哈工大《机械机构创新设计及应用》大作业
哈工大机械原理大作业1 连杆机构运动分析 牛头刨床 学号5号
大作业1 连杆机构运动分析运动分析题目图1-13 牛头刨床机构简图一、按比例画出机构运动简图见A3图纸二、机构的结构分析及基本杆组的划分（1）机构的结构分析该机构为平面连杆机构，活动构件数n=5；有A、B、C、E、F五个转动副和B、F两个移动副，没有高副，故低副数PL=7，高副数PH=0。
机构的自由度F=3n-2PL-PH=3*5-2*7=1。
机构有确定运动轨迹。
（2）基本杆组的划分图1-13中，原动件构件1为Ⅰ级杆组，移除之后按照拆杆组法对机构进行拆分，可得由滑块2和杆3组成的RPRⅡ级杆组，以及由杆4和滑块5组成的RRPⅡ级杆组。
拆分图如下：图1-13-1 Ⅰ级杆组图1-13-2 RPRⅡ级杆组图1-13-3 RRPⅡ级杆组三、各杆组的运动分析数学模型图1-13-1 Ⅰ级杆组 x B =x A +l AB cos ϕy B =y A +l AB sin ϕ图1-13-2 RPR Ⅱ级杆组 x E =x B +(l CE -s)cos ϕj y E =y B +(l CE -s)sin ϕjϕj =arctan(B 0/A 0)A 0=xB -x CB 0=y B -y CS =2020B A + 图1-13-3 RRP Ⅱ级杆组F 的位置 x F =x E -l EF cos ϕiy F =y E +l EF sin ϕi ϕi =arcsin(A 1/l EF )A 1=H-H 1-y EF 的速度F 的加速度四、建立坐标系以A 为原点建立坐标系，则A （0,0）五、编程使用MATLAB 编写程序如下lAB=108;lCD=620;lEF=300;H1=350;H=635;xC=0;yC=-350;syms t;f=(255*pi/30)*t;xB=lAB*cos(f);yB=lAB*sin(f);A0=xB-xC;B0=yB-yC;S=sqrt(A0^2+B0^2);f1=atan(B0/A0);xE=xB+(lAB-S)*cos(f1);yE=yB+(lAB-S)*sin(f1);A1=H-H1-yE;f2=asin(A1/lEF);xF=xE-lEF*cos(f2);yF=yE+lEF*sin(f2);a=0:0.001:0.5;xF=subs(xF,t,a);plot(a,xF)title('位移x随时间t变化图像') xlabel('t(s)'),ylabel(X')lAB=108;lCD=620;lEF=300;H1=350;H=635;xC=0;yC=-350;syms t;f=(255*pi/30)*t;xB=lAB*cos(f);yB=lAB*sin(f);A0=xB-xC;B0=yB-yC;S=sqrt(A0^2+B0^2);f1=atan(B0/A0);xE=xB+(lAB-S)*cos(f1);yE=yB+(lAB-S)*sin(f1);A1=H-H1-yE;f2=asin(A1/lEF);xF=xE-lEF*cos(f2);yF=yE+lEF*sin(f2);vF=diff(xF,t);a=0:0.001:0.5;vF=subs(vF,t,a);plot(a,vF)title('速度v随时间t变化图像') xlabel('t(s)'),ylabel(V')lAB=108;lCD=620;lEF=300;H1=350;H=635;xC=0;yC=-350;syms t;f=(255*pi/30)*t;xB=lAB*cos(f);yB=lAB*sin(f);A0=xB-xC;B0=yB-yC;S=sqrt(A0^2+B0^2);f1=atan(B0/A0);xE=xB+(lAB-S)*cos(f1);yE=yB+(lAB-S)*sin(f1);A1=H-H1-yE;f2=asin(A1/lEF);xF=xE-lEF*cos(f2);yF=yE+lEF*sin(f2);aF=diff(xF,t,2);a=0:0.001:0.5;aF=subs(aF,t,a);plot(a,aF)title('加速度a随时间t变化图像') xlabel('t(s)'),ylabel(A')六、位移、速度、加速度图像位移xE随时间t变化图像速度vE随时间t变化图像加速度aE随时间t变化图像七、运动分析由MATLAB编程后绘制所得图线分析可知，牛头刨床的刨头F行程约为500mm，在0.06s~0.17s之间速度和加速度波动较大，在0.17s~0.29s 之间速度和加速度波动较小，这就保证了刨头在空行程时有急回运动，而在工作行程是由较均匀的切削速度，运动连续，且运动性能良好稳定。
哈工大机械设计大作业方案
Harbin Institute of Technology机械设计大作业说明书设计题目：轴系部件设计院系：材料科学与工程学院班级：电子封装设计者：姚明山学号：1132920112指导教师：张峰设计时间：2015.12.19目录目录 (1)任务书 (1)1选择轴的材料 (2)2初算轴径 (2)3 结构设计 (2)4轴的受力分析 (5)5校核轴的强度 (7)6校核键连接的强度 (7)7校核轴承的寿命 (8)参考文献 (9)任务书试设计齿轮减速器的输出部件。
已知输出轴功率P=2.7kW，转速n=80r/min，大齿轮齿数z2=81，齿轮模数m=3mm，齿宽B=80mm，小齿轮齿数z1=17，中心距a=150mm，半联轴器轮毂宽L=70mm，载荷平稳，工作环境多尘，三班工作制，使用3年，大批量生产。
12设计要求1. 轴系部件装配图一张（样图见图7.1和图7.2）2. 设计说明书一份，包括输出轴、输出轴上的轴承及键的校核计算1选择轴的材料因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用材料45钢，调质处理。
MPa 650=B δ，MPa 360=s δ。
2初算轴径对于转轴，按扭转强度初算轴径，查表11.4得C=106~118；考虑轴端弯矩比转矩小，故取C=106，则mm n P C d 26.34807.210633min =⨯==，考虑键槽的影响， 5.29mm 31.0334.26min =⨯=d 。
3 结构设计（1）轴承部件的结构形式为了方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式机构。
因传递的功率小，齿轮减速器效率高、发热小，估计轴不会长，故轴承部件可采用两端固定方式。
（2）联轴器及轴段1轴段1的设计与联轴器的设计同时进行。
考虑成本因素，选用凸缘联轴器。
查表取5.1=A K ，则计算传递转矩m N T K T A ⋅=⨯⨯⨯==483.5807.21055.95.16，查《机械设计课程设计》p159，取3GY5弹性柱销联轴器，公称转矩为m 500N ⋅，许用转速为8000r/min,轴孔直径范围30mm~42mm ，考虑 5.29mm 3min =d ，取d1=38mm 。
哈工大、机械原理大作业、凸轮机构设计20题
Harbin Institute of Technology机械原理大作业二课程名称：机械原理设计题目：凸轮机构设计院系：能源科学与工程学院班级：1102301设计者：刘平成学号：1110200724指导教师：唐德威设计时间：2013年6月7日凸轮机构设计1．设计题目(1) 凸轮机构运动简图：(2)凸轮机构的原始参数表2-1.凸轮机构原始参数 序号 升程（mm ）升程运动角 升程运动规律升程许用压力角20 110 120° 正弦加速度35°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 90°正弦加速度 65°90°60°（二）凸轮运动方程及相关图像、程序凸轮推杆升程、回程运动方程及推杆位移、速度、加速度线图： ○1 凸轮推杆升程、回程方程 πϕπϕϕs)650(πϕ≤≤140)(2=ϕs 511()69πφπ≤≤pi))*5708)/(23.2289)/1.-(sin(2+57083.2289)/1.-(-140(1)(3ϕπϕϕ=s1116()99πφπ≤≤)2914(πϕπ≤≤ 0)(4=ϕs ○2速度方程/2.0944;/2.09440))cos(2-140(1)(1πϕϕ=v 16(2)9πφπ≤≤ 0)(2=ϕv 511()69πφπ≤≤ 708;5708))/1.53.2289)/1.-(cos(2-140(1)(3ϕπϕ=v 1116()99πφπ≤≤ 0)(4=ϕv 16(2)9πφπ≤≤○3加速度方程 .0944^2;/2.0944)/2sin(2280)(1πϕπϕ=a )650(πϕ≤≤0)(2=ϕa 511()69πφπ≤≤08^25708)/1.573.2289)/1.-(sin(2280)(3ϕππϕ=a 1116()99πφπ≤≤ 0)(4=ϕa 16(2)9πφπ≤≤推杆位移、速度、加速度线图matlab编程clear,clcpu=0*pi/180:0.0001:120*pi/180; %升程运动角范围pf=120*pi/180:0.0001:210*pi/180; %远休止角范围pd=210*pi/180:0.0001:300*pi/180; %回程运动角范围pn=300*pi/180:0.0001:2*pi; %近休止角范围h=110e-3; %升程w=10; %凸轮角速度p0=120*pi/180; %升程运动角p01=90*pi/180; %回程运动角ps=90*pi/180; %远休止角%----------推程-----------------------------------------su=h.*(pu./p0-sin(2.*pi.*pu./p0)/(2*pi)); %推杆位移vu=h*w/p0*(1-cos(2*pi*pu./p0)); %推程速度au=2*pi*h*w^2/p0^2*sin(2*pi*pu./p0); %推程加速度%------------远休止----------------------------nf=size(pf);sf=h*ones(nf); %推杆位移vf=zeros(nf); %推程速度af=zeros(nf); %推程加速度%---------------回程------------------------------T=pd-(p0+ps);sd=h/2*(1+cos(pi/p01*T)); %回程位移vd=-pi*h*w/(2*p01)*sin(pi/p01*T); %回程速度ad=-pi^2*h*w^2/(2*p01^2)*cos(pi/p01*T); %回程加速度%--------------------近休止---------------------------------nn=size(pn);sn=zeros(nn); %推杆位移vn=zeros(nn); %推程速度an=zeros(nn); % 推程加速度%------画出推杆位移、速度、加速度线图---------------p=[pu,pf,pd,pn];s=[su,sf,sd,sn];subplot(2,3,1),hold onplot(p,s*1e3,'linewidth',2),xlabel('\phi/rad'),ylabel('s/mm'),grid on,title('推杆位移'),axis([0,2*pi,1.1*min(s)*1e3,1.1*max(s)*1e3]) subplot(2,3,2) v=[vu,vf,vd,vn];plot(p,v,'linewidth',2),xlabel('\phi/rad'),ylabel('v/m/s'),grid on,title('推杆速度'),axis([0,2*pi,1.1*min(v),1.1*max(v)]) subplot(2,3,3) a=[au,af,ad,an];plot(p,a,'linewidth',2),xlabel('\phi/rad'),ylabel('a/m/s^2'),grid on,title('推杆加速度'),axis([0,2*pi,1.1*min(a),1.1*max(a)]) hold off（三）凸轮机构s d ds-ϕ图像及程序代码 %--------------------求ds/d_phi-------------------subplot(2,3,4),plot(v/w*1e3,s*1e3,'linewidth',2),xlabel('ds/d\phi/mm'),ylabel('s/mm'),axis equal,grid on,title('ds/d\phi —s')%---------------------凸轮轴心许用区域--------------------------- alpha_up=35*pi/180; %升程许用压力角 alpha_down=65*pi/180; %回程许用压力角 p1=pi/2-alpha_up; %推程斜率角 p2=alpha_down-pi/2; %回程斜率角 ku=tan(p1); %推程切线斜率 kd=tan(p2); %回程切线斜率 R2=[cos(-p2),-sin(-p2);sin(-p2),cos(-p2)];%推程旋转矩阵 R1=[cos(-p1),-sin(-p1);sin(-p1),cos(-p1)];%推程旋转矩阵 nu=size(pu); for i=1:nu(2)Temp=R1*[vu(i)/w;su(i)];vut(i)=Temp(1); %旋转推程ds/dp-s 曲线 sut(i)=Temp(2); endnd=size(pd); for i=1:nd(2)Temp=R2*[vd(i)/w;sd(i)];vdt(i)=Temp(1); %旋转回程ds/dp-s 曲线 sdt(i)=Temp(2); endfor j=1:nu(2)if sut(j)==min(sut)temu=j; %旋转推程ds/dp-s 曲线后求最低点 end endfor j=1:nd(2)if sdt(j)==min(sdt)temd=j; %旋转回程ds/dp-s曲线后求最低点endendt1=1.2*min(vd/w):0.01:1.2*max(vu/w); %切线定义域t2=min(vd/w)/6:0.01:1.2*max(vu/w);t3=0:0.01:1.2*max(vu/w);s1=ku*(t2-vu(temu)/w)+su(temu); %推程切线s2=kd*(t1-vd(temd)/w)+sd(temd); %回程切线s3=tan(-p1)*t3; %推程起点压力角限制线subplot(2,3,5) %画图hold on,axis equal,grid onplot(v/w*1e3,s*1e3,'linewidth',2)plot(t2*1e3,s1*1e3,'linewidth',1,'color','r')plot(t1*1e3,s2*1e3,'linewidth',1,'color','r')plot(t3*1e3,s3*1e3,'linewidth',1,'color','r')xlabel('ds/d\phi/mm'),ylabel('s/mm'),hold off,title('ds/d\phi—s，轴向许用范围')（四）确定凸轮的基圆半径和偏距、绘制凸轮机圆、偏距圆、理论轮廓曲线---------------画理论廓线图-------------------------e=36e-3;s0=52e-3;r0=sqrt(s0^2+e^2);x=(s0+s).*cos(p)-e.*sin(p);y=(s0+s).*sin(p)+e.*cos(p);x1=r0*cos(p);y1=r0*sin(p);subplot(2,3,6)plot(x*1e3,y*1e3,'linewidth',1),axis equal,grid on,hold on,title('廓线图')plot(x1*1e3,y1*1e3,'linewidth',1,'color','r')%-------------求最小曲率半径-----------------------nx=size(x);nx1=nx(2)-2;dydp=diff(y)./diff(p);%求微分dxdp=diff(x)./diff(p);d2ydp2=diff(dydp)./diff(p(1:nx1+1));d2xdp2=diff(dxdp)./diff(p(1:nx1+1));rho=(dxdp(1:nx1).^2+dydp(1:nx1).^2).^1.5./abs((dxdp(1:nx1).*d2ydp2(1:nx1)-dydp(1:nx1).*d2x dp2(1:nx1)));%理论廓线曲率半径rhomin=min(rho);%最小曲率半径rr=rhomin-3e-3;%----------------实际廓线图----------------X=x(1:nx(2)-1)-rr*dydp./(dxdp.^2+dydp.^2).^0.5;%求实际廓线坐标Y=y(1:nx(2)-1)+rr*dxdp./(dxdp.^2+dydp.^2).^0.5;plot(X*1e3,Y*1e3,'linewidth',2,'color','k')%画实际廓线图Legend('理论廓线','基圆','实际廓线'),axis([1.1*min(x)*1e3,1.1*max(x)*1e3,1.1*min(y)*1e3,1.1*max(y)*1e3])得到基圆半径311mm、偏距36mm。
机械结构创新设计及应用大作业-双齿条往复式移动机构原理及结构设计
机械机构创新设计及应用大作业（2015年春季学期）题目：双齿条往复式移动机构原理及结构设计姓名：学号：25班级：1208101专业：机械设计制造及其自动化日期：哈尔滨工业大学机电工程学院要求1按附录的撰写规范独立完成课程论文撰写，拒绝雷同，否则按零分处理2大作业需同时提交打印稿和电子文档予以存档，电子文档由班长收齐（缺电子文档得零分），统一发送至一、设计题目1、设计要求1) 双齿条往复式移动机构原理如下图所示。
1-上齿条 2-下齿条 3-不完全齿轮 4-框架图1 双齿条往复式移动机构原理图2) 当双齿条向右运动时需产生不小于1000N 的推力。
3) 运动的最大速度s 。
4) 往复运动行程±50mmm 。
2、需完成工作1) 论述其原理，给出不卡死的条件。
2) 给出结构设计（必须给出齿条的支承、导向、齿轮的支承）。
3) 提示：图中虽然给出了齿条由两侧推杆支承和导向，也可以把支承和导向设计在齿条上，然后在右侧设计一个推杆。
二、工作原理介绍本装置是利用不完全齿轮的定向转动，通过改变齿轮与齿条的啮合位置来实现往复运动。
假设齿轮转向为逆时针，转速为ω rad/s 。
结合图1所示，当不完全齿轮的有齿部分与上部齿条啮合时，齿条向左运动，速度r v ω-=（向右为正方向）；当不完全齿轮的有齿部分与下部齿条啮合时，齿条向右运动，速度r v ω=。
当齿轮与齿条不啮合时，运动台（即齿条）停止运动。
三、不卡死条件如图1所示，当不完全齿轮的轮齿与上下两个齿条同时接触时，机构会出现卡死现象。
为了防止在运动过程中机构卡死，必须保证af r rarcsin 2<α其中:α：齿轮与齿条不啮合时所能的转动角度； f r ：不完全齿轮有齿部分齿根圆半径； a r ：不完全齿轮有齿部分齿顶圆半径；四、齿轮齿条设计1、齿轮结构设计由不卡死条件：af r r arcsin2<α其中:α：不完全齿轮有齿部分对应的圆心角；f r ：不完全齿轮有齿部分齿根圆半径，2/)2(m z r a +=； a r ：不完全齿轮有齿部分齿顶圆半径，2/)5.2(m z r f -=；z ：完全齿轮齿数。
1130810307-机构设计创新-大作业汇总
机械机构创新设计及应用大作业（2016年春季学期）题目：偏心轮-闭合导杆机构原理及设计姓名：学号：班级：专业：机械设计制造及其自动化日期：2016.6.15哈尔滨工业大学机电工程学院要求1按附录的撰写规范独立完成课程论文撰写，拒绝雷同，否则按零分处理2必须双面打印，注意排版，不允许2-3行占一页的情况出现3装订时左上角订一枚钉4打印时去掉附录页5大作业需同时提交打印稿和电子文档予以存档，电子文档由班长收齐（缺电子文档得零分），统一发送至：jkliu@设计题目13——偏心轮-闭合导杆机构原理及设计（3人）设计要求及工作内容偏心轮-闭合导杆机构原理如图1所示，导杆移动行程不小于±10mm，最大推力不小于10N。
图1 摆动导杆与双滑块机构正文1偏心轮-闭合导杆机构原理简单来说，偏心轮-闭合导杆机构是将回转运动转换成往复直线运动的一种机构。
从其机械原理上讲，轮的中心不在旋转点上，一般指代的就是圆形轮，当圆形没有绕着自己的中心旋转时，就成了偏心轮。
偏心轮也是凸轮的一种，其组成的工作机构是一种高副机构，在这里偏心轮为主动件，做等速的连续回转运动，而从动件做直线的往复摆动。
原理图如下：（可以将偏心轮简化成）图2 偏心轮运动原理图从上图来考虑，在不考虑竖直方向的位移时，随着偏心轮的回转运动，水平方向就会产生往复摆动的运动。
图3 偏心轮尺寸图根据图3，不难看出导轨的移动行程为±（e+R），只需保证（e+R）≥10mm即可。
2偏心轮-闭合导杆结构设计图4 设计基本方案考虑到为高副机构，所以增加了偏心轮的厚度。
以减缓由于长时间的线接触，应力大，产生磨损。
在偏心轴两端加轴颈，保证有足够的强度承受住偏心轮转动时的离心力。
图5 动力输入偏心轮动力的传入，选择在偏心轮两端轮轴上伸长轴并加入键和齿轮。
通过齿轮的转动带动轴系的转动，传递到偏心轮上。
设计时，应当计算偏心轮两端轴系的弯矩和扭矩，并保证其寿命可靠。
哈工大机械原理大作业连杆机构9
机械原理大作业大作业一：连杆机构运动分析学生姓名：学号：指导教师：丁刚完成时间：机电工程学院机械设计系制二〇一八年四月连杆机构运动分析1题目（9）图1 设计题目在图1所示的机构中，已知l AB=60mm，l BC=180mm，l DE=200mm，l CD=120mm，l EF=300mm，h=80mm，h1=85mm，h2=225mm，构件1以等角速度ω1=100rad/s 转动。
求在一个运动循环中，滑块5的位移、速度和加速度曲线。
2分析结构1、杆1为RR主动件，绕A以ω1 转动，自由度1.2、4杆和滑块5为RRP II级杆组.，自由度0.3、2，3杆组成II级杆组RRR，自由度0.总共自由度为F=5*3-2*7=1 .由上述的杆组类型，确认出所需运动分析数学模型：同一构件上的点、RRP、RRR。
3.杆组法对平面连杆机构进行运动分析3.1对主动件杆1 RR I级构件的分析主动杆1转角：φ= [0°,360°) δ=0°,则φ’=ω1=100 rad/s角加速度φ’’=0.已知h2=225mm, h=80mm, l AB=60mm 所以A（225mm,80mm）A点速度(0,0),加速度(0,0)B点位置(x A+l AB*cos(φ), Y A+l AB*sin(φ))B点速度(-l AB*sin(φ), l AB*cos(φ)),加速度(-l AB*cos(φ), -l AB*sin(φ))3.2RRRII 级杆组分析（模型参考教材P37-38）图3 如图所示两个构件组成II 级杆组。
已知了B 的位置（x B ，y B ）= (x A +l AB *cos(φ), Y A +l AB *sin(φ)),速度（x ’B ，y ’B ） 和加速度（x ’’B ,y ’’B ）, 已知运动副D （0,0）， 还可知，x ’D =y ’D =0, x ’’D =y ’’D =0. l BC =180 mm, l CD = 120mm所以，x c =x D +l CD *cos(φi)= x B +l BC *cos(φj) y c =x D +l CD *sin(φi)= x B +l BC *sin(φi) 对于φ的求解： A 0=2*l CD （x B -x D ） B 0=2*l BC （y B -y D ） C 0=l CD 2+ l BD 2- l BC 2为了保证机构的装配正常：l BD ≤l CD + l BC AND l BD ≥Abs （l CD - l BC ）可求3杆的转角φi=2*arctan(（B 0±sqrt （A 02 + B 02- C 02））/（A 02+ C 02)），角速度w3=φi ’和角加速度α3= φi ’’3.3 同一构件上的点(模型参考书P35-36)Φiφjφi已知D(0,0),速度(0,0),加速度(0,0),3杆转角φi 角速度φi’角加速度φi’’，Φi和它的导数在3.2都有体现LDE= 200mm可求出E的坐标,速度,加速度.x E =x c+lCE*cos(φi)y E =x C+lCE*sin(φi)同样地，速度、加速度通过求导即可得出算式，可以编出程序。
哈尔滨工业大学机械设计大作业
哈尔滨工业大学机械设计作业设计计算说明书题目：设计螺旋起重器系别：机械设计制造及其自动化班号：姓名：日期：哈尔滨工业大学机械设计作业任务书题目：设计螺旋起重器设计原始数据：螺旋起重器是一种简单的起重装置，用手推动手柄即可提升重物。
它一般由底座、螺杆、螺母、托杯、手柄、或扳手等零件所组成。
已知数据：起重量：50kN 最大起重高度：150mm。
目录一、设计题目-----------------------------------------------------------------------------------------------------2二、螺母、螺杆选材-------------------------------------------------------------------------------------------2三、螺杆、螺母设计计算3.1 耐磨性计算-----------------------------------------------------------------------------------------------2 3.2 螺杆强度校核--------------------------------------------------------------------------------------------3 3.3 螺纹牙强度校核-----------------------------------------------------------------------------------------3 3.4 螺纹副自锁条件校核----------------------------------------------------------------------------------43.5 螺杆稳定性校核-----------------------------------------------------------------------------------------4四、螺母外径及凸缘设计------------------------------------------------------------------------------------5五、手柄设计----------------------------------------------------------------------------------------------------5六、底座设计----------------------------------------------------------------------------------------------------6七、其余各部分尺寸及参数---------------------------------------------------------------------------------7八、参考资料-----------------------------------------------------------------------------------------------------8一、 设计题目螺旋起重器（千斤顶）已知条件：起重量F Q =50KN ，最大起重高度H=150mm 。
哈工大《机械机构创新设计及应用》大作业DOC
《机械机构创新设计及应用》大作业（2014年春季学期）大作业一题目：两个齿条机构串联组合的位移机构原理及结构设计1 大作业二题目：柔性铰链及其应用姓名崔晓蒙学号1110811005班级1108110班专业机械设计制造及其自动化报告提交日期2014.6.11哈尔滨工业大学机电工程学院大作业要求1.完成课堂布置的2道大作业题，拒绝雷同和抄袭，否则均为零分；2.大作业最好包含自己的体会等；3.大作业统一用该模板撰写，字数不限，表达清晰完整即可；4.正文格式：小四号字体，行距为1.25倍行距；5.用A4纸双面打印（节约用纸）；左侧装订，1枚钉；6.大作业需同时提交打印稿和电子文档予以存档，电子文档由班长收齐（缺电子文档得零分），统一发送至：shanxiaobiao@；7.此页不得删除。
评语：教师签名：年月日题目一设计题目5——两个齿条机构串联组合的位移机构原理及结构设计1 （2人）1设计要求1) 两个齿条串联的位移机构如图1所示1、2-齿条r1'、r2'—双联齿轮的节圆半径S1、S2—位移量图1 两个齿条串联的位移机构原理图说明：图1中，气缸活塞推动齿条1运动，双联齿轮位置不变2) 齿条2需产生不小于1000N的推力3) 运动的最大速度0.1m/s4) 往复运动行程±300mm2需完成工作1) 论述其原理，给出上齿条（齿条2）的位移S2与气缸位移为S1之间的关系。
2) 给出大致的结构设计（必须给出齿条的支承、导向、齿轮的支承，气缸不需要设计）1.该机构的工作原理及应用场合1.1结构分析由结构简图分析可知，这种两个齿条机构串联组合的位移机构由两个齿条及其对应的导轨，节圆半径分别为r 1'、r 2'的双联齿轮及其固定轴和一个气缸组合而成。
气缸是它的动力源，最终所需要的运动或者动力由上面的齿条2输出，所以它属于执行件，而中间固定的齿轮则属于传动件。
该机构属于扩大位移机构，细分的话属于齿轮齿条行程放大机构，通过双联齿轮的节圆半径不同，可以实现位移的扩大或者缩小（本例子属于扩大）或者输出力的扩大或缩小（本例属于缩小），以实现实际生产应用中对于位移和力的要求。
哈工大机械原理大作业2凸轮机构设计
机械原理大作业（二）作业名称：凸轮机构设计设计题目：23题院系：班级：设计者：学号：指导教师：设计时刻：哈尔滨工业大学机械设计1.运动分析题目：设计直动从动件盘形凸轮机构，其原始参数见下表2.确信凸轮机构推杆升程、回程运动方程（设定角速度为ω=10 rad/s）升程：0°< Φ < 120°由公式可得：s=60-60*cos(3*Φ/2)；v=90*ω*sin(3*Φ/2)；a=135*ω2 *cos(3*Φ/2)；远停止：120°< Φ < 200°由公式可得：s=120；v=0；a=0；回程：200°< Φ < 290°由公式可得：s=h[1-(10T23-15T24+6T25)]v=(-30hω1/Φ0')T22(1–2T2+T22)a=(-60hω12/Φ0'2)T2(1–3T2+2T22)式中：T2=(Φ-Φ0-Φs)/ Φ0'近停止： 290°< Φ < 360°由公式可得：s=0；v=0；a=0；3.绘制推杆位移、速度、加速度线图(设ω=10rad/s）1) 推拉位移曲线代码：%推杆位移曲线;x=0:(pi/1000):(2*pi/3);s1=60-60*cos(1.5*x);y=(2*pi/3):(pi/1000):(10*pi/9);s2=120;z=(10*pi/9):(pi/1000):(29*pi/18);T2=(z-10*pi/9)*2/pi;s3=120*(1-(10*T2.^3-15*T2.^4+6*T2.^5));m=(29*pi/18):(pi/1000):(2*pi);s4=0;plot(x,s1,'b',y,s2,'b',z,s3,'b',m,s4,'b'); xlabel('角度(rad)');ylabel('行程(mm)');title('推杆位移曲线');grid;2）推杆速度曲线代码：%推杆速度曲线;w=10;x=0:(pi/1000):(2*pi/3);v1=90*w*sin(1.5*x);y=(2*pi/3):(pi/1000):(10*pi/9);v2=0;z=(10*pi/9):(pi/1000):(29*pi/18);T2=(z-10*pi/9)*2/pi;v3=(-30*120*w/(pi/2))*T2.^2.*(1-2*T2.^2+T2.^2); % v3=-120*w*sin(2*z-20*pi/9);m=(29*pi/18):(pi/1000):(2*pi);v4=0;plot(x,v1,'r',y,v2,'r',z,v3,'r',m,v4,'r'); xlabel('角度(rad)');ylabel('速度(mm/s)');title('推杆速度曲线(w=10rad/s)');grid;3）凸轮推杆加速度曲线代码：%凸轮推杆加速度曲线;w=10;x=0:(pi/1000):(2*pi/3);a1=135*w^2*cos(3*x/2);y=(2*pi/3):(pi/1000):(10*pi/9);a2=0;z=(10*pi/9):(pi/1000):(29*pi/18);T2=(z-10*pi/9)*2/pi;a3=(-60*120*w^2/(pi/2)^2)*T2.*(1-3*T2.^2+2*T2.^2); m=(29*pi/18):(pi/1000):(2*pi);a4=0;plot(x,a1,'m',y,a2,'m',z,a3,'m',m,a4,'m');xlabel('角度(rad)');ylabel('加速度(mm/s^2)');title('凸轮推杆加速度曲线(w=10rad/s)');grid;4）绘制凸轮机构的dd/dd−d线图，并依次确信凸轮的基圆半径和偏距代码：%dd/dd−d线图，确信e，s0;x=0:(pi/1000):(2*pi/3);s1=60-60*cos(1.5*x);ns1=90*sin(1.5*x);y=(2*pi/3):(pi/1000):(10*pi/9);s2=120;ns2=0;z=(10*pi/9):(pi/1000):(29*pi/18);T2=(z-10*pi/9)*2/pi;s3n=120*(1-(10*T2.^3-15*T2.^4+6*T2.^5));ns3=-120*10*3*T2.^2+120*15*4*T2.^3-120*6*5*T2.^4 ;m=(29*pi/18):(pi/1000):(2*pi);s4=0;ns4=0;x1=0:pi/36000:pi/2;s1n=60-60*cos(1.5*x1);v1=90*sin(1.5*x1);m1=diff(s1n);%求切线1n1=diff(v1);z=m1./n1;for i=1:length(z);if abs(z(i)+tan(-55*pi/180))<0.001;breakendendb11=s1n(i)-z(i)*v1(i);x1=-300:200;y01=z(i)*x1+b11;%切线1k1=z(i);plot(x1,y01)x3=10*pi/9:pi/36000:14*pi/9;%求切线2s3n=120*(1-(10*T2.^3-15*T2.^4+6*T2.^5));v3=-120*10*3*T2.^2+120*15*4*T2.^3-120*6*5*T2.^4 ;m3=diff(s3n);n3=diff(v3);p=m3./n3;for o=1:length(p);if abs(p(o)-tan(-25*pi/180))<0.01;breakendendo;b33=s3n(o)-p(o)*v3(o);x3=-300:700;y03=p(o)*x3+b33;%切线2plot(x3,y03);sym uv[u,v]=solve('u= 1.4281*v-81.7665','u=-0.4663*v-59.6715');%v=11.66332347972972972972972972973 x%u=-65.110107738597972972972972972973 yplot(ns1,s1,'m',ns2,s2,'b',ns3,s3n,'b',ns4,s4,'b',x1,y01,'g',x3,y03,'g',v,u,'*'); xlabel('ds/d¦µ');ylabel('S');axis([-300,200,-300,300]);title('s0,e 的确信');grid;确信凸轮基圆半径与偏距：偏距e=90mm，d020mm；基圆半径为d0=150mm。
机械结构创新设计及应用大作业-双齿条往复式移动机构原理及结构设计
机械机构创新设计及应用大作业（2015年春季学期）题目： 双齿条往复式移动机构原理及结构设计姓名:学号：1120810125 班级： 1208101专业： 机械设计制造及其自动化日期：2015.6.5哈尔滨工业大学机电工程学院要求1 按附录的撰写规范独立完成课程论文撰写，拒绝雷同，否则按零分处理2 大作业需同时提交打印稿和电子文档予以存档，电子文档由班长收齐（缺电子文档得零分），统一发送至：jkliu@一、设计题目1、设计要求1）双齿条往复式移动机构原理如下图所示2 3 41-上齿条2-下齿条3-不完全齿轮4-框架图1双齿条往复式移动机构原理图2）当双齿条向右运动时需产生不小于1000N的推力。
3）运动的最大速度0.05m/s。
4）往复运动行程土50mmm。
2、需完成工作1）论述其原理，给出不卡死的条件。
2）给出结构设计（必须给出齿条的支承、导向、齿轮的支承）。
3）提示：图中虽然给出了齿条由两侧推杆支承和导向，也可以把支承和导向设计在齿条上，然后在右侧设计一个推杆。
二、工作原理介绍本装置是利用不完全齿轮的定向转动，通过改变齿轮与齿条的啮合位置来实现往复运动。
假设齿轮转向为逆时针，转速为■ rad/so结合图1所示，当不完全齿轮的有齿部分与上部齿条啮合时，齿条向左运动，速度v = -「r （向右为正方向）；当不完全齿轮的有齿部分与下部齿条啮合时，齿条向右运动，速度v=「r。
当齿轮与齿条不啮合时，运动台（即齿条）停止运动。
三、不卡死条件如图1所示，当不完全齿轮的轮齿与上下两个齿条同时接触时，机构会出现卡死现象。
为了防止在运动过程中机构卡死，必须保证r f：2 arcs in其中:::齿轮与齿条不啮合时所能的转动角度；r f :不完全齿轮有齿部分齿根圆半径；r a:不完全齿轮有齿部分齿顶圆半径；四、齿轮齿条设计1、齿轮结构设计由不卡死条件:::2 arcsin^其中：::不完全齿轮有齿部分对应的圆心角；r f :不完全齿轮有齿部分齿根圆半径，r^ (z 2)m/ 2 ；r a:不完全齿轮有齿部分齿顶圆半径，r f =(z-2.5)m/2 ；z:完全齿轮齿数。
哈工大机械设计大作业
哈尔滨工业大学机械设计作业设计计算说明书题目: 轴系部件设计系别: 英才学院班号: 1436005姓名: 刘璐日期: 2016.11.12哈尔滨工业大学 机械设计作业任务书题目： 轴系部件设计设计原始数据：图1表 1 带式运输机中V 带传动的已知数据方案 d P （KW ） (/min)m n r(/min)w n r1i轴承座中心高H （mm ）最短工作 年限L 工作环境 5.1.2496010021803年3班室外 有尘机器工作平稳、单向回转、成批生产目录一、带轮及齿轮数据 (1)二、选择轴的材料 (1)三、初算轴径d min (1)四、结构设计 (2)1. 确定轴承部件机体的结构形式及主要尺寸 (2)2. 确定轴的轴向固定方式....................................... 错误!未定义书签。
3. 选择滚动轴承类型，并确定润滑、密封方式 .................. 错误!未定义书签。
4. 轴的结构设计................................................ 错误!未定义书签。
五、轴的受力分析 (4)1. 画轴的受力简图 (4)2. 计算支承反力 (4)3. 画弯矩图 (5)4. 画扭矩图 (5)六、校核轴的强度 (5)七、校核键连接的强度 (7)八、校核轴承寿命 (8)1. 计算轴承的轴向力 (8)2. 计算当量动载荷 (8)3. 校核轴承寿命 (8)九、绘制轴系部件装配图（图纸） (9)十、参考文献 (9)一、带轮及齿轮数据已知带传动输出轴功率P= 3.84 kW，转矩T= 97333.33 N·mm，转速n= 480 r/min，轴上压力Q = 705.23 N，因为原本圆柱直齿轮的尺寸不满足强度校核，故修改齿轮尺寸为分度圆直径d1 =96.000 mm，其余尺寸齿宽b1 = 35 mm，螺旋角β = 0°，圆周力F t = 2433.33 N，径向力F r = 885.66 N，法向力F n = 2589.50 N，载荷变动小，单向转动。
哈工大机械设计大作业4
由参考文献【2】图6.22查得
7、许用弯曲应力的确定
式中： ----计入了齿根应力修正系数之后,试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限应力；该齿轮为单向受载，查参考文献【2】图6.29可得， ， ；
------安全系数；与疲劳点蚀相比，断齿的后果要严重一些。所以，此处取 ；
-------齿根弯曲疲劳强度计算得寿命系数，可由下式计算：
式中： ----应力循环基数，与疲劳曲线指数 、材料有关；
-----所设计齿轮的应力循环次数，由下式确定：
式中： ------齿轮转速，r/min；
------齿轮转一周，同一侧齿面啮合的次数；
---齿轮的工作寿命，h（小时）。
计算得：
查参考文献【2】图6.32得： 。
故可计算得许用弯曲应力：
所以：
80
1.0
0.9604
卷筒轴
2.629
3.138
80
二、选择齿轮材料、热处理方式和精度等级
带式输送机为一般机械，且要求成批生产，故毛坯需选用模锻工艺，起模斜度为1:10。
由参考文献【2】表6.2查得：对于一般机械，且低速运转，大小齿轮均选用45钢，采用软齿面。小齿轮调质热处理，硬度为217~255HBW，平均硬度236HBW；大齿轮为正火热处理，硬度为162~217HBW，平均硬度190HBW，并选用8级精度。
三、初步计算传动主要尺寸
因为齿轮采用硬齿面开式传动，开式齿轮传动的主要失效形式是齿面磨损，因此初步确定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。齿根弯曲疲劳强度设计公式：
式中各参数为：
（1）、小齿轮传递的扭矩
由运动学计算得：
（2）、载荷系数 的确定
哈工大机械设计-大作业5
哈尔滨工业大学机械设计作业设计计算说明书题目_轴系部件设计_____系别___能源学院________班号____0902103________姓名____ _______指导教师___________日期_2011年12月5日__目录机械设计作业任务书 (3)1选择材料，确定许用应力 (4)2按扭转强度估算轴径 (4)3设计轴的结构 (4)4轴的受力分析 (6)4.1画轴的受力简图 (6)4.2计算支承反力 (6)4.3画弯矩图 (7)4.4画转矩图 (7)5校核轴的强度 (8)6轴的安全系数校核计算 (9)7校核键连接的强度 (10)8校核轴承的寿命 (11)8.1计算当量动载荷 (11)8.2校核寿命 (12)9轴上其他零件设计 (12)10轴承座结构设计 (12)11轴承端盖（透盖） (13)12参考文献 (13)哈尔滨工业大学机械设计作业任务书题目 ___轴系部件设计____设计原始数据：传动方案如图5.1图5.11选择材料，确定许用应力通过已知条件和查阅相关的设计手册得知，该传动机所传递的功率属于中小型功率。
因此轴所承受的扭矩不大。
故选45号钢，并进行调质处理。
2按扭转强度估算轴径对于转轴，按扭转强度初算直径：min d ≥ 其中2P ——轴传递的功率，0130.95 2.85m P P kW η=⨯=⨯= m n ——轴的转速，r/minC ——由许用扭转剪应力确定的系数。
查表10.2得C=106～118，考虑轴端弯矩比转矩小，取C=106。
min d mm ∴≥ 由于考虑到轴的最小直径处要安装大带轮，会有键槽存在，故将其扩大5%，得22.6474k d mm ≥，按标准GB2822-81的10R 圆整后取125d mm =。
3设计轴的结构由于本设计中的轴需要安装带轮、齿轮、轴承等不同的零件，并且各处受力不同，因此，设计成阶梯轴形式，共分为七段。
以下是轴段的草图：轴段⑦轴段⑥轴段⑤ 轴段④ 轴段③ 轴段②轴段①3L 2L 1L3.1 阶梯轴各部分直径的确定1) 轴段1和轴段7轴段1和轴段7分别安放大带轮和小齿轮，所以其长度由带轮和齿轮轮毂长度确定，而直径由初算的最小直径得到。
1120810613 韩威 机械机构创新设计及应用大作业
机械机构创新设计及应用大作业（2015年春季学期）题目：倒数机构原理及结构设计姓名：韩威学号：1120810613班级：1208106专业：机械设计制造及其自动化日期：2015.6.8哈尔滨工业大学机电工程学院要求1按附录的撰写规范独立完成课程论文撰写，拒绝雷同，否则按零分处理2大作业需同时提交打印稿和电子文档予以存档，电子文档由班长收齐（缺电子文档得零分），统一发送至：jkliu@正文设计题目11——倒数机构原理及结构设计（1人）设计要求及工作内容倒数机构原理如图1所示，y为输入量，R为输出量， AOB=90°1、2-滑块3-槽板式杠杆图1 倒数机构原理图需完成工作1) 给出输入量（y）和输出量（R）的关系及计算过程2) 给出当输入量（y）不大于5mm情况下的结构设计1 输入量（y）和输出量（R）的关系及计算过程输入量（y）和输出量（R）的关系及计算过程图1所示为倒数机构的原理图，由两个滑块1和2以及一个两臂成90角的槽板式杠杆组成。
滑块1的左右滑动距离为输入量y，杠杆会绕着O点摆动，此时滑块2就会有一个输出的左右滑动距离R。
对于两个直角三角形OAC∆和BOD∆，由于AOC=OBD∠∠，两个三角形相似，易得下式：OC DBAC OD=即21a ll b=，因为12l l和可以看做是输入量y和输出量R所以R=1yab，为了满足倒数运算要求，需要ab=1mm2，无论如何取a和b，对于加工都是难以实现的，因此考虑放大ab，放大ab会导致R被放大一定的倍数，此时在输出端加一个杠杆机构令输出量缩小相应的倍数，即可满足倒数机构的要求。
2 当输入量（y）不大于5mm情况下的结构设计2.1 各长度之间的关系输入量（y）不大于5mm，此时可以知道滑块1与杠杆的AO部分的槽的长度有一定的限制，当输入量（y）最小时y=0，连接点处于槽的最上端，此时l1=l1max，当输入量（y）最大时y=5mm，连接点处于槽的最下端，此时l1=l1max-5mm,所以槽的长度为X=。
(完整word版)哈工大机械原理大作业凸轮DOC
H a r b i n I n s t i t u t e o f T e c h n o l o g y机械原理大作业二课程名称：机械原理设计题目: 凸轮机构设计院系：班级：设计者：学号：指导教师：哈尔滨工业大学一、设计题目如右图所示直动从动件盘形凸轮机构,选择一组凸轮机构的原始参数,据此设计该凸轮机构。
凸轮机构原始参数序号升程（mm）升程运动角升程运动规律升程许用压力角27130150正弦加速度30°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100°余弦加速度60°30°80°二. 凸轮推杆升程、回程运动方程及推杆位移、速度、加速度线图凸轮推杆升程运动方程:)]512sin(2156[130s ϕππϕ-= )512sin(4.374)]512cos(1[156v 211ϕπϕπωω=-=a％ t 表示转角,s 表示位移t=0：0.01:5*pi/6;%升程阶段s= [(6＊t)/(5*pi ）- 1/（2＊pi ）*sin(12＊t/5）］＊130; hold on plot(t ，s ）; t= 5＊pi/6:0。
01:pi; ％远休止阶段s=130； hold on plot(t,s ）;t=pi ：0.01:14*pi/9；%回程阶段s=65*［1+cos(9*（t-pi ）/5)]； hold on plot(t ，s ）;t=14*pi/9：0.01:2＊pi ；s=0；hold onplot（t,s）；grid onhold off％t表示转角,令ω1=1t=0：0。
01:5*pi/6;%升程阶段v=156*1*［1-cos（12＊t/5）]/pi hold onplot(t，v)；t= 5＊pi/6：0。
01:pi;v=0hold onplot(t，v)；t=pi:0.01:14＊pi/9;％回程阶段v=—117*1*sin（9＊(t—pi)/5) hold onplot（t，v)；t=14＊pi/9:0。
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图 2：垃圾桶三维
二维 Auto CAD 图如图 3 所示
图 3.车用垃圾箱二维 CAD 图
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图 4.车用垃圾桶部件示意图
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二：TRIZ 理论的应用 1.根据 TRIZ 理论中技术进化法则， 设想和规划如下产品的发展趋势 或技术路线 （1）轴承的发展路线 单排球轴 承 (2)手机—个人通讯设备 单功能通讯手机 短信通话手机 照相功能手机 娱乐音影手机 智能手机 多排球轴承 微球轴承 气体轴承 磁悬浮轴承
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中将为垃圾箱手持杆，当前很多垃圾箱并未有用于手持的部分，但是 在公交车上垃圾箱装满要及时处理，而为避免杂物将弄脏，对司机来 说和不便，所以我讲垃圾箱加上一个手持杆，但要将垃圾倒出时能很 方便；考虑强度问题，杆半径初步为 R=20；第三部分为手持杆尾的 吸盘， 主要用于将垃圾箱与公交车吸附一起， 这样可以讲垃圾箱固体， 从而解决垃圾箱移动问题，再设计中吸盘要能有足够面积，由 P= F S 得，力 F=PS，能承受垃圾箱整体重量。且橡胶吸盘可移动，方便司 机使用，最大程度节省公交车空间。
图 5：半自动黑板擦机构 各构件作用如下：
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1.黑板擦杆
2.主运动杆
3：黑板
4：杆，左右水平运动
设计说明：杆 1 与擦黑板的杆 2 为一曲柄滑块机构，杆 1 的圆周运 功带动 2 的运动。其中构件 4 垂直固定，只能做水平运动，主要作用 为保证 2 杆强度和垂直度，防止杆 2 的损害和擦除过程中的不均衡。 这种设计的半自动黑板擦，通过交流电机提供动力，使得整个机构运 动。能做到： （1） 力度适当，要能擦掉痕迹； （2） 能清除死角； （3） 操作容易，结构简单，去除痕迹快； （4） 闲置时，不影响正常板书
哈工大机械设大作业-轴系部件设计说明书
机械设计大作业轴系部件设计说明书题目：行车驱动装置的传动方案如下图所示。
室内工作、工作平稳、机器成批生产，其他数据见下表。
方案电动机工作功率P d/kW电动机满载转速n m/(r/min)工作机的转速n w/(r/min)第一级传动比i1轴承座中心高H/mm最短工作年限5.4.4 2.2 940 60 3.2 200 5年2班一选择轴的材料因为传递功率不大，轴所承受的扭矩不大，故选择45号钢，调质处理。
二初算轴径d min对于转轴，按扭转强度初算直径d min≥C√P n m3式中 P——轴传递的功率；C——由许用扭转剪应力确定的系数；n——轴的转速，r/min。
由参考文献[1] 表10.2查得C=106~118，考虑轴端弯矩比转矩小，故取C=106。
输出轴所传递的功率：P3=P d·ηV带·η轴承=2.2×0.96×0.99=2.09088 kW高速轴的转速：n m=n wi1=940315100=298.413 r/min代入数据，得d≥C√P n m3=106√2.09088 298.4133=20.284 mm考虑键的影响，将轴径扩大5%， d min≥20.284×(1+5%)=21.30 mm。
三结构设计1.轴承部件机体结构形式及主要尺寸为了方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构。
取机体的铸造壁厚δ=8mm，机体上的轴承旁连接螺栓直径d2=12 mm，C1=18 mm，C2=16 mm，为保证装拆螺栓所需要的扳手空间，轴承座内壁至坐孔外端面距离L=δ+C1+C2+(5~8)mm=47~50 mm取L=48 mm。
2．轴的结构设计本设计方案是有6个轴段的阶梯轴，轴的径向尺寸（直径）确定，以外伸轴径d1为基础，考虑轴上零件的受力情况、轴上零件的装拆与定位固定、与标准件孔的配合、轴的表面结构及加工精度等要求，逐一确定其余各轴段的直径；而轴的轴向尺寸（长度）确定，则考虑轴上零件的位置、配合长度、支承结构情况、动静件间的距离要求等因素，通常从与传动件的轴段开始，向两边展开。
哈工大机械原理大作业(连杆机构)
建立坐标系：以C为原点，水平方向为X轴，CA所在直线为Y轴建立直角坐标系（如图4）。
取曲柄1水平且位于A点右侧为初始时刻，设曲柄1角速度为w，由题意知w= =8.5π rad/s………………（1）
设曲柄1转角为θ，则B点坐标：
xB=ιABcosθ=ιABcoswt
yB=H1+ιABsinθ=H1+ιABsinwt………………（2）
form=1:length(t)-1
ddxF(m)=(dxF(m+1)-dxF(m))/0.0001;
end
ddxF(length(t))=ddxF(length(t)-1);
figure
plot(t,ddxF)
title('¼ÓËÙ¶ÈͼÏñ');
xlabel('t /s'),ylabel('v /(m/s^2)');
输出图像：
xE(m)=yE(m)/k(m);
xF(m)=xE(m)-(-H^2+lEF^2-yE(m)^2+2*yE(m)*H)^(1/2)+0.1142;
end
form=1:length(t)-1
dxF(m)=(xF(m+1)-xF(m))/0.0001;
end
dxF(length(t))=dxF(length(t)-1);
∵ιEF+ιCE>H且ιCE<H
∴E点始终在F点的右下方
∴xF<xE,所以x2舍去，只取xF=x1……………（8）
∴点F坐标为（xF，H）
当t=0时，可得F点初始位置坐标，不妨设为（xo,H）。
则F点位移（通过计算，t=0时，得xo=-0.1142）
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导轨参数如下表 部件 齿条 1 导轨 齿条 2 导轨 3.4 齿轮的支承 长 500 1000 40 60 宽 40 40 高
(mm)
根据惯例，齿轮必然要用到阶梯轴，由于小齿轮的直径比较小，所以应该加 工成齿轮轴，大齿轮照常加工即可。其支承方式为轴承。阶梯轴的具体尺寸见下 图，轴承所受的力以径向力为主，采用深沟球轴承。根据阶梯轴的尺寸，选择轴 承的型号为 6206（GB/T 276-1994）其安装轴径为 30mm。 校核过程较为复杂，粗略估算，余量非常大，故而略去。 安放轴承的支架可以采用铸铁铸造节约成本。
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《机械机构创新设计及应用》大作业
些小小的建议， 我希望老师在制作 PPT 时候能够加一些机构的实物的图片，这样 我们在上课时候就能更加直观的理解课堂的内容， 我很明显的感觉到， 上课时候， 如果某个机构后面有图片或者动画，我会很容易的就理解了它的工作原理，对于 一些复杂的机构，要是只有一张原理图，知识的消化和接受则要慢很多了。本门 课程是为数不多的没有实验的课程， 所以我希望老师以后能给适当在教学计划中 添加一些实验， 可以做一些机构的模型，就算是认识性实验我想对于学生学习课 堂知识都是非常有帮助的。
S1 r1 ' r2 ' ，上述关系式即为上齿条的位移 r1 '
则输出端齿条 2 的位移为 S 2 r2 ' S1
S2 与气缸位移（下齿条位移）S1 之间的关系。
2.2 机构部件的受力分析 齿轮-齿条间传递效率较高，经查阅资料，一般是 0.94-0.98，在本例中， 取传递效率 0.95 。 齿条 2 需产生不小于 1000N 的推力， 则在传动过程中， 双联齿轮所受转矩相同，
评语：
大作业一 成绩（10 分，占 10%） ： 大作业二 成绩（10 分，占 10%） ： 总成绩 （20 分， 占 20%） ：
教师签名：
年
月
日
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《机械机构创新设计及应用》大作业
题目一
设计题目 5——两个齿条机构串联组合的位移机构原理及结构设计 1 （2 人） 1 设计要求
1) 两个齿条串联的位移机构如图 1 所示
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《机械机构创新设计及应用》大作业
轨摩擦系数并不大， 而且本例中齿轮齿条运动速度都不快， 所以摩擦生热量很小， 故而其热特性良好。 采用好的制造和热处理工艺可以有效的减小它的内应力，获 得好的导向精度和支承刚度。 具体的导轨设计如下图所示，导轨是在齿条上方的，所以要采用一个如下图 所示的倒立的结构。导轨安放的支承架或者箱体可以用铸铁铸造而成。
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《机械机构创新设计及应用》大作业
Hale Waihona Puke 4.本次大作业的 catia 模型展示
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《机械机构创新设计及应用》大作业
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《机械机构创新设计及应用》大作业
5.大作业的感想以及课程感悟 4.1 大作业的感想 结合本次大作业的完成， 让我对于书本上的知识运用更加熟练，对于各种机 构有了更深的理解和认识， 在今后乃至参加工作后，我相信我能更好的运用本门 课程的知识。在本次大作业中，我用到了三维建模的软件，让自己对于这类软件 的运用更加熟练， 而为了确定齿轮齿条参数而查阅资料，复习了机械原理和机械 设计以及机械系统设计的知识， 可谓是获益良多。大作业是一个对于自身综合能 力的提升， 是一个对于本门课程知识的综合运用就我认为，能完成一个大作业更 加考验学生的统筹运用能力，从某种意义来讲，大作业比考试还要重要。 4.2 对于本门课程的建议 首先必须说刘老师是我见过的最负责任的专业课老师了，建立 QQ 群，和学 生互动答疑， 即使是考试过后还亲自联系学生通过电话指导我们做大作业，在大 学三年中，我头一次遇到，在此感谢老师的无私奉献。对于本门课程，我也有一
1、2-齿条
r1、r2—双联齿轮的节圆半径
S1、S2—位移量
图 1 两个齿条串联的位移机构原理图 说明：图 1 中，气缸活塞推动齿条 1 运动，双联齿轮位置不变 2) 齿条 2 需产生不小于 1000N 的推力 3) 运动的最大速度 0.1m/s 4) 往复运动行程±300mm
2 需完成工作
1) 论述其原理，给出上齿条（齿条 2）的位移 S2 与气缸位移为 S1 之间的关 系。 2) 给出大致的结构设计（必须给出齿条的支承、导向、齿轮的支承，气缸 不需要设计）
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《机械机构创新设计及应用》大作业
都可以用下式表示：
T1 T2 F2 r2 '
齿条 1 在水平方向上的受力（气缸的输出动力） ：
F1 T1 Fr' Fr' 2 22 2 2 2 r1 ' r1 ' r1 '0.95
2.3 机构的运动分析 输出的最大运动速度是 0.1m/s,则原动件齿条 1（气缸）的最大运动速度是：
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《机械机构创新设计及应用》大作业
1.该机构的工作原理及应用场合 1.1 结构分析 由结构简图分析可知， 这种两个齿条机构串联组合的位移机构由两个齿条及 其对应的导轨，节圆半径分别为 r1、r2的双联齿轮及其固定轴和一个气缸组合 而成。气缸是它的动力源，最终所需要的运动或者动力由上面的齿条 2 输出，所 以它属于执行件，而中间固定的齿轮则属于传动件。 该机构属于扩大位移机构， 细分的话属于齿轮齿条行程放大机构，通过双联 齿轮的节圆半径不同，可以实现位移的扩大或者缩小（本例子属于扩大）或者输 出力的扩大或缩小（本例属于缩小） ，以实现实际生产应用中对于位移和力的要 求。 如题目简图所示，本机构可以分解成两个齿轮-齿条构成的直线-回转和回转 -直线机构。气缸带动下面的齿条 1，齿条 1 又将运动和动力传给了双联齿轮， 双联齿轮又将运动和动力传给了齿条 2，显然，这是一种机构的演化，属于机构 的倒置。可见，机构的运用和定义是比较灵活多变的，不是那么死板。 1.2 应用场合 在机械的工作过程中，完成一个动作需要多方面的协调。比如，对于一些测 量仪表，要检测出微量位移，必须进行放大以提高识别精度。在这种情形下，还 需要以其他手段来增大位移量， 除了检测系统中需要将微量位移扩大以外，在机 械加工、装配、搬运、码垛等系统中同样需要利用适当的机构将原动机的位移进 行不同形式的变换和不同程度的扩大以实现其目的。 2.机构的运动动力分析 2.1 上齿条的位移 S2 与气缸位移（下齿条位移）S1 之间的关系。 假设气缸输入一个位移 S 1 ，则对于双联齿轮，两个齿轮的角位移都是相同 的，可以表示为：
v1 v2 r1 ' r' 0 .1 1 m / s r2 ' r2 '
2.4 机构的行程分析 输出的运动行程为 300mm。则输入行程为：
S1 S 2 r1 ' r' 300 1 mm r2 ' r2 '
3.结构设计 3.1 部件的材料和尺寸 3.1.1 输出齿条 2 选择齿条的长度为 700mm，略大于行程总长 600mm,模数选择 m=3，底面 与齿底的距离选择为 10mm。材料选择 45 号钢。其齿形采用直齿。 3.1.2 双联齿轮 根据齿条 2 的模数，拟定小齿轮的齿数 z1 17 ，分度圆直径为 51mm，齿轮 厚度 50mm。大齿轮的齿数 z 2 34 ，分度圆直径为 102mm，齿轮厚度 30mm。材料 选择 45 号钢，调制处理。则可以确定齿条 2 的宽度是 30mm。为了保证 3.1.3 齿条 1 其宽度为 45mm，底面与齿底的厚度为 10mm。由大小齿轮直径确定的传动比 而选择齿条 1 的长度为 250mm。材料为 45 钢。 3.2 强度校核略，此过程繁琐。 3.3 齿条的支承、导向 齿条输出的是平面上单自由度的运动，即一个方向上的水平运动。齿条的运 动必须保证平稳性和精确性， 不能有震动，在其他自由度上的平动或者在其他自 由度上的旋转都必须避免， 这样才能达到传动的精确性。结合这样的要求和齿条 本身的形状，我们可以选用直线滚动导轨，可以保证良好的静刚度和动特性，导
《机械机构创新设计及应用》大作业
（2014 年春季学期）
大作业一题目： 两个齿条机构串联组合的位移机构原理及结构设计 1 大作业二题目： 柔性铰链及其应用
姓 学 班 专
名 号 级 业
崔晓蒙 1110811005 1108110 班 机械设计制造及其自动化 2014.6.11
报告提交日期
哈尔滨工业大学机电工程学院
《机械机构创新设计及应用》大作业
大作业要求
1. 完成课堂布置的 2 道大作业题，拒绝雷同和抄袭，否则均为零分； 2. 大作业最好包含自己的体会等； 3. 大作业统一用该模板撰写，字数不限，表达清晰完整即可； 4. 正文格式：小四号字体，行距为 1.25 倍行距； 5. 用 A4 纸双面打印（节约用纸） ；左侧装订，1 枚钉； 6. 大作业需同时提交打印稿和电子文档予以存档，电子文档由班长 shanxiaobiao@； 收齐 （缺电子文档得零分） ， 统一发送至： 7. 此页不得删除。
图2 板梁型柔性铰链结构图
2.2.3球副型柔性铰链 从柔性铰链加工的角度来看， 球副型柔性铰链可以看成是转动副柔性铰链中 半圆切口绕着转动轴扫掠切除而成的结构，可以绕着三个轴转动，其运动形式类
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《机械机构创新设计及应用》大作业
1110811005 声明：自己编写，从未交流，如有雷同，不胜荣幸。 摘要：柔性铰链以其特殊的性能在精密机械、精密测量、微米技术和纳米技术等 领域得到广泛应用。通过对柔性铰链在支撑结构、联接结构、调整机构和测量仪 器中的应用, 以及柔性铰链与压电致动结合实现超精密位移和定位的典型例子, 对柔性铰链的应用作全面介绍。 总结柔性铰链及柔性铰链并联结构的概念、 类型、 特点的基础上，分析该领域国内外的最新动态及其关键技术。 关键词：柔性铰链，种类，特点，加工，应用 1.柔性铰链的发展 二十世纪六十年代前后， 由于航空航天技术的发展，对实现小范围内偏转的 支撑结构，不仅提出了高分辨率的要求，还要求结构上具有微小型化的要求。人 们在经过对各类型的弹性支撑实验探索后，逐步开发出体积小、无机械摩擦、无 间隙、 运动灵活的柔性铰链。柔性铰链机构利用了弹性材料微小变形及其自回复 的特性，消除了传动过程中的空程和机械擦，能获得超高的位移分辨率。随后， 柔性铰链被广泛的应用于陀螺仪、 加速度计、 精密天平、 导弹控制等仪器仪表中， 并获得了前所未有的高精度和稳定性。 2.柔性铰链的概念、种类、特点与选择 2.1柔性铰链的概念 在柔性铰链应用过程中， 一般可以描述为：在两部分刚体之间薄弱的柔顺机 构， 通常可以实现两端刚体之间相对微小的转动。对柔性铰链的定义最初还一定 程度上沿袭了铰链的概念， 即绕固定轴可实现一定量的转动，随着新型柔性铰链 不断的出现， 柔性铰链不仅仅限于实现绕单一轴线转动，柔性铰链的概念外沿已 经逐步扩大。 2.2 柔性铰链的种类 2.2.1圆弧型柔性铰链 对柔性铰链的研究最初集中于圆弧型柔性铰链，如图1所示。其基本的特征 是基体切去部分边缘为圆弧形， 这种柔性铰链的运动形式可以近似认为绕着固定 轴转动。 如果考虑区别切去部分边缘的形状，圆弧型柔性铰链又可以衍生出下面 几种转动柔性铰链：抛物线型柔性铰链、椭圆型柔性铰链、双曲线型柔性铰链，