六连杆压力机优化设计和分析

本科毕业设计论文
题目六连杆压力机优化设计和分析
学院名称
专业班级
学生姓名
学号
指导教师
摘要
本毕业设计的课题是设计六连杆的压力机并对压力机进行优化设计和运动分析。

其目的是对六连杆压力机进行结构设计并对机构尺寸参数、运动分析、等进行优化设计研究，达到滑块在工作行程内速度波动量最小和压力机具有良好的工作特性。

本文在详述国内外压力机发展现状和发展趋势的基础上，对1600KN的闭式单点机械压力机的主要结构和传动系统进行设计。

设计中主要包括以下设计部分：六连杆机构的运动分析、传动系统的设计计算、六连杆机构的优化设计和运动分析。

本次设计采用参数化设计对六连杆进行优化设计，用Pro/E软件建立三维模型，将模型导入Adams软件中进行动力学仿真，既可以检验设计方案的合理性，又将对深入研究压力机多连杆机构的优化设计和整机性能参数的优化设计产生深刻的指导意义。

关键词：闭式单点压力机；六连杆机构；优化设计；运动分析
Abstract
This graduation design topic is to design six connecting rod press and press for optimization design and motion analysis.Its purpose is to press of six connecting rod for structural design and the size parameters, kinematic analysis and optimization design research, achieve velocity of the slider quantity minimum and the press within the working stroke has a good performance.
Press both at home and abroad in detail in this paper, on the basis of present situation and development trend of closed type single point of 1600 KN to design main structure and transmission system of mechanical press.Design mainly includes the following parts: in the design of six bar linkage analysis of the movement , the design calculation of the transmission system, six bar linkage optimization design and motion analysis.
This design adopts the parametric design to optimize the six connecting rod design, three-dimensional model is established with Pro/E software, the model into Adams software for dynamic simulation can examine the rationality of the design scheme, and will press for in-depth study for the optimization of linkage and the machine performance parameters on the optimization design of profound significance.
Keywords: Closed type single point press;Six-linkage mechanism;Optimization
design;Kinematic analysis
目录
1 绪论 (1)
1.1国内外压力机的发展概况 (1)
1.2压力机多连杆机构的设计方法 (5)
1.2.1 传统的设计方法 (5)
1.2.2 优化设计方法 (5)
1.3本文主要研究内容及研究方法 (6)
2 压力机的工作原理及技术参数 (8)
2.1压力机的工作原理 (8)
2.2压力机的主要技术参数 (9)
2.3本章小结 (10)
3 六连杆机构的运动模型分析 (11)
3.1六连杆机构的运动模型 (11)
3.2运动分析及基本关系式的建立 (12)
3.3本章小结 (20)
4 传动系统的设计计算 (22)
4.1传动系统的布置与设计 (22)
4.1.1传动系统的布置方式 (22)
4.1.2 传动级数和各级速比分配 (23)
4.2电动机的选择和飞轮的设计计算 (24)
4.2.1 电动机的选择和飞轮的设计计算 (24)
4.2.2飞轮的转动惯量的计算 (26)
4.2.3 V带轮的设计 (28)
4.3传动零件的设计计算 (30)
4.3.1 低速级齿轮的设计 (30)
4.3.2 高速级齿轮的设计 (35)
4.3.3 偏心齿轮芯轴设计 (40)
4.4本章小结 (44)
5 六连杆机构优化设计和运动分析 (45)
5.1六连杆机构优化设计基础 (45)
5.1.1 机构优化设计概念 (45)
5.1.2 数学模型的建立 (46)
5.2六连杆机构参数化设计和优化分析 (49)
5.2.1 虚拟样机模型的建立 (49)
5.2.2 六连杆机构模型的参数化 (53)
5.2.3 设计变量的设计研究 (54)
5.2.4 模型的优化设计 (59)
5.3六连杆机构的运动学仿真分析 (64)
5.3.1 六连杆机构三维模型的建立及导入 (64)
5.3.2 添加约束 (68)
5.3.3 模型的运动学仿真与分析 (70)
5.4本章小结 (72)
6 结论 (73)
参考文献 (74)
致谢 (76)
附录一 (77)
附录二 (93)
1 绪论
1.1 国内外压力机的发展概况
机械压力机作为工程上广泛应用的一种锻压设备，在工业生产中的地位变的越来越重要[1]。

多连杆压力机的多连杆机构是现代机械压力内、外滑块普遍采用的工作机构。

多连杆驱动的出发点是：降低工作行程速度，加快空程速度，已达到提高生产率的目的。

使用多连杆驱动技术的机械压力机，不用改变压力机的工作行程速度，即可达到提高生产率、延长模具寿命并降低噪声的目的[2]。

目前国内的发展现状:进入21世纪以来，中国锻压机械行业通过技术引进，合作生产及合资等多种方式，已经快速地提高了我国的冲压设备整体水平，近年来设计制造的很多产品，其技术性能指标已经能够接近世界先进水平。

目前我国制造的多连杆压力机刚性好、精度高、具有良好的抗热变形能力和良好的平衡性，配备高速高精度的送料装置，采取良好的隔声降噪减振措施。

不仅能保证良好的性能、质量和可靠性，在设备的成套、生产线和数控化、自动化等方面也有了很大的发展，能开发、设计、制造大型精密高效的压力机。

近年来，随着电子技术、自动控制技术的发展和应用，我国多连杆压力机的自动化程度、安全性、可靠性、生产率、产品质量都得到了明显的改善，压力机的制造能力也不断提高。

但我国压力机的生产总体规模小，技术创新能力薄弱，数控化程度相对较差，管理水平落后，品总和规格不全，特别是大、高、精类还需国外的供应，另外，我国的锻压设备与发达国家相比结构陈旧，性能较差，机械化程度差。

因此，如何继续缩小与国外先进产品的距离仍是我国设备制造企业需要面对的挑战。

国外发展现状：国外的多连杆压力机的设计生产制造的专门化、自动化程度越来越高，朝着高速度、高精度的方向发展。

其产品的品种和规格齐全，结构新颖，性能，质量，机械化程度好，精度，可靠性高，各种设备的材料利用率、生产率都很高。

而且规模大，特别是数控化程度非常好，具有很高的创新水平。

加工时，实现了软接触和平稳成型，加工冲击小，故模具的寿命特别长，压力机的行程可以任意设定，曲轴的摆角可调，使其在某一需要的角度内摆动。

国外设计者们已经在传统的机械压力机上经过反复试验，设计出一些具有创新的压力机。

这些压力机可适应多变的工艺过程，通用性比以往有很大提高，拥有更高柔性。

在压力机的传动系统中，采用多连杆机构不但可以使滑块的工作行程保持一个较低的均匀速度，而且能够提高滑块在接近行程和回程的速度，从而缩短滑块的行程循环时间，提高了压力机的行程次数[3]。

目前，采用多连杆机构代替一般曲柄连杆机构已成为机械压力机结构发展的重要方向之一。

机械压力机采用多连杆机构具有以下优点[4]：
(1)当普通压力机和多连杆压力机都在材料的允许拉深速度内运行, 多连杆压力机在同样的运动速度时将以更慢的滑块速度接触板料, 从而降低撕裂材料的可能性，故降低了噪声和振动, 减少了模具内部发热,延长了模具寿命。

(2)与普通压力机比较, 多连杆压力机只驱动部分的设计不一样, 压力机的其他部分仍然是标准的,因此成本可以大大降低。

在设计参数内, 运动曲线可根据特定工件的需要进行修改。

(3)多连杆压力机拉伸时降低了滑块工作时的速度且速度比较均匀，增加了滑块接近工件与回程的速度，生产效率高。

(4)多连杆机构拉伸深度大，在允许的速度内，多连杆压力机的拉伸深度可达320mm，而一般的曲柄压力机只有70mm左右。

(5)与技术参数相同的曲柄滑块机构传动的压力机相比，多连杆压力机的曲柄半径和扭矩较小，从而使压力机结构紧凑，总体尺寸减小，减轻了机器的重量对大型压力机的制造具有重要意义。

但是多连杆压力机也存在一些缺点，既然多连杆压力机与普通压力机一样，其滑块都要随曲轴旋转运行360度，那么，多连杆运动后的较慢工作行程必须在行程的其他部分进行补偿，即需要通过提高下个行程开始部分和回程的速度来实现补偿；多连杆驱动的另一局限性在于减少了进料循环的可利用时间。

即因工作行程占有了较多的时间，留给零件传送或进料的空程时间相对减少了( 时间和旋转角度都减少) 。

尽管通过周密的计划，多工位模零件在工位之间的传送一般都能实现，但传送时间的缩短毕竟是一个需要慎重考虑的主要问题。

多连杆压力机又分为六连杆、八连杆、十连杆等不同杆系的压力机，它们具有各自的特点。

六连杆机构（图1.1）压力机的特点：这种机构的压力机主要用于较厚钢板的冲孔、落料、成形等冲压工艺；一般用于较大工艺力的冲压工作，如一次冲压工作中完成重型卡车大梁的落料、成形、冲孔等。

其主要特点是机身结构紧凑、刚性强，其冲压和工艺力比同类型的曲柄连杆机构的机械压力机大，满负荷的工作区域较长，工作效率高。

图1.1 六连杆机构
八连杆机构（图1.2）压力机的特点：这种机构的压力机特别适应薄板冲压成型、深拉伸等工艺工作，多用于大型薄板覆盖件的大批量生产，如轿车、面包车、卡车的车顶、门等等。

它特别适应于深拉伸工艺工作，模具在拉伸工作区的冲击力很小，满负荷工作区域长。

但由于传动系统结构复杂，要求的加工、装配调试精度高，使制造周期加长，制造成本提高。

图1.2 八连杆机构
十连杆机构（图1.3）压力机的特点：这种十杆机构常用于闭式双动机械压力机外滑块的传动驱动上。

能够保证内滑块在拉伸区域工作时，外滑块能够按要求压边并保证压边力在内滑块的整个拉伸过程中不变化，达到拉伸件不拉裂、不起皱的要求，从而保证拉伸件质量。

图1.3 十连杆机构
连杆机构应用广泛，使用六连杆机构作为机械压力机的工作机构可以较小的偏心距实现大的滑块行程，在工件的塑性变形区，滑块具有较低的工作速度，可防止工件产生裂纹，满足工件拉延的加工要求，提高模具使用寿命，降低冲击振动和噪声延长模具寿命。

并且六连杆机构的压力机与八连杆机构和十连杆机构的压力机相比较而言，六连杆机构的压力机的结构更加紧凑、简单，制造的成本低，工作速度低[5]。

因此，本文选择六连杆机构的压力机进行优化研究分析。

1.2 压力机多连杆机构的设计方法
1.2.1 传统的设计方法
决定杆件尺寸的方法一般有图解法和解析法．图解法是利用“手工”作图的方法，从有限的几个方案来决定杆件尺寸．这种设计方法形象直观，但设计工作量很大，精度不高，不能保证机构具有最佳的运动特性。

解析法是根据机械原理的理论，将机构中已知的尺寸参数和运动变量与未知的运动变量之间的关系用数学式表达出来，列出相应的方程组，用解方程的方法来确定杆件的未知变量．但一般情况下所列出的方程组是高度非线性的，而且由于设计变量和约束条件较多，要想从中解出待定参数是很困难或是不可能的，因此不能获得满足约束条件的最优方案。

使用最优化设计方法可使上述问题得到圆满解决，获得符合工艺要求的最优解[6]。

1.2.2 优化设计方法
优化设计方法很多，有求解无约束优化问题的一维搜索法、坐标轮换法、Powell法、牛顿法和变尺度法等；有求解约束优化问题的随机方向搜索法、复合形法、遗传算法，优选法、可行方向法以及约束变尺度法等直接解法和惩罚函数法等间接解法．工程机械设计优化问题大多数是有约束非线性的复杂优化设计问题，最常用的优化设计方法是遗传算法、复合形
法、优选法、惩罚函数法和约束变尺度法等[7]。

罗中华、彭炎荣[8]采用复合形法，以滑块在工作行程内速度波动量最小为优化目标，对六连杆传动机构进行优化设计；何予鹏、邹彩虹[9]等人以滑块在工作行程内的波动量、最大速度、和传动角为性能参数指标为目标函数，利用遗传算法得到优化六连杆的设计方案；李建，王建新[10]等人，以滑块在工作行程内速度波动量最小和接触板料速度最小为优化目标的数学模型，利用惩罚函数和复合形相结合的优化算法，获得能满足工程实际应用的六连杆传动机构优化设计方案；杨春峰[11]等人使用遗传算法，逐步线性规划算法，逐步二次规划算法等多种优化算法，在遗传算法优化的结果的基础上，使用梯度算法优化计算获得具有良好工作特性的六连杆机构优化方案。

综上所述，本课题将采用ADAMS软件的参数化设计与优化，对六连杆机构进行优化设计，并进行运动分析，从而使压力机的滑块的加速度最小和具有良好的工作特性。

1.3 本文主要研究内容及研究方法
本文选取六连杆压力机的优化设计进行研究，进行运动学分析。

本文主要研究内容如下：
第一章分析了国内外的压力机的发展现状，介绍多连杆压力机的特点，对机械优化设计的主要方法进行了比较，确定了六连杆机构的优化设计方法。

最后，给出了本论文的研究内容及研究方法。

第二章分析压力机的工作原理和主要技术参数，确定本文设计的压力机主要技术参数。

第三章对压力机六连杆机构进行了运动分析，建立了六连杆机的运动学模型、独立与非独立参数间的关系，建立了通用的数学表达式，并在
此基础上，求出了机构滑块位移、速度、加速度的数学表达式，根据表达式使用matlab软件进行计算，并作出滑块位移、速度、加速度的曲线图。

第四章对压力机传动系统进行布置并进行传动级数的分配，选择电动机，对传动零件进行设计计算和强度校核。

第五章介绍了机械优化设计基础，在ADAMS中建立六连杆机构的参数化模型，确定设计变量和目标函数，对参数进行优化计算，实现基于ADAMS 的参数化设计。

利用Pro/E软件建立优化后六连杆的三维模型，再将模型导入ADAMS软件中进行运动学仿真分析。

第六章给出了本文研究的结论。

2 压力机的工作原理及技术参数
2.1 压力机的工作原理
图2.1为压力机的结构简图[12]，电动机1、带动皮带轮2、飞轮3通过传动轴17和大齿轮5带动偏心轮16旋转，再通过连杆8使滑块10在立柱15的导轨9中往复运动。

上模11固定在滑块上，下模12固定在机身工作台14上。

导轨保证滑块运动方向准确，工作时上下模具之间不会产生水平错移。

气压式刹车/离合器19在电动机转动时，可使曲柄连杆机构运动或停止，并且可以将曲柄连杆机构停止在一定位置。

图 2.1 压力机结构简图
1.电动机
2.皮带轮
3.飞轮
4.前小齿轮
5.大齿轮
6.上横梁
7.传动轴
8.连杆
9.导轨 10.滑块 11.上模板 12.下模板 13.底座 14.工作台板 15.立柱 16.偏心齿轮 17.传动轴 18.后小齿轮 19.离合器/制动器
2.2 压力机的主要技术参数
压力机的主要技术参数有公称压力，滑块行程，滑块每分钟行程次数，封闭高度，封闭高度调节量等。

（1）公称压力Pg(KN)
公称压力是指当滑块运动到距下死点前一定距离(公称压力行程)或曲柄旋转到下死点前某一角度(公称压力角)时，滑块上允许的最大工作压力。

（2）滑块行程S(mm)
滑块行程是指滑块从上死点运动到下死点所走过的距离，它的大小和压力机的工艺用途有很大的关系。

拉延压力机的行程就比较大，精压力机的行程就比较小。

（3）滑块每分钟行程次数n(次/min)
滑块行程次数是指滑块空载时，每分钟从上死点到下死点，然后再回到上死点所往复的次数。

（4）封闭高度H(mm)
封闭高度是指滑块在下死点时，滑块底面至工作台表面的距离(不是指垫板）。

通过装模高度调整机构，将滑块调整到最上位置，当滑块在下死点时，滑块底面至工作台表面的距离称为最大封闭高度；将滑块调整到最下位置，当滑块在下死点时，滑块底面至工作台表面的距离称为最小封闭高度。

（5）封闭高度调节量(mm)
最大封闭高度与最小封闭高度的差值，称为封闭高度调节量。

在设计锻冲模时，应使模具的封闭高度小于曲柄压力机的最大封闭高度。

本文设计的压力机的主要参数如表2.1所示：
表2.1 压力机的主要技术参数
2.3 本章小结
本章分析了压力机的工作原理，对压力机的主要技术参数进行了介绍，主要参数有压力机的公称压力，滑块行程，滑块行程次数等，最后确定了本文设计的压力机主要技术参数。

3 六连杆机构的运动模型分析
3.1 六连杆机构的运动模型
六连杆机构的运动简图如图2.1所示，曲柄R以逆时针方向等角速度ω旋转，曲柄转角α自下死点按曲柄的相反方向算起。

下死点位置是R，5
l，
4l
,
共线，滑块位移方向线通过曲柄的旋转中心O。

各符号的物理意义如表2.1所示。

图3.1 六连杆机构的运动简图
表3.1 各符号的物理意义
3.2 运动分析及基本关系式的建立
由运动模型的建立知道，下死点位置是曲柄R 、杆4l 、杆5l 共线，滑块没有偏置，滑块位移方向线通过曲柄的旋转中心O 。

根据上述假设，杆3l 为非独立参数。

它可由在下死点位置时其他杆的尺寸确定。

机构下死点位置如图3.2。

由图中几何关系，可知：
()δδsin 22cos 2222
22223o o o o o x L Ry y R L y x R L L ---++++= 式（3.1）
由图3.1可以得到：
()()2
2222223cos sin cos sin ϕααϕL R x R y L L o o --+-+= 式（3.2）
设： αcos R y a o -= αsin R x b o -=
图3.2 六连杆机构下死点位置
将a 和b 代入式（2.2）整理得：
()
22
22
32222202sin sin cos 2cos ϕααϕa L x y R L L L R y x b o o o ++---+++= 再设：22
3222222L L L R y x c o o -+++= ()2
sin cos L x y R d o o α
α+=
得到：()22sin cos ϕϕa d c b +-= 式（3.3）
将式（2.3）两端平方得：
()()()0sin 2sin 222222=--++++b d c d c a b a ϕϕ
解关于2ϕ的三角方程，对本机构而言，结果取正号。

得到：
()()2
22
222arcsin
b a d
c b a b
d c a +--++--=ϕ 式（3.4）
由图2.1还可得到：
αϕϕcos sin sin 2233R y L L o -+= 式
（3.5）
2233cos sin cos ϕαϕL R x L o --= 式
（3.6）
对以上式（3.3）、式（3.4）求导、整理得：
αωϕϕϕϕsin cos cos 222333R L L +'=' 式（3.7） αωϕϕϕϕcos sin sin 222333R L L -'='- 式（3.8）
其中ω为曲柄转角α对时间的导数，联立以上二式，整理得：
进一步计算得到2ϕ'，3
ϕ'的值，即杆2L 的相对角速度和杆3L 的角速度 ()()
32232
sin cos ϕϕϕαωϕ++='L R 式（3.9）
3
322
23
cos sin cos ϕαωϕϕϕL R L +'=' 式
（3.10） 及3
2
23cos sin arccos
L L R x o ϕαϕ--=
对式（2.7）再次求导得到：
()()()()()
3222
33322
2
232
sin cos sin ϕϕϕϕϕϕϕαωϕ+'++'++=''L L L R 式（3.11）
经过上述计算，建立了机构中各参数间的基本关系式和运动学分析所用的基础物理量的表达式。

由以上计算做基础，便可以推导出“连杆曲线”型六连杆机构滑块的位移、速度和加速度方程。

（1）滑块位移的方程
在下死点位置时，R 、4l 、5l 共线，此时滑块处于最远的极限位置。

取滑块的下死点作为滑块位移S 的计算起点，由图2.1可以得到：
βϕαcos cos cos 51454L L R L L R S ---++=
由图2.1可知：δϕπ
ϕ++=212
滑块的位移方程：
()()()⎪⎪⎪
⎩
⎪
⎪⎪⎨⎧-+=----++=4.2cos sin arcsin cos sin cos 252452454见式ϕϕδαββϕδαL L R L L R L L R S 式（3.12）
（2）滑块的速度方程
由于速度是位移对时间的一阶导数，故将滑块位移方程式（3.12）对时问求导，可得到速度v 的方程：
()()()()⎪⎪
⎪
⎩⎪
⎪⎪⎨
⎧'-'+=''+-'+=8.24.2cos sin cos sin cos sin 2252425224，式见式，ϕϕβϕδϕαωβββϕδϕαωL L R l L R v 式（3.13）
（3）滑块的加速度方程
同样，对滑块速度方程式（3.13）对时间求导，并结合求得的基本参数和物理量的关系式，可得滑块加速度方程：
()()()()()()()()()()()⎪⎪
⎪
⎩
⎪
⎪
⎪⎨
⎧''''+-'--''+-='''+''+-'+-''+=10.28.24.2cos sin cos sin sin cos sin sin cos sin 2225252224224225522242242，式，式，见式，，ϕϕϕβββϕδϕϕδϕαωβββββϕδϕϕδϕαωL L L L R L L L L R a 式
（3.14）
本文设计的六连杆机构的初始值R=90mm ，L 2=400mm ，L 4=500mm ，L 5=360mm ，x o =700mm ，y o =150mm 130=δ
()()mm
x L Ry y R L y x R L L o o o o o 44.505130
sin 70040021504002130cos 15090400215070090400sin 22cos 22222222
2
22
23=⨯⨯⨯-⨯⨯--⨯⨯++++=
---++++=
δ
δ
当 0=α时，
mm R y a o 600cos 90150cos =-=-= α
mm R x b o 7000sin 90700sin =-=-= α
mm L L L R y x c o o 44.531400
244.5054009015070022
222222
322222=⨯-+++=-+++=
()mm L x y R d o o 75.33400
150
90sin cos 2=⨯=+=
αα
()()()()
407006075.3341.5317006070075.3341.53160arcsin
arcsin
2
22
222
22
222=+-+++--=+--++--=b a d c b a b d c a ϕ 由式（3.5）可求得
86.3844
.5050sin 9040cos 400700arccos
cos sin arccos
3
2
23=-⨯-=--=L L R x o ϕαϕ 由min /20r n =，n πω2=得s rad /3
2π
ω=
()()()
()
s rad L R /374.086.3840sin 40086.380cos 3290sin cos 32232=+⨯+⨯⨯
=++='
π
ϕϕϕαωϕ s
rad L R L /291.086.38cos 44.5050sin 329040cos 374.0400cos sin cos 3
322
23
=⨯⨯⨯
+⨯⨯=
+'='
π
ϕαωϕϕϕ()()()()()
()()()
()
222
3222
33322
2
232
/438.086
.3840sin 400291.044.50586.3840cos 374.040086.380sin 3290sin cos sin s rad L L L R =+⨯⨯++⨯⨯++⨯=
+'++'++=''
πϕϕϕϕϕϕϕαωϕ 位移：
()()
0360
40130cos 5000sin 90arcsin cos sin arcsin 524=-+⨯=-+=L L R ϕδαβ
()
mm L L R L L R S 00cos 3601304090cos 5000cos 9036050090cos cos cos 51454=⨯--+-⨯-++=---++= β
ϕα 速度：
()()s
rad L L R /043.10
cos 36040130sin 500374.00cos 3290cos sin cos 5242
=⨯-⨯⨯+⨯⨯
=-'+=
'
π
βϕδϕαωβ ()()
s mm L L R v /00043.136040130cos 374.05000sin 3290sin cos sin 522
4=⨯⨯+-⨯⨯+⨯⨯
='+-'+= π
ββϕδϕαω 将以上所计算的数据代入式（3.14）得：
2/608.0s rad =''β，2/938.69s mm a = 以同样的方法计算
330,300,270,240,225,210,180,150,120,90,60,30=α时的位移，速度，加速度的值结果如表3.2
表3.2 位移，速度，加速度计算结果
根据表3.2中的结果做出位移，速度，加速度的曲线，如图3.3，图3.4，图3.5。

图3.4 滑块的位移曲线
图3.5 滑块的速度曲线
图3.5 滑块的加速度曲线
3.3 本章小结
对压力机六连杆机构进行了运动分析，建立了六连杆机的运动学模型、独立与非独立参数间的关系，建立了通用的数学表达式，并在此基础上，求出了机构滑块位移、速度、加速度的数学表达式，根据表达式使用matlab
软件进行计算，并作出滑块位移、速度、加速度的曲线图。

4 传动系统的设计计算
4.1传动系统的布置与设计
4.1.1传动系统的布置方式
本文设计的压力机的传动系统图如图4.1，采用三级上传动，单边驱动，主轴的安放位置垂直于压力机正面，所有传动齿轮都置于机身内部，离合器制动器置于飞轮轴上，这是闭式单点压力机的一种常用传动结构，这样整个压力机结构紧凑、维修方便、性能良好、外形美观。

现有的通用压力机采用上传动较多，下传动较少。

采用上传动的压力机重量较轻、成本较低、安装维修方便、地基较为简单。

采用下传动的压力机平面尺寸较大，而高度和上传动差不多，压力机总重量比上传动大10~20%，传动系统置于地坑之中，不便于维修，且地坑深、基础庞大，造价较高。

通常在旧车间内添置大型压力机时，由于车间高度受到限制，采用下传动的优点才比较明显。

故本机采用上传动。

压力机传动系统的安放型式有垂直于压力机正面的，也有平行于压力机正面的。

旧式通用压力机多采用平行于压力机正面的安放形式。

这种布置，曲轴和传动轴均比较长，受力点与支承轴承的距离比较大，受力条件恶化。

压力机平面尺寸较大，外形不够美观。

近代中大型通用压力机愈来愈多地采用垂直于压力机正面安放的形式(特别是广泛采用偏心齿轮结沟之后)。

故本机采用垂直于压力机正面安放的形式。

齿轮可以放在机身之外，也可以放在机身之内。

前一种形式的齿轮工作条件差，机器外形不美观，但安装维修方便；后一种形式的齿轮工作条件较好，机器外形美观，还可以将齿轮浸入油池中，这样大大降低了齿轮的传动噪音。

所以本机的所有齿轮都置于压力机机身的内部。

由于双边传动加工装配比较困难，所以将齿轮传动设计为单边传动[12]。

图4.1 压力机的传动系统图
4.1.2 传动级数和各级速比分配
压力机的传动级数与电动机的转速和滑块每分钟的行程次数有关。

行程次数低，总速比大，传动级数就应增多，否则每级的速比过大，结构不紧凑；行程次数高，总速比小，传动级数可少些。

现有压力机传动系统的级数一般不超过四级。

行程次数在70次/min以上的用单级传动，70～30次/min的用两级传功，30～10次/min的用三级传动，10次/min以下的用四级传动。

采用低速电动机可以减少总速比和传动级数，但这类电动机的外形尺小较大，成本较高(与同功率的高速电动机比铰)，因此不一定适合。

通常两级和两级以上的传动系统采用同步转速为1500或l000r/min的电动机，单级传动系统一般采用1000r/min的电动机，行程次数小于80次/min的单级传动才采用750r/min的电动机。

各传动级的速比分配要恰当。

通常三角皮带传动的速比不超过6～8，
齿轮传动不超过7～9。

速比分配时，要保证飞轮有适当的转速，也要注意布置得尽可能紧凑、美观和长、宽、高尺寸比例恰当。

通用压力机的飞轮转速常取300～400r ／min 左右。

因为转速太低，会使飞轮作用大大削弱；转速太高，会使飞轮轴上的离合器发热严重，造成离合器和轴承的损坏[12]。

因此本文设计的压力机采用三级传动，电动机的满载转速1460r/min ，滑块每分钟行程次数=n 20次/min 。

故总传动比：
7320
1460
===
n n i m 压力机的各级传动比分配如表4.1：
表4.1 压力机的各级传动比
4.2 电动机的选择和飞轮的设计计算
4.2.1 电动机的选择和飞轮的设计计算 （1）压力机功的组成及总功计算
压力机公称压力Pg ＝1600kN ，滑块行程长度S ＝250mm ，公称压力角
20=α，行程次数n ＝20次/min ，计算压力机功的组成及选择电动机。

①工件变形功1A
mm Pg h 1616004.04.00===
J Pgh A 8064161600315.0315.001=⨯⨯== 式（4.1）。