張斌課程設(shè)計說明書.

1、Huang Shan XueYuart33機械原理課程設(shè)計說明書題 目：牛頭刨床機構(gòu)設(shè)計院 系：信息工程學(xué)院班 級：學(xué) 號：姓 名：指導(dǎo)教師：完成時間：2012年6月24日1, 任務(wù)書32, 摘要143, 工藝原理分析 154, 工藝動作分析155, 機械運動循環(huán)圖166, 機構(gòu)選型方案評價 177，機械運動簡圖繪制228, 運動分析，尺度綜合229, 動靜態(tài)力分析2410, 飛輪設(shè)計2611, 傳動系統(tǒng)分析 2612, 參考文獻28機械原理課程設(shè)計任務(wù)書一、沖壓式蜂窩煤成型機設(shè)計1設(shè)計題目：沖壓式蜂窩煤成型機設(shè)計2、已知技術(shù)參數(shù)和設(shè)計要求（1）工作原理及工藝動作過程沖壓式蜂窩煤成型機是我國城

2、鎮(zhèn)蜂窩煤 （通常又稱煤餅）生產(chǎn)廠的主要 生產(chǎn)設(shè)備，這種設(shè)備由于具有結(jié)構(gòu)合理、 質(zhì)量可靠、成型性能好、經(jīng)久耐用、 維修方便等優(yōu)點而被廣泛采用。沖壓式蜂窩煤成型機的功能是將粉煤加入轉(zhuǎn)盤的模筒內(nèi)，經(jīng)沖頭沖壓成蜂窩煤。為了實現(xiàn)蜂窩煤沖壓成型，沖壓式蜂窩煤成型機必須完成五個動作：（1）粉煤加料；（2）沖頭將蜂窩煤壓制成型；（3）請出沖頭和出煤盤積屑的掃屑運動；（4）將在模筒內(nèi)沖壓后的蜂窩煤脫模；（5）將沖壓成型的蜂窩煤輸出。（2 ）設(shè)計要求蜂窩煤成型機的設(shè)計要求如下：（1）蜂窩煤成型機的生產(chǎn)能力為 30次/min。（2 ）圖1表示沖頭、脫模盤、掃屑刷、模筒轉(zhuǎn)盤的相互位置情況。實際上沖頭與脫模盤都與上下移

3、動的滑梁連城一片，當(dāng)滑梁下沖時，沖頭將粉煤沖壓成蜂窩煤、脫模盤將已壓成的蜂窩煤脫模。在滑梁上升的過程中，掃屑 刷將掃除沖頭和脫模盤上粘著的粉煤。模筒轉(zhuǎn)盤上均布了模筒，轉(zhuǎn)盤的間歇運動使加料后的模筒進入沖壓位置，成型后模筒進入脫模位置， 空的模筒進入加料位置。2圖1.沖頭、脫模盤、掃屑刷、模筒轉(zhuǎn)盤位置示意圖 1-模筒轉(zhuǎn)盤；2-滑梁；3-沖頭；4-掃屑刷；5-脫模盤（3） 為了改善蜂窩煤沖壓成型的質(zhì)量，希望沖壓機構(gòu)在沖壓后有一定保 壓時間。（4） 由于同時沖兩只煤餅時的沖頭壓力較大，最大可達50000N,其壓力變化近似認為在沖程的一半進入沖壓，壓力呈線性變化，由零值至最大值。因此，希望沖壓機構(gòu)具有增

4、力功能，以減小機器的速度波動、減小原動機的功率。（5） 驅(qū)動電動機可采用 Y180L-8，其功率 P=11KVy轉(zhuǎn)速n=730r/min（6）機械運動方案應(yīng)力求簡單。3、設(shè)計內(nèi)容及工作量（1）根據(jù)工藝動作順序和協(xié)調(diào)要求擬定運動循環(huán)圖（2）機械傳動系統(tǒng)的方案設(shè)計（3）三個執(zhí)行機構(gòu)的方案設(shè)計（4）機械傳動系統(tǒng)及執(zhí)行機構(gòu)的尺度設(shè)計及動力學(xué)計算（5）繪制機械運動方案示意圖、零件圖（6）編制設(shè)計說明書4、工作計劃根據(jù)專業(yè)的教學(xué)計劃安排采用集中和分散相結(jié)合的方式進行，時間為1.5 周。時間安排內(nèi)容安排第1天布置題目、學(xué)生選題第2天方案討論第3天運動方案的制疋、評價、選擇第4天確定各傳動機構(gòu)的尺寸、參數(shù)、機

5、構(gòu)設(shè)計第5天機構(gòu)設(shè)計、相關(guān)量的計算第6天校核第7天整理前期所有工作第8天撰寫設(shè)計說明書第9天上交成果、答辯二、牛頭刨床主傳動機構(gòu)分析與設(shè)計1、設(shè)計題目：牛頭刨床主傳動機構(gòu)分析與設(shè)計2、已知技術(shù)參數(shù)和設(shè)計要求（1）工作原理及工藝動作過程牛頭刨床是一種靠刀具的往復(fù)直線運動及工作臺的間歇運動來完成工件的平面切削加工的機床。電動機經(jīng)過減速傳動裝置（帶和齒輪傳動）帶動 執(zhí)行機構(gòu)（導(dǎo)桿機構(gòu)和凸輪機構(gòu)），完成刨刀的往復(fù)運動和間歇移動。工作 行程時，刨刀速度要平穩(wěn)；空回行程時。刨刀要快速退回，即要有急回作用。（2 ）設(shè)計要求電動機軸與曲柄軸平行，刨刀刀刃點 E和鉸鏈點C的垂直距離為50mm 使用壽命10年，每

6、日一班制工作，載荷有輕微沖擊。允許曲柄 2的轉(zhuǎn)速偏 差為5%要求導(dǎo)桿機構(gòu)的最大壓力角應(yīng)為最小值；凸輪機構(gòu)的最大壓力角應(yīng)在許用值之內(nèi)，擺動從動件9的升、回程運動規(guī)律均為等加速、等減速運動，執(zhí)行構(gòu)件的傳動效率按 0.95計算，系統(tǒng)有過載保護，按小批量生產(chǎn)規(guī)模設(shè)計。(可選擇)滑塊6連桿導(dǎo)桿滑塊3DO 943AITE 工件r工作臺8 亠1110(3 )技術(shù)參數(shù)設(shè)計數(shù)據(jù)如下表所示12345678910導(dǎo) 桿轉(zhuǎn)速n248495052504847556056機（r/mi n ）構(gòu) 運機架 1。2。4 /mm380350430360370400390410380370動工作行程3103004003303802

7、50390310310320分H /mm析行程速比系數(shù)1.41.41.401.41.51.31.51.31.41.4K604340768連桿與導(dǎo)桿之0.20.30.360.30.30.30.30.20.20.2比 根據(jù)牛頭刨床的工作原理，擬定其執(zhí)行機構(gòu)，可擬定多種機構(gòu)并 對這些機構(gòu)作對比分析，繪制機械運動方案示意圖。BC / lo4B503023586導(dǎo)工作阻力4504603800400410520420400600550桿 機 構(gòu) 動 態(tài) 靜 力 分 析Fmax /N000000000導(dǎo)桿質(zhì)量m420202220222426282622滑塊質(zhì)量m670708080809080708060導(dǎo)桿

8、4質(zhì)心轉(zhuǎn) 動慣量Js4（kg m1 根據(jù)給定的數(shù)據(jù)確定機構(gòu)的運動尺寸，并將設(shè)計結(jié)果和步驟寫在 設(shè)計說明書中。 導(dǎo)桿機構(gòu)的運動分析。選取運動中某一位置作為分析的重點，要 求進行速度、加速度分析，并確定速度、加速度、角加速度、角速度等參量 的數(shù)值。并將分析結(jié)果和步驟寫在設(shè)計說明書中。 導(dǎo)桿機構(gòu)的動態(tài)靜力分析。確定某一位置各運動副反力的數(shù)值。 并將分析結(jié)果和步驟寫在設(shè)計說明書中。）1.11.11.21.21.21.31.21.11.21.2凸 輪 機 構(gòu) 設(shè) 計從動件最大擺角 max15O15O15a15151515151515從動件桿長125135130122123124126128130132許

9、用壓力角40384245434441404245推程運動角%75706560707565607274遠休止角氏10101010101010101010回程運動角757065607075656072743、設(shè)計內(nèi)容及工作量(5) 傳動系統(tǒng)的機構(gòu)設(shè)計。設(shè)計傳動系統(tǒng)的傳遞路線及擬采用的傳動 機構(gòu)，并進行尺寸計算及零件圖繪制。(6) 編寫設(shè)計說明書一份，包括設(shè)計任務(wù)，設(shè)計參數(shù)，設(shè)計計算過程 等。4、工作計劃根據(jù)專業(yè)的教學(xué)計劃安排采用集中和分散相結(jié)合的方式進行，時間為1.5 周。時間安排內(nèi)容安排第1天布置題目、學(xué)生選題第2天方案討論第3天運動方案的制疋、評價、選擇第4天確定各傳動機構(gòu)的尺寸、參數(shù)、機構(gòu)設(shè)

10、計第5天機構(gòu)設(shè)計、相關(guān)量的計算第6天校核第7天整理前期所有工作第8天撰寫設(shè)計說明書第9天上交成果、答辯、單級直齒圓柱齒輪減速器設(shè)計1設(shè)計題目：單級直齒圓柱齒輪減速器設(shè)計2、已知技術(shù)參數(shù)和設(shè)計要求(1 )設(shè)計要求設(shè)計帶式輸送機上的單級圓柱齒輪減速器。運輸機兩班制連續(xù)工作， 工作時有輕微振動。每年按 300天計算，工作壽命15年，軸承壽命為齒輪壽 命的三分之一以上。帶式輸送機工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)向不變。(2) 已知技術(shù)參數(shù)名目齒輪箱傳動簡圖電動機；2, 6 聯(lián)軸器；3減速器；4 , 5 齒輪傳動原始數(shù)據(jù)輸入功率 R (KW)小齒輪轉(zhuǎn)速 n (r/min)960r/min齒數(shù)比3.23.設(shè)計內(nèi)容及工作量(1

11、) 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)(2) 按齒面接觸強度設(shè)計(3) 按齒根彎曲強度設(shè)計(4) 幾何尺寸計算(5) 校核驗算(6) 結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖(7) 編制設(shè)計說明書4、工作計劃根據(jù)專業(yè)的教學(xué)計劃安排采用集中和分散相結(jié)合的方式進行，時間為1.5 周。時間安排內(nèi)容安排第1天布置題目、學(xué)生選題第2天方案討論第3天運動方案的制疋、評價、選擇第4天確定各傳動機構(gòu)的尺寸、參數(shù)、機構(gòu)設(shè)計第5天機構(gòu)設(shè)計、相關(guān)量的計算第6天校核第7天整理前期所有工作第8天撰寫設(shè)計說明書第9天上交成果、答辯四、單級斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計1、設(shè)計題目：單級斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計2、已知技術(shù)參數(shù)和設(shè)計要求(1 )設(shè)計

12、要求設(shè)計帶式輸送機上的單級圓柱齒輪減速器。運輸機兩班制連續(xù)工作， 工作時有輕微振動。每年按 300天計算，工作壽命15年，軸承壽命為齒輪壽 命的三分之一以上。帶式輸送機工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)向不變。(2) 已知技術(shù)參數(shù)名目原始數(shù)據(jù)輸入功率 P (KW)10KW小齒輪轉(zhuǎn)速 n （r/min）960r/mi n齒數(shù)比3.23. 設(shè)計內(nèi)容及工作量（1） 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（選擇斜齒輪的螺旋角）（2）按齒面接觸強度設(shè)計（3）按齒根彎曲強度設(shè)計（4）幾何尺寸計算（5）校核驗算（6）結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖（7）編制設(shè)計說明書4、工作計劃根據(jù)專業(yè)的教學(xué)計劃安排采用集中和分散相結(jié)合的方式進行，時間為1

13、.5 周。時間安排內(nèi)容安排第1天布置題目、學(xué)生選題第2天方案討論第3天運動方案的制疋、評價、選擇第4天確定各傳動機構(gòu)的尺寸、參數(shù)、機構(gòu)設(shè)計第5天機構(gòu)設(shè)計、相關(guān)量的計算第6天校核第7天整理前期所有工作第8天撰寫設(shè)計說明書第9天上交成果、答辯五、閉式蝸桿減速器傳動系統(tǒng)設(shè)計 1設(shè)計題目：閉式蝸桿減速器傳動系統(tǒng)設(shè)計2、已知技術(shù)參數(shù)和設(shè)計要求（1 ）設(shè)計要求設(shè)計攪拌機用的閉式蝸桿減速器中的普通圓柱蝸桿傳動。攪拌機為大批量生產(chǎn)，傳動不反向，工作載荷較穩(wěn)定，有不大的沖擊，要求壽命為12000h。（2）已知技術(shù)參數(shù)名目原始數(shù)據(jù)輸入功率 R （KW）9KW蝸桿轉(zhuǎn)速n1 (r/mi n)1450r/mi n傳動比

14、203. 設(shè)計內(nèi)容及工作量（1）選擇蝸桿傳動類型（2）選擇材料（3）按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計（4）蝸輪與蝸桿的主要參數(shù)及幾何尺寸計算（5）校核齒根彎曲疲勞強度（6）結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制零件圖（7）編制設(shè)計說明書4、工作計劃根據(jù)專業(yè)的教學(xué)計劃安排采用集中和分散相結(jié)合的方式進行，時間為1.5 周。時間安排內(nèi)容安排第1天布置題目、學(xué)生選題第2天方案討論第3天運動方案的制疋、評價、選擇第4天確定各傳動機構(gòu)的尺寸、參數(shù)、機構(gòu)設(shè)計第5天機構(gòu)設(shè)計、相關(guān)量的計算第6天校核第7天整理前期所有工作第8天撰寫設(shè)計說明書第9天上交成果、答辯5、指導(dǎo)教師與教研室主任意見指導(dǎo)教師意見可以按照上述任務(wù)書的要求向?qū)W生布置任務(wù)，開

15、始課程設(shè)計。 指導(dǎo)教師簽名：教研室主任意見同意教研室主任簽名:摘要牛頭刨床是一種用于平面切削加工的機床，本次課程設(shè)計的主要內(nèi)容是牛 頭刨床導(dǎo)桿機構(gòu)的運動分析和動態(tài)靜力的分析以及不同設(shè)計方案的比較。 繪制運動簡圖，進行速度、加速度以及受力分析，并完成課程設(shè)計說明書。 通過這次課程設(shè)計能夠讓同學(xué)們將與課程設(shè)計有關(guān)的知識進行融會貫通， 進一步加深學(xué)生所學(xué)的理論知識，培養(yǎng)學(xué)生獨立解決有關(guān)課程實際問題的 能力，使學(xué)生對于機械運動學(xué)和動力學(xué)的分析設(shè)計有一個比較完整的概念?！娟P(guān)鍵詞】牛頭刨床；導(dǎo)桿機構(gòu)；運動分析一，工藝原理分析牛頭刨床是一種用于平面切削加工的機床，牛頭刨床的主傳動的從動機構(gòu)是刨頭在設(shè)計主傳動

16、機構(gòu)時，要滿足所設(shè)計的機構(gòu)要能使牛頭刨床 正常的運轉(zhuǎn)，同時設(shè)計的主傳動機構(gòu)的行程要有急回運動的特性， 刨削速度盡可能為勻速運動，以及很好的動力特性。 盡量是設(shè)計的結(jié)構(gòu)簡單，實用，能很好的實現(xiàn)傳動功能。2,工藝動作分析電動機經(jīng)皮帶和齒輪傳動，經(jīng)過減速機構(gòu)減速從而帶動曲柄1。刨床工作時，由導(dǎo)桿3經(jīng)過連桿4帶動刨刀5作往復(fù)運動。刨頭左行時，刨刀進行切削， 稱工作行程，此時要求速度較低并且均勻，以減少電動機容量和提高切削質(zhì)量，刨頭右行時，刨刀不切削，稱空行程，此時要求速度較高，以提高生產(chǎn) 率。為此刨床采用有急回作用的導(dǎo)桿機構(gòu)。刨刀每切削完一次，利用空回行程的時間，凸輪8通過四桿機構(gòu)1-9-10-11與

17、棘輪帶動螺旋機構(gòu)（圖中未畫）， 使工作臺連同工件作一次進給運動，以便刨刀繼續(xù)切削。刨頭在工作行程中，受到很大的切削阻力（在切削的前后各有一段約 0.05H的空刀距離，見圖2，b),而空回行程中只有摩擦阻力。因此刨頭在整個運動循環(huán)中，受力變化是很大的，這就影響了主軸的勻速運轉(zhuǎn)，故需安裝飛輪來減小主軸的速度波動， 以提高切削質(zhì)量和減小電動機容量。3, 機械運動循環(huán)圖牛頭刨床的主運動為電動機t變速機構(gòu)t搖桿機構(gòu)t滑枕往復(fù)運動；牛頭刨床的進給運動為電動機t變速機構(gòu)t棘輪進給機構(gòu)t工作臺橫向進給運動4, 機構(gòu)的選型方案評價1 :曲柄滑塊機構(gòu)與擺動導(dǎo)桿機構(gòu)(1 )機構(gòu)簡圖如下圖(2) 機械功能分析該構(gòu)件中

18、完成主運動的是由桿 1、2、3、6組成的四連桿機 構(gòu)，桿4帶動該構(gòu)件中與其鉸接的 5桿完成刨床的刨削運動。 在由桿1、2、3、6所組成的曲柄搖桿機構(gòu)中，曲柄1在原動機的帶動下做周期性往復(fù)運動，從而連桿4帶動滑塊5作周期性往復(fù)運動實現(xiàn)切削運動的不斷進行。(3) 工作性能分析從機構(gòu)簡圖中可以看出，該機構(gòu)得主動件1和連桿4的長度相差很大，這就是的機構(gòu)在刨削的過程中刨刀的速 度相對較低，刨削質(zhì)量比較好。桿 1和桿4 在長度上的 差別還是的刨刀在空行程的急回中，有較快的急回速度，縮短了機械的運轉(zhuǎn)周期，提高了機械的效率。(4) 傳遞性能和動力性能分析桿1、2、3、6所組成的曲柄搖桿機構(gòu)中其傳動角是不斷變化

19、傳動性能最好的時候出現(xiàn)在 A, B, C, D四點共 線與機構(gòu)處于極位時兩者傳動角相等該機構(gòu)中不存在高畐只有回轉(zhuǎn)副和滑動副，故能承受較大的載荷，有較強 的承載能力，可以傳動較大的載荷。當(dāng)其最小傳動角和最 大傳動角相差不大時，該機構(gòu)的運轉(zhuǎn)就很平穩(wěn)，不論是震 動還是沖擊都不會很大。從而使機械又一定的穩(wěn)定性和精 確度。(5) 結(jié)構(gòu)的合理性和經(jīng)濟性分析該機構(gòu)多以桿件為主，抗破壞能力較差，對于較大載荷時對桿件的剛度和強度要求較高。會使的機構(gòu)的有效空間白白浪費。并且由于四連桿機構(gòu)的運動規(guī)律并不能按照 所要求的運動精確的運行只能以近似的規(guī)律進行運動。2 :曲柄滑塊機構(gòu)與扇形齒輪齒條機構(gòu)(1機構(gòu)簡圖如下圖(2

20、) 機械功能分析根據(jù)機構(gòu)圖可知，整個機構(gòu)的運轉(zhuǎn)是由原動件 1帶動 的。桿1通過滑塊2帶動扇形齒輪3的運動。扇形齒輪 3 和與刨頭連接的齒條嚙合。從而實現(xiàn)刨刀的往復(fù)運動。(3) 工作性能分析該機構(gòu)中原動件1對滑塊2的壓力角一直在改變。但是原動件1的長度較小，扇形齒輪的半徑較大，即原動件1的變化速度對于 扇形齒輪3的影響不是很大，同時機構(gòu) 是在轉(zhuǎn)速不大的情況下運轉(zhuǎn)的，也就是說，在扇形齒輪作 用下的齒條的速度在切削過程中變化不大，趨于勻速運行。原動件1在滑塊2上的速度始終不變，但是隨著原動件1的運轉(zhuǎn)，在一個周期里，BC的長度由小到大，再變小。而BC的長度是扇形齒輪 3的回轉(zhuǎn)半徑，也就是說，在機構(gòu)的運

21、 行過程中，推程的速度趨于穩(wěn)定，在刨頭回程時，由于扇形 齒輪受到齒條的反作用力減小。 還有扇形齒輪3的回轉(zhuǎn)半徑 減小，使扇形齒輪的回程速度遠大于推程時的速度。即可以 達到刨床在切削時速度較低，但是在回程時有速度較高的急 回運動的要求。在刨頭往返運動的過程中，避免加減速度的 突變的產(chǎn)生。(4) 機構(gòu)的傳遞性能動力性能分析該機構(gòu)中除了有扇形齒輪和齒條接觸的兩個高副外， 所有的運動副都是低副，齒輪接觸的運動副對于載荷的承 受能力較強，所以，該機構(gòu)對于載荷的承受能力較強，適 于加工一定硬度的工件。 同時。扇形齒輪是比較大的工件， 強度比較高，不需要擔(dān)心因為載荷的過大而出現(xiàn)機構(gòu)的斷 裂。在整個機構(gòu)的運轉(zhuǎn)

22、過程中，原動件1是一個曲柄，扇形齒輪3只是在一定的范圍內(nèi)活動，對于桿的活動影響不大， 機構(gòu)的是設(shè)計上不存在運轉(zhuǎn)的死角，機構(gòu)可以正常的往復(fù)運 行。該機構(gòu)的主傳動機構(gòu)采用導(dǎo)桿機構(gòu)和扇形齒輪，齒條機 構(gòu)。的慣齒條固結(jié)于刨頭的下方。扇形齒輪的重量較大，運轉(zhuǎn)時產(chǎn)生量也比較大，會對機構(gòu)產(chǎn)生一定的沖擊，使機構(gòu)產(chǎn)生震動。(5) 機構(gòu)的合理性與經(jīng)濟性能分析該機構(gòu)的設(shè)計簡單，尺寸可以根據(jù)機器的需要而進行選擇，不宜過高或過低。同時，扇形齒輪的重量有助于保 持整個機構(gòu)的平衡。使其重心穩(wěn)定。由于該機構(gòu)的設(shè)計較 為簡單。所以維修方便。，除了齒輪的嚙合需要很高的精確 度外沒有什么需要特別設(shè)計的工件，具有較好的合理性。該機構(gòu)

23、中扇形齒輪與齒條的加工的精度要求很高，在工 藝上需要比較麻煩的工藝過程，制作起來不是很容易。此方案 經(jīng)濟成本較高。3:綜合評定確定方案1機構(gòu)功能的實現(xiàn)兩種機構(gòu)均可以很好的實現(xiàn)切削功能。2工作性能第一種方案在刨削的過程中刨刀的速度相對較低，刨肖U質(zhì)量比較好，可以很好的滿足急回特性；第二種方案切 削速度近似均勻且變化緩和平穩(wěn)，擺動導(dǎo)桿機構(gòu)也可使其 滿足急回特性。3傳遞性能第一種方案適合于低速輕載的工作情況；第二情況由于滑塊和導(dǎo)桿壓力角恒為 90度,齒輪和齒條傳動時壓力 角不變，且可承受較大載荷，所以重載情況也適用。4動力性能第一種方案沖擊震動較大；第二種方案齒輪和齒條傳 動平穩(wěn)，沖擊震動較小。5結(jié)

24、構(gòu)合理性第一種方案均由桿件構(gòu)成尺寸比較大， 重量輕，制造 簡單，維修方便；第二種方案扇形齒輪尺寸和重量大 ，齒 輪和齒條制造復(fù)雜，磨損后不宜維修。6經(jīng)濟性根據(jù)實際工況中刨刀一般為低速輕載。所以第一種方案比較適合于量產(chǎn)，經(jīng)濟效益比較好；而第二種方案扇形齒輪要求一定的精度，工藝難度大，且扇形齒輪和齒條中心距要求較高，所以不適合推廣。綜上所述應(yīng)選擇第一種方案5, 機械運動簡圖繪制機構(gòu)的運動簡圖為曲柄滑塊機構(gòu)，見附錄6, 運動分析，尺度綜合n?Lo2o4HKLbc/L O4BFmaxmm.導(dǎo)桿4質(zhì)心47r/min390mm390mm1.50.334200N26kg80kg1.2由上表可知 K=1.50

25、 =1800 (K+1)/(K-1)=36 0所以極位夾角為 361, 速度分析(曲柄位置角為110)由運動已知曲柄上 A點開始，列兩構(gòu)件重合點速度矢量方程，求構(gòu)件 4上A 點的速度VA4因為l o2A =l 0204X sin 18=120.5mm vAz=VA3= 3 2l o2A =(2X n X47) /60 X0.1205=0.593m/s l04A=482.54mm對A點：Va4 =7A +必4民方向：_ bo4-O2A/O4B大?。海縑?取極點P,按比例尺yv=0.005 ( m/s) mm乍速度圖，如圖所示，并求出角速 度3 4和構(gòu)件4上的B點速度Vb以及構(gòu)件4與構(gòu)件3上的重合

26、點A的相對速 度VA4A3。因為Va4 =卩 v pa4 =0.005 X 96.56=0.4828 m/s4 =1.0 rad/s vb=w 4lo 4B=0.620 m/sVA4A3= 3 V a4a3=0.05 X 68.51=0.3425 m/s對構(gòu)件5上B、C點，列同一構(gòu)件兩點間速度矢量方程:Vc=Vb+方向：/XX大?。?式中：Vc =llpclpc=153.6Vc=0.768m/s3 5=vbc/I bc=0.650 rad/sV CBO；B BCV?Vcb = IbCbc=26.64VCB =0.1332m/s2, 加速度分析aA2 =a A3=A2= w 2I 02a=4.9

27、2 Xl20.5 = 2.916manA4= w 24l 04A=1.0 2X 0.48254=0.483m/s 2 akA4A3=2 w 4VA4A3=2 X 1.0 X 0.005 X 68.51=0.6851m/s ancB=w 25l bc=0.652X 0.33 X 620.7=0.0865 m/saA(=aA + aA44=aA3+弧+raA4A3方向：At O4-O4B At O2o4b/O4B大?。篤?VV?取極點P1,按比例尺Ja=0.01作加速度圖，用影像定理求得構(gòu)件4上B點和質(zhì)心S4點的加速度aB和as4,用構(gòu)件4上A點的切向加速度 aS求構(gòu)件 4的角加速度a 4.因為a

28、A4= a X p1a4=0.01 X 136.57=1.3657 m/saA404 a又aBO4B所以 aB=1.757m/s22as4=0.5a b=0.878 m/sa 4=atA4/l 04A=0.01 X 113.29/0.48254=2.3457aC=naB +acB +taCB方向：/ XXB t O4 C t B_ BC大?。?VV?ac=2ax pic=0.01 x 159.94=1.5994m/sa 5=0.01 x 78.41/0.20483=3.828 m/s乙動態(tài)靜力分析首先根據(jù)運動分析結(jié)果，計算構(gòu)件4的慣性力F14 （與as4反向），構(gòu)件4的慣性力矩M4,構(gòu)件4的慣

29、性力平移距離I h4,構(gòu)件6的慣性力矩Fi6.Fi4=mas4=26x 0.878=22.841M4= a 4js4=2.347 x 1.2=2.816 N.m, M142.816I h4F1422.841=0.118mF16=mas6=80 x 1.5418=123.344 N1,取構(gòu)件5,6基本桿組為示力體因構(gòu)件5為二力桿，只對構(gòu)件（滑塊） 平衡方程：6作受力分析即可，首先列力F =0 FR65 - - FR56 FR54 = -FR45大小?VVV?方向丄XX/ XX/ XX丄XX/ BCFR16+F r+ F 16+ G 6+ F R56=0按比例尺1 F=10N/m作力多邊形，如圖，

30、求出運動副反力Fr16和Fr56Fr16=10x 70.07=700.7 NFr56=10x 433.04=4330.4設(shè)Fr45與水平導(dǎo)軌的夾角為:-可測得的大小為F X = F|6_F R45 COS ： 0 , Fy FR6 F R45 Sim G6 = 0 可 計算出,Fr =12345 Fr 781.82，取構(gòu)件3,4桿組為示力體首先取構(gòu)件 4,對Q列力矩平衡方程（反力FR54的大小和方向為已知），求出反力FR34：FR54=-F R45 根據(jù)LMoGh + 巳漢 h2 + Fr54漢 h + Mi4 Fr23 漢0，其中hi，h2，h3，h4分別為G 4 , FI4 , FR54 , F R23 作用于。4的距離（其大小可以測得），可以求得：F R23 =1300.4325 N作力的多邊形如圖可知14 hsiFrm 二 600.356 N3, 取構(gòu)件2為示力體Fr32作用于O2的距離為h,其大小為O.06534m所以曲柄上的平衡力矩為：M = Fr32 h =84.9m/s，方向為逆時針。8，飛輪的設(shè)計（圖紙見附錄）1，確定 Wmax（1 ）將各點的平衡力矩（即等效阻力矩）畫在坐標紙上，平衡力矩所做的 功可通過數(shù)據(jù)曲線與橫坐標之間所夾面積之和求得。依據(jù)在一個工作周期 內(nèi)，曲柄驅(qū)動力矩所做的功等于阻力矩所做的功，即可求得驅(qū)動力矩 M。在圖中，橫坐標軸為曲柄轉(zhuǎn)