沖床沖壓機構-送料機構及傳動系統的設計-棒料校直機課程設計示例

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1、第五章 課程設計示例 第一節? 沖床沖壓機構、送料機構及傳動系統的設計 一、?????????? 設計題目 設計沖制薄壁零件沖床的沖壓機構、送料機構及其傳動系統。沖床的工藝動作如圖5—1a）所示，上模先以比較大的速度接近坯料，然后以勻速進行拉延成型工作，此后上模繼續下行將成品推出型腔，最后快速返回。上模退出下模以后，送料機構從側面將坯料送至待加工位置，完成一個工作循環。 （a） （b） （c） 圖5—1 沖床工藝動作與上模運動、受力情況 要求設計能使上模按上述運動

2、要求加工零件的沖壓機構和從側面將坯料推送至下模上方的送料機構，以及沖床的傳動系統，并繪制減速器裝配圖。 二、?????????? 原始數據與設計要求 1．動力源是電動機，下模固定，上模作上下往復直線運動，其大致運動規律如圖b）所示，具有快速下沉、等速工作進給和快速返回的特性； 2．機構應具有較好的傳力性能，特別是工作段的壓力角應盡可能??；傳動角γ大于或等于許用傳動角[γ]=40o； 3．上模到達工作段之前，送料機構已將坯料送至待加工位置（下模上方）； 4．生產率約每分鐘70件； 5．上模的工作段長度l=30~100mm，對應曲柄轉角j0=（1/3~1/2）π；上模總行程長度必須大于

3、工作段長度的兩倍以上； 6．上模在一個運動循環內的受力如圖c）所示，在工作段所受的阻力F0＝5000N，在其他階段所受的阻力F1＝50N； 7．行程速比系數K≥1.5； 8．送料距離H=60~250mm； 9．機器運轉不均勻系數δ不超過0.05。 若對機構進行運動和動力分析，為方便起見，其所需參數值建議如下選?。? 1）設連桿機構中各構件均為等截面均質桿，其質心在桿長的中點，而曲柄的質心則與回轉軸線重合； 2）設各構件的質量按每米40kg計算，繞質心的轉動慣量按每米2kg·m2計算； 3）轉動滑塊的質量和轉動慣量忽略不計，移動滑塊的質量設為36kg； 6）傳動裝置的等效轉動慣量

4、（以曲柄為等效構件）設為30kg·m2； 7) 機器運轉不均勻系數δ不超過0.05。 三、??????????? 傳動系統方案設計 沖床傳動系統如圖5－2所示。電動機轉速經帶傳動、齒輪傳動降低后驅動機器主軸運轉。原動機為三相交流異步電動機，其同步轉速選為1500r/min，可選用如下型號： 電機型號????????? 額定功率（kw）???? 額定轉速（r/min） Y100L2—4????????????? 3.0??????????????? 1420 Y112M—4????????????? 4.0??????????????? 1440 Y132S—4??????????

5、??? 5.5???????????????? 1440 由生產率可知主軸轉速約為70r/min，若電動機暫選為Y112M—4，則傳動系統總傳動比約為。取帶傳動的傳動比ib=2，則齒輪減速器的傳動比ig=10.285，故可選用兩級齒輪減速器。 ? ? ? ? ? ? ? ? ? 圖5—2? 沖床傳動系統 四、?????????? 執行機構運動方案設計及討論 該沖壓機械包含兩個執行機構，即沖壓機構和送料機構。沖壓機構的主動件是曲柄，從動件（執行構件）為滑塊（上模），行程中有等速運動段（稱工作段），并具有急回特性；機構還應有較好的動力特性。要滿足這些要

6、求，用單一的基本機構如偏置曲柄滑塊機構是難以實現的。因此，需要將幾個基本機構恰當地組合在一起來滿足上述要求。送料機構要求作間歇送進，比較簡單。實現上述要求的機構組合方案可以有許多種。下面介紹幾個較為合理的方案。 1．齒輪—連桿沖壓機構和凸輪—連桿送料機構 如圖5—3所示，沖壓機構采用了有兩個自由度的雙曲柄七桿機構，用齒輪副將其封閉為一個自由度。恰當地選擇點C的軌跡和確定構件尺寸，可保證機構具有急回運動和工作段近于勻速的特性，并使壓力角盡可能小。 送料機構是由凸輪機構和連桿機構串聯組成的，按機構運動循環圖可確定凸輪推程運動角和從動件的運動規律，使其能在預定時間將工件推送至待加工位置。設計時

7、，若使lOG

8、和凸輪—連桿送料機構 如圖5—5所示，沖壓機構是由鉸鏈四桿機構和搖桿滑塊機構串聯組合而成的。四桿機構可按行程速比系數用圖解法設計，然后選擇連桿長lEF及導路位置，按工作段近于勻速的要求確定鉸鏈點E的位置。若尺寸選擇適當，可使執行構件在工作段中運動時機構的傳動角γ滿足要求，壓力角較小。 凸輪送料機構的凸輪軸通過齒輪機構與曲柄軸相連，若按機構運動循環圖確定凸輪轉角及其從動件的運動規律，則機構可在預定時間將工件送至待加工位置。設計時，使lIH

9、案之四 ?4．凸輪—連桿沖壓機構和齒輪—連桿送料機構 如圖5—6所示，沖壓機構是由凸輪—連桿機構組合，依據滑塊D的運動要求，確定固定凸輪的輪廓曲線。 送料機構是由曲柄搖桿扇形齒輪與齒條機構串聯而成，若按機構運動循環圖確定曲柄搖桿機構的尺寸，則機構可在預定時間將工件送至待加工位置。 選擇方案時，應著重考慮下述幾個方面： 1）所選方案是否能滿足要求的性能指標； 2）結構是否簡單、緊湊； 3）制造是否方便，成本可否降低。 經過分析論證，方案1是四個方案中最為合理的方案，下面就對其進行設計。 五、?????????? 沖壓機構設計 由方案1圖5—3可知，沖壓機構是由七桿機構和齒輪機

10、構組合而成。由組合機構的設計可知，為了使曲柄AB回轉一周，C點完成一個循環，兩齒輪齒數比Z1/Z2應等于1。這樣，沖壓機構設計就分解為七桿機構和齒輪機構的設計。 1．七桿機構的設計 設計七桿機構可用解析法。首先根據對執行構件（滑塊F）提出的運動特性和動力特性要求選定與滑塊相連的連桿長度CF，并選定能實現上述要求的點C的軌跡，然后按導向兩桿組法設計五連桿機構ABCDE的尺寸。 設計此七桿機構也可用實驗法，現說明如下。 如圖5—7所示，要求AB、DE均為曲柄，兩者轉速相同，轉向相反，而且曲柄在角度的范圍內轉動時，從動件滑塊在l=60mm范圍內等速移動，且其行程H=150mm。 ? ?

11、 ? 圖5—7? 七桿機構的設計 ? 1）任作一直線，作為滑塊導路，在其上取長為l的線段，并將其等分，得分點F1、F2、…、Fn（取n=5）。 2）選取lCF為半徑，以Fi各點為圓心作弧得K1、K2、…、K5。 3）選取lDE為半徑，在適當位置上作圓，在圓上取圓心角為的弧長，將其與l對應等分，得分點D1、D2、…、D5。 4）選取lDC為半徑，以Di為圓心作弧，與K1、K2、…、K5對應交于C1、C2、…、C5。 5）取lBC為半徑，以Ci為圓心作弧，得L1、L2、…、L5。 6）在透明白紙上作適量同心圓弧。由圓心引5條射線等分（射線間夾角為）。 7）將作好圖的透明紙覆在Li

12、曲線族上移動，找出對應交點B1、B2、…、B5，便得曲柄長lAB及鉸鏈中心A的位置。 8）檢查是否存在曲柄及兩曲柄轉向是否相反。同樣，可以先選定lAB長度，確定lDE和鉸鏈中心E的位置。也可以先選定lAB、lDE和A、E點位置，其方法與上述相同。 用上述方法設計得機構尺寸如下： lAB=lDE=100mm， lAE=200mm， lBC= lDC=283mm， lCF=430mm，A點與導路的垂直距離為162mm，E點與導路的垂直距離為223mm。 2．齒輪機構設計 此齒輪機構的中心距a=200mm，模數m=5mm，采用標準直齒圓柱齒輪傳動，Z1=Z2=40，ha*=1.0。 六、

13、 七桿機構的運動和動力分析 用圖解法對此機構進行運動和動力分析。將曲柄AB的運動一周360o分為12等份，得分點B1、B2、…、B12，針對曲柄每一位置，求得C點的位置，從而得C點的軌跡，然后逐個位置分析滑塊F的速度和加速度，并畫出速度線圖，以分析是否滿足設計要求。 圖5—8是沖壓機構執行構件速度與C點軌跡的對應關系圖，顯然，滑塊在F4~F8這段近似等速，而這個速度值約為工作行程最大速度的40%。該機構的行程速比系數為 故此機構滿足運動要求。 ? ? ?? 圖5－8? 七桿機構的運動和動力分析 在進行機構動力分析時，先依據在工作段所受的阻力F0＝5000N，并認為在工作段內

14、為常數，然后求得加于曲柄AB的平衡力矩Mb，并與曲柄角速度相乘，獲得工作段的功率；計入各傳動的效率，求得所需電動機的功率為5.3KW，故所確定的電動機型號Y132S—4（額定功率為5.5KW）滿足要求。（動力分析具體過程及結果略）。 七、???????????? 機構運動循環圖 依據沖壓機構分析結果以及對送料機構的要求，可繪制機構運動循環圖（如圖5—9所示）。當主動件AB由初始位置（沖頭位于上極限點）轉過角（=90o）時,沖頭快速接近坯料；又當曲柄由轉到（=210o）時，沖頭近似等速向下沖壓坯料；當曲柄由轉到（=240o）時，沖頭繼續向下運動，將工件推出型腔；當曲柄由轉到（=285o）時，

15、沖頭恰好退出下模，最后回到初始位置，完成一個循環。送料機構的送料動作，只能在沖頭退出下模到沖頭又一次接觸工件的范圍內進行。故送料凸輪在曲柄AB由300o轉到390o完成升程，而曲柄AB由390o轉到480o完成回程。 ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 圖5－9? 機構運動循環圖 七、送料機構設計 送料機構是由擺動從動件盤形凸輪機構與搖桿滑塊機構串聯而成，設計時，應先確定搖桿滑塊機構的尺寸，然后再設計凸輪機構。 1．四桿機構設計 依據滑塊的行程要求以及沖壓機構的尺寸限制，選取此機構尺寸如下： LRH=100mm，LOH=240mm，

16、O點到滑塊RK導路的垂直距離=300mm，送料距離取為250mm時，搖桿擺角應為45.24o。 2．凸輪機構設計 為了縮小凸輪尺寸，擺桿的行程應小AB，故取，最大擺角為22.62o。因凸輪速度不高，故升程和回程皆選等速運動規律。因凸輪與齒輪2固聯，故其等速轉動。用作圖法設計凸輪輪廓，取基圓半徑r0=50mm，滾子半徑rT=15mm。 八、調速飛輪設計 等效驅動力矩Md、等效阻力矩Mr和等效轉動慣量皆為曲柄轉角的函數，畫出三者的變化曲線，然后用圖解法求出飛輪轉動慣量JF。 九、帶傳動設計 采用普通V帶傳動。已知：動力機為Y132S-4異步電動機，電動機額定功率P=5.5KW ，滿載轉

17、速n1=1440rpm? ,傳動比i=2, 兩班制工作。 （1）計算設計功率Pd 由[6]中的表6-6查得工作情況系數KA =1.4 ? （2）選擇帶型 由[6]中的圖6-10初步選用A型帶 （3）選取帶輪基準直徑 由[6]中的表6-7選取小帶輪基準直徑 ???????????????????? 由[6]中的表6-8取直徑系列值取大帶輪基準直徑： ????????????????????? （4）驗算帶速V ? ? 在(5~25m/s) 范圍內，帶速合適。 （5）確定中心a和帶的基準長度 ?? 在?????????????????????

18、??????????? 范圍內初選中心距 初定帶長 ? ? 查[6]中的表6－2 選取A型帶的標準基準長度 求實際中心距 ? ? ? ? 取中心距為500mm。 （6）驗算小帶輪包角 ? ? 包角合適 （7）確定帶的根數Z 查表得 ? ? 取Z=3根 （8）確定初拉力 單根普通V帶的初拉力 ? ? （9）計算帶輪軸所受壓力 ? ? （10）帶傳動的結構設計（略） 十、齒輪傳動設計 齒輪減速器的傳

19、動比為ig=10.285，采用標準得雙級圓柱齒輪減速器，其代號為 ZLY－112－10－1。 ? 第二節? 棒料校直機執行機構與傳動系統設計 一、設計題目 棒料校直是機械零件加工前的一道準備工序。若棒料彎曲，就要用大棒料才能加工出一個小零件，如圖5－10所示，材料利用率不高，經濟性差。故在加工零件前需將棒料校直?，F要求設計一短棒料校直機。確定機構運動方案并進行執行機構與傳動系統的設計。 圖5－10?? 待校直的彎曲棒料 二、設計數據與要求 需校直的棒料材料為45鋼，棒

20、料校直機其他原始設計數據如表5－1所示。 表5－1?? 棒料校直機原始設計數據 參數 分組 直徑d2 (mm) 長度L (mm) 校直前最大曲率半徑ρ (mm) 最大校直力 (KN) 棒料在校直時轉數 (轉) 生產率 (根/分) 1 15 100 500 1.0 5 150 2 18 100 400 1.2 4 120 3 22 100 300 1.4 3 100 4 25 100 200 1.5 2 80 注：室內工作，希望沖擊振動?。辉瓌訖C為三相交流電動機，使用期限為10年，每年工作300天，每天工

21、作16小時，每半年作一次保養，大修期為3年。 ? 三、工作原理的確定 1) 用平面壓板搓滾棒料校直(圖5-11)。此方法的優點是簡單易行，缺點是因材料的回彈，材料校得不很直。 2) 用槽壓板搓滾棒料校直?？紤]到“糾枉必須過正”，故將靜搓板作成帶槽的形狀，動、靜搓板的橫截面作成圖5-12所示形狀。用這種方法既可能將彎的棒料校直，但也可能將直的棒料弄彎了，不很理想。 3) 用壓桿校直。設計一個類似于圖5-13所示的機械裝置，通過一電動機，一方面讓棒料回轉，另一方面通過凸輪使壓桿的壓下量逐漸減小，以達到校直的目的。其優點是可將棒料校得很直；缺點是生產率低，裝卸棒料需停車。 4) 用斜槽壓

22、板搓滾校直。靜搓板的縱截面形狀如圖5-14所示，其槽深是由深變淺而最后消失。其工作原理與上一方案使壓下量逐漸減小是相同的，故也能將棒料校得很直。其缺點是動搓板作往復運動，有空程，生產效率不夠高。雖可利用如圖所示的偏置曲柄滑塊機構的急回作用，來減少空程損失，但因動搓板質量大，又作往復運動，其所產生的慣性力不易平衡，限制了機器運轉速度的提高，故生產率仍不理想。 5) 行星式搓滾校直。如圖5-15所示，其動搓板變成了滾子1，作連續回轉運動，靜搓板變成弧形構件3，其上開的槽也是由深變淺而最后消失。這種方案不僅能將棒料校得很直，而且自動化程度和生產率高，所以最后確定采用此工作原理。

23、 ? ? ? ? ? ? 圖5-11平面壓板搓滾棒料校直????????????? 圖5-12 槽壓板搓滾棒料校直 ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 圖5-13??? 壓桿校直 ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 圖5-14?? 斜槽壓板搓滾校直???????????????????? 圖5-15?? 行星式搓滾校直 ? 四、執行機構運動方案的擬定 行星式棒料校直機有兩個

24、執行構件，即動搓板滾子和送料滑塊。動搓板滾子的運動為單方向等速連續轉動，可將其直接裝在機器主軸上。送料滑塊的運動為往復移動。圖5－16給出了兩種送料機構方案，其中圖a）為曲柄搖桿機構與齒輪、齒條機構組合，圖b）為擺動推桿盤形凸輪機構與導桿滑塊機構的組合，曲柄（或凸輪）每轉一周送出一根棒料。由于凸輪機構能使送料機構的動作和搓板滾子的運動能更好的協調，故圖b）的執行機構運動方案優于圖a），下面設計計算針對圖b）方案進行。 ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ????????????????? a)??????????????????????

25、??????????? b) 圖5-16?? 行星式棒料校直機執行機構運動方案 ? 五、傳動系統運動方案的擬定 初步擬定的傳動方案如圖5-17所示。驅使動搓板滾子1轉動的為主傳動鏈，為提高其傳動效率，主傳動鏈應盡可能簡短，而且還要求沖擊振動小，故圖中采用了一級帶傳動和一級齒輪傳動。傳動鏈的第一級采用帶傳動有下列優點：電動機的布置較自由，電動機的安裝精度要求較低，帶傳動有緩沖減振和過載保安作用。 ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 圖5-17?? 行星式棒料校直機傳動方案 ? 六、執行機構設計 由于動搓板滾子1直

26、接裝在機器主軸上，只有執行構件，沒有執行機構，故只需對送料機構進行設計。對于圖5－16b）所示得運動方案，送料機構的設計，實際上就是擺動推桿盤狀凸輪機構的設計。 凸輪軸的轉動是由滾子軸（傳動主軸）的轉動經過齒輪機構傳動減速而得到的。下面來討論滾子軸與凸輪軸間的傳動比應如何確定。 應注意在校直棒料時，不允許兩根棒料同時進入校直區，否則將因兩根棒料的相互干擾，可能一根棒料也未被校直。所以一定要待前一根棒料退出落下后，后一根棒料才能進入校直區。 設滾子1的直徑，棒料的直徑為，校直區的工作角為，從棒料進入到退出工作區，滾子1的轉角為。因在棒料校直時的運動狀態跟行星輪系傳動一樣，弧形搓板相當于固定

27、的內齒輪，其內經為，角相當于行星架的轉角，根據周轉輪系的計算式，即可求得滾子1的相應轉角，即 ?????????????????? 故??????????????????????? 設已確定為了校直棒料，棒料需在校直區轉過的轉數為，校直區的工作角為，則滾子1的直徑，可由下式確定： ??????????????????? 為了保證不出現兩根棒料同時在校直區的現象，應在滾子1轉過角度時，送料凸輪4才轉一轉，由此可定出齒輪的傳動比為 ??????????????????? 圖中采用了一級齒輪減速(輪為過輪，用它主要是為了協調中心距)。若一級齒輪減速不能滿足要求時，可考慮用二級或

28、三級齒輪減速。 對于第一組數據，并設校直區的工作角為＝1200，則由上面公式可求得滾子1的直徑＝240mm，滾子1的轉角為＝2550，故取j1=2600,從而求得齒輪的傳動比為ig＝0.722。故取Zc＝26，Za＝36。 送料滑塊應將棒料推送到A點，設推送距離對應的圓心角為300，則可求得滑塊行程約為120mm，若取擺桿長lCF＝400mm，則其擺角為17.25o。 確定推桿運動規律，設計凸輪輪廓曲線（略）。 七、傳動系統設計 原動機選為Y100L2-4異步電動機，電動機額定功率P=3KW ，滿載轉速n=1420rpm，則傳動系統的總傳動比為i＝n/n1，其中n1為滾子1的轉速。對于第一組數據，n1＝2600×150/3600 =108.3，總傳動比為i＝13.11，若取帶傳動的傳動比為ib＝3.0,則齒輪減速器的傳動比為ig＝13.11/3.0=4.3，故采用單級斜齒圓柱齒輪減速器。 帶傳動和單級斜齒圓柱齒輪減速器的設計（略）。