压床机构机械原理课程设计报告书

.../机械原理课程设计说明书题目： 压床机构综合与传动系统设计学生姓名：学号：专业：班级：指导教师：2018年6月12日目录1.压床机构综合与传动系统设计11.1设计任务11.2工作原理2分析基本杆组21.3结构简图32.方案的拟定及说明62.1传动方案设计62.1.1.基于摆杆的传动方案62.1.2.六杆机构A62.1.3.六杆机构B72.2电机的选择73.传动系统设计83.1齿轮机构83.2传动机构的选择94.执行系统的设计114.1凸轮机构设计115.设计小结166.参考文献17压床机构综合与传动系统设计压床是应用广泛的锻压设备,用于钢板矫直、压制零件等。图6－3所示为某压床的运动示意图。电动机经联轴器带动三级齿轮<－、－、－>减速器将转速降低,带动冲床执行机构〔六杆机构ABCDEF的曲柄AB转动,〔如：图1—2>,六杆机构使冲头5上下往复运动,实现冲压工艺。现要求完成六杆机构的尺寸综合,并进行三级齿轮减速器的强度计算和结构设计。图1—1：压床机构运动示意图图1—2：压床六杆机构图1.1设计任务六杆机构的中心距、、,构件3的上、下极限位置角、,滑块5的行程H,比值、,曲柄转速以及冲头所受的最大阻力等列于附表1—1：已知参H数及方案数<mm>〔mm>〔mm><°><°><mm><rpm><KN770200310601202100.50.25909附表1—1：六杆机构的设计数据1<1>针对图1—2所示的压床执行机构方案,依据设计要求和已知参数,确定各构件的运动尺寸,绘制机构运动简图,并分析组成机构的基本杆组；〔2假设曲柄等速转动,画出滑块5的位移和速度的变化规律曲线；〔3在压床工作过程中,冲头所受的阻力变化曲线如附图1—5所示,在不考虑各处摩擦、构件重力和惯性力的条件下,分析曲柄所需的驱动力矩；<4>取曲柄轴为等效构件,要求其速度波动系数小于10％,确定应加于曲柄轴上的飞轮转动惯量：〔5编写课程设计说明书。图1—3:压床阻力曲线图1.2工作原理1.2.1分析基本杆组任何机构由机架、原动件和从动件系统组成。根据机构具有确定运动的条件,即原东件数应等于机构的自由度数,而从动件系统的自由度为零,该从动件系统成为杆组。有时它还可以分解为若干个不可再分的自由度为零的杆组,称为基本杆组。因此,可认为任何机构都是由若干基本杆组依次连接于原动件和机架上而构成的,这便是机构的组成原理。由图1—2的机构运动简图知,该机构有5个活动构件,低副个数为7个,无高副,根据机构自由度的计算公式可知,2自由度为：F3n2PLPH35271然后对机构的结构进行分析：由机构的运动可知,杆AB为原动件。从远离原动件的地方开始拆分,先拆Ⅱ级组,即滑块与摇杆EF构成一个Ⅱ级组,然后摇杆DE和摇杆BC构成一个Ⅱ级组,最后曲柄AB与固定铰支座构成Ⅰ级组,如下图所示:图1—4：机构拆分图1.3结构简图机构运动简图在研究分析机械时,为便于分析,可以先不考虑那些鱼运动无关的因素,如机构的外形、断面尺寸、组成构件的零件数目及连接方式,以及运动副的具体结构等,仅用简单的线条和符号来代表构件和运动副,并按一定比例确定各运动副的相对位置。这种表示机构中各构件相对运动关系的简单图形称为机构运动简图。它完全能表达原机构具有的运动特性。该压床六杆机构的运动简图如附图1—5所示：图1—5：压床六杆机构运动简图3〔1作机构运动简图〔图1—6：〔2长度计算：已知：X1＝70mm,X2＝200mm,Y＝310mm,ψ13＝60°,ψ113＝120°,H＝210mm,CE/CD=1/2,EF/DE=1/2,BS2/BC=1/2,DS3/DE=1/2。由条件可得：∠EDE’=60°∵DE=DE’∴△DEE’等边三角形过D作DJ⊥EE’,交EE’于J,交F1F2于H∵∠JDI=90°∴HDJ是一条水平线,∴DH⊥FF’∴FF’∥EE’1—6：机构运功简图F作FK⊥EE’过E’作E’G⊥FF’,∴FK＝E’G在△FKE和△E’GF’中,KE＝GF’,FE=E’F’,∠FKE=∠E’GF’=90°∴△FKE≌△E’GF’∴KE=GF’∵EE’=EK+KE',FF’=FG+GF’∴EE’=FF’=H∵△DE'E是等边三角形∴DE=EF=H=210mm∵EF/DE=1/2,CE/CD=1/2∴EF=DE/4=180/4=52.5mmCD=2*DE/3=2*180/3=140mm连接AD,有tan∠ADI=X1/Y=70/310又∵AD=X2Y27023102317.33mm∴在三角形△ADC和△ADC’中,由余弦定理得：AC=mm4AC’=mm∴AB=<AC-AC’>/2=69.015mmBC=<AC+AC’>/2=314.425mm∵BS2/BC=1/2,DS3/DE=1/2∴BS2=BC/2=314.46/2=157.2125mmDS3=DE/2=210/2=105mm由上可得：ABBCBS2CDDEDS3EF69.015mm314.425mm157.2125mm140mm210mm105mm52.5mm附表1—2：运动简图杆件参数表52.方案的拟定及说明2.1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—12.1.2.六杆机构A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—262.1.3.六杆机构B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。2—3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,我选择方案三：六杆机构B。2.2电机的选择由转速n2=90r/min,电机的转速应要尽量小,选用一般用途的电动机。选择电动机容量Pmax=2.12kw,Pw=Pmax/0.9=2.36kw。工作机轴转速n2=90r/min。可以按各级齿轮传动比8~20,所以电动机转速可选范围：n=i*n2=<8~15>*90=720~1800r/min。考虑到工作环境以及经济效益方面,暂选用同步转速为1000r/min的Y系列异步电动机Y80M1-4,其满载转速n’=1390r/min73.传动系统设计3.1齿轮机构已知:齿轮Z511,Z632,分度圆压力角20o,模数m6,齿轮为正常齿制,工作情况为开式传动,齿轮Z6与曲柄共轴。由于其中一齿轮齿数小于17,要避免产生根切现象必存在变位系数,必要增大其中心距。a’=130mm,求得’=21,142°经计算后取变位系数：x5=0.393mm>Xmin5=0.3529mmx6=-0.222mm>Xmin6=-0.8824mm分度圆直径：d5=m*Z5=66.0mmd6=m*Z6=192.0mm基圆直径：db5=d5*cos=62.024mmdb6=d6*cos=db6=180.433mm齿厚：S5=〔/22x*tan*m=10.961mmS6=〔/22x*tan*m=8.628mm齿顶高：ha5=〔h*a+x5*m=8.329mmha6=〔h*a+x6*m=4.642mm齿底高：h =〔h*+c*-x*m=4.62mmf5a5h =〔h*+c*-x*m=8.829mmf6a6齿顶圆直径和齿底圆直径：da5=d5+2ha5=83.618mm8df5=d5-2hf5=56.675mmda6=d6+2ha6=200.325mmdf6=d6-2hf6=173.382mm重合度:21[z5<tana5tan,>z6<tana6tan,>]=1.3903.2传动机构的选择构思一个合理的传动系统,它可将电机的高速转动〔1390r/min变换为执行机构的低速转动。构思机构传动方案时,能较为合理地分配各部分的传动比。传动装置的总传动比及其分配:由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：∵i＝nm/nwnw＝90nm=1390∴i=15.44一级传动比〔皮带传动：i0=3由电动机传出的转速为1390r/min,经过皮带轮减速度变为463r/min,再经过齿轮减速最后输出的速度为90r/min。如图3—1：9图3—1：齿轮传动图齿轮箱中齿轮的齿数Z1=24；Z2=80；Z3=40；Z4=60；根据传动比i14=所有从动轮的齿数积/所有主动轮的齿数积所以,二级传动比<齿轮传动>：i14=80x60/24x40=5所以总的传动比：i=3x5=15nw=nm/i=1390/15=93r/min且[〔93-90/90]×100%=3.33%在允许转速偏差±5%内,所以基本符合要求。104.执行系统的设计4.1凸轮机构设计凸轮机构的设计及其运动曲线采用的是软件编程制作,按照选择数据的设计要求推动从从动件8的推、回程运动规律均为正弦运动。正弦运动既无刚性冲击又无柔性冲击所以我们即按其正弦规律进行设计。解析法设计凸轮,需要求出凸轮轮廓曲线的解析函数式。盘形凸轮轮廓曲线是一种平面曲线,通常可用直角坐标来描绘。按[α]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,ρmin,选取滚子半径rr。下面按照给定已知条件来设计该凸轮的轮廓曲线。符号H[α]δ0δ01δ0＇单位mm〔0值2030701070附表4—1：凸轮参数表下面求凸轮的理论轮廓曲线方程:以凸轮的基圆圆心为直角坐标轴的原点。Y轴与推杆轨道,平行且指向上方。因为理论廓线由推程、远休止、回程和近休止四部分组成,所以轮廓的直角坐标方程也分四段求出。〔1推程部分：在此阶段作等加速度上升。以下为运动位移方程：s=h[<δ/δ0>-sin<2πδ/δ0>/<2π>]v=hω[1-cos<2πδ/δ0>]/δ0a=2πh*sin<2πδ/δ0>/由题意得：h=20δ0=70°〔2远休止部分：此期间推杆静止,s=20mm,所以该部分凸轮廓线为一段弧其半径为R<ss0>2e2,e=0。凸轮廓线的直角坐标参数方程为:x=Rsinϕy=Rcosϕ式中ϕ是圆弧上的点和原点之间的连线与Y轴的夹角。根据理论廓线在图11中的几何关系可得：arctanRe〔70°≤δ≤80°〔3回程部分:以下为回程运动方程：s=h[1-<δ/>+sin<2πδ/>/<2π>]v=hω[cos<2πδ/>-1]/a=-2πhsin<2πδ/>/〔4近休止部分：运动到这一阶段,推杆静止,s=0,该部分凸轮的理论轮廓曲线为基圆的一部分圆弧。所以凸轮廓线的直角坐标参数方程为：x=r0sinϕy=r0cosϕ式中ϕ是圆弧上的点和原点之间的连线与Y轴的夹角,根据理论廓线在图中的几何关系,可得：arctanes0所以有：x=r0sin<δ+ϕ>y=r0cos<δ+ϕ>〔150°≤δ≤360°凸轮基圆半径〔的确定：我们选取凸轮基圆半径r0=60mm,滚子半径公式<0.1~0.15>r0,得出滚子半径9mm,根据方程,利用软件编程,得出下图：12图4—1：加速度线图图4—2：速度线图13图4—3：位移线图图4—4：凸轮形状图14图4—5：凸轮三维图155.设计小结对于机械原理,我对其一直表示很害怕,因为我听学长学姐说机械原理这门课很难学,很多人都挂在这上面了。因此,我在平时花费在机械原理的时间也比其他课多很多,期末考试成绩也不错。机械原理课程设计——这是我入大学的一次做课程设计。开始我不知道什么是课程设计,因此有些茫然和不知所措,但在老师的指导和同学的互相帮助下还是按时完成了设计。这次课程设计让我体会很深,也学到了很多新东西。"纸上得来终觉浅,觉知此事要躬行",不经过实践,我们又怎么能将书里的知识与实际联系在一起。在这次课程设计中,充分利用了所学的机械原理知识,根据设计要求和运动分析,选用合理的分析方案,从而设计出比较合理的机构来。这次课程设计,不仅让我们把自己所学的知识运用到实际生活中去,设计一些对社会有用的机构,也让我们深刻体会到团体合作的重要性,因为在以后的学习和工作中,但靠我们自己个人的力量是远远不够的,必须积聚大家的智慧,才能创造出令人满意的产品来。通过这次试验我才亲身体会到自己学的知识与实际动手之间还有一定的差距。首先在画图方面,如何布局才能使图让人清晰易懂,不显得空旷和不浪费纸张。其实要事先想好在哪一部分画什么,并确定相应的比例尺。在对结构进行力的分析的时候,首先要确定各杆的运动方向,再确定其受力方向。在画图的时候要力求精确,只有这样才能使计算结果与实际相差不大。在画图的过程中,间接的帮我