摘要
曲柄压力机广泛应用于冲裁，弯曲，校正，模具冲压等工作。本次设计的为开式固定台式中型，公称压力为1600KN曲柄压力机。
本设计主要进行该曲柄压力机曲柄滑块工作机构的设计。在设计中，首先根据该压力机要保证的主要技术参数——公称压力、滑块行程等，初步估算曲柄，连杆，滑块，导轨相关尺寸，然后分别对其进行校核，修正，最终确定各零部件尺寸；进行装模高度调节装置设计，并最终完成该曲柄滑块工作机构设计。
关键字：公称压力；曲轴；连杆；导轨；调节装置
目录
第一章曲柄压力机的工作原理及主要参数 (1)
1.1压力机技术参数 (1)
1.2 曲柄压力机的工作原理. (1)
1.3曲柄压力机工作的特点 (2)
1.4 曲柄形式 (2)
1.4.1、曲轴驱动的曲柄滑块机构 (3)
1.4.2、偏心轴驱动的曲柄滑块机构 (4)
1.4.3、曲拐驱动的曲柄滑块机构 (4)
1.5.4、偏心齿轮驱动的曲柄滑块机构 (4)
1.4.5各种结构的区别及最终确定设计设计思路 (6)
第二章曲柄滑块机构的构成及相关分析 (6)
2.1压力机曲柄滑块机构的构成 (6)
2.2曲柄压力机滑块机构的运动规律分析。 (7)
2.2.1滑块的位移和曲柄转角之间的关系 (7)
2.2.2滑块的速度和曲柄转角的关系 (8)
2.3曲柄压力机滑块机构的受力分析 (9)
2.3.1忽略摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析 (9)
2.3.2考虑摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析 (10)
第三章装模高度调节装置总体设计 (13)
3.1装模高度调节设计及电动机的选定 (13)
3.1.1 装模高度调节装置构成及工做原理 (13)
3.1.2调节装置电动机选定............................................................ 错误！未定义书签。第四章齿轮传动.................................................................................... 错误！未定义书签。
4.1 齿轮传动的介绍.............................................................................. 错误！未定义书签。
4.1.1齿轮在应用的过程中对精度有以下的要求........................ 错误！未定义书签。
4.2 直齿轮传动 ..................................................................................... 错误！未定义书签。
4.2.1齿轮参数确定........................................................................ 错误！未定义书签。
4.2.2．齿轮的尺寸初步计算......................................................... 错误！未定义书签。
4.2.3 齿轮的强度校核................................................................... 错误！未定义书签。第五章曲柄压力机滑块机构的设计与计算 .. (14)
5.1曲轴的设计与计算 (14)
5.1.1选定轴的材料 (14)
5.1.2估算曲轴的相关尺寸 (14)
5.1.3 设计轴的结构并绘制结构草图 (15)
5.1.4 校核轴劲尺寸 (15)
5.1.5曲轴的危险阶面校核 (16)
5.2连杆和调节螺杆的设计 (17)
5.2.1 连杆和调节螺杆初步确定 (17)
5.2.2校核调节螺杆的和连杆尺寸 (18)
5.4导轨的设计 (20)
5.5蜗杆蜗轮传动的计算....................................................................... 错误！未定义书签。
5.5.1蜗杆传动的特点.................................................................... 错误！未定义书签。
5.5.2蜗杆蜗轮的材料.................................................................... 错误！未定义书签。
5.5.3蜗杆蜗轮尺寸的计算............................................................ 错误！未定义书签。
5.5.4 核算蜗轮弯曲应力............................................................... 错误！未定义书签。
5.5.5核算蜗杆接触应力:............................................................... 错误！未定义书签。第六章轴承的选用及紧固件的选用...................................................... 错误！未定义书签。
6.1滑动轴承选用与校核....................................................................... 错误！未定义书签。
6.1.1连杆大端滑动轴承选用与校核............................................ 错误！未定义书签。
6.1.2曲轴颈上滑动轴承选用与校核............................................ 错误！未定义书签。
6.2 滚动轴承选用与校核...................................................................... 错误！未定义书签。
6.2.1求比值: .................................................................................. 错误！未定义书签。
6.2.2求相对应轴承轴向载荷的e值与Y值 ............................... 错误！未定义书签。
6.3坚固件的选用................................................................................... 错误！未定义书签。
6.3.1紧固件的选用原则................................................................ 错误！未定义书签。
6.3.2螺栓的选用............................................................................ 错误！未定义书签。第七章总装设计...................................................................................... 错误！未定义书签。
7.1过载保护装置................................................................................... 错误！未定义书签。
7.1.1液压式过载保护装置............................................................ 错误！未定义书签。
7.2润滑系统 .......................................................................................... 错误！未定义书签。参考文献................................................................................................... 错误！未定义书签。致谢.............................................................................................................. 错误！未定义书签。
第一章曲柄压力机的工作原理及主要参数
1.1压力机技术参数
压力机的主要技术参数能反映出压力机的工作能力、所能加工工件的尺寸范围、有关生产率等指标。此次设计的是开式固定台式中型压力机，设计的技术参数如下：
公称力 1600 kN
公称力行程 6 mm
滑块行程 140mm
滑块行程次数 40次/min
最大装模高度 350 mm
装模高度调节量 110 mm
滑块中心到机身距离 380 mm
工作台尺寸（前后X左右） 710 X 1120 mm
工作台板孔尺寸Φ220 mm
工作台板厚度 130 mm
滑块底面尺寸（前后X左右） 420 X 560 mm
模柄孔尺寸（直径X深度）Φ65 X 90 mm 图1-1
立柱间距 640 mm
1.2 曲柄压力机的工作原理.
曲柄压力机是以曲柄传动的锻压机械，其工作原理是电动机通过三角带把运动传给大皮带轮，再经小齿轮，大齿轮，传给曲轴。连杆上端连在曲轴上，下端与滑块连接，把曲轴的旋转运动变为连杆的上下往复运动。上模装在滑块上，下模装在垫板上。因此，当材料放在上下模之间时，及能进行冲裁或其他变形工艺，制成工件。由于工艺的需要，滑块有时运动，有时停止，所以装有离合器和制动器。压力机在整个工作周期内进行工艺操作的时间很短，也就是说，有负荷的工作时间很短，大部分时间为无负荷的空程时间。为了使电动机的负荷均匀，有效的利用能量，因而装有飞轮。本次曲柄压力机的设计中,大皮带轮的设计兼有飞轮的作用。
工作原理图如下图：
图1-2
1.3曲柄压力机工作的特点
刚性传动，滑块运动具有强制性质
a. 上下死点、运动速度、闭合高度等固定——便于实现机械化和自动化
b. 定行程设备——自我保护能力差，工作时形成封闭力系
a. 不会造成强烈冲击和振动
b. 不允许超负荷使用，一个工作循环中负荷作用时间短，主要靠飞轮释放能量
a. 工作时尖峰负荷不会对电网造成冲击
b. 不能够超能量使用
1.4 曲柄形式
曲轴驱动的曲柄滑块机构
偏心轴驱动的曲柄滑块机构
曲拐驱动的曲柄滑块机构
偏心齿轮驱动的曲柄滑块机构
图1-3
1 —支承颈; 2—曲柄臂; 3—曲柄颈; 4 —连杆; 5—曲拐颈; 6 —心轴; 7—偏心齿轮
1.4.1、曲轴驱动的曲柄滑块机构
工作原理：曲轴旋转时，连杆
导轨中作上、下往复直线运动。
特点：曲轴双端支承，受力
好；滑块行程较大，行程不可调。
大型曲轴锻造困难，受弯、扭作
用，制造要求高。
适用范围：主要用于较大行
程的中小型压力机上。
图1-4 JC23-63压力机的曲柄滑块机构结构图
1、打料横梁
2、滑块
3、压塌块
4、支承座
5、盖板
6、调节螺杆
7、连杆体
8、轴瓦
9、曲轴 10、锁紧
螺钉 11、锁紧块 12、模具夹持块
1.4.2、偏心轴驱动的曲柄滑块机构
工作原理：当偏心轴转动时，曲轴颈的外圆中心以偏心轴中心为圆心做圆周运动，带动连杆、滑块运动。
特点：曲轴颈短而粗，支座间距小，结构紧凑，刚性好。但偏心部分直径大，摩擦损耗多，制造比较困难。
适用范围：主要用于行程小压力机上。
1.4.3、曲拐驱动的曲柄滑块机构
工作原理：当曲拐轴转动时，偏心套
的外圆中心以曲拐轴的中心为圆心做圆
周运动，带动连杆、滑块运动。
特点：曲拐轴单端支承，受力条
件差；滑块行程可调（偏心套或曲拐轴颈
端面有刻度）。便于调节行程且结构简单，
但曲柄悬伸刚度差。
适用范围：主要用于中、小型压力机
上
图1-5 JB21-100压力机的曲柄滑块机构结构图
1、滑块
2、调节螺杆
3、连杆体
4、压板
5、曲拐轴
6、偏心套
1.5.4、偏心齿轮驱动的曲柄滑块机构
工作原理：偏心齿轮在芯轴上旋转时，其偏心颈就相当于曲柄在旋转，从而带动连杆使滑块上下运动。
特点：偏心齿轮芯轴双端支承，受力好；偏心齿轮只传递扭矩，弯矩由芯轴承受；受力情况比曲轴好，芯轴刚度大。结构相对复杂，但铸造比曲轴锻造容易解决。
适用范围：常用于大中型压力机上。
图1-6J31 - 315 压力机曲柄滑块机构结构示意图
1. 连杆体;
2. 调节螺杆;
3. 滑块;
4. 拨块;
5. 蜗轮;
6. 保护装置;
7. 偏心齿轮;
8. 心轴; 9 . 电动
机; 10. 蜗杆
O--主轴中心 A--偏心轴销中心 M--偏心套外圆中心
1.4.5各种结构的区别及最终确定设计设计思路
①曲轴式压力机行程不可调；
②偏心轴式、偏心齿轮式和曲拐式压力机的行程可设计成可调节结构；
③设备总体结构曲拐式更美观。
经过上面的分析，我选择设计成曲折开式固定压力机压力机。
第二章曲柄滑块机构的构成及相关分析
2.1压力机曲柄滑块机构的构成
由于压力机要求滑块作往复直线运动,而为动力的电动机却是作旋转运动,因此,需要一套机构,将旋转运动变为直线往复运动。下图中的结构就是完成这部分工作的重要部分曲柄滑块机构。
图2-1
由本图知采用一套曲柄连杆，它对滑块只有一个加力点，因此常称做单点式曲柄压力机，这是中小型压力机广泛采用的形式。当工作台左右较宽时，也常采用两套曲柄连杆，这时它们对滑块有两个加力点，叫双点压力机，对于左右前后都较宽的压力机也可采用四套曲柄连杆，相应的滑
块有四个加力点。
曲轴中心到曲柄颈中心的距离，这个距离通常叫做曲柄半径，它是曲柄压力机的一个重要参数，（有关曲轴的部分第四章详述）。有时小型压力机，可能用偏心轴代替曲轴，同样偏心轴也可以将旋转运动转变为滑块的直线往复运动。
2.2曲柄压力机滑块机构的运动规律分析。
本次设计压力机工作机构采用是曲柄滑块机构, A 点表示连杆与曲轴的连结点,B 点表示连杆与滑块连接点,AB 表示连杆长度. 滑块的位移为s 。a 为曲柄的转角。习惯上有曲柄最底位置（相当于滑块在下死点处），沿曲柄旋转的相反方向计算。
其运动简图如下图所示.,
2.2.1滑块的位移和曲柄转角之间的关系 滑块的位移和曲柄转角之间的关系表达为
()(cos cos )s R L R a L β=+-+
而 sin sin R a
L
β= 令
R
L
λ= 则sin sin a βλ=
而 cos β=
所
以
c o 1ββ
= 图2-2
代入()(cos cos )s R L R a L β=+-+整理得:
1
[(1cos )(1s R a λ
=++
λ代表连杆系数。通用压力机λ一般在0.1~0.2范围内.故上式整理后得:
(1cos )(12cos 2)4
s R a a λ
=-+
-
式子中 s ——滑块行程.(从下死点算起)
a ——曲柄转角, 从下死点算起,与曲柄旋转方向相反者为正. R ——曲柄半径
λ——连杆系数
L ——连杆长度(当可调时取最短时数值)
因此,已知曲柄半径R 和连杆系数λ时,便可从上式中求出对应于的不同a 角的s 值.有余玄定理知
222
()cos 2()
R R L S L a R R L S ++--=??+-
2.2.2滑块的速度和曲柄转角的关系
求出滑块的位移与曲轴转角的关系后,将位移s 对时间t 求导数就可求得到滑块的速度v.即:
()()1cos 1cos 24sin sin 22ds ds da v dt da dt d da
v R a a dt dt
da v R a a dt
λλ=
=?????=-+-??????????=+ ?
??
而
da
dt
ω= 所以sin sin 22v R a a λω??
=+ ???
式中 v ———滑块速度 ω———曲柄的角速度 又因为0.10530
n
n πω=
=
所以0.105sin sin 22v nR a a λ??
=+ ???
式中 n ———曲柄的每分钟转数
从上式可看出,滑块的速度V 是随曲柄转角a 角度变化的。在a=0时 V=0 , a 角增大时V 随之显著增大；但在a=0075~90之间时，V 的变化很小,而数值最大.因此常常近似取曲柄转角0a=90的滑块的速度当作最大速度。用max V 表示
即
00max max V =0.105nR sin90+sin1802V 0.105nR
λ??
? ?
??=
上面公式表明，滑块的最大速度与曲柄的转速n ，曲柄半径R 成正比，n 越高，R 越大，滑块的最大速度Vmax 也越大。
本压力机滑块的最大速度
Vmax=0.105nR(sin90°+ λ/2 Xsin180°)
=0.105X40X70 =294mm/s
2.3曲柄压力机滑块机构的受力分析
判断曲柄压力机滑块机构能不能满足加工需要除了它的运动规律是否符合要求外，还有很重要的一点就是要校核它的强度。而进行强度校核之前必须首先正确的将曲柄压力机滑块机构的主要构件进行力学分析。
2.3.1忽略摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析
图2=3
忽略摩擦和零件本身重量时滑块的受力情况如图2-3所示。其中P1料抵抗变形的反作用力，N 导轨对滑块的约束反力，Pab 对滑块的约束反力，这三个力交于B ，组成一个平衡的汇交力系。
根据力的平衡原理，从力三角形中可以求得P1、N 、Pab 之间关系如下：
ab 1 P =P /cos β 1 N=P tan β
有上式知 Sin =Sina β 当0a=90时，β取到最大值
一般曲柄压力机，0.3λ<，负荷达到公称压力时的曲柄转角仅30度左右。因此可近似认为： Cos =1 β tan =sin =sina ββλ 上面两式便成为：
ab 1 P P ≈ 1
N=Psina λ 例如求公称压力角025p θ=时,曲轴上齿轮传递的扭矩0M
因为在025p θ=时,滑块能承受的最大负荷是160吨,所以坯料抵抗变形的反作用力1p 也允许达到这个数值,即p1=1600KN=1600000N
R=70mm 0.08740.09λ=≈ 可查表2-2得 sin sin 20.45712
λ
θθ+
=
因此在不考虑摩擦时齿轮传动的扭矩为: M0=p1R(sin θ+λ/2sin θ) M0=1600000X0.07X0.4751 M0=52311N
上面,我们在分析连杆、滑块受力和曲轴所需传递的扭矩的过程中,都没考虑各活动部位的摩擦.这种处理问题的方法,对于分析连杆和滑块受力,来说,误差很小.且简化了计算公式,完全可应用.但是,在计算曲轴所需传递的扭矩时,不考虑摩擦的影响,却会带来较大的误差,因此计算时,应考滤由于摩擦所增加的扭矩M μ.
2.3.2考虑摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析 曲柄滑块机构的摩擦主要发生在四处:
1）.滑块导向面与导轨之间的摩擦.如下图所示,摩擦力的大小等于滑块对导轨的正压力,与摩擦系数的乘积,摩擦力的方向与滑块的运动方向相反.工作行程时,滑块向下运动,导轨对滑块的摩擦力朝上,形成对滑块运动的阻力.
2）. 曲轴支承劲0d 与轴承之间的摩擦.轴旋转时,轴承对轴劲的摩擦力分布在轴劲工作面上,这些摩擦力对轴颈中心O 形成与轴旋转方向相反的阻力矩.它可近似的按下式计算:
'''000000120
1222
()2
M M M d d
M R R d
M R R μμμμμμμμ=+≈+=+ 由于小齿轮的作用力n P 远小于'ab p ,所以可以认为两个支反力的和'121AB R R P P +≈≈ 于是上式可变为:0
012
d M p μμ≈??
3）曲轴颈与连杆大端轴承之间的摩擦,它和上一种摩擦相同,也形成阻力矩,且可按下式计算:
'
1
22
A A
A A
B d d M P P μμμ≈≈ 4）连杆销与连杆小端轴承能够之间的摩擦.它也形成阻力矩:
'
1
22
B B
B AB d d M P P μμμ≈≈ 根据能量守恒的原理,曲轴所需增加扭矩在单位时间内所做的功。等于克服各处磨擦所消耗的功率。即：0B A RL B AB M N M M M μωμωμωμωμν=+++
式中：ω—曲柄的角速度； B ν—滑块的速度；
RL ω—曲柄和连杆的相对角速度，r
f
d RL d ω=
AB
ω—连杆的摆动角速度，t d AB d β
ω=
()γπθβ=-+
所以可以求得RL ω的绝对值为：AB RL ωωω=+ 而cos cos AB θωλω
β=
将上式代入，并取cos β=1，经整理后得由于摩擦使曲轴所增加的扭矩为：
()101cos cos 2sin sin sin 222A B P M d d d R μμλλθλθλθθθ?
?
??=
+++++ ???????
现以所设计的曲柄压力机的曲柄滑块机构为例,来分析上式中方括号内的值.有该曲柄压力机的参数如下:
0.0874λ= da=250mm
R=70mm
110B d mm = 0185d mm =
代入式子()011cos cos 22sin sin sin 22A B d d d P M R μλθλθμλλθθθ+++??
??=????++ ???????
中求得方括号内的值,即12M p μμ的值如下: θ 00 020 0 40 060 0 80 090
1
2M p μ
μ 684.9 681.61 679.95 673.90 661.30 649.40
从以上可以看出,
1
2M p μ
μ的值随曲柄转角θ而变化,但变化较小,在近似计算中,可以将
1
2M p μ
μ看
作不随θ变化的常数,并取其相当于θ=00时的值.因此,上式可简化为1
0[(1)]2
A B P M d d d μμλλ=
+++
已知11601600000:p N ==吨 0.08740.09λ=≈ 0185d mm = da=250mm 110B d mm =
0.051600000
[185(10.0874)4500.0874110]
2
27400M M N m μμ?=
++??+?=? 与不记摩擦的扭矩比较,00.47M M μ是的倍 最后的到考虑摩擦后曲轴所需传递的扭矩:
0q M M M μ=+
[]1
10(sin sin 2)(1)2
2
A b p PR d d d λ
μθθλλ=++
+++
以上式子中:
R ——曲柄半径;
θ——曲柄的转角;
λ——连杆系数;
μ——摩擦系数,一般取0.05
0d ——曲轴支承颈的直径 A d ———曲轴颈的直径
B d —————连杆销的直径 图2-4 1P ————坯料抵抗变形的反作用力.
第三章装模高度调节装置总体设计
3.1装模高度调节设计及电动机的选定
3.1.1 装模高度调节装置构成及工做原理
为了使压力机适应于不同高度的模具,和便于模具的安装和调正整, 曲柄压力机的连杆及封闭高度应是能调的.本压力机采用的电动机驱动的一级传动机构来代替人力,调节螺杆螺纹来调节连杆的长度,达到调节装模高度目的.其传动采用蜗杆蜗轮.如下图所示：
图3-1
有上图可知连杆不是整体的,而是有连杆体和调节螺杆所组成.调节螺杆下部与滑块相联接.连杆替上部的轴瓦与曲轴相联结.为了有效的防止调节螺杆的松动,在蜗杆轴上安装了一套放松装置.该装置的结构和工作原理如下:大圆锥齿轮的内孔空套在蜗杆轴上,其轮毂右端面铣有牙齿,并与空套在蜗杆轴上的轴套左端面相配.
调节电动机经过蜗杆蜗轮,带动调节螺杆旋转,从而改变连杆的长度和调节封闭高度.连杆上段和调节螺杆之间的螺纹连接依靠传动中的摩擦阻力来防止松动.调节螺杆上端还装有撞杆,当螺杆调节到上或下极限位置时,撞杆分别与安装在连杆上段的两个行程开关相碰,调节电动机自行停车,这时只有按下使调节螺杆向另一方向旋转的按扭,调节电动机才能启动,用以防止调节电动机过载或避免调节螺杆旋出过长.
查《机械传动与曲柄压力机》表6-6,参考其设计参数,确定本曲柄压力机高度调节装置的相关参数如下:
电动机 P=1.5千瓦 n=750r/min 传动级数 1级 总传动比i=54
第五章 曲柄压力机滑块机构的设计与计算
5.1曲轴的设计与计算
5.1.1选定轴的材料
曲轴为压力机的重要零件，受力复杂,故制造条件要求较高,查阅相关手册,参考同类型的曲柄压力机曲轴常用材料,暂定为45钢锻造而成，曲轴在粗加工后进行调质处理。锻造比取为3。根据《曲柄压力机》内设计步骤,经验公式先初步决定曲轴的相关尺寸。
5.1.2估算曲轴的相关尺寸
0180d mm ===
01.2 1.2180216A d d mm =?=?= 0022180360l d mm ==?= 02.7 2.7180486q l d mm =?=?= 01.5 1.5180270a l d mm =?=?=
00.090.0918016r d mm ==?= 01.5 1.5180270a d mm =?=?= 00.450.4518081R d mm =?=?= 5.1.3 设计轴的结构并绘制结构草图
中型压力机多采用双边传动,以减小扭距,和传动齿轮摸数.中型压力机压力角g a =020,为了保证曲柄强度,q l 圆整为500mm
5.1.4 校核轴劲尺寸
有A d =
=
242mm = 故重新圆整后取A d =250mm 由式3
0.2q g q p
m p m i w d ?==
得
出0d =
由020010022
S R mm =
== 根据通用压力机λ一般取植范围在0.1～0.3之间.由总体结构设计,初步选取λ=0.12 由01
[(sin sin 2)(1)]22
q A B m R a a d d d λ
μλλ=?+
++++ 当g a =a=020 时,查表得sin sin 20.38062
a a λ
+
=
B d 为连杆销直径,
由公式 2.7108B d mm ===
圆整后取B d =110mm 又有 02500.045180A d mm
d mm
μ===计算q m 1
1000.38060.045[(10.12)2500.12110200]2
q m =?+??+?+?+
38.0611.475
=+
48.707=
00.173173
d m mm
===
圆整后
d=180mm.这与最初的估计植相同,不需更改计算结果.有以上计算,考虑曲轴上零件的装配,和轴承的选用,确定曲轴的形状如下图所示：
图5-1
5.1.5曲轴的危险阶面校核
曲轴的变形及载荷分布如下图所示:
图5-2
图5-3
由于采用双边传动,因此B--B 截面扭距为连杆所传递的扭距的一半,曲轴A —A 截面扭距等于零.
在B —B 截面
35
03
0.40.40.1875010[][]501048000001600000q d F M N N
τ-???==
?=> 在A —A 截面
33530.4[]0.40.25100010.
[]8(500270816)1017458101600000
A q a d F l l r N δ-???==
-+-+??=>
有以上的计算可知所设计的曲轴尺寸合适,材料能满足要求。
5.2连杆和调节螺杆的设计
参考同类型的曲柄压力机调节螺杆的设计常用材料,查阅相关资料,初定材料为QT45-5. 根据机器结构设计,本压力机采用连杆销传力的调节螺杆.
5.2.1 连杆和调节螺杆初步确定
1）调节螺杆的具体尺寸根据手册经验公式,初步估算如下
:
2.7 2.7108B d mm ===
1 1.45 1.45108157B b d mm =?=?=
机械原理课程机构设计 实验报告 题目：曲柄滑块机构的运动分析及应用 小组成员与学号：泽陆(11071182) 柯宇 (11071177) 熊宇飞(11071174) 保开 (11071183) 班级： 110717 2013年6月10日
摘要 (3) 曲柄滑块机构简介 (4) 曲柄滑块机构定义 (4) 曲柄滑块机构的特性及应用 (4) 曲柄滑块机构的分类 (8) 偏心轮机构简介 (9) 曲柄滑块的动力学特性 (10) 曲柄滑块的运动学特性 (11) 曲柄滑块机构运行中的振动与平衡 (14) 参考文献 (15) 组员分工 (15)
摘要 本文着重介绍了曲柄滑块机构的结构，分类，用途，并进行了曲柄滑块机构的动力学和运动学分析，曲柄滑块机构的运动学特性分析，得出了机构压力表达式，曲柄滑块机构的运动特性分析，得出了滑块的位移、速度和加速度的运动表达式。最后，对曲柄滑块机构运动中振动、平衡稳定性等进行了总结。 关键字：曲柄滑块动力与运动分析振动与平稳性 ABSTRACT The paper describes the composition of planar linkage, focusing on the structure, classification, use of a slider-crank mechanism and making the dynamic and kinematic analysis, kinematics characteristics of the crank slider mechanism analysis for a slider-crank mechanism, on one hand , we obtain the drive pressure of the slider-crank mechanism ,on the other hand,we obtain the expression of displacement, velocity and acceleration of movement. Finally, the movement of the vibration and balance stability of the crank slider mechanism are summarized.
曲柄滑块机构运动分析 一、相关参数 在图1所示的曲柄滑块机构中，已知各构件的尺寸分别为mm l 1001=,mm l 3002=,s rad /101=ω,试确定连杆2和滑块3的位移、速度和加速度，并绘制出运动线图。 图1 曲柄滑块机构 二、数学模型的建立 1、位置分析 为了对机构进行运动分析，将各构件表示为矢量，可写出各杆矢所构成的封闭矢量方程。 将各矢量分别向X 轴和Y 轴进行投影，得 0sin sin cos cos 22112211=+=+θθθθl l S l l C (1) 由式（1）得 2、速度分析 将式（1）对时间t 求导，得速度关系 C v l l l l =--=+222111222111sin sin 0 cos cos θωθωθωθω （2） 将（2）式用矩阵形式来表示，如下所示 ??? ???-=??? ?????? ???-1111122222cos sin . 0 cos 1 sin θθωωθθl l v l l C （3） 3、加速度分析 将（2）对时间t 求导，得加速度关系 三、计算程序 1、主程序 %1.输入已知数据 clear; l1=; l2=; e=0; hd=pi/180; du=180/pi; omega1=10; alpha1=0;
%2.曲柄滑块机构运动计算 for n1=1:721 theta1(n1)=(n1-1)*hd; %调用函数slider_crank计算曲柄滑块机构位移、速度、加速度 [theta2(n1),s3(n1),omega2(n1),v3(n1),alpha2(n1),a3(n1)]=slider_crank(theta1(n1),omega1,alpha1,l1,l2,e); end figure(1); n1=0:720; subplot(2,3,1) plot(n1,theta2*du); title('连杆转角位移线图'); xlabel('曲柄转角\theta_1/\circ'); ylabel('连杆角位移/\circ'); grid on subplot(2,3,2) plot(n1,omega2); title('连杆角速度运动线图'); xlabel('曲柄转角\theta_1/\circ'); ylabel('连杆角速度/rad\cdots^{-1}'); grid on subplot(2,3,3) plot(n1,alpha2); title('连杆角加速度运动线图'); xlabel('曲柄转角\theta_1/\circ'); ylabel('连杆角加速度/rad\cdots^{-2}'); grid on subplot(2,3,4) plot(n1,s3); title('滑块位移线图'); xlabel('曲柄转角\theta_1/\circ'); ylabel('滑块位移/\m'); grid on
具有最优传力性能的曲柄滑块机构的设计 宁海霞1董萍 摘要：在曲柄滑块机构的设计中，将x作为设计变量，求出已知滑块行程H，行程速比系数K时机构传力性能最优的x值，使得最小传动角γ 为最大，从 min 而设计出此机构。 关键词：最优传力性能；曲柄滑块机构；行程速比系数；最小传动角机器种类很多，但它们都是由各种机构组成的，曲柄滑块机构就是常用机构之一。它有一个重要特点是具有急回特性。故按行程速比系数K设计具有最优传力性能的曲柄滑块机构是设计中常遇到的问题。本文将x作为设计变量，给出了解决问题的方法。
在曲柄与滑块导路垂直的位置，其值为： )(cos 1min b e a +=-γ （1） 2．X 和最小传动角γmin 的关系 设计一曲柄滑块机构，已知：滑块行程H ，行程速比系数K ，待定设计参数 为a 、b 和e 。 e 也就确定。下 在△AC 1C 2中 θcos ))((2)()(222a b a b a b a b H +--++-= 因为 x a b =- 所以 θcos )2(2)2(222a x x a x x H +-++=
2sin )1(cos 222θ θx H x a -+-= (2) 又因为 x e a x C AC b a H /2)sin(sin 21+= ∠+=θ 所以 H a x e /)2(sin 22+=θ (3) 将 a x b += 代入 (1) )( cos 1min a x a e ++=-γ （4） 将式（2）、（3）代入式（4），γmin 仅为 x 的函数，则可求得γ min 的值。 二、设计最优传力性能的曲柄滑块机构 设计变量 x 的取值范围。 寻优区间起点在C 1处： x min =0 寻优区间终点在M 点： θ tg H x = max 在 x 的取值范围内根据式（2）、（3）和（4）可求得x 一一对应的γmin 值。 利用一维寻优最优化技术黄金分割法，来求γmin 取极大值时的x 值。 将γ min 最大时的x 值代入（2）、（3）求出a 、e ，由b=x+a 求出b 值。 三、设计实例 试设计一曲柄滑块机构，已知滑块行程H=50mm ，行程速比系数K=1.5。求传力性能最优的曲柄滑块机构。 x 的取值范围为0～68.819mm ，x=19.104mm 时，γmin 的最大值为 27.458°。 曲柄a=22.537mm 连杆 b=41.641mm 偏心距 e=14.413 四、结论 本文结合图解法和解析法把x 作为设计变量，给出了根据行程速比系数K
东南大学 机械工程院 “机械设计与制造综合实践”工作报告可调行程的曲柄滑块机构的设计与制作 项目组成员： 02007635 陈逸民 02007620 龚威豪 日期：2011年1月18日
第1章选题分析 (4) 1.1应用背景： (4) 1.2 预期实现功能： (4) 第2章实现的原理与方案 (4) 2.1 驱动部分 (4) 2.2. 曲柄滑块机构 (4) 2.3 后续分工 (5) 第3章执行系统设计 (5) 3.1 功能要求 (6) 3.2 执行机构的形式设计 (6) 3.3机构的尺度设计 (6) 第5章加工工艺设计与数控加工编程 (7) 5.1加工工艺设计 (7) 5.2对加工的零件进行分类 (8) 5.2.1 连杆的加工路线 (8) 5.2.2 导槽的加工路线 (8) 5.2.3 连接件的加工路线 (8) 5.2.4 底座的加工路线 (8) 5.3 数控加工编程 (8) 5.3.1 数控车床部分 (8) 5.3.2 数控铣床部分 (9) 第6章装配与调试 (10) 参考文献 (14) 附录C：数控加工程序 (24)
摘要：曲柄滑块机构是一种应用非常广泛的机械结构。我们所设计可调行程的曲柄滑块机构在原来的基础上给它增加了一个可调导槽，通过改变该导槽的安装角度，间接地改变连杆的实际长度，从而达到改变滑块行程的目的。我们通过对普通的曲柄滑块机构的分析，了解了其滑块行程的算法，但是由于可变行程的该机构的极限位置是变化的，且我们能力有限，因此须在制造出实物后运行方能给出。在设计的过程中，我们体会到了连杆机构的设计方法，并对制造学有了稍微的了解。 关键字：曲柄滑块机构可调行程 Abstract:Slider-crank mechanism is a very extensive mechanical structure. We are design adjustable trip slider-crank mechanism in the original basis to give it adds an adjustable guide groove, changes in this guide groove installation Angle indirectly change the actual length o f the connecting rod, so as to achieve the purpose of changing the slider trip. We through for ordinary slider-crank mechanism analysis, understand the slider trip, but due to the algorithm of the agency's variable travel limit position is changed and our ability is limited, so must create real after operation can give. In the design process, we realized the linkage mechanism design methods, and learn to have a slightly to manufacture of understanding. Keywords：Slider-crank mechanism，adjustable itinerary
曲柄滑块机构的运动分析及应用修订版 IBMT standardization office【IBMT5AB-IBMT08-IBMT2C-ZZT18】
机械原理课程机构设计 实验报告 题目：曲柄滑块机构的运动分析及应用 小组成员与学号：刘泽陆(11071182) 陈柯宇 (11071177) 熊宇飞(11071174) 张保开 (11071183) 班级： 110717 2013年6月10日 摘要 (3) 曲柄滑块机构简介 (4) 曲柄滑块机构定义 (4) 曲柄滑块机构的特性及应用 (4) 曲柄滑块机构的分类 (8) 偏心轮机构简介 (9)
曲柄滑块的动力学特性 (10) 曲柄滑块的运动学特性 (11) 曲柄滑块机构运行中的振动与平衡 (14) 参考文献 (15) 组员分工 (15) 摘要 本文着重介绍了曲柄滑块机构的结构，分类，用途，并进行了曲柄滑块机构的动力学和运动学分析，曲柄滑块机构的运动学特性分析，得出了机构压力表达式，曲柄滑块机构的运动特性分析，得出了滑块的位移、速度和加速度的运动表达式。最后，对曲柄滑块机构运动中振动、平衡稳定性等进行了总结。 关键字：曲柄滑块动力与运动分析振动与平稳性 ABSTRACT The paper describes the composition of planar linkage, focusing on the structure, classification, use of a slider-crank mechanism and making the dynamic and kinematic analysis, kinematics characteristics of the crank slider mechanism analysis for a slider-crank mechanism, on one hand , we obtain the drive pressure of the slider-crank mechanism ,on the other hand,we obtain the expression of displacement, velocity and acceleration of movement. Finally, the movement of the vibration and balance stability of the crank slider mechanism are summarized.
曲柄滑块机构的设计页 HEN system office room 【HEN16H-HENS2AHENS8Q8-HENH1688】
本篇再考察一道曲柄滑块机构的设计。同样是给定行程速比系数来确定杆长。 设计一偏置曲柄滑块机构，已知滑块的行程速比系数为，滑块的行程50 ，导路的偏距20 ，求曲柄和连杆长度，并求其最大压力角。 问题分析 首先设计机构，然后再求最大压力角。 机构的设计。先计算出行程速比系数如下 那么根据题意，最后的结果应当如下图。滑块的两个极位之间距离是50mm，而固定铰链A在与CD平行20mm的直线上，而且A点到C,D的夹角是36度。 图解总是从已知条件开始，然后逐步确定未知因素。本问题中知道三个数字：50mm,20mm,36度。而这个36度时与DC的距离相关的，所以图解时先画出滑块的两个极限位置，然后确定铰链A 所在的水平线，接着就是根据36度这个条件最终确定A的位置。 （1）确定滑块的极位及固定铰链A所在的直线 先绘制水平线段C2C1，使得其距离为50mm. 然后在其上方20mm的地方绘制一条水平直线I.那么铰链A就应该在这条直线上。 （2）根据极位夹角确定铰链A所在的圆 下面要根据极位夹角来确定A所在的曲线，这样，该曲线与上述曲线相交就可以唯一确定A点的位置。 A点到C1，C2形成的夹角是36度。那么所有与C1，C2形成夹角为36度的点有什么特征呢？---圆周角具有这种特征。
从几何知道，在一个圆上面，对应于同一个圆弧的圆周角都相等。基于这一点，过C2做直线垂直于C2C1，而作射线C1E与C2C1夹角为90-36=54度，二者交于点E,则C2EC1这个角度就是36度。 现在以C1E为直径做一个圆，则在该圆上任意取一点，该点与C2C1连线的夹角就都是36度，从而A点必然在该圆上面。 根据上述规则做出的上图发现，该圆与水平线I并不相交。这意味着作图有问题。实际上，刚才作的C1E在C2C1之下，所以导致不相交。因此改变策略，在C2C1之上作C1E,使得它与C2C1的夹角为54度。 然后以C1E为直径作出一个圆。该圆与直线I有两个交点：A1和A2。这样，该问题有两组解。但是观察下图可以发现，取A1或者A2，实际上结果是一样的，只是关于C2C1的中垂线对称而已。所以这里只取A1这个点，它就是固定铰支座A。 （3）测量曲柄和连杆的尺寸 量取A1C1，A1C2如下图。 则可以推知曲柄和连杆的长度 到此为止，连杆机构设计完毕。 （4）得到最大的压力角 从图中可以发现，当滑块在最左边时，有最大的压力角（滑块受到的推力与滑块速度方向的夹角），测量得到角度为53度。 至此，该曲柄滑块机构的设计和分析结束。
曲柄滑块机构运动分析 Company Document number：WTUT-WT88Y-W8BBGB-BWYTT-19998
曲柄滑块机构运动分析 一、相关参数 在图1所示的曲柄滑块机构中，已知各构件的尺寸分别为 mm l 1001=,mm l 3002=,s rad /101=ω,试确定连杆2和滑块3的位移、速度和加速度，并绘制出运动线图。 图1 曲柄滑块机构 二、数学模型的建立 1、位置分析 为了对机构进行运动分析，将各构件表示为矢量，可写出各杆矢所构成的封闭矢量方程。 将各矢量分别向X 轴和Y 轴进行投影，得 0sin sin cos cos 22112211=+=+θθθθl l S l l C (1) 由式（1）得 2、速度分析 将式（1）对时间t 求导，得速度关系 C v l l l l =--=+222111222111sin sin 0 cos cos θωθωθωθω （2） 将（2）式用矩阵形式来表示，如下所示 ??????-=????????????-11 11122222cos sin . 0 cos 1 sin θθωωθθl l v l l C （3） 3、加速度分析 将（2）对时间t 求导，得加速度关系 三、计算程序 1、主程序 %1.输入已知数据 clear;
l1=; l2=; e=0; hd=pi/180; du=180/pi; omega1=10; alpha1=0; %2.曲柄滑块机构运动计算 for n1=1:721 theta1(n1)=(n1-1)*hd; %调用函数slider_crank计算曲柄滑块机构位移、速度、加速度 [theta2(n1),s3(n1),omega2(n1),v3(n1),alpha2(n1),a3(n1)]=slider_crank(theta1(n1),omega1,alpha1 ,l1,l2,e); end figure(1); n1=0:720; subplot(2,3,1) plot(n1,theta2*du); title('连杆转角位移线图'); xlabel('曲柄转角\theta_1/\circ'); ylabel('连杆角位移/\circ'); grid on subplot(2,3,2) plot(n1,omega2); title('连杆角速度运动线图'); xlabel('曲柄转角\theta_1/\circ'); ylabel('连杆角速度/rad\cdots^{-1}'); grid on
研究生课程论文科目： 是否进修生？是□ 否■
偏置曲柄滑块机构的运动学分析 摘要：综合利用函数法和矢量法，在ADAMS软件中对偏置式曲柄滑块机构进 行了仿真和运动分析。首先，通过函数法对偏置式曲柄滑块机构的运动特性进行分析，根据矢量法建立机构的运动学矩阵方程。然后，介绍了ADAMS在偏置 曲柄滑块机构运动学及动力学分析中的应用。通过对偏置曲柄滑块进行仿真和分析，得到其运动曲线。该方法的仿真形象直观，测量方便，在机械系统运动学特性分析中具有一定的应用价值。 关键词：偏置曲柄滑块；ADAMS；仿真；运动学 Abstract: The article analyzes the simulation and kinetic characteristic of deflection slider-crank mechanism by the function and the vector method in ADAMS．The kinematic equation of the deflection slider-crank mechanism is established by vector method. The application of ADAMS in kinematics analysis of slider-crank mechanism is presented. The motion and dynamic curves of offset slider-crank by ADAMS/View is obtained. In the method, simulation is authentic, visualized and convenient in measurement. The result shows that the method is efficient and useful in the kinematic characteristics analysis of mechanism. Keyword: offset slider-crank mechanism ; ADAMS; simulation ; kinematic 0.引言 平面连杆机构是由若干个构件用低副(转动副、移动副)连接组成的平而机构，它不仅在众多工农业机械和工程机械中得到广泛应用，还应用于人造卫星太阳能板的展开机构、机械手的传动机构等。曲柄滑块机构是铰链四杆机构的演化形式，对曲柄滑块机构进行运动学仿真意义重大[1]。 机构运动分析是根据给定的原动件运动规律,求出机构中其它构件的运动。通过分析可以确定某些构件运动所需的空间,校验其运动是否干涉;速度分析可以确定机构从动件的速度是否合乎要求;加速度分析为惯性力计算提供加速度数据。运动分析是综合分析和力分析的基础。一般而言,机构设计的目标之一是能够实现某一预先设定的运动轨迹,因此在研究机构的运动特性时,利用运动学方程来获取一些重要的特定参数,并用数值方法进行计算机仿真求解是十分有益的。本文将采用三维仿真软件ADAMS对曲柄滑块机构进行运动学仿真，建立矢量方程表达式,进行数值求解,从而得到偏置曲柄滑块机构的运动曲线。该方法较手工计算或作图法效率高、精确,应用非常广泛。ADAMS软件的仿真可用于预测机械系统的性能、运动范围、碰撞检测、峰值载荷以及计算有限元的输入载荷等[2]。现主要研究ADAMS/View对机构的建模分析,从而得到偏置曲柄滑块机构的运动学曲线和动力学曲线。 1函数法分析偏置式曲柄滑块机构的运动特性 偏置式曲柄滑块机构见图1，为了研究方便，建立如图 1 所示的坐标系。曲柄长度为r2，连杆长度为r3，偏距为r，曲柄转角为θ2，连杆转角为θ3。
曲柄滑块机构的运动分析及应用精编W O R D 版 IBM system office room 【A0816H-A0912AAAHH-GX8Q8-GNTHHJ8】
机械原理课程机构设计 实验报告 题目：曲柄滑块机构的运动分析及应用 小组成员与学号：刘泽陆(11071182) 陈柯宇 (11071177) 熊宇飞(11071174) 张保开 (11071183) 班级： 110717 2013年6月10日 摘要 (3) 曲柄滑块机构简介 (4) 曲柄滑块机构定义 (4) 曲柄滑块机构的特性及应用 (4) 曲柄滑块机构的分类 (8) 偏心轮机构简介 (9) 曲柄滑块的动力学特性 (10)
曲柄滑块的运动学特性 (11) 曲柄滑块机构运行中的振动与平衡 (14) 参考文献 (15) 组员分工 (15) 摘要 本文着重介绍了曲柄滑块机构的结构，分类，用途，并进行了曲柄滑块机构的动力学和运动学分析，曲柄滑块机构的运动学特性分析，得出了机构压力表达式，曲柄滑块机构的运动特性分析，得出了滑块的位移、速度和加速度的运动表达式。最后，对曲柄滑块机构运动中振动、平衡稳定性等进行了总结。 关键字：曲柄滑块动力与运动分析振动与平稳性 ABSTRACT The paper describes the composition of planar linkage, focusing on the structure, classification, use of a slider-crank mechanism and making the dynamic and kinematic analysis, kinematics characteristics of the crank slider mechanism analysis for a slider-crank mechanism, on one hand , we obtain the drive pressure of the slider-crank mechanism ,on the other hand,we obtain the expression of displacement, velocity and acceleration of movement. Finally, the movement of the vibration and balance stability of the crank slider mechanism are summarized.
曲柄滑块机构的定义 曲柄滑块机构是铰链四杆机构的演化形式,由若干刚性构件用低副(回转副、移动副)联接而成的一种机构。是由曲柄（或曲轴、偏心轮）、连杆滑块通过移动副和转动副组成的机构。 曲柄滑块的特点及应用 常用于将曲柄的回转运动变换为滑块的往复直线运动;或者将滑块的往复直线运动转换为曲柄的回转运动。对曲柄滑块机构进行运动特性分析是当已知各构件尺寸参数、位置参数和原动件运动规律时,研究机构其余构件上各点的轨迹、位移、速度、加速度等,从而评价机构是否满足工作性能要求,机构是否发生运动干涉等。曲柄滑块机构具有运动副为低副,各元件间为面接触,构成低副两元件的几何形状比较简单,加工方便,易于得到较高的制造精度等优点,因而在包括煤矿机械在内的各类机械中得到了广泛的应用，如自动送料机构、冲床、内燃机空气压缩机等。 优点： 1.面接触低副，压强小，便于润滑，磨损轻，寿命长，传递动力大； 2.低副易于加工，可获得较高精度，成本低； 3.杆可较长，可用作实现远距离的操纵控制； 4.可利用连杆实现较复杂的运动规律和运动轨迹。 缺点： 1.低副中存在间隙，精度低； 2.不容易实现精确复杂的运动规律。 凸轮滑块机构的定义 凸轮机构是由凸轮，从动件和机架三个基本构件组成高副结构。凸轮是一个具有曲线轮廓或凹槽的构件，一般为主动件，作等速回转运动或往复直线运动。 与凸轮轮廓接触，并传递动力和实现预定的运动规律的构件，一般做往复直线运动或摆动，称为从动件。
凸轮滑块的特点及应用 .优点： 1.能够实现精确的运动规律； 2.设计较简单。 缺点：1.承载能力低,行程短； 2.凸轮轮廓加工困难。 丝杠螺母机构的定义 丝杠螺母机构又称螺旋传动机构。它主要用来将旋转运动变换为直线运动或将直线运动变换为旋转运动。有以传递能量为主的(如螺旋压力机、千斤顶等)；也有以传递运动为主的如机床工作台的进给丝杠)；还有调整零件之问相对位置的螺旋传动机构等。 丝杠螺母的特点及应用 优点： 1.结构简单，支撑稳定。 2.制动装置由于滚珠丝杠副的传动效率高，又无自锁能力。 缺点： 1.传动形式需要限制螺母的转动，故需导向装置 2.但其轴向尺寸不宜太长，否则刚性较差。因此只适用于行程较小的场合。 齿轮 齿轮齿条机构的定义 齿轮齿条传动是将齿轮的回转运动转变为往复直线运动，或将齿条的往复直线运动转变为齿轮的回转运动。
偏置滑块机构的设计 由题目给定的数据L=100mm 行程速比系数K在1.2-1.5范围内选取 可由曲柄滑块机构的极位夹角公式二“180 k+1 / k=1.2-1.5 .其极位夹角的取值范围为16.36：?36 在这范围内取极位夹角为 25 。 滑块的行程题目给出S=100mm 偏置距离e选取40mm 用图解法求出各杆的长度如下： 由已知滑块的工作行程为100mm，作BB '为100mm,过点B作BB '所在水平面的垂线BP,过点B'作直线作直线B'P交于点P,并使N BPB' = 25。然后过 B、B'、P三点作圆。因为已知偏距e=40mm所以作直线平行于直线BB向下平移40mm,与圆0'交于一点O,则O点为曲柄的支点，连接OB、OB', 则 OB-OB '2a OB+OB '2b 从图中量取得：AB=151.32mm AB '61.86mm 则可知曲柄滑块机构的：曲柄a=44.73mm 连杆b=106.59mm 由已知滑块的工作行程为100mm,作BB '为100mm,过点B作BB '所在水平面的垂线BP,过点B'作直线作直线B'交于点P,并使N BPB' = 25。然后过 B、B'、P三点作圆。因为已知偏距e=40mm所以作直线平行于直线BB向下平移40mm,与圆O'交于一点O,则O点为曲柄的支点，连接OB、OB', 则 OB-OB '2a OB+OB '2b
从图中量取得：AB=151.32mm AB '61.86mm 则可知曲柄滑块机构的：曲柄a=44.73mm连杆b=106.59mm因为题目要求推头 回程向下的距离为30mm，因此从动件的行程h=30mm。 127H7H19TT 由选定条件近休止角为s' 推程角为o 回程角s 远休止角 90 18 90 o' ，h=30mm ,基圆半径r0 = 50 mm,从动杆长度为40mm，滚子半径r r = 5mm。 9 电动机的选定及传动系统方案的设计 1、电动机转速、功率的确定 题目要求5-6s包装一个件，即要求曲柄和凸轮的转速为12r/min考虑到转速比较低，因此可选用低转速的电动机，查常用电动机规格，选用丫160L-8型电动机，其转速为720r/min,功率为7.5kW。 2、传动系统的设计 720 系统的输入输出传动比i=h i2 =5 12=60i 60，即要求设计出一 12 个传动比i =60的减速器，使输出能达到要求的转速。 其传动系统设计如下图：电动机连接一个直径为10的皮带轮2,经过皮带的传动传到安装在二级减速器的输入段，这段皮带传动的传动比为h 二50=5，此时转速为-144r / min 。 10 5 从皮带轮1输入到一个二级减速器，为了带到要求的传动比，设计齿轮齿数 为，乙=15,Z2 =60,Z3=15,Z4 =45。 验算二级减速器其传动比i2二互厶二■6^岀=12 ZMZ3 1515 整个传动系统的传动比i* i^5 12=60 则电动机转速经过此传动系统减速后能满足题目要求推包机构主动件的转速。
实验一、机构运动参数的测试和分析实验 一、实验目的 1．掌握机构运动的周期性变化规律，并学会机构运动参数如位移、速度和加速度等的测试原理和方法； 2. 学会运用多通道通用实验仪器、传感器等先进实验技术手段开展实验研究的方法； 3. 利用计算机对平面机构动态参数进行采集、处理，作出实测的动态参数曲线，并通过计算机对该平面机构的运动进行数值仿真，作出相应的动态参数曲线，从而实现理论与实际的紧密结合。 二、实验内容 1.测试曲柄导杆机构、曲柄滑块机构、凸轮机构等机构的构件转角、移动位移等运动参数； 2．比较实测参数曲线与理论仿真曲线的差异。 三、实验仪器 QTD-III型曲柄、导杆、凸轮组合实验台 该组合实验装置，只需拆装少量零部件，即可分别构成四种典型的传动系统。他们分别是曲柄滑块机构、曲柄导杆机构、平底直动从动杆凸轮机构和滚子直动从动杆凸轮机构。具体结构示意图如下图所示。 （a）曲柄滑块机构
（b）曲柄导杆机构 （c）平底直动从动件凸轮机构 （d）滚子直动从动件凸轮机构 1、同步脉冲发生器 2、涡轮减速器 3、曲柄 4、连杆 5、电机 6、滑块 7、齿轮8、光电编码器9、导块 10、导杆11、凸轮12、平底直动从动件 13、回复弹簧14、滚子直动从动件15、光栅盘 四、实验原理 本实验仪由单片机最小系统组成。外扩 16 位计数器，接有 3 位 LED 数码显示器可实时显示机构运动时曲柄轴的转速，同时可与 P C 机进行异步串行通讯。在实验机构动态运动过程中，滑块的往复移动通过光电脉冲编码器转换输出具有一定频率（频率与滑块往复速度成正比），０－５伏电平的两路脉冲，接
本篇再考察一道曲柄滑块机构的设计。同样是给定行程速比系数来确定杆长。 设计一偏置曲柄滑块机构，已知滑块的行程速比系数为1.5，滑块的行程50 ，导路的偏距20 ，求曲柄和连杆长度，并求其最大压力角。 问题分析 首先设计机构，然后再求最大压力角。 机构的设计。先计算出行程速比系数如下 那么根据题意，最后的结果应当如下图。滑块的两个极位之间距离是50mm，而固定铰链A 在与CD平行20mm的直线上，而且A点到C,D的夹角是36度。 图解总是从已知条件开始，然后逐步确定未知因素。本问题中知道三个数字：50mm,20mm,36度。而这个36度时与DC的距离相关的，所以图解时先画出滑块的两个极限位置，然后确定铰链A所在的水平线，接着就是根据36度这个条件最终确定A的位置。 （1）确定滑块的极位及固定铰链A所在的直线
先绘制水平线段C2C1，使得其距离为50mm. 然后在其上方20mm的地方绘制一条水平直线I.那么铰链A就应该在这条直线上。（2）根据极位夹角确定铰链A所在的圆 下面要根据极位夹角来确定A所在的曲线，这样，该曲线与上述曲线相交就可以唯一确定A点的位置。 A点到C1，C2形成的夹角是36度。那么所有与C1，C2形成夹角为36度的点有什么特征呢？---圆周角具有这种特征。 从几何知道，在一个圆上面，对应于同一个圆弧的圆周角都相等。基于这一点，过C2做直线垂直于C2C1，而作射线C1E与C2C1夹角为90-36=54度，二者交于点E,则C2EC1这个角度就是36度。 现在以C1E为直径做一个圆，则在该圆上任意取一点，该点与C2C1连线的夹角就都是36度，从而A点必然在该圆上面。 根据上述规则做出的上图发现，该圆与水平线I并不相交。这意味着作图有问题。实际上，刚才作的C1E在C2C1之下，所以导致不相交。因此改变策略，在C2C1之上作C1E,使得它与C2C1的夹角为54度。 然后以C1E为直径作出一个圆。该圆与直线I有两个交点：A1和A2。这样，该问题有两组解。但是观察下图可以发现，取A1或者A2，实际上结果是一样的，只是关于C2C1的中垂线对称而已。所以这里只取A1这个点，它就是固定铰支座A。 （3）测量曲柄和连杆的尺寸 量取A1C1，A1C2如下图。 则可以推知曲柄和连杆的长度 到此为止，连杆机构设计完毕。 （4）得到最大的压力角 从图中可以发现，当滑块在最左边时，有最大的压力角（滑块受到的推力与滑块速度方向的夹角），测量得到角度为53度。 至此，该曲柄滑块机构的设计和分析结束。
《系统仿真与matlab》综合试题 题目：曲柄滑块机构的运动学仿真 编号：______________ 21 _____________ 难度系数：___________________________ 姓名______________________ 班级_________________ 学号__________________ 联系方式______________ 成绩________________________________
《系统仿真与matlab 》综合试题 (1) 一、引言........................................................ 3. 二、运动学分析 (3) 1、实例题目 (3) 2、运动分析 (3) 三、M ATLAB程序编写 (5) 四、使用指南和实例仿真 (8) 五、结语 10
亠、引言 曲柄滑块机构是指用曲柄和滑块来实现转动和移动相互转换的平面连杆机构，也称曲柄连杆机构。曲柄滑块机构广泛应用于往复活塞式发动机、压缩机、冲床等的主机构中，把往复移动转换为不整周或整周的回转运动；压缩机、冲床以曲柄为主动件，把整周转动转换为往复移动。这里使用运动学知识，对其运动进行解析，并用MATL AE为其设计仿真模块。 1、运动学分析 1、实例题目 对图示单缸四冲程发动机中常见的曲柄滑块机构进行运动学仿真。已知连杆长度：D 0.1m , r3 0.4m，连杆的转速：2 2 , 3 3 , 设曲柄r2以匀速旋转，2 50r/s。初始条件：2 3 0。仿真以2为 输入，计算3和A，仿真时间0.5 s。 2、运动分析 建立封闭矢量方程: r2+r3=r1 (9)
第二章平面连杆机构及其设计与分析 §2-1 概述 平面连杆机构<全低副机构）:若干刚性构件由平面低副联结而成的机构。 优点： （1）低副，面接触，压强小，磨损少。 （2）结构简单，易加工制造。 （3）运动多样性，应用广泛。 曲柄滑块机构：转动－移动 曲柄摇杆机构：转动－摆动 双曲柄机构：转动－转动 双摇杆机构：摆动－摆动 （4）杆状构件可延伸到较远的地方工作<机械手） （5）能起增力作用<压力机） 缺点： <1）主动件匀速，从动件速度变化大，加速度大，惯性力大，运动副动反力增加，机械振动，宜于低速。 <2）在某些条件下，设计困难。 §2-2平面连杆机构的基本结构与分类 一、平面连杆机构的基本运动学结构 铰链四杆机构的基本结构 1．铰链四杆机构 所有运动副全为回转副的四杆机构。 BC－连杆 AB、CD－连架杆 连架杆：整周回转－曲柄 往复摆动－摇杆 2．三种基本型式
（1）曲柄摇杆机构 定义：两连架杆一为曲柄，另一为摇杆的铰链四杆机构。 特点：、 0～360°, 、＜360° 应用：鳄式破碎机缝纫机踏板机构揉面机 （2）双曲柄机构 定义：两连架杆均作整周转动的铰链四杆机构。 由来：将曲柄摇杆机构中曲柄固定为机架而得。 应用特例：双平行四边形机构 ****** 曲柄滑块机构的运动学分析 *******' SC=input(' 输入滑块行程的均值(mm) SC = '); P=input(' 输入曲柄轴心至滑销最远距离(mm) P = '); E=input(' 输入机构偏心距的均值(mm) E = '); RL=input(' 输入曲柄与连杆长度比的均值 RL = '); DR=input(' 输入曲柄长度偏差(mm) DR = '); DL=input(' 输入连杆长度偏差(mm) DL = '); DE=input(' 输入机构偏心距偏差(mm) DE = '); N=input(' 输入曲柄转速(r/min) N = '); L=sqrt((P-SC)^2-E^2)/(1-RL); fprintf(1,' 连杆长度的均值(mm) L = %3.6f \n',L) R=RL*L; fprintf(1,' 曲柄长度的均值(mm) R = %3.6f \n',R) CR=DR/3;CL=DL/3;CE=DE/3; EL=E/L; fprintf(1,' 偏心距与连杆长度比的均值(mm) EL = %3.6f \n',EL) fprintf(1,' 曲柄长度的标准离差(mm) CR = %3.6f \n',CR) fprintf(1,' 连杆长度的标准离差(mm) CR = %3.6f \n',CL) fprintf(1,' 偏心距的标准离差(mm) CE = %3.6f \n',CE) W=pi*N/30; fprintf(1,' 曲柄的角速度(mm) W = %3.6f \n',W) CRL=sqrt((R*CL)^2+(L*CR)^2)/L^2; fprintf(1,' 曲柄与连杆长度比的标准离差 CRL = %3.6f \n',CRL) CEL=sqrt((E*CL)^2+(L*CE)^2)/L^2; fprintf(1,' 偏心距与连杆长度比的标准离差 CEL = %3.6f \n',CEL) theta=0:10:360; hd=theta.*pi/180; % 计算滑块位移、速度、加速度的均值 S=R.*(1-cos(hd)-EL.*sin(hd)+0.5.*RL.*sin(hd).^2); V=R.*W.*(sin(hd)-EL.*cos(hd)+0.5.*RL.*sin(2.*hd)); A=R.*W^2.*(cos(hd)+EL.*sin(hd)+RL.*cos(2.*hd)); figure(1); subplot(1,3,1); plot(theta,S,'r') title('\bf \mus 线图') m a t l a b曲柄连杆机构 分析 clear;clc; n=750;l=0.975;R=0.0381;h=0.2;omiga=n.*pi/30;tmax=2.*pi/omiga; t=0:0.001:tmax; %计算曲柄转一圈的总t值 alpha1=atan((h+R.*sin(omiga.*t))./sqrt(l.*l-(h+R.*sin(omiga.*t))))+pi; alpha1p=-(R.*omiga.*cos(omiga.*t))./(l.*cos(alpha1)); vb=-R.*omiga.*sin(omiga.*t)+R.*omiga.*cos(omiga.*t).*tan(alpha1); ab=-R.*omiga.^2.*cos(omiga.*t)- (R.*omiga.*cos(omiga.*t)).^2./(l.*(cos(alpha1)).^3) -R.*omiga.^2.*sin(omiga.*t).*tan(alpha1); subplot(1,2,1);plot(t,vb);title('曲柄滑块机构的滑块v-t图'); xlabel('时间t(曲柄旋转一周)');ylabel('滑块速度v');grid on; subplot(1,2,2);plot(t,ab);title('曲柄滑块机构的滑块a-t图'); xlabel('时间t(曲柄旋转一周)');ylabel('滑块加速度a');grid on; %下面黄金分割法求滑块的速度与加速度最大值 epsilon=input('根据曲线初始区间已确定，请输入计算精度epsilon(如输入 0.001):'); a=0;b=0.04; %初始区间 n1=0; %n1用于计算次数 a1=b-0.618*(b-a);y1=-R.*omiga.*sin(omiga.*a1) +R.*omiga.*cos(omiga.*a1).*tan(alpha1); a2=a+0.618*(b-a);y2=-R.*omiga.*sin(omiga.*a2) +R.*omiga.*cos(omiga.*a2).*tan(alpha1); while abs(a-b)>=epsilon if y1<=y2曲柄滑块机构的运动学分析
matlab曲柄连杆机构分析讲课讲稿
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