双驱动曲柄压力机压力机构运动仿真学士学位论文

提供全套毕业设计，各专业都有
毕业设计说明书
双驱动曲柄压力机压力机构
运动仿真
学生姓名： 学号：
学 院：
专 业：
指导教师：
2014年6月
沈传风 1002014146 机械与动力工程学院 机械设计制造及其自动化 宋胜涛（副教授）
双驱动曲柄压力机压力机构运动仿真
摘要:混合驱动式曲柄压力机是目前机构学领域研究的一个热点。

混合输入选用功率较大的常规电机为机械压力机提供一个恒定速度输出，选用功率较小的伺服电机为机械压力机提供速度调节。

本文在分析传统压力机和差动轮系，在查阅多杆混合输入的相关资料的基础上设计出双驱动差动轮系曲柄压力机。

根据条件设计出主要零件结构尺寸，首先建立曲柄滑块位移、速度、加速度的数学模型，然后对压力机压力机构进行运动学仿真得到滑块位移、速度、加速度的曲线图，最后分析在改变伺服电机转速规律时对仿真结果的影响。

关键字：混合驱动，压力机，差动轮系，运动仿真
The Kinematics Simulation Of Double Driven
Crank Press’ Pressure
Abstract:The hybrid crank press is a hot area of mechanism at present.Mixed inputting selects conventional motor with larger power to provide mechanical press a constant speed,and servo motor with smaller power to provide mechanical press speed regulation.We design double driven crank press with differential gear train on the basis of the analysis of traditional press and the differential gear train.Designing the main parts’structure size according to the conditions,and establishing the mathematical model of slider-crank’s displacement、velocity、acceleration.And by press pressure kinematics simulation,we can get the curves of slider’s displacement、velocity、acceleration,and analysis the change law of servo motor speed on the result of simulation.
Keywords:hybrid driven,press,differential gear train,motion simulation
目录
1 前言 (1)
1.1 研究的目的与意义 (1)
1.2 国内外研究现状 (2)
1.3 题目要求 (4)
2 机构设计 (5)
2.1 混合输入的工作原理 (5)
2.2 总体设计方案的确定 (6)
3 设计过程论述 (7)
3.1 电动机的选择 (7)
3.1.1 压力机功能组成及设计 (7)
3.1.2 电动机的功率及转速 (8)
3.2 传动比分配 (9)
3.3 主要结构设计 (10)
3.3.1 差动轮系齿轮设计 (10)
3.3.2 轴1的设计 (11)
3.3.3 曲轴的设计 (12)
3.3.4 曲轴轴承的设计 (15)
3.3.5 连杆的设计 (15)
4 建立三维模型及装配 (18)
5 仿真分析 (21)
5.1 曲柄滑块的运动规律 (21)
5.2 仿真结果 (23)
5.2.1 高速冲压仿真结果 (23)
5.2.2 低速模压仿真结果 (25)
5.3 常规电机驱动和混合驱动滑块速度差异 (27)
5.4 伺服电机转速改变对滑块速度的影响 (28)
6 总结 (30)
参考文献 (31)
致谢 (32)
一前言
为了提高产品质量和生产率，延长模具寿命，要求压力机具有工作行程慢速均匀和回程快速的特性，这已成为国内外机械压力机研究开发的重要方向。

利用双曲柄差动轮系机构对其进行科学的参数配置和串联，是实现上述要求的有效途径。

但是目前有关这方面的理论分析和文献资料甚少。

本文先根据给定条件和假设条件计算出主要结构尺寸，并用Pro/Engineer进行建模，然后数学方法建立压力机滑块位移、速度、加速度的数学模型，在此基础上利用Pro/Engineer仿真功能进行运动学仿真得到压力机滑块的位移、速度、加速度曲线图。

1.1 研究的目的与意义
在国民生产中，冲压工艺较传统机械加工工艺效率高，加工步数少，节约材料和能源，且通过应用各种模具可以做出很多复杂的机械产品。

因此，冲压工艺的应用越来越广[1]。

随着我国工业的蓬勃发展，特别是汽车、航空航天、电子、家电等领域的不断进步，对冲压工艺的要求也越来越高。

冲压生产中，企业的目标是在不增加投资和劳动力的前提下提高生产率，人们很容易想到的一个方法就是提高压力机的速度。

然而，由于受到工件材料特性，机械性能等的影响，压力机的成形速度是很难提高的。

传统的曲柄压力机由于其机构特性的限制易造成零件撕裂起皱、废品率高、而且模具使用寿命低、噪声大不利用薄板深拉伸[2]。

因此我们考虑混合驱动的方法是滑块具有急回特性。

另一方面，由于使用普通电机作为输入动力源，传统的机械压力机输出的冲压工艺曲线是固定不变的，即“柔性”太差，这很难满足冲压工艺的快速多变性。

随着控制技术与伺服技术的不断发展，可以考虑使用伺服电机作为驱动器，而国外也正是如此，而在国内，由于大功率伺服电机价格昂贵，利用大功率伺服电机作为驱动源无疑大大增加了压机成本，这对提高企业竞争力很不利。

因此，全伺服压力机在我国的发展受到一定的阻碍。

而混合驱动机构可以解决问题，所谓混合驱动，即：同时使用一个大功率的常速电机和一个小功率的伺服电机作为驱动，其中，常速电机提供主要动力，而伺服电机仅起调节作用，这样，再通过一个二自由度机构对其运动进行合成[3]。

在我国，为满足冲压工艺“柔性”要求，混合驱动压力机是必须的。

在设计出双驱动曲柄压力机结构后，可以在专业软件上进行运动学仿真，检验结构设计是否合理，并
从仿真结构中分析机构的运动情况是否与预期结果相符，运用仿真不仅可以缩减成本而且缩短开发时间。

1.2 国内外研究现状
目前关于机械压力机的混合输入方面的研究论文有很多，已经成为当前研究的一个热点问题。

所谓的混合输入就是利用一个具有两个自由度的机构(称为差速机构), 同时输入两个独立的运动，经过差速机构对这两个运动的合成，最后得到满足一定要求的输出。

能够实现混合输入的机构也称为可控机构[4]。

在机械压力机上应用混合输入的目的就是用功率较大的常规电动机去带动飞轮完成机械压力机的对外工作做功，用功率较小的伺服电机去完成滑块的速度调节[5]。

这种混合输入机械压力机不仅具有柔性的工作速度，而且比单纯用伺服电机控制的机械压力机具有更低的价格，因此引起了海内外众多的工作者对其进行研究。

90年代初，Tokuz和Jones[6]是最早提出了混合驱动的概念，他们结合了传统的机械压力机和全伺服压力机，提出了一种介于二者之间的系统，称之为“复合式机器”，奠定了混合驱动可控机构的思想。

之后，他们进一步研究了这类机构的特点，完善了“复合式机器”的思想，建立了完善的系统模型和实验方案。

1992年，为了验证混合驱动机构的各项性能及其特点，针对变规律的输出运动要求，例如：升-降、升-停-降、升-降-停运动，他们在研究中采用混合驱动的方案，如图1.1所示。

常规恒速电机和伺服电机的输出运动经差动轮系合成后，驱动一个曲柄滑块机构来实现变规律的往复运动。

Greenough为了克服Tokuz与Jones研究中“停歇段对伺服电机功率损耗较大”的问题，采用二自由度七杆机构作为运动合成机构（如图1.2所示），同样可以实现上述变规律输出运动。

他们以减小伺服电机的功率为目标函数，通过优化综合得到七杆机构的尺寸参数，可以把伺服电机的功率减小大约50%[7]。

图1.1 Tokuz提出的混合驱动可控机构图1.2 二自由度七杆机构
国内也有很多关于混合驱动的研究。

例如：程英辉、李学刚、黄永强三人采用逆运动学方法综合混合驱动可控六杆机构（如图1.3所示），通过数学计算得到机构的运动学参数，建立了该机构的优化综合的数学模型，然后分机构结构参数已知和结构参数未知，以及同一机构实现同一轨迹和不同机构实现不同轨迹得到不同的优化设计变量，不同的优化约束条件，并且得出了机构在实现同一轨迹时，混合驱动可控六杆机构的优化结果明显优于可控五杆机构的结论[8]。

刘伟杰、李瑞琴等人分析了含RPP型II级杆组的双曲柄混合驱动七杆机构的特性。

他们针对混合驱动机构实现运动规律的控制，运用ADAMS软件建立了混合驱动机构的虚拟样机模型（如图1.4所示），然后经过逆运动分析，在确定恒速原动件运动规律的基础上，通过综合的输出运动，在ADAMS的仿真中可以清楚直观的了解到此机构的运动状况，得到构件及关键点的运动特性和动力特性[9]。

师后龙、何光军、鹿新建等人对曲柄压力机的传动系统按照上传动/下传动、曲轴纵放/横放、传动级数以及曲柄滑块机构的数量进行了统计分类，并大胆预设了今后曲柄压力机传动系统的发展方向，即：伺服电机驱动、多连杆机构、椭圆齿轮机构以及行星齿轮机构。

他们认为行星齿轮机构驱动才是压力机最终发展巅峰[10]。

何予鹏、赵升吨等人在研究差动轮系混合输入时，提出了“调速幅度”和“差速比”两个概念，指出“调速幅度”或“差速比”将工作载荷功率在两个电机间进行分配，分析了常规电机和伺服电机同时拖动和常规电机和伺服电机分别拖动两种拖动方案的功率分配情况[11]。

从他们的研究中，我们可以间接得到混合驱动差动轮系曲柄压力机的可行性。

但是混合驱动压力机在国内外的研究还不够成熟，仅停留在理论研究阶段，具体有关应用还没有展开。

图1.3 混合驱动可控六杆机构示意图图1.4 机构模型
1.3 题目要求
单自由度曲柄压力机是一种最常用的的冷冲压设备，用作冷冲压模具的工作平台，结构简单，其结构示意图如图1.5所示。

其工作原理为：电动机通过三角皮带把运动传给大皮带轮，在经过小齿轮、大齿轮传给曲柄轴，连杆上端装在曲柄轴上，下端与滑块连接，通过曲柄滑块机构将电动机的旋转运动转换为滑块的直线往复运动。

由于电动机为常规电机，因此不具有灵活性。

题目要求在原有单自由度曲柄压力机的基础上进行改造，利用两自由度机构实现双驱动压力机构得到双驱动曲柄压力机。

要求压力机的工作模式可调，即可从事高速冲压和低速模压。

并要求压力机工作距离为500mm，高速冲压次数为120次/分，低速模压次数为10次/分，制作仿真动画，输出位移、速度、加速度相关仿真结论。

图1.5 单自由度曲柄压力机结构示意图
二机构设计
2.1 混合输入的工作原理
为了实现混合驱动可以采用“多杆机构”和“差动行星轮系机构”。

目前，学者在研究混合驱动时把精力主要放在了“多连杆机构”的研究上。

由于行星轮系在冲压过程中有多个齿轮受力，设计时尺寸较小，降低了从动惯量，所以我们采用“差动行星轮系机构”来实现混合驱动。

行星轮系结构简图如图2.1。

行星差动传动具有两个自由度，太阳轮，内齿圈和行星架都承受外转矩而运动。

行星差动传动是行星齿轮传动的一种特殊应用形式。

其应用方式，一是用于运动的合成；二是用于运动的分解。

在这行星齿轮用作运动的合成使用[12]。

图2.1 行星轮结构简图
利用差动轮系实现机械压力机混合输入的工作原理如图2.2。

该系统由常规电机(一般指输出速度为常数的交流电机)、伺服电机、减速器Ⅰ、减速器Ⅱ、差动轮系和曲柄滑块机构组成。

差动轮系的输出轴与曲柄滑块机构的曲轴相连接；差动轮系的两个输入轴分别通过减速器Ⅰ和减速器Ⅱ与伺服电机和常规电机相连。

因此，曲柄滑块机构的曲轴的运动就完全由伺服电机和常规电机的运动来控制。

在差动轮系前串联减速器Ⅰ和减速器Ⅱ，主要是因为为了承担一部分减速任务，差动轮系的传动比取值太大，会造成传动效率的降低。

常规电机的速度为常数，价格比较便宜；伺服电机的速度可以调节，但是价格昂贵。

混合输入选用功率较大的常规电机为机械压力机提供一个恒定速度输
出，选用功率较小的伺服电机为机械压力机提供速度调节。

这样不仅使得机械压力机的输出速度为柔性，而且又避免了选用大功率的伺服电机，使得制造成本和使用成本大大降低。

图2.2 差动轮系混合输入原理
2.2 总体设计方案的确定
由于差动轮系的两个中心轮和系杆的回转轴线的位置均固定且重合。

通常以它们作为运动的输入或输出[13]。

在这里采用两个中心轮为两个输入，系杆为输出。

而且题目要求压力机满足高速冲压120r/min和低速模压10r/min两种工作模式。

则常速电机与差动轮系之间用变速箱替换减速器，则总体传动方案如图2.3。

图2.3 传动原理图
三 设计过程论述
已知工作行程S=500mm ，高速冲压120r/min ，低速模压10r/min 。

假设压力机的公称压力Pg=1000KN ，变速箱的工作效率为95%，带轮传递效率为99%，齿轮传递效率为98%。

3.1 电动机的选择
由于压力机要满足两种工作状态：高速冲压和低速模压。

所以在确定电动机功率时用120r/min 来计算。

3.1.1 压力机功能组成及总功
1）工作变形功A1
因为 0315.01A δPg =
而 mm g 610002.0P 2.00≈⨯==δ
所以 J 1890106101000315.0A 331=⨯⨯⨯⨯=
2）拉延垫工作功A2 J 1388836
1050010100036PgS A23
3≈⨯⨯⨯== 3)工作行程摩擦功A3
因为 Pga u m 5.0A3=
而摩擦当量力臂 []u d d d m o B A u +++=λλ)1(2
1 且根据经验公式Pg )5~4.4(d 0≈ 取mm d 1500=
0)4.1~1.1(d d A ≈ 取mm d A 210=
mm Pg d B 8510007.27.2===
所以 mm m u 8.704.0]150851.0210)1.01[(2
1=⨯+⨯+⨯+= 所以 J Pga m o u 1360180
20101000108.75.05.0A3033-=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==π 4）滑块空程功A4
查图7-6得J 16004A =（注：清华大学何德誉主编的《曲柄压力机》下同）
5）飞轮空转功A5
因为 ）（1
6t -t N 1000A5= 查图7-7得 W K 1N 6=
而 n
nC 60t = 查表4-6有 2.0C n =
所以 s 5.22
.012060t =⨯= s 5.0120
60t 1== 所以 J 2000)5.05.2(11000A5=-⨯⨯=
总功J A A A A A 2073820001600136013888189054321A =++++=++++=
3.1.2 电动机的功率与转速 KW t A m 3.85
.21000207381000N =⨯== m kN =N
查表7-1选 2.1k =
则 KW 96.93.82.1N =⨯=
由于混合驱动压力机主要靠常速电机提供动力，伺服电机主要起调节作用，则选用常速电机型号为Y160M-4，额定功率为11KW ，满载转速min /1460r n =，伺服电机功率为1KW 。

由于伺服电机的转速是周期性变化的，当工作在高速冲压120r/min 模式下时，周期s T 5.0=，转速的数学表达式为：)(deg/60t 720cos 1440n 00s ）（高+=。

转速曲线图如图
3.1所示。

当在低速模压10r/min 模式下时，周期s 6T =，转数的数学表达式为：))(deg/60sin(120s t n -=低。

转速曲线图如图3.2所示。

图3.1 高速冲压时伺服电器转速
图3.2 低速模压时伺服电机转速
3.2 传动比分配
如图3所示，假设572z z = 342z z = 123z z = 06.4r 1
2=r 则可得 25
7H 7557==--=z z i H H ωωωω 则 H ωωωω22-7H 5-=⇒
2457H 22ωωωωω-=-=⇒
由于压力机工作模式可调：即高速冲压120r/min ，低速模压10r/min 。

当在高速冲
压模式下工作时，即min /120H r =ω时，而2ω平均值为0，则
r /m i
1202m i n /60434===ωωω可得r ，而常速电机的转速为1460r/min ，则变速箱的传动比为3。

当在低速冲压模式下工作时，即min /10H r =ω时，而2ω的平均值为0，则min /r 102min /5434===ωωω可得r ，而常速电机的转速为1460r/min ，则变速箱的传动比为36。

所以在选择变速箱时要求变速箱的传动比值有36,321==i i 两个传动比。

3.3 主要结构设计
为使齿轮、轴等各部件满足强度和刚度要求，则在计算时假设压力机工作在低速模压10r/min 工作模式下。

3.3.1 差动轮系齿轮的设计
压力机一般为机床类，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88),并且选用变位直齿圆柱齿轮传动，并且太阳轮采用变位齿轮。

差动轮系结构中行星轮的个数为3，并且取行星轮间的载荷分配不均衡系数为15.1=p k 。

且差动轮系齿轮材料为o n r M M C 20，渗碳淬火，弯曲强度MPa 1079b =σ，则许用应力： MPa 26275
.180107934.0]n [8034.0][b =+⨯=+=F F σσ。

考虑到截面尺寸较大的影响，取MPa F 240][=σ。

由于 572z z =
而 6572z z z +=
则 65742z z z ==
假设齿轮齿数246=z 485=z 967=z
在低速模压时差动轮系的输出转矩：
m .1040610
98.098.0198.098.095.099.01195509550T N n p =⨯⨯+⨯⨯⨯⨯==输 则行星轮6z 的转矩m T T .N 398915.1310406k 3p 6=⨯=⨯=
输
假设齿轮齿宽系数1=b d
根据246=z ，查图5-12线图得齿形系数275.0=F Y
则齿轮6的分度圆直径mm Y d kz d F F b 6.151275.02401242.11039892][T 2333
666=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==σ 则模数7m ,3.624
6.15166
=≈==取z d m 。

则齿轮5的分度圆直径mm mz d 33648755=⨯==
齿轮6的分度圆直径mm mz d 16824766=⨯==
齿轮7的分度圆直径mm mz d 67296777=⨯==
齿轮宽mm d d b 1681681B 6=⨯==
太阳轮的变位系数538.0=a x ，其中齿顶高变动系数038.0=∆y 。

3.3.2 轴1的设计
轴1的结构图如图3.3：
图3.3 轴1示意图
轴的最小直径mm n p A d 6.5110
98.0111233
0min ≈⨯== 取mm d 55min = 则mm d d 5571== mm l 960= mm l 1686=
mm d 58d 62== mm l l 3051==
mm d d 6053== mm l l 2242==
mm d 655= mm l 3343=
轴的材料选用45钢。

3.3.3 曲轴的设计
曲柄压力机中，常见的曲轴有三种型式，即曲轴、曲拐轴和偏心轴。

曲轴为压力机的重要零件，受力复杂，故制造条件要求较高，一般用45号钢锻制而成。

锻比一般取2.53。

有些中大型压力机的曲轴则用合金钢锻制，如40Cr ，37SiMn2MoV 、18CrMnNoV ，锻比需要大于3，对于小型压力机的曲轴，国内有些制造厂用球磨铸铁QT60—2铸造。

锻制的曲轴加工后应进调质处理，有时还要在两端切割试件进行机械性能试验。

对于大型曲轴，有时在支承颈和曲柄颈中心处钻深孔，以该善淬透性，提高机械性能，曲轴支承颈和曲柄颈（或曲拐颈）需加以精车或磨光，为了延长曲轴寿命，在各轴颈特别是圆角处，最好用滚子碾压强化。

（1）图3.4曲轴参数的确定
图3.4 曲轴示意图
曲轴有关尺寸经验公式如下： 支承颈直径)(P )5~4.4(0mm g d = g P 为公称压力（KN ）
曲柄颈直径0)4.1~1.1(d d A =
支承颈长度00)2.2~5.1(d L =
曲柄两臂外侧面间的长度0q d 0.3~5.2L ）（=
曲柄颈长度0a d 7.1~3.1L ）（=
圆角半径0)10.0~08.0(d r =
曲柄臂宽度0)8.1~3.1(d a =
由于，
KN 1000P g =工作行程mm 500S = 则取mm d 1500=
mm d A 210=
mm 270L 0=
mm 390L q =
mm 240L a =
mm r 12=
mm 240a = mm 2502
5002S R === （2）曲轴的强度校核
曲轴强度计算存在不少问题，过去所沿用的方法与实际情况相差较大，有些在计算上亦感繁琐。

现只介绍一种较精确校核的计算方法，这种方法对载荷和支承做了一些简化，如图8所示简化模型。

对载荷的简化：1）齿轮对曲轴的作用力比连杆对它的作用力小得多，可忽略不计；
2）连杆对曲轴的作用力近似看成等于公称压力,并分别作用在距离曲柄臂处。

对支承的简化：两支承也是在距离曲柄臂处2r 处，简化成简支梁。

危险截面：C —C （曲柄颈中点处），B —B （右侧曲柄臂右端面）。

图3.5 曲轴强度校核简图（纯弯梁法）
危险截面计算：
∙C-C 截面
MPa d P r L L A g a 4.66101000210
1.0)
128240390(411.0)8(4133q =⨯⨯⨯⨯+-=+-=σ 曲轴材料为40Cr 调质钢，其许用应力[σ]=MPa 200~140,可见][σσ<曲轴强度满足。

∙B-B 截面
公称当量力臂
]d )1[(21)2sin 2(sin 0B +++++
=d d R m A g g g λλμαλα
]905.502.0210)2.01[(04.02
140sin 22.020sin 5000+⨯+⨯+⨯⨯++⨯=）（ = 27.35mm MPa d m g
g 148)1090(2.01035.271010002.0P 3
33
330max =⨯⨯⨯⨯⨯==--τ 曲轴材料为40Cr 调质钢，其许用切应力[τ]=MPa 150~100,曲轴满足剪切要求。

曲轴危险截面的应力均在许用应力范围之类，满足强度要求。

3.3.4 曲轴轴承的设计
由于曲轴有特大冲击与振动，径向空间尺寸受到限制，必须剖分安装，而滑动轴承正具有这些特点，承受冲击载荷的能力较强，主要用于曲轴的主轴承，连杆小端支承等，故选择对开式径向滑动轴承。

其标准见JB/T2561-1991。

作用在滑动轴承上的压强i i i l d P p i = 式中 i p 为某轴承上的压强（Pa ）
i P 为作用在轴承上的力（N ）
i d 为轴承直径（m ）
i l 为轴承长度（m ） 曲轴轴承的强度MPa l d P p g
34.1210270101501050023
33000=⨯⨯⨯⨯==-- 由于压力机转速不高所以不用核验pv 值，p 为轴承压强，v 是轴对轴承的相对旋转速度。

所以选择滑动轴承材料ZZnAl(锌铝合金)其许用压强为20MPa 。

3.3.5 连杆的设计
连杆是压力机上最重要的受力零件之一，这里使用曲柄轴用连杆。

为了使连杆在结构轻巧的条件下有足够的强度和刚度，一般多用精选含碳量的优质中碳结构45模锻。

合金钢有较高的综合机械性能，但当存在主生应力集中的因素时，它的疲劳强度急剧下降，甚至低到与碳素钢不相上下。

所以合金钢连杆的形状设计，过渡圆滑性，毛坯表面质量等，必须给以更多的注意，才能充分发挥优质材料的潜力。

连杆纵向断面内宏观金相组
织要求显示金属纤维方向与连杆外形相符，纤维无环曲及中断现象。

为此连杆采用钢锻造，在机械加工前应经调质处理（淬火后高温回火），以得到较高的综合机械性能，既强又韧。

为了提高连杆的疲劳强度，不经机械加工的表面应经过喷砂处理。

连杆还必须经过磁力探伤检验，以求工作可靠。

为了节约优质钢材，降低产品成本，此压力机铸铁的连杆材料采用45钢，调质处理。

连杆选用球头式连杆结构，其简图如图3.6。

a) 调节螺杆 b) 连杆
图3.6 连杆简图
已知连杆尺寸经验公式如下：
KN P )7.5~5.3(00位为连杆上的作用力，单，P d B =
B d d )83.0~59.0(0= 02)0.1~83.0(d d = B d d )0.1~9.0(3= 04)86.1~5.1(d d =
0)3.2~5.1(d H =，H 为螺纹最小工作高度
在单点压力机中，KN P P g 10000== 所以根据经验公式可以取，
mm d B 130=
mm d 900= mm d 802=
mm d 1173= mm d 1354= mm 180H =
取连杆系数2.0=λ，而λ
R
l lin =，则连杆的最小长度mm l lin 12502
.0250
==
，连杆的最大长度mm l l lin 130050max =+=。

螺杆强度巴5.14115.1410904
101000P 33
min
0y ==⨯⨯⨯==
-MPa F πσ 而45号钢的巴1800][=y σ 所以][y y σσ<，安全。

四建立三维模型及装配
要建立起压力机压力机构的仿真，首先需要进行三维建模，然后对各个三维零件进行装配。

常用的软件有：UG、Solidworks、Pro/Engineer等。

在这里，我用Pro/Engineer 来建模，仿真。

Pro/Engineer自1988年问世以来，二十多年来已成为全世界最普及的三维CAD/CAM系统。

Pro/E在今日俨然成为三维CAD/CAM系统的标准软件，广泛应用于3C产品、汽车电子、通信、机械、模具、工业设计、机车、自行车、航天、家电、玩具等各行业。

Pro/E可谓是一个全方位的三维产品开发软件，整合了零件设计、零件装配、产品设计、塑料模具设计、钣金设计、冲压模具设计、公差分析、NC加工、动态仿真、动画制作等功能于一体，其模块众多[14]。

根据前面部分计算的数据，在Pro/E零件设计模块中进行三维建模，建模过程不在此累述。

其主要零件的三维模型见下图。

图4.1 齿轮5 图4.2 齿轮6
图4.3 齿轮7 图4.4 螺杆
图4.5 曲轴
在完成三维建模后，再在Pro/E组件模式下进行装配，装配时主要用到的连接有：刚性连接、销钉连接、滑动杆连接等，其装配过程不在这累述，差动轮系，压力机连杆和压力结构装配图见下图。

图4.6 差动轮系图4.7 连杆
图4.8 压力机构
在完成装配后，需要对其中的齿轮定义齿轮连接，还需要定义伺服电机，为仿真做
准备。

五仿真分析
5.1 曲柄滑块的运动规律
压力机的工作机构采用曲柄滑块机构，其运动简图如图5.1所示。

O点表示曲轴的旋转中心，A点表示连杆与曲柄的连接点，B点表示连杆与滑块的连接点，OA表示曲柄半径AB表示连杆长度。

所以OA以角速度ω做旋转运动时，B点则以速度ν作直线运动。

图5.1 曲柄滑块机构运动简图图5.2 结点正置的曲柄滑块机构运动
关系计算简图
压力机工作机构采用的是结点正置（所谓结点正置，是指滑块和连杆的连接点B 的运动轨迹位于曲柄旋转中心O 和连接点B 的连线上），的曲柄滑块机构，其运动关系的计算简图如图5.2所示。

图中mm 2502
S
R ==，mm 1300L =，滑块的位移和曲柄转角之间的关系可表达为：
)Lcos cos ()(βα+-+=R L R s
而L
R α
βsin sin = 且
λ=L
R
（λ为连杆系数为0.2） 则αλβsin sin = 而ββ2sin 1cos -=
可以得到)]sin 11(1
cos -1[cos 22αλλ
α--+=）（R
由于2.0=λ所以上式可以简化。

根据二项式定理，取
αλαλ2222sin 2
1
1sin -1-≈
所以mm )]2cos 1(05.0)cos 1[(250)]2cos 1(4
)cos 1[(αααλ
α-+-=-+
-=R s （a ）
式中 s 为滑块行程，从下死点起算，以下均同；
α为曲柄转角，从下死点起算，与曲柄旋转方向相反者为正，下同。

求出滑块的位移与曲柄转角的关系式（a ）后，将位移s 对时间t 求导就可得到滑块的速度ν，即：
dt
d dt dt d d ds dt ds αααααν)}2cos 1(05.0)]cos 1[(250{d -+-=∙==
dt
d α
αα)2sin 1.0(sin 250+=
而ωα=dt
d 所以滑块的速度)/(2sin 1.0sin 250s mm ）
（ααων+= （b ） 式中 ω为曲柄的角速度。

在得到滑块速度数学表达式（b ）后，将速度ν对时间t 求导就可以得到滑块的加速度a ，即：
dt d d dv dt a α
αν∙
-==d - ωααωα)]2sin 1.0(sin 250[d
-+=d )/(2cos 2.0cos -25022
s mm ）（ααω+= （c ）
5.2 仿真结果
我们已经得到了曲柄滑块机构的位移表达式（a ）、速度表达式（b ）、加速度表达式（c ），从（a ）、（b ）、（c ）中我们可以知道，位移只以曲柄的转角有关系，而速度、加速度不光以曲柄转角有关系，而且以曲柄的转速也有关系。

我们已知曲柄转速
2457-2-2ωωωωω==，4ω是常速电机转速经过带轮、变速箱减速得到，2ω是伺服电机
经过齿轮传动减速得到的。

而且曲柄的转角可以表示为ω在时间t 上的积分。

所以曲柄滑块的位移、速度、加速度都是曲柄转速ω和时间t 的关系式。

5.2.1 高速冲压仿真结果
在高速冲压工作模式下，伺服电机的转速数学表达式：
))(deg/60720(cos 14400s t n +=高 曲线图如图3.1,经过齿轮传动减速，所以
）
（s /deg )60t 720(cos 72005+=ω，变速箱的传动比31=i ,所以）（s /deg 3607=ω。

所以曲柄转速的数学表达式：)(deg/60720cos 720-7200s t ）（高+=ω。

转速曲线图如图5.3所示：
图5.3 高速冲压时曲轴转速。