机械原理课程设计压床机构22893.pdf

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1、 1 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：2 目 录 目 录.2 一、机构简介与设计数据.3 1.1.机构简介.3 1.2 机构的动态静力分析.3 1.3 凸轮机构构设计.3 1.4.设计数据.4 二、压床机构的设计.5 2.1.传动方案设计.5 2.1.1.基于摆杆的传动方案.5 2.1.2.六杆机构 A.5 2.1.3.六杆机构 B.6 2.2.确定传动机构各杆的长度.6 三.传动机构运动分析.8 3.1.速度分析.8 3.2.加速度分析.10 3.3.机构动态静力分析.11 3.4.基于 soildworks 环境下受力模拟分析：.14 四、凸轮机构设计

2、.17 五、齿轮设计.19 5.1.全部原始数据.19 5.2.设计方法及原理.19 5.3.设计及计算过程.19 参考文献.21 3 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rF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6z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

3、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 4 1.4.设计数据 设计内容 连杆机构的设计及运动分析 符号 1h 2h 3h 3 3 H CDCE DEEF 1n BCBS2 DEDS3 单位 mm 度

4、mm r/min 数据 I 50 140 220 60 120 150 1/2 1/4 100 1/2 1/2 II 60 170 260 60 120 180 1/2 1/4 90 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 maxFr 2SJ 3SJ N 2Kg m 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

5、机构设计 max 2O DL a S 0 mm 0 16 120 40 80 20 75 18 130 38 75 20 90 18 135 42 65 20 75 5 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 2.1.2.六杆机构 A 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，造成运动的不确定，需要加飞轮，用惯性通过；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：6 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

6、方案三。2.2.确定传动机构各杆的长度 已知：mmhmmhmmh2203,1402,501,360,3120，1180,2CEHmmCD 32111,.422DSEFBSDEBCDE 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：8.122205021tanhh 2.478.1260 2.1078.12120 mmhhhhAD61.225220*22050*503*31*1mmEFmmCEmmCDmmDEmmHEF5.37,50,100150150 在三角形ACD和AC D中用余弦公式有：mmACADDCACACADADCDCD9.173*2*cos ADCDACADDC*2cos

7、222 mmAC5.272 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。7 mmACACABmmACACBC3.4922.2232 2131.9,BS 390;DS 由上分析计算可得各杆长度分别为：AB BC 2BS CD DE 3DS EF mm3.49 mm2.223 131.9mm mm100 mm150 90mm mm5.37 8 三.传动机构运动分析 项目 ABl BCl DEl EFl 2BSl 3DSl CDl 数值 3.49 2.223 150 5.37 131.9 90 100 单位 mm 3.1.速度分析 已知：min/1001rn sradnw/4

8、67.1060100260211,逆时针；smwlwrvABB/516.0467.100493.01 CBCBVVV ;FEFEVVV 大小 0.577?方向 CD AB BC 铅垂 EF 选取比例尺mmsmuv/0105.0，作速度多边形如图所示；由图分析得：pcuvvc0.00418.71=0.07484m/s bcuvvCB0.004121.5=0.486m/s peuvvE0.00428.06=0.11224m/s pfuvvF0.00420.7=0.0828m/s efuvvFE0.00414.36=0.05744m/s 22psuvvs 0.004 69.32mm 0.27728m

9、/s 33psuvvs 0.004 14.03mm 0.05612m/s 9 2BCCBlv0.486/0.223185=2.178rad/s (顺时针)3CDClv0.07484/0.1=0.7484rad/s (逆时针)4EFFElv0.05744/0.0375=1.532rad/s (顺时针)速度分析图：10 项目 BV CV EV FV 2SV 3SV 1 2 3 4 数值 516.0 075.0 112.0 083.0 277.0 056.0 467.10 2.178 0.748 1.532 单位/m s/rad s 3.2.加速度分析 ABBlwa2110.47220.049285

10、=5.405m/s2 BCnBClwa22=2.17820.223185=1.059m/s2 CDnCDlwa23=0.74820.1=0.056m/s2 EFnEFlwa24=1.53220.0375=0.088m/s2 ca=anCD+atCD=aB+atCB+anCB 大小：？方向：？CD CD BA BC CB 选取比例尺a=0.04(m/s2)/mm,作加速度多边形图 cpuaac=0.04113.53=4.5412m/s2 epuaaE=0.04170.29=6.8116m/s2 cbuaatCB=0.0461.3=2.452 m/s2 cnuaatCD=0.04113.52=4.

11、5408 m/s2 aF =aE+anFE +atFE 大小：？?方向：FE FE fpuaaF=0.04129.42=5.1768 m/s2 22spuaas=0.04120.97=4.8388m/s2 33spuaas=0.0485.15=3.406m/s2 fpuaaF=0.04129.42=5.1768m/s2 CBtCBla2=2.452/0.223185=10.986 m/s2（逆时针）CDtCDla3=4.5408/0.1=45.408 m/s2 （顺时针）11 项目 aB aC aE Fa 2Sa 3Sa 2 3 数值 5.405 4.541 6.812 5.177 4.839

12、 3.406 10.986 45.408 单位 m/s2 rad/s2 3.3.机构动态静力分析 G2 G3 G5 Frmax Js2 Js3 方案 I 660 440 300 4000 0.28 0.085 单位 N Kg.m2 1各构件的惯性力，惯性力矩：gaGamFsssg22222=6604.839/9.8=325.892N（与2sa方向相同）gaGamFssg33333=4403.406/9.8=152.922N（与3sa方向相反）gaGamFFFg555=3005.177/9.8=158.480N（与Fa方向相反）10maxrrFF=4000/10=400N 222sIJM=0.2

13、810.986=3.076N.m （顺时针）333sIJM=0.08545.408=3.860N.m （逆时针）222gIgFMh=3.076/325.892=9.439mm 333gIgFMh=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,/10mmNuF作其受力图 构件 5 力平衡：0456555RRGFg 则4545luRF=-1047.44=-474.4N 4543RR=474.4N NluRF8.12118.12106565 12(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：

14、0222212FggGBCtlFlGlR 096.0892.32538.1966019.22312tR NRt711.5812 单独对构件 3 分析：杆 3 对 C 点求矩得：03343433363FggRGCDthFhRhGlR 024.0922.15265.354.47473.2144010063tR 解得:NRt103.26563 对杆组 2、3 进行分析：R43+Fg3+G3+Rt63+Fg2+G2+Rt12+Rn12+Rn63=0 大小：？方向：选取比例尺F=10N/mm，作其受力图 则 Rn12=10156.8=1568N；Rn63=1049.28=492.8N.13(3)求作用在

15、曲柄 AB 上的平衡力矩 Mb：mNlFMRb416.1300855.01091.1562121 NRR1.15691091.1562161 项目 Fg2 Fg3 Fg5 MI2 MI3 Mb Rn63 Rt63 数值 325.89 152.92 158.48 3.08 3.86 13.42 492.8 265.10 单位 N N.m N 项目 Rn12 Rt12 R34 R45 R56 R61 数值 1568.00 58.71 474.4 474.4 121.8 1569.1 单位 N 14 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 w

16、orks 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。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。15 连杆受力情况 Soild work

17、s 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。16 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分布已经是足够了。17 四、凸轮机构设计 有45.00rH,即有mmHr778.3745.01745.00。取mmr380,取m

18、mrr4。在推程过程中：由200222coshwa得 当0=550时，且 00=0,即该过程为加速推程段,当0=550时,且=22.50,则有 a=0,即该过程为减速推程段 所以运动方程2cos10hs 00 50 100 150 200 250 300 350 400 450 500 550 S 0 0.344 1.349 2.934 4.969 7.290 9.709 12.031 14.066 15.650 16.655 17.000 单位(mm)在回程阶段，由200222)cos(hwa 得:当0=850时，且 0042.50,则有 a=42.50,则有 a=0,即该过程为加速回程段

19、所以运动方程 2cos1 0hs 800 850 900 950 1000 1050 1100 1150 1200 S 17 16.855 16.426 15.727 14.782 13.623 12.289 10.826 9.285 1250 1300 1350 1400 1450 1500 1550 1600 165 符号 h 0 01 0 单位 mm（0）方案 1 17 30 55 25 85 18 S 7.716 6.174 4.712 3.378 2.219 1.273 0.574 0.145 0 单位(mm)凸轮廓线如下:19 五、齿轮设计 5.1.全部原始数据;20;5;38;1

20、121mzz 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:;5.1222)(21mmzzma 选取mma5.127，由此可得啮合角;255.12720cos5.122coscos:aa 求变位因数21xx 之和：1044.1tan2)()(2121invinvzzxx，然后在齿数组合为38,1121zz的齿轮封闭线上作直线1044.121 xx，此直线所有的

21、点均满足变位因数之和1.1044和中心距122.5mm的要求，所以5304.0,574.021xx，满足两齿根相等的要求。2、计算几何尺寸 由021 xx可知，该传动为正传动，其几何尺寸计算如下：a.中心距变动系数：155.1225.127)(maay b.齿顶高变动系数：1044.011044.121yxx c.齿顶高：mmmxhhmmmxhhaaaa13.75)1044.05304.01()2(348.75)1044.0574.01()1(*2*1 d.齿根高:20 mmmxchhmmmxchhafaf598.35)5304.025.01()2(38.35)574.025.01()1(*2

22、*1 e.齿全高：mmhhhmmhhhfafa728.10598.313.7728.1038.3348.7222111 f.分度圆直径：mmmzdmmmzd190385551152211 g.齿顶圆直径:mmhddmmhddaaaa26.20413.721902696.69348.72552222111 h.齿根圆直径：mmhddmmhddffff804.182598.32190224.4838.32552222111 i.基圆直径：mmddmmddbb542.17820cos190cos683.5120cos55cos2211 j.节圆直径：mmddmmdd19725cos20cos190c

23、oscos206.5725cos20cos55coscos2 21 1 k.顶圆压力角：062.2926.204542.178arccosarccos136.42696.69683.51arccosarccos222111abaabadddd l.重合度：3.131.114.32)25tan062.29(tan38)25tan136.42(tan112)tan(tan)tan(tan2211aaazz满足重合度要求。m.分度圆齿厚：mmxmsmmxms236.820tan5304.022514.3tan222268.820tan574.022514.3tan12221 21 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,2001.2.崔洪斌，陈曹维.AutoCAD实践教程.北京:高等教育出版社,2011.3.邓力,高飞.soild works 2007机械建模与工程实例分析,清华大学出版社.2008.4.soildworks 公司,生信实维公司.soildworks 高级零件和曲面建模.机械工业出版社.2005.5.上官林建,魏峥.soildworks三维建模及实例教程,北京大学出版社.2009.