目录一. 设计要求-------------------------------------------------------31. 压床机构简介---------------------------------------------------32. 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---------------------------------------------------3二．压床机构的设计: -------------------------------------------- 41. 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、参考文献-----------------------------------------------------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号图纸上二、压床机构的设计1、连杆机构的设计及运动分析（2）长度计算： 已知：X 1＝50mm ，X 2＝140mm ，Y ＝220mm ，ψ13＝60°，ψ113＝120°，H ＝140mm ，CE/CD=1/2, EF/DE=1/2, BS 2/BC=1/2, DS 3/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F 1F 2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=150mm∵EF/DE=1/2, CE/CD=1/2∴EF=DE/4=150/4=37.5mm CD=2*DE/3=2*150/3=100mm 连接AD,有tan ∠ADI=X 1/Y=5/22 又∵AD=√X ²+Y ²=148.7mm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 X 1 X 2 y ρ' ρ''HCE/CD EF/DE n1 BS 2/BC DS 3/DE 数据50140 220 60 1201501/21/41001/2 1/2∴在三角形△ADC 和△ADC ’中，由余弦定理得： AC=√AD ²+CD ²+2AD*CD*cos(60-19.7)=174mm AC ’=√AD ²+CD ²-2AD*CD*cos(120-19.7)=275mm∴AB=(AC-AC ’)/2=48mm BC=(AC+AC ’)/2=224.5mm AB BC BS 2 CD DE DS 3 EF 48mm 224.5mm 112.25mm 100mm 150mm 75mm 37.5mm（3）机构运动速度分析： 已知：n1=90r/min ；1ω= π2601•n rad/s = 100/60*2π =10.46 逆时针 vB= 1ω·l AB = 10.46×0.048=0.523m/sC v = B v + Cb v大小 ? 0.523 ? 方向 ⊥CD ⊥AB ⊥BC选取比例尺μv=0.01(mm/s)/mm ，作速度多边形v C ＝u v ·pc ＝0.58m/sv CB＝uv ·bc ＝0.315m/sv E ＝u v ·pe ＝0.87m/sv F ＝u v ·pf＝0.85m/s v FE＝uv ·ef＝0.08m/s∴2ω＝BCCBl v ＝1.4rad/s (逆时针)ω3＝CDCl v ＝5.8rad/s (顺时针) ω4＝EFFEl v ＝2.13rad/s (顺时针)（4）机构运动加速度分析：a B =ω12L AB =5.47m/s 2 a n CB =ω22L BC =0.196m/s 2 a n CD =ω32L CD =3.364m/s 2 a n FE =ω42L EF =0.17m/s 2c a = an CD + a t CD = a B + a t CD + a n CB大小： ？ √ ？ √ ？ √ 方向： ？ C →D ⊥CD B →A ⊥BC C →B选取比例尺μa=0.1(mm/s 2)/mm,作加速度多边形图a cd =u a·''c p =3.7m/s 2a E =u a·''e p =5.4m/s2a t CB =u a ·=8.9m/s 2a t CD=ua·"'n c =1.4m/s2a F = a E + a n EF + a t EF大小： ? √ √ ?方向： √ √ F →E ⊥EFa F =u a·''f p =1.3m/s 2as 2=u a ·=4.5m/s 2 as 3=ua·=2.8m/s 2α2= a tCB/LCB=39.7 rad/s 2α3= a t CD/LCD=14radm/s 2项目 aBaCaE"F a2"S a3"S aα2α3数值 5.47 3.7 5.5 1.3 4.5 2.8 39.7 14单位m/s 2rad/s 2G2 G3 G5 Js2 Js3方案Ⅲ 660 440 300 0.28 0.085单位 N Kg.m 2Fi 2=m 2 *as 2=G 2*as 2/g=303N （与as2方向相反） F i3=m 3*as 3= G 3*as 3/g=125N （与as3方向相反） F i5= m5*aF=G 5*a f /g=40N （与aF 方向相反） Fr=11000*0.1=1100 N.m （返回行程） M s2=Js2*α2=11.1N.m （顺时针） M s3=Js3*α3=1019N.m （逆时针） L s2= M s2/F i2=36mm L s3= M s3/F i3=10mm 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 μF=20N/mm ，作其受力图构件5力平衡：F 45+F 65+F i5+G 5=0 则F 45= 300.0N ；F 65=100.0N F 43=F 45（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 μF=20N/mm ，作其受力图杆2对B点求力矩，可得： -Fi2*LI2-G2*L2+F t32*LBC=0F t32= 322N杆2对S2点求力矩，可得：F t12*LBS2–Fi2*Ls2-F t32*Ls2=0F t12=224N(3) 对构件3受力分析对构件2进行力的分析，选取比例尺μF=0.05mm/N，作其受力图杆3对点C求力矩得：-F t63*LCD+F43*LS3- FI3*LI3-G3*COS15º*LG3=0F t63=97.9N构件3力平衡：F n23+ F t23+F43+FI3+F t63+F n63+G3=0则F n23=900N ；F n63=330N构件2力平衡：F32 +G2+FI2+F t12+F n12=0则F n12=860N ；F12=890N(4)求作用在曲柄AB上的平衡力矩MbF61=F21=890N.Mb=F21* L =890×48×0.001=44.5N.m（逆时针）三、凸轮机构设计=40mm e=8mm 滚子半径 R=8mm有基圆半径R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=-2πhω2 sin(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)]δ12001250130013501400145015001550 S9.67.65 6.224.68 3.32 2.21 1.20.单位(mm)凸轮廓线如下:五、 齿轮机构设计已知:齿轮6,,32,112065====m oZ Z 模数分度圆压力角α,齿轮为正常齿制，工作情况为开式传动，齿轮Z 6与曲柄共轴。