∴2
＝
vCB l BC
＝=s
(顺时针)
ω
3
＝
vC lCD
＝=s
(逆时针)
EF
ω4
＝
vFE l EF
＝=s
速度分析图：
项目 数值 单位
(顺时针)
.加速度分析
aB w12 l AB ×=s2
a
n BC
w22
lBC =×=s2
a
n CD
w32
lCD =×=s2
a a a a a a
n EF
w42 lEF =×=s2
（a）压床机构及传动系统
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。
设计内容
连杆机构的设计及运动分析
符号
单位
mm
度
mm
r/min
数I
50 140 220 60 120 150 1/2 1/4 100
1/2
1/2
据 II 60 170 260 60 120 180 1/2 1/4
90
1/2
1/2
III 70 200 310 60 120 210 1/2 1/4 90
3
aCt D lCD
== m/s2
（顺时针）
项目
数值
单位
m/s 2
rad/s 2
. 机构动态静力分析
G2
G3
G5
Frmax
Js2
Js3
方案 I
660
440 300 4000
单位
N
1．各构件的惯性力，惯性力矩：
Fg 2
m2
as2
Gs2 as2 g
=660×=（与 as2
方向相同）
Fg 3
m3
as3
杆 2 对 C 点求力矩，可得： R1t2 lBC G2 lG2 Fg2 lFg2 0 单独对构件 3 分析：
M I3 Fg 3
==
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 uF 10N / mm, 作其受力图 构件 5 力平衡： Fg5 G5 R65 R45 0 则 R45 uF l45 =-10×= R43 R45 = (2)分析构件 2、3
单独对构件 2 分析：
铅垂
√
选取比例尺 uv
0.0105m / s mm
，作速度多边形如图所示；
由图分析得：
vc uv pc ＝×=s
vCB uv bc ＝×=s
vE uv pe＝×=s
vF uv pf ＝×=s
vFE uv ef ＝×=s
vs2 uv ps2 ＝× ＝s
vs3 uv ps3 ＝× ＝s
机械原理课程设计压床 机构
Pleasure Group Office【T985AB-B866SYT-B182C-BS682T-STT18】
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：
目录
一、机构简介与设计数据
.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 Fr 而运动。 为了减少主轴的速度波动，在曲柄轴 A 上装有大齿轮 z6 并起飞轮的作用。在曲柄轴的 另一端装有油泵凸轮，驱动油泵向连杆机构的供油。
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 δ，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
.设计数据
h2 220
在三角形 ACD 和 AC ' D 中用余弦公式有：
由上分析计算可得各杆长度分别为：
三.传动机构运动分析
项目 数值 单位
.速度分析
已知： n1 100 r / min
w1
2n1 60
2 100 60
10.467rad / s ,逆时针；
大小 ?
0.577
??
√
?
方向 CD AB BC
ac = nCD+
tCD=
B+
t
CB
+
n CB
大小： √ √ √
方向： C→D ⊥CD B→A ⊥BC C→B
选取比例尺μa=(m/s2)/mm,作加速度多边形图
ac ua p'c' =×=s2
aE ua p'e'=×=s2
aCt B ua b'c' =×= m/s2
aCt D ua n'c' =×= m/s2
二、压床机构的设计
.传动方案设计
优点： 结构紧凑，在Ｃ点处，力的
方向与速度方向相同，所以传动
角 90 ，传动效果最好；满足
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：
优点： 结构紧凑，满足急回运动要
求； 缺点：
a a a a F =
E+
n FE
+
t FE
大小： √ √
方向： √ ↑ F→E ⊥FE
aF ua p' f ' =×= m/s2
as2 ua p' s2' =×=s2
as3 ua p' s3' =×= s2
aF ua p' f ' =×= s2
2
aCt B lCB
== m/s2
（逆时针）
G3
as3 g
=440×=（与 as3 方向相反）
Fg 5
m5 aF
G5 aF g
=300×=（与 aF 方向相反）
Fr
F r max 10
=4000/10=400N
M I 2 J s2 2 =×= （顺时针）
M I3 J s3 3 =×= （逆时针）
hg 2
MI2 Fg 2
==
hg 3
机械本身不可避免的问题存在。
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。
.确定传动机构各杆的长度
已知： h1 50mm, h2
140mm, h3
220mm
,
3'
60
,
'' 3
120 ， H
180mm, CE CD
1, 2
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： tan h1 50 12.8
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
[δ]
G2
G3
G5
N
1/30
660
440
300
4000
1/30
1060
720
550
7000
1/30
1600 1040 840
11000
凸轮机构设计
［a］ΦΦSຫໍສະໝຸດ Φˊ0mm
0
16
120
40
80
20
75
18
130
38
75
20
90
18
135
42
65
20
75