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Haarrbbiinn IInnssttiittuuttee ooff TTeecchhnnoollooggyy
课 课 程 程 设 设 计 计 说 说 明 明 书 书
课程名称： 机械原理课程设计 设计题目： 分度冲压机（方案 1）
院 系： 机电工程学院 班 级：
设 计 者：
学 号：
指导教师：
设计时间： 2010 年 7 月 5 日-9 日
哈尔滨工业大学
1.
题目要求
图 1 所示是分度冲压机的功能简图。原动机转速为 1430rpm，冲头每分钟实现冲压次数 18，
28，40 分 3 档可以调节，冲头行程 200mm；盘形工作台上均布 8 个工位，工作台逆时针间歇转动，
每转过一个工位，冲头冲压一次。
图 1 分度冲压机功能简图
2.
题目解答
（1）工艺方法分析
由题目要求及分度冲压机功能简图可以看出，冲压工件的执行构件是冲头（执行构件 1），使 工件做绕轴旋转运动的构件是转盘（执行构件 2），这两个执行构件的运动协调关系如图 2 所示。
图 2 分度冲压机的运动循环图
如图 2 所示，
T
1为冲头（执行构件 1）的工作周期，T
2为转盘（执行构件 2）的工作周期，其中T
1=T
2=T
,T
即为整个冲压机的工作周期。由图 2 可以看出，冲头（执行构件 1）作连续往复运动，其中工作行程 与空回行程的时间相等；转盘（执行构件 2）作间歇运动，其中停止与转动的时间比为 5：3 。
另外，冲头的工作行程结束后，又经过了1
8
T
的延时后，转盘才开始转动，这是为了能保证冲头 离开工件之后转盘才开始旋转，防止冲头与转盘上的工件发生干涉，即两者相撞，发生事故；而冲头 的工件行程与转盘的转动过程是同时开始的，这是因为转盘上的工件一定与转盘更接近而远离冲头的 最高点，故而无需考虑干涉问题。（2）运动功能分析及运动功能系统图
由题目要求及分析知，驱动冲头（执行构件 1）工作的执行机构应该具有的运动功能如图 3 所 示。该运动功能单元把一个连续的单向转动转换为连续的往复移动，且输入轴与输出轴平行，主动 件转动 1 周，从动件（冲头）往复运动 1 次，主动件的转速分别为 18，28，40 转/分。
图 3 冲头（执行构件 1）的运动功能
由于电动机的转速为 1430 转/分，为了在冲头（执行机构 1）的主动件上分别得到 18，28，40 转/分 的转速，则由电动机到执行机构 1 之间的总传动比
i
z有 3 种，分别为1
i
z =143018 =79.444
2
i
z =143028 =51.071
3
i
z =143040 =35.750
总传动比由定传动比
i
c和变传动比i
v两部分构成，即1
i
z =i
ci
v12
i
z =i
ci
v23
i
z =i
ci
v33 种总传动比中
i
z1最大，i
z3最小。由于定传动比i
c是常数，因此，3 种变传动比中i
v1最大，i
v3最小。若采用滑移齿轮变速，其最大传动比最好不大于 4，在传统方法中，首先应另最大传动比为 4，即
i
v1=4，但是，这种方法有如下两个明显的缺点：1.最大齿轮传动比为 4 ，即为齿轮传动比的传动极限，使得 安全系数降低；2. 3 个传动比都比较大，使得齿轮副中大齿轮齿数都不能很小（尽量标准齿轮的前提 下），进而使得齿轮机构的尺寸不得不变得比较大，而这是设计所不希望的；
本文采用了一种与传统方法略有不同的设计思路，即一种同时兼顾等齿数和及传动比比例的方法，根 据 设 计 经 验 ， 当i(1,3)且
z
(40,90)时 ， 是 常 见 的 齿 轮 设 计 的 较 好 的 参 数 ， 考 虑 到1 2 3
1 1 1
: : : : 2.80 :1.80 :1.26 18 28 40
z z z
i i i
，其中 2.80<3 且在设计经验范围内故而暂令：1
i
v =2.802
i
v =1.803
i
v =1.26 从而可以等到定轴传动的传动比2 2
51.071
28.37 1.80
z c
v
i i
i
由上面 3 个式子可知，3 对滑移齿轮的传动比确定了下来。
于是，传动系统的有级变速功能单元如图 4 所示。
图 4 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；另外，由于齿轮传动不能完全完成题目要求的传动比，这样，该功 能单元不仅具有过载保护功能还应该具有减速功能，以满足传动比的配置，过载保护运动功能单元 如图 5 所示
图 5 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
28.613
10.47 2.74 2.74
i
ci
减速运动功能单元如图 6 所示。
图 6 减速运动功能单元
根据上述运动功能分析，可以得到实现冲头（执行构件 1）运动的运动功能系统图，共有 5 个运动功 能单元组成，如图 7 所示。
图 7 实现冲头（执行构件 1）运动的运动功能系统图
为了使用同一原动机驱动转盘（执行构件 2），应该在图 7 所示的实现冲头（执行构件 1）运动的运 动功能系统图中加一运动分支功能单元，其运动分支将功率分出以驱动转盘（执行构件 2）运动，该 运动分支单元如图 8 所示。
图 8 运动分支功能单元
由于在空间位置上，冲头往复运动方向与转盘的定轴转动方向在空间上垂直，考虑到这一点，设计决 定增加一相交轴连续转动运动功能单元，其运动功能单元图如图 9 所示。
图 9 相交轴连续转动运动功能单元
由于转盘（执行构件 2）转动是间歇运动，且由分度冲压机的运动循环图可以看出转盘的间歇时间是
5
8
T
，设计原因是题目要求盘形工作台上均布 8 个工位，工作台逆时针间歇转动，每转过一个工位，冲头冲压一次，因此
3
8 3 0.375 8
T
T
间歇运动功能单元如图 10 所示。
图 10 间歇运动功能单元
根据上述分析，可以画出整个系统的运动功能系统图，如图 11 所示。
图 11 分度冲压机机械系统的运动功能系统图
（3）系统运动方案拟定
根据图 11 所示的分度冲压机机械系统的运动功能系统图，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 11 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 12 所示。
图 12 电 动机替代运动功能单元 1
图 11 中的运动功能单元 2 是过载保护功能单元兼具减速功能。根据分度冲压机的工作要求，可以选 择带传动替代，如图 13 所示。
图 13 带传动替代运动功能单元 2
图 11 中的运动功能单元 3 是有级变速功能。根据分度冲压机的工作要求，可以选择滑移齿轮变速传 动替代，如图 14 所示。
图 14 滑移齿轮传动有级变速替代运动功能单元 3
图 11 中的运动功能单元 4 是。根据分度冲压机的工作要求，可以选择定轴齿轮减速传动替代，如图 15 所示。
图 15 2 级齿轮减速传动替代运动功能单元 4
图 11 中的运动功能单元 5 是运动分支功能单元。根据分度冲压机的工作要求，可以选择 2 对齿轮等 速传动替代，这样设计有一个缺点和一个优点，缺点是构件较多，可用另外一种结构如图 16（a）所 示的结构替代，这种结构构件就明显要少；但是图（b）中所示的结构可以有效地调整两执行构件冲 头和转盘的位置关系，使两个运动输出可以满足题目要求的位置关系，故而最终方案确定为如图 16
（c）所示。
(a) (b)
（c）
图 16 齿轮等速传动替代运动功能单元 5
图 11 中的运动功能单元 6 是把连续转动转换为连续往复移动的运动功能单元。根据分度冲压机的工 作要求，可以选择曲柄连杆滑块机构替代，如图 17 所示。
图 17 曲柄连杆滑块机构替代运动功能单元 6
图 11 中的运动功能单元 7 是等速传动，且其运动输入轴与运动输出轴相互垂直，根据分度冲压机的 工作要求，可以选择用锥齿轮传动替代，如图 18 所示。
图 18 锥齿轮传动替代运动功能单元 7
图 11 中的运动功能单元 8 是把连续转动转换为间歇转动的运动功能单元，根据分度冲压机工作台要 求，盘形工作台上均布 8 个工位，工作台逆时针间歇转动，每转过一个工位，冲头冲压一次，因此设 计用一个 z=8 的槽轮传动替代。该运动功能单元的运动系数为
2 3
0.375
2 8
z
z
该槽轮机构如图 19 所示。
图 19 槽轮机构替代把连续转动转换为间歇转动的运动功能单元 8
根据上述分析，按照图 11 分度冲压机机械系统的运动功能系统图中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依次连接便形成了分度冲压机机械系统的运动方案简图，如图 20 所示。
（a）
(b)
1.电动机 2，4.皮带轮 3.皮带 5，6，7，8，9，10，11，12，13，14，15，16，17.圆柱齿轮 18，19.
圆锥齿轮 20.拨盘 21.槽轮 22.曲柄 23.连杆 24.滑块 25.转盘 图 20 分度冲压机的运动方案简图
（4）系统运动方案设计
1）曲柄连杆滑块的设计
冲头作为执行构件 1，是由执行机构即曲柄连杆滑块机构来驱动的，由图 21 可知，曲柄连杆滑块机构 是由 22 曲柄、23 连杆、24 滑块组成的。由题目要求知冲头行程为 h=200mm，又由设计可知该曲柄滑 块机构是对心的，即可得到曲柄长度为
l
AB=2
h
=100mm图 21 曲柄连杆滑块机构示意图
本文将该机构设计为无偏心、无急回的曲柄滑块机构，即行程速比系数 K=1。
连杆 23 的长度
l
BC与机构的许用压力角、曲柄存在条件及结构有关，且在本设计中，传递的力矩较大，故为满足最大压力角
max
40 的条件，必有sin 40
AB BC
l
l
得到
155.6
l
BC mm
可以取
l
BC=156mm 故max 256
l
AC mm
，l
ACmin
56mm
2）槽轮机构设计 1.确定槽轮槽数
题目要求盘形工作台上均布 8 个工位，工作台逆时针间歇转动，每转过一个工位，冲头冲压一
次，即转盘每次旋转45 ，而对于一个槽数是 z 的槽轮，拨盘每旋转一周，槽轮旋转360
z
，若采用槽轮齿轮共轴机构，齿轮副传动比为 i，则
360
i
45z
令 i=1，即先尝试不用齿轮副，此时 z=8，即此时机构最简洁、构件最少，因此设计一个 z=8 的槽轮。
2. 槽轮槽间角
由图 22 可知槽轮的槽间角为
2 360 45
z
3. 槽轮每次转位时拨盘的转角为
2 180 (1 2) 135
z
4. 中心距
槽轮机构的中心距应该根据具体结构确定，在结构尚不确定的情况下暂定为 a=110mm
5. 拨盘圆销回转半径
sin sin 22.5 0.3827
r
a
mm0.3827 110 42.1
r
a mm6. 槽轮半径
cos 1 2 0.929
R
a
mm 0.929 110 102.2R
a mm图 22 槽轮机构几何尺寸关系图
7. 锁止弧张角
360 2 360 135 225
8. 圆销半径
42.1 7.01
6 6
A
r r
mm圆整
A 7
r mm
9 槽轮槽深
( 1) A (0.383 0.929 1) 110 7 41.3
h a r mm
10. 锁止弧半径
42.1 7.0 35.1
S A
r r r mm
取
S 35
r mm
3）滑移齿轮传动设计
1.确定齿轮齿数
图 20（a）中齿轮 5，6，7，8，9，10 组成了滑移齿轮有级变速运动功能单元，其齿数分别为
z
5，z
6，z
7，z
8，z
9，z
10。在传统方法中，首先应另最大传动比为 4，即i
v1=4，但是，这种方法有如下两个 明显的缺点：1.最大齿轮传动比为 4 ，即为齿轮传动比的传动极限，使得安全系数降低；
2. 传动比都较大，使得大齿轮齿数都不能太小（尽量标准齿轮的前提下），使得齿轮机构的尺寸不得 不变得很大；
3. 先定传动比再定齿数的次序，使得设计者为在等中心距的条件下配出传动比而可能使用高度变位设 计甚至角度变位设计，进而增加了设计的复杂性，也提高了加工成本。
本文采用了一种与传统方法不同的设计思路，即一种同时兼顾等齿数和及传动比比例的，在设计经验 范围内的穷举法：
由设计者经验，齿数和在 90 以上者很容易配出各种传动比，而标准齿轮不根切的最小齿数为
z
min=17，故齿数和一般大于 40，所以，本文设计齿数和从 40 到 90 采用穷举法，尝试所有可能，再经条件筛 选，选择最优的方案。
筛选条件如下：
1. 1 2 3 1430 1430 1430
: : : : 2.80 :1.80 :1.26 18 28 40
z z z
i i i
，先选择与这三个比最接近的值，筛选掉误差大于 0.05 的组；
2. 标准齿轮不根切的最小齿数为
z
min=17，本文试图全部优先采用标准齿轮，故要求 z
17；3. 本文设计的滑移齿轮模数 m=2，故齿数越小，则空间尺寸越小。
z 和 齿数 比值 齿数 比值 齿数 比值
42 31 11 2.818 27 15 1.800 23 19 1.211 45 33 12 2.750 29 16 1.813 25 20 1.250 50 37 13 2.846 32 18 1.778 28 22 1.273 52 39 14 2.786 34 19 1.789 30 23 1.304 56 41 15 2.733 36 20 1.800 31 25 1.240 57 42 15 2.800 37 20 1.850 32 25 1.280 58 43 15 2.867 37 21 1.762 32 26 1.231 61 45 16 2.813 39 22 1.773 34 27 1.259 64 47 17 2.765 41 23 1.783 36 28 1.286
.. .. .. .. .. .. .. .. .. ..
表 1 穷举法由条件 1 筛选的部分结果 经过 3 个条件的筛选，最终选择了：
1
i
v = 65
z z
=47
17=2.765
2
i
v = 87
z z
=41 23=1.783
3
i
v = 109
z z
=36
28=1.286
即
z
5=17，z
6=47，z
7=23，z
8=41，z
9=28，z
10=36 2．计算齿轮几何尺寸由上式可知，齿轮 5、6，齿轮 7、8，齿轮 9、10 的齿数和相等，即
z
5+z
6=z
7+z
8=z
9+z
10=64 若取齿轮模数为 m=2mm，则这三对齿轮的标准中心距相同5 6 7 8 9 10
( ) ( ) ( ) 64
2 2 2
m m m
a z z z z z z mm
这三对齿轮均为标准传动，其几何尺寸可按标准齿轮计算。
4）定轴圆柱齿轮设计
由图 20（a）可知，齿轮 11、12、13、14 实现图 11 中的运动功能 4 的 2 级齿轮减速传动功能，它所 实现的传动比为
28.613
10.47 2.74 2.74
i
ci
由于齿轮 11、12、13、14 是 2 级齿轮传动，这 2 级齿轮传动的传动比可如此分配
12 14
11 13
10.47 3.235
z z
z z
齿轮 11、13 可按最小不根切齿数确定，即
11 13 17
z z
于是
12 3.235 11 3.235 17 55
z z
取
11 13
12 14
17 55
z z
z z
齿轮 11、12、13、14 的几何尺寸，取模数 m=2mm，按标准齿轮计算。
由图 20 可知，齿轮 15、16、17 实现的是运动功能 5 的运动分支不变速功能，故
15 16 17
z z z
结合空间尺寸设计，不允许发生干涉，则要求
2
mz l
ACmax
256mm
m 的较好范围是 2-3，令 m=3，得到
z=42.67 取
15 16 17 43
z z z
齿轮 15、16、17 的几何尺寸，取模数 m=3mm，按标准齿轮计算。
5）定轴圆锥齿轮传动设计
由图 20（a）可知，锥齿轮 18、19 实现图 11 中的运动功能 7 的等速传动，且其运动输入轴与运动输 出轴相互垂直的功能，两锥齿轮的轴交角为
90锥齿轮 19 的分度圆锥角为
19 19
18
arctanz arctan1 45
z 锥齿轮 18 的分度圆锥角为
18 19 90 45 45
锥齿轮的最小不根切当量齿数为
min 17
z
v
锥齿轮 18 的齿数按最小不根切齿数确定，即
18 vmincos 18 17 cos 45 12.02 12
z z
锥齿轮 19 的齿数为
19 18 12
z z
锥齿轮 18、19 的几何尺寸，取模数 m=2mm，按标准直齿轮传动计算。
6）带传动设计
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，而且图 11 中的运动功能单元 2 是过载保护功能单元兼具减速功能，如图 20，
中 2、4 代表两个带轮，根据上述分析两者的传动比为 i=2.74 两者的直径可分别定为
2 50
d mm
，d
4
137mm
7）传动比相对误差
1
| 2.74 2.765 10.47 79.44 | | 79.32 79.44 |
0.15%
79.44 79.44
2
| 2.74 1.783 10.47 51.07 | | 51.15 51.07 |
0.16%
51.07 51.07
3
| 2.74 1.286 10.47 35.75 | | 35.89 35.75 |
0.39%
35.75 35.75
综上，传动比相对误差总体较小，在允许的误差范围内。
8）运动方案执行构件运动时序分析 曲柄 22 转动时的机构运动循环图：
图 23 分度冲压机运动循环图
（5）本次机械原理课程设计的心得体会
1）这次机械原理课程设计最大的感受就是做为一个设计者应该有深厚的积累，厚积薄发才能充满自 信，才能敢于承担设计责任，才能循序渐近地从小设计走向大设计而不会出现失误，这将是我们成为 工程师的最大资本。
2）在这次课程设计的过程中，我学到了许多关于机械设计的各方面的知识，更深刻地体会了工程思 想的特点，锻炼了手工绘图和计算机绘图的能力，了解了一些工程中常用的技术手段，深刻地体会到 了软件模拟带来的巨大优势，复习了论文的写作方法，加深了对于各种机构的理解，真可谓获益匪浅。
3）研究这次课程设计的过程中，我的学习效率很高，热情也很高，感觉上比平时的大量的作业要有 意思得多，真希望以后能有那么一天能少一些无聊的作业，多一些这样的课程设计。
4）在设计之中我想到，今后将遇到的工程项目一定比这次设计要大得多，要复杂的多，但是思想是 一致的，都可以将大项目逐层分解，化大为小，先解决小问题，再组合起来，自然就形成了一个大项 目。
5）在这次设计中，我同时感受到了一种把一个复杂的想法、一个大项目做出来的那种成功兴奋与喜 悦，感谢老师给我的这次机会，这次设计的确提高了我对机械的兴趣和热爱，也将对我今后的学习有 很大的益处。
