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毕业设计J23-80压力机曲柄滑块机构结构设计

毕业设计J23-80压力机曲柄滑块机构结构设计
毕业设计J23-80压力机曲柄滑块机构结构设计

齐齐哈尔大学

毕业设计

题目 J23-80压力机曲柄滑块机构结构设计学院机电工程学院

专业班级机械112班

学生姓名

指导教师

成绩

2015年月日

摘要

曲柄压力机是采用机械传动方式的最常见的锻压机器,并且由于其结构简单,操作方便等优点,使其成为最广泛使用的冷冲压设备。曲柄滑块机构是曲柄压力机工作机构中的主要类型。曲柄滑块机构的优与差,将直接影响着曲柄压力机的工作性能和可靠性。

本设计的主要任务是对曲柄滑块机构的结构设计。在设计的开始,首先要根据目的压力机的主要技术参数要求,并辅助以经验公式对曲轴、大连杆及滑块与导轨等主要部件的尺寸进行初步估算,然后在进行相应的强度及刚度校核,从而得出符合技术要求的尺寸参数。其次根据根据得出尺寸参数,完成图纸的绘制,最终完成设计任务。

关键词:机械传动;锻压机器;曲柄滑块机构;冷冲压

Abstract

Crank presses are mechanical drive to the most common forging machine, and due to its simple structure, easy operation, making cold stamping device most widely used. Slider-crank mechanism is a crank press main types of work organization. The difference between excellent slider-crank mechanism, will directly affect the performance and reliability of crank press.

The main task of this design is to crank slider mechanism design. At the beginning of the design, the first according to the main technical parameters of the purposed press, and to assist with the empirical formula for the size of the main components of the crankshaft, rods and sliders and the like rail preliminary estimate, then making the appropriate strength and rigidity check to arrive size parameters compliance with technical requirements. Secondly, according to results based on the size parameter, completed plan drawings, final design task.

Keywords: mechanical transmission;forging machine;slider-crank mechanism;cold- stamping

目录

摘要............................................................................................................................................. I Abstract ...................................................................................................................................... I I

第1章绪论 (1)

1.1曲柄压力机的研究背景 (1)

1.2 国内外的发展现状 (1)

1.3 曲柄压力机的结构原理与技术参数 (2)

1.3.1曲柄压力机的工作原理与结构组成 (2)

1.3.2曲柄压力机的主要技术参数及其基本类型 (3)

第2章曲柄滑块机构的结构原理、运动规律及受力分析 (6)

2.1 平面连杆机构的结构与变型 (6)

2.1.1平面连杆机构的原理与类型 (6)

2.1.2曲柄滑块机构的结构与工作原理 (6)

2.2 曲柄压力机滑块机构的运动规律分析 (8)

2.2.1滑块的位移和曲柄转角之间的关系 (8)

2.2.2滑块的速度、加速度和曲柄转角的关系 (9)

2.3 曲柄滑块机构的受力分析 (11)

2.3.1忽略摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析 (11)

2.3.2考虑摩擦情况下滑块机构的力学分析 (14)

第3章曲柄滑块机构的结构设计计算 (18)

3.1 曲轴的结构设计计算 (18)

3.1.1曲轴的材料选择 (18)

3.1.2曲轴的有关尺寸估算 (18)

3.1.3曲轴的强度分析及核验曲轴轴颈尺寸 (19)

3.1.4曲轴的刚度计算 (23)

3.2 连杆及装模高度调节机构 (26)

3.2.1 连杆和装模高度调节装置的总体结构 (26)

3.2.2 连杆的尺寸设计计算 (27)

3.2.3连杆体及球头调节螺杆的强度计算及材料选择 (28)

3.3 调节螺杆的压杆稳定性计算 (30)

3.3.1 调节螺杆的计算模型及相关计算公式 (30)

3.3.2 调节螺杆的压杆稳定性的具体计算 (31)

3.4 曲柄滑块机构中的滑动轴承(或轴瓦) (31)

3.4.1 在压力机中常用的轴瓦的结构 (32)

3.4.2 连杆大端支承的滑动轴承的压强校核与材料选用 (33)

3.4.3 连杆小端支承的轴承座的压强校核与材料选用 (33)

3.4.4 曲轴支承颈的滑动轴承的压强校核与材料选用 (34)

第4章滑块与导轨 (35)

4.1 滑块与导轨的结构 (35)

4.2 滑块与导轨的材料选择 (36)

4.3 滑块的强度校核 (36)

4.4 滑块的有限元分析 (36)

4.4.1模型的生成 (37)

4.4.2模型的简化 (37)

4.4.3网格的划分 (38)

4.4.4约束条件与力的施加 (38)

4.4.5UG8.0 NASTRAN计算结果分析 (39)

结论 (40)

参考文献 (41)

致谢 (42)

第1章绪论

1.1 曲柄压力机的研究背景

近些年来,锻压机械采用了现代化的加工工艺进行生产所需部件,由于它具有效率高、质量好、能量省和成本低的特点。所以越来越多的工业发达的国家开始采用锻压工艺代替切削工艺和其他工艺,从而达到提高生产效率,节约成本以及更加合理进行资源配置的目的。因此,锻压机械在这种形势下得到了各个国家的足够的重视,再由于二十世纪前期,汽车工业的崛起,曲柄压力机及其他锻压设备得到了迅速的发展,锻压生产在工业生产中的地位越来越重要,锻压机械在机床中所占比重也越来越大[1]。

在锻压机械之中,又以曲柄压力机最多,占到了半数以上。曲柄压力机因此被广泛应用于日用品、汽车、农业机械、电气仪表及国防工业等生产部门。在工业不断发展的形势下,曲柄压力机的品种和数量越来越多,压力越来越大,质量及可靠性要求也越来越高。由于其节约材料或浪费材料很少即可得到成品,并且生产效率高,容易实现半自动化甚至全自动化,因此发展制造及大量投入使用压力机已成为工业发展先进国家的发展方向之一[2]。

1.2 国内外的发展现状

目前国内现状,1978年机械压力机品种共30个系列达160余种产品,产量占整个锻压机械年产量的49%,其中开式压力机占70%,大、重型机械压力机占3%。在这期间,上海锻压机床厂、上海第二锻压机床厂等机械压力机制造厂改善了生产环境,并采用较高新的技术,从而大大提高锻压机械的生产能大大提高,也促进科研部门对曲柄压力机的科研进程,提高了我国的曲柄压力机的技术含量,到目前为止,我国已经拥有了80000kN的热模锻压力机和40000kN的双点压力机等新式压力机,并且在研究水平也达到了一个崭新的科技水平高度,但是由于我国曲柄压力机制造业仍属落后,主要展现在质量不高、工作性能差、可靠性差以及品种不全等方面[3]。

目前国外的现状,由于汽车工业的迅速兴起,曲柄压力机以及其它制造设备也随之蓬勃发展,并且逐渐融入新的技术,新的材料之后,从而加推动并加快对曲柄压力机的改良与研发。并且向着高精度和高速度的方向发展,例如美国明斯特公司已生产了

250kN2000次/min的超高速压力机[19]、[20]。联邦德国奥穆科公司近年来制造的平锻机和热模锻压力机,都已经采用微型计算机巡回检测各轴承的温度,显示工艺力,对压力机的安全运转有着非常重要的作用[21]、[22]。

1.3 曲柄压力机的结构原理与技术参数

1.3.1曲柄压力机的工作原理与结构组成

曲柄压力机是以机械传动方式的锻压机械,以J31-315压力机为例来描述曲柄压力机的结构组成如下图1左和工作运功原理图如下图1右,其工作原理是电动机1通过三角带把运动传给大皮带轮3,从而通过齿轮6、7、8把运动传给偏心齿轮9和连杆12的上端套在偏心齿轮的上,下端与滑块13用铰链连接,因此,就将齿轮的旋转运动变成滑块的往复运动。上模14装在滑块上,下模16装在工作台17上。当材料放到上下模之间时,即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[4]。

1-电动机2-小皮带轮3-大皮带轮4-制动器5-离合器6-小齿轮7-大齿轮8-小齿轮9-偏心齿轮10-芯轴11-机身12-连杆13-滑块14-上模15-下模16-垫板17-工作台18-液压气垫

图1-1 J31-315压力机的运功原理图

从工作原理上可以看出,曲柄压力机一般包括以下几部分:

(1)工作机构:一般为曲柄滑块机构,由曲轴、连杆和滑块等零件组成。

(2)传动机构:包括齿轮传动和皮带传动等机构。

(3)操纵机构:如离合器和制动器。

(4)能源装置:如电动机和飞轮[飞轮可使电动机的负荷均匀,有效利用能量。]。

(5)支撑部件:如机身。

(6)多种辅助系统和附属装置:润滑系统、保护装置以及气垫等。

在曲柄压力机中,可以认为每个曲柄滑块机构称为一个“点”。最简单的机械压力机采用单点式,即只有一个曲柄滑块机构。有些大工作面的机械压力机为了使滑块的底面受力更加地均匀和运动平稳,通常会采用双点或四点的,也就是说会采用两个或是四个曲柄滑块机构。而本次设计的J23-80曲柄式压力机就属于开式单点压力机,采用一个曲柄滑块机构[5]。

曲柄压力机的载荷是具有冲击性的,即在一个工作周期内,冲压锻造工作的时间周期是非常短的。短时间内的最大的功率比平均的功率要大十几倍以上,因此在传动系统中都设置有飞轮,能使运动更加平稳,而且飞轮具有蓄能的作用。按平均功率选用的电动机启动后,飞轮运转至额定转速,积蓄动能[23]。凸模接触坯料开始锻压工作后,电动机的驱动功率小于载荷,转速降低,飞轮释放出积蓄的动能进行补偿。冲压锻造一个工作周期完成后,飞轮再次加速积蓄动能能量,以利于下个工作周期的使用[6]。

机械压力机上的离合器与制动器之间设有机械或电气连锁,以保证离合器接合前制动器一定松开,制动器制动前离合器一定脱开。机械压力机的操作分为连续、单次行程和寸动(微动),大多数是通过控制离合器和制动器来实现的。滑块的行程长度不变,但其底面与工作台面之间的距离(称为封密高度),可以通过螺杆调节。

生产中,有可能发生超过压力机公称工作力的现象。为保证设备安全,常在压力机上装设过载保护装置。为了保证操作者人身安全,压力机上面装有光电式或双手操作式人身保护装置。

1.3.2曲柄压力机的主要技术参数及其基本类型

一般来说,曲柄压力机设备的主要技术参数都在反映着设备的工艺能力、加工零件的范围、生产效率以及可靠性等指标,如下进行分别讲述[7]:

1.通用压力机的主要参数

(1)公称压力P g及公称压力行程S g

曲柄压力机的公称压力(或称额定压力)是指滑块离下死点前某一特定距离(此特定距离称为公称压力行程或额定压力行程)或曲柄旋转到离下死点前的某一个特定的角度(此特定的角度我们称之为公称压力角或额定压力角)时,滑块所容许承受的最大的作用力。例如630、1000、1600、2500、3150、4000、6300kN……。这个系列是从生产实践中,结合优先数系进行归纳整理总结后制订的产品规格,它既能满足生产需要,又不会导致曲柄压力机的品种规格出现繁多,给生产制造曲柄压力机带来麻烦和困难。在型谱中,通用压力机一般公称压力为主要参数,其他的技术参数为基本参数[24]。

(2)滑块行程S

滑块从上死点到下死点所经过的距离。它的大小将反映压力机的工作范围。如果行程比较长的话,则能生产高度较高的零件,曲柄压力机的通用性就会比较大。但是曲柄压力机的曲柄部件尺寸要是加大的话,随之而来的齿轮模数和离合器尺寸要增大,压力机的成本造价要增加。

(3)滑块行程次数n

滑块每分钟从上死点到下死点,然后再回到上死点所往复的次数。行程次数越高,生产率越高,但次数超过一定数值以后,必需配备机械化自动化送料装置,否则不可能实现高生产率。

(4)最大装模高度H1及装模高度调节量ΔH1

装模高度是指滑块在下死点时,滑块下表面到工作台板上表面的距离。当装棋高度调节装置将滑块调整到最上位置时,装模高度达最大值,称为最大装模高度。装模高度调节装置所能调节的距离,称为装模高度调节量。

(5)工作台板及滑块底面尺寸

它是指压力机工作空间的平面尺寸。它的大小直接影响所安装的模具的平面尺寸以及压力机平面轮廓的大小。

(6)喉深

它是指滑块的中心线至机身的距离,是开式压力机和单柱压力机的特有参数。尺寸选得太小,则加工的零件尺寸受到限制。尺寸选得过大,则给机身的设计,特别是刚度设计带来困难。

2.机械压力机的基本类型:一般来说,按机身结构型式和应用特点来进行分类。

(1)按机身结构型式分:有开式和闭式两类。

1)开式压力机:也称冲床,应用最为广泛。开式压力机多为立式。机身呈C形,前、左、右三面敞开,结构简单、操作方便、机身可倾斜某一角度,以便冲好的工件滑下落入料斗,易于实现自动化。但开式机身刚性较差,影响制件精度和模具寿命,仅适用于

4~400吨的中小型压力机。

2)闭式压力机:机身呈框架形,机身前后敞开,刚性好,精度高,工作台面的尺寸较大,适用于压制大型零件,公称压力可达到160~6000吨。冷挤压、热模锻和双动拉深等重型压力机都使用闭式机身。

(2)按应用特点分:有双动拉深压力机、多工位自动压力机、回转头压力机、热模锻压力机和冷挤压机。

1)双动拉深压力机:它有内、外两个滑块,用于杯形件的拉深成形。拉深前外滑块首先压紧板料外缘,然后内滑块带动凸模拉深杯体,以防板坯外缘起皱。拉深完成后内滑块先回程,外滑块后松开。内外滑块公称工作力之比为(1.7~1):1。

2)多工位自动压力机:在一台压力机上设有多个工位,装置多道成形模具,坯料依次自动向下一工位移动。在压力机的一次行程中,各工位同时进行各道成形工序,制成一个工件。

3)回转头压力机:在滑块与工作台之间设有可装置数十组模具的回转头,可按需要选用模具。坯料放在模具上而不再移动。每次行程完毕,回转头转动一个位置,完成一道工序。这种压力机定位精度高,便于调整产品,一机多用,多用于冲制仪器底板和面板等。回转头压力机可配上数控系统,根据编好的指令选用模具和板材成形部位,自动完成复杂的冲压工作。

4)热模锻压力机:用于模锻件生产。机身刚度大,导向面长,承受偏载能力强。过去多用曲柄连杆机构,为提高刚性多已改用双滑块式和楔式。双滑块式结构较简单,重量轻;楔式结构支承面积大,但传动效率低。

5)冷挤压机:用于冷、温态挤压金属零件,如枪弹壳、牙膏管等。冷挤压机一般是立式的,特点是刚度好,导向精度高,工作压力大,工作台面小,工作行程长。

第2章曲柄滑块机构的结构原理、运动规律及受力分析2.1 平面连杆机构的结构与变型

2.1.1平面连杆机构的原理与类型

在一个平面内,平面连杆机构的共同特点是原动件的运动都要经过一个不与机架直接相连的中间构件(称为连杆)才能传动从动件,故称之为平面连杆机构。而在生产实际应用中较广泛的是平面四杆机构及其变型机构。铰链四杆机构是平面四杆机构的基本形式,其他形式则可认为是其变型。其中曲柄摇杆机构属于铰链四杆机构中的一种。在此机构中如下图2-1,AD是机架,AB、CD两杆与机架相连称之为连架杆,BC为连杆。而在连架杆中,能做整周回转运动者称为曲柄,只能能在一定范围内摆动的杆称为摇杆。在曲柄摇杆机构中,当以曲柄为原动件时,可实现摇杆往复的运动;当以摇杆为原动件时,则可实现曲柄的回转运动。前者应用比较广泛,后者则主要是以人为动力的机械中应用较多。

图2-1 曲柄摇杆机构示意图

2.1.2曲柄滑块机构的结构与工作原理

如图2-2为曲柄滑摇杆机构运动时,铰链C将沿圆弧ββ往复运动。如图2-3所示将摇杆3做成滑块形式,使其沿圆弧导轨ββ往复滑动,显然其运动性质不发生改变,但此时曲柄摇杆机构已经变型为具有曲线导轨的曲柄滑块机构。

图2-2 曲柄摇杆机构图2-3 曲线导轨的曲柄滑块机构若将图2-2中的摇杆无限延长至无穷大,又将图2-3中的曲线导轨变成直线导轨,于是机构又变型为如图2-4和图2-5的曲柄滑块机构。图2-4为有偏距e的偏置曲柄滑块机构;图2-5为无偏距的对心曲柄滑块机构。

图2-4曲柄滑块机构偏置

图2-5曲柄滑块机构正置

在曲柄式压力机中,曲柄滑块机构通过将能源装置电动机发生的旋转运动转换成为滑块的直线往复运动,并实现对毛坯材料进行成形加工的锻造机械。机械曲柄压力机的运动工作可靠平稳,并能具有良好的精度保持性,在剪板机,冲床,空压机等领域有着很重要的应用[8]。

曲柄压力机中,当曲轴旋转时,带动连杆作摆动和上下往复运动,连杆带动滑块沿导轨槽作上下往复直线运动。调节螺杆和连杆体合起来叫连杆,调节螺杆可以改变连杆

的长度,这种连杆称为长度可变连杆,借此调节压力机的装模高度。调节螺杆的下端是球头,它放在滑块内的球面下支承座上,用球面压环压住,球面压环与滑块之间用螺钉连接。压力机工作时,连杆与滑块之间的作用力通过球面传递,这种连杆传力机构又称为球面传力机构[9]。

2.2 曲柄压力机滑块机构的运动规律分析

设计的目的压力机的工作机构主要采用的就是曲柄滑块机构,其运动简图如图2-6,其中O 点表示曲轴的旋转中心,A 点表示连杆与曲轴的连结点,B 点为连杆与滑块连结点,AB 表示连杆的长度,OA 表示曲柄的半径。

图2-6 曲柄滑块机构运动简图 图2-7 结点正置的曲柄滑块机构

2.2.1滑块的位移和曲柄转角之间的关系

当曲柄滑块机构中OA 以角速度ω做旋转运动时,B 点则以速度v 作直线运动。图2-4为结点正置的曲柄滑块机构,那么当结点正置时,滑块的位移和曲柄转角之间的关系表达为

()()βαcos cos L R L R s +-+= (2-1) 而 L R αβs i n s i n =

令 λ=L

R

则 αλβsin sin =

故 αλββ222s i n 1s i n 1c o s

-=-= 代入式(2-1)整理得

()()??????--+-=αλλα22sin 111cos 1R s (2-2)

由于λ一般小于0.3,对于通用压力机而言,λ一般在0.1~0.2范围内,因此式(2-2)可进行简化。根号部分可以用泰勒级数进行展开并取前两项得

αλαλ2222sin 2

11sin 1-≈- 所以式(2-2)化简转化为

()()??

????-+-=αλα2c o s 14c o s 1R s (2-3) 公式中 s 为滑块位移,从下死点算起,向上的方向为正,以下均同;

α为曲柄转角,从下死点算起,与曲柄旋转方向相反者为正,以下均同; R 为曲柄半径;

λ连杆系数。(λ=R/L ,其中L 是连杆的长度,当连杆可调时取最短时数值。)

已知曲柄半径R 和连杆系数时,便可从上式中求出对应于的不同α角的s 值。在某些情况下,因为实际需要,还希望求出曲柄转角和滑块位移的关系公式,可由图2-4并利用余弦定理进行推导得出下述公式

()()s L R R L s L R R -+--++=2cos 2

2

2α (2-4) 公式中符号意义与公式(2-3)相同。

2.2.2滑块的速度、加速度和曲柄转角的关系

根据滑块的位移与曲轴转角的关系式可求得滑块速度,将位移s 对时间t 求一阶导数即为滑块的速度v 。

dt

ds v =

()()dt d l R d d dt d d ds v ααλαααα???????????

?-+-=?=2cos 14cos 1 而

ωα=dt d 所以化简得

??

? ??+=??? ??+=??? ??+=αλααλαπαλαω2s i n 2s i n 105.02sin 2sin 22sin 2sin nR nR R v (2-5) 公式中 v 为滑块速度,向下的方向为正;

ω为曲柄角速度。n n 105.02==πω;

n 为曲柄转速,单位为每分钟转数。也是滑块行程次数。

其余公式符号意义与公式(2-3)相同。

从公式2-6中可得出,滑块的速度v 是随曲柄转角α角度变化的。在α=0o 时,v =0;α角增大时v 随之变大增大;但在α=75o ~90o 之间时,v 的变化很小,而数值最大.因此常常近似取α=90o 曲柄转角的滑块的速度当作最大速度,用v max 表示。

即 nR nR nR v 105.060

22max ===ππ (2-6) 从上面公式可以看出,滑块的最大速度v max 与曲柄的转速n ,曲柄半径R 成正比,曲轴的转速n 越高,曲轴的R 越大,那么滑块的最大速度v max 也越大。

本次设计的目的压力机的滑块的最大速度:

5.4092

13060105.0105.0max =??==nR v mm/s 在实际的锻压生产制造中,按照经验来普遍认为滑块的速度与工艺要求有关。例如,对于拉伸工艺来说,如果滑块速度过大,会引起工件的破裂破坏,从而造成材料浪费和生产效率低下。所以经过长时间的经验积累和实验的验证绘制了如表2-1的拉伸工艺的合理速度范围,进行拉伸工艺的压力机,滑块速度不应该超过这个数值。

表2-1 拉伸工艺的合理速度范围 材料选择 钢

不锈钢 铝 硬铝 黄铜 铜 锌 最大拉伸速度(mm/s )

400 180 890 200 1020 760 760 在现如今的国内通用压力机的滑块最大速度为130~435mm/s ,而如今国外的压力机发展正努力为了提 高其生产效率,着力于提高滑块行程次数即提高滑块速度的科研趋势。

随着近些年国内外的压力机都在往高速度和高精度的方向发展,所以对滑块的加速度的分析是不容忽视的。对于高速压力机而言,滑块运动的惯性必须予以足够的重视和

注意。为此,需要求出滑块的加速度,即滑块速度对时间求一阶导数。

dt

dv a -= ωαλαωααα??

??????? ??+-=?-=2sin 2sin R d d dt d d dv a a =-ωR (cosα+λcos2α) (2-7) 公式中 a 为滑块的加速度,向下方向为正方向。

其余公式符号意义同公式(2-4)和(2-5)相同。

2.3 曲柄滑块机构的受力分析

分析曲柄滑块机构能否满足其工艺的要求,除了检验其运动规律是否满足要求之外,此外还有一方面工作至关重要,这关系到实际生产与操作者的安全,这项工作就是要校核曲柄滑块机构中曲轴、连杆、滑块与导轨等部件的强度和刚度校核,而进行强度和刚度校核之前,首先将曲柄压力机滑块机构的主要构件进行建立理想化模型,进行受力状态分析,并正确无误地进行计算,从而确定相关参数。

2.3.1忽略摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析

研究结点正置的曲柄滑块机构,忽略压力机的摩擦和零件本身重量等因素的影响,建立理想化模型,曲柄滑块机构的受力简图如图2-8所示[11]。

图2-8 曲柄滑块机构的受力简图

连杆及导轨受力

按照受力简图2-5进行分析,考虑B 点力的平衡得

β

cos P P AB = (2-8) βtan P Q = (2-9) 由前面的推导可知,sin β=λsin α,如果当λ=0.3,当α=0o 时,β=0o ;当α=90o 时,β=17.5o 。在一般的情况下,尤其是对于通用压力机而言,λ远小于0.3,故β远小于17.5o 。由于角较小,因为可以认为cos β≈1,tan β=sin β=λsin α,所以公式(2-8)和(2-9)可写成 P P AB ≈ (2-10)

αs i n P Q ≈ (2-11)

公式中 P AB 为连杆的作用力;

Q 为导轨的作用力;

P 为工件抵抗变形力;

λ为连杆系数;

α为曲柄转角。

1.曲轴所受扭矩

在忽略摩擦的因素影响下,所求得的扭矩为理想扭矩。图2-9是曲轴受力简图。P AB 是连杆给予曲轴的作用力。并在P AB 作用下,曲轴所受理想扭矩是

OD P M AB l ?=

且 ()βαβαβαs i n c o s c o s s i n )s i n (+=+=R R OD

又 1c o s ≈β

αλβsin sin =

所以 ()??

? ??+=+=αλαααλα2s i n 2s i n c o s s i n s i n R R OD 且 P P AB ≈

所以 ??

? ??+=αλα2s i n 2s i n PR M l (2-12)

公式中 R 是曲柄半径;

其余公式中的符号意义与公式(2-11)相同。

公式(2-12)是在忽略摩擦因素的影响下的理想状态曲轴所受扭矩的计算公式,从公式的形式来看,可以看出虽然所有的工件抵抗变形力P 是一个固定的不变值,但曲轴所受到的扭矩却伴随着曲柄转角α的变化而变化着,α变得越大,M l 也变得越大,那就是说在曲柄转角较大的条件下工作运行,曲轴所受到的扭矩也比较大。如果曲柄的转角的大小等于了公称压力角的大小,即α=αg 时,那么可以称曲轴所受的理想扭矩为理想公称扭矩,而且理想公称扭矩是设计曲轴、齿轮及离合器的重要基础。其公式如下:

??

? ??+=g g gl PR M αλα2sin 2sin (2-13)

(a) (b)

(c) (d) (e)

图2-9 曲轴受力简图及球头的结构示意图

为了计算的方便,可以将公式(2-13)转化为如下的公式形式

l l Pm M = (2-14)

??

? ??+=αλα2sin 2sin R m l (2-15) 在公式中m l 被称作为理想当量力臂。

2.3.2考虑摩擦情况下滑块机构的力学分析

压力机在实际生产制造中是无法忽略摩擦的因素,必然部件之间会产生摩擦,尤其要重视的是在转动的零部件之间由于摩擦所产生而增加的摩擦扭矩是不可以被忽略的。 在曲柄滑块机构中的摩擦主要发生在这个四个地方:

滑块与导轨面之间的摩擦,详见图2-6c 。此摩擦力的大小为

Q P μμ= (2-16) 此摩擦力的方向恰好与运动方向相反,构成了阻碍滑块运动的阻力,这个阻力经过连杆的传导作用到了曲柄上,从而在工作状态下,增加了曲轴所需要传递的扭矩,消耗更多的能量。

曲轴支撑颈d 0和轴承之间的摩擦,详见图2-6b 。当曲轴旋转的时候,滑动轴承对轴颈的摩擦力被分布在轴颈的工作接触曲面上,如图2-7,这些摩擦力对轴颈中心O 形成阻碍轴颈旋转的阻力矩,对支承1,2的阻力矩值分别为 2

01'0d R M μμ= 2

02''0d R M μμ= 两个支承的总阻力矩的大小为 ()

2021''0'00d R R M M M +=+=μμμμ (2-17) 通过大量的实践经验和实验验证,由于小齿轮的作用力P n 比P AB 小得多,所以可以认为两个支座的支反力的和为

P P R R AB ≈≈+21

因此可以将公式(2-17)简化成

2

00d P M μμ= (2-18)

曲轴颈d A 和连杆的大端轴承之间的摩擦,详见图2-6b ,这种摩擦力与上一种摩擦力相同,也形成了阻碍曲轴转动的阻力矩,并且可以按照如下的计算公式进行计算 2

2A A AB A d P d P M μμμ≈= (2-19) 连杆梢(或称为球头)d B 与连杆小端轴承(或者是球头座)之间的摩擦,详见图2-6e 、d ,也构成了运动工作时的阻力矩

2

2B B AB B d P d P M μμμ≈= (2-20) 综上所述三个阻力矩M μ0、M μA 以及 M μB 都会使曲轴在工作状态下,增加所需传递的扭矩,从而浪费能源。

由能量法可知,根据功率平衡原理,曲轴多需要增加的传递扭矩M μ在单位时间内所完成的功,即为所需要增加的功率,并且等于克服各处摩擦所消耗的功率,用如下公式表达。

()AB B BA A M M M v P M ωωωωωμμμμμ++++=0 (2-21) 公式中 v 为滑块移动速度;

ω为曲柄转动的角速度;

ωAB 、ωBA 为连杆摆动速度。

再根据运动学原理,连杆AB 为平面运动,ωAB 、ωBA 可以从下面的推导关系中求得,连杆的运动速度图如图2-8。

L v BA BA AB =

=ωω

公式中 v AB 为连杆B 点的相对速度。 通过图2-8中的速度三角形,可以求解出v BA 的表达式。

()()

βαβαcos cos 90sin 90sin A A BA v v v =--=?? βαω

cos cos R v BA = β

αλωβαωωωcos cos cos cos ===L R BA AB 1cos ≈β αλωωcos ≈AB (2-22)

将公式(2-5)、(2-16)、(2-11)、(2-18)、(2-19)、(2-20)及(2-22)一

基于MATLAB的曲柄滑块机构运动的仿真

基于MATLAB的曲柄滑块机构运动的仿真

摘要:本文在曲柄滑块机构运动简图的基础上,对其数学运动模型进行分析,用解析法计算曲柄的转角和角速度,及滑块的位移和速度,并用MATLAB 软件进行仿真。 1 引言 在机械传动系统中,曲柄滑块机构是一种常用的机械机构,它将曲柄的转动转化为滑块在直线上的往复运动,是压气机、冲床、活塞式水泵等机械的主机构。这里用解析法,并用MATLAB 对其进行仿真。 2 曲柄滑块机构的解析法求解 曲柄滑块机构的运动简图如图1所示,在图1中,1L 、2L 和e 分别为曲柄滑块的曲柄、连杆和偏差,1?、2?分别为曲柄和连杆的转角,1?? 、2?? 分别为曲柄和连杆的角速度,S 为滑块的位移。 图1 曲柄滑块机构运动简图 设已知已知1L 、2L 、e 、1?和1?? ,求连杆的角位移2?和角速度2?? ,以及滑块的位移S 和速度S ? 。 2.1 位移分析 按图1 中四边形ABCD 的矢量方向有: AB CD → → = 将上式转化成幅值乘以角度的形式,得到如下等式: 1 2 12i i L e L e S ie ??+=+ (1) 分别取上式的虚部和实部,并在e 前面乘N ,N 取值1或-1,用以表示滑块在x 轴的上方或者下方,得到下面两式:

1122cos cos L L S ??+= (2) 1122sin sin L L Nb ??+= (3) 整理上面两个公式得到S 和2?的计算公式: 1122cos cos S L L ??=+ (4) 11 22 sin arcsin Ne L L ??-= (5) 2.2 速度分析 将(1)式两边对时间求导得(6)式 1 2 1212i i L ie L ie S ????? ? ? += (6) 取(6)式的实部和虚部,整理得S ? 和2?? 的计算公式: 1211 2 sin() cos S L ?????? -=- (7) 111 222 cos cos L L ????? ? =- (8) 根据(7)式和(8)式即可得到滑块的速度及连杆的角速度。 2.3 实例分析及其MATLAB 仿真 2.3.1 实例分析 下面对图2所示的曲柄滑块机构做具体分析。 图2 曲柄滑块机构简图 例中:1236,140r mm r mm ==,160/sec d ω=,求2?,2ω,S 和S ? 。

偏置曲柄滑块机构计算

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

对心曲柄滑块机构计算

1、对心曲柄滑块机构运动分析 由图可得任意时刻滑块运行距离: )cos 1()cos 1(cos cos βαβα-+-=--+=L R L R L R S 且 αβsin sin R L = 所以 αλαβsin sin sin ==L R )(λ=L R 所以 αλββ222sin 1sin 1cos -=-= αλ22sin 211-≈ ))sin 211(sin 1sin 41(2222244αλαλαλ--内,分解为几乎为零,可带入因 且

)2cos 1(21sin 2 αα-= 所以 )2cos 1(411cos 2αλβ--= 所以有滑块运行距离: ??????-+-=?? ????-+-=-+-=)2cos 1(41)cos 1()2cos 1(41)cos 1()2cos 1(4 1)cos 1(2αλααλλααλαR R L R L R S 滑块速度V 为: ??????+=??????+=?? ?????+=?==t 2sin 21t sin 2sin 21sin 2sin 241sin ωωωαλαωαλαωααL R R R R dt d d dS dt dS V 滑块加速度为: )t cos t (cos )2cos (cos 22ωωωαλαωααL R R R dt d d dV dt dV a +=+=?==

二、曲轴扭矩理论计算 对曲柄滑块机构做受力分析,在任一时刻滑块、压杆受力情况如下图所示 对滑块做力平衡分析有 βcos P P AB = 曲柄处转矩为 11m P M AB ?= 其中力臂 ()βα+=sin 1R m )sin(1βα+=R P M AB 所以得 又 ) 2sin 2(sin cos sin sin 1sin sin cos cos sin )sin(22αλ αααλαλαβαβαβα+≈+-=+=+

曲柄摇杆机构设计方法汇编

XXX 曲柄摇杆机构设计方法作者姓名:XXXX 专业名称:机械工XXXX及自动化指导教师:XXXX讲师

摘要 曲柄摇杆机构中构件的运动样式多样,可以实现给定运动规律或运动轨迹且承载能力高、耐磨顺,制造简单,已于获得较高的制造精度,因此曲柄摇杆机构在各种机械仪器中获得广泛的应用。 本文针对曲柄摇杆机构的行XXXX速度变化速度系数和给定点的轨迹设计曲柄摇杆机构,通过深入分析机构的行XXXX数度比k、摇杆摆动角ψ、最小传动角,极为夹角和摇杆摆动角等运动性能参数与结构尺寸间的关系。通过引入曲柄固定铰链点的位置角建立了曲柄摇杆和机架长度关于θ和?的显示函数关系,通过解析法、几何作图法、和实验法设计曲柄摇杆机构。在此基础上研究机构设计的可能附加要求极其相应的设计方法为曲柄摇杆设计提供各种可能选项并对曲柄摇杆的急回特性和死点情况进行说明。 关键词:曲柄摇杆机构行XXXX速度系数摇杆摆动设计方法

Abstract The diversity of movement component in the crank rocker mechanism can achieve given amotion or motion trajectory and have the high bearing capacity, wear-resisting, simple manufacture,and higher manufacturing accuracy. therefore ,the crank rocker mechanism is widely used in various mechanical instrument. In view of the crank rocker mechanism of velocity fluctuation velocity coefficient and the design of crank rocker mechanism by track point, Analysis the mechanism of the stroke number ratio K ,the rocker swing angle minimum transmission angle, extremely angle and rocker swing angle motion parameter and t he relationship between structure size deeply. Introduced the crank fixed hinge point position angle of crank rocker and the frame length on and display function is built, by the analytic method, the geometric drawing method, the design of crank rocker mechanism and experimental method. On the basis of the research on the design method of mechanism design may have additional requirements and other extremely corresponding , various possible options and the crank rocker quick return characteristics and the dead are described for crank and rocker design. Key words: crank,rocker,travel speed,design

曲柄连杆机构课程设计

工程软件训练 目录 目录 (1) 第1章绪论 (3) 第2章活塞组的设计 (4) 2.1 活塞的设计 (4) 2.1.1 活塞的材料 (4) 2.1.2 活塞头部的设计 (4) 2.1.3 活塞裙部的设计 (5) 2.2 活塞销的设计 (5) 2.2.1 活塞销的结构 (5) 第3章连杆组的设计 (6) 3.1 连杆的设计 (6) 3.1.1 连杆材料的选用 (6) 3.1.2 连杆长度的确定 (6) 3.1.3 连杆小头的结构设计 (6) 3.1.4 连杆杆身的结构设计 (6) 3.1.5 连杆大头的结构设计 (6) 3.2 连杆螺栓的设计 (7) 第4章曲轴的设计 (8) 4.1 曲轴的结构型式和材料的选择 (8) 4.1.1 曲轴的结构型式 (8) 4.1.2 曲轴的材料 (8) 4.2 曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计 (8) 4.2.1 曲柄销的直径和长度 (8) 4.2.2 主轴颈的直径和长度 (9) 4.2.3 曲柄 (9) 4.2.4 平衡重 (9) 4.2.5 油孔的位置和尺寸 (10) 4.2.6 曲轴两端的结构 (10) 1

工程软件训练 第5章曲柄连杆机构的创建 (11) 5.1 活塞的创建 (11) 5.2 连杆的创建 (11) 5.3 曲轴的创建 (11) 第六章曲柄连杆机构静力学分析 (13) 6.1 活塞的静力分析 (13) 6.2 连杆的静力分析 (13) 2

工程软件训练 第1章绪论 曲柄连杆机构是发动机的传递运动和动力的机构,通过它把活塞的往复直线运动转变为曲轴的旋转运动而输出动力。因此,曲柄连杆机构是发动机中主要的受力部件,其工作可靠性就决定了发动机工作的可靠性。随着发动机强化指标的不断提高,机构的工作条件更加复杂。在多种周期性变化载荷的作用下,如何在设计过程中保证机构具有足够的疲劳强度和刚度及良好的动静态力学特性成为曲柄连杆机构设计的关键性问题[1]。 通过设计,确定发动机曲柄连杆机构的总体结构和零部件结构,包括必要的结构尺寸确定、运动学和动力学分析、材料的选取等,以满足实际生产的需要。 在传统的设计模式中,为了满足设计的需要须进行大量的数值计算,同时为了满足产品的使用性能,须进行强度、刚度、稳定性及可靠性等方面的设计和校核计算,同时要满足校核计算,还需要对曲柄连杆机构进行动力学分析。 为了真实全面地了解机构在实际运行工况下的力学特性,本文采用了多体动力学仿真技术,针对机构进行了实时的,高精度的动力学响应分析与计算,因此本研究所采用的高效、实时分析技术对提高分析精度,提高设计水平具有重要意义,而且可以更直观清晰地了解曲柄连杆机构在运行过程中的受力状态,便于进行精确计算,对进一步研究发动机的平衡与振动、发动机增压的改造等均有较为实用的应用价值。 本文以捷达EA113汽油机的相关参数作为参考,对四缸汽油机的曲柄连杆机构的主要零部件进行了结构设计计算,并对曲柄连杆机构进行了有关运动学和动力学的理论分析与计算机仿真分析。 3

可调行程的曲柄滑块机构的设计与制作

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

实用文档之对心曲柄滑块机构计算

实用文档之"1、对心曲柄滑块机构运动分析" 由图可得任意时刻滑块运行距离: )cos 1()cos 1(cos cos βαβα-+-=--+=L R L R L R S 且 αβsin sin R L = 所以 αλαβsin sin sin ==L R )(λ=L R 所以 αλββ222sin 1sin 1cos -=-= αλ22sin 211-≈

))sin 211(sin 1sin 41(2222244αλαλαλ--内,分解为几乎为零,可带入因 且 )2cos 1(21sin 2 αα-= 所以 )2cos 1(411cos 2αλβ--= 所以有滑块运行距离: ??????-+-=?? ????-+-=-+-=)2cos 1(41)cos 1()2cos 1(41)cos 1()2cos 1(4 1)cos 1(2αλααλλααλαR R L R L R S 滑块速度V 为: ??????+=??????+=?? ?????+=?==t 2sin 21t sin 2sin 21sin 2sin 241sin ωωωαλαωαλαωααL R R R R dt d d dS dt dS V 滑块加速度为: )t cos t (cos )2cos (cos 22ωωωαλαωααL R R R dt d d dV dt dV a +=+=?==

二、曲轴扭矩理论计算 对曲柄滑块机构做受力分析,在任一时刻滑块、压杆受力情况如下图所示 对滑块做力平衡分析有 β cos P P AB = 曲柄处转矩为 11m P M AB ?= 其中力臂 ()βα+=sin 1R m )sin(1βα+=R P M AB 所以得 又

基于MATLAB的曲柄摇杆机构优化设计方案.doc

得分课程作业 曲柄摇杆优化设计 姓名: XX 学号: XXXXX 班级: XXXXX XX大学机械与动力学院

目录 1摘要 2问题研究 2.1 问题重述 2.2 问题分析 3数学模型的建立 3.1 设计变量的确定 3.2 目标函数的建立 3.3 约束条件的确定 3.4 标准数学模型 4使用 MATLAB编程求 解 4.1 调用功能函数 4.2 首先编写目标函数 M 文件 4.3 编写非线性约束函数 M 文件 4.4 编写非线性约束函数 M 文件 4.5 运行结果 5结果分析 6结论推广 7过程反思 8个人小结 9参考文献

1. 1摘要 : 为分析机构能够满足给定的运动规律和运动空间的要求 , 运用 Matlab 优化工具箱进行多约束条件下的连杆机构预定轨迹优化设计的方法 , 从而得到最接近给定运动规律的杆长条件 , 使机构的运动分析直观、简单和精确,提高了曲柄摇杆机构的设计精度和效率。 2问题研究 2.1 问题重述 要求设计一曲柄摇杆机构,当曲柄由0 转到 0 +90°时,摇杆的输出角实现 如下给定的函数关系: 02 (0 )2 3 式中0 和0 分别为对应于摇杆在右极限位置时曲柄和摇杆的位置角,它们是机 架杆 l 4为原线逆时针度量的角度,见图 1。 45°,即: 要求在该区间的运动过程中的最小传动角不得小于 min [ ] 45 通常把曲柄的长度当成单位长度,即l 1 。另外,根据机构在机器中的许可=1 空间,可以适当预选机架杆的长度,现取l 4 。 =5 2.2 问题分析 设计时,可在给定最大和最小传动角的前提下,当曲柄从0转到0 90 时,要求摇杆的输出角最优地实现一个给定的运动规律f。这里假设要求: E f 2 3 2 0( 1) 图 1 曲柄摇杆机构简图 对于这样的设计问题,可以取机构的期望输出角f和实际输出角 E F的平方误差之和作为目标函数,使得它的值达到最小。 在图 1 所示的曲柄摇杆机构中, l1 、 l2 、 l3 、 l4 分别是曲柄、连杆、 AB BC 摇杆 CD和机架 AD的长度。这里规定0 为摇杆在右极限位置0 时的曲柄起始位置角,它们由 l1、 l 2、 l3和 l4确定。 3 数学模型的建立

基于MATLAB的曲柄滑块机构运动的仿真

基于MATLAB 的曲柄滑块机构运动的仿真 姓名:夏小品 学号:2100110114 班级:机械研10 摘要:本文在曲柄滑块机构运动简图的基础上,对其数学运动模型进行分析,用解析法计算曲柄的转角和角速度,及滑块的位移和速度,并用MATLAB 软件进行仿真。 关键字:曲柄滑块机构;运动分析;MATLAB The Simulation of Crank Slider Mechanism Motion Based on MATLAB Abstract:This article analyses the motion mathematical model of crank slider mechanism based on its motion diagram. Use analytical method to calculate crank angle,crank angular velocity,slider position and slider velocity and do the simulation of the resultes witn MATLAB software. Key Words:Crank slider mechanism;Motion analysis;MATLAB 1 引言 在机械传动系统中,曲柄滑块机构是一种常用的机械机构,它将曲柄的转动转化为滑块在直线上的往复运动,是压气机、冲床、活塞式水泵等机械的主机构。这里用解析法,并用MATLAB 对其进行仿真。 2 曲柄滑块机构的解析法求解 曲柄滑块机构的运动简图如图1所示,在图1中,1L 、2L 和e 分别为曲柄滑块的曲柄、连杆和偏差,1?、2?分别为曲柄和连杆的转角,1?? 、2?? 分别为曲柄和连杆的角速度,S 为滑块的位移。 图1 曲柄滑块机构运动简图

曲柄滑块机构的运动分析及应用

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完整版

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。

对心曲柄滑块机构计算审批稿

对心曲柄滑块机构计算 YKK standardization office【 YKK5AB- YKK08- YKK2C- YKK18】

1、对心曲柄滑块机构运动分析 由图可得任意时刻滑块运行距离: )cos 1()cos 1(cos cos βαβα-+-=--+=L R L R L R S 且 αβsin sin R L = 所以 αλαβsin sin sin ==L R )(λ=L R 所以 αλββ222sin 1sin 1cos -=-= αλ22sin 211-≈ ))sin 211(sin 1sin 41(2222244αλαλαλ--内,分解为几乎为零,可带入因 且

)2cos 1(21sin 2 αα-= 所以 )2cos 1(411cos 2αλβ--= 所以有滑块运行距离: ??????-+-=?? ????-+-=-+-=)2cos 1(41)cos 1()2cos 1(41)cos 1()2cos 1(4 1)cos 1(2αλααλλααλαR R L R L R S 滑块速度V 为: ??????+=??????+=?? ?????+=?==t 2sin 21t sin 2sin 21sin 2sin 241sin ωωωαλαωαλαωααL R R R R dt d d dS dt dS V 滑块加速度为: )t cos t (cos )2cos (cos 22ωωωαλαωααL R R R dt d d dV dt dV a +=+=?==

二、曲轴扭矩理论计算 对曲柄滑块机构做受力分析,在任一时刻滑块、压杆受力情况如下图所示 对滑块做力平衡分析有 βcos P P AB = 曲柄处转矩为 11m P M AB ?= 其中力臂 ()βα+=sin 1R m )sin(1βα+=R P M AB 所以得 又 )2sin 2(sin cos sin sin 1sin sin cos cos sin )sin(22αλαααλαλαβαβαβα+ ≈+-=+=+

曲柄摇杆机构优化设计说明

课程作业 曲柄摇杆优化设计 :宋* 学号:2012138229 班级:20121057 三峡大学机械与动力学院

目录 1.曲柄摇杆机构优化设计题目要求 (1) 2.课题描述 (2) 3.数学模型的建立 (3) 3.1设计变量的确定 (3) 3.2约束条件的建立 (3) 3.3目标函数的建立 (6) 4.数学模型的建立 (8) 5.用matlab优化计算程序及分析讨论 (8) 5.1讨论及结果分析 (9) 5.2.程序代码过程 (11) 6.参考文献 (10) 小结 (12)

1. 0(3π ψψ+ =式中0?和0ψ得小于45 ≥[min γγl 1=1l 4 =5。 2.在曲柄输入角从0?到2 0π ?+ 的过程中,使摇杆输出角尽量满足一个给定的函数 )(0?f 即公式(1)。对此我将0?到2 0π ?+ 等分为m 分,当然输出角也将对应的分为m 分,然后我将输出角对应的数值与期望函数进行拟合,如果误差降到最小,那么得到的结果将会是优化的解,这是将连续型函数转化为离散型的问题,利用matalab 编程计算,从而求解。运动模型如图(1)所示 图(1)曲柄摇杆机构运动模型图

3.数学模型的建立 3.1设计变量的确定 定义:设计变量是除设计常数之外的基本参数,在优化设计过程中不断地进行修改、调整、一直处于变化的状态,这些基本参数都叫做设计变量。 对于本课题,设计常量为21,l l 长度,分别为1和5。决定机构部分杆长尺寸32,l l ,以及摇杆按照已知运动规律开始运动时曲柄所处的位置角0?应该列为设计变量即为 X=[]T x x x 32 1 =[]T l l 032? 由于整个机构的杆长都是按比例来设计的,他们都是1的倍数,按照题目要求曲柄的初始位置为极位角,即0?。则可以根据曲柄摇杆机构各杆长度关系得到0?和相应的摇杆3l 位置角0ψ的函数,关系式为 ??????+-++=42123242210)(2)(arccos l l l l l l l ? (2) ?? ? ???--+=4 3232422102)(arccos l l l l l l ψ (3) 由已知条件可知21,l l 长度分别为1和5,而根据公式(2)(3)可知,0?0ψ 是由32,l l 的长度来决定,所以32,l l 为独立变量,则可以确定本课题的设计变量 X=[][]T T l l x x 3221 =,这是一个二维优化问题。 3.2约束条件的建立 定义:如果一个设计满足所有对它提出的要求,成为可行设计;一个可行设计必 须满足某些设计限制条件,这些限制条件做为约束条件。 对本题分析可知机构要满足两个约束条件即 ①杆长条件满足曲柄摇杆机构存在条件②传动角满足最小传动角大于45度 ?=≥45][min γγ (1)杆长条件满足曲柄摇杆机构存在条件则有 a.最短杆与最长杆长度之和应小于或等于其余两杆之和 b.连架杆与机架中至少有一杆是最短杆 当最短杆为曲柄时即满足曲柄摇杆存在条件,得到以下约束条件 00)(121≤-=≥=x l x g (4)

对心曲柄滑块机构计算

S 二 R L - Rcos - L cos 二 R(V cos ) L(V cos ) 且 Lsin 二 Rsin : 所以 sin : =R sin : = sin : (R =) L L 所以 cos = \ V sin? = ^ - 2 sin 2: 彳 1 2 -2 T _ sin : 2 (因fk 4s in 4 □几乎为零,可带入 J i -丸2si n 2。内,分解为j (1-*人2 s 由图可得任意时刻滑块运行距离: 1对心曲柄滑块机构运动分析

in2。)2)

2 1 sin (1 - cos2 ) 2 所以 n 1 2 cos ——1 (1 - cos 2:) 4 所以有滑块运行距离: 1 2 S = R(1 - cos : ) L (1 - cos2 ) 4 - L 、1、 1 =R (1 - cos 、,-) (1 - cos2';) 1 R 4 」 =R (1 - cos :) 滑块速度V 为: 滑块加速度为: 2 2 R R(cos : cosZ ) R(cos t cos t) 1 (1 -cos2:) 4 ' dS d : d : dt 二 R sin : 1 2sin2: 1 4 」 -Rsin : 1 si n2 = R si n t 1 R 2 l^sinZt 2 L dV dV d : a = dt d : dt

、曲轴扭矩理论计算 对曲柄滑块机构做受力分析,在任一时刻滑块、压杆受力情况如下图所示 对滑块做力平衡分析有 曲柄处转矩为 M 1 - P AB m 1 其中力臂 mi = Rsin : 又 sinG = sin : cos : cos : sin (sin sin 2 ) 2 2 . 2 . =sin : " - sin : sin : cos : P AB = P COS 所以得M , P AB R S Z ) (1 11

曲柄连杆机构课程设计

曲柄连杆机构课程 设计

目录 目录 (1) 第1章绪论 (3) 第2章活塞组的设计 (4) 2.1 活塞的设计 (4) 2.1.1 活塞的材料 (4) 2.1.2 活塞头部的设计 (4) 2.1.3 活塞裙部的设计 (5) 2.2 活塞销的设计 (5) 2.2.1 活塞销的结构 (5) 第3章连杆组的设计 (6) 3.1 连杆的设计 (6) 3.1.1 连杆材料的选用 (6) 3.1.2 连杆长度的确定 (6) 3.1.3 连杆小头的结构设计 (6) 3.1.4 连杆杆身的结构设计 (6) 3.1.5 连杆大头的结构设计 (6) 3.2 连杆螺栓的设计 (7) 第4章曲轴的设计 (8) 4.1 曲轴的结构型式和材料的选择 (8) 4.1.1 曲轴的结构型式 (8) 4.1.2 曲轴的材料 (8)

4.2 曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计 (8) 4.2.1 曲柄销的直径和长度 (8) 4.2.2 主轴颈的直径和长度 (9) 4.2.3 曲柄 (9) 4.2.4 平衡重 (9) 4.2.5 油孔的位置和尺寸 (10) 4.2.6 曲轴两端的结构 (10) 第5章曲柄连杆机构的创立 (11) 5.1 活塞的创立 (11) 5.2 连杆的创立 (11) 5.3 曲轴的创立 (11) 第六章曲柄连杆机构静力学分析 (13) 6.1 活塞的静力分析 (13) 6.2 连杆的静力分析 (13)

第1章绪论 曲柄连杆机构是发动机的传递运动和动力的机构,经过它把活塞的往复直线运动转变为曲轴的旋转运动而输出动力。因此,曲柄连杆机构是发动机中主要的受力部件,其工作可靠性就决定了发动机工作的可靠性。随着发动机强化指标的不断提高,机构的工作条件更加复杂。在多种周期性变化载荷的作用下,如何在设计过程中保证机构具有足够的疲劳强度和刚度及良好的动静态力学特性成为曲柄连杆机构设计的关键性问题[1]。 经过设计,确定发动机曲柄连杆机构的总体结构和零部件结构,包括必要的结构尺寸确定、运动学和动力学分析、材料的选取等,以

机械设计基础第三章习题

一.判断题(认为正确的,在括号内画√,反之画X) 1.根据铰链四杆机构各杆长度,即可判断其类型。()2.四杆机构中,传动角越大,机构的传力性能越好。()3.极位夹角是反映机构力学性能的参数。()4.曲柄为主动件的摆动倒杆机构一定具有急回特性。()5.曲柄为主动件的曲柄滑块机构一定具有急回特性。()6.曲柄为主动件的曲柄摇杆机构一定具有急回特性。()7.曲柄为主动件的曲柄摇杆机构,其最小传动角的位置在曲柄与连杆共线的两位置之一() 8.曲柄为主动件的曲柄滑块机构,其最小传动角的位置在曲柄与导路垂直的位置。() 9.四杆机构有无止点位置,与何构件为主动件无关。()10.极位夹角是从动件两极限位置之间的夹角。()二.选择题(将正确的答案的序号字母填入括号内) 1.曲柄滑块机构有止点时,其主动件为何构件?()A.曲柄B.滑块C.曲柄滑块均可 2.四杆长度不等的双曲柄机构,若主动曲柄作连续匀速转动,则从动曲柄怎样运动?()A.匀速转动B.间歇转动C.变速转动 3.杆长不等的铰链四杆机构,若以最短杆为机架,则是什麽机构?() A.双曲柄机构 B. 双摇杆机构 C.双曲柄机构或双摇杆机构 4.一对心曲柄滑块机构,曲柄长度为100mm,则滑块的行程是多少?() A.50mm B.100mm C. 200mm 5.有急回特性的平面连杆机构的行程速比系数K是什麽值? A.K=1 B.K>1 C.K>0 6.对心曲柄滑块机构的曲柄为主动件时,机构有无急回特性和止点位置? ( ) A.有急回特性,无止点位置 B.无急回特性,无止点位置 C.有急回特性,有止点位置 7.铰链四杆机构ABCD各杆长分别为L ab=40mm,L bc=90mm,L cd=55mm,L ad=100mm,若取AB为机架,则为何机架?() A.双摇杆机构 B.曲柄摇杆机构 C.双曲柄机构 8.当曲柄为主动件时,下述哪种机构具有急回特性?() A.平行双曲柄机构 B.对心曲柄滑块机构 C.摆动导杆机构 三.设计计算题 1.一铰链四杆机构,已知L bc=50mm,L cd=35mm,L ad=30mm,ad杆为机架,试分析: 1)若此机构为曲柄摇杆机构时,L ab的取值范围。 2)若此机构为双曲柄机构时,L ab的取值范围。 3)若此机构为双曲柄机构时,L ab的取值范围。 2.已知,图3-42所示各四杆机构,1为主动件,3为从动件 1)作各机构的极限位置,并量出从动件的行程S或摆角ψ. 2)计算各机构行程速比系数k. 3) 作出个机构出现最小传动角γmin(或最大压力角αmax)时的位置图,并量出其大小。 3. 若上题各四杆机构中,构件3为主动件,构件1位从动件,试做各机构的止点位置。 4.图3-43所示为用四杆机构控制的加热炉炉门的启闭机构。工作要求,加热时炉门能

汽车曲柄连杆机构设计

摘要 本文以捷达EA113汽油机的相关参数作为参考,对四缸汽油机的曲柄连杆机构的主要零部件进行了结构设计计算,并对曲柄连杆机构进行了有关运动学和动力学的理论分析与计算机仿真分析。 首先,以运动学和动力学的理论知识为依据,对曲柄连杆机构的运动规律以及在运动中的受力等问题进行详尽的分析,并得到了精确的分析结果。其次分别对活塞组、连杆组以及曲轴进行详细的结构设计,并进行了结构强度和刚度的校核。再次,应用三维CAD软件:Pro/Engineer建立了曲柄连杆机构各零部件的几何模型,在此工作的基础上,利用Pro/E软件的装配功能,将曲柄连杆机构的各组成零件装配成活塞组件、连杆组件和曲轴组件,然后利用Pro/E软件的机构分析模块(Pro/Mechanism),建立曲柄连杆机构的多刚体动力学模型,进行运动学分析和动力学分析模拟,研究了在不考虑外力作用并使曲轴保持匀速转动的情况下,活塞和连杆的运动规律以及曲柄连杆机构的运动包络。仿真结果的分析表明,仿真结果与发动机的实际工作状况基本一致,文章介绍的仿真方法为曲柄连杆机构的选型、优化设计提供了一种新思路。 关键词:发动机;曲柄连杆机构;受力分析;仿真建模;运动分析;Pro/E

ABSTRACT This article refers to by the Jeeta EA113 gasoline engine’s related parameter achievement, it has carried on the structural design compution for main parts of the crank link mechanism in the gasoline engine with four cylinders, and has carried on theoretical analysis and simulation analysis in computer in kinematics and dynamics for the crank link mechanism. First, motion laws and stress in movement about the crank link mechanism are analyzed in detail and the precise analysis results are obtained. Next separately to the piston group, the linkage as well as the crank carries on the detailed structural design, and has carried on the structural strength and the rigidity examination. Once more, applys three-dimensional CAD software Pro/Engineer establishing the geometry models of all kinds of parts in the crank link mechanism, then useing the Pro/E software assembling function assembles the components of crank link into the piston module, the connecting rod module and the crank module, then using Pro/E software mechanism analysis module (Pro/Mechanism), establishes the multi-rigid dynamics model of the crank link, and carries on the kinematics analysis and the dynamics analysis simulation, and it studies the piston and the connecting rod movement rule as well as crank link motion gear movement envelopment. The analysis of simulation results shows that those simulation results are meet to true working state of engine. It also shows that the simulation method introduced here can offer a new efficient and convenient way for the mechanism choosing and optimized design of crank-connecting rod mechanism in engine. Key words: Engine;Crankshaft-Connecting Rod Mechanism;Analysis of Force;Modeling of Simulation;Movement Analysis;Pro/E

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