畢業(yè)設計（論文）-對稱齒輪分布曲柄壓力機設計

頁共26頁1緒論1.1課題研究背景和意義曲柄壓力機屬于一種應用最普遍的冷沖壓型的相關設備，通過曲柄壓力機結(jié)構(gòu)中曲柄滑塊的傳動特點，可以把電機的旋轉(zhuǎn)運動形式，轉(zhuǎn)化為曲柄滑塊機構(gòu)中滑塊的往復運動形式，從而對待加工的坯料進行一定的鍛壓[1]。曲柄壓力機工作過程運動平穩(wěn)，可靠度高，是板料沖壓行業(yè)中的核心生產(chǎn)設備之一，可以廣泛應用于切邊、彎曲、成型、拉深或沖孔等工藝過程，適用于國防、電器、汽車、航天、石油設備或者醫(yī)療設備等相關工業(yè)領域[2]。曲柄壓力機在中小型結(jié)構(gòu)的壓力機中具有良好的發(fā)展趨勢，在國內(nèi)外的機械設備制造產(chǎn)業(yè)中，曲柄壓力機的年產(chǎn)量占據(jù)整體鍛壓設備總產(chǎn)量的五成左右，占通用型壓力機總產(chǎn)量的百分之九十五。隨著目前國內(nèi)外重工業(yè)產(chǎn)業(yè)的快速向前發(fā)展，曲柄壓力機的相關類型和數(shù)量越來越豐富，對曲柄壓力機的負載和質(zhì)量上的要求越來越高，曲柄壓力機在鍛壓產(chǎn)業(yè)中的地位也越來越高，具有很重要的發(fā)展前景，截止目前來說，已經(jīng)可以順利生產(chǎn)加工出超過萬噸以上級別的壓力機，其他各種結(jié)構(gòu)形式的壓力機也存在工業(yè)上的廣泛應用。由于曲柄壓力機對比傳統(tǒng)意義上的鍛壓機械來說，生產(chǎn)效率大大提高，自動化程度高，因此研發(fā)和加工技術領先的曲柄壓力機可以在一定程度上促進社會的成功轉(zhuǎn)型，也是目前發(fā)達國家在工業(yè)設備領域上的突破方向。與此同時，我們與國外相關發(fā)達國家進行對比，曲柄壓力機的研發(fā)和生產(chǎn)還處于落后的位置，主要是因為國內(nèi)曲柄壓力機的自產(chǎn)數(shù)量不足且技術水準低等因素，特別是大噸位智能化的鍛壓設備的長期落后。目前近些年來，曲柄壓力機正朝著智能化、高速度和高精度的方向不斷突破和發(fā)展，曲柄壓力機的安全性和數(shù)控化也受到越來越多的重視，因此，國內(nèi)需要大力研究和發(fā)展曲柄壓力機，提高自動化水平，改善工業(yè)加工條件，減小與國外發(fā)達國家工業(yè)上的差距，特別是具有國際先進水平的計算機軟件控制形式的曲柄壓力機的研發(fā)和制造，具有更大的社會價值。本課題在前期充分調(diào)研的基礎上，主要針對曲柄壓力機的主要結(jié)構(gòu)進行分析和研究，對各組成結(jié)構(gòu)的相關參數(shù)和尺寸進行了理論的計算，使用計算機三維軟件對曲柄壓力機的各個零件和整體進行了三維建模，以此對曲柄壓力機的研發(fā)和優(yōu)化具有非常重要的指導作用和現(xiàn)實意義，具有較高的經(jīng)濟價值和工業(yè)領域的實用性。1.2曲柄壓力機的工作原理曲柄壓力機作為一種高性能的鍛壓類設備，主要以曲柄的傳動形式為核心，首先電動機輸出扭矩和轉(zhuǎn)速，通過一定形式的帶傳動將轉(zhuǎn)速和扭矩傳遞到大皮帶輪上，再通過大小齒輪的齒輪傳動形式，傳遞給曲柄壓力機的曲軸上[3]。連桿機構(gòu)的上端與曲軸機構(gòu)對應進行連接固定，連桿機構(gòu)的下端結(jié)構(gòu)與滑塊機構(gòu)進行連接，因此曲軸機構(gòu)的旋轉(zhuǎn)運動形式，可以轉(zhuǎn)化為連桿機構(gòu)的上下往復性運動。曲柄壓力機的上模安裝在滑塊上面，下模則安裝在工作臺的上表面。當代加工材料放置于上模和下模的中間位置時，就能進行沖壓或者裁減的工藝，從而制成代加工工件。曲柄壓力機的整個工作周期來說，大部分時間做的沒有負載的空程運動，為了使電動機輸出的載荷均勻并且能夠有效地利用能量，一般還配合有大飛輪，一些曲柄壓力機的大皮帶輪即起到了飛輪的效果[4]。如下圖1.1所示，為曲柄壓力機的工作原理示意圖：圖1.1曲柄壓力機的工作原理圖1.3曲柄壓力機的國內(nèi)外研究現(xiàn)狀近三十年以來，國際上出現(xiàn)的曲柄壓力機類型主要使用在板材或者鍛壓的批量生產(chǎn)過程中，并且其自動化程度日益增高，且普遍采取了計算機程序控制的形式，控制精度高，運行速度穩(wěn)定[5]。傳動結(jié)構(gòu)是曲柄壓力機的核心結(jié)構(gòu)，其主要功能就是將電動機的原動力通過傳動系統(tǒng)轉(zhuǎn)變?yōu)榛瑝K的上下往復運動[6]。近年曲柄壓力機的發(fā)展情況來看，由于工業(yè)上對設備的通用性和柔性上具有更高的要求，因此結(jié)合設備的成本上來考慮，國外發(fā)達國家經(jīng)過反復的分析和研究，在傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)的壓力機上進行反復改良，最終出現(xiàn)了一系列新型的壓力機設備[7]。這些新型的壓力機可適用于多種加工工藝過程，設備通用性極高，具有更大的柔性，一些電動機驅(qū)動的壓力機改為液壓驅(qū)動，動力有了一定的提高，具有液壓傳動和機械傳動的相關優(yōu)點，體現(xiàn)了未來的發(fā)展趨勢。如下圖1.2所示，為國外發(fā)達國家研發(fā)的一款的開關磁阻調(diào)速式的曲柄壓力機，具有噪音低、節(jié)能、生產(chǎn)率高和智能化程度高等特點[8]。圖1.2開關磁阻調(diào)速式曲柄壓力機對于國內(nèi)的曲柄壓力機發(fā)展來說，盡管我國已經(jīng)成為了全球各種機械設備和產(chǎn)品的加工制造基地，國內(nèi)工業(yè)上采用了很多各種類型的曲柄壓力機，但是這些應用中的壓力機大部分屬于國外原裝進口或者是合資企業(yè)進行裝配和制造，國內(nèi)自行設計的研發(fā)的種類和產(chǎn)品占有率不高[9]。同時，國內(nèi)針對曲柄壓力機的研發(fā)單位和生產(chǎn)加工企業(yè)也非常多，分布在全國各地區(qū)，但是這些單位和企業(yè)制造出來的壓力機一般種類單一，技術化程度不高，只能應用于中低端工業(yè)市場。針對目前這種情況，我國的曲柄壓力機相關單位和部門，必須大力發(fā)展曲柄壓力機的相關研發(fā)，結(jié)合國外先進曲柄壓力的優(yōu)點和發(fā)展趨勢，努力發(fā)展出具有世界先進水平的曲柄壓力機，在世界市場上才能具有更大的競爭力[10]。進入二十一世紀后，國內(nèi)的鍛壓相關產(chǎn)業(yè)經(jīng)過與國外發(fā)達國家進行技術合作和交流，采取了合資辦廠或是合作加工等相關方式，生產(chǎn)出一定數(shù)量和種類的曲柄壓力機，對國內(nèi)的沖壓設備及鍛壓設備的水平提高起到了很好的促進作用[11]。特別是近年來，國內(nèi)設計和研發(fā)的一些高端曲柄壓力機產(chǎn)品，其設備整體性能和技術指標可以接近國外先進技術水平，但是仍然存在一定程度的差距，這種差距主要表現(xiàn)在曲柄壓力機的精度方面、高速運行方面和其運行穩(wěn)定性方面[12]。所以，如何快速追趕和達到世界先進水平，目前仍然是國內(nèi)鍛壓行業(yè)的嚴峻挑戰(zhàn)。國內(nèi)的濟南第二機床廠，經(jīng)過一定年份的發(fā)展和積累，目前生產(chǎn)出的壓力機已經(jīng)走向世界，在歐美市場上也具有一定的競爭力。如下圖1.3所示，為國內(nèi)研發(fā)和生產(chǎn)出來的一款國產(chǎn)曲柄壓力機[13]。圖1.3國產(chǎn)曲柄壓力機1.4課題主要內(nèi)容和重難點1.4.1主要內(nèi)容通過查閱和了解曲柄壓力機相關的文獻和資料，本文是關于曲柄壓力機機械系統(tǒng)的設計，其主要內(nèi)容包括以下幾點：（1）對曲柄壓力機機械系統(tǒng)做好文獻調(diào)研；（2）對曲柄壓力機的主體機構(gòu)進行分析，按照給定參數(shù)及要求進行曲柄壓力機的總體結(jié)構(gòu)設計；（3）對曲柄壓力機的曲柄機構(gòu)進行分析，對傳動系統(tǒng)等主要零部件進行設計及校核，尤其是齒輪和帶傳動的分析和計算；（4）選擇材料和校核結(jié)構(gòu)的力學性能；（5）完成圖紙的繪制和設計說明書的寫作。1.4.2主重點內(nèi)容本文設計的重點內(nèi)容就是研究和確定曲柄壓力機的組成結(jié)構(gòu)，保證曲柄壓力機的實用性和合理性，并分析和計算傳動部分，確定傳動方案及計算傳動相關參數(shù)。1.4.3主難點內(nèi)容難點內(nèi)容主要是傳動方案的確定，特別是傳動方式的選取，還有曲軸、聯(lián)軸器的放置位置和參數(shù)的設計和計算，支撐零部件的設計。1.4.4主創(chuàng)新性本文具有兩個創(chuàng)新點，一個是整體外觀上的改進，對比已存在的產(chǎn)品進行了人機工程的優(yōu)化，節(jié)約了成本，穩(wěn)定性更高，實用性更強，提高了生產(chǎn)率，降低了工人的勞動強度。第二個創(chuàng)新點是設計中充分考慮了曲柄壓力機的震動因素，進行分析和設計，使其使用更高效。

2整體方案的設計2.1曲柄壓力機的主要結(jié)構(gòu)一般來說，曲柄壓力機主要包括執(zhí)行機構(gòu)、傳動機構(gòu)、動力系統(tǒng)、潤滑系統(tǒng)、操作機構(gòu)和保護裝置等機械結(jié)構(gòu)組成[14]。本課題設計的曲柄壓力機的主要結(jié)構(gòu)原理為，電動機輸出原動力，通過皮帶傳動將扭矩和轉(zhuǎn)速傳遞給大皮帶輪，然后通過齒輪傳動將扭矩和轉(zhuǎn)速傳遞給曲軸，連桿和曲軸通過一定方式連接，連桿的下端位置與滑塊鉸接，因此齒輪的轉(zhuǎn)速和扭矩變成了滑塊的上下往復運動。凸模安裝在滑塊上面，凹模則安裝在工作臺的上表面[15]。當代加工材料放置于凹模和凸模中間時，就能進行沖壓或者裁減的工藝，從而制成代加工工件。曲柄壓力機的整個工作周期來說，大部分時間做的沒有負載的空程運動，為了使電動機輸出的載荷均勻并且能夠有效地利用能量，本文設計的曲柄壓力機還配合有大飛輪的效果，大皮帶輪即起到了飛輪的效果，本文設計的曲柄壓力機還設計有過載保護的相關裝置，可以保證曲柄壓力機的運行安全性。2.2具體方案設計2.2.1方案一圖2.1方案一示意圖本文設計的方案一如上圖2.1所示，電動機提供原動力，然后通過帶傳動來輸出扭矩和轉(zhuǎn)速，在經(jīng)過齒輪傳動，把扭矩和轉(zhuǎn)速傳遞到曲軸上。連桿的上端部位與曲軸固定在一起，連桿的下部與滑塊固定在一起，因此曲軸的旋轉(zhuǎn)動作轉(zhuǎn)變?yōu)榱嘶瑝K的上下來回運動。凸的模具安裝在滑塊上面，凹模則安裝在工作臺的上表面，墊板則安裝在工作臺上。由于曲柄壓力機加工工藝的需求，滑塊運動是間歇性的，因此本方案還設計有離合器和制動器。2.2.2方案二方案二則由下圖2.2所示，同樣由電動機提供原動力，通過帶傳動和齒輪傳動，將轉(zhuǎn)速和扭矩傳遞到曲軸上，連桿與曲軸保持連接，連桿下端同樣與滑塊連接固定，因此曲軸的旋轉(zhuǎn)變成了連桿的往復運動。與方案一進行對比，方案二設計有兩個齒輪傳動，分別位于曲軸軸頸的兩端，并對稱分布。圖2.2方案二示意圖2.2.3選擇最終方案方案一中的曲軸既受到彎矩又受到扭矩的作用，而方案二的曲軸只受到扭矩作用，方案二受到彎矩的情況也是對于曲軸對稱分布，曲軸剛度較高，受到的外力比較穩(wěn)定。綜合以上因素，考慮到曲柄壓力機運行時的穩(wěn)定性和設備使用壽命，最終選取了方案二中兩組齒輪對稱分布的結(jié)構(gòu)。

3曲柄滑塊機構(gòu)的分析和設計3.1電動機的計算和選取對于曲柄壓力機這一類設備來說，其動力主要有三相異步電動機驅(qū)動、伺服電機的驅(qū)動形式和電主軸驅(qū)動形式等三種[16]。（1）三相異步電動機驅(qū)動曲柄壓力機如果選取三相異步電動機來驅(qū)動，主要包括三相異步電動機、帶傳動、齒輪傳動、變頻調(diào)速系統(tǒng)以及相關零部件所組成，電機的速度調(diào)節(jié)采取了變頻調(diào)速的形式，一般轉(zhuǎn)速低于一萬轉(zhuǎn)每分鐘，速度調(diào)節(jié)系統(tǒng)為開環(huán)調(diào)節(jié)，調(diào)節(jié)精度低于2%，調(diào)速范圍的值一般為一比十。一般情況下，電機調(diào)速時期轉(zhuǎn)矩處于大小不變的情況，曲柄壓力機在工作過程中需要一定的恒功率形式的調(diào)速，所以如果配置滿足曲柄壓力機功能的調(diào)速系統(tǒng)，還需要選用一些其他的方式，比如提高電機的相關功率，或者是對傳動系統(tǒng)相關零部件進行替換[17]。（2）電主軸直接驅(qū)動如果設計的機構(gòu)對轉(zhuǎn)速的要求很高，比如超過一萬轉(zhuǎn)每分鐘時，需要采取電主軸的結(jié)構(gòu)形式，電主軸傳動系統(tǒng)一般由電主軸、傳感器、潤滑系統(tǒng)、冷卻系統(tǒng)及調(diào)速變頻系統(tǒng)等組成，轉(zhuǎn)速一般超過一萬轉(zhuǎn)每分鐘，對于高轉(zhuǎn)速的穩(wěn)定性結(jié)構(gòu)來考慮，電主軸的傳動需要采取閉環(huán)的系統(tǒng)來進行調(diào)速，精度一般在百分之0.5左右，調(diào)速范圍也比較大，可以達到1比20的比例[18]。（3）伺服電機驅(qū)動如果曲柄壓力機需要很高的調(diào)速范圍時，此時需要采取伺服電機的形式進行驅(qū)動，伺服電機的驅(qū)動系統(tǒng)一般組成部分包括伺服電機、伺服驅(qū)動器以及編碼器等部分組成。其調(diào)速范圍比較廣，調(diào)速控制的精度比較高，可以高達0.05%，整個設備成本也比較高，最高轉(zhuǎn)速可以達到上萬轉(zhuǎn)每分鐘，這種傳動的結(jié)構(gòu)形式一般用于特殊的場合[19]。按照本文的設計要求，故電動機選取一般交流異步電動機即可，根據(jù)轉(zhuǎn)速的需求及性能特點選取Y系列電動機，它是一種全封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機，具有效率高、節(jié)能、堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩高、噪音低、振動小、運行安全可靠等特點[20]。本課題曲柄壓力機的設計中，選取了三相異步電動機的形式，型號為Y132S2-2。如下表3.1所示，為本文選取的電動機的相關參數(shù)。如下圖3.1所示，為該電機的外觀圖。表3.1Y80M1-2型電動機參數(shù)型號功率（KW）電流（A）轉(zhuǎn)速（r/min）效率（%）功率因素（cos?）振動速度（mm/s）重量（kg）Y132S-47.515290086.20.881.872圖3.1Y132S2-2型電機外形圖3.2帶傳動的設計計算3.2.1確定計算功率本文在設計帶傳動過程中主要分析和研究了曲柄壓力機載荷的性質(zhì)、每天的工作時間及原始動力等情況，在設計上需要功率Pca比需求傳遞的實際功率P要更大一些，如下式3.1所示Pca=KA·P其中KA為工作情況系數(shù)，P為所需的傳動功率[21]如下表3.2所示，為不同設備不同工況下的工作情況系數(shù)表。表3.2工作情況系數(shù)表工況軟啟動負載啟動每天工作小時數(shù)（h）<1010~16>16<1010~16>16載荷變動微小液體攪拌機，通風機，離心式水泵，壓縮機和輕型輸送機。1.01.21.3載荷變動小帶式輸送機（不均勻載荷），通風機（>7.5kw），旋轉(zhuǎn)式水泵和壓縮機，發(fā)電機，金屬切削機床和印刷機。載荷變動較大制磚機，斗式提升機，往復式水泵和壓縮機，起重機。載荷變動大破碎機（旋轉(zhuǎn)式，鄂式等），磨碎機。由于曲柄壓力機的載荷變動小，工作時間一般為10-16小時[22]，查表3-1確定工作情況系數(shù)KA=1.2P3.2.2選擇V帶類型本文大帶輪與電機軸配合，由電機參數(shù)可知小帶輪轉(zhuǎn)速為2900r/min，傳動比初定為3:4，因此大帶輪轉(zhuǎn)速為2175r/min。如下圖3.3所示，為普通V型帶選型圖，根據(jù)Pca、n1參照圖3-1可以確定選用Z型帶[23圖3.3普通V型帶選型圖3.2.3確定帶輪基準直徑并驗算帶速（1）初選大帶輪直徑d（2）驗算帶速如下式3.2所示V=dd2n260×1000V=（3）根據(jù)傳動比i=3/4，因此計算可知小帶輪基準直徑dd13.2.4確定V帶的中心距和基準長度初定中心距可以按照下式3.3所示：0.7dd1+dd2計算可得，初定中心距a0下式3.4為帶長計算公式：Ld0=2a0+2dd1+d計算可得：L=2×700+=2230.642查閱相關資料，本文選取V型帶的基準長度為Ld計算實際中心距如下所示：==715.32mm3.2.5驗算小帶輪包角帶傳動主動輪上的包角公式可用如下式3.5來計算：a1=180°-(dd2-dd1)57.3°在帶傳動的設計中，小帶輪包角的大小應該小于大帶輪包角的大小?2，對于摩擦力來說，小帶輪上的總摩擦力也是小于大帶輪受到的總摩擦力。所以，帶傳動的打滑只是發(fā)生在小帶輪身上，與此同時為了提高帶傳動的工作能力，小帶輪的角度應該大于九十度，小帶輪包角的大小需要大于120度，這是處于最佳狀態(tài)下的[24]a因此本文計算得到的小帶輪包角處于最佳狀態(tài)。3.2.6計算帶的根數(shù)（1）計算單根V帶的額定功率P如下表3.4所示，為單根普通V帶的基本額定功率對照表[25]。表3.4單根普通V帶的基本額定功率P0（KW）帶型帶輪基準直徑dd1mm帶輪轉(zhuǎn)速n1（r/min）400730800980120014602800Z型506371800.060.080.090.140.00080.230.270.3010.360.260.410.500.56A型75901001121250.270.390.470.560.670.420.630.770.931.110.450.680.831.001.190.520.790.971.181.400.600.931.141.391.660.681.071.321.621.931.001.642.052.512.98B型1251401601802000.841.051.321.591.851.341.692.162.613.051.441.822.322.813.301.672.132.723.303.861.932.473.173.854.502.202.833.644.415.152.963.854.895.766.43C型2002242502803154002.412.993.624.325.147.063.804.785.826.998.3411.524.028.9212.104.665.897.188.6510.2313.675.296.718.219.8111.5315.045.867.479.0610.7412.4815.515.016.086.566.134.16——由dd1=225mm和如下表3.5所示，為單根普通V帶的額定功率增量?P根據(jù)n1=2900r/min，i=1.33和表3.5單根普通V帶的額定功率增量?P0（KW帶型小帶輪轉(zhuǎn)速n1（r/min）傳動比i1.00~1.011.02~1.041.05~1.081.09~1.121.13~1.181.19~1.241.25~1.341.35~1.511.52~1.992.0Z型4007308009801200146028000.000.000.000.000.000.000.000.000.000.000.000.000.000.010.000.000.000.000.010.010.010.000.000.000.010.010.010.020.000.000.010.010.010.010.030.000.000.010.010.020.020.030.000.010.010.020.020.020.030.000.010.010.020.020.020.040.010.010.020.020.020.020.040.010.020.020.020.030.030.04A型4007308009801200146028000.000.000.000.000.000.000.000.010.010.010.010.020.020.040.010.020.020.030.030.040.080.020.030.030.040.050.060.110.020.040.040.050.070.080.150.030.050.050.060.080.090.190.030.060.060.030.040.070.080.060.040.080.050.300.050.050.170.34B型4007308009801200146028000.000.000.000.000.000.000.000.010.020.030.030.040.050.100.030.050.060.070.040.070.050.290.090.090.000.250.310.500.230.300.360.630.260.340.400.750.300.380.460.89如表3.6所示，為小帶輪包角修正因素Kα，此時選取Kα=0.9表3.6小帶輪包角修正因素Kα包角α（°）18017016015014013012011010090Kα1.000.980.950.920.890.860.820.780.740.69查閱相關資料，取帶長修正因素KL=綜上所述，計算可得：P==5.84kW（2）V帶根數(shù)計算可得：z=故選取Z=2根。3.2.7計算單根V帶初拉力最小值由Z型帶的單位長度質(zhì)量q==217.11N應使帶的實際初拉力3.2.8計算壓軸力壓軸力的最小值為（=2×2×217.11×=762.49N3.3齒輪傳動的設計和計算齒輪傳動的特點是可以傳遞較大的扭矩，同時，齒輪傳動具有結(jié)構(gòu)緊湊、可靠性能高、工作壽命長等優(yōu)點，因此齒輪傳動的類型在工業(yè)上的應用非常廣泛，但是，齒輪傳動還會受到比如齒面磨損、倒牙、齒面的麻點現(xiàn)象以及振動和噪音相關不利因素的影響[26]。參考以上相關因素，對于曲柄壓力機的齒輪傳動系統(tǒng)而言，主要需要以下兩個因素的影響。第一個因素就是需要曲柄壓力機具有足夠的承載能力和較長的壽命，曲柄壓力機的外觀尺寸不能過大，因此齒輪的分度圓直徑不能太大，又要保證齒輪傳動的強度和剛度，材料上也需要采取合適的材料。第二個因素需要保持齒輪傳動過程中的穩(wěn)定性，齒輪在旋轉(zhuǎn)和傳遞扭矩過程中不可避免存在一定程度的噪音和振動，需要這個不利因素的影響在一定范圍內(nèi)，不能對曲柄壓力機的正常工作造成影響，保證傳動的平穩(wěn)性[27]。除了以上幾個因素之外，齒輪在傳動的過程中對其精度還有一定的要求，具體表現(xiàn)為以下幾點：（1）對動靜度的要求；（2）對齒輪傳遞過程中平穩(wěn)性精度的要求；（3）齒輪相關接觸精度方面的要求；（4）齒側(cè)間隙性的精度要求[28]。3.3.1確定齒輪精度等級及材料本文設計的齒輪傳動的材料選擇為小齒輪材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理，其硬度為280HBS，大齒輪的材料為45號鋼，也采取了調(diào)質(zhì)處理，硬度為240HBS。查閱相關文獻可知，曲柄壓力機為通用型的機械設備，因此本文設計的齒輪傳動機構(gòu)選取了7級精度。同時，選取齒輪傳動的齒數(shù)分別為，小齒輪齒數(shù)為Z1=18，大齒輪齒數(shù)為Z2=uZ1=4.78×3.3.2齒面接觸強度設計查閱相關參考文獻，可以按照下式3.6進行，如下所示：d1t≥2.233kt確定上式3.5內(nèi)的各計算數(shù)值為，初步選取Kt=1.3；小帶輪所傳遞的扭矩大小為T1=7.5×105N.m；查閱相關參考文獻，可知齒寬系數(shù)為Φd=1；由參考文獻查得材料的彈性影響系數(shù)為ZE=189.8MPa1/2；由參考文獻按齒面硬如下，小齒輪的接觸疲勞極限為σHlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞極限為σHlim2=550MPa[30]。查閱相關參考文獻，計算兩個齒輪的應力循環(huán)次數(shù)如下所示：NN查閱相關文獻可知，接觸疲勞壽命系數(shù)為kHN1=0.92，kHN2=0.97；計算接觸許用應力，則取安全系數(shù)S=1[31]。因此，根據(jù)相關公式計算可得：σσσ本文設計的曲柄壓力機齒輪傳動的相關參數(shù)計算過程如下所示：（1）計算小齒輪分度圓直徑d1t:d（2）計算圓周速度:v=（3）計算齒寬b及模數(shù)mn:b=mhbh（4）計算載荷系數(shù)k：已知使用系數(shù)為KA=1，又根據(jù)ν=2.67m/s和7級精度，根據(jù)參考文獻查得動載系數(shù)為Kv=1.1。因此，由參考文獻查得KHβ的計算公式為:kk由參考文獻可知KFβ=1.3；同時由參考文獻查得可知KHα=KFα=1.2[32]。故載荷系數(shù)計算如下：k（5）根據(jù)齒輪傳動的實際的載荷系數(shù)來校正和計算，所得分度圓直徑由參考文獻如下所示：d（6）計算模數(shù)m如下m=綜上所述，查參考文獻取標準模數(shù)為m=14mm。3.3.3按齒根彎曲疲勞強度校核查閱相關資料可知，本課題設計的曲柄壓力機齒輪傳動按照齒根彎曲疲勞強度校核計算如下式3.7所示：σF=kFt確定公式內(nèi)各參數(shù)的計算數(shù)值如下所示：Fb=k=查閱相關參考文獻，可知查得小齒輪彎曲疲勞強度極限為σFE1=500MPa，σFE2=380MPa；由相關參考文獻查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為kFN1=0.85，kFN2=0.88；此時的許用彎曲應力取S=1.4。因此計算可知：σσ查閱相關資料，取齒形系數(shù)可知YFa1=2.91，YFa2=2.18；Ysa1=1.53，Ysa2=1.79。因此計算可得：YY互相比較對比可知σF代入數(shù)值，計算可得：σ因此本文設計的齒輪傳動系統(tǒng)的彎曲強度符合設計要求。3.3.4幾何尺寸計算計算齒輪傳動中心矩如下所示：a則查閱相關標準規(guī)格，圓整后取中心距為a=730mm。計算大小齒輪分度圓直徑如下所示：dd計算齒輪寬度如下所示：b根據(jù)傳動特點，圓整后分別取B2=252mm驗算相關參數(shù)，如下所示：FkA因此，本文選用的齒輪傳動相關幾何尺寸，滿足設計要求。

4曲柄滑塊機構(gòu)的分析和設計4.1曲柄滑塊機構(gòu)運動分析如下圖4.1所示，為本文設計的曲柄壓力機中曲柄滑塊機構(gòu)的相關運動簡圖。在正向與該運動簡圖中，其中可以看出，OA為曲柄機構(gòu)，O點為曲柄機構(gòu)的旋轉(zhuǎn)中心點，AB為連桿機構(gòu)，A點為曲柄機構(gòu)和連桿機構(gòu)連接的固定點，B點為連桿機構(gòu)和滑塊機構(gòu)連接的固定點，曲柄機構(gòu)的長度為R，R也是本文設計的曲柄壓力機的曲柄半徑，而連桿機構(gòu)的長度為L，因此可以計算出連桿系數(shù)λ=R/L，由于本文設計的曲柄壓力機屬于一般通用性質(zhì)的壓力機，因此λ取值一般為0.1～0.2[33][34]。圖4.1曲柄滑塊機構(gòu)的運動簡圖4.1.1滑塊的位移和曲柄轉(zhuǎn)角之間的關系當本文設計的曲柄滑塊機構(gòu)在轉(zhuǎn)動過程中，從上面位置的止回點轉(zhuǎn)動到下面位置的止回點的過程中，如上圖2.1所示，滑塊會從B0'點運動下降到位置B0點，則全部行程計算為S=2R。如果假設曲柄旋轉(zhuǎn)到下面的死點位置時曲柄的轉(zhuǎn)角α為0°，則曲柄沿著逆時針運動到上面的死點位置時曲柄的轉(zhuǎn)角α為180°，此時連桿的中心線和滑塊沿著運方向上會形成一定的夾角，假設這個夾角大小為β。則該曲柄滑塊機構(gòu)的滑塊的位移S與曲柄的轉(zhuǎn)角S=(R+L)-(Rcosα+L而由相關幾何關系可知sinβ=Rsinα/L，R/L=λ，而又可知Ffs=fsFgS=R[(1+cosα)+1/λ(1-1由于λ為連桿系數(shù)，由上文可知，由于本文設計的曲柄壓力機屬于一般通用性質(zhì)的壓力機，因此λ的取值一般為0.1～0.2。根據(jù)這些情況，重新整理后可以得出如下式4.3所示的關系：S=R[(1-cosα)+λ/4(1-其中S以上面的死點位置算起，為滑塊行程；α為從下面死點算起的曲柄轉(zhuǎn)角，這個角度當與曲柄的旋轉(zhuǎn)方向為相反關系時，其值為正；R為曲柄的半徑大??；L為連桿機構(gòu)的長度大小；λ為連桿相關系數(shù)[36]。因此根據(jù)上面可知，當本文得知曲柄的半徑R的大小和連桿系數(shù)λ的大小時，就可以能夠從上面相關公式，而計算得到互相對應的不同角度α情況下的S值，根據(jù)余弦定理可以得到如下式4.4所示：F0=Fηm4.1.2滑塊的速度和曲柄轉(zhuǎn)角之間的關系根據(jù)機構(gòu)相關幾何關系，本文在得到滑塊的位移大小和曲柄的轉(zhuǎn)角大小之間的對應關系后，可以通過把位移S的大小對時間t來進行求導運算，這樣就能夠得到曲柄滑塊機構(gòu)中滑塊機構(gòu)的速度大小為v。這個求導過程計算如下所示：v=由一定關系可知F=Ft+其中v為滑塊機構(gòu)的速度大?。籉=Ffd-Fm可以用來計算曲柄的角速度大小，又因為存在ω=2πn/60，所以曲柄滑塊機構(gòu)中滑塊運動的速度大小v和曲柄滑塊機構(gòu)中曲柄的轉(zhuǎn)角v=2πn60R(sinα+上式中n為曲柄每分鐘轉(zhuǎn)動的圈數(shù)，同時，本文從上式可以得到，滑塊的運動速度大小隨著轉(zhuǎn)動角度大小的變化而在不斷變化，當轉(zhuǎn)角α=0時，滑塊運動的速度v=0。當曲柄滑塊機構(gòu)中曲柄的轉(zhuǎn)角α在變大時，滑塊的運動速度大小v也在不斷變化，但是在α=75°~90°的情況下時，速度v的大小數(shù)值處于最大的情況下。所以根據(jù)以上相關情況，通常取得曲柄的轉(zhuǎn)角大小在α=90°情況下時，v2πn60sinαλ24.2曲柄滑塊機構(gòu)的受力分析4.2.1忽略摩擦情形下滑塊機構(gòu)的力學分析圖4.2忽略摩擦和零件自身重量時曲柄滑塊機構(gòu)的受力圖如上圖4.2所示，為本文設計的連桿機構(gòu)與導軌相關機構(gòu)的受力情況，本文忽視了摩擦力的影響，同時也不計滑塊等相關零部件自身的重力因素[37]?？紤]機構(gòu)在B點時的平衡關系，如下所示：P由上面推導可知，sinβ=λsinα，若λ=0.3，當α=0°時，β=0°。當α=90°，β=17.5°PAB≈PQ≈Pλsinα上式中PAB為連桿作用力大小；Q為導軌作用力大??；P為工件變形力大??；λ為連桿系數(shù)大小；α為曲柄轉(zhuǎn)角大小曲軸所受到的扭矩大小可以計算得到，其理想扭矩如下式所示：M而可以得知OD=Rsin(OD=R(又因為存在關系PAB≈PMl=PR(sinα+式中R為曲柄半徑大小；λ為連桿系數(shù)大??；α為曲柄轉(zhuǎn)角大小。由上文可知，如果曲柄的轉(zhuǎn)角大小等于公稱的壓力角的大小時，即存在關系α=αg時，可以得到如下式4.10所示Mgl=PR(sinαg+λ4.2.2考慮摩擦情形下滑塊機構(gòu)的力學分析經(jīng)過分析曲柄壓力機在工作過程中，關于摩擦力的情況主要發(fā)生在四個位置，如下分別進行分析[38]：（1）滑塊的導軌面之間的摩擦因素，其摩擦力的大小如下式4.11所示：Pμ=μQ（4.1該阻力由于可以經(jīng)過連桿機構(gòu)而傳遞到曲軸上，因此曲軸傳遞所需要的扭矩會得到一定程度的增大。（2）曲軸支承頸qP與軸承之間的摩擦力。當曲軸旋轉(zhuǎn)時,軸承對軸頸的摩擦力分布在軸頸的工作面上,這些摩擦力對軸頸中心O形成與軸頸旋轉(zhuǎn)方向相反的阻力矩。對支撐1、2M兩個支撐的總阻力矩計算可知，如下式4.12所示：Mμ0=Mμ0'由于小齒輪的作用力KL比PAB小專門多，因此兩個支反力的和經(jīng)過4R1+R2≈因此上式整理可以得到如下式4.14所示：Mμ0=μPd02（3）曲柄頸dA與連桿大端軸承之間的摩擦,它與上一種摩擦一樣,也會形成阻力矩,且可按下式4.15運算MμA=μPABd（4）連桿銷dB與連桿小端軸承之間的摩擦力的作用，也會形成相關的阻力矩，如下式4.16MμB=μPABd上述三個阻力矩Mμ0、MμA和依照功率平穩(wěn)原理，曲軸所需要增加的扭矩Mμ在單位時刻內(nèi)所做的功，等于克服各處摩擦所消耗的功率。如下式4.17Mμω=Pμv+式中v為滑塊移動速度大??；ω為曲柄對應的轉(zhuǎn)動角速度的大小；ωAB和ωBA分別為連桿的擺動角速度依照相關運動學的基本原理，連桿AB的運動形式為平面運動，ωAB或ωBA可從下述關系中求出，如下式4ωAB=ωBA=其中vBA為連桿B點的相對速度vBA=本文此處取值cosβ=1，則可以得知ωAB≈λωM（4.19）考慮摩擦后曲軸所需傳遞的扭矩，如下式4.20所示：M=PRsinα+λ2式中R為曲柄半徑大?。沪翞榍霓D(zhuǎn)角大?。籔1為曲軸支承頸的直徑大?。籔1為曲軸頸的直徑大?。籨B為連桿銷的直徑大?。籔為坯料用來抵抗變形的反作用力大小[為了本文計算的簡便，上式4.15可以通過一定的整理得到如下式4.21所示：Mq=Pmqmq=R(sinα+λ2其中mq可以被當α=αg時，曲軸上的扭矩及稱為公稱扭矩，即Mg=Mgl+Mμ如果相應的當量力臂可以被稱為公稱當量力臂，可知如下式4.24的對應關系：m=R(sinαg+λ2sin2

5曲柄壓力機的三維模型5.1基座的設計如下圖5.1所示，為本文設計的曲柄壓力機基座的三維模型，基座是本文曲柄壓力機的主體結(jié)構(gòu)，一方面固定在地面上，另一方面安裝電機、齒輪軸、帶輪軸、工作臺以及滑塊，基座對其強度和剛度的要求較高。圖5.1基座的三維模型5.2工作臺的設計如下圖5.2所示，為本文設計的曲柄壓力機工作臺的三維模型，工作臺通過螺紋連接固定在基座上，上表面固定待加工件，作為加工時的承載面。圖5.2工作臺的三維模型5.3大齒輪的設計圖5.3大齒輪的三維模型如上圖5.3所示，為本文設計的曲柄壓力機大齒輪的三維模型，大齒輪和小齒輪嚙合，用來傳遞電機的轉(zhuǎn)速和扭矩，大齒輪通過鍵傳動與軸連接。5.4大帶輪的設計如下圖5.4所示，為本文設計的曲柄壓力機大帶輪的三維模型，大帶輪和小帶輪通過皮帶傳動，用來傳遞電機的轉(zhuǎn)速和扭矩，大帶輪通過鍵傳動與帶輪軸連接。圖5.4大帶輪的三維模型5.5連桿的設計圖5.5連桿的三維模型如上圖5.5所示，為本文設計的曲柄壓力機連桿機構(gòu)的三維模型，連桿的一端固定在曲軸上，另一端與滑塊連接，從而帶動滑塊上下往復運動。5.6曲軸的設計如下圖5.6所示，為本文設計的曲柄壓力機曲軸的三維模型，曲軸的兩端分別固定有大齒輪，形成對稱分布。曲軸通過軸承固定在基座上，同時曲軸上安裝有連桿機構(gòu)和離合器。圖5.6曲軸的三維模型5.7耐磨塊的設計圖5.7耐磨塊的三維模型如上圖5.7所示，為本文設計的曲柄壓力機耐磨塊的三維模型，耐磨塊通過螺紋連接安裝在基座上，滑塊沿著耐磨塊上下滑動，耐磨塊可以方便地維修和更換，從而減少設備維護成本。

6總結(jié)與展望6.1總結(jié)曲柄壓力機屬于一種應用最普遍的冷沖壓型的相關設備，通過曲柄壓力機結(jié)構(gòu)中曲柄滑塊的傳動特點，可以把電機的旋轉(zhuǎn)運動形式，轉(zhuǎn)化為曲柄滑塊機構(gòu)中滑塊的往復運動形式，從而對待加工的坯料進行一定的鍛壓。曲柄壓力機工作過程運動平穩(wěn)，可靠度高，是板料沖壓行業(yè)中的核心生產(chǎn)設備之一，可以廣泛應用于切邊、彎曲、成型、拉深或沖孔等工藝過程，適用于國防、電器、汽車、航天、石油設備或者醫(yī)療設備等相關工業(yè)領域。目前近些年來，曲柄壓力機正朝著智能化、高速度和高精度的方向不斷突破和發(fā)展，曲柄壓力機的安全性和數(shù)控化也受到越來越多的重視，因此，國內(nèi)需要大力研究和發(fā)展曲柄壓力機，提高自動化水平，改善工業(yè)加工條件，減小與國外發(fā)達國家工業(yè)上的差距，特別是具有國際先進水平的計算機軟件控制形式的曲柄壓力機的研發(fā)和制造，具有更大的社會價值。本課題在前期充分調(diào)研的基礎上，主要針對曲柄壓力機的主要結(jié)構(gòu)進行分析和研究，對各組成結(jié)構(gòu)的相關參數(shù)和尺寸進行了理論的計算，使用計算機三維軟件對曲柄壓力機的各個零件和整體進行了三維建模，最終設計了一款結(jié)構(gòu)緊湊、穩(wěn)定性高、性能優(yōu)越、安全性能好，運行速度塊的曲柄壓力機，對曲柄壓力機的研發(fā)和優(yōu)化具有非常重要的指導作用和現(xiàn)實意義，具有較高的經(jīng)濟價值和工業(yè)領域的實用性。本文設計的曲柄壓力機主要有以下幾項工作內(nèi)容：（1）對本課題的研究背景和相關研究意義進行了論述，還包括了國內(nèi)外關于曲柄壓力機的工作原理、研究現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢，還針對本課題的主要內(nèi)容、重點難點和創(chuàng)新性的相關內(nèi)容進行了分析和研究。（2）對本課題的曲柄壓力機進行了總體方案的設計和分析，包括曲柄壓力機的主要結(jié)構(gòu)和具體方案的設計的選取，本課題設計了兩種方案的具體結(jié)構(gòu)，并最終確定了方案二的結(jié)構(gòu)形式。（3）對本課題曲柄壓力機的曲柄滑塊機構(gòu)進行了分析和設計，主要包括電動機的計算和選取、帶傳動的設計計算以及齒輪傳動的設計和計算，其中帶傳動的設計計算包括功率、帶傳動類型、帶傳動速度及中心距相關的計算，齒輪傳動的設計計算包括齒輪精度等級及材料的選取，還包括齒輪傳動幾何尺寸的計算和齒輪傳動相關強度校核。（4）對曲柄壓力機的曲柄滑塊機構(gòu)進行了分析設計，包括曲柄滑塊機構(gòu)的運動分析和曲柄滑塊機構(gòu)的受力分析，其中包括滑塊的位移和曲柄轉(zhuǎn)角之間的關系、滑塊的速度和曲柄轉(zhuǎn)角之間的關系、忽略摩擦情形下滑塊機構(gòu)的力學分析和考慮摩擦情形下滑塊機構(gòu)的力學分析等主要內(nèi)容。6.2展望本文針對曲柄壓力機的主要結(jié)構(gòu)、運行穩(wěn)定性和可靠度等因素，在大量文獻調(diào)研的基礎上，最終完成了全部的結(jié)構(gòu)設計，主要包括機械結(jié)構(gòu)部分的設計，具有結(jié)構(gòu)簡單、運行穩(wěn)定可靠、經(jīng)濟效益高、維護和保養(yǎng)快捷等特點，但是受到研究時間及空間的限制，本文仍存在一定的短板，體現(xiàn)在以下兩點：（1）本文設計的曲柄壓力機偏向于整體機械結(jié)構(gòu)的設計，對控制系統(tǒng)的研究沒有特別深入，還需要完善控制部分，特別是各種實際運行過程和相關工藝過程的精確控制。（2）本文繪制了曲柄壓力機的計算機模型，后續(xù)需要加工、裝配和測試，并進行現(xiàn)場工藝測量，后續(xù)需要進行一定的分析、研究和改進。

致謝通過對曲柄壓力機機械系統(tǒng)的相關設計,我了解到了曲柄壓力機的工作原理,并且總體設計了曲柄壓力機，對壓力加工技術中的方法和步驟有了一定的認知。我經(jīng)過本次實習，使所學的知識得到了鞏固，同時加強了我們運用專業(yè)知識的能力，以及對設備的整體設計思想更進一步的認識。本次畢業(yè)設計在完成期間，我遇到了很多的困難，在指導老師和同學的幫助下，最終克服每一個困難,完成了本次完整的畢業(yè)設計。在論文的完成過程中，我有很多感受和體會。第一個感受是把大學所學的知識梳理和復習了一遍，有了更多的感受和理解。其次是學會了查閱文獻資料，掌握了解決問題的思路和方法。第三個是在畢業(yè)論文完成過程中，跟老師和同學們有了很多溝通和交流,讓我知道了團隊精神的重要性，要想完成一件事情離不開團隊協(xié)作的精神，大家互相鼓勵互相幫助。時光飛逝，在學校已經(jīng)度過幾年時光，在即將畢業(yè)的時候，心里五味雜陳。在本次總體方案的設計、論文編撰等我有很多體會，首先，我想感謝我的指導老師，您的無私幫助和關心，您不斷地鼓勵我并讓我堅持下去，最終成功完成論文，再次向您表示衷心的感謝。其次，感謝自己父母，你們的無私付出讓我懂得了感恩和溫暖，能夠讓我全身心投入到學習中。還要感謝同學們，在這幾年相處時間內(nèi)對我的無私關心和關懷，陪伴我度過了人生中最重要也是最美好的幾年時光。

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