机械原理课程设计-牛头刨床机构分析设计

PAGE课程设计说明书题目：牛头刨床机构分析设计学生姓名：学号：班级：PAGE34目录24402前言 26466第一章课程设计任务书 2254771.1工作原理 2284071.2设计数据 322176第二章执行机构方案设计 5265162.1牛头刨床系统工作原理 5274232.2导杆机构的方案确定 721178第三章执行机构运动分析 7176373.1执行机构速度分析 7134083.2执行机构加速度分析 94390第四章牛头刨床系统动态静力分析 11168004.1电机力矩求解 11170294.2导杆机构的动态静力分析 115326第五章电动机的选择 13151595.1电动机功率计算 13234555.2电动机类型选择 1315661第六章传动装置运动和动力参数计算 1459236.1计算传动装置各轴的转速 14308616.2各轴输入的功率 1512416.3各轴输入的转矩 1548736.4V带的传动设计 1516686总结 175842参考文献 17前言牛头刨床是最早应用在生产实际中的金属切削机床之一。机床的技术水平直接影响到它所加工零件的产品质量。制造业是一个国家的现代化的源动力，是一个国家经济的支柱，是一个国家实现工业化之本，而评价一个国家制造业的高低，首先取决于工作母机的加工质量，也就是说机床的技术水平直接影响到制造业。刨床因其结构简单，造价低廉，相对其他机床来说，其加工平面的效率很高，所以一直到现在其在工厂的加工应用很广泛。近年来随着电子技术的发展，牛头刨床迎来了新时代，各种类型的刨床相继研发出来，其类型主要由机械牛头刨床，液压牛头刨床，数控牛头刨床，等。每种类型的牛头刨床都有其自身的特点和加工优势，但与国外同种类型的的牛头刨床相比，我国的牛头刨床的技术水平在某些方面仍然很有限，其加工精度与和效率与国外的机床相比还有一定的差距，很多核心技术还没有完全国产化。在提高技术方面，我国的科研人员还需奋起直追，要走很长的路。通过对传统牛头刨床基础机构的研究，加深了对刨床运动机构的运动特性和力学特性的理解，从而为研究高精度的牛头刨床打下基础。1.国外的研究状况牛头刨床在国外应用比较早，所以研究也更深入。随着计算机技术的发展使得数控技术蓬勃发展，数控刨床完全靠程序控制，调整时只需改变程序即可，无需人的参与，因此适应性更强，加工范围更广，生产效率更高。国外各种数控刨床的类型非常齐全，加工精度高，因此广泛应用于各种柔性自动化生产线中。2.我国的研究状况我国最早的牛头刨床是60年代从苏联引进的，随着工业加工技术的发展，传统机械牛头刨床加工出零件的精度，已远远不能满足产品在装配精度和产量上的要求，近年来我国牛头刨床的研究形势喜人，硕果累累，不同类型的刨床相继研发出来，数控伺服系统也应用其中。例如双向数控曲面刨床，它既不像牛头刨床，由不像传统的龙门刨床，工作时刀具在双向往复的切削曲面零件，这种刨床彻底颠覆了我们对传统刨床的认识，开创了刨床的新时代。但是和国外同种类型的刨床相比，我国的刨床在稳定性、效率和加工精度方面还有欠缺。因此，应用新兴的先进技术改造在线设备，优化结构设计势在必行。课程设计任务书1.1工作原理牛头刨床是一种靠刀具的往复直线运动及工作台的间歇运动来完成工件平面切削加工的机床。图1-1为其运动方案示意图（本题目不研究工作台的间歇运动），电动机通过传动装置，使曲柄4转动，经摆动导杆机构使装有刨刀的刨头（即滑块8）往复移动。刨头右行为工作行程，在切削的前后各有一段的空刀距离，空回行程则无工作阻力。图1牛头刨床系统运动方案示意图图2牛头刨床示意图1.2设计数据原始数据：刨头的行程H=430m行程速比系数K=1.4机架长LO2O3=450mm质心与导杆的比值LO3S4/LO3B=0.5连杆与导杆的比值LBF/LO3B=0.35刨头重心至F点距离XS6=180mm导杆的质量m4=18Kg刨头的质量m6=72Kg导杆的转动惯量JS4=1.1Kgm切割阻力FC=1200N切割阻力至O2的距离YP=170mm构件2的转速n2=80rpm许用速度不均匀系数[δ]=1/30齿轮Z1Z2的模数m12=13mm小齿轮齿数Z1=18大齿轮齿数Z2=56凸轮机构的最大摆角φmax=180凸轮的摆杆长LO4C=135mm凸轮的推程运动角δ0=60º凸轮的远休止角δ01=10º凸轮的回程运动角δ0'=60º凸轮机构的机架长Lo2o4=145mm凸轮的基圆半径ro=55mm凸轮的滚子半径rr=15mm本次设计选用方案1执行机构方案设计2.1牛头刨床系统工作原理上图图为牛头刨床参考示意图。电机通过减速器传动装置（皮带和齿轮传动）带动执行机构（导杆机构和凸轮机构）完成刨刀的往复运动和间歇移动。刨床工作时，刨头6由曲柄2带动右行，刨刀进行切削，称为工作行程。在切削行程H中，前后各有一段0.05H的空刀距离，工作阻力F为常数；刨刀左行时，即为空回行程，此行程无工作阻力。在刨刀空回行程时，凸轮8通过四杆机构带动棘轮机构，棘轮机构带动螺旋机构使工作台连同工件在垂直纸面方向上做一次进给运动，以便刨刀继续切削。按照图2-1牛头刨床的参考示意图所示，画出原方案的简图如下：图2.1牛头刨床系统机构运动示意图2.2导杆机构的方案确定就原方案而言：1)机构具有确定运动，自由度为QUOTEF=3n-(2Pl+P2).刨刀通过曲柄带动摆动导杆机构和滑块机构实现往复移动，实现切削功能，能满足功能要求3).对于牛头刨床的工作性能。牛头刨床工作行程中，刨刀行动速度较慢，摆动导杆机构使其具有急回作用，可满足任意行程速比系数的要求；4)传递性能，传动性能好，能承受较大的载荷，传动间隙较大；5)动力性能，传动平稳，工作过程中冲击震动较小；6)牛头刨床的结构和理性，结构简单合理，尺寸和质量也较小，制造和维修也较容易；7)在经济成本性方面，无特殊复杂的工艺和设备要求，成本较低,故我们综合各方面的因素可以选择原方案的执行机构设计。执行机构运动分析3.1执行机构速度分析图3-1机构左右极限简图1）机构的左右极限位置用红色实线表示，一般位置用黑实线表示，A点是速度分析开始点，取QUOTE为重合点进行求解。已知曲柄的转速QUOTE，所以QUOTE点的速度为：QUOTE其方向垂直于QUOTE,指向与QUOTE的转向一致。由运动合成原理可知，重合点QUOTE有QUOTE方向：QUOTEQUOTE∥QUOTE大小：?√?2）取极点QUOTEpp，按比例尺QUOTE作与机构简图绘在同一图样上的速度图，如图3-2所示：图3-2速度图利用公式和各个值之间的关系可以求出构件4（3）的角速度QUOTE和构件4上B点的速度QUOTE以及构件4与构件3上重合点A的相对速度QUOTE。由于QUOTE可以求出导杆4角速度QUOTEQUOTE所以可以得出，构件4与构件3上重合点A的相对速度QUOTE的值是：QUOTE·对构件5上B、C点，列同一构件两点间的速度矢量方程：QUOTE方向：QUOTE√QUOTE大小：?√?QUOTE（3-8）QUOTE即也就是滑块6的速度QUOTE滑块6位移QUOTE的值是：QUOTE3.2执行机构加速度分析我们已知QUOTE点一次进行计算得出：aQUOTEQUOTE所以QUOTE大小：√?√√?方向：A→QUOTEQUOTEA→QUOTEQUOTE//QUOTE取极点QUOTE，如图3-3所示：图3-3加速度图根据已知条件可以求出：l所以可以求出构件4的角加速度为：QUOTE大小：？√√？方向：//水平轴√C→BQUOTE刨头6的加速度QUOTEQUOTE。第四章牛头刨床系统动态静力分析4.1电机力矩求解本文通过仿真分析，最终得到电机的最大驱动扭矩为1.18e6N·mm，平均扭矩为5.2e5N·mm。电机功率计算如下所示：4.2导杆机构的动态静力分析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作受力分析即可，首先列力平衡方程：大小：？√√√？方向：//水平轴//水平轴//BC按比例尺作力多边形，如图4-1，求出运动副反力和。1)2)图5-2力的多边形示意图2）取构件3、4基本杆组为示力体已知，则我们可以求出反力：然后我们可以再对构件4列力平衡方程，求出机架对构件4的反力：大小：√√√√？方向：//BC√？第五章电动机的选择5.1电动机功率计算根据工作要求及条件，选择三相异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y系列。1.选择电动机功率滚筒所需的有效功率：=F×V=2800×0.70KW=1.96KW5.2电动机类型选择滚筒转速===38.198r/min查机械设计指导书表27-1,可选Y系列三相异步电动机Y100L2-4,额定功率=3.0KW，同步转速1500r/min;或选Y系列三相异步电动机Y332S-6,额定功率额定功率=3.0KW,同步转速1000r/min.均满足>。表5-1电动机数据及传动比方案号电机型号额定功率同步转速满载转速总传动比1Y100L2—43.01500142037.172Y332S—63.0100096025.13比较两种方案可见，方案2选用的电动机虽然质量和价格较低，传动比虽低但是出于价格考虑，决定选用方案1。表5-2电动机型号为Y132S-4.查表得其主要性能如下电动机额定功率P0/KW3电动机轴伸长度E/mm60电动机满载转速n0/(r/min)1420电动机中心高H/mm100电动机轴伸直径D/mm26堵转转矩/额定转矩T/N.m3.32第六章传动装置运动和动力参数计算总传动比为=轮1的传动比i2=3.7齿轮2的传动比i3=2.6由可推出带传动的传动比：6.1计算传动装置各轴的转速轴Ⅰ：n1=1400r/min轴Ⅱ：n2===462.05（r/min）轴Ⅲ：n3===124.9（r/min）轴Ⅳ：n4===48.03（r/min）6.2各轴输入的功率轴Ⅰ：P1=P入=1.206kw轴Ⅱ：P2=P入带=1.206×0.96=1.158kw轴Ⅲ：P3=P2齿1轴承=1.158×0.98×0.99=1.123kw轴Ⅳ：P4=P3齿2轴承=1.123×0.98×0.99=1.090kw联轴器输入功率：P5=P4轴承=1.090×0.99=1.079kw6.3各轴输入的转矩电动机轴的输出转矩为=9.55×10=9.55×10×=8226.6N·mm轴Ⅰ：T1==8226.6N·mm轴Ⅱ：T2=T1i1=8226.6×0.96×3.03=23929.5N·mm轴Ⅲ：T3=T2齿1轴承i2=23929.5×0.98×0.99×3.7=85900.8轴Ⅳ：T4=T3齿2轴承i3=85900.8×0.98×0.99×2.6=216686.56.4V带的传动设计1.确定计算功率查表得工作情况系数KA=1.1，故=KAP=1.1×1.206=1.3266kw2.选择V带的带型根据、n1由图选择Z型。3.确定带轮的基准直径并验算带速v1）初选小带轮的基准直径。,取小带轮的基准直径2）验算带速vV===5.2m/s因为5m/s<v<7m/s,故带速合适。4.计算大带轮的基准直径。根据表可知圆整为5.确定V带的中心距a和基准长度计算V带的中心距a初定中心距=400mm.6.由式计算带所需的基准长度Ld0=2a0+(dd1+dd2)+=｛2×400+×295+｝=1278mm由表8-2选带的基准长度=1250mm.按式计算实际中心距a=a0+=(400+14)=414mm验算小带轮上的包角αα=180°-（dd2-dd1）=180°-153*=158.82°≥90°7.计算带的根数z计算单根V带的额定功率Pr由dd1=71mm和n1=1400r/min,查表得P0=0.294kw查表8-5得△P0=0.03kw查表得=0.942,KL=1.11，于是Pr=(P0+△P0)**KL=（0.294+0.03）×0.942×1.11=0.339（KW）计算V带的根数z.Z===3.9取4根。8.计算单根V带的处拉力的最小值（F0）min由表A型带的单位长度质量q=0.1kg/m,所以（F0）min=500