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1、机械原理大作业院系汽车工程学院班级学号姓名大作业1 连杆机构运动分析1.运动分析题目图 1-12.机构的运动分析该连杆机构由级机构AB、RRR级基本组BCDE和RRP级基本组EF组成如图1所示=+ 级基本组原动件级基本组图 1-2（1）级机构AB的运动分析图 1-31）位置分析 由图1-2可得所求B点的矢量方程rA = rB + lAB在x、y轴上的投影坐标方程为 （1）2）速度和加速度分析 将式（1）对时间t求导，即可得出速度方程 （2）再将式（2）对时间t求导，即可得出加速度方程 （3）式（2）和式（3）中，、分别是构件的角速度和角加速度。（2）RRR级基本组BCDE的运动分析图 1-41
2、） 位置方程 内运动副C的矢量方程为rC = rB + lBC = rD + lCD 由其在x、y轴上的投影，可得内运动副C的位置方程 （4）为求解式（4），应先求出或，将式（4）移项后分别平方相加，消去得 （4，）式中：其中，。为保证机构的装配，必须同时满足和解三角方程式（4，）可求得 （5）将代入式（4）可求得、，而后即可求得 （6） （7）2） 速度方程 将式（4）对时间t求导可得两杆的角速度、为 （8）式中：，运动副E点得速度、为 （9）3) 加速度方程 两杆的角加速度、为 （10）式中：运动副E的加速度、为 （11）(3) RRP级基本组EF运动分析图 1-51）位置方程 移动副F的
3、位置方程 （12）式中： （13）2）速度方程 将式（13）对时间t求导可得杆的角速度为 （14）式中：运动副F的速度、： （15）3） 加速度方程 杆的角加速度为式中：移动副F点得加速度、：3.图象图 1-6 机构运动轨迹图 1-7 F点位移线图图 1-8 F点速度线图图 1-9 F点加速度线图4计算结果分析从计算结果可以看出F点位移，速度，加速度线图都比较复杂，并且从位移运动线图中，F点运动中出现了急回运动。不难看出F点所在的RRP二级基本杆组从原动件及BCDE所组成的RRR二级基本杆组获得动力，相对B点（从原动件直接获得动力）而言传动链延长，致使其位移、速度、加速度随原动件的运动都比较复
4、杂。这一特点有利于通过连杆和滑块机构设计出各种特殊和复杂的运动，但其运动波动大，规律性差，从而给机构的平衡及其他方面带来了很大的难题，而且，其传动效率也较低。5MATLAB源程序syms t;lab = 180;lbc = 290;lcd = 300;lad = 150;lde = 180;lef = 500;e = 65;beta = 130;w1 = 10;xa = 0;ya = 0;fai = w1*t;xb = xa + lab*cos(fai);yb = ya + lab*sin(fai);xd = xa + lad;yd = ya;a0 = 2*lbc*(xd-xb);b0 = 2
5、*lbc*(yd-yb);c0 = lbc2-lcd2+(xd-xb)2+(yd-yb)2;fai_i = 2*atan(b0+sqrt(a02+b02-c02)/(a0+c0);xc = xb + lbc*cos(fai_i);yc = yb + lbc*sin(fai_i);fai_j = atan(yc-yd)/(xc-xd);xe = xd + lde*cos(beta-fai_j);ye = yd - lde*sin(beta-fai_j);fai_f = asin(lde*sin(beta-fai_j)+e)/lef);xf = xe + lef*cos(fai_f);yf = y
6、e + lef*sin(fai_f);vfx = diff(xf);vfy = diff(yf);afx = diff(xf,2);afy = diff(yf,2); T = 3*2*pi/w1; figureh = ezplot(sqrt(xf2+yf2),0,T);set(h,linewidth,2);axis autoxlabel(itt rm(s),fontname,Times new Roman,Fontsize,18);ylabel(its rm(mm),fontname,Times new Roman,Fontsize,18);title() figureh = ezplot3(
7、xf,yf,t,0,T);set(h,linewidth,2);xlabel(itx rm(mm),fontname,Times new Roman,Fontsize,18);ylabel(ity rm(mm),fontname,Times new Roman,Fontsize,18);zlabel(itt rm(s),fontname,Times new Roman,Fontsize,18);title() figureh = ezplot(vfx,0,T);set(h,linewidth,2);xlabel(itt rm(s),fontname,Times new Roman,Fontsi
8、ze,18);ylabel(itv_F rm(mm/s),fontname,Times new Roman,Fontsize,18);title()ylim(-4e3,1e3) figureh = ezplot(afx,0,T);set(h,linewidth,2);xlabel(itt rm(s),fontname,Times new Roman,Fontsize,18);ylabel(ita_F rm(mm/s2),fontname,Times new Roman,Fontsize,18);title()ylim(-3e4,5e4) 大作业2 凸轮机构设计1设计题目如图2-1所示直动从动件
9、盘形凸轮机构，其原始参数见表2-1。从表2-1中选择一组凸轮机构的原始参数，据此设计该凸轮机构。图 2-1表2-1 凸轮机构原始参数升程（mm）升程运动角（）升程运动规律升程许用压力角（）回程运动角（）回程运动规律回程许用压力角（）远休止角（）近休止角（）90150正弦加速度30100余弦加速度6055552机构的运动分析（1）从动件推程运动方程推程段采用正弦加速度运动规律，故将已知条件、代入正弦加速度运动规律的推程段方程式中，推演得到（2）从动件远休程运动方程在远休程段，即时，。（3）从动件回程运动方程由于采用余弦加速度运动规律，将已知条件、代入余弦加速度运动规律的回程段方程式中，推演到（4
10、）从动件近休程运动方程在近休程段，即时，。顺便指出，若将与一个运动循环对应的凸轮总转角定义为整程角。3.图象（1）推杆位移、速度、加速度线图图 2-2 位移线图图 2-3 速度线图图 2-4加速度线图（2）凸轮机构的线图图 2-5 线图（3）凸轮轮廓曲线图 2-6 轮廓曲线图4.图象MATLAB源程序w1 = 2*pi;r0 = 120;e = 0.5*r0;s0 = sqrt(r02-e2);rr = 5; syms fai1 fai2 fai3 fai4%alpha1 = 0:pi/36:5*pi/6;s1 = 90*(fai1/(5*pi/6)-(1/(2*pi)*sin(12*fai1
11、/5);v1 = subs(90*w1/(5*pi/6)*(1-cos(12*fai1/5),alpha1);a1 = subs(180*pi*w12/(5*pi/6)2)*sin(12*fai1/5),alpha1) ;x1 = (s0+s1)*cos(fai1)-e*sin(fai1);y1 = (s0+s1)*sin(fai1)+e*sin(fai1); d1 = subs(diff(s1),alpha1);xx1 = subs(x1,alpha1);yy1 = subs(y1,alpha1);X1 = subs(x1 - rr*diff(y1)/sqrt(diff(x1)2+(diff
12、(y1)2),alpha1);Y1 = subs(y1 + rr*diff(x1)/sqrt(diff(x1)2+(diff(y1)2),alpha1);%alpha2 = 31*pi/36:pi/36:41*pi/36;s2 = 90*ones(1,length(alpha2);h2 = 90*ones(1,length(alpha2);v2 =0*ones(1,length(alpha2);a2 = 0*ones(1,length(alpha2);x2 = (s0+90)*cos(fai2)-e*sin(fai2);y2 = (s0+90)*sin(fai2)+e*sin(fai2); d
13、2 = 0*ones(1,length(alpha2);xx2 = subs(x2,alpha2);yy2 = subs(y2,alpha2);X2 = subs(x2 - rr*diff(y2)/sqrt(diff(x2)2+(diff(y2)2),alpha2);Y2 = subs(y2 + rr*diff(x2)/sqrt(diff(x2)2+(diff(y2)2),alpha2);%alpha3 = 42*pi/36:pi/36:61*pi/36;s3 = 45*(1+cos(9*(fai3-41*pi/36)/5);v3 = subs(81*w1*sin(9*(fai3-41*pi/
14、36)/5),alpha3);a3 = subs(-729*w12*cos(9*(fai3-41*pi/36)/5)/5,alpha3);x3 = (s0+s3)*cos(fai3)-e*sin(fai3);y3 = (s0+s3)*sin(fai3)+e*sin(fai3); d3 = subs(diff(s3),alpha3);xx3 = subs(x3,alpha3);yy3 = subs(y3,alpha3);X3 = subs(x3 - rr*diff(y3)/sqrt(diff(x3)2+(diff(y3)2),alpha3);Y3 = subs(y3 + rr*diff(x3)/
15、sqrt(diff(x3)2+(diff(y3)2),alpha3);%alpha4 = 62*pi/36:pi/36:2*pi;s4 = 0*ones(1,length(alpha4);v4 = 0*ones(1,length(alpha4);a4 = 0*ones(1,length(alpha4); x4 = (s0+0)*cos(fai4)-e*sin(fai4);y4 = (s0+0)*sin(fai4)+e*sin(fai4);d4 = 0*ones(1,length(alpha4);xx4 = subs(x4,alpha4);yy4 = subs(y4,alpha4);X4 = s
16、ubs(x4 - rr*diff(y4)/sqrt(diff(x4)2+(diff(y4)2),alpha4);Y4 = subs(y4 + rr*diff(x4)/sqrt(diff(x4)2+(diff(y4)2),alpha4);%s = subs(s1,alpha1) s2 subs(s3,alpha3) s4;v = v1 v2 v3 v4;a = a1 a2 a3 a4;fai = alpha1 alpha2 alpha3 alpha4;d = d1 d2 d3 d4;xx = xx1 xx2 xx3 xx4;yy = yy1 yy2 yy3 yy4;X = X1 X2 X3 X4
17、;Y = Y1 Y2 Y3 Y4; figureplot(fai,s,linewidth,2);xlabel(itphi,fontname,times new roman,fontsize,18);ylabel(its,fontname,times new roman,fontsize,18); figureplot(fai,v,linewidth,2);xlabel(itphi,fontname,times new roman,fontsize,18);ylabel(itv,fontname,times new roman,fontsize,18); figureplot(fai,a,lin
18、ewidth,2);xlabel(itphi,fontname,times new roman,fontsize,18);ylabel(ita,fontname,times new roman,fontsize,18) figureplot(s,d,linewidth,2)xlabel(its,fontname,times new roman,fontsize,18);ylabel(dits/rmditphi,fontname,times new roman,fontsize,18); figureplot(xx,yy,-,linewidth,2);hold onplot(X,Y,r,line
19、width,2)set(gca,xtick,);set(gca,ytick,);大作业3 齿轮传动设计1.设计题目如图所示一个机械传动系统，运动由电动机1输入，经过机械传动系统变速后由圆锥齿轮16输出三种不同的转速。根据表中的传动系统原始参数设计该传动系统。1.电动机 2，4.皮带轮 3.皮带 5，6，7，8，9，10，11，12，13，14.圆柱齿轮15，16.圆锥齿轮 图 3-1表3-1 机械传动系统原始参数电机转速（r/min）输出轴转速（r/min）带传动最大传动比滑移齿轮传动定轴齿轮传动最大传动比模数圆柱齿轮圆锥齿轮一对齿轮最大传动比模数一对齿轮最大传动比模数7452530372.8
20、4.524.53432. 传动系统设计（1）传送比设计由于电动机的转速为745r/min，为了在输出轴转速分别得到25、30、37r/min的转速，则由电动机到输出轴之间的总传动比有3种，分别为总传动比由定传动比和变传动比两部分构成，即3种总传动比中最大，最小。由于定传动比是常数，因此，3种变传动比中最大，最小。若采用滑移齿轮变速，其最大传动比最好不大于4.5，即于是定传动比为变传动比的其他值为 于是，传动系统的有级变速传动比为了保证系统过载时不至于损坏，在电动机和传动系统之间加一个过载保护环节带传动，这样，该环节不仅具有过载保护功能还具有减速功能整个传动系统仅靠过载保护运动功能单元不能实现其
21、全部定传动比，因此，在传动系统中还要另加减速运动功能单元，其减速比为定轴齿轮传动由2对齿轮传动组成，则每对齿轮的传动比为（2）滑移齿轮传动设计1) 确定齿轮齿数结构简图3-1中齿轮5、6、7、8、9、10组成了滑移齿轮有级变速运动功能单元，其齿数分别为、。由前面的分析可知按最小不跟切齿数取则齿轮齿数应取整数，且为了改善传动性能应使相互啮合的齿轮齿数互为质数，于是可取其齿数和为可取另外两对啮合齿轮的齿数和应该大致相同为了更接近于所要求的传动比并改善传动性能，可取为了更接近于所要求的传动比并改善传动性能，可取2) 计算齿轮几何尺寸若取齿轮模数为，则齿轮9、10的标准中心距为这对齿轮为标准传动，其几
22、何尺寸可按标准齿轮计算。齿轮7、8的齿数和比齿轮9、10的齿数和大，即为了使齿轮7、8的实际中心距与齿轮9、10的标准中心距相同，齿轮7、8需要负变位，齿轮7、8为负传动，其几何尺寸按变位齿轮计算。标准中心距实际中心距计算啮合角计算变位系数和因，故应按变位系数线图左部斜线 分配变位系数。得齿轮5、6的齿数和比齿轮9、10的齿数和小，即为了使齿轮5、6的实际中心距与齿轮9、10的标准中心距相同，齿轮5、6需要负变位，齿轮5、6为负传动，其几何尺寸按变位齿轮计算。标准中心距实际中心距计算啮合角计算变位系数和因，故应按变位系数线图左部斜线 分配变位系数。得（3）齿轮传动设计1）圆柱齿轮传动设计由结构
23、简图 3-1可知，齿轮11、12、13、14减速运动功能，它所实现的传动比为2.36。由于齿轮11、12、13、14是2级齿轮传动，这2级齿轮传动的传动比可如此分配：齿轮11、13可按最小不根切齿数确定，即于是取为了使齿轮11、12、13、14的传动比更接近于2.36，取，齿轮11、12、13、14的几何尺寸，取模数，按标准齿轮计算。2）圆锥齿轮传动设计由结构简图 3-1可知，锥齿轮15、16实现改变转动传递方向运动功能两锥齿轮的轴间角为锥齿轮15的分度圆锥角为锥齿轮16圆锥角为锥齿轮的最小不根切当量齿数为锥齿轮15最小不根切齿数确定，即锥齿轮16为取锥齿轮15、16的几何尺寸，取模数，按标准
24、直齿锥齿轮传动计算。7、带传动设计由于工作环境与工作条件尚不明确带传动，根据传动比，暂定带轮的直径为滑移齿轮几何尺寸表及说明表3-2 滑移齿轮5、6、7、8、9、10参数序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮523齿轮6702模数23压力角2004齿顶高系数15顶隙系数0.256标准中心距7实际中心距8啮合角9变位系数齿轮55齿轮6-0.05510齿顶高齿轮5齿轮611齿根高齿轮5齿轮612分度圆直径齿轮5齿轮613齿顶圆直径齿轮5齿轮614齿根圆直径齿轮5齿轮615齿顶圆压力角齿轮5齿轮616重合度17齿数齿轮720齿轮87518模数2mm19压力角20o20齿顶高系数121顶隙系数0.2
25、522标准中心距23实际中心距24啮合角25变位系数齿轮7-0.280齿轮8-0.20026齿顶高齿轮7齿轮827齿根高齿轮7齿轮828分度圆直径齿轮7齿轮829齿顶圆直径齿轮7齿轮830齿根圆直径齿轮7齿轮831齿顶圆压力角齿轮7齿轮832重合度33齿数齿轮917齿轮107734模数235压力角20036齿顶高系数137顶隙系数0.2538标准中心距39齿顶高齿轮9齿轮1040齿根高齿轮9齿轮1041分度圆直径齿轮9齿轮1042齿顶圆直径齿轮9齿轮1043齿根圆直径齿轮9齿轮1044齿顶圆压力角齿轮9齿轮1045重合度圆柱齿轮几何尺寸表及说明表3-3 定轴圆柱齿轮11、12、13、14参数序
26、号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮11、13z11, z1317齿轮12、14z12, z14262模数33压力角2004齿顶高系数15顶隙系数0.256标准中心距7实际中心距64.58啮合角2009齿顶高齿轮11、13、齿轮12、14、10齿根高齿轮11、13、齿轮12、14、11分度圆直径齿轮11、13、齿轮12、14、12齿顶圆直径齿轮11、13、齿轮12、14、13齿根圆直径齿轮11、13、齿轮12、14、14齿顶圆压力角齿轮11、13、齿轮12、14、15重合度圆锥齿轮尺寸及要求表 3-4 齿轮作业圆锥齿轮15、16参数序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮1512齿轮162模数33压力角2004齿顶高系数15顶隙系数0.256分度圆锥角齿轮15齿轮167分度圆直径齿轮15齿轮168锥距9齿顶高齿轮153齿轮16310齿根高齿轮153.75齿轮163.7511齿顶圆直径齿轮15齿轮1612齿根圆直径齿轮15齿轮1613当量齿数齿轮15齿轮1614当量齿轮齿顶圆压力角齿轮1544.09o 齿轮1615重合度
