机械原理课程设计-牛头刨床说明书

北京林业大学机械原理课程设计论文-14-《机械原理》课程设计说明书题目：牛头刨床的设计与分析专业：车辆工程班级：11-2姓名：xxx学号：xxxxxxxxx指导教师：xxx2013年5月摘要牛头刨床设计的主要内容在于齿轮减速传动机构以及主体机构的设计，其基本原理是将电机的转动转化为刨刀的往复切削运动。两种运动的转换通过机械原理中的不同机构配合使用很容易实现，但如何使刨床处于更好的工作状态就需要进行深入的比较分析了。这对于机构的选择以及机构的尺寸设计提出了深层次的要求。该设计用转动导杆机构与对心曲柄滑块机构进行组合，通过合理的的杆件尺寸设计使得牛头刨床工作处于平顺稳定的状态。设计过程中运用多种软件进行刨床的动力学以及运动学分析，通过不断对运动曲线的优化比较选择出最佳方案。本设计传动机构主要从满足执行构件需求的角度出发，根据齿轮设计原理进行合理地传动比分配，以及相应电机功率的选择。本设计优点在于能够提供充分的理论依据来正视设计的合理性以及可行性，同时在实现在满足任务书要求的基础上能够对设计进行优化与整合。目录TOC\o"1-3"\h\u一、机械原理课程设计的目的与任务 -1-1、课程设计的目的 -1-2、课程设计的任务 -1-3、课程设计的准备和注意事项 -1-4、主要参数 -2-二、主体机构设计： -2-1、主体运动的运动要求和动力要求 -2-2、设计要求 -2-3、主体机构设计可在以下几种方案中选择 -2-4、主传动机构尺寸的综合与确定[1]: -4-5、解析法运动分析及程序 -5-6、飞轮转动惯量的确定 -10-三、齿轮机构设计 -13-1、设计要求： -13-2、传动方案设计 -14-1）计算传动装置的总传动比并分配传动比： -14-2）计算传动装置各轴的转速： -14-3）各轴输入的功率 -15-4）各轴输入的转矩 -15-3、电机选择 -16-4、齿轮1、2设计结果 -16-1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 -16-2）几何尺寸计算。 -16-5、齿轮3、4设计结果 -17-1）齿数、传动比以及啮合角的选择 -17-2）变位系数的确定 -17-3）确定齿轮3、4的详细参数 -17-4）齿轮轴直接的选择 -18-四、个人总结 -18-五、参考文献： -19-一、机械原理课程设计的目的与任务1、课程设计的目的机械原理课程设计是继机械原理课程之后独立的设计课程。其目的是进一步加深学生对所学知识的理解。使学生对于机构分析与综合的基本理论、基本方法有一个系统的完整的概念，培养学生综合运用所学知识独立解决机构设计问题的能力和使用计算机解决工程技术问题的能力。同时培养学生的创新精神。2、课程设计的任务课程设计的任务是根据要求拟定和论证机器的主体机构的设计方案，并对选定方案进行运动分析，确定飞轮转动惯量，对齿轮机构进行设计计算，最后完成设计图纸，设计说明书（A4纸）（如果在计算过程中借助计算机计算，则需要打印源程序和计算结果、图表结果）。设计说明书统一按规定格式要求撰写。课程设计包括，主体机构设计，齿轮机构设计两个部分。3、课程设计的准备和注意事项在课程设计前要阅读指导书，复习有关课程内容，拟定主体机构的设计方案前要查阅有关资料，观看录像片，了解各种机构及其使用场合。（1）根据牛头刨床的机构简图及必要的数据，进行机构的结构设计、结构分析和运动动力学分析；（2）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（切削时刨刀的移动速度低于空行程速度）；（3）刨刀切削运动速度平稳；（4）要求机构具有良好的传力特性（在整个行程中推动牛头刨床应有较小的压力角）4、主要参数切削力P=4000N，传动角γ=60°，曲柄转速n=60r/min,导程H=150mm二、主体机构设计：1、主体运动的运动要求和动力要求（1）刨刀工作行程要求速度比较平稳，空回行程时刨刀快速退回，机构行程速比系数在1.4左右。（2）刨刀行程H=150mm。曲柄转速、切削力、许用传动角等见主要参数。（3）切削力P大小及变化规律如图1所示，在切削行程的两端留出一点空程。图1切削力2、设计要求在满足运动要求和动力要求的条件下，对选定的方案用图解法作一个一般位置的运动分析，包括机构运动简图，速度，加速度图（要保留作图痕迹）。3、主体机构设计可在以下几种方案中选择A、摆动导杆机构与摇杆滑块机构组合B、转动导杆机构与对心曲柄滑块机构组合C、偏置曲柄滑块机构D、曲柄摇杆机构与摇杆滑块机构组合E、双曲柄机构与对心曲柄滑块机构组合F、摆动导杆机构与齿轮齿条机构组合G、摆动从动件凸轮机构与摇杆滑块机构组合比较运动方案【3】各个方案特点A方案摆动导杆机构与摇杆滑块机构组合具有急回特性，导杆机构有较大的传动角，传动性能良好；机构横向与纵向运动尺寸都不太大，比较匀称合理。工作行程中，刨刀的速度比较慢，而且变化平缓，符合切削要求。B方案转动导杆机构与对心曲柄滑块机构组合具有急回特性，有两个四杆机构组成。只有正确选择λ，便可满足行程速比系数K的要求。但若减少λ，K增大，将使导杆角速度变化剧烈，产生冲击。曲柄和导杆都能做整周运动，因此机构横向与纵向尺寸均较大，且A和C传动轴均需要悬臂安装，否则机构运动时与曲柄将发生干涉。C方案偏置曲柄滑块机构具有急回特性，由于增大e或减小连杆长度可以使K增大，但是会使得滑块速度变化剧烈，最大速度、加速度和动载荷，且会使最小传动角减小，传动性能变差。D方案曲柄摇杆机构与摇杆滑块机构组合具有急回特性，设计计算比较麻烦，做往复运动的滑块以及平面复杂运动的连杆BC和CE动平衡。E方案双曲柄机构与对心曲柄滑块机构组合具有急回特性，有两个四杆机构组成。机构横向尺寸与纵向尺寸均较大，且A和D传动轴均应悬臂安装，否则机构运动时，轴与曲柄发生干涉，做往复运动的滑块以及做平面复杂运动的连杆动平衡比较困难。F方案摆动导杆机构与齿轮齿条机构组合具有齿轮齿条加工复杂，特别是制作精度高的齿条较困难。采用高副接触，易磨损，磨损后传动不平稳，会产生噪声。导杆做变速往复摆动，特别是空回行程中，导杆的角速度有较剧烈的变化，会使齿轮有较大的惯性冲击和振动。需要解决扇形齿轮平衡问题，否则动载荷较大，齿轮齿条在较大的冲击载荷下工作，轮齿易折断。G方案摆动从动件凸轮机构与摇杆滑块机构组合虽然该方案中凸轮机构可以使从动件获得任意的运动规律，但凸轮制作复杂、便面硬度要求高，因此加工和热处理费用高。方案采用高副接触，只能承受较小载荷，且表面磨损较快，磨损后凸轮的廓线形状即发生变化。由于滑块具有急回特性，凸轮受到的冲击较大。滑块的行程H比较大，调节困难，必然使得凸轮机构压力角过大，而为了减小压力角必然增大基圆半径，导致整个机构十分庞大。为保持凸轮和从动件始终接触，需用力封闭或几何封闭，结构复杂。以B方案设计机构运动简图如下图（图上角度只是一种情况的展示）具体图纸见附录一：图24、主传动机构尺寸的综合与确定[1]:由可得θ=30自定义条件：杆长AC=0.020m,得AB=0.773m因此可以取CB=0.110m选取传动角为60，所以压力角为30.因此对称曲柄滑块机构中取杆长CD=0.075m5、解析法运动分析及程序=1\*GB2⑴解析法得到的方程式：设(1)(2)由上(1)(2)两式得：对于对心曲柄滑块【2】：（设）解得对时间进行一次及二次求导，可得滑块的速度及加速度：若连杆DE的的角速度为和角加速度，可得=2\*GB2⑵根据解析法设计的C语言程序#include<stdio.h>#include<math.h>#definePI3.1415926intmain(void){doublea=0.07727,b=0.1,d=0.020,f=120*PI/60;/*a=AB,b=CD,d=AC,f=ω1*/doubleB,F,L;/*B=θ3,F=ω3，L=а3，*/doubleM,K;/*M=θ2,K=θ4*/doubleU,V,W,Z;/*U=sc位置,V=滑块速度，W=滑块加速度,Z=连杆2的角速度*/doublex=0;printf("转角1θ2θ3位置滑块速度滑块加速度CB杆的角速度ω3CB杆的加速度\n");while(x<6.3){if(x>205/360*PI)B=atan((d+a*sin(x))/(a*cos(x)));elseB=PI+atan((d+a*sin(x))/(a*cos(x)));/*求θ3*/M=PI-x,K=asin(-0.075/0.150*sin(M));/*求第二步的两个角*/Z=-(0.075/0.150)*(cos(M)/cos(K))*F;if(B<0)B=PI+B;F=(a*f*(a+d*sin(x)))/(d*d+a*a+2*d*a*sin(x));/*求ω3*/L=((d*d-a*a)*d*a*f*f*cos(x))/((d*d+a*a+2*d*a*sin(x))*(d*d+a*a+2*d*a*sin(x)));/*求а3*/if(x<PI)U=0.075*cos(M)+sqrt(0.150*0.150-0.075*0.075*sin(M)*sin(M));/*求位置*/elseU=0.075*cos(M)+sqrt(0.150*0.150-0.075*0.075*sin(M)*sin(M));/*求位置*/V=-0.075*F*(sin(M)-cos(M)*tan(K));/*求滑块速度*/W=-0.075*F*F*(cos(M)+sin(M)*tan(K))-0.150*Z*Z*(cos(K)+sin(K)*tan(K));/*求滑块加速度*/printf("%3.0f%.1f%3.2f%3.3f%3.3f%3.1f%3.2f%3.2f\n",x*180/PI,M*180/PI,(B*180)/PI,U,V,W,F,L);x=x+PI*10/180;/*转动构件参数*/}system("pause");}=3\*GB2⑶由C语言得到数据，整理后的表格如下：角度/°CB杆的转角θ3/rad滑块位置S/m滑块速度V(m/s)滑块加速度a(m/s^2）CB杆的角速度ω3/(rad/s）CB杆的角加速度ɑ/(rad/s^2)014.510.0750.001.205.89-8.371023.710.076-0.041.105.68-7.022032.600.077-0.071.105.5-5.793041.230.08-0.111.205.35-4.74049.650.085-0.151.305.24-3.735057.900.09-0.191.405.14-2.866066.030.098-0.241.405.08-2.087074.070.107-0.291.405.03-1.358082.050.118-0.331.305-0.679090.000.13-0.371.104.99010097.950.144-0.410.7050.67110105.930.158-0.420.105.031.35120113.970.173-0.42-0.505.082.08130122.100.187-0.40-1.205.142.86140130.350.199-0.35-1.805.243.73150138.770.21-0.29-2.405.354.7160147.400.218-0.21-3.005.55.79170156.290.223-0.11-3.505.687.02180165.490.2250.00-3.805.898.37190175.060.2230.12-4.006.149.83200185.060.2180.24-4.006.4411.31210195.560.210.37-3.806.7712.64220206.620.1990.48-3.307.1313.55230218.280.1870.58-2.407.5113.63240230.530.1730.65-1.107.8812.45250243.330.1580.690.408.199.67260256.550.1440.681.908.45.33270270.000.130.643.108.480280283.450.1180.563.708.4-5.33290296.670.1070.473.808.19-9.67300309.470.0980.373.407.88-12.45310321.720.090.282.807.51-13.63320333.380.0850.212.307.13-13.55330344.440.080.141.806.77-12.64340354.940.0770.091.506.44-11.31由表格中的数据得到CB杆角度与AB杆的角度如图3，得到的CB杆的角速度、角加速度——CB杆的角度如图4，得到的滑块的速度，加速度——CB杆的角度如图5.图3图4图56、飞轮转动惯量的确定=1\*GB2⑴获得等效阻力矩的C语言程序、表格，得到的等效阻力矩、等效动力矩——转角弧度根据等功率条件，计算等效阻力矩：C语言程序：#include<stdio.h>#definePI3.1415926intmain(void){doublea=0.07727,b=0.100,d=0.020,f=120*PI/60;/*a=AB,b=CD,d=AC,f=ω1*/doubleB,F,L;/*B=θ3,F=ω3，L=а3，*/doubleM,K;/*M=θ2,K=θ4*/doubleU,V,W,Z;/*U=sc位置,V=滑块速度，W=滑块加速度,Z=连杆2的角速度*/doubleZJ,P,MED,MER;/*转矩，阻力，动力距，阻力矩*/P=4000;doublex=0;printf("转角位移MER弧度\n");while(x<6.3){B=atan((d+a*sin(x))/(a*cos(x)));/*求θ3*/M=PI-x,K=asin(-75/150*sin(M));/*求第二步的两个角*/Z=-(0.075/0.150)*(cos(M)/cos(K))*F;if(B<0)B=PI+B;F=(a*f*(a+d*sin(x)))/(d*d+a*a+2*d*a*sin(x));/*求ω3*/L=((d*d-a*a)*d*a*f*f*cos(x))/((d*d+a*a+2*d*a*sin(x))*(d*d+a*a+2*d*a*sin(x)));/*求а3*/if(x<PI)U=0.075*cos(M)+sqrt(0.150*0.150-0.075*0.075*sin(M)*sin(M));/*求位置*/elseU=0.075*cos(M)+sqrt(0.150*0.150-0.075*0.075*sin(M)*sin(M));/*求位置*/V=-0.075*F*(sin(M)-cos(M)*tan(K));/*求滑块速度*/W=-0.075*F*F*(cos(M)+sin(M)*tan(K))-0.150*Z*Z*(cos(K)+sin(K)*tan(K));/*求滑块加速度*/MER=P*V/f;/*求动力距*/printf("%3.0f%3.5f%.1f%.4f\n",x*180/PI,U,MER,x);x=x+PI*10/180;/*转动构件参数*/}system("pause");}在有切削力的范围内得到的数据如下表格a：表格aCB杆长转角的弧度值(rad)等效阻力矩（N*m）等效动量矩（N*m）0.000.0056.310.1747.1056.310.3589.8056.310.52127.8056.310.70160.7056.310.87188.2056.311.05209.9056.311.23225.6056.311.40235.1056.311.57238.3056.311.75235.1056.311.92225.6056.312.09209.9056.312.27188.2056.312.44160.7056.312.62127.8056.312.7989.8056.312.9747.1056.313.140.0056.31图5=2\*GB2⑵等效动力矩由于等效动力矩为常数，故为一条水平直线，如图5所示，得到的函数式为：在一个运动循环内，等效动力矩所做的功等于等效阻力矩，故有：解得求图5两线焦点：=3\*GB2⑶最大盈亏功：=4\*GB2⑷飞轮转动惯量及电动机的平均功率三、齿轮机构设计1、设计要求：齿轮传动机构统一采用图1所示的设计方案，其参数按主体机构中刨刀的行程选取。电机输入转动，经皮带轮d1、d2及齿轮，Z1，Z2及Z3，Z4，驱动主体机构的曲柄转动。电机转速，皮带轮直径以及齿轮的模数见表2（选择H=150mm的一行）。齿轮1、2采用标准齿轮，齿轮3、4由于受力较大，拟采用正传动。啮合角建议在22°-25°之间选取。2、传动方案设计图一1）计算传动装置的总传动比并分配传动比：总传动比为=设计结果皮带轮的传动比i0=2.78齿轮1、2的传动比i1=2.16故i2=，可推出带传动的传动比i2=42）计算传动装置各轴的转速：轴Ⅰn1==518.4（r/min）轴Ⅱn2===240（r/min）轴Ⅲn3===60（r/min）3）各轴输入的功率轴ⅠP1=P入带=391.670.96=376(w)轴ⅡP2=P1齿=391.67×0.96×0.97=364.72(w)轴ⅢP3=P2齿=391.67×0.96×0.97×0.97=353.78（w）4）各轴输入的转矩设计结果：电动机轴的输出转矩TdTd=9.55×10=9.55×10×=2.67（N·m）轴ⅠT1=Td带i0=6.92（N·m）轴ⅡT2=T1齿i1=8.27×0.96×2.16=14.35（N·mm）轴ⅢT3=T2齿i2=17.15×0.97×4=55.43（N·mm）将上述计算汇总于下表，以备查用：轴名功率P/KW转矩T/(N·m)转速n/（r/min）传动比i效率η电机轴0.391672.6714402.780.96=1\*ROMANI轴0.3766.92518.42.160.97=2\*ROMANII轴0.3647214.3524040.97=3\*ROMANIII轴0.3537855.43603、电机选择根据要求取步转速n=1440r/min根据已知数据要求P入=0.39167kw4、齿轮1、2设计结果1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数按图1所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。插床为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。材料选择。由表1选择小齿轮材料为40Cr（调质）,小齿轮40Cr硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS，二者材料大齿45钢硬度差为40HBS。选小齿轮齿数Z1=25，大齿轮齿数Z2=2.16×25＝54，取Z2=54。2）几何尺寸计算。（1）计算分度圆直径d1=Z1×m=25×2mm=48mmd1=50mmd2=Z2×m=54×2mm=108mmd2=108mm（2）计算中心距a==mm=99mma=99mm（3）计算齿顶高及齿顶圆直径（）计算齿根高及齿根圆直径计算顶隙5、齿轮3、4设计结果1）齿数、传动比以及啮合角的选择2）变位系数的确定（1）正确安装时变位系数的和（2）齿轮三的最小变位系数（3）变位系数的分配确定齿轮3、4的详细参数