机械原理课程设计(牛头刨床)

机械原理课程设计学生姓名：xxx指导教师：xxx学院：xxx专业班级：xxx学号xxx2018年1月1前言机械原理课程设计是高等工业学校机械类专业学生第一次较全面的机械运动学和动力学分析与设计的训练，是本课程的一个重要实践环节。是培养学生机械运动方案设计、创新设计以及应用计算机对工程实际中各种机构进行分析和设计能力的一门课程。其基本目的在于：（１）进一步加深学生所学的理论知识，培养学生独立解决有关本课程实际问题的能力。（２）使学生对于机械运动学和动力学的分析设计有一较完整的概念。（３）使学生得到拟定运动方案的训练，并具有初步设计选型与组合以及确定传动方案的能力。（４）通过课程设计，进一步提高学生运算、绘图、表达、运用计算机和查阅技术资料的能力。（5）培养学生综合运用所学知识，理论联系实际，独立思考与分析问题能力和创新能力。机械原理课程设计的任务是对机械的主体机构（连杆机构、飞轮机构凸轮机构）进行设计和运动分析、动态静力分析，并根据给定机器的工作要求，在此基础上设计凸轮、齿轮、飞轮等。目录21、课程设计任务书…………………………………………………3(1)工作原理及工艺动作过程……………………………3(2)原始数据及设计要求…………………………………………42、设计（计算）说明书……………………………………………5（1）画机构的运动简图…………………………………………5（2）机构运动分析…………………………………………………7对位置120°点进行速度分析和加速度分析…………………7（3）对位置120°点进行动态静力分析…………………………113、摆动滚子从动件盘形凸轮机构的设计……………………………144、齿轮的设计…………………………………………………………175、参考文献…………………………………………………………186、心得体会…………………………………………………………197、附件…………………………………………………………………19一、课程设计任务书31.工作原理及工艺动作过程牛头刨床是一种用于平面切削加工的机床。刨床工作时,如图(1-1）所示，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；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。切削阻力如图(b）所示。O2AO4xys6s3Xs6CBYs6234567n2FrYFr图（1-1）42．原始数据及设计要求设计内容导杆机构的运动分析符号n242OOLAOL2BOL4BCL44SOL6Sx6Sy单位r/minmm方案II64350905800.3BOL40.5BOL420050已知曲柄每分钟转数n2，各构件尺寸及重心位置，且刨头导路x-x位于导杆端点B所作圆弧高的平分线上。要求作机构的运动简图，并作机构两个位置的速度、加速度多边形以及刨头的运动线图。以上内容与后面动态静力分析一起画在1号图纸上。Frx0.05H0.05HH(b)5二、设计说明书(详情见A2图纸)1．画机构的运动简图1、以O4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’为工作行程起点和终点所对应的曲柄位置，1’和7’为切削起点和终点所对应的曲柄位置，其余2、3…12等，是由位置1起，顺ω2方向将曲柄圆作12等分的位置（如下图）。6取第Ⅱ方案的120°位置（如下图）。7２、机构运动分析（1）曲柄位置“120°”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“120°”进行速度分析。因构件2和3在A处的转动副相连，故VA2=VA3，其大小等于W2lO2A，方向垂直于O2A线，指向与ω2一致。ω2=2πn2/60rad/s=6.702rad/sυA3=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⊥O4B⊥O2A∥O4B取速度极点P，速度比例尺µv=0.02(m/s)/mm,作速度多边形如图1-28图1-2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(向左)⊥O4B⊥BC取速度极点P，速度比例尺μv=0.02(m/s)/mm,作速度多边形如图1-2。Pb=Pa4·O4B/O4A=14.5mm则由图1-2知，υC=PC·μv=0.28m/s加速度分析：取曲柄位置“120°”进行加速度分析。因构件2和3在A点处的转动副相连，故anA2=anA3,其大小等于ω22lO2A,方向由A指向O2。9ω2=6.702rad/s,anA3=anA2=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：aA4=anA4+aA4τ=aA3n+aA4A3K+aA4A3v大小:?ω42lO4A?√2ω4υA4A3?方向：?B→A⊥O4BA→O2⊥O4B（向右）∥O4B（沿导路）取加速度极点为P＇,加速度比例尺µa=0.10（m/s2）/mm,anA4=ω42lO4A=0.5082×0.3148m/s2=0.08m/s2aA4A3K=2ω4υA4A3=0.59m/s2aA3n=4.04m/s2作加速度多边形如图1-3所示,则由比例得aA4=4.48m/s2aB=8.25m/s2α4=aA4÷lO4A×1000=14.23rad/s2（逆）10图１—3则由图1-3知,取5构件为研究对象,列加速度矢量方程,得ac=aB+acBn+acBτ大小?√√?方向∥导轨√C→B⊥BC由其加速度多边形如图1─3所示,有ac=pc·μa=8.13m/s2机构运动分析数据项目位置V6α6αS4ω4α4图解线图解析图解解析图解大小/方向大小/方向120°0.288.134.130.508/逆14.23/逆单位米/秒米/秒2米/秒21/秒1/秒2３、机构动态静力分析取“120°”点为研究对象，F14=-（G4/g）×aS4=-（220/9.8）×4.13=-92.714N11M14=α4JS4=14.23×1.2=17.076N·mLh4=M14÷F14=184mm取5、6基本杆组进行运动静力分析，作示力体如图1─4所示。图1—4已知G6=800N，又ac=8.13m/s2,可以计算F16=-（G6/g）×ac=-（800/9.8）×8.13=-663.673N又ΣF=FR16+F16+G6+FR56=0大小?√√？方向⊥xx∥xx⊥xx∥BC作为多边行如图1-5所示，µN=100N/mm。12图1-5由图1-7力多边形可得：FR16=768.279NFR56=664.431N取构件3、4基本杆组为示力体(如图1-6所示)ΣMO4=0FR54×lh1+F14×(lh2+lh4)+G4×lh3-FR34×lO2A=0FR34=(664.4*567.35+92.714*(289.95+184)+220*71.80)÷314.80=1387.23NΣF=0FR54+G4+F14+FR34+FR14=0FR14=594.33N13图1-6作力的多边形如图1-7所示，µN=100N/mm。14图1-7对曲柄2进行运动静力分析，作曲柄平衡力矩如图1-8所示，图1-8ΣMO2=0FR32×lh-Mb=0Mb=1387.29×24.30÷1000N·m=33.71N·m机构力分析数据项目位置图解法解析法PI4PI6PI4′MI4LhPI4PI6PI4′MI4Lh120°92.714663.67392.71417.0760.184单位N(牛)Nmm(米)NNmm(米)某位置的平衡力矩（单位：N·m）项目位置FrFR6FR65FR54FR23FRO2PR04Mb大小/方向120°图解0768.279664.431664.4311387.231387.23594.3333.71/顺解析单位N(牛)N·m（牛米）三、摆动滚子从动件盘形凸轮机构的设计（详情见A2图纸）1.由方案二数据得知：摆杆长度lO9D为135mm，最大摆角Ψmax为15°，许用压力角[α]为38°，推程运动角Φ为70°，远休止角ΦS，回程运动角Φ’为70°，近休止角ΦS’为210°。15摆杆9为等加速等减速规律，所以加速度为常数，所以位移是角度的二次函数。2.运动的划分：设升程为摆杆摆动15°末端滑块运动的弧长h=lO9D∙2π·15°360°=35.34mm按照等加速等减速运动规律，摆杆前7.5°作匀加速运动，后7.5°作匀减速运动，将整个行程分为10段，每段运动时间占总时间的十分之一。分段点1234567891011摆杆角度(°)00.31.22.74.87.510.212.313.814.715推程(mm)00.712.826.3611.3117.6724.0328.9832.5134.6335.34凸轮角度(°)07142128354249566370∠O2O9iDi(°)17.317.618.52022.124.827.529.631.13232.33.基圆半径的确定：当凸轮转过70°时，滚子中心以等加速等减速规律经过的弧长为35.34mm，限定最大压力角αmax=[α]=38°，所以将凸轮转角70°对应上半圆周的点与最大压力角38°对应下半圆周的点以直线相连，交等加速等减速运动标尺于0.7处，于是根据诺模图，h/r0≈0.7；由于h=35.34mm，所以基圆半径r0≈50.5mm。16图1诺模图4.理论轮廓线的绘制：1)设凸轮角度为0°时的压力角为20°，测量出lO9O2=159.50mm2)以O2为圆心，lO9O2为半径画圆，此圆即为摆杆支座O9相对于凸轮中心的运动轨迹3)以O2为起点作射线，设此射线为y轴，对应凸轮的0°，以顺时针方向为正方向，每隔7°作一条射线，一共十一条射线4)在每条射线上分别取一个点Di，在O9轨迹圆上取其对应点O9i使两点距离始终为135mm5)此两点连线DiO9i与O9iO2之间夹角∠O2O9iDi的大小位于上表中第五行，于是可确定Di在各条射线上的径向位置6)将各Di连接成平滑曲线即凸轮的理论轮廓线5.滚子半径的确定：实际轮廓线则根据滚子的大小确定，为了避免摆杆与凸轮发生运动干涉，取滚子半径为7mm6.实际轮廓线的绘制：1)以各个D’为圆心画滚子，滚子靠近凸轮一侧的包络线即为升程17的实际轮廓线2)以lD11O2为远休止圆半径，远休止角为10°画圆弧3)回程理论轮廓线与升程对称4)近休止圆半径为基圆半径减去滚子半径等于43.50mm，近休止角为210°7.压力角的校核：当凸轮转过的角度约为35°时达到最大压力角αmax≈30°＜[α]=38°，所以符合要求。图2凸轮实际轮廓线四、齿轮的设计（详情见A2图纸）齿数的确定：总传动比io’o2=1440/64=22.5io’o2=(do”z1’z2)/(do’zo”z1)22.5=300×40×z2/(100×16×13)18得z2=39因为zo”=16＜17，z1=13＜17，为了防止根切，对两对齿轮进行变位，小齿轮正变位，大齿轮负变位，采用等变位。变位系数的运用公式xmin=ha*(zmin-z)/zmin（其中zmin=17）来选择，以下是表格：名称符号12O”1'公式模数m6644齿数z13391640压力角α/°20202020变位系数x0.236-0.2360.059-0.059节圆直径d'/mm7823464160zm齿顶高系数ha*1111顶隙系数c*0.250.250.250.25啮合角α'/°2020齿顶高ha/mm7.424.584.243.76m(ha*+x)齿根高hf/mm6.088.924.765.24m(ha*+c*-x)齿顶圆直径da/mm92.83243.1772.47167