機械原理課程設計——牛頭刨床說明書

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文檔簡介

1、　　《機械原理》　　課程設計說明書　　題目：牛頭刨床的設計與分析　　專業(yè)：車輛工程　　班級： 11-2

2、　　姓名： xxx　　學號：xxxxxxxxx　　指導教師：xxx　　2013 年5 月　　摘要&

3、lt;/b>　　牛頭刨床設計的主要內(nèi)容在于齒輪減速傳動機構以及主體機構的設計，其基本原理是將電機的轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)化為刨刀的往復切削運動。兩種運動的轉(zhuǎn)換通過機械原理中的不同機構配合使用很容易實現(xiàn)，但如何使刨床處于更好的工作狀態(tài)就需要進行深入的比較分析了。這對于機構的選擇以及機構的尺寸設計提出了深層次的要求。　　該設計用轉(zhuǎn)動導桿機構與對心曲柄滑塊機構進行組合，

4、通過合理的的桿件尺寸設計使得牛頭刨床工作處于平順穩(wěn)定的狀態(tài)。設計過程中運用多種軟件進行刨床的動力學以及運動學分析，通過不斷對運動曲線的優(yōu)化比較選擇出最佳方案。本設計傳動機構主要從滿足執(zhí)行構件需求的角度出發(fā)，根據(jù)齒輪設計原理進行合理地傳動比分配，以及相應電機功率的選擇。本設計優(yōu)點在于能夠提供充分的理論依據(jù)來正視設計的合理性以及可行性，同時在實現(xiàn)在滿足任務書要求的基礎上能夠?qū)υO計進行優(yōu)化與整合。&l

5、t;b>　　目錄　　一、機械原理課程設計的目的與任務- 1 -　　1、課程設計的目的- 1 -　　2、課程設計的任務- 1 -　　3、課程設計的準備和注意事項- 1 -　　4、主要參數(shù)- 2 -

6、　　二、主體機構設計：- 2 -　　1、主體運動的運動要求和動力要求- 2 -　　2、設計要求- 2 -　　3、主體機構設計可在以下幾種方案中選擇- 2 -　　4、主傳動機構尺寸的綜合與確定[1]:- 4 -</p

7、>　　5、解析法運動分析及程序- 5 -　　6、飛輪轉(zhuǎn)動慣量的確定- 10 -　　三、齒輪機構設計- 13 -　　1、設計要求：- 13 -　　2、傳動方案設計- 14 -　　1）計算傳動裝置

8、的總傳動比并分配傳動比：- 14 -　　2）計算傳動裝置各軸的轉(zhuǎn)速：- 14 -　　3）各軸輸入的功率- 15 -　　4）各軸輸入的轉(zhuǎn)矩- 15 -　　3、電機選擇- 16 -　　4、齒輪1、2設計結果- 16 -&l

9、t;/p>　　1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)- 16 -　　2）幾何尺寸計算。- 16 -　　5、齒輪3、4設計結果- 17 -　　1）齒數(shù)、傳動比以及嚙合角的選擇- 17 -　　2）變位系數(shù)的確定- 17 -</p&g

10、t;　　3）確定齒輪3、4的詳細參數(shù)- 17 -　　4）齒輪軸直接的選擇- 18 -　　四、個人總結- 18 -　　五、參考文獻：- 19 -　　一、機械原理課程設計的目的與任務 　　1、課程設計的

11、目的 　　機械原理課程設計是繼機械原理課程之后獨立的設計課程。其目的是進一步加深學生對所學知識的理解。使學生對于機構分析與綜合的基本理論、基本方法有一個系統(tǒng)的完整的概念，培養(yǎng)學生綜合運用所學知識獨立解決機構設計問題的能力和使用計算機解決工程技術問題的能力。同時培養(yǎng)學生的創(chuàng)新精神。 　　2、課程設計的任務</p&

12、gt;　　課程設計的任務是根據(jù)要求擬定和論證機器的主體機構的設計方案，并對選定方案進行運動分析，確定飛輪轉(zhuǎn)動慣量，對齒輪機構進行設計計算，最后完成設計圖紙，設計說明書（A4紙）（如果在計算過程中借助計算機計算，則需要打印源程序和計算結果、圖表結果）。設計說明書統(tǒng)一按規(guī)定格式要求撰寫。 　　課程設計包括，主體機構設計，齒輪機構設計兩個部分。<p&

13、gt;　　3、課程設計的準備和注意事項 　　在課程設計前要閱讀指導書，復習有關課程內(nèi)容，擬定主體機構的設計方案前要查閱有關資料，觀看錄像片，了解各種機構及其使用場合。　?。?）根據(jù)牛頭刨床的機構簡圖及必要的數(shù)據(jù)，進行機構的結構設計、結構分析和運動動　　力學分析；</p&

14、gt;　　（2）為了提高生產(chǎn)效率，要求刨刀的往復切削運動具有急回特性（切削時刨刀的移動速　　度低于空行程速度）；　?。?）刨刀切削運動速度平穩(wěn)；　?。?）要求機構具有良好的傳力特性（在整個行程中推動牛頭刨床應有較小的壓力角）　　4、

15、主要參數(shù)　　切削力P=4000N，傳動角γ=60 °，曲柄轉(zhuǎn)速n=60r/min,導程H=150mm　　二、主體機構設計：　　1、主體運動的運動要求和動力要求 　?。?）刨刀工作行程要求速度比較平穩(wěn)，空回

16、行程時刨刀快速退回，機構行程速比系數(shù)在1.4左右。 　　（2）刨刀行程H=150mm。曲柄轉(zhuǎn)速、切削力、許用傳動角等見主要參數(shù)。　?。?）切削力P大小及變化規(guī)律如圖1所示，在切削行程的兩端留出一點空程。 　　圖1 切削力<b&g

17、t;　　2、設計要求 　　在滿足運動要求和動力要求的條件下，對選定的方案用圖解法作一個一般位置的運動分析，包括機構運動簡圖，速度，加速度圖（要保留作圖痕跡）。　　3、主體機構設計可在以下幾種方案中選擇 　　A、擺動導桿機構與搖桿滑塊機構組合 　　B、轉(zhuǎn)

18、動導桿機構與對心曲柄滑塊機構組合 　　C、偏置曲柄滑塊機構 　　D、曲柄搖桿機構與搖桿滑塊機構組合 　　E、雙曲柄機構與對心曲柄滑塊機構組合 　　F、擺動導桿機構與齒輪齒條機構組合 　　G、擺動從動件凸輪機構與搖桿滑塊機構組合&l

19、t;/p>　　比較運動方案【3】　　以B方案設計　　機構運動簡圖如下圖（圖上角度只是一種情況的展示）具體圖紙見附錄一：　　圖2

20、　4、主傳動機構尺寸的綜合與確定[1]:　　由　　可得θ=30　　自定義條件：桿長AC=0.020m,得AB=0.773m　　因此可以取CB=0.110m

21、;　　選取傳動角為60，所以壓力角為30.　　因此對稱曲柄滑塊機構中　　取桿長CD=0.075m　　5、解析法運動分析及程序　?、沤馕龇ǖ玫降姆匠淌剑?lt;/p>　　設 <

22、;p>　　(1)　　(2)　　由上(1)(2)兩式得：　　對于對心曲柄滑塊【2】：（設）　　解得　　對時間進行

23、一次及二次求導，可得滑塊的速度及加速度：　　若連桿DE的的角速度為和角加速度，可得　?、聘鶕?jù)解析法設計的C語言程序　　#include<stdio.h>　　#include<math.h>　　#define

24、 PI 3.1415926　　int main(void)　　{　　double a=0.07727,b=0.1,d=0.020,f=120*PI/60;　　/*a=AB,b=CD,d=AC,f= ω 1 */

25、　　double B,F,L;　　/*B= θ 3, F = ω 3， L= а 3 ， */　　double M, K ; 　　/*M=θ2 ,K=θ4*/　　double U,V,W,Z; 　　/*U=s

26、c位置,V=滑塊速度，W=滑塊加速度,Z=連桿2的角速度*/ 　　double x=0;　　printf(" 轉(zhuǎn)角1 θ2 θ3 位置滑塊速度滑塊加速度 CB桿的角速度ω3 CB桿的加速度\n");　　while(x<6.3)</p

27、>　　{　　if(x>205/360*PI)　　B=atan((d+a*sin(x))/(a*cos(x))); 　　else 　　B=PI+atan((d+a*

28、sin(x))/(a*cos(x)));/* 求 θ 3*/　　M=PI-x,K=asin(-0.075/0.150*sin(M)); /*求第二步的兩個角*/ 　　Z=-(0.075/0.150)*(cos(M)/cos(K))*F; 　　if(B<0)</p&

29、gt;　　B=PI+B;　　F=(a*f*(a+d*sin(x)))/(d*d+a*a+2*d*a*sin(x)); /* 求 ω 3*/　　L=((d*d-a*a)*d*a*f*f*cos(x))/((d*d+a*a+2*d*a*sin(x))*(d*d+a*a+<

30、;p>　　2*d*a*sin(x))); /* 求 а 3*/　　if(x<PI)　　U=0.075*cos(M)+sqrt(0.150*0.150-0.075*0.075*sin(M)*sin(M));/*求位置*/ 　　else</b&

31、gt;　　U=0.075*cos(M)+sqrt(0.150*0.150-0.075*0.075*sin(M)*sin(M)); /*求位置*/ 　　V=-0.075*F*(sin(M)-cos(M)*tan(K));/*求滑塊速度*/ 　　W=-0.075*F*F*(cos(M)+sin(M)*tan(K))

32、-0.150*Z*Z*(cos(K)+sin(K)*tan(K));/*求滑塊加速度*/ 　　printf("%3.0f %.1f %3.2f %3.3f %3.3f %3.1f %3.2f %3.2f \n",x*180/PI,M*180/PI,(B*180)/PI,U,V,W,F,L);

33、　　x=x+PI*10/180;/*轉(zhuǎn)動構件參數(shù)*/ 　　}　　system("pause");　　}　?、怯蒀語言得到數(shù)據(jù)，整理后的表格如下：<

34、p>　　由表格中的數(shù)據(jù)得到CB桿角度與AB桿的角度如圖3，得到的CB桿的角速度、角加速度——CB桿的角度如圖4，得到的滑塊的速度，加速度——CB桿的角度如圖5.　　圖3　　圖4　　圖5</

35、p>　　6、飛輪轉(zhuǎn)動慣量的確定　?、奴@得等效阻力矩的C語言程序、表格，得到的等效阻力矩、等效動力矩——轉(zhuǎn)角弧度　　根據(jù)等功率條件，計算等效阻力矩：　　C語言程序：　　#include<stdio.h&

36、gt;　　#define PI 3.1415926　　int main(void)　　{　　double a=0.07727,b=0.100,d=0.020,f=120*PI/60;　　/*a

37、=AB,b=CD,d=AC,f= ω 1 */　　double B,F,L;　　/*B= θ 3, F = ω 3， L= а 3 ， */　　double M, K ; 　　/*M=θ2 ,K=θ4*/　　double U,

38、V,W,Z; 　　/*U=sc位置,V=滑塊速度，W=滑塊加速度,Z=連桿2的角速度*/ 　　double ZJ,P,MED,MER;/*轉(zhuǎn)矩，阻力，動力距，阻力矩*/ 　　P=4000;　　double x=0;

39、　　printf(" 轉(zhuǎn)角位移 MER 弧度\n");　　while(x<6.3)　　{　　B=atan((d+a*sin(x))/(a*cos(x))); /* 求 θ 3*/

40、　M=PI-x,K=asin(-75/150*sin(M)); /*求第二步的兩個角*/ 　　Z=-(0.075/0.150)*(cos(M)/cos(K))*F; 　　if(B<0)B=PI+B;　　F=(a*f*(a+d*sin(x)))/(d*d+a*a+2*d*a*sin(x)); /* 求 ω 3

41、*/　　L=((d*d-a*a)*d*a*f*f*cos(x))/((d*d+a*a+2*d*a*sin(x))*(d*d+a*a+　　2*d*a*sin(x))); /* 求 а 3*/　　if(x<PI)　　U=0.075*

42、cos(M)+sqrt(0.150*0.150-0.075*0.075*sin(M)*sin(M));/*求位置*/ 　　else　　U=0.075*cos(M)+sqrt(0.150*0.150-0.075*0.075*sin(M)*sin(M)); /*求位置*/

43、V=-0.075*F*(sin(M)-cos(M)*tan(K));/*求滑塊速度*/ 　　W=-0.075*F*F*(cos(M)+sin(M)*tan(K))-0.150*Z*Z*(cos(K)+sin(K)*tan(K));/*求滑塊加速度*/ 　　MER=P*V/f;/*求動力距*/　　printf(&q

44、uot;%3.0f %3.5f %.1f %.4f\n",x*180/PI,U,MER,x); 　　x=x+PI*10/180;　　/*轉(zhuǎn)動構件參數(shù)*/　　}　　system("pause"); &

45、lt;/p>　　}　　在有切削力的范圍內(nèi)得到的數(shù)據(jù)如下表格a：　　表格a　　圖5　?、频刃恿?lt;/b&g

46、t;　　由于等效動力矩為常數(shù)，故為一條水平直線，如圖5所示，得到的函數(shù)式為：　　在一個運動循環(huán)內(nèi)，等效動力矩所做的功等于等效阻力矩，故有：　　解得　　求圖5兩線焦點：<

47、;p>　　⑶最大盈虧功：　?、蕊w輪轉(zhuǎn)動慣量及電動機的平均功率　　三、齒輪機構設計　　1、設計要求：　　齒輪傳動機構統(tǒng)一采用圖1所示的設計方案，其參數(shù)按主

48、體機構中刨刀的行程選取。電機輸入轉(zhuǎn)動，經(jīng)皮帶輪d1、d2及齒輪，Z1，Z2 及Z3，Z4，驅(qū)動主體機構的曲柄轉(zhuǎn)動。電機轉(zhuǎn)速，皮帶輪直徑以及齒輪的模數(shù)見表2（選擇H=150mm的一行）。 　　齒輪1、2采用標準齒輪，齒輪3、4由于受力較大，擬采用正傳動。嚙合角建議在22°-25°之間選取。　　2、傳動方案設計</

49、b>　　圖一　　1）計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比：　　總傳動比為 =　　設計結果　　皮帶輪的傳動比 i

50、0=2.78　　齒輪1、2的傳動比 i1=2.16　　故i2=，可推出帶傳動的傳動比i2=4　　2）計算傳動裝置各軸的轉(zhuǎn)速：　　軸Ⅰ n1==518.4 （r/min）　　軸Ⅱ n2===240（r/min）</p&g

51、t;　　軸Ⅲ n3===60 （r/min）　　3）各軸輸入的功率　　軸Ⅰ P1=P入帶=391.670.96=376(w)　　軸Ⅱ P2=P1齒=391.67×0.96×0.97=364.72(w)&l

52、t;p>　　軸Ⅲ P3=P2齒=391.67×0.96×0.97×0.97=353.78（w）　　4）各軸輸入的轉(zhuǎn)矩　　設計結果： 　　電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩Td

53、 Td=9.55×10=9.55×10×=2.67（N·m）　　軸Ⅰ T1=Td帶i0=6.92（N·m）　　軸Ⅱ T2=T1齒i1=8.27×0.96×2.16

54、=14.35（N·mm）　　軸Ⅲ T3=T2齒i2=17.15×0.97×4=55.43（N·mm）　　將上述計算匯總于下表，以備查用：　　3、電機選擇　　根據(jù)要求取步轉(zhuǎn)速 n=1440 r

55、/min　　根據(jù)已知數(shù)據(jù)要求P入=0.39167 kw　　4、齒輪1、2設計結果　　1）選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)　　按圖1所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。　　插床為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。</

56、p>　　材料選擇。由表1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）,小齒輪40Cr硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼，硬度為240HBS，二者材料大齒45鋼硬度差為40HBS。　　選小齒輪齒數(shù)Z1=25，大齒輪齒數(shù)Z2=2.16×25＝54，取Z2=54。　　2）幾何尺寸計算。<

57、/p>　?。?）計算分度圓直徑　　d1 = Z1× m = 25×2 mm= 48 mm d1 =50mm　　d2 = Z2× m = 54×2 mm= 108mm d2 =108mm&

58、lt;b>　　（2）計算中心距 　　a == mm= 99mm a =99mm　?。?）計算齒頂高及齒頂圓直徑　?。ǎ?　　計算齒根高及齒根圓直徑

59、　　計算頂隙　　5、齒輪3、4設計結果　　1）齒數(shù)、傳動比以及嚙合角的選擇　　2）變位系數(shù)的確定　　（1）正確安裝時變位系數(shù)的和　?。?/p>

60、2）齒輪三的最小變位系數(shù)　?。?）變位系數(shù)的分配　　確定齒輪3、4的詳細參數(shù)　　4）齒輪軸直接的選擇　　選擇齒輪軸材料為45號鋼調(diào)質(zhì)，硬度217-225HBS,取c=115　　四、個人總結&l

61、t;/p>　　為期兩周的課程設計結束了。與此同時我完成了刨床傳動機構的設計。作為一名車輛工程專業(yè)的學生，我認為這樣的實習是十分有意義的。通過本次課程設計我認識到，做到理論結合實踐從設計者的角度去考慮問題，努力調(diào)和并滿足機構工作的要求并不是一件簡單的事，我們必須要全面的考慮問題。　　這個過程中，雖然忙碌中有些疲憊，但是收獲很大。理論課上我們只是學習齒輪、齒輪軸等簡單的選

62、擇與設計，但是這次課程設計將其結合到一起，需要整體考慮，每個數(shù)據(jù)都會和其他有關聯(lián)，而不再是單獨的設計。這就需要我們有更全面的知識，比如：機械制圖、機械原理、金屬工藝學、材料力學、工程材料、互換公差等。給我感觸頗深的是為了讓我們的課程設計更加完善，更加符合工程標準，一次次的翻閱機械設計手冊是十分必要的，同時也是必不可少的，其中的每個數(shù)據(jù)都保證有來源而不是憑感覺。另外，小組共同設計給我們提供了團結協(xié)作的途徑，讓我們更有利于進行思考與設計，一

63、個人的力量是有限的，但團隊的力量是無窮的，設計過程中互相的交流又有利于我們糾正自己的誤區(qū)，有利于互相學習。在整個課程設計的過程中，我發(fā)現(xiàn)我們學生在經(jīng)驗方面十分缺乏，空有理論知識。在一次次修改與重做過程中，我認識到做科研需要有嚴謹認真的態(tài)度同時要有全局考量的思維方式，這些可能是我們所欠缺的也是我們以后的努力方向。　　五、參考文獻：<

眾賞文庫> 全部分類> 畢業(yè)設計

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