機械原理牛頭刨床課程設計及一級直齒圓柱齒輪減速器輸出軸的軸系部件設計

學院課程設計報告學院課程專業(yè)班級姓名學號指導教師日期目錄一課程任務設計書 41工作原理及工藝動作過程 42原始數(shù)據(jù)及設計要求 5二設計說明書 61畫機構的運動位置簡圖 6三.機構運動分析 71曲柄位置“9”速度分析，加速度分析（列矢量方程，畫速度圖，加速度圖） 72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） 93對位置9點進行動態(tài)靜力分析 11四心得體會 15五參考文獻 15一課程任務設計書1.工作原理及工藝動作過程牛頭刨床是一種用于平面切削加工的機床。刨床工作時,如圖(1-1）所示，由導桿機構2-3-4-5-6帶動刨頭6和刨刀7作往復運動。刨頭右行時，刨刀進行切削，稱工作行程，此時要求速度較低并且均勻；刨頭左行時，刨刀不切削，稱空回行程，此時要求速度較高，以提高生產(chǎn)率。為此刨床采用有急回作用的導桿機構。刨頭在工作行程中，受到很大的切削阻力，而空回行程中則沒有切削阻力。切削阻力如圖(b）所示。OO2AO4xys6s3Xs6CBYs6234567n2FrYFr圖（1-1）2．原始數(shù)據(jù)及設計要求設計內(nèi)容導桿機構的運動分析符號n2LO2O4LO2ALo4BLBCLo4s4xS6yS6單位r/minmm方案270320855600.3Lo4B0.6Lo4B18060已知曲柄每分鐘轉(zhuǎn)數(shù)n2，各構件尺寸及重心位置，且刨頭導路x-x位于導桿端點B所作圓弧高的平分線上。要求作機構的運動簡圖，并作機構兩個位置的速度、加速度多邊形以及刨頭的運動線圖。以上內(nèi)容與后面動態(tài)靜力分析一起畫在圖紙上。二、設計說明書畫機構的運動位置簡圖1、以O4為原點定出坐標系，根據(jù)尺寸分別定出O2點，B點，C點。確定機構運動時的左右極限位置。曲柄位置圖的作法為：取1和8’為工作行程起點和終點所對應的曲柄位置，1’和7’為切削起點和終點所對應的曲柄位置，其余2、3…12等，是由位置1起，順ω2方向?qū)⑶鷪A作12等分的位置（如下圖）。圖1-2取第2方案的第9位置和第11位置。三.機構運動分析1曲柄位置“9”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“9”進行速度分析。因構件2和3在A處的轉(zhuǎn)動副相連，故VA2=VA3，其大小等于W2lO2A，方向垂直于O2A線，指向與ω2一致。ω2=2πn2/60rad/s=7.33rad/sυA3=υA2=ω2·lO2A=7.33×0.085m/s=0.62305m/s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υA4=υA3+υA4A3大小?√?方向⊥O4B⊥O2A∥O4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1-3圖1—3取5構件作為研究對象，列速度矢量方程，得υC=υB+υCB大小?√?方向∥XX(向右)⊥O4B⊥BC取速度極點P，速度比例尺μv=0.01(m/s)/mm,作速度多邊行如圖1-4。Pb=Pa4·O4B/O4A則由圖1-2知，υC=PC·μv=0.702m/s加速度分析：取曲柄位置“9”進行加速度分析。因構件2和3在A點處的轉(zhuǎn)動副相連，故=,其大小等于ω22lO2A,方向由A指向O2。ω2=7.33rad/s,==ω22·lO2A=7.332×0.085m/s2=4.5669m/s2取3、4構件重合點A為研究對象，列加速度矢量方程得：aA4=+aA4τ=aA3n+aA4A3K+aA4A3v大小:?ω42lO4A?√2ω4υA4A方向：?B→A⊥O4BA→O2⊥O4B（向右）∥O4B（沿導路）取加速度極點為P＇,加速度比例尺μa=0.01（m/s2）/mm,=ω42lO4A=0.066m/s2aA4A3K=2ω4υA4A3=0.825m/saA3n=4.566m/s2作加速度多邊形如圖1-4所示圖1-4則由圖1-4知,取5構件為研究對象,列加速度矢量方程,得ac=aB+acBn+acBτ大小?√√?方向∥導軌√C→B⊥BC由其加速度多邊形如圖1─3所示,有ac=pc·μa=4.359m/s22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。因構件2和3在A處的轉(zhuǎn)動副相連，故VA2=VA3，其大小等于W2lO2A，方向垂直于O2A線，指向與ω2一致。ω2=2πn2/60rad/s=7.33rad/sυA3=υA2=ω2·lO2A=7.33×0.085m/s=0.62305m/s（⊥O2A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υA4=υA3+υA4A3大小?√?方向⊥O4B⊥O2A∥O4取速度極點P，速度比例尺μv=0.02(m/s)/mm,作速度多邊形如圖1-5圖1-5取5構件作為研究對象，列速度矢量方程，得υC=υB+υCB大小?√?方向∥XX(向右)⊥O4B⊥BC取速度極點P，速度比例尺μv=0.01(m/s)/mm,作速度多邊行如圖1-6。Pb=Pa4·O4B/O4A則由圖1-2知，υC=PC·μv=0.652m/s加速度分析：取曲柄位置“11”進行加速度分析。因構件2和3在A點處的轉(zhuǎn)動副相連，故=,其大小等于ω22lO2A,方向由A指向O2。ω2=6.702rad/s,==ω22·lO2A=7.332×0.085m/s2=4.5669m/s2取3、4構件重合點A為研究對象，列加速度矢量方程得：aA4=+aA4τ=aA3n+aA4A3K+aA4A3v大小:?ω42lO4A?√2ω4υA4A方向：?B→A⊥O4BA→O2⊥O4B（向右）∥O4B（沿導路）取加速度極點為P＇,加速度比例尺μa=0.05（m/s2）/mm,=ω42lO4A=0.041m/s2aA4A3K=2ω4υA4A3=0.417m/saA3n=4.043m/s2作加速度多邊形如圖1-6所示圖１—6則由圖1-6知,取5構件為研究對象,列加速度矢量方程,得ac=aB+acBn+acBτ大小?√√?方向∥導軌√C→B⊥BC由其加速度多邊形如圖1─3所示,有ac=pc·μa=3.925m/s3對位置9點進行動態(tài)靜力分析取“9”點為研究對象，分離5、6構件進行運動靜力分析，作阻力體如圖1─7所示。圖1-7已知G6=800N，又ac=ac5=4.2475055m/s2,那么我們可以計算FI6=-G6/g×ac=-(800/9.8×4.395)=-358.773N設與水平導軌的夾角為，可測得的大小為由,可計算出,分離3,4構件進行運動靜力分析，桿組力體圖如圖1-8所示圖1-8：FR54=FR45=303.717328N，G4=220N由此可得：FI4=-G4/g×a4=-44.99051根據(jù)，其中，，，分別為,,,作用于的距離（其大小可以測得），可以求得：=609.753093N。作力的多邊形如圖1-9所示圖1-9由圖1-10可得：=250.04N對曲柄2進行運動靜力分析，作組力體圖如圖1-10所示，圖1-10作用于的距離為h，其大小為0.0523612m所以曲柄上的平衡力矩為：，方向為逆時針。四心得體會進過兩周的努力，我們在姬老師的指導下做完了我們?nèi)松牡谝粋€課程計，我們感到十分的自豪。在進行課題設計的過程中，我們克服了高溫，懶惰等因素完成了我們的課題設計。因為課題設計是在考完試后進行的，看著周圍的同學都相繼回家了，而我卻要在學校進行課程設計心里不由得對課程設計產(chǎn)生了一些抵觸。但是開始了課程設計才發(fā)現(xiàn)，原來這個課程設計能多以前所學過的相關知識進行一次全面系統(tǒng)的復習。在設計過程中，我們首先進行的是方案得選擇。經(jīng)過一番比較，我們從4種機構方案中選出了我們認為的最佳的方案。通過這一過程我們明白了一個合理的機構在現(xiàn)實生產(chǎn)生活中的重要性和節(jié)能環(huán)保方面的效果。選擇完機構方案，通過一些計算和分析我們確定了機構個個構件的尺寸，為下面的機構速度及加速度分析做好了鋪墊。而然在進行機構速度及加速度分析時遇到了在整個課程設計過程中所遇到的最大的一個難題，及機構的速度及加速度分析和圖解法。由于在學習過程中只是把其的皮毛弄懂而已，故在進行分析時才感到書到用時方恨少！后來通過仔細閱讀機械原理課本關于速度及加速度分析和圖解法部分的內(nèi)容后，對于機構的速度和加速度分析有了更深的理解，從而對用圖解法求桿件的速度和加速度有了自己的認識。同時通過AutoCAD來繪制速度多邊形和加速度多邊形來求出推頭在個個點的的速度和加速度，為以后解決這類問題提供了一個新的思路。通過AutoCAD可直觀的反映出速度和加速度的大小，大大節(jié)約了為我們的運算過程。總的來說在這次課程設計的過程中，我還是存在一些問題。在設計過程中粗心大意，導致畫圖過程中經(jīng)常失誤等。兩周過去了，離回家的日子越來越近了。五參考文獻1．機械原理孫桓陳作模葛文杰高等教育出版社2012.122．機械原理課程設計龔建新高等教育出版社2010.07設計題目：一級直齒圓柱齒輪減速器輸出軸的軸系部件設計學院機電工程及自動化專業(yè)機械工程及自動化學號設計者指導教師完成日期

計算及說明主要結果一、確定齒輪結構尺寸，計算作用在齒輪上的作用力1.1選擇齒輪的結構型式根據(jù)《機械設計課程設計手冊》第16章第5節(jié)，確定齒輪結構為齒輪軸。1.2計算輸出軸的轉(zhuǎn)矩T1.3計算作用在齒輪上的圓周力、徑向力選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對質(zhì)量及結構尺寸無特殊要求，所以初選軸的材料為45鋼，并經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理。查《機械設計課程設計手冊》表16-1，得：軸材料的硬度為217~225HBW，抗拉強度極限，屈服強度極限，彎曲疲勞極限，剪切疲勞極限，許用彎曲應力；查表16-2，得。計算及說明主要結果初步估算軸的最小直徑考慮鍵槽對軸強度的影響，取參考聯(lián)軸器孔徑系列標準，取軸的結構設計及強度校核4.1聯(lián)軸器的選擇由于載荷較平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，故選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表7-9，聯(lián)軸器的工作情況系數(shù)，故查表7-6選用LT6型，公稱轉(zhuǎn)矩，故，采用Y型軸孔，A型鍵，軸孔直徑，軸孔長度，取彈性套柱銷的裝配距離。4.2軸上零件的位置與固定方式的確定大齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置在齒輪兩側。軸外伸端安裝聯(lián)軸器，聯(lián)軸器靠軸肩軸向固定。齒輪靠軸環(huán)和套筒實現(xiàn)軸向固定。軸承采用兩端固定，脂潤滑，通過封油環(huán)和軸承蓋固定。輸出軸軸系結構如圖所示計算及說明主要結果4.3各軸段直徑和長度的確定（1）各軸段直徑的確定：最小直徑，安裝聯(lián)軸器外伸軸段，：密封處軸段。根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，定位軸肩為查表1-19，并考慮到氈圈油封的標準，取。該處軸的圓周速度故選用氈圈油封合格，由表9-9，選取氈圈45JB/ZQ4606-1997。：滾動軸承處軸段。考慮拆裝方便，，取。考慮到軸只受徑向力，故選用深溝球軸承。由，查表6-5，初選代號6210軸承，其基本尺寸為安裝尺寸。選取氈圈45JB/ZQ4606-1997。計算及說明主要結果：低速級大齒輪安裝軸段，?。狠S環(huán)，該軸段為齒輪提供定位作用，定位軸肩高度：則，查表1-19，取標準值：滾動軸承處軸段，。（2）各軸段長度的確定：安裝聯(lián)軸器軸段。為了保證軸向定位可靠，該軸段的長度應比聯(lián)軸器軸孔的長度短2~3mm，現(xiàn)聯(lián)軸器軸孔長為82mm，故取：大齒輪配合段。由齒寬，為了便于定位可靠，同理取。：此段長度除與軸上零件有關外，還與軸承寬度及軸承端蓋等零件有關。且此軸段一部分長度用于裝軸承蓋，一部分伸出箱體外。?。狠S環(huán)的寬度。。：右側安裝封油環(huán)、軸承的軸段。：此段裝軸承與套筒。取套筒長度為30mm，則。計算及說明主要結果輸出軸的總軸長兩軸承間的跨度4.4按彎扭合成應力校驗軸的強度輸出軸的受力簡圖如圖所示計算及說明主要結果截面C處的水平彎矩截面C處垂直彎矩截面C處的合成彎矩輸出軸所受轉(zhuǎn)矩危險截面C的當量彎矩：因為是單向回轉(zhuǎn)軸，所以轉(zhuǎn)矩切應力視為脈動循環(huán)變應力，取折合系數(shù)，則故軸強度足夠軸強度足夠計算及說明主要結果軸的彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖