机械原理课程设计压床机构设计.docx
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机械原理课程设计压床机构设计
机械原理课程设计
说明书
设计题目:
压床机构设计
专业班级:
XXX
姓名学号:
XXX
指导教师:
XXX
完成日期:
2012年X月X日
.设计要求3
1.压床机构简介3
2.设计内容3
(1)机构的设计及运动分折3
(2)机构的动态静力分析3
(4)凸轮机构设计3
.压床机构的设计:
4
1.连杆机构的设计及运动分析4
(1)作机构运动简图4
(2)长度计算4
(3)机构运动速度分析5
(4)机构运动加速度分析6
(5)机构动态静力分析8
三.凸轮机构设计11
四.飞轮机构设计12
五.齿轮机构设计13
六.心得体会14
七、参考书籍14
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ABCDE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。
图9-6
表95设计数据
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CEZCDEF/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I
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
工作冇程
KBzLt
If
4
已知:
从动件冲程H,许用压力角[a]•推程角S。
远休止角S?
,回程角S',从动件的运动规律见表9-5,凸轮与曲柄共轴。
要求:
按[a]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P。
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
设计内容
连杆机构的设计及运动分析
单位
mm
(o)
mm
r/min
符号
X1
X2
y
Ip
IIp
H
CE/C
D
EF/DE
n1
BS2/B
C
DS3/D
E
数据
70
200
310
60
120
210
1/2
1/4
90
1/2
1/2
(2)长度计算:
已知:
Xi=70mm,
X2=200mm,Y=310mm,
111
収二60°,収二120°,
作机构运动简图:
(1)
二、压床机构的设计
1、连杆机构的设计及运动分析
f"
5
6
54
F11
H=210mm
CE/CD=1/2,EF/DE=1/2,BSJBC=1/2,DSa/DE=1/2。
由条件可得;/EDE=60°
vDE=DE
•••△DEE等边三角形
过D作DJ±EE,交EE'于J,交F1F2于H
vZJDI=90°
•••HDJ是一条水平线,
•••DHLFF'
•••FF'//EE
过F作FKLEE过E'作E'G丄FF',二FK=E'G在E'GF中,KE=GF,FE=EF',ZFKE=/E'GF=90°
•••△FKE^AEGF
•••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=52.5mmCD=2*DE/3=2*180/3=140mm
连接AD,有tan/ADI=X/Y=70/310
又•••AD=.X2Y2=7023102=317.33mm
.在三角形厶ADCFHAADC中,由余弦定理得:
AC』CD,+3-"8S(120r-12_7巧=38344mm
.AB=(AC-AC)/2=69.015mmBC=(AC+AC')/2=314.425mm
•••BS/BC=1/2,DS3/DE=1/2
.BS=BC/2=314.46/2=157.2125mmDS3=DE/2=210/2=105mm
由上可得:
AB
BC
BS
CD
DE
DS
EF
69.015mm
314.425mm
157.2125mm
140mm
210mm
105mm
52.5mm
比例尺0.05mm/(m/s)
(3)机构运动速度分析:
已知:
n1=90r/min;
■'1=
ni
60
rad/s=
2二=9.425逆时针
60
Vb='i•lab=9.425X0.069015=0.650m/s
Vb+
大小?
0.65?
方向丄CD丄AB
丄BC
Vc二Uv•
pc
=0.03/0.05=0.600m/s
VCB
=Uv
•be
=0.009/0.05=0.180m/s
Ve二Uv•
pe
=0.45/0.05=0.900m/s
Vf
=Uv
•Pf
=0.44/0.05=0.880m/s
Vfe
二Uv
•ef
=0.01/0.05=0.200m/s
VS2
=Uv
•PS2
=0.031/0.05mm=0.620m/s
VS3
=Uv
•PS3
=0.022/0.05mm=0.440m/s
•••-2■
vCB
=0.18/0.314425=0.572rad/s(
逆时针
BC
)
=0.60/0.140=4.290rad/s
项目
VB
VC
VE
VF
VS2
V
S3
⑷1
⑷2
«3
«4
数值
0.650
0.600
0.900
0.880
0.620
0.44
9.425
0.572
4.290
3.809
单位
m/s
Rad/s
Ief
(4)机构运动加速度分析:
aB=312LAB=9.42〒x0.069015=6.130m/s
anCB=322LBC=0.57z2x0.314425=0.103m/s
anCD=332LCD=4.290x0.14=2.577m/s2anFE=342LEF=3.8092X0.0525=0.762m/s
ac=anCD+atCD=aB+dCB+anCB
大小:
?
V?
V?
V
aC=Ua
aE=Ua
方向:
?
c—d丄cdb—a丄bcc—b选取比例尺卩a=0.04m/(mm/s2),作加速度多边形图
P'c'=0.0033/0.01=3.300m/s2
2
Pe=0.05/0.01=5.000m/s
aCB=u
nC=0.031/0.01=3.100m/s
aCD=UaaF
大小:
方向:
n"C'=0.019/0.01=1.900m/ssTeF+atEFV?
F—E
aE+
V
V
丄EF
aF=Ua
2
Pf=0.032/0.01=3.200m/s
as2=Ua
幻=0.042/0.01=4.200m/s
a
.2:
.2=alCB/LCB=3.100/0.314425=9.859m/s
:
3=atCD/LCD=1.900/0.14=13.571m/s2
项目
Sb
ac
Se
Sf"
aS2"
aS3"
□2
a3
数值
6.130
3.300
5.000
3.200
4.200
2.500
9.859
13.571
单位
m/s2
rad/s2
(5)机构动态静力分析
G2
G3
G5
Frmax
Js2
Js3
万案川
1600
r1040
840
11000
1.35
0.39
单位
N
Kg.m
1).各构件的惯性力,惯性力矩:
FI2=m2*as2=G2*as2/g=1600X4.200/9.8=685.714N(与as2方向相反)
FI3=m3*as3=G3*as3/g=1040x2.500/9.8=265.306N(与as3方向相反)FI5=m5*aF=G5*aF/g=840x3.200/9.8=274.286N(与aF方向相反)Fr=11000*0.1=1100N.m(返回行程)
MS2=Js2*a2=1.35x9.859=13.310N.m(顺时针)
MS3=Js3*a3=0.39x13.571=5.293N.m(逆时针)
LS2=MS2/FI2=13.310/685.714x1000=19.410mm
LS3=MS3/FI3=5.293/265.306x1000=19.951mm
2).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
卩F=20N/mm作其受力图
构件5力平衡:
F45+F65+FI5+G5=0
则F45=1140.0N;F65=160.0N
F43=F45(方向相反)
(2)对构件2受力分析
对构件2进行力的分析,选取比例尺
卩F=20N/mm作其受力图
杆2对B点求力矩,可得:
FI2*LI2+G2*L2-Ft32*LBC=0
864.222X120.2776+1600X1.6873-Ft32X314.425=0
Ft32=339.1786N
杆2对S2点求力矩,可得:
F12*LBS2-FI2*LS2-Ft32*LCS2=0
Ft12X157.2125-864.222X11.0243-339.1786X157.2125=0Ft12=399.781N
(3)对构件3受力分析
对构件2进行力的分析,选取比例尺
卩F=0.05mm/N作其受力图
杆3对点C求力矩得:
Ft63*LCD-F43*LS3-
FI3*LI3+G3*COS15o*LG3=0
Ft63X140-572.604X
17.153-365.242X
34.3066+G3*COS1O*17=0Ft63=77.6N
构件3力平衡:
Fn23+
Ft23+F43+FI3+Ft63+Fn63+G3=0
则Fn23=2401.0N;『63=172.1N
构件2力平衡:
F32+G2+FI2+Ft12+Fn12=0则Fn12=1752.458N;F12=1798.258N
(4)求作用在曲柄AB上的平衡力矩Mb
F61=F2仁1798.258N.
Mb=F21*L=1798.258X67.3219X0.001
=121.062N.m(逆时针)
项目
FI2
FI3
FI5
MS2
MS3
Mb
Fn63
Fl63
数值
685.714
265.306
274.286
13.310[
5.293
40.68
172.1
77.61
单位
N
N.m
N
项目
Fn12
Fl12
Fn23
F23
F34
F45
F65
F61
数值
:
3575.0
38.68
2401.0
298.9
1140.0
1140.0
160.0:
3575.0:
单位
N
三、凸轮机构设计
符号
h
[a]
S
ss
s/
单位
mm
(0)|
方案3
19
30
65
35
75
有基圆半径R°=40mme=8mm滚子半径R=8mm
在推程过程中:
22
由a=2nh3sin(2nS/S0)/S0得
当S0=65°时,且00=0,即该过程为加速推程段,当S0=65°时,且S>=32.5°,则有a<=0,即该过程为减速推程段所以运动方程S=h[(S/S0)-sin(2nS/S0)/(2n)]
在回程阶段,由a=-2nhw2sin(2nS/S0')/S0'2得
当S0'=750时,且00=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-(S/S0')+sin(2nS/S0')/(2n)]
当S0=650时,且00=0,即该过程为加速推程段
当S0=650时,且S>=32.5°,则有a<=0,即该过程为减速推程段
所以运动方程S=h[(S/S0)-sin(2nS/S0)/(2n)]
S
0°
0
5
0
10
0
15
0
20
0
25
0
30
0
35
S
0
0.06
0.43
1.38
3.02
5.30
8.05
10.95
单位「
(mm)
0
0
0
0
0
S
40
45
50
55
60
65
S
13.70
15.98
17.62
18.57
18.94
19.00
单位
(mm)
0
0
0
0
0
0
C
0
S「
100
105
110
115
120
125
130
135
S
19.00
18.96
18.71
18.08
16.94
15.29
13.1810.76
0
0
0
0
0
0
C
0
S
140
145
150
155
160
165
170
175
S
8.24
5.82
3.71
2.06
0.92
0.04
0
0
单位
(mm)
凸轮廓线如下
四、飞轮设计
Mb
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
N.m
-28.6
-51.3
-63.5J
-37.6:
-71.6
-50.0
-9.4
-1.1
45.4
0.52
:
51.5
-160.4
将各点的平衡力矩(即等效阻力矩)画在坐标纸上,如下图所示,平衡力矩所做的功可通过数据曲线与横坐标之间所夹面积之和求得。
依据在一个工作周期内,曲柄驱动力矩(设为常数)所做的功等于阻力矩所做的功,即可求得驱动力矩Md(常数)。
在图纸中,横坐标为曲柄转角,一个周期为2n,将一个周期分为36等份;纵坐标轴为力矩。
②根据盈亏功的原理,求得各盈亏功,并根据图纸上的能量指示图,以曲柄的平均力矩为分界线,求出各区段盈亏功如下:
△W仁8.578
△W2=22.124
△W3=1366.911
△W4=-939.895
△W5=8.750
△W6=-3981.715
△W7=647.629
△W8=2048.790
△W9=4429.004
△W10=-568.770
△W11=1016.037
由此得到△Wmax=△W9=4429.004
JF>=9004Wmax/(n
JF=1495.84kg.m2
2*n2*[S])
五、齿轮机构设计
已知:
齿轮乙=11,z6=32,分度圆压力角:
-20,模数m=6,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求得覚'=21,142°
经计算后取变位系数:
x5=0.393mm>Xmin5=0.3529mm
x6=-0.222mm>Xmin6=-0.8824mm
分度圆直径:
d5=m*Z5=66.0mm
d6=m*Z6=192.0mm
基圆直径:
db5=d5*cos:
=62.024mm
db6=d6*cos:
=db6=180.433mm
齿厚:
S5=(二/22x*tan:
)*m=10.961mm
S6=(二/22x*tan:
)*m=8.628mm
齿顶高:
ha5=(h;+x5)*m=8.329mm
ha6=(h;+x6)*m=4.642mm
齿底高:
hf5=(ha+c*-x5)*m=4.62mm
hf6=(ha+c*-x6)*m=8.829mm
齿顶圆直径和齿底圆直径:
da5=d5+2ha5=83.618mm
df5=d5-2hf5=56.675mm
da6=d6+2ha6=200.325mm
df6=d6-2hf6=173.382mm
重合度:
1
;=^【Z5(tan:
.a5-tan:
.)z6(tan〉a6-tan:
.)]=1.390
六、心得体会
对于机械原理,我对其一直表示很害怕,因为我听学长学姐说机械原理这门课很难学,很多人都挂在这上面了。
因此,我在平时花费在机械原理的时间也比其他课多很多,期末考试成绩也不错。
机械原理课程设计一一这是我入大学的一次做课程设计。
开始我不知道什么是课程设计,因此有些茫然和不知所措,但在老师的指导和同学的互相帮助下还是按时完成了设计。
这次课程设计让我体会很深,也学到了很多新东西。
“纸上
得来终觉浅,觉知此事要躬行”,不经过实践,我们又怎么能将书里的知识与实际联系在一起。
在这次课程设计中,充分利用了所学的机械原理知识,根据设计要求和运动分析,选用合理的分析方案,从而设计出比较合理的机构来。
这次课程设计,不仅让我们把自己所学的知识运用到实际生活中去,设计一些对社会有用的机构,也让我们深刻体会到团体合作的重要性,因为在以后的学习和工作中,但靠我们自己个人的力量是远远不够的,必须积聚大家的智慧,才能创造出令人满意的产品来。
通过这次试验我才亲身体会到自己学的知识与实际动手之间还有一定的差距。
首先在画图方面,如何布局才能使图让人清晰易懂,不显得空旷和不浪费纸张。
其实要事先想好在哪一部分画什么,并确定相应的比例尺。
在对结构进行力的分析的时候,首先要确定各杆的运动方向,再确定其受力方向。
在画图的时候要力求精确,只有这样才能使计算结果与实际相差不大。
在画图的过程中,间接的帮我们复习了以前的知识,比如机械制图,理论力学等。
同时,这次课程设计也为我们以后的毕业设计打下了一个基础,我相信,经
过这次设计,我们毕业设计的时候不再会象现在这么茫然了,也一定能做好它。
七、参考书籍
2.《材
1•《机械原理》(第七版)孙恒,陈作模等主编
料力学》(第五版)刘鸿文主编
3.《机械原理课程设计指导书》罗洪田主编
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- 机械 原理 课程设计 机构 设计