冲床冲压机构-送料机构及传动系统的设计-棒料校直机课程设计示例

第五章 课程设计示例第一节 冲床冲压机构、送料机构及传动系统的设计一、 设计题目设计冲制薄壁零件冲床的冲压机构、送料机构及其传动系统。冲床的工艺动作如图51a）所示，上模先以比较大的速度接近坯料，然后以匀速进行拉延成型工作，此后上模继续下行将成品推出型腔，最后快速返回。上模退出下模以后，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。（a） （b） （c）图51 冲床工艺动作与上模运动、受力情况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构，以及冲床的传动系统，并绘制减速器装配图。二、 原始数据与设计要求1动力源是电动机，下模固定，上模作上下往复直线运动，其大致运动规律如图b）所示，具有快速下沉、等速工作进给和快速返回的特性；2机构应具有较好的传力性能，特别是工作段的压力角应尽可能小；传动角大于或等于许用传动角=40o；3上模到达工作段之前，送料机构已将坯料送至待加工位置（下模上方）；4生产率约每分钟70件；5上模的工作段长度l=30100mm，对应曲柄转角j0=（1/31/2）；上模总行程长度必须大于工作段长度的两倍以上；6上模在一个运动循环内的受力如图c）所示，在工作段所受的阻力F05000N，在其他阶段所受的阻力F150N；7行程速比系数K1.5；8送料距离H=60250mm；9机器运转不均匀系数不超过0.05。若对机构进行运动和动力分析，为方便起见，其所需参数值建议如下选取：1）设连杆机构中各构件均为等截面均质杆，其质心在杆长的中点，而曲柄的质心则与回转轴线重合；2）设各构件的质量按每米40kg计算，绕质心的转动惯量按每米2kgm2计算；3）转动滑块的质量和转动惯量忽略不计，移动滑块的质量设为36kg；6）传动装置的等效转动惯量（以曲柄为等效构件）设为30kgm2；7) 机器运转不均匀系数不超过0.05。三、 传动系统方案设计冲床传动系统如图52所示。电动机转速经带传动、齿轮传动降低后驱动机器主轴运转。原动机为三相交流异步电动机，其同步转速选为1500r/min，可选用如下型号：电机型号 额定功率（kw） 额定转速（r/min）Y100L24 3.0 1420Y112M4 4.0 1440Y132S4 5.5 1440由生产率可知主轴转速约为70r/min，若电动机暂选为Y112M4，则传动系统总传动比约为。取带传动的传动比ib=2，则齿轮减速器的传动比ig=10.285，故可选用两级齿轮减速器。图52 冲床传动系统四、 执行机构运动方案设计及讨论该冲压机械包含两个执行机构，即冲压机构和送料机构。冲压机构的主动件是曲柄，从动件（执行构件）为滑块（上模），行程中有等速运动段（称工作段），并具有急回特性；机构还应有较好的动力特性。要满足这些要求，用单一的基本机构如偏置曲柄滑块机构是难以实现的。因此，需要将几个基本机构恰当地组合在一起来满足上述要求。送料机构要求作间歇送进，比较简单。实现上述要求的机构组合方案可以有许多种。下面介绍几个较为合理的方案。1齿轮连杆冲压机构和凸轮连杆送料机构如图53所示，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。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推程运动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。图53 冲床机构方案之一 图54冲床机构方案之二2导杆摇杆滑块冲压机构和凸轮送料机构如图54所示，冲压机构是在导杆机构的基础上，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比系数设计，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。按机构运动循环图可确定凸轮推程运动角和从动件的运动规律，则机构可在预定时间将工件送至待加工位置。3六连杆冲压机构和凸轮连杆送料机构如图55所示，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比系数用图解法设计，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待加工位置。设计时，使lIHlIR，则可减小凸轮尺寸。图55冲床机构方案之三 图56冲床机构方案之四4凸轮连杆冲压机构和齿轮连杆送料机构如图56所示，冲压机构是由凸轮连杆机构组合，依据滑块D的运动要求，确定固定凸轮的轮廓曲线。送料机构是由曲柄摇杆扇形齿轮与齿条机构串联而成，若按机构运动循环图确定曲柄摇杆机构的尺寸，则机构可在预定时间将工件送至待加工位置。选择方案时，应着重考虑下述几个方面：1）所选方案是否能满足要求的性能指标；2）结构是否简单、紧凑；3）制造是否方便，成本可否降低。经过分析论证，方案1是四个方案中最为合理的方案，下面就对其进行设计。五、 冲压机构设计由方案1图53可知，冲压机构是由七杆机构和齿轮机构组合而成。由组合机构的设计可知，为了使曲柄AB回转一周，C点完成一个循环，两齿轮齿数比Z1/Z2应等于1。这样，冲压机构设计就分解为七杆机构和齿轮机构的设计。1七杆机构的设计设计七杆机构可用解析法。首先根据对执行构件（滑块F）提出的运动特性和动力特性要求选定与滑块相连的连杆长度CF，并选定能实现上述要求的点C的轨迹，然后按导向两杆组法设计五连杆机构ABCDE的尺寸。设计此七杆机构也可用实验法，现说明如下。如图57所示，要求AB、DE均为曲柄，两者转速相同，转向相反，而且曲柄在角度的范围内转动时，从动件滑块在l=60mm范围内等速移动，且其行程H=150mm。图57 七杆机构的设计1）任作一直线，作为滑块导路，在其上取长为l的线段，并将其等分，得分点F1、F2、Fn（取n=5）。2）选取lCF为半径，以Fi各点为圆心作弧得K1、K2、K5。3）选取lDE为半径，在适当位置上作圆，在圆上取圆心角为的弧长，将其与l对应等分，得分点D1、D2、D5。4）选取lDC为半径，以Di为圆心作弧，与K1、K2、K5对应交于C1、C2、C5。5）取lBC为半径，以Ci为圆心作弧，得L1、L2、L5。6）在透明白纸上作适量同心圆弧。由圆心引5条射线等分（射线间夹角为）。7）将作好图的透明纸覆在Li曲线族上移动，找出对应交点B1、B2、B5，便得曲柄长lAB及铰链中心A的位置。8）检查是否存在曲柄及两曲柄转向是否相反。同样，可以先选定lAB长度，确定lDE和铰链中心E的位置。也可以先选定lAB、lDE和A、E点位置，其方法与上述相同。用上述方法设计得机构尺寸如下：lAB=lDE=100mm， lAE=200mm， lBC= lDC=283mm， lCF=430mm，A点与导路的垂直距离为162mm，E点与导路的垂直距离为223mm。2齿轮机构设计此齿轮机构的中心距a=200mm，模数m=5mm，采用标准直齿圆柱齿轮传动，Z1=Z2=40，ha*=1.0。六、 七杆机构的运动和动力分析用图解法对此机构进行运动和动力分析。将曲柄AB的运动一周360o分为12等份，得分点B1、B2、B12，针对曲柄每一位置，求得C点的位置，从而得C点的轨迹，然后逐个位置分析滑块F的速度和加速度，并画出速度线图，以分析是否满足设计要求。图58是冲压机构执行构件速度与C点轨迹的对应关系图，显然，滑块在F4F8这段近似等速，而这个速度值约为工作行程最大速度的40%。该机构的行程速比系数为故此机构满足运动要求。图58 七杆机构的运动和动力分析在进行机构动力分析时，先依据在工作段所受的阻力F05000N，并认为在工作段内为常数，然后求得加于曲柄AB的平衡力矩Mb，并与曲柄角速度相乘，获得工作段的功率；计入各传动的效率，求得所需电动机的功率为5.3KW，故所确定的电动机型号Y132S4（额定功率为5.5KW）满足要求。（动力分析具体过程及结果略）。七、 机构运动循环图依据冲压机构分析结果以及对送料机构的要求，可绘制机构运动循环图（如图59所示）。当主动件AB由初始位置（冲头位于上极限点）转过角（=90o）时,冲头快速接近坯料；又当曲柄由转到（=210o）时，冲头近似等速向下冲压坯料；当曲柄由转到（=240o）时，冲头继续向下运动，将工件推出型腔；当曲柄由转到（=285o）时，冲头恰好退出下模，最后回到初始位置，完成一个循环。送料机构的送料动作，只能在冲头退出下模到冲头又一次接触工件的范围内进行。故送料凸轮在曲柄AB由300o转到390o完成升程，而曲柄AB由390o转到480o完成回程。图59 机构运动循环图七、送料机构设计送料机构是由摆动从动件盘形凸轮机构与摇杆滑块机构串联而成，设计时，应先确定摇杆滑块机构的尺寸，然后再设计凸轮机构。1四杆机构设计依据滑块的行程要求以及冲压机构的尺寸限制，选取此机构尺寸如下：LRH=100mm，LOH=240mm，O点到滑块RK导路的垂直距离=300mm，送料距离取为250mm时，摇杆摆角应为45.24o。2凸轮机构设计为了缩小凸轮尺寸，摆杆的行程应小AB，故取，最大摆角为22.62o。因凸轮速度不高，故升程和回程皆选等速运动规律。因凸轮与齿轮2固联，故其等速转动。用作图法设计凸轮轮廓，取基圆半径r0=50mm，滚子半径rT=15mm。八、调速飞轮设计等效驱动力矩Md、等效阻力矩Mr和等效转动惯量皆为曲柄转角的函数，画出三者的变化曲线，然后用图解法求出飞轮转动惯量JF。九、带传动设计采用普通V带传动。已知：动力机为Y132S-4异步电动机，电动机额定功率P=5.5KW ，满载转速n1=1440rpm ,传动比i=2, 两班制工作。 （1）计算设计功率Pd 由6中的表6-6查得工作情况系数KA =1.4（2）选择带型 由6中的图6-10初步选用A型带 （3）选取带轮基准直径 由6中的表6-7选取小带轮基准直径 由6中的表6-8取直径系列值取大带轮基准直径： （4）验算带速V 在(525m/s) 范围内，带速合适。 （5）确定中心a和带的基准长度 在 范围内初选中心距 初定带长 查6中的表62 选取A型带的标准基准长度 求实际中心距 取中心距为500mm。（6）验算小带轮包角 包角合适 （7）确定带的根数Z 查表得取Z=3根（8）确定初拉力 单根普通V带的初拉力 （9）计算带轮轴所受压力 （10）带传动的结构设计（略）十、齿轮传动设计齿轮减速器的传动比为ig=10.285，采用标准得双级圆柱齿轮减速器，其代号为ZLY112101。第二节 棒料校直机执行机构与传动系统设计一、设计题目棒料校直是机械零件加工前的一道准备工序。若棒料弯曲，就要用大棒料才能加工出一个小零件，如图510所示，材料利用率不高，经济性差。故在加工零件前需将棒料校直。现要求设计一短棒料校直机。确定机构运动方案并进行执行机构与传动系统的设计。图510 待校直的弯曲棒料二、设计数据与要求需校直的棒料材料为45钢，棒料校直机其他原始设计数据如表51所示。表51 棒料校直机原始设计数据参数分组直径d2(mm)长度L(mm)校直前最大曲率半径(mm)最大校直力(KN)棒料在校直时转数(转)生产率(根/分)1151005001.051502181004001.241203221003001.431004251002001.5280注：室内工作，希望冲击振动小；原动机为三相交流电动机，使用期限为10年，每年工作300天，每天工作16小时，每半年作一次保养，大修期为3年。三、工作原理的确定1) 用平面压板搓滚棒料校直(图5-11)。此方法的优点是简单易行，缺点是因材料的回弹，材料校得不很直。2) 用槽压板搓滚棒料校直。考虑到“纠枉必须过正”，故将静搓板作成带槽的形状，动、静搓板的横截面作成图5-12所示形状。用这种方法既可能将弯的棒料校直，但也可能将直的棒料弄弯了，不很理想。3) 用压杆校直。设计一个类似于图5-13所示的机械装置，通过一电动机，一方面让棒料回转，另一方面通过凸轮使压杆的压下量逐渐减小，以达到校直的目的。其优点是可将棒料校得很直；缺点是生产率低，装卸棒料需停车。4) 用斜槽压板搓滚校直。静搓板的纵截面形状如图5-14所示，其槽深是由深变浅而最后消失。其工作原理与上一方案使压下量逐渐减小是相同的，故也能将棒料校得很直。其缺点是动搓板作往复运动，有空程，生产效率不够高。虽可利用如图所示的偏置曲柄滑块机构的急回作用，来减少空程损失，但因动搓板质量大，又作往复运动，其所产生的惯性力不易平衡，限制了机器运转速度的提高，故生产率仍不理想。5) 行星式搓滚校直。如图5-15所示，其动搓板变成了滚子1，作连续回转运动，静搓板变成弧形构件3，其上开的槽也是由深变浅而最后消失。这种方案不仅能将棒料校得很直，而且自动化程度和生产率高，所以最后确定采用此工作原理。图5-11平面压板搓滚棒料校直 图5-12 槽压板搓滚棒料校直图5-13 压杆校直图5-14 斜槽压板搓滚校直 图5-15 行星式搓滚校直四、执行机构运动方案的拟定行星式棒料校直机有两个执行构件，即动搓板滚子和送料滑块。动搓板滚子的运动为单方向等速连续转动，可将其直接装在机器主轴上。送料滑块的运动为往复移动。图516给出了两种送料机构方案，其中图a）为曲柄摇杆机构与齿轮、齿条机构组合，图b）为摆动推杆盘形凸轮机构与导杆滑块机构的组合，曲柄（或凸轮）每转一周送出一根棒料。由于凸轮机构能使送料机构的动作和搓板滚子的运动能更好的协调，故图b）的执行机构运动方案优于图a），下面设计计算针对图b）方案进行。 a) b)图5-16 行星式棒料校直机执行机构运动方案五、传动系统运动方案的拟定初步拟定的传动方案如图5-17所示。驱使动搓板滚子1转动的为主传动链，为提高其传动效率，主传动链应尽可能简短，而且还要求冲击振动小，故图中采用了一级带传动和一级齿轮传动。传动链的第一级采用带传动有下列优点：电动机的布置较自由，电动机的安装精度要求较低，带传动有缓冲减振和过载保安作用。图5-17 行星式棒料校直机传动方案六、执行机构设计由于动搓板滚子1直接装在机器主轴上，只有执行构件，没有执行机构，故只需对送料机构进行设计。对于图516b）所示得运动方案，送料机构的设计，实际上就是摆动推杆盘状凸轮机构的设计。凸轮轴的转动是由滚子轴（传动主轴）的转动经过齿轮机构传动减速而得到的。下面来讨论滚子轴与凸轮轴间的传动比应如何确定。应注意在校直棒料时，不允许两根棒料同时进入校直区，否则将因两根棒料的相互干扰，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，后一根棒料才能进入校直区。设滚子1的直径，棒料的直径为，校直区的工作角为，从棒料进入到退出工作区，滚子1的转角为。因在棒料校直时的运动状态跟行星轮系传动一样，弧形搓板相当于固定的内齿轮，其内经为，角相当于行星架的转角，根据周转轮系的计算式，即可求得滚子1的相应转角，即 故 设已确定为了校直棒料，棒料需在校直区转过的转数为，校直区的工作角为，则滚子1的直径，可由下式确定： 为了保证不出现两根棒料同时在校直区的现象，应在滚子1转过角度时，送料凸轮4才转一转，由此可定出齿轮的传动比为 图中采用了一级齿轮减速(轮为过轮，用它主要是为了协调中心距)。若一级齿轮减速不能满足要求时，可考虑用二级或三级齿轮减速。对于第一组数据，并设校直区的工作角为1200，则由上面公式可求得滚子1的直径240mm，滚子1的转角为2550，故取j1=2600,从而求得齿轮的传动比为ig0.722。故取Zc26，Za36。送料滑块应将棒料推送到A点，设推送距离对应的圆心角为300，则可求得滑块行程约为120mm，若取摆杆长lCF400mm，则其摆角为17.25o。确定推杆运动规律，设计凸轮轮廓曲线（略）。七、传动系统设计原动机选为Y100L2-4异步电动机，电动机额定功率P=3KW ，满载转速n=1420rpm，则传动系统的总传动比为in/n1，其中n1为滚子1的转速。对于第一组数据，n12600150/3600 =108.3，总传动比为i13.11，若取带传动的传动比为ib3.0,则齿轮减速器的传动比为ig13.11/3.0=4.3，故采用单级斜齿圆柱齿轮减速器。带传动和单级斜齿圆柱齿轮减速器的设计（略）。