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 31.1.机构简介 31.2 机构的动态静力分析 31.3 凸轮机构构设计 31.4.设计数据 4二、压床机构的设计 52.1.传动方案设计 52.1.1.基于摆杆的传动方案 .52.1.2.六杆机构 A .52.1.3.六杆机构 B62.2.确定传动机构各杆的长度 6三.传动机构运动分析 .83.1.速度分析 83.2.加速度分析 103.3. 机构动态静力分析 113.4.基于 soildworks 环境下受力模拟分析： .14四、凸轮机构设计 17五、齿轮设计 195.1.全部
2、原始数据 195.2.设计方法及原理 195.3.设计及计算过程 19参考文献 213一、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 而运动。为了减少主轴rF的速度波动，在曲柄轴 A 上装有大齿轮 并起飞轮的作用。在曲柄轴的另一端装有油泵凸轮，6z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 的重力和转动惯量（略去不计)，阻力线图( 图 97)以及连杆机
3、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41.4.设计数据设计内容 连杆机构的设计及运动分析符号 1h23h3HCDEF1nBCS2DE3单位 mm 度 mm r/minI 50 140 220 60 120 150 1/2 1/4 100 1
4、/2 1/2II 60 170 260 60 120 180 1/2 1/4 90 1/2 1/2数据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 maxFr2SJ3SJN 2KgmA1/30 660 440 300 4000 0.28 0.0851/30 1060 720 550 7000 0.64 0.21/30 1600 1040 840 11000 1.35 0.39凸轮机构设计max2ODLa S 0 mm 016 120 40 80 20 7518 130 38 75 20 90
5、18 135 42 65 20 755二、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 ，传动效果最好；满足90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：62.1.3.六杆机构 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，我们选择方案三。2.2.确定传动机构各杆的长度已知： , , ，mhmh203,1402,51360312180,2CEHmD32,.4DSEFBCE
6、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：8.120521tanh47.6. mhAD61.250*503*1EFmCDHEF.37,015在三角形 和 中用余弦公式有：AAC9.173*2cosADCs2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。7mAC5.27AB3.492.213.,S30;DS由上分析计算可得各杆长度分别为： ABC2BSCDE3DSEFm3.492.13.9m10m509m5.78三.传动机构运动分析项目 ABlClDElFl2BSl3DSlCDl数值 3.492.150.371.901单位 m3.1.速度分析已知： min/
7、10rn,逆时针；sadw/467.261smlrvABB /516.0.093.1CBCBVV ;FEFEV大小 ?.57? ?方向 铅垂 D选取比例尺 ，作速度多边形如图所示；msuv/01由图分析得： pcuvc0.00418.71=0.07484m/s bvCB0.004121.5=0.486m/s peuvE0.00428.06=0.11224m/s0.00420.7=0.0828m/spfuvF efuvvFE0.00414.36=0.05744m/s0.00469.32mm 22psuvvs0.27728m/s90.00414.03mm 0.05612m/s33psuvvs 0.
8、486/0.223185=2.178rad/s (顺时针)2BClv 0.07484/0.1=0.7484rad/s (逆时针)3Dl 0.05744/0.0375=1.532rad/s (顺时针) 4EFlv速度分析图：10项目 BVCEVF2S3SV1234数值 516.07.12.083.7.056.47.02.178 0.748 1.532单位 /ms /rads3.2.加速度分析10.47220.049285=5.405m/s2ABBlwa21=2.17820.223185=1.059m/s2Cn=0.74820.1=0.056m/s2 DCl23=1.53220.0375=0.08
9、8m/s2 EFnEFa4= anCD+ atCD= aB + atCB + anCBc大小： ？ ？ ？ 方向： ？ CD CD BA BC CB选取比例尺 a=0.04(m/s 2)/mm,作加速度多边形图=0.04113.53=4.5412m/s2cpuac=0.04170.29=6.8116m/s2eE=0.0461.3=2.452 m/s2batCB=0.04113.52=4.5408 m/s2cnutDaF = aE + anFE + atFE大小： ？ ?方向： FE FE=0.04129.42=5.1768 m/s2fpuaF=0.04120.97=4.8388m/s222ss
10、=0.0485.15= 3.406m/s233a=0.04129.42= 5.1768m/s2fpuF=2.452/0.223185=10.986 m/s2 （逆时针）CBtl2=4.5408/0.1=45.408 m/s2 Dtla3 （顺时针）11项目 aBCaEF2Sa3S23数值 5.405 4.541 6.812 5.177 4.839 3.406 10.986 45.408单位 m/s2 rad/s23.3. 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.m21各构件的惯性力，惯性力矩：=
11、6604.839/9.8=325.892N（与 方向相同）gamFssg222 2sa=4403.406/9.8=152.922N（与 方向相反）Gss333 3s=3005.177/9.8=158.480N（与 方向相反）gaFFg55 Fa=4000/10=400N10maxr=0.2810.986=3.076N.m （顺时针）22sIJM=0.08545.408=3.860N.m （逆时针）33=3.076/325.892=9.439mm2gIFMh=3.860/152.922=25.242mm3I2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，选取比例尺作其受力图,
12、/10mNuF构件 5 力平衡： 04565RGFg则 =-1047.44=-474.4N454lRF=474.4N3Nlu8.12.0656512(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： 02212 FgGBCt lllR096.8.5.1960.1 tRN7582单独对构件 3 分析：杆 3 对 C 点求矩得： 034336 FgRGDt hhlR 024.9.156.7.21403 解得: Nt653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/m
13、m，作其受力图则 R n12=10156.8=1568N； R n63=1049.28=492.8N.13(3)求作用在曲柄 AB 上的平衡力矩 Mb： mNlFMRb 416.3085.19.562161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 N143.4.基于 soildworks 环境下受力模拟
14、分析：装配体环境下的各零件受力分析Soild works 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
15、等设计之中。15连杆受力情况Soild works 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 ,即有 。45.0rHmHr78.345
16、.01.0取 ,取 。m380r在推程过程中：由 得20coshwa当 0 =550时，且 00=0,即该过程为加速推程段 ,当 0 =550时 ,且 =22.5 0, 则有 a=42.5 0, 则有 a=0,即该过程为加速回程段所以运动方程 2cos10h 800 850 900 950 1000 1050 1100 1150 1200S 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 1
17、7 30 55 25 8518S 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 ;205;381mz5.2.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;5.12)(1mz选取 ，由此可得啮合角m5.27 ;255.1270coscos: a求变位因数
18、之和： ，然后在齿数组合为21x 4tn2)()(121 ivzx的齿轮封闭线上作直线 ，此直线所有的点均满足变位因数之和38,21z 04.1.1044 和中心距 122.5mm 的要求，所以 ，满足两齿根相等的要求。53.,721x2、计算几何尺寸由 可知，该传动为正传动，其几何尺寸计算如下：0xa.中心距变动系数： 15)(mayb.齿顶高变动系数： 0421yxc.齿顶高：mha 13.75)1.53.0()( 874*21 d.齿根高:20mmxchaff 598.3)04.251()2( 7.*21 e.齿全高：fa 78.9.3748.2211f.分度圆直径：mzd108521g
19、.齿顶圆直径:haa 26.43.7992211h.齿根圆直径：mdff 80.15.10221 i.基圆直径：b 42.7cos9cs63o21j.节圆直径：md19725cos019cs.21 k.顶圆压力角：062.9.245178arcosarcos 3.6.2211 bbdl.重合度：3.1 14.32)25tan06.9(tan8)5tan13.(tan2)tan(t)tan(t 2 a zz满足重合度要求。m.分度圆齿厚：mxms 236.80tan534.0214.3tan2.721 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.
