的距离比较大，外形不够美观，现代压力机越来越多的采用纵放的安装模式。传动系统刚性好，外观美观。 (3)开式及闭式传动的比较 开式及闭式传动系统指传动齿轮安放在机身外还是机身内。开式传动齿轮工作条件差，外形不美观，但安装维修方便，而闭式传动齿轮工作条件较好，但安装维修 困难。现较多的采用开式传动结构。 (4)单边和双边齿轮传动的比较 对于一般的压力机均采用单边传动 8。 2.4 曲柄压力机传动级数及速比的分配 压力机的传动级数与电动机的转速和滑块每分钟行程次数有关，行程次数低，则总速比大，传动级数就应多些，否则每级的速比过大，结构不紧凑。现有开式压力机传动级数一般不超过三级。行程次数在 80 次 /分以上的用单级传动。 80 次 /分 40 次/分的用二级传动。 40 次 /分 10 次 /分的用三级传动。齿轮传动中心距与模数的确定见表 2.1。 表 2.1 齿轮传动中心距与模数 传动形式 齿轮付位置 中心距 模数 小齿轮齿数 铸铁齿轮 钢齿轮 铸铁齿轮 钢齿轮 单边传动 低速付 （ 5 6.5） do (5 6.5)do 0.1do 0.09do 14 21 高速付 (3 3.5)do (3 3.5)do 0.072do 0.064do 16 21 双边传动 低速付 (4.3 5.6)do (3.5 4.6)do 0.085do 0.07do 14 22 高速付 (3 3.7)do (2 2.3)do (0.056 0.084)do (0.084 0.064)do 14 24 2.5 本课题传动系统选型 2.5.1 传统冲压机床 传统冲压机床工作原理如图 4.1 所示，电动机 1 通过三角皮带驱动大皮带轮 3，经过离合器 5 和齿轮 6、 7、 8 带动偏心齿轮 9，带动滑块 13 和凸模 14 直线下行，冲压工作完成后滑块回程上行，离合器自动脱开，同时制动器 4 接通，使滑块停止在上死点附近，大皮带轮同时起到飞轮的作用，偏心齿轮 9 和曲轴的作用相同。 机械压力机的载荷是冲击性的，即在一个工作周期内冲压工作的时间很短，短时的最大功率比平均功率大十几倍以上，因此在传动系统中都设置有飞轮，按平均功率选 用的电动机启动后，飞轮运转至额定转速，积蓄动能。凸模接触坯料开始锻压工作后，电动机的驱动功率小于载荷，转速降低，飞轮释放出积蓄的动能进行补偿。锻压工作完成后，飞轮再次加速积蓄动能，以备下次使用。 机械压力机上的离合器与制动器设有机械或电气连锁，以保证离合器接合前制动器一定松开，制动器制动前离合器一定脱开。 生产中，有可能发生超载现象，为保证设备和人员安全，常在压力机上装设有过载保护装置和光电保护装置。 1电动机， 2小皮带轮， 3大皮带轮， 4制动器， 5离合器 6、 8小齿轮， 7大齿轮， 9偏心齿轮， 10芯轴， 11机身， 12连杆 13滑块， 14凸模， 15凹模， 16垫板， 17工作台， 18液压气垫 图 2.1 机械压力机工作原理图 该类机床驱动结构上仍是落后的飞轮、离合器制动器组合模式，结构复杂、臃肿，多环节传动精度差，噪 音大；该压力机虽然采用了流行的 PLC 控制，但主要集中在电气、电机的起停、油路、气路上，控制动作多为开关量，而对于滑块的位置速度无法做到有效的控制，对不同工件的冲裁适应性差，尤其是可塑性差、易脆裂等难加工材料制品的冲裁和拉深加工；同时，加工过程中压力机状态采用指示灯显示，缺乏直观的状态与故障监控，生产及工艺管理也无从谈起 10。 2.5.2 总体方案选型及设计 针对传统压力机存在的不足，参照第三代压力机的技术特点，提出设计目标为：摒弃传统的飞轮、离合器制动器，以大功率交流伺服电机代替传统的交流异步电机，通过一级齿轮减速机构，驱动曲柄滑块机构动作。同时，控制功能在原有的逻辑控制基础上增加上位机监控和运动控制，分别实现压力机的实时监控和滑块位置速度可调，提高压力机的加工“柔性” 。基于伺服电机直接伺服电机直接驱动压力机设计方案如图 2.2 所示。 控制系统人机界面操作面板 伺服驱动器储能电容P M S M编码器位移传感器传动齿轮工作台曲柄连杆滑块电磁制动器机床开关量图 2.2 伺服电机直接驱动压力机系统框图 在机械结构上，伺服电机只通过一级减速齿轮，再依靠连杆带动滑块上下运动，这样有效降低了传动误差，提高了滑块位置精度，并且转动惯量的减小使系统动态响应更快。同时，通过一级齿轮减 速，可减小电机的调速范围，增大出力比，结构简单，维护方便。紧急制动装置采用电磁制动器，在过载、故障、电源断电时需要紧急停车时，电磁制动器断电，弹簧作用于制动盘上，使处于衔铁与电机端盖之间的制动盘被夹紧，依靠摩擦力矩使电机轴停转；当制动器通电时，电磁铁心将衔铁吸合，制动盘被释放，即制动器被打开 11-13。 3 传动系统设计 3.1 主要设计参数 冲床设计的主要参数： 公称力： g =600 KN 滑块行程： S =140 mm 公称力行程： Sg =5 mm 行程次数：平均行程次 数： 57spm（ spm 表示每分钟滑块动作次数），滑块在行程内最高为 75spm，最低为 25spm； 最大装模高度： H =320 mm 装模高度调节量： H =80 mm 齿轮减速比： 10 曲柄半径： R=70 mm 连杆长度： L=640 mm 3.2 曲轴的确定 曲柄滑块机构是曲柄压力机的工作机构，亦是压力机的核心部分，分析它的运动与受力特点是设计曲柄压力机的关键。其主要计算 S- 曲线的绘制，滑块速度的计算，曲轴公称转角 的计算，曲轴尺寸的确定及曲轴扭矩与强度的计算。 （ 1） S- 曲线的绘制 ) m mC O S 2-/ 4 ( 1)1( C O SRS （ 3-1） 1.06 4 0/70/ 6 4 0,70 LR mmLmmRmmC O SC O SS )21(4/1.0)1(70 0)11(4/1.0)11(703605.73)11(4/1.0)01(70270140)11(4/1.0)11(701805.73)11(4/1.0)01(70900)11(4/1.0)11(700SmmSmmSmmSS时当时当时（上死点）当时当时（即下死点）当 曲柄滑块机构机构简图如图 3.1 所示 图 3.1 曲柄滑块机构简图 （ 2）滑块速度计算 m in/)2s in( s in mwRv （ 3-2） W-曲柄角速度 35.770105.0105.030/ RRw 曲柄在 90 时，滑块速度最大，最大速度 nRwRV 1 0 5.0m ax n-滑块行程次数 m in/55.070105.0m ax mV （ 3）曲轴公称转角 g 2 0 .79 8 1 0 09 2 3 2 51c o s5)6 4 07 0 ( 7 0226 4 025)6 4 0( 7 02701c o sSg )L2 R ( R2L2Sg )2(R2R1c o sg（ 4）曲轴尺寸的确定 曲轴直径 do mmmmPgdo 12 510 860 0)54.4()54.4( 取 do 为 120mm 曲轴其它部位尺寸如图 3.2 所示 图 3.2 曲轴基本尺寸 其各个部分的公式分别为： mmdormmdolammdommdolommdodA126.9120)1.008.0()1.008.0(204156120)7.13.1()7.13.1(360300120)0.35.2()0.35.2(lg264180120)2.25.1()2.25.1(168132120)4.11.1()4.11.1(rA-曲柄半径 取值为 75mm rB-连杆球头或销轴半径；此方案选用球头， 用公式 mmmmPgdB 13598600)5.54()5.54( 取其值为 dB=120mm 则 rB=60mm （ 5）曲轴扭矩的计算 曲轴在公称转角 g 时发生公称力 Pg。曲轴传递的扭矩按下式求得，其中 -曲柄连杆机构摩擦系数，对于开式压力机 =0.04 NMrorBrAggRPgM k g )()1()2s in2( s in (3-3) 带入数据计算得 Mkg =18360NM （ 6） 曲轴强度的计算 (a)齿轮对轴的作用力要比连杆对曲轴的作用力小得多，忽略不计。 (b)连杆对曲轴的作用力近似等于公称力，并分别以 1/2Pg 作用在连杆瓦两侧距曲柄臂 2r 处。 (c)曲柄支承反作用力作用在距曲柄臂 2r 处。 (d)曲柄颈所受扭矩要比弯矩小得多，忽略不计。反之支承颈弯矩小得多，忽略 不计 13。 C-C和 B-B截面图如图 3.3 所示 图 3.3 C-C 与 B-B 截面图 危险截面 C-C 的弯矩为： PgrlaMw 4/)8 ( lg NM (3-4) 带入数据计算得 Mw =34500 NM 最大弯矩应力 为： 34.0)8( lg dA PgrlawMw (3-5) 带入数据计算得 = 81038.1 Pa 由上式可知，曲轴弯曲应力当曲轴尺寸一定时 值为一定值。 危险截面 B-B 的扭矩 Mk 为： MkPgMk 最大剪切应力 为： 32.0 doMkPgWnMk 由上式可知，曲拐剪切应力为当量力臂的函数，随着曲轴转角的变化而变化。许用值表见表 3.1。 表 3.1 与 许用值 材料 pa510 pa510 45 调制 40 rC 调制 18nnr MMC调制 100 1400 1400 2000 2100 3000 750 1000 1000 1500 1600 2300 根据 ，计算值，令 = ， = 。由上式得： 截面 C-C： 8lg4.0 3 rladAp带入数据得 P= 5104.8 N 截面 B-B：MMOdAp2.0 3 N 由上式得曲轴在不同转角时滑块的许用负荷曲线，如图 3.4 所示 图 3.4 许用负荷曲线 综合所有计算最后所得曲轴尺寸如图 3.5 所示 图 3.5 曲轴尺寸图 3.3 齿轮的计算 齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一，形式很多，应用广泛。齿轮材料的种类很多，在选择时应考虑的因素很多，类如必需满足工作条件的要求，应考虑齿轮尺寸的大小，毛坯成形方法及 热处理和制造工艺等。齿轮传动需要很大的力与扭矩，因此需要进行齿轮强度的计算与校核 12。 3.3.1 齿轮的初定 经查得相关资料得齿轮中心距 = do)5.65( 带入 do =120 得中心距 =600-780mm 此设计方案种选择 600mm 模数 = do09.0 =0.09 120=10.8mm 小齿轮齿数取 20 则小齿轮的分度圆直径为小d=20 10.8=216mm 又因为中心距 =2 大小 dd =600mm 所以求得大d=984mm 因为减速比为 10 所以大齿轮的齿数为 200 由此可将大齿轮初定为齿数 200，分度圆直径为 984mm，模数为 10.8 小齿轮初定为齿数 20，分度圆直径为 216mm,模数为 10.8 大此轮初定后，还需要校核圆周速度 V s e c/)100060/( mnDoV (3-6) )1 0 0 060/(5798414.3 sec/9.2 m 符合要求。 3.3.2 齿轮强度计算 齿轮宽度 B的选定 mB )5.1210( (3-7) 8.10)5.1210( =108-135 mm 齿轮宽度选 120mm 大齿轮的弯曲强度计算： 2222 BYm MkkC kgdjww (3-8) 式入 01.0222 C O SZC W ， jk 取 1， dk 取 1.3， kgM =18360NM， 12.22 Y 将数据带入式中求得 paw 52 104.80 w小齿轮的弯曲强度计算： 1211 BYm MkkC kgdjww (3-9) 式 中 1.0co s211 ZC w ，取 1，dk 取 1.3， kgM =18360NM， 80.21 Y 将数据带入式中求得 paw 51 109.60 w 参考值 21YY 查于机械设计第八版 对于开式传动齿轮，除计算弯曲强度外，还需要验算接触强度否则会引起蚀破坏，计算公式如下： BMkkAC kdjc /1 (3-10) NmiMM kgK 183610183601 齿1 将数据带入公式中求得 pac 4105 根据大齿轮 2w 计算值，令 22 ww ，由 2w 计算公式得 NmmkkC m B YPudjwW )( 022 (3-11) 由式 (3-11)求得曲轴在不同转角时，滑块许用负荷曲线如图 3.5 所示 图 3.5 滑块许用负荷曲线 综合上面有关大齿轮与小齿轮的弯曲强度计算与接触强度的计算与校核，得出的结果为 2w 2w , 1w 1w 符合该设计方案的要求。 3.4 连杆及滑块的计算 连杆与滑块通过球头螺杆连接在一起与曲轴连接，将曲轴的旋转运动转化成连杆上下往复运动，对工件进行冲压，是曲柄连杆机构中重要组成部分，因此分析它是设计曲柄压力机不可缺少的一部分 13。 3.4.1 球头螺杆尺寸的确定 连杆分为长度可调与长度不可调两 种形式，长度可调连杆由连杆体与球头调节螺杆组成。用手动或机械的方式改变二者的位置就可以改变连杆长度，从而改变压力机的装模高度。调节方式视压力机的公称力大小，可直接用扳手调节螺杆或通过螺轮付，棘轮棘爪等手动形式和由电动机通过涡轮付驱动的机动方式 14。这种球头可调节连杆，加工简单，装配调整维修容易，结构紧凑，连杆系数小，滑块导轨所受侧压力及曲轴所受扭矩也较小。长度不可调的典型机构是连杆下端与圆柱销与调节螺母连接，连杆刚性较好，和球头相比，加工方便，该结构调节螺杆不承受弯矩，但由于连杆系数略有增加，滑块侧压力 较大，轴齿轮受扭矩也有所增加，且销轴所受面积比球头小，如采用三点式支承或圆柱面接触传递扭矩，由于加工困难，维修方便，故采用较少 15。连杆有关的主要尺寸，可有表 3.2 初定： 表 3.2 连杆相关尺寸参照表 符号 推荐尺寸 Bd od2d 3d4d H gp)7.59.3( Bd)83.059.0( od)0.183.0( Bd)0.19.0( od)86.15.1( od)3.25.1( 球头式连杆如图 3.6 所示 图 3.6 球头式连杆尺寸 由上表可得球头螺杆各尺寸： mmd B 1 4 0966 0 0)7.59.3( 取 120mm mmdd Bo 6.998.70)83.059.0( 取 90mm mmdd o 907.74)0.183.0(2 取 80mm mmdd B 120108)0.19.0(3 取 120mm mmdd o 4.167135)86.15.1(4 取 150mm mmdH o 207135)3.25.1( 取 200mm 连杆常用铸铁 ZG35 或铸铁 HT200 制造，经正火或退火，调节螺杆用 45 号调质处理，球头表面淬火，硬度 HRC40-45,螺杆采用三角形螺纹。 3.4.2 连杆计算 连杆的计算简图 如图 3.7 所示 图 3.7 连杆的计算简图 连杆受到压应力及弯曲应力的联合作用，危险截面 A-A 处的合成应力由下式计算： panwrH 式中 r -危险截面压应力 pa Agr Fp /gP-压力机公称 力 AF -危险截面 A-A 截面积 222 5 0 2 4)2( mmdF A (3-12) par 4.1195024/10600 3 w -危险截面的弯曲应力 pa AAw WM /式中 AW-危险截面的截面模数 3m 对圆形截面 31.0 dWA AM -危险截面的弯矩 Nm /)( LrrXrPM BABgA (3-13) 错误 !未找到引用源。 -摩擦系数 取 =0.05 Ar =75mm Br =60mm X -危险截面至球头中心的距离 为 60mm L -连杆长度 640mm 将数据带入式中求得 AM =1419apH =1538.4ap由于调节螺纹的抗弯强度均比挤压强度，剪切强度低，且连杆体的材质比螺杆差，所以只需验算连杆体螺纹的弯曲应力 16。 综合所有计算最后所得连杆尺寸如图 3.8 所示 图 3.8 连杆尺寸图 3.4.3 滑块的确定 对于普通的型的开式压力机，滑块导向长度与宽度之比 BL/ 为 1.3-1.6，滑块导向长度与滑块行程有关，行程越大，导向长度越长，一般取 L =（ 5.5-7） S，则 mmmmL 9 8 07 7 01 4 0)75.5( 取 900mm 因为 BL/ =1.3-1.6 取 1.4 则 B=640mm 滑块尺寸图如图 3.9 所示 图 3.9 滑块的尺寸图 4 伺服电机选型 4.1 伺服电机直接驱动可行性分析 在直接驱动技术最初研究中，由于受到不少技术的局限性而无法得以实现。随着新材料、电力电子及微处理技术、控制理论与电机理论的发展，压力机采用伺服电机直接驱动的条件已逐渐成熟。 (1)大功率伺服电机的研制 驱动装置是所有机电系统的核心，提供装备所需动力并实现所需的运动。长期以来，重载驱动场合均采用直流电机，但由于其结构存在机械换向和电刷这一致命弱点，而伺服电机功率不足，限制了其在压力机中的应用。 1983 年日本和美国分别发明了稀土制作的强永磁合金钕铁硼（ NdFeB），经过三代发展，现已成为性能最好的永磁材料，其磁能积高出铁氧体一个数量极以上。用这种强磁合金制造的同步电机体积小、重量轻、出力大，效率高，动作快。同时，在工业应用中，交流同步伺服电机相比于异步伺服电机在可控性、过载能力、可靠性、体积、重量、节能、效率及耐受环境等方面具有较大的优势。此外，同步电机比较容易实现电气制动，储存制动能量，这对于间歇工作的成形装备，具有重要的意义。大转矩、高效率的永磁同步伺服电机应用到机械压力机具有明显的潜力。日本 FANUC、安川公司都已研制出了最高功率高达 150kw的交流伺服系列 电机。 (2)电机储能及电网冲击 曲柄压力机的负载属于冲击负载，在短时间内达到较高的工作负荷，依此时间内计算的功率选择电机，电机的容量将会很大，因此传统方式是设置飞轮以减少电机功率。在交流伺服驱动的机械压力机中，为获得运动的可控性，取消了飞轮，使传动部分的惯量减到最小，工作负荷全部靠电机瞬时转矩克服。但如果仅以电机来驱动负载，同样存在着电机容量大，价格昂贵的问题。通过理论及试验验证，发现可以通过在控制电路中增加“电子飞轮” 储能电容的方式来实现原本由飞轮来完成的能量存储及瞬时能量释放。压力机空行程时电机可低 功率运行，而在工作行程内，通过电容瞬时放电辅助，输出所需的冲压力矩，这样可大大减少电机的体积、功率。 同时，在伺服电机直接驱动情况下，无飞轮储能，电机释放瞬时扭矩来克服工作负荷时将产生很大的电流冲击，若不采取相应措施，将对电网造成隐患。伺服电机驱动电路设置的储能装置，将起到“飞轮”的作用，空行程时储存电能，工作行程中为 电机提供瞬时大电流，减速时，采用电磁制动，电机作发电运行，产生的能量由储能电容储存。 (3)驱动控制技术的进步 交流同步伺服电机的运行离不开驱动控制电路 ,电力电子技术及微处理技术进一步推动了同 步伺服电机在成形装备中的实用价值。随着功率开关管从早期的晶闸管发展到目前的智能模块 (IPM)，使 )电机的驱动装置向着重量轻、体积小、高效率、高可靠性、高性能、高精度、多功能及智能化方向发展。同时，高速微处理器和 DSP 器件的出现，使控制器实现了半数字化的数模混合控制和全数字化的控制，运行速度、处理能力提高很大，而且还有专用的控制芯片出现。 4.2 电机选型分析 压力机加工具有负载大、冲击强的特征，直接驱动用伺服电机与传统压力机用电机相比，需要输出更大的扭矩，具备更强的抗扰动能力。因此，有必要对直接驱动用伺服 电机选型进行分析。电机两个主要选型参数为额定功率和额定输出扭矩，其中电机功率计算除了分析压力机一个工作周期所消耗的能量，还应考虑加减速动态过程。 4.2.1 功率计算 已知曲柄压力机参数 :公称压力 Pg 600KN，滑块行程 140mm，公称力行程 5mm，平均行程次数为 57spm（ 25 75），封高调节量为 80mm，公称压力角 19.629g o ，曲柄半径 R 70mm，连杆长度 L=640mm，连杆系数 0 .1 0 9R /L ，齿轮传动机构减速比为 10。 本项目中计算伺服电机功率时，应考虑两部分 :首先是恒速驱动时一个工作周期所消耗的能量 ,其次是加速时消耗的能量。 (1)恒速驱动下电机功率计算 压力机一个工作循环所消耗的能量 A 为： 1 2 3 4 5A A A A A A （ 4-1） 式（ 4-1）中： 1A 为工件变形功（属有效能量）； 2A 为拉深垫工作功，即进行拉深 工艺时压边所需的功（属有效能量）； 3A 为工作行程中曲柄滑块机构摩擦消耗的能量； 4A 为工作行程时压力机受力系统的弹性变形所消耗的能量； 5A 为压力机空程向下和空程向上时所消耗的能量。 (a)工件变形功 1A 曲柄压力机通常用于冲裁、拉深、模锻和挤压等工艺，不同工艺工件变形所需的能量不同，在工作行程内压力机的工作负荷如图 4.3 所示。通用压力机是以厚板冲裁负荷作为变形功的计算依据。 0PSPghP 变形力S 滑块行程图 4.3 压力机工作负荷图 在冲裁工件时 ,当冲头进入到板料厚度的 0.4 0.5 倍时板料即断裂 ,因此通常取 0h= 0.45h （ 4-2） 式中 0h为板料厚度， h为切断厚度。 将图 4.3 中的曲线视为三角形，则冲裁时的变形功为 1Ag1Ph2（ 4-3） 考虑到曲线为鼓形，应增加裕量，则： 1A 0.7gPh（ 4-4） 将式（ 4-2）代入（ 4-4）得： 1A 0.315gPh（ 4-5） 对于单级传动压力机，有以下经验公式： 0.20gh = P（ 4-6） 则：1A 0.315 6003 - 31 0 0 . 2 6 0 0 1 0 926 J (b)拉深垫工作功 2A 对于带拉深垫的压力机，应按浅拉深工艺来计算工艺变形功。根据文献介绍，当量浅拉深功略大于式（ 4-5）计算出的厚板冲裁功。为设计方便，用厚板冲裁功代替浅拉深功。但应考虑工件压边所需的功，即拉深垫工作功，消耗的能量大小取决于压紧力和工作行程。拉深垫工作功计算公式为： g2gPS11A = P S =6 6 3 6（ 4-7） 式中 gP 为压力机公称压力， S 为滑块行程长度。 则2A 36 0 0 1 0 0 . 1 4 / 3 6 2333.3 J (c)曲柄滑块机构摩擦消耗的能量 3A 对于通用压力机，曲柄滑块机构摩擦消耗的能量可由如下公式表示： = 0 .53 m g gA m P a（ 4-8） 其中 m 为摩擦当量力臂， gP 为公称压力， g 为公称压力角。 m 计算公式为 m 1 1 2 A B om ( + l ) d + l d + d，已知参数摩擦系数 0.04， 0.109，曲轴曲柄颈直径 Ad 160mm，球头直径 B d 150mm，曲轴支承颈直径 o d =130 mm，则 m 0.04 1.109 160 0.109 150 130 /2=6.47mm。 因此， 3A 0.5 0.00647 600 310 0.342 663.8 J (d)压力机受力系统的弹性变形所消耗的功4A压力机处于工作行程中时，机身和曲柄滑块机构等受力系统因受载产生弹性变形，因而引起能量损耗，有时一部分的弹性变形能量可以转化为有用能量，为了安全，认为全部弹性变形能量都已损失。 4A 12 gPh（ 4-9） 其中 h 表示压力机总的垂直变形， h ghPC，为压力机垂直刚度，查表得开式压力机hC推荐值为 400kN/mm ， 600 400 1.5mm。 则 4A 600 310 1.5 -310 2 450 J (e)空程向下和空程向上时所消耗的能量 5A 根据文献提供的试验数据，查表得到对应 60 吨压力机空程损耗功为 978J，因此5A 978J。 综合以上分析，压力机一个工作循环所消耗的总能量 : 1 2 3 4 5A A A A A A =926+2333.3+663.8+450+978=5351.1 J 压力机一个工作循环电机平均功 率为： =kAN t （ 4-10） 式中 k 为电机安全系数，查表得 k 1.5； t 为工作循环时间， 1=nt nC ， n 为滑块行程次数， n=57，nC为行程利用系数，手动送料时nC 0.5，则 t 6057 0.52.1s, 为压力机总效率，带拉深垫且为手动送料时为 0.45。 因此 N 5351.1 1.52.1 0.45 8.5（ kW）。 (2) 电机加速或减速时电机功率计算 在一个冲压行程中，伺服电机的速度经历匀速、减速、加速的变化过程，因此在确定伺服电机的功率时，还需考虑其加、减速时的动态转矩。 电机转矩的变化由电机的运动方程决定，电机的运动方程为： Lf dwT - T - T = J dt（ 4-11） 其中 T 为电机输出转矩， LT 为折算到电机轴的负载转矩， fT 为机械摩擦转矩折算到电机轴的摩擦转矩， 为电机轴转速， J为折算到电机轴上的总转动惯量。 图 4.4 为变速驱动时伺服电机运动模型，0t到1t为减速区，2t到3t为加速区，其余时段为匀速区。系统加速时 ,TLT+fT,即 ddt 0，电机提供加速力矩；当系统减速时， TLT+fT,即 ddt 0，电机提供制动力矩。 匀速区匀速区减速区加速区t 0t 1t 4t 2t 3上死点下死点图 4.4 伺服电机变速运动模型 首先讨论系统加速，设加速力矩为aT，则aT Jddt，已知电机轴上的总惯量为0.574 2kgmg ，滑块最高行程次数为 75，则电机输出轴转速为 750rpm,滑块一个工作循环所用的时间为 1.05s， 滑块行程为 140mm，工作行程为 5mm。在此预先按一级减速计算。进行拉深工艺 时，滑块 行程次数变化最大为 25spm 加速到 75spm， 25spm 时电机转速为 25 10 150rpm，因此， 电机从 250rpm 加速到最大角速度 750rpm 才能满足工艺及速率要求。 1t到下死点的时间为： 5140 15 260（ ） 0.07s。综合生产效率和节能的考虑，初步设定加速时间为 0.2s,则电机的最大加速度为： ddt max min-t (7 5 0 -2 5 0 )20 .2 6 0 261.7（ 2rad/s ） 则aT Jddt 261.7 0.574 150.2Nm。 电机按最大的加速度加速到 750rpm 时的瞬时动态功率为： eaa 2= 60nTP 750 2 3.14 150.2 60 11.8（ kW） 电机通过再生制动减速， 电机工作在发电机状态，此时将产生能量反馈到直流母线，因此没有消耗能量，无需考虑在电机功率内。 4.2.2 电机转矩计算 (1)电机负载转矩 电机负载转矩为机械负载转矩换算到电机输出轴上的扭矩，计算公式为： Lg= s i n /T P R i（ ）（ 4-12） 其中gP 600kN，曲柄半径 R=70mm， 0， i 10。 则LT=600 31 0 0 . 0 7 s i n 1 9 . 6 2 9 / 1 0 =1411Nm (2)电机摩擦转矩 工作时压力机的转动部件上的摩擦转矩是不可忽略的。主要的摩擦有四处 :(a)滑块导轨面； (b)曲轴 (或芯轴 )支承 )和轴承之间的摩擦； (c)曲柄颈和连杆大端轴承之间的摩擦； (d)球头与球头座之间的摩擦。据此，机械摩擦总转矩为： g1= ( 1 + ) + + 2j f A B 0T P d d d （ 4-13） 其中jfT为机械摩擦总转矩， 为机械摩擦系数，对开式压力机 0.04 0.05；1= ( 1 + ) + + 2 A B 0m d d d ，在计算曲柄滑块机构摩擦消耗的能量已求得 m 6.48mm，则jfT 36 0 0 1 0 0 . 0 0 6 4 8 3888Nm。 机械摩擦总转矩换算到电机轴上的转矩为： = /( )f jfT T i 3888（ 10 0.9） 432Nm 因此，电机轴上的最大转矩LfT = T +T 14