机械原理课程设计之压床机构 .docx

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1、机械原理课程设计之压床机构 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 目录. 一、机构简介与设计数据. 1.1.机构简介. 1.2机构的动态静力分析 . 1.3凸轮机构构设计 . 1.4.设计数据. 二、压床机构的设计. 2.1.传动方案设计. 基于摆杆的传动方案. 六杆机构A . 六杆机构B . 2.2.确定传动机构各杆的长度. 三.传动机构运动分析. 3.1.速度分析. 3.2.加速度分析. 3.3. 机构动态静力分析. 3.4.基于soildworks环境下受力模拟分析：. 四、凸轮机构设计. 五、齿轮设计. 5.1.全部原始数据. 5.2.

2、设计方法及原理. 5.3.设计及计算过程. 参考文献. 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 r F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 6 z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 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97)以及连杆机构设计和运动分析中所得的结果。 要求：确定机

3、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?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 1.4.设计数据 设计内容连杆机构的设计及运动分析 符号 单位mm 度mm r/min 数据 I 50 140 220 60 1202201/2 1/4 100 1/2 1/2 II 60 170 260 60 1202201/2 1/4 90

4、1/2 1/2 III 70 200 310 60 120 210 1/2 1/4 90 1/2 1/2 连杆机构的动态静力分析及飞轮转动惯量的确定 G2 G3 G5 N 1/30 660 440 300 4000 0.28 0.085 1/30 1060 720 550 7000 0.64 0.2 1/30 1600 1040 840 11000 1.35 0.39 凸轮机构设计 a S 0mm 0 16 120 40 80 20 75 18 130 38 75 20 90 18 135 42 65 20 75 二、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 优点：

5、 结构紧凑，在点处，力的方 向与速度方向相同，所以传动角 =?，传动效果最好；满足急 90 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； 2.1.2.六杆机构 A 2.1. 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：mm h mm h mm h 2203,1402,501= , 360?=?, 3120?=?， 1 180, ,2 CE H mm CD = 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： 优点： 结构紧凑，满足急回运动

6、要求； 缺点： 机械本身不可避免的问题存在。 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：?=?=8.12220 50 21tan h h 在三角形ACD 和AC D 中用余弦公式有： 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：m in /1001r n = s rad n w /467.1060 100 260211=?= ,逆时针； 大小 ? 0.577 ? ? ? 方向 CD AB BC 铅垂 EF 选取比例尺mm s m u v /0105.0=，作速度多边形如图所示； 由图分析得： pc u v v c ?= 0

7、.004 18.71=0.07484m/s bc u v v CB ?=0.004 121.5=0.486m/s pe u v v E ?=0.004 28.06=0.11224m/s pf u v v F ?=0.00420.7=0.0828m/s ef u v v FE ?= 0.004 14.36=0.05744m/s 22ps u v v s ?=0.00469.32mm 0.27728m/s 33ps u v v s ?=0.00414.03mm 0.05612m/s 2BC CB l v 0.486/0.223185=2.178rad/s (顺时针) 3CD C l v 0.074

8、84/0.1=0.7484rad/s (逆时针) 4 EF FE l v 0.05744/0.0375=1.532rad/s (顺时针) 速度分析图： 项目 数值 2.178 0.74 8 1.532 单位 3.2.加速度分析 =?=AB B l w a 2110.47220.049285=5.405m/s 2 BC n BC l w a ?=22=2.17820.223185=1.059m/s 2 CD n CD l w a ?=23=0.74820.1=0.056m/s 2 EF n EF l w a ?=24 =1.5322 0.0375=0.088m/s 2 c a = a n CD

9、+ a t CD = a B + a t CB + a n CB 大小： ？ ？ ？ 方向： ？ C D CD B A BC C B 选取比例尺a=0.04(m/s 2)/mm,作加速度多边形图 c p u a a c ?=0.04113.53=4.5412m/s 2 e p u a a E ?=0.04170.29=6.8116m/s 2 c b u a a t CB ?=0.0461.3=2.452 m/s 2 c n u a a t CD ?=0.04113.52=4.5408 m/s 2 a F = a E + a n FE + a t FE 大小： ？ ? 方向： F E FE f

10、p u a a F ?=0.04129.42=5.1768 m/s 2 22s p u a a s ?=0.04120.97=4.8388m/s 2 33s p u a a s ?=0.0485.15= 3.406m/s 2 f p u a a F ?=0.04129.42= 5.1768m/s 2 CB t CB l a =2=2.452/0.223185=10.986 m/s 2 （逆时针） t CD l a =3=4.5408/0.1=45.408 m/s 2 （顺时针） 3.3. 机构动态静力分析 g a G a m F s s s g 2 2222?= ?=6604.839/9.8=

11、325.892N （与2s a 方向相同） g a G a m F s s g 33333?=?=4403.406/9.8=152.922N （与3s a 方向相反） g a G a m F F F g ?=?=555=3005.177/9.8=158.480N （与F a 方向相反） 10 max r r F F =4000/10=400N 222?=s I J M =0.2810.986=3.076N.m （顺时针） 333?=s I J M =0.08545.408=3.860N.m （逆时针） 2 2 2g I g F M h =3.076/325.892=9.439mm 3 3 3g

12、 I g F M h = =3.860/152.922=25.242mm 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,/10mm N u F =作其受力图 构件5力平衡： 0456555=+R R G F g 则4545l u R F ?-=-1047.44=-474.4N 4543R R -=474.4N (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：0222212=?-?-?Fg g G BC t l F l G l R 单独对构件3分析： 杆3对C 点求矩得： 解得: N R t 103.26563 = 对杆组2、3进行分析： R4

13、3+Fg3+G3+R t 63+ Fg2+G2+R t 12+R n 12+R n 63=0 大小： ？ ？ 方向： 选取比例尺F=10N/mm ，作其受力图 则 R n 12=10156.8=1568N ； R n 63=1049.28=492.8N. 3.4.基于soildworks 环境下受力模拟分析： 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。