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 2
1.压床机构简介 2
2.设计内容 2
3.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 11
1对构件5受力分析 11
2对构件2受力分析 12
3对构件3受力分析 13
4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))=383.44mm
AC’=√（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：

AB
BC
BS2
CD
DE
DS3
EF
69.015mm
314.425mm
157.2125mm
140mm
210mm
105mm
52.5mm

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 ⊥BC

VC＝uv· ＝0.26m/s
VCB＝uv· ＝0.64m/s
VE＝uv· ＝0.39m/s
VF ＝uv· ＝0.30m/s
VFE＝uv·＝0.18m/s
VS2＝uv·＝0.32m/s
VS3＝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
VB
VC
VE
VF
VS2
VS3

数值
0.650
0.26
0.39
0.30
0.32
0.195
9.425
2.04
1.86
3.43
单位
m/s
Rad/s

四 加速度分析

(ua=0.01m/s/mm)

aB=ω12* LAB=9.43×9.43×0.069=6.140m/s2
anCB=ω22*LBC=2.04×2.04×0.314=1.31m/s2
anCD=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→B
aC=ua·πac=4.2m/s2
aE=ua·πe=6.3m/s2
atCB=ua·bc =2.4m/s2
atCD=ua·πac=4.2m/s2
aF = aE + anEF + atEF
大小： ? √ √ ?
方向： √ √ F→E ⊥EF
aF=ua·πaf=10.5m/s2
as2=ua·πas2=5.0m/s2

as3=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
4.2
6.3
10.5
5.0
3.15
7.63
30
单位
m/s
rad/s

五 机构动态静力分析

G2
G3
G5
Qmax
Js2
Js3
方案Ⅲ
1600
1040
840
11000
1.35
0.39
单位
N
Kg.m2

1）．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=12.9mm
LS3= 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=440N
F43=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 =0
LI2=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 =0
Ft12×157.2-800×12.9-351.15×157.2=0
Ft12=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=0
L3=30.8mm LI3=0.7mm L=53mm
Ft63=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]
δ
δs
δ＇
单位
mm
（0）
方案3
19
30
65
35
75
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)]
δ
00
50
100
150
200
250
300
350
S
0
0.06
0.43
1.38
3.02
5.30
8.05
10.95
单位
(mm)
δ
400
450
500
55
600
650
S
13.70
15.98
17.62
18.57
18.94
19.00
单位
(mm)
δ
1000
1050
1100
1150
1200
1250
1300
1350
S
19.00
18.96
18.71
18.08
16.94
15.29
13.18
10.76
δ
1400
1450
1500
1550
1600
1650
1700
1750
S
8.24
5.82
3.71
2.06
0.92
0.04
0
0
单位
(mm)
凸轮廓线

八 齿轮结构设计

已知:齿轮,齿轮为正常齿制，工作情况为开式传动，齿轮与曲柄共轴。
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’=21,142°
经计算后取变位系数 ：
x5=0.393 mm > Xmin5=0.3529 mm
x6=-0.222 mm > Xmin6=-0.8824 mm
分度圆直径：
d=m* Z=66.0mm
d=m* Z=192.0mm
基圆直径：
d= d*cos=62.024mm
d= d*cos= db6=180.433mm
齿厚：
S=（）*m= 10.961mm
S=（）*m= 8.628 mm
齿顶高：
h=（h+x）*m=8.329mm
h=（h+x）*m = 4.642mm
齿底高：
h=（ h+c- x）*m=4.62mm
h=（ h+c- x）*m=8.829mm
齿顶圆直径和齿底圆直径：
d= d+ 2h=83.618mm
d= d-2h=56.675mm
d= d+2h=200.325 mm
d= d-2h=173.382mm
重合度:
=1.390