机械原理课程设计——压床机构设计

1、Z ZhejianSg Sci-Tech UnivTersityUZhejiang Sci-Tech University机械原理课程设计说明书设计题目 : 压床机构设计 专业班级： XXX 姓名学号： XXX完成日期：2012年 X 月 X 日目录设计要31. 压床机构简2. 设计内指导教师： XXX求介3容3(2)机构的动态静力分析3(4)凸轮机构设3压床机构的设计41.连 杆 机 构的设计及运动分43(1) 机构的设计及运动分折(1) 作 机 构 运 动 简计析图(2)长度4计算(3)机构运动速度分析5(4)机构运动加速度分析6(5)机构动态静力分析8三凸轮机构设计11四飞轮机构设计12

2、五齿轮机构设计13六心得体会14七、参考书籍14一、压床机构设计要求1. 压床机构简介图 96 所示为压床机构简图。其中，六杆机构 ABCDEF为其主体机构，电动机经联 轴器带动减速器的三对齿轮 z1-z2 、z3-z4 、z5-z6 将转速降低，然后带动曲柄 1 转动， 六杆机构使滑块 5 克服阻力 Fr 而运动。为了减小主轴的速度波动，在曲轴 A 上装有 飞轮，在曲柄轴的另一端装有供润滑连杆机构各运动副用的油泵凸轮。2. 设计内容：（1）机构的设计及运动分折已知：中心距 x1、x2、y, 构件 3 的上、下极限角，滑块的冲程 H，比值CE CD、EFDE，各构件质心 S的位置，曲柄转速 n

3、1。要求：设计连杆机构 , 作机构运动简图、机构 12 个位置的速度多边形和加速度 多边形、滑块的运动线图。以上内容与后面的动态静力分析一起画在 l 号图纸上。（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。（3）凸轮机构构设计设计内容连杆机构的设计及运动分析单位mm（o）mmr/min符号X1X2yHCE/CDEF/DEn1BS2/BCDS3/D

4、E数据70200310601202101/21/4901/21/21 111360，131120已知：从动件冲程 H，许用压力 角? 推程角 。，远休止角 ?， 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 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 。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 二、压床机构的设计 1、连杆机构的设计及运动分析 （ 1） 作机构运动简图： （2）长度计算： 已知： X170mm， X2200mm，Y310mm，H210mm，CE/CD=1/2, EF/DE=1/2, BS 2/BC=1/2, D

5、S 3/DE=1/2 。 由条件可得； EDE =60DE=DE DEE等边三角形过 D作 DJEE，交 EE于 J，交 F1F2于 H JDI=90HDJ是一条水平线，DHFF FF EE过 F作 FKEE 过 E作 EGFF，FKEG 在 FKE和 E GF中， KE GF， FE=E F, FKE=EGF=90 FKE EGF KE= GF EE=EK+KE, FF =FG+GFEE=FF=H DEE是等边三角形DE=EF=H=210mmEF/DE=1/2, CE/CD=1/2 EF=DE/4=180/4=52.5mm CD=2*DE/3=2*180/3=140mm连接 AD,有 tan

6、 ADI=X1/Y=70/310又 AD= X 2 Y2702 3102 317.33mm在三角形 ADC和 ADC中，由余弦定理得：mmmmABBCBS2CDDEDS3EF69.015mm314.425mm157.2125mm140mm210mm105mm52.5mmACAB=(AC-AC)/2=69.015mm BC=(AC+AC )/2=314.425mm BS2/BC=1/2, DS 3/DE=1/2 BS2=BC/2=314.46/2=157.2125mm 由上可得：DS3=DE/2=210/2=105mm比例尺 0.05mm/(m/s)(3)机构运动速度分析： 已知： n1=90r

7、/min ；1 = n1 ?2 rad/s = 90 ?2 =9.425 逆时针1 60 601vB = l AB = 9.425 0.069015=0.650m/svC =vB+ vCb大小? 0.65?方向CDAB BC选取比例尺v=0.004m/(mm/s) ，作速度多边形vCuvpc0.03/0.05=0.600m/svCBuv bc0.009/0.05=0.180m/svEuvpe0.45/0.05=0.900m/svFuv pf0.44/0.05=0.880m/svFEuv ef0.01/0.05=0.200m/svS2uv ps20.031/0.05mm0.620m/svS3uv

8、 ps30.022/0.05mm0.440m/s2 vCB0.18/0.314425=0.572rad/s ( 逆BC3vC 0.60/0.140=4.290rad/s ( lCD顺时针)vFE 0.20/0.0525=3.809rad/s (EF项 目数 值0.6500.6000.9000.8800.6200.449.4250.5724.2903.809单位m/sRad/s顺时针)(4)机构运动加速度分析： aB=12LAB=9.42520.069015=6.130m/s 2 anCB=22LBC=0.57220. 314425=0.103m/s 2 anCD= 32LCD=4.29020.

9、14=2.577m/s 2 anFE =42LEF=3.8092 0.0525=0.762m/s 2ac = anCD+ atCD= aB + atCB + anCB ？ ？ ？ ？ C D CD B A BC C B大小： 方向： 选取比例尺 a=0.04m/ (mm/s 2), 作加速度多边形图aC=uap c =0.0033/0.01=3.300m/s 2aE=uap e =0.05/0.01=5.000m/s 2at CB=u=0.031/0.01=3.100m/sat CD=u aF 大小： 方向：nc =0.019/0.01=1.900m/s 2= aEnEF + a tEF ?F

10、EEFaF=uap f =0.032/0.01=3.200m/s 2as2=u=0.042/0.01=4.200m/s=0.025/0.01=2.500m/sas3=ua t22= a t CB/LCB=3.100 /0.314425=9.859 m/s 2项目数值6.1303.3005.0003.2004.2002.5009.85913.5713= a t CD/LCD=1.900/0.14=13.571 m/s单位m/s2rad/s 25）机构动态静力分析G2G3G5FrmaxJs2Js3方案16001040840110001.350.39单位NKg.m 21）各构件的惯性力，惯性力矩：

11、FI2=m2*as2=G2*as2/g=16004.200/9.8=685.714N （与 as2 方向相反） FI3=m3*as3= G3*as3/g=1040 2.500/9.8=265.306N （与 as3 方向相反） FI5= m5*aF=G5*aF/g=8403.200/9.8=274.286N （与 aF 方向相反） Fr=11000*0.1=1100 N.m （返回行程）MS2=Js2*2=1.35 9.859=13.310N.m （顺时针） MS3=Js3*3=0.39 13.571=5.293N.m （逆时针）LS2= MS2/FI2=13.310/685.714 1000

12、=19.410mmLS3= MS3/FI3=5.293/265.306 1000=19.951mm 2）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 F=20N/mm，作其受力图 构件 5力平衡： F45+F65+FI5+ G5=0 则 F45= 1140.0N ；F65=160.0N F43=F45（方向相反）（2）对构件 2 受力分析 对构件 2 进行力的分析，选取比例尺 F=20N/mm，作其受力图杆 2对 B点求力矩，可得： FI2*LI2+G2*L2 -F t32*LBC =0864.222 120.2776+16001.6873- F t32314.

13、425=0F t32= 339.1786N杆 2对 S2点求力矩，可得： Ft 12*LBS2 -FI2*LS2 -F t32*LCS2 =0 Ft12157.2125-864.222 11.0243-339.1786 157.2125=0 Ft12=399.781N（3）对构件 3 受力分析对构件 2 进行力的分析，选取比例尺 F=0.05mm/N，作其受力图杆 3对点 C求力矩得： Ft63*LCD F43*LS3- FI3*LI3+G3*COS15o*LG3 =0 Ft63140-572.604 17.153-365.242 34.3066+ G3*COS15o*17=0Ft63=77.

14、6N构件 3力平衡： Fn23+ F t23+F43+FI3+ Ft63+Fn63+G3=0 则 Fn23=2401.0N ； Fn63=172.1N构件 2力平衡： F32 + G2+FI2+ Ft12+Fn12=0则 Fn12=1752.458N ； F12=1798.258N(4) 求作用在曲柄 AB上的平衡力矩 MbF61=F21=1798.258N.Mb=F21* L =1798.258 67.32190.001=121.062N.m(逆时针)项目FI2FI3FI5MS2MS3MbFn63Ft63数值685.714265.306274.28613.3105.29340.68172.1

15、77.6单位NN.mN项目Fn12Ft12Fn23Ft23F34F45F65F61数值3575.038.682401.0298.91140.01140.0160.03575.0单位N三、凸轮机构设计符号hs单位mm(0)方案 31930653575有基圆半径 R0=40mm e=8mm 滚子半径 R=8mm在推程过程中：由 a=2h2 sin(2/0)/02 得当0 =650时，且 00=0,即该过程为加速推程段 当0 =65 时,且=32.5 , 则有 a=0,即该过程为减速推程段 所以运动方程 S=h (/0) -sin(2/0)/(2)2 2在回程阶段，由 a=-2h2 sin(2 /0

16、)/ 0 2 得 当0 =75 0时，且 0037.5 0,则有a=37.50, 则有 a=0,即该过程为加速回程段 所以运动方程 S=h1-( / 0)+sin(2 /0) /(2 ) 当0 =650时，且 00=0,即该过程为加速推程段 当0 =650时,且=32.50, 则有 a=900 Wmax/(2JF= 1495.84 kg.m2*n2 * )五、齿轮机构设计已知:齿轮 Z5 11,Z6 32,分度圆压力角20o ,模数m 6 ,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， 取 a=

17、130mm求, 得 =21,142 经计算后取变位系数 ：x5=0.393 mm Xmin5=0.3529 mm x6=-0.222 mm Xmin6=-0.8824 mm 分度圆直径： d5=m* Z5 =66.0mm d6=m* Z6 =192.0mm 基圆直径：d b5 = d 5 *cos =62.024mm d b6 = d 6 *cos = db6=180.433mm 齿厚：S5=( /2 2x* tan )*m= 10.961mm S6=( /2 2x* tan )*m= 8.628 mm 齿顶高： ha5=(h*a +x5 )*m=8.329mm ha6=(h*a+x6)*m

18、= 4.642mm 齿底高：*h f 5 =( h a +c - x 5 ) *m=4.62mm h f 6 =( h *a +c* - x 6 ) *m=8.829mm 齿顶圆直径和齿底圆直径： da5= d5+ 2h a5 =83.618mm df5= d 5-2h f 5 =56.675mm da6= d 6 +2ha6 =200.325 mm d f 6 = d 6 -2h f 6 =173.382mm 重合度:1 , ,2 z5(tan a5 tan ) z6(tan a6 tan ) =1.390六、心得体会对于机械原理 , 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