机械原理课程设计压床机构解读

1、机械原理课程设计说明书设计题目：学院：班级： 设计者： 学号： 指导老师：目 录 2一、机构简介与设计数据 31.1. 机构简介 31.2 机构的动态静力分析 31.3 凸轮机构构设计 31.4. 设计数据 4二、压床机构的设计 52.1. 传动方案设计 52.1.1. 基于摆杆的传动方案 52.1.2. 六杆机构 A 52.1.3. 六杆机构 B 62.2. 确定传动机构各杆的长度 6三 . 传动机构运动分析 83.1.速度分析 83.2. 加速度分析 103.3. 机构动态静力分析 113.4. 基于 soildworks 环境下受力模拟分析： 14四、凸轮机构设计 17五、齿轮设计 19

2、5.1.全部原始数据 195.2. 设计方法及原理 195.3. 设计及计算过程 19参考文献 21亠、机构简介与设计数据11.机构简介图示为压床机构简图，其中六杆机构为主体机构。图中电动机经联轴器带动三对齿轮将转速降低，然后带动曲柄1转动，再经六杆机构使滑块5克服工作阻力Fr而运动。为了减少主轴的速度波动，在曲柄轴 A上装有大齿轮Z6并起飞轮的作用。在曲柄轴的另一端装有油泵凸轮,驱动油泵向连杆机构的供油（a）压床机构及传动系统12机构的动态静力分析已知：各构件的重量G及其对质心轴的转动惯量Js（曲柄1和连杆4的重力和转动惯量（略 去不计），阻力线图（图9 7）以及连杆机构设计和运动分析中所得

3、的结果。要求：确定机构一个位置的各运动副中的反作用力及加于曲柄上的平衡力矩。作图部分亦画在运动分析的图样上。13凸轮机构构设计已知：从动件冲程h,许用压力角a.推程 角&,远休止角s?回程角从动件的运动规 律见表9-5,凸轮与曲柄共轴。要求：按a确定凸轮机构的基本尺寸.求出 理论廓线外凸曲线的最小曲率半径 p选取滚子半径r, 绘制凸轮实际廓线。以上内容作在 2号图纸上14设计数据设计内容连杆机构的设计及运动分析符号hih2h3HCECDEFDEBcDS3DE单位mm度mmr/mi n数 据I50140220601201501/21/41001/21/2II60170260601201801/2

4、1/4901/21/2III70200310601202101/21/4901/21/2连杆机构的动态静力分析及飞轮转动惯量的确定$ G2G3G5Fr maxJs2J S3NKgLm21/3066044030040000.280.0851/30106072055070000.640.21/3016001040840110001.350.39凸轮机构设计maxLo2DaS/0mm01612040802075181303875209018135426520751、压床机构的设计21.传动方案设计2.1.1基于摆杆的传动方案优点：结构紧凑，在C点处，力的方 向与速度方向相同，所以传动角=90，传动效

5、果最好；满足急回运动要求；缺点：有死点，造成运动的不确定, 需要加飞轮，用惯性通过；2.12六杆机构AC3优点：能满足要求，以小的力获得很 好的效果； 缺点：结构过于分散：2.1.3六杆机构B1J1Fio140优点：结构紧凑，满足急回运动要求;矿厂缺点：机械本身不可避免的问题存在。%综合分析：以上三个方案，各有千秋，为了保证传动的准确性，并且以满足要求为目的，我 们选择方案三。2.2确定传动机构各杆的长度CE 1已知：hl =50mm,h2 =140mm,h3 =220mm，申？=60 3 = 120 H = 180mm=，CD 2EF1BS21 DS31DE4,BC2, DE2.如右图所示，

6、为处于两个极限位置时的状态。根据已知条件可得：tan=皿 50 ： =12.8 h2 220:-60 -12.8 =47.2:;=,-120 -128 =107.2AD =h1cos -2* DC*AD=AC = 173.9mm2 2 2DC +AD - ACcos - CD*AD=AC= 272.5mm h1 h3* h3 二.50* 50220* 220 二 225.61EF 二 H =150mm= DE = 150mm=CD = 100mm,CE = 50mm, EF = 37.5mm在三角形ACD和AC D中用余弦公式有：R CD*CD +AD* AD AC* ACAC* ACBC22

7、3.2mm2=49.3mmAC ACAB =2BS =131.9, DS3 二 90；由上分析计算可得各杆长度分别为:ABBCBS2CDDEDS3EF49.3mm223.2 mm131.9mm100mm150mm90mm37.5mmVc 二 Uv pc=0.004X18.71=0.07484m/svCB 二uv bc = 0.004X 121.5=0.486m/sVe二人卩e=0.004X由图分析得：0.27728m/sI .0.05612m/s三.传动机构运动分析项目lABIbcIdeIef1 BS,lDS3lCD数值49.3223.215037.5131.990100单位mm3.1速度分析

8、已知：n1 =100r/minw勺J=10.467rad/s,逆时针;60 60Vb 二 rw = lab w = 0.0493 10.467 = 0.516m/ sTVc=TV bVcbTVf=1Ve+TVFE ；大小?0.577?V?方向-CD-AB- BC铅垂V-EF选取比例尺u0.0105m/s，作速度多边形如图所示;mm28.06=0.11224m/svF 二uv pf = 0.004X 20.7=0.0828m/svFE = uv ef =0.004 X14.36=0.05744m/svs2 =uv PS2 = 0.004 X 69.32mm =vs3 =uv ps3 = 0.00

9、4 X 14.03mmVCB-=0.486/0.223185=2.17&ad/S（顺时针）I BC3 3 = 0 = 0.07484/0.1=0.7484Tad/S（逆时针）I CD3 4 =堕=0.05744/0.0375=1.53aad/S（顺时针）速度分析图:EIef项目VbVcVeVfVs,VS35灼3灼4数值0.5160.0750.1120.0830.2770.05610.4672.1780.7481.532单位m/srad /s3.2加速度分析ac =n:a cD+tacD=taB + ancb + acb大小：？V?V?V方向：？c D丄CDBA丄bcc B2 2 2 ab =

10、Wi l ab =10.472 X 0.049285=5.405m/s aBc = w| lBC =2.178X 0.223185=1.059m/S aCD 二 WCD =0.7482X 0.1=0.056m/S2 aEFEF =1.5322X 0.0375=0.088m/WnF选取比例尺卩a=0.04(m/$)/mm,作加速度多边 形图2ac 二ua pc=0.04X 113.53=4.5412m/s aE 二 ua pe=0.04X 170.29=6.8116m/S a；B = Ua bc =0.04X 61.3=2.452 m/s aCD = ua n c =0.04X 113.52=4

11、.5408 m/Wn tFE +I IaF =aE+ a fe + a fe大小：V? V?方向：VfF E 丄 FEaF - Uap f =0.04X 129.42=5.1768 m/55as2 = Ua2ps2=0.04 X 120.97=4.8388m/s2a$3 二山 ps3 =0.04X 85.15= 3.406m/s2aF 二ua pf=0.04X 129.42= 5.1768m/$t：2 二鯉=2.452/0.223185=10.986 m* （逆时针）1 CBt：3=4.5408/0.1=45.408 m/55（顺时针）!cD项目aBaEaFaS2aS3 2口 3数值5.405

12、4.5416.8125.1774.8393.40610.98645.408单位m/s2rad/s233机构动态静力分析G2G3GsFrmaxJs2Js3万案166OP 44O3OO4OOOO.28O.O85单位NKg.m21各构件的惯性力，惯性力矩：Fg2 二 m2 as2 二 Gs2 as2 =660X 4.839/9.8=325.892N (与 as2 方向相同) gFg3 =m3A as3 =440x 3.406/9.8=152.922N （与 as3方向相反）gFg5 二 m5 aF 二 G5 aF =300x 5.177/9.8=158.480N （与 aF 方向相反） gFFma=

13、4ooo/io=4ooN10M 12 = Js2 ： 2=O.28X 1O.986=3.O76N.m（顺时针）M I3 = Js3 ： 3=O.O85X45.4O8=3.86ON.m （逆时针）M I2hg22 =3.O76/325.892=9.439mmgFg2M 13 hg3旦=3.86O/152.922=25.242mmF g32.计算各运动副的反作用力(1) 分析构件5对构件5进行力的分析，选取比例尺Uf =1ON/mm, 作其受力图构件 5 力平衡：Fg5 - Gs R65 R45 = O则 R45 二-uf l45=-1OX47.44=-474.4NR43 = -R45=474.4

14、NR65 =uf l65 =1O 12.18=121.8N(2) 分析构件2、3单独对构件2分析：杆 2对 C 点求力矩，可得：Sc 虫2 G 92 怙2 (b)枸件5曲力多边 疚 uf=10N/mmR；2223.19 -660 19.38 -325.892 0.96 =0R： =58.711N单独对构件3分析：杆3对C点求矩得：R63 1 CD G3 hG3 R43 hR43 F g3 hFg3 =r；3 100 -440 21.73474.4 35.65152.922 0.24 =0解得：R；3 =265.103N对杆组2、3进行分析：R43+Fg3+G3+Rt63+ Fg2+G2+Rt1

15、2+Rn12+Rn63=0大小：“ V V V ?方向：VVVV V V V V V选取比例尺卩F=10N/mm，作其受力图机构2力多边 形* UflQN/nmRn63=10X 49.28=492.8N.(3)求作用在曲柄AB上的平衡力矩Mb :M b = F21 IR21 =156.91 10 0.00855 =13.416N mR61 =R21 =156.91 10=1569.1N项目Fg2Fg3Fg5MI2Ml3MbrnR 63Rt63数值325.89152.92158.483.083.8613.42492.8265.10单位NN.mN项目Rn12Rt12R34R45R56R61数值15

16、68.0058.71474.4474.4121.81569.1单位N3.4基于soildworks环境下受力模拟分析:Simulation装配体环境下的各零件受力分析Soild works为用户提供了初步的应力分析工具simulation，利用它可以帮助用户判断目前设计的零件是否能够承受实际工作环境下的载荷，它是COMOSWorks产品的一部分。Simulation利用设计分析向导为用户提供了一个易用、分析的设计分析方法。向导要求用户提供 用于零件分析的信息，如材料、约束和载荷，这些信息代表了零件的实际应用情况。Simulation使用了当今最快的有限元分析方法快速有限元算法（FFE）,它完全

17、集成在windows环境中并与soild works软件无缝集成，被广泛应用于玩具、钟表、相机、机械制造、 五金制品等设计之中。!?432. 7-4., ?S0 7.4, 528. 9.4, 07B. e.3 624. 3.& 172. 9_ 2, 721. 0.2t 2S9. i.L, 81T, 1 .1,弼.2l 15. 2 J5EHi/7：&20422000. 0连杆受力情况Soild works中的simulation模块为我们提供了很好的零件应力分析途径，通过对构件的设置约束点与负载，我们很容易得到每个零件在所给载荷后的应力分布情况。too. Mi (H/ft 2)130,沾卷 2%

18、. 012D, 042P 7t4. 0-IQ% 272. 0_ 9S? 21% T52. 0_ 97, aofl, 240. 0-7&? 29b T2. 0L 65,465, 2i2. 0-54,盟玄 roo. 0；43.GG2, Ed. 0r 32, T50E晶.021,152. 0ID,邸 &3$. 0 l&j 1IK . 压矗力歸白0由于不知道该零件的具体材料，所以我选用了soild works中的合金钢材料，并且在轴棒两端加载了两个负载，经过soild works simulation运算后得到上图的应力分布图，通过不同色彩所对应的应力，我们可以清楚的看到各个应力的分布情况，虽然负载与

19、理论计算的数据有偏差， 不过对于我们了解零件的应力分布已经是足够了。四、凸轮机构设计符号ha S 0S 01S 0 /单位mm(0)方案11730552585Hh17有=0.45,即有ro37.778mmro0.450.45取 r0 = 38mm,取 rr = 4mm。在推程过程中:当S 0 =550时，且03 =0,即该过程为加速推程段 当S 0 =550时，且S =22.50,则有a=0,即该过程为减速推程段所以运动方程S0050100150200250300350400450500550S00.3441.3492.9344.9697.2909.70912.03114.06615.6501

20、6.65517.000单位(mm)22心-莫 hw cos()门在回程阶段，由a二2匚得：2阮当S 0 =850时，且03 42.50,则有a=42.5,则有a=0,即该过程为加速回程段1 cos r h所以运动方程s-2S80008509009501000105011001150120S1716.85516.42615.72714.78213.62312.28910.8269.285S12501300135014001450150015501600165S7.7166.1744.7123.3782.2191.2730.5740.1450单位(mm)凸轮廓线如下五、齿轮设计51全部原始数据Zi

21、 =11;z2 = 38;m = 5;:=20 ;5.2设计方法及原理考虑到负传动的重合度虽然略有增加，但是齿厚变薄，强度降低，磨损增大：正传动的重 合度虽然略有降低，但是可以减小齿轮机构的尺寸，减轻齿轮的磨损程度，提高两轮的承载能 力，并可以配凑中心距，所以优先考虑正传动。5.3设计及计算过程1、变位因数选择求标准中心距a：a=m(Zl= 122.5mm；2选取127.5mm，由此可得啮合角:cos： = acs-二 122.5 cos20 一 25 ;a127.5求变位因数X1X2之和：X1x(Z1Z2)(inin：. 1.1044，然后在齿数组合为2ta naZ1 =11,Z2 38的齿

22、轮圭寸闭线上作直线X1 x 1.1044，此直线所有的点均满足变位因数之和1.1044和中心距122.5mm的要求，所以捲=0.574, x2 =0.5304，满足两齿根相等的要求。2、计算几何尺寸由x1 x2 0可知，该传动为正传动，其几何尺寸计算如下：(a -a) 127.5 -122.5a. 中心距变动系数：y1m5b. 齿顶高变动系数：= x1 x2 - y = 1. 1044 -1 二 0.1044c. 齿顶高：h = (h； x1 - ：)m = (1 0.574-0.1044) 5 二 7.348mm ha2 二(h； x2 i：)m = (1 0.53040.1044) 5 二

23、 7.13mmd. 齿根高:hf (ha c - x1) m = (1 0.25 - 0.574) 5 = 3.38mmhf2 = (h； c* x2) m = (10.25 0.5304) 5 = 3.598mme齿全高:h =ha1 hfj =7.348 3.38 = 10.728mm h2=ha2 hf 2 =7.13 3.598 =10.728mmf. 分度圆直径：4 = m = 5 11 二 55mmd2 = mz2 =5 38 二 190mmg. 齿顶圆直径：da1 =dj +2ha1 =55+2x7.348 = 69.696mm da2 =d2 2ha2 = 190 2 7.13 = 204.26mm