牛头刨床运动方案一位置9.zip

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牛头 刨床 运动 方案 位置
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河北科技大学 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 182 学生姓名学生姓名:指导教师指导教师:目录目录一.机构简介1二.设计数据2三.机构运动简图3四.导杆机构的运动分析4五.导杆机构的动态静力分析7六.齿轮机构设计10七.设计小结11八.参考文献121【设计名称】牛头刨床传动系统的设计与分析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2三.绘制机构运动简图由已知条件经计算得机构的基本参数如下。杆长BCl=135mm,推程起始角为 197,推程结束角为 343(x 轴正向为 0,逆时针方向为正),行程速比系数 K=1.460,导路到4O的距离为 528.44mm(导路取在摆杆 B 点的轨迹中部,使滑块获得较小的平均压力角)。绘制位置九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603801105400.25BOl40.5BOl424050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1.1200700700080104063机构运动简图四运动分析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 6060 0.11m/s=0.69m/s取极点 p,按比例尺v=0.01(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。4 vA4=v lpa4=0.01 32.84 m/s=0.3284 m/s4=vA4lO4A=0.32840.31512rad/s=1.042rad/s,(顺时针方向)且3=4vA4A3=v la3a4=0.01 60.88m/s=0.6088m/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=1.042 0.54m/s=0.563m/svC=vlpc=0.01 55.1m/s=0.551m/svCB=vlcb=0.01 14.4m/s=0.144m/s5=vCBlCB=0.1440.135rad/s=1.066rad/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,(向左上)O4AanA4=4lO4A=(1.042)2 0.315m/s2=0.3423m/s2aA2=aA3=anA2=22 lO2A=(2 6060)2 0.11m/s2=4.34m/s2akA4A3=24vA4A3=2 1.042 0.6068m/s2=1.265m/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=1.042rad/svB=0.563m/svC=0.551m/s5=1.066rad/s速度映像5法求得构件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=0.05 101.866m/s2=5.09m/s2atA4=aln4a4=0.05 101.7m/s2=5.085m/s2aB=alpb=0.05 1.746m/s2=8.728m/s2aS4=0.5aB=0.5 8.728m/s2=4.364m/s24=atA4lO4A=5.0850.315s-2=16.14s-2anCB=25lCB=(1.066)2 0.135m/s2=0.153m/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=0.05 169.89m/s2=8.5m/s2atCB=aln5c=0.05 33.89m/s2=1.64m/s25=atCBlCB=1.640.135s-2=12.15s-2(逆时针方向)aB=8.728 m/s2aS4=4.364m/s2aC=8.5 m/s24=16.14s-25=12.15s-23.整理汇总运动分析结果,如6下表角速度/(rad/s)角加速度(rad/s2)3=454=351.0421.06616.1412.15速度(m/s)加速度(m/s2)vBvCaCaBaS40.5630.5518.58.7284.3644.各位置数据整理五动态位置位移速度加速度1006.012217.930.413.72362.20.642.074120.880.750.63651840.749-0.59962430.652-1.7487289.680.4501-4.13558312.60-6.2529293.44-0.551-8.510218.23-1.229-6.396311106.75-1.2954.9481224.408-0.6278.8951006.0127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=2009.814.364N=88.97NMI4=4Js4=16.14 1.1N*m=17.75N*mlh4=MI4FI4=17.7588.97=199.6mm,FI4=FI4FI6=m6as6=G6gas6=7009.81 8.5N=606.5N1.取构件 5、6 基本杆组为示力体,如图所示。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 +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FR56FR456BClxFR166GFI6sYs6Xs6FR566ClxFR166GFI6sYs6Xs6FR 1 6G6FR 6 5FR 5 6FI68FR16=10 67.2N=672NFR56=10 60.71N=607.1N对 C 点列力矩平衡方程,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,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+G4lh3lO2A=607.1 528+88.97 468+200 68.74315.12=1193.14N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。FR16=672Nlx=295.13mmFR56=607.1NFR34=1193N由F=0,有9FR54 +G4 +FI4 +FR34 +FR14 =0大小?方向BCxx4?FR14=10 45.14N=451.4N3.取构件 2 为示力体如图所示。FR34=-FR43,FR43=-FR23由F=0,有FR32+FR12=0,FR12=1193.14N由M(O2)=0,有FR32lh-Mb=0Mb=1193.14 52.361000N m=62.47N 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672N295.13mm607.1N项目FR34FR14FR12平衡力矩Mb数值1193.14N451.4N1193.14N62.47N mFR14=451.4NFR12=1193.14NMb=62.47Nm六高度10变位齿轮设计1.确定变位齿轮类型设计参数如下(方案)Z1Z2m121040620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:(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(1)齿轮 1:(正变位)x1=0.5mm基圆直径:db1=m12z1cos20=56.4mm分度圆直径:d1=m12z1=60mm齿顶高:ha1=h*a+x1m12=9mm齿根高:hf1=h*a+c*-x1m12=4.5mm齿顶圆直径:da1=d1+2ha1=78mm齿根圆直径:df1=d1-2hf1=51mm齿厚:s=11.61mm齿槽宽:e=7.24mm(2)齿轮 2:(负变位)x2=-0.5mm基圆直径:db2=m12z2cos20=235.53mm11分度圆直径:d2=m12z2=240mm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=246mm齿根圆直径:df2=d2-2hf2=219mm齿厚:s=7.24mm齿槽宽:e=11.61mm(3).中心距:a=150mm齿距:p=18.85mm4.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=1.39(2).测量:=1.3887.压力角齿轮 1 齿顶圆的压力角:1=43.7齿轮 2 齿顶圆的压力角:2=23.5七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12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M(第三版).华中科技大学出版社2Ye Zhonghe.Mechanisms And Machine TheoryM.高等教育出版社
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