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1、 壓床機構設計說明書 班級 :XXXX 學號 :XXX 姓名 :XX 完成日期: XXXX年XX月  一、壓床機構簡介 2 1.壓床機構簡介 2 2.設計內容 3 （1）機構的設計及運動分折 3 （2）凸輪機構構設計 3 二、執(zhí)行機構的選擇 4 方案一 4 （1）運動分析 4 （2）工作性能 4 （3）機構優(yōu)、缺點 5 方案二 5 （1）運動分析 5 （2）工作性能 6

2、（3）機構優(yōu)、缺點 6 方案三 6 （1）運動分析 7 （2）工作性能 7 （3）機構優(yōu)、缺點 7 選擇方案 7 三、主要機構設計 8 1、連桿機構的設計 8 2、凸輪機構設計 8 四、機構運動分析 13 五、原動件原則 16 六、傳動機構的選擇 16 七、運動循環(huán)圖 18 八、設計總結 19 九、參考文獻 20 一、壓床機構簡介 1.壓床機構簡介 壓床機械是被應用廣泛的鍛壓設備它是由六桿機構中的沖頭（滑塊）向下運動來沖壓機械零件的。其執(zhí)行機構主要由連桿機構和凸輪機構組成。圖1為壓床機械傳動系統(tǒng)示意圖。電動機經聯軸器帶動三級齒輪減速傳動裝置后，帶動沖

3、床執(zhí)行機構（六桿機構，見圖2）的曲柄轉動，曲柄通過連桿，搖桿帶動沖頭（滑塊）上下往復運動，實現沖壓零件。在曲柄軸的另一端，裝有供潤滑連桿機構各運動副的油泵凸輪機構。 2.設計內容 （1）機構的設計及運動分折 已知：中心距 x1、x2、y, 構件4 的上、下極限角，滑塊的沖程 H，比值 CB／BO4、CD／CO4，各構件質心 S 的位置，曲柄轉速 n1。 要求：將連桿機構放在直角坐標系下，編制程序，并畫出運動曲線，打印上述各曲線圖。 （2）機構的動態(tài)靜力分析 已知：各構件的重量 G 及其對質心軸的轉動慣量 Js(曲柄2 和連桿5的重力和轉動慣量略去不計)，阻力線圖(

4、圖 9—7)以及連桿機構設計和運動分析中所得的結果。 要求：通過建立機構仿真模型，并給系統(tǒng)加力，編制程序求出外力，并作曲線，求出最大平衡力矩和功率。 方案 G3 G4 G6 Fmax Js3 Js4 值 72kg 50kg 40kg 4200N 0.35kg.m2 0.22 kg.m2 （2）凸輪機構構設計 已知：從動件沖程 H，許用壓力角[α]．推程角 δ。，遠休止角 δ?，回程角 δ，從動件的運動規(guī)律見表 3，凸輪與曲柄共軸。 要求：根據給定的已知參數，確定凸輪機構的基本尺寸，并將運算結果寫在說明書中。將凸輪機構放在直角坐標系下，編制程序畫出凸輪機構

5、的實際廓線，打印出從動件運動規(guī)律和凸輪運動仿真模型。 設計內容 連桿機構的設計及運動分析 單位 mm （） mm r/min 符號 X1 X2 y ρ ρ H CB／BO4 CD／CO4 n1 BS2/BC DS3/DE 數據 30 140 160 60 120 150 1/2 1/4 90 1/2 1/2 表3 二、執(zhí)行機構的選擇 方案一 （1）運動分析 該執(zhí)行機構中不考慮凸輪機構，活動構件數n=5，低副數目Pl=7，高副數目Ph=0，不存在虛約束等，由

6、以上條件可知機構自由度F=1，機構具有確定的自由度。電動機通過減速傳動機構（齒輪傳動）帶動原動件曲柄1做勻速圓周運動，原動件曲柄1帶動連桿2運動，連桿2帶動擺桿5和連桿4運動，從而使滑塊4在豎直方向上做往復運動，從而實現壓壓床的功能。在曲柄軸的另一端，裝有供潤滑連桿機構各運動副的油泵凸輪機構。 （2）工作性能 曲柄1做勻速圓周運動，連桿2隨著曲柄1的周轉不斷的改變角度，擺桿5和連桿4也隨著連桿2的角度變化產生運動，從而使滑塊3速度變化，由于該機構不存在急回運動，使得滑塊工作時的速度比較慢。在壓床工作時，要實現機構的往返運動，必須給曲柄增加一個力才能使其正常工作，在工作行程中，連桿2、4，擺

7、桿5，曲柄1也受到滑塊3的反作用力各桿受力彎曲，對各桿的彎曲強度要求比較高，特別是桿2。 （3）機構優(yōu)、缺點 優(yōu)點： 該機構在設計上不存在影響機構運動的死角，機構在運轉工程中不會因為機構本身的問題而突然停下來。機構使用凸輪和連桿機構，設計簡單，維修、檢測都很方便。該機構使用的連桿和凸輪都不是緊密的結構，不需要不需要特別的材料，加工工藝，具有很好的經濟效益。 缺點： 機構傳遞運動的構件過多，而且對各構件的強度要求相對較高，尤其是桿件2，不適用與較高的載荷。結構過于分散，不能以較小的力獲得較大的效果。機構越多傳遞效率越差，損耗越多。所以此方案不適用于壓床。 方案二 （1）

8、運動分析 該執(zhí)行機構中不考慮凸輪機構，活動構件數n=5，低副數目Pl=7，高副數目Ph=0，由以上條件可知機構自由度F=1，機構具有確定的自由度。電動機通過減速傳動機構（齒輪傳動）帶動原動件曲柄1做勻速圓周運動，原動件曲柄1帶動連桿2運動，連桿2帶動擺桿3運動，滑塊5在擺桿3上滑動，滑塊,5和滑塊4通過轉動副相連接，從而使滑塊4在豎直方向上做往復運動，從而實現壓壓床的功能。在曲柄軸的另一端，裝有供潤滑連桿機構各運動副的油泵凸輪機構。 （2）工作性能 曲柄1做勻速圓周運動，連桿2隨著曲柄1的周轉不斷的改變角度，擺桿3也隨著連桿2的角度變化產生運動，從而使滑塊4、5速度變化。在壓床工作時，要

9、實現機構的往返運動，必須給曲柄增加一個力才能使其正常工作，在工作行程中，連桿2、擺桿3、曲柄1也受到滑塊4的反作用力各桿受力彎曲，對各桿的彎曲強度要求比較高，特別是桿3。 （3）機構優(yōu)、缺點 優(yōu)點： （1）該機構在設計上不存在影響機構運動的死角，機構在運轉工程中不會因為機構本身的問題而突然停下來。機構使用凸輪和連桿機構，設計簡單，維修、檢測都很方便。 （2）結構緊湊，傳動效果好，機構運動過程中有急回運動，能獲得較大的效率。 缺點： （1）機構對滑塊5和擺桿的要求較高，對滑塊5工作表面的摩擦系數要求比較高，對擺桿3的抗彎強度要求比較高，不適用于較高載荷。 （2）該機構所占的空間比較

10、大。 方案三 （1）運動分析 該執(zhí)行機構中不考慮凸輪機構，活動構件數n=5，低副數目Pl=7，高副數目Ph=0，不存在虛約束等，由以上條件可知機構自由度F=1，機構具有確定的自由度。電動機通過減速傳動機構（齒輪傳動）帶動原動件曲柄1做勻速圓周運動，原動件曲柄1帶動連桿2運動，連桿2帶動擺桿3運動，擺桿3帶動連桿4，從而使滑塊,5在豎直方向上做往復運動，從而實現壓壓床的功能。在曲柄軸的另一端，裝有供潤滑連桿機構各運動副的油泵凸輪機構。 （2）工作性能 曲柄1做勻速圓周運動，連桿2隨著曲柄1的周轉不斷的改變角度，擺桿3隨著連桿2的運動而運動，從而帶動連桿4的角度變化，從而

11、使滑塊5速度變化，由于該機構存在急回運動，使得滑塊工作時的速度比較快。在壓床工作時，要實現機構的往返運動，必須給曲柄增加一個力才能使其正常工作，在工作行程中，連桿2、4，擺桿3，曲柄1也受到滑塊5的反作用力各桿受力彎曲，對各桿的彎曲強度要求比較高。 （3）機構優(yōu)、缺點 優(yōu)點： （1）該機構在設計上不存在影響機構運動的死角，機構在運轉工程中不會因為機構本身的問題而突然停下來。機構使用凸輪和連桿機構，設計簡單，維修、檢測都很方便。 （2）結構緊湊，傳動效果好，機構運動過程中有急回運動，能獲得較大的效率。 （3）加工制造簡單，成本小，載荷沖擊較大，可以小批量生產，使用壽命長 缺

12、點： 機械本身不可避免的存在一些問題。 選擇方案 設計要求我們使用壽命為十年,每日一班制工作,載荷為中等沖擊，允許曲柄，綜合比較上訴三種方案的優(yōu)缺點，考慮各種因素，最后選擇方案三為設計方案。 三、主要機構設計 1、連桿機構的設計 由圖可知 DD1=150mm ΔCC1O4為等邊三角形 四邊形CC1D1D為平行四邊形 CO4=C1O4=CC1=DD1=150mm CD=0.25CO4=37.5mm ∵CB=BO4/2 ∴BO4=100 tan∠O2O4E=0.1875 ＝＞∠O2O4E=10.62 ∠B1O4O2=49.38 O2O4

13、=163mm 2BO4*O2O4*cos∠B1O4O2=BO42+O2O42-B1O22 ＝﹥ B1O2=123.87mm 2BO4*O4O2*COS∠BO4O2=BO42+O4O22-BO22 ＝﹥BO2=217.68mm ＝﹥ O2A=(O2B-O2B1)/2=46.905mm AB=O2A+O2B1=170.775mm 四桿長度：O2A=46.905mm AB=170.775mm BO4=100mm CD=37.5mm BC=50mm 2、凸輪機構設計 凸輪機構的設計及其運動曲線采用的是軟件編程制作，按照選擇數

14、據的設計要求推動從從動件8的推、回程運動規(guī)律均為正弦運動。正弦運動既無剛性沖擊又無柔性沖擊所以我們即按其正弦規(guī)律進行設計。解析法設計凸輪，需要求出凸輪輪廓曲線的解析函數式。盤形凸輪輪廓曲線是一種平面曲線，通?？捎弥苯亲鴺藖砻枥L。按[α]確定凸輪機構的基本尺寸求出理論廓線外凸曲線的最小曲率半徑， ρmin，選取滾子半徑rr。下面按照給定已知條件來設計該凸輪的輪廓曲線。 符號 H [α] δ0 δ01 δ0＇ 單位 mm （0） 值 20 30 70 10 70 下面求凸輪的理論輪廓曲線方程: 以凸輪的基圓圓心為直角坐標軸的原點。Y 軸與推桿軌道，平行且

15、指向上方。因為理論廓線由推程、遠休止、回程和近休止四部分組成，所以輪廓的直角坐標 方程也分四段求出。 （1）推程部分：在此階段作等加速度上升。以下為運動位移方程： s=h[(δ/δ0)-sin(2πδ/δ0 )/(2π)] v=hω[1-cos(2πδ/δ0 )]/ δ0 a=2π h*sin(2πδ/δ0 )/ 由題意得 h=20 δ0=70 （2）遠休止部分：此期間推桿靜止，s=20mm,所以該部分凸輪廓線為一段圓弧其 半徑為 ，e=0。凸輪廓線的直角坐標參數方程為: x = R sin ? y = R

16、 cos ? 式中? 是圓弧上的點和原點之間的連線與 Y 軸的夾角。根據理論廓線在圖中的 幾何關系可得： （70≤δ≤80） （3）回程部分:以下為回程運動方程： s=h[1-(δ/ )+sin(2πδ/ )/(2π)] v=hω[cos(2πδ/ )-1]/ a=-2πhsin(2πδ/ )/ （4）近休止部分：運動到這一階段，推桿靜止，s=0,該部分凸輪的理論輪廓曲線為基圓的一部分圓弧。所以凸輪廓線的直角坐標參數方程為： x

17、= r0sin ? y = r0cos ? 式中 ? 是圓弧上的點和原點之間的連線與 Y 軸的夾角，根據理論廓線在圖中 的幾何關系，可得： 所以有 x=r0sin(δ+?) y=r0cos(δ+?) （150≤δ≤360） 3、 (1)凸輪基圓半徑（）的確定： 我們選取凸輪基圓半徑r0=60mm，滾子半徑公式(0.1~0.15) r0，得出滾子半徑 9mm，根據方程，利用軟件編程，得出下圖。 凸輪的形狀 四、機構運動分析 決定采

18、用proe5.0對運動連桿機構進行運動學分析，下圖為連桿機構運動曲線圖。 搖桿4的角速度曲線如下圖所示 搖桿4的角加速度曲線如下圖所示。 滑塊6的位移曲線如下圖所示 滑塊6的速度曲線如下圖所示 滑塊6的加速度曲線如下所示 五、原動件原則 由轉速 n2=90r/min，電機的轉速應要盡量小，選用一般用途的電動機。選擇電動機容量 Pmax=2.12kw ,Pw=Pmax/0.9=2.36 kw。工作機軸轉速n2= 90r/min。可以按各級齒輪傳動比8~20，所以電動機轉速可選范圍： n=i*n2=(8~15)*90=7

19、20~1800 r/min。 考慮到總體選用同步轉速為1000r/min的Y系列異步電動機 Y80M1-4，其滿載轉速n’=1390 r/min 六、傳動機構的選擇 構思一個合理的傳動系統(tǒng)，它可將電機的高速轉動（1390 r/min）變換為執(zhí)行機構的低速轉動。構思機構傳動方案時，能較為合理地分配各部分的傳動比。 傳動裝置的總傳動比及其分配:由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為： i＝nm/nw nw＝90 nm=1390 i=15.44 一級傳動比（皮帶傳動）：i0=3 由電動機傳出的轉速為1390r/mi

20、n，經過皮帶輪減速度變?yōu)?63r/min，再經過齒輪減速最后輸出的速度為90r/min。如下圖： 齒輪箱中齒輪的齒數Z1=24；Z2=80；Z3=40；Z4=60； 根據傳動比i14=所有從動輪的齒數積/所有主動輪的齒數積 所以，二級傳動比(齒輪傳動) i14=80x60/24x40=5 所以總的傳動比 i=3x5=15 nw=nm/i=1390/15=93 r/min 且[（93-90）/90]100%=3.33% 在允許轉速偏差5% 內，所以基本符合要求。  七、運動循環(huán)圖 八、設計總結

21、 從課題發(fā)下來到上交已經過了這么長時間了,在不斷的折磨中我終于把課程設計做完了，這其中經歷了很多困難，從最開始的什么都不知道，從哪下手該怎么下手都不知道，到現在慢慢弄懂了些，雖然沒有做的很好，但我自己努力了，先設計的是六桿機構各桿件的長度，通過上網找資料，借鑒別人的經驗很快的就把桿件的長度給設計出來了，可是當我看到凸輪的時候，有點懵了，學的東西都忘了，然后我又跑回去看書復習，種種速度運動規(guī)律終于明白了什么意思，這部分最難的就是凸輪基圓半徑的選取，在就是MATLAB編程了，基圓的半徑都是開始選取的時候以為有什么公式，結果做到最后還是自己隨便選取了一個最合適的值，通過這部分的設計，使得我對凸輪有了

22、一個更加深層次的認識，也使我對MATLAB有了一部分了解，設計完這部分之后就是各種軌跡曲線，速度曲線，加速度曲線的繪制，這部分內容我是通過proe5.0來進行模擬的，通過自己設計的尺寸，在proe5.0中畫出實體，然后利用proe5.0中的機構模塊進行運動學模擬，通過這部分的設計，特別是proe5.0的利用，我感覺到了自己知識的欠缺，自己的proe5.0水平還需要加強。 在設計的過程中，培養(yǎng)了我綜合應用機械原理課程及其他課程的理論知識和應用生產實際知識解決工程實際問題的能力，在設計的過程中還培養(yǎng)出了我們的團隊精神，大家共同解決了許多個人無法解決的問題，在這些過程中我們深刻地認識到了自己在知識的理解和接受應用方面的不足，在今后的學習過程中我們會更加努力和團結。  九、參考文獻 孫恒 陳作模 葛文杰，機械原理（第七版）[M].北京：高等教育出版社，2006年5月 陳志民，AutoCAD 2010,機械工業(yè)出版社，2010