牛头刨床运动方案三位置3.zip

1机械原理课程设计说明书课程名称 机械原理课程设计 设计题目 牛头刨床的主传动机构分析与设计 专业 机械设计制造及其自动化 设 计 者 指导教师 2目录目录1.设计题目22.机构简介23.设计数据34.导杆机构的设计45.齿轮机构的设计116.设计小结127.参考文献1434【设计名称】牛头刨床一机构简介牛头刨床是一种用于平面切削加工的机床，主要由齿轮机构、导杆构和凸轮机构等组成，如图（a）所示。电动机经过减速装置（图中只画出Z1、Z2）使曲柄 2 转动，再通过导杆机构 2-3-4-5-6 带动刨头 6和刨刀做往复切削运动。工作行程中，刨刀速度要平稳;空回行程时，刨刀要快速退回，即要有急回作用。切削阶段刨刀应近似匀速运动，以提高刨刀的使用寿命和工件的表面加工质量。刀具与工作台之间的进给运动，是由固结于轴2上的凸轮驱动摆动从动件和其他有关机构(图中未画出)来完成的。为了减小机器的速度波动,在曲柄轴2上安装了调速飞轮。切削阻力如图(b)所示。二设计数据5三.导杆机构的运动分析1.设计内容（1）导杆机构的运动分析（2）导杆机构的动态静力分析2.绘制机构运动简图绘制位置 3 和推程起始位置的机构运动简图，如图所示。设计内容导杆机构的运动分析符 号2n42OOlAOl2BOl4BCl44SOl6Sx6Sy单 位r/minmm方案三724301108100.36l04B0.5BOl418040设计内容导杆机构的动态静力分析及齿轮机构的设计符 号Js44G6GPPy1z2z12m单 位kgm2Nmmmm方案三1.222062080001001538666300O25C1515ScFrxBO41123456778(8)9101112x机构运动简图 l=1m/mm机构运动简图7Pa3a4bc速度多边形 v=0.0083(m/s)/mm四运动分析1.速度分析由运动已知的曲柄上 A(2A，3A)点开始，列两构件重合点（3A，4A）间的速度矢量方程，求构件 4 上 A 点的速度4Av。速度矢量方程为vA4 =vA3 +vA4A3大小？方向O4AO2AO4AvA4=vA3=2lO2A=2n260lO2A=2 7260 0.11m/s=0.83m/s取极点 p,按比例尺v=0.0083（m/s）/mm做速度图，如图所示，并求出构件 4 的加速度4和构件上 B 点的速度vB，以及构件 4 与构件 3 上重合点 A 的相对速度vA4A3。8 vA4=v lpa4=0.0083 87.45 m/s=0.73 m/s4=vA4lO4A=0.730.51391rad/s=1.412rad/s，（顺时针方向）且3=4vA4A3=v la3a4=0.0083 48.5m/s=0.40255m/s对构件 5 上 B、C 点，列同一构件上两点间的速度矢量方程，有vC =vB +vCB大小？方向xxO4BBCvB=4lO4B=1.412 0.81m/s=1.14m/svC=vlpc=0.0083 132.52m/s=1.10m/svCB=vlcb=0.0083 37.24m/s=0.31m/s5=vCBlCB=0.310.2916rad/s=1.06rad/s(逆时针方向)2.加速度分析由运动已知的曲柄上 A(2A，3A)点开始，列两构件重合点（3A，4A）间的加速度矢量方程，求构件 4 上 A 点的加速度aA4。加速度矢量方程为aA4=anA4+atA4=aA3+akA4A3+arA4A3大小？方向O4AAO4AO2O4A,(向左下)O4AanA4=42lO4A=(1.412)2 0.51391m/s2=1.02m/s2aA2=aA3=anA2=22 lO2A=（2 7260）2 0.11m/s2=6.25m/s2akA4A3=24vA4A3=2 1.412 0.40255 m/s2=1.17m/s2取极点 p，按比例尺a=0.05(m/s2)/mm作加速度图，如图所示，用加4=1.412rad/svB=1.14m/svC=1.10m/s5=1.06rad/s速度映像法求得构9paccn5n4a4S4加速度多边形 a=0.05（m/s2)/mm件4上B点和质心S4点的加速度aB和as4，用构件 4 上 A 点的切向加速度atA4求构件 4 的角加速度4。aA4=alpa4=0.05 55.28m/s2=2.76m/s2atA4=aln4a4=0.05 51.38m/s2=2.569m/s2aB=alpb=0.05 87.13m/s2=4.36m/s2aS4=0.5aB=0.5 4.36m/s2=2.18m/s24=atA4lO4A=2.5690.51391s-2=5.00rad/s-2anCB=25lCB=(1.06)2 0.2916m/s2=0.3276 m/s2对构件 5 上 B、C 点，列同一构件上两点间的加速度矢量方程，有ac =aB+anCB+atCB大小？方向xxCBBCaC=alpc=0.05 84.91m/s2=4.25m/s2atCB=aln5c=0.05 19.53m/s2=0.9765m/s25=atCBlCB=0.976500.2916s-2=3.35rad/s-2（逆时针方向）3.整理汇总运动分析结果，如下表aB=4.36 m/s2aS4=2.18m/s2aC=4.25 m/s24=2.76rad/s-25=3.35rad/s-210FR 1 6FR 4 55 7,6 41 7 3 0,7 56S64 01 8 0yFFrF1 65、6杆 组 示 力 体 1=1 0.0 m/m m角速度/（rad/s）角加速度(rad/s2)3=454=351.4121.062.763.35速度(m/s)加速度(m/s2)vBvCaCaBaS41.141.14.254.362.18五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方向相反)，构件 4 的惯性力矩MI4（与4方向相反），构件 4 的惯性力平移距离lh4(右上)，构件 6 的惯性力矩FI6（与aC反向）。FI4=m4as4=G4gas4=2209.812.18N=49.89NMI4=4Js4=5.00 1.2N*m=6.0N*mlh4=MI4FI4=17.7588.97=123mm,FI4=FI4FI6=m6as6=G6gas6=6209.81 4.25N=268.60N1.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=-FR4511F16FrG6FR65FR56FR164 9 9,1 18 0 2,1 45 8,2 5FR 5 4B4AFR 3 4F1 4lb 4FR 1 4O4lh 2lh 13-4杆 组 示 力 体1=1 0.0 m/m m由F=0，有FR16 +FI6 +G6 +FR56 =0大小？?方向xxxxxxBC按比例尺F=10N/mm作力多边形，如图所示，求出运动副反力FR16和FR56 FR16=10 52.05N=520.5NFR56=10 827.03N=8270.3N对 C 点列力矩平衡方程，有由M(C)=0，有FR16lx-FI6ys6-G6xs6=0 lx=FI6ys6+G6xs6FR16=606.5 50+700 240672=295.13mm2.取构件 3、4 基本杆组为示力体如图所示，对构件 4 进行受力分析，求反力34。构件 3 为二力构件，FR16=520.5Nlx=1730.75mmFR56=8270.3N12G4F14FR45FR14FR34力分析多边形 =10.0m/mm7 8,9 5FR 3 2AMbO2FR 1 22构 件 示 力 体 1=1 0.0 m/m m反力34过铰链 A 点且垂直于构件 4。取构件 4 对4点列力矩平衡方程（构件 5 也是二力杆，反力54的大小和方向已知）。FR54=-FR45，FR34=-FR43由M(O4)=0，有FR34lO2A-FR54lh1-FI4lh2-G4lh3=0FR34=FR54lh1+FI4lh2+G4lh3lo4a=8270.3 802.14+48.89 499.11+220 558.25513.91=12981.17N再对构件 4 列力平衡方程，按比例尺F=10N/mm作力多边形，如图所示求出机架对构件 4 的反力14。由F=0，有FR54 +G4 +FI4 +FR34 +FR14 =0大小？方向BCxx4?FR14=10 467.64N=4676.4N3.取构件 2 为示力体如图所示，有FR34=12981.17NFR14=4676.4N13FR34=-FR43,FR43=-FR23由F=0，有FR32+FR12=0,FR12=12981.17N由M(O2)=0，有FR32lh-Mb=0Mb=12981.17 78.951000N m=1024.86N m4.整理汇总动态静力分析结果如表所示项目FR16(到 C 点偏距)FR56数值520.5N1730.88mm8270.3N项目FR34FR14FR12平衡力矩Mb数值12981.17N4676.4N12981.17N1024.86N m六高度变位齿轮设计1.确定变位齿轮类型设计参数如下（方案）Z1Z2m121538620齿轮不发生根切的最少齿数为 17，Z117，因此齿轮 1 发生根切，故采用变位修正得到变位齿轮。采用高度变位，其优点：提高齿轮的承载能力，小齿轮正变位，大齿轮负变位，使大小齿轮强度趋于相同。2.变位系数的确定齿轮 1：xmin=h*a(zmin-z)zmin=(17-10)17=0.41mm这里取变位系数综合了：FR12=12981.17NMb=1024.86N14（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=0.5mm,x2=-0.5mm3.高度变位齿轮尺寸数据的确定齿轮 1：（正变位）x1=0.5mm基圆直径：db1=m12z1cos20=84.6mm分度圆直径:d1=m12z1=90mm齿顶高:ha1=h*a+x1m12=7.5mm齿根高:hf1=h*a+c*-x1m12=4.5mm齿顶圆直径:da1=d1+2ha1=102mm齿根圆直径：df1=d1-2hf1=75mm齿厚:s=9.42mm齿槽宽:p=18.84mm齿轮 2：（负变位）x2=-0.5mm基圆直径：db2=m12z2cos20=214.23mm分度圆直径:d2=m12z2=228mm齿顶高:ha2=h*a+x2m12=3mm齿根高:hf2=h*a+c*-x2m12=10.5mm齿顶圆直径:da2=d2+2ha2=240mm齿根圆直径:df2=d2-2hf2=213mm齿厚：s=9.42mm齿槽宽：p=18.84mm中心距:a=159mm154.渐开线画法（1）.将基圆以 5等差分，点为 1，2，,6，7（2）.作 1，2，3,6，7 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N1,N2:两齿轮基圆公切线与基圆的切点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O1,O2的交点6.重合度（1）.理论：=z1tan1-tan+z2tan2-tan2=1.65（2）.测量：=1.64齿轮 1 齿顶圆的压力角：1=34齿轮 2 齿顶圆的压力角：2=27七设计小结这次课程设计既及时巩固了我们所学的机械原理课程，也让我们复习了理论力学的有关知识，为之后我们单独设计项目时奠定了基础。在整个机械设计的过程中我发现了实践和理论学习的差别，也同时感觉到了自己对知识的掌握不足，尤其对加速度分析这块，经过看书最终也克服了。在用图解法作图中，实际值与理论值存在着一些误差，有些是自己本身的问题，有些是工具的问题，但态度决定一切，在自己认真的对待下，使设计的实际结果尽量接近理论结果。通过这次设计，很好的锻炼了自己，了解到了自己不足之处，希望在今后的设计中得到改正，使自己日益成熟，专业知识日益深厚。八参考文献【1】刘毅，杨家军 机械原理课程设计（第三版）