【正文】 式（）圓整模數(shù)小齒輪的齒數(shù)：由于可能會(huì)發(fā)生干涉，故選取的齒數(shù)大一些，選取小齒輪齒數(shù)為28。（2）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算公式： 式（） ①確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值試選載荷系數(shù)計(jì)算小齒輪的傳遞的轉(zhuǎn)矩： 式（） 由表107選取齒寬系數(shù)由表106查的材料的彈性影響系數(shù)由1021d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。 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。（1）選定齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) ①選用直齒圓柱齒輪。故 式（）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正算得分度圓直徑： 式（）計(jì)算模數(shù)： 式（）（3）按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算公式： 式（） ①確定公式內(nèi)計(jì)算數(shù)值由圖[14]1020c查的小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限由圖[14]1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)，計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù)S=計(jì)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(jì)算大小齒輪的并加以比較：通過(guò)結(jié)果比較可知大齒輪的數(shù)值大 ②設(shè)計(jì)計(jì)算 式（）圓整模數(shù)小齒輪的齒數(shù)大齒輪的齒數(shù)。 （2）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算公式： 式（） ①確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值試選載荷系數(shù)計(jì)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(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。 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。 （1）選定齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) ①選用直齒圓柱齒輪。 式（）應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力。查表[14]85得，查表[14]82得。基準(zhǔn)長(zhǎng)度：由表[14]82選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度實(shí)際中心距： 式（） （5）驗(yàn)算小帶輪的包角 式（） （6）計(jì)算帶的根數(shù)計(jì)算單根V帶的額定功率： 由和，查表[14]84a的。驗(yàn)算帶速： 式（）因5m/s30m/s，故帶速合適。故 式（） （2）選擇V帶的帶型根據(jù)，由圖[14]811可選用B型。系數(shù)，修正系數(shù)，故 式（）電動(dòng)機(jī)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(dòng)慣量： 式（） V帶輪的設(shè)計(jì) 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，功率，傳動(dòng)比。式中：為電動(dòng)機(jī)額定滑差率 為在額定轉(zhuǎn)矩下皮帶滑動(dòng)時(shí)當(dāng)量滑差率 為修正系數(shù)，與k有關(guān) 為電動(dòng)機(jī)實(shí)際選用功率與平均功率比值選擇的電動(dòng)機(jī)同步轉(zhuǎn)速為1500r/min，額定功率P=11KW，型號(hào)為Y160M4，滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速為1460r/min。 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(dāng)量力臂 公稱(chēng)壓力 ④彈性變形功 式（） 壓力機(jī)垂直剛度 ⑤滑塊空程功 ⑥飛輪空轉(zhuǎn)功 式（） 壓力機(jī)飛輪空轉(zhuǎn)所需的功率查表得 行程利用率 壓力機(jī)單次行程的周期 曲柄回轉(zhuǎn)一周所需的時(shí)間 ⑦離合器接合功 ⑧總功 式（） 解得 (2)電動(dòng)機(jī)型號(hào)的選擇 電動(dòng)機(jī)的平均功率 式（） 電動(dòng)機(jī)的實(shí)際功率 式（）因此選用的電動(dòng)機(jī)的同步轉(zhuǎn)速為1500r/min，額定功率P=11KW，型號(hào)為Y160M4，滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速為1460r/min。 因此本文設(shè)計(jì)的壓力機(jī)采用三級(jí)傳動(dòng)，電動(dòng)機(jī)的滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速1460r/min，滑塊每分鐘行程次數(shù)20次/min。通用壓力機(jī)的飛輪轉(zhuǎn)速常取300～400r／min左右。通常三角皮帶傳動(dòng)的速比不超過(guò)6～8，齒輪傳動(dòng)不超過(guò)7～9。通常兩級(jí)和兩級(jí)以上的傳動(dòng)系統(tǒng)采用同步轉(zhuǎn)速為1500或l000r/min的電動(dòng)機(jī)，單級(jí)傳動(dòng)系統(tǒng)一般采用1000r/min的電動(dòng)機(jī)，行程次數(shù)小于80次/min的單級(jí)傳動(dòng)才采用750r/min的電動(dòng)機(jī)。行程次數(shù)在70次/min以上的用單級(jí)傳動(dòng)，70～30次/min的用兩級(jí)傳功，30～10次/min的用三級(jí)傳動(dòng)，10次/min以下的用四級(jí)傳動(dòng)。行程次數(shù)低，總速比大，傳動(dòng)級(jí)數(shù)就應(yīng)增多，否則每級(jí)的速比過(guò)大，結(jié)構(gòu)不緊湊；行程次數(shù)高，總速比小，傳動(dòng)級(jí)數(shù)可少些。 由于雙邊傳動(dòng)加工裝配比較困難，所以將齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)為單邊傳動(dòng)[12]。前一種形式的齒輪工作條件差，機(jī)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(jī)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(dòng)噪音。故本機(jī)采用垂直于壓力機(jī)正面安放的形式。壓力機(jī)平面尺寸較大，外形不夠美觀。舊式通用壓力機(jī)多采用平行于壓力機(jī)正面的安放形式。故本機(jī)采用上傳動(dòng)。采用下傳動(dòng)的壓力機(jī)平面尺寸較大，而高度和上傳動(dòng)差不多，壓力機(jī)總重量比上傳動(dòng)大10~20%，傳動(dòng)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(jià)較高。 現(xiàn)有的通用壓力機(jī)采用上傳動(dòng)較多，下傳動(dòng)較少。 滑塊的位移曲線(xiàn) 滑塊的速度曲線(xiàn) 滑塊的加速度曲線(xiàn) 本章小結(jié)對(duì)壓力機(jī)六連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行了運(yùn)動(dòng)分析，建立了六連桿機(jī)的運(yùn)動(dòng)學(xué)模型、獨(dú)立與非獨(dú)立參數(shù)間的關(guān)系，建立了通用的數(shù)學(xué)表達(dá)式，并在此基礎(chǔ)上，求出了機(jī)構(gòu)滑塊位移、速度、加速度的數(shù)學(xué)表達(dá)式，根據(jù)表達(dá)式使用matlab軟件進(jìn)行計(jì)算，并作出滑塊位移、速度、加速度的曲線(xiàn)圖。取滑塊的下死點(diǎn)作為滑塊位移S的計(jì)算起點(diǎn)，：：滑塊的位移方程： 式（） （2）滑塊的速度方程由于速度是位移對(duì)時(shí)間的一階導(dǎo)數(shù)，故將滑塊位移方程式（）對(duì)時(shí)問(wèn)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(duì)滑塊速度方程式（）對(duì)時(shí)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(jì)的六連桿機(jī)構(gòu)的初始值R=90mm，L2=400mm，L4=500mm，L5=360mm，xo=700mm，yo=150mm當(dāng)時(shí)， 由式（）可求得由，得位移：速度：將以上所計(jì)算的數(shù)據(jù)代入式（）得：，以同樣的方法計(jì)算時(shí)的位移，速度， 位移，速度，加速度計(jì)算結(jié)果 曲柄轉(zhuǎn)角α(186。由以上計(jì)算做基礎(chǔ)，便可以推導(dǎo)出“連桿曲線(xiàn)”型六連桿機(jī)構(gòu)滑塊的位移、速度和加速度方程。 由圖中幾何關(guān)系，可知： 式（）： 式（）設(shè)： 六連桿機(jī)構(gòu)下死點(diǎn)位置 將和代入式（）整理得：再設(shè)： 得到： 式（）將式（）兩端平方得：解關(guān)于的三角方程，對(duì)本機(jī)構(gòu)而言，結(jié)果取正號(hào)。根據(jù)上述假設(shè)，桿為非獨(dú)立參數(shù)。下死點(diǎn)位置是R，共線(xiàn)，滑塊位移方向線(xiàn)通過(guò)曲柄的旋轉(zhuǎn)中心O。： 壓力機(jī)的主要技術(shù)參數(shù)名稱(chēng)符號(hào)單位量值 公稱(chēng)壓力 PgKN1600公稱(chēng)壓力行程 Spmm13 滑塊行程 Smm270滑塊行程次數(shù) n次/min20最大裝模高度 H1mm450裝模高度調(diào)節(jié)量 △H1mm200 導(dǎo)軌間距離 Amm880滑塊底面前后距離 B1mm700工作臺(tái)板左右尺寸 Lmm800工作臺(tái)板前后尺寸 Bmm800 本章小結(jié) 本章分析了壓力機(jī)的工作原理，對(duì)壓力機(jī)的主要技術(shù)參數(shù)進(jìn)行了介紹，主要參數(shù)有壓力機(jī)的公稱(chēng)壓力，滑塊行程，滑塊行程次數(shù)等，最后確定了本文設(shè)計(jì)的壓力機(jī)主要技術(shù)參數(shù)。 （5）封閉高度調(diào)節(jié)量(mm)最大封閉高度與最小封閉高度的差值，稱(chēng)為封閉高度調(diào)節(jié)量。 （4）封閉高度H(mm)封閉高度是指滑塊在下死點(diǎn)時(shí)，滑塊底面至工作臺(tái)表面的距離(不是指墊板）。拉延壓力機(jī)的行程就比較大，精壓力機(jī)的行程就比較小。 （1）公稱(chēng)壓力Pg(KN) 公稱(chēng)壓力是指當(dāng)滑塊運(yùn)動(dòng)到距下死點(diǎn)前一定距離(公稱(chēng)壓力行程)或曲柄旋轉(zhuǎn)到下死點(diǎn)前某一角度(公稱(chēng)壓力角)時(shí)，滑塊上允許的最大工作壓力。氣壓式剎車(chē)/離合器19在電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，可使曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)或停止，并且可以將曲柄連桿機(jī)構(gòu)停止在一定位置。上模11固定在滑塊上，下模12固定在機(jī)身工作臺(tái)14上。第六章 給出了本文研究的結(jié)論。第五章 介紹了機(jī)械優(yōu)化設(shè)計(jì)基礎(chǔ)，在ADAMS中建立六連桿機(jī)構(gòu)的參數(shù)化模型，確定設(shè)計(jì)變量和目標(biāo)函數(shù)，對(duì)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化計(jì)算，實(shí)現(xiàn)基于ADAMS的參數(shù)化設(shè)計(jì)。第三章 對(duì)壓力機(jī)六連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行了運(yùn)動(dòng)分析，建立了六連桿機(jī)的運(yùn)動(dòng)學(xué)模型、獨(dú)立與非獨(dú)立參數(shù)間的關(guān)系，建立了通用的數(shù)學(xué)表達(dá)式，并在此基礎(chǔ)上，求出了機(jī)構(gòu)滑塊位移、速度、加速度的數(shù)學(xué)表達(dá)式，根據(jù)表達(dá)式使用matlab軟件進(jìn)行計(jì)算，并作出滑塊位移、速度、加速度的曲線(xiàn)圖。最后，給出了本論文的研究?jī)?nèi)容及研究方法。 本文主要研究?jī)?nèi)容及研究方法 本文選取六連桿壓力機(jī)的優(yōu)化設(shè)計(jì)進(jìn)行研究，進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)分析。 羅中華、彭炎榮[8]采用復(fù)合形法，以滑塊在工作行程內(nèi)速度波動(dòng)量最小為優(yōu)化目標(biāo)，對(duì)六連桿傳動(dòng)機(jī)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)；何予鵬、鄒彩虹[9]等人以滑塊在工作行程內(nèi)的波動(dòng)量、最大速度、和傳動(dòng)角為性能參數(shù)指標(biāo)為目標(biāo)函數(shù)，利用遺傳算法得到優(yōu)化六連桿的設(shè)計(jì)方案；李建，王建新[10]等人，以滑塊在工作行程內(nèi)速度波動(dòng)量最小和接觸板料速度最小為優(yōu)化目標(biāo)的數(shù)學(xué)模型，利用懲罰函數(shù)和復(fù)合形相結(jié)合的優(yōu)化算法，獲得能滿(mǎn)足工程實(shí)際應(yīng)用的六連桿傳動(dòng)機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)方案；楊春峰[11]等人使用遺傳算法，逐步線(xiàn)性規(guī)劃算法，逐步二次規(guī)劃算法等多種優(yōu)化算法，在遺傳算法優(yōu)化的結(jié)果的基礎(chǔ)上，使用梯度算法優(yōu)化計(jì)算獲得具有良好工作特性的六連桿機(jī)構(gòu)優(yōu)化方案。使用最優(yōu)化設(shè)計(jì)方法可使上述問(wèn)題得到圓滿(mǎn)解決，獲得符合工藝要求的最優(yōu)解[6]。 壓力機(jī)多連桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)方法 傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)方法 決定桿件尺寸的方法一般有圖解法和解析法．圖解法是利用“手工”作圖的方法，從有限的幾個(gè)方案來(lái)決定桿件尺寸．這種設(shè)計(jì)方法形象直觀，但設(shè)計(jì)工作量很大，精度不高，不能保證機(jī)構(gòu)具有最佳的運(yùn)動(dòng)特性。并且六連桿機(jī)構(gòu)的壓力機(jī)與八連桿機(jī)構(gòu)和十連桿機(jī)構(gòu)的壓力機(jī)相比較而言，六連桿機(jī)構(gòu)的壓力機(jī)的結(jié)構(gòu)更加緊湊、簡(jiǎn)單，制造的成本低，工作速度低[5]。能夠保證內(nèi)滑塊在拉伸區(qū)域工作時(shí)，外滑塊能夠按要求 壓邊并保證壓邊力在內(nèi)滑塊的整個(gè)拉伸過(guò)程中不變化，達(dá)到拉伸件不拉裂、不起 皺的要求，從而保證拉伸件質(zhì)量。但由于傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，要求的加工、裝配調(diào)試精度高，使制造周期加長(zhǎng)，制造成本提高。 六連桿機(jī)構(gòu)八連桿機(jī)構(gòu)（）壓力機(jī)的特點(diǎn)：這種機(jī)構(gòu)的壓力機(jī)特別適應(yīng)薄板沖壓成型、深拉伸等工藝工作，多用于大型薄板覆蓋件的大批量生產(chǎn)，如轎車(chē)、面包車(chē)、卡車(chē)的車(chē)頂、門(mén)等等。六連桿機(jī)構(gòu)（）壓力機(jī)的特點(diǎn)：這種機(jī)構(gòu)的壓力機(jī)主要用于較厚鋼板的沖孔、落料、成形等沖壓工藝；一般用于較大工藝力的沖壓工作，如一次沖壓工作中完成重型卡車(chē)大梁的落料、成形、沖孔等。盡管通過(guò)周密的計(jì)劃，多工位模零件在工位之間的傳送一般都能實(shí)現(xiàn)，但傳送時(shí)間的縮短畢竟是一個(gè)需要慎重考慮的主要問(wèn)題。 但是多連桿壓力機(jī)也存在一些缺點(diǎn)，既然多連桿壓力機(jī)與普通壓力機(jī)一樣，其滑塊都要隨曲軸旋轉(zhuǎn)運(yùn)行360度，那么，多連桿運(yùn)動(dòng)后的較慢工作行程必須在行程的其他部分進(jìn)行補(bǔ)償，即需要通過(guò)提高下個(gè)行程開(kāi)始部分和回程的速度來(lái)實(shí)現(xiàn)補(bǔ)償；多連桿驅(qū)動(dòng)的另一局限性在于減少了進(jìn)料循環(huán)的可利用時(shí)間。 (4)多連桿機(jī)構(gòu)拉伸深度大，在允許的速度內(nèi)，多連桿壓力機(jī)的拉伸深度可達(dá)320mm，而一般的曲柄壓力機(jī)只有70mm左右。在設(shè)計(jì)參數(shù)內(nèi), 運(yùn)動(dòng)曲線(xiàn)可根據(jù)特定工件的需要進(jìn)行修改。機(jī)械壓力機(jī)采用多連桿機(jī)構(gòu)具有以下優(yōu)點(diǎn)[4]： (1)當(dāng)普通壓力機(jī)和多連桿壓力機(jī)都在材料的允許拉深速度內(nèi)運(yùn)行, 多連桿壓力機(jī)在同樣的運(yùn)動(dòng)速度時(shí)將以更慢的滑塊速度接觸板料, 從而降低撕裂材料的可能性，故降低了噪聲和振動(dòng), 減少了模具內(nèi)部發(fā)熱,延長(zhǎng)了模具壽命。 在壓力機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng)中，采用多連桿機(jī)構(gòu)不但可以使滑塊的工作行程保持一個(gè)較低的均勻速度，而且能夠提高滑塊