機械原理課程設計壓床機構

1、機械原理課程設計說明書 設計題目：學院：班級：設計者：學號：指導老師：目 錄目 錄2一、機構簡介與設計數(shù)據(jù)31.1.機構簡介31.2機構的動態(tài)靜力分析31.3凸輪機構構設計31.4.設計數(shù)據(jù)4二、壓床機構的設計52.1.傳動方案設計52.1.1.基于擺桿的傳動方案52.1.2.六桿機構A52.1.3.六桿機構B62.2.確定傳動機構各桿的長度6三.傳動機構運動分析83.1.速度分析83.2.加速度分析103.3. 機構動態(tài)靜力分析113.4.基于soildworks環(huán)境下受力模擬分析：14四、凸輪機構設計17五、齒輪設計195.1.全部原始數(shù)據(jù)195.2.設計方法及原理195.3.設計及計算過

2、程19參考文獻21一、機構簡介與設計數(shù)據(jù)1.1.機構簡介圖示為壓床機構簡圖，其中六桿機構為主體機構。圖中電動機經(jīng)聯(lián)軸器帶動三對齒輪將轉速降低，然后帶動曲柄1轉動，再經(jīng)六桿機構使滑塊5克服工作阻力而運動。為了減少主軸的速度波動，在曲柄軸A 上裝有大齒輪并起飛輪的作用。在曲柄軸的另一端裝有油泵凸輪，驅動油泵向連桿機構的供油。（a）壓床機構及傳動系統(tǒng)1.2機構的動態(tài)靜力分析 已知：各構件的重量G及其對質心軸的轉動慣量Js(曲柄1和連桿4的重力和轉動慣量（略去不計)，阻力線圖(圖97)以及連桿機構設計和運動分析中所得的結果。要求：確定機構一個位置的各運動副中的反作用力及加于曲柄上的平衡力矩。作圖部分亦

3、畫在運動分析的圖樣上。1.3凸輪機構構設計已知：從動件沖程H，許用壓力角 推程角。，遠休止角，回程角'，從動件的運動規(guī)律見表9-5，凸輪與曲柄共軸。要求：按確定凸輪機構的基本尺寸求出理論廓線外凸曲線的最小曲率半徑。選取滾子半徑r，繪制凸輪實際廓線。以上內容作在2號圖紙上1.4.設計數(shù)據(jù)設計內容連桿機構的設計及運動分析符號單位mm度mmr/min數(shù)據(jù)I50140220601201501/21/41001/21/2II60170260601201801/21/4901/21/2III70200310601202101/21/4901/21/2連桿機構的動態(tài)靜力分析及飛輪轉動慣量的

4、確定G2G3G5N1/3066044030040000.280.0851/30106072055070000.640.21/3016001040840110001.350.39凸輪機構設計aS0mm0161204080207518130387520901813542652075二、壓床機構的設計2.1.傳動方案設計2.1.1.基于擺桿的傳動方案優(yōu)點：結構緊湊，在點處，力的方向與速度方向相同，所以傳動角，傳動效果最好；滿足急回運動要求；缺點：有死點，造成運動的不確定，需要加飛輪，用慣性通過；2.1.2.六桿機構A優(yōu)點：能滿足要求，以小的力獲得很好的效果；缺點：結構過于分散：2.1.3.六桿機構B

5、優(yōu)點：結構緊湊，滿足急回運動要求；缺點： 機械本身不可避免的問題存在。綜合分析：以上三個方案，各有千秋，為了保證傳動的準確性，并且以滿足要求為目的，我們選擇方案三。2.2.確定傳動機構各桿的長度已知： , ,，如右圖所示，為處于兩個極限位置時的狀態(tài)。根據(jù)已知條件可得： 在三角形和中用余弦公式有：由上分析計算可得各桿長度分別為：三.傳動機構運動分析項目數(shù)值單位3.1.速度分析已知： ,逆時針；大小 方向 鉛垂 選取比例尺，作速度多邊形如圖所示；由圖分析得：0.004×18.71=0.07484m/s0.004×121.5=0.486m/s0.004×28.06=0.

6、11224m/s0.004×20.7=0.0828m/s0.004×14.36=0.05744m/s0.004×69.32mm 0.27728m/s0.004×14.03mm 0.05612m/s0.486/0.223185=2.178rad/s (順時針)0.07484/0.1=0.7484rad/s (逆時針)0.05744/0.0375=1.532rad/s (順時針) 速度分析圖：項目數(shù)值2.1780.7481.532單位3.2.加速度分析10.4722×0.049285=5.405m/s2=2.1782×0.223185=1

7、.059m/s2=0.7482×0.1=0.056m/s2 =1.5322×0.0375=0.088m/s2 = anCD+ atCD= aB + atCB + anCB大?。?？ ？ ？ 方向： ？ CD CD BA BC CB選取比例尺a=0.04(m/s2)/mm,作加速度多邊形圖=0.04×113.53=4.5412m/s2=0.04×170.29=6.8116m/s2=0.04×61.3=2.452 m/s2=0.04×113.52=4.5408 m/s2aF = aE + anFE + atFE大小： ？ ?方向： FE

8、FE=0.04×129.42=5.1768 m/s2=0.04×120.97=4.8388m/s2=0.04×85.15= 3.406m/s2=0.04×129.42= 5.1768m/s2=2.452/0.223185=10.986 m/s2 （逆時針）=4.5408/0.1=45.408 m/s2 （順時針）項目數(shù)值5.405 4.5416.812 5.1774.839 3.406 10.986 45.408單位m/srad/s3.3. 機構動態(tài)靜力分析G2 G3G5FrmaxJs2Js3方案I66044030040000.280.085單位 N K

9、g.m21各構件的慣性力，慣性力矩：=660×4.839/9.8=325.892N（與方向相同）=440×3.406/9.8=152.922N（與方向相反）=300×5.177/9.8=158.480N（與方向相反）=4000/10=400N=0.28×10.986=3.076N.m （順時針）=0.085×45.408=3.860N.m （逆時針）=3.076/325.892=9.439mm=3.860/152.922=25.242mm2計算各運動副的反作用力(1)分析構件5對構件5進行力的分析，選取比例尺作其受力圖構件5力平衡： 則=-10

10、×47.44=-474.4N=474.4N(2)分析構件2、3單獨對構件2分析：桿2對C點求力矩，可得：單獨對構件3分析：桿3對C點求矩得：解得: 對桿組2、3進行分析：R43+Fg3+G3+Rt63+ Fg2+G2+Rt12+Rn12+Rn63=0大小： ？ ？方向： 選取比例尺F=10N/mm，作其受力圖則 Rn12=10×156.8=1568N； Rn63=10×49.28=492.8N.(3)求作用在曲柄AB上的平衡力矩Mb：項目Fg2Fg3Fg5MI2MI3MbRn63Rt63數(shù)值325.89152.92158.483.083.8613.42492.82

11、65.10單位 N N.m N項目Rn12Rt12R34R45R56R61數(shù)值1568.0058.71474.4474.4121.81569.1單位 N3.4.基于soildworks環(huán)境下受力模擬分析：裝配體環(huán)境下的各零件受力分析Soild works為用戶提供了初步的應力分析工具simulation，利用它可以幫助用戶判斷目前設計的零件是否能夠承受實際工作環(huán)境下的載荷，它是COMOSWorks產(chǎn)品的一部分。Simulation利用設計分析向導為用戶提供了一個易用、分析的設計分析方法。向導要求用戶提供用于零件分析的信息，如材料、約束和載荷，這些信息代表了零件的實際應用情況。Simulatio

12、n使用了當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環(huán)境中并與soild works軟件無縫集成，被廣泛應用于玩具、鐘表、相機、機械制造、五金制品等設計之中。連桿受力情況Soild works中的simulation模塊為我們提供了很好的零件應力分析途徑，通過對構件的設置約束點與負載，我們很容易得到每個零件在所給載荷后的應力分布情況。由于不知道該零件的具體材料，所以我選用了soild works中的合金鋼材料，并且在軸棒兩端加載了兩個負載，經(jīng)過soild works simulation運算后得到上圖的應力分布圖，通過不同色彩所對應的應力，我們可以清楚的看到各個

13、應力的分布情況，雖然負載與理論計算的數(shù)據(jù)有偏差，不過對于我們了解零件的應力分布已經(jīng)是足夠了。四、凸輪機構設計符號h0010單位mm（0）方案11730552585有,即有。取,取。在推程過程中：由得當0 =550時，且00<<22.50,則有a>=0,即該過程為加速推程段,當0 =550時,且>=22.50, 則有a<=0,即該過程為減速推程段所以運動方程 0050100150200250300350400450500550S 00.3441.3492.9344.9697.2909.70912.03114.06615.65016.65517.000單位(mm)在回

14、程階段，由 得:當0=850時，且00<<42.50,則有a<=0,即該過程為減速回程段,當0=850時,且>=42.50, 則有a>=0,即該過程為加速回程段所以運動方程 80085090095010001050110011501200S1716.85516.42615.72714.78213.62312.28910.8269.28512501300135014001450150015501600165S7.7166.1744.7123.3782.2191.2730.5740.1450單位(mm)凸輪廓線如下:五、齒輪設計5.1.全部原始數(shù)據(jù)5.2.設計方法及原

15、理考慮到負傳動的重合度雖然略有增加，但是齒厚變薄，強度降低，磨損增大：正傳動的重合度雖然略有降低，但是可以減小齒輪機構的尺寸，減輕齒輪的磨損程度，提高兩輪的承載能力，并可以配湊中心距，所以優(yōu)先考慮正傳動。5.3.設計及計算過程1、 變位因數(shù)選擇求標準中心距:選取，由此可得嚙合角求變位因數(shù)之和：，然后在齒數(shù)組合為的齒輪封閉線上作直線，此直線所有的點均滿足變位因數(shù)之和1.1044和中心距122.5mm的要求，所以，滿足兩齒根相等的要求。 2、計算幾何尺寸由可知，該傳動為正傳動，其幾何尺寸計算如下：a.中心距變動系數(shù)：b.齒頂高變動系數(shù)：c.齒頂高： d.齒根高: e.齒全高： f.分度圓直徑： g.齒頂圓直徑: h.齒根圓直徑： i.基圓直徑： j.節(jié)圓直徑： k.頂圓壓力角： l.重合度： 滿足重合度要求。m