插床設計計算說明書

1、 第 24 頁 機械原理課程設計設計計算說明書設計題目 學院 專業(yè) 級 班學生姓名 完成日期 指導教師 （簽字）重慶大學國家工科機械基礎(chǔ)教學基地設 計 任 務 書1.1 設計題目插床1.2 插床簡介 插床是用于加工中小尺寸垂直方向的平面或直槽的金屬切削機床，多用于單件或小批量生產(chǎn)。 為了適用不同材料和不同尺寸工件的粗、精加工，要求主執(zhí)行構(gòu)件插刀能以數(shù)種不同速度、不同行程和不同起始位置作垂直方向的往復直線移動，且切削時插刀的移動速度低于空行程速度，即插刀具有急回現(xiàn)象；安裝工件的工作臺應具有不同進給量的橫向進給，以完成平面的加工，工作臺還應具有升降功能，以適應不同高度的工件加工。1.3 設計要求及

2、設計參數(shù)設計要求：要求主執(zhí)行機構(gòu)工作行程切削平穩(wěn)、壓力角較小。進給機構(gòu)壓力角不超過許用值。 設計參數(shù)如下所示： 主執(zhí)行機構(gòu)機構(gòu)名稱曲柄轉(zhuǎn)速n1機架LAC刨刀行程H行程速比系數(shù)K連桿與導桿之比LDE/LCD工作阻力F(N)導桿質(zhì)量m3(kg)導桿轉(zhuǎn)動慣量JS3(kgm2)滑塊質(zhì)量m5(kg)數(shù)據(jù)45152.1141201.80.559000281.250進給機構(gòu)機構(gòu)名稱從動件最大擺角y凸輪從動件桿長(mm)推程許用壓力角a推程回程許用壓力角a回程滾子半徑rr(mm)刀具半徑rc(mm)數(shù)據(jù)101404050150.081.4 設計任務1）完成各執(zhí)行機構(gòu)的選型與設計計算，選擇原動機，擬定機械傳動方

3、案，確定各級傳動比，畫出機構(gòu)運動簡圖及機械系統(tǒng)傳動方案設計圖；2）按工藝要求進行執(zhí)行系統(tǒng)協(xié)調(diào)設計，畫出執(zhí)行機構(gòu)的工作循環(huán)圖；3）對主執(zhí)行機構(gòu)用解析法進行運動分析，用相對運動圖解法對其中的一個位置加以驗證，并根據(jù)計算機計算結(jié)果畫出插刀位移線圖，速度線圖和加速度線圖；4）用圖解法對主執(zhí)行機構(gòu)的一個位置進行動態(tài)靜力分析；5）用解析法對控制工作臺橫向進給的凸輪機構(gòu)進行運動分析；6）用圖解法繪制控制工作臺橫向進給的凸輪機構(gòu)的位移曲線及凸輪輪廓曲線；7）根據(jù)機電液一體化策略和現(xiàn)代控制（包括計算機控制）理論，大膽提出一種或一種以上與該機現(xiàn)有傳統(tǒng)設計不同的創(chuàng)新設計方案。設 計 目 錄一：主執(zhí)行機構(gòu)方案的選擇

4、51、執(zhí)行機構(gòu)方案的選擇、分析與評價 52、原動機的選擇 53、擬定傳動系統(tǒng)方案 6二：主執(zhí)行機構(gòu)設計與分析 71、插床機械設計參數(shù)以及相關(guān)參數(shù)計算 72、插床軟件分析 9三：主執(zhí)行機構(gòu)運動分析 101、主執(zhí)行機構(gòu)速度分析 102、主執(zhí)行機構(gòu)加速度分析 113、主執(zhí)行機構(gòu)受力分析 12四、凸輪機構(gòu)設計與分析 151、凸輪機構(gòu)相關(guān)參數(shù)的確定 152、凸輪基本參數(shù)設置 17心得與體會 21參考文獻 22設計計算與說明計算結(jié)果一：主執(zhí)行機構(gòu)方案的選擇1、執(zhí)行機構(gòu)方案的選擇、分析與評價（1）運動是否具有確定的運動該機構(gòu)中構(gòu)件n=5。在各個構(gòu)件構(gòu)成的的運動副中Pl=7,Ph=0。機構(gòu)中存在虛約束，改善了

5、機構(gòu)的受力狀況，提高運動的可靠性。由以上條件可知：機構(gòu)的自由度F=3n-2Pl-Ph=1。機構(gòu)的原動件是曲柄，原動件的個數(shù)等于機構(gòu)的自由度，所以機構(gòu)具有確定的運動。（2）機構(gòu)傳動功能的實現(xiàn)在原動件曲柄1帶滑塊2的作用下，搖桿3在一定的角度范圍內(nèi)擺動。通過搖桿桿3帶動連桿4運動，從而實現(xiàn)刨刀的往復運動。（3）主傳動機構(gòu)的工作性能曲柄1 的角速度恒定，通過滑塊2帶動搖桿3擺動，連桿4也隨著桿3的擺動不斷的改變角度，使刨刀的速度變化減緩，速度趨于勻速；在機構(gòu)的回程時，只有慣性力和摩擦力，兩者的作用都比較小，因此，機構(gòu)在傳動時可以實現(xiàn)刨頭的工作行程速度較低，而返程的速度較高的急回運動。（4）機構(gòu)的傳力

6、性能 該機構(gòu)在設計上不存在影響機構(gòu)運轉(zhuǎn)的死點，機構(gòu)在運轉(zhuǎn)過程中不會因為機構(gòu)本身的問題而突然停下。 （5） 機構(gòu)的動力性能分析。由于原動件曲柄具有運動穩(wěn)定平衡性，在運轉(zhuǎn)過程中，不會引起整個機構(gòu)的震動，保證整個機構(gòu)的壽命。（6） 機構(gòu)的合理性此機構(gòu)使用六連桿機構(gòu)，設計簡單，維修，檢測都很方便。（7） 機構(gòu)的經(jīng)濟性該機構(gòu)使用的連桿都不是精密的結(jié)構(gòu)，不需要特別的加工工藝，也不需要特別的材料來制作，也不需要滿足特別的工作環(huán)境，所以該機構(gòu)具有好的經(jīng)濟效益，制作方便，實用。2、原動機的選擇根據(jù)上述的設計參數(shù)數(shù)據(jù)以及插床自身工作特點，選擇合適的原動機使得在通過它來傳遞動力或改變運動形式、參數(shù)。原動機的機械特性

7、以及各項性能與機械執(zhí)行系統(tǒng)的負載特征和工作要求的匹配，在很大程度上決定了整個機械系統(tǒng)的工作性能和機構(gòu)特征。根據(jù)本機構(gòu)設計的特點，參考機構(gòu)運動簡圖以及傳動特征，參照原動機選擇的要求，根據(jù)題目所給插床的數(shù)據(jù)分析，驅(qū)動電動機暫時采用：Y180L-6,額定功率N=22KW，額定轉(zhuǎn)速n=970r/min，設計參數(shù)如表所示。Y系列三相異步電動機型號規(guī)格Y180L-6極數(shù)6額定功率 （kw）15轉(zhuǎn)速 （r/min）970電壓 （V） 380額定電流 （A）6.5效率 （%）89.5功率因數(shù) （cos） 0.81重量 （kg）200最大長、寬、高（mm）710x465x4303、擬定傳動系統(tǒng)方案根據(jù)上述電動機

8、選擇Y180L-6,額定轉(zhuǎn)速960r/min由題意得，假設插床每分鐘的往復次數(shù)為1575次，6檔，即轉(zhuǎn)速級數(shù)Z=6由于本傳動系統(tǒng)的最大傳動比所以帶傳動的速比為8，齒輪傳動的速比為也為8。公比則插床插刀各檔的速度為：75、54、39、29、21、15。由假設得：電動機的轉(zhuǎn)速采用970轉(zhuǎn)/分。根據(jù)機構(gòu)的選擇，按已選定的兩個執(zhí)行機構(gòu)形式和機械的傳動系統(tǒng)畫出機械運動方案簡圖。一個導桿插削機構(gòu)和皮帶傳動機構(gòu)，工作臺的不完全齒輪間歇旋轉(zhuǎn)機構(gòu)。1）確定變速組數(shù)目和變速組排列方式由于轉(zhuǎn)速級數(shù)Z=6，故取兩個變速組，根據(jù)各變速組，根據(jù)各變速組中傳動副數(shù)目應遵循前多后少的原則，選擇: 即前面用一個三聯(lián)齒輪，后面用

9、一個雙聯(lián)齒輪。2）確定基本組和擴大組根據(jù)前緊后松的原則，選擇6=3123方案，即第一變速組為基本組，其三檔傳動比在轉(zhuǎn)速圖上相差一格；第二變速組為擴大組，兩檔傳動比在轉(zhuǎn)速圖上相差三格。3）確定是否增加定傳動比降速級由于本傳動系統(tǒng)的最大傳動比為減小二級變速組的傳動比，考慮到主執(zhí)行機構(gòu)中的主動件必須與大齒輪固聯(lián)，且驅(qū)動它的小齒輪不能做成滑動齒輪，故這一對齒輪的傳動比固定。通過類比，選定為4。設增加一級V帶傳動，傳動比選定為4.2，則二級變速組的最大傳動比為：4)分配速比由上述計算知，變速組的最大傳動比為3.811.44，設取第一變速組、第二變速組的最大傳動比均為1.41.4=1.96，則第一變速組的

10、三個傳動比分別為：1.96、1.4和1；第二變速組的二個傳動比為1.96和0.714。二：主執(zhí)行機構(gòu)設計與分析1：插床機械設計參數(shù)以及相關(guān)參數(shù)計算曲柄轉(zhuǎn)速曲柄長度插刀行程行程速度比系數(shù)連桿與導桿之比力臂工作阻力導桿3的質(zhì)量D d導桿3的轉(zhuǎn)動慣量滑塊5的質(zhì)量一、插床導桿機構(gòu)的綜合1、計算極位夾角 、曲柄角速度、曲柄角加速度2、求導桿長度、連桿長度、中心距根據(jù)插床機構(gòu)結(jié)構(gòu)示意圖，由幾何條件可得因為，3、求弓形高、導路距離2：插床軟件分析插床刨床運動分析軟件輸入設計參數(shù)行程速比系數(shù) K=1.8 插 刀 行 程 H=120mm曲柄長度 LAB=66mm 連桿長度 LDE =76.05mm導路距離 Le

11、 =283.55mm 曲柄角速度 =4.71rad/s曲柄角加速度=0rad/s2插床刨床運動分析軟輸出計算參數(shù) 極位夾角 =51.429 導桿長 LCD=138.286mm中心距 LAC=152.114mm 弓 形 高 b =13.695mm機架長 Le=283.553mm 最大壓力角 max=5.166插床機構(gòu)結(jié)構(gòu)示意插刀運動線圖插刀最大切削速度 V1max=0.197m/s 刨刀最大回程速度 V2max=0.499m/s插刀最大切削加速度 a1max=1.364m/s*s 刨刀最大加速度 a2max=3.061m/s*s三：主執(zhí)行機構(gòu)運動分析已知：曲柄的轉(zhuǎn)速n=45 rad/min ，滑

12、塊質(zhì)量為50kg，導桿的質(zhì)量為28kg，其質(zhì)心轉(zhuǎn)動慣量為1.2 kg，力臂d=110mm，工作阻力F=9000N。此時，曲柄AB與中心距LAC的夾角為45，即與垂直于曲柄AB方向的夾角為45。（1）主執(zhí)行機構(gòu)速度分析. 方向 方向 大小 ？ ？ 大小 已知 ？ ？曲柄轉(zhuǎn)至當前角度對應的滑塊速度： （2）主執(zhí)行機構(gòu)加速度分析方向 ？ /Lbc大小 ？ ? ? 方向 大小 已知 ? ?曲柄轉(zhuǎn)至當前角度對應的滑塊加速度：（3）主執(zhí)行機構(gòu)受力分析曲柄力矩平衡圖；構(gòu)件45示力圖：構(gòu)件2-3示力圖： 對構(gòu)件45：大小 已知 已知 已知 ？ ？方向 已知 已知 ？ ?對構(gòu)件45單獨的封閉力多邊形可確定、大小

13、對構(gòu)件2-3：大小 已知 已知 ? 已知 ？方向 已知 已知 已知 ?以垂直于DCB桿建坐標系：=0 聯(lián)立方程組推出：其中、可以不用求，利用力多邊形封閉性可直接求出=13650.26N. 四、凸輪機構(gòu)設計與分析1、凸輪機構(gòu)相關(guān)參數(shù)的確定已知： 從動件的最大擺角，許用壓力角，從動件長度,從動件運動規(guī)律為等加速等減速運動，凸輪與曲柄共軸，數(shù)據(jù)如表1所示。表1 插床設計參數(shù)題號10主執(zhí)行機構(gòu)曲柄轉(zhuǎn)速n145曲柄LAB66插刀行程H120行程速比系數(shù)K1.8連桿與導桿之比LDE/LCD0.55力臂d(mm)110工作阻力F(N)9000導桿質(zhì)量m3(kg)28導桿轉(zhuǎn)動慣量JS3(kgm2)1.2滑塊質(zhì)

14、量m5(kg)50進給機構(gòu)從動件最大擺角y10凸輪從動件桿長(mm)140推程許用壓力角a推程40回程許用壓力角a回程50滾子半徑rr(mm)15刀具半徑rc(mm)0.08要求： 按許用壓力角確定凸輪機構(gòu)的基本尺寸，求出理論廓線外凸曲線的最小曲率半徑，選取滾子半徑，繪制凸輪實際廓線。以上內(nèi)容作在3號圖紙上（參考圖例5）。整理說明書。插刀阻力曲線如圖3所示。0.05H0.05HHSFmaxF圖3刨刀阻力曲線根據(jù)已知值，以及給定的基圓建議值，在A3圖紙上確定圓心O2位置。做出基圓，再根據(jù)滾子半徑做出理論曲線。取一點為B點，由O2B=95mm，從動件桿長O1B=140mm，通過幾何做法找到O1點。

15、連接O1O2，測得長度為160mm為中心距。由于由于插刀在切入、退出工件時均有0.05H的空載行程，所以實際凸輪推程角應為除去空載行程后的擺角，我們計算得推程角。在此之后為了方便設計與分析，將推程角設，將回程角設為與推程角相等的度數(shù)，遠停角大小為10。將以上的數(shù)據(jù)全部帶入擺動從動件凸輪機構(gòu)設計軟件，計算得結(jié)果：擺動從動件盤形凸輪機構(gòu)設計基本參數(shù)見附表1.根據(jù)計算結(jié)果德數(shù)值，求得各個坐標點距圓心的距離。以O2B為基線順時針每轉(zhuǎn)5確定一個坐標點。分別以這些點為圓心做出滾子的圓，用光滑的曲線連接各個點，得到實際凸輪輪廓線，再連接滾子圓的外切點，得到理論輪廓線。接著，根據(jù)軟件中的要求，即每5一個單位，

16、做出116各個軌跡點與O1的旋轉(zhuǎn)運動曲線。根據(jù)計算結(jié)果中的轉(zhuǎn)角和 角位移兩項在A3圖紙右邊做出從動件位移線圖。連接個點做出光滑曲線。由給定數(shù)據(jù)的K值算出極位夾角大小為51.429。由于插刀在切入、退出工件時均有0.05H的空載行程，最后做出相應的插刀工作行程圖。2、凸輪基本參數(shù)設置基圓半徑 rb=80 mm 3.運動規(guī)律參數(shù)滾子半徑 rt=15 mm 最大擺角 =10中心距 a=160 mm 推程角 1=50擺桿長 L=140 mm 遠停角 2=10 凸輪轉(zhuǎn)速 n=45 rpm 回程角 3=50刀具半徑 rc=0.08 mm 近停角 4=250.0002.運動規(guī)律選擇: 初始角 0=29.99

17、5推程運動規(guī)律:正弦加速度 4.包絡類型:內(nèi)包絡回程運動規(guī)律:余弦加速度 5.設計方向:正向 凸輪理論廓線與滾子包絡線 凸輪輪廓曲線與刀具中心軌跡從動件運動規(guī)律曲線max=5.166s G5=500NR34=8522.67NR65=342.56NG3=280N=13650.26Nrb=80 mma=160 mm 推程角 1=50遠停角 2=10回程角 3=50近停角 4=250.000初始角0=29.995心得與體會十幾天的機械原理課程設計結(jié)束了，在這次實踐的過程中學到了一些除技能以外的其他東西,領(lǐng)略到了別人在處理專業(yè)技能問題時顯示出的優(yōu)秀品質(zhì),更深切的體會到人與人之間的那種相互協(xié)調(diào)合作的機制

18、,最重要的還是自己對一些問題的看法產(chǎn)生了良性的變化. 在社會這樣一個大群體里面,溝通自然是為人處世的基本,如何協(xié)調(diào)彼此的關(guān)系值得我們?nèi)ド钏己腕w會.在實習設計當中依靠與被依靠對我的觸及很大,小組里的人都很有責任感,付出了最大的努力,盡最大的努力去解決自己任務里所遇到的問題.最終我們能完成于這種態(tài)度十分不開的。生活中的點點滴滴成功失敗都是這樣的吧與我們對待事情的態(tài)度相關(guān)。在這種相互協(xié)調(diào)合作的過程中,口角的斗爭在所難免,關(guān)鍵是我們?nèi)绾蔚奶幚碛龅降姆制?而不是一味的計較和埋怨.這不僅僅是在類似于這樣的協(xié)調(diào)當中,生活中的很多事情都需要我們有這樣的處理能力,面對分歧大家要消除誤解,相互理解,增進了解,達到諒解.也許很多問題沒有想象中的那么復雜,關(guān)鍵還是看我們的心態(tài),那種處理和解決分歧的心態(tài),因為畢竟我們的出發(fā)點都是很好的. 課程設計也是一種學習同事優(yōu)秀品質(zhì)的過程,比如我組的張星紅同學,人家的確有種耐得住寂寞的心態(tài).所以他在學習上取得了很多傲人的成績,但是我所贊賞的還是他追求的過程,當遇到問題的時候,那種斟酌的態(tài)度就值得我們每一位學習,人家是