曲柄滑塊機構課程設計煤巖截割實驗臺刀架移動裝置

遼寧工程技術大學課程設計PAGE13遼寧工程技術大學課程設計題目：煤巖截割實驗臺刀架水平移動裝置設計班級：機械09-4班姓名：王星博指導教師：康曉敏完成日期：2013.1.遼寧工程技術大學課程設計PAGE設計任務書設計內容了解煤巖的截割過程，根據(jù)煤巖截割實驗臺的工作原理，設計刀架水平移動裝置二、上交材料三、進度安排(參考)四、指導教師評語成績：指導教師日期

摘要本次課程設計，是要求我通過設計一水品移動裝置，實現(xiàn)煤巖截割實驗臺刀架的水品往復運動。其中動力部分定為圓周運動考慮將圓周運動轉化為水平運動的機構，有齒輪齒條，絲杠，四連桿，液壓缸等方案可供選擇。分析已有數(shù)據(jù)，可知刀架質量較輕，水平移動速度較低，產生的工作阻力可看作全部是摩擦阻力，從而不考慮慣性力的作用，在這里，我選用四連桿機構，通過實驗臺結構，將裝置定為偏置曲柄滑塊機構，刀架在水平移動時摩擦阻力較小，從而可由人手動操縱。通過桿長條件查表計算得出曲柄與連桿的長度以及偏距等數(shù)據(jù)，按符合彎曲強度設計出截面形狀和大小。最后按實驗臺工作要求安排其整體構架。經校核，該裝置滿足強度要求，可以完成工作。

目錄TOC\o"1-2"\h\z\u1選題分析 11.1目的 11.2預期實現(xiàn)功能 12實現(xiàn)的原理與方案 12.1方案選定 12.2驅動部分 12.3機構結構設計 23運動分析與力學計算 33.1整體分析 33.2速度分析 43.3力學分析 64零件和連接的相關結構參數(shù)與設計 74.1裝置的整體結構 74.2桿件結構選擇 74.3轉動副 8參考文獻 11遼寧工程技術大學課程設計PAGE01煤巖截割實驗臺簡介對于煤巖截割實驗臺的工作，首先要知道有關煤巖的部分性質。煤巖的物理性質主要是指容重、濕度、松散性、孔隙性、導電性和熱脹性以及穩(wěn)定性等，煤巖的機械性質是指煤巖體受到機械施加的外力時所表現(xiàn)的性質。在破碎煤巖時，可借助于煤巖的機械性質選擇對煤巖體作用力的形式、破巖工具的種類和形狀等。煤巖的機械性質主要指標有強度、硬度、接觸強度、彈塑性和脆性、堅硬度、截割阻抗、摩擦與磨蝕性等。切削破巖機理：采掘機械，如滾筒采煤機、刨煤機、部分斷面掘進機等都是用刀具截割破碎煤巖切削破落煤巖的過程，流行的機理學說主要有楔裂說、剪裂說、密實核說、斷裂力學說和剪切變形說等。壓實核形成的原因是截齒排屑時，前刃面上的摩擦力大于排屑力，阻礙排屑而形成壓實核。若使壓實核的體積最小，可視破煤過程是最優(yōu)的。截齒的形狀：若壓實核的體積與同時被破碎的體積之比達到最小，破碎過程也是最優(yōu)的，低速強力截割，采下大塊煤。目前,國內采煤機滾筒大多靠經驗、類比進行設計,此設計方法容易導致2個極端:設計強度過大,會引起其他相關部件體積增大,使得整機龐大,造成資源浪費;設計強度不夠,使整臺機器容易損壞。從設計角度考慮,滾筒所受載荷是設計的依據(jù),根據(jù)載荷大小選定滾筒驅動功率,進而確定采煤機其他參數(shù)。但是,采煤機滾筒截割過程極其復雜,工作環(huán)境相當惡劣,并限于測試儀器的防爆要求,采煤機滾筒載荷的現(xiàn)場測定始終是一個難以解決的問題;而進行地面的整機試驗,所用采煤機、假煤壁及配套設備要花費大量資金,進行一次試驗周期較長,且建造試驗場所要占用大量場地,因而對于一般科研單位難度很大。為開展煤巖截割理論、滾筒截割性能、載荷特性的研究,筆者研制了截割試驗臺。截割試驗臺包括主傳動、輔助傳動和測試系統(tǒng)部分,采用滾筒旋轉、煤壁移動的方式來模擬井下采煤機工作過程。2選題分析2.1目的實現(xiàn)煤巖截割實驗臺刀架的水平往復運動，從而使刀架可以在不同的水平位置對煤巖進行截割。設計一裝置，將其與實驗臺機架和刀架相連，通過驅動，使刀架在水平位置上往復運動。2.2預期實現(xiàn)功能動力部分選擇圓周運動，則裝置應符合圓周變直線的運動方式，從而可以在輸入端輸入圓周運動而實現(xiàn)刀架的水平直線運動。由于刀架需要在水平位置的任一位置截割，所以裝置應滿足刀架的往復運動。3實現(xiàn)的原理與方案3.1方案選定為實現(xiàn)圓周運動轉化為直線運動，可考慮如下幾種機構：a齒輪-齒條運動利用輪齒之間的嚙合，在齒輪上輸入動力，而使齒條進行水平運動，調整齒輪旋轉方向，而實現(xiàn)齒條的運動方向。b液壓傳動將電機的旋轉運動經由油泵和相關液壓元件，利用液體壓力能傳遞給油缸，通過雙作用液壓缸活塞的往復運動實現(xiàn)刀架的水平往復運動。c連桿機構連桿機構中的曲柄-滑塊機構當買足桿長條件是，可通過曲柄的圓周運動實現(xiàn)滑塊的水平往復運動。除此之外，還可以用絲杠，電磁裝置等實現(xiàn)這一運動。在綜合考慮刀架質量，刀架與導軌之間摩擦力以及實驗臺整體結構，選擇曲柄滑塊機構來實現(xiàn)刀架的水平往復運動。3.2驅動部分理想中采用電機驅動，但由于電機轉速過快，若采用則還需要配套的減速機構，增加成本，并且工作力不大，因此采用手動驅動完全可以滿足運動需要，通過在曲柄部分設計一個手柄，則可以實現(xiàn)裝置輸入端的手動控制。3.3機構結構設計平面四連桿機構當滿足一定的桿長條件時，便是曲柄滑塊機構。如下圖所示圖3-3-1圖示為曲柄滑塊機構滑塊行程的兩個極點位置，設曲柄長為a，連桿長為b偏距為e，行程為s則當a+e<b時，圖示四連桿構成曲柄滑塊機構。連桿機構影響其運動性能的關鍵參數(shù)是傳動角，輸出端受力方向與其速度方向的夾角為壓力角，壓力角的余角即為傳動角，傳動角越大，則連桿機構的運動性能越好。所以應使機構運轉過程中的最小傳動角盡可能地取大。對于曲柄滑塊機構來講，最小傳動角取在曲柄與滑塊速度方向垂直的時候，傳動角取得最小值，則可按最小傳動角的最大值ｍａｘｙ條件設計偏置曲柄滑塊機構。其狀態(tài)如下圖所示：圖3-3-2設支點為A，曲柄與連桿鉸接點位B，連桿與滑塊交接點為C。則A,B為轉動副，C為轉動副和移動副，即該圖示四連桿有三個轉動副，和一個移動副。根據(jù)需要設計成偏置結構，擬定實驗臺水平行程為１米，則通過《機械設計手冊機構》圖１９-２-７，按最小傳動角的最大取值設計偏置曲柄滑塊機構線圖查得：ａ/ｓ＝０.４６５ｂ/ｓ＝１.１５０ｅ/ｓ＝０.３７８從而計算得出：ａ＝４６５ｃｍｂ＝１１５０ｃｍ，ｅ＝３７８ｃｍ，最小傳動角為４３度。4運動分析與力學計算4.1整體分析如下圖所示為曲柄滑塊運動的一般位置。圖4-1-1當人進行手動控制時，輸入端的角速度通過機構轉化為輸出端的直線速度。１）由于實現(xiàn)的是刀架的水平位置改變，沒有速度要求，所以慢速即可。滑塊輸出端所需的速度完全可以由人在輸入端控制。２）刀架質量較輕，且材料之間摩擦力較小，主動力可由人力完成，人用手逆時針轉動曲柄對機構輸入動力。水平移動式主要克服刀架與導軌之間的摩擦阻力，由《機械設計》表得摩擦系數(shù)為０.０５。摩擦力ｆ＝ｕｍｇ＝０.０５*３０００＝１５０Ｎ。4.2速度分析設x為滑塊從極遠點向回移動的距離，則由圖3-3-2和圖4-1-1分析可得：兩個夾角和偏距滿足如下關系式：由此得到兩個角度的關系，從而可得到關于x和α的函數(shù)式：x的函數(shù)式對時間t求導，可得出速度的函數(shù)式，根據(jù)高等數(shù)學相關知識得出下式：從而的出曲柄輸入端角速度ω和刀架水平運動速度v的關系式：當機構運行到圖3-3-2所示位置時，傳動角取最小值，輸入端角速度最大ω＝ｖ/ａ取刀架水平移動速度ｖ＝１ｃｍ/ｓ則ω＝０.０２ｒａｄ/ｓ。人以０.０２ｒａｄ/ｓ的角速度緩慢轉動曲柄，即可實現(xiàn)刀架的水平往復運動。4.3力學分析取曲柄和連桿夾角為θ，α，β分別為曲柄與水平機架的夾角，連桿與水平機架的夾角。則β+（90-α）+θ=90θ=α-β曲柄受力分析：曲柄所受阻力為工作阻力通過滑塊和連桿由曲柄-連桿鉸接點傳遞，將交接點對支點取矩，則曲柄彎矩可由下式確定：M=（f/cosβ）*asin（α-β）由材料力學相關公式可得處抗彎截面系數(shù)，其值可由桿件寬h，桿件高b來確定：W=（b*h*h）/6應力σ=M/W桿件選用35號鋼，查表得σB=540MPaσs=320MPa則由《機械設計》表1-3得需用安全系數(shù):[S]=1.4+[(0.593-0.55)*(1.8-1.4)]/(0.7-0.55)=1.51則需用應力：[σ]=320/[S]=320/1.51=212MPa根據(jù)機構整體布局和受力特點，初定桿寬h1=62mm桿高b1=12mm則根據(jù)公式，抗彎截面系數(shù)W=12*60*60/6=8533當機構處于最小壓力角位置，即圖3-3-2位置時，α=270β=90-γmin=47則sin（α-β）=sin223=0.68所以彎矩M1=150*0.456*0.68/cos47=69.8N.Mσ=M1/W1=0.00818MPa<[σ]滿足強度要求。桿件受集中載荷產生彎矩，不受扭矩作用，則由以上分析計算結果可得其彎矩圖：圖4-3-1曲柄彎矩圖同理可由經驗定連桿寬62mm高27mm5零件和連接的相關結構參數(shù)與設計5.1裝置的整體結構工作力較小，支點部分用一支座代替，其尺寸不必太大：底為一長方體，長162mm，寬36mm，高50mm。上方為一圓柱形鉸接口，外輪廓為一直徑為62mm的半圓柱筒與一長62mm寬36mm高31mm的長方體結合，中間開一直徑20mm的圓柱鉸接口。長方體底的兩邊開有螺孔。具體尺寸詳見表4-5-1。支點與一長方體底座用螺釘連接。底座長558mm高75mm寬372mm。底座四角打有螺孔，具體尺寸見表5-5-1.支點與曲柄鉸接，曲柄可自由轉動。曲柄另一端為手柄，操縱人員可通過轉動手柄實現(xiàn)刀架的水平往復運動。曲柄與連桿鉸接，連桿與滑塊相連，連接處為鉸接，滑塊為一長方體，中間橫向開有軸孔，供銷軸穿過。四角開有螺孔，與刀架螺釘連接相關尺寸詳見表5-5-1和裝配圖紙。5.2桿件結構選擇對構件進行結構設計時，如構件兩轉動副間距較大，則一般做成桿狀。根據(jù)需要，可做成具有兩個轉動副的雙副桿，有三個轉動副的三副桿。對桿件結構的構件應盡量做成直桿，然而，有時由于某些特殊要求，如要求構件與機器其他部件在運動中互不干涉，即不發(fā)生碰撞，也可將桿件做成彎桿等特殊形式。三副桿上三個轉動副相對位置的布置方案有許多種，應考慮構件功用及其在機構中承受載荷方式選擇一種有利的方案。當連接的運動副中心構成銳角三角形時，三副桿比較常用。當連接的運動副中心構成銳角三角形時，選用三角形桿件較好。如果三轉動副中心間距AB=BC時，可以將中間轉動副做成一個類似輪轂的結構形式。通過實驗臺結構以及功能要求，我選擇具有兩個轉動副的雙副桿件，這種桿件加工較容易，成本低廉，在人力操縱下，具備一定的強度可以保證裝置的可靠性。桿狀結構的構件根據(jù)它所受載荷與功能的差異有不同的橫截面，根據(jù)不同需要，其橫截面可做成矩形截面，圓柱形截面，工字形，U形，T形以及折邊形等。在許多情況下，構件截面相對于截載荷來說尺寸是偏大的，這是為了減少變形，使構件有足夠的剛度和一定的抗振能力，為了提高板材制成的構件的抗彎剛度，可制成板材這邊結構?？紤]到工作力較小，為降低加工難度，在這里我采用矩形截面。5.3轉動副整個傳動機構有三個轉動副，分別在支點與曲柄連接處，曲柄與連桿連接處和連桿與滑塊連接處。轉動副可用滑動軸承式轉動副，滾動軸承式轉動副兩種?；瑒虞S承式轉動副結構簡單，徑向尺寸較小，減振能力較強，但滑動表面摩擦較大，所以在設計計算時需要考慮潤滑和摩擦。當載荷較大時，轉動副的滑動摩擦便面相對速度較高或運動換向時會導致磨損加劇，為了減少摩擦磨損，可以采用相關減磨材料，或者將轉動副元素采用不同硬度相配。滾動軸承式轉動副摩擦較小，換向靈活，維護方便。其主要缺點是對振動敏感，且容易產生噪聲，運動副徑向尺寸較大。綜合桿件運動與受力情況，在這里我選擇滾動軸承式轉動副，連桿軸孔內裝有滾動軸承，并與銷軸1組成組成轉動副，而銷軸1與連桿固連成一個剛體，在連桿外側用螺母固定，銷軸外頭打上螺紋與螺母配合，另一端固定軸承的軸向，采用兩層軸肩，內層對軸承起軸向固定，外層遮蓋軸承滾珠。因此曲柄與連桿構成了滾動軸承式鉸接轉動副。由于滾動軸承是標準件，因此與其內圈配合零件表面的要求與采用滑動軸承式轉動副接口有較大的差別。與滾動軸承內圈配合的零件表面應該采用基孔制，與其外圈配合的零件表面則采用基軸制。一般采用較高精度的過渡配合即可。a）支點-曲柄：支座孔與銷軸采用過渡配合，伸出頭用螺母緊固，使得支座與銷軸固定連接，另一邊裝上一組軸承軸向靠銷軸軸肩固定，外部與曲軸固定，使得曲軸可以繞曲軸自由轉動。b）曲柄-連桿：其結構類似支點-曲柄連接，曲柄需要繞銷軸自由轉動，所以在曲柄位置的銷軸上安裝一組配套軸承。而連桿則與銷軸固定連接，伸出頭依然靠螺母固定。c）連桿-滑塊：連桿需要繞銷軸轉動，則滾動軸承需要安裝在與連桿連接的軸段上。由于連桿軸向尺寸過大，所以這里，我采用兩組軸承串接的方式，中間由一軸套固定，滑塊則與銷軸固定連接，銷軸的另一端靠螺母來固定。5.4移動副該裝置的移動副本應出現(xiàn)在滑塊與道軌連接部分，但考慮到煤巖截割實驗臺刀架自身便存在滑道，所以該裝置就不另外設計移動副了，而是將滑塊靠螺栓與刀架固定，使滑塊與刀架整體構成一個“大滑塊”，靠連桿直接推動刀架實現(xiàn)水平往復運動。5.5裝置部分參數(shù)表長寬高孔徑1孔徑2曲柄465mm62mm12mm42mm42mm連桿1150mm62mm27mm20mm42mm標準件螺釘1螺釘2螺釘3螺母軸承墊圈代號GB/T5783-2000GB/T5783-2000GB/T5783-2000GB/T6170-2000GB/T276-1994GB/T97.1-20002零件銷軸1銷軸2銷軸3軸套1軸套2軸向尺寸62mm231mm72mm3mm705mm徑向尺寸20mm20mm20mm26mm26mm