沖床自動送料

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1、 自動送料沖床 目錄 1 設計題目 2 工作原理即構成 3機械運動方案擬定 4機構各部分尺寸確定 5機構運動循環(huán)圖 6傳動系統(tǒng)方案設計 一 設計題目 一 設計要求與技術條件 1）以電動機作為動力源，下模固定，從動件（執(zhí)行構件）為上模，作上下往復直線運動，其大致運動規(guī)律如圖1b所示，具有快速下沉、等速工作進給和快速返回等特性。 2）機構應具有較好的傳力性能，工作段的傳動角g 大于或等于許用傳動角[g ] =40°。

2、 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）生產率為每分鐘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 )p；上?？傂谐涕L度必須大于工作段長度的兩倍以上。 6）上模在一個運動循環(huán)內的受力如圖1c所示，在工作段所受的阻力F1=5000N，其它階段所受的阻力F0=50N。 7）行程速度變化系數(shù)K 31.5。 8）送料距離H = 60 ~250mm。 9）機器運轉速度波動系數(shù)d 不超過0.05。 對機構進行動力分析時，為方便起見，所需參數(shù)值建議按如下方式選取： 1）設連桿機構中各構件均為等截面均質桿

3、，其質心在桿長的中點，而曲柄的質心則與回轉軸線重合。 2）設各構件質量按40kg/m計算，繞質心的轉動慣量按2kg×m2/m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。 4）傳動裝置的等效轉動慣量（以曲柄為等效構件）設為30kg×m2。 二、工作原理與及結構組成 a) j0 2p j S j0 2p j F F1 F0 b) c) H l 圖1　沖床工藝動作與上模運動、受力情況 上模（沖頭） 坯料 下模 自動送料沖床用于沖制、拉延薄壁零件。沖床的執(zhí)行機構主要包括沖壓機構和送料機構，其工作原理如圖1a所示，上模先以

4、較大速度接近坯料，然后以勻速進行拉延成型工作，然后上模繼續(xù)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(huán)。 設計參考方案 沖壓機構的原動件為曲柄，從動件（執(zhí)行構件）為滑塊（上模），行程中有等速運動段（工作段），并具有急回特性，機構還應有較好的動力特性。要滿足這些要求，用單一的基本機構（如偏置式曲柄滑塊機構）是難以實現(xiàn)的。因此，需要將幾個基本機構恰當?shù)亟M合在一起來滿足上述要求。送料機構要求作間歇送進，可結合沖壓機構一并考慮。 1單邊輥軸送料裝置 如圖 該機構采用搖桿滑塊沖壓機構 滾輪送料機構 恰當?shù)倪x擇各機構尺

5、寸， 可保證機構具有急回運動和工作 段近似勻速的特性。 在搖桿B與齒輪R2之間添 加棘輪使B的往復運動 變成R2的間歇單向運 動， 以完成送料要 求。（未畫出） : 2 齒輪－連桿沖壓機構和凸輪－連桿送料機構 如圖2所示，沖壓機構采用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（齒輪1與曲柄AB固聯(lián)，齒輪2與曲柄DE固聯(lián)）。恰當?shù)剡x擇C點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似勻速的特性，并使壓力角a 盡可能小。 圖2　沖床機構方案之一 D w1 E B A 1 2 w2 H K O G C F R

6、 a 送料機構由凸輪機構和連桿機構串聯(lián)組成，按運動循環(huán)圖可確定凸輪推程角和從動件運動規(guī)律，使其能在預定時間將坯料推送至待加工位置。設計時，若使lOG < lOH，可減小凸輪尺寸。 圖3 沖床機構方案之二 C D E F O A B a G H w1 3. 導桿－搖桿滑塊沖壓機構和凸輪送料機構 如圖3所示，沖壓機構是在擺動導桿機構的基礎上，串聯(lián)一個搖桿滑塊機構組合而成。擺動導桿機構按給定的行程速度變化系數(shù)設計，它和搖桿滑塊機構組合可以達到工作段近于勻速的要求。適當選擇導路位置，可使工作段壓力角a 較小。

7、送料機構的凸輪軸通過齒輪機構與曲柄軸相連。按機構運動循環(huán)圖可確定凸輪推程運動角和從動件運動規(guī)律，則機構可在預定時間將坯料送至待加工位置。 4. 六連桿沖壓機構和凸輪－連桿送料機構 如圖4所示，沖壓機構由鉸鏈四桿機構和搖桿滑塊機構串聯(lián)組合而成。四桿機構可按行程速度變化系數(shù)用圖解法設計，然后選擇連桿長lEF及導路位置，按工作段近似于勻速的要求確定鉸鏈點E的位置。若尺寸選擇恰當，可使執(zhí)行構件在工作段中運動時機構的壓力角a 較小。 凸輪－連桿送料機構的凸輪軸通過齒輪機構與曲柄軸相連，按機構運動循環(huán)圖確定凸輪推程運動角和從動件運動規(guī)律，則機構可在預定時間將坯料送至待加工位置。設計時，使lI

8、H < lIR，可減小凸輪尺寸。 H K F a j w3 C O I D g A R G 圖4 沖床機構方案之三 w1 B EC M 5. 連桿－凸輪沖壓機構和凸輪－連桿送料機構 D w1 E B A OH1 I K PO G C F L a w4212 J H1 圖5 沖床機構方案之四 1 4 如圖5所示，沖壓機構采用有兩個自由度的連桿－凸輪組合機構，用齒輪副將其封閉為一個自由度（齒輪1與曲柄AB固聯(lián)，齒輪4與兩個凸輪固聯(lián)）。恰當?shù)剡x擇C點軌跡和

9、確定構件尺寸，可保證機構具有急回運動和工作段近似勻速的特性，并使壓力角a 盡可能小。改變凸輪輪廓曲線，可改變C點軌跡，從而使執(zhí)行構件獲得多種運動規(guī)律，滿足不同工藝要求。 送料機構由凸輪機構和連桿機構串聯(lián)組成，按運動循環(huán)圖可確定凸輪推程角和從動件的運動規(guī)律，使其能在預定時間將坯料推送至待加工位置。設計時，若使lHI < lHG，可減小凸輪尺寸。 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(jīng)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。 機構各部分尺寸確定

10、 1.求輥軸轉角 2.搖桿擺角 3.機架中心距 4.曲柄半徑r= lO1A 5.曲柄滑塊機構:曲柄半徑r1 6.根據(jù)許用壓力角[α]調節(jié)連桿長l1，取l1=560mm,并驗算： 公式中R1，R2為齒輪分度圓半徑由齒輪的模數(shù)m和齒數(shù)z確定， 取m=5 。 方 案 Sn /mm n /次/分 B /mm H /mm Fb /N Fr /N /度 δ Rb /mm R2 /mm R /mm L /mm x /mm y

11、/mm 1 135 250 2 80 500 2000 25 0.04 60 120 180 1300 370 1250 得相應數(shù)據(jù)填入表中 棘輪尺寸 名稱 符號 計算公式 棘輪齒高 h 一般取h=0.75m 棘輪齒頂厚 a 一般取a=m 棘輪齒頂圓直徑 da da=mz 棘輪根圓直徑 df df=da-2h=da-1.5m 棘輪齒槽夾角 θ θ=60o或θ=55o(視銑刀角度而定） 棘輪齒槽圓角半徑 r 一般取r=1.5mm 棘輪厚度 b 鑄鋼b=1.5-4m

12、m;鍛鋼b=1～2mm 棘爪工作長度 l l=2p=2πm 棘爪高度 h1 m≤2.5時，h1=h+(2～3)mm;m=3～5時h1=(1.2～1.7)m 棘爪尖頂圓角半徑 r1 一般取r1=2mm 棘爪底長度 a1 a1=(0.8～1)m 齒輪尺寸 基本參數(shù) 名稱 符號 公式 分度圓直徑 d 齒頂高 ha 齒根高 hf 全齒高 h 齒頂圓直徑 da ? ( 齒根圓直徑 df ?) 基圓直徑 db 齒距 p 齒厚 s 槽寬 e

13、 中心距 a 頂隙 c 基圓齒距 pb ??? 法向齒距 pn ? 注釋： 機構運動循環(huán)圖 送料時間一般在上死點前后為宜,這樣可避免沖頭干涉,一般取在曲柄轉角270°～90°之間,如圖2所示。當曲柄在270°時，搖桿應位于下極限位置，由此可確定原動件上兩曲柄之間的夾角α如圖2c)。當送料距離一定時,應盡可能加長送進時間, 通常用改變偏心的圓周位置來實現(xiàn)。 圖2.機構送料與運動循環(huán)圖 a) 機構送料周期 b) 運動循環(huán)圖 c) 確定原動件上兩曲柄之間的夾角 (四).單邊輥軸送料裝置機構運動分析 1.作滑塊7的位移線圖

14、(s-φ)曲線,板料的位移曲線(s'-φ)。 將曲柄lO1A的圓周按曲柄的轉向依次分為12等分,另外補充沖頭開始沖壓時的一個位置,取曲柄1為原點,這時滑塊7在最高點(上死點),板料應進入送進階段,使曲柄按圖2所示轉向依次轉到各個位置,可找出滑塊7上C點的位置和板料移動的距離,取長度比例尺μs及時間比例尺μt=T/L=60/n1L (s/mm),分別作滑塊的位移線圖和板料的位移線圖(一個周期內)。式中L為圖上橫坐標的長度。 (六).飛輪設計 1.速度多邊形杠桿法原理（參考相關書籍） 2.用速度多邊形杠桿法求等效構件的等效阻力矩 步驟:將所有外力Fb，F(xiàn)r，F(xiàn)er，G7按同一方向轉90°

15、,分別加到速度多邊形的相應點上,其中等效阻力矩Fer加在構件1的A'點上,且Fer ┴O1A',注意Fer與A'的運動方向相反, 然后諸力對速度多邊形的極點p取矩,其中Fr值在未沖壓時Fr=0, 進入沖壓時Fr≠0, 所以在沖壓始點Fer也對應雙值(對應Fr=0與Fr≠0)。 最后求得各個位置的等效阻力矩Mer=Fer·lO1A' (在沖壓點有雙值) 并將結果匯總列于表3 表3 等效阻力矩Mer匯總表 位置 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 沖壓始點 Fr＝0 Fr≠0 Mer

16、 3.確定飛輪的轉動慣量 已知:速度不均勻系數(shù)δ,飛輪安裝在曲柄軸上,等效阻力矩值見表3,且驅動力矩為常數(shù)。 要求:用米查爾洛夫法確定飛輪的轉動慣量JF。 步驟: 1.作等效阻力矩Mer―φ線圖 根據(jù)表3中已求得的等效阻力矩, 取力矩比例尺μＭ（Ｎ·m/mm）， 曲柄的轉角比例尺μφ＝2π/L(rad/mm)，其中Ｌ為橫坐標的長度（mm）。作曲柄在一個運動循環(huán)中的等效阻力矩Ｍer―φ曲線如圖5a所示。 2.用圖解積分法作等效阻力矩功Ａer —φ線圖 圖解積分法為圖解微分法的逆過程,茲不贅述。 取極距Ｋ（mm），用圖解積分法由力矩Ｍer―φ曲線求得力矩所做的功Ａer―φ曲線（圖

17、5b）。 由于 Ｍ＝dＡ/ dφ＝μＡdy/μφdx＝ [μＡ/(μφＫ)]·（Ｋtgα）＝μＭ·Ｋtgα 其中 μＭ＝μＡ/（μφＫ） 故取Ａer―φ曲線縱坐標比例尺μＡ＝ＫμφμＭ（Ｊ／mm）。 （*求Ａer的理論依據(jù)如下： 3.作驅動力矩功Ａd―φ線圖和驅動力矩Ｍd―φ線圖。 由于在一個穩(wěn)定運動循環(huán)中，驅動力矩所做的功等于阻力矩所做的功，又知驅動力矩為常數(shù)，所以連接Ａer ―φ曲線的始、末兩點的直線0e，即為Ａd―φ線圖，由Ａd―φ線圖可反求出驅動力矩Ｍd的大小，如圖5a所示。 4.作動能增量△Ｅ―φ線圖 取比例尺 μＥ＝μＡ＝Ｋμφμ

18、Ｍ（Ｊ／mm），動能變化△Ｅ＝Ａd－Ａer， 其值可直接由圖5b上Ａd（φ）與Ａer（φ）曲線對應縱坐標線段相減得到，由此可作出動能變化曲線（見圖5c）。 5.作等效構件的動能ＥＲ―φ線圖 等效構件所具有的動能，等于機構所有構件動能之和，即 ＥＲ＝1/2（∑mivi2＋∑Ｊiωi2） 本例 用上式計算出各個位置等效構件（即構件１）的動能，并列于表４，然后可畫出動能ＥＲ―φ線圖（圖5d）。 6.作動能變化△Ｅ與等效構件動能ＥＲ差值（△Ｅ－ＥＲ）―φ線圖 取比例尺μＥ＝μＡ＝μ△Ｅ＝μＥＲ＝μ（△Ｅ－ＥＲ）（Ｊ/mm），既然比例尺都相同，在求作（△

19、Ｅ－ＥＲ）―φ線圖時，△Ｅ－ＥＲ的值可直接由圖5c與圖5d上的對應縱坐標線段相減得到（見圖5e）。 7.計算飛輪的轉動慣量ＪＦ 在圖5e中，a和b兩點為等效構件轉速最大和最小位置，即ωmax和ωmin位置，對應的縱坐標為（△Ｅ－ＥＲ）max和（△Ｅ－ＥＲ）min。在 （△Ｅ－ＥＲ）―φ曲線上量取縱坐標最高和最低點之間的距離gf，并記?。牛健鳎牛牛遥瑒t 所以 飛輪轉動慣量的單位為kg·m２。 表4 等效構件動能ER匯總表 位置 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 ER

20、 圖5 飛輪設計過程圖 ?? 傳動系統(tǒng)方案設計 沖床傳動系統(tǒng)如圖5－2所示。電動機轉速經(jīng)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???????????????

21、 1440 Y132S—4????????????? 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(tǒng)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。 ? ? ? ? ? ? ? ? ? 參考資料 1 孟憲源，姜琪. 機構構型與應用. 北京：機械工業(yè)出版社，2003 2 黃茂林，秦偉. 機械原理. 北京：機械工業(yè)出版社，2002 3 申永勝主編. 機械原理教程. 北京：清華大學出版社，1999 4王三民主編. 機械原理與設計課程設計. 北京：機械工業(yè)出版社，2005 5 裘建新主編. 機械原理課程設計指導書. 北京：高等教育出版社，2005 6 牛鳴歧，王保民，王振甫. 機械原理課程設計手冊. 重慶：重慶大學出版社，2001 7 席偉光，楊光，李波. 機械設計課程設計. 北京：高等教育出版社，2003 7 周有強主編. 機械無級變速器. 北京：機械工業(yè)出版社，2001