压床机构机械原理课程设计(20页).doc

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1、-压床机构机械原理课程设计-第 20 页机 械 原 理 课 程 设 计说 明 书题目：压床机构综合与传动系统设计学生姓名：学号：专业：班级：指导教师：2018 年 6 月 12 日目录1. 压床机构综合与传动系统设计1 设计任务1 工作原理2 分析基本杆组2 结构简图36 传动方案设计662.1.2.六杆机构 A62.1.3.六杆机构 B7 电机的选择78 齿轮机构8 传动机构的选择911 凸轮机构设计1116171. 压床机构综合与传动系统设计压床是应用广泛的锻压设备，用于钢板矫直、压制零件等。图 63 所示为某压床的运动示意图。电动机经联轴器带动三级齿轮(、 、)减速器将转速降低，带动冲床

2、执行机构（六杆机构 ABCDEF）的曲柄 AB 转动,（如：图1 2 )，六杆机构使冲头 5 上下往复运动，实现冲压工艺。现要求完成六杆机构的尺寸综合，并进行三级齿轮减速器的强度计算和结构设计。图 11：压床机构运动示意图图 12：压床六杆机构图1.1 设计任务六杆机构的中心距、，构件 3 的上、下极限位置角、，滑块 5的行程 H，比值、，曲柄转速以及冲头所受的最大阻力等列于附表11：已知参H数及方案数(mm)（mm)（mm)()()(mm)(rpm)(KN）77020031060120210909附表 11：六杆机构的设计数据1(1)针对图 12 所示的压床执行机构方案，依据设计要求和已知参

3、数，确定各构件的运动尺寸，绘制机构运动简图，并分析组成机构的基本杆组；（2）假设曲柄等速转动，画出滑块 5 的位移和速度的变化规律曲线；（3）在压床工作过程中，冲头所受的阻力变化曲线如附图 15 所示，在不考虑各处摩擦、构件重力和惯性力的条件下，分析曲柄所需的驱动力矩；(4)取曲柄轴为等效构件，要求其速度波动系数小于 10，确定应加于曲柄轴上的飞轮转动惯量：（5）编写课程设计说明书。图 13:压床阻力曲线图1.2 工作原理1.2.1 分析基本杆组任何机构由机架、原动件和从动件系统组成。根据机构具有确定运动的条件，即原东件数应等于机构的自由度数，而从动件系统的自由度为零，该从动件系统成为杆组。有

4、时它还可以分解为若干个不可再分的自由度为零的杆组，称为基本杆组。因此，可认为任何机构都是由若干基本杆组依次连接于原动件和机架上而构成的，这便是机构的组成原理。由图 12 的机构运动简图知，该机构有 5 个活动构件，低副个数为 7 个，无高副，根据机构自由度的计算公式可知，2自由度为： F = 3n - 2 PL - PH = 3 5 - 2 7 = 1然后对机构的结构进行分析：由机构的运动可知，杆 AB 为原动件。从远离原动件的地方开始拆分，先拆级组，即滑块与摇杆 EF 构成一个级组，然后摇杆 DE 和摇杆 BC 构成一个级组，最后曲柄 AB 与固定铰支座构成级组，如下图所示:图 14：机构拆

5、分图1.3 结构简图机构运动简图在研究分析机械时，为便于分析，可以先不考虑那些鱼运动无关的因素，如机构的外形、断面尺寸、组成构件的零件数目及连接方式，以及运动副的具体结构等，仅用简单的线条和符号来代表构件和运动副，并按一定比例确定各运动副的相对位置。这种表示机构中各构件相对运动关系的简单图形称为机构运动简图。它完全能表达原机构具有的运动特性。该压床六杆机构的运动简图如附图 15 所示：图 15：压床六杆机构运动简图3（1） 作机构运动简图（图 16）：（2）长度计算：已知：X170mm，X2200mm，Y310mm，13 60，113 120，H210mm，CE/CD=1/2,EF/DE=1/

6、2,BS2/BC=1/2,DS3/DE=1/2。由条件可得：EDE= 60DE=DEDEE等边三角形过 D 作 DJEE，交 EE于 J，交 F1F2 于 HJDI=90HDJ 是一条水平线， DHFF FFEE图 16：机构运功简图过 F 作 FKEE 过 E作 EGFF，FKEG在FKE 和EGF中，KEGF，FE=EF, FKE=EGF=90 FKEEGFKE= GFEE=EK+KE, FF=FG+GF EE=FF=HDEE 是等边三角形 DE=EF=H=210mm EF/DE=1/2, CE/CD=1/2EF=DE/4=180/4=52.5mm CD=2*DE/3=2*180/3=14

7、0mm 连接 AD,有 tanADI=X1/Y=70/310又AD= X 2 +Y 2 = 702 + 3102 = 317.33 mm在三角形ADC 和ADC中，由余弦定理得：AC =mm4AC=mmBS2/BC=1/2, DS3/DE=1/2BS2DS3=DE/2=210/2=105mm由上可得：ABBCBS2CDDEDS3EF140mm210mm105mm附表 12：运动简图杆件参数表52.方案的拟定及说明2.1 传动方案设计2.1.1.基于摆杆的传动方案优点：结构紧凑，在点处，力的方向与速度方向相同，所以传动角g = 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

8、定，需要加飞轮，用惯性通过；图 212.1.2.六杆机构 A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：图 2262.1.3.六杆机构 B优点：结构紧凑，满足急回运动要求；缺点：机械本身不可避免的问题存在。图 23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，我选择方案三：六杆机构 B。2.2 电机的选择由转速 n2=90r/min，电机的转速应要尽量小，选用一般用途的电动机。选择电动机容量 Pmax=2.12kw ,Pw=Pmax/0.9=2.36 kw 。工作机轴转速 n2= 90r/min 。可以按各级齿轮传动比 820 ，所以电动机转速

9、可选范围： n=i*n2=(815)*90=7201800 r/min。考虑到工作环境以及经济效益方面，暂选用同步转速为1000r/min的Y系列异步电动机 Y80M1-4，其满载转速n=1390 r/min73.传动系统设计3.1 齿轮机构已知:齿轮 Z 5 = 11, Z 6 = 32, 分度圆压力角a = 20o , 模数m = 6 ,齿轮为正常齿制，工作情况为开式传动，齿轮 Z 6 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a =21,142经计算后取变位系数 ：x5=0.393 mm Xmin5=0.3529

10、 mmx6=-0.222 mm Xmin6=-0.8824 mm分度圆直径：d 5 =m* Z 5d 6 =m* Z 6基圆直径：d b5 = d 5 *cosad b6 = d 6 *cosa齿厚：S 5 =（ P / 2 + 2x * tan a ）S 6 =（ P / 2 + 2x * tan a ）*m= 8.628 mm齿顶高：h a5 =（h *a +x 5 ）h a 6 =（h *a +x 6 ）齿底高：h=（ h * +c * - x ）f 5a5h=（ h * +c * - x ）f 6a6齿顶圆直径和齿底圆直径：d a5 = d 5 + 2h a58d f 5 = d 5

11、-2h f 5d a 6 = d 6 +2h a 6 =200.325 mmd f 6 = d 6 -2h f 6重合度:e = 21p z5 (tanaa5 - tana,) + z6 (tanaa 6 - tana,3.2 传动机构的选择构思一个合理的传动系统，它可将电机的高速转动（1390 r/min）变换为执行机构的低速转动。构思机构传动方案时，能较为合理地分配各部分的传动比。传动装置的总传动比及其分配:由电动机的满载转速 nm 和工作机主动轴转速 nw可确定传动装置应有的总传动比为：inm/nwnw90nm=1390一级传动比（皮带传动）：i0=3由电动机传出的转速为 1390r/m

12、in，经过皮带轮减速度变为 463r/min，再经过齿轮减速最后输出的速度为 90r/min。如图 31：9图 31：齿轮传动图齿轮箱中齿轮的齿数 Z1=24；Z2=80；Z3=40；Z4=60；根据传动比 i14=所有从动轮的齿数积/所有主动轮的齿数积所以，二级传动比(齿轮传动)：i14=80x60/24x40=5所以总的传动比： i=3x5=15nw=nm/i=1390/15=93 r/min且（93-90）/90100%=3.33% 在允许转速偏差5% 内，所以基本符合要求。104.执行系统的设计4.1 凸轮机构设计凸轮机构的设计及其运动曲线采用的是软件编程制作，按照选择数据的设计要求推

13、动从从动件8的推、回程运动规律均为正弦运动。正弦运动既无刚性冲击又无柔性冲击所以我们即按其正弦规律进行设计。解析法设计凸轮，需要求出凸轮轮廓曲线的解析函数式。盘形凸轮轮廓曲线是一种平面曲线，通常可用直角坐标来描绘。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，min，选取滚子半径rr。下面按照给定已知条件来设计该凸轮的轮廓曲线。符号H0010单位mm（0）值2030701070附表 41：凸轮参数表下面求凸轮的理论轮廓曲线方程:以凸轮的基圆圆心为直角坐标轴的原点。Y 轴与推杆轨道，平行且指向上方。因为理论廓线由推程、远休止、回程和近休止四部分组成，所以轮廓的直角坐标方程也分四段求

14、出。（1）推程部分：在此阶段作等加速度上升。以下为运动位移方程：s=h(/0)-sin(2/0 )/(2)v=h1-cos(2/0 )/ 0a=2h*sin(2/0 )/由题意得： h=200=70（2）远休止部分：此期间推杆静止，s=20mm,所以该部分凸轮廓线为一段弧其半径为 R = (s + s0 )2 + e2 ，e=0。凸轮廓线的直角坐标参数方程为:x = R sin y = R cos 式中 是圆弧上的点和原点之间的连线与 Y 轴的夹角。根据理论廓线在图11中的几何关系可得：f = d + arctan Re（7080）（3）回程部分:以下为回程运动方程：s=h1-(/ )+sin

15、(2/ )/(2)v=hcos(2/ )-1/a=-2hsin(2/ )/（4）近休止部分：运动到这一阶段，推杆静止，s=0,该部分凸轮的理论轮廓曲线为基圆的一部分圆弧。所以凸轮廓线的直角坐标参数方程为：x = r0sin y = r0cos 式中 是圆弧上的点和原点之间的连线与 Y 轴的夹角，根据理论廓线在图中的几何关系，可得：f = d + arctan e s0所以有：x=r0sin(+)y=r0cos(+)（150360）凸轮基圆半径（）的确定：我们选取凸轮基圆半径r0=60mm，滚子半径公式(0.10.15) r0，得出滚子半径 9mm，根据方程，利用软件编程，得出下图：12图 41

16、：加速度线图图 42：速度线图13图 43：位移线图图 44：凸轮形状图14图 45：凸轮三维图155.设计小结对于机械原理,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，但在老师的指导和同学的互相帮助下还是按时完成了设计。这次课程设计让我体会很深，也学到了很多新东西。“纸上得来终觉浅，觉知此事要躬行”，不经过实践，我们又怎么能将书里的知识与实际联系在一起。在这次课程设计中，充分利用了所学

17、的机械原理知识，根据设计要求和运动分析，选用合理的分析方案，从而设计出比较合理的机构来。这次课程设计，不仅让我们把自己所学的知识运用到实际生活中去，设计一些对社会有用的机构，也让我们深刻体会到团体合作的重要性，因为在以后的学习和工作中，但靠我们自己个人的力量是远远不够的，必须积聚大家的智慧，才能创造出令人满意的产品来。通过这次试验我才亲身体会到自己学的知识与实际动手之间还有一定的差距。首先在画图方面，如何布局才能使图让人清晰易懂，不显得空旷和不浪费纸张。其实要事先想好在哪一部分画什么，并确定相应的比例尺。在对结构进行力的分析的时候，首先要确定各杆的运动方向，再确定其受力方向。在画图的时候要力求

18、精确，只有这样才能使计算结果与实际相差不大。在画图的过程中，间接的帮我们复习了以前的知识，比如机械制图，理论力学等。同时，这次课程设计也为我们以后的毕业设计打下了一个基础，我相信，经过这次设计，我们毕业设计的时候不再会象现在这么茫然了，也一定能做好它。166.参考文献1 孙恒、陈作模，葛文杰.机械原理M.7版.北京:高等教育出版社，2006.2 申永胜.机械原理教程M.8版.北京:清华大学出版社,2003.3 陆风仪.机械原理课程设计M.北京:机械工业出版社,2002.4 王三民.机械原理与设计课程设计M.北京:机械工业出版社,2005.5 朱景梓.渐开线齿轮变位系数的选择M.北京:人民教育出

19、版社,1982.6 曲继方.机械原理课程设计M.北京:机械工业出版社,1989.7 师忠秀，王继荣.机械原理课程设计M.北京:机械工业出版社，2004.8 程祟恭，杜锡珩,黄志辉.机械运动简图设计M.北京:机械工业出版社,1994.9 罗洪田.机械原理课程设计指导书M.北京:高等教育出版社,2004.10 胡家秀，陈峰.机械创新设计概论M.北京:机械工业出版社,2005.11 刘毅. 圆弧或直线轨迹连杆机构设计的新方法J.机械设计与制造，2006(6)：27-28.12 裘建新.机械原理课程设计指导书M.北京:高等教育出版社，2005.13 裘建新.机械运动方案及机构设计M.北京:高等教育出版社，1997.14 吕庸厚，沈爱红.组合机构设计与应用创新M.北京:机械工业出版社，2008.15 刘鸿文. 材料力学（第五版）M北京：高等教育出版社，2009.16 吕仲文。机械创新设计M.北京：机械工业出版社，2004.17 石永刚，吴央芳.凸轮机构设计与应用创新M.北京：机械工业出版社，2007.17