机械原理课程设计经典

1、浙江理工大学机械原理课程设计计算说明书设计题目：牛头刨床设计 专 业：10机制（5）班 设 计 者：朱 开 杰 学 号：B10310517 指导教师：钱 萍 设计时间：2013-6-28- 2013-7-5 机械与自动控制学院目 录1、课程设计的任务与要求 31.1、机械原理课程设计任务书 31.2、机械原理课程设计的参考数据 51.3、机械原理课程设计的目的与要求 5、机械原理课程设计的目的 5、牛头刨床的工作原理与机构组成 6 2、课程设计的机构 72.1、导杆机构的运动分析 72.2、导杆机构的动态静力分析 132.3、齿轮机构设计 142.4、凸轮机构设计 162.5、飞轮设计 183

2、、设计小结 184、参考文献 191、课程设计的任务与要求1.1、机械原理任务书：姓 名：朱 开 杰 专 业：机械设计制造及其自动化班 级：10机制 （5） 班 学 号：B10310517 任务起至日期：2013年 6 月 28 日 至 2013 年 7 月5日课程设计题目：牛头刨床设计已知技术参数和设计要求：1.已知技术参数图1 牛头刨床机构简图及阻力线图表1 设计数据导杆机构 运动分析工作行程H行程速比系数 K56370905400.260.5240503101.40导杆机构的动态静力 分析2206005500801.2飞轮转动惯量的确50.30.20.2凸轮机构

3、的设计从动件最大摆角推程远休止回程1513245741074齿轮机构的设计10030063.5202.设计要求（1）连杆机构的设计及运动分析，用图解法/解析法进行连杆机构的动态静力分析（2）安装在O2轴上的飞轮设计，转动惯量的确定。（3）凸轮机构的设计，确定凸轮机构基本尺寸，选取滚子半径，画出凸轮实际廓线（4）齿轮机构设计工作量：完成4张A2图纸，1份计算说明书工作计划安排：（1）设计准备阶段，1天（2）连杆机构的设计和连杆机构的动态静力分析，1天（3）连杆机构运动和连杆机构的动态静力图纸绘制，1天（4）飞轮机构的设计和绘图，1天（5）凸轮机构的设计和绘图，1天（6）齿轮机构设计，1天（7）设

4、计说明书的编写，1天（8）答辩：1天指导教师签字： _ 年 月 日 1.2、机械原理课程设计的参考数据表1 机械原理课程设计数据表2013.6.14 导杆机构 运动分析r/min56370905400.260.524050工作行程H310行程速比系数 K1.40导杆机构的动态静力分析2206005500801.2飞轮转动惯量的确定0.15r/mi50.30.20.2凸轮机构的设计从动件最大摆角15mm13245推程174远休止S10回程´74齿轮机构的设计mm10030063.5201.3、机械原理课程设计的目的与原理1.3.1、机械原理课程设计的目的机械原

5、理课程设计是机械类专业学生较全面的机械运动学和动力学分析与设计的训练。其目的在于进一步加深学生所学的理论知识，培养学生独立解决有关机械原理课程实际问题的能力，使学生对于机械运动学和动力学的分析与设计有一较完整的概念，具备计算、制图和使用技术资料的能力。在此基础上，初步掌握利用计算机来解决工程技术问题。1.3.2、牛头刨床的工作原理与机构组成牛头刨床是一种用于平面切削加工的机床，如图2(a)。电动机经皮带和齿轮传动，带动曲柄2和固结在其上的凸轮8。刨床工作时，由导杆机构2-3-4-5-6带动刨头6和刨刀7做往复运动。刨头右行时，刨刀进行切削，称工作行程，此时要求速度较低并且均匀，以减少电动机容量

6、和提高切削质量；刨头左行时，刨刀不切削，称回行程，此时要求速度较低并且均匀，以提高生产效率。为此刨刀采用有急回作用的导杆机构。刨刀每切削完一次，利用空回行程的时间，凸轮8通过四杆机构1-9-10-11与棘轮带动螺旋机构（图中未画），使工作台连同工件作一次进给运动，以便刨刀继续切削。刨头在工作行程中，受到很大的切削阻力（在切削的前后各有一段约0.05H的空刀距离，见图(b)），而空回行程中则没用切削阻力。因此刨头在整个运动循环中，受力变化是很大的，这就影响了主轴的匀速运转，故需安装飞轮来减小主轴的速度波动，以提高切削质量和减少电动机容量。图2 牛头刨床机构简图及阻力线图2、课程设计的机构2.1、

7、导杆机构的运动分析已知： 曲柄每分钟转速n2，各构件尺寸及中心位置，且刨头导路x x 位于导杆端点B所作圆弧高的平分线上（参见图4-2）要求： 作机构的运动简图，并作机构两个位置的速度、进速度多边形以及刨头的运动线图。以上内容与后面的动态静力分析一起画在2号图纸上曲柄位置图的做法为取1和8为工作行程起点和终点所对应的曲柄位置，1和712等，是由位置1起，顺方向将曲柄圆周作12等分的位置。表2.导杆机构运动尺寸数据导杆机构 运动分析工作行程H行程速比系数 K56370905400.260.5240503101.40导杆机构的动态静力 分析2206005500801.2图3 导杆机构运动简图作图方

8、法： 1）设计导杆机构。 按已知条件确定导杆机构的未知参数。其中滑块6的导路x-x的位置可根据连杆5传力给滑块6的最有利条件来确定，即x-x应位于B点所画圆弧高的平分线上。2）作机构运动简图。选取比例尺=1/3 ()按表1所分配的两个曲柄位置作机构的运动简图，其中一个位置用粗线画出。曲柄位置的做法如图3；取滑块6在上极限时所对应的曲柄位置为起始位置1，按转向将曲柄圆周十二等分，得十二个曲柄位置，显然位置8对应于滑块6处于下极限的位置。再作开始切削和中止切削所对应的1和7两位置。共计14个机构位置。3）作速度，加速度多边形。选取速度比例尺=0.01（）和加速度比例尺=0.04（），用矢量方程图解

9、法作该两个位置的速度多边形和加速度多边形。作图步骤：1、作导杆机构的简图。选取长度比例尺=1/3，作机构在位置2 的运动简图。作图时，必须注意µ的大小应选得适当，以保证对机构运动完整、准确、清楚的表达，另外应在图面上留下速度多边形、加速度多边形等其他相关分析图形的位置。2、进行导杆机构的速度分析。对滑块3在4、8、12位置进行速度、加速度分析，作速度、加速度多边形图。2.2、速度、加速度分析所用理论力学公式： 列加速度矢量方程，得 大小 ? ? 方向 AO2 O4B O4B O4B O4B 大小 ? ? 方向 X-X O4B O4B CB BC列速度矢量方程，得 大小 ? ? 方向

10、O2A O4B O4B 大小 ? ?方向 X-X O4B BC滑块3在4位置速度、加速度计算分析：做速度多边形，得到：、？、做加速度多边形，得到：、 做加速度多边形，得到：取速度极点P，速度比例尺µv=0.01(m/s)/mm，作速度多边形取加速度极点P，速度比例尺µa=0.04(m/s)/mm，作加速度多边形，如图 图4 4点速度图5 4点加速度滑块3在8位置速度、加速度计算分析：做速度多边形，得到：、？、（忽略）做加速度多边形，得到：、 做加速度多边形，得到：取速度极点P，速度比例尺µv=0.01(m/s)/mm，作速度多边形取加速度极点P，速度比例尺

11、1;a=0.04(m/s)/mm，作加速度多边形，如图 图6 8 点速度、加速度滑块3在12位置速度、加速度计算分析：做速度多边形，得到：、做加速度多边形，得到：、 、 做加速度多边形，得到：取速度极点P，速度比例尺µv=0.01(m/s)/mm，作速度多边形取加速度极点P，速度比例尺µa=0.04(m/s)/mm，作加速度多边形，如图 图7 12 点速度、加速度2.2、导杆机构的动态静力分析 对导杆机构的动态静力分析，就需要用到上面的加速度分析的结果。具体分析方法如下：取杆组5、6进行动态静力分析。如图10为杆组5、6的示力体F I6PF 45图8 杆组5、6的示力体图F

12、 N16G 6由已知条件，最终可以得到： G 6=600 N ，P = 5500 N ， F I6=39.2 N而且由受力分析可得，阻力P左右于水平向左，G 6 作用于竖直向下，F N16作用于竖直向上，F I6 作用于水平向左，F 45 作用于沿杆件5向外。根据这些数据和方向，力的比例尺Q=50 N/mm ，可画出杆组5、6的力多边形图11图9 杆组5、6的力多边形图S O4图10 杆件4的示力体图结合已知条件，可以得出：G 4 =220 N ，F I4 =37 N ，F54 =6100 N ，F34 = 11876N 。而且由受力分析可得，重力G 4 作用于竖直向下，惯性力F I4 作用于

13、垂直连杆4向左，滑块3的作用力F 34 作用于垂直连杆4向右，F54 作用于沿连杆5向外。根据这些数据和方向，力的比例尺Q=100 N/mm ，可画出构件4的力多边形图13G 4PF 34F 14图11 杆件4的力多边形图F 12可根据构件4与杆组5、6的力多边形图，力的比例尺Q=100 N/mm，可直接得到曲柄2与滑块3组件的力多边形图14。图12 杆组2、3的力多边形图F 43O 2M 2以上是曲柄在4位置的动态静力分析。2.3、齿轮机构的设计已知：电动机、曲柄的转速 、N2，皮带轮直径、，某些齿轮的齿数z，模数m，分度圆压力角（参见表1）；齿轮为正常齿制，工作情况为开式传动。 要求： 计

14、算齿轮z2的齿数，选择齿轮副z1z2的变位系数，计算该对齿轮传动的各部分尺寸，以2号图纸绘制齿轮传动的啮合图。根据齿轮传动比的公式：i12 = n1/n2 = z2/z1 = d2/d1 ,参考数据表1中的已知齿轮数，计算出z2 = 39。由于z1 =13zmin =17，所以必须进行正变位x1 ，才能使齿轮z1 不发生根切，为了使齿轮z1 、z2 为等变位啮合，所以齿轮z2 必须进行负变位x2 。且形成等变位：x1 + x2 =0。而变位系数的公式为：。将数据代入，可得到x10.235 mm，x2-1.294 mm。所以，我选取了x1 =0.3、x2 =-0.3。 任意圆齿厚,分别将齿轮z1

15、 、z2 变位后的数据代入公式中，可分别得到齿轮z1 、z2 的齿顶圆的齿厚。满足变位后齿轮齿顶厚0.25 m（此处m表示为分度圆模数）=1.5mm。 由于是正变位齿轮机构，所以中心距不变，代入数据得a=207mm。绘制步骤如下：1、取的比例进行作图。2、根据中心距a=207mm，定出两齿轮的中心位置O1、O2 ，分别以O1、O2为圆心分别作两个齿轮的基圆、分度圆、节圆、齿根圆、齿顶圆。3、作两齿轮基圆内的公切线，交点分别为N1、N2 ，N1N2 为理论啮合线 。N1N2 分别与齿轮z1 、z2 的齿顶圆相交于B1B2 ，则B1B2 为实际啮合线，测量得B1B2=25.5mm。它与连心线O1O

16、2的交点为节点P，而P点又与两分度圆的切点相重合，基圆内公切线与过P点的节圆切线间的夹角为啮合角，同时也等于分度圆压力角。4、根据渐开线形成原理，分别画出两齿轮在顶圆与根圆之间的齿一边的齿廓曲线，然后以此为模板，左右对称进行复制描述，齿轮的齿顶圆的齿厚，并结合齿轮变位后的齿顶圆齿厚，画出完整的齿廓。5、在连心线处画一个完整的齿廓，然后根据齿轮啮合的要求，连续画出两齿轮的3个齿廓。2.4、凸轮机构设计已知： 摆杆9为等加速等减速规律，其推程运动角1=74º，远休止角s=10º，回程角´=74º，摆杆长度=132mm，最大摆角=15º，许用压力角

17、=45º；凸轮与曲柄共轴。要求： 确定凸轮机构的基本尺寸，选取滚子半径，画出凸轮实际轮廓。1)根据给定的从动件运动规律=（），逐点计算每一个凸轮转角所对应的从动件角位移、角速度、角加速度。应视凸轮转角在不同的运动区间，用相应的运动方程式来计算。a) 1 /2，属于升程加速区，其运动方程式为=2（/），= 4（/） ，=4/ b）1 /21 ，属于升程减速区，其运动方程式为=2=4=4/c） ，属于远休止区，其运动方程式为=， =0， =0d）, 属于回程加速区，其运动方程式为=2（）²/ =4（）/ =4/e) , 属于回程减速区，其运动方程式为=2（）²/=4（

18、）/=4/f）（1+S+´）360º，属于近休止区，其运动方程式为=0， =0， =0 按照从动件的运动规律，分别把数据代入上面公式中，按公式分别计算推程和回程的（），然后用几何作图法直接绘出（）及（）线图。2)凸轮的基圆半径的设计根据摆动推杆盘形凸轮机构，设已知推杆的运动规律、摆杆的长度=132mm、摆杆最大摆角=15º、凸轮转动的角速度（）及推程和回程的许用压力角=45º、´=45º。（1）确定摆杆转动中心O9的位置，并判断凸轮转动中心的大致方位。以O9为圆心，lo9D=132mm为半径作圆弧。按（）线图划分角为116，可将其所对

19、的弧近似的看成直线，然后根据三角形相似原理，用图解法按预定比例分割角所对应的弧，自从动杆摆动中心O9作辐射线与各割点相连，则角按所定比例分割了。作图时，取=· =0.0158，则可以直接根据（）线图上的各纵坐标值，在点相应的辐射线由D点速度方向顺着凸轮转向转过90º后所指的方向来确定。画出B1E1B15E15 。升程阶段,过E1点做直线E1F1，时B1E1F1=90º=45º；同样过E2 、E3 作类似的直线，回程阶段也一样。得到一系列直接后，在这些直线下方，就是应选凸轮直径的区域，此处选取r=60mm。然后根据凸轮转向，摆杆长=132mm，角位移线图图

20、，r=60mm，=132mm，画出凸轮理论廓线。然后找出理论轮廓线的弯曲程度最大的位置，画出其最小曲率半径min=35mm。滚子半径的理论依据为r=0.10.5ro，次处选取。然后在理论轮廓线上画出一系列的以r为半径的圆，将这些圆的包络线以光滑曲线连起来，画出凸轮的实际廓线。2.5、飞轮设计已知 机器运转的速度不均匀系数，由动态静力分析所得的平衡力矩My,具有定传动比的各构件的转动惯量J，电动机、曲柄的转速及某些齿轮的齿数。驱动力矩为常数。要求 用惯性立法确定安装在轴O2上的飞轮转动惯量。步骤：1）列表汇集同组同学在动态静力分析中求得的每个机构位置的平衡力矩M ，以力矩比例尺和角度比例尺绘制一个运动循环的动态等功阻力矩线图。对用