课程设计插床Word下载.docx
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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。
2原始数据及设计要求
设计
容
导杆机构的运动分析
符号
n2
y
单位
r/min
mm
数据
54
120
420
800
365
300
150
400
200
机构的动态静力分析
齿轮机构的设计
G4
G6
Z1
Z2
m
α
N
Kg·
m²
°
㎜
280
160
2600
1.14
14
70
10
20
设计容
凸轮机构设计
LDE
LDF
LFG
LEG
LEK
h
’
[
]
(
)
130
30
60
45
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
9.5.1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)。
机构运动简图如下:
9.5.2速度加速度分析
1.对位置9点进行速度分析和加速度分析
(a)速度分析
V3A=V2A=
×
=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×
=0.34m/s(⊥AO3向下)
=V4A/
=0.92rad/s
V4B=
=0.73m/s(⊥BO3)
V3A4B=0.59m/s
图9-1
对C点:
V5C=V4B+V5C4B
∥SC⊥BO3⊥BC
√?
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/s
VS=V5C=
3×
=0.68m/s
图9-2
(b)加速度分析
=
=0.97m/s²
=
+
=
∥BO3⊥BO3//AO2//BO3⊥BO3
√?
√?
√
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:
=0.32
=2
V4A3A=1.08
=V5C4B²
/
BC=0.11
4
=2.36
a4B=
=5.10
图9-3
对C点
=
∥SC∥p34τ∥CB
?
√√?
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:
5×
p4c=6.08m/s²
=6.08m/s²
图9-4
2.对位置6点进行速度分析和加速度分析
对A点:
V4A=V3A+V3A4A
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。
=0.55m/s(⊥AO3向下)
=1rad/s
=0.8m/s(⊥BO3)
V3A4B=0.39m/s
图9-5
//SC⊥BO3⊥BC
3=0.01(m/s)/mm,作速度分析图如图9-6所示,则:
V5C4B=
=0.14m/s
VS=V5C=
p2c=0.78m/s
图9-6
(b)加速度分析
=3.80m/s²
∥BO3⊥BO3//AO2//BO3⊥BO3
√
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:
=0.53
V4A3A=0.78
BC=0.06
4×
=3.00
=4.64
图9-7
对于C点
∥SC∥p34τ∥BC
√√?
取P4为加速度图极点,
)/mm,作加速度分析图如图h所示,则:
p4c=7.36m/s²
=7.36m/s²
9.5.3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。
已知G6=160N,又
=6.08m/s2,则:
FI6=-
=-99.27N
测得
的大小为
2.65°
由
,
得
N
N
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=-
=62.43N
图9-8图9-9
根据
其中
分别为
作用于
的距离(其大小可以测得),可以求得:
=400.36N
作力的多边形如图4所示:
则
=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9-10
的距离为h,其大小为0.041m,则曲柄上的平衡力矩为:
,方向为顺时针.
9.5.4齿轮机构的设计
已知:
z1=10z2=40m=6α=20°
=1
=0.25
1)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=
=(17-10)/17=0.5
X2min=
=(17-40)/17=-1.36
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Δy
X1=-X2=0.42则是等变位齿轮传动,即y=0Δy=0
3)变位齿轮的几何尺寸
公式
齿轮1
齿轮2
d′=d=zm
240
20°
=(
+xi)m
9
3
=(
+
-xi)m
4.5
10.5
=d+2
78
246
=d-2
51
219
a=(d2+d1)/2
9.5.5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/δ02
推程(等减速段):
φ=φm-2φm(δ0-δ)2/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:
φ0=arcos[(lOA2+lAB2-r02)/2lOAlAB]
凸轮实际廓线方程
x=x-rrcos
y=y-rrsin
sin
=(dx/d
)/
cos
=-(dy/d
2)凸轮机构图
参考文献
1、机械原理/恒,作模,文杰主编—第七版——2006.5
2、理论力学Ⅰ/工业大学理论力学研究室编—第七版——2009.3
3、机械原理课程设计指导书/王淑仁主编——2006.4
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