洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文）任務書 填表時間： 年 月 日 （指導教師填表）學生姓名 賀海南 專業(yè)班級 B110206 指導教師 張莉潔 課題類型 工程設計題目 牛頭刨床執(zhí)行機構及部件設計主要研究目標(或研究內(nèi)容 )(1) 了解牛頭刨床的結構組成和工作原理。(2) 設計牛頭刨床執(zhí)行機構，確定主、從運動機構方案，保證刨刀和工作臺進給運動協(xié)調(diào)性；進行執(zhí)行機構零部件設計。(3) 運用 PRO/E 軟件對牛頭刨床進行三維樣機設計，并進行零件圖繪制。課題要求、主要任務及數(shù)量(1) 確定各執(zhí)行機構方案并設計，滿足行程速比系數(shù) K 和行程范圍等，并實現(xiàn)各部分合理的運動協(xié)調(diào)性。進行運動、力分析，計算零件受載荷大小和特性。 (2) 以受力分析結果為載荷計算依據(jù)，通過強度計算進行各部分零部件設計，對刨頭、滑枕、及工作臺進給等執(zhí)行零部件進行結構設計，并確定結構尺寸。(3) 英文翻譯一篇、撰寫 12000 字左右的畢業(yè)設計論文。進度計劃第 3-4 周：調(diào)研、收集資料,完成開題報告。第 5 周：進行機構選型，確定執(zhí)行機構的結構方案。第 6-7 周：對執(zhí)行機構進行設計，滿足行程速比系數(shù)、工作行程等。采用PRO/E 三維建模進行運動協(xié)調(diào)分析。進行運動、力分析，計算零件受到的載荷。第 8-9 周：對執(zhí)行機構零部件進行強度計算，確定零件結構參數(shù)尺寸。第 10-11 周：進行零部件結構設計，繪制執(zhí)行部件裝配圖。第 12-13 周：進行 PRO/E 三維樣機設計，同時繪制執(zhí)行部分零部件圖紙。第 14 周：完成論文初稿。第 15-16 周：修改畢業(yè)論文，定稿、打印。第 17 周：畢業(yè)答辯。主要參考文獻(1) 具備專用設計資料：《機床設計手冊》 、 《牛頭刨床產(chǎn)品目錄》 、 《機械設計手冊》 ；(2) 配備設計分析軟件：(1) PRO/E 三維設計軟件一套； (2) CAD 制圖軟件一套；(3) 牛頭刨床樣機（實訓中心指導） 。指導教師簽字： 系主任簽字： 年 月 日 畢 業(yè) 設 計（論 文） 題目 牛頭刨床執(zhí)行機構及部件設計 姓 名 院 （部）專 業(yè) 指導教師 牛頭刨床工作展望牛頭刨床為完成工作：1.本次設計牛頭刨床的工作臺只能實現(xiàn)前后移動，未能實現(xiàn)上下移動，還缺少一個錐齒輪傳動裝置；2.牛頭刨床執(zhí)行機構主從運動的協(xié)調(diào)運動的連接是通過齒輪連接實現(xiàn)的，其存在不少誤差，運行精度不高，改善建議：使用凸輪機構來實現(xiàn)；3.棘輪機構的運動仿真只是大致模擬了運動的協(xié)調(diào)性，并未真正實現(xiàn)棘輪和棘爪的運動分離和運動連接，改善意見：在 pro/E 中使用凸輪連接來模擬其運動，其中把分離系數(shù)設置 1；或者在 Adams 軟件中使用接觸副來實現(xiàn)；4.本次設計滑枕的工作行程是固定的，改善意見：主運動所在的軸設計為空心軸，在與其上連接的大齒輪添加 1 錐齒輪連接裝置，用來改變六連桿機構中的曲柄長度，以改變行程。5.本次設計工作臺起始位置調(diào)節(jié)的仿真并未作出，改善意見：添加 1 錐齒輪傳動裝置。6.本次設計并未添加刀架裝置。牛頭刨床執(zhí)行機構及部件設計摘 要本論文首先介紹了牛頭刨床的工作原理，在滿足運動協(xié)調(diào)的條件下，設計了刨床機構系統(tǒng)的運動尺寸，然后運用 PRO/E 軟件對牛頭刨床主要結構進行三維實體建模并裝配，并通過該軟件對牛頭刨床機構的運動協(xié)調(diào)性進行仿真，進一步得出滑枕的位移、速度、和加速度隨時間的變化曲線,從而驗證牛頭刨床機構系統(tǒng)運動尺寸的合理性。其次，根據(jù) MATLAB 軟件對刨床主運動仿真得出的受力分析結果，對部分桿件進行強度計算校核。關鍵詞：牛頭刨床，協(xié)調(diào)運動，PRO/E，建模，運動仿真，校核IThe Actuator And Component Design Of ShaperABSTRACTThe working principle of shaping machine were introduced simply,the master-slave motion mechanism of shaper must meet its coordination , using Pro/ENGINEER ,the 3D solid model and assembly of the kinematic Mechanism in shaping machine were made,using Pro/ENGINEER software in the coordination of various institutions module for shaping machine movement simulation,the relation curves that displacement,velocity,and acceleration varies with time are obtained.According to stress analysis was carried out on the part of the bar intensity .KEY WORDS: shaping,coordinated movement,Pro/E,modeling,motion simulationII目 錄前 言 .1第 1 章 確定執(zhí)行機構主從運動尺寸 .31.1 確定六連桿機構的尺寸 .31.2 確定執(zhí)行機構運動循環(huán)圖 .41.3 棘輪機構的設計 51.4 確定曲柄搖桿機構的尺寸 .5第 2 章 執(zhí)行部分主傳動軸的設計及校核 .72.1 軸設計的簡介 .72.2 設計前的數(shù)據(jù)準備 .72.2.1 計算傳動主軸的功率 P、轉速 n 和轉矩 T.72.2.2 求作用在齒輪上的力 .82.2.3 初步確定軸的最小直徑及長度 .82.3 軸的結構設計 .82.3.1 擬定軸上零件的裝配方案 .82.3.2 確定軸的各段長度和直徑 .92.3.3 求軸上的載荷 .92.4 按彎扭合成應力校核軸的強度 .10第 3 章 擺桿的強度校核 .123.1 擺桿的力學分析 .123.2 擺桿的校核 .13第 4 章 執(zhí)行機構的三維建模及裝配 .154.1 六連桿機構的三維建模 .154.1.1 為執(zhí)行部分搖桿機構中擺桿的三維實體建模 .164.1.2 圖 3.2 為六桿機構中連桿的三維實體建模 164.1.3 圖 3.3 為與擺桿配合的滑塊三維實體建模 174.1.4 圖 3.4 為主傳動軸上大齒輪的三維實體建模 174.2 四桿機構的三維建模 .184.2.1 圖 3.5 為曲柄搖桿機構中直齒輪的三維實體建模 184.2.2 圖 3.6 為曲柄搖桿機構中連桿的三維實體建模 19III4.2.3 圖 3.7 為曲柄搖桿機構中搖桿的三維實體建模 204.3 執(zhí)行機構的三維裝配 .204.3.1 圖 4.8 為牛頭刨床傳動機構的三維裝配建模 21第 5 章 執(zhí)行機構的運動學仿真 .225.1 滑枕行程的仿真輸出結果 .225.2 滑枕速度的仿真輸出結果 .235.3 滑枕加速度的仿真輸出結果 .23結 論 .24謝 辭 .26參考文獻 .27外文資料翻譯 .280前 言牛頭刨床是最早應用在生產(chǎn)實際中的金屬切削機床之一。機床的技術水平直接影響到它所加工零件的產(chǎn)品質量。制造業(yè)是一個國家的現(xiàn)代化的源動力，是一個國家經(jīng)濟的支柱，是一個國家實現(xiàn)工業(yè)化之本，而評價一個國家制造業(yè)的高低，首先取決于工作母機的加工質量，也就是說機床的技術水平直接影響到制造業(yè)。刨床因其結構簡單，造價低廉，相對其他機床來說，其加工平面的效率很高，所以一直到現(xiàn)在其在工廠的加工應用很廣泛。近年來隨著電子技術的發(fā)展，牛頭刨床迎來了新時代，各種類型的刨床相繼研發(fā)出來，其類型主要由機械牛頭刨床，液壓牛頭刨床，數(shù)控牛頭刨床，等。每種類型的牛頭刨床都有其自身的特點和加工優(yōu)勢，但與國外同種類型的的牛頭刨床相比，我國的牛頭刨床的技術水平在某些方面仍然很有限，其加工精度與和效率與國外的機床相比還有一定的差距，很多核心技術還沒有完全國產(chǎn)化。在提高技術方面，我國的科研人員還需奮起直追，要走很長的路。通過對傳統(tǒng)牛頭刨床基礎機構的研究，加深了對刨床運動機構的運動特性和力學特性的理解，從而為研究高精度的牛頭刨床打下基礎。1.國外的研究狀況牛頭刨床在國外應用比較早，所以研究也更深入。隨著計算機技術的發(fā)展使得數(shù)控技術蓬勃發(fā)展，數(shù)控刨床完全靠程序控制，調(diào)整時只需改變程序即可，無需人的參與，因此適應性更強，加工范圍更廣，生產(chǎn)效率更高。國外各種數(shù)控刨床的類型非常齊全，加工精度高，因此廣泛應用于各種柔性自動化生產(chǎn)線中。2.我國的研究狀況我國最早的牛頭刨床是 60 年代從蘇聯(lián)引進的，隨著工業(yè)加工技術的發(fā)展，傳統(tǒng)機械牛頭刨床加工出零件的精度，已遠遠不能滿足產(chǎn)品在裝配精度和產(chǎn)量上的要求，近年來我國牛頭刨床的研究形勢喜人，碩果累累，不同類型的刨床相繼研發(fā)出來，數(shù)控伺服系統(tǒng)也應用其中。例如雙向數(shù)控曲面刨床，它既不像牛頭刨床，由不像傳統(tǒng)的龍門刨床，工作時刀具在雙向往復的切削曲面零件，這種刨床徹底顛覆了我們對傳統(tǒng)刨床的認識，開創(chuàng)了刨床的新時代。但是和國外同種類型的刨床相比，我國的刨床在穩(wěn)定性、效率和加工精度方面還有欠缺。因此，應用新興的先進技術改造在線設備，優(yōu)化結構設計勢在必行。1通過查閱資料及在實訓中心參觀現(xiàn)有的刨床，確定了牛頭刨床的工作原理為：滑枕帶動刨頭作往復直線切削運動，和工作臺做間歇直線進給運動來實現(xiàn)平面的切削加工。工作臺的間歇送進運動與刨頭的往復切削運動必須協(xié)調(diào)配合，工作臺的送進應在刀具非切削時間內(nèi)進行，其余時間保持不動。牛頭刨床主要由床身、滑枕、刀架、工作臺、和橫梁等部分組成。其中床身用來支撐和連接刨床的各個部件，滑枕在其頂面的導軌上作往復直線運動，橫梁在其側面的豎直導軌上作升降運動。床身內(nèi)部裝的變速機構用來改變滑枕的往復運動的速度，擺桿機構則是通過改變曲柄的長短來改變滑枕的行程長度?；碇饕淖饔檬怯脕韼优俚蹲髦本€往復運動（即主運動） ?；砬岸搜b有刀架，內(nèi)部裝有絲杠螺母傳動裝置，可用來改變刨刀相對工件的往復行程位置。刀架的作用是夾持刀具， ，同時帶動刨刀作進給運動。刨刀安裝在刀架上，在回程時，刨刀可繞 A 軸自由上抬，減少了刀具和工件的摩擦。工作臺用來安裝工件，其臺面上的 T 型槽可穿入螺栓來裝夾工件或夾具，工作臺可隨橫梁在床身的垂直導軌上作上下調(diào)整，同時也可在橫梁的水平導軌上作水平方向移動和間歇的進給運動。根據(jù)要求及給出的數(shù)據(jù)參數(shù)確定牛頭刨床六連桿機構的基本尺寸數(shù)據(jù)，由于執(zhí)行機構有協(xié)調(diào)性運動關系，設計出從運動四連桿的尺寸及形狀，且要滿足其強度要求，應用 Pro/E 軟件中的仿真模塊對其進行三維建模和仿真，根據(jù)仿真結果修改相應的尺寸，優(yōu)化結構設計，直至滿足要求。2第 1 章 確定執(zhí)行機構主從運動尺寸1.1 確定六連桿機構的尺寸牛頭刨床六桿機構的運動數(shù)學模型如下圖 1。1 所示，其中曲柄 1 位原動件，動力提供經(jīng)由齒輪減速機構傳遞過來，各連桿的結構尺寸的確定如下：圖 1.1 六桿機構簡圖由已知條件 n1=60 str/min H=650 K=1.7 Fr=9000N 得：極為夾角 =180（k-1/(k+1)=46.7°?由公式知導桿長度 =H/2 =820㎜CDL)2/sin(?取 / =0.6 A則 =492㎜曲柄 L 在極限位置時 / =BABC)/(?SIN則 =195㎜3連桿 與滑枕夾角去 25° 得DEL=H/2 =360㎜DEL)25(?COS又由三角函數(shù)知=890㎜E1.2 確定執(zhí)行機構運動循環(huán)圖設擺桿 L 在右極限位置時，曲柄 開始轉動，其轉角為 0°，且逆時針CDABL位正。由運動協(xié)調(diào)關系知：滑枕在工作行程時即曲柄 在（0°－226.7°）內(nèi)AB轉動時，工作臺靜止，當滑枕回程時，工作臺必須在曲柄 在（226.7°L－360°）內(nèi)轉動時完成進給，設工作臺在 240°時開始進給，刀具在切削前后各有一段約 0.05H 的空刀距離，其運動循環(huán)圖如圖 1.2。圖 1.2 機構運動循環(huán)圖1.3 棘輪機構的設計進給棘輪的齒數(shù) Z 可根據(jù)工作臺的最小進給量 和所選擇的絲杠導程予min2f4以確定，取絲杠導程 P=6㎜ 又 =0.3㎜ =1.8㎜ min2f ax2f則棘輪齒數(shù) Z=P/ =20 進給機構中曲柄搖桿機構的擺角 可以根據(jù)工作臺的最大進給量確定，棘輪?所撥過的最多齒數(shù) Z'= / =6ax2finf則擺桿擺角 =360°/20*z'=108°選取棘輪的模數(shù) =2m則棘輪外徑 D =m*z=80棘1.4 確定曲柄搖桿機構的尺寸由運動循環(huán)圖 1.2 可知，主軸曲柄在（0o～240o）轉動時工作臺不動，主軸曲柄在（240o～360o）轉動時，工作臺移動，即曲柄搖桿機構在（240o～360o）時急回，則其極位夾角 θ'=240o-180o=60o，行程速比系數(shù) K'= =2。'180????顯然搖桿長度應大于棘輪半徑，即 L ' 'D /2CD棘取搖桿 L ' '=250㎜又因擺桿 L 在左極限位置時 =325㎜，所以主從機構的兩主軸不應距CD2/H離太近，取 =470㎜。根據(jù)急回運動的要求設計從運動四桿機構，利用機構在極限位置時的幾何關系作圖 1.3,其中圖中 A、C 是圖 1.1 六桿機構中的一部分。根據(jù)搖桿長度 LC'D'及擺角 作出搖桿的兩極位 ' '及 ' '，分別作 '?1D2CC' '和∠ ' 'P=90o-θ'=30°， ' 與 ' 交于點 P；作△ ' 'M?1C2121M2N12的外接圓，在圓上任意一點 A'都滿足 ∠ ' ' '=60°，連接 ',取12AL '=280㎜ ，再連接直線 ' '與 ' '，故鉸鏈 A'的位置已確定。AC1由幾何關系知：L ' '=L ' '＋L ' '=471.91㎜2BL ' '=L ' '－L ' '=220.54㎜A1A求得四連桿的結構尺寸為：L ' '=228㎜ DL ' '=250㎜CL ' '=343㎜ B5L ' '' =125㎜AB且 L ' '＋L ' 'L ' '＋L ' ' CDBC滿足桿長條件。圖 1.3 曲柄搖桿的極限位置圖第 2 章 執(zhí)行部分主傳動軸的設計及校核2.1 軸設計的簡介6軸的設計主要包括結構設計和工作能力校核兩方面的內(nèi)容。軸的結構設計首先要考慮到軸上零件的安裝、定位，還需考慮軸的材料和制造工藝，合理地確定軸的結構形式和尺寸。如果軸的結構設計不合理，不僅會增加軸上零件安裝定位的難度，還會對整個組件的工作能力造成影響，從而會降低軸和軸上安裝定位零件的壽命，增加成本，使機床的整體性價比降低。軸的工作能力的校核，是指對軸進行強度、剛度和震動穩(wěn)定性等方面的計算。大多數(shù)情況下軸的工作能力取決于軸的強度，這時只需進行軸的強度計算，以防斷裂和塑性變形，對于高速旋轉的軸，不僅需要進行強度校核，還需考慮其工作時震動的穩(wěn)定性，進行震動穩(wěn)定性校核，以防發(fā)生共振。2.2 設計前的數(shù)據(jù)準備2.2.1 計算傳動主軸的功率 P、轉速 n 和轉矩 T根據(jù)牛頭刨床刨頭每分鐘的往復次數(shù)為 n1=60str/min 可知，n=n1=60r/min又根據(jù)前面減速機構的傳動方案設計、電動機的選擇得出傳到執(zhí)行主軸的功率為P=2.323kW 于是T=9550000 =9550000* N.㎜≈369744N .㎜nP60322.2.2 求作用在齒輪上的力已知低速級圓柱斜齒輪的分度圓直徑為d2=mZ2=4*131=524mm 則Ft= =1411 N2TFr=Ft =1411* =529 N??cosan?68.13cos20tanFa=Fttanβ=1411*tan13.686°=345 N72.2.3 初步確定軸的最小直徑及長度選取軸的材料為 45 鋼，調(diào)質處理。由查手冊取 A0=112，于是得dmin=A0 =112* =37.9㎜3np3602.當軸截面上開有鍵槽時，為了抵消鍵槽對軸的強度的削弱，應根據(jù)鍵槽的個數(shù)適當增加軸徑。查得相關規(guī)定得知：有兩個鍵槽時，應增大 10%~15%。此軸有兩個鍵槽，取 d Ⅰ-Ⅱ =44㎜應為此處安裝斜大圓柱齒輪，取該段長度 LⅠ-Ⅱ =56㎜2.3 軸的結構設計2.3.1 擬定軸上零件的裝配方案根據(jù)軸上零件裝配定位的要求作出走的裝配圖如下：圖 2.1 軸的結構和裝配2.3.2 確定軸的各段長度和直徑1. 為了滿足斜圓柱齒輪的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，又Ⅱ-Ⅲ軸段上裝軸承， 由軸上零件的裝配方案知，軸承同時受到了徑向和軸向的作用力，故選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) dⅠ-Ⅱ =44㎜，查標準軸承產(chǎn)品目錄 ，初步選取 0 基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承 30212，其尺寸為 d*D*T=60㎜*110㎜*23.75㎜,故查表取 dⅡ-Ⅲ =60㎜，而 LⅡ-Ⅲ =70㎜。由定位方案知：左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得 30212型軸承的定位軸肩高度 h=8㎜，因此取 dⅢ-Ⅳ =76㎜，根據(jù)設計要求軸環(huán)寬度要b≧1.4h,取 LⅢ-Ⅳ =12㎜。82. 因考慮到潤滑的作用，中間軸的直徑應該小一些，取 dⅣ-Ⅴ =72㎜，L Ⅳ-Ⅴ =70㎜；剩余段還要安裝滾動軸承，因為軸承相同，所以取 dⅤ-Ⅵ =76㎜,L Ⅲ-Ⅳ =12㎜；d Ⅵ-Ⅶ =60㎜，L Ⅵ-Ⅶ =200㎜；在軸端最右端安裝一個齒輪取 LⅦ-Ⅷ =28㎜，dⅦ-Ⅷ =44㎜。3. 軸向零件的周向定位齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 dⅠ-Ⅱ 由查表得平鍵截面 b*h=12*8,根據(jù)齒輪寬度 B=56㎜，取平鍵長度為 44㎜，按 dⅥ-Ⅶ 由查表平鍵截面 b*h=12*8,鍵槽用專用鍵槽銑刀洗削加工，由和它配合的齒輪寬度 B=28㎜，取鍵槽長度為24㎜。滾動軸承與軸的軸向定位是由過度配合來保證的。2.3.3 求軸上的載荷根據(jù)軸的結構和裝配圖（圖 5.1）做軸的計算簡圖如圖 5.2 。由于軸承選用的是圓錐滾子軸承，其軸端支點不在軸承的中心位置時，應從手冊查取?值。對于 30212 型圓錐滾子軸承，由手冊中查得?=22㎜。根據(jù)軸的機構尺寸及裝配關系得：軸的支撐跨距 L=110㎜+12㎜+12㎜+1.75*2㎜=137.5㎜。由軸的計算簡圖做軸的彎矩圖和扭矩圖見圖 5.2 ：9圖 2.2 軸的載荷分析圖從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面Ⅵ是軸危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面Ⅵ處的 MH、M V、及 M 的值列于下表。表 5-1載荷 水平面 H 垂直面 V支反力FFNH1=-4134N,FNH2=5334N FNV1=1020N,FNV2=470N彎矩 M MNH1=149919N·㎜,M NH2=224494N·㎜MV1=146596N·㎜,M V2=79084N·㎜總彎矩 M1= =209680N·㎜2214659?M2= =238016N·㎜708扭矩 T T=369744N·㎜2.4 按彎扭合成應力校核軸的強度10根據(jù)分析得知，此軸處于減速機構的末端，考慮到工作需要及設計要求，此軸轉速不是太高，屬于低速旋轉的軸，只需進行軸的強度計算。校核時，通常只校核最大危險截面的強度。根據(jù)公式及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取 ?=0.6，軸的計算應力為=ca?WTM232)(?根據(jù)危險截面軸的形狀由查表得知：W≈ 31.0d故 = =15.1MPaca?T22)(??前已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質處理，由表查得[ ]=60MPa。因此 [1??ca?]，故安全。1??11第 3 章 擺桿的強度校核3.1 擺桿的力學分析根據(jù)圖 1.1 所建立的執(zhí)行機構主運動的結構數(shù)學模型，及六桿機構尺寸數(shù)據(jù)，利用 MATLAB 強大的數(shù)據(jù)計算功能，建立模型的數(shù)學方程并求解，得出模型的位置方程，其中以曲柄逆時針旋轉為正值，設水平方向是轉角為 0o。在已知各構件質心位置、質量和轉動慣量、原動件均勻角速度 以及構件 5 的切削力 Fr 情況1?下，根據(jù)力平衡和力矩平衡方程編寫程序，經(jīng)計算得出各運動副中的反力及平衡力矩分析線如下圖：1.圖 3.1 為擺桿受到構件 2 和 3 隨曲柄轉角變化的約束反力圖 3.1 擺桿受到的約束反力 F23 和 F34122.圖 3.2 擺桿受到的慣性力矩隨曲柄轉角的變化圖圖 3.2 慣性力矩 M133.2 擺桿的校核根據(jù)約束反力及慣性力矩圖可以看出，當曲柄轉到約 260o 時，擺桿受到的約束反力和慣性力矩都是最大，由于忽略了摩擦、重力等因素，不考慮動態(tài)特性的影響，根據(jù)軸向受力平衡及彎矩平衡， 求得約束反力 的大小與方向，作擺63F桿的受力簡圖如圖：圖 3.4 擺桿受力簡圖13根據(jù)擺桿的受力簡圖，把力分解為沿桿 CD 軸線的分量 FN和垂直于 CD 桿的分量 FV，此時擺桿受到拉伸和彎曲組合變形力的作用，作擺桿 CD 的彎矩圖和軸力圖如下：圖 3.5 擺桿彎矩圖圖 3.6 擺桿所受軸向力由圖 3.5 可以看出在質心位置慣性力矩的大小與模型輸出結果基本吻合。取擺桿材料為 Q235 鋼，經(jīng)查表知[ ]=100Mpa,計算時先不考慮軸向力 FN的作用，?只根據(jù)彎曲強度計算工字鋼，有公式得：W≥ = =12*103 mm3][maxM610*2N?查型鋼表，選取 8 號工字鋼，W=12.83*10 mm ,A=1230㎜ 。選定工字鋼后，2考慮軸力和彎矩的作用，進行強度計算，| |=| |=| |=100.8*106pa=100.8Mpamaxc?AFNmax?362410*.10*3. mN????由結果得知：最大壓應力與許用應力接近相等，故無需重新選擇。14第 4 章 執(zhí)行機構的三維建模及裝配軟件是美國參數(shù)技術公司(簡稱 PTC)開發(fā)的，并于 1988 年推出第一個Eo/Pr版本，其后經(jīng)過 20 多年的改進和發(fā)展，新的技術不斷應用到軟件中，版本逐步更新，目前最新版本的 Creo5.0 包含了三維實體建模、磨具設計、電纜與管道布線、動態(tài)模擬及仿真、有限元分析等等實用模塊，其內(nèi)容涵蓋了產(chǎn)品從概念設計、工業(yè)造型設計、分析計算、工程圖輸出，到生產(chǎn)加工的全部過程。 因其強Eo/Pr大的功能，以及和其他軟件接口的完美兼容性，特別是其提出的參數(shù)化設計、單一數(shù)據(jù)庫等三維設計概念，使 PTC 公司成為三維 CAD/CAE/CAM 領域最優(yōu)秀的公司之一，是該領域里最亮麗的一面旗幟。4.1 六連桿機構的三維建模啟動 5.0 進入工作區(qū)，擊“新建”命令，彈出新建類型對話框，選擇Eo/Pr新建類型為“零件” ，子類型為“實體” ，點擊 命令，在彈出的新文件選項對話框中選擇 ，點擊‘確定’按鈕，在系統(tǒng)新彈出的對話框中，單擊系統(tǒng)界面右側工具欄中的拉伸 按鈕，在拉伸操控板中點擊‘放置’ ，選擇合適的草繪界面，參照和方向選擇默認值，做出零件的草繪圖，擊完成圖標，生成所需要的三維實體。154.1.1 為執(zhí)行部分搖桿機構中擺桿的三維實體建模圖 4.1 擺桿 L 三維造型CD4.1.2 圖 3.2 為六桿機構中連桿的三維實體建模圖 4.2 連桿三維 L 造型DE164.1.3 圖 3.3 為與擺桿配合的滑塊三維實體建模圖 4.3 三維滑塊造型4.1.4 圖 3.4 為主傳動軸上大齒輪的三維實體建模由結構原理知：曲柄 L 連接在大傳動齒輪上，根據(jù)減速機構的傳動比分配AB及齒輪尺寸參數(shù)設計數(shù)據(jù)生成三維模型。17圖 4.4 主傳動軸上大齒輪的三維造型4.2 四桿機構的三維建模牛頭刨床執(zhí)行機構主從運動的連接靠兩個完全相同的齒輪嚙合來傳動，從曲柄搖桿尺寸設計圖 1.3 得知：齒輪的分度圓直徑為 D=280㎜，選取模數(shù) =5，其m三維模型如下。4.2.1 圖 3.5 為曲柄搖桿機構中直齒輪的三維實體建模18圖 4.5 直齒輪的三維造型4.2.2 圖 3.6 為曲柄搖桿機構中連桿的三維實體建模圖 4.6 連桿 L ' '的三維造型BC194.2.3 圖 3.7 為曲柄搖桿機構中搖桿的三維實體建模圖 4.7 搖桿 L ′ ′三維造型CD4.3 執(zhí)行機構的三維裝配根據(jù)前面的數(shù)學模型，利用 Pro/E 的虛擬裝配功能，在組件模式下作出牛頭刨床傳動機構主從運動的裝配模型。裝配設計就是按照一定的順序把各個零件組裝成模型的過程，各零件之間通過一定的裝配約束來連接，從而確定個零件之間的空間關系，常用的裝配連接形式有銷釘連接、圓柱連接、滑動桿連接、平面連接、軸承連接、剛性連接和焊接等。其中傳動輪分別剛性連接在懸臂軸上，兩懸臂軸銷釘連接在箱體上，滑塊與擺桿采用滑動桿連接，滑塊和傳動輪之間采用銷釘連接，連桿和導桿之間同樣采用銷釘連接，搖桿和絲杠之間采用銷釘連接，外嚙合的兩個齒輪采用齒輪副連接。204.3.1 圖 4.8 為牛頭刨床傳動機構的三維裝配建模圖 4.8 牛頭刨床執(zhí)行機構主從運動裝配模型21第 5 章 執(zhí)行機構的運動學仿真打開 Pro/E5.0 軟件，在組件的裝配模式下，打開菜單欄 中的模塊，點擊機構樹中的 按鈕，添加伺服電動機，在伺服電動機定義對話框的輪廓選項中選擇‘速度’ ，給模數(shù) A 賦一固定值，讓軸以固定轉速旋轉；點擊機構樹中的 按鈕，選擇新建，在‘分析定義’對話框‘類型’中選擇‘運動學’ ，然后設置時長、幀頻和幀數(shù)等參數(shù)，點擊‘運行’按鈕，讓機構運動起來，查看運行效果，點擊‘確定’按鈕完成運行，并保存運動結果；點擊右側運動工具條中的 測量按鈕，選擇上一步回放的運動結果文件，點擊按鈕創(chuàng)建新測量，選擇滑枕的頂點作為測量對象，分別測量其位移、速度、加速度分析圖，同時輸出測量結果。5.1 滑枕行程的仿真輸出結果圖 5.1 牛頭刨床滑枕行程隨時間的變化曲線5.2 滑枕速度的仿真輸出結果22圖 5.2 牛頭刨床滑枕速度隨時間的變化曲線5.3 滑枕加速度的仿真輸出結果圖 5.3 牛頭刨床滑枕加速度隨時間的變化曲線23結 論本設計首先根據(jù)經(jīng)驗公式及已知參數(shù)對牛頭刨床六連桿機構的尺寸進行初步的確定，牛頭刨床執(zhí)行機構主從運動有協(xié)調(diào)性要求，在已知六連桿尺寸的基礎上，設計了四連桿機構的尺寸，并對部分桿件進行強度計算校核。然后運用 Pro/E 軟件進行了主從機構的三維建模和裝配，并進行運動協(xié)調(diào)性仿真，得出主要結論如下：（1） 通過 Pro/E 軟件對機構的運動仿真輸出的圖像可以看出：牛頭刨床滑枕的行程長度滿足要求，工作行程時時間長、速度慢、較平穩(wěn)，加速度值較?。换爻虝r速度快、加速度較大，滿足行程速比要求。（2） 運用作圖法分析牛頭刨床執(zhí)行機構的運動狀況，特別是加上從機構的協(xié)調(diào)運動時，過程復雜繁瑣，且準確率低，不直觀，從以上分析可知，運用Pro/E 軟件進行運動仿真，具有很大的優(yōu)越性，不僅可以直觀地看清楚機構的造型和裝配關系，而且使整個仿真過程更精確，更直觀，可視化程度高。（3） 在 Pro/E 裝配環(huán)境下，可以對組件進行直觀的干涉檢驗，可以幫助設計人員及時查漏，提高了工作效率，節(jié)省了大量的人力物力。（4） 根據(jù)運動仿真輸出的圖像和數(shù)據(jù)，方便設計人員對牛頭刨床機構運動進行優(yōu)化設計，使其快速高效地設計出理想的機構。（5）在使用 Pro/E 軟件進行裝配和仿真時發(fā)現(xiàn)，雖然此款軟件在數(shù)據(jù)庫，和參數(shù)化設計等方面具有無與倫比的優(yōu)勢，但它并不是萬能的，有好多東西仿真不出來，例如棘輪和棘爪的配合就無法做出來，缺少接觸副等連接，其功能也受到很大的限制。要想出色的設計出符合要求的、完美的機構，還需和其他軟件配合，這樣取長補短，優(yōu)勢互補，才能發(fā)揮其強度的功能。（6） 本次設計運用 Pro/E 軟件中的仿真模塊，只是仿真了牛頭刨床執(zhí)行機構的運動學分析，機構中的重力、摩擦力、機構的作用反力等都沒有考慮進去。要想精確的分析出機構的動力學結構，還需要和專門的有限元軟件結合使用。0謝 辭首先，我要深深地感謝我的指導老師張莉潔老師，在這半年的學習中，張老師為我們無私的奉獻了她個人寶貴的業(yè)余時間，并給予了我很多熱心的鼓舞和支持。本論文正式在張老師的悉心指導下完成的。無論是在論文選題、搜集數(shù)據(jù)還是在理論研究方面，張老師全程參與，悉心指導，幫我們找出錯誤，解決了我們遇到的一系列問題，提出了好多寶貴的意見，傾注了很多心血。張老師嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度，淵博的知識，虛懷若谷的品格給我留下了深刻的印象，使我受益終生。其次，我要感謝給予我無私幫助的常云鵬老師，在設計過程中，每當我在軟件方面遇到困難向常老師咨詢時，常老師都是一絲不茍的解答我的疑惑，無論是在電話里聊，還是面談中，常老師循序漸進的教導給了我很大的啟發(fā)，更令人動容的是，當我的軟件出現(xiàn)問題時，常老師親自找到她代的學生幫我解決問題。常老師無私的品格，淵博的專業(yè)知識是我學習的榜樣。最后，感謝我的小組成員賈亞洲同學和沈金星同學對我的鼓舞和鞭策，在畢業(yè)設計的整個過程中，我們密切配合，團結合作，他們倆不僅是我學習上的幫手，更是我生活上的摯友。認識你們是我人生最大的財富，衷心地謝謝你們！參考文獻[1] 濮良貴，陳定國,吳李延. 機械設計. 北京: 高等教育出版社 , 2013 1[2] 孫恒, 陳作模，葛文杰. 機械原理. 北京: 高等教育出版社 , 2010[3] 張繼春,徐斌 , 林波. Pro/ENGINEER Wildfire 結構分析. 北京: 機械工業(yè)出版社, 2005[4] 齊從謙,甘圪,王世蘭. Pro/E 野火 5.0 產(chǎn)品造型設計與機構運動仿真.北京: 中國電力出版社，2010[5] 邱會朋，杜貴明.Pro/E 產(chǎn)品現(xiàn)代設計方法與實例精解 .北京: 清華大學出版社, 2009[6] 劉鴻文.材料力學Ⅰ.北京:高等教育出版社,2010[7] 趙玉成,頓文濤,李勉,滕紅麗,谷小青,馬斌強,袁超.基于 Pro/E 的牛頭刨床六桿機構的動態(tài)仿真分析. 河南省農(nóng)業(yè)機械試驗鑒定站,鄭州,2013 [8] 馬成習. 基于 Pro/E 的牛頭刨床運動機構建模及其運動仿真分析 . 機械設計與制造期刊, 1001- 3997 , 2008[9] 周琦. 基于虛擬樣機技術的牛頭刨床搖桿機構設計研究 [碩士學位論文]. 江蘇大學,2012[10] 張義民,黃賢振,賀向東. 不完全概率信息牛頭刨床機構運動精度可靠性穩(wěn)健設計.機械工程學報,DOI ：10.3901/JME，2009[11] 何銘新,錢可強,徐茂祖.機械制圖.北京: 高等教育出版社 , 2013[12] 郭仁生.基于 MATLAB 和 Pro/ENGINEER 優(yōu)化設計實例解析.北京：機械工業(yè)出版社,2007[13] 劉衛(wèi)國.MATLAB 程序設計教程.北京：中國水利水電出版社 ,2010[14] 張建樹,孫秀泉,張正軍.理論力學.北京：高等教育出版社,2010[15] 徐灝，邱宣懷，蔡春源，汪愷，徐俊.機械設計手冊第三卷.北京：機械工業(yè)出版社，1991洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文）任務書 填表時間： 年 月 日 （指導教師填表）學生姓名 賀海南 專業(yè)班級 B110206 指導教師 張莉潔 課題類型 工程設計題目 牛頭刨床執(zhí)行機構及部件設計主要研究目標(或研究內(nèi)容 )(1) 了解牛頭刨床的結構組成和工作原理。(2) 設計牛頭刨床執(zhí)行機構，確定主、從運動機構方案，保證刨刀和工作臺進給運動協(xié)調(diào)性；進行執(zhí)行機構零部件設計。(3) 運用 PRO/E 軟件對牛頭刨床進行三維樣機設計，并進行零件圖繪制。課題要求、主要任務及數(shù)量(1) 確定各執(zhí)行機構方案并設計，滿足行程速比系數(shù) K 和行程范圍等，并實現(xiàn)各部分合理的運動協(xié)調(diào)性。進行運動、力分析，計算零件受載荷大小和特性。 (2) 以受力分析結果為載荷計算依據(jù)，通過強度計算進行各部分零部件設計，對刨頭、滑枕、及工作臺進給等執(zhí)行零部件進行結構設計，并確定結構尺寸。(3) 英文翻譯一篇、撰寫 12000 字左右的畢業(yè)設計論文。進度計劃第 3-4 周：調(diào)研、收集資料,完成開題報告。第 5 周：進行機構選型，確定執(zhí)行機構的結構方案。第 6-7 周：對執(zhí)行機構進行設計，滿足行程速比系數(shù)、工作行程等。采用PRO/E 三維建模進行運動協(xié)調(diào)分析。進行運動、力分析，計算零件受到的載荷。第 8-9 周：對執(zhí)行機構零部件進行強度計算，確定零件結構參數(shù)尺寸。第 10-11 周：進行零部件結構設計，繪制執(zhí)行部件裝配圖。第 12-13 周：進行 PRO/E 三維樣機設計，同時繪制執(zhí)行部分零部件圖紙。第 14 周：完成論文初稿。第 15-16 周：修改畢業(yè)論文，定稿、打印。第 17 周：畢業(yè)答辯。主要參考文獻(1) 具備專用設計資料：《機床設計手冊》 、 《牛頭刨床產(chǎn)品目錄》 、 《機械設計手冊》 ；(2) 配備設計分析軟件：(1) PRO/E 三維設計軟件一套； (2) CAD 制圖軟件一套；(3) 牛頭刨床樣機（實訓中心指導） 。指導教師簽字： 系主任簽字： 年 月 日 畢 業(yè) 設 計（論 文） 題目 牛頭刨床執(zhí)行機構及部件設計 姓 名 院 （部）專 業(yè) 指導教師 牛頭刨床工作展望牛頭刨床為完成工作：1.本次設計牛頭刨床的工作臺只能實現(xiàn)前后移動，未能實現(xiàn)上下移動，還缺少一個錐齒輪傳動裝置；2.牛頭刨床執(zhí)行機構主從運動的協(xié)調(diào)運動的連接是通過齒輪連接實現(xiàn)的，其存在不少誤差，運行精度不高，改善建議：使用凸輪機構來實現(xiàn)；3.棘輪機構的運動仿真只是大致模擬了運動的協(xié)調(diào)性，并未真正實現(xiàn)棘輪和棘爪的運動分離和運動連接，改善意見：在 pro/E 中使用凸輪連接來模擬其運動，其中把分離系數(shù)設置 1；或者在 Adams 軟件中使用接觸副來實現(xiàn)；4.本次設計滑枕的工作行程是固定的，改善意見：主運動所在的軸設計為空心軸，在與其上連接的大齒輪添加 1 錐齒輪連接裝置，用來改變六連桿機構中的曲柄長度，以改變行程。5.本次設計工作臺起始位置調(diào)節(jié)的仿真并未作出，改善意見：添加 1 錐齒輪傳動裝置。6.本次設計并未添加刀架裝置。牛頭刨床執(zhí)行機構及部件設計摘 要本論文首先介紹了牛頭刨床的工作原理，在滿足運動協(xié)調(diào)的條件下，設計了刨床機構系統(tǒng)的運動尺寸，然后運用 PRO/E 軟件對牛頭刨床主要結構進行三維實體建模并裝配，并通過該軟件對牛頭刨床機構的運動協(xié)調(diào)性進行仿真，進一步得出滑枕的位移、速度、和加速度隨時間的變化曲線,從而驗證牛頭刨床機構系統(tǒng)運動尺寸的合理性。其次，根據(jù) MATLAB 軟件對刨床主運動仿真得出的受力分析結果，對部分桿件進行強度計算校核。關鍵詞：牛頭刨床，協(xié)調(diào)運動，PRO/E，建模，運動仿真，校核IThe Actuator And Component Design Of ShaperABSTRACTThe working principle of shaping machine were introduced simply,the master-slave motion mechanism of shaper must meet its coordination , using Pro/ENGINEER ,the 3D solid model and assembly of the kinematic Mechanism in shaping machine were made,using Pro/ENGINEER software in the coordination of various institutions module for shaping machine movement simulation,the relation curves that displacement,velocity,and acceleration varies with time are obtained.According to stress analysis was carried out on the part of the bar intensity .KEY WORDS: shaping,coordinated movement,Pro/E,modeling,motion simulationII目 錄前 言 .1第 1 章 確定執(zhí)行機構主從運動尺寸 .31.1 確定六連桿機構的尺寸 .31.2 確定執(zhí)行機構運動循環(huán)圖 .41.3 棘輪機構的設計 51.4 確定曲柄搖桿機構的尺寸 .5第 2 章 執(zhí)行部分主傳動軸的設計及校核 .72.1 軸設計的簡介 .72.2 設計前的數(shù)據(jù)準備 .72.2.1 計算傳動主軸的功率 P、轉速 n 和轉矩 T.72.2.2 求作用在齒輪上的力 .82.2.3 初步確定軸的最小直徑及長度 .82.3 軸的結構設計 .82.3.1 擬定軸上零件的裝配方案 .82.3.2 確定軸的各段長度和直徑 .92.3.3 求軸上的載荷 .92.4 按彎扭合成應力校核軸的強度 .10第 3 章 擺桿的強度校核 .123.1 擺桿的力學分析 .123.2 擺桿的校核 .13第 4 章 執(zhí)行機構的三維建模及裝配 .154.1 六連桿機構的三維建模 .154.1.1 為執(zhí)行部分搖桿機構中擺桿的三維實體建模 .164.1.2 圖 3.2 為六桿機構中連桿的三維實體建模 164.1.3 圖 3.3 為與擺桿配合的滑塊三維實體建模 174.1.4 圖 3.4 為主傳動軸上大齒輪的三維實體建模 174.2 四桿機構的三維建模 .184.2.1 圖 3.5 為曲柄搖桿機構中直齒輪的三維實體建模 184.2.2 圖 3.6 為曲柄搖桿機構中連桿的三維實體建模 19III4.2.3 圖 3.7 為曲柄搖桿機構中搖桿的三維實體建模 204.3 執(zhí)行機構的三維裝配 .204.3.1 圖 4.8 為牛頭刨床傳動機構的三維裝配建模 21第 5 章 執(zhí)行機構的運動學仿真 .225.1 滑枕行程的仿真輸出結果 .225.2 滑枕速度的仿真輸出結果 .235.3 滑枕加速度的仿真輸出結果 .23結 論 .24謝 辭 .26參考文獻 .27外文資料翻譯 .280前 言牛頭刨床是最早應用在生產(chǎn)實際中的金屬切削機床之一。機床的技術水平直接影響到它所加工零件的產(chǎn)品質量。制造業(yè)是一個國家的現(xiàn)代化的源動力，是一個國家經(jīng)濟的支柱，是一個國家實現(xiàn)工業(yè)化之本，而評價一個國家制造業(yè)的高低，首先取決于工作母機的加工質量，也就是說機床的技術水平直接影響到制造業(yè)。刨床因其結構簡單，造價低廉，相對其他機床來說，其加工平面的效率很高，所以一直到現(xiàn)在其在工廠的加工應用很廣泛。近年來隨著電子技術的發(fā)展，牛頭刨床迎來了新時代，各種類型的刨床相繼研發(fā)出來，其類型主要由機械牛頭刨床，液壓牛頭刨床，數(shù)控牛頭刨床，等。每種類型的牛頭刨床都有其自身的特點和加工優(yōu)勢，但與國外同種類型的的牛頭刨床相比，我國的牛頭刨床的技術水平在某些方面仍然很有限，其加工精度與和效率與國外的機床相比還有一定的差距，很多核心技術還沒有完全國產(chǎn)化。在提高技術方面，我國的科研人員還需奮起直追，要走很長的路。通過對傳統(tǒng)牛頭刨床基礎機構的研究，加深了對刨床運動機構的運動特性和力學特性的理解，從而為研究高精度的牛頭刨床打下基礎。1.國外的研究狀況牛頭刨床在國外應用比較早，所以研究也更深入。隨著計算機技術的發(fā)展使得數(shù)控技術蓬勃發(fā)展，數(shù)控刨床完全靠程序控制，調(diào)整時只需改變程序即可，無需人的參與，因此適應性更強，加工范圍更廣，生產(chǎn)效率更高。國外各種數(shù)控刨床的類型非常齊全，加工精度高，因此廣泛應用于各種柔性自動化生產(chǎn)線中。2.我國的研究狀況我國最早的牛頭刨床是 60 年代從蘇聯(lián)引進的，隨著工業(yè)加工技術的發(fā)展，傳統(tǒng)機械牛頭刨床加工出零件的精度，已遠遠不能滿足產(chǎn)品在裝配精度和產(chǎn)量上的要求，近年來我國牛頭刨床的研究形勢喜人，碩果累累，不同類型的刨床相繼研發(fā)出來，數(shù)控伺服系統(tǒng)也應用其中。例如雙向數(shù)控曲面刨床，它既不像牛頭刨床，由不像傳統(tǒng)的龍門刨床，工作時刀具在雙向往復的切削曲面零件，這種刨床徹底顛覆了我們對傳統(tǒng)刨床的認識，開創(chuàng)了刨床的新時代。但是和國外同種類型的刨床相比，我國的刨床在穩(wěn)定性、效率和加工精度方面還有欠缺。因此，應用新興的先進技術改造在線設備，優(yōu)化結構設計勢在必行。1通過查閱資料及在實訓中心參觀現(xiàn)有的刨床，確定了牛頭刨床的工作原理為：滑枕帶動刨頭作往復直線切削運動，和工作臺做間歇直線進給運動來實現(xiàn)平面的切削加工。工作臺的間歇送進運動與刨頭的往復切削運動必須協(xié)調(diào)配合，工作臺的送進應在刀具非切削時間內(nèi)進行，其余時間保持不動。牛頭刨床主要由床身、滑枕、刀架、工作臺、和橫梁等部分組成。其中床身用來支撐和連接刨床的各個部件，滑枕在其頂面的導軌上作往復直線運動，橫梁在其側面的豎直導軌上作升降運動。床身內(nèi)部裝的變速機構用來改變滑枕的往復運動的速度，擺桿機構則是通過改變曲柄的長短來改變滑枕的行程長度。滑枕主要的作用是用來帶動刨刀作直線往復運動（即主運動） 。滑枕前端裝有刀架，內(nèi)部裝有絲杠螺母傳動裝置，可用來改變刨刀相對工件的往復行程位置。刀架的作用是夾持刀具， ，同時帶動刨刀作進給運動。刨刀安裝在刀架上，在回程時，刨刀可繞 A 軸自由上抬，減少了刀具和工件的摩擦。工作臺用來安裝工件，其臺面上的 T 型槽可穿入螺栓來裝夾工件或夾具，工作臺可隨橫梁在床身的垂直導軌上作上下調(diào)整，同時也可在橫梁的水平導軌上作水平方向移動和間歇的進給運動。根據(jù)要求及給出的數(shù)據(jù)參數(shù)確定牛頭刨床六連桿機構的基本尺寸數(shù)據(jù)，由于執(zhí)行機構有協(xié)調(diào)性運動關系，設計出從運動四連桿的尺寸及形狀，且要滿足其強度要求，應用 Pro/E 軟件中的仿真模塊對其進行三維建模和仿真，根據(jù)仿真結果修改相應的尺寸，優(yōu)化結構設計，直至滿足要求。2第 1 章 確定執(zhí)行機構主從運動尺寸1.1 確定六連桿機構的尺寸牛頭刨床六桿機構的運動數(shù)學模型如下圖 1。1 所示，其中曲柄 1 位原動件，動力提供經(jīng)由齒輪減速機構傳遞過來，各連桿的結構尺寸的確定如下：圖 1.1 六桿機構簡圖由已知條件 n1=60 str/min H=650 K=1.7 Fr=9000N 得：極為夾角 =180（k-1/(k+1)=46.7°?由公式知導桿長度 =H/2 =820㎜CDL)2/sin(?取 / =0.6 A則 =492㎜曲柄 L 在極限位置時 / =BABC)/(?SIN則 =195㎜3連桿 與滑枕夾角去 25° 得DEL=H/2 =360㎜DEL)25(?COS又由三角函數(shù)知=890㎜E1.2 確定執(zhí)行機構運動循環(huán)圖設擺桿 L 在右極限位置時，曲柄 開始轉動，其轉角為 0°，且逆時針CDABL位正。由運動協(xié)調(diào)關系知：滑枕在工作行程時即曲柄 在（0°－226.7°）內(nèi)AB轉動時，工作臺靜止，當滑枕回程時，工作臺必須在曲柄 在（226.7°L－360°）內(nèi)轉動時完成進給，設工作臺在 240°時開始進給，刀具在切削前后各有一段約 0.05H 的空刀距離，其運動循環(huán)圖如圖 1.2。圖 1.2 機構運動循環(huán)圖1.3 棘輪機構的設計進給棘輪的齒數(shù) Z 可根據(jù)工作臺的最小進給量 和所選擇的絲杠導程予min2f4以確定，取絲杠導程 P=6㎜ 又 =0.3㎜ =1.8㎜ min2f ax2f則棘輪齒數(shù) Z=P/ =20 進給機構中曲柄搖桿機構的擺角 可以根據(jù)工作臺的最大進給量確定，棘輪?所撥過的最多齒數(shù) Z'= / =6ax2finf則擺桿擺角 =360°/20*z'=108°選取棘輪的模數(shù) =2m則棘輪外徑 D =m*z=80棘1.4 確定曲柄搖桿機構的尺寸由運動循環(huán)圖 1.2 可知，主軸曲柄在（0o～240o）轉動時工作臺不動，主軸曲柄在（240o～360o）轉動時，工作臺移動，即曲柄搖桿機構在（240o～360o）時急回，則其極位夾角 θ'=240o-180o=60o，行程速比系數(shù) K'= =2。'180????顯然搖桿長度應大于棘輪半徑，即 L ' 'D /2CD棘取搖桿 L ' '=250㎜又因擺桿 L 在左極限位置時 =325㎜，所以主從機構的兩主軸不應距CD2/H離太近，取 =470㎜。根據(jù)急回運動的要求設計從運動四桿機構，利用機構在極限位置時的幾何關系作圖 1.3,其中圖中 A、C 是圖 1.1 六桿機構中的一部分。根據(jù)搖桿長度 LC'D'及擺角 作出搖桿的兩極位 ' '及 ' '，分別作 '?1D2CC' '和∠ ' 'P=90o-θ'=30°， ' 與 ' 交于點 P；作△ ' 'M?1C2121M2N12的外接圓，在圓上任意一點 A'都滿足 ∠ ' ' '=60°，連接 ',取12AL '=280㎜ ，再連接直線 ' '與 ' '，故鉸鏈 A'的位置已確定。AC1由幾何關系知：L ' '=L ' '＋L ' '=471.91㎜2BL ' '=L ' '－L ' '=220.54㎜A1A求得四連桿的結構尺寸為：L ' '=228㎜ DL ' '=250㎜CL ' '=343㎜ B5L ' '' =125㎜AB且 L ' '＋L ' 'L ' '＋L ' ' CDBC滿足桿長條件。圖 1.3 曲柄搖桿的極限位置圖第 2 章 執(zhí)行部分主傳動軸的設計及校核2.1 軸設計的簡介6軸的設計主要包括結構設計和工作能力校核兩方面的內(nèi)容。軸的結構設計首先要考慮到軸上零件的安裝、定位，還需考慮軸的材料和制造工藝，合理地確定軸的結構形式和尺寸。如果軸的結構設計不合理，不僅會增加軸上零件安裝定位的難度，還會對整個組件的工作能力造成影響，從而會降低軸和軸上安裝定位零件的壽命，增加成本，使機床的整體性價比降低。軸的工作能力的校核，是指對軸進行強度、剛度和震動穩(wěn)定性等方面的計算。大多數(shù)情況下軸的工作能力取決于軸的強度，這時只需進行軸的強度計算，以防斷裂和塑性變形，對于高速旋轉的軸，不僅需要進行強度校核，還需考慮其工作時震動的穩(wěn)定性，進行震動穩(wěn)定性校核，以防發(fā)生共振。2.2 設計前的數(shù)據(jù)準備2.2.1 計算傳動主軸的功率 P、轉速 n 和轉矩 T根據(jù)牛頭刨床刨頭每分鐘的往復次數(shù)為 n1=60str/min 可知，n=n1=60r/min又根據(jù)前面減速機構的傳動方案設計、電動機的選擇得出傳到執(zhí)行主軸的功率為P=2.323kW 于是T=9550000 =9550000* N.㎜≈369744N .㎜nP60322.2.2 求作用在齒輪上的力已知低速級圓柱斜齒輪的分度圓直徑為d2=mZ2=4*131=524mm 則Ft= =1411 N2TFr=Ft =1411* =529 N??cosan?68.13cos20tanFa=Fttanβ=1411*tan13.686°=345 N72.2.3 初步確定軸的最小直徑及長度選取軸的材料為 45 鋼，調(diào)質處理。由查手冊取 A0=112，于是得dmin=A0 =112* =37.9㎜3np3602.當軸截面上開有鍵槽時，為了抵消鍵槽對軸的強度的削弱，應根據(jù)鍵槽的個數(shù)適當增加軸徑。查得相關規(guī)定得知：有兩個鍵槽時，應增大 10%~15%。此軸有兩個鍵槽，取 d Ⅰ-Ⅱ =44㎜應為此處安裝斜大圓柱齒輪，取該段長度 LⅠ-Ⅱ =56㎜2.3 軸的結構設計2.3.1 擬定軸上零件的裝配方案根據(jù)軸上零件裝配定位的要求作出走的裝配圖如下：圖 2.1 軸的結構和裝配2.3.2 確定軸的各段長度和直徑1. 為了滿足斜圓柱齒輪的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，又Ⅱ-Ⅲ軸段上裝軸承， 由軸上零件的裝配方案知，軸承同時受到了徑向和軸向的作用力，故選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) dⅠ-Ⅱ =44㎜，查標準軸承產(chǎn)品目錄 ，初步選取 0 基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承 30212，其尺寸為 d*D*T=60㎜*110㎜*23.75㎜,故查表取 dⅡ-Ⅲ =60㎜，而 LⅡ-Ⅲ =70㎜。由定位方案知：左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得 30212型軸承的定位軸肩高度 h=8㎜，因此取 dⅢ-Ⅳ =76㎜，根據(jù)設計要求軸環(huán)寬度要b≧1.4h,取 LⅢ-Ⅳ =12㎜。82. 因考慮到潤滑的作用，中間軸的直徑應該小一些，取 dⅣ-Ⅴ =72㎜，L Ⅳ-Ⅴ =70㎜；剩余段還要安裝滾動軸承，因為軸承相同，所以取 dⅤ-Ⅵ =76㎜,L Ⅲ-Ⅳ =12㎜；d Ⅵ-Ⅶ =60㎜，L Ⅵ-Ⅶ =200㎜；在軸端最右端安裝一個齒輪取 LⅦ-Ⅷ =28㎜，dⅦ-Ⅷ =44㎜。3. 軸向零件的周向定位齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 dⅠ-Ⅱ 由查表得平鍵截面 b*h=12*8,根據(jù)齒輪寬度 B=56㎜，取平鍵長度為 44㎜，按 dⅥ-Ⅶ 由查表平鍵截面 b*h=12*8,鍵槽用專用鍵槽銑刀洗削加工，由和它配合的齒輪寬度 B=28㎜，取鍵槽長度為24㎜。滾動軸承與軸的軸向定位是由過度配合來保證的。2.3.3 求軸上的載荷根據(jù)軸的結構和裝配圖（圖 5.1）做軸的計算簡圖如圖 5.2 。由于軸承選用的是圓錐滾子軸承，其軸端支點不在軸承的中心位置時，應從手冊查取?值。對于 30212 型圓錐滾子軸承，由手冊中查得?=22㎜。根據(jù)軸的機構尺寸及裝配關系得：軸的支撐跨距 L=110㎜+12㎜+12㎜+1.75*2㎜=137.5㎜。由軸的計算簡圖做軸的彎矩圖和扭矩圖見圖 5.2 ：9圖 2.2 軸的載荷分析圖從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面Ⅵ是軸危險截面。現(xiàn)將計算出的截面Ⅵ處的 MH、M V、及 M 的值列于下表。表 5-1載荷 水平面 H 垂直面 V支反力FFNH1=-4134N,FNH2=5334N FNV1=1020N,FNV2=470N彎矩 M MNH1=149919N·㎜,M NH2=224494N·㎜MV1=146596N·㎜,M V2=79084N·㎜總彎矩 M1= =209680N·㎜2214659?M2= =238016N·㎜708扭矩 T T=369744N·㎜2.4 按彎扭合成應力校核軸的強度10根據(jù)分析得知，此軸處于減速機構的末端，考慮到工作需要及設計要求，此軸轉速不是太高，屬于低速旋轉的軸，只需進行軸的強度計算。校核時，通常只校核最大危險截面的強度。根據(jù)公式及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取 ?=0.6，軸的計算應力為=ca?WTM232)(?根據(jù)危險截面軸的形狀由查表得知：W≈ 31.0d故 = =15.1MPaca?T22)(??前已選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質處理，由表查得[ ]=60MPa。因此 [1??ca?]，故安全。1??11第 3 章 擺桿的強度校核3.1 擺桿的力學分析根據(jù)圖 1.1 所建立的執(zhí)行機構主運動的結構數(shù)學模型，及六桿機構尺寸數(shù)據(jù)，利用 MATLAB 強大的數(shù)據(jù)計算功能，建立模型的數(shù)學方程并求解，得出模型的位置方程，其中以曲柄逆時針旋轉為正值，設水平方向是轉角為 0o。在已知各構件質心位置、質量和轉動慣量、原動件均勻角速度 以及構件 5 的切削力 Fr 情況1?下，根據(jù)力平衡和力矩平衡方程編寫程序，經(jīng)計算得出各運動副中的反力及平衡力矩分析線如下圖：1.圖 3.1 為擺桿受到構件 2 和 3 隨曲柄轉角變化的約束反力圖 3.1 擺桿受到的約束反力 F23 和 F34122.圖 3.2 擺桿受到的慣性力矩隨曲柄轉角的變化圖圖 3.2 慣性力矩 M133.2 擺桿的校核根據(jù)約束反力及慣性力矩圖可以看出，當曲柄轉到約 260o 時，擺桿受到的約束反力和慣性力矩都是最大，由于忽略了摩擦、重力等因素，不考慮動態(tài)特性的影響，根據(jù)軸向受力平衡及彎矩平衡， 求得約束反力 的大小與方向，作擺63F桿的受力簡圖如圖：圖 3.4 擺桿受力簡圖13根據(jù)擺桿的受力簡圖，把力分解為沿桿 CD 軸線的分量 FN和垂直于 CD 桿的分量 FV，此時擺桿受到拉伸和彎曲組合變形力的作用，作擺桿 CD 的彎矩圖和軸力圖如下：圖 3.5 擺桿彎矩圖圖 3.6 擺桿所受軸向力由圖 3.5 可以看出在質心位置慣性力矩的大小與模型輸出結果基本吻合。取擺桿材料為 Q235 鋼，經(jīng)查表知[ ]=100Mpa,計算時先不考慮軸向力 FN的作用，?只根據(jù)彎曲強度計算工字鋼，有公式得：W≥ = =12*103 mm3][maxM610*2N?查型鋼表，選取 8 號工字鋼，W=12.83*10 mm ,A=1230㎜ 。選定工字鋼后，2考慮軸力和彎矩的作用，進行強度計算，| |=| |=| |=100.8*106pa=100.8Mpamaxc?AFNmax?362410*.10*3. mN????由結果得知：最大壓應力與許用應力接近相等，故無需重新選擇。14第 4 章 執(zhí)行機構的三維建模及裝配軟件是美國參數(shù)技術公司(簡稱 PTC)開發(fā)的，并于 1988 年推出第一個Eo/Pr版本，其后經(jīng)過 20 多年的改進和發(fā)展，新的技術不斷應用到軟件中，版本逐步更新，目前最新版本的 Creo5.0 包含了三維實體建模、磨具設計、電纜與管道布線、動態(tài)模擬及仿真、有限元分析等等實用模塊，其內(nèi)容涵蓋了產(chǎn)品從概念設計、工業(yè)造型設計、分析計算、工程圖輸出，到生產(chǎn)加工的全部過程。 因其強Eo/Pr大的功能，以及和其他軟件接口的完美兼容性，特別是其提出的參數(shù)化設計、單一數(shù)據(jù)庫等三維設計概念，使 PTC 公司成為三維 CAD/CAE/CAM 領域最優(yōu)秀的公司之一，是該領域里最亮麗的一面旗幟。4.1 六連桿機構的三維建模啟動 5.0 進入工作區(qū)，擊“新建”命令，彈出新建類型對話框，選擇Eo/Pr新建類型為“零件” ，子類型為“實體” ，點擊 命令，在彈出的新文件選項對話框中選擇 ，點擊‘確定’按鈕，在系統(tǒng)新彈出的對話框中，單擊系統(tǒng)界面右側工具欄中的拉伸 按鈕，在拉伸操控板中點擊‘放置’ ，選擇合適的草繪界面，參照和方向選擇默認值，做出零件的草繪圖，擊完成圖標，生成所需要的三維實體。154.1.1 為執(zhí)行部分搖桿機構中擺桿的三維實體建模圖 4.1 擺桿 L 三維造型CD4.1.2 圖 3.2 為六桿機構中連桿的三維實體建模圖 4.2 連桿三維 L 造型DE164.1.3 圖 3.3 為與擺桿配合的滑塊三維實體建模圖 4.3 三維滑塊造型4.1.4 圖 3.4 為主傳動軸上大齒輪的三維實體建模由結構原理知：曲柄 L 連接在大傳動齒輪上，根據(jù)減速機構的傳動比分配AB及齒輪尺寸參數(shù)設計數(shù)據(jù)生成三維模型。17圖 4.4 主傳動軸上大齒輪的三維造型4.2 四桿機構的三維建模牛頭刨床執(zhí)行機構主從運動的連接靠兩個完全相同的齒輪嚙合來傳動，從曲柄搖桿尺寸設計圖 1.3 得知：齒輪的分度圓直徑為 D=280㎜，選取模數(shù) =5，其m三維模型如下。4.2.1 圖 3.5 為曲柄搖桿機構中直齒輪的三維實體建模18圖 4.5 直齒輪的三維造型4.2.2 圖 3.6 為曲柄搖桿機構中連桿的三維實體建模圖 4.6 連桿 L ' '的三維造型BC194.2.3 圖 3.7 為曲柄搖桿機構中搖桿的三維實體建模圖 4.7 搖桿 L ′ ′三維造型CD4.3 執(zhí)行機構的三維裝配根據(jù)前面的數(shù)學模型，利用 Pro/E 的虛擬裝配功能，在組件模式下作出牛頭刨床傳動機構主從運動的裝配模型。裝配設計就是按照一定的順序把各個零件組裝成模型的過程，各零件之間通過一定的裝配約束來連接，從而確定個零件之間的空間關系，常用的裝配連接形式有銷釘連接、圓柱連接、滑動桿連接、平面連接、軸承連接、剛性連接和焊接等。其中傳動輪分別剛性連接在懸臂軸上，兩懸臂軸銷釘連接在箱體上，滑塊與擺桿采用滑動桿連接，滑塊和傳動輪之間采用銷釘連接，連桿和導桿之間同樣采用銷釘連接，搖桿和絲杠之間采用銷釘連接，外嚙合的兩個齒輪采用齒輪副連接。204.3.1 圖 4.8 為牛頭刨床傳動機構的三維裝配建模圖 4.8 牛頭刨床執(zhí)行機構主從運動裝配模型21第 5 章 執(zhí)行機構的運動學仿真打開 Pro/E5.0 軟件，在組件的裝配模式下，打開菜單欄 中的模塊，點擊機構樹中的 按鈕，添加伺服電動機，在伺服電動機定義對話框的輪廓選項中選擇‘速度’ ，給模數(shù) A 賦一固定值，讓軸以固定轉速旋轉；點擊機構樹中的 按鈕，選擇新建，在‘分析定義’對話框‘類型’中選擇‘運動學’ ，然后設置時長、幀頻和幀數(shù)等參數(shù)，點擊‘運行’按鈕，讓機構運動起來，查看運行效果，點擊‘確定’按鈕完成運行，并保存運動結果；點擊右側運動工具條中的 測量按鈕，選擇上一步回放的運動結果文件，點擊按鈕創(chuàng)建新測量，選擇滑枕的頂點作為測量對象，分別測量其位移、速度、加速度分析圖，同時輸出測量結果。5.1 滑枕行程的仿真輸出結果圖 5.1 牛頭刨床滑枕行程隨時間的變化曲線5.2 滑枕速度的仿真輸出結果22圖 5.2 牛頭刨床滑枕速度隨時間的變化曲線5.3 滑枕加速度的仿真輸出結果圖 5.3 牛頭刨床滑枕加速度隨時間的變化曲線23結 論本設計首先根據(jù)經(jīng)驗公式及已知參數(shù)對牛頭刨床六連桿機構的尺寸進行初步的確定，牛頭刨床執(zhí)行機構主從運動有協(xié)調(diào)性要求，在已知六連桿尺寸的基礎上，設計了四連桿機構的尺寸，并對部分桿件進行強度計算校核。然后運用 Pro/E 軟件進行了主從機構的三維建模和裝配，并進行運動協(xié)調(diào)性仿真，得出主要結論如下：（1） 通過 Pro/E 軟件對機構的運動仿真輸出的圖像可以看出：牛頭刨床滑枕的行程長度滿足要求，工作行程時時間長、速度慢、較平穩(wěn)，加速度值較??；回程時速度快、加速度較大，滿足行程速比要求。（2） 運用作圖法分析牛頭刨床執(zhí)行機構的運動狀況，特別是加上從機構的協(xié)調(diào)運動時，過程復雜繁瑣，且準確率低，不直觀，從以上分析可知，運用Pro/E 軟件進行運動仿真，具有很大的優(yōu)越性，不僅可以直觀地看清楚機構的造型和裝配關系，而且使整個仿真過程更精確，更直觀，可視化程度高。（3） 在 Pro/E 裝配環(huán)境下，可以對組件進行直觀的干涉檢驗，可以幫助設計人員及時查漏，提高了工作效率，節(jié)省了大量的人力物力。（4） 根據(jù)運動仿真輸出的圖像和數(shù)據(jù)，方便設計人員對牛頭刨床機構運動進行優(yōu)化設計，使其快速高效地設計出理想的機構。（5）在使用 Pro/E 軟件進行裝配和仿真時發(fā)現(xiàn)，雖然此款軟件在數(shù)據(jù)庫，和參數(shù)化設計等方面具有無與倫比的優(yōu)勢，但它并不是萬能的，有好多東西仿真不出來，例如棘輪和棘爪的配合就無法做出來，缺少接觸副等連接，其功能也受到很大的限制。要想出色的設計出符合要求的、完美的機構，還需和其他軟件配合，這樣取長補短，優(yōu)勢互補，才能發(fā)揮其強度的功能。（6） 本次設計運用 Pro/E 軟件中的仿真模塊，只是仿真了牛頭刨床執(zhí)行機構的運動學分析，機構中的重力、摩擦力、機構的作用反力等都沒有考慮進去。要想精確的分析出機構的動力學結構，還需要和專門的有限元軟件結合使用。0謝 辭首先，我要深深地感謝我的指導老師張莉潔老師，在這半年的學習中，張老師為我們無私的奉獻了她個人寶貴的業(yè)余時間，并給予了我很多熱心的鼓舞和支持。本論文正式在張老師的悉心指導下完成的。無論是在論文選題、搜集數(shù)據(jù)還是在理論研究方面，張老師全程參與，悉心指導，幫我們找出錯誤，解決了我們遇到的一系列問題，提出了好多寶貴的意見，傾注了很多心血。張老師嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度，淵博的知識，虛懷若谷的品格給我留下了深刻的印象，使我受益終生。其次，我要感謝給予我無私幫助的常云鵬老師，在設計過程中，每當我在軟件方面遇到困難向常老師咨詢時，常老師都是一絲不茍的解答我的疑惑，無論是在電話里聊，還是面談中，常老師循序漸進的教導給了我很大的啟發(fā)，更令人動容的是，當我的軟件出現(xiàn)問題時，常老師親自找到她代的學生幫我解決問題。常老師無私的品格，淵博的專業(yè)知識是我學習的榜樣。最后，感謝我的小組成員賈亞洲同學和沈金星同學對我的鼓舞和鞭策，在畢業(yè)設計的整個過程中，我們密切配合，團結合作，他們倆不僅是我學習上的幫手，更是我生活上的摯友。認識你們是我人生最大的財富，衷心地謝謝你們！參考文獻[1] 濮良貴，陳定國,吳李延. 機械設計. 北京: 高等教育出版社 , 2013 1[2] 孫恒, 陳作模，葛文杰. 機械原理. 北京: 高等教育出版社 , 2010[3] 張繼春,徐斌 , 林波. 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