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1、插床機構(gòu)綜合執(zhí)行、進給及分度機構(gòu) Jack機械原理課程設(shè)計：目錄 一、概述 二、刀具主運動機構(gòu)分析設(shè)計 三、工作臺進給運動分析設(shè)計 四、整機方案 五、建模與仿真 六、總結(jié)設(shè)計題目簡介： 插床是常用的機械加工設(shè)備，用于齒輪、花鍵和槽形零件等的加工。圖示為某插床機構(gòu)運動方案示意圖。該插床主要由電動機作為原動機，并通過帶轉(zhuǎn)動、齒輪傳動減速后將動力傳遞給工作機構(gòu)進行插削加工，工作裝置由兩個部分組成，1是上下進行的切削運動和水平方向的進給運動。針對圖所示的插床機構(gòu)運動方案，進行執(zhí)行機構(gòu)的綜合與分析。一、概述設(shè)計數(shù)據(jù)與要求：要求所設(shè)計的插床結(jié)構(gòu)緊湊，機械效率高,數(shù)據(jù)如下：插刀所受阻力曲線設(shè)計任務(wù)：1.針對
2、圖所示的插床的執(zhí)行機構(gòu)（插削機構(gòu)和送料機構(gòu)）可行方案， 并在一個原動力下將整個插床機構(gòu)進行綜合，在插削的同時自動完成進給，繪制機構(gòu)運動簡圖；2、依據(jù)設(shè)計要求和已知參數(shù)，確定各構(gòu)件的尺寸和參數(shù)；（應(yīng)有所進行的計算）2.在機械基礎(chǔ)實驗中心機構(gòu)實驗室搭建所設(shè)計的機構(gòu)模型，檢驗機構(gòu)簡圖和運動實現(xiàn)程度；（在說明書中應(yīng)有照片）3.根據(jù)插刀所受的阻力變化曲線，在不考慮各處摩擦、其他構(gòu)件重力和慣性力的條件下，分析曲柄所需的驅(qū)動力矩；4.為達到所要求的速度不均勻系數(shù)，確定應(yīng)加的飛輪轉(zhuǎn)動慣量；5.用軟件（VB、MATLAB、ADAMS或SOLIDWORKS等均可）對設(shè)計進行運動仿真，并畫出輸出機構(gòu)的位移、速度、和
3、加速度線圖。6.編寫說明書。插床整體機構(gòu)插床整機插床輸出運動二、刀具主運動機構(gòu)分析設(shè)計 1、確定運動形式；由齒輪單向連續(xù)轉(zhuǎn)動到刀具的往復(fù)直線移動的變換。2、刀具往復(fù)行程H為150mm。3、刀具往復(fù)次數(shù)為30次/min。4、速度不均勻系數(shù)為0.03。一、基本要求：二、提出合理的方案：方案一方案三方案二 方案的選取方案方案評價 方案一：雖然結(jié)構(gòu)簡單，但是壓力角打，傳動效率低，切急回特性不明顯，耗能大。 方案二：雖然有急回特性，結(jié)構(gòu)也較為簡單，但是運用凸輪，容易磨損，且不能傳遞較大的作用力，結(jié)構(gòu)中與刀具連接的連桿壓力角大，效率低，耗能大。 方案三：結(jié)構(gòu)簡單，其運動規(guī)律簡易，具有急回特性，受力簡單，不
4、出現(xiàn)死點，而且其壓力角較小，有利于傳遞較大的力，而且傳動效率高。 綜上所分析，我們得出方案三比較合適運用于插床機構(gòu)，所以我們選取方案三最為我們的最終的主運動刀具的運動方案。方案3機構(gòu)運動規(guī)律較為簡易，受力簡單，運動易于控制分析。同時機構(gòu)的壓力角較小，有利于提高機構(gòu)受力情況，并且經(jīng)過分析計算得到該機構(gòu)的傳動效率較其它方案高。對于方案三，我們首先做出其上下極限：H 首先對機構(gòu)做出自由度計算：P=3N-2Pl-Ph=3x5-2x7=1 自由度為1，符合題目要求。其次根據(jù)題目所給的條件：行程速比系數(shù)K=2、插刀往復(fù)行程H=150mm（C1C2=150mm）。 由K=(180+)/(180-),將K=2
5、代入可得，機構(gòu)的極位夾角：=60。所以A1O2A2=B1O2B2=60,B1B2O2為等邊三角形，又因為四邊形C1C2B1B2為平行四邊形，所以：C1C2 = B1B2 = B1O2 = B2O1 = 150 mm。取下圖所示的部分分析： 我們先確定c1c2所放置的位置：如下圖所示，它大致可放置于以下三個位置， 位置1位于b1b2圓弧線外，位置2位于b1、b2兩端點與圓弧線之內(nèi)，位置3位于b1b2兩端點左邊。 我們假設(shè)桿件BC長度已知：作出刀具上下極限在c1c2的三個位置圖，以及圓弧線與對稱線交點H出桿件BC在c1c2的三個位置的情況，然后分析c1c2在哪個位置更符合我們的機構(gòu)運動特性。 方案
6、方案評價 從圖上可知：壓力角從423242，它是先減小在增大。壓力角較大，傳遞效率低。 從圖上可知：壓力角從4負(fù)444，由此可知從B2到某個位置的壓力角為零，傳動力最大，從H到B1某個位置的壓力角也為零，傳動效率最好。 從圖上可知：角度由負(fù)9負(fù)17負(fù)9，由此可知角度為先減小后增大。壓力角較大，傳遞效率低。 由上面三個方案對比可知，方案二最適用于我們的機構(gòu)，但有刀具的運動情況分析，當(dāng)?shù)毒咴谇懈畹倪M程是：加速度先增大，在中點時達到最大值，之后加速度再逐漸減小，情況如下圖： 方案二的加速度情況一上圖差異較大，而且方案二容易讓桿件發(fā)生干涉現(xiàn)象，所以我們對方案二做進一步的改進，將c1c2通過圓弧線端點H
7、點，如下圖;由上圖可知;壓力角由707，在中點時最小，符合題目要求。所以：經(jīng)過計算c1c2到o2的距離:O2H = 150 mm.對于BC桿的計算，先分析其位置，當(dāng)B處于上極限時，大致可分為以下三個位置:C點處在桿件OB的延長線與滑動面的交點2；C點在2上方為1；C點在2下方為3： 通過對壓力角的分析B23為60；B12以60為最大壓力角逐漸減小，B32的壓力角先從60增大到90再從90逐漸減小。B1和B3最后都是逐漸減小，但是B1為拉力，B2為壓力，當(dāng)滑動面有摩擦以及有微小振動時，B2將會產(chǎn)生較大的力，所以取B1的機構(gòu)方式更有利于提高傳動效率，更省力。 對于B1（BC）桿,桿件越長壓力角越小
8、，但是由于插床床身高度的約束，BC桿件不能無限長。我查找了相關(guān)的資料。資料：實物圖將資料與題目數(shù)據(jù)對比： 插刀往復(fù)行程（mm） 150 將刀具的插削長度進行對比： 200 / 150 = 4 : 3所以我設(shè)計的插床機床輪廓尺寸(長寬高mm)應(yīng)該為：1038 x 978 x 1485 刀頭支承面至床身前壁間距離 364 mm 所以設(shè)定我們的機構(gòu)高度為： 1485 mm去除夾刀具位置到地面的距離1000 mm,剩余 485 mm。根據(jù)下圖：前面已經(jīng)算出B1B2的距離為150mm,相當(dāng)于剩余高度量為335mm，由于桿件實物有一定的厚度以及插床機身厚度，并且為了留有一定的空間用于實物桿件的組裝，所以我
9、們設(shè)定桿件B2C2的長度為150mm。 所以可算得C2D兩點的長度為：DB2 x DB2 + DC2 x DC2 = C2B2 x C2B2 (1)DB2 = O2H - cos30 x O2H (2)由1、2式可以計算出： DC2 = 149 mm左端部分析完后，我們進行分析右端部分，如下圖：前面已算得=60，又因為O1A1O2=90.所以根據(jù)勾股定理可以得知，只要知道O1O2A1內(nèi)任意一邊的長度，即可算出全部長度：前面已經(jīng)得出，插床長度為：1038mm,去除刀頭支承面至床身前壁間距離 364mm ，以及已經(jīng)計算出的左端的長度150mm,剩余長度為：1038 - 364 - 150 = 52
10、4 mm我們?nèi)コ龣C構(gòu)的厚度以及插床機身厚度，還留一定的空間用于機構(gòu)組裝等因素，留有104mm的余量，根據(jù)上圖機構(gòu)的幾何關(guān)系可算得;A1O1 = (524 - 104)/3=140mm所以: O1O2 = 280 mm ; A1O2 = 242 mm至此關(guān)于刀具的主運動機構(gòu)的各桿件長度已經(jīng)全部計算完畢：BC = 150 mm ； AB = 392 mm ; BO2 = 150 mm ； AO2 = 242 mmAO1 = 140 mm ; O1O2 = 280mm ; O2H = 150 mm 插床進給運動機構(gòu)分析與設(shè)計插床進給運動機構(gòu)分析與設(shè)計插床進給運動機構(gòu)分析;插床工作臺的進給運動主要包括
11、有三個運動（由插床的正面方向觀察）：1.前后運動2.左右運動3.轉(zhuǎn)臺的轉(zhuǎn)動由題目任務(wù)可知，只有工作臺的前后運動需要在刀具做往復(fù)插削運動的同時自動完成進給。數(shù)據(jù)要求如下;速度不均勻系數(shù)0.03最大切削阻力（N）2300工作臺水平進給范圍(毫米/次)0.052-0.283我先計算運動機構(gòu)較為復(fù)雜的工作臺的前后運動；工作臺的前后運動方案：方案一： 將工作臺的前后運動的動力直接由電動機供給，電動機的輸出力要通過變速后，再從與刀具主運動相同的的主動軸引出，再運用不完全齒輪，使其能夠配合刀具的往復(fù)插削運動，完成間歇性進給運動。機構(gòu)圖如下：方案二： 由于工作臺的前后運動需要精確的配合刀具的主運動，在刀具進行
12、往復(fù)切削運動的同時工作臺進行間歇性進給運動。所以我們可以從刀具的主運動的最后一個齒輪動力輸入處，安裝一個凸輪，再安裝上滾輪、連桿等作為工作臺前后間歇性運動的原動力。機構(gòu)圖如下： 經(jīng)過分析，原理上兩個方案都是可行的，但是由于題目的要求：插刀所受的阻力曲線圖（下圖）和已知的工作臺的水平進給范圍0.052-0.283 mm,可以知道工作臺是在刀具回程的0.05H與進程的0.05H這個時間內(nèi)，水平運動一個非常小的量。所以考慮到第一種方案會運用到較多的齒輪，首先做到精確的配合十分困難；其次，考慮到齒輪太多，機構(gòu)也會變得非常復(fù)雜，一但齒輪有很小的磨耗，疊加之后都會使得工作臺的進給運動與刀具的主運動無法準(zhǔn)確
13、配合，所以我們選擇第二個方案，直接運用凸輪從主運動的動力輸入齒輪處引出。使其能夠精確的使進給運動與主運動配合，使機構(gòu)方案一那樣復(fù)雜。 由于插床機身高度較高，所選擇的機構(gòu)傳動方案必須能夠?qū)崿F(xiàn)長距離傳動，且保證定傳動比。對于長距離傳動我提出了以下幾種方案如：齒輪系傳動；帶傳動；鏈傳動；桿件機構(gòu)傳動等。齒輪系傳動 會使整個機器結(jié)構(gòu)變得復(fù)雜，且容易使刀具的主運動與工作臺的間歇性進給運動無法精確配合。 帶傳動 本身具有個缺點：會產(chǎn)生彈性滑動，傳動效率低，且其精度不高，從而使刀具的主運動與工作臺的間歇性進給運動無法精確配合。 鏈傳動 則會產(chǎn)生沖擊，不穩(wěn)定，而且傳動效率低，并伴隨著很大的噪聲 桿件機構(gòu) 機構(gòu)
14、傳動效率高，結(jié)構(gòu)簡單，完全復(fù)制了原動件的運動，精確度高，且其剛度較高。所以，通過對幾個方案的分析與比較，我認(rèn)為桿件機構(gòu)更符合題目要求。 通過桿件機構(gòu)的傳遞后，要將桿件的上下擺動轉(zhuǎn)化為齒輪的轉(zhuǎn)動，我在此處運用了棘輪機構(gòu)（如下圖），之后在通過齒輪機構(gòu)將運動傳遞給工作臺。凸輪的分析與設(shè)計: 先的確定凸輪所需要輸出的運動特性，我們根據(jù)題意：刀具所受阻力曲線圖可知：刀具在回程到距離刀具上極限點時0.05H時工作臺開始移動，當(dāng)?shù)毒哌\動到進程0.05H時，工作臺停止移動。所以，用作圖法可以作出在工作臺在輸入運動齒輪上的運動角度的范圍,如下圖： 先在PRO/E中草繪出機構(gòu)簡圖（為了作圖方便，滑塊以及鉸鏈?zhǔn)÷裕?/p>
15、但并不影響結(jié)果），做出C2B2的平行線，往下移動0.05H（7.5mm），得到的線段下端再與O2連接，作出一條線段，如下圖。 線段會與圓有兩個交點，兩交點與圓心的夾角即為進給機構(gòu)的運動范圍角度。由軟件可以準(zhǔn)確的得出，角度為：22.47 A1O1 是工作臺進給運動的起始點，A2O1為進給運動的終點。由于沒有數(shù)據(jù)要求，我直接設(shè)定基圓直徑為100mm,從動輪直徑為20mm,從動輪位置如圖所示，機構(gòu)桿件連接方式如圖所示：設(shè)定，各桿件長度為：桿12=桿23=60mm,122=223=60 這部分桿件的結(jié)構(gòu)如左圖，桿件35,中間中點處有鉸鏈4，保證3和5運動量相同，桿件端點5連接桿56 , 6端點由鉸鏈以
16、及滑塊組成，桿件67一端由固定鉸支座7組成。 桿件長度由已設(shè)定和計算出來的;插床機床高為1485mm,在根據(jù)幾何關(guān)系計算，去除一定的裝配，機床厚度等，大致可以算得：桿35 =1485-C2H-端點5到地面的距離+70大概得;800mm 為了方便后面的計算以及運動形式的確定，我們設(shè)定桿56為60mm. 桿件67與6的位置由棘輪方案來定。凸輪設(shè)計：凸輪最高點運動量為10mm,運用等速運動：根據(jù)角度與位移的關(guān)系可做出下圖：根據(jù)上圖可以大致得到凸輪的輪廓線圖： 棘輪方案： 棘輪是組成棘輪機構(gòu)的主要構(gòu)件。彈簧迫使止動爪和棘輪保持接觸。其中搖桿空套在棘輪軸上，棘爪裝在搖桿上，而棘輪則用鍵固聯(lián)在從動軸上。
17、當(dāng)主動件搖桿逆時針擺動時，驅(qū)動棘爪便插入棘輪的齒槽中，推動棘輪轉(zhuǎn)過一個角度，此時，止動爪在棘輪的齒背上滑動。當(dāng)主動件搖桿順時針擺動時，止動爪阻止棘輪沿順時針方向轉(zhuǎn)動，而驅(qū)動棘爪卻能夠在棘輪齒背上滑過，故棘輪靜止不動。這樣，當(dāng)搖桿作連續(xù)的往復(fù)擺動時，棘輪便作單向的間歇運動。如下圖： 分析題意可知，本題運用的原理與上圖相同，但運動方向與上圖的方向相反，所以應(yīng)該將棘輪方向與主動件的方向相反。應(yīng)該為下圖。由于能力有限，為了方便計算，我將端點7放在在棘輪輪心軸線旁。由查找到的資料：資料： 設(shè)模數(shù)為10，數(shù)得齒數(shù)為12，所以棘輪齒頂圓的直徑為120mm,所以假設(shè)線段56長度為60mm.由下圖的幾何關(guān)系可知
18、： 觸動論的運動與鉸鏈端點5的運動形式是一樣的，當(dāng)從動輪向上運動時，5向右運動。且他們的運動量相同。 由資料可計算得：當(dāng)模數(shù)M=10，齒數(shù)又為12時，P的長度=30mm.所以根據(jù)，弧長公式：2r(轉(zhuǎn)過的角度/360),當(dāng)轉(zhuǎn)角一定是，弧長與半徑成正比，所以桿件67=60 x3=180mm.最后在計算擺動一次轉(zhuǎn)過的角度：360/12=30最后將這個擺動角度通過軸練著齒輪將運動轉(zhuǎn)化出去，再連接到工作臺。計算：設(shè)定工作臺運動一次進給量為：0.2mm由公式：0.2=2r(轉(zhuǎn)過的角度/360)得，r乘上(轉(zhuǎn)過的角度)=11.45設(shè)定半徑為：r=10 mm,轉(zhuǎn)過的角度為：1.145則，從棘輪處到運動臺最后一
19、個齒輪的轉(zhuǎn)動比為：30/1.145=26.2倍 工作臺的轉(zhuǎn)動工作臺的轉(zhuǎn)動 因為轉(zhuǎn)動是在刀具運動停止時才進行的，所以不需要與刀具配合，可以直接從電機處減速后引出。原理圖如下： 由于輸入的運動情況未知，所以只是給出方案，并未對齒輪系作出計算；考慮到在運用自動檔是，如果工作臺一直在轉(zhuǎn)動不利于我們確定具體轉(zhuǎn)角：因此自動檔部分加裝了一個不完全齒輪，使其做間歇性轉(zhuǎn)動，利于控制； 工作臺左右運動：工作臺左右運動： 因為左右運動是在刀具運動停止時才進行的，所以不需要與刀具配合，可以直接從電機處減速后引出。由于輸入的運動情況未知，所以只是給出方案，并未對齒輪系作出計算，只是給出其原理圖：考慮到左右運動的工作臺是
20、放置在前后運動的上方的，所以工作臺的左右運動的運動量較大，所以在齒輪系部分加了一個萬向節(jié)傳動裝置，以加大一運動量。 4、整機方案： 刀具主運動： 工作臺前后間歇性進給運動： 凸輪部分： 桿件與棘輪部分： 輪系部分： 工作臺左右運動： 工作臺轉(zhuǎn)動： 5、插床機構(gòu)建模與仿真： 刀具主運動建模：間歇運動凸輪至棘輪處運動輸出的建模;總結(jié) 機械原理設(shè)計對我們來說非常重要，它要求我們能結(jié)合課本的學(xué)習(xí)，綜合運用所學(xué)的基礎(chǔ)和技術(shù)知識，聯(lián)系生產(chǎn)實際和機器的具體工作條件，去設(shè)計合用的零部件及簡單的機械，起到從基礎(chǔ)課程到專業(yè)課程承先啟后的橋梁作用，有對機械設(shè)計工作者進行基礎(chǔ)素質(zhì)培養(yǎng)的啟蒙作用。 機械設(shè)計課程設(shè)計的過程是艱辛的，我們不僅對機械的設(shè)計的基本過程有了一個初步的認(rèn)識和了解，接觸到了一個真機器的計算和結(jié)構(gòu)的設(shè)計，也通過查閱大量的書籍，對有關(guān)于機械設(shè)計的各種標(biāo)準(zhǔn)有了一定的認(rèn)識，也加強了對課本的學(xué)習(xí)和認(rèn)識。 程設(shè)計與上課內(nèi)容不一樣，課程設(shè)計涉及的知識與實際工作聯(lián)系更為緊密。增強了我們理論知識外實際設(shè)計工作的能力。此文為粗糙版，如需改進版與模型說明書請聯(lián)系：Jackqq ; 2161981687
插床機構(gòu)綜合
