机械基础学习知识原理课程教学设计使用说明冲压机构.doc

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1、-机 械 原 理 课程设计说明书院系：机电工程学院专业：机械工程及自动化98级姓名：邓荣兵（98051222）陶 姗（98051240）指导老师：吴海涛日期：2000年10月7日设计说明书目录一. 设计题目、工作循环图二. 机构造型、结构分析对比及对各方案的评价1.方案一2.方案二3.方案三4.方案四5.结论三. 机构的结构1.机构运动简图2.各部分的描述、所取主要数据3.机构简介四. 主运动机构的运动分析1.6.10的位置的速度、加速度2.运动线图3.结论五. 主运动机构的受力分析1.6.10位置的受力分析、受力图、力多边形2.动力参数计算、驱动力矩、电动机选择六. 齿轮机构的设计与计算1.

2、所选主要参数2.几何尺寸计算3.齿轮啮合图及重合系数4.结论评价七. 凸轮机构的设计与计算1.所取主要参数2.基圆半径确定3.凸轮轮廓4.结论八. 机构自由度计算九. 其它设计十. 设计结果的分析讨论十一. 设计小结十二. 参考资料一、设计题目及工作循环图设计冲制薄壁零件的冲压机构及其相配合的送料机构。（1） 工作图如a）（2） 主模先以比较小的速度接近坯料，然后以匀速进行拉延成形工作，以后，主模继续下行将成品推出型腔，最后快速返回。上模推出下模以后，送料机构从侧面将坯料送至待加工位置，完成一个工作循环。 本题要求设计能使上模按上述运动要求加工零件的冲压机构和从侧面将坯料推送至下模上方的送料机

3、构。二、机构选型、结构分析对比及对各方案的评价1、方案一：齿轮连杆冲压机构和凸轮连杆送料机构冲压机构采用了有两个自由度的双曲柄七杆机构，用齿轮副将其封闭为一个自由度。恰当地选择点C的轨迹和确定构件尺寸，可保证机构具有急回运动和工作段近于匀速的特性，并使压力角尽可能小。该机构可采用实验法进行设计；当要求较高时，可用解析法，或以实验法得到的结果作为初始值，进行优化设计。送料机构是由凸轮机构和连杆机构串联组成的，按机构运动循环图可确定凸轮工作角和从动件的运动规律，使其能在预定时间将工件推送至待加工位置。设计时若使LOGLOH，可减小凸轮尺寸。2、方案二：导杆摇杆滑块冲压机构和凸轮送料机构冲压机构是在

4、导杆机构的基础上，串联一个摇杆滑块机构组合而成的，导杆机构按给定的行程速度变化系数设计，它和摇杆滑块机构组合可达到工作段近于匀速的要求。适当选择导路位置，可使工作段压力角较小。送料机构的凸轮轴通过齿轮机构与曲柄轴相连，按机构运动循环图确定凸轮工作角和从动件运动规律，则机构可在预定时间将工件送至待加工位置。3、方案三：六连杆冲压机构和凸轮连杆送料机构冲压机构是由铰链四杆机构和摇杆滑块机构串联组合而成的。四杆机构可按行程速度变化系数用图解法设计，然后选择连杆长LEF及导路位置，按工作段近于匀速的要求确定铰链点E的位置。若尺寸选择适当，可使执行构件在工作段中运动时机构的传动角满足要求，压力角较小。凸

5、轮送料机构的凸轮轴通过齿轮机构与曲柄轴相连，若按机构运动循环图确定凸轮转角及其从动件的运动规律，则机构可在预定时间将工件送至加工位置。设计时，使LIHLIR，则可减小凸轮尺寸。4、方案四：自己设计冲压机构是由曲柄摇杆机构和摇杆滑块机构串联组合而成的。曲柄摇杆机构可以按行程速度变化系数用图解法设计，然后选择连杆长LDE及导路的位置。按工作段近于匀速的要求确定铰链点E的位置。送料机构的凸轮轴通过齿轮机构与曲柄轴相连。按机构运动循环图确定凸轮工作角和从动件运动规律，则机构可在预定时间将工件送至待加工位置。5、结论：从以上分析进行方案的优化选择。选择二方案最为恰当，应尽可能小，这样使得有用分力相对比较

6、大，即有用功率提高，提高了利用率，若过大，可能出现磨擦阻力超过有用分力，降低了效率。与其它三个方案相比，方案二结构最简单、紧凑，能满足的性能指标均优于方案一、三、四，下面对其进行技术设计。三、机构的结构1 机构的运动简图（见方案二）2 各部分的描述、所取的主要数据。各部分的描述：主运动机构：主动件柄AB通过滑块B和导杆DC连接，在导杆机构的基础上串联一个摇杆滑块机构组成。齿轮传动机构：由一个惰轮和齿轮啮合，将力和速度传到凸轮机构上，齿轮的传动具有传动比稳定和传动平稳的特点。凸轮机构：凸轮轮廓严格按运动要求设计，所以可以高速起动，动作准确可靠，由于凸轮是高副机构，在高副接触处难以保证良好的润滑而

7、容易磨损，因此传递动力不能太大。动力部分：通过机构尺寸、工作要求等因素的确定，选择适当的电动机作为动力来源。辅助部分：送料杆F在冲头到达工作点之前将料送到位，它的运动靠和凸轮的高副作用完成。机构各部分主要参数构件项目主运动机构齿轮传动机构凸轮机构动力部分数 据W1=1rad/sK=2LAB=100LAC=200LCD=280LDE=364M=4Z1=35Z2=50Z3=35R0=49.5Rt=7.5E=27.7E=90。Es=60。Es=120。E=90。P动=2.96kwP额=3.0kwW=1420r/s单位mm比例Us=0.004m/mmU=0.007m/mmU=0.0015m/mm四、主

8、运动机构的运动分析1、主运动机构的运动分析选的是工作点6和非工作点10（1） 工作点6 的速度和加速度分析速度VB3 VB2 VB3B2 方向： BC AB BC 大小： ? ? VB21lAB10.1=0.1m/s 2=1=1rad/s ( ) Vb3b2=80.004=0.032m/s 3=Vb3/lbc=23.5/72.5=0.324rad/s ( )VE6 = VD6 + VE6D6 方向: 导轨 DC DE 大小: ? ? VD5=3lCD6=700.3240.004=0.09m/s VE6=22.50.004=0.09m/s加速度aB3n + aB3t= aB2+ aB3B2t+a

9、B3B2n 方向: BC BC AB BC BC 大小: ? ? aB3n=lBC32=72.50.04(0.324)2=0.0304m/s2 aB2=lAB12=0.112=0.1m/s2 aB3B2k=23vB3B2=20.3240.032=0.0207m/s2aE6 = aD6+ aE6D6n+ aE6D6t 方向: 导轨 与aB3反向 D6E6 D6E6 大小: ? ? aD6=lCD/lBCaB3=70/72.50.034=0.0328m/s2 aE6D6n=(VD6E6)2/lD6E6=(40.004)2/910.004=0.7mm/s2(2)非工作点10的速度和加速度分析 速度V

10、B3 = VB2+ VB3B2方向: BC AB BC大小: ? ?VB2=1lAB=10.1=0.1m/sVB3=300.002=0.06m/sVB3B2=400.002=0.08m/slBC=310.004=0.124mVD10=lCD/lBCVB3=70/310.06=0.135m/s3=Vb3/lBC=0.06/0.124=0.484rad/s ( )VE10=VD10 + VE10D10方向: 导轨 CD DE大小: ? ?VE10D10=270.002=0.054m/s加速度 aB3n+aB3t = aB2+ aB3B2r+aB3B2k 方向 BCBCABBC BC 大小: ? ?

11、 aB2=lAB12=0.112=0.1m/s2aB3n=lBC32=0.124(0.484)2=0.029m/s2aB3B2k=23vB3B2=20.4840.08=0.0774m/s2aE10 = aD10 + aE10D10n+ aE10D10t 方向: 导轨 与aB3反向 D10E10 D10E10 大小: ? ?aB3=39.50.004=0.158m/s2aD10=lCD/lBCaB3=70/310.158=0.356m/s2aE10D10n=(VE10D10)2/lE10D10=(0.054)2/(910.004)=0.008m/s22.运动线图(1) 位移时间曲线st是将导杆的

12、上极限1所对应的冲头E的位置E1作为基准，将曲柄转动位置12等分，对应着12个E的位置，均在机构运动简图作出，同时建立平面坐标st，将横轴12等分，每个S坐标值分别是11个E位置和E1间的距离，光滑连接12个点得出st曲线。(2) 速度时间曲线vt在vt坐标左边取一K值，即OPK，将st图线横轴所划分的12格中的靠近0的第一格前移半格，后面的点按原长度平移，依次得1、2、3 12，过P点引一系列平等于st坐标上12点中相邻点连接的弦线，与v轴相交。过这些点引平等于t轴的直线，过1、2、3 12作垂直于t轴的垂线，交于1、2、312点，连接这些点得光滑曲线vt图，对应st图线的t坐标轴的1、2、

13、312各点作垂线，交曲线于a,b,cl点。（2） 加速度时间曲线at（3） 根据vt线图，取相同的OPK，如vt曲线作法，将曲柄转动位置12等分，过P点引一系列平行于vt坐标上a,b,c,l等12点中相邻点连接的弦线，与a轴相交，过这些点引平行于t轴的直线，过1，2，312作垂直于t轴的垂线，交于一系列的点，连接这些点即得光滑曲线at。2. 结论：由6、10位置的速度、加速度分析得出：在工作段速度接近为一定值即匀速工作，加速度接近为零，而在非工作点的回程中，速度和加速度都较大。五、主运动机构的受力分析1、位置6的动态静力分析如图，摇杆DE和冲头在工作点6时受到的外力有F、R34t、R34n、G

14、4、G5、N65以及惯性力（矩）PG4、PG5作用，处于平衡状态。R34nR34tG4PG4FG5PG5N650方向： 大小：? ? 力图：ab bc cd de eaG4910.004409.8142.688NPG4m4aS910.00440230.001=-0.335N(忽略)F=5000NG5=369.8=352.8NPG5=-m5aG5=-36180.001=-0.648N(忽略)ME=0-R34T910.004+0.054=0R34T=0.148N(忽略)(其中MG4=-IE=-910.0042270.001/910.004=-0.054(N.M)对导杆DG受力分析:所受外力有R43

15、n、R43t、G3、R12、RC3n、RC3t、惯性力PG3、MG3。R12RG3G3R43nR43tRC3tRC3n0方向： 大小：? ? 力图：ab bc cd de eaPG3m3aS-1700.0044070.001=-0.1904N(忽略)MG3=-J=-1700.0042150.001/72.50.004=-0.070N.MG3=m3g=1700.00440908=266.56NR43t=0.148N(忽略)MB=0MG3+G355.50.004+RC3t72.50.004-R43n1420.004=0RC3t=(0.070+59.17632-2584.4)/(72.50.004)

16、=8707.43N2.位置10的动态静力分析摇杆DE和冲头E在位置10受到外力有R34t、R34n、G4、G5、N65、惯性力（矩）PG4、PG5、MG4，由于10处于非工作点，故F0R34nR34tG4PG4G5PG5N650方向： 大小：? ?力图：ab bc cd de ef fg gaG4142.688NPG4m4a3910.00440890.0045.18336NG5352.8NMG4J910.0042200.004910.0040.16 NmPG5m5aG536900.00412.96NME100G420.004PG450.004MG4R34t910.0040R34t2142.68

17、80.0045.1833650.040.6910.0042.412N导杆DG受力分析：外力有R43n、R43t、RC3t、G3、R12、惯性力（矩）PG3、MG3R12PG3G3R43nR43tRC3tRC3n0方向： 大小：? ? 力图：ab bc cd de efPG3m3aS1700.00440190.0042.0672N（忽略）MG3J1700.004238.50.00430.50.0041.717 NmG3266.56NR43n1025510NR43t2.412N（忽略）MB0MG3150.0042.0672G313.50.004RC3t1000.004R43t34.50.004R4

18、3n930.0040RC3t1488.22N2、动力参数计算 位置6:MA0PP0.153.58023.60.004PP4040.32N位置10:MA0PP0.1761030.50.002PP46.36N故取PP4040.32N平均功率：PPlAB14040 .321030.1702602.962 kw选取电动机Y100L24（额定功率3.0kw，满载转速1420rmin）六、齿轮机构的设计与计算1 所选主要参数m4 mm Z135 Z250 Z3=35 20 ha*1 c*0.252 几何尺寸计算主动轮dm Z435140 mmha144 mmhf1.2545 mmhhahf459 mmda

19、1408148 mmdfd2hf14010130 mmdbd cos140cos20131.557 mmp m12.56 mmse6.28 mmcc*m0.2541 mm惰轮dmZ450200 mmhaha*m144 mmhf（ha*c*）m（10.25）45 mmhhahf459 mmdad2ha2008208 mmdfd2hf20010190 mmdb=d cos200cos20187.939 mmp m3.14412.56 mmse m26.28 mma（140200）2170 mm3 作齿廓作法：先任取一角度（本图中为36。），将其12等分，分别交基圆于0,1,212，再过1,212作

20、基圆的切线，分别对应地量取长度，使其等于基圆上从0到1,212的弧长，得到切线上一系列的点，用光滑曲线连接得出齿轮的齿廓。重叠系数B1B2Pb17.512.56COS201.48311说明此设计满足齿轮啮合的连续条件，同时也说明此设计使齿轮能承载一定压力，传动平稳性也满足一定要求。4 结论：此设计使各方面参数选得较恰当，如果能将模数加大些，而齿数相应减小，那么在保证齿轮体积的条件下，能使齿啮合时所承受的冲击力、载荷增加，提高了齿的强度。七、齿轮机构的设计与计算1 所取主要参数基圆半径：r0=49.5mm滚子半径：rt=7.5mm偏心距：e=27.7mm2 基圆半径确定v/=4h/2 v/=4h

21、/2(-) a/2=4h/2 a/2=-4h/2由s（t）线图和v/（t）线图画出Sv/的对应关系曲线，先将从动件分成和s（t）、v/（t）对应的等份，选定从动件起始点C0。凸轮转向为顺时针，则将sv/曲线画在移动方位线的右侧，回程时画在左侧。在移动方位线的两侧，分别作曲线sv/的切线（下半部），并使之与移动方向成和角(注: )两切线交于O点,凸轮转动轴心应选在这两切线所包围的区域内.(其中: =35。 =70。)3 凸轮轮廓（见设计图纸）4 结论：基圆半径过大或过小都有其各自的优缺点rb过大，能改善凸轮机构受力情况，但使凸轮的圆周速度增加，也会使凸轮轴上的不平衡重量增加。rb过小，减小了凸轮

22、尺寸，这是优点，但使压力角增大，要是太大时就会发生自锁，凸轮轴直径过小，而引起轴强度不够。滚子半径rt的选取必须满足一定的要求，如要保证从动件运动不失真，凸轮结构应比较合理。八、机构具有确定的相对运动的判定（机构自由度F的计算）冲压机构：n=5 PL=7 PH=0其自由度：F=3n-2PL=35-27=1送料机构：n=4 PL=4 PH=3（其中滚子属于局部自由度）其自由度F=3n-2PL-PH=34-24-3=1由于两机构主动机固连（曲柄与齿轮同轴），因此只需一个动力作用即可驱动整个机构，使其具有确定的运动。这说明，该机构自由度符合设计要求。九、有关本机构的其它设计内容说明在送料机构中，从动

23、件必须加上一定强度的弹簧，使推杆能作往复运动。另外，在本设计中，选定弹簧原长在250mm以上，而且能被压缩到50mm以下，这是由推杆往复运动的行程决定的，在凸轮机构与主运动机构间用轮系达到对应的比例传动。十、设计结果的分析讨论本设计采用导杆摇杆滑块溃压机构和凸轮送料机构，导杆机构按K=设计，经对该机构的运动分析，其运动规律满足设计要求。该机构选用Y100L-4电机作动力机，P额=3.0 kw，n满载=1420r/min下面某在工作位置冲头能否产生5000N的冲压力进行分析：选工作位置进行分析（以下力分析，只有构件本身有关者，如重力，惯性力等，均取前动力分析所得值） 电机转矩作用于曲柄B点的力P

24、p= P额/lAB1=3.0103/(0.1(702/60)=4092.556N因MA=0,R2123.60.004=Pp0.1 R21=4335.335对杆组2-3作力分析R12PG3G3R43nR43tRC3tRC3n0方向： 大小： ? ? ? ?其中，PG3=-0.1904N（可略）R21=R12=4335.335N MG3=-0.070N（可略） G3=266.560N， R43t很小，可忽略。各力对c点取矩，有Mc=0.MR12+MR43n+MG3=0R1272.50.004- G3150.004- R43n68.50.004=0R43n=4335.33572.5-266.5615

25、/68.5=4530.122N对杆组45进行力分析FR34nR34tG4PG4G5PG5N650方向： 大小：? ? 其中，G4142.688N PG40.335N（略）G5352.800N PG50.648N（略）R34t很小（略）, R34nR43n4530.122N作力多边形，解得 F101505050N5000N上面分析说明，采用Y100L2-4电动机能满足主运动机构载荷的动力要求，但产生的冲力十分接近所需的工作冲力，考虑到送料机构共动力源，要消耗少量动力，一旦超载，动力机可能无法带动。若采用Y112M-4电机作动力源，则允许较大超载，但考虑到经济因素，在正常工作时，造成功率浪费。因此

26、，本设计若能使曲柄稍微缩短，使动力机的转矩在曲柄端产生的等效力增大，或改变BCCD的比例，使得冲头产生5000N压力所需的压力减小些，则此机构能在满足运动、动力设计的要求下很经济，很有效地工作。十一.设计小结1 本机构的设计，涉及的内容比较广，须掌握四杆机构工作特性，凸轮的设计过程和运动规律。2 要想设计的机构符合设计要求，必须能够分析机构的运动、受力诸情况，看所设计的机构是否符合预定的运动规律、动力要求。3 通过这次的设计实习，使我重温了机械原理的诸多知识点，将其应用于实际，为以后的设计打下了基础。参考资料1.机械原理 郑文纬、吴克坚主编 高等教育出版社 1998年2.机械运动方案及机构设计 姜琪主编 高等教育出版社 1991年