机械原理毕业课程设计压床机构

1、（此文档为word格式，下载后您可任意编辑修改！）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:24目 录2一、机构简介与设计数据 31.1. 机构简介31.2机构的动态静力分析 31.3凸轮机构构设计31.4.设计数据 4二、 压床机构的设计 52.1. 传动方案设计52.1.1. 基于摆杆的传动方案 52.1.2. 六杆机构A52.1.3. 六杆机构 B62.2. 确定传动机构各杆的长度 6三、传动机构运动分析 83.1. 速度分析83.2. 加速度分析103.3. 机构动态静力分析 113.4. 基于soildworks环境下受力模拟分析： 14四、凸轮机构

2、设计17五、齿轮设计 195.1. 全部原始数据 195.2. 设计方法及原理 195.3. 设计及计算过程 19参考文献21亠、机构简介与设计数据11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12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

3、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。13凸轮机构构设计已知：从动件冲程H，许用压力角a 推程角&，远休止角回程角3,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1单位mm度mmrmin数 据I501402206012015012141001212II60170260601201801214901212III7020031

4、0601202101214901212连杆机构的动态静力分析及飞轮转动惯量的确定甘G2G3G5N130660440 :30040000.280.085130106072055070000.640.2r 13016001040840110001.350.39凸轮机构设计aS/0mm01612040802075181303875209018135426520751、压床机构的设计2.1传动方案设计2.1.1基于摆杆的传动方案2.12六杆机构AFC2.1.3六杆机构B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

5、 = 50mm,h2 = 140mm, h3 = 220mm ,，EF 1 BS _ 1 DS3 _ 1 DE 4BC 2DE 2.如右图所示，为处于两个极限位置时的状态。h2 220根据已知条件可得：ta=卫=卫 v -12.8:，-60 -128 -47.2-Jj -120 -12.8 =107.2AD = . hl* hl h3* h3 二 50* 50 220* 220 二 225.61mmEF = H =150mm二 DE = 150mm=CD = 100mm,CE = 50mm, EF = 37.5mm在三角形和中用余弦公式有：R CD * CD + AD * AD AC * AC

6、 COS :2* DC* AD= AC = 173.9mm由上分析计算可得各杆长度分别为:三.传动机构运动分析项目数值单位3.1速度分析已知:w12 二 m6060=10.467 rad / s,逆时针;vB = r w=|ab wi =0.0493 10.467 = 0.516m/sVc二VbVcb大小方向铅垂选取比例尺，作速度多边形如图所示； 由图分析得：=0.004X 18.71=0.07484ms=0.004X 121.5=0.486ms=0.004X 28.06=0.11224ms=0.004X 20.7=0.0828ms=0.004X 14.36=0.05744ms=0.004X

7、69.32mm = 0.27728ms=0.004X 14.03mm = 0.05612msVfVeVfe; = = 0.4860.223185=2.仃8TadS（顺时针）3= 0.074840.1=0.7484rads（逆时针）3= 0.057440.0375=1.532rads（顺时针）速度分析图:E项目数值2.1780.7481.532单位3.2加速度分析10.4722X 0.049285=5.405mS=2.仃8 0.223185=1.059mS=0.7482X 0.1=0.056mg2 2= 1.532 X 0.0375=0.088ms nttn=a cd+ a cd= aB + a

8、 CB + a CB大小：？? v ? v方向：？CD 丄CD BA 丄BCCB 选取比例尺卩a=004（m$）mm,作加速度多边形图2=0.04X 113.53=4.5412ms2=0.04X 170.29=6.8116ms2=0.04X 61.3=2.452 ms2=0.04X 113.52=4.5408 msaFn=aE + a fet + a大小：V? V?方向：VfF E丄FE2=0.04X 129.42=5.1768 mS=0.04X 120.97=4.8388mS=0.04X 85.15= 3.406mS=0.04X 129.42= 5.1768mS=2.4520.223185=

9、10.986 ms （逆时针） =4.54080.仁45.408 mW（顺时针）项目数值5.4054.5416.8125.1774.8393.40610.98645.408单位msrads3.3.机构动态静力分析G2G3G5FrmaxJs2Js3万案1660r 440300r 40000.280.085单位NKg.m21. 各构件的惯性力，惯性力矩：=660X4.8399.8=325.892N （与方向相同）=440 X 3.4069.8=152.922N （与方向相反）=300X 5.1779.8=158.480N （与方向相反）=400010=400N=0.28X 10.986=3.076

10、N.m（顺时针）=0.085X 45.408=3.860N.m（逆时针）=3.076325.892=9.439mm=3.860152.922=25.242mm2. 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，选取比例尺作其受力图构件5力平衡：则=-10 x 4744=-4744N=4744NR65 二uF65 =10 12.18 =121.8N(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 Ibc -G2 Ig2 -Fg2 bg2 =0R： 223.19-660 19.38-325.892 0.96 =0单独对构件3分析：杆3对C点求矩得：l CD

11、 - G3 hG3 R43 hR43F g3，hFg3 = 0r63 100 -440 21.73 474.4 35.65 152.922 0.24 = 0解得：对杆组2、3进行分析：X+nnR43+Fg3+G3+R 63+ Fg2+G?+R 12 + R 12+R 63=0 大小：“V V V ?方向：VVVVV V V VV选取比例尺卩F=i0Nmm，作其受力图则 Rni2=10x 1568=1568N;Rn63= 10x 49.28=4928N机构2力多边求作用在曲柄AB上的平衡力矩Mb :M b = F21 l R21 = 156.91 10 .855 = 13.416N mR61 =

12、 R21 =156.91 10 =1569.1N项目Fg2Fg3Fg5M12MI3MbR 63Rt63数值325.89152.92158.483.083.8613.42492.8265.10单位NN.mN项目Rn12Rf12R34R45R56R61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:Simulation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

13、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、 五金制品等设计之中。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。tdh Hi ses （B/n 2）130,勺

14、 236. 0120, 042P T別I. 0104, 131, 272. 09比 21 9h T52. 09L 雷Wb 24C. 07G,T2. 0G4fl 5 212. 0545J 初 TflC. 022, TSfi. &g. 021.叮 152 010$27.IGu LSS 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

15、分布已经是足够了。四、凸轮机构设计符号ha 5 05 015 0/单位mm(0) |方案11730552585H17有，即有 r037.778mm 。0.450.45取，取。在推程过程中：由得当S 0 =55时，且00 5 =0,即该过程为加速推程段， 当S =55时，且5 =22.50,则有a=0,即该过程为减速推程段 所以运动方程50050100150200250300350400450500550S00.3441.3492.9344.9697.2909.70912.03114.06615.65016.65517.000单位(mm)在回程阶段，由得：当S 0 =85时，且00S V42.5

16、0,则有a=42.50,则有a=0,即该过程为加速回程段 所以运动方程580008509009501000105011001150120S1716.85516.42615.72714.78213.62312.28910.8269.285512501300135014001450150015501600165S7.7166.1744.7123.3782.2191.2730.5740.1450单位(mm)凸轮廓线如下：五、齿轮设计51全部原始数据5.2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

17、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。5.3设计及计算过程1、变位因数选择 求标准中心距：a cos：122.5 cos 20选取，由此可得啮合角:cos=25;a127.5求变位因数之和：X! x2二一Z2)m一1.1044，然后在齿数组合为的齿轮圭寸闭线2ta na上作直线，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，满足两齿根相等的要求。2、计算几何尺寸由可知，该传动为正传动，其几何尺寸计算如下：(aa) 127.5 122.5a. 中心距变动系数：y1m5b. 齿顶高变动系数：一：=x1 x2 - y =1.1044

18、 -1 =0.1044c齿顶高：ha1 = (h； x1 - J m = (1 0.574 - 0.1044) 5 二 7.348mmha2 = (h： x2 - J m = (1 0.5304 - 0.1044) 5 = 7.13mmd. 齿根高：hf1 =(h； J x1) m =(1 0.25 0.574) 5 =3.38mm hf2 =(h； d -x2) m =(1 0.25 -0.5304) 5 =3.598mme. 齿全高：d =ha1 +hf1 =7.348 十 3.38 = 10.728mmh2 二 ha2 hf2=7.13 3.598=10.728mmf. 分度圆直径：g. 齿顶圆直径：da1 =d1 +2ha1 =55+ 27.348 = 69.696mmda2 二 d2 2ha2 =190 2 7.13 = 204.26mm分度圆齿厚:二 m3.14 52 x1 tan2 0.574 tan 2