姚海培的机械原理课程设计牛头刨床说明书

机械原理课程设计

计算说明书

设计题目： 牛头刨床设计 学校： 广西工学院 院（系）： 机械工程系 班级： 机自Y102班 姓名： 姚海培 学号： 201000103057 指导教师： 罗玉军

时间：2月13日至2月24日 共两周

2012年2月24日

目录：

一、 课程设计的目的与要求 (2) 二、 设计正文 (2) 1、设计题目 (2) 2、牛头刨床机构简介 (2) 3、机构简介与设计数据 (4) 4、设计内容 (5) 三、摆动滚子从动件盘形凸轮机构的设计 (11) 四、飞轮转动惯量的确定 (14) 五、齿轮机构的设计 (15) 六、参考文献 (16) 七、心得体会 (16) 八、附件 (17)

一、课程设计的目的与任务

1、目的

机械原理课程设计是培养学生掌握机械系统运动方案设计能力的技术基础课程，他是机械原理课程学习过程中的一个重要实践环节。其目的是以机械原理课程的学习为基础，进一步巩固和加深所学的基本理论、基本概念和基本知识，培养学生分析和解决与本课程有关的具体机械所涉及的实际问题的能力，使学生熟悉机械系统涉及的步骤及方法，其中包括选型、运动方案的确定、运动学和动力学的分析和整体设计等，并进一步提高计算、分析，计算机辅助设计、绘图以及查阅和使用文献的综合能力。

2、任务

本课程设计的任务是对牛头刨床的机构选型、运动方案的确定；对导杆机构进行运动分析和静力分析。并在此基础上确定飞轮的转动惯量，设计牛头刨床上的凸轮机构和齿轮机构。 二、设计正文(详情见A1图纸)

1、设计题目：牛头刨床

1)为了提高工作效率，在空车回程时刨刀快速退回，即要有急回运动，行程速比系数在1.4左右。

2）为了提高刨刀的使用寿命和工件的表面加工质量，在工作行程时，刨刀要速度平稳，切削阶段刨刀应近似匀速运动。

3）曲柄转速在60r/min，熬到的行程在300mm左右为好，切削阻力约为7000N，其运动规律如图所示。

2、牛头刨床机构简介

牛头刨床是一种用于平面切削加工的机床，如图4-1。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作往复运动。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，以减少电动机容量和提高切削质量，刨头左行时，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，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5H的空刀距离，见图4-1，b），而空回行程中则没有切削阻力。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小电动机容量。

3、机构简介与设计数据 3.1.机构简介

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，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作往复运动。刨头右行时，刨刀进行切削，称工作切削。此时要求速度较低且均匀，以减少电动机容量和提高切削质量；刨头左行时，刨刀不切削，称空回行程，此时要求速度较高，以提高生

产效率。为此刨床采用急回作用得导杆机构。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与棘轮机构带动螺旋机构，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，而空回行程中则没有切削阻力。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，故需装飞轮来减小株洲的速度波动，以减少切削质量和电动机容量。

4、设计内容

导杆机构的运动分析

4.1、 已知：曲柄每分钟转数n2，各构件尺寸及重心位置，且刨头导路x-x位于导杆端点B所作的圆弧高的平分线上。

要求：做机构的运动简图，并作机构两位置的速度、加速度多边形以及刨头的运动线图。以上内容与后面的动静力分析一起画在1号图纸上。 4.2、画机构的运动简图

1）以O4为原点定出坐标系，根据尺寸分别定出O2点，B点，C点。确定机构运动时的左右极限位置。曲柄位置图的作法为：取1和8’为工作行程起点和终点所对应的曲柄位置，1’和7’为切削起点和终点所对应的曲柄位置，其余2、3 12等，是由位置1起，顺ω2方向将曲柄圆作12等分的位置（如下图）。

取第Ⅱ方案的第“4”位置（详情见A1图纸）。 4.3、机构运动分析 4.3.1速度分析

（1）曲柄位置“4”速度分析，加速度分析（列矢量方程，画速度图，加速度图）

取曲柄位置“4”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W2lO2A，方向垂直于O2 A线，指向与ω2一致。 ω2=2πn2/60 rad/s=6.69rad/s

υA3=υA2=ω2·lO2A=6.69×0.09m/s=0.602m/s（⊥O2A）

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

υA4= υA3 + υA4A3

大小 ? √ ? 方向 ⊥O4B ⊥O2A ∥O4B

取速度极点P，速度比例尺µv=0.005(m/s)/mm ,作速度多边形（如图A1图纸上的速度多边形图）

由速度多边行可知，υA4=Pa4 μv=118×0.005=0.59m/s

υ μv=23×0.005=0.115m/s

用速度影像定理求得，

υb5=υb4=υA4·O4B/O4A=0.59×﹙580÷436﹚=0.7848m/s

又ω4=υA4/L04A=0.59÷0.436=1.3532rad/s

取构件五作为研究对像，列速度矢量方程，得

υC5 = υB5 +

υC5B5

大小 ? √ ? 方向 ∥XX ⊥O4B ⊥BC

取速度极点P，速度比例尺μv=0.005(m/s)/mm, 由速度多边形图可知，

υ·μv=153×0.005=0.765m/s

υC5B5 =b5c5·μv=9×0.005=0.045m/s

ωcb=υC5/LCB=0.765÷(0.58×0.3)=4.3965rad/s

4.3.2、加速度分析

取曲柄位置“4”进行加速度分析。因构件2和3在A点处的转

动副相连，

故anA2=anA3,其大小等于ω22lO2A,方向由A指向O2。

ω2=6.69rad/s,

anA3=anA2=ω22·LO2A=6.69 ²×0.09 m/s2=4.028049m/s2 取3、4构件重合点A为研究对象，列加速度矢量方程得：

aA4 = a

nA4

+ aA4τ= aA3n + aA4A3K + aA4A3r

大小: ? ω42lO4A ? √ 2ω4υA4 A3 ? 方向：? B→A ⊥O4B A→O2 ⊥O4B ∥O4B 取5构件为研究对象,列加速度矢量方程,得

ac5= aB5 + ac5B5n + a c5B5τ

大小 ? w42Lbo4 w52 Lbc ? 方向 ∥XX ∥a4 c→b ⊥BC

2

取加速度极点为π,加速度比例尺µa=0.02（m/s）/mm,

做加速度多变行（图如A1图上的加速度多边行图）， 由加速度多边形得，

ω4=υA4/ lO4A=0.59÷0.436=1.352rad/s υC5B5=b5c5·μv=9×0.005=0.045m/s a=ω4²Lo4A=1.3532 ²×0.436=0.798m/s ²

nA4

aA4A3

k=2×

ω4υA4A3=2×1.3532×0.115=0.310m/s ²

aB5=ω

4 ²O4B=1.3532 ²0.58=1.060m/s

²

ac5B5

n=

w5 ²BC=4.3965 ²×0.174=3.36m/s ²

aA4= aA3 =πa4′·μa=43×0.02m/s=0.86m/s2, α4＇= aA4 / LO4A=0.86÷0.436=1.972477rad/s2

用加速度影象法求得aB5 = aB4 =63×0.02=1.26 m/s 所以ac=0.02×(π’c’)=35×0.02=0.60m/s ² 4.3.3、总结4点的速度和加速度值

以速度比例尺µ=(0.005m/s)/mm和加速度比例尺µa=(0.02m/s²)/mm用相对运动的图解法作该两个位置的速度多边形和加速度多边形如下图1-2，1-3，并将其结果列入表格（1-2）

表格 1-1

2

4、机构动态静力分析 2）导杆机构机构运态静力分析

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

心的转动惯量Js4及切削力P的变化规律。

要求 求各运动副中反作用力及曲柄上所需要的平衡力矩。以上内容做在运动分析的 同一张图纸上。

动态静力分析过程：

取“4”点为研究对象，分离5、6构件进行运动静力分析，作阻力体受力图如A1图所示，

已知P=9000N，G6=800N，又

ac=0.6m/s ²,那么我们可以计算

FI4=-m6×ac =- G6/g×ac=-800/10×0.60=-56N

又ΣF = P + G6 + F14 + F45 + FRI6 =0

方向： ∥x轴 ∥y轴 与ac反向 ∥BC

∥y轴

大小： 9000 800 -m6a6 ? ?

作力多边行如图1-7所示，选取力比例尺µP=100N/mm。 由力多边形得：

F R45=CD·µN=93×100=9300N FR16= AD·µN=4×100N=400N

分离3,4构件进行运动静力分析，杆组力体图如A1图上所示

已知：F R54=-F R45=9300N，G4=220N

aS4=aA4·lO4S4/lO4A=0.96×290/436=0.6385m/s ² αS4=α4=1.26÷0.58=2.1724 rad/s2 可得构件4上的惯性力FI4=-G4/g×aS4=-220/10×2.1724=-47.7928N

方向与aS4运动方向相反

惯性力偶矩MS4=-JS4·αS4=-1.2×2.1724= -2.60688N·m 方向与α4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=-2.60688÷-47.7928=0.05454m

其对S4之矩的方向与α4的方向相反（逆时针） 取构件4为受力平衡体，对A点取矩得：

在图上量取所需要的长度lAB=144 mm lS4A=144 mm lO4A=436mm

ΣMA=FR54cos2lAB+MS4+ FI4cos50lS4A +G4sin4lS4A +FRO4τlO4A =0 =1338.3814-2.60688-4.3247+2.2098+0.436FRO4τ=0

τ

代入数据， 得FRO4 =-3058.8 N 方向垂直O4B向右

。

。

。

τn

ΣF = FR54 + FR34 + F´S4 + G4 + FRO4 + FRO4=0

方向: ∥BC ⊥O4B 与aS4同向 ∥y轴 ⊥O4B（向右）∥O4B 大小： √ ? √ √ √ ? 作力的多边形在A1图上，选取力比例尺µP=50N/mm。 由图得：FR23 = 242×50=12100N

对曲柄2进行运动静力分析，作组力体图如A1图上所示 因为曲柄2滑块3的重量可忽略不计，有F R34 = F R23= FR23 由图知，曲柄2为受力平衡体，对O2点取矩得：

F R12= FR32

ΣMO2=12100×0.09×con14°=1057.65N·m 即M=1057.65 N·m

三、摆动滚子从动件盘形凸轮机构的设计（详情见A2图纸） （一）已知条件、要求及设计数据

1、已知：摆杆９为等加速等减速运动规律，其推程运动角Φ，远休止角Φ

s，回程运动角Φ

'，如图8所示，摆杆长度lO9D，最大摆角ψmax，许用压力

角〔α〕（见下表）；凸轮与曲柄共轴。

2、要求：确定凸轮机构的基本尺寸，选取滚子半径ｒT，画出凸轮实际廓线。 3、设计数据：

（二）设计过程

选取比例尺，作图μl=1mm/mm。

1、取任意一点O2为圆心，以作r0=60mm基圆；

2、再以O2为圆心，以lO2O9/μl=150mm为半径作转轴圆； 3、在转轴圆上O2右下方任取一点O9;

4、以O9为圆心，以lOqD/μl=135mm为半径画弧与基圆交于D点。O9D即为摆动从动件推程起始位置，再以逆时针方向旋转并在转轴圆上分别画出推程、远休、回程、近休，这四个阶段。再以11.6°对推程段等分、11.6°对回程段等分（对应的角位移如下表所示），并用A进行标记，于是得到了转轴圆山的一系列的点，这些点即为摆杆再反转过程中依次占据的点，

然后以各个位置为起始位置，把摆杆的相应位置

画出来，这样就得到了凸轮理论廓线上的一系列点的位置，再用光滑曲

线把各个点连接起来即可得到凸轮的外轮廓。 5、凸轮曲线上最小曲率半径的确定及滚子半径的选择

（1）用图解法确定凸轮理论廓线上的最小曲率半径 min：先用目测法估计凸轮理论廓线上的 min的大致位置（可记为A点）；以A点位圆心，任选较小的半径r 作圆交于廓线上的B、C点；分别以B、C为圆心，以同样的半径r画圆，三个小圆分别交于D、E、F、G四个点处，如下图9所示；过D、E两点作直线，再过F、G两点作直线，两直线交于O点，则O点近似为凸轮廓线上A点的曲率中心，曲率半径 轮理论廓线的最小曲率半径 min

min

OA

；此次设计中，凸

。

图9

（2）凸轮滚子半径的选择（rT）

凸轮滚子半径的确定可从两个方向考虑： 几何因素——应保证凸轮在各个点车的实际轮廓曲率半径不小于 1~5mm。对于凸轮的凸曲线处

C rT

，

C rT（这种情况可以不用考虑，因为它不会发生

对于凸轮的凹轮廓线

失真现象）；这次设计的轮廓曲线上，最小的理论曲率半径所在之处恰为凸轮上的凸曲线，则应用公式：

min rT 5 rT min 5 22mm

； 力学因

素——滚子的尺寸还受到其强度、结构的限制，不能做的太小，通常取

rT (0.1 0.5)r0

及4.5 rT

22.5mm

。综合这两方面的考虑，选择滚子半径为

rT=7mm。

得到凸轮实际廓线，如A2图上所示。

四、飞轮转动惯量的确定 （图见A2图纸上）

已知 及其运动的速度不均匀系数 ，由动态静力分析所得的平衡力矩My,具有定转动比的各构件的转动惯量J，电动机、曲柄的转速no’、n2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JF。以上内容做在2号图纸上。

步骤：

1） 列表汇集同组同学在动态静力分析中求得的个机构位置的平衡力矩M，以力矩比例尺μ

y

*

c

*c

m

和角度比例尺μ 绘制一个运动循环的动

*c

态等功阻力矩M= M（φ）线图。对M（φ）用图解积分法求出在一个运动循环中的阻力功A= A（φ）线图。

*c

*c

2） 绘制驱动力矩Ma所作的驱动功Aa= Aa（φ）线图。因Ma为常数，且一个运动循环中驱动功等于阻力功，故将一个循环中的A= A

*

c

*c

（φ）线图的始末两点 以直线相连，即为Aa= Aa（φ）线图。

3） 求最大动态剩余功[A']。将Aa= Aa（φ）与A= A（φ）两

*c

*c

线图相减，即得一个运动循环中的动态剩余功线图A'= A'（φ）。该线图的纵坐标最高点与最低点的距离，即表示最大动态剩余功[A']。

4） 确定飞轮的转动惯量JF。由所得的[A']，按下式确定飞轮的转动惯量

J=900△Emax/π²n²δ

F

2

按照上述步骤得到飞轮的转动惯量为JF=0.38kg·m²

五、齿轮机构的设计 一、计算过程

因为no＇/ no＂=d o＂/d o＇ 得 no＂=480r/min

no＂/n2=Z2 Z1＇/Zo＂ Z1 , 得 Z2=Zo＂Z1 no＂/Z1＇n2 所以Z2=39

六、参考文献

1、机械原理/高中庸，孙学强，王建晓主编— —第一版— —华总科技大学

出版社，2011,3

2、工程力学/龚良贵主编— —第一版— —北京航空航天大学出版社，2010,8 七、心得体会

通过本次课程设计，加深了我对机械原理这门课程的理解，同时我也对机械运动学和动力学的分析与设计有了一个较完整的概念，培养了我的表达，归纳总结的能力。从中我知道要学好这门课不但要掌握好课本的知识，在作图的时候和计算的时候要很细心，要不很容易算错数或是画错图，一旦中间有某个环节出错，下面很多东西就会搞错，很浪费时间去做修改和检查工作。在设计过程中，我与同学们的交流协作，让我深刻的感受到“团结就是力量”这句话的真实意义，只有同学们都认真的把自己要计算的点的数据快速的算出来，这样才能又快又准确的把设计图画好。一次实践就有一次收获，我很感谢学校能给我们这些机会体验锻炼自己，让我们将来更有信心在社会立足。最后，我还要感谢我们的罗玉军指导老师，要不是有他的指导我们是不可能完成的！当然，作为自己的第一次设计，其中肯定有太多的不足，希望在今后的设计中，能够得到改正，使自己日益臻于成熟，专业知识日益深厚。 八、附件

1、设计图纸共3张（A1 ，A2，A2共三张）其中包括：导杆机构的运动

分析与动态静力分析（在A1图上）；摆动从计动件凸轮机构的设计（在A2图上）；牛头刨床飞轮转动惯量的确定（在A2图上）

2、设计说明书电子文档（1份）

指导老师签名：

年 月 日

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/3vni.html