范文一:牛头刨床_课程设计___附带计算程序
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目录
一、 牛头刨床机构运动???????????????????????????????????7 二、 原始设计数据???????????????????????????????????????8 三、 机械原理课程设计任务书雨设计指导???????????????????1 四、 电机至大齿轮6之间的减速传都系统设计???????????????8 五、 主机构(即摆动导杆机构)的设计?????????????????????9 六、 凸轮机构的设计?????????????????????????????????????11 七、 棘轮机构的设计?????????????????????????????????????15 八、 连杆机构的设计?????????????????????????????????????16 九、 解析法分析计算滑轮8的速度和加速度?????????????????17 十、 参考资料???????????????????????????????????????????20 十一、 设计总结???????????????????????????????????????????21 十二、 附图(A2一张,A3两张)?????????????????????????????22
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××工业大学毕业(课程)设计说明书 二、牛头刨床机构运动
电机 带轮 齿轮
,摆动导杆机构,滑枕,刀架
,凸轮,连杆机构,棘轮机构,螺旋机构,工作台 ,
如结构图所示:
图中1、2为带轮,1与电机固定,、、、为传zzzz3564
动齿轮,BC为曲柄(与齿轮6固结),CD为滑块、7为摆杆
AD,8、9为带刀架之滑枕,10为盘型凸轮(与齿轮6固结),
电动机经带传动将运动和动力传至齿轮,驱动齿轮和曲zz55 柄转动;曲柄回转经滑块C带动摆杆7,再经过滑块D带动 滑枕8,使刀架往复移动完成刨削运动。另外,盘型凸轮10 与曲柄同时转动,推动带有滚子的摆杆11经四杆机构拨动棘 轮14转动,而棘轮与进给丝杠15相连,通过螺母推动工作
hh台(6完成自动进给运动)。 EE11EE22三、原图设计数据 n,rpm
6
n,960rpm
maxmax1
H,440mmFF
Z,25齿
5电机转速 n速度(次/分) 63 1440 1
,,K,1.30
小齿轮数z 行程(H) 300 18 5
行程速比系数1.27 经给量(60.18-1.08
1
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(K) 级)
凸轮机构从动
余弦加速度运动规律
件运动规律
四、电机至大齿轮6之间的减速传动系统(见图1)设计
i=33 1. 确定总传动比
由原始数据可知:6齿轮的转速=63转/分 n6
电机的转速=1440转/分 n1
n1故可知总传动比i==960/32=33 n6
2. 分配各级传动比 =3 i1a. 带传动:一般带传动比约3左右,若i过大,带=2.75 i2
轮的轮廓尺寸很大,运动时惯性大,产生的刚性
=4 id32冲击、易损坏带轮和轴,故可取==3 i1d1
z4b. 齿轮传动:依推荐=一般取2,5, ii23z3
z6=一般取3,6,且由总传动比i=??综iii1 23z5
=100mm d合分析取=2.75,=4. ii123
3. 带轮直径的确定: =300mm d2小带轮的基准直径由查阅带轮直径的标准系列来d 1
确定为=100mm,则大带轮2的基准直径=?ddd121
=24 z3i=300mm,查表核对在标准系列。 1
=66 z44. 齿轮齿数的确定:
=100 z6
2
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由原始数据知道小齿轮5的齿数=18(齿),所以z5
大齿轮6的齿数
=?=4×25=100(齿),对于与齿数的确定,zzziz65334
=120 mm d3综合考虑齿轮的大小后取=24(齿),则齿轮4的齿数z3
=330mm d4=?=2.75×24=66(齿),最后检验实际的传动比izzi342
=150mm d5与理论总传动比i的相对误差:
=600mm d'6易知:实际总传动比=??=40 iiii123
= = =5 m'33,33i',i故 ,=×100%=×100%=0% i33m= = =6
由于0%在误差5%以内,故该系统设计符合要求。 5. 对于齿轮啮合的模数选取:
齿轮5与齿轮6间取m=6
则=m?=600mm ,=m?=150mm dzdz6655
与z之间取5, zm'43
则=?=120mm,=?=330mm dzdzm'm'3344
五、主机构(即摆动导杆机构)的设计 1. 滑枕8与摆杆7的回转中心A之间的相对位置确定:
为避免滑枕8所手里的依用线偏离滑枕的滑道太远,滑枕的
轴线可位于滑块口的轨迹线的割线位置, DD12= ,23.48:
现取该割线在D与的正中间,如下图所示: D3
3
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如图示:由原始数据知滑枕8的行程
为750mm,即图中对应的两级位DD12
之间的水平距离。又知行程速比系数
K=1.50。
=1071.4lk,1AD1故极为夹角=?=由180:,23.48:k,1
4m
几何关系转换可知极为摆杆和AD1
的夹角= AD,DAD,212
故由图示关系应有:
11 ===H=220mm lllD1D2DDDD1222
l,DD1由Sin==1081.08mm l,lAD1=1079.76l2ANAD1
mm 在直角三角形内 ,ADD1
,,=COS=1078.44mm llADAD12
根据滑枕8的轴线位置分析要求,知点A(机架)
距滑枕轴线的距离
11 ll=+=+(l—)=1079.76mm lllANADADADDDAD3122
2. 机架AB和曲柄BC的长度确定:
=539.88mlAB曲柄回转中心B的位置影响牛头刨床的力学性能的
m 优劣。
l=109.85m由经验可知,机架AB的长度应满足lBCAB
m
4
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××工业大学毕业(课程)设计说明书 lAB =0.5,0.7. lAN
现取 = 0.5 =539.88mm llANAB
而对于曲柄的长度由上页图分析可知: lBC
, =Sin=109.85mm ,llBCAB2
3. 用解析法分析计算滑枕8的速度和加速度,具体方
法及数据见目录所示。
4. 齿数分度圆直径的确定:
齿数模数由教材中标准模数系列表选取
==5=,齿数3与齿轮4按情况综合分析选取mmm65 ===5 mmm'34
故 =m=5×25=125mm dz55
d= =5×100=500mm zm66 d==5×24=70mm zm'33
==5×66=330mm dzm'44
d6易知齿轮6的齿顶圆半径= +=251mm且有 rh,m6aa2 r=251mm
lr制要求,且有<>
l故=109.85mm,也符合结构限制要求。 BC
六、凸轮机构的设计:
5
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××工业大学毕业(课程)设计说明书 1. 凸轮转角的分配:
根据就投刨床的工作特点,在刨力(滑枕)工作行 程时工作台处于静止状态,但刨刀空回程时,工作太才 能进给,而且在刨刀回程结束之前,工作台要完成进给。
: 因此凸轮推程角必须满足<>
:::=为完全可靠,取=--,远休止角、,20,40,,,,180001 回程角、近休止角三者之和应满足+ + ,,,,0'020102
: =++,。 ,180,0'
::故取,=, 则== ,,26.9412000'
:远休止角== ,,600102
: ,满足++=++,如下表所示: ,,,,18001020'
::曲柄BC + - ,,180180
刨力 工作行程 空回行程
工作台 停止 停止 进给 停止
,, 22
,,+,+, 凸轮转角 001020' 2. 选择从动件运动规律:
本次设计按给定的运动规律设计:
余弦加速度运动规律。
由资料易知此运动规律可以从动件的刚性冲击,并
6
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××工业大学毕业(课程)设计说明书 有效地减小其柔性冲击。 3. 对余弦加速度运动规律:
:: 由推荐使用的从动件摆杆11的摆角取,,15~25
:取,,而摆长取(1-2) ,lr20EFb
a推程时:
,,max: 由4,(1-cos),其中取为最大,,20max,20 摆角,(为推程角,为凸轮转角)另取,,,,0 :::::::: 对应4如下表计算结果: 0.10.20.30?90.100.110.120.
::::::::::::: ,1040500203060708090100110120
:::::::::::::,0.310.310.310.310.310.310.310.310.310.310.310.310
b回程时
,,max与推程对称,由4,,1,cos(),,,,,,'00 ,20
:::::::=120,同样取=,,??,,,1801902002802903000'0'
对应4如下表计算结果: ::::::::::::: ,180190200210220230240250260270280290300
:::::::::::::, 96.74.5017.716.815.413.511.32.641.210.3118
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××工业大学毕业(课程)设计说明书 具体凸轮设计,绘制过程及绘图见附A3图。 4. 凸轮机构许用压力角【】: ,
凸轮机构最大工作压力角max<[]>[]>
::: :[]一般推程为30-40,回程可达70-。 ,80
求最大压力角max?需先确定、。 rl,bEF
凸轮基圆半径满足<。 rrr6fbb="">。>
11 可考虑在(-)之间选取,滚子半径根据结构rrr6fgb35
而定,取(0.1-0.13) rrgb
**故,=-(+)=270-1.25×6=262.5mm rrhc6fba
1 =r=87.5mm rfb3
=0.2=17.5mm rrgb
摆杆取:=1.5=131.25mm llrEFEFb 如图所示:
hh h,0.52,h4,:22r,Sin=sin===,10b, 3r1.5r2lbbEF,:而120,,,,0‘0,
运用诺模图
:,,可知该凸轮最大压力角max ,,,,18 故符合设计要求。 5.凸轮安装及绘制时的注意事项:
a.由于棘轮机构在l摆动带动下,EF
8
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回程时2工作台将不动,只有推程中
才带动工作台进给,故如 图示w方
向为凸轮转速,用相对静止法 .当C
点转至E点时,用反转法相当于E转
到C点,此过程中为回程,到家为工
, 作行程。接下来C和E各经过的富2
余转角,之后刀架已在回程,而E摆
动带动棘轮进给,在E到达N时,C
,到M点时,即在开始工作行程前角时进给完成,形成协调。2
:故凸轮安装时,应使E与曲柄BC之间成+,=的固定,146.940 夹角。
b.绘制凸轮时,应先画理论基圆(+),再画实际基圆半rrgb
径,从而得到理论凸轮廓线和实际凸轮廓线。 rb 七、棘轮机构—螺旋机构的设计
1、棘轮齿数的确定:
由原始数据知,工作台最小进给量为0.18mm,为丝杠Px 导程,一般可在4—12mm范围内取为标准值(如:6、8、9、 10、12)
一般取棘轮直径比较小,这样易操作,棘轮齿数过多虽 然进给精确度提高了,但对操作不便。
故,取=9mm,而=0.18mm, Pfxmin
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Px故棘轮的齿数==50(齿) Z14fmin 2、棘轮齿顶图直径d的确定: 棘轮的直径d在80—120之间选取。 取d=100mm 3、棘轮摆杆的最大摆角的确定: 通过棘轮遮板转动,可使棘爪往返摆动,一次拨过n—
6n个齿,实现工作台的6级进给,此时n为自然数1. 故棘轮最大摆角(n取为1)
16n::=×=×6×=43.2 ,360360maxZ5014 4、棘轮摆杆的长度确定:
由=(1-1.2)d Ljk
取=1.2d=120mm Ljk
八、四杆机构(连杆机构)的设计: 机架长度根据机床结构并依推荐使用=200-300mm,LFK
取L=250mm FK
则对于连杆L和连架杆由图解法来确定: GHLKH 如下页图作过程示:
:先分别取干FG的两级位,夹角为,=和杆KH的两20max
, 极位,夹角为=43.2,连接逆时针转动得,,KG,Gmax2max2
,连接,并作其中垂线在,HKH范围内取点H有无穷多GG1212
10
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××工业大学毕业(课程)设计说明书 个解,故可根据需要得数H点,从而确定HK和GH长度。(取 KH稍大于棘轮半径)。如下页作用过程:
HK等于图中=×27.5=55mm L,KHl
=×114=228mm l,GHl1
九、解析法分析计算滑枕8的速度和加速度。
如下图示:BC=r,AB=e,BC以y轴为起点转动,当转至任意时,摆动,角,设BC的角速度为,杆的,AD,AD,1121角速度为,角加速度为: ,,22
,,coscos,,,,ACABBC,21,,,由 sinsin,BCACBC,11,,,,,ACr,sin,sin,sin,sin,1222,
,r,sin,,cos,,e,sin,,r,cos,,sin,12212
,r,sin1,,tan,两边移项得: 2r,cos,,e1
,,,sinr,1,,,再求反函数: arctan,,2,,cos,r,,e1,,
2,,r,e,r,cos,,,1,再求导: ,,222r,2r,e,cos,,e1
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再求导:
D1yaxVx222,,e,r,,sinr,e,,V1a,,, 2222,,r,e,2r,e,cos,1BrC其中,
e
A
2n,,28,:6rad=168/s2.93 ,,,,s6030
且=Vcos= ,,l,cos,V,2AD2x21
a,a,cos,,,,l,cos,V,Vcos,,,.l.cos,x22AD2X22AD211由e==481.9mm,r==137.11mm llBCAB
=984.12mm,= l,,tAD11
以下是计算程序:(使用方法,将程序粘贴到c++,或者c,
然后运行就可以了)
#include #include void main() { int b1=0;/*b1相当于ψ1 */ double c1,c2,t,w2,v,a,vx,ax;/* */ double e=0.4819,r=0.13711,lad=0.98412,w=2.93;/*只需要在此处输入相应的数据,然后运行即可*/ 12 -- ××工业大学毕业(课程)设计说明书 double m,n,p,d2; printf("ψ1 t cosψ2 v a vx ax\n"); while(b1<=360)>=360)> { c1=(3.141592653*b1)/180; c2=atan((r*sin(c1))/(r*cos(c1)+e)); t=c1/w; m=r*r+e*e+2*r*e*cos(c1); n=(r*r+e*r*cos(c1))*w; w2=n/m; v=w2*lad; vx=v*cos(c2); p=e*r*w*w*sin(c1)*(r*r-e*e); d2=p/(m*m); a=d2*lad; ax=a*cos(c2); printf("%3d %1.4f %1.4f %2.4f %2.4f %2.4f %2.4f\n",b1,t,cos(c2),v,a,vx,ax); b1=b1+10; } 13 -- ××工业大学毕业(课程)设计说明书 } 程序到此结束. :::::分别取、、、,结果如下表: 对,0306090???3601 : mmmm a()a () ,,() ,() cos ,2x21x2ssss τ 0 1 0.5669 0 0.5669 0 : 0 0.2222 0.9924 0.5354 -0.2909 0.5313 -0.2887 : 30 0.4444 0.9731 0.4302 -0.6823 0.4186 -0.6639 : 60 0.6667 0.9533 0.2149 -1.3068 0.2049 -1.2458 : 90 0.8889 0.9508 -0.1745 -2.2318 -0.1659 -2.1219 : 120 1.1111 0.9770 -0.7432 -2.5997 -0.7261 -2.5399 : 150 1.3333 1.0000 -1.0926 -0.0000 -1.0926 -0.0000 : 180 1.5556 0.9770 -0.7432 2.5997 -0.7261 2.5399 : 210 1.7778 0.9508 -0.1745 2.2318 -0.1659 2.1219 : 240 14 -- ××工业大学毕业(课程)设计说明书 2.0000 0.9533 0.2149 1.3068 0.2049 1.2458 : 270 2.2222 0.9731 0.4302 0.6823 0.4186 0.6639 : 300 2.4444 0.9924 0.5354 0.2909 0.5313 0.2887 : 330 2.6667 1.0000 0.5669 0.0000 0.5669 0.0000 : 360 其中,、即为滑枕8的速度‘加速度 Vaxx 故滑枕8的速度‘加速度运动线图见附图(图) A3 十、参考资料: 郑文纬、吴克坚《机械原理》第七版,北京、北京高等教育出,,1 版社,1997 ,,2孙桓、陈作模、葛文杰《机械原理》第七版,北京、北京高等教育出版社,2006 ,,3罗洪田《机械原理课程设计指导书》,北京、北京高等教育出版社,1986 ,,4朱家诚、王纯贤《机械设计基础》,合肥、合肥工业大学出版社,2003 15 -- ××工业大学毕业(课程)设计说明书 陆风仪《机械原理课程设计》,北京、北京机械工业出版社,,,5 2002 十一、设计总结 美丽的花朵必须要通过辛勤的汗水浇灌.有开花才有结果,有付出才有收获. 通过几天日日夜夜的奋斗,在老师亲切地指导下,在同学们的密切配合下,当然也有自己的努力和辛酸,这份课程设计终于完成了,心里无比的高兴,因为这是我们 努力的结晶. 在这几天中,我有很多的体验,同时也有我也找到许多的毛病,仅就计算机辅助绘图而言,操作的就远远不够熟练,专业知识也不能熟练应用。但是通过这次实践设计,我觉得我有了很打的提高。 其次,通过这次设计我学会了查找一些相关的工具书,并初步掌握了一些设计数据的计算方法; 再次,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。 16 -- ××工业大学毕业(课程)设计说明书 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。 我在这次设计中感到了合作的力量,增强了自己的团队精神。这将使我受益终生。 “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 17 -- ××工业大学毕业(课程)设计说明书 18 -- 机械原理课程设计 设计计算说明书 设计题目 牛头刨床 机械工程 学院 车辆工程 专业 2008 级 03 班 学生姓名 齐刚 完成日期 2010-6-24 指导教师 (签字) 重庆大学国家工科机械基础教学基地 --- 机械原理课程设计 设 计 任 务 书 1.1 设计题目 牛头刨床 1.2 牛头刨床简介 牛头刨床是加工中小尺寸的平面或直槽的金属切削机床,用于单件或小批量生产。 为了适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(执行构件之二)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。 1.3 设计要求及设计参数 要求主执行机构工作行程切削平稳、压力角较小。进给机构压力角不超过许用值。设计参数如表1所示。 表1 牛头刨床设计参数 曲柄转速n 50 1 机架L 430 AC 刨刀行程H 400 行程速比系数K 1.40 连杆与导杆之比L/L 0.30 DECD主执行机构 工作阻力F(N) 4700 导杆质量m(kg) 22 32导杆转动惯量J(kgm) 1.2 S3 滑块质量m(kg) 80 5 从动件最大摆角, 15: 凸轮从动件杆长(mm) 130 推程许用压力角[,] 推程40: 进给机构 回程许用压力角[,] 50: 回程 滚子半径r(mm) 15 r 刀具半径r(mm) 0.08 c 刨刀阻力曲线如图4所示。刨刀在切入、退出工件时均有0.05H的空载行程。 - 1 - 机械原理课程设计 F Fmax S 0.05H 0.05H H 图1 刨刀阻力曲线 图2 牛头刨床系统图 - 2 - 机械原理课程设计 1.4 设计任务 1)完成各执行机构的选型与设计计算,选择原动机,拟定机械传动方案,确定各级传动比,画出机构运动简图及机械系统传动方案设计图; 2)按工艺要求进行执行系统协调设计,画出执行机构的工作循环图; 3)对主执行机构用解析法进行运动分析,用相对运动图解法对其中的一个位置加以验证,并根据计算机计算结果画出刨刀位移线图,速度线图和加速度线图; 4)用图解法对主执行机构的一个位置进行动态静力分析; 5)用解析法对控制工作台横向进给的凸轮机构进行运动分析; 6)用图解法绘制控制工作台横向进给的凸轮机构的位移曲线及凸轮轮廓曲线; 7)根据机电液一体化策略和现代控制(包括计算机控制)理论,大胆提出一种或一种以上与该机现有传统设计不同的创新设计方案。 - 3 - 机械原理课程设计 设 计 目 录 主执行机构分析 原动机的选择 传动系统设计 凸轮机构的设计 摆动从动件盘形凸轮机构设计基本参数 主执行机构运动分析 主执行机构动态静力分析(图解法) 附录一 附录二 - 4 - 机械原理课程设计 设 计 计 算 与 说 明 主 要 结 果 主执行机构分析: 之所以选择此方案,是因为它的最大压力角比 较小,不会出现压力角为90?的情况,不会出现死 点。此外,它是一个?级基本杆组,并且结构简单, 构件数和运动副数目都比较少。 由左右极限位置处假设曲柄与摇杆垂直,由行 程比系数K=1.4,可知极位夹角θ=30?,进而可算L=110mm AB出在两极限位置摇杆所夹锐角为30?,又中心距L =230mm DEAC=430mm,可知曲柄的长度L=110mm。再根据导杆L=800mm AByDE与摇杆CD的比值为0.30,通过一系列假设验算,L=773mm CD最后去导杆DE的长为:230mm,摇杆的长为:773mm L=430mm AC 原动机的选择: 1. 确定机构效率 - 5 - 机械原理课程设计 (1) 主执行机构的效率估计为85% (2) 我们小组拟定选择用一组皮带轮,两对啮 合齿轮作为变速机构。皮带轮效率约为 95%,齿轮传动效率约为97, 因为各级均为串联, η,85%*95%*97%*97%=75.98% 2. 确定原动机 (1) 最大输出功率P=F*v=3915.1W max (2) 最小输入功率 P,=3915.1/75.98%=5152.80w (3) 由于原动件运动类型为连续回转,我们选 择交流异步电动机为原动机;且根据p,, 确定其输出功率为5.5kw,转速960r/min 传动系统设计: 1. 总传动比i=输入转速/输出转速=960/50,19.2 0 2. 皮带轮传动比i:由于皮带轮具有过载保护,其 传动比不宜过大,选择其传动比为2,主轮 D=100mm 副轮D=200mm 12 - 6 - 机械原理课程设计 3. 齿轮传动比:i’: i’=i/i=9.6 0 i'=(Z*Z)/(Z*Z)=9.6 4213 设计m=5,Z=Z=20,Z=60,Z=64 1324 各齿轮均为标准齿轮,标准安装。 m=5, Z=Z=20, 13 Z=60,Z=64 24 凸轮机构的设计: 1. 我们把基圆半径定为90mm,中心距定为 180mm,目的是使得基圆半径不会超过AB的长 度,即110mm,并且这样使得推程最大压力角较 小。此时的推程最大压力角为25.033?,回程 最大压力角为34.957?。使得最大压力角均在 许用压力角范围内。 - 7 - 机械原理课程设计 2. 推程角与回程角为60?,主要是考虑到刨刀 回程为150?,则推程角与回城角之和不能超 过150?。 - 8 - 机械原理课程设计 摆动从动件盘形凸轮机构设计基本参数: 1.凸轮基本参数: 基圆半径 r=90.000 mm b 滚子半径 r=15.000 mm t - 9 - 机械原理课程设计 中心距 a=180.000 mm 摆杆长 L=130.000 mm 凸轮转速 n=50.000 rpm 刀具半径 rc=0.080 mm 2.运动规律选择:(中速中载) 推程运动规律:等加速等减速 回程运动规律:等加速等减速 3.运动规律参数: 最大摆角 Ψ=15.000? 推程角 Φ=60.000? 1 远停角 Φ=0.000? 2 回程角 Φ=60.000? 3 近停角 Φ=240? 4 初始角 Ψ=27.796? 0 4.包络类型:内包络 5.设计方向:逆 向 6.凸轮理论轮廓数据: 转角Φ(?) 角位移ψ(?) 000? 00.000 - 10 - 机械原理课程设计 015? 01.363 030? 07.500 045? 13.637 060? 15.000 075? 12.803 090? 07.500 105? 02.197 120? 00.000 主执行机构运动分析: 转角(?) 位移S(mm) 速度(m/s) 加速度(m/s2) 000 416.9 -0.245 -4.238 015 399.9 -0.429 -3.539 030 374.6 -0.575 -2.912 045 343.0 -0.687 -2.310 060 306.5 -0.767 -1.718 075 266.9 -0.815 -1.133 090 225.6 -0.833 -0.553 105 184.2 -0.822 0.034 120 144.0 -0.781 0.657 135 106.6 -0.710 1.365 150 73.7 -0.602 2.218 165 47.2 -0.450 3.272 180 29.6 -0.245 4.540 195 23.7 0.020 5.937 210 32.6 0.344 7.203 225 58.8 0.709 7.844 240 103.3 1.065 7.161 255 163.7 1.330 4.529 - 11 - 机械原理课程设计 270 233.1 1.412 0.201 285 301.0 1.271 -4.103 300 357.3 0.963 -6.511 315 396.3 0.600 -6.819 330 417.7 0.264 -6.047 345 423.6 -0.017 -5.077 360 416.9 -0.245 -4.238 图1 位移—转角曲线图 - 12 - 机械原理课程设计 图2 速度—转角曲线图 图3 加速度—转角曲线图 - 13 - 机械原理课程设计 主执行机构动态静力分析(图解法): 1. 做出330?时的机构简图如下图 2. 速度分析 (1) 求已知速度 v=l*, b2AB1 (2) 列方程 v = v + vb223b3 大小 ? ? ? 方向 ?AB ?CD ?CD v = v + v eded 大小 , ? , 方向 水平 ?CD ?ED - 14 - 机械原理课程设计 (3)画速度图 =0.58 m/s vd bv =0.57 m/s e v =0.125 m/s ed v=0.43 m/s 23 d,=7.64 3b prad/s e ,=0.52 rad/s 4 p——极点位置 ,,v/p b2b2, (4)结果 v =*pd=0.58 m/s ,d , v =,*pe=0.57 m/s e , v=,*de=0.125 m/s ed , v=*bb=0.43 m/s ,23 23, , = v/l=7.64 rad/s 3d CD , = v/l=0.52 rad/s 4e DE - 15 - 机械原理课程设计 3.加速度分析 (1)求已知加速度 2n 2na=a= ,*l a= ,*l a=2,*v b2b21ABb3BCc23 33 2na=,*l ed4DE (2)列方程 tna = a + a + a + a b223b3b3c 大小 ? , , ? ? 方向 ?AB ?CD ?CD ?CD ?CD nt a = a + a + a ededed 大小 , ? ? ? 方向水平 ? ?ED ?ED (3)画加速度图 tp'aeeda ab22aca =2.15 m/s en 2a23na =3.75 m/ss3 ab3 ab3t2a =5.9 m/s d nε=3.649 3ad adt2nadaedrad/s - 16 - 机械原理课程设计 p’——极点(,=a/p’b) ab22 (4)结果 2 a=,*p’e=2.15 m/s ea 2 a=,*p’s=3.75 m/ss3a3 2 a=,*p’d=5.9 m/s da 2 ε= a/l=3.649 rad/s 3dCD 4.动态静力分析 将主执行机构拆成基本杆组,并对每一杆组受力 分析如下图 (1) m5ae5sN E mg DR R=4740(N) 34m5ae FNN=1850 (N) mg R F 其中F(工作阻力),4700 N m5=22kg a=,*p’s s3an 解得R=4740(N) N=1850 (N) 34 - 17 - 机械原理课程设计 (2) 43 Ja R12 R12m3a3 m3a3XCm3g R43YC m3g YC XC 其中R= R (1中) m=22 kg a=,*p’s43343s3an FB?CD 设?ACD=α 连杆DE与水平夹角β as3 与水平夹角γ 对A点取矩 R*l-l/2*(R*cos(β-α)*2+mg*sinα+ 12BCCD433 ma*cos(α+γ))-Jε=0 3s33 R=7115 (N) 12解出R=7115 (N) 12 - 18 - 机械原理课程设计 (3) R21 YA A XA XA YA R21 其中R=R,对A取矩有 2112 R*cos(30-α)*l-T=0 21AB 解出T=741.95 Nm - 19 - 机械原理课程设计 心得与体会 时间过得真快,两个星期的课程设计学习就要结束了,通过这两个星期的亲自动手实践,使我学会了许多。 课程设计实践是对理论学习的一种检验也是进一步的学习。这次的课程设计,班里一共分了两个大组,我所在的小组设计的是牛头刨。在设计之初我们在一起共同讨论了具体分工和选择方案。但在设计过程中也遇到了一些困难,比如在设计杆件的长度时一开始没有什么数据只能慢慢地一个一个地试,这次实践使我们进一步熟悉了机械制图的一些知识,熟悉了计算机制图这其中也体现了集体的分工合作精神,每个人将自己的做完后再汇总,将整个设计完成。像这样的课程设计实习对我们大多数人来说是第一次很重要,我们要抓住每一次的实践机会来锻炼自己的能力,只有不断地学习才能更好的适应社会工作。在今后的两年我们可能会有更多的实习机会,我们要把握每一次锻炼自己的机会。让自己变得更强才能更好的立足于社会,才会有更好的发展。 做为机械的学生,实践是很重要的,通过实践来更深入地学习理论知识为以后的工作打下基础,再者能培养团队的合作精神,培养动手能力。 - 20 - 机械原理课程设计 参考文献 1 孟宪源,姜琪. 机构构型与应用. 北京:机械工业出版社,2003 2 黄茂林,秦伟. 机械原理. 北京:机械工业出版社,2002 3 申永胜主编. 机械原理教程. 北京:清华大学出版社,1999 4王三民主编. 机械原理与设计课程设计. 北京:机械工业出版社,2005 5 裘建新主编. 机械原理课程设计指导书. 北京:高等教育出版社,2005 6 牛鸣歧,王保民,王振甫. 机械原理课程设计手册. 重庆:重庆大学出版社,2001 7 席伟光,杨光,李波. 机械设计课程设计. 北京:高等教育出版社,2003 - 21 - Email 吉 林 大 学 设 计 计 算 说 明 书 设 计 题 目:牛 头 刨 床 机械科学与工程学院 机械工程及自动化专业 机械410507班 41050705号 设 计 者: 指导教师: 2007年3月10日 目 录 1 设计题目…………………………………………………...........3 1.1 工作原理………………………………………………......3 1.2 设计要求…………………………………………………..3 1.3 设计内容…………………………………………………..3 2 设计计算过程……………………………………………….......3 2.1 传动方案的拟定与分析…………………………………..3 2.2 选择电动机……………………………………………….4 2.3 机械系统运动和动力参数计算……………………….....5 2.4带传动的设计计算………………………………………..6 2.5高速级斜齿轮传动的设计计算………………………..…8 2.6低速级斜齿轮传动的设计计算……………………..……11 2.7 三轴的设计计算及校核…………………………..……...16 2.8 滚动轴承的选择计算……………………………..………20 2.9 键联接的选择及验算…………………………..…………25 2.10 联轴器的选择………………………..……..……………27 2.11 箱体设计…………………………......……..……………27 2.12 润滑方式和密封装置的选择…..………..………………27 3 设计小结………………………….................…………………28 3.1 课程设计的体会……………………..……………………28 3.2 设计的优缺点……………………..………………………28 3.3 设计的改进意见………………..…………………………28 4 参考文献……………….......……..……………………………28 2 设 计 计 算 说 明 书 主 要 设 计 计 算 过 程 主要结果 3 1 设计题目 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。电动机经过减速传动装置(V带和齿轮传动)驱动执行机构(导杆机构和 凸轮机构)完成刨刀的往复运动和间歇移动。 1.2 设计要求 (1)电动机轴与输出曲柄轴平行,允许曲柄转速偏差为?5%; (2)使用寿命10年,每日一班制工作; (3)载荷有轻微冲击; (4)执行机构的传动效率按,=0.95计算; W (5)要求传动系统有过载保护; (6)按小批量生产规模设计; (7)已知工作机工作的最大功率P=3.1kW。 max 1.3 设计内容 (1)确定传动装置的类型,画出机械系统传动方案简图; (2)选择电动机,进行传动装置的运动和动力参数计算; (3)传动系统中的传动零件设计计算; (4)绘制减速器装配图草图和装配图各1张(A0); (5)绘制减速器箱体零件图1张(A1)、齿轮及轴的零件图各1张(A2)。 2 设计计算过程 2.1 传动方案的拟定与分析 (1)方案1: 图1 (2)方案2: 图2 (3)两种方案的比较与选择。 选择方案1。 4 理由如下: a.方案2中齿轮啮合力及带传动拉力在轴承1上分担较重,方案1中齿轮啮合力在 轴承2上分担重于轴承1,两轴承上的载荷接近,结构合理; b.方案2中带传动拉力会使轴弯曲,带轮距小齿轮距离近,造成齿轮传动沿齿宽方 向载荷分布不均匀,方案1中带轮与小齿轮距离远,对齿轮传动影响小,结构合理。 2.2 选择电动机 (1)选择电动机类型 按已知工作条件和要求,选用Y系列一般用途的三相异步电动机 (2)选择电动机的容量 工作机所需功率: P,P/,,3.1/0.95kW,3.26kWP,3.26kW 工作机功率 WmaxWW传动装置总效率: 32 ,,,,,,bcrg 由《机械设计课程设计》第十章表10-1查得各部分效率如下: V带传动效率,,0.97,,0.95,齿轮(8级精度)效率,一对滚动轴承效率gb ,,0.98,,0.98,万向联轴器效率; cr 总效率 32,,0.95,0.98,0.98,0.97,0.824 ,,0.824 所需电机功率: P,P/,,3.26/0.824kW,3.96kW nw P,3.96kW n查Y系列电动机技术数据,选电动机额定功率P为4kW的Y112M-4电动机。 ed P=4kW ed(3) 确定电动机转速 电机转速可选范围 ,n,nii,50,(2~3),(8~12)r/min,800~1800r/min dwbg 可选同步转速1500r/min和1000r/min。选用同步转速1000r/min的电动机,查表 10-2额定功率为Pn,960r/minn,960r/min为4kW的Y132M1-6电动机,其满载转速。 edmm 查表10-3得电动机技术数据和主要尺寸如下表: 外伸轴直径额定功率 满载转速 电动机同步转速 和长度 型号 中心高 ,1,1 P/kW n/(r,min)n/(r,min) D/mm?edmH/mm E/mm Y132M1-6 4 960 1000 132 38?80 2.3 机械系统运动和动力参数计算 5 (1)计算传动装置总传动比和分配各级传动比 a.传动装置总传动比 i,n/n,960/50,19.2 mw i,19.2 总传动比 b.分配传动装置各级传动比 高速级传动比 i,2.5,取带传动传动比 i,ii,iiibbgb12 i,3.1601 低速级传动比 ii,i/i,19.2/2.5,7.68 12b i,2.4312 令,代入上式求得: i,1.3i12 高速级传动比,低速级传动比。 i,3.160i,2.43112 (2)计算传动装置的运动和动力参数 n,384r/min 1a.各轴转速 n,121.52r/min21轴转速 n,n/i,960/2.5,384r/min 1mb 2轴转速 n,49.99r/minn,n/i,384/3.160,121.52r/min 3211 3轴转速 n,n/i,121.52/2.431,49.99r/min 322 P,3.76kW 1b.各轴功率 1轴功率 P,P,,3.96,0.95,3.76kW P,3.57kW 1nb22轴功率 P,,P,,3.76,0.98,0.97,3.57kW P,3.39kW 21rg3 3轴功率 P,,P,,3.57,0.98,0.97,3.39kW 32rg c.各轴转矩 T,39390N,mm03电机轴 T,9550P/n,9550,3.26/50,10N,mm,39390N,mm nm0 T,93510N,mm131轴 T,9550P/n,9550,3.76/384,10N,mm,93510N,mm 111 T,280560N,mm2 3 2轴 T,647620N,mmT,9550P/n,9550,3.57/121.5,10N,mm,280560N,mm 3222 T,622660N,mm33轴 T,9550P/n,9550,3.39/49.99,10N,mm,647620N,mm 333 3工作机轴T,9550P/n,9550,3.26/50,10N,mm,6220660N,mm ww 计算结果如下表: 6 轴 名 电动机轴 1轴 2轴 3轴 工作机轴 参数 转速 n,960n,49.99n,50 n,384n,121.52 m3w12,1 n/(r,min) 功率P/kW P,3.96P,3.39P,3.26 P,3.76P,3.57 n3w12 T,39390 T,647620转矩T/N?mm T,280560T,93510T,6226600321 传动比i 2.5 3.16 2.43 1 效率η 0.95 0.960 0.960 0.97 2.4带传动的设计计算 1 确定设计功率P d P,4.36kW d由《机械设计》表5-6查K=1.1 A P,K,P,1.1,3.96kW,4.36kW dAn 2 选择V带型号 由图5-7取用A型V带。 3 选择带轮DD、 12 由表5-7,查取A型带轮D,75mmD,D,应使,小带轮转速较低,选min1min D,110mm。 1 验算带速v ,Dv,5.53m/s3.14,110,960nv,,,5.53m/s 60,100060,1000 D,110mm 1带速在5~25m/s之间,D选择合适。 1 D,280mm 2D,iD,2.5,110,275mm 21 参考表5-8给出的带轮直径系列,取D,280mm。 2 280,275 转速误差 ,0.018,,5% 275 4 确定中心距a和带长L d 由式(5-18) 0.7(D,D),a,2(D,D) 12012 7 273mm,a,780mm 0 初选 a,400mm 0 2(D,D),,21带长 L,2a,(D,D),,1430mm d012L,1400mm d2400 查表5-3取L,1400mm d a,385mm L,L,dd中心距 a,a,,385mm 02 a的调整范围 a,a,0.015L,364mm mind a,a,0.03L,427mm maxd ,,154: DD,121由式(5-4),,180:,,57.3:,154: 1a 6 确定V带根数 P按式(5-21) d z,(P,,P)KK00ac 由表5-5,插值求得得P,1.03kW 0 由表5-10查得,P,0.11kW 0 由表5-9查得 K,0.93 a 由表5-3查得K,0.96 Lz=4 代入求根数公式(5-21),得 4.36Pd,,,4.28 z (,,)(1.03,0.11),0.93,0.96PPKK00aL 取z=4,符合表5-7推荐的轮槽数。 F,102N 07 确定初拉力F 0 查表5-4得q,0.1kg/m P2.52 d按式(5-22) F,500(,1),qv,102N 0zvK a 8 8 计算作用在轴上的压力F Q F,795N Q ,1 F,2zFsin,795N Q02 带轮直径标准话后,带传动的实际传动比已经与总体设计时发生了变化,准确传动 比和各转矩的准确值如下: 轴名 电动机轴 1轴 2轴 3轴 工作机轴 参数 转速 n,960n,49.91n,50 n,376.47n,120.28 m3w12,1 n/(r,min) 功率P/kW P,3.96P,3.39P,3.26 P,3.76P,3.57 n3w12 转矩 T,39390 T,648660 T,283450T,95380T,6226600321T/N?mm 传动比i 2.55 3.13 2.41 1 齿轮材料 效率η 0.95 0.960 0.960 0.97 45钢 小齿轮调质,齿面2.5高速级斜齿轮传动的设计计算 硬度230~240HBS 1 选择齿轮材料和热处理、精度等级 大齿轮正火,齿硬材料选45钢,软齿面传动。小齿轮调质,齿面硬度230~240HBS,大齿轮正火,齿度190~200HBS 面硬度190~200HBS,精度等级为8级。 8级精度 2 选取齿轮齿数和螺旋角 初选z,23i,3.13z,z,i,23,3.13,71.99z,72,,,取,传动比z,23112112 172i,,3.13不变。初选β=10? z,72 223 3 按齿面接触疲劳强度设计。 ZZZZKT2u,1,,EH213d,() 1,[,]udH 确定式中各项数值: 因载荷有轻微冲击,初选K=1.8 t T,95380N,mm 1 由表6-6,取,,0.9 d 由表6-5,选 z,189.8MPa E 由图6-14,查得z,2.46 H 9 由式(6-7)得, ,,1.67 , 11,, ,[1.88,3.2(,)]cos,zz12 11 ,[1.88,3.2,(,)],cos10:,1.672372 ,,1.16 ,,,0.,318ztan,,0.318,0.9,23,tan10:,1.16 ,d3 由图6-13,查得z,0.77 , z,cos,,0.99, 8由式(6-12),N,60njL,60,376.47,1,8,300,10,5.42,10 h11 N5.42 81N,,,1.73,10 2 i3.131 由图6-15查得, Z,1.04Z,1.13, N1N2 由图6-16d查得,,,540MPa,,390MPaS,1,,取,则 Hlim1Hlim2Hmin [,],561.6MPa,Z540,1.04H1Hlim1N1 ,[],,MPa,561.6MPaH1S1 Hmin ,[],440.7MPa,Z390,1.13H2Hlim2N2 ,[],,MPa,440.7MPaH2S1 Hmin 取[,],440.7MPa设计齿轮参数 H2 将确定后的各项数值代入设计公式,求得: ZZZZ2KTEH,,u,1 21t3d,()1t,,u[] dH 2,1.8,953803.13,1189.8,2.46,0.77,0.9923,,,()mm,69.0mm 0.93.13440.7 修正 : d1t ,dn3.14,69.0,376.471t1 v,,m/s,1.36m/s60,100060,1000 由表6-3查得,K,1.25 A 由图6-7查得,K,1.04 v 由图6-19查得,K,1.08 , 由表6-4查得,K,1.2 , 10 K,KKKK,1.25,1.04,1.08,1.2,1.685则 AV,, K1.68533 d,d,69.0,mm,67.5mm11t K1.8t ,dcos67.5,cos10:1m,,mm,2.89mm nm,3mm z23n1 由表6-1,选取第一系列标准模数m,3mm n 齿轮主要几何尺寸: a,145mm 1m(z,z)3,(23,72)n12 a,,mm,144.698mm 1,2cos2,cos10: 圆整中心距,取a,145mm 1 mz,z(),,3(2372)n 12则,,,,,,:,arccosarccos103917 a,221451 d,70.210mm14 计算分度圆直径和齿宽 d,219.789mm2mz3,23n1d,,mm,70.210mm 1,,,,coscos10:3917,,, ,10:3917, mz3,72n2d,,mm,219.789mm 2B,70mm ,,,,coscos10:39171b,,d,0.9,70.210mm,63.189mm B,65mm d12 取B,65mmB,70mm, 21 5 校核齿根弯曲疲劳强度 2KTYY,,1 ,,YY,[,]FFaSaFbd 1 , a计算当量齿轮端面重合度 , ,2av cos,b 由《机械原理》可知: ,tantan20:n ,,,,,arctan(),arctan(),20:1921t,,,,coscos10:3917 cos,,cos,,cos,/cos,,0.985 bnt ,1.67,所以 ,,,,1.72,v22cos0.985,b 11 0.750.75 Y,0.25,,0.25,,0.69,1.72,av 由图6-28,查得 Y,0.91, z23 1 z,,,24v133,,,coscos10:3917, z 722 z,,,75v233,,,coscos10:3917 , 由图6-19、6-20按z查得: v Y,2.66Y,1.59, Fa1Sa1 Y,2.11Y,1.76,; Fa2Sa2 由图6-21查得,Y,0.90Y,0.91,; N1N2 由图6-22c查得, ,,340MPa,,310MPa,由图6-22b查得 Flim1Flim2 取S,1.25,有 Fmin [,],244.8MPaF1 ,[,],225.7MPa,Y340,0.9F2Flim1N1 [],,MPa,244.8MPa,F1S1.25 Fmin ,,Y310,0.91Flim2N2 [,],,MPa,225.7MPaF2 S1.25Fmin 将确定出的各项数值代入弯曲疲劳强度校核公式: 2,1.685,95380,0.69,0.91 ,,,2.66,1.59MPa,62MPa,[,],,62MPa F1F1F165,70.210,3 YY2.11,1.76,,54MPa Fa2Sa2F2 ,,,,62,MPa,54MPa,[,]F2F1F2YY2.66,1.59Fa1Sa1 齿根弯曲疲劳强度足够。 齿轮材料 2.6低速级斜齿轮传动的设计计算 45钢 1 选择齿轮材料和热处理、精度等级 小齿轮调质,齿面材料选45钢,软齿面传动。小齿轮调质,齿面硬度230~240HBS,大齿轮正火,齿 硬度230~240HBS 面硬度190~200HBS,精度等级为8级。 大齿轮正火,齿面 硬度190~200HBS 2 选取齿轮齿数和螺旋角 8级精度 初选 z,25z,z,i,25,2.41,60.25i,2.41z,60,,,取,传动比34322460不变。初选β=15? i,,2.4z,25 2325 12 3 按齿面接触疲劳强度设计。 z,60 4 ZZZZKT2u,1,,EH223 d,() 2,[,]udH 确定式中各项数值: 因载荷有轻微冲击,初选K=1.8 t T,283450N,mm 2 由表6-6,取,,0.9 d 由表6-5,选z,189.8MPa E 由图6-14,查得z,2.42 H 由式(6-7)得, 11,,,[1.88,3.2(,)]cos,zz34 ,,1.64 ,11,[1.88,3.2,(,)],cos15:,1.642560 ,,1.92 ,,,0.318,ztan,,0.318,0.9,25,tan15:,1.92 ,d3 由图6-13,查得z,0.78 , z,cos,,0.98, 8由式(6-12),N,60njL,60,120.28,1,8,300,10,1.73,10 h33 8N1.73,10 73 N,,,7.21,104 i2.42 由图6-15查得, Z,1.13Z,1.34, N3N4 ,[],610.2MPaH3由图6-16d查得,,,540MPa,,390MPaS,1,,取; Hlim3Hlim4Hmin ,[],522.6MPa,Z540,1.13H4Hlim3N3 ,[],,MPa,610.2MPaH3S1 Hmin ,Z390,1.34Hlim4N4 ,[],,MPa,522.6MPaH4 S1Hmin 取[,],522.6MPa设计齿轮参数 H4 将确定后的各项数值代入设计公式,求得: 13 ZZZZ2KTu,1EH,,22t3d,()3t ,,u[]dH 2,1.8,2834502.4,1189.8,2.42,0.78,0.982 3,,,()mm,89.8mm0.92.4522.6 修正: d3t ,dn 3.14,89.8,120.283t2 v,,m/s,0.57m/s60,100060,1000 由表6-3查得,K,1.25 A 由图6-7查得,K,1.01 v 由图6-19查得,K,1.08 , 由表6-4查得,K,1.2 , 则K,KKKK,1.25,1.01,1.08,1.2,1.636 AV,, m,3.5mm K1.636n33 d,d,89.8,mm,86.9mm33tK1.8t ,dcos86.9,cos15:3 m,,mm,3.36mm nz253 由表6-1,选取第一系列标准模数m,3.5mm n a,155mm 2齿轮主要几何尺寸: m(z,z)3.5,(25,60)n34 a,,mm,153.997mm 2,2cos2,cos15: 圆整中心距,取a,155mm 2 mz,z(),,3.5(2560)n34则,,,,,,:,arccosarccos161933 d,91.176mma,2215532 4 计算分度圆直径和齿宽 mz3.5,25d,218.823mmn34d,,mm,91.176mm 3,,,,coscos16:1933 mz3.5,60n4 d,,mm,218.823mm 4,,,,coscos16:1933 b,,d,0.9,91.176mm,82.058mm B,85mm d34 14 B,90mmB,90mmB,85mm取, 334 5 校核齿根弯曲疲劳强度 2KTYY,,1 ,,YY,[,]FFaSaFbd 1 , a计算当量齿轮端面重合度 , ,2avcos, b 由《机械原理》可知: ,tantan20:n ,,,,,arctan(),arctan(),20:4612 t,,,,coscos16:1933 cos,,cos,,cos,/cos,,0.964 bnt ,1.64,所以 ,,,,1.76,v22 cos0.964,b 0.750.75 Y,0.25,,0.25,,0.68 ,1.76,av 由图6-28,查得 Y,0.86, z253 z,,,28v333 ,,,coscos16:1933, z604 z,,,68v2 33,,,coscos16:1933, 由图6-19、6-20按z查得: v Y,2.57Y,1.62, Fa3Sa3 Y,2.24Y,1.75,; Fa4Sa4 由图6-21查得,Y,0.91Y,0.94,; N3N2 由图6-22c查得,,,340MPa,,310MPa,由图6-22b查得 Flim3Flim4 取S,1.25,有 Fmin [,],247.6MPaF3 ,[,],233.1MPa,Y340,0.91F4Flim3N3 [],,MPa,247.6MPa,F3S1.25 Fmin ,,Y310,0.94Flim4N4 [,],,MPa,233.1MPaF4 S1.25Fmin ,,82.7MPa F3 15 将确定出的各项数值代入弯曲疲劳强度校核公式: ,,78MPa F42,1.636,283450,0.68,0.86 ,,,2.57,1.62,82.7MPa,[,]F3F3安全 85,91.776,3.5 YY2.24,1.75Fa4Sa4 ,,,,82.7,,78MPa,[,]F4F3F4YY2.57,1.62Fa3Sa3 齿根弯曲疲劳强度足够。 6 三轴大齿轮精度设计 ,6齿轮材料为45号钢。线膨胀系数,,11.5,10/:C,箱体为铸铁,线膨胀系数 1 ,6单个齿距偏差 ,,10.5,10/:Ct,60:Ct,40:C。齿轮工作温度为,箱体工作温度为。 212 按选择的8级精度,查《机械设计课程设计》表19-3、表19-4,可得: ,f,,18,m pt F,70,mF,29,m,f,,18,mF,25,m,,, ptp,,齿距累积总偏差 齿厚偏差计算: F,70,m p由表19-5、19-6知: 分度圆弦齿厚 齿廓总偏差 ,3.14F,25,m S,mzsin(),3.5,60,sin,5.49mm ,ncn2z2,60 螺旋线总偏差 分度圆弦齿高 F,29,m dmz,225.8233.5,603.14,anh,,cos(),,,cos,7.947mm c222z222,60 2j,(0.06,0.0005a,0.03m) bnminn 3 2,(0.06,0.0005,155,0.03,3.5)mm,0.2425mm3 222j,1.76f,[2,0.34(L/b)]Fbnpt,22齿厚上偏差 196222,0.018,1.76,[2,0.34,()],0.029,0.0614mm85 E,,0.173mmsns齿厚上偏差 j,Jminbnbn,E,,(,ftan)snsan , 2cosn 0.02425,0.0614,,(,0.0315,tan20:)mm,,0.173mm齿厚下偏差 2cos20: 齿厚公差 E,,0.324mm sni2222T,2tan,br,F,2tan20:,0.043,(1.26,0.115),0.151mm snnr 齿厚下偏差 E,E,T,,0.173,0.151,,0.324mm snisnssn ,inv t假想齿数 ,,,65.5 zzinv, n 16 ,z65.5跨齿数 k,,0.5,,0.5,7.78,899 公法线长度公称值 公法线长度上偏E,,0.163mm,,,,W,mcos[(k,0.5),zinv]bnsknnn 差 ,3.5cos20:[3.14,(8,0.5),65.5inv20:]mm,80.665mm公法线长度下偏差 公法线长度上偏差 E,Ecos,,,0.173,cos20:mm,,0.163mmE,,0.304mm bnssnsnbni 公法线长度下偏差 E,Ecos,,,0.324,cos20:mm,,0.304mm bnisnin 2.7 三轴的设计计算及校核 1 拟定轴上零件的装配方案,如下图所示。 轴材料 45钢,调质处理 2 选择轴的材料 图3 轴的材料选45钢,调质处理。由《机械设计》表8-1查得, ,,640MPa,,640MPa, bb ,,355MPa,,355MPa,,275MPa,,155MPa[,],60MPa,,,。由表8-3,取 ss,1,1,1 A,110 ,,275MPa 0,13 输出轴的功率P,3.39kW、转速,转矩 ,,155MPan,49.99r/min T,647620N,mm333,1 4 初估最小轴径 [,],60MPa ,1由式(8-2)得, P3.3933 3d,A,110,mm,44.88mm min0n49.913 考虑单键,d,44.88,(1,3%)mm,46.2mm min最小轴径 从《机械设计课程设计》表16-2查得,采用弹性柱销联轴器d,48mm minJA48,84T,1250N,mmHL4GB/T5014,2003,其公称转矩,许用转速n YA48,112 d,48mm[n],4000r/min,故取联轴器轴段直径,半联轴器长。 L,84mmmin 17 5 轴的结构设计 各段直径和长度如图3所示。 6 按弯扭合成强度条件计算 由所确定的结构图可确定出简支梁的支撑距离L,65.2mm,1 L,111.3mmL,150.2mm。 32 (1)画出轴的计算简图 F,5919N t如图4所示。 (2)计算轴上外力 2T2,6476203圆周力 F,2245N F,,N,5919Nrtd218.823 径向力 ,tanF,1733N tan20:na F,F,5919,N,2245N rt,,,,coscos16:1933 轴向力 ,,,,F,Ftan,,5919,tan16:1933N,1733N at (3)求支反力 水平面 FL,F(L,L) t1H212 FL5919,65.2 t2F,,N,4127N H1 L,L65.2,150.2图4 12 F,F,F,5919N,4127N,1792N H2tH1 垂直面支反力 Fd1aM,,,1733,218.823N,mm,189610N,mm a22 F(L,L),M,FL V112ar2 FL,M2245,150.2,189610ra2 F,,N,685N V1L,L65.2,150.212 F,F,F,2245N,685N,1560N V2rV1 (4)计算轴的弯矩,并画弯矩图 水平面弯矩 M,FL,4127,65.2N,mm,269080N,mm HH11 垂直面弯矩 M,FL,685,65.2N,mm,44662N,mm V1V11 M,M,M,44662,189610,232472N,mm V2V1a 18 水平面和垂直面弯矩如图4. 合成弯矩 2222 M,M,M,269080,42813N,mm,272465N,mm 1HV1 2222M,M,M,269080,232472N,mm,355594N,mm 2HV2 (5)画转矩图 (6)计算并画当量弯矩图 转矩按脉动循环变化计算,取 ,得 ,,0.6 ,T,0.6,648660N,mm 3 M,M,272465N,mm e11 2222,,14.70MPa M,M,,(T),355594,148931N,mm,385522N,mm cae22 校核危险截面 安全 22M,,(T)M385522e2 ,,,,MPa,14.70MPa,[,],60MPaca,13WW0.1,64 可见,轴的强度足够。 7 按疲劳强度的安全系数校核计算 (1)判断危险截面 由于截面C处过盈配合引起的应力集中最严重,同时所受应力又较大,属危险截面, 应进行疲劳强度校核的安全系数计算。 (2)C截面处疲劳强度安全系数校核 抗弯截面系数 3333 W,0.1d,0.1,64mm,26214mm 3333 抗扭截面系数 W,0.2d,0.2,64mm,52429mm T 合成弯矩 L,B/2150.2,85/22M,M,385522,N,mm,276436N,mm 2 L150.22 转矩 T,647620N,mm 3 M276436弯曲应力幅 ,,,MPa,10.55MPa a W26214 弯曲平均应力 ,,0MPa m T6476203 扭转切应力幅 ,,,MPa,6.18MPa a2W2,52429 T 扭转平均切应力 ,,,,6.18MPa ma 19 轴肩圆角引起的有效应力集中系数,按附图1b、附图2b查得 k,2.24k,1.52, ,, 由,,640MP,,0.76,,0.74,按附图5查得尺寸系数,; d,64mmba,, 由轴精车加工,,,640MP按附图8查得表面质量系数β=0.93。 ba 综合影响系数值为 k, K,,3.17 ,,,, k, K,,2.21 ,,, , 截面C左侧附近由于键槽引起的有效应力集中系数,按附图3、附图4查得 k,1.81k,1.60, ,, 故得综合影响系数值为 k,K,,3.82 , ,,, k,K,,2.74 , ,,, k,取上面综合影响系数K,,3.82KK、中的较大值,故、 ,,,,,, k, K,,2.74,,0.2。轴材料是45钢,查表8-1取弯曲等效系数,扭转等效系,d,,, S,6.82 ,数,,0.1。 , 只考虑弯矩作用的安全系数,由式(8-7)得, ,275,1,,,6.82 S,S,8.83,3.82,10.55 K,,,am,,, 只考虑转矩作用的安全系数,由式(8-7)得, ,155,1,,,8.83 S,S,5.40,2.74,6.18,0.1,6.18 K,,,amca,, 由式(8-6)计算安全系数 安全 SS6.82,8.83,rS,,,5.40 ca22228.83,6.82SS, ,, 20 S,[S],1.5取[S]=1.5~1.8,,所以截面C安全。 ca 2.8 滚动轴承的选择计算 1 一轴轴承的选择计算 (1)选择轴承类型和型号 选择圆锥滚子轴承C,54.2kN r选择圆锥滚子轴承30207。 30207 查《机械设计课程设计》表13-4,30207轴承的 C,63.5kN 0r C,63.5kNC,54.2kN,,e=0.37,Y=1.6 0rre=0.37 Y=1.6 (2) 计算轴承的径向载荷。 计算外力: 2T2,953801 圆周力 F,,N,2717N td70.210 径向力 ,tantan20: nF,F,2717,N,1006Nrt ,,,,coscos10:3917 轴向力 ,,,F,Ftan,,2717,tan10:3917N,511N At 水平面支反力 FdaaM, 2 1 ,,511,70.210N,mm,17939N,mm2 F(L,L),FL,M,F(L,L,L) H123R3AQ123 F(L,L,L),M,FLQAR1233 F,,788NH1L,L 23 F,F,F,F,788,1006,795,883N 2H1HRQ 垂直方向支反力 F(L,L),FL V123t3 FL2717,653tF,,N,803N 1V L,L155,6523 F,F,F,1914N V2tV1 21 合成支反力 2222F,F,F,803,788N,1125N r1V1H1 2222F,F,F,1914,999N,2159N r2V2H2 (2) 计算轴承的轴向载荷 F1125r1 F,,N,352Ns1 2Y2,1.6 F2159r2 F,,N,675Ns2 2Y2,1.6 因为 F,F,1186N,F,故轴承1压紧,轴承2放松 s2As1 F,F,F,1186NF,F,675N, a1s2Aa2s2 (3) 计算动载荷 对于轴承1 F1186a1,,1.05,e F1125r1 P,f(XF,YF),1.2,(0.4,1125,1.6,1186)N,2517N 1p1r11a1 对于轴承2 F675a2,,0.3,e F2159r2轴承寿命 L,352year 10hP,fF,1.2,2159N,2591N 2pr2 (4)计算轴承寿命 寿命足够 因为P,P,该对轴承的最短寿命为 12 1066C101054.21, r3 L,(),,(),year,352year10h60nP60,376.472.817300,8 11 L,10year,故该对轴承寿命足够。 选择圆锥滚子轴承10h 30207 2 二轴轴承的选择计算 C,54.2kN r(1)选择轴承类型和型号 选择圆锥滚子轴承30207。 C,63.5kN 0r查《机械设计课程设计》表13-4,30207轴承的C,63.5kNC,54.2kN,,0rre=0.37 Y=1.6 e=0.37,Y=1.6 22 (2) 计算轴承的径向载荷。 计算外力: 圆周力 2T2,2834502F,,N,6177N t1 d91.7763 2T2,2834502F,,N,2579N t2d219.7894 径向力 ,tantan20:n F,F,6177,N,2343N 1rt,,,,coscos16:1933 ,tantan20:n F,F,2579,N,980N 2rt,,,,coscos16:1933 轴向力 ,,, F,Ftan,,6177,tan16:1933N,1809N A1t1 ,,,F,Ftan,,2579,tan16:1933N,772N At22 水平面支反力 F(L,L,L),FL,F(L,L) H1123t23t123 F(L,L),FLtt12323F,,3590N H1L,L,L123 F,F,F,F,8N H2t1H1t2 垂直方向支反力 ,F(L,L,L),F(L,L),FL,M,M,0 V1123R123R23A1A2 F(L,L),M,M,FL RAAR1231223F,,1975N V1L,L,L 123 合成支反力 2222 F,F,F,1975,3590,4097N r1V1H2 22 22F,F,F,1612,8,612N r2V2H2 (2) 计算轴承的轴向载荷 F4097r1 F,,,1280N s12Y2,1.6 23 F612r2F,,,191N s22Y2,1.6 F,F,F,1809,772,1037N AA1A2 因为 F,F,191,1037,1228N,F,故轴承1放松,轴承2压紧 s2As1 F,F,243NF,F,F,243N, a1s1a2s1A (3) 计算动载荷 对于轴承1 F,F,1280N a1s1 F,F,F,243N a2s1A F1280a1,,0.31,e F4097r1 P,fF,1.2,4097N,4916N 1pr1 对于轴承2 F242a2,,0.4,e F612r2 P,f(XF,YF),1.2,(0.4,612,1.6,243),760N 2p2r22a2 (4)计算轴承寿命 轴承寿命 因为L,171year P,P,该对轴承的最短寿命为 10h12 1066C101054.21,r3寿命足够 L,(),,(),year,171year10h60nP60,120.284.916300,821 L,10year,故该对轴承寿命足够。 10h 选择圆锥滚子轴承3 三轴轴承的选择计算 30212 (1)选择轴承类型和型号 选择圆锥滚子轴承30212。 C,102kN r查《机械设计课程设计》表13-4,30212轴承的C,130kNC,102kN,,0rr C,130kN 0re=0.4,Y=1.5 (2) 计算轴承的径向载荷。 e=0.4 计算轴上外力: Y=1.5 24 圆周力 2T2,6476203 F,,N,5919Ntd218.823 径向力 ,tantan20:nF,F,5919,N,2245N rt ,,,coscos16:1933, 轴向力 ,,,,F,Ftan,,5919,tan16:1933N,1733N at (3)求支反力 水平面 FL,F(L,L) t1H212 FL5919,65.2t 2F,,N,4127N H1L,L65.2,150.2 12 F,F,F,5919N,4127N,1792N H2tH1 垂直面支反力 Fd1aM,,,1733,218.823N,mm,189610N,mm a 22 F(L,L),M,FL V112ar2 FL,M2245,150.2,189610ra2F,,N,685N V 1L,L65.2,150.212 图5 F,F,F,2245N,685N,1560N V2rV1 合成支反力 2222F,F,F,685,4127,4183N r1V1H1 2222F,F,F,1560,1792,2376N r2V2H2 (2) 计算轴承的轴向载荷 F4183r1F,,,1394N s1 2Y2,1.5 F2142r2F,,,714N s2 2Y2,1.5 因为 F,F,1394,1733,3126N,F,故轴承1放松,轴承2压紧 s1As2 F,F,1394NF,F,F,3126N, a1s1a2s1A 25 (3) 计算当量动载荷 对于轴承1 F1394a1,,0.33,e F4183r1 P,fF,1.2,4183N,5020N 1pr1 对于轴承2 F3127a2,,1.31,e F2326r2 P,f(XF,YF),1.2,(0.4,2376,1.6,3127),6769N 2p2r22a2 (4)计算轴承寿命 因为P,P,该对轴承的最短寿命为 12 L,1175year 10h1066C10101021,r3轴承寿命足够 L,(),,(),year,1175year10h60nP60,49.916.769300,832 L,10year,故该对轴承寿命足够。 10h A型普通平键联接 平键截面 2.9 键联接的选择及验算 1 二轴大齿轮键联接强度计算 b,h,L 二轴大齿轮周向定位采用A型普通平键联接,由《机械设计课程设计》表12-1查,12mm,8mm,50mm得平键截面 。 b,h,L,12mm,8mm,50mm 键联接的强度计算: 根据平键联接的挤压强度条件 32T10, ,,,[,] ppkld k=0.5h=0.5?8mm=4mm,l=L-b=50mm-12mm=38mm,d=40mm, 由表4-1查得, ,,93MPap1 [,],120MPa p安全 32,283.45,10 ,,MPa,93MPa,[,] pp14,38,40A型普通平键联接 平键截面 所以平键联接的强度足够。 b,h,L 2 二轴小齿轮键联接强度计算 ,12mm,8mm,80mm二轴小齿轮周向定位采用A型普通平键联接,由《机械设计课程设计》表12-1查 得平键截面 。 b,h,L,12mm,8mm,80mm 26 键联接的强度计算: 根据平键联接的挤压强度条件 32T10,,,,[,] ppkld k=0.5h=0.5?8mm=4mm,l=L-b=80mm-12mm=68mm,d=44mm, 由表4-1查得, [,],120MPa p ,,47MPap2 32,283.45,10安全 ,,MPa,47MPa,[,] pp24,68,44 所以平键联接的强度足够。 A型普通平键联接 平键截面 3 三轴齿轮键联接强度计算 三轴齿轮周向定位采用A型普通平键联接,由《机械设计课程设计》表12-1查得b,h,L 平键截面,18mm,11mm,70mm。 b,h,L,18mm,11mm,70mm 键联接的强度计算: 根据平键联接的挤压强度条件 32T10, ,,,[,] ppkld k=0.5h=0.5?11mm=5.5mm,l=L-b=70mm-12mm=52mm,d=64mm, 由表4-1查得, [,],120MPa p ,,71MPap332,648.66,10安全 ,,MPa,71MPa,[,] pp35.5,52,64 所以平键联接的强度足够。 A型普通平键联接 平键截面 4三轴联轴器键联接强度计算 三轴联轴器周向定位采用A型普通平键联接,由《机械设计课程设计》表12-1查b,h,L 得平键截面,18mm,11mm,70mm。 b,h,L,18mm,11mm,70mm 键联接的强度计算: 根据平键联接的挤压强度条件 32T10, ,,,[,] ppkld k=0.5h=0.5?11mm=5.5mm,l=L-b=70mm-12mm=52mm,d=48mm。 选择钢作为联轴器材料,由表4-1查得, ,,94MPa[,],120MPa。 pp4 3安全 2,648.66,10 ,,MPa,94MPa,[,]pp4 5.5,52,48 所以平键联接的强度足够。 27 2.10 联轴器的选择 弹性柱销联轴器 JA48,84根据轴的计算转矩T,KT,1.3,622.66N,m,773.214N,m,转速HL4caA3YA48,112 GB/T5014,2003n,49.91r/min和三轴的最小直径,从《机械设计课程设计》表16-2查得,采用弹3 T,1250N,mmnJA48,84性柱销联轴器T,1250N,m,其公称转矩,许用HL4GB/T5014,2003nYA48,112 [n],4000r/min 转速。 [n],4000r/min满足要求 由于 T,Tn,[n], can3 可知联轴器满足要求。 2.11 箱体设计 箱体铸造而成,设计成剖分式,由箱盖和箱座组成。总体外形尺寸622mm? 290mm?299mm。箱座外形尺寸622mm?290mm?163mm,箱盖外形尺寸622mm? 288mm?136mm。壁厚8mm,加强筋厚8mm,吊耳厚8mm,铸造圆角R3~5。 附件包括通气塞(1个)、检查孔盖(1个)、吊耳、凸缘式轴承盖(6个)、油标 尺(1个)、外六角螺塞(1个)。 2.12 润滑方式和密封装置的选择 轴承润滑方式 轴承润滑方式选择计算: 脂润滑 高速轴齿轮分度圆线速度 ,3d270.210,10,2,3.14,376.47,1 v,n,m/s,1.38m/s 112602,60 由于v<2m ,故选择脂润滑。="" 闭式减速器中的齿轮等传动件采用油浴润滑。="" 齿轮传动润滑="" 润滑油选择计算:="" 采用油浴润滑="" 两级传动圆周速度平均值:="" 润滑油牌号="">2m> 320 dd,2 12v,v,v,(n,n),0.98m/s 1212 2260 根据《机械设计》表6-11查得,选用运动粘度320cSt的润滑油。查《机械设计课 程设计》表14-1得,选择牌号为320的L-CKC工业闭式齿轮油,浸油润滑,润滑油油 面添加到指定高度。 由于选择脂润滑,滚动轴承采用毡圈密封,轴承内侧设置挡油盘,防止润滑油稀释 润滑脂。 28 3 设计小结 3.1 课程设计的体会 机械设计课程设计是一次对机械设计和机械原理课程知识的全面复习和综合运用。 设计题目是从工程实际中选取复杂的机械系统,要求从全面、整体的角度进行一次完整 的设计,使我从整体上把握机械设计课程的全貌,使知识系统化,同时也培养了解决实 际问题的能力。 3.2 设计的优缺点 经过设计计算和校核,减速器设计完成后在理论上基本能够设计要求。由于设计过程中对某些知识缺乏实际工作经验,未能充分考虑实际工作条件,所完成的设计在特定 实际工况中可能出现问题。 3.3 设计的改进意见 本设计的改进方向之一是重新设计三根轴的尺寸,以使在满足的强度的前提下能够 节省材料。 4 参考文献 [1]寇尊权,王 多.机械设计课程设计.北京:机械工业出版社,2007. [2]谭庆昌,赵洪志.机械设计.北京: 高等教育出版社,2004. [3]秦荣荣,崔可伟.机械原理.北京:高等教育出版社,2006. 29 单自由度机?械系统动力?学作业 题目: 图1所示为?一牛头刨床?。各构件长度?为:,,;尺Lmm,110Lmm,540Lmm,135134 Hmm,580寸,。导杆3重量?,质心位于导?杆中心,导杆绕SHmm,380GN,200313 2的转?动惯量。滑枕5的重?量。其余构件重?量均可不计?。电动SGN,700Jkgm,,1.1353 i,23.833机型号?为Y100?L2-4,电动机轴至?曲柄1的传?动比,电动机转子?及传动齿轮?等折 2算到曲?柄上的转动?惯量。刨床的平均?传动效率。空行程时作?用Jkgm,,133.3,,0.851 在滑枕上?的摩擦阻力?,切削某工件?时的切削力?和摩擦阻力?如图2所示?。 FN,50f 1)求空载启动?后曲柄的稳?态运动规律?; 2)求开始刨削?工件的加载?过程,直至稳态。 图1 牛头刨床 图2 牛头刨床加?工某工件时?的负载图 解: (1)运动分析 可以用解析?法列出各杆?角速度、各杆质心速?度的表达式?。但为简便起?见,现调用改自?课本附录?中的Mat?lab子程?序来进行计?算。图1中给出?了构件和运?动副的编号?。先调用子程?序cran?k分析点?的运动学参?数,再调用子程?序vosc?进行滑块2?—导杆3这一?杆组的运动?学分析,然后再调用?子程序vg?uide进?行小连杆4?—滑枕5这一?杆组的运动?学分析。这一段的M?atlab?程序如下: crank?(1,2,L(1),TH(1),W(1)); vosc(2,3,4,L(3)); vguid?e(4,5,L(4)); 其中:L(i)、TH(i)、W(i)分别表示第?i个杆的长?度、位置角、角速度。 (2)等效转动惯?量和等效力?矩 取曲柄1为?等效构件,等效转动惯?量为 1 GvGv,22233355S (a) JJJ,,,,()()()e13gg,,,111 式中:g为重力加?速度,为导杆3质?心的速度,为滑枕的速?度。 vvS35等效驱动力?矩可由电动?机机械特性?导出,设、分别为电动?机输出力矩?和等效驱MMmde 动?力矩,两者有如下?关系: (b) MiM,dem 式中i为电?动机轴和曲?轴间的传动?比。 电动机轴转?速和曲柄转?速间有如下?关系: ,,m1 ,m, (c) ,1i 将式(b)和式(c)代入电动机?机械特性 2 (d) Mabc,,,,,mmm 可得 232 (e) Maibici,,,,,de11将传动比i?的值和课本?例题3.2.2中求出的?系数a、b、c的值代入?式(e),得到等效驱?动力 矩 2 (f) M,,,,148466076.8580.26,,de11 FFG等效阻力矩?M中只计入滑?枕上的摩擦?阻力和切削阻力?,以及导杆的?重力: fr3re MGvFFv,,,,(|()|)/(),, (g) reSyfr3351 vS式中为导杆?3重心的y?向速度。 Sy33 M等效力矩为? e MMM,, (h) edere等效力矩和?等效转动惯?量均随机构?位置而变化?。需将曲柄运?动周期分成?k个等份(k可 JM取为6?0),对每一机构?位置计算等?效力矩和等效转动惯量??。 ee(3)运动方程的?求解 M本题属于等?效力矩同时?为等效构件?转角和角速?度的函数,而等效力矩的表达式中??e ,M,,与可以分离?,即可以表达?为两个函数?的和,其中一个等?效驱动力矩为角速度的??de M,函数,另一个等效?阻力矩为转?角的函数。这样采用能?量形式的运?动方程求解?更为简re 2 便、快速。 已知等效驱?动力矩的表?达式为式(f),等效阻力矩?的表达式为?式(g),设MMdere ,为已知量。由能量形式?的运动方程?,对从到的区?间,可以写出 ,,MM,(),1rer2 ,11222 (i) JJMM,,,,,,()deedere2211,,122 式中,、为与角相对?应的位置的?角速度和等?效转动惯量?。 ,J,ieii 用梯形公式?求积分,式(i)可写为 11,,22 (j) JJMMMM,,,,,[()()()()],,,,,,eederedere22111122222 用式(e)和代入,得到 MM,(),rer 222 (k) ()[()()2]0JcbMMabcJ,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,erre222121111 这是一个以?为未知数的?一元二次方?程,如果已知,便可很容易?地求出。 ,,,221 同理,对第i个区?间,即和之间的?区间,可以有如下?递推公式: ,,ii,1 2 (l) ABC,,,,,0iiiii,,11 式中: AJ,,[()],,ciei,1 B,,,b ,i 22CMJ,,,,,,{()(),,[]()Mabc2},,,,,,iririiieii,1 用此递推公?式,当已知初始?条件,,,、,,,时便可逐步?求出各位置?的角速度。 11 ,,0计算空载启?动后的稳态?响应不必取?初值,为在计算中?迅速收敛,可任意取一?接1 近电动机?额定角速度?的初值,如取,,6.5/rads,则不到两周?便求出稳态?解,如图3所示1 ?。可以看出,在空载下速?度波动很小?。 ,,,:360开始刨削后?的加载过程?的初值可取?空载稳态时?的值。加载过程如?图4所11示,最后得到切?削时的稳态?响应如图5?中曲线(2)所示,可以看出,负载的波动?导致了较大? 的速度波动?。将图5、图4与图2?对比,可以很清楚?地看出,工作循环中?的两段有切?削力的部 ,分?基本上与变?化中两次降?速的位置相?对应。 1 3 6.63 6.62 6.61 6.6 6.59 /(rad/s)16.58, 6.57 6.56 6.55 6.54050100150200250300350400 ,1 图3 空载启动后?曲柄的稳态?运动规律 6.8 6.7 6.6 6.5 6.4 6.3/(rad/s)1,6.2 6.1 6 5.9 0100200300400500600700800 ,1 图4 开始刨削工?件的加载过?程 4 6.8 6.7 (1) 6.6 6.5 6.4 6.3/(rad/s)1,(2) 6.2 6.1 6 5.9 050100150200250300350400 ,1 图5 空载与切削?时的稳态响?应 Matla?b程序: [main.m] globa?l P VP %各点位置与?速度为全局?变量 P=zeros?(5,2); VP=zeros?(5,2); P(3,2)=-0.38; P(5,2)=0.2; Je=zeros?(1,61); Mre=zeros?(1,61); Mre0=zeros?(1,61); Delta?Phi=pi/30; %准备工作,先计算各个?位置时的等?效转动惯量?Je,等效阻力矩?Mre %因为本题等?效转动惯量?与等效阻力?矩均只与机?构位置有关?,与角速度无?关,设曲柄角速?度 为1进行?计算 for k=1:60 crank?(1,2,0.11,2*pi-(k-1)*Delta?Phi,1); W3=vosc(2,3,4,0.54); vguid?e(4,5,0.135); Vs3=sqrt(VP(4,1)^2+VP(4,2)^2)/2; Je(k)=133.3+1.1*W3^2+200/10*Vs3^2+700/10*VP(5,1)^2; if((k>=33 && k<=43)||(k>=50 && k<=59))>=59))> F=9500; 5 else F=50; end Mre(k)=(-200*VP(4,2)/2-abs(F*VP(5,1)))/0.85; %刨削工件时?的阻力 矩 Mre0(k)=(-200*VP(4,2)/2-abs(50*VP(5,1)))/0.85; %空载阻力矩? end Je(61)=Je(1); %第61点值?与第1点值?相同,只是为了方?便后面的迭?代计算 Mre(61)=Mre(1); Mre0(61)=Mre0(1); n=0; %记录迭代次?数,其实没什么?用 w=zeros?(1,61); w(1)=6.5; w(61)=1; while? abs(w(61)-w(1))/w(61)>=1e-4 if n==0 n=1; else w(1)=w(61); %更新原点比?较值 n=n+1; end for k=1:60 A=Je(k+1)-Delta?Phi*(-580.26); B=-Delta?Phi*6076.8; C=-(Delta?Phi*(Mre0(k)+Mre0(k+1)+2*(-14846?)+6076.8*w(k)+(-58 0.26)*w(k)^2)+Je(k)*w(k)^2); w(k+1)=(-B+sqrt(B^2-4*A*C))/(2*A); end end Phi=0:6:360; plot(Phi,w); %绘制空载稳?态 xlabe?l('\phi_1?'); ylabe?l('\omega?_1/(rad/s)'); figur?e(3); %用来绘制空?载与工作状?态稳态对比? plot(Phi,w); %绘制空载稳?态 xlabe?l('\phi_1?'); ylabe?l('\omega?_1/(rad/s)'); w0=w(61); w=zeros?(1,121); %取加载后两?个周期的数?据 w(1)=w0; for k=1:120 sk=mod(k-1,60)+1; %sk取值范?围为1~60 A=Je(sk+1)-Delta?Phi*(-580.26); 6 B=-Delta?Phi*6076.8; C=-(Delta?Phi*(Mre(sk)+Mre(sk+1)+2*(-14846?)+6076.8*w(k)+(-580.26)* w(k)^2)+Je(sk)*w(k)^2); w(k+1)=(-B+sqrt(B^2-4*A*C))/(2*A); end Phi=0:6:120*6; figur?e; plot(Phi,w); %绘制加载过?程 xlabe?l('\phi_1?'); ylabe?l('\omega?_1/(rad/s)'); %计算加载后?达到的稳态?响应,其实之前的?计算值已经?满足要求精?度了,所以whi?le里的语 ?句不会执行? w(1:61)=w(61:121); while? abs(w(61)-w(1))/w(61)>=1e-4 w(1)=w(61); for k=1:60 A=Je(k+1)-Delta?Phi*(-580.26); B=-Delta?Phi*6076.8; C=-(Delta?Phi*(Mre(k)+Mre(k+1)+2*(-14846?)+6076.8*w(k)+(-580.26)*w( k)^2)+Je(k)*w(k)^2); w(k+1)=(-B+sqrt(B^2-4*A*C))/(2*A); end end Phi=0:6:360; figur?e(3); hold on; plot(Phi,w(1:61)); %绘制工作状?态稳态,与空载对比? [crank?.m] funct?ion crank?(N1,N2,R,TH,W) globa?l P VP VP(N1,1)=0; VP(N1,2)=0; RX=R*cos(TH); RY=R*sin(TH); P(N2,1)=P(N1,1)+RX; P(N2,2)=P(N1,2)+RY; VP(N2,1)=-RY*W; VP(N2,2)=RX*W; [vosc.m] 7 funct?ion [W]=vosc(N1,N2,N3,R) globa?l P VP TH=posc(N1,N2,N3,R); R2=sqrt((P(N2,1)-P(N1,1))^2+(P(N2,2)-P(N1,2))^2); W=((VP(N1,2)-VP(N2,2))*cos(TH)-(VP(N1,1)-VP(N2,1))*sin(TH))/R2; VP(N3,1)=VP(N2,1)-W*R*sin(TH); VP(N3,2)=VP(N2,2)+W*R*cos(TH); [posc.m] funct?ion [TH]=posc(N1,N2,N3,R) globa?l P TH=atan2?(P(N1,2)-P(N2,2),P(N1,1)-P(N2,1)); P(N3,1)=P(N2,1)+R*cos(TH); P(N3,2)=P(N2,2)+R*sin(TH); [vguid?e.m] funct?ion vguid?e(N1,N2,R) globa?l P VP TH=pi-asin((P(N2,2)-P(N1,2))/R); W=-VP(N1,2)/(R*cos(TH)); VP(N2,1)=VP(N1,1)-R*W*sin(TH); 8 单自由度机械系统动力学作业 题目: 图1所示为一牛头刨床。各构件长度为:L 1=110mm ,L 3=540mm ,L 4=135mm ;尺寸H =580mm ,H 1=380mm 。导杆3重量G 3=200N ,质心S 3位于导杆中心,导杆绕 S 3的转动惯量J 3=1.1kg ?m 2。滑枕5的重量G 5=700N 。其余构件重量均可不计。电动 机型号为Y100L2-4,电动机轴至曲柄1的传动比i =23.833,电动机转子及传动齿轮等折算到曲柄上的转动惯量J 1=133.3kg ?m 2。刨床的平均传动效率η=0.85。空行程时作用在滑枕上的摩擦阻力F f =50N ,切削某工件时的切削力和摩擦阻力如图2所示。 1)求空载启动后曲柄的稳态运动规律; 2)求开始刨削工件的加载过程,直至稳态。 图1 牛头刨床 图2 牛头刨床加工某工件时的负载图 解: (1)运动分析 可以用解析法列出各杆角速度、各杆质心速度的表达式。但为简便起见,现调用改自课本附录Ⅰ中的Matlab 子程序来进行计算。图1中给出了构件和运动副的编号。先调用子程序crank 分析点②的运动学参数,再调用子程序vosc 进行滑块2—导杆3这一杆组的运动学分析,然后再调用子程序vguide 进行小连杆4—滑枕5这一杆组的运动学分析。这一段的Matlab 程序如下: crank(1,2,L(1),TH(1),W(1)); vosc(2,3,4,L(3)); vguide(4,5,L(4)); 其中:L(i)、TH(i)、W(i)分别表示第i 个杆的长度、位置角、角速度。 (2)等效转动惯量和等效力矩 取曲柄1为等效构件,等效转动惯量为 1 J e =J 1+J 3( ω32G 3v S 32G 5v 52 ) +() +() (a) ω1g ω1g ω1 式中:g 为重力加速度,v S 3为导杆3质心的速度,v 5为滑枕的速度。 等效驱动力矩可由电动机机械特性导出,设M m 、M de 分别为电动机输出力矩和等效驱动力矩,两者有如下关系: M de =iM m (b) 式中i 为电动机轴和曲轴间的传动比。 电动机轴转速ωm 和曲柄转速ω1间有如下关系: ω1= 将式(b)和式(c)代入电动机机械特性 ωm i (c) 2 (d) M m =a +b ωm +c ωm 可得 M de =ai +bi 2ω1+ci 3ω12 (e) 将传动比i 的值和课本例题3.2.2中求出的系数a 、b 、c 的值代入式(e),得到等效驱动 力矩 M de =-14846+6076.8ω1-580.26ω12 (f) 等效阻力矩M re 中只计入滑枕上的摩擦阻力F f 和切削阻力F r ,以及导杆的重力G 3: M re =(-G 3v S 3y -|(F f +F r ) v 5|)/(ωη1) (g) 式中v S 3y 为导杆3重心S 3的y 向速度。 等效力矩M e 为 M e =M de +M re (h) 等效力矩和等效转动惯量均随机构位置而变化。需将曲柄运动周期分成k 个等份(k 可取为60),对每一机构位置计算等效力矩M e 和等效转动惯量J e 。 (3)运动方程的求解 本题属于等效力矩同时为等效构件转角和角速度的函数,而等效力矩M e 的表达式中ω与?可以分离,即可以表达为两个函数的和,其中一个等效驱动力矩M de 为角速度ω的函数,另一个等效阻力矩M re 为转角?的函数。这样采用能量形式的运动方程求解更为简便、 2 快速。 已知等效驱动力矩M de 的表达式为式(f ),等效阻力矩M re 的表达式为式(g ),设 M re =M r (?) ,为已知量。由能量形式的运动方程,对从?1到?2的区间,可以写出 ?21122 J e 2ω2-J e 1ω1=?(M de +M re )d ? (i) ?1 22 式中,ωi 、J ei 为与角?i 相对应的位置的角速度和等效转动惯量。 用梯形公式求积分,式(i)可写为 11??2 J e 2ω2-J e 1ω12=[M de (?1) +M re (?1) +M de (?2) +M re (?2)] (j) 222 用式(e )和M re =M r (?) 代入,得到 2 (J e 2-??c ) ω2-??b ω2-??[M r (?1) +M r (?2) +2a +b ω1+c ω12]-J e 1ω12=0 (k) 这是一个以ω2为未知数的一元二次方程,如果ω1已知,ω2便可很容易地求出。 同理,对第i 个区间,即?i 和?i +1之间的区间,可以有如下递推公式: A i ωi 2+1+B i ωi +1+C i =0 (l) 式中: A i =[(J e ) i +1-??c ]B i =-??b C i =-{??[M r (?i ) +M r (?i +1) +2a +b ωi +c ωi 2]+(J e ) i ωi 2} 用此递推公式,当已知初始条件?=?1、ω=ω1时便可逐步求出各位置的角速度。 计算空载启动后的稳态响应不必取初值ω1=0,为在计算中迅速收敛,可任意取一接近电动机额定角速度的初值,如取ω1=6.5rad /s ,则不到两周便求出稳态解,如图3所示。可以看出,在空载下速度波动很小。 开始刨削后的加载过程的初值可取空载稳态?1=360?时的ω1值。加载过程如图4所示,最后得到切削时的稳态响应如图5中曲线(2)所示,可以看出,负载的波动导致了较大 的速度波动。将图5、图4与图2对比,可以很清楚地看出,工作循环中的两段有切削力的部分基本上与ω1变化中两次降速的位置相对应。 3 ) s d /r a (/1ω0 50100150200250300350400 φ1 图3 空载启动后曲柄的稳态运动规律 6.86.76.66.56.4 ) s /r a d (6.3/1ω6.26.165.90 100 200 300 400 500 600 700 800 φ1 图4 开始刨削工件的加载过程 4 6.86.7 6.66.56.4 ω1/(r a d /s ) 6.36.26.165.90 50 100 150 200 250 300 350 400 φ1 图5 空载与切削时的稳态响应 Matlab 程序: [main.m] global P VP %各点位置与速度为全局变量 P =zeros (5, 2); VP =zeros (5, 2); P (3, 2)=-0.38; P (5, 2)=0.2; Je =zeros (1, 61); Mre =zeros (1, 61); Mre0=zeros (1, 61); DeltaPhi =pi /30; %准备工作,先计算各个位置时的等效转动惯量Je ,等效阻力矩Mre %因为本题等效转动惯量与等效阻力矩均只与机构位置有关,与角速度无关,设曲柄角速度为1进行计算 for k=1:60 crank(1, 2, 0.11, 2*pi -(k -1)*DeltaPhi , 1); W3=vosc (2, 3, 4, 0.54); vguide(4, 5, 0.135); Vs3=sqrt (VP (4, 1)^2+VP (4, 2)^2)/2; Je(k )=133.3+1.1*W3^2+200/10*Vs3^2+700/10*VP (5, 1)^2; if ((k >=33 && k<=43)||(k>=50 && k<=59)) f="">=59))> 5 else F=50; end Mre(k )=(-200*VP (4, 2)/2-abs (F *VP (5, 1)))/0.85; %刨削工件时的阻力矩 Mre0(k )=(-200*VP (4, 2)/2-abs (50*VP (5, 1)))/0.85; %空载阻力矩 end Je (61)=Je (1); %第61点值与第1点值相同,只是为了方便后面的迭代计算 Mre (61)=Mre (1); Mre0(61)=Mre0(1); n =0; %记录迭代次数,其实没什么用 w =zeros (1, 61); w (1)=6.5; w(61)=1; while abs(w (61)-w (1))/w (61)>=1e-4 if n==0 n=1; else w(1)=w (61); %更新原点比较值 n=n +1; end for k=1:60 A=Je (k +1)-DeltaPhi *(-580.26); B=-DeltaPhi *6076.8; C =-(DeltaPhi *(Mre0(k )+Mre0(k +1)+2*(-14846)+6076.8*w (k )+(-58 0.26)*w (k )^2)+Je (k )*w (k )^2); w(k +1)=(-B +sqrt (B ^2-4*A *C ))/(2*A ); end end Phi =0:6:360; plot (Phi , w ); %绘制空载稳态 xlabel ('\phi_1'); ylabel ('\omega_1/(rad/s)'); figure (3); %用来绘制空载与工作状态稳态对比 plot (Phi , w ); %绘制空载稳态 xlabel ('\phi_1'); ylabel ('\omega_1/(rad/s)'); w0=w (61); w =zeros (1, 121); %取加载后两个周期的数据 w (1)=w0; for k=1:120 sk=mod (k -1, 60)+1; %sk取值范围为1~60 A=Je (sk +1)-DeltaPhi *(-580.26); 6 B=-DeltaPhi *6076.8; C =-(DeltaPhi *(Mre (sk )+Mre (sk +1)+2*(-14846)+6076.8*w (k )+(-580.26)*w (k )^2)+Je (sk )*w (k )^2); w(k +1)=(-B +sqrt (B ^2-4*A *C ))/(2*A ); end Phi =0:6:120*6; figure ; plot (Phi , w ); %绘制加载过程 xlabel ('\phi_1'); ylabel ('\omega_1/(rad/s)'); %计算加载后达到的稳态响应,其实之前的计算值已经满足要求精度了,所以while 里的语句不会执行 w (1:61)=w (61:121); while abs(w (61)-w (1))/w (61)>=1e-4 w(1)=w (61); for k=1:60 A=Je (k +1)-DeltaPhi *(-580.26); B=-DeltaPhi *6076.8; C =-(DeltaPhi *(Mre (k )+Mre (k +1)+2*(-14846)+6076.8*w (k )+(-580.26)*w (k )^2)+Je (k )*w (k )^2); w(k +1)=(-B +sqrt (B ^2-4*A *C ))/(2*A ); end end Phi =0:6:360; figure (3); hold on; plot (Phi , w (1:61)); %绘制工作状态稳态, 与空载对比 [crank.m] function crank(N1, N2, R , TH , W ) global P VP VP (N1, 1)=0; VP (N1, 2)=0; RX =R *cos (TH ); RY =R *sin (TH ); P (N2, 1)=P (N1, 1)+RX ; P (N2, 2)=P (N1, 2)+RY ; VP (N2, 1)=-RY *W ; VP (N2, 2)=RX *W ; [vosc.m] 7 function [W ]=vosc (N1, N2, N3, R ) global P VP TH =posc (N1, N2, N3, R ); R2=sqrt ((P (N2, 1)-P (N1, 1))^2+(P (N2, 2)-P (N1, 2))^2); W =((VP (N1, 2)-VP (N2, 2))*cos (TH )-(VP (N1, 1)-VP (N2, 1))*sin (TH ))/R2; VP (N3, 1)=VP (N2, 1)-W *R *sin (TH ); VP (N3, 2)=VP (N2, 2)+W *R *cos (TH ); [posc.m] function [TH ]=posc (N1, N2, N3, R ) global P TH =atan2(P (N1, 2)-P (N2, 2), P (N1, 1)-P (N2, 1)); P (N3, 1)=P (N2, 1)+R *cos (TH ); P (N3, 2)=P (N2, 2)+R *sin (TH ); [vguide.m] function vguide(N1, N2, R ) global P VP TH =pi -asin ((P (N2, 2)-P (N1, 2))/R ); W =-VP (N1, 2)/(R *cos (TH )); VP (N2, 1)=VP (N1, 1)-R *W *sin (TH ); 8 转载请注明出处范文大全网 » 牛头刨床_课程设计___附带范文二:牛头刨床设计计算说明书成品
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范文四:单自由度机械系统动力学——牛头刨床运动例题
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