牛头刨床运动方案二位置5.zip

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编号:7697462    类型:共享资源    大小:308.21KB    格式:ZIP    上传时间:2023-06-27
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牛头 刨床 运动 方案 位置
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课程设计说明书课程名称课程名称:机械原理课程设计 设计题目设计题目:牛头刨床传动系统的设计与分析专业班级专业班级:机械设计制造及其自动化 学生姓名学生姓名:指导教师指导教师:目录设计项目设计项目一、机构简介一、机构简介二、设计数据二、设计数据设计内容设计内容一、导杆机构的设计一、导杆机构的设计第一节 导杆机构的运动分析第一节 导杆机构的运动分析(一)、导杆机构设计要求概述(一)、导杆机构设计要求概述:(二)、(二)、5 位置的速度分析:位置的速度分析:(三)(三)5 位置的动态静力分析:位置的动态静力分析:(四)12 个位置数据表(四)12 个位置数据表(五)齿轮机构设计(五)齿轮机构设计3.高度变位齿轮尺寸数据的确定高度变位齿轮尺寸数据的确定四 设计体会五 参考文献1设计项目设计项目一、机构简介一、机构简介牛头刨床是一种用于平面切削加工的机床。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,以提高生产率。为此刨床采用有急回作用的导杆机构。刨刀每次削完一次,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,使工作台连同工件作一次进给运动,以便刨刀继续切削。刨头在工作行程中,受到很大的切削阻力,而空回行程中则没有切削阻力。因此刨头在整个运动循环中,受力变化是很大的,这就影响了主轴的匀速运转,故需安装飞轮来减少主轴的速度波动,以提高切削质量和减少电动机容量。2二、设计数据二、设计数据各已知数据如下图所示,未知数据可有已知数据计算求得。设计内容设计内容导机构的运动分析导机构的运动分析导杆机构的动态静力分析及齿轮机构的设计导杆机构的动态静力分析及齿轮机构的设计符 号符 号n2lO2O4lO2AlO4BlBClO4S4xS6yS6G4G6PyPz1z2m12单 位单 位r/minmmNmmmm方案II方案II64350905800.3lO4B0.5 lO4B20050220800900080133963设计内容设计内容一、导杆机构的设计一、导杆机构的设计第一节 导杆机构的运动分析第一节 导杆机构的运动分析(一)、导杆机构设计要求概述(一)、导杆机构设计要求概述:已知曲柄每分钟的转数 n2=64r/min,各构件尺寸,且刨头导路 x-x 位于导杆端头 B 所作圆弧的平分线上。要求作机构的运动简图,并作机构一个位置的速度、加速度多边形以及刨头的运动线图,画在 A1图纸上。5 位置的机构简图,如图 1:(图 1)(图 1)(二)、(二)、5 位置的速度分析:位置的速度分析:由已知数据 n2=64r/min 得 2=264/60(rad/s)=32/15(rad/s)。1.求.求 C 点的速度点的速度:(1)确定构建)确定构建 3 上上 A 点的速度。点的速度。构件 2 与构件 3 用转动副 A 相联,所以 VA3=VA2又VA2=2lO2A=0.09*32/15=0.60m/s.(2)求(2)求 VA4的速度:的速度:选择速度比例尺 V=0.004(m/s)/mmVA4 =VA3 +VA4A3方2=32/15(rad/s)UVA2=0.60m/sV=0.0044(m/s)/mm 方向:BO4 AO2 BO4大小:?2lO2A?由速度多边形 pa3a4得:VA4=Vpa4=0.004146.7=0.5868m/sVA4A3=Va3a4=0.00431.26=0.125m/s(3)求(3)求 BO4的角速度的角速度 4:曲柄位于起点 1 时位置图如图(1)虚线,此时AO2O4=75.10,又由 1 位置起将曲柄圆周作 12 等分,则当曲柄转到 5 位置是如图(1)此时:AO2O4=360-120-75.10=164.90杆 BO4的角速度 4:4=VA4/lAO4=0.5868/0.438=1.34rad/s杆 BO4的速度 VB:VB=4lBO4=1.340.58=0.7772m/s(4)求(4)求 C 点的速度 V点的速度 VC:VC =VB +VCB方向:X-X BO4 BC大小:?4lO4B?VC=Vpc=0.004193.5=0.774m/sVCB=Vcb=0.00410.4=0.0416m/s5=VCB/lBC=0.0416/0.174=0.239rad/s2.求2.求 C 点的加速度:点的加速度:(1)求(1)求 aA3因为曲柄匀速转动,故 aA3=22lAO2=(32/15)20.09=4.0401m/s2。选取加速度比例尺:a=0.02(m/s2)/mm。(2)求)求 aA4aA4 +anA4 =aA3 +akA4A3 +aA4A3方向:BO4 BO4 AO2 BO4 BO4大小:?42lAO4 24UA4A3?anA4=42lAO4=1.3420.438=0.7865 akA4A3=24VA4A3=21.340.125=0.335m/s2anCB=52lBC=0.23920.174=0.01m/s2aA4=apa4=0.0246.02=0.9204m/s2 aA4=aaa4a4=0.0225.72=0.5144m/s2VA4=0.5868m/sVA4A3=0.125m/s 4=1.34rad/sVB=0.7772m/sVC=0.774m/sVCB=0.0416m/s5=0.239rad/saA3=4.0401m/s2。a=0.02(m/s2)/mmanA4=0.7865 akA4A3=0.335m/s2anCB=0.01m/s25aA4=0.9204m/s2 aA4=0.5144m/s2BO4=aA4/lAO4=0.5144/0.438=1.1744rad/s2anB=42lBO4=1.3420.58=1.04m/s2(3)求(3)求 aCac =anC +atC =anB +atB +atCB +anCB方向:/X-X BO4 BO4 CB CB大小:/?42lBO4 BO4l BO4?52lBCatCB=0.0250.22=1.0044m/s2aB=0.0262.87=1.26aS4=0.5aB=0.634=aA4/lAO4=1.1744rad/s2 5=atCB/lBC=1.0044/0.174=5.7724rad/s2ac=0.0240.12=0.8024m/s2角速度/(r角加速度/(r速度/(m/加速度/(m/s2)ad/s)ad/s2)s)353(4)5UBUCaS4aBaC-1.340.2391.1744-5.77240.77720.7740.63-1.26-0.8024(三)(三)5 位位6置的动态静力分析:置的动态静力分析:首先依据运动分析结果,计算构件 4 的惯性力 FI4(与 aS4反向)、构BO4=1.1744rad/s2anB=1.04m/s2AatCB=1.0044m/s2aB=1.26aS4=0.634=1.1744rad/s25=5.7724rad/s2ac=0.8024m/s2件 4 的惯性力矩 MI4(与 a4反向)、构件 4 的惯性力平移距离lh4(方位:右上)、构件 6 的惯性力矩 FI6(与 aC反向)。FI4=m4aS4=G4aS4/g=2200.63/9.8=14.14MI4=4JS4=1.17441.2=1.40928Nmlh4=MI4/FI4=1.40928/14.14=0.0997m=99.7mmFI6=m6aS6=G6aS6/g=8000.8024/9.8=65.5N1.取构件5、6 基本杆组为示力体1.取构件5、6 基本杆组为示力体因构件5 为二力杆,只对构件 6进行受力分析即可,首先列力平衡方程,有FR65=-FR56 ,FR65=-FR45 由F=0,有FR16 +Fr +FI6 +G6 +FR56 =0方向:X-X X-X X-X X-X BC大小:?按比例尺F=40N/mm作力多边形,求出运动副反力 FR167和 FR56。FR16=408.2485=329.94NFR56=40226.9358=9077.432N对 C 点列力矩平衡方程,有FR16lx+FI6yS6-FryF-G6xS6=0由MC=0,有lx=(900080+800200-65.550)/329.94=2657.5477mm=2.657m2.取构件 3、4 基本杆组为示力体2.取构件 3、4 基本杆组为示力体对构件 4 进行受力分析,求反力 FR34。构件 3 为二力构件,反力 FR34过链 A 点且垂直于构件 4。取构件 4 对 O4点列力矩平衡方程(构件 5 也是二力杆,反力 FR34的大小和方向为已知)。FR54=-FR45 ,FR34=-FR43由MO4=0,有FR54lh1-FI4lxh2-G4lh3-FR34lO4A=0FR34=(9077.4576.8-14.14262.15-22015.54)/438=11937.7N再对构件 4 列力平衡方程,按比例尺=40N/mm 作力多边形,求出机架对构件 4 的反力 FR14。由F=0,有FR54 +G4 +FI4 +FR34 +FR14 =0方向:BC X-X O4A?大小:?FI4=14.14MI4=1.40928Nmlh4=99.7mmFI6=65.5NFR16=329.94NFR56=9077.432Nlx=2.657mFR34=11937.7N8FR14=3150.536N3.取构件3.取构件 2 为示力体为示力体FR34=-FR43 ,FR43=-FR23由F=0,有FR32+FR12=0 ,FR12=11937.7N由MO2=0,有FR32lh-Mb=0Mb=11937.70.088=1050.5176Nm4.动态静力分析结果4.动态静力分析结果整理汇总动态静力分析结果如表所示(单位:力 N;力矩 Nm;偏距 mm)。FR16(到C点的偏距)FR56FR34(到质心的偏距)FR14FR12平衡力矩Mb3290113111109.94(2657)77.432937.7(88)50.536937.750.5176(四)12个位置数据表(四)12个位置数据表FR14=3150.536N9Mb=1050.5176Nm12 个位置数据表:运动线图如下:(五)齿轮机构设计(五)齿轮机构设计1.确定变位齿轮类型1.确定变位齿轮类型设计参数如下:(方案)Z1Z2m1339620齿轮不发生根切的最少齿数为17,Z1=1317 因此齿轮1 发生根切,故采用变位修正得到变位齿轮。这里我1234 5 67 8 910 11 12 vmax=1.243m/s amax=8.983m/s2 Xmax=298.26mm 位置1 2 3 4 5 6V 0 0.4170.6690.7830.7790.664a 6.5994.1932.3050.671-0.765-2.211位置789101112V0.421-0.004-0.631-1.236-1.243-0.619a-4.138-6.818-8.824-5.2105.2158.98310们采用高度变位齿轮,其优点:提高齿轮承载能力。小齿轮正变位,大齿轮负变位,使大小齿轮强度趋于相同。2.变位系数的确定2.变位系数的确定X Xminmin=ha(Z=ha(Zminmin-Z)/Z-Z)/Zminmin=1*(17-13)/17=0.235=1*(17-13)/17=0.235X Xminmin=0.235=0.235这里取变位系数综合了1.最高接触强度原则2.等弯曲强度原则3.等滑动系数原则4.平稳性原则得 x1=0.3mm x2=-0.3mm3.高度变位齿轮尺寸数据的确定高度变位齿轮尺寸数据的确定齿轮1:(正变位)x1=0.3基圆直径:db1=mZ1cos2110=6*13*cos20=73.29mm分度圆直径:d1=mZ1=78mm齿顶高:ha1=(ha+x1)m=7.8mm齿根高:hf1=(ha+c-x1)m=5.7mm齿顶圆直径:da1=d1+2ha=93.6mm齿根圆直径:df1=d1-2hf1=66.6mm齿厚:s=(/2+2x1tan)m=10.74mm齿槽宽:e=(/2-2x1tan)m=8.11mm齿轮 1:(负变位)x2=0.3基圆直径:db2=mZ2cos20=6*39*cos20=219.87mm分度圆直径:d2=mZ2=234mm齿顶高:ha2=(ha+x2)m=4.2mm齿根高:hf2=(ha+c-x2)m=9.3mm齿顶圆直径:da2=d2+2ha2=242.4mm齿根圆直径:df2=d2-2hf2=215.4mm齿厚:s=(/2+2x2tan)m=8.11mm齿槽宽:e=(/2-2x2tan)m=10.74mm中心距:a=d1/2+d2/2=156mm齿距:p=m=18.85mm4.渐开线画法4.渐开线画法1.将基圆以 5差等分,点为 1、262.作 1、26 切线3.使切线长度等于圆弧长度、4.直到渐开线与齿顶圆相交,描点完成。5.特殊点说明5.特殊点说明N1,N2:两齿轮基圆公切线与基圆的交点B1,B2:两齿轮基圆公切线与两齿轮齿顶圆交点。P:两齿轮公切线与 O1O2 交点x1=0.3mm x2=-0.3mmdb1=73.29mmd1=78mmha1=7.8mmhf1=5.7mmda1=93.6mmdf1=66.6mms=10.74mme=8.11mmdb2=219.87mmd2=234mmha2=4.2mmhf2=9.3mmda2=242.4mmdf2=215.4mms=8.11mme=10.74mma=156mmp=18.85mm6.重合度6.重合度1.公式:=Z1(tan1-tan)+Z212(tan2-tan)/2=1.4992.测量:=B1B2/P=1.512啮合角:=201齿轮 1 齿顶圆压力角1=382齿轮 2 齿顶圆压力角2=25 四 设计体会通过一段时间的设计,让我对所学知识得到了更深的理解,也学会了运用各种资料、工具,熟练了 CAD、Office 等软件的使用,体会到了同伴之间的密切合作的重要性等等。同时这之间的种种工作也离不开老师的热情指导,在此表示深深的谢意。五 参考文献机械原理课程设计华中科技大学出版社 刘毅主编=1.499=1.512=201=382=25
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