机械原理课程设计--分度冲压机.doc

哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）harbin institute of technology课程设计说明书（论文）课程名称：机械原理课程设计 设计题目：分度冲压机（方案2） 院 系：机械设计制造及其自动化 班 级：1008104 设 计 者：夏林清 学 号：1102800122 指导教师： 设计时间：2012.07.022012.07.08 哈尔滨工业大学目 录1.工艺动作分析12.运动功能分析13.系统运动方案拟定44.系统运动方案设计74.1.执行构件1的设计74.2.执行机构2和3的设计94.2.1.执行机构2即曲柄滑块机构的设计94.2.2.执行机构3即凸轮设计104.3.轮系设计224.3.1.滑移齿轮变速传动中每对齿轮几何尺寸及重合度的计算224.3.2.定轴齿轮变速传动中每对齿轮几何尺寸及重合度的计算255. 机械系统运动分析 32 哈尔滨工业大学课程设计说明书（论文）1. 工艺动作分析由设计题目可见，在位置a冲压工件的是执行构件1，带动钢带进给的工作台是执行构件2，这两个执行构件的运动协调关系如图1-1所示。 t1 t1 执行构件运动情况执行构件1运动停止执行构件2进给后退执行构件3进给后退 t2 t3 t4图1-1 分度冲压机运动循环图由图1-1可知，t2是是执行构件1的工作周期，t4-t2是执行构件2的工作周期，t3是执行构件3的工作周期。执行构件1是间歇转动，执行构件2是往复移动，执行构件3也是往复移动。执行构件2的工作周期小于执行构件1的工作周期，执行构件3的工作周期大于执行构件1的工作周期，即在执行构件1完成运动后才完成其运动，但是它的工作周期大于t2，这样可以避免它与执行构件2的运动发生干涉，执行构件1大多数时间是在停歇状态。2. 运动功能分析执行构件2和3的工作情形类似，驱动执行构件2和执行构件3工作的执行机构应该具有的运动功能如图2-1所示。运动功能单元把一个连续的单向传动转换为间歇的往复运动，主动件每转动一周，从动件（执行构件1）间歇往复运动一次，主动件转速分别为15、25、35 rpm。 15、 25、 35 rpm图2-1 执行构件2和3运动功能由于电动机的转速为1430 rpm，为了在执行机构2和3的主动件上分别的到15、25、35 rpm的转速，则由电动机到执行机构1之间的总传动比有3种，分别为iz1=nn1 =1430/15=95.333iz2=nn2 =1430/25=57.200iz3=nn3 =1430/35=40.857总传动比由定传动比和变传动比两部分构成，即：iz1=iv1iciz2=iv2iciz3=iv3ic三种总传动比中iz1最大，iz3最小。由于定传动比ic是常数，因此，3种变传动比中iv1最大，iv3最小。采用滑移齿轮变速，其最大传动比最好不大于4，设定传动比iv1=4。定传动比： ic= iz14=95.3334=23.833故 iv2=57.20023.833=2.400iv3=40.85723.833=1.714于是，传动系统的有级变速功能单元如图2-2所示：i = 4、2.4、1.714图2-2 有级变速运动功能单元为了保证系统过载时不至于损坏，在电动机和传动系统之间加一个过载保护环节。过载保护运动功能单元可采用带传动实现，这样，该运动功能单元不仅具有过载保护功能还具有减速功能，如图2-3所示：i=2.5图2-3 过载保护运动功能单元整个传动系统仅靠过载保护运动功能单元不能实现其全部定传动比，因此，在传动系统中还要另加减速运动功能单元，其减速比为：i=ic2.5=23.8332.5=9.533减速运动功能单元如图2-4所示。i=9.533图2-4 减速运动功能单元根据上述运动功能分析，可以得到实现执行构件2和3运动的运动功能系统图，如图2-5所示。1430rpm i=2.5 i=4、2.4、1.714 i=9.533构件2和3图2-5 实现执行构件2运动的运动功能系统图为了使用统一原动机驱动执行构件1该在图2-6所示的运动功能系统图中加一运动分支功能单元，其运动分支驱动执行构件1，该运动分支功能单元如图-7所示。图2-6 运动分支功能单元由于执行构件1是间歇运动，且由图2-1可以看出执行构件1的间歇时间是工作周期t的1/2，即其运动时间是其工作周期t的1/4。因此，间歇运动功能单的运动系数为=12=间歇运动功能单元如图2-7所示=0.5图2-7间歇运动功能单元由于执行构件1每次需要转过的角度为8，而上述间歇机构每次转过的角度为2，故需在这两者之间设计一个减速机构，其减速比应为1:4，其减速功能单元如图2-8所示：i=4图2-8 减速功能单元减速运动功能单元输出的运动驱动执行机构1实现执行构件1的运动功能。由于执行构件1做间歇转动运动，因此，执行构件1的运动功能是把连续转动转换为间歇转动运动。根据上述分析，可以画出整个系统的运动功能系统图，如图2-9所示：1430rpm i=2.5 i=4、2.4、1.714 i=9.533 执行构件1构件2和31 2 3 4 5 6 =0.5 i=47 8图2-9分度冲压机的运动功能系统图3. 系统运动方案拟定根据图2-9所示的运动功能系统图，选择适当的机构替代运动功能系统图中的各个运动功能单元，便可拟定出机械系统运动方案。图2-9中的运动功能单元1是原动机。根据分度冲压机的工作要求，可以选择电动机作为原动机，如图3-1所示： n=1430rpm图3-1 电动机替代运动功能单元1图2-9中的运动功能单元2是过载保护功能单元兼具减速功能，可以选择带传动代替，如图3-1所示: i=2.5 2图3-2皮带传动替代运动功能单元2图2-9中的运动功能单元3是有级变速功能，可以选择滑移齿轮变速传动代替，如图3-3所示： i=4、2.4、1.7143图3-3 滑移齿轮变速替代运动功能单元3图2-9中的运动功能单元4是减速功能，考虑到i=9.533比较大，故可以选择行星轮或二级齿轮传动代替，如图3-4所示： i=9.533 4图3-4 行星轮传动代替运动功能单元4图2-9中的运动功能单元5、6，是运动分支功能单元和执行构件2和3的直线往复运动，可以用曲柄滑块机构和凸轮机构替代，如图3-5所示： 5 6 图3-5 曲柄滑块和凸轮机构代替运动单元5,6图2-9中的运动功能单元7是把连续转动转换为间歇转动的运动功能单元，可以用槽轮机构替代。该运动功能单元的运动系数为=0.5，该槽轮机构如图3-6所示：槽轮简图=0.57图3-6 槽轮机构替代连续转动转换为间歇转动的运动功能单元图2-9中的运动功能单元8是减速运动功能单元，可以用圆柱齿轮传动替代，完成执行构件1（工作台）的间歇转动，如图3-7所示。i=4图3-7圆柱齿轮传动替代减速运动功能单元8根据以上分析，按照图2-9各个运动功能单元连接的顺序把各个运动功能单元的替代机构以此链接便形成了分度冲压机的运动方案简图（见a3图纸）。变速机构简图如图3-8所示：图3-8变速机构简图4. 系统运动方案设计4.1. 执行构件1的设计执行机构1驱动工作台运动，执行构件1由槽轮机构驱动做循环间歇运动。由题目可知，工作台的时间系数是0.5，故采用四槽两销的槽轮机构，此时=2z-22z=24-224=0.5。（1）确定槽轮槽数，因为槽轮的销数目与其他部分尺寸无关，现在以四槽一销槽轮机构作为分析对象进行结构尺寸分析：在拨盘圆销数k=1时，槽轮槽数z=4，该槽轮的各尺寸关系如图4-1所示（2）槽轮槽间角，由图4-2可知槽轮的槽间角为2=360z=3604=90图4-1 槽轮机构几何尺寸关系（3）槽轮每次转位时拨盘的转角2=180-2=90（4）中心距：槽轮机构的中心距应该根据具体结构确定，在结构尚不明确的情况下暂定为（5）拨盘圆销回转半径=ra=sin=sin45=0.7071r=a=0.7071150=106.065mm（6）槽轮半径=ra=cos=1-2=0.7071r=a=0.7071150=106.065mm（7）锁止弧张角=360-2=360-90=270（8）圆销半径rar8=106.0658=13.26mm圆整ra=18mm（9）槽轮槽深h+-1a+ra=0.7071+0.7071-1150+18=80.130mm（10）锁止弧半径rs temx thentemx = abs(x)end ifif abs(y) temy then temy = abs(y) end ifpset (x, -y), rgb(255, 0, 0)next fairem 远休止for fai = fai0 to (fai0 + fais0) step 0.01s = h * 0.5 * (1 - cos(pi * fai0 / fai0)x = (so + s) * cos(fai * i) - e * sin(fai * i)y = (so + s) * sin(fai * i) + e * cos(fai * i)if abs(x) temx thentemx = abs(x)end ifif abs(y) temy then temy = abs(y) end ifpset (x, -y), rgb(255, 0, 0)next fairem 回程for fai = (fai0 + fais0) to (fai0 + fais0 + fai1) step 0.01s = h * 0.5 * (1 + cos(pi / (i * fai1) * i * (fai - fai0 - fais0)v = -pi * h / (2 * fai1 * i) * sin(pi / (fai1 * i) * i * (fai - fai0 - fais0)a = -pi * pi * h / (2 * fai1 * fai1 * i * i) * cos(pi / (i * fai1) * i * (fai - fai0 - fais0)x = (so + s) * cos(fai * i) - e * sin(fai * i)y = (so + s) * sin(fai * i) + e * cos(fai * i)if abs(x) temx thentemx = abs(x)end ifif abs(y) temy then temy = abs(y) end ifpset (x, -y), rgb(255, 0, 0)next fairem 近休止for fai = (fai0 + fais0 + fai1) to (fai0 + fais0 + fai1 + fais1) step 0.01 s = 0x = (so + s) * cos(fai * i) - e * sin(fai * i)y = (so + s) * sin(fai * i) + e * cos(fai * i)if abs(x) temx thentemx = abs(x)end ifif abs(y) temy then temy = abs(y) end ifpset (x, -y), rgb(255, 0, 0)next faiprint r0= & val(r0)print e= & val(e)end sub求出凸轮理论轮廓如图4-5所示。图4-5 凸轮理论轮廓4.2.2.4 滚子半径的确定理论轮廓曲率半径=1+y2y ，其中，y= dy/dsdx/d；y=ddy/dxd/dx/d令c=ds/ d，a=dy/ d，b=dx/d，f=da/ d，g=db/ d，h=dc/ dm=a/b，n=(fb-ag)/b3，=1+m232n由visual basic 6.0编程解得min=13.23mm凸轮工作轮廓满足x=x0+rrdy/ddy/d2+dx/d2y=y0+rrdx/ddy/d2+dx/d2解得rr最优解，采用外包络法求得凸轮工作轮廓如图4-6，理论轮廓与工作轮廓复合图如图4-7。图4-6 外包络法求凸轮实际轮廓图4-7 凸轮实际参数4.3. 轮系设计4.3.1. 滑移齿轮变速传动中每对齿轮几何尺寸及重合度的计算由滑移齿轮变速传动系统中对齿轮齿数的要求，i=1.714，可选择齿轮5和6为正传动角度变位齿轮，其齿数分别取：z5= 21，z6= 36；它们的齿顶高系数ha*=1，径向间隙系数c*=0.25，分度圆压力角=20，实际中心距a=57mm。4.3.1.1 滑移齿轮5和齿轮6表4-1 滑移齿轮5,6参数序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮5z521齿轮6z6362模数m23压力角204齿顶高系数ha*15顶隙系数c*0.256标准中心距a= (z5+z6)/2=577实际中心距a578啮合角=arccosacosa=209变位系数齿轮5x50.500齿轮6x6-0.50010齿顶高齿轮5ha5ha5=mha*+x5-y=3.000mm齿轮6ha6ha6=mha*+x6-y=1.000mm11齿根高齿轮5hf5hf5=mha*+c*-x5=1.500mm齿轮6hf6hf6=mha*+c*-x6=3.500mm12分度圆直径齿轮5d5d5=mz5=42.000mm齿轮6d6d6=mz6=72.000mm13齿顶圆直径齿轮5da5da5=d5+2ha5=48.000mm齿轮6da6da6=d6+2ha6=74.000mm14齿根圆直径齿轮5df5df5=d5-2hf5=39.000mm齿轮6df6df6=d6-2hf6=65.000mm15齿顶圆压力角齿轮5a5a5=arccosd5cosda5=34.691齿轮6a6a6=arccosd6cosda6=23.89416重合度=z5tana5-tan+z6tana6-tan/2=1.5514.3.1.2 滑移齿轮7和齿轮8由滑移齿轮变速传动系统中对齿轮齿数的要求，i=2.4，可选择齿轮7和8为正传动角度变位齿轮，其齿数分别取： z7= 17，z8= 41；它们的齿顶高系数ha*=1，径向间隙系数c*=0.25，分度圆压力角=20，实际中心距a=57mm。表4-2滑移齿轮7,8参数序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮7z717齿轮8z8412模数m23压力角204齿顶高系数ha*15顶隙系数c*0.256标准中心距a = (z5+z6)/2=587实际中心距a578啮合角=arccosacosa=22.5589变位系数齿轮7x70.350齿轮8x80.25010齿顶高齿轮7ha7ha7=mha*+x7-y=2.500mm齿轮8ha8ha8=mha*+x8-y=2.300mm11齿根高齿轮7hf7hf7=mha*+c*-x7=1.800mm齿轮8hf8hf8=mha*+c*-x8=2.000mm12分度圆直径齿轮7d7d7=mz7=34.000mm齿轮8d8d8=mz8=82.000mm13齿顶圆直径齿轮7da7da7=d7+2ha7=39.000mm齿轮8da8da8=d8+2ha8=86.600mm14齿根圆直径齿轮7df7df7=d7-2hf7=30.400mm齿轮8df8df8=d8-2hf8=78.000mm15齿顶圆压力角齿轮7a7a7=arccosd7cosda7=34.993齿轮8a8a8=arccosd8cosda8=27.15516重合度=z7tana7-tan+z8tana8-tan /2=1.4074.3.1.3 滑移齿轮9和齿轮10由滑移齿轮变速传动系统中对齿轮齿数的要求，i=4，可选择齿轮9和10为正传动角度变位齿轮，其齿数分别取： z9=12，z10=47；它们的齿顶高系数ha*=1，径向间隙系数c*=0.25，分度圆压力角=20，实际中心距a=57mm。表4-3滑移齿轮9，10参数序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮9z912齿轮10z10472模数m23压力角204齿顶高系数ha*15顶隙系数c*0.256标准中心距a = (z5+z6)/2=597实际中心距a578啮合角=arccosacosa=24.7929变位系数齿轮9x90.564齿轮10x100.63610齿顶高齿轮9ha9ha9=mha*+x9-y=2.728mm齿轮10ha10ha10=mha*+x10-y=2.872mm11齿根高齿轮9hf9hf9=mha*+c*-x9=1.372mm齿轮10hf10hf10=mha*+c*-x10=1.228mm12分度圆直径齿轮9d9d9=mz9=24.000mm齿轮10d10d10=mz10=94.000mm13齿顶圆直径齿轮9da9da9=d9+2ha9=27.456mm齿轮10da10da10=d10+2ha10=99.744mm14齿根圆直径齿轮9df9df9=d9-2hf9=25.256mm齿轮10df10df10=d10-2hf10=91.544mm15齿顶圆压力角齿轮9a9a9=arccosd9cosda9=34.774齿轮10a10a10=arccosd10cosda10=27.67716重合度=z9tana9-tan+z10tana10-tan/2=1.3554.3.2. 定轴齿轮变速传动中每对齿轮几何尺寸及重合度的计算4.3.2.1 圆柱齿轮11与齿轮12 (齿轮13与14和齿轮11与12对应相同)由定轴齿轮变速传动系统中对齿轮齿数的要求，i=3,088，可大致选择齿轮11、12、13和14为标准齿轮，其齿数分别取：z11=z13=23，z12=z14=71。它们的齿顶高系数ha*=1，径向间隙系数c*=0.25，分度圆压力角=20,实际中心距a=94mm。表4-4 定轴齿轮11、12,13、14参数序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮11z1123齿轮12z12712模数m23压力角204齿顶高系数ha*15顶隙系数c*0.256标准中心距a = (z5+z6)/2=947实际中心距a948啮合角=arccosacosa=209变位系数齿轮11x11-0.500齿轮12x120.50010齿顶高齿轮11ha11ha11=mha*+x11-y=1.000mm齿轮12ha12ha12=mha*+x12-y=3.000mm11齿根高齿轮11hf11hf11=mha*+c*-x11=3.500mm齿轮12hf12hf12=mha*+c*-x12=1.500mm12分度圆直径齿轮11d11d11=mz11=46.000mm齿轮12d12d12=mz12=142.000mm13齿顶圆直径齿轮11da11da11=d11+2ha11=48.000mm齿轮12da12da12=d12+2ha12=148.000mm14齿根圆直径齿轮11df11df11=d11-2hf11=39.000mm齿轮12df12df12=d12-2hf12=139.000mm1515齿顶圆压力角齿轮11a11a11=arccosd11cosda11=25.771齿轮12a12a12=arccosd12cosda12=25.63116重合度=z11tana11-tan+z12tana12-tan/2=1.7454.3.2.2 圆锥齿轮16与齿轮17圆锤齿轮15和16可选择为标准齿轮，i=1，齿数分别取：z15=17，z16=17，齿顶高系数ha*=1，径向间隙系数c*=0.2，分度圆压力角=20。表4-5 圆锥齿轮16、17参数序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮15z1517齿轮16z16172模数m33压力角204齿顶高系数ha*15顶隙系数c*0.26分度圆锥角齿轮151515=arccot(z15/z16)=45.000齿轮161616=90-15=45.0007分度圆直径齿轮15d15d15=mz15=51.000mm齿轮16d16d16=mz16=51.000mm8锥距rr=12d152+d162=36.062mm9齿顶高齿轮15ha15ha15=mha*=3.000mm齿轮16ha16ha16=mha*=3.000mm10齿根高齿轮15hf15hf15=mha*+c*=3.600mm齿轮16hf16hf16=mha*+c*=3.600mm11齿顶圆直径齿轮15da15da15=d15+2ha15cos15=53.121mm齿轮16da16da16=d16+2ha16cos16=53.121mm12齿根圆直径齿轮15df15df15=d15-2hf15cos15=46.757mm齿轮