机械原理课程设计压床机构

1、设t学院：班级： 设计者： 学号： 指导老师:机械原理课程设计说明书题目：一、机构简介与设计数据1.1.机构简介1.2机构的动态静力分析1.3凸轮机构构设计1.4.设计数据 二、压床机构的设计2.1.传动方案设计基于摆杆的传动方案六杆机构A六杆机构B2.2.确定传动机构各杆的长度三. 传动机构运动分析3.1.速度分析3.2.加速度分析3.3.机构动态静力分析3.4.基于soildworks环境下受力模拟分析： 四、凸轮机构设计 五、齿轮设计5.1.全部原始数据5.2.设计方法及原理5.3.设计及计算过程参考文献、机构简介与设计数据1.1.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

2、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1.2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97）以及连杆机构设计和运动分析中所得的结果。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。1.3凸轮机构构设计已知：从动件冲程H,许用压力角a ?.推 程角S

3、0，远休止角S ?，回程角S ，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单位mm度mmr/mi n数据I50140220601201501/21/41001/21/2II60170260601201801/21/4901/21/2III70200310601202101/21/4901/21/2连杆机构的动态静力分析及飞轮转动惯量的确定S G2G3G5工作行程Lj_4N1/3066044030040000.

4、280.0851/30106072055070000.640.21/3016001040840110001.350.39凸轮机构设计aS/0mm0161204080207518130387520901813542652075、压床机构的设计2.1.传动方案设计优点：结构紧凑，在C点处，力的方 向与速度方向相同，所以传动角Y=90，传动效果最好；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；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：优点：结构紧凑，满足急回运动要求; 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

5、证传动的准确性， 并且以满足要求为目 的， 我们选择方案三。22确定传动机构各杆的长度CE已知：h50mm，h140mm，h220mm,60导厂120。，H=180mm，cD如右图所示，为处于两个极限位置时的状态。根据已知条件可得：tan 日二旦二0 6 =12.8 h2 220在三角形ACD和ACD中用余弦公式有:由上分析计算可得各杆长度分别为:iF.传动机构运动分析项目数值单位3.1.速度分析已知：rn =100r/min0.577丄EFmm由图分析得:Vc =Uvpc18.71=0.07484m/sVcB =Uv-be0.004121.5=0.486m/sVE=Uv”pe0.00428.

6、06=0.11224m/svF=uv-pf = 0.004 X 20.7=0.0828m/sVFE=Uvef0.00414.36=0.05744m/sVs2=uv- ps2=0.004X 69.32mm =0.27728m/sVs3 =Uv g=0.004X 14.03mm =0.05612m/s2 兀 niw1=-602 兀 X10060= 10.467rad /s,逆时针;大小方向丄CD丄AB丄BC铅垂选取比例尺 Uv0.0105m/s，作速度多边形如图所示;0.004VCB2二TT二0-486/0-223185=2-178 rad/s顺时针）乞=0.07484/0.1=0.7484rad

7、/slCD逆时针）性=0.05744/0.0375=1.532rad/sIEF顺时针）32加速度分析2 .=WilAB速度分析图:aBaBcnaCDnaEF=w；=w2=w大小： 方向： 选取比例尺 形图2 2= 10.472 X 0.049285=5.405m/slBC=2.1782X 0.223185=1.059m/s22 2IcD=0.748 X0.1=0.056m/s2 2lEF=1.532 X 0.0375=0.088m/s-ntac=aCD+aCD=aB+a?tCBn+aCBVnFac =UaaUaV ? V ?C7D丄CD B7A丄BC CB2卩a=0.04(m/s )/mm,作

8、加速度多边2” pc=0.04 X 113.53=4.5412m/s2” pe=0.04 X 170.29=6.8116m/s2bc=0.04 X 61.3=2.452 m/sncaF=aE+aFE+a大小：V?V?方向：VfF7E丄FEaF =Ua2pf=0.04 X 129.42=5.1768 m/sas2 =Ua2ps2=0.04 X 120.97=4.8388m/st=Ua=UaaCBtaCDnc=0.04 X 113.52=4.5408 m/s2nFE- 2as3 =Ua- ps3=0.04 X 85.15= 3.406m/saF=uaPf=0.04 X 129.42= 5.1768

9、m/st=匹=2.452/0.223185=10.986 m/slCBt=吨=4.5408/0.1=45.408 m/s2lCD（逆时针）项目数值5.4054.5416.8125.1774.8393.406 1 0.98645.408单位m/s2rad/s2（顺时针）33机构动态静力分析4G2G3GBFrmaxJs2Js3方案166044030040000.280.085单位NKg.m21各构件的惯性力，惯性力矩:=m2as2Fg2Fg3=m3as3FgsaF=Gs2as2=660X 4.839/9.8=325.892Ng=G3s=440X 3.406/9.8=152.922Ng=G5aF=3

10、00X 5.177/9.8=158.480Ng（与as2方向相同）（与as3方向相反）（与aF方向相反）FrFrmax10=4000/10=400NMl 2心2=0.28 X 10.986=3.076N.mM|3-Js3心3=0.085 X 45.408=3.860N.m（顺时针）（逆时针）hg2hg3M12=3.076/325.892=9.439mmFg2=血=3.860/152.922=25.242mmFg3计算各运动副的反作用力2.（1）分析构件5对构件5进行力的分析，选取比例尺 构件5力平衡：Fg5+G5+R65+R45=0UF=10N/mm,作其受力图贝JR45= -UFl45=-1

11、0X47.44=-474.4NR43=-R45=474.4N(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：R；2 JBC-G2G2- Fg2Fg2 =0单独对构件3分析：杆3对C点求矩得：解得：R63= 265.1O3N对杆组2、3进行分析：R43+Fg3+G3+R63+ Fg2+Q+R12+R12+R63=0?V34基于soildworks环境下受力模拟分析：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-simulati on，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COMOSWork产品的一部分。Simu

12、lation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、五金制项目Fg2Fg3Fg5M2M3Mb氏63R63数值325.89152.92 158.483.083.8613.42492.8265.1O单位NN.mN项目戌12R12R34R45R56RB1数值1568.0058.71474.4474.4

13、121.81569.1单位N大小：“V V V? 方向：VVVV V V V V选取比例尺卩F=lON/mm作其受力图则Rn12=10X156.8=1568N;哎63=10乂49.28=492.8N.(3)求作用在曲柄AB上的平衡力矩Mb品等设计之中。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。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

14、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。取 r。=38mm,取 & = 4mm。在推程过程中：兀2hw2cos得当S0=550时，且00vS =0,即该过程为加速推程段，当S0=550时，且S =22.50,则有a=0,即该过程为减速推程段2h cos所以运动方程s=-S0050100150200250300350400450500550S00.3441.3492.9344.969 -7.299.70912.0314.06615.650 6.65517.0000单位(mm

15、)o2当S。=85时，且0S =42.5,则有a=0,即该过程为加速回程段1 +cos丁 hWo /2S80085090095010001050110011501200四、凸轮机构设计在回程阶段，由 a =2 2兀 5一兀 hw cos()S 得:所以运动方程s=符号haS01S01S0/单位mm(0)方案11730552585= 37.778mm。H=0.45ro若 H 17有r0=045 =045S1716.85516.42615.72714.78213.62312.2891.8269.285125130135140145150155160165S7.7166.1744.7123.3782

16、.2191.273.574 .145单位(mm)凸轮廓线如下：5.1.全部原始数据52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。53设计及计算过程1、变位因数选择五、齿轮设计求标准中心距 a:a = =122.5mm；曰 n 止人后 t, acosa 122.5XCOS20,由此可得啮合角 a：cosa =-=-二a=25 ；a127.5求变位因数 X1+X2之和：X1+X2 =(Z1+Z2)(invWing).104

17、4，然后在齿数组合为选取a= 127.5mm，2ta naZ1=11,Z2=38 的齿轮封闭线上作直线 X1+X2=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 x 0.574, x 0.5304，满足两齿根相等的要求。2、计算几何尺寸由x1+x20可知，该传动为正传动，其几何尺寸计算如下：(aa) 127.5122.5 ,y =- =- = 1m5c = x1 +x2 -y =1.1044-1 =0.1044a.中心距变动系数:d.e.f.g.b.齿顶高变动系数:c.齿顶高：齿根高：齿全高：分度圆直径： 齿顶圆直径：h.齿根圆直径：i.基圆直径：j.节圆直径：k.顶圆压力角：l.重合度：z,(tata n*) +z2讹 a 门92ta n) 11x(ta n42.136 -ta n25 ) +38x(ta n29.062 - ta