【肘桿換向裝置設(shè)計(jì)18000字（論文）】

肘桿換向裝置設(shè)計(jì)摘要在工業(yè)的生產(chǎn)過程中，肘桿換向裝置相對機(jī)械式曲柄滑塊壓力機(jī)能夠?qū)崿F(xiàn)復(fù)雜的運(yùn)動(dòng)，改善機(jī)構(gòu)的性能指標(biāo)，從而能夠有效提高生產(chǎn)效率，提高產(chǎn)品的加工質(zhì)量和降低生產(chǎn)加工成本。本文對肘桿換向裝置中的機(jī)械機(jī)構(gòu)進(jìn)行研究和設(shè)計(jì)。壓力機(jī)參數(shù)：滑塊行程600mm，公稱力4000kN，行程次數(shù)14/min。根據(jù)肘桿換向裝置的傳動(dòng)方式、產(chǎn)生壓力的方式、結(jié)構(gòu)形式及使用性質(zhì)來確定總的方案。在內(nèi)部結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)上要嚴(yán)格按照機(jī)械原理來設(shè)計(jì)和布置，以及機(jī)架設(shè)計(jì)等完成肘桿換向裝置的機(jī)械結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。關(guān)鍵詞：肘桿換向裝置，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，機(jī)架設(shè)計(jì)目錄TOC\o"1-2"\h\z\u19181第一章緒論 175241.1文獻(xiàn)綜述 1163191.2選題背景及其意義 2102711.3研究內(nèi)容 3272901.4經(jīng)濟(jì)價(jià)值分析 312935第二章肘桿換向裝置總體設(shè)計(jì)方案 4261312.1肘桿換向裝置總設(shè)計(jì)相關(guān)參數(shù) 4156592.2六桿機(jī)構(gòu)的布置方式方案的確認(rèn) 4265242.3肘桿換向裝置的組成 626352.4肘桿換向裝置的工作原理 7267962.5六桿機(jī)構(gòu)偏載問題及解決方案 7135472.6負(fù)偏執(zhí)六桿機(jī)構(gòu)滑塊的側(cè)向力分析 8107422.7傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)方案 10198892.8機(jī)身結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案 1126970第三章肘桿換向裝置傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 1349973.1電機(jī)功率計(jì)算及選型 13103683.2傳動(dòng)軸的動(dòng)力學(xué)參數(shù)計(jì)算 15200383.3帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 1644183.4齒輪設(shè)計(jì) 20174263.5惰輪的簡單設(shè)計(jì) 2711845第四章肘桿換向裝置執(zhí)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 30179124.1六桿機(jī)構(gòu)的自由度計(jì)算 3085584.2六桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)方程式 30304744.3銷軸的直徑計(jì)算 3238814.4連桿的厚度計(jì)算 33187284.5肘桿各桿長度和布置設(shè)計(jì) 34277854.6導(dǎo)軌設(shè)計(jì) 3517660第五章肘桿換向裝置主要零部件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 3640475.1傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 3679365.2鍵的設(shè)計(jì) 3876515.3軸承的選取 39270115.4機(jī)架的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 401209第六章肘桿換向裝置三維模型建立及有限元分析 42297036.1三維模型的建立 42291166.2機(jī)身的有限元分析 4710869第七章肘桿換向裝置性能與經(jīng)濟(jì)性分析 5327825第八章結(jié)論 556898參考文獻(xiàn) 56第一章緒論1.1文獻(xiàn)綜述20世紀(jì)60年代，在制造業(yè)里汽車行業(yè)得到不斷發(fā)展并且處于高速發(fā)展的狀態(tài)，在此期間出現(xiàn)了一種用于汽車覆蓋件加工的多工位壓力機(jī)，這樣的多工位壓力機(jī)大多數(shù)是對稱的雙點(diǎn)或四點(diǎn)結(jié)構(gòu)這兩種結(jié)構(gòu)，采用肘桿或八桿機(jī)構(gòu)為執(zhí)行機(jī)構(gòu)，能夠滿足汽車覆蓋件的拉深成形，在今天這種壓力機(jī)在汽車工業(yè)中依然發(fā)揮著重要作用，最大的公稱壓力可達(dá)到68MN[1][2]。目前,這種多工位壓力機(jī)在制造業(yè)發(fā)揮著重要的作用。直到20世紀(jì)70~80年代，我們國家的工業(yè)生產(chǎn)基本能夠做到對壓力系統(tǒng)的制造與控制,國外關(guān)鍵技術(shù)原理引進(jìn)到國內(nèi),綜合機(jī)械設(shè)備生產(chǎn)供給，壓力機(jī)研發(fā)進(jìn)度得到一定的推進(jìn)。對于現(xiàn)在的工業(yè)生產(chǎn)，傳統(tǒng)壓力機(jī)達(dá)不到生產(chǎn)需求,肘桿伺服壓力機(jī)開始成為新的發(fā)展方向，發(fā)達(dá)國家這方面的技術(shù)已經(jīng)成熟應(yīng)用[3]。圖1-1為肘桿機(jī)構(gòu)多工位壓力機(jī)。圖1-1肘桿機(jī)構(gòu)多工位壓力機(jī)1.1.1國內(nèi)發(fā)展現(xiàn)狀國內(nèi)對肘桿換向裝置相關(guān)的研究和貢獻(xiàn)。王潔妍[4]對機(jī)械壓力機(jī)6連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行六優(yōu)化設(shè)計(jì)，結(jié)合了肘桿機(jī)構(gòu)運(yùn)行特點(diǎn),分別分析傳動(dòng)系統(tǒng)分布設(shè)計(jì)、壓力機(jī)參數(shù)計(jì)算、連桿機(jī)靜力分析、機(jī)身模態(tài)綜合分析、虛擬模型的建立等,為優(yōu)化完善機(jī)構(gòu)系統(tǒng)提供參考；趙乾勝[5]分別從肘桿壓力機(jī)滑塊側(cè)向力及下死點(diǎn)位置進(jìn)行精度分析和考慮滑塊側(cè)向力的肘桿機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)兩個(gè)點(diǎn)對肘桿機(jī)構(gòu)拉深成形壓力機(jī)關(guān)鍵技術(shù)進(jìn)行研究分析，設(shè)計(jì)和建立三維模型進(jìn)行有限元分析和運(yùn)動(dòng)仿真；羅中華和梅詩鈺[6]對臥式拉延壓力機(jī)六桿變速機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)的研究中，推導(dǎo)出了六桿變速機(jī)構(gòu)滑塊的位移和速度公式，然后根據(jù)六桿變速機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)的特點(diǎn)，建立了臥式拉延壓力機(jī)六桿變速機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)的數(shù)學(xué)模型，最后用C++語言和半懲罰函數(shù)優(yōu)化方法，編寫了臥式拉延壓力機(jī)六桿變速機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)程序，以1250KN臥式拉延壓力機(jī)六桿變速機(jī)構(gòu)為例進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，得到非常好的優(yōu)化結(jié)果；田旭[7]在壓力機(jī)桿系機(jī)構(gòu)構(gòu)型選取、壓力機(jī)桿系尺寸優(yōu)化設(shè)計(jì)及三維建模、壓力機(jī)虛擬樣機(jī)仿真分析和拉深成形壓力機(jī)靜強(qiáng)度及模態(tài)分析四個(gè)部分進(jìn)行研究分析，從而優(yōu)化偏置六桿機(jī)構(gòu)拉深成形壓力機(jī)桿系設(shè)計(jì)。1.1.2國內(nèi)發(fā)展現(xiàn)狀國外對肘桿換向裝置的相關(guān)研究和貢獻(xiàn)。由于多連桿機(jī)構(gòu)由于桿系數(shù)量的增加，影響壓力機(jī)滑塊運(yùn)動(dòng)性能的參數(shù)也隨之增加，所以桿系尺寸優(yōu)化比較復(fù)雜，其中Hsieh等[8]利用增廣拉格朗日法，以滑塊工作行程內(nèi)速度波動(dòng)最小、急回特性明顯和機(jī)構(gòu)增益效果明顯為目標(biāo)，優(yōu)化得到了一組六桿桿系尺寸；Tso等[9]采用試錯(cuò)法對九桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)，但由于桿系優(yōu)化參數(shù)比較多，運(yùn)用增廣拉格朗日法進(jìn)行優(yōu)化存在一定的難度；Yossifon和Shivui[10、11、12]提出三種雙肘桿傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，通過對雙肘桿機(jī)構(gòu)的參數(shù)化設(shè)計(jì)，運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)分析及機(jī)構(gòu)的尺寸優(yōu)化，研制出了300kN雙肘桿伺服壓力機(jī)，研究表明該壓力機(jī)能夠適用于薄板金屬變形和拉深工藝的加工；Connor[13]等設(shè)計(jì)了一種雙自由度混合驅(qū)動(dòng)五桿機(jī)構(gòu)，并采用遺傳算法對在特定運(yùn)動(dòng)軌跡下的五桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行了尺寸優(yōu)化。1.2選題背景及其意義

拉深成形是一種無切削或少切削的成形工藝，具有生產(chǎn)效率高、加工質(zhì)量好和生產(chǎn)成本低等優(yōu)點(diǎn)。壓力機(jī)作為鍛壓生產(chǎn)行業(yè)主要加工設(shè)備，在汽車制造行業(yè)、高速鐵路、國防工業(yè)、化工機(jī)械和機(jī)械電子等行業(yè)中發(fā)揮著重要的作用。早期的拉深成形壓力機(jī)主要是利用曲柄連桿滑塊機(jī)構(gòu)將電機(jī)的轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)換為滑塊的上下往復(fù)移動(dòng)，由于其滑塊的速度接近于正弦曲線，在拉深成形時(shí)，模具接近板材時(shí)工作速度較大，影響零件的成形質(zhì)量，受其結(jié)構(gòu)影響，利用曲柄連桿滑塊機(jī)構(gòu)所設(shè)計(jì)出來的壓力機(jī)行程較短，噸位較低，目前沖裁、翻邊等對滑塊速度要求不高的成形工藝主要使用這種壓力機(jī)[14]。隨著拉深成形工藝對壓力機(jī)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的要求不斷提高，出現(xiàn)了具有增力特性、低速加工、快速返程的多連桿機(jī)構(gòu)，拉深成形壓力機(jī)的設(shè)計(jì)當(dāng)中廣泛應(yīng)用于多連桿機(jī)構(gòu)。常用于拉深成形壓力機(jī)設(shè)計(jì)的多連桿機(jī)構(gòu)主要有六桿、八桿和十桿機(jī)構(gòu)[15]。壓力機(jī)是制造業(yè)的主要生產(chǎn)設(shè)備，涉及到汽車、航空航天、國防工業(yè)、化工行業(yè)、鐵路等工業(yè)領(lǐng)域，因此壓力機(jī)的改革優(yōu)化十分必要[16]。根據(jù)產(chǎn)生壓力的不同就有不同的驅(qū)動(dòng)方式，壓力機(jī)主要分為電機(jī)驅(qū)動(dòng)[17]和液壓驅(qū)動(dòng)[18]兩種。液壓壓力機(jī)控制性能好、工作平穩(wěn)且可靠性高，能夠提供較大的公稱壓力，但是其響應(yīng)速度較慢，液壓元件成本高，整個(gè)液壓系統(tǒng)較為復(fù)雜而且存在油液污染，影響工作環(huán)境[19]。因此電機(jī)驅(qū)動(dòng)在加工制造業(yè)得到廣泛應(yīng)用。當(dāng)前歐美[20]、日本等發(fā)達(dá)國家研制伺服驅(qū)動(dòng)拉深成形壓力機(jī)已經(jīng)成熟應(yīng)用于鍛壓成型領(lǐng)域，掌握著伺服壓力機(jī)的核心關(guān)鍵技術(shù)。國內(nèi)對伺服壓力機(jī)的研究較晚在這方面的取得的成果不大，許多關(guān)鍵技術(shù)與零件仍然依賴國外。所以，我們需要更加努力學(xué)習(xí)研究，爭取趕上其他國家[21、22、23]。1.3研究內(nèi)容（1）肘桿換向裝置工作原理電動(dòng)機(jī)作為動(dòng)力源，動(dòng)力由V帶傳到大帶輪,通過齒輪減速到傳動(dòng)軸，由傳動(dòng)軸帶動(dòng)凸輪，凸輪使三角桿擺動(dòng)，通過連桿達(dá)到滑塊的上下移動(dòng)。（2）機(jī)架、連桿等機(jī)構(gòu)尺寸及形狀設(shè)計(jì)對機(jī)架的尺寸和形狀、連桿部分進(jìn)行分析，確定設(shè)計(jì)方案。（3）電動(dòng)機(jī)和減速器的選型及計(jì)算對各級減速比進(jìn)行分配，對壓力機(jī)所用的伺服電機(jī)進(jìn)行初步計(jì)算，并確定壓力機(jī)所選伺服電機(jī)的功率大小；對壓力機(jī)參數(shù)進(jìn)行計(jì)算分析，設(shè)計(jì)好減速器的減速級數(shù)以及各級的傳動(dòng)比，才能準(zhǔn)確控制公稱壓力，然后確定選型方案。（4）確定肘桿的布置方式由于肘桿機(jī)構(gòu)具有多種結(jié)構(gòu)類型，通過查閱資料并結(jié)合任務(wù)書要求，確定所選肘桿機(jī)構(gòu)的類型。（5）三維模型的建立運(yùn)用SolidWorks軟件對機(jī)架、連桿等零件進(jìn)行三維建模和裝配等，進(jìn)行干涉檢查。1.4經(jīng)濟(jì)價(jià)值分析對主要機(jī)架、連桿等機(jī)構(gòu)及整體進(jìn)行經(jīng)濟(jì)價(jià)值分析。第二章肘桿換向裝置總體設(shè)計(jì)方案2.1肘桿換向裝置總設(shè)計(jì)相關(guān)參數(shù)研究肘桿壓力機(jī)的動(dòng)力學(xué)特性，設(shè)計(jì)肘桿壓力機(jī)的機(jī)械結(jié)構(gòu)。壓力機(jī)參數(shù)：滑塊行程600mm，公稱力4000kN，行程次數(shù)14/min。表1-1壓力機(jī)參數(shù)滑塊行程公稱力行程次數(shù)6000mm4000KN14/min2.2六桿機(jī)構(gòu)的布置方式方案的確認(rèn)2.2.1工作特色及其難點(diǎn)隨著科技進(jìn)步和經(jīng)濟(jì)發(fā)展，機(jī)械壓力機(jī)的結(jié)構(gòu)發(fā)生了較大改變，從傳統(tǒng)的曲柄連桿式到六桿式，再到多桿式，壓力機(jī)性能得到了顯著提高，從而提高了產(chǎn)品的質(zhì)量和產(chǎn)品的加工效率，由于肘桿機(jī)構(gòu)（圖2-1）比曲柄滑塊（圖2-2）機(jī)構(gòu)復(fù)雜，所以影響壓力機(jī)性能的因素比較多。圖2-1肘桿機(jī)構(gòu)簡圖圖2-2曲柄滑塊肘桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)特性?；瑝K沖壓過程中的運(yùn)動(dòng)穩(wěn)定性。六桿機(jī)構(gòu)的布置方式。肘桿機(jī)構(gòu)的經(jīng)濟(jì)效益。2.2.2擬采取的解決措施1.根據(jù)曲柄位置和數(shù)量的不同，六桿機(jī)構(gòu)主要分為:肘桿式六桿機(jī)構(gòu)（圖2-3）、雙曲柄式六桿機(jī)構(gòu)（圖2-4）和曲柄搖桿式六桿機(jī)構(gòu)（圖2-5），三種六桿機(jī)構(gòu)構(gòu)型都具有較好的低速加載和快進(jìn)快回特性。對一下三種機(jī)構(gòu)分析比較選出最優(yōu)方案。圖2-3肘桿式六桿機(jī)構(gòu)圖2-4雙曲柄式六桿機(jī)構(gòu)圖2-5曲柄搖桿式六桿機(jī)構(gòu)根據(jù)不同六桿機(jī)構(gòu)特點(diǎn)，肘桿機(jī)構(gòu)主要用于淺拉深成形，雙曲柄六桿機(jī)構(gòu)由于在下死點(diǎn)附近具有較長的保壓時(shí)間，主要用于精壓工藝。曲柄搖桿式六桿機(jī)構(gòu)具有更好的工藝適應(yīng)性，可通過較小的曲柄半徑得到較大的滑塊行程，可以實(shí)現(xiàn)深拉伸工藝?？紤]本文壓力機(jī)工作形式和設(shè)計(jì)要求，對曲柄搖桿式六桿機(jī)構(gòu)的性能做進(jìn)一步深入研究[7]。2.如圖2-6、圖2-7和圖2-8所示，當(dāng)曲柄逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)時(shí)，根據(jù)滑塊的質(zhì)心與曲柄回轉(zhuǎn)中心位置的不同，將滑塊質(zhì)心位于曲柄回轉(zhuǎn)中心左側(cè)稱為負(fù)偏置(e<0)，滑塊質(zhì)心與曲柄回轉(zhuǎn)中心共線稱為正置(e=0)，滑塊質(zhì)心位于曲柄回轉(zhuǎn)中心右側(cè)稱為正偏置(e>0)。圖2-2中OABC和OADE為兩個(gè)曲柄搖桿機(jī)構(gòu)，OA為曲柄，DE為滑塊連桿，其中ABD為三角桿，e表示滑塊質(zhì)心和曲柄回轉(zhuǎn)中心的距離，即偏置量。圖2-6負(fù)偏置圖2-7正置圖2-8正偏置通過運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真可以發(fā)現(xiàn)，負(fù)偏置滑塊的行程最大，且快回現(xiàn)象最明顯，相比其他兩種布置方式，壓力機(jī)工作的效率更高，結(jié)構(gòu)更為緊湊；負(fù)偏置結(jié)構(gòu)滑塊快進(jìn)和快回速度較快，在工作行程階段滑塊速度平穩(wěn)，這有利于載荷的施加，同時(shí)能夠提高工件的加工質(zhì)量；負(fù)偏置滑塊在工作行程階段，加速度變化最小，整個(gè)過程中加速度的平均值也最小，這有利于減小動(dòng)載荷對于滑塊受力的影響，增加滑塊工作行程運(yùn)動(dòng)的穩(wěn)定性，減小對工件的沖擊?？偨Y(jié)，從功能、結(jié)構(gòu)、性能以及經(jīng)濟(jì)性四個(gè)方面對各桿件數(shù)壓力機(jī)進(jìn)行評價(jià)，最終確定負(fù)偏執(zhí)肘桿機(jī)構(gòu)為最優(yōu)方案。2.3肘桿換向裝置的組成1.動(dòng)力源電動(dòng)機(jī)作為動(dòng)力源，為整個(gè)機(jī)械設(shè)備提供所需動(dòng)力。2.變速和傳動(dòng)部分V帶傳動(dòng)、齒輪傳動(dòng)以及連桿組成為變速和傳動(dòng)部分。變速部分在一定范圍內(nèi)起到改變凸輪的轉(zhuǎn)速大小和傳動(dòng)軸的扭矩大??；傳動(dòng)部分起到傳遞動(dòng)力。3.工作部分滑塊和上模的上下移動(dòng)，實(shí)現(xiàn)板材的拉伸成型。4.制動(dòng)裝置制動(dòng)裝置主要由離合器和制動(dòng)器組成。對壓力機(jī)起到安全保護(hù)作用2.4肘桿換向裝置的工作原理圖2-9傳動(dòng)系統(tǒng)簡圖在圖2-9中，1為電動(dòng)機(jī)、2為齒輪Z1、3為齒輪Z2、4為齒輪Z32.5六桿機(jī)構(gòu)偏載問題及解決方案在工業(yè)制造中壓力機(jī)如果長期處于偏載狀態(tài)下工作，滑塊與工作臺之間的垂直度和平行度的偏差會(huì)加大，嚴(yán)重影響壓力機(jī)工作時(shí)的動(dòng)態(tài)精度;滑塊與導(dǎo)軌間之間的作用力也隨之加大，從而加快導(dǎo)軌磨損速度，導(dǎo)致導(dǎo)軌上面的潤滑油泄露;模具會(huì)加速磨損，模具凸凹模的刃口間隙產(chǎn)生偏差，進(jìn)而工件的成形質(zhì)量和模具的使用壽命受到了影響;曲軸、連桿和球頭螺桿等受力部件也會(huì)加速磨損;諾偏載過大，會(huì)加劇壓力機(jī)在工作時(shí)產(chǎn)生的振動(dòng)，從而影響到加工質(zhì)量和壓力機(jī)的使用壽命。對滑塊在受到偏載作用時(shí)進(jìn)行初步的受力分析，如圖2-10和圖2-11所示，可以看到載荷P作用點(diǎn)偏離滑塊中心有X的距離，載荷P偏離滑塊中心就會(huì)產(chǎn)生一個(gè)力矩，力矩作用于滑塊上，使滑塊發(fā)現(xiàn)傾斜，增大滑塊所受側(cè)向力，多點(diǎn)壓力機(jī)和單點(diǎn)壓力機(jī)相比較，抗偏載能力較強(qiáng)，雙點(diǎn)或者多點(diǎn)機(jī)構(gòu)壓力機(jī)，滑塊受到偏載作用產(chǎn)生的力矩，可以通過兩或者多根桿提供反向作用力抵消，且各連桿點(diǎn)對于滑塊上力的作用點(diǎn)不在滑塊中心位置，更有利于抵消偏載，而單點(diǎn)壓力機(jī)做不到這一點(diǎn)，所以單點(diǎn)壓力機(jī)很難消除偏載帶來的力矩。圖2-10單點(diǎn)壓力機(jī)偏載示意圖圖2-11多點(diǎn)壓力機(jī)偏載示意圖連桿與滑塊的連接方式采用雙點(diǎn)或者多點(diǎn)對稱布置，這樣連桿對滑塊產(chǎn)生的側(cè)向力互相平衡，理論上滑塊不會(huì)受到水平作用力。為了消除偏載問題，并且在滿足本文設(shè)計(jì)要求的前提下，結(jié)合考慮本文中設(shè)計(jì)的壓力機(jī)6000KN的噸位，以及壓力機(jī)的設(shè)計(jì)生產(chǎn)成本等經(jīng)濟(jì)價(jià)值因素，最終采用雙點(diǎn)式六桿機(jī)構(gòu)作為壓力機(jī)的主傳動(dòng)機(jī)構(gòu)。2.6負(fù)偏執(zhí)六桿機(jī)構(gòu)滑塊的側(cè)向力分析滑塊所受的側(cè)向力為：滑塊受到連桿x軸方向的作用力，將直接影響滑塊在導(dǎo)軌內(nèi)的運(yùn)行情況，會(huì)加速導(dǎo)軌的磨損，影響滑塊的運(yùn)行精度，其不良影響與滑塊受偏載導(dǎo)致的影響相仿，這里將滑塊受到的x軸方向的作用力。其力的大小與F76X分析變量太多，所以要假設(shè)桿系尺寸是確定的和滑塊在下死點(diǎn)時(shí)各桿角度位置是確定的。選取滑塊的下死點(diǎn)位置分析連桿6的受力，根據(jù)平衡條件，可確定連桿對滑塊的側(cè)向力。如圖2-12所示為偏執(zhí)肘桿換向裝置滑塊側(cè)向力分析。圖2-12偏置六桿機(jī)構(gòu)滑塊側(cè)向力分析由圖2-12可知，滑塊受到連桿的作用力與連桿受到滑塊的作用力F76y和F76X等大反向，作用位置相同，所以，通過分析連桿6的受力情況，進(jìn)而求出滑塊的受力，桿6的受力情況為:受到三角桿ABD的作用力F56y和F56x，方向如圖所示，自身重力mg方向豎直向下，滑塊作用在連桿6上的作用力F76y和F根據(jù)平衡條件，偏執(zhí)結(jié)構(gòu)方程為:F76X=F76Xtanα+λm6(a6x-α=32π式中λ連桿6質(zhì)心到點(diǎn)D的距離與桿總長度之比；α連桿6與y軸正方向的夾角。其中連桿6質(zhì)心加速度矢量可由點(diǎn)D和點(diǎn)E兩點(diǎn)的加速度求出，設(shè)點(diǎn)D和點(diǎn)E的加速度矢量為a5和a7,則連桿6質(zhì)心加速度矢量a6=（1-λ）a5+λ由運(yùn)動(dòng)學(xué)可知，連桿6的運(yùn)動(dòng)為平面運(yùn)動(dòng)，現(xiàn)取D點(diǎn)為基點(diǎn)，此時(shí)的慣性力系向D點(diǎn)簡化的主矩為MID=-JD式中JD連桿6β連桿6繞D點(diǎn)的角加速度。由上方程表達(dá)式分析表明，影響滑塊側(cè)向力變化的因素主要有以下幾個(gè)：額定載荷、連桿質(zhì)量、連桿的質(zhì)心位置、偏置參數(shù)、曲柄轉(zhuǎn)速、連桿的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和連桿的角加速度等。由于額定載荷F76X遠(yuǎn)大于連桿的自重和連桿加速度引起的動(dòng)載荷，當(dāng)壓力機(jī)的額定載荷確定時(shí)，影響滑塊側(cè)向力的最主要因素為連桿6與y軸正方向的夾角α。當(dāng)α越小滑塊所受側(cè)向力越小，機(jī)構(gòu)的沖壓能力越好。所以，在對偏置肘桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行建模設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)考慮連桿與豎直方向的夾角對機(jī)構(gòu)的影響2.7傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)方案壓力機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的作用是將電機(jī)的轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)換成滑塊的上下移動(dòng)，通過傳動(dòng)帶輪，齒輪的傳動(dòng)后，輸出滿足桿系結(jié)構(gòu)驅(qū)動(dòng)的扭矩，同時(shí)使滑塊獲得所需的行程次數(shù)。主要包括傳動(dòng)系統(tǒng)的布置方式，傳動(dòng)級數(shù)及減速比的分配問題。傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)好壞將直接影響壓力機(jī)的工作能力和使用性能，對于傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)，先確定傳動(dòng)形式和傳動(dòng)方案，再根據(jù)總的傳動(dòng)比要求，確定傳動(dòng)鏈的級數(shù)和各級需要的傳動(dòng)比。2.7.1傳動(dòng)系統(tǒng)上傳動(dòng)和下傳動(dòng)布置的比較壓力機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)布置一般可以分為兩類:傳動(dòng)系統(tǒng)置于工作臺上方的為上傳動(dòng)（如圖2-13）;置于工作臺下方的下傳動(dòng)（如圖2-14）。下傳動(dòng)可以有效改進(jìn)機(jī)身立柱和上橫梁的受力情況且整體重心較低，壓力機(jī)工作更加平穩(wěn)。上傳動(dòng)的優(yōu)點(diǎn)是方便安裝與維護(hù)。兩種傳動(dòng)相比較，下傳動(dòng)檢修運(yùn)輸不便，造價(jià)成本太高。考慮壓力機(jī)安裝與維護(hù)時(shí)的方便性，所以傳動(dòng)布置方式是采用上傳動(dòng)布置。圖2-13上傳動(dòng)式圖2-14下傳動(dòng)式2.7.2傳動(dòng)級數(shù)和各級減速比的分配當(dāng)前壓力機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的級數(shù)一般不能超過四級。工作頻率在70次/min以上的使用單級傳動(dòng)，30~70次/min的采用兩級傳動(dòng)，10--30次/min用三級傳動(dòng)，10次/min以下的需用四級傳動(dòng)。本論文所研究的壓力機(jī)為伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)，伺服電機(jī)的額定轉(zhuǎn)速取1480r/min，滑塊的行程次數(shù)為14次/min,因此選用三級傳動(dòng)，采用一級同步帶輪和齒輪兩級減速傳動(dòng)?？倻p速比為：i=1480各級減速的合理分配同樣重要，對于帶傳動(dòng)其速比值不宜超過6~8,齒輪傳動(dòng)的降速比不超過7~9。在進(jìn)行速比分配時(shí)，要盡可能的使結(jié)構(gòu)緊湊，尺寸比例恰當(dāng)。根據(jù)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量最小的原則傳動(dòng)比分配為:表1-2傳動(dòng)比分配方案總減速比i第一級（帶輪）第二級（齒輪）第三級（齒輪）105.72.6852.8機(jī)身結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案機(jī)身是壓力機(jī)中耐疲勞、抗沖擊、承壓零件的一個(gè)基本部件，壓力機(jī)幾乎所有零件都安裝在機(jī)身上。機(jī)身不僅要承受壓力機(jī)工作時(shí)全部的變形力，且承受其他零件的重量，所以設(shè)計(jì)的機(jī)身應(yīng)能夠很好地減輕壓力機(jī)重量，提高壓力機(jī)剛度，在選材上選用優(yōu)質(zhì)的ZG270-500材質(zhì)，大大增強(qiáng)壓力機(jī)機(jī)身的耐磨性和抗沖擊性。機(jī)身的結(jié)構(gòu)形式一般可分為開式機(jī)身（如圖2-15）和閉式機(jī)身（如圖2-16）兩大類，開式機(jī)身和閉式機(jī)相比較，機(jī)身在壓力機(jī)中，占整個(gè)壓力機(jī)總制造成本的30%以上，開式機(jī)身比閉式機(jī)身生產(chǎn)成本便宜很多；從精度講閉式壓力機(jī)精度要好于開式壓力機(jī)；這個(gè)主要源于他們的結(jié)構(gòu)開式壓力機(jī)主要是C型機(jī)架從力學(xué)角度分析他的機(jī)架在受力的情況下變型程度要大于閉式的O型或者框架結(jié)構(gòu)?？紤]到壓力機(jī)在使用時(shí)的工藝要求和自身的承載能力以及沖壓工作的機(jī)械化與自動(dòng)化，選擇機(jī)身結(jié)構(gòu)形式為閉式機(jī)身。圖2-15開式壓力機(jī)圖2-16閉式壓力機(jī)

第三章肘桿換向裝置傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)3.1電機(jī)功率計(jì)算及選型1.壓力機(jī)的工作過程通常是快進(jìn)、低速加載、快回。電動(dòng)機(jī)的選取，主要根據(jù)壓力機(jī)工作過程中的負(fù)載情況確定電機(jī)的輸出扭矩，由于沖壓過程作用時(shí)間短，作用力大，可以選取具有一定過載能力的電機(jī)。對于電動(dòng)機(jī)的功率計(jì)算為N=FV(3-1)式中N電機(jī)功率（KW）F壓力機(jī)的公稱壓力（KN）V公稱壓力下滑塊的運(yùn)行速度（m/s）本文的工稱壓力為4000KN,在這里公稱壓力下滑塊運(yùn)行速度取40mm/s。所以得N=FV=4000×10^3×40×10^-3=160KW2.根據(jù)過載倍數(shù)對電機(jī)進(jìn)行選型交流伺服電機(jī)具有較強(qiáng)的過載能力但是價(jià)格昂貴，價(jià)格約為步進(jìn)電機(jī)的3倍，考慮到成本原因選用過載能力一般的三相異步電機(jī)，一般三相異步電機(jī)的過載倍數(shù)為1.8～2.2。初選三相異步電機(jī)過載倍數(shù)為1.8，則三相異步電機(jī)的額定功率約為88.9KW。電動(dòng)機(jī)同步轉(zhuǎn)速越高，極對數(shù)越少,其重量越輕.外廓尺寸越小，價(jià)格越低。當(dāng)工作機(jī)轉(zhuǎn)速較低而選用較高轉(zhuǎn)速的電動(dòng)機(jī)時(shí),電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與工作機(jī)的轉(zhuǎn)速相差過大勢必使總傳動(dòng)比增大，致使傳動(dòng)裝置的結(jié)構(gòu)復(fù)雜,造價(jià)提高;而選用較低轉(zhuǎn)速的電動(dòng)機(jī),則使傳動(dòng)裝置的外廓尺寸和重量減小,而電動(dòng)機(jī)的尺寸和重量增大，價(jià)格較高。三相交流異步電動(dòng)機(jī)的結(jié)構(gòu)簡單、價(jià)格便宜維護(hù)方便可直接連接到三相交流電路中,因此在工業(yè)中廣泛應(yīng)用。設(shè)計(jì)中通常選用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min或1000r/min的兩種電動(dòng)機(jī),其中前者應(yīng)用最普遍并且最易購得，在軸不需要逆時(shí)針轉(zhuǎn)向時(shí)應(yīng)優(yōu)先選用[25]。所以根據(jù)計(jì)算結(jié)果和考慮經(jīng)濟(jì)成本，選擇三相異步電動(dòng)機(jī)Y2-280M-2，額定功率90KW,轉(zhuǎn)速1480r/min。3.電機(jī)功率的校核壓力機(jī)在工作時(shí)，滿足工件變形所需的電機(jī)功率計(jì)算公式為:P=k(A1+式中k電機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)系數(shù)，取k=1.5;A1工件變形功(J),

A1=0.315F?0，?0拉深板材的厚度(取?A2拉深墊功(J),即拉深時(shí)壓邊所需功,

A2=FS/36,

S滑塊行程(S=t壓力機(jī)工作周期，t=60/n,

n滑塊行程次數(shù)(n=14次/min);η工作效率，取η=0.45。將式中各數(shù)值代入式(4-5)，

得滿足工件變形所需的電機(jī)功率為24.5kW,所選伺服電機(jī)的功率為90kW，能夠滿足拉深工作所需能量。表1-3電動(dòng)機(jī)參數(shù)電動(dòng)機(jī)型號額定功率/Kw同步轉(zhuǎn)速/(r/min)額定轉(zhuǎn)矩滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)Y280M-49015001.91480由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊第二版表3-2得：電動(dòng)機(jī)的機(jī)座中心高:H=280mm；電動(dòng)機(jī)的伸出端直徑:D=75mm；電動(dòng)機(jī)的伸出端長度:E=140mm。圖3-1電動(dòng)機(jī)外形尺寸3.2傳動(dòng)軸的動(dòng)力學(xué)參數(shù)計(jì)算由表1-3傳動(dòng)比分配方案計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速功率及扭矩1、計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)速n0=nmnI=n0nnII=nInnIII=nIIn2.計(jì)算各軸的功率P0=90KWPI=P0*ηPII=PI*ηPIII=PII*η3.計(jì)算各軸轉(zhuǎn)矩T0=9550?P0n0TI=9550?PInITII=9550?PIInIITIII=9550?PIIInIII表1-4各軸的運(yùn)動(dòng)及運(yùn)動(dòng)參數(shù)軸名稱轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(N.m)傳動(dòng)比i效率η0148090580.7432.60.96I軸569.23186.41449.53580.97II軸71.15483.82511250.65050.97III軸1481.32755476.6323.3帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)圖3-2V帶傳動(dòng)傳動(dòng)簡圖1、確定計(jì)算功率結(jié)合本文設(shè)計(jì)機(jī)械設(shè)備的實(shí)際使用情況，綜合各種因素，選用普通V帶機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)制造設(shè)備的傳動(dòng)部分。由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊第二版表5-1查得工作情況系數(shù)KAPc=KAP式中KAP0電動(dòng)機(jī)的額定功率2、V帶選型根據(jù)Pc=117KW,n03、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑和驗(yàn)算帶速初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1，由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊第二版表5-2和表5-3，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1驗(yàn)算帶速:V=πdd1n060?1000因?yàn)?m/s<v<30m/s，所以帶速合適。計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2dd2idd12.6355923mm(4-3)由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊第二版表5-2，取標(biāo)準(zhǔn)值dd24.確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld1）根據(jù)課本公式，初定中心距878.5=0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)=2510(4-4)a0=1000mm。2）由課本公式計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度Ld0≈eq2a\s(,0)+\f(π,2)(d\s(,d1)+d\s(,d2))+\f((d\s(,d2)-d\s(,d1))\s(2),4a\s(,0))≈4045.606mm(4-5)由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊第二版表5-3選帶的基準(zhǔn)長度Ld=4080mm。3）按課本公式計(jì)算實(shí)際中心距a0。a≈a0+(Ld-Ld0)/2=1000+(4080-4045.606)/2mm≈1017.197mm(4-6)按課本公式，中心距變化范圍為(a-0.015Ld)~(a+0.03Ld)=956.00~1139.60mm。(4-7)5.驗(yàn)算小帶輪上的包角≈180°-(dd2-dd1)×57.3°/a(4-8)=180°-（900-355)×57.3°/1017.197≈149.299°>120°6.計(jì)算帶的根數(shù)z1）計(jì)算單根V帶的額定功率Pr。由dd1=355mm和nm=1480r/min，查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊第二版表5-4得P0=16.77kW。根據(jù)nm=1480r/min，i0=2.6和D型帶，查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊第二版表5-5表得P0=4.53kW。查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊第二版表5-6得K=0.92，查表5-3得KL=0.94，于是Pr=(P0+P0)KKL=(16.77+4.53)×0.92×0.94kW=18.420kW(4-9)2）計(jì)算V帶的根數(shù)zz=Pca/Pr=117/18.420=6.35(4-10)取6根，考慮的安全問題，取用質(zhì)量好一點(diǎn)的v帶。7.設(shè)定V帶初拉力大小F0計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值(F0)min，由表得C型V帶的單位長度質(zhì)量為0.630Kg/m，所以F0=500?2.5?代入數(shù)據(jù)得F0應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力F0≥(F0)min8.計(jì)算壓軸力Fp，F(xiàn)p的最小值：((4-12)（3-12）9.V帶輪部件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）對帶輪的設(shè)計(jì)要求設(shè)計(jì)時(shí)要求帶輪的工藝性好、質(zhì)量小且分布均勻、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉(zhuǎn)速高時(shí)要進(jìn)行動(dòng)平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應(yīng)力要小;（2）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)V帶輪按腹板（輪輻）結(jié)構(gòu)的不同分為以下幾種型式：

1）實(shí)心式帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd2）腹板式帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd3）孔板式帶輪：用于尺寸較大的帶輪(dd≤300mm，同時(shí)(dd－4）輪輻式帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞3圖3-3帶輪的結(jié)構(gòu)類型由dd1=355mm>300mm,所以小帶輪采用輪輻式帶輪；d圖3-4輪輻式帶輪（3）帶輪的材料選擇因?yàn)閹僭?0m/s<v<30m/s，所以選擇鑄鐵HT200。根據(jù)帶輪截型查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊第二版表5-8確定輪槽尺寸，其余尺寸按機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊第二版表5-9中的經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算確定。10.V帶輪設(shè)計(jì)參數(shù)如下表表1-5V帶有關(guān)參數(shù)帶型小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2帶的根數(shù)z帶速v中心距帶長包角D355mm900mm627.5m/s1017.2mm4080mm149.3°

3.4齒輪設(shè)計(jì) 1-電動(dòng)機(jī)2-齒輪Z13-齒輪Z25-齒輪Z4圖3-5肘桿換向裝置運(yùn)動(dòng)原理圖3.4.1高速級齒輪I.初步確定1.考慮到壓力機(jī)工作載荷大，所以傳動(dòng)系統(tǒng)采用的傳動(dòng)齒輪為斜齒輪，斜齒輪傳動(dòng)比直齒輪要好，斜齒輪嚙合時(shí)中心距緊湊，適用于速度高和載荷大的場合，壓力取為α=20°，初選螺旋角β=13°；參考表10-6選用8級精度。2.根據(jù)設(shè)計(jì)要求小齒輪的材料選擇硬度是280HBS的40Cr（調(diào)質(zhì)）材料，大齒輪的材料選擇硬度為240HBS的45（調(diào)質(zhì)）材料。3.初步確定小齒輪齒數(shù)Z1的數(shù)目為25，所以相應(yīng)大齒輪的齒數(shù)Z2=II.計(jì)算強(qiáng)度1.小齒輪直徑計(jì)算公式d1t其中KHt的值為1.3；根據(jù)上文可知小齒輪傳遞的扭矩的值為1449534.55N?mm；根據(jù)相應(yīng)數(shù)據(jù)查相應(yīng)設(shè)計(jì)書確定齒寬系數(shù)φd的值為1，區(qū)域系數(shù)ZH的值為2.46材料的彈性影響系數(shù)Z2.計(jì)算重合度系數(shù)ZεZε3.計(jì)算螺旋角系數(shù)Zβ。Zβ4.計(jì)算應(yīng)力[σH查看相應(yīng)設(shè)計(jì)書的大小齒輪的：Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算得大小齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=6.56×108，N2相關(guān)必要系數(shù)：KHN1=1、K安全系數(shù)S的值取1,所以計(jì)算得下面應(yīng)力：[H]1=600MPa，[H]2==732MPa取小值[H]=[H]1=600MPaIII.小齒輪分度圓直徑1.初算值為：d1t2.調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）圓周速度v=3.00m/s2）齒寬b=100.8mm3)查相關(guān)設(shè)計(jì)書得KA的值為1.25；根據(jù)上文相關(guān)數(shù)據(jù)可以得到KV的值為1.1；KH得值為1.4；KH=1.459。則載荷系數(shù)為：KH=KAKVKHKH=3.01IV.計(jì)算出實(shí)際的分度圓直徑1.d1=133.4mm；模數(shù)值為mn=5.2mm，模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值m=5mm。2.中心距a=580mm；修正螺旋角=14°6′38″；大小齒輪分度圓直徑;d1=128.9mm,d2=1031.1mm；齒輪寬度為b2=130mm、b1=140mm。V.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度1.齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件F=eq\f(2K\s(,F)T\s(,2)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε)Y\s(,β)cos\s(\s(2))β,φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,3))≤[F](5-3)1)其中當(dāng)量齒數(shù)為ZV1=25.78，ZV2=206.22。當(dāng)量齒輪端面重合度：εαv=[1.88-3.2（）]cosβ=[1.88-3.2（125.78=1.69所以Y=0.694，Y=0.8822)由以上數(shù)值可得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)YFa1=2.65，YFa2=2.15，YSa1=1.58YSa2=1.84。3）根據(jù)上文和查相關(guān)設(shè)計(jì)書得KF的值為1.4。計(jì)算h=(2×hab根據(jù)KH=1.459，h=11.25,結(jié)合寬高比值12.444得到KF的值為所以計(jì)算出載荷系數(shù)為KF=2.7914)齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力[F]小齒輪的彎曲疲勞極限Flim1的值為500MPa，大齒輪的彎曲疲勞極限Flim2的值為380MPa。其中KFN1=0.90、KFN2=0.92，S=1.25，根據(jù)公式計(jì)算得到[F]1的值為360MPa，[F]2的值為273.6MPaVI.齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核F1=eq\f(2K\s(,F)T\s(,2)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε)Y\s(,β)cos\s(\s(2))β,φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,3))=249.660MPa≤[σF]1F2=eq\f(2K\s(,F)T\s(,2)Y\s(,Fa)Y\s(,Sa)Y\s(,ε)Y\s(,β)cos\s(\s(2))β,φ\s(,d)m\s(3,n)z\s(2,3))=3.686MPa≤[F]2所以齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。

VI.主要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)z3=25、z4=200，模數(shù)m=5mm，壓力角=20°，螺旋角=14°6'38″，中心距a=580mm，齒寬b1=140mm、b2=130mm。VII.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算表1-6高速級齒輪參數(shù)代號小齒輪Z1大齒輪Z2m5mm5mmz25200β左14°6'38″右14°6'38″b140mm130mmd128.89mm1031.11mmha*1.01.0c*0.250.25ha5mm5mmhf6.25mm6.25mmh11.25mm11.25mmda138.89mm1041.11mmdf116.39mm1018.61mm

3.4.2低速級齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算對于低速的設(shè)計(jì)計(jì)算，采取的原理方法和計(jì)算公式與高速級是一樣，同理可得:I.初步確定小齒輪齒數(shù)Z1的數(shù)目為II.齒數(shù)z3=25、z4=Z3×i=25×5=125，模數(shù)m=11mm，壓力角=20°，螺旋角β=13°II.齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算表1-7低速級齒輪參數(shù)代號小齒輪Z3大齒輪Z4m11mm11mmz25125β左13°55'50″右13°55'50″b290mm285mmd283.33mm1416.67mmha*1.01.0c*0.250.25ha11mm11mmhf13.75mm13.75mmh24.75mm24.75mmda305.33mm1438.67mmdf255.83mm1389.17mm

3.4.3齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)當(dāng)齒頂圓直徑da≤200mm時(shí)，通常選用實(shí)心式齒輪，除用鍛造毛坯外，也可以用軋制圓鋼毛坯，可制成實(shí)心式齒輪結(jié)構(gòu)。當(dāng)齒頂圓直徑200mm≤da≤500mm時(shí)，為了減輕重量、節(jié)約材料，常采用腹板式齒輪。根據(jù)前面計(jì)算的齒頂圓直徑，選擇小齒輪為實(shí)心式，如下圖3-6所示。設(shè)計(jì)大齒輪為腹板式如下圖3-7所示。圖3-6小齒輪結(jié)構(gòu)簡圖圖3-7大齒輪結(jié)構(gòu)簡圖3.5惰輪的簡單設(shè)計(jì)圖3-8惰輪布置形式3.5.1計(jì)算齒數(shù)惰輪起到改變從動(dòng)輪的轉(zhuǎn)向和增加傳動(dòng)距離，不會(huì)改變傳動(dòng)比，惰輪與齒輪Z3嚙合，所以惰輪的材料選為45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，等級精度為8，模數(shù)為11，螺旋角為右13°通過solidworks繪制草圖，確定各個(gè)齒輪的位置。如圖3-9圖3-9齒輪位置發(fā)布草圖由圖可知惰輪的分度圓直徑d=612.76mm,所以可得：d=mnZcos解得Z=54所以惰輪齒數(shù)Z53.5.2幾何參數(shù)（1）計(jì)算分度圓直徑d=mnZcosβ（2）計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高h(yuǎn)a=m×（3）計(jì)算惰輪的齒頂圓直徑（4）計(jì)算惰輪的齒根圓直徑（5）計(jì)算中心距a=（6）計(jì)算齒輪寬度b=?d取=288mm，d3=290mm3.5.3按齒面彎曲疲勞強(qiáng)度進(jìn)行校核 查取齒形系數(shù)，查得YFa1=2.83，YFa2=2.42齒寬按，計(jì)算：(5-9)σ驗(yàn)算齒輪精度V=故選用8級制造精度合適。

第四章肘桿換向裝置執(zhí)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)4.1六桿機(jī)構(gòu)的自由度計(jì)算圖4-1負(fù)偏置肘桿機(jī)構(gòu)簡圖（1）肘桿機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析:在這肘桿機(jī)構(gòu)中曲柄OA、三角桿BAD、擺桿BC、連桿DE以及滑塊構(gòu)成該機(jī)構(gòu)的活動(dòng)構(gòu)件。（2）肘桿機(jī)構(gòu)的自由度分析：滑塊與機(jī)架連接方式是移動(dòng)副連接，活動(dòng)構(gòu)件數(shù)n為曲柄OA、三角桿BAD、擺桿BC、連桿DE以及滑塊共5件，桿件之間都是轉(zhuǎn)動(dòng)副，并且該機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)副類型均為低副，低副數(shù)PL為7，該機(jī)構(gòu)沒有高副，所以PH為0。F=3n-2PL-P=3×5-2×7-0=1機(jī)構(gòu)具有確定運(yùn)動(dòng)的條件是機(jī)構(gòu)的自由度數(shù)目大于零件，且原動(dòng)件數(shù)目等于機(jī)構(gòu)的自由度數(shù)。通過計(jì)算得到機(jī)構(gòu)的自由度等于1,顯然該機(jī)構(gòu)的自由度數(shù)等于機(jī)構(gòu)的原動(dòng)件數(shù)，所以該肘桿機(jī)構(gòu)具有確定運(yùn)動(dòng)。4.2六桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)方程式圖4-2為偏置六桿機(jī)構(gòu)示意圖，圖中ri和θi;(i=1,…,6)分別表示桿1-6的長度和各桿所在位置與水平方向的夾角。e表示滑塊質(zhì)心位置和曲柄回轉(zhuǎn)中心的水平距離，即偏置量。桿1為曲柄，其回轉(zhuǎn)中心為O，以O(shè)為中心建立如圖所示的坐標(biāo)系。C(xc,yc)表示點(diǎn)C的位置坐標(biāo)，s為滑塊的位置參數(shù)，S為滑塊的行程，L為滑塊下死點(diǎn)到坐標(biāo)原點(diǎn)的垂直距離，圖4-2肘桿機(jī)構(gòu)簡圖肘桿機(jī)構(gòu)滿足的基本運(yùn)動(dòng)學(xué)方程為r1cosθ1+r2r1sinθ1+r2r1cosθ1+r5r1sinθ1+r5θ2+γ=θ5由式(1-4)和（1-5）可得，滑塊的速度和加速度與曲柄轉(zhuǎn)角的變化關(guān)r1sinθ1+r1cosθ1+r5cosθdsdθ1=r1d2sdθ12=-r1sinθ得到(6-2)到(6-6)五個(gè)六桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)學(xué)方程，當(dāng)知道曲柄轉(zhuǎn)角的值時(shí)，就可以解出以上方程組中其他的五個(gè)未知變量。4.3銷軸的直徑計(jì)算肘桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)到下死點(diǎn)位置時(shí)，連桿的受到的作用力最大，同時(shí)銷軸承受最大的載荷，壓力機(jī)工作的安全性取決銷軸的強(qiáng)度大小，圖4-3表示下死點(diǎn)位置銷軸的受力分析。軸銷作為聯(lián)接用的，其工作時(shí)主要受到剪切和擠壓力的作用，在設(shè)計(jì)時(shí)，其尺寸由過載時(shí)被剪斷的條件決定。a)連桿和銷軸連接處b)銷軸受力分析圖4-3銷軸的受力分析圖銷軸的剪切強(qiáng)度計(jì)算公式：τmax=F由式1-1可得：d≥4式中Fτ工作剪力（N）,因?yàn)榇藟毫C(jī)為雙點(diǎn)壓力機(jī)，F(xiàn)d銷軸危險(xiǎn)截面的直徑（mm）；[τB]材料的許用剪應(yīng)力（MPa），銷軸材料為45鋼，[τB]=（0.6~0.7）σ，壓應(yīng)力σ=178MPa，本文取0.7將數(shù)據(jù)代入式1-2中得d≥4?2000?1000取銷軸直徑為d=150mm4.4連桿的厚度計(jì)算利用銷軸的擠壓應(yīng)力計(jì)算連桿的厚度t,銷軸的擠壓強(qiáng)度條件σP=FFσ式中Fσ擠壓力（N），F(xiàn)t連桿厚度（mm）;d銷軸直徑（mm）,d=35mm;[σP]許用應(yīng)力（MPa）,取[σP將數(shù)據(jù)代入得t≥2000?1000取連桿厚度t=150mm4.5肘桿各桿長度和布置設(shè)計(jì)圖4-4肘桿換向裝置傳動(dòng)機(jī)構(gòu)工程結(jié)構(gòu)圖1-芯軸，2-芯軸銅套，3-偏心倫銅套，4-擺桿，5-偏心輪6-三角桿，7-連桿文獻(xiàn)[5]中的壓力機(jī)與本文所設(shè)計(jì)的壓力機(jī)都是雙點(diǎn)負(fù)偏執(zhí)肘桿換向裝置所以通過經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)我們可以得到我們所需要的數(shù)值，文獻(xiàn)[5]中壓力機(jī)的公稱力為200KN,滑塊行程為150mm，曲柄長度r1表2-1設(shè)計(jì)變量及優(yōu)化結(jié)果變量rrrrxyγe優(yōu)化值152.9247.5156.7174.7231.1-68.5161.3-11.2本文壓力機(jī)的公稱力為4000KN，滑塊行程為6000mm，由上經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)可得:表2-2六桿的長度尺寸及布置位置變量rrrrrxyγe經(jīng)驗(yàn)值45152.9247.5156.7174.7231.1-68.5161.3-11.2最終值180611.6990626.8698.8924.4-274161.3-44.8對應(yīng)肘桿換向裝置傳動(dòng)機(jī)構(gòu)工程機(jī)構(gòu)圖可得下表：表2-3六桿長度尺寸表變量LLLLLxyγe經(jīng)驗(yàn)值45152.9247.5156.7174.7231.1-68.5161.3-11.2最終值180611.6990626.8698.8924.4-274161.3-44.84.6導(dǎo)軌設(shè)計(jì)導(dǎo)軌的功用是導(dǎo)向和承載。壓力機(jī)的加工精度、工作能力和使用壽命在一定程度上取決定、導(dǎo)軌的質(zhì)量。所以導(dǎo)軌需要滿足下列幾點(diǎn)設(shè)計(jì)要求1．精度是滑塊沿支承導(dǎo)軌運(yùn)動(dòng)時(shí)，直線運(yùn)動(dòng)導(dǎo)軌的直線性，為了保證導(dǎo)向精度，導(dǎo)軌設(shè)計(jì)時(shí)要有足夠的長度。2.采用四面導(dǎo)軌為滑塊導(dǎo)向3.為了能長期保持導(dǎo)向精度和使用壽命，對導(dǎo)軌提出了剛度和耐磨性的要求，且在導(dǎo)軌上使用潤滑油。4．導(dǎo)軌結(jié)構(gòu)結(jié)構(gòu)盡量簡單和方便維護(hù)維修。

第五章肘桿換向裝置主要零部件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)5.1傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)圖5-1傳動(dòng)系統(tǒng)簡圖軸是穿在軸承中間或車輪中間或齒輪中間的圓柱形物件，但也有少部分是方型的。軸是支承轉(zhuǎn)動(dòng)零件并與之一起回轉(zhuǎn)以傳遞運(yùn)動(dòng)、扭矩或彎矩的機(jī)械零件。一般為金屬圓桿狀，各段可以有不同的直徑。機(jī)器中作回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的零件就裝在軸上。5.1.1高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算（1）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計(jì)算初步確定軸的直徑，軸的材料主要是碳鋼和合金鋼,其中最常用的是45鋼，所以本文軸的材料選用材料45鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊第二版計(jì)算公式（16-1）得：d≥A式中P1n1由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊第二版得知A0=126~103，當(dāng)只受轉(zhuǎn)矩或彎矩相對轉(zhuǎn)矩較小時(shí),A0取小值;當(dāng)彎矩相對轉(zhuǎn)矩較大時(shí),A0取大值。在多級齒輪減速器中,高速軸的轉(zhuǎn)矩較小,d≥A03P考慮的軸上有鍵槽，對于d≤100mm的軸，開一個(gè)鍵槽,軸徑應(yīng)增大5%~7%，得d=71.24mm，所以取標(biāo)準(zhǔn)值d=75mm。軸上的其他長度尺寸由相關(guān)配合件來確定。5.1.2.中間軸的設(shè)計(jì)計(jì)算（1）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計(jì)算初步確定軸的直徑，軸的材料主要是碳鋼和合金鋼,其中最常用的是45鋼，所以本文軸的材料選用材料45鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊第二版計(jì)算公式（16-1）得：d≥式中P2n2由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊第二版得知A0=126~103，當(dāng)只受轉(zhuǎn)矩或彎矩相對轉(zhuǎn)矩較小時(shí),A0取小值;當(dāng)彎矩相對轉(zhuǎn)矩較大時(shí),A0取大值。在多級齒輪減速器中,高速軸的轉(zhuǎn)矩較小,d≥A03P考慮的軸上有鍵槽，對于d>100mm的軸，開一個(gè)鍵槽,軸徑應(yīng)增大3%，得d=120.75mm,所以取標(biāo)準(zhǔn)值d=130mm。軸上的其他長度尺寸由相關(guān)配合件來確定。5.1.3.低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算（1）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計(jì)算初步確定軸的直徑，軸的材料主要是碳鋼和合金鋼,其中最常用的是45鋼，所以本文軸的材料選用材料45鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊第二版計(jì)算公式（16-1）得：d≥式中P3n3由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊第二版得知A0=126~103，當(dāng)只受轉(zhuǎn)矩或彎矩相對轉(zhuǎn)矩較小時(shí),A0取小值;當(dāng)彎矩相對轉(zhuǎn)矩較大時(shí),A0取大值。在多級齒輪減速器中,高速軸的轉(zhuǎn)矩較小,d≥A03P考慮的軸上有鍵槽，對于d>100mm的軸，開一個(gè)鍵槽,軸徑應(yīng)增大3%，得d=190.71mm,所以取標(biāo)準(zhǔn)值d=200mm。軸上的其他長度尺寸由相關(guān)配合件來確定。5.2鍵的設(shè)計(jì)5.2.1電機(jī)軸與小大帶輪聯(lián)接處(1)選擇鍵連接的種類和尺寸。大帶輪連接處d=75mm，長150mm，考慮到鍵在軸中部安裝，參考文獻(xiàn)，選鍵40×180GB/T1096-2003，b=20，h=14，L=100。選擇材料為45鋼，查表4-28，取鍵靜連接是擠壓應(yīng)力σp=110Mpa，工作長度l=L-b=80mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h，(2)校核鍵的連接強(qiáng)度σ（8-2）故鍵的強(qiáng)度足夠，選擇鍵22×140GB/T1096-2003合適。5.2.2中間軸與大齒輪聯(lián)接處(1)選擇鍵連接的種類和尺寸。大帶輪連接處d=130mm，長200mm，考慮到鍵在軸中部安裝，參考文獻(xiàn)，選鍵40×180GB/T1096-2003，b=40，h=30，L=180。選擇材料為45鋼，查表4-28，取鍵靜連接是擠壓應(yīng)力σp=110Mpa，工作長度l=L-b=140mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h，(2)校核鍵的連接強(qiáng)度σ（8-3）故鍵的強(qiáng)度足夠，選擇鍵22×140GB/T1096-2003合適。5.2.3低速軸與大齒輪聯(lián)接處(1)選擇鍵連接的種類和尺寸。小齒輪連接處d=200mm，長110mm，考慮到鍵在軸中部安裝，參考文獻(xiàn)，選鍵20×100GB/T1096-2003，b=40，h=22，L=250。選擇材料為45鋼，查表4-28，取鍵靜連接是擠壓應(yīng)力σp=120Mpa，工作長度l=L-b=210mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h，(2)校核鍵的連接強(qiáng)度σ（8-4）故鍵的強(qiáng)度足夠，選擇鍵22×80GB/T1096-2003合適。5.3軸承的選取因?yàn)閭鲃?dòng)系統(tǒng)采用的傳動(dòng)齒輪為斜齒輪，斜齒輪傳動(dòng)比直齒輪要好，斜齒輪嚙合時(shí)中心距緊湊，適用于速度高和載荷大的場合，而斜齒輪傳動(dòng)會(huì)有軸向力，所以在選擇軸承的時(shí)候，該軸承既能夠承受徑向力也要能夠承受軸向力。在3Dsource零件庫中選擇滿足設(shè)計(jì)要求和強(qiáng)度要求的軸承。在傳動(dòng)系統(tǒng)中，對于齒輪軸1，該軸上載荷小、速度高，所以采用角接觸球軸承。圖5-27318C/DT角接觸球軸承對于中間軸2、低速軸3和惰輪軸，這三根軸處于載荷大、速度低，所以采用圓錐滾子軸承。圖5-3中間軸2上的352026X2圓錐滾子軸承圖5-4低速軸上的352040X2圓錐滾子軸承圖5-5惰輪軸4上的352032RX2圓錐滾子軸承5.4機(jī)架的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)壓力機(jī)機(jī)身結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)滿足下列要求:1.機(jī)身結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)在符合強(qiáng)度和剛度的情況下，機(jī)身質(zhì)量盡量要小一點(diǎn)，這樣可以降低材料成本。2.結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)要考慮到便于其他零件的安裝以及修理和更換。3.設(shè)計(jì)機(jī)身的底座時(shí)要有充足底面積，這樣才能保證壓力機(jī)的穩(wěn)定性。4.結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)應(yīng)力求減少振動(dòng)和噪聲。公稱壓力為4000KN的肘桿換向裝置屬于中小型壓力機(jī)，機(jī)身見圖5-6。機(jī)身體總高為5818.02mm，長為5070mm，寬為3485mm，下底座高為1500mm。圖5-6肘桿換向裝置機(jī)身

第六章肘桿換向裝置三維模型建立及有限元分析6.1三維模型的建立6.1.1概述通過建立肘桿換向裝置的三維模型，能夠更加直觀的看到各個(gè)零部件之間的配合關(guān)系，通過觀察模型，發(fā)現(xiàn)設(shè)計(jì)中存在的不足并及時(shí)改進(jìn)，為后續(xù)裝配圖零件圖的繪制奠定基礎(chǔ)。因?yàn)镾olidworks軟件功能強(qiáng)大，較其他三維建模軟件更加簡單易用，并且可以直接從裝配圖制作工程圖并導(dǎo)入CAD中進(jìn)行修改。所以本設(shè)計(jì)中從草圖的繪制到零件的總體裝配均在SW中進(jìn)行。6.1.2主要零部件的三維模型本設(shè)計(jì)共有含零件總數(shù)六十多個(gè)，其中主要包含機(jī)架、滑塊、電機(jī)、帶輪、齒輪、六桿機(jī)構(gòu)、軸等，本節(jié)將對部分零件三維模型進(jìn)行展示。下圖6-1所示為上機(jī)架的三維模型圖6-1上機(jī)架三維模型（2）下圖6-2所示為六桿機(jī)構(gòu)三維模型圖6-2六桿機(jī)構(gòu)三維模型（3）下圖6-3所示為底座三維模型圖6-3底座三維模型（4）下圖6-4所示為立柱三維模型圖6-4立柱三維模型（5）下圖6-5所示為拉緊螺栓螺母三維模型圖6-5拉緊螺栓螺母三維模型

6.1.3總裝配圖的三維模型下面將從不同視圖方向?qū)ρb配體進(jìn)行展示。（1）圖6-6所示為整體模型結(jié)構(gòu)圖6-6整體三維模型

圖6-7所示為正視圖方向三維模型圖6-7正視方向三維模型（3）側(cè)視圖方向模型結(jié)構(gòu)圖6-8側(cè)視方向三維模型（4）俯視圖方向模型結(jié)構(gòu)圖6-9俯視方向三維模型6.2機(jī)身的有限元分析靜力學(xué)分析所研究的是在靜力載荷的作用下機(jī)構(gòu)零件的變形和位移情況。靜力學(xué)分析時(shí)通常不考慮承受載荷隨時(shí)間的變化情況以及慣性和阻尼對機(jī)構(gòu)的影響。是一種應(yīng)用在分析一些穩(wěn)定不變的慣性力以及那些隨時(shí)間變化很慢可以近似等價(jià)為靜力作用的載荷的條件。本文選用SW中的SolidWorksSimulation模塊對零件進(jìn)行有限元分析。它的分析步驟更加簡單，最后可直接將分析結(jié)果和步驟生成報(bào)表，提高工作效率。本設(shè)計(jì)中選擇機(jī)身作為有限元分析的對象。因?yàn)橹鈼U換向裝置工作時(shí)，機(jī)身是壓力機(jī)中耐疲勞、抗沖擊、承壓零件的一個(gè)基本部件，壓力機(jī)幾乎所有零件都安裝在機(jī)身上。機(jī)身不僅要承受壓力機(jī)工作時(shí)全部的變形力，且承受其他零件的重量，所以機(jī)身的耐磨性和抗沖擊性對整個(gè)壓力機(jī)的生產(chǎn)效率和壽命起著至關(guān)重要的作用。因此本節(jié)選擇對機(jī)身的強(qiáng)度剛度進(jìn)行有限元分析。機(jī)身的主要失效形式包括彎曲變形、疲勞斷裂、等。通過有限元分析將對機(jī)身設(shè)計(jì)中存在的不足進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，以達(dá)到生產(chǎn)要求。6.2.1實(shí)體建模使用Simulation進(jìn)行靜力學(xué)分析主要有6個(gè)步驟，包括實(shí)體建模、受力分析、固定約束、定義材質(zhì)、施加載荷、分析優(yōu)化。在實(shí)際生產(chǎn)設(shè)備中，壓力機(jī)的機(jī)身裝配其他零件。分析時(shí)，將機(jī)身簡化，從壓力機(jī)系統(tǒng)中分離出來，建立實(shí)體模型。實(shí)體模型的具體步驟如下：首先建立草圖，通過拉伸切除命令，得到上機(jī)身、底座、立柱和拉緊螺栓螺母，裝配可得到壓力機(jī)機(jī)身三維模型。本文在建模過程中，簡化了模型的一些細(xì)節(jié)要求，包括的圓角和倒角等。因?yàn)檫@些細(xì)節(jié)對于機(jī)身的靜力分析結(jié)果影響不大，故做簡化處理。簡化后的機(jī)身實(shí)體模型如圖6-10所示。圖6-10機(jī)身三維模型6.2.2機(jī)身的受力分析首先打開solidworks中插件Simulation，在對機(jī)身模型靜力學(xué)分析的時(shí)候，我們需要確定邊界條件和施加的載荷。因?yàn)橹鈼U換向裝置在現(xiàn)實(shí)中工作時(shí)，固定在地面上的是機(jī)身的底座，所以，我們要在分析的時(shí)候要對機(jī)身底部添加固定約束。肘桿換向裝置的工作狀態(tài)有不同階段，我們選肘桿換向裝置在達(dá)到公稱壓力的時(shí)候進(jìn)行靜力分析，到公稱壓力就是在下死點(diǎn)附近位置,此時(shí)機(jī)身受到的載荷達(dá)到最大，最終選取壓力機(jī)下死點(diǎn)位置機(jī)身的所受載荷為模擬載荷，此時(shí)機(jī)身受到垂直于工作臺的公稱壓力4000kN，每個(gè)芯軸安裝位置前后軸承孔所受的軸承力載荷分別為1491.1kN和508.9kN。

6.2.3施加載荷和約束在“夾具顧問”選項(xiàng)卡下定義約束選擇固定幾何體。本設(shè)計(jì)中，對底座進(jìn)行固定，在軸承孔上施加載荷，在軸承孔做出分割線將孔分為兩部分，在其中施加力，分析在在力的作用下，機(jī)身的受力變形情況。施加載荷情況去下圖6-11所示。圖6-11施加約束及載荷

6.2.4應(yīng)用材料并劃分網(wǎng)格在完成機(jī)身固定和施加載荷后，編輯材料并劃分網(wǎng)格。選擇材料為40Cr，網(wǎng)格的密度會(huì)直接影響分析結(jié)果的準(zhǔn)確性以及計(jì)算機(jī)分析運(yùn)算速度。為使分析結(jié)果更加準(zhǔn)確，我選擇了較高密度的自由網(wǎng)格，劃分自由網(wǎng)格后如下圖6-12所示。圖6-12應(yīng)用材料生成網(wǎng)格

6.2.5結(jié)果分析對肘桿換向裝置的機(jī)身進(jìn)行應(yīng)力應(yīng)變分析后，得到的應(yīng)力應(yīng)變和位移圖如圖6-13、6-14、6-15所示。圖6-13應(yīng)力分析云圖圖6-14應(yīng)變分析云圖圖6-15位移云圖從應(yīng)力分布圖6-13看，機(jī)身所受的最大屈服強(qiáng)度為54.08Mpa，已知40Cr的最大屈服強(qiáng)度為710Mpa，所以機(jī)身整體滿足強(qiáng)度要求。由機(jī)身的位移云圖6-15知，機(jī)身的最大位移是0.7824mm，變形主要集中在機(jī)身的上半部分，壓力機(jī)機(jī)身的容許撓度的經(jīng)驗(yàn)公式：[δ]≤(16000~18000這里取L

(機(jī)身寬)為3485mm,得最小容許撓度0.8221mm，可知機(jī)身總變形是滿足要求的。

第七章肘桿換向裝置性能與經(jīng)濟(jì)性分析本設(shè)計(jì)中肘桿換向裝置的零部件為齒輪、軸、滑塊、機(jī)架、軸承、電動(dòng)機(jī)、皮帶輪、平衡氣缸及其他零件若干。由于條件限制其中主要零部件的單價(jià)通過在電商平臺調(diào)查的形式做出如下表2-4所示的零件價(jià)格一覽表。表2-4肘桿換向裝置零件價(jià)格表分組名稱件數(shù)單件價(jià)格總價(jià)材料成本標(biāo)準(zhǔn)件一批200三相異步電動(dòng)機(jī)173007300平衡氣缸4200800小帶輪14545大帶輪114501450V帶630180軸材料及加工510005000齒輪材料加工510005000機(jī)身12000020000導(dǎo)軌45002000連接件一批200連桿2300600凸輪2300600三角架2300600軸承105005000電機(jī)支架15050滑塊110001000拉緊螺栓螺母45002000氣泵25001000墊板1400400消耗品一批50小結(jié)：1344加工成本裝配、鉗工50車銑加工50鑄造25焊接40電工40其它80小結(jié)：115其它成本（10%）500總價(jià)：54260注：考慮到產(chǎn)品的損耗，其中包括采購原材料的損耗和加工損耗，預(yù)計(jì)損耗率為2%，因此最終成本為54300元。

第八章結(jié)論本文詳細(xì)介紹了肘桿換向裝置的設(shè)計(jì)過程。根據(jù)相關(guān)技術(shù)成果，結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際，嚴(yán)格按照生產(chǎn)要求設(shè)計(jì)了肘桿換向裝置的結(jié)構(gòu)方案，并對實(shí)現(xiàn)其功能的有關(guān)機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)；主要內(nèi)容分為以下幾點(diǎn)：1、對設(shè)計(jì)所得肘桿換向裝置的基本工作原理進(jìn)行闡述。通過查閱資料確定六桿機(jī)構(gòu)的最優(yōu)布置方案，選用三相異步電動(dòng)機(jī)作為動(dòng)力源，選用并設(shè)計(jì)了減速器、V帶、齒輪作為壓力機(jī)的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)。2、對肘桿換向裝置的主要零部件進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算并校核，主要包括六桿機(jī)構(gòu)、電機(jī)、V帶、齒輪、軸等。六桿機(jī)構(gòu)分為擺桿、三角桿、凸輪和連桿，其中連桿的長度為698.3mm，厚度為150mm。電機(jī)實(shí)際功率為88.9Kw，最終選取額定功率90Kw。3、根據(jù)對肘桿換向裝置主要零部件計(jì)算和校核的結(jié)果利用solidworks軟件對其進(jìn)行草圖繪制和三維建模，最后完成實(shí)體裝配。最后對機(jī)身進(jìn)行有限元分析后，針對可能出現(xiàn)的風(fēng)險(xiǎn)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)后，得出設(shè)計(jì)結(jié)果滿足相關(guān)生產(chǎn)要求。4、利用CAD制圖軟件繪制肘桿換向裝置的整體裝配圖和主要零部件圖紙，更加完善設(shè)計(jì)內(nèi)容。該設(shè)計(jì)重點(diǎn)是對肘桿換向裝置的主要非標(biāo)零件和標(biāo)準(zhǔn)件進(jìn)行設(shè)計(jì)、計(jì)算、選型、校核。由于個(gè)人能力有限，設(shè)計(jì)中存在許多不足之處，請各位老師批評指正。

參考文獻(xiàn)Yossifon

S,

Messerly

D,

Kropp

E,

et

al.

A

servo

motor

driv