机械原理课程设计压床机构

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TOC\o"1-5"\h\z目录 2\o"CurrentDocument"一、机构简介与设计数据 3机构简介 3\o"CurrentDocument"1.2机构的动态静力分析 3\o"CurrentDocument"1.3凸轮机构构设计 31.4.设计数据 3\o"CurrentDocument"二、压床机构的设计 5\o"CurrentDocument"传动方案设计 5基于摆杆的传动方案 5六杆机构A 5六杆机构B 6\o"CurrentDocument"确定传动机构各杆的长度 6三、 传动机构运动分析 8\o"CurrentDocument"速度分析 8加速度分析 10\o"CurrentDocument"机构动态静力分析 11\o"CurrentDocument"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\o"CurrentDocument"全部原始数据 19\o"CurrentDocument"设计方法及原理 19\o"CurrentDocument"设计及计算过程 19\o"CurrentDocument"参考文献 21一、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F而运动。为了减少主轴r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，6驱动油泵向连杆机构的供油。驱动油泵向连杆机构的供油。1.4.设计数据1.4.设计数据（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9—7）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6。远休止角5，回程角5',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号图纸上设计内容连杆机构的设计及运动分析

符号hih2h3f3ff申3HCECDEFDEn1BS2DE单位mm度mmr/min数I50140220601201501/21/41001/21/2数II据60170260601201801/21/4901/21/2III70200310601202101/21/4901/21/2连杆机构的动态静力分析及飞轮转动惯量的确定[5]G2G3G5FrmaxJS2JS3NKg・m21/3066044030040000.280.0851/30106072055070000.640.21/3016001040840110001.350.39凸轮机构设计maxLO2D[a]①①S①/0mm0161204080207518130387520901813542652075二、压床机构的设计传动方案设计2・1・1・基于摆杆的传动方案2.1.2.六杆机构2.1.2.六杆机构A优点：结构紧凑，在C点处，力的方向与速度方向相同，所以传动角丫=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；厂P厂P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BCEh=CEh=180mm,CD优点：_ 结构紧凑，满足急回运动要求;力~^~ 缺点：机械本身不可避免的问题存在。為综合分析：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已知.hl=50mm,h2=140mm,h3=220mm,申'=60°,申"二120°3 3EF1BS1DSDE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：tan0= = =0=12.8°h2 220a=a'-0=60°-12.8°=47.2°卩=a''-0=120°-12.8°=107.2°AD=Jhl*hl+h3*h3=J50*50+220*220=225.61mmEF'=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:CD*CD+AD*AD-AC*ACcosB=2*DC*AD=AC=173.9mmDC'2+AD2-AC'2cosa=2*CD'*AD=AC'=272.5mmBC=AC+AC=223.2mm{2“AC'-AC…AB= =49.3mm2BS=131.9,DS=90;23由上分析计算可得各杆长度分别为：ABBCBS2CDDEDS3EF49.3mm223.2mm131.9mm100mm150mm90mm37.5mm传动机构运动分析项目lABlBClDElEFlBS2l巧lCD数值49.3223.215037.5131.990100单位mm速度分析已知:n已知:ni=100r/minw=吆=2KX100=10.467rad/s，逆时针;i60 60v=r-w=l-w=0.0493x10.467=0.516m/sBAB1BAB1旷 =旷 +厂旷 =旷+厂;CBCBFEFE大小0.577??V?方向丄CD丄AB丄BC铅垂V丄EF选取比例尺u=0.0105m/s,作速度多边形如图所示；由图分析得:vmmv=u-pc= 0.004Xc v18.71=0・07484m/sv=u-bc= 0.004XCBv121.5=0.486m/sv=u-pe= 0.004XEv28.06=0.11224m/sv=u-pf=0.004X20.7=0.0828m/sFvv=u-ef= 0.004XFEv14.36=0.05744m/sv=u-ps=0.004X69.32mm=s2 v 20.27728m/sv=u-ps=0.004X14.03mm=s3 v30.05612m/s

・••①=亍斗=0.486/0.223185=2.178rad/s（顺时针）2lBC3 =Z=0.07484/0.1=0.7484rad/s （逆时针）3/CD°=Vfe=0.05744/0.0375=1.532rad/s （顺时针）4 /EF速度分析图:Z]Z nEZ/1:F项目VBVCVEVFVS2VS31234数值0.5160.0750.1120.0830.2770.05610.4672.1780.7481.532单位m/srad/s

3・2•加速度分析a=w2・l=10.4722X0.049285=5・405m/s2B 1ABan=w2-1=2.1782X0.223185=1.059m/s2BC 2BCan=w2-1 =0.7482X0.1=0.056m/s2CD 3CDEF4 EFa=an+at=a丄EF4 EFa=an+at=a丄十at十ancCD+CD=BCBCB大小:?•V?•V?•V方向:?•C-D丄CDB-A丄BCC-Ban=w2-1 =1.5322X0.0375=0.088m/s2选取比例尺卩a=0.04(m/s2)/mm,作加速度多边形图a=u-p'c'=0.04X113.53=4.5412m/s2c aa=u-p'e'=0.04X170.29=6.8116m/s2Eaat=u-bc'=0.04X61.3=2.452m/s2CBaat=u-n'c'=0.04X113.52=4.5408m/s2CDanc大小：a=F=Va+an十at?E?•FEV方向：VfF-E丄FEa=u-p'f'=0.04X129.42=5.1768m/s2Faa=u-p's2'=0.04X120.97=4.8388m/s2s2 aa=u-p's3'=0.04X85.15=3.406m/s2s3 a a=u-pf'=0.04X129.42=5.1768m/s2Faa=aCB=2.452/0.223185=10.986m/s2（逆时针）21CBa=aCD=4.5408/0.1=45.408m/s2 （顺时针）31①OJrcolDLCD项目aBaCaEaFaS2aS3a2a3数值5.4054.5416.8125.1774.8393.40610.98645.408单位m/s2rad/s2G-agG5(b)G-agG5(b)构件5的力多边3.3.机构动态静力分析G2G3G5FrmaxJs2Js3、* -J-万案I66044030040000.280.085单位NKg.m21•各构件的惯性力，惯性力矩:F=m-ag2 2 s2=660X4.839/9.8=325.892N(与as2方向相同)F=m-a=—3—s3=440X3.406/9.8=152.922N（与a方向相反）g3 3s3 g s3F二m-a二G5•"f=300X5.177/9.8=158.480N（与a方向相反）g5 5F g FF_F=―rmax=4000/10=400Nr10M二J-a=0.28X10.986=3.076N.m（顺时针）M二J-a=0.085X45.408=3.860N.m （逆时针）13 s33Mh二—=3.076/325.892=9.439mmg2Fg2—h二一3=3.860/152.922=25.242mmg3 Fg32•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u二10N/mm,作其受力图F构件5力平衡：F+G+R+R二0TOC\o"1-5"\h\zg5 5 65 45则R=_u-1=-10X47.44=-474.4N45 F45r=_r=474.4N43 45R二u-1二10x12.18二121.8N65F65⑵分析构件2、3单独对构件2分析：杆2对C点求力矩，可得：Rt-1 _G-1 _F-1二012BC2G2 g2Fg2Rtx223.19_660x19.38_325.892x0.96二012Rt二58.711N12单独对构件3分析：杆3对C点求矩得：Rt-1 _G-h+R-h+F-h=063CD3G3 43R43 g3Fg3Rtx100-440x21.73+474.4x35.65+152.922x0.24二0Rt二265.103N63对杆组2、3进行分析：R43+Fg3+G3+R七63+Fg2+G2+Rtl2+Rn12+Rn63=0大小：vvyyVVV? ?方向：VVVVVVVVV选取比例尺卩F=10N/mm，作其受力图则Rn12=10X156.8=1568N； Rn63=10X49.28=492.8N.机构―仝力家边形.Uf^lON/imn⑶求作用在曲柄AB上的平衡力矩Mb：M二F-1二156.91x10x0.00855二13.416N-mb21R21R=R=156.91x10二1569.1N6121

项目Fg2Fg3Fg5MI2MI3MbRn63Rt63数值325.89152.92158.483.083.8613.42492.8265.10单位NN.mN项目Rn12Rt12R34R45R56R61数值1568.0058.71474.4474.4121.81569.1单位N3.4.基于soildworks环境下受力模拟分析:Soildworks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），它完全集成在windows环境中并与soildworks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。

vonMises（N/m'2）5」432.7-4..980.7_4..528.8_4..076.8.3,624.9_3,172.9L乙721.0_乙269.1_b817.1_b365.2►庇］股力:620422000.0►庇］股力:620422000.0Soildworks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。

voriMises(ITAa21LSO.654.2160voriMises(ITAa21■■帧04乙丁时0-LCi%131,272d-2］匕T520-ET,?QB,ZiQ.0-T2S.U-&5,4^5.212U_54,573.TOfl.O-4乱66巳1讯0_3£,750.666021,S3m0LD,12F,BBS0Lte712Z.?—►駆咸力:t^OOODOO.0由于不知道该零件的具体材料，所以我选用了—►駆咸力:t^OOODOO.0凸轮机构设计符号h1 1U115。5。15。'单位mm(0)方案11730552585有H=0.45，即有r0=045=拾=0取r0二38mm，取rr-4mm在推程过程中：兀2hw2cos-—由a= U得2820当6o=55。时，且0o<5<22.5。,则有a>=0,即该过程为加速推程段,当6°=550时,且5>=22.50,则有a<=0,即该过程为减速推程段。1-cos所以运动方程50。50100150200250300350400450500550S00.3441.3492.9344.969 '7.2909.70912.03114.06615.65016.65517.000单位(mm)-兀2hw2-cos(—)在回程阶段，由a= 0-得：28'20当5'=85o时，且00<5<42.5。,则有a<=0,即该过程为减速回程段,当5。/=85o时，且5>=42.5o,则有a>=0,即该过程为加速回程段0所以运动方程'所以运动方程'兀8cosc8—a580085090095010001050110011501200S1716.85516.42615.72714.78213.62312.28910.8269.285512501300135014001450150015501600165S7.7166.1744.7123.3782.2191.2730.5740.1450单位(mm)凸轮廓线如下五、齿轮设计全部原始数据z=11；1z=38;2m=5;a=20。；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。设计及计算过程1、变位因数选择⑴求标准中心距a:a=m"Zi乞=122.5mm;2acosa122.5xcos20°⑵选取a=127.5mm，由此可得啮合角a:cosa= = na=25°;a 127.5⑶求变位因数x+x之和：x+x=(Z1*Z2)•一'""Q)沁1.1044,然后在齿数组合为1 2 1 2 2tanaz=11,z=38的齿轮封闭线上作直线x+x=1.1044，此直线所有的点均满足变位因数之和12121.1044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。122、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—122.5中心距变动系数：y= = =1m5齿顶高变动系数：d=x1+x2-y=1.1044-1=0.1044齿顶咼：h=(h*+x1-d)-m=(1+0.574一0.1044)x5=7.348mma1 ah=(h*+x2-d)-m=(1+0.5304-0.1044)x5=7.13mma2 a齿根高：h=(h*+c*一x1)-m=(1+0.25一0.574)x5=3.38mmf1ah=(h*+c*-x2)-m=(1+0.25一0.5304)x5=3.598mmf2a齿全高：h=h+h=7.348+3.38=10.728mma1 f1h=h+h=7.13+3.598=10.728mma2 f2

分度圆直径：d二mz二5x11二55mm11d二mz二5x38二190mm22齿顶圆直径：TOC\o"1-5"\h\zd二d+2h二55+2x7.348二69.696mma1 1 a1d二d+2h二190+2x7.13二204.26mma2 2 a2齿根圆直径：d=d一2h=55一2x3.38=48.24mmf1 1 f1d=d-2h=190-2x3.598=1