糕点切片机毕业设计

1、成都理工大学工程技术学院毕业论文 糕点切片机的设计作者姓名：贺源专业名称：机械工程及自动化指导教师：彭宗峰 讲师糕点切片机的设计摘要机械的种类是五花八门十分繁多，常见的机械有动力机械、生产机械、起重运输机械、建筑机械、矿山机械、林业机械、农业机械等等。随着科学技术的发展，各类生产机械的数独和精度要求越来越高，同时要考虑环境保护、节省原材料、节约能源，而许多机械设计采用机、电或机、电、液的一体化以满足自动化生产的新要求。一批又一批的新机械不断涌现。尽管各种机械的结构和用途多种多样，千差万别，但大体上均由四部分组成：动力机、传动系统、执行机构和操纵控制装置。此外，为保证机械正常工作还设有一些辅助装

2、置，如润滑、冷却、安全保护，级数及照明装置等。由此本次所设计的糕点切片机采用先进合理的机械结构，所切糕点厚薄自由可调节，如：切深度，只要调节螺杆即行，都能按各自要求进行调节，从食品接触部位，全部采用进口不锈钢材料，既清洁又卫生。关键词：机械，糕点切片机，糕点，传动系统- IV -AbstractMachinery is multifarious very wide range of common mechanical machinery, production machinery, lifting transportation machinery, construction machinery

3、, mining machinery, forestry machinery, agricultural machinery and so on. With the development of science and technology, all kinds of production machinery sudoku and precision demand is higher and higher, at the same time to consider environmental protection, save raw materials, energy saving, and

4、many mechanical design USES of machine, electricity or machine, electricity, liquid integration so as to meet the requirements of automated production. A string of new machinery.In spite of all kinds of mechanical structure and USES a variety of differ in thousands ways, but in general all is made u

5、p of four parts: engine, transmission system, actuators and control devices. In addition, to guarantee the normal work of the machine also has some auxiliary devices, such as lubrication, cooling, security protection, series, lighting, etc. Thus the pastry slice machine design by the use of advanced

6、 and reasonable mechanical structure, the thickness of QieGao point can be adjusted freely, such as cutting depth, is, as long as the adjusting screw can be adjusted according to the requirements of their respective, from food contact parts, all adopt import stainless steel, clean and sanitary.Keywo

7、rds:Machinery,pastry slicer, pastries,the transmission system目录摘要IAbstractII目录III前言11 糕点切片机设计概述21.1 糕点切片机的研究现状21.2 糕点切片机的设计要求21.3 糕点切片机设计的重点32 设计方案的选择4 2.1 技术原理.4 2.2 装置操作.4 2.3 核心部件的设计.4 2.3.1 糕点的间歇直线运动.4 2.3.2 切刀的直线往复运动.6 2.3.3 减速系统.8 2.4 设计方案的确定.9 2.4.1 糕点的直线间歇运动机构的确定.9 2.4.2 切刀往复运动机构的确定.10 2.4.3

8、 减速机构的确定.103 机构零件尺寸的设计.123.1 曲柄摇杆机构.12 3.1.1 曲柄摇杆的引入.12 3.1.2 曲柄摇杆的几何尺寸设计.133.2棘轮机15 3.2.1 棘轮的引入.15 3.2.2 棘轮机构的几何尺寸设计.16 3.2.2 皮带轮的几何尺寸设计.18 3.3 曲柄滑块机构.19 3.3.1 曲柄摇杆的引入.19 3.3.2 曲柄摇杆的几何尺寸设计.19 3.4 减速系统.20 3.4.1 减速系统的引入.20 3.4.2 减速系统的几何尺寸设计.214 机构强度校核.23 4.1曲柄摇杆强度校核.23 4.1.1 弯应力核.24 4.1.2切应力校核.24 4.2

9、曲柄滑块强度校核.255 机构运动分析与动力分析.27 5.1机构运动分析.27 5.1.1曲柄摇杆机构运动分析.27 5.1.2 曲柄滑块机构运动分析.29 5.2机构动力分析.30机构建模.36 6.1 各部件的建模.36 6.2 机构的装配. 37 总结.38致谢.39参考文献.40前言糕点是我国古老的传统食品，历史悠久、制作考究、花样繁多、造型精美、营养丰富、质地优良、食用方便，至今仍是人们生活中的调理食品，由于富有传统文化特色而闻名于世。 随着和外国的交流更加密切，西式糕点也流入中国，其造型新颖，风格独特，口味清新，颠覆了传统糕点在我国人民中的印象。不仅仅在选材，制作方式，口感方面都

10、给我们一种耳目一新的感觉。而今的糕点的发展更是融合了中西两种风格，成为新一代的流行美食，深受大众的喜欢，市场占有率极高。糕点作为一种常见的食品，它可以作为早餐、中餐、晚餐，也可以作为主食。从而，在日常生活中扮演者重要的角色。而今，新世纪的糕点中添加了一些保健性的药物，在不影响其自身美味的同时还大大提高了它的的营养价值和药用效果。糕点切片机发展史已经很多年了，对于家居型的糕点切片也是有市场供应。早就已经发展到了一定的阶段。近几年来，随着经济的飞速发展，人民生活水平的不断提高。糕点的制作慢慢有家庭小批量的生产趋势，加上糕点庞大的需求量，价格适宜且功能强大的小作坊型糕点切片机变得非常必须，所以研究经

11、济适用快速安全的糕点切片机是非常重要的。 1 糕点切片机设计概述1.1 糕点切片机的研究现状随着人民生活水平的提高，人们开始追求生活，不仅仅满足于市场，商店里买到的糕点。而且现在自家制作糕点也不再是难事。制作工具，原料和配料都容易买到。甚至可以根据自己喜爱的口味，做出软硬适中的糕点，而且还可以根据自己的想法去设计。面对如今众多的大学生创业，下岗工人的再就业创业，如此大的糕点市场是个很好的机会。所以，一台价格适宜，容易上手，操作简单的糕点切片机能给他们在糕点制作的过程中带来很大的便捷。不过现阶段的糕点切片机在国内主要存在于中大批量生产中。小作坊的糕点切片机在小批量生产的商店，家用有广大的市场。随

12、着家电机械化程度越来越高，人们不再停止纯手工劳动。而且针对糕点种类如此之多，质地又软又硬，人工切片有诸多的不便。而且工作效率比较低，手工切出来的糕点美观程度也不如机器切的。所以小作坊型糕点切片机变得被人们和市场需要。1.2 糕点切片的设计要求原始数据 ：1）糕点厚度：520mm； 2）糕点切片长度（即切片高）范围：580mm； 3）切刀切片时最大作用距离（亦即切片宽度方向）：300mm； 4）切刀工作节拍：40 次/分； 5）生产阻力很小。要求选用的机构简单、轻便、运动灵活可靠。 6）电机功率 0.55KW（或 0.75KW） 、1390r/min。 主要设计要求是： 1. 通过调整进给的距离

13、，达到切出不同厚度糕点的需要。 2. 要确保进给机构与切片机构协调工作，全部送进运动应在切刀返回过程中完成，输送运动必须在切刀完全脱离切口后方能开始进行。1.3 糕点切片机设计的重点研究糕点输送与切片分离的新的工作原理及结构形式，利用槽轮机构实现成型后糕点的间歇输送，采用曲柄滑块机构实现糕点的切片与分离动作，以最大程度地减少动力功耗和总体结构尺寸：针对不同糕点品种，优化传动与工作部件的结构，使其结构参数达到最优。本设计以配用小型作坊式的糕点切片机装置的输送及切片分离原理，刀片装置往复运动的特点和所受阻力及糕点的施力方式等，研究糕点切片装置及其输送部件的运动机理及最佳工作参数，对间歇进料机构和往

14、复切片机构进行优化设计，达到简化结构，降低功耗，减少成本，提高作业质量为目标。2 设计方案的选择2.1 技术原理 糕点成型（如长方体、圆柱体等）后，须经过切片后才能烘干。电动机经皮带和齿轮系减速，再用棘轮机构连接一皮带组成糕点的进给机构，并满足间歇运动的要求。同时通过另外一组皮带轮带动偏置曲柄滑块机构运动（滑块上带切刀），实现糕点的切片。间歇运动机构与切刀运动机构工作协调，由于每一次切的过程都一样,从而使每一片糕点的大小都一样。而通过改变间歇运动的速度或间歇的输送距离，可调整切片的厚度。.装置结构简捷，操作方便，功能可靠，节能环保。2.2 装置操作将待切的糕点放在传送带要求的位置，接通电源，根

15、据自己需要调节档位（共四个档位），启动电机，装置便运作起来，待糕点切完之后，继续安放待切糕点进行批量切割。2.3 核心部件的设计切刀的往复直线移动可采用偏置曲柄滑块机构、凸轮机构、齿轮齿条、组合机构等；糕点的直线间歇运动可选择槽轮+飞轮机构、不完全齿轮机构、棘轮机构等。2.3.1 糕点的间歇直线运动方案一 槽轮+飞轮机构槽轮用来实现糕点的直线间歇运动，当主动拨盘上的圆销进入槽轮的槽中时，拨盘拨动槽轮转动，从而带动传送带直线运动，此时切刀悬置；当圆销没有进入槽轮的槽中时，槽轮静止，此间歇切刀进行切割。飞轮通过改变不同齿轮组合的传动比来改变间歇运动的速度，进而改变蛋糕的进给量，调整切片的厚度。 图

16、2.1 槽轮+飞轮机构方案二 不完全齿轮机构 当不完全齿轮上的轮齿与从动轮上轮齿相啮合时，从动轮转动，从而带动传送带直线运动，此时切刀悬置；当两轮上锁止弧起定位作用时，从动轮静止，此间歇切刀进行切割。 图2.2不完全齿轮机构方案三 棘轮机构棘轮机构是执行糕点的进给运动,每一次的运动距离就是所切糕点的长度。为了控制和改变这个长度,设棘轮每转动一定角度,糕点就运动一定距离。 图2.3 棘轮2.3.2 切刀的直线往复运动方案一 凸轮机构可以利用一个型封闭或封闭的凸轮的转动带动从动件导杆的往复运动来满足刀片切割高点的要求。当推杆行程增大时，刀具切割糕点，当推杆达到最高时刀具达到最低点；当推杆行程减小时

17、，刀具上升。 图2.4 凸轮机构方案二 偏置曲柄滑块机构 利用曲柄的整周转动和固定在导轨上的滑块的直线往复运动带动刀片切割糕点。曲柄作等速转动，滑块作往复直线运动，其往复运动可以是匀速，也可以不匀速。它还具有急回特性，提高效率。 图2.5偏置曲柄滑块机构2.3.3 减速系统蜗杆蜗轮:可以得到很大的传动比，比交错轴齿轮机构紧凑；两轮啮合齿面间为线接触，其承载能力大大高于交错轴斜齿轮机构；蜗杆传动相当于螺旋传动，为多齿啮合传动，故传动平稳、噪音很小；具有自锁性。当蜗杆的导程角小于啮合轮齿间的当量摩擦角时，机构具有自锁性，可实现反向自锁，即只能由蜗杆带动蜗轮，而不能由蜗轮带动蜗杆。如在其重机械中使用

18、的自锁蜗杆机构，其反向自锁性可起安全保护作用；传动效率较低，磨损较严重。蜗轮蜗杆啮合传动时，啮合轮齿间的相对滑动速度大，故摩擦损耗大、效率低。另一方面，相对滑动速度大使齿面磨损严重、发热严重，为了散热和减小磨损，常采用价格较为昂贵的减摩性与抗磨性较好的材料及良好的润滑装置，因而成本较高；蜗杆轴向力较大。齿轮机构：是传统和现代机械中应用最为广泛的一种传动机构。优点：工作可靠，使用寿命长；瞬时传动比为常数；传动效率高；结构紧凑；功率和速度适用范围很广。缺点：齿轮制造需要专用机床和设备，成本较高；精度低时，振动和噪声较大；不宜用于轴间距离大的传动。皮带机构：带传动是两个或多个带轮之间用带作为挠性拉曳

19、零件的传动，工作时借助零件之间的摩擦（或啮合）来传递运动或动力。优点：能缓和载荷冲击；运行平稳无噪声；制造和安装精度不像啮合传动那样严格；过载时将引起带在带轮上打滑，因而可防止其他零件的损坏；可增加带长以适应中心距较大的工作条件。缺点：有弹性滑动和打滑，使效率降低和不能保持准确的传动比（同步带传动是靠啮合传动的，所以可保证传动同步）；传递同样大的圆周力时，轮廓尺寸和轴上的压力都比啮合传动大；带的寿命较短。2.4 设计方案的确定2.4.1 糕点的直线间歇移动机构的确定槽轮机构结构简单，工作简单，在圆销进入啮合和退出啮合时，传动平稳。能准确控制传动角度。由于槽轮在启动和停止时加速度变化大，有冲击，

20、且随槽数减少，转速增高而加剧，因此不适合用于高速场合。此外，槽轮每次转过的角度与槽轮的槽数有关，欲改变转角，则需要改变槽轮槽数，重新设计槽轮机构，因此槽轮机构多用于不要求经常调整转角的转位运动中。由于制造工艺，机构尺寸等条件的限制，槽轮的槽数不宜过多，故每次的转角较大。飞轮机构的许多齿轮来改变速度很复杂，而且不方便实际操作。故舍弃。不完全齿轮做间歇转动的冲击很小。与其他间歇机构相比，不完全齿轮机构具有结构简单，设计灵活的特点。主动轮每转一周，从动轮运动的角度，从动轮停歇的次数及每次停歇的时间，相比棘轮机构和槽轮+飞轮机构有更宽的范围。但不完全齿轮机构中的从动齿轮在传动开始和终止时速度有突变，会

21、引起刚性冲击，只适用于低速轻载的工作场合。故舍弃。棘轮机构的结构简单，外形尺寸小，其机械效率高，并能较平稳地，间歇地进行转位，能实现糕点厚度的调节，故采用此机构。故采用。2.4.2 切刀往复运动机构的确定作为直动从动件盘形凸轮机构的等速转动转化为从动件的往复直线运动，其移动的位移,速度，加速度与凸轮的轮廓曲线有关。凸轮机构广泛应用于传动机构，他有其他机构无可比拟的优点：1）设计简单，适应性强，可实现从动件的复杂运动规律要求。2）结构简单紧凑，控制准确有效，运动特性好，使用方便。3）性能稳定，故障少，维护保养方便。缺点：凸轮与从动件为高副接触，易于磨损，可调性差。而且，由于凸轮的轮廓曲线通常比较

22、复杂，因而加工比较困难。故舍弃。曲柄滑块机构有如下结构特点：1）其结构由简单的构件和低副组成，具有结构简单，易于制造，成本低廉的特点。2）构件只建力的传递是通过低副实现的，面接触的低副具有较小的单位面积承载力，故其机构的承载能力大。3）通过适当的设计各杆的尺寸，连杆机构可实现运动规律的多样化。4）当连杆和机架较长时，可实现远距离的运动和动力的传递。故采用。2.4.3 减速机构的确定涡轮蜗杆机构只能在一定的距离里面产生较大的传动比，所以不适宜用于连续不停转动，而且机构效率较低，成本较高。皮带能缓和载荷冲击，运行时平稳、低噪声，制造和安装精度较低，有较强的过载保护作用。所以采用高速级用皮带传动，低

23、速级用齿轮来作为减速系统。综上所述，选用棘轮机构可以方便的实现改变切片的长度，且棘轮机构设计加工简单，改变切片的长度时操作方便。选用曲柄滑块机构可以实现刀的往复运动,可传递较大的力,能足我们的需要, 而且其机构简单，加工制造方便，能减少生产成本。3 机构零件尺寸的设计3.1曲柄摇杆机构3.1.1 曲柄摇杆机构的引入设计要求糕点厚度：520mm，现取5,10,15，20mm这四个长度来计算,也就是说棘轮转动15,30,45,60度。对于棘轮的转动,设计一个曲柄摇杆机构推动棘轮旋转，在摇杆上装一个棘爪, 棘爪推动棘轮旋转,棘轮上再固定一个皮带轮用以带动皮带旋转。曲柄摇杆机构简图如3-1 图3.1

24、曲柄摇杆机构简图3.1.2曲柄摇杆机构的几何尺寸设计设计方法：图解法设计过程如下：机构的类型选择：从安全方面考虑，棘轮的驱动机构必须为单自由度机构，另一方面，各构件之间为面接触，单位面积所受压力小，易于润滑，磨损较小，而且制造简单，精度高，能满足不同运动和速度变化的要求，所以确定要设计一个曲柄摇杆机构。机构各杆件的运动尺寸设计方法选择：我们所设计的曲柄摇杆是一个平面四杆机构属于平面连杆机构。平面连杆机构的常用设计方法有图解法和解析法两种。解析法是通过建立数学模型用数学解析求解，在求解过程中还需要用到数值分析、计算机编程等知识。但是，解析法计算复杂，且已知数据太少，故转而考虑图解法。图解法是运用

25、几何学原理求解，比较直观，而且本来机构较为简单，需要合理地给定几个未知量，进而可以得到所有的数据，因此我们最终采用图解法。图解法的基本思想是：根据根据给定机构的运动设计要求，建立各个杆件之间的几何模型，计算出未知杆件长度和未知角度。利用图解法进行曲柄摇杆机构设计的具体步骤如下：令该曲柄摇杆机构的行程速比系数K=1，可以求出机构的极位夹角 则A，B，C三点在同一直线上，如图32所示。 图3.2的曲柄摇杆机构简图令CD=140mm ，AD=180mm ,BC=160mm ,AB=r , ,则，得,故；当时，r=18.3mm；当时，r=36.2mm；当时，r=53.6mm；当时，r=70.0mm。曲

26、柄、不定点存在性的验证：因为，且连架杆为最短杆，所以存在曲柄AB，且此非不定点机构。r的调节:实际中，杆件AB用一圆盘替代，盘上有滑槽和滑块，B点为滑块上的移动副，这样滑块可以在滑槽内移动到相应位置1,2,3,4处来改变A点与B点的距离，即r的大小，如图3-3所示。 图3.3变化的曲柄杆长至此，曲柄摇杆机构的几何尺寸就设计完毕。3.2 棘轮机构3.2.1 棘轮的引入棘轮机构主要是执行糕点的进给运动,每一次的运动距离就是所切糕点的长度。为了更好的控制和改变这个长度,设棘轮每转动一定角度,糕点运动5mm,设棘轮共有24个齿,既每齿代表15度。设计要求有四档,即5,10,15,20mm,也就是说棘轮

27、转动15,30,45,60度。对于棘轮的转动,设计一个曲柄摇杆机构推动棘轮旋转，在摇杆上装一个棘爪, 棘爪推动棘轮旋转,棘轮上再固定一个皮带轮用以带动皮带旋转。 图3.4外啮合齿式棘轮3.2.2棘轮机构的几何尺寸设计设计方法：图解法设计过程如下：考虑到棘爪在运动时，要自动滑入棘轮齿槽，从而有效推动棘轮转动一定角度，首先要考虑齿偏角的设计，其次设计棘轮上的其他尺寸。棘轮机构运动设计内容包括以下几个方面：机构的类型选择：要求棘轮动与停的时间比可通过选择合适的驱动机构实现，低速轻载，再考虑到结构简单，加工方便，故采用外啮合齿式棘轮机构。机构各杆件的运动尺寸设计方法选择：我们所设计的死点式托爪是一个平

28、面四杆机构属于平面连杆机构。平面连杆机构的常用设计方法有图解法和解析法两种。解析法是通过建立数学模型用数学解析求解，在求解过程中还需要用到数值分析、计算机编程等知识，对于复杂的棘轮尺寸设计不适用。图解法是运用几何学原理求解，比较直观，能够很直接地提供所需参数的数值，故在此处选用图解法。图解法的基本思想是：根据给定机构的运动设计要求，建立机构设计的几何模型，即几何图的比例关系，再用计算机进行求解。利用图解法进行棘轮机构设计的具体步骤如下：棘爪与棘齿啮合时的受力分析，如图3-5所示： 图3.5 棘爪受力分析图正压力，F摩擦力；要求在工作时，棘爪在和F作用下，能自动滑入棘轮齿槽。条件是两者对的力矩要

29、满足：>将力分解为径向和切向分量， sinL>FcosL因F=f， 代入得：tan>f=tan故>当f=0.2时，取。 图3.6 棘轮部分几何尺寸棘轮的其它相关尺寸：齿 数 ，顶圆直径 ，模 数 ，齿 间 距 ，齿 高 ，齿顶弦长 ，齿 偏 角 ，棘爪长度 。3.2.3 皮带轮的几何尺寸设计摇杆转动，糕点即皮带向前移动，则由解得即皮带轮半径。至此，外啮合齿式棘轮的几何尺寸就设计完毕。3.3 曲柄滑块机构3.3.1 曲柄滑块机构的引入切削速度较大时，切片刀口会整齐平滑，因此切刀运动方案的选择很关键，切刀机构应力求简单适用、运动灵活和运动空间尺寸紧凑，在此引入曲柄滑块机构来

30、实现。3.3.2曲柄滑块机构的几何尺寸设计该机构采用试凑法获得机构的尺寸，在这里可以假定机构中几个位置的关系，通过直角坐标法分析出杆长。由实验原理可知，为已知量。设最长杆为，最短杆为，如图3-7所示。 联立上面的式子解得：在这个机构中可以根据角度算的各个边长刀片高37mm，曲柄滑块机构和棘轮机构轴心距为267mm。 图3.7 偏置曲柄滑块机构3.4 减速系统3.4.1 减速系统的引入 本机构原动件为一高速电机,其转速为1390,但我们所需要的转速是40,所以要减速。3.4.2 减速系统的几何尺寸设计由皮带轮进行第一级减速，由多级齿轮进行第二级减速。皮带轮将电机由1390降到240。齿轮机构将由

31、240降到40。 图3.8 皮带传动图 皮带传动设计主要是采用两个半径不同的皮带实现。由于皮带上线速度相等即：由此可以算出电机上皮带轮直径大小，另一端皮带轮半径大小，传动比。 表3.1 齿轮参数 名称 齿数 模数 分度圆半径 齿轮 25 4mm 100mm 齿轮 50 4mm 200mm 齿轮 25 4mm 100mm 齿轮 75 4mm 300mm由上表可计算出齿轮的传动比为： 图3.9 齿轮传动图4 机构强度校核4.1 曲柄摇杆机构强度校核曲柄摇杆机构中原动件曲柄为主要受力杆件，由于曲柄摇杆杆件所用材料及样式相同，所以主要分析原动件的强度。在这个机构中可以知道：电动机，减速后，由此可以计算

32、出转矩：曲柄在两个极限位置时，B点受力为0，或者过程中，B点所受力均是先变大后变小，经分析，当AB垂直于BC时，B点受力最大。如图4-1所示， 图4.1 曲柄受力分析由平衡方程, 解得 4.1.1 弯应力校核曲柄材料采用Q235普通碳钢，其屈服极限为235MPa，取安全系数，则许用弯应力235/1.5=157MPa 。曲柄抗弯模量，取截面尺寸为高，宽之矩形钢件，其抗弯模量 所设计套管抗弯能力足够，可用，尺寸为高，宽。4.1.2 切应力校核取曲柄的材料为Q235钢，接合处为圆形截面，取安全系数为， 则，则圆形截面的最小面积，取，从而切应力远小于许用切应力，所以杆件抗剪强度足够，不存在强度问题。4

33、.2 曲柄滑块机构强度校核曲柄滑块中原动件为主要受力杆件，由于曲柄滑块杆件所用材料及样式相同，所以主要分析原动件的强度。在这个机构中可以知道：电动机，由此可以计算出转矩：通过减速机构等可以获得图4.2 AB杆件受力分析如上图所示，在曲柄滑块机构中，当BC垂直AB时有最大剪力。：求得：材料为Q235,由于销轴受剪，取安全系数，销轴的许用切应力为：由以上计算可知杆件切应力远小于许用切应力，所以杆件抗剪强度足够，不存在强度问题。 5 机构运动分析与动力分析5.1 机构运动分析机构运动分析就是根据在机构各构件运动尺寸已确定、且原动件的运动规律（通常原动件做匀速转动）已知来确定其他构件上某些点的轨迹、位

34、移、速度和加速度（或某些构件的位置、角位移、角速度、角加速度）等运动参数。为了确定机构工作过程的运动和动力性能，往往要知道机构构件上某些点的速度、加速度及其变化规律。对于高速和重载机械，其运动构件的惯性力往往很大，因此，在进行强度计算、动力特性分析和机构动力学设计（如机构平衡）时常需要计算构件惯性力。因而，也就要求首先对机构的速度和加速度进行分析。平面上一个点的位置可以用该点的两个坐标表示，运用解析法的关键是建立构件上一些特殊点的位置方程，从而得到它们速度与加速度的变化规律，来分析构件的运动。5.1.1 曲柄摇杆机构运动分析分析过程如 图5.1 曲柄摇杆坐标图 如图5-1中坐标所示，以A点为原

35、点（0，0），。AB为原动件，已知原动件的运动，就是已知AB杆绕A点转动的角位置为、角速度和角加速度，由于3个杆的尺寸约束， 、距离不变，所以可写出B的位置方程为： （5-1） 其中，AB杆的角位置为，可立即计算出来，从而得到铰接点B的位置。速度和加速度方程如下：将式（5-1）对时间t分别作一次、二次求导，可得到铰接点B的 （5-2） 其中。 （5-3） 其中，根据已知的和，由式（5-2）和（5-3）就可以求出铰接点B的速度和加速度。确定从动件BC上点B的运动之后，必须再确定构件BC上另一点C，才能确定构件BC杆的运动，由于运动尺寸的约束，、的尺寸不变， D，则有C点的位置方程如下： （5-4

36、） 其中由式（5-1）中，可求得，又因为，所以，所以由式（5-4）可求得。 将式（5-4）进行整理： (5-5) 对式（5-5）进行对时间t的一阶和二阶导数，可以得到C点的速度方程： (5-6) 其中，已经由式（1-2）求出，只有，两个未知数，可求出C点的速度。C点的加速度方程为： (5-7) 其中只有，两个未知数，即可求出C点的加速度。 至此，B、C铰接点的运动参数都得到确定，BC杆的运动得以确定。5.1.2 曲柄滑块机构运动分析 图5.2 曲柄滑块坐标图如图5-2所示，以A为原点（0,0），由尺寸分析可以得到，。在该机构中杆AB和齿轮（减速系统）连接，所以杆AB为原动件，已知原动件的运动，

37、就是已知AB杆绕A点转动的角位置为、角速度和角加速度，由于两个杆的尺寸约束， 、距离不变，所以可写出B的位置方程为： (1)其中，AB杆的角位置，、可立即计算出来，从而可以获得B点的位置。将式（5-1）对时间t分别作一次、二次求导，可得到铰接点B的速度和加速度方程如下： (2) 其中。 (3) 其中，根据已知的和，由式（5-2）和（5-3）就可以求出铰接点B的速度和加速度。确定从动件BC上点B的运动之后，必须再确定构件BC上另一点C，即滑块的运动，由于运动尺寸的约束，的尺寸不变。 (4) 其中由式（1）中，可求得，又因为已知，所以可以求出，这样就可以求得。 将（4）式进行整理得： （5） 对（

38、5）式进行对时间的一阶导数，即可求得C点的速度方程： （6） 其中和已知，滑块在y轴方向速度为0，只有一个未知数，所以可以求出C点的速度。对（5）式进行对时间的二阶导数或者对（6）式进行对时间的一阶导就可以求得C点的速度方程： 其中，为已知量，并且滑块在y轴方向没有运动即，通过上式即可求得。至此，B，C点的位移，速度，加速度都可以求得，曲柄、连杆，滑块的运动就可以确定出来。5.2 机构动力分析机构动力学分析主要研究机构中的受力与机构运动之间的关系。我们所遇到的问题是已知机构的运动求作用于机构上的力，属于机构动力学的逆问题，这里我们将采用动态静力分析的研究方法。确定机构的平衡力（平衡力矩）在工程

39、上具有重要的意义：当平衡力作用在机构中的原动件上时，平衡力的大小是确定机构驱动装置的主要依据；当平衡力作用在机构中的工作构件上时，则平衡力的大小是确定机构工作能力的主要依据。由于棘轮机构过于复杂，仿真存在困难，所以我们只对曲柄摇杆机构和曲柄滑块机构进行仿真，在ADAMS中建模并仿真，并输出仿真曲线，进行运动分析，分析过程如下： 图5.1 摇杆角速度、角加速度 图5.2摇杆运动特性在这里我们主要目的是确定平衡力和构件之间的运动副反力。我们将切刀简化成曲柄滑块机构，在ADAMS中建模并仿真，并输出仿真曲线，进行运动分析，分析过程如下： 图5.3滑块运动特性对曲柄滑块机构进行动态静力分析如下： 图5

40、.4曲柄滑块机构动态静力分析从整体上分析，机构中总共有3个活动构件，则可以写出9个平衡方程，共有4个运动副，共有8个运动副反力未知数，再加平衡力矩，共计9个。所以机构的动态静力分析是可解并有唯一一个解。设定原动件1的运动为匀速转动，角速度为，我们知道所选构件为同一种均匀材料，所质心位置就是基本杆的中心位置，通过ADAMS分析可以求得各个构件的速度、加速度，计算出各个构件的角位置、角速度和角加速度；根据构件的质量和转动惯量等参数确定出惯性力和惯性力矩。将惯性力、重力和作用在机构上的所有已知外力等施加到各个相应的构件上，为方便求解，应将各个构件上所受到的所有集中外力平移到构件的质心。分析机构的动态

41、静力的顺序为：因为机构3上的作用力是已知外力，所以机构的动态静力分析应该从构件3开始，即先对构件2、3组成的II级杆组进行分析。利用构件2和构件3的六个平衡方程，求出转动副C的反力、移动副C的反力、和转动副B的反力、；最后利用构件1的三个平衡方程，求出转动副A的运动副反力、和平衡力矩。在这个曲柄滑块机构中，为平衡力矩，并且作用在主动件1上，所以根据确定出来的最大值可以确定出驱动装置应当能够提供驱动力矩。同时根据求出的副反力的最大值与已知力的比值，可以对机构的传力性能进行评价。在这里由于篇幅问题就不再一一叙述探讨。综上分析：曲线变化基本与理论分析吻合，所以机构符合设计要求。6 机构建模6.1 各部件的建模 图6.1 曲柄摇杆机