课程设计-插床1

课程设计--插床[1]机械设计课程设计说明书设计题目：螺丝搓床机构院、系：机电工程学院、机械系专业：机械设计制造及其自动化姓名：班级：11 机制本（2）学号：110612029指导老师：夏翔 职称:目录第一部分 课程设计任务书1. 工作原理及工艺动作过程⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 32.原始数据及设计要求⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 4第二部分 设计（计算）说明书9.5.1机构的运动简图⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯59.5.2速度分析和加速度分析⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯79.5.3动态静力分析⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯129.5.4齿轮机构设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯159.5.5凸轮机构设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯16参考文献⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯18第一部分课程设计任务书工作原理及工艺动作过程螺丝锉床是锉削螺丝用的一种机床 ,如下图。电动机经皮带、齿轮 Z1-Z2传动以及六连杆机构1-2-3-4-5-6 是动螺丝搓板(简称动搓板)6做往复运动。这样便可将装置在动搓板和固定于机架上的定螺丝搓板 (简称动搓板)之间的螺丝毛坯，依靠两螺丝搓板的相对压挫而挫出螺纹。凸轮 7经四连杆机构 1-8-9-10 使纵推杆11将螺钉毛坯推入两搓板之间。机床在工作过程中，由于载荷变化很大，容易引起主轴 O2的速度波动，所以在轴 O1上装有调速飞轮。原始数据及设计要求已知曲柄2转数n2，各构件尺寸及重心 S的位置。要求作机构运动简图，机构两位置的速度、加速度多边形、静力分析和齿轮设计。图解分析画在 1号图纸上。第二部分 设计（计算）说明书 机构的运动简图以O3为原点定出坐标系，根据尺寸分别定出 O2点，B点，C点。确定机构运动时的左右极限位置。曲柄位置图的作法为：取 1和8’为动搓板 6在行程起点（滑块的左极限位）和终点（滑块的右极限位）对应的曲柄位置，1’和7’为动搓板受力起点和终点所对应的曲柄位置，2’是动搓板受力最大是对应的曲柄位置，动搓板这三个位置可以从挫压切向工作阻力曲线中求得；4’和10’是曲柄2与倒杆4重合的位置；其余2、3⋯12是由位置1起，顺ω2方向将曲柄圆作12等分的位置（如下图）。5677'88'910432'21'A1机构运动简图如下：9.5.2速度加速度分析对位置9点进行速度分析和加速度分析（a）速度分析V3A=V2A= 2×lAO2=0.68m/s对A点：V4A=V3A+V3A4A 方向： ⊥AO3⊥AO2∥BO3大小： ？√？取P1作为速度图的极点， 2=0.01（m/s）/mm，作速度分析图如图9-1所示，则：V4A= 2×lp14=0.34m/s(⊥AO3向下)4=V4A/lAO3=0.92rad/sV4B= 4 lBO3=0.73m/s(⊥BO3)V3A4B=0.59m/s图9-1对C点：V5C=V4B+V5C4B方向： ∥SC⊥BO3⊥BC大小： ？√？取P2作为速度图的极点，3=0.01（m/s）/mm，作速度分析图如图9-2所示，则：V5C4B=0.185m/sVS=V5C= 3×lpc=0.68m/s2图9-2加速度分析对A点：a2A=a3A= 22×lAO=0.97m/s22knta4A=a4A+a4A=a3A+a4A3A+a方向：∥BO3⊥BO3//AO2//BO3⊥BO3大小：√？√？√取P1’为加速度图极点，4=0.01（m/s2）/mm，作加速度分析图如图9-3所示，则：n2a4A= 4×lAO=0.323s2ak=2 4V4A3A=1.08s2sa5nC4B=V5C4B2/lBC=0.112a4A= 4lp4 =2.3623sa4B=BO3AO3a4A=5.102s图9-3nt对C点aC=aB+aCB+aCB方向： ∥SC∥p34τ∥CB BC大小： ？√√？取P2’为加速度图极点，5=0.08（m/s2）/mm，作加速度分析图如图9-4所示，则：aC= 5×lp4c=6.08m/s2aS=aC=6.08m/s2图9-42. 对位置6点进行速度分析和加速度分析 （a）速度分析对A点：V3A=V2A= 2×lAO=0.68m/s2V4A=V3A+V3A4A 方向： ⊥AO3⊥AO2∥BO3大小： ？√？取P3作为速度图的极点， 2=0.01（m/s）/mm，作速度分析图如图9-5所示。V4A= 2×lp14=0.55m/s(⊥AO3向下)=V4A/lAO3=1rad/sV4B= 4 lBO3=0.8m/s(⊥BO3)V3A4B=0.39m/s图9-5对C点：V5C=V4B+V5C4B方向： //SC⊥BO3⊥BC大小： ？√？取P2作为速度图的极点，3=0.01（m/s）/mm，作速度分析图如图9-6所示，则：V5C4B= 3×lBC=0.14m/sVS=V5C= 3×lp2c=0.78m/s图9-6加速度分析对A点：a2A=a3A= 22×lAO=3.80m/s22knta4A=a4A+a4A=a3A+a4A3A+a方向：∥BO3⊥BO3//AO2//BO3⊥BO3大小：√？√？√取P3’为加速度图极点，4=0.04（m/s2）/mm，作加速度分析图如图9-7所示，则：n2a4A= 4×lAO=0.533s2ak=2 4V4A3A=0.78s2sa5nC4B=V5C4B2/lBC=0.062a4A= 4×lp4 =3.0023sa4B=BO3AO3a4A=4.642s图9-7对于C点antC=aB+aCB+aCB方向： ∥SC∥p34τ∥BC BC大小： ？√√？取P4为加速度图极点，5=0.08（m/s2）/mm，作加速度分析图如图h所示，则：aC= 5×lp4c=7.36m/s2aS=aC=7.36m/s2 动态静力分析对位置6点进行动态静力分析取6点为研究对象，分离 6构件进行运动静力分析，作阻力体如图 9-7所示。图9-7已知G6=160N，又aS=6.08m/s2,则:FI6= －G6gaS=－99.27N测得的大小为2.65°由FxFI6FR65cos0，FyFR6FR65sinG60得FR6599.38NFR6155.41N分离5构件进行运动静力分析，杆组力体图如图9-8所示：FR54=FR56=99.38N分离4构件进行运动静力分析，杆组力体图如图9-9所示：FR54=FR45=99.38NG4=280N得FI4= －G4g×a4=62.43NMI4 JS4 4 9.16N/m图9-8图9-9根据 MO4G4 h1 FI4 h2 FR45 h3 MI4 FR23 h4 0其中h1，h2，h3，h4分别为G4,FI4,FR45,FR23作用于O3的距离（其大小可以测得），可以求得：FR23=400.36N作力的多边形如图4所示：则FR14=265N对曲柄2进行运动静力分析，作组力体图如图9-10所示：图9-10FR32 作用于O2的距离为h，其大小为 0.041m，则曲柄上的平衡力矩为：M FR32 h 16.41N/m，方向为顺时针. 齿轮机构的设计*已知：z1=10z2=40m=6α=20°ha=1c*=0.25确定变位系数对于变位齿轮，为有利于强度的提高，小齿轮采用正变位，大齿轮采用负变位，，使大小齿轮的强度趋于接近，从而使齿轮承载能力提高。X1min=hX2min=h*aZmin ZminZmin Zmin=(17-10)/17=0.5=(17-40)/17=-1.36*a则取X1=-X2=0.5(满足X2>X2min)2) 确定中心距变动系数 y及齿顶高降低系数 yX1=-X2=0.42 则是等变位齿轮传动，即y=0 y=03）变位齿轮的几何尺寸 凸轮机构设计1 ）推杆运动规律及凸轮廓线方程： 推程（等加速段）：φ=2φmδ/δ022推程（等减速段）：φ=φm-2φm(δ0-δ)/δ02回程（余弦加速）：φ=φm[1+cos(πδ/δ0’)]/2 凸轮理论廓线方程：x=lOAsinδ-lABsin(δ+φ+φ0)y=lOAcosδ-lABcos(δ+φ+φ0)式中，φ0为推杆的初始位置角，其值为 :0=arcos[(lOA2+lAB2-r02)/2lOAlAB]凸轮实际廓线方程x=x-rrcos y=y-rrsinsin =(dx/