机械原理课程设计
设计题目平台印刷机主传动机构运动简图设计
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专业机械设计制造及其自动化
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CONTENTS
一、设计任务 (3)
二、机械运动方案的选择及其论证 (4)
1．平台印刷机主要机构及功能 (4)
（1）主要机构： (4)
(2)各机构功能： (4)
2．各机构形态学矩阵 (5)
3．设计思路概述 (5)
三、原始数据 (6)
1．平台印刷机设计数据： (6)
2．其它数据： (7)
四、设计方法说明及计算公式 (7)
1．曲柄滑块机构综合分析： (7)
(1)机构的运动几何关系： (7)
(2) 参数选择： (9)
2．双曲柄机构的运动分析： (10)
(1)曲柄滑块位移计算Ψ： (11)
(2)由Ψ1求Ψ3： (11)
3．曲柄滑块机构的位置分析： (12)
4．函数平方逼近法设计双曲柄机构： (13)
5．凸轮机构的设计: (16)
(1) 凸轮机构从动件运动规律的确定 (16)
(2) 绘制补偿凸轮轮廓 (17)
五、子程序名称： (18)
六、编程框图及主程序 (18)
七、结果分析 (20)
八、心得感悟 (21)
九、参考资料 (22)
十．附录程序清单及运行结果 (22)
1.程序部分 (22)
(1)C语言程序 (22)
(2)程序清单二（全局变量应用——参考样板——2010.7.8） (25)
（3）VC屏幕截图 (27)
2、结果记录及处理 (30)
（1）写入CC.txt的数据 (30)
（2）EXCEL表格及图表 (33)
一、设计任务
工作原理：平台印刷机的工作过程由输纸，着墨，压印和收纸四部分组成，主运动是压印，由卷有空白纸张的滚筒与镶着铅字的版台之间纯滚动来完成。滚筒与版台表面之间的滑动会造成字迹模糊，是不允许的。因此，对运动的主要要求是：其一，版台的移动速度严格等于滚筒表面的圆周速度；其二，为了提高生产率，要求版台的运动有急回特性。有一台电动机驱动。需设计满足上述两个要求的传动机构。执行件的运动为滚筒连续转动和版台往返移动。
（图1）
图1
二、机械运动方案的选择及其论证
1．平台印刷机主要机构及功能
（1）主要机构：
1) 传动机构I——从电动机到版台的运动链；
2) 传动机构II——从电动机到印刷滚筒的运动链；
3) 位移补偿机构。
(2)各机构功能：
1) 传动机构I——把电动机的旋转运动转化为版台的直线移动；
2) 传动机构II——把电动机的旋转运动转化为印刷滚筒的旋转运动；
3) 位移补偿机构——把凸轮的旋转运动转化为版台的直线移动。
2．各机构形态学矩阵
3．设计思路概述
由电动机到印刷机滚筒这一条运动链的两端皆为定轴转动，适宜于传递旋转运动的机构有四杆机构，齿轮机构，涡轮机构，根据平稳性和简易度，应选齿轮机构。
由电动机到版台间的运动链须将转动变为移动，转动变移动的传动方式很多，常见的有摩檫传动，齿轮齿条传动，螺旋机构传动，凸轮机构，曲柄滑块机构以及组合机构等等。但前三种机构不具有急回特性。由于曲柄滑块比凸轮运动精确性高所以选择曲柄滑块机构
两条传动链的终端——滚筒和版台的瞬时线速度须相等。当传动机构1和2本身不能满足时，可以另设补偿机构实现它。用速度补偿来设计其运动曲线可以选择
凸轮机构.
图2所示的方案可作为机构1的参考方案，双曲柄机构AoABBo与曲柄滑块机构BoCD串联，将曲柄AoA的转动改变为D点的往复移动。当齿条6固定不动时，中心为D的行星齿轮5将带动齿条7移动。齿条7固定在印刷版台的下面。齿条6的位置由补偿凸轮3通过磙子从动件控制。该凸轮和从动曲柄BoB 为同一构件。而主动主动曲柄AoA与滚筒的转动同步。当齿条7（即版台）的工作移动速度偏离要求时，可通过凸轮廓线控制齿条6补充移动来补偿。
另一传动机构2是一个双曲柄机构，它用于带动滚筒的转动，其各杆的尺寸为h1=145.0mm,h2=178.0mm,h3=175.0mm,h4=65.5mm.传动机构1，2之间通过一对齿轮传动建立其运动关系，齿轮传动的参数为I=1,m=4mm,z=105,见图4所示。
三、原始数据
1．平台印刷机设计数据：
2．其它数据：
传动机构I ：机架长55.0 mm
传动机构II ：h1=145.0mm，h2=178.0mm，h3=175.0mm，h4=65.5mm 齿轮传动的参数：i=1，m=4mm，z=105
四、设计方法说明及计算公式
分析其运动特点,准备运动的分析计算公式和C语言程序.计算数据,绘制运动关系图.进行机构设计
1．曲柄滑块机构综合分析：
(1)机构的运
动几何关系：
如图3所示普
通的偏置曲柄
滑块机构，标
记曲柄长为
r ，连杆长l ，偏心距e：
图3
引入参量λ=l/r,δ=e/l;
则有cosα=(1-sin2α)1/2 =(1-[(l/λ)sinΦ-δ]2)1/2,当（l/λ）和δ均较小时，将该示展开，得其近似值。
cosα=1-sin2Φ/(2λ2)+δ/λ*sinΦ-δ2/2
D点的位置方程为：
X=r*cosΦ+l*cosα=r*cosΦ+l*(1- sinΦ2/(2λ2)+ δ/λ*sinΦ-δ2/2)
D点的位移（由D1点算起）为：
S=((r+l)2-e2)1/2-X
速度和加速度方程分别为：
V=dS/dt=rω*(sinΦ+1/(2λ)*sin2Φ-δ*cosΦ)
A=dV/dt=d2S/dt2=rω2(cosΦ+1/λ*cos2Φ+δ*sinΦ)+rε*(sinΦ+1/(2λ)*sin2Φ-δ*cosΦ)
滑块的行程长度为：
H=D1D2=((块机构的H大于对心的滑块行程长度（H=2r）.
滑块的行程速比系数；
K=(180+θ)/(180-θ)=(180+sin((δ*λ)/(λ-1))-sin((δ*λ)/(λ+1)))/
(180-sin((δ*λ)/( λ-1))+sin((δ*λ)/( λ+1)))
机构传动角分为工作行程和回程：
工作行程的最小传动角
γa=cos((r-e)/l)=cos(1/λ-δ)
回程的最小传动角
γa=cos((r+e)/l)=cos(r/λ+δ)
(2) 参数选择：
a.Ha根据设计原始参数计算
b.λa由以上式子可知，λ增大对γ有利。但是尺寸将跟随λ增大。在此取为3.6.
c.δa由上式可知，在H和λ即定情况下，δ影响曲柄长r,印刷机中，δ取0.32.
d.在确定λ和δ时要照顾eo.e=0则无急回效果，K随e增。同时，由(2—5)式知，
当H即定时，e增大则必使r减少。l+r)2-e2)（1/2）-((l-r)2-e2)1/2=r(2+(δ2λ2)/(λ2-1)
2．双曲柄机构的运动分析：
图4
图4所示，为了改善版台的速度特性，机构1设计成串联组合机构。第一级为双曲柄机构ABCD。其主动曲柄DC用一级速比I=1的圆柱齿轮与机构2（亦为双曲柄机构）的原动曲柄h相连接，即
Φ=Ψ
机构2的从动曲柄h则与滚筒同步转动。
(1)曲柄滑块位移计算Ψ：
Ψ=2*S/Rcir
式中S—滑块位移；Rcir—滚筒半径。
(2)由Ψ1求Ψ3：
如图5所示，几何关系为：
h4^2+h3^2+h1^2-h2^2-2h1*h4cosΨ—1-2h1*h3cosΨ1cosΨ3-2h1*h3sinΨ1sinΨ3=0 A*sinΨ3+B*cosΨ3-C=0
式中
A=sinΨ1
B=cosΨ1-K1
C=K2-K3cosΨ1
K1=h4/h1
K2=(h1^2-h2^2+h3^2+h4^2)/(2h1*h3)
K3=h4/h3
可解得
Φ3=2arctg((A+(A^2+B^2-C^2)^2)/(B+C))
Φ3=2arctg((A-(A^2+B^2-C^2)
图5 图6 3．曲柄滑块机构的位置分析：
由滑块位移求对应的曲柄转角Φ1杆长符号如图6所示，则有
So=((r+l)^2-e^2)^(1/2)
X=So-S
X=r*cosΦ+lcosα
e=r*sinΦ-lsinα
移项，作平方和，消去α得
X^2+r^2+e^2-2X*rcosΦ-2ersinΦ=l^2
2esinΦ+2X*cosΦ-(X^2+r^2+e^2-l^2)/r=0
改写成
A*sinΦ+B*cosΦ-C=0 （1）其中
A=2e,B=2X,C=(X^2+r^2+e^2-l^2)/r （2）1、式的解为：
Φ=2*arctg((A+/-(A^2+B^2-C^2)^(1/2))/(B+C))
考虑（2）式，并令
Z=C/2=(X^2+r^2+e^2-l^2)/(2r)
代入后得：
Φ=2*arctg((e+/-(e^2+X^2-Z^2)^(1/2))/(X+Z))
对照图4，可知：
Φ1=π/2-Φ-β
4．函数平方逼近法设计双曲柄机构：
坐标设置
如图7所示，当αo=Φo=00,l4=l0机构的位置方程
l 2+l 32+l 12-l 22+2l 3*cos Φ-2l 1*cos α-2l 1*l 3*cos(Φ-α)=0
除以2l1,得
l 3/l 1*cos Φ+P1*cos(Φ-α)+(1+l 32+l 12-l 22)/(2*l 1)-cos α=0
其中
P 0=l 3/l 1 P 1=-l 3
P 2=(1+l 32+l 12-l 22)/(2*l 1)
上述方程中只有3个待定参数，只能满足3个精确点（Φi ，αi ，I=1,2,3）.精确点外的机构函数与目标函数存在结构误差。
Δy=P 0*cos Φ+P 1*cos(Φ-α)+P 2-cos α!=0
所谓平方逼近法设计，就是以结构误差的均方根值最小为目的，做逼近函数机构的设计。
对于目标函数为连续函数时，我们建立
I=∫[P*cos Φ+P*cos(Φ-α)+P-cos α]^2*d α
而对于[α0，αm]中的若干离散点，则构造
I=∑[P*cos Φi +P 1*cos(Φi -αi )+P 2-cos αi ]^2
可改写成
I=∑[Po*fo(αi )+P 1*f 1(αi )+P 2*f 2(αi )-F(αi )]^2
其中，
图7
f2(αi)=1
F(αi)=cosαi
为求I的极小值。令I/Pi=0,I=0,1,2,得
∑[Po*fo(αi)+P1*f1(αi)-F(αi)]*fo(αi)=0
∑[Po*fo(αi)+P1(αi)+P2*f2(αi)-F(αi)*f1(αi)=0
∑[Po*fo(αi)+P1*f1(αi)+P2*f2(αi)-F(αi)]*f2(αi)=0
令C00=∑f0(αi)*f0(αi)
C01=C10=∑f0(αi)*f1(αi)
C02=C20=∑f0(αi)*f2(αi)
C11=∑f1(αi)*f(αi)
C12=C21=∑f(αi)*f(αi)
C22= ∑f(αi)*f(αi)
或缩写成
C kl=∑f k()*f()
K=0,1,2;
L=0,1,2;
γ0=∑F(αi)*f0(αi)
γ1=∑F(αi)*f1(αi)
γ2=∑F(αi)*f2(αi)
则有C00P0+C01P1+C02P2=γ0
C10P0+C11P1+C12P2=γ1
C20P0+C21P1+C22P2=γ2
从中可以解出p0,p1,p2,然后由上式计算相对杆长。
5．凸轮机构的设计:
由于印刷机的版台和滚筒各由一套独立的运动传动系统驱动.为了保证印刷质量.在压印阶段.滚筒表面点的线速度必须和版台移动速度保持相等.在设计时.应尽可能满足这一要求.如果设计的结果不能完全满足这一要求.即在压印区滚筒表面点的线速度与版台移动速度尚有一定的差别.则采用凸轨机构进行运动补偿.
如图4所示.若版台由双曲柄六杆机构和齿轮齿条串联而成的传动系统所驱动.则可将下齿条做成活动齿条.在曲柄BE上固连一补偿凸轮.此补偿凸轮通过滚子直动推杆推动活动的下齿条.经过齿轮与上齿条的传动.给版台附加一个运动.使版台移动速度与滚筒表面点的线速度完全一致.这样凸轮机构起到了运动补偿作用.由于凸轮轮廓形状和凸轮机构的工作性能取决于从动件运动规律.显然在印刷机的设计中.此凸轮机构从动件运动规律完全取决于所需补偿量的变化规律.
(1) 凸轮机构从动件运动规律的确定
1) 设版台传动系统未安装补偿凸轮机构.且下齿条为固定齿条.编主程序对此传动系统进行运动分析.可求出版台的位移曲线Sp-φ(φ为曲柄AB的转角, Sp为版台
位移)及速度曲线Vp-φ:
2) 编主程序对滚筒的传动系统进行运动分析.求出滚筒表面点的位移曲线Sc-φ(Sc为滚筒表面点转过的弧长)及速度曲线Vc-φ:
3) 按上述速度曲线与位移曲线.选定同步区(即压印区).同步区的始点一般应为同速点(即版台运动速度与滚筒表面点速度相同的点).同步区应根据压印行程要求(即印刷纸张的长度)选在速度变化较小的区域.即∣△V∣=∣Vp-Vc∣较小的区域.
4) 设同步区始点为O点.从O点开始.将同步区分成n段.得到(n＋1)个分点.则可依次求出:
△Sp(i) = Sp(i) －Sp(o) i =(1,2,3,……，n)
△Sc(i) = Sc(i) －Sc(o) i =(1,2,3,……，n)
△S(i) = Sp(i) －Sc(i) i =(1,2,3,……，n)
然后.在△S-φ坐标中描出△S(i)(i=1,2,3,……，n)各点.并将它们光滑联接.即得到曲线.此曲线就是补偿凸轮从动件在压印区的位移曲线.也就是从动件的推程运动规律.另外再选择合适的过渡曲线作为从动件的回程运动规律.
(2) 绘制补偿凸轮轮廓
选择合适的从动件结构型式并考虑其它因素来选择凸轮机构的基本参数.用图解法设计凸轮轮廓曲线.
五、子程序名称：《1》源程序及改写部分
1) void CFI
2) void CPSI
3) void CRLE
4) void SLNPD
5) void SQU
6) void EQU
7) void POS1
8) void POS2
9) void POS3
10) void VEL1
11) void ACCE
12) void WRT1
《2》版台位移
void PS
六、编程框图及主程序
平面四杆机构的急回特性，能够节省回程时间；
利用齿条的将圆周运动变换为直线运动的性质，推动版台作直线运动；
利用凸轮机构响应快速，适用于自动机和自动控制装置的特性，实现运动补偿。
二、设计的机构基本能满足运动要求。