1、插床機構綜合執行、進給及分度機構 Jack機械原理課程設計：目錄 一、概述 二、刀具主運動機構分析設計 三、工作臺進給運動分析設計 四、整機方案 五、建模與仿真 六、總結設計題目簡介： 插床是常用的機械加工設備，用于齒輪、花鍵和槽形零件等的加工。圖示為某插床機構運動方案示意圖。該插床主要由電動機作為原動機，并通過帶轉動、齒輪傳動減速后將動力傳遞給工作機構進行插削加工，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運動方案，進行執行機構的綜合與分析。一、概述設計數據與要求：要求所設計的插床結構緊湊，機械效率高,數據如下：插刀所受阻力曲線設計任務：1.針對

2、圖所示的插床的執行機構（插削機構和送料機構）可行方案， 并在一個原動力下將整個插床機構進行綜合，在插削的同時自動完成進給，繪制機構運動簡圖；2、依據設計要求和已知參數，確定各構件的尺寸和參數；（應有所進行的計算）2.在機械基礎實驗中心機構實驗室搭建所設計的機構模型，檢驗機構簡圖和運動實現程度；（在說明書中應有照片）3.根據插刀所受的阻力變化曲線，在不考慮各處摩擦、其他構件重力和慣性力的條件下，分析曲柄所需的驅動力矩；4.為達到所要求的速度不均勻系數，確定應加的飛輪轉動慣量；5.用軟件（VB、MATLAB、ADAMS或SOLIDWORKS等均可）對設計進行運動仿真，并畫出輸出機構的位移、速度、和

3、加速度線圖。6.編寫說明書。插床整體機構插床整機插床輸出運動二、刀具主運動機構分析設計 1、確定運動形式；由齒輪單向連續轉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、刀具往復次數為30次/min。4、速度不均勻系數為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：雖然結構簡單，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，結構也較為簡單，但是運用凸輪，容易磨損，且不能傳遞較大的作用力，結構中與刀具連接的連桿壓力角大，效率低，耗能大。 方案三：結構簡單，其運動規律簡易，具有急回特性，受力簡單，不

4、出現死點，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，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機構運動規律較為簡易，受力簡單，運動易于控制分析。同時機構的壓力角較小，有利于提高機構受力情況，并且經過分析計算得到該機構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。其次根據題目所給的條件：行程速比系數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，位置3位于b1b2兩端點左邊。 我們假設桿件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，但有刀具的運動情況分析，當刀具在切割的進程是：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生干涉現象，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將會產生較大的力，所以取B1的機構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。我查找了相關的資料。資料：實物圖將資料與題目數據對比： 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 所以設定我們的機構高度為： 1485 mm去除夾刀具位置到地面的距離1000 mm,剩余 485 mm。根據下圖：前面已經算出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.所以根據勾股定理可以得知，只要知道O1O2A1內任意一邊的長度，即可算出全部長度：前面已經得出，插床長度為：1038mm,去除刀頭支承面至床身前壁間距離 364mm ，以及已經計算出的左端的長度150mm,剩余長度為：1038 - 364 - 150 = 52

10、4 mm我們去除機構的厚度以及插床機身厚度，還留一定的空間用于機構組裝等因素，留有104mm的余量，根據上圖機構的幾何關系可算得;A1O1 = (524 - 104)/3=140mm所以: O1O2 = 280 mm ; A1O2 = 242 mm至此關于刀具的主運動機構的各桿件長度已經全部計算完畢：BC = 150 mm ； AB = 392 mm ; BO2 = 150 mm ； AO2 = 242 mmAO1 = 140 mm ; O1O2 = 280mm ; O2H = 150 mm 插床進給運動機構分析與設計插床進給運動機構分析與設計插床進給運動機構分析;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.轉臺的轉動由題目任務可知，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。數據要求如下;速度不均勻系數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。機構圖如下： 經過分析，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，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，使機構方案一那樣復雜。 由于插床機身高度較高，所選擇的機構傳動方案必須能夠實現長距離傳動，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；桿件機構傳動等。齒輪系傳動 會使整個機器結構變得復雜，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 則會產生沖擊，不穩定，而且傳動效率低，并伴隨著很大的噪聲 桿件機構 機構

14、傳動效率高，結構簡單，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，我認為桿件機構更符合題目要求。 通過桿件機構的傳遞后，要將桿件的上下擺動轉化為齒輪的轉動，我在此處運用了棘輪機構（如下圖），之后在通過齒輪機構將運動傳遞給工作臺。凸輪的分析與設計: 先的確定凸輪所需要輸出的運動特性，我們根據題意：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，當刀具運動到進程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中草繪出機構簡圖（為了作圖方便，滑塊以及鉸鏈省略，

15、但并不影響結果），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。由于沒有數據要求，我直接設定基圓直徑為100mm,從動輪直徑為20mm,從動輪位置如圖所示，機構桿件連接方式如圖所示：設定，各桿件長度為：桿12=桿23=60mm,122=223=60 這部分桿件的結構如左圖，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。 桿件長度由已設定和計算出來的;插床機床高為1485mm,在根據幾何關系計算，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，我們設定桿56為60mm. 桿件67與6的位置由棘輪方案來定。凸輪設計：凸輪最高點運動量為10mm,運用等速運動：根據角度與位移的關系可做出下圖：根據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的主要構件。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，而棘輪則用鍵固聯在從動軸上。

17、當主動件搖桿逆時針擺動時，驅動棘爪便插入棘輪的齒槽中，推動棘輪轉過一個角度，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動，而驅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： 設模數為10，數得齒數為12，所以棘輪齒頂圓的直徑為120mm,所以假設線段56長度為60mm.由下圖的幾何關系可知

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M=10，齒數又為12時，P的長度=30mm.所以根據，弧長公式：2r(轉過的角度/360),當轉角一定是，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化出去，再連接到工作臺。計算：設定工作臺運動一次進給量為：0.2mm由公式：0.2=2r(轉過的角度/360)得，r乘上(轉過的角度)=11.45設定半徑為：r=10 mm,轉過的角度為：1.145則，從棘輪處到運動臺最后一個齒輪的轉動比為：30/1.145=26.2倍 工作臺的轉動工作臺的轉動 因為轉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動不利于我們確定具體轉角：因此自動檔部分加裝了一個不完全齒輪，使其做間歇