平台印刷机机械原理课程设计.docx

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平台印刷机机械原理课程设计

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

学院

专业机械设计制造及其自动化

指导老师

班级

学号

设计者

CONTENTS

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

功能元

实现功能的解（各个方案）

传动机构I

摩擦传动

螺旋机构

齿轮齿条

凸轮机构

曲柄滑块机构

组合机构

传动机构

带传动机构

双曲柄机构

齿轮机构

补偿机构

凸轮机构

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：

印刷纸张最大幅面（

）

415

590

生产率（张/小时）

4400~4500

滚筒直径（

）

360

版台往复行程长度（

）

795

电动机

功率（kw）

3

转速（r.p.m）

1450

2．其它数据：

传动机构I：

机架长55.0mm

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：

图7

坐标设置

如图7所示，当αo=Φo=00,l4=l0机构的位置方程

l2+l32+l12-l22+2l3*cosΦ-2l1*cosα-2l1*l3*cos（Φ-α）=0

除以2l1,得

l3/l1*cosΦ+P1*cos（Φ-α）+（1+l32+l12-l22）/（2*l1）-cosα=0

其中

P0=l3/l1

P1=-l3

P2=（1+l32+l12-l22）/（2*l1）

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=P0*cosΦ+P1*cos（Φ-α）+P2-cosα!

=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*cosΦ+P*cos（Φ-α）+P-cosα]^2*dα

而对于[α0，αm]中的若干离散点，则构造

I=∑[P*cosΦi+P1*cos（Φi-αi）+P2-cosαi]^2

可改写成

I=∑[Po*fo（αi）+P1*f1（αi）+P2*f2（αi）-F（αi）]^2

其中，

fo（αi）=cosΦi

f1（αi）=cos（Φi-αi）

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

Ckl=∑fk（）*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