牛头刨床机械原理课程设计1点和7点修正版吴资料.docx
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牛头刨床机械原理课程设计1点和7点修正版吴资料
目录
一、概述
1、课程设计的题目
2.、课程设计的任务和目的
3、课程设计的要求
4、课程设计的数据
二、机构简介与设计数据
三.课程设计的内容和步骤
§2.1、拆分杆组
§2.2、方案分析
§2.3、程序编写过程
§2.4、程序说明
§2.5、C语言编程及结果
§2.6、位移,速度,加速度图
三、小结
四、参考文献
一、概述
1.课程设计的题目
此次课程设计的题目是:
牛头刨床的主传动结构的设计.
2.课程设计的任务和目的
1)任务:
1牛头刨床的机构选型、运动方案的确定;
2导杆机构进行运动分析;
3导杆机构进行动态静力分析;
4.凸轮机构设计。
2)目的:
机械原理课程设计是培养学生掌握机械系统运动方案设计能力的技术基础课程,它是机械原理课程学习过程中的一个重要实践环节。
其目的是以机械原理课程的学习为基础,进一步巩固和加深所学的基本理论、基本概念和基本知识,培养学生分析和解决与本课程有关的具体机械所涉及的实际问题的能力,使学生熟悉机械系统设计的步骤及方法,其中包括选型、运动方案的确定、运动学和动力学的分析和整体设计等,并进一步提高计算、分析,计算机辅助设计、绘图以及查阅和使用文献的综合能力。
.3.课程设计的要求
牛头刨床的主传动的从动机构是刨头,在设计主传动机构时,要满足所设计的机构要能使牛头刨床正常的运转,同时设计的主传动机构的行程要有急回运动的特性,以及很好的动力特性。
尽量是设计的结构简单,实用,能很好的实现传动功能。
二.机构简介与设计数据
1,机构简介
牛头刨床是一种用于平面切削加工的机床,如图4-1。
电动机经皮带和齿轮传动,带动曲柄2和固结在其上的凸轮8。
刨床工作时,由导杆机构2-3-4-5-6带动刨头6和刨刀7作往复运动。
刨头右行时,刨刀进行切削,称工作行程,此时要求速度较低并且均匀,以减少电动机容量和提高切削质量;刨头左行时,刨刀不切削,称空回行程,此时要求速度较高,以提高生产效率。
为此刨床采用有急回作用的导杆机构。
刨刀每切削完一次,利用空回行程的时间,凸轮8通过四杆机构1-9-10-11与棘轮带动螺旋机构(图中没有画出),使工作台连同工件一次进级运动,以便刨刀继续切削。
刨头在工作行程过程中,受到很大的切削阻力(在切削的前后各有一段约0.05H的空刀距离,见图4-1,b)而空回行程中则没有切削阻力。
因此刨头在整个循环运动中,受力变化是很大的,这就影响了主轴的匀速运转,故需安装飞轮来减小主轴的速度波动,以提高切削质量和减少电动机容量。
2,设计数据见表4-1
1)
2)选择设计方案:
设计内容
导杆机构的运动分析
导杆机构的静力分析
符号
n2
lo2o4
lo2A
lo4B
lBC
lo4s4
xs6
ys6
G4
G6
P
yp
Js4
单位
r/min
mm
N
mm
Kg·m2
方案Ⅱ
64
350
90
580
0.3lo4B
0.5lo4B
200
50
220
800
9000
80
1.2
设计内容
飞轮转动惯量的确定
凸轮机构的设计
符号
δ
no’
Z1
Zo’
Z1’
Jo2
Jo1
Jo”
Jo’
ψmax
Lo9D
[α]
φ
φs
φ’
单位
r/min
Kg.m2
°
mm
°
方案Ⅱ
0.15
1440
13
16
40
0.5
0.4
0.25
0.2
15
135
38
70
10
70
方案特点:
1、结构简单,制造方便,能承受较大的载荷;
2、具有急回作用,可满足任意行程速比系数K的要求;
3、滑块行程可以根据杆长任意调整;
4、机构传动角恒为90度,传动性能好;
5、工作行程中,刨刀速度较慢,变化平缓符合切削要求;
6、机构运动链较长,传动间隙较大;
7、中间移动副实现较难。
三.课程设计的内容和步骤
1.导杆机构的设计及运动分析
1)导杆机构简图
2)导杆机构运动分析
a、曲柄位置“1”速度分析,加速度分析(列矢量方程,画速度图,加速度图)
取曲柄位置“1”进行速度分析。
因构件2和3在A处的转动副相连,故υA3=υA2,其大小等于ω2lO2A,方向垂直于O2A线,指向与ω2一致。
ω2=2πn2/60rad/s=6.702rad/s
υA3=υA2=ω2·lO2A=6.702×0.09m/s=0.603m/s(⊥O2A)
取构件3和4的重合点A进行速度分析。
列速度矢量方程,得
υA4=υA3+υA4A3
大小?
√?
方向⊥O4A⊥O2A∥O4B
取速度极点P,速度比例尺µv=0.005(m/s)/mm,作速度多边形如图1-2
则由图1-2知,υA4=
·μv=0m/s
υA4A3=
·μv=0m/s
由速度影像定理求得,
υB5=υB4=υA4·O4B/O4A=0m/s
又ω4=υA4/lO4A=0rad/s
取5构件作为研究对象,列速度矢量方程,得
υC5=υB5+υC5B5
大小?
√?
方向∥XX⊥O4B⊥BC
取速度极点P,速度比例尺μv=0.01(m/s)/mm,
则由图1-2知,υC5=
·μv=0m/s
υC5B5=
·μv=0m/s
ωCB=υC5B5/lCB=0rad/s
加速度分析:
取曲柄位置“1”进行加速度分析。
因构件2和3在A点处的转动副相连,
故ɑA3n=ɑA2n,其大小等于ω22lO2A,方向由A指向O2。
ω2=6.7020643264rad/s,
ɑA3n=ɑA2n=ω22·LO2A=6.7022×0.09m/s2=4.04m/s2
取3、4构件重合点A为研究对象,列加速度矢量方程得:
ɑA4=ɑA4n+ɑA4τ=ɑA3n+ɑA4A3K+ɑA4A3r
大小:
?
ω42lO4A?
√2ω4υA4A3?
方向:
?
B→A⊥O4BA→O2⊥O4B∥O4B
取5构件为研究对象,列加速度矢量方程,得
ɑc5=ɑB5+ɑc5B5n+ɑc5B5τ
大小?
√ω52Lbc?
方向∥XX√c→b⊥BC
取加速度极点为P',加速度比例尺µa=0.05(m/s2)/mm,
作加速度多边形如图1-3所示
.
则由图1-3知,
υC5B5=
·μv=0m/s
ω5=ωCB=υC5B5/lCB=0rad/s
=0m/s2ɑA4A3K=0m/s2ɑA4=4.04m/s2,
用加速度影象法求得ɑB5=ɑB4=ɑA4*O4B/O4A=6.932m/s2
所以ɑc=0.01×(p’c’)=6.5990882824m/s2
总结1点的速度和加速度值以速度比例尺µ=(0.005m/s)/mm和加速度比例尺µa=(0.05m/s²)/mm用相对运动的图解法作该两个位置的速度多边形和加速度多边形如下图1-2,1-3,并将其结果列入表格(1-2)
表格1-1
位置
未知量
结果
1
VA4
0m/s
VC
0m/s
aA
4.042m/s2
ac
6.599m/s2
b、曲柄位置“7”速度分析,加速度分析(列矢量方程,画速度图,加速度图)
取曲柄位置“7”进行速度分析。
因构件2和3在A处的转动副相连,故υA3=υA2,其大小等于ω2lO2A,方向垂直于O2A线,指向与ω2一致。
ω2=2πn2/60rad/s=6.702
υA3=υA2=ω2·lO2A=6.702×0.09m/s=0.603m/s(⊥O2A)
取构件3和4的重合点A进行速度分析。
列速度矢量方程,得
υA4=υA3+υA4A3
大小?
√?
方向⊥O4A⊥O2A∥O4B
取速度极点P,速度比例尺µv=0.001(m/s)/mm,作速度多边形如图1-4
则由图1-4知,υA4=pa4/μv=0.332m/s
υA4A3=ɑ3ɑ4/μv=0.522m/s
由速度影像定理求得,
υB5=υB4=υA4·O4B/O4A=0.8059m/s
又ω4=υA4/lO4A=0.8877rad/s
取5构件作为研究对象,列速度矢量方程,得
υC=υB+υCB
大小?
√?
方向∥XX⊥O4B⊥BC
取速度极点P,速度比例尺μv=0.005(m/s)/mm,作速度多边行如图1-4。
则由图1-4知,υC=0.527m/s
υCB=0.0981m/sωCB=υCB/lCB=0.564rad/s
b.加速度分析:
取曲柄位置“7”进行加速度分析。
因构件2和3在A点处的转动副相连,
故
=
其大小等于ω22lO2A,方向由A指向O2。
ω2=6.704rad/s,
=
=ω22·LO2A=6.7022×0.09m/s2=4.042m/s2
=ω42·LO4A=0.564m/s2
取3、4构件重合点A为研究对象,列加速度矢量方程得:
aA4=
+aA4τ=aA3n+aA4A3K+aA4A3r
大小:
?
ω42·LO4A?
ω22·LO2A√?
方向:
?
B→A⊥O4BA→O2⊥O4B∥O4B
取5构件为研究对象,列加速度矢量方程,得
ac5=aB5+ac5B5n+ac5B5τ
大小?
√ω52·LBC?
方向∥X√C→B⊥BC
取加速度极点为P',加速度比例尺µa=0.5(m/s2)/mm,
作加速度多边形如图1-5所示.
则由图1-5知,aA4A3r=1.692m/s2
aA4=2.680m/s2
用加速度影象法求得
aB5=aB4=aA4·O4B/O4A=4.156m/s2
又aBCn=ω52·LBC=0.0553m∕s2
ac5=-4.510m∕s2
总结6速度和加速度值以速度比例尺µ=(0.005m/s)/mm和加速度比例尺µa=(0.05m/s²)/mm用相对运动的图解法作该两个位置的速度多边形和加速度多边形如下图1-4,1-5,并将其结果列入表格(1-2)
表格1-1
位置
未知量
结果
7
VA4
0.332m/s
VC
0.527m/s
aA
2.680m/s2,
ac
-4.510m/s2
2.机构动态静力分析
取“1”点为研究对象,分离5、6构件进行运动静力分析,作阻力体如图1─6所示,μl=10N/mm。
图1—6
已知P=0,G6=800N,又ac=6.599m/s2,那么我们可以计算
FI6=-G6/g×ac=-800/10×6.599=-527.927N
Fi6+
+Fr45+Fr16=0
方向:
水平竖直∥BC竖直
大小√√?
?
作为多边行如图1-7所示,µN=10N/mm。
由图1-7力多边形可得:
FR45=-F45·µN=528.7581038×1N=-528.7581216N
已知:
FR54=-FR45=528.7581216N,G4=220N
aS4=aA4·lO4S4/lO4A=4.042589964×290/338.23069051m/s2=3.46612865m/s2
由此可得:
FS4=M4×-aS4=-76.25482788N
As4’=aA4/0.29=13.93996491rad/s2
M=-JS4×As4’=-16.72795789J
在图1-8中,对O4点取矩得:
ΣMO4=-FR54×L54-Fs4×hs4-G4×hG-M-FR34·lO4A=0
-528.7581038*0.5512570182-13.96292913×0.28690951968-220×
0.07457142857-16.72795789+FR34·×0.29=0
代入数据,得FR34=1133.177173N
力比例尺µN=10N/mm
又ΣF=Fr54+Fi4+G4+Fr23+F14n+F14τ=0,作力的多边形如图1-9所示。
Fr23=FR34=1133.177173N
Fr54+Fi4+G4+Fr23+F14n+F14τ=0
方向:
∥BC√竖直⊥AB∥AB⊥AB
大小:
√√√√?
?
F14τ=F14τF14n·µN=497.7136044×1N=497.7136044N
F14n=FR54F14n·µN=47.2419645×1N=47.2419645N
对曲柄分析,共受2个力,分别为R32,R12和一个力偶M,由于滑块3为二力杆,所以R32=R34,方向相反,因为曲柄2只受两个力和一个力偶,所以FR12与FR32等大反力,由此可以求得:
Fr32lsinθ2×h12-M=0
示意图如图1-10所示:
M=0j
列表如下:
未知量
平衡条件
平衡方程
结果
M(N·m)
Fr32lsinθ2×h12-M=0
0
R12(N)
Fr32-Fr12=0
1133.177173
3.凸轮结构的设计
㈠凸轮机构的设计要求概述:
⒈已知摆杆9作等加速等减速运动,要求确定凸轮机构的基本尺寸,选取滚子半径,将凸轮实际轮廓㈠凸轮机构的设计要求概述
该凸轮机构的从动件运动规律为等加速等减速运动。
各数据如表:
符号
ψmax
lO9D
lO9O2
ro
rt
Φ
Φs
Φ’
单位
°
mm
(°)
数据
15 .
135
150
61
15
70
10
70
2.由以上给定的各参数值及运动规律可得其运动方程如下表:
推程0≤2φ≤Φo/2
回程Φo+Φs≤φ≤Φo+Φs+Φ'o/2
ψ=54*Φ*Φ/(49*π)
ψ=π/12-24(φ-17π/36)2/25π
ω=108φ/49π
ω=-96(φ-17π/36)2/25
β=108/49π
β=-192π/25
推程Φo/2≤φ≤Φo
回程Φo+Φs+Φ’o/2≤φ≤Φo+Φs+Φ’o
ψ=π/12-54(7π/18-φ)2/49π
ψ=24(7π/18-φ)2/25π
ω=108(7π/18-φ)/49π
ω=-96(8π/9-φ)2/25
β=-108/49π
β=192π/25
3.依据上述运动方程绘制角位移ψ、角速度ω、及角加速度β的曲线:
(1)、角位移曲线:
①、取凸轮转角比例尺μφ=1.25°/mm和螺杆摆角的比例尺μψ=0.5°/mm在轴上截取线段代表,过3点做横轴的垂线,并在该垂线上截取33'代表(先做前半部分抛物线).做03的等分点1、2两点,分别过这两点做ψ轴的平行线。
②、将左方矩形边等分成相同的分数,得到点1'和2'。
③、将坐标原点分别与点1',2',3'相连,得线段O1',O2'和03',分别超过1,2,3点且平行与Ψ轴的直线交与1",2"和3".
④、将点0,1",2",3"连成光滑的曲线,即为等加速运动的位移曲线的部分,后半段等减速运动的位移曲线的画法与之相似.
(2)角速度ω曲线:
①、选凸轮转角比例尺μφ=1.25°/mm和角速度比例尺μω=0.0837(rad/s)/mm,在轴上截取线段代表。
②由角速度方程可得φ=φo/2,ω=ωmax,求得v换算到图示长度,3点处φ=Φ0/2,故ωmax位于过3点且平行与ω轴的直线.由于运动为等加速、等减速,故连接03'即为此段的角速度图,下一端为等减速连接3'6即为这段角速度曲线。
③其他段与上述画法相同,只是与原运动相反。
(3)角加速度曲线:
①选取与上述相同的凸轮转角比例尺μφ=1.25°/mm和角加速度比例尺μβ=0.8038(rad/s)/mm在轴上截取线段代表。
②由角加速度方程求的角加速度β.因运动为等加速,等减速,故各段加速度值也相同,只是方向相反.
序号
0
1
2
3
4
5
6
7
8
9
偏角
0°
1.875°
7.5°
13.125°
15°
15°
13.125°
7.5°
1.875°
0°
③13段为加速段β为正值,β轴上取β做平行于13的直线段即为1、3段的加速度,其余各段与3做法相似
4作摆动从动件盘形凸轮轮廓设计:
⑴设计原理
设计凸轮轮廓依据反转法原理。
即在整个机构加上公共角速度(-ω)(ω为原凸轮旋转角速度)后,将凸轮固定不动,而从动件连同机架将以(-ω)绕凸轮轴心逆时针方向反转,与此同时,从动件将按给定的运动规律绕其轴心相对机架摆动,则从动件的尖顶在复合运动中的轨迹就是要设计的凸轮轮廓。
⑵设计凸轮轮廓:
A、绘制凸轮的理论轮廓线[既滚子轴心实际轮廓]
1将ψ-φ曲线图(如图
(1))的推程运动角和回程运动角个分成4等份,按式求个等分点对应的角位移值:
ψ1=μψ1*11'',ψ1=μψ2*22'',……,的数值见表
(1)。
2选取适当的长度比例尺μl定出O2和O9的位置(选取μl=0.002m/mm)。
以O2为圆心,以r0/μl为半径,作圆,再以以O2为圆心,以rb/μl为半径作基圆。
以O9为圆心,以lOo9D/μl为半径,作圆弧交基圆与DO(D’O)。
则O9DO便是从动件的起始位置,注意,要求从动件顺时针摆动,故图示位置DO位于中心线O2O9的左侧。
③以O2为圆心,以lOo9O2/μl为半径作圆,沿(-ω)[即为逆时针方向]自O2O9开始依次取推程运动角Φ0=75°,远休止角Φs=10°,回程运动角Φo’=75和远休止角Φs’=200°,并将推程和回程运动角各分成4等份,得O91,O92,O93……O99各点。
它们便是逆时针方向反转时,从动体轴心的各个位置。
④分别以O91,O92,O93……O99为圆心,以lO9D/μe为半径画圆弧,它们与基圆相交于D’1,D’2,D’3……D’9,并作∠D’1O91D1,∠D’2O9rD2……分别等于摆杆角位移ψ1,ψ2,ψ3……。
并使O91D1=O91D’1,O92D2=O92D’2,……则得D1,D2,……D9(与D’9重合)各点,这些点就是逆时针方向反转时从动件摆杆端滚子轴心的轨迹点。
⑤将点D1,D2,……D9连成光滑曲线。
连成的光滑曲线便是凸轮的理论轮廓,亦即为滚子轴心的轮廓轨迹。
B、绘制凸轮的实际轮廓:
1在上述求得的理论轮廓线上,分别以该轮廓线上的点为圆心,以滚子半径为半径,作一系列滚子圆。
2作该系列圆的内包络线,即为凸轮的实际轮廓,如图。
C、校核轮廓的最小曲率半径ρmin:
在设计滚子从动件凸轮的工作轮廓时,若滚子半径rt过大,则会导致工作轮廓变尖或交叉。
在理论轮廓线上选择曲率最大的一点E,以E为圆心作任意半径的小圆,再以该圆与轮廓的两个交点F和G为圆心,以同样半径作两个小圆,三个小圆相交于H、I、J、K四点;连HI、JK得交点C,则C点和长度CE可近似地分别作为理论轮廓上的曲率中心和曲率半径ρmin。
由图可知,CE>rt,故该凸轮轮廓的最小曲率半径ρmin符合要求。
这也是一种方法
4.齿轮的设计
1.齿轮机构的设计
已知条件
设计内容
齿轮机构设计
符号
n05
d05
d03
m12
z0’
z1’
z1
a
n2
单位
r/min
mm
。
r/min
方案Ⅱ
1440
100
300
6
16
40
13
20
64
设计内容与步骤
(1)计算齿轮z2的齿数
由i=n5/n2=(d03/d05)×(z1’/z0’)×(z2/z1)可得z2=39
(2)选择传动类型
z1(13)--z2(39):
按满足不根切、重合度ε≥1.2、齿顶圆齿厚sa≥0.4、节点位于单齿啮合区4个条件从封闭图中选择变位系数
X1=0.300x2=-0.400
X1+x2=0.300-0.400=-0.100<0故z1(13)--z2(39)采用负传动。
(3)验算不根切最小变位系数
z1--z2:
x1min=ha*(17-z1)/17=0.240
X1=0.300>0.240不会发生根切
X2min=ha*(17-z2)/17=-1.290
X2=-0.400>-1.290不会发生根切
(4)计算中心距变动系数(y)和齿顶高降低系数(△y)
Z1--z2:
由无侧隙啮合方程invα’=2tanα(x1+x2)/(z1+z2)+invα得invα’=0.013504
由表得inv19。
20’=0.13418,inv19。
25’=0.13598,则差值
(19。
25’-19。
20’)/(0.13598-0.13418)=(α’-19。
20’)/(0.013504-0.13418)
得α’=19。
22.4’=19.373
标准中心距为a=m(z1+z2)/2=156mm
实际中心距为a’=a×(cosα/cosα’)=156×cos20°/cos19.373°=155.390mm
中间变动系数y=(a’-a)/m=-0.1016
齿顶高降低系数△y=(x1+x2)-y=-0.100-(-0.1016)=0.0016
(5)计算齿轮的几何尺寸
参数
小齿轮(mm)
大齿轮(mm)
分度圆直径
d1=mz1=78
d2=mz2=234
齿顶高
ha1=(ha*+x1-△y)m=7.790
ha2=(ha*+x2-△y)m=3.590
齿根高
hf1=(ha*+c*-x1)m=5.7
hf2=(ha*+c*-x2)m=9.9
齿顶圆直径
da1=d1+2ha1=93.58
da2=d2+2ha2=241.18
齿根圆直径
df1=d1-2hf1=66.6
df2=d2-2hf2=214.2
基圆直径
db1=d1cosα=73.296
db2=d2cosα=219.888
分度圆齿厚
s1=m(π/2+2x1tanα)=10.735
s2=m(π/2+2x2tanα)=7.678
分度圆齿槽宽
e1=m(π/2-2x1tanα)=8.114
e2=m(π/2-2x2tanα)=11.172
分度圆齿距
p1=s1+e1=18.849
p2=s2+e2=18.85
节圆直径
d1’=d1cosα/cosα’=77.695
d2’=d2cosα/cosα’=233.0856
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