【正文】 式（） 式（）及對式（）再次求導(dǎo)得到： 式（）經(jīng)過上述計算，建立了機構(gòu)中各參數(shù)間的基本關(guān)系式和運動學(xué)分析所用的基礎(chǔ)物理量的表達式。由以上計算做基礎(chǔ)，便可以推導(dǎo)出“連桿曲線”型六連桿機構(gòu)滑塊的位移、速度和加速度方程。 （1）滑塊位移的方程在下死點位置時，R、共線，此時滑塊處于最遠的極限位置。取滑塊的下死點作為滑塊位移S的計算起點，：：滑塊的位移方程： 式（） （2）滑塊的速度方程由于速度是位移對時間的一階導(dǎo)數(shù)，故將滑塊位移方程式（）對時問求導(dǎo)，可得到速度v的方程： 式（） （3）滑塊的加速度方程同樣，對滑塊速度方程式（）對時間求導(dǎo)，并結(jié)合求得的基本參數(shù)和物理量的關(guān)系式，可得滑塊加速度方程： 式（）本文設(shè)計的六連桿機構(gòu)的初始值R=90mm，L2=400mm，L4=500mm，L5=360mm，xo=700mm，yo=150mm當時， 由式（）可求得由，得位移：速度：將以上所計算的數(shù)據(jù)代入式（）得：，以同樣的方法計算時的位移，速度， 位移，速度，加速度計算結(jié)果 曲柄轉(zhuǎn)角α(186。)位移（mm） 速度（mm/s） 加速度（mm/s）000306090//12015018021022524085,30270//30033036000，速度，加速度的曲線，。 滑塊的位移曲線 滑塊的速度曲線 滑塊的加速度曲線 本章小結(jié)對壓力機六連桿機構(gòu)進行了運動分析，建立了六連桿機的運動學(xué)模型、獨立與非獨立參數(shù)間的關(guān)系，建立了通用的數(shù)學(xué)表達式，并在此基礎(chǔ)上，求出了機構(gòu)滑塊位移、速度、加速度的數(shù)學(xué)表達式，根據(jù)表達式使用matlab軟件進行計算，并作出滑塊位移、速度、加速度的曲線圖。4 傳動系統(tǒng)的設(shè)計計算 ，采用三級上傳動，單邊驅(qū)動，主軸的安放位置垂直于壓力機正面，所有傳動齒輪都置于機身內(nèi)部，離合器制動器置于飛輪軸上，這是閉式單點壓力機的一種常用傳動結(jié)構(gòu)，這樣整個壓力機結(jié)構(gòu)緊湊、維修方便、性能良好、外形美觀。 現(xiàn)有的通用壓力機采用上傳動較多，下傳動較少。采用上傳動的壓力機重量較輕、成本較低、安裝維修方便、地基較為簡單。采用下傳動的壓力機平面尺寸較大，而高度和上傳動差不多，壓力機總重量比上傳動大10~20%，傳動系統(tǒng)置于地坑之中，不便于維修，且地坑深、基礎(chǔ)龐大，造價較高。通常在舊車間內(nèi)添置大型壓力機時，由于車間高度受到限制，采用下傳動的優(yōu)點才比較明顯。故本機采用上傳動。 壓力機傳動系統(tǒng)的安放型式有垂直于壓力機正面的，也有平行于壓力機正面的。舊式通用壓力機多采用平行于壓力機正面的安放形式。這種布置，曲軸和傳動軸均比較長，受力點與支承軸承的距離比較大，受力條件惡化。壓力機平面尺寸較大，外形不夠美觀。近代中大型通用壓力機愈來愈多地采用垂直于壓力機正面安放的形式(特別是廣泛采用偏心齒輪結(jié)溝之后)。故本機采用垂直于壓力機正面安放的形式。 齒輪可以放在機身之外，也可以放在機身之內(nèi)。前一種形式的齒輪工作條件差，機器外形不美觀，但安裝維修方便；后一種形式的齒輪工作條件較好，機器外形美觀，還可以將齒輪浸入油池中，這樣大大降低了齒輪的傳動噪音。所以本機的所有齒輪都置于壓力機機身的內(nèi)部。 由于雙邊傳動加工裝配比較困難，所以將齒輪傳動設(shè)計為單邊傳動[12]。 壓力機的傳動系統(tǒng)圖 傳動級數(shù)和各級速比分配 壓力機的傳動級數(shù)與電動機的轉(zhuǎn)速和滑塊每分鐘的行程次數(shù)有關(guān)。行程次數(shù)低，總速比大，傳動級數(shù)就應(yīng)增多，否則每級的速比過大，結(jié)構(gòu)不緊湊；行程次數(shù)高，總速比小，傳動級數(shù)可少些?，F(xiàn)有壓力機傳動系統(tǒng)的級數(shù)一般不超過四級。行程次數(shù)在70次/min以上的用單級傳動，70～30次/min的用兩級傳功，30～10次/min的用三級傳動，10次/min以下的用四級傳動。采用低速電動機可以減少總速比和傳動級數(shù)，但這類電動機的外形尺小較大，成本較高(與同功率的高速電動機比鉸)，因此不一定適合。通常兩級和兩級以上的傳動系統(tǒng)采用同步轉(zhuǎn)速為1500或l000r/min的電動機，單級傳動系統(tǒng)一般采用1000r/min的電動機，行程次數(shù)小于80次/min的單級傳動才采用750r/min的電動機。各傳動級的速比分配要恰當。通常三角皮帶傳動的速比不超過6～8，齒輪傳動不超過7～9。速比分配時，要保證飛輪有適當?shù)霓D(zhuǎn)速，也要注意布置得盡可能緊湊、美觀和長、寬、高尺寸比例恰當。通用壓力機的飛輪轉(zhuǎn)速常取300～400r／min左右。因為轉(zhuǎn)速太低，會使飛輪作用大大削弱；轉(zhuǎn)速太高，會使飛輪軸上的離合器發(fā)熱嚴重，造成離合器和軸承的損壞[12]。 因此本文設(shè)計的壓力機采用三級傳動，電動機的滿載轉(zhuǎn)速1460r/min，滑塊每分鐘行程次數(shù)20次/min。故總傳動比：： 壓力機的各級傳動比 傳動級數(shù)速比模數(shù)小齒輪齒數(shù)/小帶輪直徑大齒輪齒數(shù)/大帶輪直徑第一級（皮帶傳動）125450第二級（齒輪傳動）5140570第三級（齒輪傳動）58168840 電動機的選擇和飛輪的設(shè)計計算 電動機的選擇和飛輪的設(shè)計計算 （1）壓力機功的組成及總功計算 壓力機公稱壓力Pg＝1600kN，滑塊行程長度S＝250mm，公稱壓力角，行程次數(shù)n＝20次/min，計算壓力機功的組成及選擇電動機。 ①工件變形功 式（） ②拉伸墊工作功 式（） ③工作行程摩擦功 式（） 摩擦當量力臂 公稱壓力 ④彈性變形功 式（） 壓力機垂直剛度 ⑤滑塊空程功 ⑥飛輪空轉(zhuǎn)功 式（） 壓力機飛輪空轉(zhuǎn)所需的功率查表得 行程利用率 壓力機單次行程的周期 曲柄回轉(zhuǎn)一周所需的時間 ⑦離合器接合功 ⑧總功 式（） 解得 (2)電動機型號的選擇 電動機的平均功率 式（） 電動機的實際功率 式（）因此選用的電動機的同步轉(zhuǎn)速為1500r/min，額定功率P=11KW，型號為Y160M4，滿載轉(zhuǎn)速為1460r/min。 沖壓工件時，主要靠飛輪釋放能量，忽略電動機在這時輸出的能量得： 式（）式中：為工作行程時壓力機所消耗的能量 為飛輪轉(zhuǎn)動慣量 、為沖壓工作開始前和結(jié)束后飛輪的角速度故可得 式（）式中：為飛輪平均角速度 為不均勻系數(shù)，數(shù)值越大，表示飛輪角速度的波動越大 由于電動機到飛輪一般為三角皮帶傳動，皮帶傳動是有滑動，相當于加大了電動機的滑差率，故不均勻系數(shù)為。式中：為電動機額定滑差率 為在額定轉(zhuǎn)矩下皮帶滑動時當量滑差率 為修正系數(shù)，與k有關(guān) 為電動機實際選用功率與平均功率比值選擇的電動機同步轉(zhuǎn)速為1500r/min，額定功率P=11KW，型號為Y160M4，滿載轉(zhuǎn)速為1460r/min。則電動機的額定滑差率 式（）考慮該壓力機需進行的工藝，需要較大的工作能量，故在轉(zhuǎn)子中串入電阻使。系數(shù)，修正系數(shù)，故 式（）電動機在額定轉(zhuǎn)速下飛輪的角速度：rad/s 式（）最大盈虧功： 式（）故飛輪的轉(zhuǎn)動慣量： 式（） V帶輪的設(shè)計 電動機轉(zhuǎn)速，功率，傳動比。 （1）確定計算功率 由表[14]87查得工作情況系數(shù)。故 式（） （2）選擇V帶的帶型根據(jù)，由圖[14]811可選用B型。 （3）確定帶輪的基準直徑并驗算帶速初選小帶輪的基準直徑，由表[14]86和表[14]88取小帶輪基準直徑=125mm。驗算帶速： 式（）因5m/s30m/s，故帶速合適。計算大帶輪（飛輪）的直徑： 式（） （4）確定V帶的中心距和基準長度根據(jù)式[14]820得故初定中心距?；鶞书L度：由表[14]82選帶的基準長度實際中心距： 式（） （5）驗算小帶輪的包角 式（） （6）計算帶的根數(shù)計算單根V帶的額定功率： 由和，查表[14]84a的。根據(jù)，B型帶，查表[14]84b得。查表[14]85得，查表[14]82得。則 式（）計算V帶的根數(shù)： 式（）選取根數(shù)為6根 （7）計算單根V帶的初拉力的最小值由表[14]83得B型帶單位長度質(zhì)量。 式（）應(yīng)使帶的實際初拉力。 （8）計算壓軸力壓軸力的最小值 式（）（9） V帶輪的設(shè)計結(jié)果槽型B型帶長根數(shù)6根中心距小帶輪直徑大帶輪直徑帶輪的結(jié)構(gòu)形式小帶輪采用實心式，大帶輪采用輪輻式 傳動零件的設(shè)計計算 低速級齒輪的設(shè)計低速級齒輪由小齒輪和偏心齒輪組成，其傳動比為5，閉式傳動，輸入功率，小齒輪轉(zhuǎn)速。 （1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) ①選用直齒圓柱齒輪。 ②壓力機為一般的工作機器速度不高，故選用7級精度。 ③材料選擇：小齒輪材料為（調(diào)質(zhì))，硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì))，硬度240HBS。 ④選取小齒輪的齒數(shù)，大齒輪的齒數(shù)。 （2）按齒面接觸強度設(shè)計按齒面接觸強度設(shè)計計算公式： 式（） ①確定公式內(nèi)各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)計算小齒輪的傳遞的轉(zhuǎn)矩： 式（）由表[14]107選取齒寬系數(shù)由表[14]106查的材料的彈性影響系數(shù)由圖[14]1021d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限。由式[14]1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 式（）由圖[14]1019取接觸疲勞壽命系數(shù)，計算接觸疲勞許用應(yīng)力：取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式[14]1012得： ②計算 計算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值： 計算圓周速度： 式（）計算齒寬： 式（）計算齒寬與齒高之比： 模數(shù)： 式（） 齒高： 式（）齒寬與齒高之比： 式（）計算載荷系數(shù)：根據(jù)，7級精度，由圖[14]108查的動載系數(shù)；直齒輪；由表[14]102查的使用系數(shù)；由表[14]104用插值法查的7級精度時；由，查圖[14]1013得。故 式（）按實際的載荷系數(shù)校正算得分度圓直徑： 式（）計算模數(shù)： 式（）（3）按齒根彎曲強度設(shè)計 按齒根彎曲強度設(shè)計計算公式： 式（） ①確定公式內(nèi)計算數(shù)值由圖[14]1020c查的小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限由圖[14]1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)，計算彎曲疲勞許用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù)S=計算載荷系數(shù)： 式（）由表[14]105查得齒形系數(shù) 由表[14]105查得應(yīng)力校正系數(shù) 計算大小齒輪的并加以比較：通過結(jié)果比較可知大齒輪的數(shù)值大 ②設(shè)計計算 式（）圓整模數(shù)小齒輪的齒數(shù)大齒輪的齒數(shù)。 低速級齒輪的計算結(jié)果 名稱符號小齒輪 大齒輪 模數(shù) 8 齒數(shù) 21 105分度圓直徑168840 中心距 504 壓力角 齒頂