機械原理課程設計之牛頭刨床 - 圖文-

1、目錄1、設計內容及要求 -3 1.1、設計內容 -31.2、機構的工藝功能要求 -32、機器運動方案初步擬定 -3 2.1、機器工藝動作分解及要求 -32.2、機器運動循環(huán)圖 -32.3、執(zhí)行機構的選型 -44、電動機功率與型號的確定 -17 4.1、等效阻力矩的計算 -174.2、等效驅動力矩的計算 -194.3、電動機型號的確定 -195、飛輪的轉動慣量 -205.1、等效力矩的計算 -205.2、飛輪轉動慣量的計算 -216、主機構受力分析 -216.1、位置1的力分析 -216.2、位置10的力分析 -227、傳動機構設計 -237.1、減速比及分配 -237.2、齒輪機構設計 -23

2、8、進給運動 -248.1、橫向進給運動 -248.2、垂直進給運動 -25 總結與體會 -26參考文獻 -271、設計內容及要求1.1、設計內容平面刨削機床運動簡圖設計及分析,計算刨削機構在指定位置的速度、加速度、受力,繪制位移、速度、加速度曲線、平衡力矩曲線、等效阻力矩曲線以及等效驅動力矩曲線。根據上述得到的數據,確定飛輪的轉動慣量JF。1.2、機器的工藝功能要求1刨削盡可能為勻速,并要求刨刀有急回特性。2刨削時工件靜止不動,刨刀空回程后期工件作橫向進給,且每次橫向進給量要求相同,橫向進給量很小并且隨工件的不同可調。3工件加工面被拋去一層后,刨刀能沿垂直工件加工面方向下移一個切削深度,然后

3、工件能方便地作反方向間歇橫向進給,且每次進給量仍然要求相同。4原動機采用電動機。2、機器運動方案簡圖的擬定2.1、機器工藝動作分解及要求根據機器的工藝功能要求,其工藝動作分解如下:1、刨刀的切削運動:往復移動,近似均勻,具有急回特性。2、工件的橫向進給運功:間歇運動,每次移動量相同,在刨刀空回程后期完成移動,要求移動量小且調整容易。工件刨去一層之后能方便地作反向間歇橫向移動進給,同樣要求反向進給量每次相同且易調整。3、刨刀的垂直進給運動:間歇移動,工件刨去一層之后刨刀下移一次,移動量調整方便。2.2、機器運動循環(huán)圖圖2-1 直線式工作循環(huán)圖圖2-2 圓周式工作循環(huán)圖2.3、三個執(zhí)行機構的選型:

4、1、移動從動件凸輪機構:一般凸輪作為主動件,做連續(xù)回轉運動或平移運動,其輪廓曲線的形狀取決于從動件的運動規(guī)律。圖2-3 凸輪機構示意圖凸輪機構易實現工作行程勻速及具有急回特性要求,但是受力差,易磨損,行程大時基圓大,凸輪尺寸大,較難平衡和制造。2、平面連桿機構:圖2-4 平面連桿機構平面連桿機構受力好,磨損小,工作可靠,具有急回特性,但是只能實現近似的勻速運動。3、齒輪齒條機構:圖2-5 齒輪齒條機構輪齒條機構可實現工作行程為勻速移動的要求,但行程開始及終止時有沖擊,適用于大行程而不適宜于小行程,且必須增加變速機構才能得到急回運動。4、螺旋機構:圖2-6 螺旋機構螺旋機構能得到均速移動的工作行

5、程,且為面接觸,受力好,但行程開始和終止時有沖擊,安裝和潤滑較困難,且必須增設換向和變速機構,才能的到急回運動。5、凸輪-連桿組合機構:圖2-7 凸輪連桿組合機構凸輪-連桿組合機構能實現給定的運動要求,但是具有凸輪機構存在的缺點,且設計制造比較復雜。工件的橫向進給運動量是很小的,且每次要求等進給量進給,又因為必須防止工件在刨削力的作用下沿橫向移動,所以橫向進給機構除了能實現小而且等量進給外,在非進給時還應具備有自動固定的功能。螺旋機構能滿足這些功能,而且結構簡單,容易制造。因此,可選用螺旋機構作為橫向進給運動的執(zhí)行機構,其動力仍然來自驅動刨刀運動的電動機,不必另設動力源。工件要能間歇移動,螺旋

6、必須作間歇轉動,所以在螺旋機構之前必須串聯一個間歇轉動機構,且與刨刀切削運動執(zhí)行機構相聯,這樣可以方便實現切削運動和橫向進給運動的協調配合。能夠實現將連續(xù)回轉運動轉化成間歇轉動的機構有:1、槽輪機構:圖2-8 槽輪機構槽輪機構結構簡單,制造容易,工作可靠,但每次轉角較大且不可調整,為了反向回轉,必須增加反向機構。2、曲柄搖桿棘輪機構:圖2-9 曲柄搖桿棘輪機構曲柄搖桿棘輪機構結構簡單,制造容易,每次轉角較小,容易調整且為等量轉動,采用雙向式棘輪還可以方便地實現棘輪反轉。3、不完全齒輪機構:圖2-10 不完全齒輪機構不完全齒輪機構可以實現等速轉位和等量轉角,但不可調整,如需反轉必須增加反向機構。

7、4、凸輪式間歇運動機構:圖2-11 凸輪式間歇運動機構凸輪間歇運動機構傳動平穩(wěn),噪音低,適用于高速場合,但凸輪加工復雜,精度要求高,每次轉角不可調,如需反轉應增設反向機構。5、星輪機構:圖2-12 行星輪系機構星輪機構具有槽輪機構的啟動性能,又兼有不完全齒輪機構等速轉位的優(yōu)點,可以實現等量轉角,但不可調,同時星輪加工制造困難。為了實現刨刀的垂直進給運動,可以在刨刀切削運動執(zhí)行件上設置一個在垂直于刨削方向上能作間歇移動的執(zhí)行機構。與橫向進給類似,該執(zhí)行機構同樣應具有小進給量可調且在非進給時具有自動固定的功能,同時考慮到動力源可以采用手動,因此采用一個簡單螺旋機構作為刨刀垂直進給運動的執(zhí)行機構,既

8、簡單又工作可靠。根據以上的分析可知,能實現機器總體工藝功能的方案有許許多多,通過分析比較確定實現該機器的三個工藝動作的執(zhí)行機構分別為:1、刨刀切削運動采用平面連桿機構。2、工件橫向進給運動采用曲柄搖桿棘輪機構與螺旋機構串聯。3、刨刀垂直進給運動采用螺旋機構。為了實現刨刀切削速度盡可能為勻速,作為刨刀切削運動的執(zhí)行機構平面連桿機構,應該采用平面六桿機構來實現。圖2-13 方案一示意圖采用上述結構最為簡單,能承受較大載荷,但其存在有較大的缺點。一是由于執(zhí)行件行程較大,則要求有較長的曲柄,從而帶來機構所需活動空間較大;二是機構隨著行程速比系數K的增大,壓力角也增大,使傳力特性變壞。圖2-14 方案二

9、示意圖該方案在傳力特性和執(zhí)行件的速度變化方面比方案1有所改進,但在曲柄搖桿機構中,隨著行程速比系數K的增大,機構的最大壓力角仍然較大,而且整個機構系統所占空間較大。圖2-15 方案三示意圖該方案傳力特性好,機構系統所占空間小,執(zhí)行件的速度在工作行程中變化也較緩慢。綜上:選用方三作為機構的主切削機構。 3、刨刀切削運動機構的尺度綜合及運動特性評定3.1、原始數據表3-1 原始數據3.2、主機構的尺度綜合 根據方案三的機構圖可得錯誤!未找到引用源。=84.3411180=+-K K s rad n /62.53012= 1601(1mv n H K=+=53.7r/min O 4B=錯誤!未找到引

10、用源。=2sin 2H 701.46mm O 2O 4=53O 4B =420.88mm AO 2=O 2O 4錯誤!未找到引用源。=126mm BC=41BO 4=175.37mm 3.3、主機構的運動分析刨削平均速度v m (mm/s630 行程速度變化系數K 1.48 刨刀沖程H(mm420 切削阻力F r (N 5500 空行程摩擦阻力(N 275 刨刀越程量S(mm 21 刨頭重量(N 650 桿件比重(N/m 340 許用不均勻系數0.05機構1和10 位置的運動簡圖如下圖所示:圖3-1 主機構簡圖1的運動分析對曲柄位置1做速度分析,加速度分析(列矢量方程,畫速度圖,加速度圖1、取

11、曲柄位置“1進行速度分析取構件3和4的重合點A 進行速度分析, 取速度極點P ,速度比例尺µv =0.1(m/s/mm , 作速度多邊形如圖3-1,列速度矢量方程:3434AA A A += 式(3-1大小 ? ?4A= 0.20m/s 34AA =0.68m/s4=0.45rad/s方向 A O 4 A O 2 B O 4式中:AO A A l 2322=0.71m/s 方向:A O 2圖3-2 速度多邊形取5構件為研究對象,列速度矢量方程 C =B+ CB 式(3-2大小 ? ?方向 導路 B O 4 BC式中:B =0.32m/s2、取曲柄位置“1”進行加速度分析, 取曲柄構件

12、3和4的重合點A 進行加速度分析。作速度多邊形如圖3-2,加速度比例尺 a=0.1(m/2S /mm 。列加速度矢量方程:a A4 = a A4n +a A4t = a A3+a A4A3k +a A4A3r式(3-2大小 ? ? ?B =0.32m/sC = 0.31m/sCB= 0.093m/sa A4t =3.21m/s2a A4A3r=1.2m/s2方向? AO2 O2B AO1 O2B O2B式中:a A3 =22×L O2A·µL,a A3=3.98m/s2a A4n=24×L O4A·µL ,a A4n=0.09m/s2

13、a A4A3k=2A4A3 a A4A3k=0.64m/s2,方向4a´k取5構件的研究對象,列加速度矢量方程:a C= a B n + a B+ a CB n + a CB式(3-3大小? ?方向導路BA AB CB BC式中:a B n=42L O4B·µL,a B n =0.14m/s2,方向1tba B=a A4t·L O4B/L O2A,a B=5.12m/s2,方向p´1ta CB n=CB2/L BC·µL,a CB n=0.05m/s2,方向a B´1t圖3-3 加速度多邊形曲柄位置“10”做速度分

14、析,加速度分析(列矢量方程,畫速度圖,加4=7.30rad/s2 a B =5.12m/2s a CB t=1.40m/2s a C =4.97m/s2速度圖1、取曲柄位置“10”進行速度分析, 取速度極點P ,速度比例尺µv =0.01(m/s/mm , 作速度多邊形如圖3-1取構件3和4的重合點A 進行速度分析。 ,列速度矢量方程:A4=A3+A4A3 式(3-4大小 ? ?方向A O 4 A O 2 B O 4 式中:AO A A l 2322=0.71m/s ,方向:A O 2取5構件為研究對象,列速度矢量方程: C =B +CB 式(3-5 大小 ? ?方向 導路O 2B

15、BC 式中:B = 1.69m/s ,方向p b 圖3-4 速度多邊形圖2、取曲柄位置“10”進行加速度分析. 取速度極點P ,速度比例尺µv=0.05(m/s/mm, 取曲柄構件3和4的重合點A 進行 加速度分析.列加速度矢量方程:a A4 = aA4n+ aA4t= a A3 + a A4A3k + aA4A3r 式(3-6大小 ? 0 0 ?A4=0.71m/s4=2.41rad/sB = 1.69m/sA4A3=0m/sC =1.69m/sCB =0 m/srA A a 34=5.69m/s2a A4 =1.71m/s 2方向? A4O A2O4O B式中:a A4n=42L

16、 O4A·µL,a A4n =1.71m/s2,方向p´na A3=12×L O2A·µL,a A3=3.98m/s2,方向p´a3´取5構件的研究對象,列加速度矢量方程:a C = a B n + a B+ a CB n+ a CB式(3-7大小? ?方向導路 BA AB CB BC式中:a B n=42L O4A·µL,a B n = 4.07m/s24=0rad/s2,a B=0m/s2CB =0m/s,a CB n = 0m/s21、速度線圖圖3-5 速度線圖2、加速度線圖a B= 4.

17、07m/s2 a CB t=4.09m/s2 a C= 0.41m/s2圖3-6 加速度線圖4、電動機功率與型號的確定4.1、等效阻力矩的計算1.取曲柄AB 為等效構件,根據機構位置和切削阻力F r 確定一個運動循環(huán)中的等效阻力矩M r (。 (1crr F M = 式(4-1 計算所得數據如下表:表4-1 等效力矩計算結果代號/(s rad /(s m v c /(2s m a c (Nm f M 平衡(Nm f M r1 5.620.31 4.97 34.65 303.38 2 0.75 3.15 795.30 733.99 3 0.81 1.36 868.80 790.70 4 0.91

18、 0.12 934.92 888.61 5 0.83 -2.98 837.60 814.23 6 0.64 -5.80 720.08 626.33 7 0.35 -7.30 59.21 341.52 8 -0.28 -7.91 34.22 13.70 9 -1.16 -9.31 226.10 56.76 10-1.690.4175.9182.70續(xù)表代號/(s rad /(s m v c /(2s m a c (Nm f M 平衡(Nm f M r 11 5.62-1.10 9.50 41.01 53.82 12-0.247.9517.4211.62以下是等效力矩和平衡力矩的線圖:圖4-1 平

19、衡力矩線圖圖4-2 等效力矩線圖4.2、等效驅動力矩的計算根據Mr (值采用數值積分中的梯形法計算曲柄處于各個位置時Mr (的功:(rrM d W = 式(4-2因為驅動力矩可視為常數,所以按照:201(2d rM Md = 式(4-3確定等效驅動力矩Md 。06.462=d M4.3、電動機型號的確定由1130d dn P M M = 式(4-4計算刨刀切削運動所需的功率,得:JP 77.2596=考慮到機械摩擦損失及工件橫向進給運動所需功率,所以:P P d2.1= 式(4-5確定電機功率,得: 12.3116=d P選定電機型號由參數表可知,該牛頭刨床的驅動電動機應選用Y200L2-2型

20、號的。其中各個符號的意義說明如下圖:圖4-3 電動機參數解釋示意圖5、飛輪轉動慣量的確定5.1、等效力矩的計算1、確定等效力矩(M(r d M M M-= 式(5-12、確定等效力矩所做的功W ,等效力矩(M 和等效力矩所做的功W 的值如下表所示:表5-1 等效力矩及其功的計算結果曲柄位置號M (f (N m (J 1 159 162 2 -272 -67 3 -329 -157 4 -427 -198 5 -352 -204 6 -164 -135 7 120 -27 8 448 149 9 405 223 10 379 205 11 408 206 124502253、求解最大盈虧功min

21、 max W W W -= 式(5-2求出最大贏虧功J W 429=。5.2、飛輪轉動慣量的計算 由F J =2maxmW 式(5-3得:2272kgm J F=。6、主機構的力分析已知各構件的重量G (滑塊3和連桿5的重量都可忽略不計,導桿4繞重切削力r F 的變化規(guī)律。求各運動副中反作用力及曲柄上所需要的平衡力矩。6.1、位置1的力分析取“1”點為研究對象,分離5、6構件進行運動靜力分析。 對于構件5、6由平衡條件得:045666=+R I F G N F f 式(6-1大小 ? ? 方向 /導路 BC 導路 導路 /BC 式中:、f=275 N ,G 6=650 N , c I ma F

22、 -=6,N F I 5.2666=。對導桿4(力多邊形如圖所示,由平衡條件得:014144442354=+Y X I nI R R F F G F F F F 式(6-2大小 ? ? 方向 /BC 導桿 /導桿 導桿 向下 水平 向下 式中:45R F =543 N ,4I F =62.3 N, nI F 4=2.19 N ,4G =238.5 N 。45R F = 543 N23R F =1066 NX R F 14=280 NYR F 14=34.8 N圖6-1 位置1的導桿的力多邊形圖6.2、位置10的力分析取“10”點為研究對象,分離5、6構件進行運動靜力分析。 對于構件5、6由平衡

23、條件得:45666=+R I F G N F f 式(6-3 大小 ? ?方向 /導路 BC 導路 導路 /BC 式中:f=275 N ,G 6=650 N , c I ma F -=6,N F I 8.976=。對導桿4(力多邊形如圖所示,由平衡條件得:0141442354=+Y X R R F F G F F 式(6-4大小 ? ? 方向 /BC 導桿 向下 水平 向下 式中:54R F =255 N ,4G =238.5 N 。45R F =255 N23R F =596 NX R F 14=335 NY R F 14=265 N圖 6-1 位置10的導桿的力多邊形圖7、傳動機構的設計7

24、.1、減速比及其分配1、總減速比 187.539702=n n i d 式(7-1 2、減速比的分配減速傳動機構采用V 帶傳動和齒輪傳動的配合,V 帶作為一級減速機構,其分配得到的傳動比應該不大于終極減速機構齒輪的傳動比,最后綜合各機構減速比的范圍最終確定減速比分配為: 皮帶傳動比2=V i齒輪傳動比9=z i7.2齒輪機構設計由于齒輪傳動比9=z i ,采用兩級齒輪傳動,傳動比計算公式為:91234=Z Z Z Z i z 式(7-2齒輪的安裝圖如下:圖7-1 齒輪的安裝圖采用標準齒輪,則 m=4 =20°齒輪基本參數如下表 (h a *=1.0 , c *=0.25表7-1 齒輪

25、基本參數表齒輪代號 1Z2Z3Z4Z分度圓直徑d 68mm 204mm 68mm 204mm 齒數z175117518、進給運動8.1、橫向進給運動工件的橫向進給運動量是很小的,且每次要求等量進給,又因為必須防止工件在刨削力的作用下沿橫向移動,所以橫向進給執(zhí)行機構除了能實現小而且等量進給外,在非進給時還應具備有自動固定的功能。螺旋機構能滿足這些功能,而且結構簡單,容易制造。因此,可選用螺旋機構作為橫向進給運動的執(zhí)行機構,其動力仍然來自驅動刨刀運動的電動機,不必另設動力源。 工件要能間歇移動,螺旋必須作間歇轉動,所以在螺旋機構之前必須串聯一個間歇轉動機構,且與刨刀切削運動執(zhí)行機構相聯,這樣可以方

26、便實現切削運動和橫向進給運動的協調配合。通過比較分析,工件橫向進給運動采用曲柄搖桿棘輪機構與螺旋機構串聯。圖8-1 雙向棘輪機構8.2、垂直進給運動為了實現刨刀的垂直進給運動,可以在刨刀切削運動執(zhí)行件上設置一個在垂直于刨削方向上能作間歇移動的執(zhí)行機構。與橫向進給類似,該執(zhí)行機構同樣應具有小進給量可調且在非進給時具有自動固定的功能,同時考慮到動力源可以采用手動,因此采用一個簡單螺旋機構作為刨刀垂直進給運動的執(zhí)行機構,既簡單又工作可靠。圖8-2 牛頭刨床總體機構示意圖總結與體會接觸機械原理這門課程一學期了,而這學期才是我真正感受到了一個學習機械的樂趣以及枯燥,被那些機械器件、機件組合而成的機器所吸

27、引,尤其是汽車、機器人、航天飛機等機械技術所震撼,感慨機械工作者的偉大,。然而這種激動就在接近本學期結束之時,終于實現了,我們迎來了第一堂機械課程設計。由于第一次做這樣的事情,脫離老師的管束,和同學們分組探討牛頭刨床的結構設計,把學了一學期的機械原理運用到實踐中,心中另是一番滋味!在設計之前,指導老師把設計過程中的所有要求與條件講解清楚后,腦子里已經構思出機構的兩部分,即主機構和橫向進給機構,把每一部分分開設計,最后組合在一起不就完成整體設計了嗎?這過程似乎有點簡單,可是萬事開頭難,沒預料到這個“難”字幾乎讓我無法逾越,如導桿機構,必須按照規(guī)定的運動規(guī)律即參數,設計一個滿足運動條件的導桿機構,

28、這是機械原理課堂上沒有講過的,因為這部分只是課本了解內容,但涉及這個導桿機構對整個課程設計來說又是勢在必行的,所以我跑到圖書館,恨恨地找了一番,終于借到與這次課程設計有關的幾本參考資料書,拿回來后一本一本地看下去,把有關的內容一一瀏覽,結果,令我們欣喜的是這導桿機構的各種參數都被羅列出來了,而且還有一道例題,按照例題的思路很快地設計出了導桿機構,即主機構設計完成。做成了導桿機構,之后對機構進行速度加速度分析,我們思考著解析法是不可能在很短的時間內弄懂的,為了爭取時間我們只能選擇圖解法了,我們大晚上的坐在電腦旁邊,用CAD作圖,用QQ語音進行交流,高科技顯然被引進了我們的課程設計,幾位“工程師”

29、邊做圖邊把存在的問題說出來,最后在加夜班的情況下,于第二天早上突破了這個難題。作圖可以說是學機械的家常便飯,不過這最基本的功夫又是最耗時、最考驗人的耐心和細心的。1張1號圖紙必須在很短的時間內完成,將我們設計機構完全呈現出來。由于我們的任務繁多,所以我們只能抓緊時間畫圖算數據,而且每個數據都算兩道三遍以便答辯時不會出錯,這一任務無疑加大了我們的工作量,最為讓人印象深刻的就是,有一天晚上到活動室后,為了在晚上離開前完成圖紙,一直作圖到晚上九點鐘,下午五點那時肚子實在餓得不行了,就干脆把快餐叫到活動室,幾個人在一起呼呼呼地吃了一頓特殊的作圖晚餐,這樣的事情在畢業(yè)后也許將成為同學之間的一段美好的回憶

30、了。周三完成課程設計報告,完善圖紙。準備好一切后,等待周五的答辯到來。只希望我們組能夠在答辯中取得好成績,即過程與結果的雙重完美,當然這是本次課程設計的最完美的結局。參考文獻1 孫恒,陳作模.機械原理M.7版.北京:高等教育出版社,2006.5.方案分析:對方案一、1.機構具有確定運動,自由度為F=3n-(2Pl+Ph=3×5-(2×7+0=1,曲柄為機構原動件;2.通過曲柄帶動擺動導桿機構和滑塊機構使刨刀往復移動,實現切削功能,能滿足功能要求3.工作性能,工作行程中,刨刀速度較慢,變化平緩符合切削要求,擺動導桿機構使其具有急回作用,可滿足任意行程速比系數K的要求;4.傳遞

31、性能,機構傳動角恒為90°,傳動性能好,能承受較大的載荷,機構運動鏈較長,傳動間隙較大;5.動力性能,傳動平穩(wěn),沖擊震動較小;6.結構和理性,結構簡單合理,尺寸和質量也較小,制造和維修也較容易;7.經濟性,無特殊工藝和設備要求,成本較低。綜上所述,選擇方案一三、刨刀切削運動機構的尺度綜合及運動特性評定(1原始參數:刨削平均速度v m(mm/s 530行程速度變化系數K 1.46刨刀沖程H(mm 320切削阻力F r(N 3500空行程摩擦阻力(N175刨刀越程量S(mm 16刨頭重量(N550桿件比重(N/m220許用不均勻系數 0.05(2各構件尺寸:尺度綜合錯誤!未找到引用源。=

32、錯誤!未找到引用源。錯誤!未找到引用源。錯誤!未找到引用源。 O4B=錯誤!未找到引用源。=錯誤!未找到引用源。 = 552.6mmO2O4=錯誤!未找到引用源。O4B=錯誤!未找到引用源。 331.6mm AO2=O2O4錯誤!未找到引用源。 = 96mmBC=錯誤!未找到引用源。BO4 = 138.2mm 垂直高度Y=錯誤!未找到引用源。 =540mm綜上,機構各尺寸如下表:L O4B L O2A L BC O2O4H Y 33.66°552.6mm 96mm 138.2mm 331.6mm 570mm 540.83、原動件轉速n1的計算刨刀的進程和回程共640mm,平均速度是5

33、30mm/s,根據運動關系, n1=1/T*60=58.979r/min機構運動簡圖3、主機構尺寸綜合及運動分析1、曲柄位置“6”速度分析,加速度分析(列矢量方程,畫速度圖,加速度圖(注意其中的A64位置點4構件的速度,A114表示11位置4表示6構件的速度取曲柄位置“6”進行速度分析。因構件2和3在A處的轉動副相連,故V A2=V A3,其大小等于W2l O2A,方向垂直于O2 A線,指向與2一致。2=2n2/60 rad/s=6.173rad/sA63=A62=2·l O2A=6.173×0.096m/s=0.5926m/s(O2A取構件3和4的重合點A進行速度分析。列

34、速度矢量方程,得A64=A63+A64A63大小 ? ?方向O4A O2A O4B取速度極點P,速度比例尺µv=0.01(m/s/mm ,作速度多邊形圖1-2則由圖1-2知, A3=64Pa ·v =0.4m/s A64A62=0.438 m/s用速度影像法求得,B65=B64=0.577 m/s又 4=A64/ l O64A =1.044rad/s取5構件作為研究對象,列速度矢量方程,得C65=B65+C65B65大小 ? ? 方向 XX O 4B BC取速度極點P ,速度比例尺v =0.01(m/s/mm, 作速度多邊行則圖知, C5= 6Pc ·v =0.5

35、6m/s C6B4=0.12m/sCB =0.8683 rad/s計算結果的表格表示:A3 4 C6B4CB V c50.4m/s 1.044rad/s0.12m/s 0.8683 rad/s 0.56 m/s2.加速度分析:取曲柄位置“6”進行加速度分析。因構件2和3在A 點處的轉動副相連,故a n A 62=a nA 63,其大小等于22l O2A ,方向由A 指向O 2。2=6.173rad/s,a n A 63=a nA 62=22·L O2A =6.1732×0.096 m/s 2=3.658m/s 2 取3、4構件重合點A 為研究對象,列加速度矢量方程得:a A

36、64 =a nA 64 + a A64= a A63n+a A64A63K+ a A64A63大小: ? 42l O4A ? 24A4A3?方向:? B A O 4B A O 2 O 4B (向左 O 4B (沿導路取加速度極點為P ',加速度比例尺µa =0.05(m/s 2/mm,作加速度多邊形見圖紙.由圖可得a A64 =P´a64´·a =1.9m/s2用加速度影象法求得a B65= a B64 =2.725 m/s2取5構件為研究對象,列加速度矢量方程,得a c65= a B65+ a c65B65n+ a c65B65大小? ?方向X

37、X CB 其加速度多邊形如圖紙所示,有a c6 =p´c6´· a =2.725 m/s2計算結果的表格表示:ac65a B65a c65B65n+a c65B652.725 m/s2 2.75 m/s20.1077 0.0752、曲柄位置“11”速度分析,加速度分析(列矢量方程,畫速度圖,加速度圖取曲柄位置“11”進行速度分析,其分析過程同曲柄位置“1”。取構件3和4的重合點A進行速度分析。列速度矢量方程,得A114=A113+A114A113大小 ? ?方向O4A O2A O4B取速度極點P,速度比例尺µv=0.01(m/s/mm,作速度多邊形如圖則

38、由圖知A114=pa114·v=45.5×0.01=0.455A114A113=a113a114·v=38.8×0.01m/s=0.388m/s由速度影像法:B115=B114=A114·O4B/ O4A=0.988 m/s取5構件為研究對象,列速度矢量方程,得C115=B115+C115B115大小 ? ?方向XX O4B BC其速度多邊形如圖1-4所示,有C115= 115Pc·v=96.4×0.01=0.964 m/s計算結果的表格表A114A114A1B115C115130.964 m/s 0.455m/s 0.38

39、8m/s 0.98m/s取曲柄位置“9”進行加速度分析,分析過程同曲柄位置“3”.取曲柄構件3和4的重合點A進行加速度分析.列加速度矢量方程,得a A114=a A114n + a A114= a A113n + a A114A113k + a A114A113大小 ? 42l O4A?24A4A3 ?方向 ? BA O4B AO2O4B O4B (沿導路取加速度極點為P',加速度比例尺a=0.05(m/s2 /mm,作加速度多邊形圖1-5a A114= a114´a114· a =70×0.05m/s2=3.5m/s2114= a A114l O4A=1

40、4.658m/s2a A114= p´a114´·a =78.5×0.05m/s2 =3.925m/s2用加速度影象法求得a B115 = a B114 = a A114×l O4B/l O4A=8.5m/s2 取5構件的研究對象,列加速度矢量方程,得a C115= a B115+ a C115B115n+ a C115B115大小 ? ?方向xx CB BC其加速度多邊形如圖15所示,有a C5B5= C5´B5´·a=3×0.05m/s2 =0.15 m/s2a C115= p´C115&#

41、183;a=163.5×0.05m/s2=8.175 m/s2計算結果的表格表示:a B115a C5B5a C1158.5m/s20.15 m/s2 8.175 m/s2計算結果的表格表示:以上兩種情況分別為曲柄轉過150°和300°時加速度與速度的瞬時分析,這種分析有助于后面的動態(tài)靜力分析。同理可得其他位置的速度,加速度。做成如下曲線:四、主機構的受力分析已知各構件的重量G(曲柄2、滑塊3和連桿5的重量都可忽略不計,導桿4繞重切削力P的變化規(guī)律。求各運動副中反作用力及曲柄上所需要的平衡力矩動態(tài)靜力分析過程:1、取“6”點為研究對象,分離5、6構件進行運動靜力分

42、析,作阻力體如圖15所示,選取力比例尺µP=50 (N/m/mm已知P=3500N,G6=550N,又a c=2.825m/s2,那么我們可以計算F I6=-m6×a c =- G6/g×a c=-550/10×2.825=-155.375N又F = P + G6 + F I6 + F45 + F R16 =0方向:x軸y軸與a c反向BCy軸大小: 3500 550 -m6a6 ? ? 作力多邊行如圖1-7所示,選取力比例尺µP=50N/mm。由圖1-6力多邊形可得:F R45=CD·µN=70.5×50=352

43、5N取構件6為受力平衡體,并對C點取距,有分離3,4構件進行運動靜力分析,桿組力體圖如圖1-7所示。已知:F R54=F R45=3525N,G4=220*0.5526=121.572Na S4=a A4·l O4S4/l O4A=1.475m/s2S4=4=5.256rad/s2可得構件4上的慣性力F I4=-G4/g×a S4=-121.572/10×1.475=-18N方向與a S4運動方向相反慣性力偶矩M S4=-J S4·S4=-1.626N·m方向與4運動方向相反(逆時針將F I4和M S4將合并成一個總慣性力F´S4(=

44、F I4偏離質心S4的距離為h S4= M S4/ F I4,其對S 4之矩的方向與4的方向相反(逆時針 取構件4為受力平衡體,對A 點取矩得:在圖上量取所需要的長度l AB =170mm l S4A =107.5 mm l O4A =387.5 mmM A =F R54cos15。l AB µl +M S4+ F I4cos4。l S4A µl +G 4sin13。l S4A µl +F RO4l O4A µl =0代入數據, 得F RO4=-1450 N 方向垂直O(jiān) 4B 向右F = F R54 + F R34 + F´S4 + G 4 +

45、 F RO4+ F RO4n=0方向: BC O 4B 與a S4同向 y 軸 O 4B (向右O 4B 大小: ? ? 作力的多邊形如圖1-8所示,選取力比例尺µP =50N/mm 由圖1-8得:F R34 =4950N F RO4n =825N 方向:O 4B 向下因為曲柄2滑塊3的重量可忽略不計,有F R34 = F R23= F R32 對曲柄2進行運動靜力分析,作組力體圖如圖1-9示,2位置受力分析表F 16 F 146 625 1668.27單位N項目位置五、電機功率與型號的確定 代號/(s rad /(s m v c /(2s m a c(Nm f M 平衡 (Nm f

46、 M r1 6.1730.28 -6.88 12.9 7.9417 2 0.565 -2.525 294.775 320.5024 3 0.69 -1.2 411 391.141 4 0.76 -0.12 456.9 431.1183 5 0.69 1.1 425 391.411 6 0.56 2.725 321.75 317.666 7 0.265 4.575 17.25 7.5162 8 -0.24 7.2 9.25 6.80713 9 -0.95 8.4 40 26.945 10 -1.38-0.00229.67 39.141 11-0.964 -8.175112.2127.342PN 56=N 65N 54=N 54N 34=N 23 M y 大小方向6 3500352535254950322順時針單位NN .m項 目位 置12 -0.25 -7.3 29.51 7.09081、取曲柄AB為等效構件,根據機構位置和切削阻力Fr確定一個運動循環(huán)中的等效阻力距Mr(ø根據計算得如下表所示的M r位置 1