凸轮连杆机构课程设计

第一章 固定凸轮连杆机构参数选取

1.确定驱动方案

图1

如上图所示，设：与从动杆升程运动相对应的曲柄转角为1?，即101AB B ∠=?;而与降程运动相对应的曲柄转角为，即3?323AB B =?,则：

（1）当21??＞时，选用曲柄AB 拉着BC 杆运动的方案。

（2）当21??＜时，选用曲柄AB 推着BC 杆运动的方案。

（3）当21??=时，任选其中一种驱动方案。

已知数据?=1101?，?

=1503?，很明显21??＜，所以选用方案2。

2.确定e

直动从动杆，取m S e 2.0~0=，取0=e

3.确定h

从结构紧凑和减小凸轮压力角考虑，应将h 值取小些。但h 值愈小，对从动杆驱动力的压力角也愈大。通常取m S h ≥，去mm h 120=

4.确定a

若a 值过小，会使凸轮压力角明显增大，甚至不能实现预期动动。可取a=0.6~0.9S m 或a=1.2~1.8lsin

2m ψ。取a=70mm 6、确定δ

其值对凸轮的压力角影响极大，δ过小，尤其是过大，会使压力角急剧增加。在前述参数确定后，最好将δ优化，目标函数为

a 1m (δ)

（a 1m ）min 式中a 1m 为凸轮的最大压力角。

暂时取?=8δ

7. 求算b 1、b 2

须先求算b max 、b min 。

依据铰销B 、D 的坐标，可建立它们之间距离的公式。B 的坐标为

?

??+-=+=)cos() sin(?δ?δa y a X B B

D 的坐标为

?

??+==S h y e X D D 式中 ?——曲柄转角，取升程起始时的? =0°；

S ——与?相对应的从动杆位移，即铰销D 至其最低位置的距离。S 值分为升程（?=0～?1）、最高位置停留（?=?1～?1+?2）、降程（?=?1+?2～?1+?2+?3）、最低位置停留（?=?1+?2+?3～360°）四个阶段求算。b 值为

b=22)()(D B D B y y x x -+-

（1）用matlab 编程画出b 与?曲线图，并算出min max b b 、：

clear

sm=100;

h=120;

e=0;

a=70;

d=8*pi/180;

fa1=110*pi/180;

fa2=0*pi/180;

fa3=150*pi/180;

fa4=100*pi/180;

fa01=0:0.001:fa1;

s=sm/2*(1-cos(pi*fa01/fa1));

xb=a*sin(d+fa01);

yb=-a*cos(d+fa01);

xd=e;

yd=h+s;

b=sqrt((xb-xd).^2+(yb-yd).^2);

plot(fa01,b);

max(b)

min(b)

hold on;

fa02=fa1;

s=sm;

xb=a*sin(d+fa02);

yb=-a*cos(d+fa02);

xd=e;

yd=h+s;

b=sqrt((xb-xd).^2+(yb-yd).^2);

plot(fa02,b,'r--d');

max(b)

min(b)

hold on;

fa03=fa1+fa2:0.001:fa1+fa2+fa3;

s=sm*(1-(fa03-fa1-fa2)/fa3+1/(2*pi)*sin(2*pi*(fa03-fa1-fa2)/fa3)); xb=a*sin(d+fa03);

yb=-a*cos(d+fa03);

xd=e;

yd=h+s;

b=sqrt((xb-xd).^2+(yb-yd).^2);

plot(fa03,b,'g-');

max(b)

min(b)

hold on;

fa04=fa1+fa2+fa3:0.001:fa1+fa2+fa3+fa4;

s=0;

xb=a*sin(d+fa04);

yb=-a*cos(d+fa04);

xd=e;

yd=h+s;

b=sqrt((xb-xd).^2+(yb-yd).^2);

plot(fa04,b,'r-');

max(b)

min(b)

xlabel('fa');ylabel('b');

title('fa-b');

运行结果：

ans =

217.0095

ans =

189.3564

b =

197.0794

b =

197.0794

ans =

197.0794

ans =

94.1923

ans =

190.0000

ans =

136.7980

由以上结果可以看出

1923.940095

.217min max ==b b

并且b 取最大值时，fa=1.2~1.4；b 取最小值时，fa=3.5~3.7

（2）根据min max b b 、计算21b b 、

)(2

12)(211min max min max b b b b b b +=-= 1923.940095

.217min max ==b b

解得：

b1 =61.4086

b2 =155.6009

8、设计凸轮廊线

固定凸轮的理论廊线就是滚子中心C 的运动轨迹线，根据铰销B 、D 的位置及b 1、b 2值可确定C 的位置。

参阅1，令铰销B 、D 的连线BD 与D O D 1线（或y 轴）的夹角为θ，BD 与CD 的夹角为β，则

B

D D B

D B y y x x arctg b X x --=-=arcsin θ 2

212222arccos bb b b b -+=β 显然，X B ＞X D 时θ为正值，反之则为负值，而β始终为正值。这样，铰销C 的坐标为

?

??±-=±+=)cos()sin(22βθβθb y y b x x D c D c 该式对直动和摆动两种从动杆类型都适用，运算符号“+”和“—”的确定原则是：令B=b max 时的?为? m ， b=b 时的?为?′m ，则对于AB 推动BC 的驱动方案（如图4所示），在? =? m ～?′m 区间，取“—”号；在? =0～? m 和? =?′m ～360°区间，取“+”对于AB 拉动BC 的驱动方案，则刚好相反。

（1）用matlab 求famax 、famin

clear

sm=100;

h=120;

e=0;

a=70;

d=8*pi/180;

fa1=110*pi/180;

fa2=0*pi/180;

fa3=150*pi/180;

fa4=100*pi/180;

fa01=1.2:0.01:1.4;

s=sm/2*(1-cos(pi*fa01/fa1));

xb=a*sin(d+fa01);

yb=-a*cos(d+fa01);

xd=e;

yd=h+s;

b1=sqrt((xb-xd).^2+(yb-yd).^2);

f=polyval(b1,fa01);

fa03=3.5:0.01:3.7;

s=sm*(1-(fa03-fa1-fa2)/fa3+1/(2*pi)*sin(2*pi*(fa03-fa1-fa2)/fa3));

xb=a*sin(d+fa03);

yb=-a*cos(d+fa03);

xd=e;

yd=h+s;

b3=sqrt((xb-xd).^2+(yb-yd).^2);

f=polyval(b3,fa03);

运行结果：

>> b1

b1 =

Columns 1 through 13

216.1970 216.3140 216.4223 216.5220 216.6128 216.6945 216.7672 216.8306 216.8846 216.9291 216.9639 216.9890 217.0042

Columns 14 through 21

217.0095 217.0046 216.9896 216.9642 216.9284 216.8821 216.8252 216.7575 >> fa01

fa01 =

Columns 1 through 13

1.2000 1.2100 1.2200 1.2300 1.2400 1.2500 1.2600 1.2700 1.2800 1.2900 1.3000 1.3100 1.3200

Columns 14 through 21

1.3300 1.3400 1.3500 1.3600 1.3700 1.3800 1.3900 1.4000 >> b3

b3 =

Columns 1 through 13

94.6116 94.5076 94.4185 94.3443 94.2848 94.2401 94.2101 94.1946 94.1936 94.2070 94.2347 94.2766 94.3325

Columns 14 through 21

94.4023 94.4859 94.5832 94.6940 94.8182 94.9555 95.1060 95.2693 >> fa03

fa03 =

Columns 1 through 13

3.5000 3.5100 3.5200 3.5300 3.5400 3.5500 3.5600 3.5700

3.5800 3.5900 3.6000 3.6100 3.6200

Columns 14 through 21

3.6300 3.6400 3.6500 3.6600 3.6700 3.6800 3.6900 3.7000

由以上数据可以看出：

famax=1.33

famin=3.58

(2)凸轮的设计

clear

sm=100;

h=120;

e=0;

a=70;

d=8*pi/180;

fa1=110*pi/180;

fa2=0*pi/180;

fa3=150*pi/180;

fa4=100*pi/180;

famax=1.33;

famin=3.58;

b1=61.4086;

b2=155.6009;

fa01=0:0.002:famax;

s=sm/2*(1-cos(pi*fa01/fa1));

xb=a*sin(d+fa01);

yb=-a*cos(d+fa01);

xd=e;

yd=h+s;

b=sqrt((xb-xd).^2+(yb-yd).^2);

theta1=asin((xb-xd)./b);

beta1=acos((b.^2+b2.^2-b1.^2)./(2*b*b2));

xc=xd+b2*sin(theta1+beta1);

yc=yd-b2*cos(theta1+beta1);

plot(xc,yc);

hold on;

fa02=famax:0.002:fa1;

s=sm/2*(1-cos(pi*fa02/fa1));

xb=a*sin(d+fa02);

yb=-a*cos(d+fa02);

xd=e;

yd=h+s;

b=sqrt((xb-xd).^2+(yb-yd).^2);

theta1=asin((xb-xd)./b);

beta1=acos((b.^2+b2.^2-b1.^2)./(2*b*b2));

xc=xd+b2*sin(theta1-beta1);

yc=yd-b2*cos(theta1-beta1);

plot(xc,yc,'r');

hold on;

fa03=fa1+fa2:0.002:famin;

s=sm*(1-(fa03-fa1-fa2)/fa3+1/(2*pi)*sin(2*pi*(fa03-fa1-fa2)/fa3)); xb=a*sin(d+fa03);

yb=-a*cos(d+fa03);

xd=e;

yd=h+s;

b=sqrt((xb-xd).^2+(yb-yd).^2);

theta1=asin((xb-xd)./b);

beta1=acos((b.^2+b2.^2-b1.^2)./(2*b*b2));

xc=xd+b2*sin(theta1-beta1);

yc=yd-b2*cos(theta1-beta1);

plot(xc,yc);

hold on;

fa04=famin:0.002:fa1+fa2+fa3;

s=sm*(1-(fa04-fa1-fa2)/fa3+1/(2*pi)*sin(2*pi*(fa04-fa1-fa2)/fa3)); xb=a*sin(d+fa04);

yb=-a*cos(d+fa04);

xd=e;

yd=h+s;

b=sqrt((xb-xd).^2+(yb-yd).^2);

theta1=asin((xb-xd)./b);

beta1=acos((b.^2+b2.^2-b1.^2)./(2*b*b2));

xc=xd+b2*sin(theta1+beta1);

yc=yd-b2*cos(theta1+beta1);

plot(xc,yc,'r');

hold on;

fa05=fa1+fa2+fa3:0.002:fa1+fa2+fa3+fa4;

s=0;

xb=a*sin(d+fa05);

yb=-a*cos(d+fa05);

xd=e;

yd=h+s;

b=sqrt((xb-xd).^2+(yb-yd).^2);

theta1=asin((xb-xd)./b);

beta1=acos((b.^2+b2.^2-b1.^2)./(2*b*b2));

xc=xd+b2*sin(theta1+beta1);

yc=yd-b2*cos(theta1+beta1);

plot(xc,yc);

title('凸轮轮廓曲线');

9.检验压力角

（1）凸轮的压力角α1 参阅图1，α1为P C 和V c 的夹角。P C 为驱动铰销运动的力(不考虑摩擦力)，BC 重合，v c 为铰链C 的运动方向,，与C 点的凸轮廊线切线重合。用K 1、K 2分别表示P C 、v c 的斜率，则

K 1 = B

c B c x x y y -- ??

d dx d dy dx dy K c c c c //2==

2

11211K K K K arctg a +-= 应保证1a 的最大值不超过许用值，即)(11a a m ≤。可取o a 45)(1=

clear

sm=100;

h=120;

e=0;

a=70;

d=8*pi/180;

fa1=110*pi/180;

fa2=0*pi/180;

fa3=150*pi/180;

fa4=100*pi/180;

b1=61.4086;

b2=155.6009;

famax=1.33;

famin=3.58;

fa01=0:0.001:famax;

s=sm/2*(1-cos(pi*fa01/fa1));

xb=a*sin(d+fa01);

yb=-a*cos(d+fa01);

xd=e;

yd=h+s;

b=sqrt((xb-xd).^2+(yb-yd).^2);

theta1=asin((xb-xd)./b);

beta1=acos((b.^2+b2.^2-b1.^2)./(2*b*b2));

xc=xd+b2*sin(theta1+beta1);

yc=yd-b2*cos(theta1+beta1);

k11=(yc-yb)./(xc-xb);

for i=2:length(fa01)-1

k21(i)=(yc(i-1)-yc(i+1))./(xc(i-1)-xc(i+1));

end

k21(1)=k21(2);

for i=2:length(fa01)-1

a1(i)=abs(atan((k21(i)-k11(i))./(1+k11(i)*k21(i))))*180/pi; end

a1(1)=a1(2);

dfa01=fa01(2:length(fa01));

plot(dfa01,a1);

hold on;

fa02=famax:0.002:fa1;

s=sm/2*(1-cos(pi*fa02/fa1));

xb=a*sin(d+fa02);

yb=-a*cos(d+fa02);

xd=e;

yd=h+s;

b=sqrt((xb-xd).^2+(yb-yd).^2);

theta1=asin((xb-xd)./b);

beta1=acos((b.^2+b2.^2-b1.^2)./(2*b*b2));

xc=xd+b2*sin(theta1-beta1);

yc=yd-b2*cos(theta1-beta1);

k11=(yc-yb)./(xc-xb);

for i=2:length(fa02)-1

k21(i)=(yc(i-1)-yc(i+1))./(xc(i-1)-xc(i+1));

end

k21(1)=k21(2);

for i=2:length(fa02)-1

a2(i)=abs(atan((k21(i)-k11(i))./(1+k11(i)*k21(i))))*180/pi;

end

a2(1)=a2(2);

dfa02=fa02(2:length(fa02));

plot(dfa02,a2);

hold on;

fa03=fa1+fa2:0.002:famin;

s=sm*(1-(fa03-fa1-fa2)/fa3+1/(2*pi)*sin(2*pi*(fa03-fa1-fa2)/fa3)); xb=a*sin(d+fa03);

yb=-a*cos(d+fa03);

xd=e;

yd=h+s;

b=sqrt((xb-xd).^2+(yb-yd).^2);

theta1=asin((xb-xd)./b);

beta1=acos((b.^2+b2.^2-b1.^2)./(2*b*b2));

xc=xd+b2*sin(theta1-beta1);

yc=yd-b2*cos(theta1-beta1);

k11=(yc-yb)./(xc-xb);

for i=2:length(fa03)-1

k21(i)=(yc(i-1)-yc(i+1))./(xc(i-1)-xc(i+1));

end

k21(1)=k21(2);

for i=2:length(fa03)-1

a3(i)=abs(atan((k21(i)-k11(i))./(1+k11(i)*k21(i))))*180/pi;

end

a3(1)=a3(2);

dfa03=fa03(2:length(fa03));

plot(dfa03,a3);

hold on;

fa04=famin:0.002:fa1+fa2+fa3;

s=sm*(1-(fa04-fa1-fa2)/fa3+1/(2*pi)*sin(2*pi*(fa04-fa1-fa2)/fa3)); xb=a*sin(d+fa04);

yb=-a*cos(d+fa04);

xd=e;

yd=h+s;

b=sqrt((xb-xd).^2+(yb-yd).^2);

theta1=asin((xb-xd)./b);

beta1=acos((b.^2+b2.^2-b1.^2)./(2*b*b2));

xc=xd+b2*sin(theta1+beta1);

yc=yd-b2*cos(theta1+beta1);

k11=(yc-yb)./(xc-xb);

for i=2:length(fa04)-1

k21(i)=(yc(i-1)-yc(i+1))./(xc(i-1)-xc(i+1));

end

k21(1)=k21(2);

for i=2:length(fa04)-1

a4(i)=abs(atan((k21(i)-k11(i))./(1+k11(i)*k21(i))))*180/pi; end

a4(1)=a4(2);

dfa04=fa04(2:length(fa04));

plot(dfa04,a4);

hold on;

fa05=fa1+fa2+fa3:0.002:fa1+fa2+fa3+fa4;

s=0;

xb=a*sin(d+fa05);

yb=-a*cos(d+fa05);

xd=e;

yd=h+s;

b=sqrt((xb-xd).^2+(yb-yd).^2);

theta1=asin((xb-xd)./b);

beta1=acos((b.^2+b2.^2-b1.^2)./(2*b*b2));

xc=xd+b2*sin(theta1+beta1);

yc=yd-b2*cos(theta1+beta1);

k11=(yc-yb)./(xc-xb);

for i=2:length(fa05)-1

k21(i)=(yc(i-1)-yc(i+1))./(xc(i-1)-xc(i+1));

end

k21(1)=k21(2);

for i=2:length(fa05)-1

a5(i)=abs(atan((k21(i)-k11(i))./(1+k11(i)*k21(i))))*180/pi; end

a5(1)=a5(2);

dfa05=fa05(2:length(fa05));

plot(dfa05,a5);

hold on;

xlabel('fa');ylabel('a');

title('凸轮压力角');

由上图可知?≤451a ，满足许用值。

（2）从动杆的压力角2a

2a 为CD 杆对铰销D 的驱动力（不考虑摩擦力）与D 的运动方向的夹角。对于直动从动杆，显然

βθθ±=

对于AB 推动BC 的驱动方案，在m

m ???'=~区间取“—”号，其它区间取“+”号；而对于AB 拉动BC 的驱动方案，刚好相反。

clear

sm=100;

h=120;

e=0;

a=70;

d=8*pi/180;

fa1=110*pi/180;

fa2=0*pi/180;

fa3=150*pi/180;

fa4=100*pi/180;

b1=61.4086;

b2=155.6009;

famax=1.33;

famin=3.58;

fa01=0:0.001:famax;

s=sm/2*(1-cos(pi*fa01/fa1));

xb=a*sin(d+fa01);

yb=-a*cos(d+fa01);

xd=e;

yd=h+s;

b=sqrt((xb-xd).^2+(yb-yd).^2);

theta1=asin((xb-xd)./b);

beta1=acos((b.^2+b2.^2-b1.^2)./(2*b*b2));

afa=abs(theta1+beta1);

plot(fa01,afa);

hold on;

fa02=famax:0.002:fa1;

s=sm/2*(1-cos(pi*fa02/fa1));

xb=a*sin(d+fa02);

yb=-a*cos(d+fa02);

xd=e;

yd=h+s;

b=sqrt((xb-xd).^2+(yb-yd).^2);

theta1=asin((xb-xd)./b);

beta1=acos((b.^2+b2.^2-b1.^2)./(2*b*b2));

afa=abs(theta1-beta1);

plot(fa02,afa);

hold on;

fa03=fa1+fa2:0.002:famin;

s=sm*(1-(fa03-fa1-fa2)/fa3+1/(2*pi)*sin(2*pi*(fa03-fa1-fa2)/fa3)); xb=a*sin(d+fa03);

yb=-a*cos(d+fa03);

xd=e;

yd=h+s;

b=sqrt((xb-xd).^2+(yb-yd).^2);

theta1=asin((xb-xd)./b);

beta1=acos((b.^2+b2.^2-b1.^2)./(2*b*b2));

afa=abs(theta1-beta1);

plot(fa03,afa);

hold on;

fa04=famin:0.002:fa1+fa2+fa3;

s=sm*(1-(fa04-fa1-fa2)/fa3+1/(2*pi)*sin(2*pi*(fa04-fa1-fa2)/fa3));

xb=a*sin(d+fa04);

yb=-a*cos(d+fa04);

xd=e;

yd=h+s;

b=sqrt((xb-xd).^2+(yb-yd).^2);

theta1=asin((xb-xd)./b);

beta1=acos((b.^2+b2.^2-b1.^2)./(2*b*b2)); afa=abs(theta1+beta1);

plot(fa04,afa);

hold on;

fa05=fa1+fa2+fa3:0.002:fa1+fa2+fa3+fa4; s=0;

xb=a*sin(d+fa05);

yb=-a*cos(d+fa05);

xd=e;

yd=h+s;

b=sqrt((xb-xd).^2+(yb-yd).^2);

theta1=asin((xb-xd)./b);

beta1=acos((b.^2+b2.^2-b1.^2)./(2*b*b2)); afa=abs(theta1+beta1);

plot(fa05,afa);

hold on;

a符合要求。

同理，从动杆的压力角

2

连杆螺钉课程设计报告书

连杆螺钉课程设计 一、零件图的分析 （一）、零件的作用 连杆螺钉是柴油机中的重要零件之一。其主要用来紧固连杆大头和连杆盖，在柴油机工作时，连杆螺钉承受着活塞组的往复惯性力和连杆组的旋转惯性力，这样的功能决定了它既是传力构件，又是运动件，这就要求它应有足够的疲劳强度和结构刚度。因此，不能单靠加杆尺寸来提高其承载能力，须综合材料选用、结构设计、热处理及表面强化等因素来确保连杆的可靠性。 （二）、零件图样分析 mm的表面粗糙度值为R a0.8μm，圆度公差为1）连杆螺钉定位部分φ340 - 016 .0 0.008mm，圆柱度公差为0.008mm。 2）螺纹M30×2的精度为6g，表面粗糙度值为R a3.2μm。 mm轴心线垂直度3）螺纹头部支撑面，即靠近φ30mm杆径一端，对φ340 - 016 .0 公差为0.015mm。 4）连杆螺钉螺纹部分与定位基准φ340016 -mm轴心线的同轴度公差为 .0 φ0.04mm。 5）连杆螺钉体承受交变载荷作用，不允许材料有裂纹，夹渣等影响螺纹及整体强度的缺陷存在，因此，对每一根螺钉都要进行梯粉探伤检验。 6）调质处理28~32HRC。

二、工艺规程设计 （一）、工艺分析 1）连杆螺钉在整个连杆组件中是非常重要的零件，其承受交变载荷作用，易产生疲劳断裂，所以本身要有较高的强度，在结构上，各变径的地方均以圆角 mm两边均为φ30mm尺寸，主要是过渡，以减少应力集中。在定位尺寸φ340 .0 016 为了装配方便。在φ45mm圆柱头部分铣一平面（尺寸42mm），是为了防止在拧紧螺钉时转动。 2）毛坯材料为40Cr锻件，根据加工数量的不同，可以采用自由锻或模锻，锻造后要进行正火。锻造的目的是为了改善材料的性能。下料尺寸为φ60mm×125mm，是为了保证有一定的锻造比，以防止金属烧损，并保证有足够的毛坯用

(完整word版)摆动式固定凸轮与连杆机构的设计

摆动式固定凸轮与连杆机构的设计 姓名：xxx 学校：湖南工业大学 专业：机械设计制造及其自动化 班级：机设1002班 学号：xxxxxxxxxx 指导老师：贺兵 时间：2013年12月20日

目录 一、课程设计的目的 (3) 二、设计内容与步骤 (3) 1、设计内容 (3) 2、设计步骤 (3) 三、设计要求 (3) 四、设计指导 (4) 1、概述 (4) 2、基本参数 (5) 3、设计步聚 (6) 1）确定驱动方案 (6) 2）确定e (7) 3）确定h (7) 4）确定α (7) 5）确定δ (7) 6）求算b1、b2 (7) 7）设计凸轮廊线 (9) 8）检验压力角 (12) 五、结论 (14) 六、参考文献 (14) 七、附图 (14)

摘要 包装设计课程设计是在完成机械设计课程学习后，一次重要的实践性教学环节。是高等工科院校大多数专业学生第一次较全面的设计能力训练，也是对机械设计课程的全面复习和实践。其目的是培养理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计和有关选修课程的理论，结合生产实际分析和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识。 本次设计的题目是直动式固定凸轮与连杆机构的设计。根据题目要求和机械设计的特点作者做了以下几个方面的工作：①根据有关参数进行计算或编写有关设计计算程序；②利用程序设计的方法输出结果并自动生成图形；③画出装配图及其主要零件图；④完成设计计算说明书。

一、课程设计的目的 《包装机械设计》课程设计是本课程各教学环节中重要的一环,它让学习者联系实际进一步深入理解、掌握所学的理论知识。其基本目的是： （1）培养理论联系实际的设计思想，训练综合运用包装机械和有关先修课程的理论，结合生产实际分析和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关包装机械设计方面的知识。 （2）通过制订设计方案，合理选择裹包机中块状物品推送机构和零件类型，正确计算零件工作能力、确定尺寸和选择材料，以及较全面地考虑制造工艺、使用和维护等要求，之后进行结构设计，达到了解和掌握机械零件、包装机械经常采用的机构的设计过程和方法。 （3）进行设计基本技能的训练。例如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据、进行经验估算和处理数据的能力。 二、设计内容与步骤 （一）设计内容 以裹包机中块状物品推送机构的典型机构——固定凸轮与连杆组合机构为题。课程设计通常包括如下内容：读懂块状物品推送机构典型机构——固定凸轮与连杆组合机构，了解设计题目要求；分析该块状物品推送机构设计的可能方案；具体计算和设计该方案中机构的基本参数；进行机体结构及其附件的设计；绘制装配图及零件工作图；编写计算说明书以及进行设计答辩。 （二）设计步骤： （1）设计准备 认真研究设计任务书，明确设计要求、条件、内容和步骤；通过阅读有关资料、图纸、参观实物或模型、观看电视教学片、挂图以及推送机构进行拆装实验等，了解设计对象；复习有关课程内容，熟悉零部件的设计方法和步骤；准备好设计需要的图书、资料和用具；拟定设计计划等。 （2）推送机构装置的总体设计 决定推送机构装置的方案；选择机构的类型，计算机构装置的运动参数。 （3）装配图设计 计算和选择机构的参数；确定机体结构和有关尺寸；绘制装配图草图；选择计算轴承和进行支承结构设计；进行机体结构及其附件的设计；完成装配图的其他要求；审核图纸。 （4）零件工作图设计 （5）整理和编写计算说明书 （6）设计总结和答辩 (三)、设计要求 在课程设计之前，准备好必要的设计手册或参考资料，以便在设计过程中逐步去学习查阅资料。确定设计题目后，至少应复习在课程中学过的相关内容。完成本课程设计的具体要求如下：

插床导杆机构课程设计

大学普通高等教育 机械原理课程设计 题目题号：插床导杆机构位置3的设计 学院：机电工程学院 专业班级： 学生： 指导教师 成绩： 2013 年7月 2 日

目录 一、工作原理 二、设计要求 三、设计数据 四、设计容及工作量五. 设计计算过程 (一). 方案比较与选择 (二). 导杆机构分析与设计 1.机构的尺寸综合 2. 导杆机构的运动分析

一、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O 2上的凸轮驱动摆动从动件D O l 8和其它有关机构（图中未画出）来完成的。 二、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60o ；凸轮机构的最大压力角应在许用值[α]之，摆动从动件8的升、回程运动规律均为等速运动。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。

三、插床导杆机构设计数据 四、设计容及工作量： 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, ()46.0~5.0BO BC l l =。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及摆到与机架O 2O 4位于同一直线位置时，滑块6的速度和加速度。 4、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r o 、机架82O O l 和滚子半径r b ），并将运算结果写在说明书中。用几何法画出凸轮机构的实际廓线。 5、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。 6、按1：2绘制所设计的机构运动简图。

曲柄连杆机构运动学仿真

课程设计任务书

目录 1 绪论 (1) 1.1CATIA V5软件介绍 (1) 1.2ADAMS软件介绍 (1) 1.3S IM D ESIGNER软件介绍 (2) 1.4本次课程设计的主要内容及目的 (2) 2 曲柄连杆机构的建模 (3) 2.1活塞的建模 (3) 2.2活塞销的建模 (5) 2.3连杆的建模 (5) 2.4曲轴的建模 (6) 2.5汽缸体的建模 (8) 3 曲柄连杆机构的装配 (10) 3.1将各部件导入CATIA装配模块并利用约束命令确定位置关系 (10) 4 曲柄连杆机构导入ADAMS (14) 4.1曲柄连杆机构各个零部件之间运动副分析 (14) 4.2曲柄连杆机构各个零部件之间运动副建立 (14) 4.3曲柄连杆机构导入ADAMS (16) 5 曲柄连杆机构的运动学分析 (17) 结束语 (21) 参考文献 (22)

1 绪论 1.1 CATIA V5软件介绍 CATIA V5(Computer-graphics Aided Three-dimensional Interactive Application)是法国Dassault公司于1975年开发的一套完整的3D CAD/CAM/CAE一体化软件。它的内容涵盖了产品概念设计、工业设计、三维建模、分析计算、动态模拟与仿真、工程图的生成、生产加工成产品的全过程，其中还包括了大量的电缆和管道布线、各种模具设计与分析、人机交换等实用模块。CATIA V5不但能保证企业内部设计部门之间的协同设计功能而且还可以提供企业整个集成的设计流程和端对端的解决方案。CATIA V5大量应用于航空航天、汽车及摩托车行业、机械、电子、家电与3C产业、NC加工等领域。 由于其功能的强大而完美，CATIA V5已经成为三维CAD/CAM领域的一面旗帜和争相遵从的标准，特别是在航空航天、汽车及摩托车领域。法国的幻影2000系列战斗机就是使用CATIA V5进行设计的一个典范；波音777客机则使用CATIA V5实现了无图纸设计。另外，CATIA V5还用于制造米其林轮胎、伊莱克斯电冰箱和洗衣机、3M公司的粘合剂等。CATIA V5不仅给用户提供了详细的解决方案，而且具有先进的开发性、集成性及灵活性。 CATIA V5的主要功能有：三维几何图形设计、二维工程蓝图绘制、复杂空间曲面设计与验证、三维计算机辅助加工制造、加工轨迹模拟、机构设计及运动分析、标准零件管理。 1.2 ADAMS软件介绍 ADAMS即机械系统动力学自动分析(Automatic Dynamic Analysis of Mechanical Systems)，该软件是美国MDI公司(Mechanical Dynamics Inc.)开发的虚拟样机分析软件。目前，ADAMS己经被全世界各行各业的数百家主要制造商采用。根据1999年机械系统动态仿真分析软件国际市场份额的统计资料，ADAMS软件销售总额近八千万美元、占据了51%的份额。 ADAMS软件使用交互式图形环境和零件库、约束库、力库，创建完全参数化的机械系统几何模型，其求解器采用多刚体系统动力学理论中的拉格郎日方程方法，建立系统动力学方程，对虚拟机械系统进行静力学、运动学和动力学分析，输出位移、速度、加速度和反作用力曲线。ADAMS软件的仿真可用于预测机械系统的性能、运动范围、

机械原理课程设计凸轮设计

机械原理课程设计 编程说明书 设计题目：牛头刨床凸轮机构指导教师：王琦王春华设计者：雷选龙 学号：0807100309 班级：机械08-3 2010年7月15日 辽宁工程技术大学

机械原理课程设计任务书（二） 姓名雷选龙专业机械工程及自动化班级机械08-3班学号 五、要求： 1）计算从动件位移、速度、加速度并绘制线图。 2）确定凸轮机构的基本尺寸，选取滚子半径，画出凸轮实际廓线，并按比例绘出机构运动简图。以上内容作在A2或A3图纸上。 3）编写出计算说明书。 指导教师： 开始日期：2010年07月10日完成日期：2010年07月16日

目录 一设计任务及要求-----------------------------------------------2 二数学模型的建立-----------------------------------------------2 三程序框图--------------------------------------------------------5 四程序清单及运行结果-----------------------------------------6 五设计总结-------------------------------------------------------14 六参考文献-----------------------------------------------------15

一 设计任务与要求 已知摆杆9为等加速等减速运动规律，其推程运动角φ=70，远休止角φs =10，回程运动角φ?=70，摆杆长度l 09D =125,最大摆角φ max =15，许用压力角[α]=40，凸轮与曲线共轴。 （1） 要求：计算从动件位移、速度、加速度并绘制线图（用方格纸 绘制），也可做动态显示。 （2） 确定凸轮的基本尺寸，选取滚子半径，画出凸轮的实际廓线， 并按比例绘出机构运动简图。 （3） 编写计算说明书。 二 机构的数学模型 1 推程等加速区 当2/0?δ≤≤时 角位移 22max /21?δ?=m 角速度 2max /4?δ?ω= 角加速度 2max /4??ε= 2 推程等减速区 当?δ?≤<2/时 角位移 22max max /)(21?δ???--=m 角速度 2max /)(4?δ??ω-= 角加速度 2max /4??ε-= 3 远休止区 当s ??δ?+≤<时 角位移 max 1?=m 角速度 0=ω 角加速度 0=ε

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

凸轮连杆机构课程设计

第一章 固定凸轮连杆机构参数选取 1.确定驱动方案 图1 如上图所示，设：与从动杆升程运动相对应的曲柄转角为1?，即101AB B ∠=?;而与降程运动相对应的曲柄转角为，即3?323AB B =?,则： （1）当21??＞时，选用曲柄AB 拉着BC 杆运动的方案。 （2）当21??＜时，选用曲柄AB 推着BC 杆运动的方案。 （3）当21??=时，任选其中一种驱动方案。 已知数据?=1101?，?=1503?，很明显21??＜，所以选用方案2。 2.确定e 直动从动杆，取m S e 2.0~0=，取0=e 3.确定h 从结构紧凑和减小凸轮压力角考虑，应将h 值取小些。但h 值愈小，对从动杆驱动力的压力角也愈大。通常取m S h ≥，去mm h 120= 4.确定a

若a 值过小，会使凸轮压力角明显增大，甚至不能实现预期动动。可取a=0.6~0.9S m 或a=1.2~1.8lsin 2m ψ。取a=70mm 6、确定δ 其值对凸轮的压力角影响极大，δ过小，尤其是过大，会使压力角急剧增加。在前述参数确定后，最好将δ优化，目标函数为 a 1m (δ) （a 1m ）min 式中a 1m 为凸轮的最大压力角。 暂时取?=8δ 7. 求算b 1、b 2 须先求算b max 、b min 。 依据铰销B 、D 的坐标，可建立它们之间距离的公式。B 的坐标为 ? ??+-=+=)cos() sin(?δ?δa y a X B B D 的坐标为 ???+==S h y e X D D 式中 ?——曲柄转角，取升程起始时的? =0°； S ——与?相对应的从动杆位移，即铰销D 至其最低位置的距离。S 值分为升程（?=0～?1）、最高位置停留（?=?1～?1+?2）、降程（?=?1+?2～?1+?2+?3）、最低位置停留（?=?1+?2+?3～360°）四个阶段求算。b 值为 b=2 2)()(D B D B y y x x -+- （1）用matlab 编程画出b 与?曲线图，并算出min max b b 、： clear sm=100; h=120; e=0; a=70; d=8*pi/180; fa1=110*pi/180; fa2=0*pi/180; fa3=150*pi/180; fa4=100*pi/180; fa01=0:0.001:fa1; s=sm/2*(1-cos(pi*fa01/fa1));

机械原理课程设计偏置直动滚子从动杆盘型凸轮机构讲解

目录 （一）机械原理课程设计的目的和任务 (2) （二）设计题目及设计思路 (3) （三）凸轮基圆半径及滚子尺寸的确定 (5) （四）从动杆的运动规律及凸轮轮廓线方程 (7) （五）计算程序框图 (8) （六）计算机源程序 (11) （七）计算机程序结果及分析 (14) （八）凸轮机构示意简图 (20) （九）体会心得 (20) （十）参考资料 (21)

（一）机械原理课程设计的目的和任务 一、机械原理课程设计的目的： 1、机械原理课程设计是一个重要实践性教学环节。其目的在于： 进一步巩固和加深所学知识； 2、培养学生运用理论知识独立分析问题、解决问题的能力； 3、使学生在机械的运动学和动力分析方面初步建立一个完整的概念； 4、进一步提高学生计算和制图能力，及运用电子计算机的运算能力。 二、机械原理课程设计的任务： 1、偏置直动滚子从动杆盘型凸轮机构 2、采用图解法设计：凸轮中心到摆杆中心A的距离为160mm，凸轮以顺时针方向等速回转，摆杆的运动规律如表： 3、设计要求： ①升程过程中，限制最大压力角αmax≤30o,确定凸轮基园半径r0 ②合理选择滚子半径rr ③选择适当比例尺，用几何作图法绘制从动件位移曲线，并画于图纸上； ④用反转法绘制凸轮理论廓线和实际廓线，并标注全部尺寸（用A2

图纸） ⑤将机构简图、原始数据、尺寸综合方法写入说明书 4、用解析法设计该凸轮轮廓，原始数据条件不变，要写出数学模型，编制程序并打印出结果 备注： 凸轮轮廓曲率半径与曲率中心 理论轮廓方程 () () x x y y ? ? = ? ? = ?，其中 22 22 // // x dx d x d x d y dy d x d y d ?? ?? ?== ? ? == ?? 其曲率半径为： 3 222 () x y xy xy ρ + =- -；曲率中心位于： 22 22 () () y x y x x xy xy x x y y x xy xy ρ ρ ?+ =- ?- ? ? + ?=- ?- ? 三、课程设计采用方法： 对于此次任务，要用图解法和解析法两种方法。图解法形象，直观，应用图解法可进一步提高学生绘图能力，在某些方面，如凸轮设计中，图解法是解析法的出发点和基础；但图解法精度低，而解析法则可应用计算机进行运算，精度高，速度快。在本次课程设计中，可将两种方法所得的结果加以对照。 四、编写说明书： 1、设计题目（包括设计条件和要求）； 2、机构运动简图及设计方案的确定，原始数据； 3、机构运动学综合；

机械原理课程设计连杆机构B完美版

机械原理课程设计 任务书 题目：连杆机构设计B4 姓名：戴新吉 班级：机械设计制造及其自动化2011级3班 设计参数 设计要求： 1.用解析法按计算间隔进行设计计算； 2.绘制3号图纸1张，包括： (1)机构运动简图； (2)期望函数与机构实现函数在计算点处的对比表； (3)根据对比表绘制期望函数与机构实现函数的位移对比图； 3.设计说明书一份； 4.要求设计步骤清楚，计算准确。说明书规范。作图要符合国家标。按时独 立完成任务。 目录

第1节平面四杆机构设计连杆机构设计的基本问题

连杆机构设计的基本问题是根据给定的要求选定机构的型式，确定各构件的尺寸，同时还要满足结构条件（如要求存在曲柄、杆长比恰当等）、动力条件（如适当的传动角等）和运动连续条件等。 根据机械的用途和性能要求的不同，对连杆机构设计的要求是多种多样的，但这些设计要求可归纳为以下三类问题： (1)预定的连杆位置要求； (2)满足预定的运动规律要求； (3)满足预定的轨迹要求; 连杆设计的方法有：解析法、作图法和实验法。 作图法设计四杆机构 对于四杆机构来说，当其铰链中心位置确定后，各杆的长度也就确定了。用作图法进行设计，就是利用各铰链之间相对运动 的几何关系，通过作图确定各铰链的位置，从而定出各杆的长度。 作图法设计四杆机构的特点 图解法的特点是直观、简单、快捷，对三个设计位置以下的设计是十分方便的，其设计精度也能满足工作的要求，并能为解析法精确求解和优化设计提供初始值。 根据设计要求的不同分为四种情况： (1) 按连杆预定的位置设计四杆机构； (2) 按两连架杆预定的对应角位移设计四杆机构； (3) 按预定的轨迹设计四杆机构； (4) 按给定的急回要求设计四杆机构。

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

机械原理 第9章组合机构思考题及习题解答

思考题及习题解答 9-1 常用的组合机构有哪几种？它们各有何特点？ 组合机构按其组成的结构形式可分为串联式、并联式、封闭式和装载式四种基本类型。串联式组合机构是由基本机构串联而成。它的前一个基本机构的输出构件是后一个基本机构的原动件。并联式组合机构是由n 个自由度为1的基本机构的输出件与一个自由度为n 的基本机构的运动输入构件分别固联而成。封闭式组合机构是利用自由度为1的基本机构去封闭一个多自由度的基本机构而成。装载式组合机构则是将基本机构装载于另一基本机构的运动构件上而成。 9-2 在图示的联动凸轮组合机构中（尺寸和位置如图所示），它是由两组径向凸轮机构组合而成。在此机构中，利用凸轮A 及B 的协调配合，控制E 点X 及Y 方向的运动，使其准确地实现预定的轨迹()y y x = （“R ”字形）。试说明该机构中的凸轮A 和凸轮B 的轮廓线设计的方法和步骤。 答：设计这种机构时，应首先根据所要求的轨迹()y y x =，算出两个凸轮的推杆位移与凸轮转角的关系()A x x ?=及()B y y ?=，如图（b ）所示，然后就可按一般凸轮机构的设计方法分别设计出两凸轮的轮廓曲线。 9-3 在图示的凸轮—连杆组合机构中（尺寸和位置如图所示），拟使C 点的运动轨迹 为图示为abca 曲线。试说明该机构中的凸轮1和凸轮2的轮廓线设计的方法和步骤。 答：首先应根据所要求的轨迹算出两个凸轮的推杆位移与凸轮转角的关系，然后就可按一般凸轮的设计方法分别设计出两凸轮的轮廓曲线。 9-4 在图示的齿轮—连杆组合机构中，齿轮a 与曲柄1固联，齿轮b 和c 分别活套在 轴C 和D 上，试证明齿轮c 的角速度c ω与曲柄1、连杆2、摇杆3的角速度1ω、2ω、3ω之间的关系为 321()/()//c b c c a b c a c r r r r r r r r ωωωω=+-++ 题9-2解答图 联动凸轮机构

最新机械原理课程设计连杆机构B4

最新机械原理课程设计连杆机构B4 任务书 题目：连杆机构设计B4-b 姓名：GHGH 班级：机械设计制造及其自动化2006级7班 设计参数 设计要求： 1.用解析法按计算间隔进行设计计算； 2.绘制3号图纸1张，包括： (1)机构运动简图； (2)期望函数与机构实现函数在计算点处的对比表； (3)根据对比表绘制期望函数与机构实现函数的位移对比图； 3.设计说明书一份； 4.要求设计步骤清楚，计算准确。说明书规范。作图要符合国家标。按时独立完成任务。 目录 第1节平面四杆机构设计 (3)

1.1连杆机构设计的基本问题 ................................................................. 3 1.2作图法设计四杆机构 ......................................................................... 3 1.3 解析法设计四杆机构 ........................................................................ 3 第2节 设计介绍 .................................................................................... 5 2.1按预定的两连架杆对应位置设计原理 ............................................. 5 2.2 按期望函数设计 ................................................................................ 6 第3节 连杆机构设计 ............................................................................ 8 3.1连杆机构设计 ..................................................................................... 8 3.2变量和函数与转角之间的比例尺 ..................................................... 8 3.3确定结点值 ......................................................................................... 8 3.4 确定初始角0α、0? ........................................................................... 9 3.5 杆长比m,n,l 的确定 ...................................................................... 13 3.6 检查偏差值?? ................................................................................. 13 3.7 杆长的确定 ...................................................................................... 13 3.8 连架杆在各位置的再现函数和期望函数最小差值??的确定 .... 15 总结 ........................................................................................................... 18 参考文献 .................................................................................................. 19 附录 .. (20) 第1节 平面四杆机构设计 1.1连杆机构设计的基本问题 连杆机构设计的基本问题是根据给定的要求选定机构的型 式，确定各构件的尺寸，同时还要满足结构条件（如要求存在曲

凸轮运动Matlab仿真-Matlab课程设计

Matlab 课程设计 李俊机自091 设计题目一：凸轮机构设计 已知轮廓为圆形的凸轮（圆的半径为100mm、偏心距为20mm），推杆与凸轮运动中心的距离20mm，滚子半径为10mm，请利用matlab仿真出凸轮推杆的运动轨迹和运动特性（速度，加速度），并利用动画演示出相关轨迹和运动特性。 %总程序代码 clc; clf; clear; p=figure('position',[100 100 1200 600]); for i=1:360 %画圆形凸轮 R=100; %圆形凸轮半径 A=0:0.006:2*pi; B=i*pi/180; e=20; %偏心距 a=e*cos(B);

b=e*sin(B); x=R*cos(A)+a; y=R*sin(A)+b; subplot(1,2,1) plot(x,y,'b','LineWidth',3); %填充 fill(x,y,'y') axis([-R-e,R+e,-R-e,R+e+100]); set(gca,'Xlim',[-R-e,R+e]) set(gca,'Ylim',[-R-e,R+e+100]) axis equal; axis manual; axis off; hold on; plot(a,b,'og') plot(e,0,'or') plot(0,0,'or','LineWidth',3)

%画滚子 gcx=0; %滚子中心X坐标r=10; %滚子半径 gcy=sqrt((R+r)^2-a^2)+b; %滚子中心Y坐标 gx=r*cos(A)+gcx; %滚子X坐标 gy=r*sin(A)+gcy; %滚子Y坐标 plot(gx,gy,'b','LineWidth',2); %画其它部分 plot([0 a],[0 b],'k','LineWidth',4) plot([3 3],[170 190],'m','LineWidth',4) plot([-3 -3],[170 190],'m','LineWidth',4) %画顶杆 gc=120; dgx=[0 0]; dgy=[gcy gcy+gc]; plot(dgx,dgy,'LineWidth',4); hold off

连杆课程设计说明书

连杆课程设计 说明书 院别：能源与动力工程学院专业：热能与动力工程 班级：新能源1002 姓名： 学号： 指导教师：潘剑锋 2014年1月

前言 随着生活水平的提高，人们为了出行方便，汽车的性能要求也越来越高。而提高发动机性能，一方面可以降低噪音，增强发动机效率；另一方面也可以节约能源，有利于环保。连杆作为发动机活塞运动的主要部件，它把作用于活塞顶面的膨胀的压力传递给曲轴，又受曲轴的驱动而带动活塞压缩气缸中的气体，连杆在工作过程中始终承受着剧烈的动载荷作用。这就对其性能有极高的要求。而连杆的强度与任性也是决定发动机性能的因素之一。 为了保证连杆的疲劳强度，要求连杆的材料要具有良好的综合力学性能及工艺性能。以往连杆材料几乎普遍采用碳素调质钢和合金调质钢，20世纪70年代由于石油危机，为节省能源，欧美和日本开始大量应用非调质钢，并取得很大的进展。 随着汽车工业制造技术的发展，对于汽车发动机的动力性能及可靠性要求越来越高，而连杆的强度、刚度对提高发动机的动力性及可靠性至关重要，因此国内外各大汽车公司对发动机连杆用材料及制造技术的研究都非常重视。 在满足性能指标的前提下，连杆的材料和制造技术关联很大，非调质钢的应用就是考虑节省调质工序。近年来，采取裂解连杆体和连杆盖分界面技术可以大幅度地减少机械加工工序，由此开发了高强度低韧性的高碳非调质钢和粉末冶金锻件，以满足工艺的需要。

目录 前言 (2) —设计任务— (4) 一、连杆概况 (4) 1、连杆结构特点 (4) 2、工作工作环境 (5) 3、连杆设计要求 (5) 二、三维建模 (6) 1、二维图纸 (6) 2、UG三维建模模型 (6) 三、基于ANSYS对连杆有限元分析 (7) 1、材料性能参数确定： (7) 2、导入连杆三维模型 (7) 3、设置单元属性 (7) 4、网格划分 (8) 5、设置载荷和约束 (9) 6、求解及结论分析 (10) 1）位移变化图 (10) 2）应力应变结果图 (10) 四、课程设计总结： (12) 五、参考文献 (13)

按给定运动轨迹反求凸轮轮廓机构

第7章 按给定运动轨迹反求凸轮轮廓机构 按给定运动轨迹反求零件模型，是机构设计的一种常用方法，采用SolidWorks 完成设计，相对于传统计算方法，简单实用，并且可以模拟再现轨迹的实现。本章以应用广泛的凸轮连杆组合机构为例，根据连杆一端点预定轨迹，利用反求法得到凸轮的理论廓线及实际轮廓，并通过运动仿真验证了凸轮连杆组合机构的实际运动轨迹与预定轨迹相符。 7.1工作原理 凸轮连杆组合机构简图如图7.1所示，凸轮1固定，原动件曲柄2匀速转动，带动连杆3运动，此时固定凸轮约束着与连杆端点B 通过铰链结合的滚子4，使连杆的端点C 沿着给定的运动轨迹5运动，从而达到该机构的工作要求。 设计参数： 预定轨迹：长为400mm ，宽为300mm 的长方形，经半径R=100mm 的边角倒圆；各杆长度：OA l =150mm, AB l =80mm, AC l =150mm ；∠BAC=120°，滚子半径Rg =10mm ，曲柄OA 转速n=60r/min 。 图 7.1 凸轮连杆组合机构简图 7.2 零件造型 启动SolidWorks2012，选择【文件】/【新建】/【零件】命令，创建新的零件文件。选择【插入】/【草图绘制】命令，选择一基准面为草绘平面。 根据图7.2～7.5所示，分别绘制机架、曲柄、连杆和滚子的轮廓草图。然后选择【插入】

/【凸台/基体】/【拉伸】命令，分别以距离10mm拉伸机架、曲柄和连杆轮廓草图分别得到其实体零件。选择【插入】/【凸台/基体】/【旋转】命令，以滚子轴线为旋转轴，以360°为旋转角度，旋转后得到滚子实体零件。零件的材质均设置为“普通碳钢”，分别以文件名“机架”、“曲柄”、“连杆”和“滚子”保存。 图7.2 机架草图图7.3 曲柄草图 图7.4 连杆草图图7.5 滚子草图 为了满足装配时的“路径配合”要求，在连杆零件图中，选择【插入】/【参考几何体】/【点】命令，在图7.1所示连杆中的端点C处创建一个参考点。如图7.6所示，在弹出的属 性管理器【选择】栏中，点击【圆弧中心】按钮，然后点击【参考实体】按钮，在视图区选择连杆C端的圆孔边线，点击确定按钮，完成连杆参考点的创建。

机械原理课程设计报告参考答辩题

机械原理课程设计答辩参考选题 1.机构选型？ 2.何谓何谓机构尺度综合？ 3.平面连杆机构的主要性能和特点是什么？ 4.何谓机构运动循环图？ 5.机构运动循环图有哪几种类型？ 6.在机构组合中什么是串联式组合？ 7.在机构组合中什么是并联式组合？ 8.在机构组合中什么是反馈式组合？ 9.平面机构的构件常见的运动形式有哪几种？ 10.举例说明有哪些机构可以实现将转动变成直线移动。 11.举例说明有哪些机构可以实现将转动变成摆动。 12.举例说明有哪些机构能满足机构的急回运动特性？ 13.对于外凸凸轮,为了保证有正常的实际轮廓,其滚子半径选取有什么要求？ 14.要求一对外啮合直齿圆柱齿轮传动的中心距略小 于标准中心距,并保持无侧隙啮合,此时应采用什么传动？ 15.在凸轮机构中,从动件按等加速、等减速运动规律运动时,有何冲击？

16.蜗杆的标准参数在何处,蜗轮的标准参数在何处？ 17.平面四杆机构共有几个瞬心,其中有几个绝对瞬心、几个相对瞬心？ 18.在平面机构中,每个高副引入几个约束、每个低副引入几个约束？； 19.当两构件组成转动副时,其瞬心位于何处？当构件组成移动副时,其瞬心位于何处？ 20.机械效率可以表达为什么值的比值？ 21.标准渐开线斜齿圆柱齿轮传动的正确啮合条件 是什么？ 22.标准渐开线直齿圆柱齿轮的基本参数是哪几个？ 23.从机械效率的观点看,机械的自锁条件是什么？ 24.试叙机构与运动链的区别？ 25.试计算所设计机构的自由度。 26.试说明所设计机构的工作原理。 27.四杆机构同样可以将旋转运动的输入变为直线运 动的输出，为什么有的摇摆式输送机要采用6杆机构？ 28.机械原理课程设计的任务一般可分为几个部分？ 29.机械原理课程设计的方法原则上可分为几类？ 30.机械运动方案设计主要包括哪些容？ 31.执行机构按运动方式及功能可分为几类？

直动式固定凸轮及连杆机构设计

直动式固定凸轮与连杆机构的设计 设计者 所在院(系)：湖南工业大学 专业：机械设计制造及其自动化 班级 学号： 指导老师： 时间：2015年12月27日

目录 一、课程设计的目的 (3) 二、设计内容与步骤 (4) 1、设计内容 (4) 2.设计步骤 (4) 三、设计要求 (6) 四、设计指导 (7) 1、概述 (7) 2、基本参数 (9) 3、设计步聚 (11) 1）确定驱动方案 (11) 2）确定e (11) 3）确定h (12) 4）确定α ...................................................................................... 错误！未定义书签。 5）确定δ ...................................................................................... 错误！未定义书签。 6）求算b1、b2 (12) 7）设计凸轮廊线 (14) 8）检验压力角 (16) 五、参数优化 (18) 六、结论 (19) 七、参考文献 (20) 八、附图 (21)

摘要 包装设计课程设计是在完成机械设计课程学习后，一次重要的实践性教学环节。是高等工科院校大多数专业学生第一次较全面的设计能力训练，也是对机械设计课程的全面复习和实践。其目的是培养理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计和有关选修课程的理论，结合生产实际分析和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识。 本次设计的题目是直动式固定凸轮与连杆机构的设计。根据题目要求和机械设计的特点作者做了以下几个方面的工作：①根据有关参数进行计算或编写有关设计计算程序； ②利用程序设计的方法输出结果并自动生成图形；③画出装配图及其主要零件图；④完成设计计算说明书。

连杆盖夹具课程设计样本

连杆盖夹具设计 本夹具有以下优点: 1. 安装方便, 将工件放入1个菱形销即可定位, 再用压扳压紧, 即可对工件加工; 2. 便于拆卸, 在普通压板上改进, 使用梯形设计, 能够很快拆卸和安装。提高了生产效率; 3. 夹具结构简单, 夹紧可靠。 本文主要论述了连杆的加工工艺及其夹具设计。连杆的尺寸精度、形状精度以及位置精度的要求都很高, 而连杆的刚性比较差, 容易产生变形, 因此在安排工艺过程时, 就需要把各主要表面的粗精加工工序分开。逐步减少加工余量、切削力及内应力的作用, 并修正加工后的变形, 就能最后达到零件的技术要求。

夹具体的总体设计 1.1 确定定位基准 为了提高劳动生产率, 保证加工质量, 降低劳动强度, 需要 设计专用的夹具。 根据工艺决定设计第十道工序精铣上端槽铣床专用夹具, 本 夹具将用于 XX52型号立式铣床, 刀具为高速钢 错齿三面刃铣刀。 方案1: 由零件及零件加工工艺可知由大端侧面为和Φ81 的孔为定位精基准, 采用一面两销的定位方案完全定位, 如下图:

图6.1 定位方案一 方案2: 采用一个长销定位Φ81的通孔加一个V形块在小端定位, 在左边采用活动的V形块夹紧。如下图:

图6.2 定位方案二 1.2 确定夹具整体方案 方案一: 采用一面一销的定位方案: 用大端面定位侧面, 用一个菱形销定位Φ20孔, 底端经过夹具底面定位, 然后经过压板夹紧侧面。 方案二: 采用一个长销定位Φ81的通孔加一个V形块在小端定位, 在左边采用活动的V形块夹紧。 方案比较: 第二个方案有些不足, 采用长销定位Φ81的通孔加一个V形块定位难以保证槽的侧面的平行度, 而且在左端加V形块示以夹紧力会导致工件向右偏差影响Φ20孔的同轴度。