牛头刨床设计说明书

1、牛头刨床课程设计说明书1、课程标题与目的1.1课程标题 -牛头刨床机构的课程设计1.2课程设计目的1、学会机械运动简图设计的步骤和方法。2、巩固所学的理论知识，掌握机构分析与综合的基本方法。3、培养学生使用技术资料，计算作图及分析与综合的能力。4、培养学生进行机械创新设计的能力。2、设计内容及要求 2.1、设计内容 平面刨削机床运动简图设计及分析，计算刨削机构在指定位置的速度、加速度、受力，绘制位移、速度、加速度曲线、平衡力矩曲线、等效阻力矩曲线以及等效驱动力矩曲线。根据上述得到的数据，确定飞轮的转动惯量JF。 2.2、机器的工艺功能要求 1、刨削尽可能为匀速，并要求刨刀有急回特性。 2、刨削

2、时工件静止不动，刨刀空回程后期工件作横向进给，且每次横向进给量要求相同，横向进给量很小并且随工件的不同可调。 3、工件加工面被抛去一层后，刨刀能沿垂直工件加工面方向下移一个切削深度，然后工件能方便地作反方向间歇横向进给，且每次进给量仍然要求相同。 4、原动机采用电动机。 3、机器运动方案简图的拟定3.1、机器工艺动作分解及要求根据机器的工艺功能要求，其工艺动作分解如下：1、刨刀的切削运动：往复移动，近似均匀，具有急回特性。2、工件的横向进给运功：间歇运动，每次移动量相同，在刨刀空回程后期完成移动，要求移动量小且调整容易。工件刨去一层之后能方便地作反向间歇横向移动进给，同样要求反向进给量每次相同

3、且易调整。3、刨刀的垂直进给运动：间歇移动，工件刨去一层之后刨刀下移一次，移动量调整方便。3.2、机器运动循环图 图3-1 直线式工作循环图图3-2 圆周式工作循环图3.3三个执行机构的选型：3.3.1刨刀的切削运动 按照原始条件，原动机采用电动机，电机转子的回转运动经过减速传动装置后再传给刨刀切削运动的执行机构，所以它应具备回转运动转换成双向移动的功能，常用于实现这一功能的执行机构有以下几种： 1、移动从动件凸轮机构：一般凸轮作为主动件，做连续回转运动或平移运动，其轮廓曲线的形状取决于从动件的运动规律。图3-3 凸轮机构示意图凸轮机构易实现工作行程匀速及具有急回特性要求，但是受力差，易磨损，

4、行程大时基圆大，凸轮尺寸大，较难平衡和制造。 2、平面连杆机构： 图3-4 平面连杆机构 平面连杆机构受力好，磨损小，工作可靠，具有急回特性，但是只能实现近似的匀速运动。3、齿轮齿条机构：轮齿条机构可实现工作行程为匀速移动的要求，但行程开始及终止时有冲击，适用于大行程而不适宜于小行程，且必须增加变速机构才能得到急回运动。 图3-5 齿轮齿条机构4、螺旋机构：图3-6 螺旋机构 螺旋机构能得到均速移动的工作行程，且为面接触，受力好，但行程开始和终止时有冲击，安装和润滑较困难，且必须增设换向和变速机构，才能的到急回运动。 5、凸轮-连杆组合机构：图3-7 凸轮连杆组合机构 凸轮-连杆组合机构能实现

5、给定的运动要求，但是具有凸轮机构存在的缺点，且设计制造比较复杂。3.3.2.工件横向进给运动 工件的横向进给运动量是很小的，且每次要求等进给量进给，又因为必须防止工件在刨削力的作用下沿横向移动，所以横向进给机构除了能实现小而且等量进给外，在非进给时还应具备有自动固定的功能。螺旋机构能满足这些功能，而且结构简单，容易制造。因此，可选用螺旋机构作为横向进给运动的执行机构，其动力仍然来自驱动刨刀运动的电动机，不必另设动力源。工件要能间歇移动，螺旋必须作间歇转动，所以在螺旋机构之前必须串联一个间歇转动机构，且与刨刀切削运动执行机构相联，这样可以方便实现切削运动和横向进给运动的协调配合。能够实现将连续回

6、转运动转化成间歇转动的机构有：1、槽轮机构：图3-8 槽轮机构槽轮机构结构简单，制造容易，工作可靠，但每次转角较大且不可调整，为了反向回转，必须增加反向机构。2、曲柄摇杆棘轮机构：图3-9 曲柄摇杆棘轮机构曲柄摇杆棘轮机构结构简单，制造容易，每次转角较小，容易调整且为等量转动，采用双向式棘轮还可以方便地实现棘轮反转。3不完全齿轮机构：图3-10 不完全齿轮机构不完全齿轮机构可以实现等速转位和等量转角，但不可调整，如需反转必须增加反向机构。4、凸轮式间歇运动机构：图3-11 凸轮式间歇运动机构凸轮间歇运动机构传动平稳，噪音低，适用于高速场合，但凸轮加工复杂，精度要求高，每次转角不可调，如需反转应

7、增设反向机构。5、星轮机构：图3-12 行星轮系机构星轮机构具有槽轮机构的启动性能，又兼有不完全齿轮机构等速转位的优点，可以实现等量转角，但不可调，同时星轮加工制造困难。 3.3.3、刨刀垂直进给运动 为了实现刨刀的垂直进给运动，可以在刨刀切削运动执行件上设置一个在垂直于刨削方向上能作间歇移动的执行机构。与横向进给类似，该执行机构同样应具有小进给量可调且在非进给时具有自动固定的功能，同时考虑到动力源可以采用手动，因此采用一个简单螺旋机构作为刨刀垂直进给运动的执行机构，既简单又工作可靠。3.3.4、运动方案的确定 根据以上的分析可知，能实现机器总体工艺功能的方案有许许多多，通过分析比较确定实现该

8、机器的三个工艺动作的执行机构分别为：1、刨刀切削运动采用平面连杆机构。2、工件横向进给运动采用曲柄摇杆棘轮机构与螺旋机构串联。3、刨刀垂直进给运动采用螺旋机构。 为了实现刨刀切削速度尽可能为匀速，作为刨刀切削运动的执行机构 平面连杆机构，应该采用平面六杆机构来实现。平面连杆机构方案确定：参考方案：图2-13 方案一示意图 图2-14 方案二示意图 图2-15 方案三示意图方案分析：对方案一、 1. 机构具有确定运动，自由度为F=3n-（2Pl+Ph）=3×5-(2×7+0)=1，曲柄为机构原动件；2. 通过曲柄带动摆动导杆机构和滑块机构使刨刀往复移动，实现切削功能，能满足功

9、能要求 3. 工作性能，工作行程中，刨刀速度较慢，变化平缓符合切削要求，摆动导杆机构使其具有急回作用，可满足任意行程速比系数K的要求；4. 传递性能，机构传动角恒为90°，传动性能好，能承受较大的载荷，机构运动链较长，传动间隙较大；5. 动力性能，传动平稳，冲击震动较小；6. 结构和理性，结构简单合理，尺寸和质量也较小，制造和维修也较容易；7. 经济性，无特殊工艺和设备要求，成本较低。综上所述，选择方案一4、刨刀切削运动机构的尺度综合及运动特性评定4.1 机构运动尺寸计算4.1.1原始参数： 表4-1 原始数据刨削平均速度vm(mm/s)530行程速度变化系数K1.46刨冲程H(mm

10、)320切削阻力Fr(N)3500空行程摩擦阻力（N）175刨刀越程量S(mm)16刨头重量（N）550杆件比重（N/m）220许用不均匀系数0.054.1.2各构件尺寸： = O4B= = 552.6mmO2O4=O4B= 331.6mm AO2=O2O4 = 96mm BC=BO4 = 138.2mm 垂直高度Y= =540mm 表4-2 机构各尺寸LO4BLO2ALBCO2O4HY33.66°552.6mm96mm138.2mm331.6mm570mm540.84.2. 原动件转速n1的计算刨刀的进程和回程共640mm，平均速度是530mm/s，根据运动关系:n1=1/T*60

11、=58.979r/min 4.3.主机构尺寸综合及运动分析 图41机构运动简图4.3.1曲柄位置“2”速度分析:（列矢量方程，画速度 图，加速度图）取曲柄位置“2”进行速度分析。因构件2和3在A处的转动副相连，故VA2=VA3，其大小等于2lO2A，方向垂直于O2 A线，指向与2一致。2=2n2/60 rad/s=6.173rad/sA3=A2=·lO2A=6.173×0.096m/s=0.5926m/s取构件3和4的重合点A进行速度分析。列速度矢量方程，得A4=A3+A4A3 （41） 大小 ? ?方向 O4A O2A O4B式中 A3=2·lO2A=6.173

12、×0.096m/s=0.5926m/sA4A3=0.435 m/sC5B5=0.125 m/s取速度极点P，速度比例尺µv=0.01(m/s)/mm ,作速度多边形见如图4-2所示图4-2 2点速度多边形取5构件作为研究对象，列速度矢量方程，得 C5=B5+C5B5 （42）大小 ? ?方向 XX O4B BC式中B5=0.565 m/s取速度极点P，速度比例尺v=0.01(m/s)/mm, 作速度多边形如图4-2所示计算结果的表格表示： 表4-4 .6位置各点的速度A34C5B4CBVc50.385m/s1.022rad/s0.115m/s0.8333 rad/s0.56

13、5 m/s4.3.2 曲柄位置“2”加速度分析取曲柄位置“2”进行加速度分析。因构件2和3在A点处的转动副相连，故aA3n= aA2n,其大小等于2lO2A,方向由A指向O2。取3、4构件重合点A为研究对象，列加速度矢量方程得： aA4 = aA4n + aA4 = aA3n + aK + aA4A3 （43） 大小: 42lO4A ? 24A4A3 ?方向： BA O4B AO2 O4B（向左）O4B式中 aA4n =42lO4A=0.425 m/s2 aA3n=22·LO2A=6.1732×0.096 m/s2=3.658m/s2aK =24A4A3=0.9m/s2取加

14、速度极点为P,加速度比例尺µa=0.05（m/s2）/mm,作加速度多边形如图4-3. aA4=1.875m/s2ac5B5=2.055 m/s2 图4-3 2点加速度多边形取5构件为研究对象,列加速度矢量方程,得ac5= aB5+ ac5B5n+ a c5B5 （44）大小 ? ?方向 XX CB BC式中 aB5=2.625 m/s2其加速度多边形如图4-3所示计算结果的表格表示：表4-4 2位置各点的加速度aA3naA4aB5ac53.658m/s21.875m/s22.625 m/s22.525 m/s2 4.3.3 曲柄位置“7”速度分析（列矢量方程，画速度图）取曲柄位置“

15、7”进行速度分析，其分析过程同曲柄位置“1”。取构件3和4的重合点A进行速度分析。列速度矢量方程，得A4 = A3 + A4A3 （45）大小 ? ?方向 O4A O2A O4B式中A3=2·lO2A=6.173×0.096m/s=0.5926m/s取速度极点P，速度比例尺µv=0.01(m/s)/mm A4A3=0.565m/sA4=0.185 m/s作速度多边形图4-4所示 图4-4 7点速度多边形取5构件为研究对象，列速度矢量方程，得C5=B5+C5B5 （46）大小 ? ?方向 XX O4B BC式中B5=0.250 m/s计算结果的表格表示：表4-5 7

16、位置各点的速度A3A4A4A3B5Vc50.385m/s0.185 m/s 0.565m/s 0.250 m/s 0.265 m/s4.3.4取曲柄位置“7”进行加速度分析 取曲柄位置“7”进行加速度分析,分析过程同曲柄位置“2”.取曲柄构件3和4的重合点A进行加速度分析.列加速度矢量方程,得aA4 = aA4n + a A4 = aA3n + ak + a A4A3 （47）大小 42lO4A ? 24A4 A3 ?方向 BA O4B AO2 O2B O4B 式中 aA3n=22·LO2A=6.1732×0.096 m/s2=3.658m/s2 ak=24A4 A3=1.

17、385 m/s2aA4n=0.775 m/s2aA4=2.85m/s2aC5B5=1.125 m/s2取加速度极点为P,加速度比例尺a=0.05（m/s2）/mm,作加速度多边形如图4-5所示图4-5 7点加速度多边形 取5构件的研究对象，列加速度矢量方程，得aC5= aB5 + aC5B5n + aC5B5 （48）大小 ? ?方向 xx CB BC式中 a B5=4.65m/s2其加速度多边形如图45所示，计算结果的表格表示：表4-6 7位置各点的加速度4aA4a B5aC5B5aC58.261rad/s22.825 m/ s2 4.6m/s2 1.125 m/s24.575 m/s2以上

18、两种情况分别为曲柄转过150°和300°时加速度与速度的瞬时分析，这种分析有助于后面的动态静力分析。同理可得其他位置的速度，加速度。做成如下曲线： 图4-6 速度曲线图 图4-7 位移曲线图 图4-8 加速度曲线图5、主机构的受力分析5.1、位置2的力分析已知各构件的重量G（曲柄2、滑块3和连杆5的重量都可忽略不计），导杆4绕重切削力P的变化规律。求各运动副中反作用力及曲柄上所需要的平衡力矩动态静力分析过程：1、取“2”点为研究对象，分离5、6构件进行运动静力分析，作阻力图选取力比例尺µP=50 (N/m)/mm已知P=3500N，G6=550N，又ac=4.57

19、5m/s2那么我们可以计算FI6=-m6×ac =- G6/g×ac =-550/10×2.825=-155.375N又F = P + G6 + FI6 + F45 + FR16 =0 （5-1）方向： x轴 y轴 与ac反向 BC y轴大小： 3500 550 -m6a6 ? ? 作力多边行如图5-1所示选取力比例尺µP=50N/mm。2、由图1-6力多边形可得：F R45=CD·µN=70.5×50=3375N取构件6为受力平衡体，并对C点取距，有分离3,4构件进行运动静力分析。图5-1.位置2的受力图已知：F R54=

20、F R45=3375N，G4=220*0.5526=121.572NaS4=aA4·lO4S4/lO4A=1.475m/s2 S4=4=5.256rad/s2可得构件4上的惯性力FI4=-G4/g×aS4=-121.572/10×1.475=-30N方向与aS4运动方向相反惯性力偶矩MS4=-JS4·S4=-1.626N·m方向与4运动方向相反（逆时针）将FI4和MS4将合并成一个总惯性力F´S4（=FI4）偏离质心S4的距离为hS4= MS4/ FI4，其对S4之矩的方向与4的方向相反（逆时针）3、取构件4为受力平衡体，对A点取矩得

21、：在图上量取所需要的长度lAB=94.5mm lS4A=10.3 mm lO4A=136.5 mmMA=FR54cos15。lABµl+MS4+ FI4cos10。lS4Aµl+G4sin112。lS4Aµl+FRO4lO4Aµl=0（5-2）代入数据， 得FRO4x =1425 N 方向垂直O4B向左F = FR54 + FR34 + F´S4 + G4 + FRO4 + FRO4n=0 （5-2）方向: BC O4B 与aS4同向 y轴 O4B（向右）O4B大小： ? ?作力的多边形如图所示，选取力比例尺µP=50N/mm由图5-

22、1得：FR34 =4535NFRO4n =875N方向：O4B向上因为曲柄2滑块3的重量可忽略不计，有F R34 = F R23= FR325.2、位置7的力分析1、取“7”点为研究对象，分离5、6构件进行运动静力分析， F = P + G6 + FI6 + F45 + FR16 =0 （5-4）方向： x轴 y轴与ac反向 BC y轴大小： 175 550 -m6a6 ? ? 式中：P=175N G6=550N FI6=-m6×ac =- G6/g×ac =-550/10×8.35=-459.25N2、 取构件6为受力平衡体，并对C点取距，MA=FR54cos1

23、5。lABµl+MS4+ FI4cos4。lS4Aµl+G4sin13。lS4Aµl+FRO4lO4Aµl=0 （5-5）式中： F R54= 175N MS4=-2.356N·m G4= 121.572N FI4= 52.337NlAB=170mm F = FR54 + FR34 + F´S4 + G4 + FRO4 + FRO4n=0（5-6）方向: BC O4B 与aS4同向 y轴 O4B（向右）O4B大小： ? ?式中： FR54 =630N FRO4 =-830 NG4= 121.572N FI4= 52.337N6、电机功

24、率与型号的确定6.1、等效阻力矩的计算1. 取曲柄AB为等效构件，根据机构位置和切削阻力Fr确定一个运动循环中的等效阻力矩Mr（）。 （6-1）计算所得数据如下表：表4-1 等效力矩计算结果代号16.1730.28-6.8812.97.941720.565-2.525294.775320.502430.69-1.2411391.14140.76-0.12456.9431.118350.691.1425391.41160.562.725321.75317.66670.2654.57517.257.51628-0.247.29.256.807139-0.958.44026.94510-1.38-0

25、.00229.6739.14111-0.964-8.175112.2127.34212-0.25-7.329.517.09086.2、等效驱动力矩的计算根据Mr（）值，采用数值积分中的梯形法，计算曲柄处于各个位置时Mr（）的功： （6-2）因为驱动力矩可视为常数，所以按照： （6-3）。 N*m 6.3、电动机型号的确定由 （6-4） 计算刨刀切削运动所需的功率，得：考虑到机械摩擦损失及工件横向进给运动所需功率，所以： （6-5）确定电机功率，得： Pd=1.2*Md*1400W得到如下驱动力与阻抗力图：图6-1. 等效力矩与驱动力线图电动机型号的确定Y100L-6 p=1500W n=940

26、 r/min 7、飞轮转动惯量估算7.1、等效力矩的计算 1、确定等效力矩 （7-1）2确定等效力矩所做的功，等效力矩和等效力矩所做的功的值如下表所示：表7-1 等效力矩，驱动力矩其功的计算结果 位置123456789101112Mr7.94320.5391.4431.1391.4317.77.526.8126.9539.127.3427.09Md230230230230230230230230230230230230功W93.223.0-84-212.3-319.6-388.6-295.1-201.3-118-4142.1137.83求解最大盈亏功 （7-2）求出最大赢亏功Wmax=388.

27、6J7.2、飞轮转动惯量的计算 = （7-3）得： JF204 kg m28、减速机构的选定8.1计算减速装置的传动比齿轮机构传动效率较高，而且容易制作，所以此处所选用的减速机构为V带传动和齿轮传动。主动件曲柄的转速n=58.98r/min,电动机的转速为nd=940r/min，则传动装置系统的总传动比 i=nd/n=16 （8-1）所以其间必须配置减速机构，可以根据i值选定减速机构的类型和其速度比，减速机构传动比常用比值如所以选择2个传动比为4的圆柱齿轮机构（闭式）8.2、齿轮的设计采用标准齿轮，则 m=4 a=20° 齿轮基本参数如下表 (ha*=1.0 , c*=0.25)表8-1齿轮齿数齿轮代号分度圆直径d68mm204mm68mm204mm齿数z17681768整体机构运动简图： 图8-1. 整体机构运动简图9、参考文献1邹慧君，机