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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：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)動到刀具的往復直線移動的變換。2、刀具往復行程H為150mm。3、刀具往復次數(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9負17負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?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)動由題目任務可知，只有工作臺的前后運動需要在刀具做往復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?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，滑塊以及鉸鏈省略，

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，當搖桿作連續(xù)的往復擺動時，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，所以應該將棘輪方向與主動件的方向相反。應該為下圖。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)合課本的學習，綜合運用所學的基礎(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)計的各種標準有了一定的認識，也加強了對課本的學習和認識。 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