图5—5冲床机构方案之三 图5—6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5—6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5—3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5—7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5—7 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5—8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F4~F8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5-8 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F0=5000N,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Y132S—4(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5—9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5-9 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(5~25m/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6-2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
ZLY-112-10-1。
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5-10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5-10 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5-1所示。
表5-1 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ρ
(mm)最大校直力
(KN)棒料在校直时转数
(转)生产率
(根/分)
1151005001.05150
2181004001.24120
3221003001.43100
4251002001.5280
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5-16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5-16b)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。
1=2600,从而求得齿轮的传动比为ig=0.722。
故取Zc=26,Za=36。
ϕ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
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lCF=400mm,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i=n/n1,其中n1为滚子1的转速。
对于第一组数据,n1=2600×150/3600=108.3,总传动比为i=13.11,若取带传动的传动比为ib=3.0,则齿轮减速器的传动比为ig=13.11/3.0=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)。