壓床機構設計-機械原理課程設計說明書21頁

1、 壓床機構設計說明書 班級 :XXXX學號 :XXX姓名 :XX 完成日期: XXXX年XX月 一、壓床機構簡介21.壓床機構簡介22.設計內(nèi)容3（1）機構的設計及運動分折3（2）凸輪機構構設計3二、執(zhí)行機構的選擇4方案一4（1）運動分析4（2）工作性能4（3）機構優(yōu)、缺點5方案二5（1）運動分析5（2）工作性能6（3）機構優(yōu)、缺點6方案三6（1）運動分析7（2）工作性能7（3）機構優(yōu)、缺點7選擇方案7三、主要機構設計81、連桿機構的設計82、凸輪機構設計8四、機構運動分析13五、原動件原則16六、傳動機構的選擇16七、運動循環(huán)圖18八、設計總結19九、參考文獻20一、壓床機構簡介1.壓床機構

2、簡介壓床機械是被應用廣泛的鍛壓設備它是由六桿機構中的沖頭（滑塊）向下運動來沖壓機械零件的。其執(zhí)行機構主要由連桿機構和凸輪機構組成。圖1為壓床機械傳動系統(tǒng)示意圖。電動機經(jīng)聯(lián)軸器帶動三級齒輪減速傳動裝置后，帶動沖床執(zhí)行機構（六桿機構，見圖2）的曲柄轉(zhuǎn)動，曲柄通過連桿，搖桿帶動沖頭（滑塊）上下往復運動，實現(xiàn)沖壓零件。在曲柄軸的另一端，裝有供潤滑連桿機構各運動副的油泵凸輪機構。2.設計內(nèi)容（1）機構的設計及運動分折已知：中心距 x1、x2、y, 構件4 的上、下極限角，滑塊的沖程 H，比值CBBO4、CDCO4，各構件質(zhì)心 S 的位置，曲柄轉(zhuǎn)速 n1。要求：將連桿機構放在直角坐標系下，編制程序，并畫出

3、運動曲線，打印上述各曲線圖。（2）機構的動態(tài)靜力分析已知：各構件的重量 G 及其對質(zhì)心軸的轉(zhuǎn)動慣量 Js(曲柄2 和連桿5的重力和轉(zhuǎn)動慣量略去不計)，阻力線圖(圖 97)以及連桿機構設計和運動分析中所得的結果。要求：通過建立機構仿真模型，并給系統(tǒng)加力，編制程序求出外力，并作曲線，求出最大平衡力矩和功率。方案G3G4G6FmaxJs3Js4值72kg50kg40kg4200N0.35kg.m20.22 kg.m2（2）凸輪機構構設計已知：從動件沖程 H，許用壓力角推程角 。，遠休止角 ，回程角 ，從動件的運動規(guī)律見表 3，凸輪與曲柄共軸。要求：根據(jù)給定的已知參數(shù)，確定凸輪機構的基本尺寸，并將運算

4、結果寫在說明書中。將凸輪機構放在直角坐標系下，編制程序畫出凸輪機構的實際廓線，打印出從動件運動規(guī)律和凸輪運動仿真模型。設計內(nèi)容連桿機構的設計及運動分析單位mm（）mmr/min符號X1X2yHCBBO4CDCO4n1BS2/BCDS3/DE數(shù)據(jù)30140160601201501/21/4901/21/2 表3二、執(zhí)行機構的選擇方案一（1）運動分析該執(zhí)行機構中不考慮凸輪機構，活動構件數(shù)n=5，低副數(shù)目Pl=7，高副數(shù)目Ph=0，不存在虛約束等，由以上條件可知機構自由度F=1，機構具有確定的自由度。電動機通過減速傳動機構（齒輪傳動）帶動原動件曲柄1做勻速圓周運動，原動件曲柄1帶動連桿2運動，連桿2

5、帶動擺桿5和連桿4運動，從而使滑塊4在豎直方向上做往復運動，從而實現(xiàn)壓壓床的功能。在曲柄軸的另一端，裝有供潤滑連桿機構各運動副的油泵凸輪機構。（2）工作性能曲柄1做勻速圓周運動，連桿2隨著曲柄1的周轉(zhuǎn)不斷的改變角度，擺桿5和連桿4也隨著連桿2的角度變化產(chǎn)生運動，從而使滑塊3速度變化，由于該機構不存在急回運動，使得滑塊工作時的速度比較慢。在壓床工作時，要實現(xiàn)機構的往返運動，必須給曲柄增加一個力才能使其正常工作，在工作行程中，連桿2、4，擺桿5，曲柄1也受到滑塊3的反作用力各桿受力彎曲，對各桿的彎曲強度要求比較高，特別是桿2。（3）機構優(yōu)、缺點優(yōu)點：該機構在設計上不存在影響機構運動的死角，機構在運

6、轉(zhuǎn)工程中不會因為機構本身的問題而突然停下來。機構使用凸輪和連桿機構，設計簡單，維修、檢測都很方便。該機構使用的連桿和凸輪都不是緊密的結構，不需要不需要特別的材料，加工工藝，具有很好的經(jīng)濟效益。缺點：機構傳遞運動的構件過多，而且對各構件的強度要求相對較高，尤其是桿件2，不適用與較高的載荷。結構過于分散，不能以較小的力獲得較大的效果。機構越多傳遞效率越差，損耗越多。所以此方案不適用于壓床。方案二（1）運動分析該執(zhí)行機構中不考慮凸輪機構，活動構件數(shù)n=5，低副數(shù)目Pl=7，高副數(shù)目Ph=0，由以上條件可知機構自由度F=1，機構具有確定的自由度。電動機通過減速傳動機構（齒輪傳動）帶動原動件曲柄1做勻速

7、圓周運動，原動件曲柄1帶動連桿2運動，連桿2帶動擺桿3運動，滑塊5在擺桿3上滑動，滑塊,5和滑塊4通過轉(zhuǎn)動副相連接，從而使滑塊4在豎直方向上做往復運動，從而實現(xiàn)壓壓床的功能。在曲柄軸的另一端，裝有供潤滑連桿機構各運動副的油泵凸輪機構。（2）工作性能曲柄1做勻速圓周運動，連桿2隨著曲柄1的周轉(zhuǎn)不斷的改變角度，擺桿3也隨著連桿2的角度變化產(chǎn)生運動，從而使滑塊4、5速度變化。在壓床工作時，要實現(xiàn)機構的往返運動，必須給曲柄增加一個力才能使其正常工作，在工作行程中，連桿2、擺桿3、曲柄1也受到滑塊4的反作用力各桿受力彎曲，對各桿的彎曲強度要求比較高，特別是桿3。（3）機構優(yōu)、缺點優(yōu)點：（1）該機構在設計

8、上不存在影響機構運動的死角，機構在運轉(zhuǎn)工程中不會因為機構本身的問題而突然停下來。機構使用凸輪和連桿機構，設計簡單，維修、檢測都很方便。（2）結構緊湊，傳動效果好，機構運動過程中有急回運動，能獲得較大的效率。缺點：（1）機構對滑塊5和擺桿的要求較高，對滑塊5工作表面的摩擦系數(shù)要求比較高，對擺桿3的抗彎強度要求比較高，不適用于較高載荷。（2）該機構所占的空間比較大。方案三（1）運動分析該執(zhí)行機構中不考慮凸輪機構，活動構件數(shù)n=5，低副數(shù)目Pl=7，高副數(shù)目Ph=0，不存在虛約束等，由以上條件可知機構自由度F=1，機構具有確定的自由度。電動機通過減速傳動機構（齒輪傳動）帶動原動件曲柄1做勻速圓周運動

9、，原動件曲柄1帶動連桿2運動，連桿2帶動擺桿3運動，擺桿3帶動連桿4，從而使滑塊,5在豎直方向上做往復運動，從而實現(xiàn)壓壓床的功能。在曲柄軸的另一端，裝有供潤滑連桿機構各運動副的油泵凸輪機構。（2）工作性能曲柄1做勻速圓周運動，連桿2隨著曲柄1的周轉(zhuǎn)不斷的改變角度，擺桿3隨著連桿2的運動而運動，從而帶動連桿4的角度變化，從而使滑塊5速度變化，由于該機構存在急回運動，使得滑塊工作時的速度比較快。在壓床工作時，要實現(xiàn)機構的往返運動，必須給曲柄增加一個力才能使其正常工作，在工作行程中，連桿2、4，擺桿3，曲柄1也受到滑塊5的反作用力各桿受力彎曲，對各桿的彎曲強度要求比較高。 （3）機構優(yōu)、缺點優(yōu)點：（

10、1）該機構在設計上不存在影響機構運動的死角，機構在運轉(zhuǎn)工程中不會因為機構本身的問題而突然停下來。機構使用凸輪和連桿機構，設計簡單，維修、檢測都很方便。（2）結構緊湊，傳動效果好，機構運動過程中有急回運動，能獲得較大的效率。（3）加工制造簡單，成本小，載荷沖擊較大，可以小批量生產(chǎn)，使用壽命長缺點：機械本身不可避免的存在一些問題。選擇方案設計要求我們使用壽命為十年,每日一班制工作,載荷為中等沖擊，允許曲柄，綜合比較上訴三種方案的優(yōu)缺點，考慮各種因素，最后選擇方案三為設計方案。三、主要機構設計1、連桿機構的設計由圖可知 DD1=150mm CC1O4為等邊三角形四邊形CC1D1D為平行四邊形 CO4

11、=C1O4=CC1=DD1=150mmCD=0.25CO4=37.5mm CB=BO4/2 BO4=100tanO2O4E=0.1875 O2O4E=10.62B1O4O2=49.38 O2O4=163mm2BO4*O2O4*cosB1O4O2=BO42+O2O42-B1O22 B1O2=123.87mm2BO4*O4O2*COSBO4O2=BO42+O4O22-BO22BO2=217.68mm O2A=(O2B-O2B1)/2=46.905mmAB=O2A+O2B1=170.775mm四桿長度：O2A=46.905mm AB=170.775mm BO4=100mm CD=37.5mm BC=

12、50mm2、凸輪機構設計凸輪機構的設計及其運動曲線采用的是軟件編程制作，按照選擇數(shù)據(jù)的設計要求推動從從動件8的推、回程運動規(guī)律均為正弦運動。正弦運動既無剛性沖擊又無柔性沖擊所以我們即按其正弦規(guī)律進行設計。解析法設計凸輪，需要求出凸輪輪廓曲線的解析函數(shù)式。盤形凸輪輪廓曲線是一種平面曲線，通常可用直角坐標來描繪。按確定凸輪機構的基本尺寸求出理論廓線外凸曲線的最小曲率半徑，min，選取滾子半徑rr。下面按照給定已知條件來設計該凸輪的輪廓曲線。符號H0010單位mm（0）值2030701070下面求凸輪的理論輪廓曲線方程:以凸輪的基圓圓心為直角坐標軸的原點。Y 軸與推桿軌道，平行且指向上方。因為理論廓

13、線由推程、遠休止、回程和近休止四部分組成，所以輪廓的直角坐標方程也分四段求出。（1）推程部分：在此階段作等加速度上升。以下為運動位移方程：s=h(/0)-sin(2/0 )/(2)v=h1-cos(2/0 )/ 0a=2 h*sin(2/0 )/由題意得 h=20 0=70（2）遠休止部分：此期間推桿靜止，s=20mm,所以該部分凸輪廓線為一段圓弧其半徑為 ，e=0。凸輪廓線的直角坐標參數(shù)方程為: x = R sin y = R cos 式中 是圓弧上的點和原點之間的連線與 Y 軸的夾角。根據(jù)理論廓線在圖中的幾何關系可得： （7080）（3）回程部分:以下為回程運動方程： s=h1-(/ )+

14、sin(2/ )/(2)v=hcos(2/ )-1/ a=-2hsin(2/ )/ （4）近休止部分：運動到這一階段，推桿靜止，s=0,該部分凸輪的理論輪廓曲線為基圓的一部分圓弧。所以凸輪廓線的直角坐標參數(shù)方程為： x = r0sin y = r0cos 式中 是圓弧上的點和原點之間的連線與 Y 軸的夾角，根據(jù)理論廓線在圖中的幾何關系，可得：所以有 x=r0sin(+) y=r0cos(+) （150360）3、 (1)凸輪基圓半徑（）的確定：我們選取凸輪基圓半徑r0=60mm，滾子半徑公式(0.10.15) r0，得出滾子半徑 9mm，根據(jù)方程，利用軟件編程，得出下圖。凸輪的形狀四、機構運動

15、分析決定采用proe5.0對運動連桿機構進行運動學分析，下圖為連桿機構運動曲線圖。搖桿4的角速度曲線如下圖所示搖桿4的角加速度曲線如下圖所示。滑塊6的位移曲線如下圖所示滑塊6的速度曲線如下圖所示滑塊6的加速度曲線如下所示五、原動件原則由轉(zhuǎn)速 n2=90r/min，電機的轉(zhuǎn)速應要盡量小，選用一般用途的電動機。選擇電動機容量 Pmax=2.12kw ,Pw=Pmax/0.9=2.36 kw。工作機軸轉(zhuǎn)速n2= 90r/min。可以按各級齒輪傳動比820，所以電動機轉(zhuǎn)速可選范圍： n=i*n2=(815)*90=7201800 r/min。 考慮到總體選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的Y系列異步電動

16、機 Y80M1-4，其滿載轉(zhuǎn)速n=1390 r/min六、傳動機構的選擇構思一個合理的傳動系統(tǒng)，它可將電機的高速轉(zhuǎn)動（1390 r/min）變換為執(zhí)行機構的低速轉(zhuǎn)動。構思機構傳動方案時，能較為合理地分配各部分的傳動比。傳動裝置的總傳動比及其分配:由電動機的滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：inm/nw nw90 nm=1390 i=15.44 一級傳動比（皮帶傳動）：i0=3由電動機傳出的轉(zhuǎn)速為1390r/min，經(jīng)過皮帶輪減速度變?yōu)?63r/min，再經(jīng)過齒輪減速最后輸出的速度為90r/min。如下圖： 齒輪箱中齒輪的齒數(shù)Z1=24；Z2=80；Z3=40；Z

17、4=60； 根據(jù)傳動比i14=所有從動輪的齒數(shù)積/所有主動輪的齒數(shù)積 所以，二級傳動比(齒輪傳動) i14=80x60/24x40=5所以總的傳動比 i=3x5=15 nw=nm/i=1390/15=93 r/min且（93-90）/90100%=3.33% 在允許轉(zhuǎn)速偏差5% 內(nèi)，所以基本符合要求。七、運動循環(huán)圖八、設計總結從課題發(fā)下來到上交已經(jīng)過了這么長時間了,在不斷的折磨中我終于把課程設計做完了，這其中經(jīng)歷了很多困難，從最開始的什么都不知道，從哪下手該怎么下手都不知道，到現(xiàn)在慢慢弄懂了些，雖然沒有做的很好，但我自己努力了，先設計的是六桿機構各桿件的長度，通過上網(wǎng)找資料，借鑒別人的經(jīng)驗很快的就把桿件的長度給設計出來了，可是當我看到凸輪的時候，有點懵了，學的東西都忘了，然后我又跑回去看書復習，種種速度運動規(guī)律終于明白了什么意思，這部分最難的就是凸輪基圓半徑的選取，在就是MATLAB編程了，基圓的半徑都是開始選取的時候以為有什么公式，結果做到最后還是自己隨便選取了一個最合適的值，通過這部分的設計，使得我對凸輪有了一個更加深層次的認識，也使我對MATLAB有了一部分了解，設計完這部分之后就是各種軌跡曲線，速度曲線，加速度曲線的繪制，這部分內(nèi)容我是通過proe5.0來進行模擬的，通過自己設計的尺寸，在proe5.0中畫出實體，然后利用proe5.0中的機構模塊進