机械原理课程设计——压床机构设计.doc

目录一 压床机构设计要求 21.压床机构简介 22.设计内容 23.设计数据 3二 机械机构简图 4三 机构速度运动分析 6四 加速度分析 8五 机构动态静力分析 10六 计算各运动服的反作用力 111对构件5受力分析 112对构件2受力分析 123对构件3受力分析 134曲柄的力矩 14七 凸轮结构设计 14八 齿轮结构设计 16 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）凸轮机构构设计已知：从动件冲程H，许用压力角[α ]．推程角δ远休止角δı，回程角δ'，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3.设计数据二 机械机构简图 (uL=0.002m/mm)已知：X1＝70mm，（uv=0.002m/mm）X2＝200mm，Y＝310mm， ＝60°，＝120°，H＝210mm，CE/CD=1/2, EF/DE=1/2, BS2/BC=1/2, DS3/DE=1/2由条件可得；∠EDE’=60°∵DE=DE’∴△DEE’等边三角形过D作DJ⊥EE’，交EE’于J，交FF’于H∵∠JDI=90°∴HDJ是一条水平线，∴DH⊥FF’∴FF’∥EE’过F作FK⊥EE’ 过E’作E’G⊥FF’，∴FK＝E’G在△FKE和△E’GF’中，KE＝GF’，FE=E’F’, ∠FKE=∠E’GF’=90°∴△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=52.5mm CD=2*DE/3=2*180/3=140mm连接AD,有tan∠ADI=X1/Y=70/310又∵AD=mm∴在三角形△ADC和△ADC’中，由余弦定理得：AC=√（CD2+AD2-2AD*CD*COS(120O-12.72O))=383.44mmAC’=√（CD2+AD2-2AD*CD*COS(60O-12.72O))=245.41mm∴AB=(AC-AC’)/2=69.015mm BC=(AC+AC’)/2=314.425mm∵BS2/BC=1/2, DS3/DE=1/2 ∴BS2=BC/2=314.46/2=157.2125mm DS3=DE/2=210/2=105mm由上可得： ABBCBS2CDDEDS3EF69.015mm314.425mm157.2125mm140mm210mm105mm52.5mm三 机构速度运动分析 （uv=0.01m/s/mm）已知：n1=90r/min；ω1 = rad/s = =9.425 逆时针vB = ·LAB = 9.425×0.069015=0.650m/s VC = VB + VCB 大小 ? 0.65 ?方向 ⊥CD ⊥AB ⊥BCVC＝uv· ＝0.26m/sVCB＝uv· ＝0.64m/sVE＝uv· ＝0.39m/sVF ＝uv· ＝0.30m/sVFE＝uv·＝0.18m/sVS2＝uv·＝0.32m/sVS3＝uv·＝0.195m/s∴ ω2＝VC/LBC＝2.04rad/s (逆时针) ω3＝VC/LCD＝1.86 rad/s（顺时针） ω4＝VFE/LEF＝3.43 rad/s（顺时针）项目VBVCVEVFVS2VS3数值0.6500.260.390.300.320.1959.4252.041.863.43单位m/sRad/s 四 加速度分析 (ua=0.01m/s/mm) aB=ω12* LAB=9.43×9.43×0.069=6.140m/s2anCB=ω22*LBC=2.04×2.04×0.314=1.31m/s2anCD=ω32*LCD=1.86×1.86×0.14=0.48m/s2 anFE =ω42*LEF=3.43×3.43×0.525=6.18m/s2 Ac = anCD+ atCD= aB + atCB + anCB大小： ？ √ ？ √ ？ √方向： ？ C→D ⊥CD B→A ⊥BC C→BaC=ua·πac=4.2m/s2aE=ua·πe=6.3m/s2atCB=ua·bc =2.4m/s2atCD=ua·πac=4.2m/s2 aF = aE + anEF + atEF大小： ? √ √ ?方向： √ √ F→E ⊥EFaF=ua·πaf=10.5m/s2as2=ua·πas2=5.0m/s2as3=ua·πas3=3.15m/s2= atCB/LCB=2.4/0.3144=7.63m/s2= atCD/LCD=4.2/0.14=30 m/s2项目数值6.14 4.26.310.55.03.157.6330单位m/srad/s五 机构动态静力分析 G2 G3G5 QmaxJs2Js3方案Ⅲ16001040840110001.350.39单位 N Kg.m21）．各构件的惯性力，惯性力矩：FI2=m2*as2=G2*as2/g=800N（与as2方向相反）FI3=m3*as3= G3*as3/g=327.6N（与as3方向相反）FI5= m5*aF=G5*aF/g=882N（与aF方向相反）MS2=Js2*α2=1.35×7.63=10.3N.m （顺时针）MS3=Js3*α3=0.39×30=11.7N.m （逆时针）LS2= MS2/FI2=10.3/800×1000=12.9mmLS3= MS3/FI3=11.7/327.6×1000=35.7mm 六 计算各运动服的反作用力(1) 对构件5受力分析对构件5进行力的分析，选取比例尺μF=20N/mm，作其受力图构件5力平衡：F45+F65+FI5+G5=0则F45= 1760N；F65=440NF43=F45（方向相反）(2) 对构件2受力分析杆2对B点求力矩，可得： FI2*LI2+G2*L2 -Ft32*LBC =0LI2=20mm L2=46mm LBC=314.4mm Ft32=351.15杆2对S2点求力矩，可得：Ft12*LBS2 -FI2*LS2 -Ft32*LCS2 =0Ft12×157.2-800×12.9-351.15×157.2=0Ft12=416.8N(3) 对构件3受力分析杆3对点C求力矩得：Ft63*LCD –F43*LEC+G3*LGC=0L3=30.8mm LI3=0.7mm L=53mmFt63=432.688N构件3力平衡：Fn23+ Ft23+F43+FI3+Ft63+Fn63+G3=0`则 Fn23=3040N ；Fn63=1620N(4) 曲柄的力矩构件2力平衡：F32 +G2+FI2+Ft12+Fn12=0 则F12=400N求作用在曲柄AB上的平衡力矩MB MB=Ft21* LAB =389N×69.015×0.001=26.85N.m七 凸轮结构设计符号h[α]δδsδ＇单位mm（0）方案31930653575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/δ0)/δ02得当δ0 =650时，且00<δ<32.50,则有a>=0,即该过程为加速推程段,当δ0 =650时,且δ>=32.50, 则有a<=0,即该过程为减速推程段所以运动方程S=h [(δ/δ0) -sin(2πδ/δ0)/(2π)] 在回程阶段，由a=-2πhω2sin(2πδ/δ0’)/ δ0’ 2得当δ0’ =750时，且00<δ<37.50,则有a<=0,即该过程为减速回程段,当δ0’ =750时,且δ>=37.50, 则有a>=0,即该过程为加速回程段所以运动方程S=h[1-(δ/δ0’)+sin(2πδ/δ0’) /(2π)]当δ0 =650时，且00<δ<32.50,则有a>=0,即该过程为加速推程段,当δ0 =650时,且δ>=32.50, 则有a<=0,即该过程为减速推程段所以运动方程S=h [(δ/δ0) -sin(2πδ/δ0)/(2π)] δ0050100150200250300350S00.060.431.383.025.308.0510.95单位(mm)δ40045050055600650S13.7015.9817.6218.5718.9419.00单位(mm)δ100010501100115012001。