半自動鉆床工作機構設計課件

1、課程名稱：機械原理設計題目：半自動鉆床工作機構設計 院 系：機械系 專 業(yè)：機械設計制造技術及其自動化 學 號： 姓 名： 西南交通大學 2015年 11 月 20 日機械原理設計任務書學生姓名 班級 學號設計題目： 半自動鉆床工作機構設計 一、設計題目簡介設計加工圖1所示工件12mm孔的半自動鉆床。進刀機構負責動力頭的升降，送料機構將被加工工件推入加工位置，并由定位機構使被加工工件可靠固定。圖1 加工工件二、  設計數據與要求方案號進料機構工作行程mm定位機構工作行程mm動力頭工作行程mm電動機轉速r/mm工作節(jié)拍（生產率）件/minD25201514002 三、

2、0; 設計任務1.半自動鉆床至少包括凸輪機構、齒輪機構在內的三種機構。2.設計傳動系統(tǒng)并確定其傳動比分配。3. 圖紙上畫出半自動鉆床的機構簡圖和運動循環(huán)圖。4.凸輪機構的設計計算。按各凸輪機構的工作要求，自選從動件的運動規(guī)律，確定基圓半徑，校核最大壓力角與最小曲率半徑。對盤狀凸輪要用電算法計算出理論廓線、實際廓線值。畫出從動件運動規(guī)律線圖及凸輪廓線圖。5. 確定電動機的功率與轉速；6. 用軟件（VB、MATLAB、ADAMS或SOLIDWORKS等均可）對執(zhí)行機構進行運動仿真，并畫出輸出機構的位移、速度、和加速度線圖。7. 編寫設計計算說明書，說明書應包括設計思路、計算及運動模型建立過程以及效

3、果分析等。8.在實驗室應用機構綜合實驗裝置驗證設計方案的可行性。四、設計提示1.鉆頭由動力頭驅動，設計者只需考慮動力頭的進刀（升降）運動。2. 除動力頭升降機構外，還需要設計送料機構、定位機構。各機構運動循環(huán)要求見表4。3. 可采用凸輪軸的方法分配協調各機構運動。表4 機構運動循環(huán)要求凸輪軸轉角10º20º30º45º60º75º90º105º270º300º360º送料快進休止快退休止定位休止快進休止快退休止進刀休止快進快進快退休止完成日期： 年 月 日 指導教師 五、設計工作原理5

4、.1機構的工作原理該系統(tǒng)由電機驅動，通過變速傳動將電機的1400r/min降到主軸的2r/min，與傳動軸相連的凸輪機構控制送料，定位，和進刀等工藝動作，通過齒輪傳動帶動齒條上下平穩(wěn)地運動，這樣動力頭也就能帶動刀具平穩(wěn)地上下移動從而保證了較高的加工質量，簡圖如下：六、功能分解圖，執(zhí)行機構動作6.1功能分解圖如下圖6.2執(zhí)行構件的選擇1.減速傳動功能選用經濟成本相對較低，結構簡單，傳動比大的特點，可滿足具有較大傳動比的工作要求，我們這里就采用皮帶輪來實現我設計的傳動。方案一（選用） 選用的裝置具有經濟、結構簡單的特點，由于電動機的轉速為1400r/min，而選用設計要求的主軸轉速為2r/min。

5、，通過變速傳動將電機的1400r/min降到主軸的2r/min，使得實現每秒2個工作節(jié)拍。方案二 用定軸輪系減速傳動。由于傳動比=輸入轉速1400/輸出轉速2=700傳動比過大，故用二級減速傳動。其中帶傳動起過載保護作用。此機構雖然可以是實現轉速的緩慢下降，但是結構復雜，成本高。2.送料功能由于我們設計的機構要有間歇往復的運動，有當凸輪由近休到遠休運動過程中，定位桿就阻止了工件滑動，當凸輪由遠休到近休運動過程中可通過兩側的彈簧實現定位機構的回位，等待送料，凸輪的循環(huán)運動完成了此功能。方案一（選用） 其較方案一結構簡單，但由于缺少杠桿，其完成快進、休止和快退的動作，如果行程較大，為達到壓力角要求

6、，要求凸輪基圓半徑較大，不利于遠距離的運動傳遞，使制造成本升高，機構笨重。 方案二 采用一個凸輪機構來完成送料機構的往復運動。通過凸輪機構和導桿滑塊實現送料時的快進、休止和快退的動作。由于采用了杠桿，故其能夠完成送料的較大傳動距離。3.定位功能方案一（選用） 結構簡單，但由于缺少杠桿，無法對工件施加較大的力。而且如果行程較大，為達到壓力角要求，要求凸輪基圓半徑較大，不利于遠距離的運動傳遞，使制造成本升高，機構笨重。方案二 通過凸輪機構實現定位夾緊時的休止、快進及夾緊和快退的動作。由于采用了杠桿，夾緊裝置可對工件施加較大的夾緊力保證完成定位夾緊的功能。4.進刀功能 采用凸輪的循環(huán)運動，推動滾子使

7、滾子擺動一個角度，在杠桿的另一端焊接一個圓弧齒輪，圓弧齒輪的擺動實現齒輪的轉動，齒輪的轉動再帶動動力頭的升降運動實現進刀。方案一 采用一個直動滾子從動件盤行凸輪機構并結合滑塊導桿傳遞齒輪齒條機構。進刀時，凸輪在推程階段運行，其通過機構傳遞帶動齒輪齒條嚙合，進而帶動動力頭完成鉆孔。導桿垂直移動的距離即為齒輪弧轉動的角度，且齒輪齒條傳動具有穩(wěn)定性。方案二（選用） 采用一個凸輪機構來傳遞齒輪齒條機構。其比方案一簡單，但由于沒有杠桿，所以不能傳動很大的范圍。七、執(zhí)行機構設計過程及尺寸計算1送料凸輪機構機構采用如下分析凸輪機構采用直動滾子端面柱體凸輪，且為力封閉凸輪機構，利用彈簧力來使?jié)L子與凸輪保持接觸

8、，實現進料功能。只要適當地設計出凸輪的輪廓曲線，就可以使推桿得我們所需要的運動規(guī)律，滿足加工要求，而且響應快速，機構簡單緊湊。具體設計如下:設計基圓半徑r0=40mm,凸輪轉角=0°-30°,送料機構快進,推桿行程h=25mm；凸輪轉角=30°-45°,送料機構休止,推桿行程h=0mm；凸輪轉角=45°-90°, 送料機構快退,推桿行程h=-25mm；凸輪轉角=90°-360°, 送料機構休止,推桿行程h=0mm；2.進刀機構的設計 (1).由進刀規(guī)律，我們設計了凸輪擺桿機構，又以齒輪齒條的嚙合來實現刀頭的上下運動

9、；(2).用凸輪擺桿機構和直齒條所構成的同一構件，凸輪擺桿從動件的擺動就可以實現齒條的上下擺動，從而實現要求；采用滾子盤行凸輪，且為力封閉凸輪機構，利用彈簧力來使?jié)L子與凸輪保持接觸.刀具的運動規(guī)律就與凸輪擺桿的運動規(guī)律一致；(3).弧形齒條所轉過的弧長即為刀頭所運動的的距離。具體設計步驟如下：1.根據進刀機構的工作循環(huán)規(guī)律,設計凸輪：基圓半徑r0=40mm；凸輪轉角=0-60°,刀具休止，推桿行程h=0mm；凸輪轉角=60°-270°，刀具快進，推桿行程h=15mm；凸輪轉角=270°-300°, 刀具快退，推桿行程h=-15mm； 凸輪轉角=

10、300°-360°刀具休止，推桿行程h=0mm2. 設計齒條齒輪,根據刀頭的行程和凸輪的擺角,設計出圓形齒輪的半徑r=60mm,模數m=1，齒數z=60，兩個齒條的模數m=1，齒數z=25，兩個齒條與齒輪嚙合。 齒輪材料：齒輪采用45號鋼，軟齒面，齒輪調制處理。齒面硬度：為217-255HBW,平均硬度為236HBW；齒輪強度極限為650MPa，齒輪的屈服極限為360MPa；齒輪齒面平均硬度差為46HBW，在30-50HBW范圍內。齒條正火處理，齒面硬度為162-217HBW，平均硬度為190HBW。按GB/T100951998，均選擇8級精度。 （1）齒面接觸疲勞強度計算

11、因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度設計齒輪傳動： 齒輪傳遞的轉矩： 設計時，因v值未知，K不能確定，初取； 由機械設計中表10-7取齒寬系數； 表10-5查得彈性系數 ； 圖10-20選取區(qū)域系數； 式10-9計算接觸疲勞強度用重合度系數 齒條,齒輪 （2）計算接觸疲勞許用應力 由圖10-25d得接觸疲勞極限應力=600MPa =550MPa ; 式10-15計算應力循環(huán)次數： 圖10-23查取接觸疲勞壽命系數 , 取安全系數S=1， , ?。?初算齒輪的分度圓直徑，得 =59.86mm<60mm 所以齒面接觸疲勞強度滿足要求。（3）齒根彎曲疲勞強度校核 選=1.55 m=1 由

12、機械設計中式10-5計算彎曲疲勞強度用重合度系數 由機械設計中圖10-17查得齒形系數,由機械設計中圖10-18查得應力修正系數 ， 由機械設計中圖10-24c查得彎曲疲勞極限，齒輪，齒條由機械設計中圖10-22查得得彎曲疲勞壽命系數:.,取彎曲疲勞安全系數 S=1.25 (1%失效概率) 因為, 所以齒根齒根彎曲疲勞強度滿足要求。 3.定位凸輪推桿機構的設計：凸輪機構采用直動滾子盤行凸輪，且為力封閉凸輪機構，利用彈簧力來使?jié)L子與凸輪保持接觸，實現定位功能。只要適當地設計出凸輪的輪廓曲線，就可以使推桿得我們所需要的運動規(guī)律，滿足加工要求，而且響應快速，機構簡單緊湊。具體設計如下:設計基圓半徑r

13、0=40mm；凸輪轉角=0°-10°,定位機構休止,推桿行程h=0mm；凸輪轉角=10°-30°,定位機構快進,推桿行程h=20mm；凸輪轉角=30°-50°,定位機構休止,推桿行程h=0mm；凸輪轉角=50°-90°,定位機構快退,推桿行程h=-20mm；凸輪轉角=90°-360 ,定位機構休止，推桿行程h=0mm。（定位機構與凸輪的進退是相反的）4皮帶輪的計算: 皮帶輪參數名稱皮帶輪1皮帶輪2皮帶輪3半徑（mm）101050半徑（mm）25028050齒輪參數模數（mm）壓力角（°）齒數（個

14、）直徑（mm）直齒輪1206060錐齒輪32024725. 軸的強度計算以及軸承的選擇1.因為這個主軸是以轉矩為主的傳動軸，所以我采用按扭轉強度計算的方對軸的強度進行計算。選擇軸的材料為45號鋼，調質處理，硬度217255HBS。由表查得許用應力=59MPa。電動機數據 Y80S-4 額定功率P=1.1KW 滿載n=1400r/minT 軸傳遞的轉矩(Nmm)； 軸的抗扭截面系數(mm3) 由于我采用的是實心軸P 軸傳遞的功率(kW)； n 軸的轉速(r/min)；T 許用切應力(MPa)d=8.6*1.03=19mm d取20mm當截面上有鍵槽時，可按圓軸計算，并適當增大軸徑。對于直徑小于100的軸，單鍵增大57%，雙鍵增大1015%；對于直徑大于100的軸，單鍵增大3%，雙鍵增大7%。2.滾動軸承的優(yōu)勢 摩擦阻尼小(相對于非液體摩擦滑動軸承)，啟動靈活； 可同時承受徑向和軸向載荷，簡化了支承結構； 徑向間隙小，還