西南大學機械原理課程設計尾號5

1、西南大學工程技術學院課程設計(論文)機械原理課程設計(論文) 題目: 牛頭刨床的機械設計說明書 學生姓名 專 業(yè)_ 學 號_ 班 級_ 指導教師 成 績_ 工程技術學院2015年 7月目 錄1. 引言 2. 機構的選型 2.1 主執(zhí)行機構的選型 2.2 輔助執(zhí)行機構的選型 3. 原動機的選用 4. 擬定傳動系統(tǒng)方案 傳動系統(tǒng)的選擇與設計 5. 繪制系統(tǒng)工作循環(huán)圖 6. 機構尺度參數(shù)確定 7. 靜力分析和初定各構件的質量參數(shù) 8. 主執(zhí)行機構的運動分析 9. 主執(zhí)行機構的動態(tài)靜力分析 主執(zhí)行機構的動態(tài)靜力分析圖解法 10. 凸輪的設計 參考文獻 671.引言機械是人類完成各種設想的執(zhí)行者,沒有機

2、械的幫助,人類的種種美好設想都只能停留在腦海中。因此，人類創(chuàng)造了各種各樣的機械。機械創(chuàng)造過程就是機械的設計過程。牛頭刨床簡介 牛頭刨床是加工中小尺寸的平面或直槽的金屬切削機床，用于單件或小批量生產(chǎn)。為了適用不同材料和不同尺寸工件的粗、精加工，要求主執(zhí)行構件刨刀能以數(shù)種不同速度、不同行程和不同起始位置作水平往復直線移動，且切削時刨刀的移動速度低于空行程速度，即刨刀具有急回現(xiàn)象。刨刀可隨小刀架作不同進給量的垂直進給；安裝工件的工作臺（執(zhí)行構件之二）應具有不同進給量的橫向進給，以完成平面的加工，工作臺還應具有升降功能，以適應不同高度的工件加工。設計條件與要求 1）刨刀每分鐘往復移動的次數(shù)可調(diào)，最小的

3、每分種往復移動次數(shù)為15次（第一檔），最大為80次（第六檔），共六檔，相鄰兩檔每分種往復移動次數(shù)之比理論上應相等； 2）刨刀的行程H=150650mm，可用人工無級調(diào)整； 3）刨刀在一定范圍內(nèi)可隨小刀架實現(xiàn)手動無級垂直進給； 4）刨刀往復運動的起始位置，在一定范圍內(nèi)可用人工無級調(diào)整； 5）工作臺自動實現(xiàn)橫向進給，且進給量可由人工無級調(diào)整； 6）為了提高生產(chǎn)效率，要求刨刀的往復切削運動具有急回特性。當刨刀取最常用行程（400450mm）時，其行程速比系數(shù)K控制為1.42.0；7）第四檔時，刨刀的行程H為400450mm，刨刀的切削力不超過4200N，刨刀的切入、切出空行程均為5%H；8）許用速度

4、不均勻系數(shù)d=0.05。9）工作行程，切削平穩(wěn)（刨刀切削速度盡可能近似為常數(shù)）。2機構的選型 機構選型的任務是選擇主執(zhí)行機構、輔助主執(zhí)行機構（進刀機構、調(diào)節(jié)機構、送料機構等）的類型。 2.1主執(zhí)行機構的選型牛頭刨床的刨刀機構為主執(zhí)行機構，它是實現(xiàn)往復移動輸出的機構。DS5A24B31EC5615050250S3(導桿中點）圖1設計對象 紐頭刨床是一個復雜的系統(tǒng)，需要結合課程設計的特點，將設計對象進行簡化。如圖1所示，課程設計要求對實現(xiàn)刨刀往復運動的主執(zhí)行機構（由連桿機構組成）和驅動工作臺實現(xiàn)間歇移動的執(zhí)行機構（由凸輪機構組成）進行運動學尺度設計和運動學、動力學性能分析。圖中給出了切削力作用點、

5、導桿質心S3、滑塊質心S5相對于鉸鏈E的位置?？晒┻x擇的主執(zhí)行機構方案如圖2所示。 方案1 方案2 方案3 方案4 方案5 方案6圖2主執(zhí)行機構參考方案由圖1可知主執(zhí)行機構是將轉動形式轉換為往復移動形式的機構，選用“連桿機構”。圖中的6個方案都是自由度與原動件都為1，以曲柄為機構的原動件，所以它們都有確定的運動規(guī)律。方案一、1）、通過曲柄帶動導桿機構和滑塊機構使刨刀往復移動，實現(xiàn)切削功能，能滿足功能要求；2）、工作性能，工作行程中，刨刀速度較慢，變化平緩符合切削需要，擺動導桿機構使其具有急回特性，可滿足行程速比系數(shù)K的要求；3）、傳遞性能，機構傳動角恒為90º，傳動性能好，能承受較大

6、的載荷，機構運動鏈較長，傳動間隙較大；4）、動力性能，傳動平穩(wěn)，沖擊震動較?。?）、結構和理性，結構簡單合理，尺寸和質量也較小，制造和維修也較容易；6）、經(jīng)濟性，無特殊工藝和設備要求，成本較低。綜上說述，所以選擇方案1。2.2 輔助執(zhí)行元件的選型輔助執(zhí)行元件是指控制工件運動的機構（如工作臺的進給機構）和調(diào)節(jié)機構（如行程調(diào)節(jié)機構和位置機構） 1.2.1 控制工件運動的輔助執(zhí)行機構的選型 課程設計中控制工件運動的機構所需要滿足的動作要求是間歇移動，滿足此運動要求的機構類型有：棘輪齒條機構、摩擦傳動機構、從動件作間歇往復運動的凸輪機構、反凸輪機構、螺旋機構等等。我們常采用棘輪齒條機構，及扇形齒輪齒條

7、機構。我們要實現(xiàn)的運動為：轉動間歇移動 分別有以下幾種方案：a. 槽輪機構：運動沖擊較大，不適用于牛頭刨床中b. 凸輪間歇機構：由于凸輪的槽數(shù)有限，對于機構空間占用上有限影響較大，則排除之。c. 不完全齒輪機構：設計相對復雜，并且難以控制進給與空行程的配合過渡。 d. 我們采取先把轉動擺動的運動變化，再由擺動間歇轉動，再連接螺旋機構實現(xiàn)間歇轉動間歇移動的運動變化。運動的示意圖如下圖1我們把中間的扇形傳動機構改為用桿件代替，這樣有利于減少機器的成本費用。示意圖如下圖2： 圖1 圖2 1.2.2 調(diào)節(jié)機構的選型行程調(diào)節(jié)：行程調(diào)節(jié)機構是完成“執(zhí)行機構行程能在一定范圍內(nèi)人工無級調(diào)整”這一功能的機構。我

8、們的備選方案有：a. 用螺旋機構調(diào)節(jié)曲柄的長度的機構b. 齒輪齒條調(diào)節(jié)偏心距機構，如下圖 我們采用了方案b，原因是此方案便于操作，并且以實現(xiàn)微調(diào)。3. 原動機的選用圖3.1給出了各種原動機的類型。課程設計中的原動機是交流異步電動機。原動件運動形式往復直線往復擺動連續(xù)回轉油缸氣缸直線電機液壓馬達氣動馬達內(nèi)燃機液壓馬達氣動馬達電動機汽油機柴油機燃氣輪機交流異步電動機直流電動機交流變頻變速電動機伺服電動機步進電動機力矩電動機 根據(jù)輸出功率、效率確定電動機的型號則效率= 0.990.950.940.980.90.75=0.5851-軸承的傳動效率為0.99減速器傳動效率為0.95V帶傳動效率為0.94

9、4-齒輪的傳動效率為0.985-帶的傳動效率為0.9 主執(zhí)行機構的效率取為0.75 根據(jù)設計要求刨刀行程為380mm時，刨刀的切削力不超過4100N，最大速度為0.7519m/s那么電動機所需的功率至少為： P=F /=4.1*0.7519/0.585=5.27KW，故選Pe=5.5kw，ne=1440r/min，其型號為：Y132S-44.擬定傳動系統(tǒng)方案 傳動系統(tǒng)的選擇與設計傳動過程為：電動機軸彈性聯(lián)軸器V帶傳動第一級圓柱齒輪減速器軸承第二級圓柱齒輪軸承主執(zhí)行機構。圖形如下；確定傳動比原動機選定后，根據(jù)原動機的額定轉速和工作軸的轉速即可確定傳動裝置的總傳動比： 根據(jù)總傳動比按各級傳動進行分

10、配：. 式中，為各級傳動的傳動比。1）在V帶齒輪傳動裝置中，一般應使<，以使整個傳動裝置的尺寸較小，結構緊湊。如果太大就有可能使大輪的半徑R大于減速器的中心高H，從而造成安裝上的困難。2） 對于兩級圓柱齒輪減速器，為使兩對齒輪的齒寬面承載能力大致相等（假定兩對齒輪的配對材料和齒寬系數(shù)均相同），以獲得最小的外形尺寸，應取高速級傳動比為 =3） 對于同軸線式兩級圓柱齒輪減速器，為了提高高速級齒輪的承載能力，并照顧到各級齒輪的潤滑條件，可取而分別為減速器的低速級和高速級的齒寬系數(shù)）。，b、a分別為齒寬和中心距。4） 為了使兩個大齒輪的浸油深度大致相等，以利潤滑，對于展開式和分流式圓柱齒輪減速器

11、通常取=（1.21.3）*。 綜上所述 =28.8 =4 =3 =2.4 =ne/n=28.8,選帶傳動的傳動比=4,其基本直徑d1=140mm，d2=560mm（根據(jù)功率及傳動比） 第一級齒輪傳動的傳動比=4,其齒數(shù)Z1=20，Z2=80，模數(shù)m=4，直徑D1=80mm，D2=320mm=>第二級齒輪傳動比=1.8，其齒數(shù)Z3=60，Z4=108，模數(shù)m=4，直徑D3=260mm，D4=468mm。5繪制系統(tǒng)工作循環(huán)圖由凸輪設計可得主執(zhí)行機構和進給機構的相對運動關系應該滿足當刨刀在工作行程時不進給，在刨刀回程時進給。系統(tǒng)工作循環(huán)圖如下： 牛頭刨床直線式運動循環(huán)圖 圓環(huán)式運動循環(huán)圖繪制的

12、步驟如下； 圓環(huán)式運動循環(huán)圖 1） 選擇標定構件。由于兩執(zhí)行構件的工作循環(huán)的周期是相同的，即在導桿機構的曲柄（圖1）旋轉360º的時間內(nèi)完成一個工作循環(huán)。并且導桿機構的曲柄1即使切削運動執(zhí)行機構的原動件又是工作臺進給組合部分的運動源頭，故選擇曲柄1作標定構件，顯然是恰當?shù)摹?） 作一圓環(huán)表示曲柄1在一個工作循環(huán)中的轉角，根據(jù)導桿機構的行程速比系數(shù)K，求出其極位夾角，從而可將圓環(huán)分為兩部分；圓環(huán)的上半部分的圓心角為180º+，對應刨刀工作時曲柄1的轉角；下半部分表示刨刀空回行程時曲柄1的轉角。3） 在前述圓環(huán)之外再畫一圓環(huán)，表示進給運動組合部分中，曲柄搖桿機構的曲柄在一個工作

13、循環(huán)中的轉角。以內(nèi)環(huán)中所表示的刨頭運動規(guī)律為基準，并在外環(huán)中合理地安排好工作臺停動時間所對應的曲柄的轉角位置，那么，由此二圓環(huán)所組成的循環(huán)圖和形象、準確地表示出設計者對二執(zhí)行構件間運動協(xié)調(diào)配合的要求。 依據(jù)上述運動循環(huán)圖就能比較容易地設計出兩曲柄在兩連接齒輪上的相對位置，以及為保證工作臺能正確運動的曲柄搖桿機構、棘輪機構、螺旋機構等的運動簡圖參數(shù)。所以，傳動系統(tǒng)的運動循環(huán)圖是對系統(tǒng)進行進一步的運動設計，控制系統(tǒng)設計，以及設備的安裝，調(diào)試等工作的重要依據(jù)。6.機構尺度參數(shù)確定6.1主執(zhí)行機構尺度綜合設計任務書中的設計條件與要求中規(guī)定刨刀取最常用行程H為400mm500mm時機構的行程速比系數(shù)K控

14、制為1.4-1.5，這個K和H對應關系并非必須嚴格遵守不得有誤，它只是說明具有這種關系的機構在理論上及實踐中都曾有良好的性能。本次設計的牛頭刨床按K=1.53，H=380mm進行尺度綜合。牛頭刨床選用的主執(zhí)行機構如圖（6-1）所示， 其中機架的長度AC取定為=370mm；DE桿的長度取為=0.3。其他尺寸有行程速比系數(shù)和壓力角確定，計算過程如下：a) 由K=1.53計算極位夾角 b) 由行程H和極位夾角求c) LCD=588.07cmd) 由=370mm和極位夾角計算曲柄長119.54cmLDE=176.42cm題號5 主執(zhí)行機構曲柄轉速n150進給機構從動件最大擺角y15°機架LA

15、C370凸輪從動件桿長(mm)123刨刀行程H380推程許用壓力角a推程40º行程速比系數(shù)K1.53連桿與導桿之比LDE/LCD0.30回程許用壓力角a回程50º工作阻力F(N)4100導桿質量m3(kg)22滾子半徑rr(mm15導桿轉動慣量JS3(kgm2)1.2刀具半徑rc(mm)0.08滑塊質量m5(kg)800.05H0.05HHSFmaxF圖6-2刨刀阻力曲線刨刀阻力曲線如圖6-2所示。刨刀在切入、退出工件時均有0.05H的空載行程。7. 靜力分析和初定各構件的質量參數(shù) 機構各構件的家質量參數(shù)取決于構件的結構尺寸，構件的結構尺寸取決于機構的真實受力情況又取決于機

16、構各構件的質量參數(shù)，這是一個循環(huán)過程。當機構各構件的質量參數(shù)均為0時，動態(tài)靜力分析就變成了靜力分析。8. 主執(zhí)行機構的運動分析通過用圖解法(見A1圖）對主執(zhí)行機構的E點進行運動分析，但要先對D點和B點進行分析，我選取了當=240°時，對其進行分析。a） 速度分析 =0.005（m/s）/mm以知m/s() = + 方向 CD AB CD大小 ？ 0.639 ？利用速度圖解法，畫出點的速度所以=0.487m/s =1.784rad/s利用速度影響法得 =1.049 = + 方向 ：水平 CD ED大?。?？ 1.094 ？ 由圖解法，如圖得=0.982=0.196m/s =1.11ra

17、d/s b）加速度分析 =0.05(m/)/mm 由條件得 =3.284m/ =+ =+ =/ =1.98m/ 由速度分析得 = =0.426m/s =2=1.52m/ = + = + + 大小 ？ 1.98 3.284 ？ 1.52方向 BC BC B BCBC 由加速度圖解法得：4.115m/ 3.575m/ =13.095rad/ 用加速度影像得8.936m/ =0.218m/大小 ？ 8.936 0.218 ？方向水平ED 由圖加速度圖解法得=8.05m/ =2.985m/ =/=16.9rad/9. 主執(zhí)行機構的動態(tài)靜力分析 主執(zhí)行機構的動態(tài)靜力分析圖解法當曲柄從右水平位置轉過240

18、度時，以曲柄為原動件，化分基本桿組：滑塊5和構件4組成一基本二級組，桿件3和滑塊2組成另一基本二級組。各基本桿組：a) 對于構件4,5組成的級組，構件3對4有力（分解成，）機架6對5的正壓力力矩，構件4,5之間存在力，構件5的自重G，慣性力，對4、5由=0得，=0，=0 對4、5 F= + + + =0 =644N 大小 ？ ？ G=g=784N 方向 ED 豎直 水平向左 豎直力的矢量圖 =20N/mm = 840.3N =646.5N對4，=+=0 得 =646.5N 對5，=+=0 得 =646.5N對于2、3組成的級組，構件3有4對它的反力=，機架對構件3 的力曲柄1對2 的力，2對3的力為正壓力垂直3 ，力矩為。構件3上的慣性力和慣性力矩 = （s為桿件3的質點）由速度矢量圖得=4.375 =96.25 方向與相反 =15.714 方向