西南大学机械原理课程设计尾号5

1、西南大学工程技术学院课程设计(论文)机械原理课程设计(论文) 题目: 牛头刨床的机械设计说明书 学生姓名 专 业_ 学 号_ 班 级_ 指导教师 成 绩_ 工程技术学院2015年 7月目 录1. 引言 2. 机构的选型 2.1 主执行机构的选型 2.2 辅助执行机构的选型 3. 原动机的选用 4. 拟定传动系统方案 传动系统的选择与设计 5. 绘制系统工作循环图 6. 机构尺度参数确定 7. 静力分析和初定各构件的质量参数 8. 主执行机构的运动分析 9. 主执行机构的动态静力分析 主执行机构的动态静力分析图解法 10. 凸轮的设计 参考文献 671.引言机械是人类完成各种设想的执行者,没有机

2、械的帮助,人类的种种美好设想都只能停留在脑海中。因此，人类创造了各种各样的机械。机械创造过程就是机械的设计过程。牛头刨床简介 牛头刨床是加工中小尺寸的平面或直槽的金属切削机床，用于单件或小批量生产。为了适用不同材料和不同尺寸工件的粗、精加工，要求主执行构件刨刀能以数种不同速度、不同行程和不同起始位置作水平往复直线移动，且切削时刨刀的移动速度低于空行程速度，即刨刀具有急回现象。刨刀可随小刀架作不同进给量的垂直进给；安装工件的工作台（执行构件之二）应具有不同进给量的横向进给，以完成平面的加工，工作台还应具有升降功能，以适应不同高度的工件加工。设计条件与要求 1）刨刀每分钟往复移动的次数可调，最小的

3、每分种往复移动次数为15次（第一档），最大为80次（第六档），共六档，相邻两档每分种往复移动次数之比理论上应相等； 2）刨刀的行程H=150650mm，可用人工无级调整； 3）刨刀在一定范围内可随小刀架实现手动无级垂直进给； 4）刨刀往复运动的起始位置，在一定范围内可用人工无级调整； 5）工作台自动实现横向进给，且进给量可由人工无级调整； 6）为了提高生产效率，要求刨刀的往复切削运动具有急回特性。当刨刀取最常用行程（400450mm）时，其行程速比系数K控制为1.42.0；7）第四档时，刨刀的行程H为400450mm，刨刀的切削力不超过4200N，刨刀的切入、切出空行程均为5%H；8）许用速度

4、不均匀系数d=0.05。9）工作行程，切削平稳（刨刀切削速度尽可能近似为常数）。2机构的选型 机构选型的任务是选择主执行机构、辅助主执行机构（进刀机构、调节机构、送料机构等）的类型。 2.1主执行机构的选型牛头刨床的刨刀机构为主执行机构，它是实现往复移动输出的机构。DS5A24B31EC5615050250S3(导杆中点）图1设计对象 纽头刨床是一个复杂的系统，需要结合课程设计的特点，将设计对象进行简化。如图1所示，课程设计要求对实现刨刀往复运动的主执行机构（由连杆机构组成）和驱动工作台实现间歇移动的执行机构（由凸轮机构组成）进行运动学尺度设计和运动学、动力学性能分析。图中给出了切削力作用点、

5、导杆质心S3、滑块质心S5相对于铰链E的位置。可供选择的主执行机构方案如图2所示。 方案1 方案2 方案3 方案4 方案5 方案6图2主执行机构参考方案由图1可知主执行机构是将转动形式转换为往复移动形式的机构，选用“连杆机构”。图中的6个方案都是自由度与原动件都为1，以曲柄为机构的原动件，所以它们都有确定的运动规律。方案一、1）、通过曲柄带动导杆机构和滑块机构使刨刀往复移动，实现切削功能，能满足功能要求；2）、工作性能，工作行程中，刨刀速度较慢，变化平缓符合切削需要，摆动导杆机构使其具有急回特性，可满足行程速比系数K的要求；3）、传递性能，机构传动角恒为90º，传动性能好，能承受较大

6、的载荷，机构运动链较长，传动间隙较大；4）、动力性能，传动平稳，冲击震动较小；5）、结构和理性，结构简单合理，尺寸和质量也较小，制造和维修也较容易；6）、经济性，无特殊工艺和设备要求，成本较低。综上说述，所以选择方案1。2.2 辅助执行元件的选型辅助执行元件是指控制工件运动的机构（如工作台的进给机构）和调节机构（如行程调节机构和位置机构） 1.2.1 控制工件运动的辅助执行机构的选型 课程设计中控制工件运动的机构所需要满足的动作要求是间歇移动，满足此运动要求的机构类型有：棘轮齿条机构、摩擦传动机构、从动件作间歇往复运动的凸轮机构、反凸轮机构、螺旋机构等等。我们常采用棘轮齿条机构，及扇形齿轮齿条

7、机构。我们要实现的运动为：转动间歇移动 分别有以下几种方案：a. 槽轮机构：运动冲击较大，不适用于牛头刨床中b. 凸轮间歇机构：由于凸轮的槽数有限，对于机构空间占用上有限影响较大，则排除之。c. 不完全齿轮机构：设计相对复杂，并且难以控制进给与空行程的配合过渡。 d. 我们采取先把转动摆动的运动变化，再由摆动间歇转动，再连接螺旋机构实现间歇转动间歇移动的运动变化。运动的示意图如下图1我们把中间的扇形传动机构改为用杆件代替，这样有利于减少机器的成本费用。示意图如下图2： 图1 图2 1.2.2 调节机构的选型行程调节：行程调节机构是完成“执行机构行程能在一定范围内人工无级调整”这一功能的机构。我

8、们的备选方案有：a. 用螺旋机构调节曲柄的长度的机构b. 齿轮齿条调节偏心距机构，如下图 我们采用了方案b，原因是此方案便于操作，并且以实现微调。3. 原动机的选用图3.1给出了各种原动机的类型。课程设计中的原动机是交流异步电动机。原动件运动形式往复直线往复摆动连续回转油缸气缸直线电机液压马达气动马达内燃机液压马达气动马达电动机汽油机柴油机燃气轮机交流异步电动机直流电动机交流变频变速电动机伺服电动机步进电动机力矩电动机 根据输出功率、效率确定电动机的型号则效率= 0.990.950.940.980.90.75=0.5851-轴承的传动效率为0.99减速器传动效率为0.95V带传动效率为0.94

9、4-齿轮的传动效率为0.985-带的传动效率为0.9 主执行机构的效率取为0.75 根据设计要求刨刀行程为380mm时，刨刀的切削力不超过4100N，最大速度为0.7519m/s那么电动机所需的功率至少为： P=F /=4.1*0.7519/0.585=5.27KW，故选Pe=5.5kw，ne=1440r/min，其型号为：Y132S-44.拟定传动系统方案 传动系统的选择与设计传动过程为：电动机轴弹性联轴器V带传动第一级圆柱齿轮减速器轴承第二级圆柱齿轮轴承主执行机构。图形如下；确定传动比原动机选定后，根据原动机的额定转速和工作轴的转速即可确定传动装置的总传动比： 根据总传动比按各级传动进行分

10、配：. 式中，为各级传动的传动比。1）在V带齿轮传动装置中，一般应使<，以使整个传动装置的尺寸较小，结构紧凑。如果太大就有可能使大轮的半径R大于减速器的中心高H，从而造成安装上的困难。2） 对于两级圆柱齿轮减速器，为使两对齿轮的齿宽面承载能力大致相等（假定两对齿轮的配对材料和齿宽系数均相同），以获得最小的外形尺寸，应取高速级传动比为 =3） 对于同轴线式两级圆柱齿轮减速器，为了提高高速级齿轮的承载能力，并照顾到各级齿轮的润滑条件，可取而分别为减速器的低速级和高速级的齿宽系数）。，b、a分别为齿宽和中心距。4） 为了使两个大齿轮的浸油深度大致相等，以利润滑，对于展开式和分流式圆柱齿轮减速器

11、通常取=（1.21.3）*。 综上所述 =28.8 =4 =3 =2.4 =ne/n=28.8,选带传动的传动比=4,其基本直径d1=140mm，d2=560mm（根据功率及传动比） 第一级齿轮传动的传动比=4,其齿数Z1=20，Z2=80，模数m=4，直径D1=80mm，D2=320mm=>第二级齿轮传动比=1.8，其齿数Z3=60，Z4=108，模数m=4，直径D3=260mm，D4=468mm。5绘制系统工作循环图由凸轮设计可得主执行机构和进给机构的相对运动关系应该满足当刨刀在工作行程时不进给，在刨刀回程时进给。系统工作循环图如下： 牛头刨床直线式运动循环图 圆环式运动循环图绘制的

12、步骤如下； 圆环式运动循环图 1） 选择标定构件。由于两执行构件的工作循环的周期是相同的，即在导杆机构的曲柄（图1）旋转360º的时间内完成一个工作循环。并且导杆机构的曲柄1即使切削运动执行机构的原动件又是工作台进给组合部分的运动源头，故选择曲柄1作标定构件，显然是恰当的。2） 作一圆环表示曲柄1在一个工作循环中的转角，根据导杆机构的行程速比系数K，求出其极位夹角，从而可将圆环分为两部分；圆环的上半部分的圆心角为180º+，对应刨刀工作时曲柄1的转角；下半部分表示刨刀空回行程时曲柄1的转角。3） 在前述圆环之外再画一圆环，表示进给运动组合部分中，曲柄摇杆机构的曲柄在一个工作

13、循环中的转角。以内环中所表示的刨头运动规律为基准，并在外环中合理地安排好工作台停动时间所对应的曲柄的转角位置，那么，由此二圆环所组成的循环图和形象、准确地表示出设计者对二执行构件间运动协调配合的要求。 依据上述运动循环图就能比较容易地设计出两曲柄在两连接齿轮上的相对位置，以及为保证工作台能正确运动的曲柄摇杆机构、棘轮机构、螺旋机构等的运动简图参数。所以，传动系统的运动循环图是对系统进行进一步的运动设计，控制系统设计，以及设备的安装，调试等工作的重要依据。6.机构尺度参数确定6.1主执行机构尺度综合设计任务书中的设计条件与要求中规定刨刀取最常用行程H为400mm500mm时机构的行程速比系数K控

14、制为1.4-1.5，这个K和H对应关系并非必须严格遵守不得有误，它只是说明具有这种关系的机构在理论上及实践中都曾有良好的性能。本次设计的牛头刨床按K=1.53，H=380mm进行尺度综合。牛头刨床选用的主执行机构如图（6-1）所示， 其中机架的长度AC取定为=370mm；DE杆的长度取为=0.3。其他尺寸有行程速比系数和压力角确定，计算过程如下：a) 由K=1.53计算极位夹角 b) 由行程H和极位夹角求c) LCD=588.07cmd) 由=370mm和极位夹角计算曲柄长119.54cmLDE=176.42cm题号5 主执行机构曲柄转速n150进给机构从动件最大摆角y15°机架LA

15、C370凸轮从动件杆长(mm)123刨刀行程H380推程许用压力角a推程40º行程速比系数K1.53连杆与导杆之比LDE/LCD0.30回程许用压力角a回程50º工作阻力F(N)4100导杆质量m3(kg)22滚子半径rr(mm15导杆转动惯量JS3(kgm2)1.2刀具半径rc(mm)0.08滑块质量m5(kg)800.05H0.05HHSFmaxF图6-2刨刀阻力曲线刨刀阻力曲线如图6-2所示。刨刀在切入、退出工件时均有0.05H的空载行程。7. 静力分析和初定各构件的质量参数 机构各构件的家质量参数取决于构件的结构尺寸，构件的结构尺寸取决于机构的真实受力情况又取决于机

16、构各构件的质量参数，这是一个循环过程。当机构各构件的质量参数均为0时，动态静力分析就变成了静力分析。8. 主执行机构的运动分析通过用图解法(见A1图）对主执行机构的E点进行运动分析，但要先对D点和B点进行分析，我选取了当=240°时，对其进行分析。a） 速度分析 =0.005（m/s）/mm以知m/s() = + 方向 CD AB CD大小 ？ 0.639 ？利用速度图解法，画出点的速度所以=0.487m/s =1.784rad/s利用速度影响法得 =1.049 = + 方向 ：水平 CD ED大小： ？ 1.094 ？ 由图解法，如图得=0.982=0.196m/s =1.11ra

17、d/s b）加速度分析 =0.05(m/)/mm 由条件得 =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 由加速度图解法得：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 由图加速度图解法得=8.05m/ =2.985m/ =/=16.9rad/9. 主执行机构的动态静力分析 主执行机构的动态静力分析图解法当曲柄从右水平位置转过240

18、度时，以曲柄为原动件，化分基本杆组：滑块5和构件4组成一基本二级组，杆件3和滑块2组成另一基本二级组。各基本杆组：a) 对于构件4,5组成的级组，构件3对4有力（分解成，）机架6对5的正压力力矩，构件4,5之间存在力，构件5的自重G，惯性力，对4、5由=0得，=0，=0 对4、5 F= + + + =0 =644N 大小 ？ ？ G=g=784N 方向 ED 竖直 水平向左 竖直力的矢量图 =20N/mm = 840.3N =646.5N对4，=+=0 得 =646.5N 对5，=+=0 得 =646.5N对于2、3组成的级组，构件3有4对它的反力=，机架对构件3 的力曲柄1对2 的力，2对3的力为正压力垂直3 ，力矩为。构件3上的惯性力和惯性力矩 = （s为杆件3的质点）由速度矢量图得=4.375 =96.25 方向与相反 =15.714 方向