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文档简介

1、目录一、 牛头刨床机构运动7二、 原始设计数据8三、 机械原理课程设计任务书雨设计指导1四、 电机至大齿轮6之间的减速传都系统设计8五、 主机构(即摆动导杆机构)的设计9六、 凸轮机构的设计11七、 棘轮机构的设计15八、 连杆机构的设计16九、 解析法分析计算滑轮8的速度和加速度17十、 参考资料20十一、 设计总结21十二、 附图(A2一张,A3两张)22二、牛头刨床机构运动电机 带轮 齿轮如结构图所示:图中1、2为带轮,1与电机固定,、为传动齿轮,BC为曲柄(与齿轮6固结),CD为滑块、7为摆杆AD,8、9为带刀架之滑枕,10为盘型凸轮(与齿轮6固结),电动机经带传动将运动和动力传至齿轮

2、,驱动齿轮和曲柄转动;曲柄回转经滑块C带动摆杆7,再经过滑块D带动滑枕8,使刀架往复移动完成刨削运动。另外,盘型凸轮10与曲柄同时转动,推动带有滚子的摆杆11经四杆机构拨动棘轮14转动,而棘轮与进给丝杠15相连,通过螺母推动工作台(6完成自动进给运动)。三、原图设计数据速度(次/分)63电机转速1440行程(H)300小齿轮数18行程速比系数(K)1.27经给量(6级)0.18-1.08凸轮机构从动件运动规律余弦加速度运动规律四、电机至大齿轮6之间的减速传动系统(见图1)设计1. 确定总传动比由原始数据可知:6齿轮的转速=63转/分电机的转速=1440转/分故可知总传动比i=960/32=33

3、2. 分配各级传动比a. 带传动:一般带传动比约3左右,若i过大,带轮的轮廓尺寸很大,运动时惯性大,产生的刚性冲击、易损坏带轮和轴,故可取=3b. 齿轮传动:依推荐=一般取25, =一般取36,且由总传动比i=综合分析取=2.75,=4.3. 带轮直径的确定:小带轮的基准直径由查阅带轮直径的标准系列来确定为=100mm,则大带轮2的基准直径=300mm,查表核对在标准系列。4. 齿轮齿数的确定:由原始数据知道小齿轮5的齿数=18(齿),所以大齿轮6的齿数=425=100(齿),对于与齿数的确定,综合考虑齿轮的大小后取=24(齿),则齿轮4的齿数=2.7524=66(齿),最后检验实际的传动比i

4、与理论总传动比i的相对误差:易知:实际总传动比=40故 =100%=100%=0%由于0%在误差5%以内,故该系统设计符合要求。5. 对于齿轮啮合的模数选取:齿轮5与齿轮6间取m=6则=m=600mm ,=m=150mm与之间取5,则=120mm,=330mm五、主机构(即摆动导杆机构)的设计1. 滑枕8与摆杆7的回转中心A之间的相对位置确定:为避免滑枕8所手里的依用线偏离滑枕的滑道太远,滑枕的轴线可位于滑块口的轨迹线的割线位置, 现取该割线在D与的正中间,如下图所示:如图示:由原始数据知滑枕8的行程为750mm,即图中对应的两级位之间的水平距离。又知行程速比系数K=1.50。故极为夹角=由几

5、何关系转换可知极为摆杆和的夹角=故由图示关系应有:=H=220mm由Sin=1081.08mm在直角三角形内=COS=1078.44mm根据滑枕8的轴线位置分析要求,知点A(机架)距滑枕轴线的距离=+=+()=1079.76mm2. 机架AB和曲柄BC的长度确定:曲柄回转中心B的位置影响牛头刨床的力学性能的优劣。由经验可知,机架AB的长度应满足=0.50.7.现取 = 0.5 =539.88mm而对于曲柄的长度由上页图分析可知:=Sin=109.85mm3. 用解析法分析计算滑枕8的速度和加速度,具体方法及数据见目录所示。4. 齿数分度圆直径的确定:齿数模数由教材中标准模数系列表选取=5=,齿

6、数3与齿轮4按情况综合分析选取=5故 =m=525=125mm= =5100=500mm=524=70mm=566=330mm易知齿轮6的齿顶圆半径= +=251mm且有=251mm=539.88mm制要求,且有故=109.85mm,也符合结构限制要求。六、凸轮机构的设计:1. 凸轮转角的分配:根据就投刨床的工作特点,在刨力(滑枕)工作行程时工作台处于静止状态,但刨刀空回程时,工作太才能进给,而且在刨刀回程结束之前,工作台要完成进给。因此凸轮推程角必须满足-,取富余转角=为完全可靠,取=-,远休止角、回程角、近休止角三者之和应满足+ + =+。故取=, 则=远休止角=满足+=+,如下表所示:曲

7、柄BC+-刨力工作行程空回行程工作台停止停止进给停止凸轮转角+2. 选择从动件运动规律:本次设计按给定的运动规律设计:余弦加速度运动规律。由资料易知此运动规律可以从动件的刚性冲击,并有效地减小其柔性冲击。3. 对余弦加速度运动规律:由推荐使用的从动件摆杆11的摆角取,取,而摆长取(1-2)a推程时:由4(1-cos),其中取为最大摆角,(为推程角,为凸轮转角)另取对应4如下表计算结果:b回程时与推程对称,由41cos()=120,同样取=,对应4如下表计算结果:具体凸轮设计,绘制过程及绘图见附A3图。4. 凸轮机构许用压力角【】:凸轮机构最大工作压力角max一般推程为30-40,回程可达70-

8、。求最大压力角max需先确定、。凸轮基圆半径满足。可考虑在(-)之间选取,滚子半径根据结构而定,取(0.1-0.13)故,=-(+)=270-1.256=262.5mm=87.5mm=0.2=17.5mm摆杆取:=1.5=131.25mm如图所示:Sin=sin=运用诺模图可知该凸轮最大压力角max故符合设计要求。5.凸轮安装及绘制时的注意事项: a.由于棘轮机构在摆动带动下,回程时2工作台将不动,只有推程中才带动工作台进给,故如 图示w方向为凸轮转速,用相对静止法 .当C点转至E点时,用反转法相当于E转到C点,此过程中为回程,到家为工作行程。接下来C和E各经过的富余转角,之后刀架已在回程,而

9、E摆动带动棘轮进给,在E到达N时,C到M点时,即在开始工作行程前角时进给完成,形成协调。故凸轮安装时,应使E与曲柄BC之间成+=的固定夹角。b.绘制凸轮时,应先画理论基圆(+),再画实际基圆半径,从而得到理论凸轮廓线和实际凸轮廓线。七、棘轮机构螺旋机构的设计1、棘轮齿数的确定:由原始数据知,工作台最小进给量为0.18mm,为丝杠导程,一般可在412mm范围内取为标准值(如:6、8、9、10、12)一般取棘轮直径比较小,这样易操作,棘轮齿数过多虽然进给精确度提高了,但对操作不便。故,取=9mm,而=0.18mm,故棘轮的齿数=50(齿)2、棘轮齿顶图直径d的确定:棘轮的直径d在80120之间选取

10、。取d=100mm3、棘轮摆杆的最大摆角的确定:通过棘轮遮板转动,可使棘爪往返摆动,一次拨过n6n个齿,实现工作台的6级进给,此时n为自然数1.故棘轮最大摆角(n取为1)=6=43.24、棘轮摆杆的长度确定:由=(1-1.2)d取=1.2d=120mm八、四杆机构(连杆机构)的设计:机架长度根据机床结构并依推荐使用=200-300mm,取=250mm则对于连杆和连架杆由图解法来确定:如下页图作过程示:先分别取干FG的两级位,夹角为=和杆KH的两极位,夹角为=43.2,连接逆时针转动得,连接,并作其中垂线在范围内取点H有无穷多个解,故可根据需要得数H点,从而确定HK和GH长度。(取KH稍大于棘轮

11、半径)。如下页作用过程:HK等于图中=27.5=55mm=114=228mm九、解析法分析计算滑枕8的速度和加速度。如下图示:BC=r,AB=e,BC以y轴为起点转动,当转至任意时,摆动,角,设BC的角速度为,杆的角速度为,角加速度为:由 两边移项得: 再求反函数: 再求导:再求导:其中,=且=Vcos= 由e=481.9mm,r=137.11mm=984.12mm,=以下是计算程序:(使用方法,将程序粘贴到c+,或者c,然后运行就可以了)#include #include void main() int b1=0;/*b1相当于1 */double c1,c2,t,w2,v,a,vx,ax;

12、/* */double e=0.4819,r=0.13711,lad=0.98412,w=2.93;/*只需要在此处输入相应的数据,然后运行即可*/double m,n,p,d2;printf(1 t cos2 v a vx axn);while(b1=360) c1=(3.141592653*b1)/180;c2=atan(r*sin(c1)/(r*cos(c1)+e);t=c1/w;m=r*r+e*e+2*r*e*cos(c1);n=(r*r+e*r*cos(c1)*w;w2=n/m;v=w2*lad;vx=v*cos(c2);p=e*r*w*w*sin(c1)*(r*r-e*e);d2=

13、p/(m*m);a=d2*lad;ax=a*cos(c2);printf(%3d %1.4f %1.4f %2.4f %2.4f %2.4f %2.4fn,b1,t,cos(c2),v,a,vx,ax);b1=b1+10; 程序到此结束.对分别取、,结果如下表: i=33=3=2.75=4=100mm=300mm=24=66=100=120 mm=330mm=150mm=600mm= = =5m= = =6=1071.44m=1079.76mm=539.88mm=109.85mm: cos010.566900.566900.22220.99240.5354-0.29090.5313-0.288

14、70.44440.97310.4302-0.68230.4186-0.66390.66670.95330.2149-1.30680.2049-1.24580.88890.9508-0.1745-2.2318-0.1659-2.12191.11110.9770-0.7432-2.5997-0.7261-2.53991.33331.0000 -1.0926-0.0000-1.0926 -0.00001.55560.9770-0.74322.5997-0.7261 2.53991.77780.9508-0.17452.2318-0.16592.12192.00000.95330.21491.3068

15、0.2049 1.24582.22220.97310.43020.68230.41860.66392.44440.99240.53540.29090.53130.2887 2.66671.00000.5669 0.00000.56690.0000其中,、即为滑枕8的速度加速度故滑枕8的速度加速度运动线图见附图(图)十、参考资料:郑文纬、吴克坚机械原理第七版,北京、北京高等教育出版社,1997孙桓、陈作模、葛文杰机械原理第七版,北京、北京高等教育出版社,2006罗洪田机械原理课程设计指导书,北京、北京高等教育出版社,1986朱家诚、王纯贤机械设计基础,合肥、合肥工业大学出版社,2003陆风仪机械原理课程设计,北京、北京机械工业出版社,2002十一、设计总结 美丽的花朵必须要通过辛勤的汗水浇灌.有开花才有结果,有付出才有收获.通过几天日日夜夜的奋斗,在老师亲切地指导下,在同学们的密切配合下,当然也有自己的努力和辛酸,这份课程设计终于完成了,心里无比的高兴,因为这是我们 努力的结晶.在这几天中,我有很多的体验,同时也有我也找到许多的毛病,仅就计算机辅助绘图而言,操作的就远远不够熟练,专业知识也不能熟练应用。但是

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