压床课题设计说明书

1机械设计课程设计计算说明书设计题目：压床的设计与分析专业班设计者：指导教师：2015年6月27日2目录机械原理压床机构设计部分一、压床机构设计要求-----------------11.压床机构简介------------------12.设计内容--------------------1二、压床机构的设计------------------31.连杆机构的设计及运动分析------------4（1）作机构运动简图--------------4（2）机构运动速度分析-------------6（3）机构运动加速度分析------------7（4）绘制滑块位移、速度、加速度曲线------8（5）机构动态静力分析-------------10三、执行机构其他运动方案的设计-----------13四、凸轮机构设计-------------------13机械设计二级减速器设计部分一、目的及要求-------------------16二、减速器结构分析------------------16三、传动装置的总体设计----------------17（一）选择电动机-----------------17（二）传动比分配-----------------18（三）运动和动力参数分析计算-----------181.计算各轴转速----------------192.计算各轴输入功率--------------193.计算各轴输入转矩--------------19四、传动件的设计计算----------------19（一）带传动的设计----------------19（二）高速级齿轮的设计与校核-----------21（三）低速级齿轮的设计与校核-----------25（四）联轴器的选择----------------30（五）轴的设计与校核---------------301.低速轴的校核---------------302.中间轴的校核---------------353.高速轴的校核---------------40（六）键的校核------------------443（七）轴承的校核------------------45五、润滑密封设计------------------48六、减速器箱体结构尺寸表--------------49七、主要参考文献------------------501机械原理压床机构设计部分一、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.设计任务：（1）平面连杆机构的设计及运动分折已知：尺寸h1、h2,构件3的上、下极限角，滑块的冲程H，比值CE／CD、EF／DE，最小传动角γmin各构件质心S的位置，曲柄转速n1。要求：1）设计各构件的运动尺寸，作机构运动简图；2）按指定位置作机构的速度和加速度多边形;3)作滑块的运动线图（s-φ、v-φ、a-φ画在一个坐标系中）;（2）给出实现锻压要求的执行机构的其他运动方案简图，并进行对比分析（3）平面连杆机构的的力分析已知：滑块所受工作阻力，结合前面连杆机构设计和运动分析所得结果，不考虑摩擦。2要求：1）按给定位置确定机构各运动副中的反力；2)确定加于曲柄上的平衡力矩Mb，并在坐标纸上作出平衡力矩曲线（4）飞轮设计已知：机器运动的许用速度不均匀系数，力分析所得平衡力Mb，驱动力矩Md为常数。飞轮安装在曲柄轴A上。要求：确定飞轮的转动惯量JF。（5）凸轮机构构设计已知：从动件冲程H，偏距e，许用压力角[α]．推程运动角δ0。，远休止角δs，回程运动角δ0'，从动件的运动规律见表1，凸轮与曲柄共轴。要求：1）按许用压力角[α]确定凸轮机构的基本尺寸．选取滚子半径rr；2）绘制凸轮实际廓线。（6）确定电动机的转速及功率、型号（7）联轴器的选择（8）设计该机器的传动装置1）V带传动设计计算2）二级圆柱齿轮减速器设计计算（包括齿轮传动设计，轴的结构设计及强度校核，轴承选型设计及寿命计算，平键连接选型及强度计算）;3)减速器的图纸设计要求:绘制减速器的装配图A0；绘制齿轮零件图1张;绘制轴的零件图1张；绘制箱座的零件图。（9）设计课程设计说明书，包括设计任务、设计参数、设计计算过程等。3二、压床机构的设计1.传动方案设计(1).基于摆杆的传动方案(2).六杆机构A2.1.3.六杆机构B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：4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、连杆机构的设计及运动分析设计内容连杆机构的设计及运动分析单位mm（º）mmr/min符号h1h2H3ρ'ρ''HCE/CDEF/DEn1数据50140220601201501/21/4100机构满足最大传动角要求。（1）作机构运动简图：根据相关尺寸，已知：mmhmmhmmh2203,1402,501,'360,''3120，23/27.22smm32111,,.422DSEFBSDEBCDE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：8.122205021tanhh2.478.1260'2.1078.12120''mmhhhhAD61.225220*22050*503*31*1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。5mmEFmmCEmmCDmmDEmmHEF5.37,50,100150150'在三角形ACD和'ACD中用余弦公式有：mmACADDCACACADADCDCD9.173**2***cosADCDACADDC'**2''cos222mmAC5.272'mmACACABmmACACBC3.492'2.2232'2131.9,BS390;DS计算图中尺寸可得：ABBCCDDEEF49.1mm222.9mm100mm150mm37.5mm6计算及说明主要结果（2）机构运动速度分析：以滑块移动到偏离上极限30°为例，机构在此位置时各杆件的位置及速度多边形如图：已知：n1=100r/min；1=2601n=260010=10.47rad/s逆时针vB=1·lABsm/514.0Cv=Bv+CBv方向⊥CD⊥AB⊥BC大小?√?sradsmlwvBCCB/2059.1/2688.0001.02sradsmlpcCv/316.3/3316.0001.03sradVwsmVVFECE/4960.50375.0//4974.05.14Fv=Ev+FEv方向竖直⊥DE⊥EF大小?0.4974?1=10.47rad/svB=0.514m/ssradsmwvCB/2059.1/2688.02sradsradsmwwvC/4960.5/316.3/3316.043smvE/4974.07)(/4719.0方向向下smvF（3）机构运动加速度分析：以滑块移动到偏离上极限30°为例，机构在此位置时各杆件的位置及加速度多边形如图：cEEFnFECDnCDCBnCBABnBaaLwaLwaLwaLwa5.1s/m1327.10375.04960.5s/m0996.11.0316.3s/m324152.02229.02059.1s/m38.50491.0471.102242223222222212CBtCBnBCDtCDncaaaaaa方向?⊥CDC→DB→AC→B⊥BC大小：?√?√√?FEtFEnEFaaaa方向：竖直⊥CDF→E⊥EF大小：?√√?smvF/4719.02s/m38.5nBa2s/m324152.0nCBa2s/m0996.1nCDa2s/m1327.1nFEa8)(/5.471.0/75.4/)(/2014.192229.0/28.4/)(s/m655.35.0)(s/m66.4001.0s/m31.75.1s/m87.4001.02t32t2323222222杆件中点的角加速度杆件中点的角加速度杆件中点为杆件中点为DEsradlaBCsradlasDEaasBClaaalaCDCDCBCBEspssCEpcC（4）绘制滑块位移、速度、加速度曲线2s/m87.4Ca2s/m31.7Ea22s/m66.4sa23s/m655.3sa22/2014.19srad23/5.47srad910（5）机构动态静力分析①分析构件5和4以30°为例对构件5进行力的分析，作如下示意图：构件5力平衡：054565GFFFFr其中NGFFFr5.2905选取比例尺mmN/10,作如下受力分析图：（如左图所示）NLFNlFPBAB78.2911007.27104565NFNF78.29107.2745655FrFG45F65F11计算及说明主要结果以30°为例对构件4进行力的分析,如下示意图：NFFF78.291455434②分析构件3和2:以30°为例对构件3进行力的分析,如下示意图:（注：由于c点的受力对于后边的求解没有影响故不做出受力的图示）对C点取距，由0C可得：NFlFlFlGlFtSSgCDt11990634343333363，以30°为例对构件2进行力的分析,如下示意图：NF78.29134NFt119963，54F34F3G63tF3SF34tF12（注：图中所示的2'SF为原122MFS与的总惯性力）对C点取距，由0C可得：NFlFlGlFtStgBC8.260122122232t③分析以构件3、2组成的杆组的受力情况：以30°为例对构件3、2组成的杆组受力的分析,如下示意图:NFt8.261243F3SF3G63tF63nF2G2'SF12tF12nF2G12tF2SF2'SF13012122263633343tnSntSFFGFFFGFF绘制力的多边形：)h(93.19h059.62010121212在比例图示中可以量出与实际机构原点距离，为合力FFMNlFfh注：说明中未给出的数据见表。三、执行机构其他运动方案的设计四、凸轮机构设计1.凸轮基圆半径r0的确定由诺模图得：h/r0=0.45r0=37.8mm滚子半径：rr=4mm93.19M142.位移的计算取5o为一个分段，分别计算推程和回程的位移1）推程由公式2/cos-10hs得5o10o15o20o25o30os0.3441.3492.9334.9687.2909.71035o40o45o50o55oS12.03114.06615.65016.65617.002）回程由公式22sin-1'00‘hs得5o10o15o20o25o30os16.97716.82416.42215.69914.60313.15935o40o45o50o55o60os11.4259.4977.5035.5763.8412.39865o70o75o80o85o15s1.3060.5780.1770.0230凸轮轮廓如下：16机械设计二级减速器设计部分