牛头刨床的设计 (2).docx

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1、目录一、 前言1、 机械原理课程设计的目的2、 机械原理课程设计的任务3、 机械原理课程设计的方法4、 机械原理课程设计的基本要求二、机构简介1、机构简介三、设计内容1、导杆机构的运动分析2、导杆机构的动态静力分析3、凸轮机构设计4、齿轮机构的设计一、前言1机械原理课程设计的目的：机械原理课程设计是高等工业学校机械类学生第一次全面的机械运动学和动力学分析与设计的训练，是本课程的一个重要教学环节。起目的在于进一步加深学生所学的理论知识，培养学生的独立解决有关课程实际问题的能力，使学生对于机械运动学和动力学的分析和设计有一个比较完整的概念，具备计算，和使用科技资料的能力。在次基础上，初步掌握电算程

2、序的编制，并能使用电子计算机来解决工程技术问题。2机械原理课程设计的任务：机械原理课程设计的任务是对机器的主题机构进行运动分析。动态静力分析，并根据给定的机器的工作要求，在次基础上设计；或对各个机构进行运动设计。要求根据设计任务，绘制必要的图纸，编制计算程序和编写说明书等。 3机械原理课程设计的方法：机械原理课程设计的方法大致可分为图解法和解析法两种。图解法几何概念比较清晰、直观；解析法精度较高，所以我采用的是图解法进行分析。 4机械原理课程设计的基本要求：1 作机构的运动简图，再作机构两个位置的速度，加速度图，列矢量运动方程；2作机构两位置之一的动态静力分析，列力矢量方程，再作力的矢量图；3

3、.用描点法作机构的位移，速度，加速度与时间的曲线。二、机构简介 牛头刨床是一种用于平面切削加工的机床。电动机经皮带和齿轮传动，带动曲柄2和固结在其上的凸轮8。刨床工作时,由导杆机构2-3-4-5-6带动刨头6和刨刀7作往复运动。刨头右行时，刨刀进行切削，称工作行程，此时要求速度较低并且均匀，以减少电动机容量和提高切削质量；刨头左行时，刨刀不切削，称空回行程，此时要求速度较高，以提高生产率。为此刨床采用有急回作用的导杆机构。刨刀每次削完一次，利用空回行程的时间，凸轮8通过四杆机构1-9-10-11与棘轮带动螺旋机构，使工作台连同工件作一次进给运动，以便刨刀继续切削。刨头在工作行程中，受到很大的切

4、削阻力，而空回行程中则没有切削阻力。因此刨头在整个运动循环中，受力变化是很大的，这就影响了主轴的匀速运转，故需安装飞轮来减少主轴的速度波动，以提高切削质量和减少电动机容量。三、 设计内容1导杆机构运动分析选择表1-1中方案II设计数据如下设计内容导 杆 机 构 的 运 动 分 析导杆机构的动态静力分析符号n2L0204L02AL04BLBCL04S4XS6YS6G4G6PYPJS4单位r/minmmNmmkgm2 方案64350905800.3L04B0.5L04B200502208009000801.2 图1-2未知量方程 VA4 A4=A3+A4A3大小 ? ?方向 O4A O2A O4B

5、VC C5=B5+C5B5大小 ? ?方向 XX O4B BCaA aA4 = + aA4= aA3n + aA4A3K + aA4A3r大小: 42lO4A ? 24A4 A3 ?方向：BA O4B AO2 O4B（向左） O4B（沿导路）acac5= aB5+ ac5B5n+ a c5B5大小 ? ?方向 XX CB BC曲柄位置“1”速度分析，加速度分析（列矢量方程，画速度图，加速度图）a取曲柄位置“1”进行速度分析。因构件2和3在A处的转动副相连，故VA2=VA3，其大小等于2lO2A，方向垂直于O2 A线，指向与2一致。 2=2n2/60 rad/s=6.7020643264rad/

6、sA3=A2=2lO2A=6.702064213*0.09m/s=0.603185789m/s（O2A）取构件3和4的重合点A进行速度分析。列速度矢量方程，得 A4=A3+A4A3大小 ? ?方向 O4A O2A O4B取速度极点P，速度比例尺v=0.005 (m/s)/mm ,作速度多边形如图1-2 则由图1-2知， A4=v= 0m/s A4A3=v=0m/s由速度影像定理求得，B5=B4=A4O4B/ O4A=0m/s又 4=A4/ lO4A=0rad/s取5构件作为研究对象，列速度矢量方程，得 C5=B5+C5B5大小 ? ?方向 XX O4B BC取速度极点P，速度比例尺v=0.01

7、(m/s)/mm, 则由图1-2知， C5= v=0m/s C5B5=v=0m/s CB=C5B5/lCB=0 rad/sb.加速度分析：取曲柄位置“1”进行加速度分析。因构件2和3在A点处的转动副相连，故=,其大小等于22lO2A,方向由A指向O2。2=6.7020643264rad/s, =22LO2A=6.702064326420.09 m/s2=4.04258996116m/s2 取3、4构件重合点A为研究对象，列加速度矢量方程得： aA4 = + aA4= aA3n + aA4A3K + aA4A3r大小: ? 42lO4A ? 24A4 A3 ?方向： ? BA O4B AO2 O

8、4B O4B 取5构件为研究对象,列加速度矢量方程,得ac5= aB5+ ac5B5n+ a c5B5大小 ? w52 Lbc ?方向 XX cb BC取加速度极点为P,加速度比例尺a=0.05（m/s2）/mm,作加速度多边形如图1-3所示.则由图1-3知, C5B5=v=0m/s w5 =CB=C5B5/lCB=0 rad/s=0 m/s2 aA4A3K =0 m/s2aA4 =4.042589961168314 m/s2,用加速度影象法求得aB5 = aB4 = aA4* O4B/ O4A=6.932257312225 m/s2所以ac=0.01(pc)=6.5990882824m/s2

9、5号位置速度图：如图 由图解得：Vc=0.6258608591m/s5杆加速度图：如图由图解的：aC=3.7140764218m/s2求刨头的位移，速度和加速度曲线 位移与时间，速度与时间，加速度与时间曲线。 图1-12由以上三条曲线，位移与时间，速度与施加，加速度与时间曲线，可以看出牛头刨床的运行过程，c点的运动情况。二导杆机构的动静力分析：首先按杆组分解实力体，用力多边形法决定各运动副中的作用反力和加于曲柄上的平衡力矩。参考图1-3，将其分解为5-6杆组示力体，3-4杆组示力体和曲柄。5-6杆组示力体共受五个力，分别为P、G6、Fi6、R16、R45, 其中R45和R16 方向已知，大小未

10、知，切削力P沿X轴方向，指向刀架，重力G6和支座反力F16 均垂直于质心， R45沿杆方向由C指向B，惯性力Fi6大小可由运动分析求得，方向水平向左。选取比例尺= (100N)/mm，作力的多边形。取5号位置为研究对象：已知P=9000N，G6=800N，又ac=ac5=3.7140764218m/s2,那么我们可以计算FI6=- G6/gac =-800/103.7140764218=-297.1261137N 又F=P + G6 + FI6 + F45 + FRI6=0，方向 /x轴 BC 大小 9000 800 ？ ？作为多边行如图所示图1-7力多边形可得： F45=8634.49503

11、048N N=950.05283516 N在图1-6中，对c点取距，有 MC=-PyP-G6XS6+ FR16x-FI6yS6=0 代入数据得x=1.11907557m 分离3,4构件进行运动静力分析，杆组力体图如图1-8所示，2.1.2对3-4杆组示力体分析u=4N/mm已知： F54=-F45=8634.49503048N，G4=220NaB4=aA4 lO4S4/lO4A=2.2610419m/s2 , S4=4=7.79669621rad/s2 由此可得： FI4=-G4/gaS4 =-220/102.2610419N=-49.7429218N MS4=-JS4aS4=-9.35603

12、545 在图1-8中，对O4点取矩得：MO4= Ms4 + FI4x4 + F23x23+ F54x54 + G4x4 = 0代入数据， 得MO4=-9.35603545-49.74292180.29+F230.41859878959+8634.495030480.57421702805+2200.04401216867=0 故F23=11810.773N Fx + Fy + G4 + FI4 + F23 + F54 = 0方向： ？ ？ M4o4 大小： O4B 由图解得：Fx=2991.6124744N Fy=1414.4052384N 方向竖直向下2.1.3 对曲柄分析，共受2个力，分别

13、为R32,R12和一个力偶M，由于滑块3为二力杆，所以R32= R34，方向相反，因为曲柄2只受两个力和一个力偶，所以FR12与FR32等大反力，由此可以求得: h2=72.65303694mm,则，对曲柄列平行方程有，MO2=M-F32h2=0 即M=0.07265303694*11810.773=0， 即M=858.088527NM三凸轮机构设计 1、已知条件、要求及设计数据1、已知：摆杆为等加速等减速运动规律，其推程运动角，远休止角s，回程运动角，如图8所示，摆杆长度lO9D，最大摆角max，许用压力角（见下表）；凸轮与曲柄共轴。2、要求：确定凸轮机构的基本尺寸，选取滚子半径T，画出凸轮

14、实际廓线。3、设计数据：设计内容符号数据单位凸轮机构设计max15lOqD135mm3870S10 70r045mmlO2O9150mm2、设计过程选取比例尺，作图l=1mm/mm。1、取任意一点O2为圆心，以作r0=45mm基圆；2、再以O2为圆心，以lO2O9/l=150mm为半径作转轴圆；3、在转轴圆上O2右下方任取一点O9;4、以O9为圆心，以lOqD/l=135mm为半径画弧与基圆交于D点。O9D即为摆动从动件推程起始位置，再以逆时针方向旋转并在转轴圆上分别画出推程、远休、回程、近休，这四个阶段。再以11.6对推程段等分、11.6对回程段等分（对应的角位移如下表所示），并用A进行标记

15、，于是得到了转轴圆山的一系列的点，这些点即为摆杆再反转过程中依次占据的点，然后以各个位置为起始位置，把摆杆的相应位置画出来，这样就得到了凸轮理论廓线上的一系列点的位置，再用光滑曲线把各个点连接起来即可得到凸轮的外轮廓。5、凸轮曲线上最小曲率半径的确定及滚子半径的选择 （1）用图解法确定凸轮理论廓线上的最小曲率半径：先用目测法估计凸轮理论廓线上的的大致位置（可记为A点）；以A点位圆心，任选较小的半径r作圆交于廓线上的B、C点；分别以B、C为圆心，以同样的半径r画圆，三个小圆分别交于D、E、F、G四个点处，如下图9所示；过D、E两点作直线，再过F、G两点作直线，两直线交于O点，则O点近似为凸轮廓线

16、上A点的曲率中心，曲率半径；此次设计中，凸轮理论廓线的最小曲率半径15 。图9 （2）凸轮滚子半径的选择（rT）凸轮滚子半径的确定可从两个方向考虑：几何因素应保证凸轮在各个点车的实际轮廓曲率半径不小于 15mm。对于凸轮的凸曲线处，对于凸轮的凹轮廓线（这种情况可以不用考虑，因为它不会发生失真现象）；这次设计的轮廓曲线上，最小的理论曲率半径所在之处恰为凸轮上的凸曲线，则应用公式：；力学因素滚子的尺寸还受到其强度、结构的限制，不能做的太小，通常取及。综合这两方面的考虑，选择滚子半径为rT=15mm。得到凸轮实际廓线，如图10所示。 图10四齿轮机构设计4、 齿轮机构的设计 已知电动机、曲柄的转速n

17、o、n2,皮带轮直径do5、do3,某些齿轮的齿数z，模数m，分度圆压力角；齿轮为正常齿制，工作情况为开式传动。 要求计算齿轮z2的齿数，选择齿轮副z1 - z2的变位系数，计算这对齿轮的各部分尺寸，用2号图纸绘制齿轮传动的啮合图。 首先根据已知的条件求出z2的齿数。io2= no/n2 =z1*z2 /z1*zoz1 得出：z2 =39。 对小齿轮实行正变位，对大齿轮实行负变位，且是等变位，经计算并分析后取变位系数X1=-X2=0.3 再根据齿轮各部分尺寸相关计算公式得到齿轮的基本参数如下：d1 = m*Z1=6*1378mmd2 = m*Z2=6*39=234mmrb1 = r1 * co

18、s20 =36.64mmrb2 = r2 * cos20 =109.9mmha1 =(h*a+x)m12 =(1+0.3)*6=7.8mmha2 =(h*a-x)m12 =(1-0.3)*6=4.2mmhf1 =( h*a+c*-x)m12 =(1+0.25-0.3)*6=5.7mmhf2 =( h*a+c*+x)m12 =(1+0.25+0.3)*6=9.3mmra1 = r1+ha1=39+7.8=46.8mmra2 = r2+ha2=117+4.2=121.2mmrf1 = r1-hf1 =39-5.7=33.3mmrf2 = r2-hf2=117-9.3=107.7mms1 = e2 = m/2+2mxtan20=10.7mms2 = e1 = m/2+2m(-x)tan20=8.11mm.忽略此处. 21 / 21