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1、湖南工業(yè)大學 擺動式固定凸輪與連 桿機構的設計 姓名：xxx 學校：湖南工業(yè)大學 專業(yè)：機械設計制造及其自動化 班級：機設1002班 學號：xxxxxxxxxx 指導老師：賀兵 時間：2013年12月20日 湖南工業(yè)大學 耳錄 一、課程設計的目的 3 二、設計內(nèi)容與步驟 3 1、設計內(nèi)容 3 2、設計步驟 3 三、設計要求 3 四、設計指導 4 1、概述 4 2、基本參數(shù) 5 3、設計步聚 6 1）確定驅動方案 6 2）確定e 7 3）確定h 7 4）確定: 7 5）確定、 7 6）求算 bi

2、、b2 7 7）設計凸輪廊線 9 8）檢驗壓力角 12 五、結論 14 六、參考文獻 14 七、附圖 14 14 摘要 包裝設計課程設計是在完成機械設計課程學習后， 一次重要的實 踐性教學環(huán)節(jié)。是高等工科院校大多數(shù)專業(yè)學生第一次較全面的設計 能力訓練，也是對機械設計課程的全面復習和實踐。 其目的是培養(yǎng)理 論聯(lián)系實際的設計思想，訓練綜合運用機械設計和有關選修課程的理 論，結合生產(chǎn)實際分析和解決工程實際問題的能力，鞏固、加深和擴 展有關機械設計方面的知識。 本次設計的題目是直動式固定凸輪與連桿機構的設計。 根據(jù)題目 要求和機械設計的特點作者做了以下幾個方面的工

3、作： ①根據(jù)有關參 數(shù)進行計算或編寫有關設計計算程序；②利用程序設計的方法輸出結 果并自動生成圖形；③畫出裝配圖及其主要零件圖；④完成設計計算 說明書。 、課程設計的目的 《包裝機械設計》課程設計是本課程各教學環(huán)節(jié)中重要的一環(huán) ，它讓學習者聯(lián) 系實際進一步深入理解、掌握所學的理論知識。其基本目的是： (1)培養(yǎng)理論聯(lián)系實際的設計思想，訓練綜合運用包裝機械和有關先修課程 的理論，結合生產(chǎn)實際分析和解決工程實際問題的能力， 鞏固、加深和擴展有關 包裝機械設計方面的知識。 (2)通過制訂設計方案，合理選擇裹包機中塊狀物品推送機構和零件類型， 正確計算零件工作能力、確定尺寸和選擇材料，以及較

4、全面地考慮制造工藝、 使 用和維護等要求，之后進行結構設計，達到了解和掌握機械零件、包裝機械經(jīng)常 采用的機構的設計過程和方法。 (3)進行設計基本技能的訓練。例如計算、繪圖、熟悉和運用設計資料(手 冊、圖冊、標準和規(guī)范等)以及使用經(jīng)驗數(shù)據(jù)、進行經(jīng)驗估算和處理數(shù)據(jù)的能力。 、設計內(nèi)容與步驟 (一)設計內(nèi)容 以裹包機中塊狀物品推送機構的典型機構一一固定凸輪與連桿組合機構為 題。課程設計通常包括如下內(nèi)容：讀懂塊狀物品推送機構典型機構一一固定凸輪 與連桿組合機構，了解設計題目要求；分析該塊狀物品推送機構設計的可能方案； 具體計算和設計該方案中機構的基本參數(shù)； 進行機體結構及其附件的設計；繪制

5、裝配圖及零件工作圖；編寫計算說明書以及進行設計答辯。 (二)設計步驟： (1)設計準備 認真研究設計任務書，明確設計要求、條件、內(nèi)容和步驟；通過閱讀有關資 料、圖紙、參觀實物或模型、觀看電視教學片、掛圖以及推送機構進行拆裝實驗 等，了解設計對象；復習有關課程內(nèi)容，熟悉零部件的設計方法和步驟；準備好 設計需要的圖書、資料和用具；擬定設計計劃等。 (2)推送機構裝置的總體設計 決定推送機構裝置的方案；選擇機構的類型，計算機構裝置的運動參數(shù)。 (3)裝配圖設計 計算和選擇機構的參數(shù)；確定機體結構和有關尺寸；繪制裝配圖草圖；選擇 計算軸承和進行支承結構設計；進行機體結構及其附件的設計；完

6、成裝配圖的其 他要求；審核圖紙。 (4)零件工作圖設計 (5)整理和編寫計算說明書 (6)設計總結和答辯 (三)、設計要求 在課程設計之前，準備好必要的設計手冊或參考資料， 以便在設計過程中逐 步去學習查閱資料。確定設計題目后，至少應復習在課程中學過的相關內(nèi)容。 完 成本課程設計的具體要求如下： 1、設計說明書要全面反映設計思想、設計過程和結論性認識。其工藝設計要有 文字、計算、公式來源、參數(shù)選取的資料名稱或代號、圖表（草圖） 。說明書用 A4紙打印，約20頁左右，并裝訂成冊。 2、設計圖樣按“機械制圖”、“公差與配合”等國家標準完成。 3、零件圖按生產(chǎn)圖樣要求完成，零件的有關

7、精度和技術要求要有合理的標注或 說明。 設計過程中，提倡獨立思考、深入鉆研，主動地、創(chuàng)造性地進行設計，反對 不求甚解、照抄照搬或依賴老師。要求設計態(tài)度嚴肅認真、有錯必改，反對敷衍 塞責，容忍錯誤的存在。只有這樣，才能保證課程設計達到教學基本要求，在設 計思想、設計方法和設計技能等方面得到良好的訓練。 （四）、設計指導 裹包機所包裝的產(chǎn)品，絕大多數(shù)是單件或多件集合而成的塊狀物品。 包裝作 業(yè)線中前后機之間物品的輸送、換向、排列組合，及單機內(nèi)部的物品移動等，需 要用各種各樣的機構或裝置完成。以下是幾種典型的推送塊狀物品的組合機構一 一固定凸輪與連桿組合機構。 1、概述 圖1所示，是該機

8、構的結構簡圖，用于香皂、糖果等裹包機中，將物品向上 推送較大距離。原動桿件 AB按順時針方向轉動，驅動較銷 C上的滾動軸承6在 固定槽凸輪4的槽內(nèi)運動，再通過連桿CD使推送桿（即滑塊）2按預定規(guī)律作 上下往復移動。這種直動從桿類型的固定凸輪與連桿組合機構相當于連桿長度可 變的曲柄滑塊機構，曲柄為 AB,滑塊為推送桿，連桿為BR在運動過程中連桿 BD的長度是變化的。 圖1擺動從動桿類型的固定凸輪和連桿組合的推送機構結構簡圖 1—轉動軸 2—固定槽凸輪 3—曲柄 4—銷釘 5一連桿 6一連桿2 7一連桿3 8 一錢鏈 圖2擺動從動桿類型的固定凸輪與連桿組合機構示意圖 圖

9、2所示是擺動從動桿型固定凸輪與連桿組合機構簡圖。 它相當于連桿長度 可變的曲柄搖桿機構，原動件為曲柄AB,從動件為搖桿DE連桿BD長是變化的， 其值由桿件BG CD的長度和它們的夾角（由凸輪確定）決定。 以上兩圖所示推送機構，除了從動桿的運動形式不同之外，還有一個重要差 別：前者是曲柄AB推著桿件BC運動，桿件BC承受壓力；后者是曲柄 AB拉著 BC桿運動，桿件BC承受拉力。這是兩種不同的驅動方案。當然，無論是前者還 是后者，都可以在兩種驅動方案中任意選擇， 本題我們選擇擺從動桿類型的固定 凸輪和連桿組合機構。 2、基本參數(shù) 為研究方便，特規(guī)定：以曲柄回轉中心 A為坐標的原點，并作x、y

10、軸。對 于直動從動類型（見圖1所示），y軸與從動桿的運動方向平行；對于擺動從動 桿類型（見圖3所示）y軸與錢銷D的兩個運動極限位置之連線 D0D平行?？紤] 到曲柄有兩種轉向，又規(guī)定y軸的正軸逆著曲柄轉向旋轉900后所得軸為x軸的 正軸，于是，前者x軸的正扉向右，而手者則向左。 基本參數(shù)有： e—y軸與D0D線的間距，簡稱偏心距； h一錢銷D至x軸的最小距離； a一曲柄AB長； bi、七一桿件BC CD長； 6—從動桿升程運動起始時刻的曲柄位置 AB和y軸負軸的夾角，6=180 — / B0AY 錢銷B和D的距離用b表示，b=BD它的最大值和最小值分別用 bmax、bmin 表

11、示。 已知參數(shù): 從動桿的行程 *1 *3 升程和降程的運動規(guī)律 60o 140 二 0 二 120 二 100 二 降程按余弦加速度運動 表1初始參數(shù)表 固定凸輪與連桿組合機構的特點是，從動桿的運動可以像凸輪機構的從動桿 那樣實現(xiàn)停留和按照定規(guī)律（如五次多項式）運動。從動桿的行程、動停時間、 運動速度由工藝要求預先給定。這樣，當參數(shù) e、h、a、6 ,確定后，每一運 動時刻的b值及bmax、bmin值也隨之確定。顯然，bl、b2應滿足下式 bi b2 = bmax b2 - bl = bmin 因此，應根據(jù)從動桿的運動規(guī)律和確定的 （1） c

12、、h、Ct、6、l 值，先計算出 bmax、 bmin,然后用下式求算 ，, 1 ,, bi =二(bmax 2 ，- 1 ,, b2 = -(bmax 2 bi b2 值: 一 bmin ) bmin ) (2) 3、設計步聚 1）確定驅動方案 它對凸輪的壓力角機構的傳動效率影響較大。 應根據(jù)運動要求確定之。用下 列符號表示運動要求： 中m一為擺動總行程； 平1一升程運動對應的曲柄轉角； 平2一最高位置停留對應的曲柄轉角； 中3 一降程運動對應的曲柄轉角； 中4 一最低位置停留對應的曲柄轉角； Q十中2十%十中4=360,當中1 >93時，先用曲

13、柄AB拉著桿件BC運動的方 案；當Q 時，應選用曲柄AB推著BC桿運動的方案。平1 =平3時，可任選其 中一種方案。因為Q >93用曲柄AB拉著桿件BC運動的方案 2）、確定l 擺動從動桿長l由執(zhí)行構件所完成的推送物品要求而定。擺動從動桿支點 E 位置對傳動效率也有較大影響，應選用 xE>e的方案，xE為支點E的x軸坐標。 取 l=120mm 32）確定e 〔in 1 6。： 擺動從動桿，取 e=0?0.4lsin 旨=0.3 --- …?一 二18mm 4）確定h 從結構緊湊和減小凸輪壓力角考慮， 應將h值取小些。但h值愈小，對從動 桿驅動力的壓力角也愈大。h>2lsin —=

14、 =l=120mm 5）確定a 若a值過小，會使凸輪壓力角明顯增大，甚至不能實現(xiàn)預期運動 Uf a=1.2 ?1.8lsin 寸=1.5乂 120 X sitt300 二 90mm 6）確定5 其值對凸輪的壓力角影響極大，6過小，尤其是過大，會使壓力角急劇增加。 在前述參數(shù)確定后，最好將6優(yōu)化，目標函數(shù)為 am（、）> am min 式中aim為凸輪的最大壓力角。先試取==200 7）求算 bi、b2 須先求算bmax、bmin （1）擺動從動桿類型 搖桿運動分為升程（中=0?邛1）、最高位置停留（邛二中i?邛i +中2）、降程 （平=平1+平2?中1+平2+邛3）、最低位

15、置停留（邛二平1 +邛2+邛3?360 ）四個階段求 算 B的坐標為 xb =asin（6 + 中）: > \ 3 / yB = —acos。+ 中）， 錢銷D的坐標為 「 川 m 2 m 2 (4) W 5 yD = h 2l sin —cos- 2 ?中.匕 xd = e 二21 sin — sin — 2 式中山——從動桿的角位移 xd式的正負運算符號取決于支點 E的位置。 當 xee 時取“一”。 b、 bmax、 bmin o b值為 2 "2 b= . （Xb -xd） （yB - 丫口） （5） 將式（3

16、）、（4）代入式（5）,求算bnax、bmin,然后用式（2）算得bl、bz。 因此，應根據(jù)從動桿的運動規(guī)律和確定的 e , h , a值，先計算出bmax, bmin , 利用MATLAB^用軟件進行編程繪圖，見圖。 fa1=140*pi/180;fa2=0;fa3=120*pi/180;fa4=100*pi/180; a=90;sita=20*pi/180;e=18; l=120;h=120; fim=60*pi/180; faO1=0:0.001:fa1; fi=fim*sin((fa01/fa1)*(pi/2)); xb=a.*sin(sita+fa01); yb=-

17、a.*cos(sita+fa01); xd=e-2*l.*sin(fi/2).*sin(fim-fi) /2)； yd=h+2*l.*sin(fi/2).*cos((fim-fi) /2)； b01=sqrt((xb-xd).A2+(yb-yd).A2); fa02=fa2+fa1:0.001:fa3+fa2+fa1; fi= fim*(1+cos(pi*(fa02-fa1-fa2)/fa3))/2; xb=a.*sin(sita+fa02); yb=-a.*cos(sita+fa02); xd=e-2*l.*sinfi/2).*sin((fimfi)/2); yd=

18、h+2*l.*sin(fi/2).*cos(fim-fi)/2); b02=sqrt((xb-xd).A2+(yb-yd).A2); plot(fa01,b01,fa02,b02); BD跟邛的角度關系曲線圖 可以很方便地得至1J : bmax = 237.2219 mm , bmin =118.2678mm bl =59.4770 mm , b2 =177.7449 mm 8）設計凸輪廊線 xb xd (6) 固定凸輪的理論廊線就是滾子中心 C的運動軌跡線，根據(jù)較銷B、D的位置 及4、b2值可確定C的位置。令較銷B , D的連線B D與D0 D1線（或y軸）的 夾

19、角為日，B D與CD的夾角為B,則： xb xd □ - arcsin = arctan b b2 b； - b12 2bb2 顯然，xB > x D 時8為正值，反之則為負值，而B始終為正值。錢銷C的坐 標為： Xc =Xd +b2Sin(e P)] ⑶ Nc = b2 cose - -) 該式運算符號“ + ”和“一”的確定原則是：令b = bmax時的中為心， =bmin時的小為m ,在e=m?m區(qū)間，取“-”號;在e=0?m和 360區(qū)間，取“ + ”。 運用MATLA耐用軟件編程畫出C點的軌跡坐標即得到凸輪的輪廓曲線，程 序如下： famax=0.811

20、; famin=3.482;b1=52.0708;b2=178.1895; fa1=140*pi/180;fa2=0*pi/180;fa3=120*pi/180;fa4=100*pi/180;fim=60*pi/1 80; a=90;sita=20*pi/180;e=18; l=120;h=120; fa01=0:0.002:famax; fi=fim*sin((fa01/fa1)*(pi/2)); xb=a.*sin(sita+fa01); yb=-a.*cos(sita+fa01); xd=e-2*l.*sin(fi/2).*sin((fim-fi)/2); yd=h+

21、2*l.*sin(fi/2).*cos(fim-fi)/2); b=sqrt((xb-xd).A2+(yb-yd).A2); theta1=asin((xb-xd)./b); beta1=acos((b.A2+b2 A2-b1.A2)./(2*b.*b2)); xc=xd+b2*sin(theta1+beta1); yc=yd-b2*cos(theta1+beta1); plot(xc,yc);hold on; fa02=famax+0.002:0.002:fa1; fi=fim*sin((fa02/fa1)*(pi/2)); xb=a.*sin(sita+fa02); y

22、b=-a.*cos(sita+fa02); xd=e-2*l.*sin(fi/2).*sin((fim-fi)/2); yd=h+2*l.*sin(fi/2).*cos(fim-fi)/2); b=sqrt((xb-xd).A2+(yb-yd).A2); theta2=asin((xb-xd)./b); beta2=acos((b.A2+b2 A2-b1.A2)./(2*b.*b2)); xc=xd+b2*sin(theta2-beta2); yc=yd-b2*cos(theta2-beta2); plot(xc,yc);hold on; fa03=fa2+fa1:0.002

23、:famin; fi= fim*(1+cos(pi*(fa03-fa1-fa2)/fa3))/2; xb=a.*sin(sita+fa03); yb=-a.*cos(sita+fa03); xd=e-2*l.*sinfi/2).*sin((fimfi)/2); yd=h+2*l.*sin(fi/2).*cos(fim-fi)/2); b=sqrt((xb-xd).A2+(yb-yd).A2); theta=asin((xb-xd)./b); beta3=acos((b.A2+b2 A2-b1.A2)./(2*b.*b2)); xc=xd+b2*sin(theta-beta3);

24、 yc=yd-b2*cos(theta-beta3); plot(xc,yc);hold on; fa04=famin:0.002:fa1+fa2+fa3; fi= fim*(1+cos(pi*(fa04-fa1-fa2)/fa3))/2; xb=a.*sin(sita+fa04); yb=-a.*cos(sita+fa04); xd=e-2*l.*sin(fi/2).*sin((fim-fi)/2); yd=h+2*l.*sin(fi/2).*cos(fim-fi)/2); b=sqrt((xb-xd).A2+(yb-yd).A2); theta=asin((xb-xd)

25、./b); beta4=acos((b.A2+b2 A2-b1.A2)./(2*b.*b2)); xc=xd+b2*sin(theta+beta4); yc=yd-b2*cos(theta+beta4); plot(xc,yc);hold on; fa05=fa1+fa2+fa3:0.002:2*pi; fi= 0; xb=a.*sin(sita+fa05); yb=-a.*cos(sita+fa05); xd=e-2*l.*sin(fi/2).*sin((fim-fi)/2); yd=h+2*l.*sin(fi/2).*cos(fim-fi)/2); b=sqrt((x

26、b-xd).A2+(yb-yd).A2); theta=asin((xb-xd)./b); beta5=acos((b.A2+b2 A2-b1.A2)./(2*b.*b2)); xc=xd+b2*sin(theta+beta5); yc=yd-b2*cos(theta+beta5); plot(xc,yc);hold on; 9)檢驗壓力角 凸輪機構設計中，初始參數(shù)選擇不當會導致凸輪輪廓設計不合理 ，從而導致 從動件運動不能按預定規(guī)律進行，或者運行中動力學性能欠佳。 (1)凸輪的壓力角a1 參閱圖2, a1為PC和VC的夾角。Pc為驅動校銷運動的力(不考慮摩擦力)，B

27、C 重合，Vc為錢鏈C的運動方向，，與C點的凸輪廊線切線重合。用 Ki、K2分別表 示PC Vc的斜率，則 (9) Ki = Xc - Xb K2 dxc dxc - d (10) (11) a1 = arctg K2 - K1 1 + K1K2 計算式&時需求函數(shù)yc(xc)或ycT), xcT)的一階導數(shù)，這些函數(shù)很難用 顯性方程表示，求解一階導數(shù)更加繁瑣，因此本文利用MA TL AB方便的向量運算 功能來求解K2 。將凸輪細分為若干個點，第i點的斜率可采用式(12)來求解。 (12) K2(i)^c(i-1)-yc(i M) xc(i -1)-

28、Xc(i 1) 在MATLAB^用程序中對式(12)進行求解，如下: For i=2:length(fa)-1 %fa 凸輪某一段的轉角 K2 (i )=( yc (i-1))- yc (i+1)/( Xc (i-1))- Xc (i+1) end 應保證ai的最大值不超過許用值，即am M (&)。可取(aj = 45o通過計算得 到該機構的aim = 43. 6648 0 < 45 0 ,設計合理。 (2)從動桿的壓力角a? a2為CD桿對較銷D的驅動力(不考慮摩擦力)與 D的運動方向的夾角。對 于直動從動桿，顯然 6 =|6 P| (13) 對于ab拉動bc的驅動方案

29、，在平=^m?中m區(qū)間取“一”號，其它區(qū)間取 “+”號。應使a2的最大值a2max ^2]o擺動從動桿(a2) =45 0通過計算得 到該機構的 a2max = 20.0170 M 45 通過對壓力角的檢驗可知，以上參數(shù)的設計合理。 六、結論 1)運用MATLAB^用軟件的編程功能，運用MATLAB?序實現(xiàn)了凸輪連桿機 構的計算機輔助設計計算，得到了連桿的長度和凸輪曲線的軌跡，方便地檢驗了 凸輪壓力角和從動桿壓力角，并分析了關鍵參數(shù)6值與壓力角的關系，最后找到 最優(yōu)方案，從而提高了機構的動力性能。 2)借用MATLAB單的數(shù)組計算功能，提出了凸輪壓力角有效的計算方法。 七、參考文

30、獻 ［1］許林成 彭國勛.包裝機械［M］.長沙：湖南大學出版社，1989 . ［2］許林成.包裝機械設計與原理［M］.上海：上?？茖W技術出版社，1988 . ［3］孫智慧 晏祖根.包裝機械概論［M］.北京：印刷工業(yè)出版社，2012,(7). ［4］肖乾周新建.凸輪機構的計算機輔助設計與運動仿真分析［J］華東交通大學 學報,2006 ,23 (4) :103 - 105 . ［5］周開利 鄧春暉.MATLA廊用教程［M］.北京：北京大學出版社，2007,3 ［6］張義智 郭連考.給紙機遞紙吸嘴機構共腕凸輪設計［J］.包裝工程,2007 ,28 ⑴：104 - 105 . ［7］王家文 王皓 劉海.MATLAB7.0編程基礎［M ］.北京：機械工業(yè)出版社,2005 . ［8］孫智慧 高德.包裝機械［M］.北京：中國輕工業(yè)出版社,2010,(1). ［9］劉筱霞.包裝機械［M］.北京：化學工業(yè)出版社,2007,(1). ［10］高德.包裝機械設計［M］.北京：化學工業(yè)出版社,2005,(8). ［11］劉月花 郭諄欽.機械設計基礎［M］.長春：東北師范大學出版社，2010, (3). 八、附圖