范文一:往复运动偏心齿条-齿轮复合机构设计
第1章 概述
1.1 引言
针对现有各种抽油机难以同时满足可靠性高和节能效果好两种要求的现状,开发了带有往复运动齿轮齿条复合机构的抽油机。这种抽油机采用了往复运动齿轮齿条齿条复合机构,由小齿轮的单向旋转驱动长环形齿条上下运动,并带动滑块做上下往复运动,从而实现基本的抽油动作。通过简单的结构和尺寸改变,能实现不同冲程和冲次,并可设计成重型抽油机。这种抽油机具有节能效果好、可靠性高、运行平稳、维护方便等特点,具有较高的推广应用价值。
本往复运动偏心齿轮齿条运动机构的驱动与换向机构,包括电机、部分齿齿轮、齿条,电机通过传动机构和部分齿齿轮连接,在部分齿齿轮两侧分别设置有与部分齿齿轮啮合的齿条,两根齿条相对位置固定的连接在齿条架上,齿条架与导轨组成滑块结构。通过部分齿齿轮分别和两侧的齿条啮合,带动齿条架在导轨上往复运动。这种直线往复式运动的驱动与换向机构,通过部分齿齿轮分别与两边的齿条啮合,从而带动齿条架往复运动,在往复运动中,无需限位开关,电动机也无需换向,即以无换向停留达到运动机械全动程的等速往复运动,还具有动程范围大、速度均匀、传动精度高、震动小、结构简洁等特点。
1.2 往复运动偏心齿条-齿轮复合机构的认识
复合运动偏心齿轮齿条机构在传动的过程中是相当稳定的,所以在相似的技术当中算是比较稳定的一种,它自身也拥有自身的特点。一、齿轮传动的特点:齿轮传动是应用最为广泛的一种传动形式,与其它传动相比,具有传递的功率大、速度范围广、效率高、工作可靠、
寿命长、结构紧凑、能保证恒定传动比;缺点是制造及安装精度要求高,成本高,不适于两轴中心距过大的传动。 其中,齿轮传动分类:1、按轴线相互位置:平面齿轮传动和空间齿轮传动。平面齿轮传动:按轮齿方向:直齿轮传动,斜齿轮传动和人字齿轮传动;按啮合方式:外啮合、内啮合和齿轮齿条传动;空间齿轮传动:锥齿轮传动、交错轴斜齿轮传动和蜗杆蜗轮传动。2、按齿轮是否封闭:开式和闭式齿轮传动。
1.3 往复运动偏心齿条-齿轮复合机构运用
运用复合运动偏心齿轮齿条机构的抽油机是油田采油所用的抽油机技术领域中的抽油机,它以运用了复合运动偏心齿轮齿条机构和传统机构组合成,复合运动偏心齿轮齿条机构,可以节省能量为,,,,,,,节省成本为,,,。
另外在海洋石油勘探开发中,自升式海洋平台是使用数量最多的平台。自升式平台主要采用复合运动偏心齿轮齿条机构系统。自升式平台齿轮齿条强度是我国自主研发自升式平台升降系统的关键技术之一。
复合运动偏心齿轮齿条机构在内燃机中也发挥了重要作用。它可以延长往复的行程以此来提高内燃机的做功。其好处是:1 降低了内燃机的转速,2 增大了缸体的空间,3 更多的空气可以进入缸体,4 燃油可以充分燃烧,5 排出的高温废气不存在压力,6 增大了缸体的散热面积,7 活塞的惯性力可以完全转换到动力轴上,8 材料的磨损和要求的强度都可以减少。因本机构基本不做无用功发动机的怠速可以减少到现在的十分之一以下。
1.4 本章小节
通过对复合运动偏心齿轮齿条机构的学习研究,我们明白了复合
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运动偏心齿轮齿条机构在工业生产中的重要地位。比如在抽油机,内燃机,送料机及一些重型机械中都得到了广泛的应用。复合运动偏心齿轮齿条机构在传动的过程中是相当稳定的,具有极高的可靠性。在实际生产工作中,复合运动偏心齿轮齿条机构具有节能效果好、可靠性高、运行平稳、维护方便、速度均匀、传动精度高、震动小、结构简洁等特点,具有较高的推广应用价值。所以,研究复合运动偏心齿轮齿条机构是油田生产中必不可少的项目。在如今石油资源日渐减少的大背景下,对复合运动偏心齿轮齿条机构的研究及应用也是日渐重要,应该向节能化,高效化,环保化发展,在发展经济生产的同时,注意将环境保护与生产效益相得益彰。虽然复合运动偏心齿轮齿条机构的稳定性还有待加强,但这定然不会是不可克服的。
另外,通过对复合运动偏心齿轮齿条机构的初步了解以及建立模型,我们懂得了创新设计的意义所在以及团队合作在生产工作中的重要性。加强了我们的团队合作意识,对今后学习、工作生活具有深远意义。
第2章 往复运动偏心齿条-齿轮复合机构设计 2.1 机构设计
2.1.1 机构设计过程
设计过程是指从明确设计任务到编制技术文件所进行的整个设计工作流程。
2.1.2 机构设计过程的四个阶段
(1) 产品规划 —— 明确机械设计任务,提出设计任务书。
(2) 原理方案设计 —— 确定功能原理和机械运动方案,画出机械运动简图。
(3) 技术方案设计。
3
(4) 评估,改进与决策。
2.1.3 机构及其系统运动方案设计
(1)机构及其系统运动方案设计的主要内容
功能原理方案设计:功能原理设计和工艺动作过程设计。
(2)运动规律设计
(3)机构系统运动方案设计
根据功能原理方案中提出的工艺动作过程及各工艺动作的运动规律要求,选择相应的若干执行机构的形式,按某种方式将其组合成一个机构系统,以确保上述工艺动作过程的实现。机构选型、组合、创新 —— 机构系统简图。
(4)机构系统运动简图设计
机构系统简图——运动协调设计——机构运动循环图——尺度综合——
机构系统运动简图
2.1.4 机构选型的基本要求
(1)满足工艺动作及其运动规律的要求。
高副机构、低副机构、注意约束在机构中的作用、 适当设置调整环节。
(2)机构的运动链要短 。
(3)机构的传力性能要好。
传动角(压力角)、防止自锁 、惯性力平衡。
(4)动力源的选择应有利于简化机构和改善运动质量 。
电机(交流电机、直流电机、伺服电机、步进电机、交流变频电机)、内燃机、液压马达、气动马达。
2.2往复运动偏心齿条-齿轮复合机构的结构设计
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结构示意简图
结构组成——往复运动链轮-齿条复合机构由1主动齿轮、2从动齿轮、3连杆、4齿条、5、滚动轴承、6、齿轮组成。
工作原理——主动齿轮1通过联轴器、减速器与驱动电机相连,进行动力输入;主动齿轮1、从动齿轮2、输出齿轮3均为定轴,并一起相对固定的机架(未画出)转动;齿轮2上有一缓冲作用的孔,当从动齿轮2转动时,连杆3带动齿条4水平运动,此时齿条4便带动齿轮6运动,齿条的水平运动由轴承5支撑控制,由于齿轮2 、连杆3、齿条4与机架构成四杆机构,存在极位夹角,故齿条存在急回运动。
条件——输出齿轮6上的外扭矩为20kN.m;试确定各部件尺 2.3本章小结
通过了解机构设计的过程,首先确定设计的四个阶段:产品规划;原理方案设计;技术方案设计;评估,改进与决策。认真分析设计的任务书,根据机械设计原理,根据任务书里的要求初步确定整个往复 5
运动偏心齿条-齿轮复合机构的运动简图,但应该明确机构简图不代表现实机构的外形,应该考虑到选材以及将来工件的尺寸,再设计机构简图时要留有足够的余量,以防将来带来不必要的麻烦。可见,在机构简图的设计是要考虑的问题有很多,考虑的越全面,我们的后期工作就会越顺利。通过一天的机构设计,收获挺多,深刻明白了平时知识的积累有多么重要,同时也了解到很多相关的知识,我们初步的对我们将来从事设计工作需要做的事,相信在通过大三专业课的学习后,我们会有更进一步的认识,这次的创新设计也提高了我们对本专业的学习兴趣。
第3章传动计算
3.1传动计算
3.1.1输出齿轮扭矩T=20KN?m,模数m=14,齿数Z=18,其分度圆直径D=252mm齿条受水平方向的力
F=T/(D/2)=158.73kN
经计算得连杆在齿轮最上最下是与水平方向夹角分别为9.05?和49.21?。
则可以计算连杆(二力杆)
最大力 F=F×cos9.05?=156.754kN max
最小力 F =F×cos49.21?=103.696kN min
在齿轮2上的两个极限位置上的水平分力分别为
F=F×cos9.05?=154.802kN 1max
F=F×cos49.21?=67.743kN 2min
连杆与齿轮2连接处的直径为d=690mm,故可以算出齿轮的最大扭
dT,F,,53.40kN,m 12
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齿轮1(主动轮)与齿轮2传动比为19:62,则可知齿轮1的扭矩为16.37kN?m。
根据查表得知齿轮间的传递效率为0.96。
最终算的通过减速器传给齿轮1的扭矩为17.76kN?m。
由公式9550000×P=T?n可得齿轮1的功率为P=24 kW 1
齿轮2的功率为P=23.3kW,齿轮6的功率为P=8.4kW 23
3.1.2齿条长度不得小于790mm,为了保证齿条在极限位置不与齿轮2接触发生碰撞,考虑齿轮2与齿轮6的水平距离,拟定齿条长1200mm,齿条行程,拟定齿条行程为 790mm。
3.1.3齿轮2与齿轮6水平距离1550mm。 四杆机构中曲柄长345mm,,连杆长1150mm(由作图得出尺寸),连杆设计为方形杆,材料为45号钢。
F,,,, 由 得出方形杆的边长a=21mm。 sA
3.1.4根据输出齿轮1所需的功率选定电动机的型号。电机选:200L 1型,功率30KW,转速1000r/min,减速器减速比:1000/13=77,选择ZXY型(低速级)。
3.2 本章小结
根据上述的计算,确定相关数据后即可进行下一步的工作。在这些计算的过程中,让我们对此机构的工作原理有了进一步的加深。也加深了对课本知识的理解。将理论知识与实践设计相结合,才能更好的理解设计理念。
第4章 主要零部件的分析与校核 4.1 电机和减速器的选择及其主要参数
电机的选择:
根据主动齿轮1所需的功率24 kW
7
选定电动机为Y2系列三相异步电机Y2-200L1-2型号
减速器的选择:
根据所需的减速比:1000/13=77 确定减速器的类型为ZSY型齿轮减速器
其具体参数如下
4.2 齿轮1和2的分析与校核
齿轮1与齿轮2啮合,模数定为14,传动比i=3.25
传递功率 P=24(kW)
齿轮1转速 n=13(r/min) 1
齿轮2转速 n=4.00(r/min) 2
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齿轮1齿数Z= 19 1
齿轮1齿宽 B=145(mm) 1
齿轮1齿宽系数 d=0.545 ,1
齿轮2齿数 Z=62 2
齿轮2齿宽 B=130(mm) 2
齿轮2齿宽系数 d=0.1509 ,2
标准中心距 A=567.00000(mm) 0
实际齿数比 U=3.26316
端面重合度 =1.66676 ,,
纵向重合度 =0.00000 ,,
总重合度 =1.66676 ,
齿轮1与齿轮2强度校核(选定材料均为34CrNiMo6)
齿轮1与齿轮2:齿轮1接触强度极限应力 =1288.0(MPa) ,Hlim1
齿轮1抗弯疲劳基本值 =740.0(MPa) ,FE1
齿轮1接触疲劳强度许用值 []=11479.6(MPa) ,H1
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 []1766.2(MPa) ,F1
齿轮2接触强度极限应力 =1288.0(MPa) ,Hlim2
齿轮2抗弯疲劳基本值 ,=740.0(MPa) FE2
齿轮2接触疲劳强度许用值 [,]21479.6(MPa) H2
接触强度用安全系数 S=1.00 Hmin
弯曲强度用安全系数 S=1.40 Fmin
, 接触强度计算应力= 1468.3(MPa) H
,, 接触疲劳强度校核 ?[]满足 HH
, 齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 =556.7(MPa) F1
, 齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 =500.5(MPa) F2
9
齿轮1弯曲疲劳强度校核 ?[] 满足 ,,F1F1
齿轮2弯曲疲劳强度校核?[]满足 ,,F2F2
4.3 花键的分析与校核
齿轮1:矩形花键连接(静连接)校核计算结果
传递的转矩 T = 24000000 N?mm
键系列 R = 中系列
花键参数 N×d×D×B = 10×82×92×12 mm
倒角 c = 0.6 mm
不均匀系数 ψ = 0.75
键的长度 L = 145 mm
使用和制造情况 PType = 良好
齿面热处理 W = 齿面经热处理
许用挤压应力范围 σpp = 120,200 MPa
许用应力 [σp] = 160.0 MPa
计算应力 σp = 133.509 MPa
校核计算结果 σp?[σp] 满足
齿轮2:矩形花键连接校核计算结
传递的转矩 T = 54000000 N?mm
键系列 R = 中系列
花键参数 N×d×D×B = 10×112×125×18 mm
倒角 c = 0.6 mm
不均匀系数 ψ = 0.75
键的长度 L = 130 mm
使用和制造情况 PType = 良好
齿面热处理 W = 齿面经热处理
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许用挤压应力范围 σpp = 120,200 MPa
许用应力 [σp] = 180 MPa
计算应力 σp = 176.370 MPa
校核计算结果: σp?[σp] 满足
齿轮6:矩形花键连接校核计算结果
传递的转矩 T = 20000000 N?mm
键系列 R = 中系列
花键参数 N×d×D×B = 10×82×92×12 mm
倒角 c = 0.6 mm
不均匀系数 ψ = 0.75
键的长度 L = 120 mm
使用和制造情况 PType = 良好
齿面热处理 W = 齿面经热处理
许用挤压应力范围 σpp = 120,200 MPa
许用应力 [σp] = 160 MPa
计算应力 σp = 134.436 MPa
校核计算结果 σp?[σp] 满足。
4.4 本章小结
这一章是整个设计计算部分的核心。首先选择了电机和减速器的型号,确定了其主要参数。接着确定了主要齿轮的参数,并对其疲劳强度和弯曲强度进行了校核。最后选择了花键的类型,并校核了其应力。以上分析校核结果均满足设计要求,可以放心使用。
11
第5章 部分零件工程图与装配图
上图是齿轮1,下图是齿轮1的花键轴
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上图为齿轮2,下图为齿轮2的花键轴
13
上图为齿轮3,下图为齿轮3的花键轴
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齿条
连杆
15
装配体
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结论
通过这次的课程设计,使我们学会了很多东西,包括书本上的理论知识及书本上学不到的知识。具体的收获与体会如下:
一、通过课程设计,使我加深了对所学理论知识的理解与巩固,并能将课本上的纯理论应用到实践中,进一步加深了对知识的认识。同时,也有助于对其他知识的理解。现在,我不但对图解法和解析法有了更深入的理解,而且熟练了应用图解法对机构进行运动分析以及力分析。
二、培养了我耐心、仔细、谨慎的工作态度。这次课程设计的内容最多的是绘画机构简图。在绘图过程中,对比例尺的选定以及合理的布图都要有细致的规划,这是最考验一个人的耐心与严谨态度的过程,只有这样才能使绘制的机构简图更准确、更美观。
三、通过这次课程设计,使我更充分认识了团队合作的重要性。由于这次课设是以小组为单位对机构不同的运动位置进行运动分析和受力分析,还要查找资料,每个人都有分工。所以在进行分析的过程中每个成员都要保证自己计算数据的准确,查找资料时都要有耐心,这样才能确保小组顺利完成任务。在这次课设过程中,我们小组成员之间都互帮互助、共同思考,相互查漏补缺,互相给予信心,这样得以保证高速、高效率的完成任务,充分体现了团队精神。
课程设计就是简单的毕业设计,通过这次课设。给予我们实践的机会使我积累了一定的经验,为以后的学习打下了基础,也为毕业设计铺平了道路。
17
参考文献
1 成大先主编.机械设计手册.第5版.北京:化学工业出版社,2008 2 成大先主编.机械设计图册.北京:化学工业出版社,2003 3 濮良贵,纪名刚主编.机械设计.第8版.北京:高等教育出版社,
2005
4 刘鸿文主编.材料力学.第5版.北京:高等教育出版社,2011 5 李希诚,李弦泊主编.机械结构合理设计图册.第一版.上海:上
海科学技术出版社,1996
6 孙桓,陈作模,葛文杰主编.机械原理.第7版.北京:高等教育出
版社,2006
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致谢
在此首先感谢赵老师和组老师对我们尽心的指导,其次对在本次毕业设计中对我们进行指导的师兄、师姐表示感谢~感谢他们在这段时间里对我的耐心指导和帮助。在他们的关怀下,我们学到了很多知识,为本次设计取得了一定的成果。
19
范文二:长距离匀速往复运动机构设计
XX大学
毕业设计(论文)
长距离匀速往复运动机构设计
所在学院
专 业 班 级 姓 名 学 号 指导老师
年 月 日
摘 要
本文介绍一种新型的长距离输送装置。与以前常见的输送方式相比较,往复距离很长(比如1M,2M)那么曲柄机构就不能实现。在两轴之间安装皮带或链条作为传动机构,那么往复距离就可以设计的相当的大。在皮带或链条上安装一传动销,与工作台上的滑动长孔相配合,那么就可以带动工作台长距离往复运动。此系统的特点是不但往复距离可以相当的长,并且往复两端的加速和减速是相当平稳的,至于驱动电机则可以使用无级变速电机。
本文对这种机构进行了详细的设计与计算,经过分析该机构是可行和合理的,对以后选择长距离输送机构有了新的一种选择方案。
关键词:长距离,输送装置,往复运动,机构设计
I
Abstract
This paper introduces a new type long distance conveying device. With the previously common
conveying means photograph is compared, reciprocating long distance ( such as 1M, 2M ) then the crank mechanism cannot be achieved. In between the two shafts mounted belt or chain as the transmission
mechanism, so the reciprocating distance can design is quite large. In a belt or chain is mounted on a drive pin, and the working table with sliding long Kong Xiang, then it can drive the reciprocating movement of long distance. The characteristic of this system is not only the reciprocating distance can be quite long, and back ends of the acceleration and deceleration is quite smooth, can be used as driving motor stepless speed variable motor.
The organization has carried on the detailed design and calculation, through the analysis of the
mechanism is feasible and reasonable to select, after long distance conveying mechanism is a new kind of options.
Key Words: Long distance, conveying device, the reciprocating motion, mechanism design
II
目 录
摘 要 .............................................................................. I Abstract ........................................................................... II 目 录 ............................................................................ III
第1章 绪论 ......................................................................... 5
1.1 课题研究的背景及意义 ........................................................ 5
1.2本课题的研究内容 ............................................................ 6
第2章 长距离匀速往复运动机构总体方案 ................................................ 7
2.1 设计方案分析与比较 .......................................................... 7
2.2 设计方案确定 ................................................................ 8
2.2.1往复运动工作机构传动方式的确定 ........................................ 8
2.2.2传动方式的选择 ........................................................ 9
2.2.3 电动机起动方式的确定 ................................................. 9
第3章 主要传动机构的设计计算 ....................................................... 10
3.1电机的选型 ................................................................. 10
3.2蜗轮蜗杆减速器的选型 ....................................................... 10
3.3 带传动计算 ................................................................. 12
第4章 主轴组件要求与设计计算 ....................................................... 14
4.1主轴的基本要求 ............................................................. 14
4.1.1旋转精度 ............................................................. 14
4.1.2 刚度 ................................................................ 14
4.1.3 抗振性 .............................................................. 15
4.1.4 温升和热变形 ........................................................ 15
4.1.5 耐磨性 .............................................................. 15
4.2主轴组件的布局 ............................................................. 16
4.3主轴结构的初步拟定 ......................................................... 18
4.4主轴的材料与热处理 ......................................................... 18
4.5主轴的技术要求 ............................................................. 19
4.6主轴直径的选择 ............................................................. 19
4.7主轴前后支承轴承的选择 ..................................................... 20
4.7.1 主轴前支承轴承的选择 ................................................ 20
4.7.2 主轴后支承轴承的选择 ................................................ 21
4.8主轴前端悬伸量 ............................................................. 21 III
范文三:新型往复运动机构的锁闭装置
第 卷 第 期
年 月南京工程学院学报(自然科学版)JournalofNanjingInstituteofTechnology(NaturalScienceEdition)Vol. ,No. Dec., 文章编号: ( ) 新型往复运动机构的锁闭装置
王红琴 赵大中
( .南京康尼机电新技术有限公司,江苏 南京, ; .南京工程学院科研产业处,江苏 南京, )
摘 要:锁闭装置的设计是整个往复运动机构设计的一个难点.的可靠性、实用性和安全性.为了更好地确保机构的这些性能,了一种结构简洁、零件数量少,.
关键词:;中图分类号:TH文献标识码:A
ANewTypeofLockingDeviceofMechanismwithAlternatingMotion
WANGHongqin ZHAODazhong
( .NanjingKangniNewTechnologyofMechantronicCo.,Ltd.,Nanjing ,China
.Dept.ofScience&Technology,InstituteofTechnology,Nanjing ,China)
Abstract:Thedesignoflockingdeviceisoneofthedifficultpointsinthewholedesignofmechanismwithalternatingmotion.Asanimportantcompositionofmechanism,lockingdevicehasadirectimpactonthereliability,availabilityandsafetyofthewholemechanism.Inordertosecurethesefunctionsofamechanism,anewtypeoflockingdeviceofmech2anismwithalternatingmotionwithcompactstructureandlesscomponents,whichisconnectedtomotorandrotatingaxledirectlyandcanachievethelockingofmechanismbyitsownstructurewithoutanyadditionalpowersourceandcontroldeviceisdesignedbasedontheself lockingconceptofhollowscamself2lockingdevice.
Keywords:lockingdevice;self2locking;wedgeangle
1 引言
先进的机构锁闭装置要求为机械的锁闭装置,安全可靠、操作方便.在正常情况下,锁闭装置可使电机带动机构的传动装置实现机构的自动往复运动,机构在往锁定方向运动的过程中具有全程锁闭能力,并且保证机构锁闭可靠.同时,在无电的情况下,能手动使机构往锁定方向运动,在紧急情况下,能解除自锁状态,实现机构的手动往复运动.
锁闭装置的设计是整个机构设计的一个难点.锁闭装置作为机构的重要组成部分,直接关系到整个机构的可靠性、实用性和安全性.目前某些特定产品的锁闭装置有二级锁双重锁闭装置、电机反转解锁式收稿日期:
作者简介:王红琴( ),女,学士,助理工程师,主要从事机械制造方面的设计与翻译工作.
E mail:wanghongqin sina.com
南京工程学院学报(自然科学版) 年 月46
锁闭装置和电磁离合器锁闭装置等三种形式.通过试制和先行性试验,我们发现这三种锁闭装置各有优缺点(见表 ).
表 三种锁闭装置方案优缺点比较
名 称
二级锁双重锁
闭装置
电机反转解锁
式锁闭装置优 点属于传统的主锁形式,容易被接受,自身锁闭可靠目前许多机构采用的一种主锁形式,无须任何附加的动力源和控制装置,自身锁闭可靠
一种较先进的主锁形式,,电磁离合器锁
闭装置
构的能耗
和可靠性影响极大,而且电磁铁的使用增加了机缺 点一般结构复杂,零件多,易出故障,而且实际安装、调试困难一般结构复杂、零件较多,,造,主锁的可靠性受电磁铁的性能
通过大量的调查、研究、分析和比较,根据机构对锁闭装置的要求,我们提出了自己的设计.图 是本锁闭装置的结构示意图;图 是图 沿Ⅰ—Ⅰ的剖视图;图 是本锁闭装置拨杆的结构示意图.
图 锁闭装置的结构示意图 图 图 沿Ⅰ Ⅰ的剖视图
图 锁闭装置拨杆的结构示意图
其中: 是拨盘, 是凸轮, 是滚柱, 是撑块, 是外套, 是扭簧, 是端齿, 是拨杆, 是支座组件, 是电机, 是旋转轴, 是钢丝绳.
第 卷第 期 王红琴等:新型往复运动机构的锁闭装置 472 锁闭装置系统说明
对照图 和图 ,锁闭装置的工作原理如下:当电机 以一定的角速度带动拨盘 逆时针方向转动时,在逆时针方向上拨盘 与凸轮 槽侧面之间的间隙b就逐渐减小,而使滚柱 (两个)与外套 的间隙a逐渐增大,当拨盘 转过间隙b时,拨盘 便与凸轮 的槽侧面接触.由于滚柱 (两个)与外套 已有足够的间隙,因此拨盘 可以带动凸轮 传动,而不受滚轮的阻碍,从而完成了在逆时针方向电机 对旋转轴 的正传动.当电机 以一定的角速度带动拨盘 顺时针方向转动时, 与凸轮 槽侧面之间的间隙b就逐渐减小,而使滚柱 (两个) a, 的接触,而与外套 接触,并与拨盘 形成一定的间隙,b, 的槽侧面接触.由于滚柱 (两个)与凸轮 , (两个)受摩擦力作用被楔紧在凸轮 和外套 传动,而不受滚轮的阻碍,从而完成了在顺时针方向电机 的正传动.所以电机 可以通过锁闭装置带动旋转轴 沿顺时针方向和逆时针方向旋转,从而实现电机 驱动的机构往复运动.
当旋转轴 上作用了一个反力矩M 时,则凸轮 产生逆时针方向的转动倾向,凸轮 便将滚柱 (两个)向外推出与外套 接触.由于接触面间产生正压力,且使滚柱 (两个)和外套 产生弹性变形,而阻止滚柱 (两个)的运动,即由于滚柱 (两个)与凸轮 和外套 之间的摩擦力的楔紧作用,而使凸轮 、滚柱 和外套 结合为一体.若外套 与端齿盘 通过端齿啮合,由于端齿盘 被支座组件 固定住,因此外套 被固定住,使得凸轮 停止转动.此时,锁闭装置处于自锁状态,从而旋转轴 无法带动电机 向逆时针方向转动.当旋转轴 上作用了一个反力矩M 时,则在顺时针方向上凸轮 的槽侧面与拨盘 之间的间隙b就逐渐减小,而使滚柱 (两个)与外套 的间隙a逐渐增大,当凸轮 转过间隙b时,凸轮 的槽侧面便与拨盘 接触.由于滚柱 (两个)与外套 已有足够的间隙,因此凸轮 可以带动拨盘 传动,而不受滚轮的阻碍,从而完成了在顺时针方向旋转轴 对电机 的反传动.
对照图 和图 ,拨杆 与钢丝绳 的一端相连,钢丝绳 的另一端与紧急解锁装置相连,在紧急情况下,操作紧急解锁装置,钢丝绳 被拉动,使得拨杆 向左动作,端齿盘 也向左移动一定距离,这样原本啮合的端齿盘 与外套 脱离啮合,外套 不固定,这时手动解锁机构,即在旋转轴 上作用了一个反力矩M ,凸轮 产生逆时针方向的转动倾向,因为外套 不固定,由于摩擦力的楔紧作用结合为一体的凸轮 、滚柱 和外套 可一起在支座组件 中转动,实现旋转轴 带动电机 转动.
综上,将旋转轴 顺时针方向转动设置为机构往锁定方向运动,将旋转轴 逆时针方向转动设置为机构解锁,拨杆 通过钢丝绳 与紧急解锁装置相连,这样整套锁闭装置具有如下功能:
)在正常状态下具有电机带动机构的传动装置实现机构的自动往复运动的功能;
)在无电状态下具有手动使机构往锁定方向运动的功能,而且机构在往锁定方向运动的过程中具有全程锁闭能力;
)在紧急情况下,操作紧急解锁装置,解除自锁状态,可实现机构的手动往复运动.
整套锁闭装置具有可靠性高、安全性高、维护性好、使用寿命长和寿命周期费用低的特点.锁闭装置
南京工程学院学报(自然科学版) 年 月48
结构简洁、零件数量少,直接与电机和旋转轴相连,自身结构实现机构的锁闭,无须任何附加的动力源和控制装置.
由于锁闭装置受力零件的强度、硬度都很高,载荷是接触应力,承载能力大,锁闭装置在传递扭矩时,滚柱不参与工作,磨损和发热都很小,因此整个锁闭装置体积小、重量轻、耐磨性好.
锁闭装置的自锁能力不随其它条件而变化,自锁可靠性高.
3 锁闭装置的楔角公式和自锁条件
3.1 楔角公式
在滚柱与凸轮、外套三者相互接触后,.滚柱被夹紧在凸轮圆弧与外套圆弧面之间,).,此两切线的夹角,.,它直接影响到自锁装置的自锁性能[1].,其楔角α如图4所示.图中O点为滚柱圆的圆心,r为滚柱圆半径;O1点为外套工作圆弧面的中心,R1为外套工作圆弧面半径;O2点为凸轮圆弧面中心,R2为凸轮圆弧面半径
.
图4 滚柱的受力分析
在△O2OO1中,∠O2OO1=α,且知凸轮与外套的偏心距e=O1O2,OO1=R1-r和OO2=R2
222+r.根据余弦定理:e=(R1-r)+(R2+r)-2(R1-r)(R2+r)cosα—————————
则得楔角α余弦的关系式为[2]
()2()22
cosα=2(R1-r)(R2+r)(1)所以,楔角α公式为
α=cos -1()2()22
2(R1-r)(R2+r)(1′)
第 卷第 期 王红琴等:新型往复运动机构的锁闭装置 49式中:R1
r外套工作圆弧面半径;R2滚柱圆半径;e凸轮圆弧工作面半径;凸轮的偏心距.
由上式可见,滚柱楔角α与自锁装置各构件的几何尺寸R1、R2、r和e都有关.
3.2 自锁条件
3.2.1 滚柱的受力分析
在楔紧状态下,由于凸轮受到一个楔紧力M2的作用(见图4),在接触点A、B处,凸轮对滚柱作用一个正压力FnA、FnB和摩擦力FA、FB;由力的合成得其合力RA、RB.
取滚柱为示力对象,其受力情况如图4所示.,A的作用下,应处于力的平衡,则有RA=RB.
当滚柱已被楔紧时,A,fA=fB=f.此时,接触面之间所mAfAFmB=fBFnB.
,则必须满足下列方程式:∑F
xα-FnAsinα=0=0,FmB+FmAcos=0,-FnB+FmAsinα+FnAcosα=0
=0,FmAr-FmBr=0(2)∑Fy∑M2
由方程式(2)中∑Fy=0可得:
f=tanα-1,且有ρ=tanf2
另外,从图4上可得知:RA与FnA和RB与FnB的夹角均为.由力的多边形关系可得,在楔紧平衡状2
αα态下,外合力的切向分力F′F′和F′mA、mB(实际的摩擦力)为F′mA=FnAtanmB=FnBtan22
再从图4上可得:在楔紧状态下,凸轮所承受的楔紧力矩M2的关系式为
M2=Z′RAH=ZR1sin=Z′FnAR1tancosα/222
其中,H为外合力RA对O点的力臂;H=R1sin.2
所以,可得正压力FnA和FnB的关系式为(3)
Z′R1tan2
式中:M2———自锁时,凸轮所承受的楔紧力矩;R1———外套工作圆弧面半径;
α———楔角;Z′———被楔紧的滚柱数目.
3.2.2 自锁条件 FnA=FnB=(4)
ρ如前所述,滚柱与凸轮、外套之间的摩擦系数为fA、fB,其对应的摩擦角为ρA、B.根据楔紧原理,若
滚柱与凸轮、外套之间所产生的摩擦力fAFnA、fBFnB大于或等于楔紧平衡状态下外合力的切向分力F′mA、F′mB(即外力平衡所需的实际摩擦力)时,则可以达到自锁要求.此时,即有如下关系式:
南京工程学院学报(自然科学版) 年 月50
和FmB=fBFnB=FnBtanρB≥F′mB=FnBtan22
ρ则得A=ρB≥2
再由摩擦角ρA=ρB=ρ和接触点A处的夹角∠OAB和接触点B处的夹角∠OBA相等,且有FmA=fAFnA=FnAtanρA≥F′mA=FnAtan∠OAB=∠OBA=.所以,可得圆弧面凸轮式滚柱自锁装置得自锁条件为2
α(5) <><>
由上式可见,锁闭装置的自锁条件仅取决于滚柱与凸轮、外套间的摩擦系数f,而与凸轮受到
,:α应的楔紧力矩M2的大小无关,再由图4可见,∠OAB=∠OB小于两倍的摩擦角ρ.
如前所述,,、A、B处的摩擦系数f的大小,直接影响到上述自锁条件是否满足,f.实际上,摩擦系数f是随着正压力Fn的变化而变化的,正压力Fn越大,则摩擦系数越大.
最后,还应指出的是:楔角α是自锁装置的非常重要的几何参数.若楔角α太小,当α<ρ时,将楔住不放(即自锁).若楔角α太大,当α>2ρ时,将产生打滑现象,锁闭装置不能自锁.在允许的范围内,楔角α越大,自锁装置的承载能力也越大,但是,空转损耗也较大,使其发热较大.对于圆弧面凸轮式自锁装置,由于其凸轮工作表面为偏心圆弧形状,能保证楔角α的变化较小.滚柱磨损时,只引起楔角α的轻微减小.因此,对于圆弧面凸轮式自锁装置,允许采用较大的楔角α.一般取α=8~12°.
4 锁闭装置的设计
对于圆弧面凸轮式自锁装置,其设计方法可以参照普通超越离合器的设计方法进行.根据机构的技术要求和实际使用状况,参照已有的圆弧面凸轮式自锁装置,机构锁闭装置的主要参数如下:
表 锁闭装置的主要参数
名 称
锁闭装置R /mmR /mmZ′/个r/mml/mme/mmα/° . ± .
其中:R
Zl外套工作圆弧面半径;R 被楔紧的滚柱数目;r滚柱长度;e凸轮圆弧工作面半径;滚柱圆半径;楔角.凸轮的偏心距;α
参考文献:
[ ] 朱孝录.中国机械设计大典( )[M].南昌:江西科学技术出版社, .
[ ] 徐灏.机械设计手册( )[M].(第 版).北京:机械工业出版社, .
[责任编校:胡可乐]
范文四:牛头刨床刨刀的往复运动机构
工程技术学院
课程设计
题 目: 牛头刨床刨刀的往复运动机构 专 业: 车辆工程 年 级: 2005 学 号: 20050988 姓 名: 指导教师: 日 期: 2008-1-15
云南农业大学工程技术学院
目录:
1、课程设计任务书……………………………………………………2
原始数据及设计要求……………………………………………… 3 2、设计(计算)说明书……………………………………………… 4
(1)画机构的运动简图 …………………………………………… 4
(2)对位置(0.05H)点进行速度分析和加速度分析………………… 4 1
(0.05H) (3) 对位置点进行动态静力分析……………………………6 1
(0.05H)(4)对位置 点进行速度分析和加速度分析…………………8 2
(0.05H)(5) 对位置点进行动态静力分析……………………………9 2
3、位置线图,速度线图,和加速度图………………………………10 4、参考文献 …………………………………………………………11 5、课程设计指导教师评审标准及成绩评定…………………………… 12
6、附件……………………………………………………………… 13
1
一、课程设计任务书
1、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,如图(a)所示,由导杆机构1-2-3-4-5带动刨头5和削刀6作往复切削运动。工作行程时,
刨刀速度要平稳,空回行程时,刨刀要快速退回,即要有极回作用。
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。切削阻力如图(b)所示。
y
5Xs5s56Ys5DEYFr
n1Fr412BA
s3
3
Cx
(a)
Fr
x0.05H0.05H
H
(b)
2
原始数据及设计要求
设导杆机构的运动分析 导杆机构的动态静力分析 计
内
容
符N Lac Lab Lcd Lde Lcs3 Xs5 Ys5 G3 G5 Fr Y Js3 1Fr号
2单r/min mm N mm Kg.m 位
方60 380 110 540 0.25Lcd 0.5Lcd 240 50 200 700 7000 80 1.1 案
?
设计指导教师(签字):
3
二、设计(计算)说明
mm (1)画机构的运动简图 (选取尺寸比例尺为 ) ,,2lmm
1、以C为原点定出坐标系,根据尺寸分别定出A点,C点,
O点。如图1所示。
2、确定机构运动时的左右极限位置,此位置AB CD。
3、在左右极限位置,由运动副D点为圆心,ED的长度为半
径分别作圆,并与导轨运动线相交,并判断E点的正确
位置,确定E点的位置,此时可确定工作行程H,并量
取H的长度。
4、由任务书中切削阻力图1B中的比例关系0.05H确定位
置编号
(0.05H)和(0.05H)两点,即分别为刨刀开始切12
削工作时杆4的运动副E点和刨刀离开工件时杆4`的
运动副,点。如图(1)所示。 E
5、再由E点和,点,以ED长度为半径作圆,与以C点为E
圆心,CD的长度为半径的圆相交,相交点即分别为运
动副D和,(0.05H)点。至此,就确定了机构在位置编号D1
和(0.05H)两个位置。 2
(2)对位置(0.05H)点进行速度分析和加速度分析。 1
ma 、速度分析 如图纸上图(3)所示 取速度比例尺s,= 0.01lmm
对与VVV点: = + = + BVVBBBBBBB3212233
方向,AB,CDCD: //
大小: ? ? ?
4
msm,,pb== 0.01,33.2mm,0.332VvB3mms
m0.332VB3sr,== ,0.79832,208mms,CBl
msmV,==0.01,61mm,0.61 abBBv32mms
mV,,== 0.22lS33CSs3
对于E点: V = V + V EDED
方向: ,,DE// ,CD HH
大小: ? ? ?
mrl,V== 0.798,0.54m,0.433DCDss
mm s,,peV== ,38mm,0.380.01vEmms
m ms,,V=ed= ,11.8mm,0.1180.01vEDmms
Vr ED0.87s,= = 4lDE
m VV== 0.118SE5s
m2b 、加速度分析 选取加速度比例尺为s0.05,= amm对于B点:
ntKraa= + = + + aaaaBBBBBBBB23333232方向: ,BC,BCBC B?C B?A // 大小: ? ? ? ? ?
2Kmma,,,4.3380.97由=l=,=2V=,a122BBB3BBAB23232ss
5
2nm,,=*=已知,根据加速度图(如图纸上图3所示)CB0.265a32lB3s
可得:
trmm,,,,,==, ==。 2.751.875aapbkb2aaBBB33332ss
2nm而l,== 0.175a32SS33s
taBt3mr ,,,lll,= = =6.61=1.82 a22SSS3S3333ssl,BCL
m则 a,1.832s3s
2tnmm另外还可得出:,ll,a,a== = = 3.570.34DD322cdcdss
对于E点
ntrrrntaaaa =+ = + + + aaaDDEDEDEDED
方向:,HH,EDED// //CD ,CD //
大小: ? ? ? ? ?
2tnr2nmmm,,lll,,aa由== 0.1,==3.57, = =0.34a,DD32223EDcdcdED4sss已知,根据根据加速度图(如图纸上图3所示)可得:
rtmma,pn,a===3.45,=mn=0.65 a22SaaE5EDss
(3) 对位置(0.05H)点进行动态静力分析 1
按静定条件将机构分解为:基本杆组5、6,基本杆组2、3、4,原动件1和固定架。
并由杆组5、6开始分析。先取杆组5、6为分离体,建立直角坐
标系,如图纸上图9所示。
根据,Fcos,FF=0可得: --=0 FxIr,54S
6
G,::5a从图中量得 即得:--=0 FF,,19cos19Sr545g
, =7658.76N F,54
,则运动副E的运动反力F= -=-7658.76N,方向如图纸上图(6)F4554
所示。
对于杆4,由于不计重力和运动副的摩擦力,因此此杆为二力杆
件,则有FFF=-=7658.76N ,453434
即:运动副D的反力大小为7658.76N,方向如图纸上图(6)所示。
再取杆组2、3为分离体,受力情况分析如图纸上图(7)所示。
在图7上,以C点为原点,CD垂直方向的直线为X轴,CD方向上的直线为Y轴,建立坐标系,如图所示。
由于
FF过转动副C的中心,且不计转动副的摩擦力,故可将分RRCC解为FF和。 RRCXCY
根据=0可列: M,S3
,,,, ? Flsin64,Flcos27,J,,Fl,034DS21BSsRCS333CX3
根据可列: F,0,X
,,,,,, ? ,Fsin64,Fcos27,Fcos5.5,Gsin15,F,03421I3R3Cx
根据可列: F,0,y
,,,,,, ? Fcos64,Fsin27,Fsin5.5,Gcos15,F,03421I3R3CY
联立???可得:
,FFF=40900N =-9838.5N =14699.8N RR21CXCY
即:FF=42066.7N =14699.8N RRCB
7
(4)对位置点进行速度分析和加速度分析。 (0.05H)2
a 、速度分析 如图纸上图(4)所示 选取速度比例尺
ms,= 0.01lmm
对与,V点: = + = + VVVVB,,,B,,,,BBBB12233BB32
方向,,,,,,,AB:,CD //CD
大小: ? ? ?
V,B3mr,V,,pb,==,== 0.290.67,Bv33ss,,,CBl
mm,,V,=,== 0.60.185Vl,S3,,BB,,3CS23ss3
对于,VVV点: = + E,,,EDED
方向: ,,,,,,DE,CD// HH
大小: ? ? ?
mm,,lpe,,VV==, == 0.363.75,,3vED,,CDss
Vmr m,,ED,,V,V,Ved==,= =,== 0.743.750.1,,,,SvED4E5sssl,,,DE
m2b 、加速度分析 选取加速度比例尺为s0.05,= amm
ntKraa= + = + + aaaa,,BB,,,,,,BBBBBB23333232方向: ,,,,,,,BCBC,BC B?C B?A // 大小: ? ? ? ? ?
2ma,l,4.338== 1,2B,,AB2s
Km,V,0.804=2= a,,2BB3,,BB3232s
2nm,,,,,,CB0.19== a32l,B3s
8
tm,,,pe== 4.7a2a,B3s
rm,,,== cd2.13a2a,,,BB32s
2nm,,==0.1809 al32,,SS33s
ta,Bt3 mr,,,ll,==* =11.290.50.54mm=3.05 a,,22SS,S333ss,,,BCL
m即:a =3.055 2S3s
2tnmm,,ll,a,a== = = 6.10.24DD322,,,,,,cdcdss
ntrrrnt对于,aa点:a=a+ = + + + EaaaDD,,,,ED,,,,,,EDEDED
方向:,,,,,,,,,HHED,ED// //CD ,CD //
大小:? ? ? ? ?
r2nm,==0.07 la,2,,ED4,,EDs
m,,a,pea===6.35 ,2,SaE5s
rtm,,,=mn=2 a2a,,EDs
(5)对位置(0.05H)点进行动态静力分析 2
按静定条件将机构分解为:基本杆组5、6,基本杆组2、3、4,原动件1和固定架。
并由杆组5、6开始分析。先取杆组5、6为分离体,如图10所示。
根据,Fcos,FF=0可得: --=0 FxIr,54S
G,:,5从图中量得aFF,,19 即得:cos14--=0 Sr545g
, F= 7345N ,54
则运动副E的运动反力F=-7345N,方向如图纸上图(12)所示。 45
9
对于杆4,由于不计重力和运动副的摩擦力,因此此杆为二力杆
件,则有FFF=-=7345N ,453434
即:运动副D的反力大小为7345N,方向如图纸上图(12)所示。
再取杆组2、3为分离体,受力情况分析如图纸上图(13)所示。
在图13上,以C点为原点,CD垂直方向的直线为X轴,CD方向上的直线为Y轴,建立坐标系,如图所示。
由于
FF过转动副C的中心,且不计转动副的摩擦力,故可将分RRCC解为FF和。 RRCXCY
根据=0可列: M,S3
,,,, ? Flsin92,Flcos27,J,,Fl,034DS21BSsRCS333CX3
根据可列: F,0,X
,,,,,, ? ,Fsin92,Fcos27,Fcos3.39,Gsin15,F,03421I3R3Cx
根据可列: F,0,y
,,,,,, ? Fcos92,Fsin27,Fsin3.39,Gcos15,F,03421I3R3CY
联立???可得:
,FFF=107419.4N =-50798N =112316N RR21CXCY
即:FF=118824.57N =112316N RRCB
三、根据以上各式,将已知参数代入作出机构的位置线图,速度线图,和加速度图,如图纸上所示。
10
四、参考文献
1、《机械原理》第七版
西北工业大学机械原理及机械零件教研室 编
主编:孙 桓 陈作模 葛文杰
出版社:高等教育出版社
2、《机械设计课程设计指导书》
作者:宋宝玉
出版社:高等教育出版社
11
五、课程设计指导教师评审标准及成绩评定
评价 实际 序号 评审项目 评审指标 比例 得分
工作量、 工作量完成情况,论文(设计)难易程度,有体现本专业基1 20% 工作态度 本训练的内容;工作纪律、作风是否严谨。
独立查阅文献、调研情况;开题报告完成情况;综合归纳、2 调查论证 15% 收集和正确利用各种信息的能力。
实验、设计方案合理、可行;独立操作实验,数据采集、计实验、设计方案3 算、处理的能力;结构设计、工艺、推导正确或程序运行是20% 与实验技能 否可靠。
分析与解决问运用所学知识和技能及获取新知识去发现与解决实际问题4 20% 题的能力 的能力;对课题进行理论分析的能力,得出结论情况。
立论正确,论据充分,结论严谨合理;实验正确,分析、处设计(计算) 5 理问题科学;结构格式符合论文(设计)要求;文理、技术20% 说明书质量 用语正确规范;图表完成情况。
工作有创新意识;对前人工作有改进、突破,或有独特见解6 创 新 5% 及应用价值情况。
100% 评定成绩:
12
六、附件
1、设计图纸共1张
2、电子文档(1份)
指导教师签字
2008年月 15 日
13
范文五:牛头刨床刨刀的往复运动机构
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工程技术学 课 设计
题 专 年 学 姓
目: 业: 级: 号: 名:
牛头刨床刨刀的往复运动机构 车辆工程 2005
20050988
任永东 张海东 2008-1-15
指导教师: 日 期:
云南农业大学工程技术学院
目录:
1、课程设计任务书????????????????????2
原始数据及设计要求?????????????????? 3
2、设计(计算)说明书?????????????????? 4
(1)画机构的运动简图 ????????????????? 4
(2)对位置 (0.05 H )1 点进行速度分析和加速度分析??????? 4
(3) 对位置 (0.05H )1 点进行动态静力分析???????????6
(4)对位置 (0.05H ) 2 点进行速度分析和加速度分析???????8
(5) 对位置 (0.05H ) 2 点进行动态静力分析???????????9
3、位置线图,速度线图,和加速度图????????????10
4、参考文献 ??????????????????????11
5、课程设计指导教师评审标准及成绩评定??????????? 12
6、附件???????????????????????? 13
1
一、课程设计任务书 1、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,如图(a)所示,由导 杆机构 1-2-3-4-5 带动刨头 5 和削刀 6 作往复切削运动。工作行程时, 刨刀速度要平稳,空回行程时,刨刀要快速退回,即要有极回作用。 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。切削阻力如图(b)所示。
2
Fr
0.05H H (b)
0.05H
x
原始数据及设计要求
设 计 内 容 符 号 单 位 方 案 ? 导杆机构的运动分析 导杆机构的动态静力分析
N1 r/min 60
Lac Lab Lcd Lde mm 380 110 540
Lcs3
Xs5 Ys5 G3
G5 N
Fr
YFr
Js3
mm Kg.m2 1.1
0.25Lcd 0.5Lcd 240
50
200 700 7000 80
3
设计指导教师(签字):
二、设计(计算)说明 (1)画机构的运动简图 (选取尺寸比例尺为 μl = 2 mm mm )
1、以 C 为原点定出坐标系,根据尺寸分别定出 A 点,C 点, O 点。如图 1 所示。 2、确定机构运动时的左右极限位置,此位置 AB CD。 3、在左右极限位置,由运动副 D 点为圆心,ED 的长度为半 径分别作圆,并与导轨运动线相交,并判断 E 点的正确 位置,确定 E 点的位置,此时可确定工作行程 H,并量 取 H 的长度。 4、由任务书中切削阻力图 1B 中的比例关系 0.05H 确定位 置编号 (0.05H )1 和(0.05H) 2 两点,即分别为刨刀开始切 削工作时杆 4 的运动副 E 点和刨刀离开工件时杆 4`的 运动副 E ′ 点。如图(1)所示。
4
5、再由 E 点和 E ′ 点,以 ED 长度为半径作圆,与以 C 点为 圆心,CD 的长度为半径的圆相交,相交点即分别为运 动副 D 和 D′ 点。 至此, 就确定了机构在位置编号 (0.05H )1 和(0.05H) 2 两个位置。 (2)对位置 (0.05H )1 点进行速度分析和加速度分析。 a 、 速度分析 如图纸上图 (3) 所示 取速度比例尺 μl = 0.01 s mm
3 2
m
对与 B 点: VB = VB + VB B 3 = VB +
2 1
VB2 B 3
// CD
方向: ? CD 大小: ,
m VB3 = μ v × pb = 0.01 s
? AB
?
,
mm
× 33.2mm = 0.332 m = 0.798 r
s
ω3 =
VB3
μ l CB
=
0.332 m
s
2 × 208mm
s
m VB3B2 = μ v ab = 0.01 s
mm
× 61mm = 0.61 m
s
V S = ω3 × lCS = 0.22 m s
3 3
对于 E 点: VE 方向: 大小:
=
VD
+
VED
? DE ,
// HH ′
? CD
?
,
VD = ω3 lCD = 0.798 r × 0.54m = 0.43 m s s
m VE = μ v × pe = 0.01 s
mm
× 38mm = 0.38 m
s
m VED = μ v × ed = 0.01 s
mm
× 11.8mm = 0.118 m
s
5
ω4 =
VED = 0.87 r s l DE
s
VS5 = VE = 0.118 m
2 b 、加速度分析 选取加速度比例尺为 μ a = 0.05 s mm
m
对于 B 点:
n a B3 = aB3 + t aB3
=
K r a B2 + a B3B2 + a B3B2
方向: 大小:
2
B?C
? BC
,
AB
B?A
? BC
?
3 2
// BC
?
?
s2
B3 B2
由 aB = ω12 × l
= 4.338 m
s2
K , a B B =2 ω3 V
= 0.97 m
s2
,
n aB3 = ω32 * μl CB = 0.265 m
已知,根据加速度图(如图纸上图 3 所示)
可得:
t ′ aB3 = μ a pb3 = 2.75 m
s
2
,
s2
r ′ a B3B2 = μ a k ′b3 = 1.875 m 。 s
n 而 aS = ω32 lS = 0.175 m
3 3
a = α 3 × l S3 =
t S3
t a B3
lμ L BC
× lS3 = 6.61 r
s2
× lS3 = 1.82 m
s2
则 as = 1.83 m
3
s2 s2
n a D = ω32 lcd = 0.34 m
t 另外还可得出: aD = α × lcd = 3.57 m
s2
对于 E 点
r a E = aD + a ED = n t aD + aD + rn a ED
+
rt a ED
方向:// HH ′ 大小: ,
r 由 a ED = ω42 × l ED = 0.1 m
n
// CD
? CD
?
// ED
? ED
?
s2
?
s2
,
s2
t , aD = α 3 × lcd = 3.57 m
n , aD = ω32 lcd = 0.34 m
已知,根据根据加速度图(如图纸上图 3 所示)可得:
6
a E = a S5 = μ a pn = 3.45 m
s2
r , a ED = μ a mn = 0.65 m
t
s2
(3) 对位置 (0.05H )1 点进行动态静力分析 按静定条件将机构分解为:基本杆组 5、6,基本杆组 2、3、4, 原动件 1 和固定架。 并由杆组 5、6 开始分析。先取杆组 5、6 为分离体,建立直角坐 标系,如图纸上图 9 所示。 根据 ? Fx =0 可得: F54′ cos α - FI - Fr =0
S
从图中量得 α = 19?
即得: F54′ cos 19? -
G5 aS - Fr =0 g 5
′ ? F54 =7658.76N
则运动副 E 的运动反力 F45 = - F54′ =-7658.76N, 方向如图纸上图 (6) 所示。 对于杆 4,由于不计重力和运动副的摩擦力,因此此杆为二力杆 件,则有 F45 =- F34 ? F34
=7658.76N 即:运动副 D 的反力大小为 7658.76N,方向如图纸上图(6)所 示。 再取杆组 2、3 为分离体,受力情况分析如图纸上图(7)所示。 在图 7 上,以 C 点为原点,CD 垂直方向的直线为 X 轴,CD 方向 上的直线为 Y 轴,建立坐标系,如图所示。 由于 FR 过转动副 C 的中心, 且不计转动副的摩擦力, 故可将 FR 分
C C
解为 FR 和 FR 。
CX CY
根据 ? M S =0 可列:
3
7
′ ′ F34l DS3 sin 64 + F21l BS3 cos 27 + J s3α ? FRCX lCS3 = 0
?
根据 ? FX = 0 可列:
′ ′ ? F34 sin 64 ? F21 cos 27 ? FI3 cos 5.5 ? G3 sin 15 + FRCx = 0
?
根据 ? Fy = 0 可列:
′ ′ F34 cos 64 + F21 sin 27 + FI3 sin 5.5 ? G3 cos 15 + FRCY = 0
?
联立???可得:
FRCX =40900N
C
FRCY =-9838.5N
′ F21 =14699.8N
即: FR =42066.7N
FRB =14699.8N
(4)对位置 (0.05H ) 2 点进行速度分析和加速度分析。 a 、速度分析
μl = 0.01 s mm
m
如图纸上图(4)所示
选取速度比例尺
对与 B′ 点: VB ′ = VB ′ + VB′ B′ 3 =
3 2 2
VB1′
? A′B′
+
VB2′ B′ 3
// C ′D ′
方向: ? C ′D′ 大小: ,
?
,
VB3′ ′ VB3′ = μ v × pb = 0.29 m , ω3 = = 0.67 r s s ′B′ μl C
′ VB2′ B′ 3 = 0.6 m , VS3′ = ω3 × lC ′S ′ = 0.185 m s 3 s
对于 E ′ 点: VE′ 方向: 大小:
//
=
HH ′
VD′ ? C ′D′
?
+
VED′
? D′E ′ ,
,
′ VD′ = ω3 lC′D′ = 0.36 m , VE′ = μ v × pe = 3.75 m s s
8
V ′ VE′D′ = μ v × ed = 0.1 m , ω 4 = E′D′ = 0.74 r , VS5′ = VE′ =
3.75 m s s s l ′
D′E ′
b 、加速度分析
2 选取加速度比例尺为 μ a = 0.05 s mm
m
n t a B3′ = a B3′ + aB3′
=
K r a B2′ + a B3′ B2′ + a B3′ B2′
方向: 大小:
B?C
? B′C ′
,
s2 s2 s2
B?A
// B′C ′
? B′C ′
?
?
?
a B2′ = ω12 × l A′B′ = 4.338 m
K ′ a B3′ B2′ =2 ω3 VB3′ B2′ = 0.804 m
n ′ aB3′ = ω32 × μl C ′B′ = 0.19 m t aB3′ = μ a p′e′ = 4.7 m
s2 s2 s2
r a B3′′B2′ = μ a c′d ′ = 2.13 m
n ′ aS3′ = ω32 l S ′ =0.1809 m
3
a = α × lS3′ =
t ′ S3
t a B3′
μ L B′C ′
s2
* lS ′ =11.29 r
3
s2
× 0.5 × 0.54mm=3.05 m
s2
即: a S3
=3.055 m
t a D′ = α × lc′d ′ = 6.1 m
s2
n ′ a D′ = ω32 lc′d ′ = 0.24 m
s2
r + a E′D′
t
r 对于 E ′ 点: a E′ = a D′ + a E′D′
=
n a D′ +
t a D′ +
r a En′D′
方向:// HH ′ 大小:,
r 2 a En′D′ = ω4 × l E′D′
// C ′D ′
? C ′D′
?
// E ′D′
? E ′D′
?
?
,
= 0.07 m
s2 s2
a E′ = a S5′ = μ a p′e′ = 6.35 m
r a Et ′D′ = μ a m′n′ = 2 m
s2
(5)对位置 (0.05H ) 2 点进行动态静力分析
9
按静定条件将机构分解为:基本杆组 5、6,基本杆组 2、3、4, 原动件 1 和固定架。 并由杆组 5、6 开始分析。先取杆组 5、6 为分离体,如图 10 所 示。 根据 ? Fx =0 可得: F54′ cos α - FI - Fr =0
S
从图中量得 α = 19?
即得: F54′ cos 14 -
G5 aS - Fr =0 g 5
′ ? F54 = 7345N
则运动副 E 的运动反力 F45 =-7345N,方向如图纸上图(12)所示。 对于杆 4,由于不计重力和运动副的摩擦力,因此此杆为二力杆 件,则有 F45 =- F34 ? F34 =7345N 即:运动副 D 的反力大小为 7345N,方向如图纸上图(12)所示。 再取杆组 2、3 为分离体,受力情况分析如图纸上图(13)所示。 在图 13 上,以 C 点为原点,CD 垂直方向的直线为 X 轴,CD 方向 上的直线为 Y 轴,建立坐标系,如图所示。 由于 FR 过转动副 C 的中心, 且不计转动副的摩擦力, 故可将 FR 分
C C
解为 FR 和 FR 。
CX CY
根据 ? M S =0 可列:
3
′ ′ F34l DS3 sin 92 + F21l BS3 cos 27 + J s3α ? FRCX lCS3 = 0
?
根据 ? FX = 0 可列:
′ ′ ? F34 sin 92 ? F21 cos 27 ? FI3 cos 3.39 ? G3 sin 15 + FRCx = 0
?
根据 ? Fy = 0 可列:
′ ′ F34 cos 92 + F21 sin 27 + FI3 sin 3.39 ? G3 cos 15 + FRCY = 0
?
10
联立???可得:
FRCX =107419.4N FRCY =-50798N FRB =112316N
′ F21 =112316N
即: FR =118824.57N
C
三、根据以上各式,将已知参数代入作出机构的位置线图,速度线图, 和加速度图,如图纸上所示。
四、参考文献
1、 机械原理》第七版 《
西北工业大学机械原理及机械零件教研室 编 主编:孙 桓 陈作模 葛文杰
出版社:高等教育出版社
2、 《机械设计课程设计指导书》 作者:宋宝玉 出版社:高等教育出版社
11
五、课程设计指导教师评审标准及成绩评定
序号 1 2 评审项目 工作量、 工作态度 调查论证 实验、 设计方案 与实验技能 分析与解决问 题的能力 设计(计算) 说明书质量 评审指标 工作量完成情况,论文(设计)难易程度,有体现本专业基 本训练的内容;工作纪律、作风是否严谨。 独立查阅文献、调研情况;开题报告完成情况;综合归纳、 收集和正确利用各种信息的能力。 实验、设计方案合理、可行;独立操作实验,数据采集、计 算、处理的能力;结构设计、工艺、推导正确或程序运行是 否可靠。 运用所学知识和技能及获取新知识去发现与解决实际问题 的能力;对课题进行理论分析的能力,得出结论情况。 立论正确,论据充分,结论严谨合理;实验正确,分析、处 理问题科学;结构格式符合论文(设计)要求;文理、技术 用语正确规范;图表完成情况。 工作有创新意识;对前人工作有改进、突破,或有独特见解 及应用价值情况。 评价 比例 20% 15% 实际 得分
3
20%
4
20%
5
20%
6
创
新
5% 100%
评定成绩:
12
六、附件
1、设计图纸共1张
2、电子文档(1 份)
13
指导教师签字:张海东 : 2008 年 1 月 15 日
14
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ρ时,将楔住不放(即自锁).若楔角α太大,当α>