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压床机构设计.doc

机械原理课程设计说明书

课题：

压床机构分析与设计

学院：

机械与电子工程学院

专业：

机械设计制造及其自动化

班级：

13-机械

（1）班

指导老师：

王楠

姓名：

章磊

学号：

2013080856

第1章压床机构设计要求

1.1压床机构简介与设计数据----------------------------------------3

1.1.1压床机构简介---------------------------------------------------3

1.1.2设计数据-------------------------------------------------4

1.2设计内容------------------------------------------------------4

1.2.1机构的设计及运动分折-------------------------------------4

1.2.2连杆机构的动态静力分析-----------------------------------4

1.2.3凸轮机构构设计-------------------------------------------4

1.2.4齿轮机构设计---------------------------------------------5

第2章压床设计方案及其选择

2.1方案一：

扇形-杆组合轮机构-------------------------------------5

2.2方案二：

齿轮-杆组合机构---------------------------------------5

2.3方案三：

六杆机构----------------------------------------------5

2.4方案的选择----------------------------------------------------5

第3章连杆机构的设计及运动分析

3.1连杆机构长度计算----------------------------------------------6

3.1.1作机构运动简图------------------------------------------6

3.1.2长度计算------------------------------------------------6

3.2连杆机构速度及加速度的分析------------------------------------8

3.2.1机构运动速度分析----------------------------------------8

3.2.2机构运动加速度分析--------------------------------------9

3.3机构动态静力分析---------------------------------------------10

3.3.1各构件的惯性力，惯性力矩-------------------------------11

3.3.2计算各运动副的反作用力---------------------------------11

第4章凸轮机构设计

4.1凸轮相关数据的计算-------------------------------------------16

4.2绘制凸轮的轮廓-----------------------------------------------17

第5章齿轮机构设计

5.1齿轮相关数据的计算------------------------------------------19设计心得--------------------------------------------------------------20参考文献---------------------------------------------------------------20

第1章压床机构设计要求

1.1压床机构简介与设计数据

1.1.1压床机构简介

压床机械是由六杆机构中的冲（滑块）向下运动来冲压机械零件的。

如图1-1-1所示，其执行机构主要由连杆机构和凸轮机构组成。

电动机经滑块减速传动装置（齿轮传动）带动六杆机构的曲柄转动，曲柄通过连杆、摇杆带动滑块克服阻力Fr冲压零件。

当冲头向下运动时，为工作行程，冲头在0.75H内无阻力；当在工作行程后0.25H行程时，冲头受到的阻力为Fr；当冲头向上运动时，为空回行程，无阻力。

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。

图1-1-1

我是以方案三的数据作为课题数据从而来设计压床机构的

1.1.2设计数据

表1-1-1

1.2设计内容

1.2.1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ψ3´、ψ3´´，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,在2号图纸上（与后面的动态静力分析画一起）作机构运动简图、机构1个位置的速度多边形和加速度多边形、滑块的运动线图。

1.2.2连杆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1-1-1）以及连杆机构设计及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（位置分配同前，见表1-1-1）。

作图部分亦画在运动分析的图样上。

1.2.3凸轮机构构设计

已知：

从动件冲程H，许用压力角[α]．推程角Ф。

，远休止角Фs，回程角δ´，从动件的运动规律，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ρmin。

选取滚子半径rg，在2号图纸上绘制凸轮实际廓线。

1.2.4齿轮机构设计

已知:

齿数z5、z6，模数m，分度圆压力角α,齿轮为正常齿制，工作情况为开式传动，齿轮与曲柄共轴。

要求：

计算此对齿轮传动的各部分尺寸。

第2章压床设计方案及其选择

2.1方案一：

扇形-杆组合轮机构

扇形-杆组合轮机构由齿条、扇形、和三条杆组成，大齿轮与曲柄连为一体，以小齿轮为原动件，带动大齿轮作圆周运动，摇杆通过滑块与曲柄连接作往复摆动。

优点:

①扇形齿轮齿条机构具有良好的结构及传动刚性；②机床具有精度较高、可靠性好和低噪音的特点；③曲柄摇杆机构制造工艺简单，制造成本低；缺点:

①扇形齿轮、齿条的制造、安装要求较高，成本也较高；②载荷有较大的冲击力，扇形齿轮、齿条易受损，使用寿命短。

2.2方案二：

齿轮-杆组合机构

该机构由两个齿轮和三条杆以及滑块组成,大齿轮与曲柄连为一体，以小齿轮为原动件，带动大齿轮作圆周运动，摇杆通过滑块与曲柄连接作往复摆动。

优点:

①齿轮传动结构紧凑、传动效率高和使用寿命长；②齿轮传动的功率大、转速高；③曲柄导杆机构制造工艺简单，成本低；缺点:

①制造齿轮需要有专门的设备，安装精度高，成本高；②啮合传动会产生噪声。

2.3方案三：

六杆机构

以曲柄为原动件作周转运动，摇杆通过连杆与曲柄连接作往复摆动，带动滑块上下往复运动。

优点:

①加工制造容易，成本低；②承载能力较大，使用寿命长；缺点:

①机械效率低；②不宜用于高速运动。

2.4方案的选择

综合分析选定执行机构:

压床机构设计要求使用寿命为10年，载荷有中等冲击，按小批量规模生产，因而应选用使用寿命较长、承载能力较大、生产成本低的执行机构。

因此，选用执行机构方案三。

第3章连杆机构的设计及运动分析

3.1连杆机构长度计算

3.1.1作机构运动简图：

过A点作AB与AB´相交120o，再作以B点为圆心

以BC的长度为半径做圆弧与以以D点为圆心以ＤＣ的长

度为半径做圆弧交于点Ｃ，作ＤＣ的延长线到点Ｅ，使ＤＥ

的长度等于２１０ｍｍ，再以Ｅ点为圆心以ＤＣ的长度为

半径做圆弧交机架６于点Ｆ，连接ＡＢＣＤＥＦ五点。

如图3-1-1所示

3.1.2长度计算：

已知：

X1＝70mm，

X2＝200mm，Y＝310mm，

Ψ3´＝60°，ψ3´´＝120°，

H＝210mm，

CE/CD=1/2,EF/DE=1/4,

BS2/BC=1/2,DS3/DE=1/2。

由条件可得；∠E´DE´´=60°

∵DE´=DE´´

∴△DE´E´´等边三角形　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　图3-1-1

过D作DN⊥E´E´´，交E´E´´于M，交F´F´´

于N则DN是△DE´E´´的一条三线合一的线

即DN与竖直方向垂直

∴DMN是一条水平线，

∴DN⊥F´F´´

∴F´F´´∥E´E´´

过F´作F´K⊥E´E´´,过E´´作E´´G⊥F´F´´，

∴F´K＝E´´G

在△F´KE´´和△E´´GF´´中，KE´´＝GF´，F´E´=E´´F´´

∠F´KE´=∠E´´GF´´=90°

∴△F´KE´≌△E´´GF´´

∴∠F´E´K=∠E´´F´´G

∵F´F´´∥E´E´´

∴∠F´E´K=∠E´F´F´´

∴∠E´F´F´´=∠E´´F´´G

即F´E´∥F´´E´´

∵F´E´=F´´E´´

∴四边形F´E´E´´F´´是平行四边形

∴E´E´´=F´F´´=H

∵△DE´E´´是等边三角形

∴DE´=E´E´´=H=210mm

即DE=H=210mm

∵CE/CD=1/2,EF/DE=1/4,DS3/DE=1/2

∴EF=DE/4=（210/4）mm=52.5mm

CD=2*DE/3=（2*210/3）mm=140mm

CE=DE/3=（210/3）mm=70mm

DS3=DE/2=（210/2）mm=105mm

又∵AD=mm

设AD与竖直方向上的夹角为α则

∴

∴在三角形△ADC´和△ADC´´中，由余弦定理得：

∵AC´=B´C´-AB´,AC´´=B´C´+AB´

∴AB=69.3mmBC=314.6mm

∵BS2/BC=1/2

∴BS2=BC/2=314.6/2=157.3mm

综上所述：

表3-1-1

BS2

DS3

69.3mm

314.6mm

157.3mm

140mm

210mm

105mm

52.5mm

3.2连杆机构速度及加速度的分析

3.2.1机构运动速度分析

已知：

n1=90r/min；

=rad/s==9.4（逆时针）

Vb=·lAB=（9.4×0.0693）m/s=0.65m/s

大小?

0.65?

方向⊥CD⊥AB⊥BC

选取比例尺μv=（0.01m/s）/mm，作速度多边形

（如图3-2-1所示）

＝·＝0.01x73.9=0.739m/s　　　　　　　

＝·＝0.01x64.5=0.645m/s

＝·＝0.01x94=0.94m/s图3-2-1

＝·＝0.01x92=0.92m/s

==0.01x21.1=0.211m/s

∴＝＝2.04rad/s（顺时针）

ω＝＝5.28rad/s（顺时针）

ω＝＝4.03rad/s（逆时针）

综上述所：

表3-2-1

项目

数值

0.65

0.739

0.94

0.92

0.645

0.211

9.4

2.04

5.28

4.03

单位

m/s

rad/s

3.2.2机构运动加速度分析：

图3-2-2

aB=ω12LAB=6.160m/s2

anCB=ω22LBC=1.31m/s2

anCD=ω32LCD=3.9m/s2

anFE=ω42LEF=0.85m/s2

=anCD+atCD=aB+atCB+anCB

大小：

？

√？

√

方向：

？

C→D⊥CDB→A⊥BCC→B

选取比例尺μa=（0.05m/s2）/mm,作加速度多边形图（如图3.3所示）

aC=μa*LπC=4.18m/s2

aE=μa*Lπe=6.27m/s2

atCB=μa*Lcb=8.2m/s2

atCD=μa*Lπd=1.51m/s2

aF=aE+anEF+atEF

大小：

√√?

方向：

√√F→E⊥EF

aF=μa*Lπf=3.03m/s2

as2=μa*Lπs2=3.65m/s2

as3=μa*Lπs3=2.47m/s2

=atCB/LCB=26.06rad/s2

=atCD/LCD=10.79rad/s2

综上所述：

项目

anCB

anCD

anFE

atCB

atCD

as2

as3

数值

1.31

3.9

0.85

4.81

6.27

8.2

1.51

3.03

3.65

2.47

26.06

10.79

单位

m/s2

rad/s2

表3-2-2

3.3机构动态静力分析

Js2

Js3

1600

1040

840

1.35

0.39

Kg.m2

已知：

表2-3-1

3.3.1各构件的惯性力，惯性力矩：

Fi2=m2*as2=G2*as2/g=595.9N（与as2方向相反）

Fi3=m3*as3=G3*as3/g=262.1N（与as3方向相反）

Fi5=m5*aF=G5*aF/g=259.7N（与aF方向相反）

由Ms2=-Js2*α2=Fi2*h（顺时针）

Ms3=-Js3*α3=Fi3*h1（逆时针）

可求得：

h=59mm；h1=16.1mm

3.3.2计算各运动副的反作用力

A.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（如图3-3-1）

有图可求得：

F45=1159N

那么F54=F45=1159N

（方向相反）图3-3-1

B.对构件4受力分析

对构件2进行力的分析，选取比例尺

μF=20N/mm，作其受力图（如图3-3-2）

构件5力平衡：

F45-F34=0

则F34=1159N

图3-3-2那么F43=F34=1159N（方向相反）

C.对构件3受力分析

对构件3进行力的分析，选取比例尺

μF=20N/mm，作其受力图（如图3-3-3）

图3-3-3

杆3对点D求力矩得：

F43*S1+Ft23*S2+G3*S3-Fn23*S4-Fi3*S5=0

其中S1=200.3mm；S2=77.8mm；S3=102.7mm；S4=116.5mm；

S5=5.1mm

解得Fn23=3210N

有受力图形可求得：

Ft63=444.6N

Fn63=1821.2N

D.对构件2受力分析

对构件2进行力的分析，选取比例尺

μF=20N/mm，作其受力图（如图3-3-4）

图3-3-4

其中S6=87.2mmS7=59.35mm

杆2对B点求力矩，可得：

Ft32*LBC-Fi2*S6-G2*S7=0

可求得：

Ft32=467N

有受力图形可求得：

Ft12=531N

Fn12=4243N

F12=4276.2N

E.对构件1受力分析

对构件1进行力的分析，选取比例尺

μF=20N/mm，作其受力图（如图3-3-5）

图3-3-5

有受力图形可求得：

Ft61=3805N

Fn61=1951.2N

综上所述：

表3-3-2

项目

Fi2

Fi3

Fi5

F45

F34

Fn23

数值

595.9

262.1

259.7

1159

3210

单位

项目

Ft63

Fn63

Ft12

Fn12

Ft61

Fn61

数值

444.6

1821.2

531

4243

3805

1951.2

单位

第4章凸轮机构设计

4.1凸轮相关数据的计算

已知：

h=19mm，[α]=30o，Ф=65o，Фs=35o，Ф´=75o

在推程过程中：

运动方程

则

在回程阶段中：

运动方程

则

把推程角推程角分别每隔5o计算出其相关的推程s如表4-1-1所示

表4-1-1

10o

15o

20o

25o

30o

35o

0.06

0.43

1.38

3.02

5.30

8.05

10.95

单位

（mm）

ds/dφ

1.918

7.234

14.73

22.69

29.28

33.01

40o

45o

50o

55o

60o

65o

13.70

15.98

17.62

18.57

18.94

19.00

单位

（mm）

ds/dφ

29.28

22.69

14.73

7.234

1.918

100o

105o

110o

115o

120o

125o

130o

135o

19.00

18.96

18.71

18.08

16.94

15.29

13.18

10.76

单位

（mm）

ds/dφ

-1.25

-4.8

-10

-16

-21.8

-26.3

-28.7

140o

145o

150o

155o

160o

165o

170o

175o

8.24

5.82

3.71

2.06

0.92

0.04

0.01

单位

（mm）

ds/dφ

-28.7

-26.3

-21.8

-16

-10

-4.8

-1.25

由表4-1-1的数据可以作出s-ds/dφ的关系图如4-1-1图所示

图4-1-1

分别用斜率为和斜率为作于s-ds/dφ图像相切的两条直线如图所示，再过圆心作以斜率为的直线，则阴影部分是满足基圆半径所有取值范围。

圆心到阴影区域内点的距离为基圆的半径，点到s轴的距离为偏心距。

从而可以取得基圆半径r=40mm，偏心距e=8mm。

由可以取得=8mm

4.2绘制凸轮的轮廓

根据凸轮的相关数据绘制凸轮的轮廓如图4-1-2

图4-1-２

第5章齿轮机构设计

5.1齿轮相关数据的计算

已知:

齿轮Z5=11、Z6=32、α=20o、m=6mm,齿轮为正常齿制，工作情况为开式传动，齿轮Z6与曲柄共轴。

由此可求得:

分度圆直径：

d=m*Z=66mm

d=m*Z=192mm

基圆直径：

d=d*cos=62.024mm

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