基于matlab_simulink的简易冲压机构运动和动力学分析 58页

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：MATLAB，冲压机构，运动学，动力学\nAbstractInthispaperthestampingmachinesforresearchobject,bythelowcost,simpleinstructureasthefoundation,throughtheanalysisoftheschemecontrastandforce,soastodesigntheproperstampingequipmentinthepaper,themainactuatorstransferfeederandtransmissionsystem,thedesignprocessoffirstmakesureactuatormovementscheme,designorganizationsizeparameters,renderingsystemworkcyclepictureofMATLABprogramminglanguagefor-SIMULINKplatform,establishedstampingtheorganizationmathematicalmodelandmainactuatorskinematicanalysis,getthedisplacementmappunchinghead,speedandaccelerationfigurefigure;ThentheLordactuatorstodynamicstaticanalysis,cangetthebalanceoftheorganizationcharttorquecounteractingforcechart;Basedonthekinematicsanddynamicssimulationresultstodeterminetheflywheelrotaryinertiaandtransmissionscheme,anddrewthetransmissionmechanism.Keywords:MATLAB,stampinginstitutions,kinematicsanddynamics\n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104.1RRR—RRP六杆机构MATLAB仿真模型104.2建立初始条件114.3RRR—RRP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145.1RRR—RRP六杆机构MATLAB仿真模型145.2RRR—RRP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247.4V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\n附录45\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析第一章绪论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60～70年代的日本的AIDA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。53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析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2—1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53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析2.1执行机构系统型式设计该冲压机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2—2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lOG>formatlong>>x1=[60*pi/18025*pi/180100*pi/18050.e-3223.e-3100.e-3225.e-3];>>y1=rrrposi(x1)y1=0.25111.4100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7.32rad/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/180y1(1)y1(2)7.3250.e-3223.e-3100.e-3];>>y2=rrrvel(x2)y2=-0.63572.8542得构件2和构件3的角速度分别为=-0.6357rad/s，2.8542rad/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.>>x3=[y1(2)-atan(5/22)y2(2)150.e-337.e-3140.e-3]>>y3=ic4rrp(x3)y3=0.02530.0932-4.3388-0.3929得构件4和构件5的角速度分别为=-4.3388rad/s，-0.3929rad/s。4.3RRR—RRP六杆机构的MAILAB仿真结果由于曲柄转速为7.32rad／s因此每转动1周的时间是0．8579s，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。53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析图4-1冲压头的位移图图4-2冲压头的速度图53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析图4-3冲压头的加速度线图53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析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RRR—RRP六杆机构。各构件的尺寸为r1=50mm，r2=223mm，r3=100mm,r4=37mm，Lde=150mm；各构件的质心为rc1=25mm,rc2＝111.5mm,rc3=50mm，rc4=18.5mm；质量为m1=2kg，m2＝8.92kg，m3＝4kg；m4=1.48kg，m5=36kg;转动惯量为J1＝0.05kg·m2，J2=0.223kg·m2；J3=0.1kg·m2，J4＝0.037kg·m2；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7.32rad/s逆时针方向回转。5.1RRR—RRP六杆机构MATLAB仿真模型用到曲柄原动件、RRR杆组和RRP杆组的MATLAB3个运动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5-1RRR-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RRR—RRP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7.32rad／s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，RRRki.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；输出参数曲柄端部(转动副B)的加速度的水平分旦和垂直分量。53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析crank．2m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。RRRki．m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。RRPki．m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。RRPdy．m函数（详细的RRPdy．m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；输出参数为转动副E,F和移动副的约束反力。RRRdy．m函数（详细的RRRdy．m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，角度单位rad/s。53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析图5-2RRR—RRP六杆机构动力学仿真模型53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析5.2RRR—RRP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53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析图5-4转动副A的垂直支座反力图5-5曲柄上作用的力矩53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析图5-6曲柄的功率曲线图图5-7滑块移动副的约束反力53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析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53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析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-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：53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析图6-3等效阻力矩变化曲线图6-4驱动力矩变化曲线53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析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53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析圆柱齿轮2对V带1个则传动装置的总效率为：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为7.3计算各轴的运动参数和动力参数（1）各轴转速53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析 ＝＝1420/2＝710r/min  ＝＝710/3.6＝197.2r/min  ＝ / ＝197.2/2.8=70r/min==70r/min（2）各轴输入功率＝×＝2.1743×0.96＝2.0873kW  ＝×η2×＝2.0873×0.98×0.97＝1.984kW  ＝×η2×＝1.984×0.98×0.97＝1.8862kW＝×η2×η4=1.8862×0.98×0.99＝1.83kW则各轴的输出功率：  ＝×0.98=2.045kW＝×0.98=1.944kW＝×0.98=1.848kW＝×0.98=1.793kW（3）各轴输入转矩电动机轴的输出转矩=9550=9550×2.174/1420=14.62N·m则各轴输入转矩＝××=14.62×2×0.96=28N·m＝×××=28×3.6×0.98×0.97=96N·m＝×××=96×2.8×0.98×0.97=255.52N·m=××=255.52×0.98×0.99=247.9N·m输出转矩：＝×0.98=27.44N·m＝×0.98=94.08N·m＝×0.98=250.4N·m＝×0.98=242.9N·m运动和动力参数结果如下表轴名功率PKW转矩TNm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1.831.793247.9242.97053\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析7.4V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z53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析因为，，带，传动比,由[15]中表8-4a和表8-4b，用插值法得单根v带所能传递的功率，功率增量，查表8-5[1]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Ｖ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（GB10095-88）。（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53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析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=12º6)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=0.7757）由[11]中图11-2查得螺旋角系数Z=0.998）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轮与大齿轮的应力循环次数分别为：由[11]中图8-5得，接触疲劳寿命系数由[11]中表8-20取安全系数则小齿轮的许用接触应力为53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析大齿轮的许用接触应力为带入中较小的值，求得小齿轮分度圆直径的最小值为7.5.3确定传动尺寸(1)计算圆周速度(2)计算载荷系数K使用系数=1根据,8级精度,由[15]中表10-8得动载系数=1.13,由[15]中表10-4得：K=1.11由[15]中表10-3得:K=1.2故载荷系数:K＝=1×1.13×1.11×1.2=1.505(3)对进行修正，按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径59.02×=60.5mm(4)确定模数=按表8-23，取(5)计算传动尺寸中心距为mm圆整取=140mm53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析则螺旋角因值与初选值相差较大，故对与有关的参数进行修正由[11]中P图9-2查得节点区域系数=2.43，则断面重合度为＝[1.88-3.2×（）]==1.61轴向重合度为：由[11]中图8-3查得重合度Z=0.775，由[11]中图11-2差螺旋角系数=0.97，则==42.4mm精确计算圆周速度为：由[11]中图8-6查得动载荷系数=1.1K=由[11]中表8-23，取，则高速级中心距为则螺旋角修正为修正完毕，故53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析取=67mm取75mm（6）计算齿轮传动其他的几何尺寸端面模数齿顶高齿根高全齿高顶隙齿顶圆直径为齿根圆直径为7.6低速级齿轮传动的设计计算7.6.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)运输机为一般工作，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88）。(2)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。(3)选小齿轮的齿数，大齿轮的齿数为，取。7.6.2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53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析4)材料的弹性影响系数5)初选螺旋角=11º，由图查得节点区域系数=2.4656)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=0.7757)由[11]中图11-2查得螺旋角系数Z=0.998)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轮与大齿轮的应力循环次数分别为：由[11]中图8-5得，接触疲劳寿命系数：，由[11]中表8-20取安全系数则小齿轮的许用接触应力为大齿轮的许用接触应力为带入中较小的值，求得小齿轮分度圆直径的最小值为53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析7.6.3确定传动尺寸（1）计算圆周速度（2）计算载荷系数K使用系数=1根据,8级精度,由[15]中表10-8得动载系数=1.07,由[15]中表10-4得K=1.11由[15]中表10-3得:K=1.2故载荷系数:K＝=1×1.07×1.11×1.2=1.43（3）确定模数=按表8-23，取（4）计算传动尺寸低速级中心距为圆整取则螺旋角因值与初选值相差较大，故对与有关的参数进行修正有[15]中图9-2查得节点区域系数=2.43，则断面重合度为＝[1.88-3.2×（）]==1.67轴向重合度为：由[11]中图8-3查得重合度Z=0.775，由图11-2差螺旋角系数=0.991，则53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析==58.12mm因，由图8-6查得动载荷系数=1.07，K值不变由[11]中表8-23，取，则低速级中心距为则螺旋角修正为修正完毕，故取=98mm取105mm(5)计算齿轮传动其他的几何尺寸端面模数齿顶高齿根高全齿高顶隙齿顶圆直径为齿根圆直径为53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析7.7中间轴的设计与计算（1）上面的计算可知中间轴传递的功率=1.98kw，转速=197r/min，齿轮的分度圆直径=219.23mm，=89.47mm，齿轮的宽度=67mm，=105mm（2）选择轴的材料因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由[11]中表8-26选常用的材料45钢，调整处理（3）初算轴径由[11]中表9-8的C=106～135，考虑轴端不承受转矩，只承受少量的弯距，故取较小值C=110，则（4）结构设计轴的结构构想如图所示1）轴承部件的结构设计轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从处开始设计2）轴承的选择与轴端及轴段⑤的设计该段轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑齿轮有轴向力的存在，选用角接触球轴承。轴端、⑤53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。暂取轴承为7207C，经过验算，轴承7207C的寿命不满足减速器的预期寿命要求，则改变直径系列，取7208C进行计算，，由表11-9得轴承内径d=40mm，外径D=80mm，宽度B=18mm，定位轴肩直径=47mm，外径定位直径=73mm，对轴的力作用点与外圈大端面的距离=17，故=40mm通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，故3）轴段和轴段④的设计轴段上安装齿轮3，轴端④上安装齿轮2，为便于齿轮的安装，和应分别略大于和，可初定==42mm，齿轮2轮毂宽度范围为（1.2～1.5）=50.4～63mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度=67mm相等，左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。由于齿轮3的直径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度=105mm相等，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段和轴段④的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取=102mm，=64mm4）轴端该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.07～0.1）=2.94～4.2mm，取其高度为h=4mm，故=50mm，齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距离箱体内壁距离均为=10mm，齿轮2与齿轮3的距离最初定为=10mm，则箱体内壁之间的距离为取=10.5mm，则箱体内壁距离为=206mm。齿轮2的右端面与箱体内壁的距离则轴段的长度为10.5mm5）轴段及轴端⑤的长度该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s，故轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距离箱体内壁的距离取为=12mm，中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段的长度为轴段⑤的长度为（5）键连接齿轮与轴间采用A型普通平键连接，由[11]中表8-31的键的型号为键16x56GB/T1096--19907.8高速轴的设计与计算（1）上面的计算可知中间轴传递的功率=2.087kw，转速=710r/min，小齿轮分度圆直径=60.75mm，齿轮宽度=75mm（2）选择轴的材料53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由[11]中表8-26选常用的材料45钢，调整处理（3）初算最小轴径由[11]中表9-8的C=106～135，考虑轴端既承受转矩，又承受的弯距，故取较小值C=120，则轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%～5%，轴端部最细处直径为取=19mm（4）结构设计轴的结构构想如图所示1）轴承部件的结构设计轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从处开始设计2）轴段轴段上安装带轮，此段轴的设计应与带轮轮毂轴孔设计同步进行。根据第三步初算的结果，考虑到如该段轴颈取得太小，轴承的寿命可能满足不了减速器预期寿命的要求，初定轴段的轴径=30mm，带轮轮毂的宽度为（1.5～2.0）x=（1.5～2）x30mm=45mm～60mm，结合带轮结构=42～56mm，取带轮轮毂的宽度L=50mm，轴段的长度略小于毂孔的宽度，取=48mm3）密封圈与轴段在确定轴段的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。带轮用轴肩定位，轴肩高度h=（0.07～0.1）=（0.07～0.1）x30=2.1～3mm。轴段的轴径，其最终由密封圈确定。该处轴的圆周度小于3m/s，可选用毡圈油封，由[11]中表8-27选毡圈35JB/ZQ4606--1997,则=35mm53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析4）轴承与轴段及轴段⑦考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。先暂取轴承为7208C，由表11-9的轴承内径d=40mm，外径D=80mm，宽度B=18mm，内圈定位轴肩=47mm，外圈定位内径=73mm，在轴上力作用点与外圈大端面的距离=17mm，故取轴段的直径=40mm。轴承采用脂润滑，需要挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁1～2mm，挡油环轴孔宽度初定为=15mm，则，通常一根轴上的两个轴承应取相同的型号，则=40mm，5）齿轮与轴段⑤该段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，应略大于，可初定为=42mm，由[11]中表8-31知该处键的截面尺寸为bxh=12x8mm，轮毂键槽深度=3.3mm，则该处齿轮上齿根圆与毂孔键槽顶部的距离为故该轴设计成齿轮轴，则有，6）轴段④和轴段⑥的设计该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径，则，齿轮右端面距箱体内壁距离为，则轴段⑥的长度.轴段④的长度7）轴段的长度该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为，由表4-1可知，下座箱壁厚，取=8mm，，取轴承旁的连接螺栓为M16，地脚螺栓为=M20,则，箱体轴承座宽度，取L=58mm；可取箱体凸缘连接螺栓为M12，地脚螺栓为=M20，则有轴承端盖连接螺钉为0.4=0.4x20=8mm，由表8-30的轴承端盖凸缘厚度取为=10mm；取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为=2mm；端盖连接螺钉由[11]中表8-29采用螺钉GB/T5781M8X25;为方便不拆卸带轮的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺钉，取带轮凸缘端面距轴承端盖表面距离K=28mm，带轮采用腹板式，螺钉的拆装空间足够。则（5)键连接53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析带轮与轴段间采用A型平键连接，由[11]中表8-31得其型号为键8x40GB/T1096--19907.9低速轴的设计与计算（1）上面的计算可知低速轴传递的功率=1.89kw，转速=70r/min，齿轮4分度圆直径=250.52mm，齿轮宽度=98mm（2）选择轴的材料因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由[11]中表8-26选常用的材料45钢，调整处理（3）初算最小轴径由[11]中表9-8的C=106～135，故取小值C=106，则轴与联轴器连接，有一个键槽，轴应增大3%～5%，轴端最细处直径（4）结构设计轴的结构构想如图所示1）轴承部件的结构设计该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。然后，按轴上零件的安装顺序，从处开始设计2）联轴器及轴段53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析轴段上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择同步进行，为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性销联轴器。查表8-37，取=1.5，则计算转矩由[11]中表8-38查得GB/T5014--2003中的LX3型联轴器符合要求：公称转矩为1250Nmm，许用转速4750r/min，轴孔范围为30～48mm。考虑d>33.2mm，取联轴器毂孔直径为38mm，轴孔长度60mm，J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为LX338x60GB/T5014--2003,相应的轴段的直径=38mm，其长度略小于毂孔宽度，取=38mm3）密封圈与轴段在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承盖密封圈的尺寸。联轴器用轴肩定位，轴肩高度h=（0.07～0.1）=（0.07～0.1）x38=2.66～3.8mm。轴段的轴径，其最终由密封圈确定。该处轴的圆周度小于3m/s，可选用毡圈油封，由[11]中表8-27选毡圈55JB/ZQ4606--1997,则=45mm4）轴承与轴段及轴段⑥的设计考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段和轴段⑥上安装轴承，其直径应便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。先暂取轴承为7210C，由表11-9的轴承内径d=50mm，外径D=90mm，宽度B=20mm，内圈定位轴肩=57mm，外圈定位内径=83mm，在轴上力作用点与外圈大端面的距离=19.4mm，故取轴段的直径=50mm。轴承采用脂润滑，需要挡油环.挡油环轴孔宽度初定为=15mm，则通常一根轴上的两个轴承应取相同的型号，则=50mm，5）齿轮与轴段⑤该段上安装齿轮4，为便于齿轮的安装，应略大于，可初定为=52mm，齿轮4轮毂宽度范围为（1.2～1.5）=62.4～78，小于齿轮宽度=98mm，取其轮毂宽度等于齿轮宽度，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段⑤的长度应比轮毂略短，故取=92.5mm6）轴段④该轴段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴肩的高度为h==3.14～5.2mm，取h=5mm，则=62mm，齿轮左端面距箱体内壁距离为则轴段④的长度7）轴段和轴段⑥的长度轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承宽度及轴承端盖等零件有关。轴承端盖连接螺栓为螺栓GB/T5781M8X25,其安装圆周大于联轴器轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺栓的拆装空间干涉，故取联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为=10mm。则有则轴段⑥的长度53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析（5）键连接联轴器与轴段及齿轮4与轴段⑤间均采用A型普通平键连接，由[11]中表8-31得其型号分别为键14x80GB/T1096--1990和键14x45GB/T1096--199053\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析结论本设计的冲压机设计分为三块主要内容：执行机构设计、送料机构的凸轮设计及传动机构设计。执行机构的设计：对执行机构进行选型及其组合，画出构件运动循环图；执行机构的设计确定其基本参数，绘出运动简图；执行机构运动分析的matlab编程及运动线图绘制；执行机构运动动画显示；执行机构的动力学分析的matlab编程及画出机构平衡力矩Mb—线图和固定支座反力fi—线图；计算飞轮的转动惯量。传动机构的设计：电动机的选型；带传动设计；高速级和低速级斜齿轮的设计；轴的设计；绘制传动机构的转配图及低速轴和齿轮的零件图。本论文还存在着一些问题，从仿真结果可以看出冲压位移线图并不能完全满足设计任务给定的运动特性，出现这种问题的原因，经过分析主要是因为极位夹角没有达到设计要求，导致没有选择合适的机构型号，其次是没有对杆进行优化。53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析致谢值此本科学位论文完成之际，首先要感谢我的导师林谢昭老师。林老师从一开始的论文方向的选定，到最后的整篇文论的完成，都非常耐心的对我进行指导。给我提供了大量数据资料和建议，告诉我应该注意的细节问题，细心的给我指出错误。他对MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析的专业研究和对该课题深刻的见解，使我受益匪浅。林老师诲人不倦的工作作风，一丝不苟的工作态度，严肃认真的治学风格给我留下深刻的影响，值得我永远学习。在此，谨向导师林谢昭老师致以崇高的敬意和衷心的感谢！53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析参考文献[1]王知行，李瑰贤.机械原理电算程序设计.哈尔滨工业大学出版社，198:5127[2]梁崇高，阮平生.连杆机构的计算机辅助设计.机械工业出版社，1985:1231[3]杜志强编著,基于MATLAB语言的机构设计与分析,上海科学技术出版社2011-08-01　[4]（美）约翰·F.加德纳（JohnF.Gardner）著；周进雄，张陵译.机构动态仿真使用MATLAB和SIMULINK.西安交通大学出版社,2002.[5]原思聪主编.MATLAB语言与机械工程.机械工业出版社,2008.08[6]曲秀全著.基于MATLAB/Simulink平面连杆机构的动态仿真.哈尔滨工业大学出版社,2007.[7]张晓玲，沈韶华编著.实用机构设计与分析.北京航空航天大学出版社,2010.08.[8]EdwardB.Magrab等著；高会生等译.MATLAB原理与工程应用.电子工业出版社,2002.[9]中国机械工程学会，中国机械设计大典编委会，北京英科宇科技开发中心主编机械设计手册V3.0(软件版)[10]师忠秀，王继荣主编.机械原理课程设计.北京:机械工业出版社，2003.7.247-250[11]张春宜，郝广平，刘敏编著.减速器设计实例精解.北京:机械工业出版社,2009.7[12]黄锡恺，郑文纬．机械原理．高等教育出版社，1996[13]曹惟庆．机构组成原理．高等教育出版社，1983[14]罗洪田主编.机械原理课程设计指导书.高等教育出版社,1986.[15]濮良贵《机械设计》（第8版）高等教育出版社53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析附录附录1盘形凸轮设计disp'********偏置移动从动件盘形凸轮设计********'disp'已知条件:'disp'凸轮作逆时针方向转动,从动件偏置在凸轮轴心的右边'disp'从动件在推程作等加速/等减速运动,在回程作余弦加速度运动'rb=60;rt=10;e=15;h=70;ft=160;fs=50;fh=80;alp=30;fprintf(1,'基圆半径rb=%3.4fmm\n',rb)fprintf(1,'滚子半径rt=%3.4fmm\n',rt)fprintf(1,'推杆偏距e=%3.4fmm\n',e)fprintf(1,'推程升程h=%3.4fmm\n',h)fprintf(1,'推程运动角ft=%3.4f度\n',ft)fprintf(1,'远休止角fs=%3.4f度\n',fs)fprintf(1,'回程运动角fh=%3.4f度\n',fh)fprintf(1,'推程许用压力角alp=%3.4f度\n',alp)hd=pi/180;du=180/pi;se=sqrt(rb^2-e^2);d1=ft+fs;d2=ft+fs+fh;disp''disp'计算过程和输出结果:'disp'1-计算凸轮理论轮廓的压力角和曲率半径'disp'1-1推程(等加速/等减速运动)'s=zeros(ft);ds=zeros(ft);d2s=zeros(ft);at=zeros(ft);atd=zeros(ft);pt=zeros(ft);forf=1:ftiff<=ft/2s(f)=2*h*f^2/ft^2;s=s(f);ds(f)=4*h*f*hd/(ft*hd)^2;ds=ds(f);d2s(f)=4*h/(ft*hd)^2;d2s=d2s(f);elses(f)=h-2*h*(ft-f)^2/ft^2;s=s(f);ds(f)=4*h*(ft-f)*hd/(ft*hd)^2;ds=ds(f);d2s(f)=-4*h/(ft*hd)^2;d2s=d2s(f);53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析endat(f)=atan(abs(ds-e)/(se+s));atd(f)=at(f)*du;p1=((se+s)^2+(ds-e)^2)^1.5;p2=abs((se+s)*(d2s-se-s)-(ds-e)*(2*ds-e));pt(f)=p1/p2;p=pt(f);endatm=0;forf=1:ftifatd(f)>atmatm=atd(f);endendfprintf(1,'最大压力角atm=%3.4f度\n',atm)forf=1:ftifabs(atd(f)-atm)<0.1ftm=f;breakendendfprintf(1,'对应的位置角ftm=%3.4f度\n',ftm)ifatm>alpfprintf(1,'*凸轮推程压力角超过许用值,需要增大基圆!\n')endptn=rb+h;forf=1:ftifpt(f)ahm;ahm=ahd(f);endendfprintf(1,'最大压力角ahm=%3.4f度\n',ahm)forf=d1:d2ifabs(ahd(f)-ahm)<0.1fhm=f;breakendendfprintf(1,'对应的位置角fhm=%3.4f度\n',fhm)phn=rb+h;forf=d1:d2ifph(f)ft/2&f<=fts(f)=h-2*h*(ft-f)^2/ft^2;s=s(f);ds(f)=4*h*(ft-f)*hd/(ft*hd)^2;ds=ds(f);elseiff>ft&f<=d1s=h;ds=0;elseiff>d1&f<=d2k=f-d1;s(f)=.5*h*(1+cos(pi*k/fh));s=s(f);ds(f)=-.5*pi*h*sin(pi*k/fh)/(fh*hd);ds=ds(f);elseiff>d2&f<=ns=0;ds=0;endxx(f)=(se+s)*sin(f*hd)+e*cos(f*hd);x=xx(f);yy(f)=(se+s)*cos(f*hd)-e*sin(f*hd);y=yy(f);dx(f)=(ds-e)*sin(f*hd)+(se+s)*cos(f*hd);dx=dx(f);53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析dy(f)=(ds-e)*cos(f*hd)-(se+s)*sin(f*hd);dy=dy(f);xp(f)=x+rt*dy/sqrt(dx^2+dy^2);xxp=xp(f);yp(f)=y-rt*dx/sqrt(dx^2+dy^2);yyp=yp(f);r(f)=sqrt(x^2+y^2);rp(f)=sqrt(xxp^2+yyp^2);enddisp'2-1推程(等加速/等减速运动)'disp'凸轮转角理论x理论y实际x实际y'forf=10:10:ftnu=[fxx(f)yy(f)xp(f)yp(f)];disp(nu)enddisp'2-2回程(余弦加速度运动)'disp'凸轮转角理论x理论y实际x实际y'forf=d1:10:d2nu=[fxx(f)yy(f)xp(f)yp(f)];disp(nu)enddisp'2-3凸轮轮廓向径'disp'凸轮转角理论r实际r'forf=10:10:nnu=[fr(f)rp(f)];disp(nu)enddisp'绘制凸轮的理论轮廓和实际轮廓:'plot(xx,yy,'r-.')%理论轮廓(红色,点划线)axis([-(rb+h-10)(rb+h+10)-(rb+h+10)(rb+rt+10)])%横轴和纵轴的下限和上限axisequal%横轴和纵轴的尺度比例相同text(rb+h+3,0,'X')%标注横轴text(0,rb+rt+3,'Y')%标注纵轴text(-5,5,'O')%标注直角坐标系原点title('偏置移动从动件盘形凸轮设计')%标注图形标题holdon;%保持图形plot([-(rb+h)(rb+h)],[00],'k')%横轴(黑色)plot([00],[-(rb+h)(rb+rt)],'k')%纵轴(黑色)53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析plot([ee],[0(rb+rt)],'k--')%初始偏置位置(黑色,虚线)ct=linspace(0,2*pi);%画圆的极角变化范围plot(rb*cos(ct),rb*sin(ct),'g')%基圆(绿色)plot(e*cos(ct),e*sin(ct),'c--')%偏距圆(蓝绿色,虚线)plot(e+rt*cos(ct),se+rt*sin(ct),'y')%滚子圆(黄色)plot(xp,yp,'b')%实际轮廓(蓝色)附件2force.mfunctiony=force(x)%FunctionforDyanmicanalysisofRRPdayardgroup%用于计算外力是滑块位置函数时（比如回程不受工作阻力）的外力%Inputparameters%x(1)=s5滑块的速度%0utputparameters%y(1)=Fxj或Fyj%赋值Fxj=-5000;%滑块所受的工作阻力ifx(1)=<0y(1)=Fxj;y(2)=0;elsey(1)=0;y(2)=0;附件3crankdy.mfunctiony=crankdy(x)%FunctionforDyanmicanalysisofcrank%Inputparameters%x(1)＝theta-i%x(2)＝dtheta-i%x(3)＝ddtheta-i%x(4)＝-RxB%x(5)＝-RyB53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析%0utputparameters%y(1)=RxA%y(2)=RyA%y(3)=M1g=9.8;%重力加速度ri=0.05;%曲柄长度rci=0.025;%质心到铰链A的距离mi=2;%曲柄质量Ji=0.1;%绕质心的转动惯量Fxi=0;Fyi=0;Mi=0;%作用于质心处的外力和力矩ReddA=0;ImddA=0;%铰链A的加速度分量y(1)=mi*ReddA+mi*rci*x(3)*cos(x(1)+pi/2)+mi*rci*x(2)^2*cos(x(1)+pi)-Fxi+x(4);y(2)=mi*ImddA+mi*rci*x(3)*sin(x(1)+pi/2)+mi*rci*x(2)^2*sin(x(1)+pi)-Fyi+x(5)+mi*g;y(3)=Ji*x(3)-y(1)*rci*sin(x(1))+y(2)*rci*cos(x(1))-x(4)*(ri-rci)*sin(x(1))+x(5)*(ri-rci)*cos(x(1))-Mi;附件4RRRdy.mfunctiony=RRRdy(x)%FunctionforDyanmicanalysisofRRRdayardgroup%Inputparameters%x(1)=theta-i%x〔2)=theta-j%x(3)=dtheta-i%x(4)=dtheta-j%x(5)=ddtheta-i%x(6)=ddtheta-j%x(7)=Re[ddB]%x(8)=Im[ddB]%x(9)=Fxj%x(10)=Fyj%x(11)=Mj%0utputparameters%y(1)=RxB%Y(2)=RyB53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析%y(3)=RxC%y(4)=RyC%y(5)=RxD%y(6)=RyDg=9.8;%重力加速度ri=0.223;rj=0.1;%两杆的长度rci=0.1115;rcj=0.05;%质心到铰链B的距离%质心到铰链D的距离mi=8.92;mj=4;%两杆的质量Ji=0.446;Jj=0.2;%两杆的转动惯量ReddD=0;ImddD=0;Fxi=0;Fyi=0;Mi=0;a=zeros(6);a(1,1)=1;a(1,3)=1;a(2,2)=1;a(2,4)=1;a(3,1)=rci*sin(x(1));a(3,2)=-rci*cos(x(1));a(3,3)=-(ri-rci)*sin(x(1));a(3,4)=(ri-rci)*cos(x(1));a(4,3)=-1;a(4,5)=1;a(5,4)=-1;a(5,6)=1;a(6,3)=(rj-rcj)*sin(x(2));a(6,4)=-(rj-rcj)*cos(x(2));a(6,5)=rcj*sin(x(2));a(6,6)=-rcj*cos(x(2));b=zeros(6,1);b(1,1)=mi*rci*x(5)*cos(x(1)+pi/2)+mi*x(7)+mi*rci*x(3)^2*cos(x(1)+pi)-Fxi;b(2,1)=mi*rci*x(5)*sin(x(1)+pi/2)+mi*x(8)+mi*rci*x(3)^2*sin(x(1)+pi)-Fyi+mi*g;b(3,1)=Ji*x(5)-Mi;b(4,1)=mj*rcj*x(6)*cos(x(2)+pi/2)+mj*ReddD+mj*rcj*x(4)^2*cos(x(2)+pi)-x(9);b(5,1)=mj*rcj*x(6)*sin(x(2)+pi/2)+mj*ImddD+mj*rcj*x(4)^2*sin(x(2)+pi)-x(10)+mj*g;b(6,1)=Jj*x(6)-x(11);y=inv(a)*b;附件5RRPdy.mfunctiony=RRPdy(x)%FunctionforDyanmicanalysisofRRPdayardgroup%用于计算外力是滑块位置函数时（比如回程不受工作阻力），这时，外力应该另外编制一个m函数。%Inputparameters53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析%x(1)=theta-i%x2)=dtheta-i%x(3)=ddtheta-i%x(4)=dds-j%x(5)=Re[ddB]%x(6)=Im[ddB]%x(7)=Fxj画框图是要注意滑块导路与坐标轴的夹角。如果thj不等于0，那么外力要按坐标分解。%x(8)=Fyj%0utputparameters%y(1)=RxB%Y(2)=RyB%y(3)=RxC%y(4)=RyC%y(5)=RD%移动副的约束反力g=9.8;%重力加速度ri=0.0375;%杆的长度rci=0.01875;%质心到铰链B的距离mi=1.5;mj=36;%杆、块的质量Ji=0.075;Fxi=0;Fyi=0;Mi=0;thj=0;a=zeros(5);a(1,1)=1;a(1,3)=1;a(2,2)=1;a(2,4)=1;a(3,1)=rci*sin(x(1));a(3,2)=-rci*cos(x(1));a(3,3)=-(ri-rci)*sin(x(1));a(3,4)=(ri-rci)*cos(x(1));a(4,3)=-1;a(4,5)=-sin(thj);a(5,4)=-1;a(5,5)=cos(thj);b=zeros(5,1);b(1,1)=mi*x(5)+mi*rci*x(3)*cos(x(1)+pi/2)+mi*rci*x(2)^2*cos(x(1)+pi)-Fxi;b(2,1)=mi*x(6)+mi*rci*x(3)*sin(x(1)+pi/2)+mi*rci*x(2)^2*sin(x(1)+pi)-Fyi+mi*g;b(3,1)=Ji*x(3)-Mi;b(4,1)=mj*x(4)*cos(thj)-x(7);b(5,1)=mj*x(4)*sin(thj)-x(8)+mj*g;53\n基于MATLAB_SIMULINK的简易冲压机构运动和动力学分析y=inv(a)*b;附件6M3.mfunctiony=M3(x)%Computemomentofbar2%Copyright2003QuXiuquan%Inputparameters%x(1)=theta3%x(2)=RxC%x(3)=RyC%Outputparamenters%%y(1)=M3r3=0.15;rc3=0.075;%y(1)=x(3)*(r3-rc3)*cos(x(1))-x(2)*(r3-rc3)*sin(x(1));53