牛头刨床设计说明书

目录1机械原理课程设计内容以及规定 11.1课程设计题目、内容及其目的 11.2牛头刨床机构简介及原始数据 11.2.1牛头刨床简介 11.2.2机构的规定 21.2.3牛头刨床设计原始数据 22机构方案的初步确定 32.1曲柄滑块机构与摆动导杆机构 32.2曲柄滑块机构与扇形齿轮齿条机构 52.3综合评估确定方案 72.4机构工艺动作分解及运动循环图 82.4.1机构工艺动作 82.4.2机构运动循环图 83主机构尺度综合及运动特性评估 93.1机构位置划分简图 93.2主机构尺寸确定 93.3运动分析 103.3.13号位置运动分析 103.3.28号位置运动分析 143.4proe仿真曲线图 194电动机功率与型号确实定 214.1等效阻力矩与等效驱动力矩的计算 214.2电动机型号确实定 225飞轮转动惯量 235.1等效力矩的计算 235.2飞轮转动惯量的计算 246主机构静力分析 266.13号静力分析 266.28号静力分析 287传动机构设计 307.1减速机构 307.1.1减速比及其分派 307.1.2齿轮机构设计 307.2工作台进给机构 317.2.1工作台横向进给 317.2.2工作台垂直进给 32设计心得与体会 33参照文献 34

1机械原理课程设计内容以及规定1.1课程设计题目、内容及其目的题目：牛头刨床内容：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曲线。根据上述得到的数据，确定飞轮转动惯量。目的：1：学会机械运动见图设计的环节和措施；2：巩固所学的理论知识，掌握机构分析与综合的基本措施；3：培养学生使用技术资料，计算作图及分析与综和能力；4：培养学生进行机械创新设计的能力。1.2牛头刨床机构简介及原始数据1.2.1牛头刨床简介牛头刨床是一种用于平面切削加工的机床。电动机经皮带和齿轮传动，通过减速机构减速从而带动曲柄。刨床工作时，由导杆3通过连杆带动刨刀作往复运动。刨头左行时，刨刀进行切削，称工作行程，此时规定速度较低并且均匀，以减少电动机容量和提高切削质量，刨头右行时，刨刀不切削，称空行程，此时规定速度较高，以提高生产率。为此刨床采用有急回作用的导杆机构。刨刀每切削完一次，运用空回行程的时间，凸轮通过四杆机构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1-2），而空回行程中只有摩擦阻力。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小电动机容量。1.2.2机构的规定牛头刨床的主传动的从动机构是刨头，在设计主传动机构时，要满足所设计的机构要能使牛头刨床正常的运转，同步设计的主传动机构的行程要有急回运动的特性，刨削速度尽量为匀速运动，以及很好的动力特性。尽量是设计的构造简朴，实用，能很好的实现传动功能。1.2.3牛头刨床设计原始数据表1-1原始数据表参数项目题号12345刨削平均速度（mm/s）530550600580630行程速度变化系数K1．461．401．451．501．48刨刀冲程H（mm）320300380400420切削阻力（N）35004500500040005500空行程摩擦阻力（N）175225250200275刨刀越程量（mm）1615192021刨头重量（N）550520580620650杆件比重（N/m）220200250300340机器运转速度许用不均匀系数0．050．050．050．050．05注：我们组选用的是第二组数据。FFrx0.05H0.05HH图1-22机构方案的初步确定2.1曲柄滑块机构与摆动导杆机构机构简图如图2-1图2-1曲柄滑块与摆动导杆机构简图图2-1曲柄滑块与摆动导杆机构简图该构件中完毕主运动的是由杆1、2、3、6构成的四连杆机构，杆4带动该构件中与其铰接的5杆完毕刨床的刨削运动。在由杆1、2、3、6所构成的曲柄摇杆机构中，曲柄1在原动机的带动下做周期性往复运动，从而连杆4带动滑块5作周期性往复运动实现切削运动的不停进行。（3）工作性能分析从机构简图中可以看出，该机构得积极件1和连杆4的长度相差很大，这就是的机构在刨削的过程中刨刀的速度相对较低，刨削质量比很好。杆1和杆4在长度上的差异还是的刨刀在空行程的急回中，有较快的急回速度，缩短了机械的运转周期，提高了机械的效率。（4）传递性能和动力性能分析杆1、2、3、6所构成的曲柄摇杆机构中其传动角是不停变化传动性能最佳的时候出目前A，B，C，D四点共线与机构处在极位时两者传动角相等该机构中不存在高副，只有回转副和滑动副，故能承受较大的载荷，有较强的承载能力，可以传动较大的载荷。当其最小传动角和最大传动角相差不大时，该机构的运转就很平稳，不管是震动还是冲击都不会很大。从而使机械又一定的稳定性和精确度。（5）构造的合理性和经济性分析该机构多以杆件为主，抗破坏能力较差，对于较大载荷时对杆件的刚度和强度规定较高。会使的机构的有效空间白白挥霍。并且由于四连杆机构的运动规律并不能按照所规定的运动精确的运行只能以近似的规律进行运动。2.2曲柄滑块机构与扇形齿轮齿条机构图2-2曲柄滑块机构与扇形齿轮机构简图（1）机构简图如图图2-2曲柄滑块机构与扇形齿轮机构简图（2）机械功能分析根据机构图可知，整个机构的运转是由原动件1带动的。杆1通过滑块2带动扇形齿轮3的运动。扇形齿轮3和与刨头连接的齿条啮合。从而实现刨刀的往复运动。（3）工作性能分析该机构中原动件1对滑块2的压力角一直在变化。不过原动件1的长度较小，扇形齿轮的半径较大，即原动件1的变化速度对于扇形齿轮3的影响不是很大，同步机构是在转速不大的状况下运转的，也就是说，在扇形齿轮作用下的齿条的速度在切削过程中变化不大，趋于匀速运行。原动件1在滑块2上的速度一直不变，不过伴随原动件1的运转，在一种周期里，BC的长度由小到大，再变小。而BC的长度是扇形齿轮3的回转半径，也就是说，在机构的运行过程中，推程的速度趋于稳定，在刨头回程时，由于扇形齿轮受到齿条的反作用力减小。`尚有扇形齿轮3的回转半径减小，使扇形齿轮的回程速度远不小于推程时的速度。即可以到达刨床在切削时速度较低，不过在回程时有速度较高的急回运动的规定。在刨头来回运动的过程中，防止加减速度的突变的产生。（4）机构的传递性能动力性能分析该机构中除了有扇形齿轮和齿条接触的两个高副外，所有的运动副都是低副，齿轮接触的运动副对于载荷的承受能力较强，因此，该机构对于载荷的承受能力较强，适于加工一定硬度的工件。同步。扇形齿轮是比较大的工件，强度比较高，不需要紧张由于载荷的过大而出现机构的断裂。在整个机构的运转过程中，原动件1是一种曲柄，扇形齿轮3只是在一定的范围内活动，对于杆的活动影响不大，机构的是设计上不存在运转的死角，机构可以正常的往复运行。该机构的主传动机构采用导杆机构和扇形齿轮，齿条机构。齿条固结于刨头的下方。扇形齿轮的重量较大，运转时产生的惯量也比较大，会对机构产生一定的冲击，使机构产生震动。（5）机构的合理性与经济性能分析该机构的设计简朴，尺寸可以根据机器的需要而进行选择，不适宜过高或过低。同步，扇形齿轮的重量有助于保持整个机构的平衡。使其重心稳定。由于该机构的设计较为简朴。因此维修以便。，除了齿轮的啮合需要很高的精确度外没有什么需要尤其设计的工件，具有很好的合理性。该机构中扇形齿轮与齿条的加工的精度规定很高，在工艺上需要比较麻烦的工艺过程，制作起来不是很轻易。此方案经济成本较高。2.3综合评估确定方案1机构功能的实现两种机构均可以很好的实现切削功能。2工作性能第一种方案在刨削的过程中刨刀的速度相对较低，刨削质量比很好，可以很好的满足急回特性；第二种方案切削速度近似均匀且变化缓和平稳,摆动导杆机构也可使其满足急回特性。3传递性能第一种方案适合于低速轻载的工作状况；第二状况由于滑块和导杆压力角恒为90度,齿轮和齿条传动时压力角不变,且可承受较大载荷，因此重载状况也合用。4动力性能第一种方案冲击震动较大；第二种方案齿轮和齿条传动平稳,冲击震动较小。5构造合理性第一种方案均由杆件构成尺寸比较大，重量轻，制造简朴，维修以便；第二种方案扇形齿轮尺寸和重量大,齿轮和齿条制造复杂,磨损后不适宜维修。6经济性根据实际工况中刨刀一般为低速轻载。因此第一种方案比较适合于量产，经济效益比很好；而第二种方案扇形齿轮规定一定的精度,工艺难度大,且扇形齿轮和齿条中心距规定较高，因此不适合推广。综上所述应选择第一种方案。2.4机构工艺动作分解及运动循环图2.4.1机构工艺动作牛头刨床的主运动为电动机→变速机构→摇杆机构→滑枕往复运动；牛头刨床的进给运动为电动机→变速机构→棘轮进给机构→工作台横向进给运动。2.4.2机构运动循环图图2-1运动循环图3主机构尺度综合及运动特性评估3.1机构位置划分简图图3-1机构位置划分简图3.2主机构尺寸确定表3-1主机构尺寸θH580mm90mm145mm348mm300mmq=（3-1）（3-2）（3-3）3.3运动分析3.3.13号位置运动分析速度分析（速度向左为正，加速度逆时针为正）图3-2图3-2速度示意图F=+（3-4）大小：？？方向：式中：=6.72r/s,运用投影定理可得：=（3-5）=（3-6）投影到BC直线上：（3-7）式中：，计算成果如表所示表3-23号速度成果加速度分析图3-3图3-3加速度示意图XXA在滑块上（3-8）大小：？？方向：式中：（3-9）（3-10）（3-11）大小:？？方向:向BC方向投影（3-12）式中：，计算成果如表所示表3-33号加速度成果3.3.28号位置运动分析速度分析图3-4图3-4速度示意图XXA点在滑块上（3-13）大小：？？方向：运用投影定理可得：=（3-14）=（3-15）式中：，（3-16）式中：计算即假如如表所示表3-48号速度成果加速度分析图图3-5加速度示意图A点在滑块上（3-17）大小：？？方向：式中：（3-18）（3-19）求出B、C两点的瞬心o，运用正弦定理可解得（3-20）大小:？？方向:向BC方向投影（3-21）式中：，，，，计算成果如表所示表3-5加速度成果图3图3-6位移曲线图3图3-7速度曲线图3图3-8加速度曲线3.4proe仿真曲线图图图3-9位移曲线图图4-2图3图3-10速度曲线图图3-11加速度曲线4电动机功率与型号确实定4.1等效阻力矩与等效驱动力矩的计算取曲柄AB为等效构件，根据机构位置和切削阻力Fr确定一种运动循的等效阻力矩Mr（）根据Mr（）值，采用数值积分中的梯形法，计算曲柄处在各个位置时Mr（）的功。由于驱动力矩可视为常数，因此按照Md=/2确定等效驱动力矩Md。Md=192.57NmMr（）及Md的数值和图形如下。注：横坐标采用位置表表4-1等效阻力矩和驱动力矩位置123456789101112Mr/(N*m)8.03376.15493.43535.71520.00375.677.89.9232.7445.4032.779.91Md/(N*m)192.57图图4-1等效阻力矩和驱动力矩曲线4.2电动机型号确实定由刨刀刨削运动的功率为1310.4W，考虑到机械摩擦损失及共建横向进给运动所需功率，按照Pd=1.2p=1572W，查资料可知转速应为中等转速比很好，减速机构齿轮齿数不会太大，根据牛头刨床的工况为低速轻载，速度比较稳定，具有飞轮调速，冲击较小等特点，初步定为六级三相异步交流电动机表表4-2常用电动机参数表由以上数据可得应选型号为Y132S-6的电动机，其额定功率为3KW，转速为960r/min，符合基本规定附：Y系列电动机的长处，命名规则图图4-2异步电动机命名规则5飞轮转动惯量5.1等效力矩的计算表5-1各点等效力矩（1）由M()=Md-Mr()确定表5-1各点等效力矩位置123456789101112M（）-184.55183．53300．83343．14327．43183．31-184.77-182.65-159.83-147.17-159.87-182.66（2）作图，采用积分法。图5图5-1等效力矩曲线5.2飞轮转动惯量的计算表5-2能量变化表由（1）得出W表5-2能量变化表位置1-33-77-12W（）（J）-188.121100.72-912.60由于曲柄的转速最大，为防止飞轮过于粗笨，因此，将飞轮装在曲柄上。1100.721100.72188.12916.60图5-2能量变化曲线Jf=487.2kg*m由此最大盈亏功Wmax=1100.72J，Je不记，Jf=Jf=487.2kg*m6主机构静力分析6.13号静力分析图图6-13号位置杆组静力示意图（6-1）式中：,,m=11.84kg,a=1.47对摇杆，滑块和绞支座杆组静力分析对求力矩和为零（6-2）式中：，，l=552.57mm，h=290mm，a=72.22mm，G=116N,=310mm,=4582.96N，M=19.20N/m，=49.61N对曲柄和机架杆组静力分析（6-3）式中：=82.22mm,=5852.20N计算成果如表所示表6-13号静力分析成果6.28号静力分析图图5-2图图6-28号位置杆组静力示意图对滑块和连杆杆组静力分析投影到水平方向（6-4）式中：,,m=11.84kg,a=8.11对摇杆，滑块和绞支座杆组静力分析对求力矩和为零（6-5）式中：，，l=552.57mm，h=290mm，a=72.22mm，G=116N,=310mm,=4582.96N,M=19.20N/m，=49.61N对曲柄和机架杆组静力分析（6-6）式中：=24.17mm,=492.87N计算成果如表所示表6-28号静力分析成果图6图6-3平衡力矩图7传动机构设计7.1减速机构7.1.1减速比及其分派1、总减速比（7-1）2、减速比的分派减速传动机构采用V带传动和齿轮传动的配合，V带作为一级减速机构，其分派得到的传动比应当不不小于终极减速机构齿轮的传动比，根据机械设计手册可知闭式圆柱齿轮机构传动比为3-5，闭式传动与开式传动相比，更为稳定，润滑性能好，因此初步定为带传动以及闭式二级圆柱齿轮传动。带传动比为2，闭式圆柱齿轮减速机构传动比采用“前小后大”。根据机械设计手册确定数据。减速比分派为：皮带传动比齿轮传动比7.1.2齿轮机构设计由于齿轮传动比，采用两级齿轮传动，传动比计算公式为：（7-2）齿轮的安装图如下：图7-1齿轮的安装图采用原则齿轮，则m=4=20°齿轮基本参数如下表(ha*=1.0,c*=0.25)表表7-1齿轮参数表参数齿轮1234齿数z18271260分度圆直径d72108482407.2工作台进给机构7.2.1工作台横向进给工件的横向进给运动量是很小的，且每次规定等量进给，又由于必须防止工件在刨削力的作用下沿横向移动，因此横向进给执行机构除了能实现小并且等量进给外，在非进给时还应具有有自动固定的功能。螺旋机构能满足这些功能，并且构造简朴，轻易制造。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，因此在螺旋机构之前必须串联一种间歇转动机构，且与刨刀切削运动执行机构相联，这样可以以便实现切削运动和横向进给运动的协调配合。曲柄摇杆棘轮机构：构造简朴，制造轻易，每次转角较小，轻易调整且为等量转动，采用双向式棘轮还可以以便地实现棘轮反转。合用场所：低速轻载，运动精度规定不高的工作状况初步确定为曲柄摇杆棘轮机构作为牛头刨床工作台横向进给的执行机构曲柄棘轮机构的机构简图如图7-2所示图7-2图7-2棘轮机构简图附棘轮齿形设计参照表表7-2棘轮齿形尺寸7.2.2工作台垂直进给为了实现刨刀的垂直进给运