压床机构设计

压床机构设计(共22页)

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课 程 设 计 说 明 书

题目： 机械原理课程设计

二级学院 年级专业 学 号 学生姓名 指导教师 教师职称

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目录

一. 设计要求------------------------------------------------------1

1. 压床机构简介---------------------------------------------------1

2. 设计内容-------------------------------------------------------1

(1) 机构的设计及运动分折------------------------------------------2

(2) 机构的动态静力分析--------------------------------------------3

(4) 凸轮机构设计--------------------------------------------------3

二．压床机构的设计: ----------------------------------------------4

1. 连杆机构的设计及运动分析---------------------------------------4

(1) 作机构运动简图------------------------------------------------4

(2) 长度计算------------------------------------------------------4

(3) 机构位运动速度分析---------------------------------------------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

五．齿轮机构设计-------------------------------------------------12

六．心得体会-----------------------------------------------------14

七．参考---------------------------------------------------------15

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一、压床机构设计要求

1.压床机构简介

图9—6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、EF／DE，各构件质心S的位置，曲柄转速n1。

要求：设计连杆机构 , 作机构运动简图、机构1～2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

1

已知：从动件冲程H，许用压力角[α ]．推程角0，远休止角1，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[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ρ。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

设计内容 符号 单位 方案3 70 连杆机构设计及运动分析 齿轮机构设计 DS2DEx1 x2 y EFDE3 3 mm 200 310 60 ° 120 H mm 210 CECDn1 r/min 90 BS2BCz5 11 z6  ° 32 20 1/2 1/4 1/2 1/2 m mm 6 设计内容 符号 单位 方案3 连杆机构的动态静力分析及飞轮机构设计 G2 G3 G5 Js2 Js3 Qmax 凸轮机构设计  1/30 N 1600 1040 840 kgm2 N 11000 h  mm 19 30  ° 65 s  35 75 从动件加速度规律 正弦

2

1、连杆机构的设计及运动分

（1）长度计算： 已知：

X170mm,X2200mm,H210mm,CE/CD1/2,EF/DE1/2,DS3/DE1/2'\"600，31200, 3

EDE'600 由条件可得：DEDE' △DEE'等边三角形

过D作DJEE',交EE'于J，交EE'于J,交F1F2于HJDI900HDJ是一条水平线，DHFFFF'//EE'过FF'//EE'过E'作E'GFF',FKE'G

△FKE和 △

E'GF'中，

KEGF',FEE'F',FKEE'GF'900 △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*180/3140mm

3

连接AD,有tanADIX1/Y70/310又ADXY70310317.33mm在三角形△ADC和△ ADC'中，由余弦定理得：

2222

ACCD2AD22AD*CD*COS(120012.720)383.44mmACCDAD2AD*CD*COS(6012.72)245.41mmAC’)/2= BC=(AC+AC’)/2= ∵BS2/BC=1/2, DS3/DE=1/2

∴BS2=BC/2=2= DS3=DE/2=210/2=105mm 由上可得： AB BC BS2 CD 140mm

（3）位置8机构运动速度分析：

已知：n1=90r/min；

n190•2= rad/s = •2 = 逆时针 1

6060'2200 ∴AB=(AC-

DE 210mm DS3 105mm EF vB = 1·lab = ×=s

vC = vB + vCb

大小

方向 ⊥CD ⊥AB ⊥BC

选取比例尺v=(m/s)/mm，作速度多边形

v＝uv＝uv＝uv ＝uv＝uv＝uv＝uCCBEFFES2S3v·

pc ＝=s

v·

bc ＝=s

v·v·

pe ＝=s pf ＝=s ＝=s ＝＝s

v·

efps2v·v·

ps3＝＝s

4

vCB∴2＝＝=s (逆时针)

lBCω3＝

vC＝=s (顺时针) lCDω4＝ 项目 B 数 值 单m/s 位 vFE＝=s (顺时针) lEF C  E  F v S2  S3 1 Rad/s 2 3 4 运动加速度分析： ab=12LAB=×=s2

2LCD=×0. 314425=s2 aBC=2 位置8机构

aCD=32LCD=×=s2

2LEF=×=s2 aFE =4

nac=aCD+ aCD= aB+ aCB + aCB

大小： √ √ √

方向： C→D ⊥CD B→A ⊥BC C→B

选取比例尺a= (mm/s2)/mm,作加速度多边形图

naF = aE + aEF + aEF 大小： √ √

方向： √ √ F→E ⊥EF

ua=ua=ua=uaC=

ea·

p'c'==s2

ap'e'==s2

''cba· nc ==s2

CDan\"c'==s2

5

af=

uap'f'==s2

as2=uap's'2==s2 as3=uap's'3==s2 2= aCB/lCB= /= m/s2

3= aCB/lCD== m/s2 项目 aB aC aE aF\" aS2\" aS3\" 2 3 数值 单位 m/s2 rad/s2 （4）位置5运动速度分析 已知：n1=90r/min；

 = n160•2 rad/s = 90160•2 = 逆时针

vB = 1·lab = ×=s

vC = vB + vCb

大小

方向 ⊥CD ⊥AB ⊥BC

选取比例尺v=(m/s)/mm，作速度多边形

vC＝uv·

pc ＝=s

vCB＝uv·

bc ＝=s

vE＝uv·pe ＝=s vF＝uv·

pf ＝=s vFE＝uv·

ef＝=s vS2＝uv·ps2＝＝s

vS3＝uv·

ps3＝＝s

6

vCB∴2＝＝=s (逆时针)

lBCω3＝

vC＝=s (顺时针) lCDω4＝ 项目 数值 单位 vFE＝=s (顺时针) lEFB C E F vS2 S3 1 2 3 4 m/s Rad/s 位置5机构

运动加速度分析： ab=12LAB=×=s2

2LCD=×0. 314425=s2 aBC=2aCD=32LCD=×=s2

2LEF=×=s2 aFE =4

nac=aCD+ aCD= aB+ aCB + aCB

大小： √ √ √

方向： C→D ⊥CD B→A ⊥BC C→B

选取比例尺a=(m/s2)/mm,作加速度多边形图

naF = aE + aEF + aEF 大小： √ √

方向： √ √ F→E ⊥EF af=

ua=ua=ua=uaC=

ea·

p'c'=×330=s2

ap'e'=×500=s2

·

cban'c' =×310=s2

CDan\"c'=×190=s2

aS2

u=uap'f'=×320=s2

''ps2=×320=s2 a7

''ps3=×250=s2 a/lCB= /= m/s2 2= aCB

aS3=

u

2 al= /== m/sCBCD3项目 数值 单位 aB aC aE aF\" aS2\" aS3\" 2 3 m/s2 rad/s2

（5）机构动态静力分析 G2 G3 G5 rFmax JS2 JS3 1600 1040 840 11000 方案Ⅲ N 单位 1）．各构件的惯性力，惯性力矩： FI2=m2*as2G2*aS2/g=1600×=（与aS2方向相反） F13=m3*as3G3*as3/g=1040×=（与as3方向相反）

F15= m5*aFG5*aF/g=840×=（与aF方向相反）

Fr=11000*=1100 （返回行程） MS2=JS2*a2=×= （顺时针） Ms3=JS3*a3=×= （逆时针）

LS2= MS2/F12=×1000= LS3= MS3/F13=×1000=

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F15G5=0 则F45= ；F65=

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 =20N/mm，作其受力图

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*LBC0 杆2对B点求力矩，可得： F12*L12G2*L2F32 ×+1600× F32×=0 Ft32=

*LBS2F12*LS2F32*LCS20 杆2对S2点求力矩，可得：F12 F12× F12=

(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=N

*LCD 杆3对点C求F63，作其受力图

F43*LS3F13*L13G3*COS150*LG30

 F63×× G3*COS15º*17=0

 F63=

nn 构件3力平衡：F23+ F23+F43+F13+F63+F63+G3=0 nn 则 F23= ；F63=

nF120 构件2力平衡： F23G2F12F12n 则 F12= ；F12=

(4)求作用在曲柄AB上的平衡力矩Mb F61=F21=.

Mb=F21* L =××=（逆时针） 项目 数值 单位 F12 F13 F15 MS2 MS3 Mb nF63 F63 N N 9

项目 数值 单位 Fn12 Ft12 Fn23 Ft23 F34 N F45 F65 F61

三、凸轮机构设计

符号 单位 方案3 h mm 19 30 65 [α] δ S δ＇ （0） 35 75 有基圆半径R0=40mm e=8mm 滚子半径 R=8mm 在推程过程中：由a=2πhω2 sin(2πδ/0)/02得 当δ0 =650时，且00<δ<,则有a>=0,即该过程为加速推程段, 当δ0 =650时,且δ>=, 则有a<=0,即该过程为减速推程段

所以运动方程S=h [(δ/0) -sin(2πδ/)0/(2π)]

在回程阶段，由a=-2πhω2 sin(2πδ/0)/ 02得

当δ0’ =750时，且00<δ<,则有a<=0,即该过程为减速回程段,

当δ0’ =750时,且δ>=, 则有a>=0,即该过程为加速回程段 所以运动方程S=h[1-(δ/0)+sin(2πδ/0) /(2π)]

当δ0 =650时，且00<δ<,则有a>=0,即该过程为加速推程段,

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当δ0 =650时,且δ>=, 则有a<=0,即该过程为减速推程段 所以运动方程S=h [(δ/0) -sin(2πδ/0)/(2π)]

δ S 单位 δ S 单位 δ S δ S 单位 1000 1400 1050 1450 1100 1500 1150 1550 (mm) 400 450 500 55 (mm) 1200 1600 1250 1650 1300 1700 0 1350 1750 0 00 0 50 100 150 200 (mm) 600 650 250 300 350

四、飞轮设计

Mb 1 N． m 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 11

将各点的平衡力矩（即等效阻力矩）画在坐标纸上，如下图所示，平衡力矩所做的功可通过数据曲线与横坐标之间所夹面积之和求得。依据在一个工作周期内，曲柄驱动力矩（设为常数）所做的功等于阻力矩所做的功，即可求得驱动力矩Md（常数）。在图纸中，横坐标为曲柄转角，一个周期为2π，将一个周期分为36等份；纵坐标轴为力矩。

②根据盈亏功的原理，求得各盈亏功，并根据图纸上的能量指示图，以曲柄的平均力矩为分界线，求出各区段盈亏功如下：

Δ

W18.6 Δ

W222 Δ

W31367

ΔW4940 Δ W58.75 Δ W63981

ΔW77.6 ΔW82048.8 ΔW92048.8 ΔW94429 ΔW10568.7 Δ W111016

由此得到ΔWMAX=ΔW9=

JF900ΔWmax/(2*n2*) JF= kg.m2

五、 齿轮机构设计

已知:齿轮Z511,Z632,分度圆压力角20,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’=130mm,求得’=21,142° 经计算后取变位系数 ： x5= mm > Xmin5= mm x6= mm > Xmin6= mm 分度圆直径： d5=m* Z5= d6=m* Z6= 基圆直径： db5= d5*cos=

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odb6= d6*cos= db6=

齿厚：

S5=（/22x*tan）*m= S6=（/22x*tan）*m= mm 齿顶高： ha5=（h*a+x5）*m= ha6=（h*a+x6）*m = 齿底高：

*hf5=（ h*a+c- x5）*m=

*hf6=（ h*a+c- x6）*m=

齿顶圆直径和齿底圆直径： da5= d5+ 2ha5= df5= d5-2hf5= da6= d6+2ha6= mm df6= d6-2hf6=

重合度:

1,,[z5(tana5tan)z6(tana6tan)]=

2

六、心得体会

通过课程设计学到很多很多的东西，同时不仅可以巩固了以前所学过的知识，而且学到了很多在书本上所没有学到过的知识。不仅培养了思考、动手操作的能力，在各种其它能力上也都有了提高。更重要的是，在实验课上，我们学会了很多学习的方法。而这是日后最实用的，真的是受益匪浅。要面对社会的挑战，只有不断的学习、实践，再学习、再实践。通过这次课程设计使我懂得了理论与实际相结合是很重要的，只有理论知识是远远不够的，只有把所学的理论知识与实践相结合起来，从理论中得出结论，才能真正学会，从而提高自己的实际动手能力和思考的能力。在设计的过程中遇到问题，可以说得是困难重重，但可喜的是最终都得到了解决。在此过程中，我们通过查找大量资料，请教老师，以及不懈的努力，不仅培养了思考、动手操作的能力，在各种其它能力上也都有了提高。

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七、参考书籍

1.孙恒,陈作模，葛文杰，《机械原理》（第七版）.高等教育出版社，2006-5-1.

2.刘鸿文《材料力学》（第五版）.高等教育出版社，2011-1-1. 3.王湘江，何哲明《机械原理课程设计指导书》.中南大学出版社，2011-12-1.

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