压床六杆机构

《机械设计》课程设计

设计题目：压床六杆机构

班级： 姓名： 学号： 指导老师： 日期：

前言：

机械的发展程度，机械工业的生产水平是一个国家现代化建设水平的主要标志之一，为了更好地运用、研究、发展机械，学习和掌握一定的机械设计基础知识是非常重要的。

机械设计课程主要介绍联接零件（包括螺栓联接、键联接等），传动零件（包括齿轮传动、蜗杆传动和带传动），轴系零件（包括轴、轴系、联轴器和离合器）。以及其它零件的设计。通过本课程的学习，将为进一步学习有关专业课和今后从事机械设计工作，直接服务于社会奠定良好的基础。

设计目的及要求：

本课程的性质是以一般通用零件的设计为核心的设计性课程，而且是论述它们的基本设计理论与方法的技术基础课程。通过学习这些基本内容去掌握有关的设计规律和技术措施，从而具有设计其他通用零、部件和某些专用零、部件（包括教材中没有提到的以及目前尚未出现的）的能力。

课程设计中，要求学生根据设计任务，绘制必要的图纸，编写说明书等。通过对课程设计的编写，可以让学生领会到本课程所培养的真谛：

1) 有正确的设计思想并勇于创新探索；

2) 掌握通用零件的设计原理、方法和机械设计的一般规律，进而具有综合运用所学的知识，研究改进或开发新的基础件及设计简单的机械的能力；

2

3) 具有运用标准、规范、手册、图册和查阅有关技术资料的能力；

4) 掌握典型机械零件的试验方法，获得实验技能的基本训练； 5) 了解国家当前的有关技术经济政策，并对机械设计的新发展有所了解。

为了综合运用机械设计课程的理论知识，分析和解决与本课程有关的实际问题，使所学知识进一步巩固和加深，我参加了此次的机械设计课程设计。

功能原理设计：

首先确定压床的机构原理及有关数据，制定一套最合适可行的基本构型和运动方案。再查阅相关资料，通过精确的计算和运用相关应用软件（例如CAXA，Solidworks，ADAMS等造型、分析软件）进行运动模拟，对设计题目进行创新设计和运动仿真。

基本构型与运动方案确定之后就要对可能需要的零件进行设计和选取，绘制零件图、装配图等，并以二维的方式精确表达。在这里就要经常查阅《机械设计手册》等有关资料并且广泛阅读有关的参考文献，以丰富相关知识，提高机械设计的基本技能。

设计方案：

通常情况下，一部机器需要通过电机带动一系列复杂的机构使其正常运转，这其中涉及到很多简单且基本的机械机构。当然，也可以直接通过电机带动整部机器的运转，这完全取决于机器所需完成的工作以及设计该机器时所面临的种种实际情况。

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此压床六杆机构由一个小型交流电动机带动，通过一曲柄连杆机构实现锻压。以电动机作为动力源，通过皮带轮降速，将动力传给曲柄摇杆机构，精简了系统结构。在这样一种构件组的设计中，它能够给被锻压物件提供瞬间的高强度冲击力，使锻造容易进行。当然它的缺点是，机构比较笨重，在冲头抬升过程中，惯性不大时会影响运动的进行。

压床六杆机构

题设数据：

六杆机构的中心距、、，构件3的上、下极限位置角，滑块5的行程H，比值大阻力

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、

、，曲柄转速以及冲头所受的最

等列于数据表：

六杆机构的设计数据

H (mm) (mm) (mm) (°) (°) (mm) （KN） (rpm) 70 200 310 60 120 210 0.5 0.25 120 9

一.基本构型设计与数值计算 （1）摇杆滑块机构

将该压床机构分开，除去主动杆件l1和l2，只对l3、l4以及固定铰D和滑块F分析，将图顺时针旋转90°，以方便分析，并建立坐标系。为方便研究，在这里将固定铰D改为A，将滑块F改为C，将铰链E改为C，AB即l3，BC即l4。

坐标建立：x轴过A点，y轴过电动机圆心点，即已确定A的坐标为(310,0)。当C运动到最高点处取B2、C2，运动到最低点取B1、C1。

 yB1l3sin3 对AB1C1：xB1xAl3cos31l4(xB1xC1)(yC1yB1) l4l3

4222

5

60 已知数据：yC1200 xA310 3联立以上各式，并将xB1、yB1、xC1均用l3表示，得

l3123123xC1310(l3200)(l3200)……①

244 yB2l3sin3 对AB2C2：xB2xAl3cos31l4(xB2xC2)(yC2yB2) l4l3

4222120 已知数据：yC1200 xA310 3联立以上各式，并将xB2、yB2、xC2均用l3表示，得

l3123123xC2310(l3200)(l3200)……②

244又∵xC1210xC2……③ 联立①②③得l3210

代入①②式检验：

123123(l3200)(l3200)2427.40

44∴xB1205 yB1181.86 xC1155.73 xC2365.73 可得l452.5

根据得来的数据，可确定摆动杆l3的具体位置以及运动规律，从而也进一步确定了l4以及滑块C1的运动规律。

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（2）曲柄摇杆机构

现重新设置符号，将主动件旋转圆心定为A点，将l3的固定端设为D点，从动件有AB，CD。当l3摆置时，l1与l2重合时，B在B1处。l1与l2展开连成一条直线时，B在B2处。此时，曲柄所在的两个位置所夹的锐角θ就是极位夹角。

对AB1C1D分析：已知A(0,70) D(310,0) 连接AD，由勾股定理知：lADyAxD317.81

22OA12.72 再求得ADOarctanODADO6012.7247.28 ∴α3对△AC1D，由余弦定理：

l2lADlC1D2lADlC1Dcosα312.21

其中lC1D222l3140 3再对系统分析：

xC1(yC1yA)2(l2l1)2

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22llx(yy)66.80 ∴12C1C1A2240 其中xC1310lC1Dcos3121.24 yC1lC1Dsin3（3）两种机构合并

l1、l2求得之后，再加上前面的数据，就可根据算出的尺寸，

绘制一幅精确的平面六杆压床机构简图。

这便是一个精确的平面六杆压床机构简图，其中l166.8，

l2312.2，l3210.0，l452.5

经实际考虑，对上述数据进行适当比例调整，取l1400.8，

l21873.2，l31260.0，l4315.0，且x1420，x21200，

y=1860，H=1260, H315.0（单位：mm）以此定为最终数据。

小结：基本构型和运动方案已经确定，在后面的选材中要用到

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这些尺寸。按照1:1的比例将上诉最终数据的单位按毫米计算。

二．电动机与减速传动装置

电动机的转速要尽量小，因为题设转速要求只有n=120 r/pm，选择电动机后还应考虑减速。现采用普通V带传动降速的办法，将动力传给曲柄摇杆机构。

型号待确定，选择额定功率7Kw左右，频率50Hz，10极的交流同步电动机，同步转速n160f6050600r/min， p5

n1600i57符合条件。

n2120普通V带传动的设计计算：

1.计算功率：PcaKAP1.177.7kW，其中KA取1.1 2.根据计算所得的数据且结合查表知，得出选择普通A型V带轮适合，并由传动比选择小带轮的基准直径dd1160，大带轮基准直径dd2800。（单位：mm）

3.验算带速：v1 v2dd1n16010008001206010005.0245符合条件

dd2n26010001606006010005.0245符合条件

4.初定中心a和带的基准长度： 0.7(dd1dd2)a02(dd1dd2) ∴672a01920 取a0800mm 5.初定相应带长：

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(dd2dd1)2(800160)2Ld02a0(dd1dd2)2800(160800)2010.424a0241000 查表确定基准带长取Ld2000mm

∴实际中心距aa0LdLd020002010.41000994.8 226.实际中心距的变动范围：

amina0.015Ld964.8

amaxa0.03Ld1054.8

7.验算小带轮包角α1：

α1180(dd2dd1)57.3(800 160)57.3180143.14120 a994.8包角合适

8.确定带的根数z：

Pr(P0P0)KKL

备注：由于《机械设计手册》中没有n1600rpm的转速的额定

功率表，故选用n1700rpm以作参考。

∴ P01.51 P00.09

K0.91 KL1.03

∴ Pr(1.510.09)0.911.031.50 ∴zPca7.75.13 取z=6 Pr1.509.确定带的初拉力F0 (F0)min500(2.5K)Pcaqv2

Kzv(2.50.91)7.70.105.022 0.9155.02270.52N500对于新安装的V带，初拉力应为1.5(F0)min405.78N；对于运转后的V带，初拉力应为1.3(F0)min351.68N

10.计算带传动的压轴力FP FP2zF0sin

1225270.52sin10

147.112570.0N 2 普通A型V带轮的截面尺寸（图1） 带型 节宽bp/mm 顶宽b/mm 高度h/mm 横截面积A/mm2 楔角  A 11.0 13.0 6.0 81 40° 轮槽截面尺寸（图2） mm 槽型 A bd bamin bfmin e fmin  38° 11.0 2.75 8.7 150.3 9

图1 图2

带轮的外形设计（二维图略）

电动机小带轮（普通碳钢） 大带轮（普通碳钢）

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皮带轮整体效果图

三．键的选择和连接

键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面。键的类型应根据键连接的结构特点、使用要求和工作条件来选择；键的尺寸则按符合标准规格和强度要求来取定。重要的键连接在选出键的类型后，还应进行强度校核计算。

取电动机轴的直径为d=66mm 1.小带轮普通平键

尺寸bh2012，L=36 （mm）

PFvTFFdn60P ∴F 60dnd60Pca122.54Nm k=0.5h=4mm 22nlLb362016mm d=66mm

2T1032122.5410338.68MPa[p] ∴pkld42466∴键或毂、轴选择钢材料 平键连接受力情况：（下同）

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图3

2.大带轮普通平键

尺寸：bh2816，L=90 （mm）

PFvFdn260P ∴F

dn260d60Pca612.74Nm k=0.5h=8mm 22n2大带轮转矩TFlLb902862mm d=100mm

2T1032612.74103p49.41MPa[p] 选择钢材料

kld4621003.摇臂杆普通平键

设计参数与大带轮普通平键相同，故略。 四．轴的选择与参数计算

抗拉强度极限材料牌号 毛坯直热处理 径/mm 硬度/HBS 屈服强度极限弯曲疲劳极限剪切疲劳极限许用弯曲应力备注 B S 1 MPa 1 [1] 正火 45 回火 100 >100～300 170～217 162～217 590 295 255 140 55 应用最广泛 570 285 245 135 13

1．对于电动机轴，选用45钢材料

小带轮重力m1g7920.381039.877.61N 压轴力FP2570.0N 按受力最大方向计算：

F6FP15.42kN A1d2143421.19mm2

1F1A4.51MPa[] 符合要求 19550000PcaTTnW32.13MPa 符合要求 T0.2dM1maxF1l115.421001031.542kNm

M1max1.542103321091maxW66354.63MPa[1]1z

三维模拟：电动机轴

2.对于大带轮连接摇臂杆轴： 选用45钢材料，最小直径100mm

大带轮重力m2g112711.371039.81104.56N

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符合要求 压轴力FP2570.0N，∴F6FP15.42kN 在摇杆处认为受力最大是在l1与l2重合时： ∴Fc22.783kN，Mg95500000.2dmg4.0kN

n14TTWTPcan3.06MPa 符合要求 3轴的受力分析图：（图中数据在笔算中已获得）

纵向受力面（左）与横向受力面（右）进行分析计算

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∴M1MH12MV1219802121222321Nm

M2MH2MV24204.82764.0124273.64Nm

22取M2进行计算：

caMT4W2W22M2T1 其中0.3

W2∴ca4273.6420.3612.740.21MPa 符合要求 30.21002

三维模拟：大带轮轴

五．滚子轴承选择

1.对靠近大带轮侧的滚子轴承

径向载荷FN1FN1'2FN1''22.44215.49215.68kN 型号选择：深沟球轴承(摘自GB/T 283-1994) 轴承代号|60000型: 6420

基本尺寸/mm|d:100，基本尺寸/mm|Ｄ:250 ,基本尺寸/mm|B:58，安装尺寸/mm|da (min):118，安装尺寸/mm|Da (max): 232，安装尺寸/mm|ra (max):3，其他尺寸/mm|d2 ≈:146.4，其他尺寸/mm|D2 ≈:203.6，其他尺寸/mm|r (min):4，基本额定载

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荷/kN|Cr:223，基本额定载荷/kN|C0r:195，极限转速/(r/min)|脂:2400，极限转速/(r/min)|油:3200，重量/kg|W≈:12.9。 深沟球轴承，其特点是主要承受径向载荷，也可同时承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最小。

验算：因轴向载荷很小，故相对轴向载荷取

Fa0.025，且对应C0的X=1,Y=0。故当量动载荷P215.6831.36kN（取fP2）

106C10622349940h 寿命Lh60nP6012031.363

2.对靠近摇臂杆侧的滚子轴承

FN2FN2'2FN2''231.9222.48232.02kN

型号选择：(摘自GB/T 283-1994) 轴承代号NUP型: NUP 420

基本尺寸/mm|d: 100，基本尺寸/mm| D: 250，基本尺寸/mm|B: 58，

基本尺寸/mm|Fw: 139，安装尺寸/mm|da(max): 137，安装尺寸/mm|da(min): 116，安装尺寸/mm|db(min): 141，安装尺寸/mm|dc(min): 156，安装尺寸/mm| Da(max): 234，安装尺寸/mm|ra(max): 3，安装尺寸/mm|rb(max): 3，其他尺寸/mm|d2: 153，其他尺寸/mm| D2: 194，其他尺寸/mm|r(min): 4，其他尺寸

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/mm|r1(min): 4，基本额定载荷/kN|Cr: 418，基本额定载荷/kN|C0r: 480，极限转速/(r/min)|脂: 2000，极限转速/(r/min)|油: 2800，重量/kg|W≈: 16

内圈单挡边带平挡圈的圆柱滚子轴承，其特点是：

验算：因轴向载荷很小，对应的X=1,Y=0。故当量动载荷

P232.0264.04kN（取fP2）

寿命Lh10C1060nP601206641864.0410372180h

三维模拟：轴承箱中的两个轴承

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六．销钉连接设计

Pca7.71031532.64N 电动机传动力：Fcav5.024大带轮传递力矩：M1Fcadd2613.06Nm 2摇臂传递力矩：M2M1(0.95)2553.28Nm ∴l1与l2所连接销轴受最大切向力F此时l1与l2相垂直且l2在升程状态。

1.对于连接l1与l2的销轴设计：

FF[p] []

d2db()2M2553.288282.63N，l166.8103∴d2F8282.63211.48mm 6[]8010F11.5mm d[p]∴摇臂所套销轴的厚度b∴销轴的选择：

公称直径：12mm，长度l=120mm,材料为35钢，热处理硬度28～38HRC，表面氧化处理的A型销轴，GB 882 12120

dkmax=16，k(公称)=3，dlmin=4，r=0.5，c≈1.5，C1≈0.5，

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X=5，l(商品规格范围)=120 （单位：mm）

在l1与l2所连接销轴受最大切向力时，l2与l3的受力情况一样，故也使用上述销轴，l3固定销轴在整个运转过程中受力最小，但为了统一使用，均采用GB 882 12120。

开口销的选择：

公称直径d=5mm、长度1=40mm.材料为Q235不经表面处理的开口销：销GB/T 91 540

销孔的公称直径等于d(公称)。a(min)0.5a(max) 单位：mm

销轴与开口销三维模拟图：

l1与l2连接销轴 l2与l3连接销轴 l固定销轴

32.l3与l4、l4与冲头连接销选择： 根据冲头在最低点所受最大力分析：

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Fmamax158.018144.18322.783kN

根据圆柱销的参数

FF[p] []，

d2db()2F22.783103d2215.54mm

2[]260106l4所套销轴的厚度bF20.0mm d[p]

故选择销GB/T119.2 1650-C1

公称直径d=16mm，公称长度l=50，材料为C1组马氏体不锈钢表面氧化处理的圆柱销。

为A型钢，普通淬火，硬度550～650HV30

三维模拟图：冲头与两圆柱销

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七．部分螺栓连接设计 设材料为Q235钢，取

Ks1.3,f0.3,s240MPa,Sa2.5,S3.5

∴[]sSa96MPa,[]sS68.5MPa

1.电动机螺栓简析

FFpsin2.570.8562.20kN,FF

35025.67kN 180∴FF2F22FFcos27.53kN 采用铰制孔螺栓连接 抗剪切应力直径d4F[]427.53100022.6mm

68.5106FN6FpcosMg15.420.5170.5207.45kN

预紧力直径d4F[]47.4510009.94mm 69610∴取 23或24mm

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2．轴承箱螺栓简析

FN1''15.49kN,FN1'2.44kN,FN2''2.48kN,FN2'31.92kN

对于底部，采用铰制孔螺栓计算：

d4F2[]415.49100011.9mm取12mm 6268.510通过计算，得两边均是向下压紧，故切应力略去不算。 对于上部，采用普通螺栓和螺母，选择选择适当尺寸抵抗轻微轴向载荷即可。

3.冲头轨道紧固螺栓简析

当轨道侧应力最大时，为F22.783cos707.79kN,h=1.054m 预紧力直径d4F47.791.0540.172100017.7mm 2[]296106 23

抗剪切应力直径：

d4F4[]47.7910006.02mm

468.5106∴取d=18mm。

背后采用加强筋设计，以抵抗微弱的轴向力：

4. l3固定柱紧固螺栓简析

按受力最大时计算，F=22.783KN

F122.783cos6011.39kN，F222.783sin6019.73kN

抗剪切应力直径d预紧力直径:

d4F2[]4F411.3910007.27mm 64[]468.510411.390.130.2519.73100013.04mm

296106∴取d=14mm。

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5．l3紧固件螺栓简析

受力为上一项的FF122.783cos6011.39kN 抗剪切应力直径d预紧力直径:

d4F411.392.2760.281100024.7mm 62[]29610

4F411.3910007.27mm 4[]468.5106∴取d=25mm。 八．冲压部位设计 1.冲头设计

冲头下部尺寸：235200400mm

材料选择DIN热锻模具钢（X38CrMoV5-1）相关参数如下：

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2.载物台设计

当冲头下降到最低点时，台面与冲头底面之间应保持一段距离，以免压坏台面。对于锻压深度，可通过确定台面高度并结合被锻物体的原有高度来实现。被锻物应选择低碳钢、可锻铸铁等可锻材料。

三维模拟：冲头下降至最低点时与台面保持一定高度 3．冲头运动算量浅析：

冲头工作时高度位移图像

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冲头工作时垂向线加速度图像，冲压至最低点时为最大加速度144.183m/s2,方向垂直向上。

九．各种杆件材料选择

l1 l2 l3

l1、l3选用DIN结构钢，主要考虑到较大

的抗剪模量和抗拉强度；l2在运行过程中主要承受压力，故选择灰铸铁（SN），有较大压缩强度；l4（左图）的要求最高，要有极强的抗压能力又和较强的抗拉能力，在DIN结构钢的选择中要充分考虑。

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十．整体模拟效果（SolidWorks实现）

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十一．心得体会

这是我大学以来的第二次课程设计，对此我感触很多。它相对于我上次的设计来说，增加了不少难度和工作量。但是，也就是通过这样的要求和由此产生的压力，让我比以前更加进步和成熟了。特别是自上次以来我完全自学的SolidWorks三维软件，也能更加熟练地掌握了。像运动算例和特殊配合等新学到的不少功能，对于我来说还比较新鲜，说明在三维设计方面我还需要继续努力。

做设计是很辛苦的，但是我从中收获了很多，对我的生活也很充实。我从中学会了独立思考，大学除了课堂上所学到的以外，更重要的还是要有课外自学的能力和独立思考创新的能力。

“千里之行，始于足下。”只要肯脚踏实地去做，且贵在坚持，最终一定能成功。我之所以能坚持到现在，也是长时间自觉积累的结果，在这方面一定要做到严以律己。

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参考资料

【1】冯鉴 何俊 雷志翔.机械原理[M]. 成都： 西南交通大学出版社，2008年8月

【2】孙恒 陈作模 葛文杰.机械原理（第七版）[M]. 北京： 高等教育出版社，2006年5月

【3】濮良贵 纪名刚 主编 （西北工业大学机械原理及机械零件教研室 编著）.机械设计（第八版）[M]. 北京： 高等教育出版社，2006年5月

【4】侯洪生（吉林大学） 主编 董国耀（北京理工大学） 主审.机械工程图学[M]. 北京： 科学出版社，2001年9月 【5】王亮 冯国臣 王兵团 编著. 基于MATLAB的线性代数使用教程[M]. 北京： 科学出版社，2008年3月

【6】呈宪平主编，冷增祥主审.机电传动与控制（第二版）[M]. 武汉：华中科技大学出版社，2009年7月

【7】杨可祯 程光蕴 主编.机械设计基础（第四版）[M]. 北京：高等教育出版社，1999年6月

【8】李继庆 李育锡 主编.（西北工业大学、西安石油大学、西安理工大学、西安工业大学合编）机械设计基础（第二版）[M]. 北京：高等教育出版社，2006年2月

【9】黄成 编著.SolidWorks2010完全自学一本通[M]. 北京：电子工业出版社，2011年1月

【10】西南交通大学材料力学课程教研组，江晓禹 龚晖 修订.材料力学[M]. 成都：西南交通大学出版社，2009年2月 【11】机械设计手册（软件版）V3.0

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