牛头刨床设计
机械原理课程设计
实习报告
专业: 机械设计制造及其自动化 课题: 姓名: 王往
目录
一、设计任务
二、牛头刨床简介及工作原理 三、原始参数
四、导杆机构的运动综合
五、用解析法作导杆机构的运动分析 六、导杆机构的动态静力分析 七、Matlab编程并绘图 八、行星轮系设计 九、变位齿轮设计 十、课程设计总结 十一、参考文献
十二、粉末成型压机方案设想
一、设计任务
1牛头刨床刀杆机构的运动综合、运动分析和动态静力分析; 2对牛头刨床传动装置中行星轮机构、齿轮机构进行综合。
二、牛头刨床简介及工作原理
牛头刨床是用于加工中小尺寸的平面或直槽的金属切削机床,多用于单件或小批量生
产。
为了适
图1牛头刨床外形图
用不同材料和不同尺寸工件的粗、精加工,要求主执行构件—刨刀能以数种不同速度、不同行程和不同起始位置作水平往复直线移动,且切削时刨刀的移动速度低于空行程速度,即刨刀具有急回现象。刨刀可随小刀架作不同进给量的垂直进给;安装工件的工作台应具有不同
进给量的横向进给,以完成平面的加工,工作台还应具有升降功能,
以适应不同高度的工件加工。
牛头刨床是一种用于平面切削加工的机床,电动机经行星轮系和齿轮Z4、 Z5减速带动曲柄2转动。刨床工作时,由导杆机构2-3-4-5-6带动刨头和刨刀作往复运动。刨头向左时,刨刀进行切削,这个行程称工作行程,刨头受到较大的切削力。刨头右行时,刨刀不切削,称空回行程,此时要求速度较高,以提高生产力。
三、原始参数
H:刨头行程 ; K:行程速比系数; Fc切削阻力 ; m4 m5 m6分别为导杆、连杆及刨头的质量;J4、J5分别分别为导杆4及导杆5绕各自质心的转动惯量;m1、mH分别为行星减速器中心轮及齿轮4、5的模数;Z4,Z5为齿轮4及5的齿数;n1:电机转速;n2:曲柄2及齿轮5的转速;k:行星轮个数。
四、导杆机构的运动综合
设LO3B=L3 LBF=L4 LO3D=L'6 LO2A=L1 LO3O2=L6 LO3A=S3 LDE=SE 1、导杆的摆角ψ K=1.8
180︒+ψk=⇒ψ=51.43︒
180︒-ψ
2、导杆的长度L3
H/2
H=600mm⇒L3==691.4mm
sinψ/2
3、连杆的长度L4
L4=0.3⨯L3=207.4mm
4、刨头导路中心线xx至O3点的垂直距离L'6
LO3E=L3⨯cos2=622.9mm
根据已知xx被认为通过圆弧BB’的绕度ME的中点D知
L3-LO3E
L6=LO3M-LDM=L3-=657.2mm
2
'
5、曲柄的长度L1
L6=370mm⇒L1=L6⨯sinψ/2=160.5mm
6、切削越程长度0.05H,如图所示
则切削越程长度为0.05H=0.05×600=30mm 7、机构运动简图
8、计算机构的自由度
F=3×5-2×7=1
五、用解析法作导杆机构的运动分析
如图所示,先建立一直角坐标系,并标出各杆矢量及其方位角。其中共有四个未知量θ3、θ4、S3、SE。为求解需建立两个封闭的矢量方程,为此需利用两个封闭的图形O3AO2O3及O3BFDO3,由此可得:
L6+L1=S3L3+L4=L+SE
→
→
→'6
→
→→→
并写成投影方程为:
S3cosθ3=L1cosθ1S3sinθ3=L6+L1sinθ1
L3cosθ3+L4cosθ4-SE=0 L3sinθ3+L4sinθ4=L’6
由上述各式可解得:
θ3=L6+L1⨯sinθ1
L1⨯cosθ1
L⋅6-L3⨯sinθ3
θ4=arcsin
L4S3=
L1⨯cosθ1
cosθ3
SE=L3⨯cosθ3+L4⨯cosθ4
由以上各式即可求得θ3、θ4、S3、SE四个运动变量,而滑块的方位角
θ2=θ3。
然后,分别将上式对时间取一次、二次导数,并写成矩阵形式,及得一下速度和加速度方程式。
⎡cosθ3⎢sinθ
3⎢⎢0⎢⎣0
-S3sinθS3cosθ3-L3sinθ3L3cosθ300-L4sinθ4L4cosθ4
∙
0⎤⎡S⎤/1sinθ1⎤⎡-L3⎢⎥⎥⎢L⎥0⎥⎢w⎥/cosθ1⎥3=w⎢1
1⎢⎥ -1⎥⎢w⎥0
⎥⎢4⎥⎢⎥0⎦⎢v⎥0⎣⎦⎣E⎦
⎡cosθ3
⎢sinθ
3⎢⎢0⎢⎣0
-S3sinθ3S3cosθ3-L3sinθ3L3cosθ300-L4sinθ4L4cosθ4
∙∙⎡0⎤S⎤⎢3⎥⎥0⎥⎢α⎥3=-1⎥⎢α⎥⎥⎢4⎥0⎦⎢α⎥⎣E⎦
∙
⎡
03sinθ3-S3w3cosθ3⎢-w3sinθ3-S∙
⎢wcosθS3cosθ3-S3w3sinθ303-⎢3
-L3w3cosθ3-L4w4cosθ4⎢0
⎢0-L3w3sinθ3-L4w4sinθ4⎣⎤/1w1cosθ1⎤⎡-L0⎥
⎢L⎥/wsinθ1⎥0⎥+w⎢11
⎥1⎢⎥00⎥⎢⎥
0⎣⎦0⎥⎦
而w2=w3、α2=α3
根据以上各式,将已知参数代入,即可应用计算机计算。并根据所得数值作出机构的位置线图、速度线图、加速度线图。这些线图称为机构的运动线图。通过这些线图可以一目了然的看出机构的一个运动循环中位移、速度、加速度的变化情况,有利于进一步掌握机构的性能。
六、导杆机构的动态静力分析
受力分析时不计摩擦,且各约束力和约束反力均设为正方向 (1) 对刨刀进行受力分析
FR56y
FR16
Fc
FR56x
F6
G6
F+F+F=0 (1)∑X=0,
02)∑Y=0,F+F-G=(
c
R56x
6
R56y
R16
6
(2)对5杆进行受力分析
M5=-J5⨯α5F5x=-m5⨯S∙∙
5xF5y=-m5⨯S∙∙
5y
FR65x
联立(1)(2)(3)(4)(5)各式可以得到矩阵形式如下:
(3) 对滑块3进行受力分析(不计重力)
FR43y
FR23y
A
FR23x
FR43x
∑X=0,F+F=0(6)∑Y=0,F+F=0(7)
∑M=0,(F+F)⨯L⨯sinθ+(F
R23x
R43x
R23y
R43y
O2
R23x
R43x
1
1
R23y
+FR43y)⨯L1⨯cosθ1=0(8)
(4)对4杆进行受力分析
M4=-J4⨯α4F4x=-m4⨯S4xF4y=-m4⨯S4y
R54x
4x
R34x
R54y
4y
R34y
∙∙
∙∙
∑X=0,F+F+F+F=0(9)∑Y=0,F+F+F+F-G=0(10)∑M=0,F⨯(y-y)+F⨯(y-y
R14xR14y
4
S4
R14x
S4
O3
R34x
S4
A
)-FR54x⨯(yB-yS4)
-FR14y⨯(xS4-xO3)-FR34y⨯(xS4-xA)+FR54y⨯(xB-xS4)+M4=0(11)
(5)对原动件曲柄2进行受力分析
曲柄2不计重力,且转动的角速度一定,角加速度为零,惯性力矢和惯性力矩都为零
∑Fx=0,FR32x+FR12x=0; ∑Fy=0,FR32y+FR12y=0;
∑Mo2=0,FR32x×L2sinφ+FR32y×L2cosφ=0;
八、行星轮系设计
已知Z4=14, Z5=49, n1=1000rpm,
n2=n5=80rpm
n4Z57i45===
n5Z42
77
nH=n4=⨯n5=⨯n2=280rpm
22n1100025i1H===
nH2807
行星轮系的设计必须满足四个条件: (1) 传动比条件
固定行星架H
n n
H13
H1H3
=n1-nH=n2-nH
z3n1-nH
i==-⇒Z3=Z1⨯(i1H-1)
n3-nHz1
(2) 同心条件
Z3-Z1Z1⨯(i1H-2)
Z3=Z1+2Z2⇒Z2== 22
(3) 均布条件
Z1+Z3Z⨯i=N⇒N=K3
(4) 邻接条件
(Z1+Z2)⨯sin180K>Z2+2h*a
由以上各式可得配齿公式
Z1⨯(i1H-2)Z1⨯i1HZ1:Z2:Z3:N=Z1::Z1⨯(i1H-1):
23
111825
Z1:Z2:Z3:N=Z1:Z1:Z1:Z1
14721
且Z1 Z2 Z3为整数,齿轮结构要紧凑 则Z1=42 Z2=33 Z3=108
由于各齿轮的齿数都大于17,故为标准齿轮传动。
行星系齿轮的参数
Z1,Z2,Z3相互啮合模数相等m1=5d1=m1Z1==210mmd2=m1Z2=165mmd3=m1Z3=540mm
ha1=ha2=hf3=hm1=5mm
hf1=hf2=ha3=(h+C)m1=6.25mmdb1=d1⨯cosα=197.34mmdb2=d2⨯cosα=155.05mmdb3=d3⨯cosα=507.43mm
*
a
*
*a
p1=p2=p3=π⨯m1s1=s2=s3=
π⨯m2
九、变位齿轮设计
(1)确定传动类型 已知
Z4=14 Z5=49 mH=16mm α=α=20︒a⨯cosα=a⨯cosα⇒a=a
x1+x2=x1=-x2
则为等变位齿轮传动
(2) 确定变位系数
对于变位齿轮,为有利于强度的提高,小齿轮4采用正变位,大齿轮5采用负变位,,使大小齿轮的强度趋于接近,从而使齿轮承载能力提高。
'
⋅
⋅⋅⋅
(invα-invα)(Z4+Z5)
α
=0
x1minx2min
Zmin-Z4
=h=0.176
Zmin
*a
Z-Z=h=-1.882
Zmin
*a
则取 x1=0.176 x2=-0.176 满足x2>x2min
(3) 检验重合度
mHZ5mHZ4r4==112mm r5==392mm
22
*
ra4=r4+(ha+x1)mH=130.8 mm ra5=r5+(h+x2)mH=405.2mm
*
a
r⨯cos20︒
αa4=arccos=36.4︒
ra4r5⨯cos20︒
αa5=arccos=24.6︒
ra5
'
⎡⎤Z(tanα-tanα)+Z(tanα-tanα)4a45a5εa=⎣
⇒εa=1.564>[εa]
故满足重合度要求
'
π
(4) 变位齿轮4、5的几何尺寸
变位系数x1=-x2=0.176节圆直径d=d4=Z4mH=224mmd⋅5=d5=Z5mH=784mm啮合角α=α=20︒
齿顶高ha4=(h+x1)mH=18.816mmha5=(h+x2)mH=13.184mm
齿根高hf4=(h+c-x1)mH=17.184mmhf5=(h+c-x2)mH=22.816mm齿顶圆直径da4=d4+2ha4=261.632mmda5=d5+2ha5=810.368mm
齿根圆直径df4=d4-2hf4=189.632mmdf5=d5-2hf5=738.368mmd1+d2中心距a==504mm
2
中心距变动系数y=0齿顶高降低系数∆y=0
十、课程设计总结
通过这次机械原理课程设计,提高了我们综合运用机械原理课程
⋅
4
⋅
*a
*a
*a
*
*a
*
理论的能力,培养了分析和解决一般机械运动实际问题的能力,并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。掌握了一些常用执行机构、传动机构或简单机器的设计方法和过程 。
这次机械设计课程设计历时了一个多星期,时间上虽有些紧张,做设计的时候有些东西也是现学现卖。但这样的安排可以让我们利用一整段时间巩固和学习新的知识,把所学运用到实际设计当中。在所学理论知识的基础上也充分的发挥了创造性。各类资料的查询也熟练了很多。自己的计算机绘图水平也有了一定的提高,并对所学知识有了进一步的理解。
当然,作为自己的第一次设计,其中肯定有太多的不足,希望在今后的设计中,能够得到改正,使自己日益臻于成熟,专业知识日益深厚。。
“功到自然成.”只有通过不锻炼,自己才能迎接更大的挑战和机遇,我相信我自己一定能够在锻炼成长.
十一、参考文献
《机械原理(第七版)》
孙恒,陈作模,葛文杰,高等教育出版社,2000
《机械原理课程设计手册》
邹慧君主编,高等教育出版社,1998
《MATLAB基础与应用简明教程》
张平等编著,北京航空航天大学出版社,2005
《机械原理*分析*综合*优化》
(德)K.洛克(Kurt Luck)K.—H.莫德勒(Karl-Heinz Modler) 孔建益(译)陆锡年(校)机械工业出版社,2003
十二、粉末成型压机方案设想
(1)机构传动示意图
(2)工作原理和工艺动作分解
要保证系统的正常工作,须使三个执行机构协调运动,故需做机构运动的协调设计,即机械运动循环图的设计,现分析如下:所选系统具有一个模具 (圆筒形型腔) 和三个执行构件 (一个上冲头,一个下
冲头和一个料筛)。根据工艺过程,三个执行构件的运动形式为:
(1)上冲头完成往复(铅垂上下)直移运动,下移至终点后有短时间的停歇,起保压作用,因冲头上升后要留有送粉器的进入的空间、故冲头行程约为90~110 mm。若机构主动件一转 (2π)完成一个运动循环,。
(2)在上模冲压制粉末的过程中,下冲模始终固定不动,即单向压制,当上模冲上行回位时,下模冲上顶压坯脱模,当压坯被顶出行腔后,下冲模固定不动,待送粉器将压坯推出型腔后,下冲模下行回位,此过程下冲模做间歇往复直线运动。
(3)送粉器在模具型腔上方往复振动,然后向左退回,待坯料成形并被推出型腔后,送粉器再在台面上右移约45~50 mm推移成形片坯,其最大行程为110mm。
注意:为减小因速度突变而产生的刚性冲击,完成上述过程的凸轮机构可采用三角函数运动规律。