目 录一、插床机械设计任务书 11、工作原理 12、设计要求 13、设计数据 24、设计内容及工作量 2二、设计计算过程 4(一). 方案比较与选择 41.方案I 42.方案II 43.方案III 5(二). 导杆机构分析与设计 61.机构的运动尺寸 62.导杆机构的运动分析 7(三). 导杆机构的动态静力分析 9(四). 凸轮机构设计 131.确定凸轮机构的基本尺寸 132.凸轮廓线的绘制: 163.1：1绘制所设计的机构运动简图 17机械原理课程设计 插床机构设计一、插床机械设计任务书1、工作原理插床机械系统的执行机构主要是由导杆机构和凸轮机构组成下图为其参考示意图，电动机经过减速传动装置（皮带和齿轮传动）带动曲柄2转动，再通过导杆机构使装有刀具的滑块6沿导路y—y作往复运动，以实现刀具的切削运动刀具向下运动时切削，在切削行程H中，前后各有一段0.05H的空刀距离，工作阻力F为常数；刀具向上运动时为空回行程，无阻力为了缩短回程时间，提高生产率，要求刀具具有急回运动刀具与工作台之间的进给运动，是由固结于轴O2上的凸轮驱动摆动从动件和其它有关机构（图中未画出）来完成的2、设计要求电动机轴与曲柄轴2平行，使用寿命10年，每日一班制工作，载荷有轻微冲击。
允许曲柄2转速偏差为±5％要求导杆机构的最小传动角不得小于60°；凸轮机构的最大压力角应在许用值[α]之内，摆动从动件8的升、回程运动规律均为等加速、等减速运动执行构件的传动效率按0.95计算，系统有过载保护按小批量生产规模设计3、设计数据导杆机构运动分析转速n2（r/min）力臂d(mm)曲柄lo2A(mm)插刀行程H(mm)行程速比系数K46120761361.8导杆机构运动动态静力分析工作阻力Fmax(N)导杆质量m4(kg)滑块6质量m6(kg)导杆4质心转动惯量Js4980028551.1凸轮机构设计从动件最大摆角jmax从动件杆长LO8D（mm）许用压力角[α]推程运动角do远休止角ds回程运动角d’o20°12840°60°10°60°4、设计内容及工作量1、根据插床机械的工作原理，拟定2～3个其他形式的执行机构（连杆机构），并对这些机构进行分析对比2、根据给定的数据确定机构的运动尺寸, 要求用图解法设计，并将设计结果和步骤写在设计说明书中3、导杆机构的运动分析分析导杆摆到两个极限位置时，滑块6的速度和加速度4、导杆机构的动态静力分析用力多边形求极限位置时各运动副反力及应加于曲柄上的平衡力矩。
5、凸轮机构设计根据所给定的已知参数，确定凸轮机构的基本尺寸（基圆半径ro、机架和滚子半径rb），并将运算结果写在说明书中画出凸轮机构的实际廓线6、编写设计说明书一份应包括设计任务、设计参数、设计计算过程等7、用Autocad软件按1：1绘制所设计的机构运动简图设计计算及说明结 果一. 设计计算过程(一). 方案比较与选择1.方案I该方案如图1—1由两个四杆机构组成使b>a, 构件1、2、3、6便构成摆动导杆机构，基本参数为b/a=构件3、4、5、6构成摇杆滑块机构图1—1方案特点如下：1).是一种平面连杆机构，结构简单，加工方便，能承受较大载荷2).具有急回作用，其行程速比系数,而只要正确选择，即可满足行程速比系数k的要求3).滑块的行程，已经确定，因此只需选择摇杆CD的长度，即可满足行程H的要求4). 曲柄主动，构件2与3之间的传动角始终为摇杆滑块机构中，当E点的轨迹位于D点所作圆弧高度的平均线上时，构件4与5之间有较大的传动角此方案加工简单，占用面积比较小，传动性能好5).工作行程中，能使插刀的速度比较慢，而且变化平缓，符合切削要求2.方案II该方案如图1—2将方案I中的连杆4与滑块5的转动副变为移动副，并将连杆4变为滑块4。
即得方案II，故该方案具备第一方案的特点以外，因构件4与5间的传动角也始终为，所以受力更好，结构也更加紧凑图1—23. 方案III此方案如图1—3为偏置曲柄滑块机构，机构的基本尺寸为a、b、e图1—3方案特点如下：(1).是四杆机构，结构较前述方案简单2). 因极位夹角，故具有急回作用，但急回作用不明显增大a和e或减小b均能使k增大到所需值，但增大e或减小b会使滑块速度变化剧烈，最大速度、加速度和动载荷增加，且使最小传动角减小，传动性能变坏从以上3个方案的比较中可知，为了实现给定的插床运动要求，以采用方案II较宜二). 导杆机构分析与设计1.机构的运动尺寸因为、 而K=1.8 由上面方程可得：=51.4°又因为a=lo2A=76mm，可得: b=0204=175.25mm,AO4=AO2tan根据几何关系: 136mm 可得 156.8mm=78.4mm—94.08mm取 =86mmO4到YY轴的距离的确定B1图 3 O4到YY轴的距离 有图我们看到，YY轴由过程中，同一点的压力角先减小，后又增大，那么在中间某处必有一个最佳位置，使得每个位置的压力角最佳。
考虑两个位置： 1当YY轴与圆弧刚相接触时，即图3中左边的那条点化线，与圆弧相切与B1点时，当B点转到，将会出现最大压力角 2.当YY轴与重合时，即图中右边的那条点化线时，B点转到B1时将出现最大压力角为了使每一点的压力角都为最佳，我们可以选取YY轴通过CB1中点（C点为与得交点）又几何关系知道：=141.29+（56.8-141.29）/2=149.045mm由上面的讨论容易知道 ，再代入其他数据，得：即O4到YY轴的距离为149.045mm2.导杆机构的运动分析（a）（1）.当在所示位置时，此时构件4处在上极位速度分析: 曲柄的长度为，转速n=46r/min曲柄的角速度为 方向 ⊥ ∥ 大小 ？其中， 是滑块上与A点重合的点的速度，是杆4上与A点重合的点相对于滑块的速度,是杆4上与A点重合的速度因为=0所以竿4没有转动,即，又因为构件3，是一个滑块，竿4又有铰链定位所以实际上：=0 求B点的速度： 由于构件4上点是B和A的绝对瞬心点， 点的速度已知，利用构件4上的速度影像有: 得 求： B、C是同一构件上的点，根据同一构件上点间的速度关系: 方向 ∥导杆 大小 ？ 0 ？可得： 加速度分析：因为为 根据速度合成原理有： 大小 ？ ？ 1.76 m/s ? 方向 因为：,知科式加速度为0,可得： = =1.76m/s 方向：又根据速度合成原理求6滑块C的速度： 大小 ？ =0 ？ 2.26方向 //导杆 // 又图解法作图解： 的值通过在AB杆上由杠杆定理求得:,,,因为，所以又速度比例=0.01828所以==1.643方向垂直向上(二). 滑块A在下极位的时候 对机构分析,同理可得：，==2.158方向垂直向下。
三). 导杆机构的动态静力分析滑块质量为55kg，导杆的质量为28kg，其质心转动惯量为1.1 kg·，质心在杆长适宜处，其余构件的质量和转动惯量忽略不计滑块A在上极位的时：对滑块6和连杆5进行分析： 由，可知，在竖直方向上：以100：1力的多变形画图，可得：，对于连杆5，因为连杆5为二力秆，连杆5的运动副反力为10449.5N对滑块3和导杆4进行分析：取导杆4的中心点为质点，可得在距离右边的0.56处，可得导杆4的惯性力为：=，方向与的相反，垂直于导杆向上惯性力偶矩：，==/=11.148m/,方向与相反，为逆时针方向对A点取矩，可得：,可得=-19675.85N,下图为导杆4的受力情况，其中，忽略不记由100:1力的多变形可得：点的运动副反力为19826.5N，A点的运动副反力为9637.4N对曲柄2进行分析：曲柄上的平衡力矩，对取矩，可得=0，由二力秆可知的运动副反力为9637.4N滑块A在下极位的时：有向上的阻力，与加速度方向相反的惯性力，重力，滑块的运动副反力，连杆5对滑块6的反力，如图： ，，对滑块3和导杆4进行分析：取导杆4的中心点为质点，可得在距离右边的0.56处，可得导杆4的惯性力为：=，方向与的相反，垂直于导杆向上。
惯性力偶矩：，==/=11.148m/,方向与相反，为逆时针方向 以A点取矩： =0，可得=17258.68N，受力图如下图所示，其中忽略如图： 所以，点的运动副反力为17464.2N，A点的运动副反力为8777.1N对曲柄2进行分析：曲柄上的平衡力矩，对取矩，可得=0，的运动副反力为8777.1N四). 凸轮机构设计1.确定凸轮机构的基本尺寸选定推杆的运动规律:选推杆的运动规律为二次多项式运动规律,即等加速等减速运动规律其运动规律表达式为:等加速段: ()等减速段: ()由以上两个表达式求得: () ()最大摆角时有: 如图3-1所示为摆杆盘形凸轮机构同向转动的尖底摆杆盘形凸轮机构,当推程尖底与凸轮轮廓上任一点接触时,摆杆摆角为为摆杆的初始摆角,P点为摆杆和凸轮的相对瞬心,此时机构的压力角和传动角如图所示.由于摆杆和凸轮在瞬心点P的速度相等得:(a+OP) =OP, (1)则 OP/(OP+a)= . (2)将(1)式分子分母同乘整理得:OP(1-)=a (3)由式(3)求出OP代入式(1)右边得: a+OP=A/(1-) (4)在三角形AP中由正统定理有: (5)将式(4)代入式(5)中得: (6)用代入式(6)中得: (7)过点O作O//P,则∽,再由式(2)得 ,等式(7)正是的正弦定理.将等式(6)中的展开得:tan= (8)由等式(8)求得 (9)将代入式(9)得: (10)如果在图3-1所示位置的接触点处的压力角正好满足,比较式(10)和式(7)可知,直线便是在此位置时满足式(10)以等到式成立的边界.可以证明直线左边的阴影所示区域为保证摆杆运动规律和摆杆长。