H150压床总体及传动系统设计-三维图机械毕业设计CAD图说明书论文
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H150压床总体及传动系统设计-三维图机械毕业设计CAD图说明书论文,H150,总体,传动系统,设计,三维,机械,毕业设计,CAD,图说,书论
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H150压床总体及传动系统设计摘 要：压床指用于工业制品通过压力成型的一种成型机械，目前压床设备已经广泛应用于锻造、压装、钣金加工等领域。目前由于压机设备的自动化率高，生产效率稳定，结构成熟等优点而得到广泛推广及使用。压床目前有螺旋压力机、曲柄压力机和液压机等分类。此次，我们主要通过对机械型压机结构进行设计性优化及系统性分析，使所设计的压机可以满足各种加工及成形要求。主要内容是对曲柄滑块机构进行了参数化设计与运动分析，对滑块进行了运动分析和结构设计，尝试并对比了多种执行机构，最终确定了所需的连杆机构。在传动系统方面，我们完成了压床齿轮箱的传动设计及电机的安装布置，通过对传动比的合理分配，使得传动方案满足了压机设备的传动要求。使用计算机软件AUTOCAD及SOLIDWORKS建模与制图，完成了重要零部件的参数建模并对其进行了计算分析与计算机软件的有限元分析，对执行部件进行动力学分析与计算机仿真，使得所设计的压床设备满足需求。在设计的整体过程中，对机构运动进行了动画仿真，使得设计的方案更加生动直观。关键词：压机；曲柄；结构；仿真Design of H150 Press Bed and Transmission SystemAbstract: Pressing machine refers to a molding machine used for industrial products through pressure forming. At present, press machine equipment has been widely used in forging, pressing, sheet metal processing and other fields. At present, because of the advantages of high automation rate, stable production efficiency and mature structure, press equipment has been widely popularized and used which can be classified screw press, crank press and hydraulic press. This time, we mainly through the mechanical press structure design optimization and systematic analysis in order to meet all kinds of processing and forming requirements. The main content is design and motion analysis of crank slider mechanism, motion analysis and structure design of slider, try and compare various actuators, and finally determine the required connecting rod mechanism. In the aspect of transmission system, we have completed the transmission design of the press gearbox and the installation and arrangement of the motor. Through the reasonable distribution of the transmission ratio, the transmission scheme can meet the transmission requirements of the press equipment. Using CAD and SOLIDWORKS to modeling and drawing, the parameter modeling of important parts is completed, and the finite element analysis of computer software is done. The dynamic analysis and computer simulation of the executive parts are carried out to make the designed press equipment meet the requirements. In the whole process of design, the animation simulation of mechanism motion is carried out, which makes the design scheme more vivid and intuitive.Key word: Gear box; Drill hole; Modular machine tool; Head-stock.目 录1 绪论12 压床总体设计12.1 执行机构分析12.1.1 执行机构运动方案及选择12.1.2 执行机构的尺寸参数22.1.3 执行机构的运动分析42.1.4 执行机构的受力分析52.2 传动系统设计82.2.1 传动方案设计82.2.2 电机计算与选型92.2.3 传动比分配103 主要零部件设计103.1 皮带传动设计103.2 齿轮传动设计113.3 高速轴设计143.4 曲轴设计173.5 曲轴平键校核173.6 曲轴轴承设计173.7 机身设计183.8滑块的设计194 结论19参考文献20致 谢21声 明221 绪论压床是应用广泛的锻压设备之一，可以广泛应用于钢板矫直、压制零件等场合。压床设备一般都是依靠滑块的直线运动而实现相应的用途。而滑块直线运动的相关参数就决定了压床可以适用的场合是不尽相同的。压床设备可以按照动力源的不同，主要可以分为：气动压床、机械压床、液压压床等。而机械式压床一般的传动方式也包含皮带轮传动、齿轮传动、连杆传动等。按照齿轮啮合分类有一级齿轮传动，二级齿轮传动等，也有使用电机直接驱动的。这样就可以拥有不同的用途和适用于不同场合使用。2 压床总体设计压床的总体设计任务主要包括完成机构的运动分析，运动相关机构的尺寸计算，滑块的运动分析，压床机身的静力分析，传动零件的设计分析，齿轮啮合传动分析，皮带传动的设计设计，键和轴的设计计算等。2.1 执行机构分析2.1.1 执行机构运动方案及选择通过查阅相关资料及相关文献，目前主流的压床结构可以分为：（1）六杆机构；（2）曲柄滑块机构；(3)伺服液压机构等。（1）六杆机构：如图2-1所示，电动机驱动曲柄AB绕A点等速转动，经过连杆机构的动力传递使得冲头5可以实现上下往复直线运动，从而满足相关加工工艺的要求，此结构简单可靠，技术较为成熟，目前也有所应用。缺点是连杆机构的尺寸计算工作量较大。冲头行程一般无法改动，柔性程度低。运转效率不高。图2-1 六杆机构运动简图（2） 曲柄滑块机构：如图2-2所示，电动机驱动曲柄AB绕A点转动，通过曲柄滑块机构驱动冲头3实现上下往复直线运动，可以将整周回转运动转换为直线运动，结构简单，加工制造工艺成熟，相关零件力学性能好，但对心曲柄滑块无急回特性，实现的运动特性较简单。图2-2 曲柄滑块机构运动简图（3） 伺服液压机构。伺服压力机可以实现精确压力和位移的全闭环控制，精度也比较高。其中伺服液压机的压装速度、保压时间、压装力、压入深度等相关参数，都容易在PLC操作面板上进行数值输入和修改，界面友好，操作简单，适应性强，在使用过程中，能量损失小，噪音低，目前应用广泛。但液压设备环保性较差，维修较困难。通过对比以上方案，在本次方案中，课题任务要求中小批量，质量可靠，维修简单等要求，因此，可以选用六杆机构为本次方案的执行机构。2.1.2 执行机构的尺寸参数在本次方案中，初始参数均需要自行拟定，现参考表2-1设定相关参数，其中H表示为冲头行程，S2表示为连杆2的质心，S3表示为连杆3的质心，1表示为摆杆下极限位置角，2表示为上极限位置角，现拟定参数如下：表2-1 六杆机构初始参数参数X1X2YH12数值5030035030060120参数CE/CDEF/DEBS2/BCDS3/DE数值1/21/41/21/2目的：确定各杆长。（1） 解析法：如图2-3所示，将上极限位置和下极限位置分别绘制出来。按照上表的已知数据带入CAD图形中，由图中DE和DE相等，且两者之间夹角为60，又四边形EFFE显然为平行四边形，则得到EF=H=300mm，又因为EF=0.25DE，则EF可求，在三角形ACD和ACD中分别使用余弦定理，先将三个角度求出，其中由 可得=8.14，=60-8.14=51.86，=120-8.14=111.86。在由余弦定理可得：；则AB=93.93mm;BC=272.84mm。整理相关数据结果得表2-2所示。图2-3 六杆机极限位置图表2-2 六杆机构所求参数参数ABBCDEEFCECD数值93.93mm272.84mm300mm75mm100mm200mm（2） 图解法：如图2-4所示，运动Solidworks草图模块的尺寸标注及几何约束等功能，按照初始要求的上极限位置和下极限位置分别绘制。在上极限位置时，AB和BC共线并在一侧，在下极限位置时，AB和BC共线并在异侧。图2-4 六杆机构极限位置图设置尺寸。按照图示，将极限位置的AB和BC分别设置共线约束。即;软件将提示草图过定义，此时将其尺寸驱动设置为从动即可。最终通过尺寸标注获得所有连杆尺寸。综合对比以上二种方法，最终的结果都是相同的，但利用软件求解更加方便。2.1.3 执行机构的运动分析按照中小批量，拟定滑块的行程次数为60。冲头的运动分析可以利用Solidworks中的Motion模块，避免了用解析法和相对运动图解法带来的复杂计算过程。利用装配体中布局功能，将各杆件之间的相对位置关系和尺寸确定。进入Motion模块，在AB杆件上添加旋转马达。马达速度设定为60RPM，如图2-5所示。图2-5 马达设置参数图在结果和图解中，选择位移/速度/加速度，方向选择Y向，得到Y向滑块的运动规律。如图2-6,2-7,2-8所示。图2-6 滑块Y向位移图图2-7 滑块Y向速度图图2-8 滑块Y向加速度图从图中可以看出，滑块行程为247+53=300mm,满足设计要求。T=1s左右，满足滑块行程次数n=60的设计要求。2.1.4 执行机构的受力分析组执行机构在满足运动规律和工艺要求的前提下，受力及其强度计算也是必不可少的。根据六杆机构形式，将六杆机构拆分杆组，得到图2-9所示：图2-9 六杆机构拆分杆组图根据拆分所得杆组，机构由原动件加机架，RRP II级杆组以及RRR II级杆组组成。欲求机构的动态静力特性，即可对杆组进行数学模型分析。目前求解此类问题的方法主要有：（1）图解法（2）解析法。此处我们结合解析法和Solidworks Motion对构件进行刚体分析，为后面设计相关零件提供设计参考。首先RRP II级机构的受力分析如图2-10所示。其中已知条件拟定为：两构件长度Li和Lj，质心位置Si和Sj及位移参考点K，构件质量mi和mj及转动惯量Ji和Jj;作用在构件质心上的外力FPxi、FPyi、FPxj、FPyj；外力矩Ti和Tj。求相关运动副的约束反力。图2-10 RRP杆组图求解方程为：联立求解可得其次，对于杆组RRR II如图2-11所示： 已知构件长度Li和Lj，运动副B、C、D和两杆件质心Si和Sj的位置和运动参数；构件质量mi和mj及转动惯量Ji和Jj;作用在质心上的外力FPxi和FPyi和FPxj和FPyj；外力距Ti和Tj。求解各运动副反力FRxB、FRyB、FRxC、FRyC、FRxD、FRyD。图2-11 RRR杆组图分别以构件Li和Lj为平衡对象，列方程：解方程得：本次方案由于设备总质量在200KG以下，则拟定六杆机构的滑块运行阻力为15KN，各杆件的质量及质心在几何中心处，先调用RRP II级杆组力分析子程序，求出F点及E点的支反力，再调用RRR II级杆组力分析子程序求出转动副B,C,D的支反力。最后利用单一构件子程序求得转动副A处的约束反力及平横力矩，具体程序参考文献10。采用Solidworks同样可以对机构的动态静力分析做出理论参考，具体结果如图2-12所示。图2-12 支反力与力矩图2.2 传动系统设计2.2.1 传动方案设计 一般压力机的传动级别可以根据滑块行程次数n初步拟定，由于本次方案中滑块行程次数n为60，则选用传动级数为2。选用低速电动机可以减少传动级数，但由于低速电机尺寸大，价格贵，一般情况下并不常用。采用2级的传动系统，一般选用1000转到1500转额定转速的电动机作为动力源。而各传动级的速比一般不宜过大，皮带传动一般不高于6到8，而齿轮传动一般不高于7到9。初步拟定为皮带轮传动加齿轮传动，由电机直接带动小皮带轮，经大皮带轮，小齿轮，大齿轮，曲轴及连杆，将运动传递到滑块上，实现所设想的运动。传动方案如图2-13所示。图2-13 传动方案简图2.2.2 电机计算与选型参考文献中电机功率计算公式 (2-2) (2-3)其中N-电机功率 A1-工件变形功，常用A1=0.315P0h0 A2-拉伸垫工作功t-压力机工作时间周期n-滑块每分钟行程次数c-行程利用系数，手工送料时，c取0.5K-电动机安全运转系数，取1.3-压力机效率本次设计选用P0=15KN，h0=1.5mm，带入公式得N=780W。根据电机功率要求，选用电机型号为YB3-90S-4。主要参数如表2-3所示：表2-3 电动机参数电动机型号电动机功率(Kw)电动机转速(r/min)输出扭矩（N.m）主要参数YB3-90S1.114507.22.2.3 传动比分配根据选用电机转速为1450转每分钟，由计算所得曲轴端旋转速度为60转每分钟。得到总传动比为24.17。皮带传动比拟定为4.8，齿轮传动比拟定为5。 3 主要零部件设计本方案压力机中零件主要包含机身，大小皮带轮，圆周齿轮，高速轴，轴承，曲轴，连杆等零件，对于其中的重要零件设计时必须进行相关计算及校核，可以结合Solidworks中的Simuilation模块进行辅助有限元分析，提高设计效率。3.1 皮带传动设计带传动是一种挠性传动。主要零部件由主动带轮，从动带轮和传动带组成。按照工作原理分为摩擦型带传动和啮合型带传动。摩擦型带传动又分为平带传动，圆带传动，V带传动等。本压机功率一般，传动精度普通，选用摩擦型带传动中的窄V带传动即可满足要求。本例中V带传动传动功率为1.1KW，传动比i=4.8。由此可以求出选用带的型号，确定基准长度，根数，中心距，带轮材料，基准直径及结构尺寸，初拉力和压轴力，张紧装置等。计算功率Pca=KAP，其中KA为工作情况系数，按照每天工作16小时以上，载荷变动较大，轻载启动，选用KA为1.4，则计算功率PCA=1.54KW，根据计算功率及小带轮转速，参考图3-1所示，选用SPZ型皮带。图3-1 窄V带选型图根据V带的带型，及基准直径dd范围63到100mm要求，拟定dd=67mm，验算带速为5.08m/s，满足带速要求。由小带轮直径和传动比可求大带轮直径，大带轮直径为321mm，参考并圆整为315mm。根据中心距初定公式得到中心距246.6mm到756mm之间，实际中心距确定为487.24mm。参考文献中带长计算公式并圆整得到带的基准长度为1600mm。小带轮包角为150大于120要求。根据窄V带在1450转每分钟和小带轮直径63mm确定单根传递功率为1.52KW，本实例中选用2根窄V带。确定带的初拉力及压轴力，初拉力F0小，则带的传动能力弱，非常容易打滑，而初拉力过大，则带的寿命又会降低，带会对轴承及轴的压力增大。单根V带的初拉力由下式确定。解得F0=177N，作用在轴上的力Fr为-137N。参考带轮设计资料可知，带轮的材料一般为H150或者H200。转速较高时可以采用铸钢或者用钢板冲压后焊接去应力而成。小功率也可以使用铸铝或者塑料。本方案中，小带轮采用机械加工方式，大皮带轮试验铸造加机械加工的方式得到。V带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成。根据结构不同，有实心式、腹板式、孔板式、椭圆轮辐式等。本例压机中，小带轮直径小，适合直接用实心式，而大带轮直接大，选用孔板式有利于减重。3.2 齿轮传动设计齿轮是机械传动中非常重要的一种传动形式，主要有效率高、结构紧凑、工作可靠、寿命长、传动比稳定等优点。但齿轮制造及安装精度要求较高，价格较贵，多用于较重要的场合。主要的齿轮传动分类为开式、半开式，闭式等传动方式。本例中压机传递功率较小，设备质量精，拟定为开式齿轮传动，外加齿轮防护罩的形式即可满足要求。目前对于齿轮的设计，通常按照保证齿根弯曲疲劳强度和保证齿面接触疲劳强度两个指标设计。高速大功率齿轮传动，也需要考虑抗胶合能力及散热能力计算等。本例中采用开式齿轮传动，故只做齿根弯曲疲劳强度即可。也可以适当增加齿轮模数，以增加齿轮寿命。本压机齿轮设计中，初定参数有输入功率P=1.1KW,小齿轮转速n1=302.08r/min，大齿轮转速n2=60.42r/min，选用标准圆柱齿轮传动，压力角取20，按照压力机设备选择7级精度。1）试算小齿轮分度圆直径小齿轮材料选择40Cr,调制处理，齿面硬度280HBW，大齿轮材料选用45钢，调制处理，齿面硬度240HBW。初定小齿轮齿数Z1=17，则大齿轮Z2=85。由公式试选KHt=1.3，小齿轮传递扭矩T1=9550P/n1，带入P=1.1KW，n1=302r/min,则T1=35N.m，查表得齿宽系数d=0.4，计算区域系数ZH。查表得ZE=188Mpa，按照公式计算Z。查图得小齿轮和大齿轮的接触疲劳强度分别为Hlim1=600Mpa,Hlim2=550Mpa。计算应力循环次数N1=60n1jLh=603021（2825015）=1.09109N2=N1/u=2.17108。查表得疲劳寿命系数KHN1=0.88,KHN2=0.91。取失效概率为1%，安全系数S=1，可得接触疲劳许用应力分别为528Mpa和500.5Mpa，取较小者。则试算的小齿轮分度圆直径为：d1t5.7mm即可。2） 调整小齿轮分度圆直径首先计算出实际载荷的圆周速度V和齿宽b。按照手册计算出实际载荷系数KH=KAKVKHKH=1.511.51.5=3.375则计算的实际分度圆直径为考虑到与大皮带轮轴相连及大齿轮需要承担飞轮作用，则取模数mH=3.5,齿数Z1=17即可满足要求。则Z2=175=85。3） 几何尺寸计算分度圆直径d1=z1m=59.5mm，d2=z2m=297.5mm，中心距a=178.5mm。齿宽b取35mm。使用Solidworks软件的simulation模块可以方便的进行齿轮的静力学分析。首先对小齿轮和大齿轮进行三维建模，然后将齿轮进行模型化装配，添加齿轮啮合，中心距等配合。如图3-2所示。图3-2 齿轮装配示意图给小齿轮添加40Cr材料，大齿轮添加45钢材料。点击评估模块的干涉检查，保证装配体小齿轮和大齿轮无干涉。点击Solidworks插件Simulation，则新建齿轮啮合静力学分析算例。点击夹具顾问，固定几何体，选择大齿轮内孔面，将小齿轮内孔面定义为固定铰链。连接顾问选择相触面组，点击大小齿轮相互啮合作用面，定义摩擦系数为0.1。对小齿轮进行力矩输入，数值为34.78N.m，旋转中心定义为小齿轮内孔轴线，约束及受力情况如图3-3所示。图3-3 齿轮约束及负载图对啮合齿轮的相关面设置网格控制设置为1mm并生成网格，点击运行此算例，得到有限元分析结果。如图3-4,3-5,3-6所示。图3-4 齿轮应力图图3-5 齿轮位移图图3-6 齿轮应变图通过齿轮啮合的相关计算和仿真静力分析，充分验证了本此选用的齿轮完全能符合满足传动要求。需校核大齿轮的转动惯量。经查资料，1.5顿压力机的适用型材为薄板件，能量消耗A为10J左右。飞轮计算所需惯量为280kg.mm2，使用软件检查大齿轮绕轴线的旋转惯量为131267kg.mm2。既设计的大齿轮满足惯量要求。3.3 高速轴设计此处高速轴指的是小齿轮和大皮带盘的连接轴。该轴负责将大皮带轮的动力传递到小齿轮上。按照轴的分类，此处高速轴属于转轴，既受到大皮带盘的扭转作用力，又收到大皮带盘和小齿轮重力引起的弯矩作用。轴的设计内容主要包括轴的工作能力的计算。轴的工作能力主要指的是轴的强度、刚度及震动稳定性计算等。由于这里的高速轴刚度没有特殊要求，所以仅使用强度计算即可满足使用要求。轴的材料主要是碳钢和合金钢。碳钢的价格低，同时可以使用热处理或者化学热处理等方式对轴进行相应强化。在无特殊要求的情况下，使用广泛。本次高速轴拟选用45钢材料。首先需要做出轴的计算简图，轴受的载荷是从轴上零件传来的，计算时将轴上分布载荷简化为集中载荷，其作用点取为载荷分段部的中点。作用在轴上的扭矩，一般从轮毂宽度的中点位置算起。高速轴受力考虑轴、大皮带轮和小齿轮自身重力，两轴承反作用力及扭矩作用。具体力学模型图如3-7所示。图3-6 轴受力模型图按照模型质量和位置，分别带入相关数据，得到合成弯矩图和扭矩图，如图3-7所示。图3-7 轴合成弯矩图图3-8 扭矩图按照合成所得弯矩和扭矩图，针对某些危险截面做弯扭强度校核计算。此处危险截面为坐标为302mm和57mm处。直径分别为60mm和55mm。带入公式其中M为轴所受弯矩，单位N.mm;T为轴受扭矩，N.mmW为轴的抗弯截面系数，mm3。解出ca=2.2Mpa和0.18Mpa，均小于许用弯曲应力60Mpa。轴的分析也可以使用solidworks中Simulation模块进行有限元分析。具体操作如下。给三维模型赋予45钢材料，进入有限元分析模块，选择夹具固定几何体，将小齿轮键槽面设置为固定面，添加固定约束。再设置两个轴承支撑面为两端的圆柱面。接着设定外部载荷，添加大皮带轮的扭转力及大皮带轮子自身的重力。在运行算例前先对键槽面使用网格控制，控制网格尺寸为3mm，然后再对整个轴进行网格化，网格精细度选择一般即可。点击运行算例，从而可以得到高速轴的应力图，位移图及应变图。图3-9 高速轴应力图图3-10 高速轴位移图图3-11 高速轴应变图由软件有限元分析可以看出，选用的高速轴安全系数已经足够，不在对高速轴做安全系数图解即可满足要求。通过软件对高转轴类零件进行分析更加直观简便。3.4 曲轴设计曲轴是六杆压力机的重要零件，在设备工作过程中，曲轴受交替循环载荷，对曲轴的设计分析校核方法也由很多种，有简支梁法、连续梁法、有限元法和边界面法等。对六杆压力机的曲轴，可以采用Solidworks有限元分析法。对于曲轴受力模型，曲轴受到连杆作用力，轴承支撑力，外负载扭转反力，转动惯量及重力。连杆作用力最大时，曲轴AB与BC连杆位置为垂直关系，即此时曲轴受力最大，曲轴的变形也最大。由前文中Motion分析，曲轴受到连杆作用力最大为25016N，假定连杆轴承作用力 沿轴 颈 圆周 1200角范围内按余弦规律分布，沿轴向均匀分布，以模拟连杆轴承上油膜力作用 ；假定曲轴主轴颈为弹性支承 ，其刚度 K值在曲轴纵向对称面内沿主轴颈轴向均布，K估算为 310Nm，以模拟曲轴的油膜支承。将安装大齿轮键槽面设定为固定面，施加离心力模型惯性力作用，施加引力载荷模拟重力作用。在应用有限元分析问题时，单元类型的选择及网络划分一定程度可以影响分析结果的精确性。此处选择二阶实体四面体单元，选择高级网络品质。在过渡圆角和倒角处施加网络控制，曲轴材料设置为45钢，运行曲轴静力分析算例。得到图示结果。图3-12 曲轴应力图从曲轴应力图中可以看出键槽处受应力较大，需要对平键进行校核。而曲轴端应力较小，可以满足设计要求。3.5 曲轴平键校核曲轴端平键主要承担轴上零件的周向固定及传递扭矩。平键连接具有结构简单、装拆方便、对中性好等优点，因此得到广泛应用。由轴径45mm，传递扭矩172.8N.m，材料使用45钢，截面尺寸为149mm，键长为45mm，计算应力为p=68.817Mpa，小于许用应力，满足设计要求。其他部分的平键校核就不再一一列举，都和本次校核方法类似。3.6 曲轴轴承设计曲轴支撑轴承布置与曲轴两端，曲轴一段受到大齿轮扭转作用，使用成对轴承设计方法。轴承类型参考同类曲轴设备曲轴选型，如往复式柱塞泵等化工设备，多选用圆锥滚子轴承。于是按照圆锥滚子轴承设计。由于径向力和圆周力处于不断变化中，按照径向力和圆周力最大的情况分析，径向力 Fr=25016 N、轴向力 Fa=0 N、圆周力 Ft=25016 N、轴颈直径 d1=55mm、转速 n=60r/min、要求寿命 Lh=4500 h、作用点距离 L=365mm、Fr与轴承1距离 L1=182.5mm、Fr与轴心线距离 La=93.93mm、温度系数 ft=1、润滑方式为脂润滑、轴承拟选用32911，接触角按照10，轴承1径向支反力 Fr1=17688.98N，轴承1轴向支反力 Fa1=14336.05N，轴承2径向支反力 Fr2=17688.98N，轴承2轴向支反力 Fa2=14336.05N，则当量动载荷 P1=21226.78N，当量动载荷 P2=21226.78N，校核轴承满足设计要求。3.7 机身设计机身是压力机的一个基本部件。所有零件都安装在机身上，工作中受到全部变形力的作用。因此，机身的合理设计非常有必要，对于减少机身制造工时及提高强度和刚度都是至关重要的。机身的分类主要由开式机身和闭式机身。开式机身刚性稍差，但维修保养方便，适用于中小型压机场合。闭式机身两侧封闭，刚性较好，适用于大型压机场合或者精度要求较高的场合。机身有带旋转工作台的，也有固定式的。按照机身组成分类，有整体式机身和装配式机身，整体式机身加工需要大型设备，安装量较少，但运输困难。而装配式机身一般由拉紧螺栓将各部分组装而成，因此加工和运输都较为方便。由于机身的计算模型比较复杂，此文参考同尺寸压床初定机身尺寸，然后对其进行有限元分析。以确保机身的设计满足要求。首先分析机身受力情况。对于六杆式曲柄压床，受压件通过连杆传递到曲轴上，曲轴又将压力传递到曲轴安装孔上，因此每个曲轴端轴承安装孔受到一半的压力。方向垂直向上。同时，齿轮啮合过程中，小齿轮也受到大齿轮的啮合反作用力。作用方向垂直于两中心距连线上。当曲轴与连杆垂直时，受力最大。此时作用在小齿轮上的力F=15640N，机身宽度为490mm，大小齿轮宽度为35mm，则设定两个轴承安装孔受力为F1和F2，则由静力平衡方程可得F1=558.57N,F2=15081.43N。以工作台台面为固定支撑，曲轴轴承安装孔和小齿轮轴承安装孔为作用面，这样机身模型的边界调节就设定完成。根据确定的边界条件，点击进入Simulation模块，为机身新建一个静态算例，指定模型材料为HT200，选择工作台面为固定约束，在螺栓连接处施加螺栓连接约束，然后分别在曲轴轴承面两侧及高速轴轴承两侧施加载荷，过小齿轮安装孔的轴线新建一个基准面，令该基准面和水平面的夹角为齿轮中心线同水平面的夹角，力的方向垂直于该基准面,这样就设定了机身所受的齿向载荷。载荷设定完成后，对模型进行网格化，Solidworks Simulation 的网格划分也同样根据目标模型的几何特征来建立的,但没有提供如四面体、六面体等网格类型的选择，只提供了网格精细度的调节选项。在网格划分工具界面里，根据模型的复杂程度和需要的计算精度拖动滑块，系统就根据模型外形来生成有限元网格。最后执行有限元求解程序，进行应力和应变的有限元计算，计算结果如图 3-13 所示。图3-13 机身应力图图3-14 机身位移图图3-15 机身应变图通过有限元分析结果可以看出，机身的结构强度能满足要求，机身上板有轻微变形，可以适当增加模型厚度。3.8滑块的设计本此滑块部分的设计主要包含调节螺杆、锁紧螺钉、锁紧块、模具夹持块等零件的设计。在滑块的导向零件上选择了标准方轨HG型号，查阅产品目录得HG35单个导轨滑块的Mp负载为1.4KN.m，本压机的负载弯矩为1.5KN.m。则两组滑块可以满足所需要求。而通过松开紧定螺钉，可以调节螺杆的安装位置，实现冲头位置的调整。4 结论 本次设计的H150压机结构紧凑，使用了连杆结构。在设计过程中，既查阅了相关
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