机械原理课程设计牛头刨床设计.

1、机械原理课程设计 实习报告一、设计任务二、牛头刨床 简介及工作原理三、原始参数四、导杆机构的运动综合五、用解析法作导杆机构的运动分析六、导杆机构的动态静力分析七、 Matlab 编程并绘图 八、行星轮系设计 九、变位齿轮设计 十、课程设计总结 十一、参考文献 十二、粉末成型压机方案设想图 1 牛头刨床外形图一、设计任务1 牛头刨床刀杆机构的运动综合、运动分析和动态静力分析；2 对牛头刨床传动装置中行星轮机构、齿轮机构进行综合。、牛头刨床简介及工作原理牛头刨床是用于加工中小尺寸 的平面或直槽的金属切削机床，多 用于单件或小批量生产。为了适用不同材料和不同尺 寸工件的粗、精加工，要求主执行 构件刨

2、刀能以数种不同速度、不 同行程和不同起始位置作水平往 复直线移动，且切削时刨刀的移动 速度低于空行程速度，即刨刀具有 急回现象。刨刀可随小刀架作不同 进给量的垂直进给； 安装工件的工作台应具有不同进给量的横向进给， 以完成平面的加工， 工作台还应具有升降功能，以适应不同高度的工件加工牛头刨床是一种用于平面切削加工的机床，电动机经行星轮系和齿轮Z4、 Z5 减速带动曲柄 2 转动。刨床工作时，由导杆机构 2-3-4-5-6 带动刨头和刨刀作往复运动。刨头 向左时，刨刀进行切削，这个行程称工作行程，刨头受到较大的切削力。刨头右行时， 刨刀不切削，称空回行程，此时要求速度较高，以提高生产力。180-

3、三、原始参数H：刨头行程 ； K：行程速比系数； Fc切削阻力 ； m4 m5 m6 分别为导杆、连杆及刨 头的质量； J4、J5分别分别为导杆 4 及导杆 5 绕各自质心的转动惯量； m1、mH 分别为行星 减速器中心轮及齿轮 4、5 的模数； Z4，Z5为齿轮 4及 5的齿数； n1：电机转速； n2：曲柄 2 及齿轮 5 的转速； k ：行星轮个数。导杆机构的运动分析和运动综合导杆机构的动力分析HKlO2O3l O3O4/l O3BlBF/lO3BlBS5 /l BFm4m5m6Js4Js5FC单位mmmmkgkg m2kgII6001.83700.50.30.5223520.90.01

4、51400行星轮设计变位齿轮n1n2K类型m1Z4Z5mH单位rpmmmmmII10008032K-H514491620四、导杆机构的运动综合设 LO3B=L3 L BF=L4 L O3D=L' 6 L O2A=L1 L O3O2=L6LO3A=S3 L DE=SE1、导杆的摆角 K=1.8180 k51.432、导杆的长度 L3H 600mm L3H/2691.4mmsin /23、连杆的长度 L4L4 0.3 L3 207.4mm4、刨头导路中心线 xx 至 O3 点的垂直距离 L'6LO3E L3 cos 2 622.9mm根据已知 xx 被认为通过圆弧 BB '

5、的绕度 ME 的中点 D 知L6 LO3M LDM L35、曲柄的长度 L1L6 370mm L1 L6 sin /2 160.5mm6、切削越程长度 0.05H，如图所示则切削越程长度为 0.05H=0.05× 600=30mm7、机构运动简图8、计算机构的自由度F=3×52×7=1五、用解析法作导杆机构的运动分析 如图所示，先建立一直角坐标系， 并标出各杆矢量及其方位角。 其中共有四个未知量 3、 4、 S3 、 SE 。为求解需建立两个封闭的矢量方程，为此需利用两个封闭的图形O3AO2O3 及O3BFDO3，由此可得：XO3L6 L1 S3L3 L4 L&#

6、39;6 SE 并写成投影方程为：S3 cos 3 L1 cos 1S3 sin 3 L6 L1sin 1L3cos 3 L4cos 4 SE 0L3sin 3 L4sin 4 L'6由上述各式可解得： L 6 L1 sin 1 3 arctan3 L1 cos 1L6 L3 sin 34 arcsin4 L 4L1 cos 1S31 13cos3SE L 3 cos3 L4 cos4由以上各式即可求得 3、 4、S3、SE 四个运动变量，而滑块的方位角 2= 3。 然后，分别将上式对时间取一次、二次导数，并写成矩阵形式，及得一下速度和加速度方 程式cos 3-S3sin00S3L1

7、sin 1sin 3S3cos 300w3 w1L1 cos 10- L 3sin 3- L 4sin 41w400L 3cos 3L 4cos 40vE0cos 3- S3sin 300S3sin 3S3cos 30030- L 3sin 3- L 4sin 4140L 3cos 3L 4cos 40Ew3sin 3 - S3 sin 3 S3w3cos 300L1w1 cos 1w3cos 3 S3 cos 3 -S3w3sin300 w1L1w1sin 10L3w3cos 3- L4w4cos400 而 w20L3w3sin 3- L 4w4sin400根据以上各式，将已知参数代入，即可

8、应用计算机计算。并根据所得数值作出机构的位 置线图、速度线图、加速度线图。这些线图称为机构的运动线图。通过这些线图可以一目 了然的看出机构的一个运动循环中位移、速度、加速度的变化情况，有利于进一步掌握机 构的性能。5六、导杆机构的动态静力分析受力分析时不计摩擦，且各约束力和约束反力均设为正方向1)对刨刀进行受力分析AFR43xFR56yFR16FR56xFc2)G6X 0， Fc R56xY 0，FR56y对 5 杆进行受力分析F6F6 0FR16 G6 （0 2）FR65xM5J5F5xm5S5xF5ym5S5y联立（ 1）（2）（3）（4）（5）各式可以得到矩阵形式如下：3） 对 滑块 3

9、 进行受力分析 （不计重力 ）FR43yFR23yFR23xX 0,FR23x FR43x 0(6)Y 0,FR23y FR43y 0(7)MO20,(FR23x FR43x ) L1 sin 1 (FR23y FR43y) L1 cos 1 0(8)FR54x4M4m4S4xm4R34y FR14y G4 0(10)X 0,FR54x F4x FR34x FR14x 0(9)Y 0,FR54y F4y FRMS4 0,FR14x (yS4 yO3) FR34x (yS4 yA) FR54x (yB yS4) FR14y (xS4 xO3) FR34y (xS4 xA) FR54y (xB x

10、S4) M4 0(11)5）对原动件曲柄 2 进行受力分析曲柄 2 不计重力，且转动的角速度一定，角加速度为零，惯性力矢和惯性力矩都为零 Fx=0,F R32x +FR12x=0 ； Fy=0,F R32y +FR12y=0; Mo2=0,FR32x×L2sin+FR32y×L2cos=0;各个图像如下所示：(psPEOJln heaq-角度速度W3、W4和速度VEu11111111i i-2©H 0(220.0.30.4) 40.50.50.6 0 6 07 0.7 0.8时间t/s(s、p2多 g八、行星轮系设计i45已知 Z4=14， Z5=49， n1=1

11、000rpm，n2 n5 80rpmn4Z5n5Z477nH n4 2 n5 2 n2280rpmn1100025i1HnH2807行星轮系的设计必须满足四个条件：（1）传动比条件固定行星架 HH n1n 1 -n H-n13z3Z3 Z1 (i1H 1)n3 nz12）同心条件Z3 Z1 2Z2 Z2Z3 Z1Z1 (i1H 2)3）均布条件1HZ1 Z4）邻接条件（Z1 Z2） sin180 K Z2 2ha由以上各式可得配齿公式(i1H1):Z13i1HZ1:Z2:Z3:NZ11114Z1187Z1:2521Z1且 Z1 Z2 Z3 为整数，齿轮结构要紧凑则 Z1=42 Z2=33 Z3

12、=108由于各齿轮的齿数都大于 17，故为标准齿轮传动行星系齿轮的参数Z1，Z2，Z3相互啮合模数相等 m1 5d1 m1Z1210mmd2 m1Z2 165mmd3 m1Z3 540mmha1 ha2 hf 3 ham1 5mm*hf1 hf 2 ha3 （ ha C ）m1 6.25mm db1 d1 cos 197.34mm db2 d2 cos 155.05mm db3 d3 cos 507.43mmp1 p2 p3m1s1 s2 s3m1九、变位齿轮设计（1）确定传动类型 已知Z4=14 Z5=49 mH 16mm = =20x x (inv12inv )(Z4 Z5)02tan 0

13、x1 x2则为等变位齿轮传动（2）确定变位系数 对于变位齿轮，为有利于强度的提高，小齿轮 4采用正变位，大齿轮 5 采用负变位，使大 小齿轮的强度趋于接近，从而使齿轮承载能力提高。1min2 min则取Z minZ minZ minZ min=0.176 x0.1761.8820.1762 min满足3）检验重合度mHZ4112mmmHZ5392mmra4 r4 ( hx1)m=130.8 mmra5 r5 (ha x2) mH 405.2mma4arccosr4 cos20=36.4a5arccosZ(4 tan1.564ra4r5 cos2024.6a4 tan ') Z5 (ta

14、n a5 tan ')故满足重合度要求4)变位齿轮 4、5 的几何尺寸变位系数x1x20.176节圆直径d4d4Z 4 m H 224mmd 5 d5Z5mH 784mm啮合角20齿顶高ha4(haax 1 ) m H 18.816mmh a5 (hax 2 )mH13.184mm齿根高hf4(hac x 1 ) m H =17.184mmh f5 (hacx 2 )m H =22.816mm齿顶圆直径d a 4d 4 2h a 4261.632mmd a5 d 5 2ha5810.368mm齿根圆直径df4d 4 2h f 4189.632mmd f5 d 5 2hf5738.368mm中心距 a = d 1d2504mm中心距变动系数 y 0齿顶高降低系数 y =0十、课程设计总结通过这次机械原理课程设计，提高了我们综合运用机械原理课程理论的能力，培养了 分析和解决一般机械运动实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。 掌握了一些常用执行机构、传动机构或简单机器的设计方法和过程 。这次机械设计课程设计历时了一个多星期， 时间上虽有些紧张， 做设计的时候有些东 西也是现学现卖。 但这样