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1、基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析 摘要本文以冲压机为研究对象，以造价低、结构简单为基础，通过方案对比及力的分析,从而设计出合适的冲压机。本文阐述了主执行机构、送料机构及传动系统的设计过程。首先确定执行机构的运动方案，设计机构尺寸参数，绘制系统工作循环图。以MATLAB-SIMULINK程序设计语言为平台,建立了冲压机构的数学模型,对主执行机构进行运动学分析，得到冲压头的位移图，速度图和加速度图；再而对主执行机构进行动态静力分析，可得到机构的平衡力矩线图、支座反力线图；根据运动学和动力学的仿真结果确定飞轮的转动惯量和传动方案，并绘制传动机构的装配图。关键词：MAT
2、LAB，冲压机构，运动学，动力学Abstract In this paper the stamping machines for research object, by the low cost, simple in structure as the foundation, through the analysis of the scheme contrast and force, so as to design the proper stamping equipment in the paper, the main actuators transfer feeder and transmis
3、sion system, the design process of first make sure actuator movement scheme, design organization size parameters, rendering system work cycle picture of MATLAB programming language for-SIMULINK platform, established stamping the organization mathematical model and main actuators kinematic analysis,
4、get the displacement map punching head, speed and acceleration figure figure; Then the Lord actuators to dynamic static analysis, can get the balance of the organization chart torque counteracting force chart; Based on the kinematics and dynamics simulation results to determine the flywheel rotary i
5、nertia and transmission scheme, and drew the transmission mechanism.Keywords: MATLAB, stamping institutions, kinematics and dynamics目 录 第一章 绪论11.1 冲压机的概述11.2 冲压机的发展历程11.3 冲床的发展展望1第二章 执行机构系统运动方案设计22.1 执行机构系统型式设计32.2 绘制系统工作循环图5第三章 机构尺度参数确定73.1 主执行机构尺寸参数73.2 辅助执行机构（送料机构）尺寸参数及设计8第四章 主执行机构的运动分析104.1 RRRR
6、RP六杆机构MATLAB仿真模型104.2 建立初始条件114.3 RRRRRP六杆机构的MAILAB仿真结果11第五章 主执行机构的动态静力分析145.1 RRRRRP六杆机构MATLAB仿真模型145.2 RRRRRP六杆机构MATLAB动力学仿真结果17第六章 确定飞轮机构的转动惯量206.1 求驱动力矩206.2 确实最大盈亏功及飞轮的转动惯量21第七章 传动机构运动参数和动力参数237.1 传动方案的拟定237.2 电动机选择237.2.1 电动机类型选择237.2.2 电动机功率选择237.2.3 确定电动机转速247.2.4 选择电动机型号247.3 计算各轴的运动参数和动力参数
7、247.4 V带传动的设计267.5 高速级齿轮传动的设计计算277.5.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数277.5.2 初步设计齿轮传动的主要尺寸277.5.3 确定传动尺寸297.6 低速级齿轮传动的设计计算317.6.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数317.6.2 初步设计齿轮传动的主要尺寸317.6.3 确定传动尺寸337.7 中间轴的设计与计算357.8 高速轴的设计与计算367.9 低速轴的设计与计算39结 论42致 谢43参考文献44附 录45第一章 绪论 1.1 冲压机的概述 在国民生产中，冲压工艺由于比较传统机械加工来说有节约材料和能源，效率高，对操作者技术要求不
8、高及通过各种模具应用可以做出机械加工所无法达到的产品这些优点，因而它的用途越来越广泛。冲压机广泛应用精密电子、通讯、电脑、家用电器、汽车零部件、马达定转子等小型精密零件的冲压加工。适合于大量生产的精密电子、五金零件。冲压机的设计原理是将圆周运动转换为直线运动，由主电动机出力，带动飞轮，经离合器带动齿轮、曲轴(或偏心齿轮)、连杆等运转，来达成滑块的直线运动，从主电动机到连杆的运动为圆周运动。连杆和滑块之间需有圆周运动和直线运动的转接点，其设计上大致有两种机构，一种为球型，一种为销型(圆柱型) ，经由这个机构将圆周运动转换成滑块的直线运动。1.2 冲压机的发展历程 冲压行业从6070年代的日本的A
9、IDA到现在国内自主冲床上百种品牌的今天，经历多次的变革和发展，规格类型、产业化不断分细一致各行业都出现了自己专用的冲压设备。1.3 冲床的发展展望在持续严峻的经济环境中，无切削成形是冲床厂企业与对手拉开距离和竞争中胜出的有力手段，而且环保是21世纪的主题，作为环保的加工方法将是主要的发展方向。无切削成形中高精度、高附加值形状的成形是不可或缺的，为了实现这些要求就必须了解从材料到成品的全过程综合技术。冲床就其中一个重要的技术要素。依据驱动机构的不同，机械式冲床有：冲压加工中应用最广泛的曲轴式冲床，下死点附近速度最慢的肘杆式冲床，以及滑块速度在下死点以上很高位置就开始减慢且具有很高扭矩能力的连杆
10、式冲床。用锻造冲床时，以生产性为重时就选用曲轴式冲床；如果追求下死点附近的成形性就选用肘杆式冲床；若需要很高位置上的成形或闭塞锻造的话就选用连杆式冲床。为了实现无切削成形，对冲床的功能要求越来越高。冲压机械的发展趋势正向高精度、高刚性、合适的滑块运动特性、智能化、多方向运动、甚至环保方向发展。第二章 执行机构系统运动方案设计 执行机构系统的运动方案设计是械系统总体方案设计的核心，它对机械能否实现预期的功能、性能的优劣、经济效益的好坏以及产品在市场上的竞争力，都起着决定性的作用，也是一项比较繁难的工作。它涉及到如何根据功能和动力性能要求选定工作原理；如何根据工作原理选择运动规律；如何根据运动规律
11、和动力性能要求选择或创新不同的机构型式并将其巧妙地组合，构思出各种可能的运动方案来满足这些功能或运动规律要求；如何通过方案评价、优化筛选，从众多可行方案中选择最佳的方案。我们不仅应对各种基本机构及其演化、运动原理、工作特性和使用场合及各种设计方法有较深入和全面的了解，而且还需要具备一定专业和实际知识，充分发挥自己的想象力和创造才能，灵活运用各种设计技巧才能使说设计的机构系统运动方案新颖高效、实用可靠。因此机械执行系统的方案设计又是一项最富创造性的工作。执行机构系统运动方案设计过程和内容可用图21所示流程框图来表示。 图2-1 执行机构系统运动方案设计流程框图2.1 执行机构系统型式设计该冲压机
12、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下图22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
13、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22 冲床机构方案之一 图23 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 如上图23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
14、，则机构可在预定时间将工件送至待加工位置。 图24 冲床机构方案之三 图25 冲床机构方案之四（3）六连杆冲压机构和凸轮连杆送料机构如上图24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lIH format long x1=60*pi/180 2
15、5*pi/180 100*pi/180 50.e-3 223.e-3 100.e-3 225.e-3 ; y1=rrrposi(x1) y1= 0.2511 1.4100 在已知图4-2机构简图中，60时，由位移分析计算出的25.01，100.049，在此基础上，结合曲柄1的角速度7.32 rad/s及各个构件长度，求解ABCD部分初始速度，则输入参数为 x2=60*pi/180 y1(1) y1(2) 7.32 50.e-3 223.e-3 100.e-3; y2=rrrvel(x2) y2 =-0.6357 2.8542 得构件2和构件3的角速度分别为=-0.6357rad/s，2.854
16、2rad/s。接着，对DCEF部分进行初始初始位移分析：注意到，DF与x轴的夹角为=atan(50/220)=12.8042660 x3=y1(2)-atan(5/22) y2(2) 150.e-3 3 7.e-3 140.e-3 y3=ic4rrp(x3) y3 = 0.0253 0.0932 -4.3388 -0.3929 得构件4和构件5的角速度分别为=-4.3388 rad/s，-0.3929rad/s。4.3 RRRRRP六杆机构的MAILAB仿真结果由于曲柄转速为7.32rads因此每转动1周的时间是08579s，用绘图命令分别绘制出滑块5的位移、速度、加速度和构件4的角速度和角加
17、速度，仿真的图形如下图所示，从该图可以看出这些参数也都是周期变化。通过对滑块的位移分析，从图4-1可以看出滑块的行程为150mm，能实现预定的位置；通过速度和加速度分析可以看出滑块的速度、加速度变化规律具有具有慢速接近、匀速工作进给，快速下沉运动特性。综合图4-1，图4-2，图4-3可看出当滑块到达下极限位置时，它的速度和加速度达到最大；当滑块在上极限位置时，它的速度和加速度为最小。 图 4-1 冲压头的位移图 图 4-2 冲压头的速度图图4-3 冲压头的加速度线图第五章 主执行机构的动态静力分析由原动件(曲柄1)和1个RRR杆组、1个RRP杆组所组成的RRRRRP六杆机构。各构件的尺寸为r1
18、=50mm，r2=223mm，r3=100mm, r4=37mm，Lde=150mm；各构件的质心为rc1=25mm,rc2111.5mm,rc3=50mm，rc4=18.5mm；质量为m1=2kg，m28.92kg，m34kg；m4=1.48kg，m5=36kg; 转动惯量为J10.05kgm2，J2=0.223kgm2；J3=0.1kgm2，J40.037kgm2；构件5的工作阻力F6=5000N，其他构件所受外力和外力矩均为零，构件1以等角速度7.32 rad/s逆时针方向回转。5.1 RRRRRP六杆机构MATLAB仿真模型用到曲柄原动件、RRR杆组和RRP杆组的MATLAB 3个运动
19、学仿真模块和曲柄原动件、RRR杆组和RRP杆组的3个动力学仿真模块。这6个仿真模块的联接关系如图图5-1所示。 图5-1 RRR-RRP六杆机构动力学仿真模块连接关系在Simulink环境下所建立的RRRRRP六杆机构动力学仿真模型如图5-2所示。在图5-2中各积分模块的初值是以曲柄1的幅角为60和角速度等于7.32rads逆时针方向回转时，相应各个构件的位移、速度的瞬时值。9个MATLAB函数模块分别为crank.m，crank.m2, RRRki.m，RRPki.m，crankdy.m，RRRdy1.m，RRPdy.m, M3.m，force.m，其中crank.m，crank.m2，RR
20、Rki.m，RRPki.m这4个运动学仿真模块已建立完；crankdy.m，RRRdy.m，M3.m，RRPdy.m是要建立的4个动力学仿真模块；动力分析时要考虑急回回程过程中，滑块是没有受到工作阻力所导致的。因此，在动力分析中，当滑块回程时，所受到的外力(或外力矩）应该设置为零。RRPdy的m函数要改，将外力（力矩）用端口输入，这样才能改变其在滑块不同位置时，对应的不同值。所以本设计要再编制一个计算外力的force.m函数（详细的force.m函数见附件2），要求滑块工作行程时，外力为工作阻力，急回行程时，滑块外力为0。crank.m函数模块的输入参数为曲柄的角位移、角速度和角加速度；输出参
21、数曲柄端部(转动副B)的加速度的水平分旦和垂直分量。crank2m函数模块的输人参数为构件3的长度、角位移、角速度和角加速度、输出参数曲柄端部(转动副E)的加速度的水平分量和垂直分量。RRRkim函数模块的输入参数为构件2和构件3的角位移和角速度、转动副B的加速度；输出参数是构件2和构件3的角加速度以及转动副C的加速度。RRPkim函数模块的输入参数为构件4的角位移和角速度、转动副E的加速度以及滑块的速度；输出参数是构件4的角加速度和滑块的加速度。RRPdym函数（详细的RRPdym函数见附件5）模块的输入参数为构件4的角位移、角速度和角加速度、滑块的加速度以及转动副E的加速度；输出参数为转动
22、副E,F和移动副的约束反力。RRRdym函数（详细的RRRdym函数见附件4）模块的输入参数为构件2和构件3的角位移、角速度和角加速度、转动副B的加速度、构件4作用到转动副E上的力转化到构件3上的力矩；输出参数为转动副B，C和D的约束反力。crankdy.m函数（详细的crankdy.m函数见附件3）模块的输入参数是曲柄原动件的角位移、角速度和角加速度以及转动副B反作用力；输出参数是转动副A的约束反力和曲柄上作用的驱动力矩。M3.m函数（详细M3.m函数见附件6）是将构件4上的E点处的外力转化为作用于构件3质心处的力和力矩。每个数据线上标注了相应变量，常量模块放置了各个构件的尺寸，长度单位为m
23、，角度单位rad/s。 图 5-2 RRRRRP六杆机构动力学仿真模型5.2 RRRRRP六杆机构MATLAB动力学仿真结果用绘图命令plot(tout，simout2(：，1)，plot(tout，simout2(：，2)，plot(tout，simout2(：，3)，plot1(tout，simout2(：，5)和plot(tout，simout3(：，5)分别绘制出转动副A的约束反力、驱动力矩M1及其功率曲线，以及移动副的约束反力，如图5-3所示。从图5-3中看出，除了可以获得转动副A的约束反力、驱动力矩从及其功率曲线以及移动副的约束反力外，其他转动副的约束反力和有关的运动学参数等也可以
24、得到。从图5-3可以看出，在经过0.8579s后，各个参数周期变化。由滑块的位移图（图4-1）和曲柄上作用的力矩（图5-5）可知，当滑块在下极限位置时，曲柄上作用的力矩为最小值0；当滑块在上极限位置时，曲柄上作用的力矩为最大值330 。说明了滑块在工作行程时，曲柄上的力矩是由小变大；滑块回程时，曲柄上的力矩由大变小。 图5-3 转动副A的水平支座反力图5-4 转动副A的垂直支座反力图5-5 曲柄上作用的力矩图5-6 曲柄的功率曲线图图5-7 滑块移动副的约束反力第六章 确定飞轮机构的转动惯量机械在正常运动中会由于一些外在因素的影响而引起速度的波动，会在运动副中引起新的力，导致机械运动不稳，引起
25、振动等，限制了正常的机械加工进行并降低了机械的使用寿命，为了尽可能的减少这种外在因素对机械加工的不良影响，需要用到飞轮，通过飞轮的作用减少机械速度的波动，从而使机械能够在较为理想的环境中进行工作。6.1 求驱动力矩冲压期间工作阻力的平均功率 (式中t为工作时间)，因为一个周期内,驱动力矩与阻力的功必须相等,。所以有 =Pxt（P、t由图6-1可分别读出，P=640W,t=0.8579s），则驱动力矩=（640x0.8579）/(2x3.14)=87.4 图6-1 曲柄的功率曲线图6.2 确实最大盈亏功及飞轮的转动惯量 6-2 阻力矩变化曲线和-t和驱动力矩变化曲线-t 图6-3 能量指示图将-
26、t与-t曲线的交点分别标注o、a、b、c。将各个区间-t与-t所围面积区分为盈功和亏功，并标注“+”号或“-”号(图6-2)。然后根据各区间盈亏功的数值大小按比例作能量指示图（图6-3）如下：首先自o向下作oa表示oa区间的亏功，Aoa=022x100/2+0.22x（220-86）+（0.3-0.22）x（220-86）/2=42，向上作ab表示ab区间的盈功，Aab=（0.81-0.3）x86=45.86，向下作bc表示bc区间的亏功，Abc=（0.8579-0.81）x（220-86）/2=3.由图可知，最大盈亏功=Aab-Aoa=45.86-（-42）=87.86J所以飞轮的转动惯量：
27、 图6-3等效阻力矩变化曲线 图6-4驱动力矩变化曲线第七章 传动机构运动参数和动力参数7.1 传动方案的拟定 采用皮带轮、二级展开式圆柱斜齿轮减速器、联轴器构成传动机构。如图7-1所示。 图7-17.2 电动机选择 7.2.1 电动机类型选择 电动机的类型根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机。 7.2.2 电动机功率选择 根据已知条件可以计算出工作机功率为： 工作机的转速n(r/min)为：为计算电动机的所需功率，先确定从电动机到工作机之间的总效率。 查表可知传动装置中每对运动副或传动副的效率选择如下：类型数量效率联轴器1个滚动轴承3对圆柱齿轮2对V带1个 则传动装置的总效率为：
28、电动机所需的功率为 根据电动机所需功率选取电动机的额定功率为3KW。 7.2.3 确定电动机转速 计算工作转速：n=70r/min经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比，二级圆柱斜齿轮减速器传动比，则总传动比合理范围为，电动机转速的可选范围为 7.2.4 选择电动机型号 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y100L2-4的三相异步电动机，额定功率为3，满载转速，同步转速。（1）计算总传动比及传动比分配（2）总传动比（3）传动装置传动比分配 根据表2-3，取带传动的传动比，则减速器的总传动比为双级圆柱斜齿轮减速器高速级的传动比为 低速级的传动比
29、为 7.3 计算各轴的运动参数和动力参数 （1）各轴转速 1420/2710r/min 710/3.6197.2r/min /197.2/2.8=70 r/min =70 r/min （2）各轴输入功率 2.17430.962.0873kW22.08730.980.971.984kW21.9840.980.971.8862kW24=1.88620.980.991.83kW 则各轴的输出功率：0.98=2.045 kW0.98=1.944 kW0.98=1.848kW0.98=1.793 kW （3）各轴输入转矩 电动机轴的输出转矩=9550 =95502.174/1420 =14.62 Nm
30、则各轴输入转矩 =14.6220.96=28 Nm =283.60.980.97=96 Nm =962.80.980.97=255.52Nm =255.520.980.99=247.9 Nm 输出转矩：0.98=27.44 Nm 0.98=94.08 Nm 0.98=250.4Nm 0.98=242.9 Nm 运动和动力参数结果如下表轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min输入输出输入输出电动机轴2.17414.621430高速轴2.0872.0452827.44710中间轴1.9841.9949694.08197低速轴1.8861.848255.52250.470工作轴1.831.7932
31、47.9242.9707.4 V带传动的设计（1）确定计算功率 由1表8-7查得，当工作于题中所给条件时，工作系数，则（2）选择V带型号 根据，n=1420r/min，由15中图8-11初步选用A型V带。（3）选取带轮基准直径 由15中表8-6和表8-8选取小带轮基准直径，则大带轮基准直径（4）验算带速v 在范围内，带能够充分发挥。（5）确定中心距a和带的基准长度 在范围内，即：范围内初定中心距，所以带长 由15中表8-2选取A型带的基准长度 得实际中心距 （6）验算小带轮上的包角 所以，包角合适。（7）确定v带的根数z 因为，带，传动比,由15中表8-4a和表8-4b，用插值法得单根v带所能
32、传递的功率，功率增量，查表8-51得包角修正系数，带长修正系数，则由公式得： 故选3根带。（8）确定带的初拉力 单根普通带张紧后的初拉力为 =110.353N （9）计算带轮所受压力 利用公式 7.5 高速级齿轮传动的设计计算 7.5.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）按以上的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 （2）运输机为一般工作，速度不高，故选用8级精度（GB 10095-88）。 （3）材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用合金钢，热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别为190HBS,236HBS，二者材料硬度差为46HBS。 （4）选小齿轮的齿数，大齿轮的齿数为，取。 7.5.2 初步设计齿轮传动的主要尺寸 （1）按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即 确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数2) 由以上计算得小齿轮的转矩 3) 选取齿宽系数4) 材料的弹性影响系数5) 初选螺旋角=126) 端面重合度近似为 1.88-3.2（） 轴向重合度为： =1.71 由11中图8-3查得重合度系数=0.775 7）由11中图11-2查得螺旋角系数Z=0.99 8）许用接触应力可用下式计算 由11中图8-4a查接触疲劳极限应力 小齿
