牛頭刨床設(shè)計說明書

目錄1機械原理課程設(shè)計內(nèi)容以及規(guī)定 11.1課程設(shè)計題目、內(nèi)容及其目的 11.2牛頭刨床機構(gòu)簡介及原始數(shù)據(jù) 11.2.1牛頭刨床簡介 11.2.2機構(gòu)的規(guī)定 21.2.3牛頭刨床設(shè)計原始數(shù)據(jù) 22機構(gòu)方案的初步確定 32.1曲柄滑塊機構(gòu)與擺動導(dǎo)桿機構(gòu) 32.2曲柄滑塊機構(gòu)與扇形齒輪齒條機構(gòu) 52.3綜合評估確定方案 72.4機構(gòu)工藝動作分解及運動循環(huán)圖 82.4.1機構(gòu)工藝動作 82.4.2機構(gòu)運動循環(huán)圖 83主機構(gòu)尺度綜合及運動特性評估 93.1機構(gòu)位置劃分簡圖 93.2主機構(gòu)尺寸確定 93.3運動分析 103.3.13號位置運動分析 103.3.28號位置運動分析 143.4proe仿真曲線圖 194電動機功率與型號確實定 214.1等效阻力矩與等效驅(qū)動力矩的計算 214.2電動機型號確實定 225飛輪轉(zhuǎn)動慣量 235.1等效力矩的計算 235.2飛輪轉(zhuǎn)動慣量的計算 246主機構(gòu)靜力分析 266.13號靜力分析 266.28號靜力分析 287傳動機構(gòu)設(shè)計 307.1減速機構(gòu) 307.1.1減速比及其分派 307.1.2齒輪機構(gòu)設(shè)計 307.2工作臺進給機構(gòu) 317.2.1工作臺橫向進給 317.2.2工作臺垂直進給 32設(shè)計心得與體會 33參照文獻 34

1機械原理課程設(shè)計內(nèi)容以及規(guī)定1.1課程設(shè)計題目、內(nèi)容及其目的題目：牛頭刨床內(nèi)容：平面刨削機床運動簡圖設(shè)計及分析，計算刨削機構(gòu)在指定位置的速度、加速度、受力、繪制位移、速度、加速度曲線、平衡力矩曲線、等效阻力矩曲線以及等效驅(qū)動力曲線。根據(jù)上述得到的數(shù)據(jù)，確定飛輪轉(zhuǎn)動慣量。目的：1：學(xué)會機械運動見圖設(shè)計的環(huán)節(jié)和措施；2：鞏固所學(xué)的理論知識，掌握機構(gòu)分析與綜合的基本措施；3：培養(yǎng)學(xué)生使用技術(shù)資料，計算作圖及分析與綜和能力；4：培養(yǎng)學(xué)生進行機械創(chuàng)新設(shè)計的能力。1.2牛頭刨床機構(gòu)簡介及原始數(shù)據(jù)1.2.1牛頭刨床簡介牛頭刨床是一種用于平面切削加工的機床。電動機經(jīng)皮帶和齒輪傳動，通過減速機構(gòu)減速從而帶動曲柄。刨床工作時，由導(dǎo)桿3通過連桿帶動刨刀作往復(fù)運動。刨頭左行時，刨刀進行切削，稱工作行程，此時規(guī)定速度較低并且均勻，以減少電動機容量和提高切削質(zhì)量，刨頭右行時，刨刀不切削，稱空行程，此時規(guī)定速度較高，以提高生產(chǎn)率。為此刨床采用有急回作用的導(dǎo)桿機構(gòu)。刨刀每切削完一次，運用空回行程的時間，凸輪通過四桿機構(gòu)與棘輪帶動螺旋機構(gòu)（圖中未畫），使工作臺連同工件作一次進給運動，以便刨刀繼續(xù)切削。刨頭在工作行程中，受到很大的切削阻力（在切削的前后各有一段約0.05H的空刀距離，見圖1-2），而空回行程中只有摩擦阻力。因此刨頭在整個運動循環(huán)中，受力變化是很大的，這就影響了主軸的勻速運轉(zhuǎn)，故需安裝飛輪來減小主軸的速度波動，以提高切削質(zhì)量和減小電動機容量。1.2.2機構(gòu)的規(guī)定牛頭刨床的主傳動的從動機構(gòu)是刨頭，在設(shè)計主傳動機構(gòu)時，要滿足所設(shè)計的機構(gòu)要能使牛頭刨床正常的運轉(zhuǎn)，同步設(shè)計的主傳動機構(gòu)的行程要有急回運動的特性，刨削速度盡量為勻速運動，以及很好的動力特性。盡量是設(shè)計的構(gòu)造簡樸，實用，能很好的實現(xiàn)傳動功能。1.2.3牛頭刨床設(shè)計原始數(shù)據(jù)表1-1原始數(shù)據(jù)表參數(shù)項目題號12345刨削平均速度（mm/s）530550600580630行程速度變化系數(shù)K1．461．401．451．501．48刨刀沖程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刨頭重量（N）550520580620650桿件比重（N/m）220200250300340機器運轉(zhuǎn)速度許用不均勻系數(shù)0．050．050．050．050．05注：我們組選用的是第二組數(shù)據(jù)。FFrx0.05H0.05HH圖1-22機構(gòu)方案的初步確定2.1曲柄滑塊機構(gòu)與擺動導(dǎo)桿機構(gòu)機構(gòu)簡圖如圖2-1圖2-1曲柄滑塊與擺動導(dǎo)桿機構(gòu)簡圖圖2-1曲柄滑塊與擺動導(dǎo)桿機構(gòu)簡圖該構(gòu)件中完畢主運動的是由桿1、2、3、6構(gòu)成的四連桿機構(gòu)，桿4帶動該構(gòu)件中與其鉸接的5桿完畢刨床的刨削運動。在由桿1、2、3、6所構(gòu)成的曲柄搖桿機構(gòu)中，曲柄1在原動機的帶動下做周期性往復(fù)運動，從而連桿4帶動滑塊5作周期性往復(fù)運動實現(xiàn)切削運動的不停進行。（3）工作性能分析從機構(gòu)簡圖中可以看出，該機構(gòu)得積極件1和連桿4的長度相差很大，這就是的機構(gòu)在刨削的過程中刨刀的速度相對較低，刨削質(zhì)量比很好。桿1和桿4在長度上的差異還是的刨刀在空行程的急回中，有較快的急回速度，縮短了機械的運轉(zhuǎn)周期，提高了機械的效率。（4）傳遞性能和動力性能分析桿1、2、3、6所構(gòu)成的曲柄搖桿機構(gòu)中其傳動角是不停變化傳動性能最佳的時候出目前A，B，C，D四點共線與機構(gòu)處在極位時兩者傳動角相等該機構(gòu)中不存在高副，只有回轉(zhuǎn)副和滑動副，故能承受較大的載荷，有較強的承載能力，可以傳動較大的載荷。當(dāng)其最小傳動角和最大傳動角相差不大時，該機構(gòu)的運轉(zhuǎn)就很平穩(wěn)，不管是震動還是沖擊都不會很大。從而使機械又一定的穩(wěn)定性和精確度。（5）構(gòu)造的合理性和經(jīng)濟性分析該機構(gòu)多以桿件為主，抗破壞能力較差，對于較大載荷時對桿件的剛度和強度規(guī)定較高。會使的機構(gòu)的有效空間白白揮霍。并且由于四連桿機構(gòu)的運動規(guī)律并不能按照所規(guī)定的運動精確的運行只能以近似的規(guī)律進行運動。2.2曲柄滑塊機構(gòu)與扇形齒輪齒條機構(gòu)圖2-2曲柄滑塊機構(gòu)與扇形齒輪機構(gòu)簡圖（1）機構(gòu)簡圖如圖圖2-2曲柄滑塊機構(gòu)與扇形齒輪機構(gòu)簡圖（2）機械功能分析根據(jù)機構(gòu)圖可知，整個機構(gòu)的運轉(zhuǎn)是由原動件1帶動的。桿1通過滑塊2帶動扇形齒輪3的運動。扇形齒輪3和與刨頭連接的齒條嚙合。從而實現(xiàn)刨刀的往復(fù)運動。（3）工作性能分析該機構(gòu)中原動件1對滑塊2的壓力角一直在變化。不過原動件1的長度較小，扇形齒輪的半徑較大，即原動件1的變化速度對于扇形齒輪3的影響不是很大，同步機構(gòu)是在轉(zhuǎn)速不大的狀況下運轉(zhuǎn)的，也就是說，在扇形齒輪作用下的齒條的速度在切削過程中變化不大，趨于勻速運行。原動件1在滑塊2上的速度一直不變，不過伴隨原動件1的運轉(zhuǎn)，在一種周期里，BC的長度由小到大，再變小。而BC的長度是扇形齒輪3的回轉(zhuǎn)半徑，也就是說，在機構(gòu)的運行過程中，推程的速度趨于穩(wěn)定，在刨頭回程時，由于扇形齒輪受到齒條的反作用力減小。`尚有扇形齒輪3的回轉(zhuǎn)半徑減小，使扇形齒輪的回程速度遠不小于推程時的速度。即可以到達刨床在切削時速度較低，不過在回程時有速度較高的急回運動的規(guī)定。在刨頭來回運動的過程中，防止加減速度的突變的產(chǎn)生。（4）機構(gòu)的傳遞性能動力性能分析該機構(gòu)中除了有扇形齒輪和齒條接觸的兩個高副外，所有的運動副都是低副，齒輪接觸的運動副對于載荷的承受能力較強，因此，該機構(gòu)對于載荷的承受能力較強，適于加工一定硬度的工件。同步。扇形齒輪是比較大的工件，強度比較高，不需要緊張由于載荷的過大而出現(xiàn)機構(gòu)的斷裂。在整個機構(gòu)的運轉(zhuǎn)過程中，原動件1是一種曲柄，扇形齒輪3只是在一定的范圍內(nèi)活動，對于桿的活動影響不大，機構(gòu)的是設(shè)計上不存在運轉(zhuǎn)的死角，機構(gòu)可以正常的往復(fù)運行。該機構(gòu)的主傳動機構(gòu)采用導(dǎo)桿機構(gòu)和扇形齒輪，齒條機構(gòu)。齒條固結(jié)于刨頭的下方。扇形齒輪的重量較大，運轉(zhuǎn)時產(chǎn)生的慣量也比較大，會對機構(gòu)產(chǎn)生一定的沖擊，使機構(gòu)產(chǎn)生震動。（5）機構(gòu)的合理性與經(jīng)濟性能分析該機構(gòu)的設(shè)計簡樸，尺寸可以根據(jù)機器的需要而進行選擇，不適宜過高或過低。同步，扇形齒輪的重量有助于保持整個機構(gòu)的平衡。使其重心穩(wěn)定。由于該機構(gòu)的設(shè)計較為簡樸。因此維修以便。，除了齒輪的嚙合需要很高的精確度外沒有什么需要尤其設(shè)計的工件，具有很好的合理性。該機構(gòu)中扇形齒輪與齒條的加工的精度規(guī)定很高，在工藝上需要比較麻煩的工藝過程，制作起來不是很輕易。此方案經(jīng)濟成本較高。2.3綜合評估確定方案1機構(gòu)功能的實現(xiàn)兩種機構(gòu)均可以很好的實現(xiàn)切削功能。2工作性能第一種方案在刨削的過程中刨刀的速度相對較低，刨削質(zhì)量比很好，可以很好的滿足急回特性；第二種方案切削速度近似均勻且變化緩和平穩(wěn),擺動導(dǎo)桿機構(gòu)也可使其滿足急回特性。3傳遞性能第一種方案適合于低速輕載的工作狀況；第二狀況由于滑塊和導(dǎo)桿壓力角恒為90度,齒輪和齒條傳動時壓力角不變,且可承受較大載荷，因此重載狀況也合用。4動力性能第一種方案沖擊震動較大；第二種方案齒輪和齒條傳動平穩(wěn),沖擊震動較小。5構(gòu)造合理性第一種方案均由桿件構(gòu)成尺寸比較大，重量輕，制造簡樸，維修以便；第二種方案扇形齒輪尺寸和重量大,齒輪和齒條制造復(fù)雜,磨損后不適宜維修。6經(jīng)濟性根據(jù)實際工況中刨刀一般為低速輕載。因此第一種方案比較適合于量產(chǎn)，經(jīng)濟效益比很好；而第二種方案扇形齒輪規(guī)定一定的精度,工藝難度大,且扇形齒輪和齒條中心距規(guī)定較高，因此不適合推廣。綜上所述應(yīng)選擇第一種方案。2.4機構(gòu)工藝動作分解及運動循環(huán)圖2.4.1機構(gòu)工藝動作牛頭刨床的主運動為電動機→變速機構(gòu)→搖桿機構(gòu)→滑枕往復(fù)運動；牛頭刨床的進給運動為電動機→變速機構(gòu)→棘輪進給機構(gòu)→工作臺橫向進給運動。2.4.2機構(gòu)運動循環(huán)圖圖2-1運動循環(huán)圖3主機構(gòu)尺度綜合及運動特性評估3.1機構(gòu)位置劃分簡圖圖3-1機構(gòu)位置劃分簡圖3.2主機構(gòu)尺寸確定表3-1主機構(gòu)尺寸θH580mm90mm145mm348mm300mmq=（3-1）（3-2）（3-3）3.3運動分析3.3.13號位置運動分析速度分析（速度向左為正，加速度逆時針為正）圖3-2圖3-2速度示意圖F=+（3-4）大?。海?？方向：式中：=6.72r/s,運用投影定理可得：=（3-5）=（3-6）投影到BC直線上：（3-7）式中：，計算成果如表所示表3-23號速度成果加速度分析圖3-3圖3-3加速度示意圖XXA在滑塊上（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：，計算成果如表所示表3-33號加速度成果3.3.28號位置運動分析速度分析圖3-4圖3-4速度示意圖XXA點在滑塊上（3-13）大?。?？？方向：運用投影定理可得：=（3-14）=（3-15）式中：，（3-16）式中：計算即假如如表所示表3-48號速度成果加速度分析圖圖3-5加速度示意圖A點在滑塊上（3-17）大小：？？方向：式中：（3-18）（3-19）求出B、C兩點的瞬心o，運用正弦定理可解得（3-20）大小:？？方向:向BC方向投影（3-21）式中：，，，，計算成果如表所示表3-5加速度成果圖3圖3-6位移曲線圖3圖3-7速度曲線圖3圖3-8加速度曲線3.4proe仿真曲線圖圖圖3-9位移曲線圖圖4-2圖3圖3-10速度曲線圖圖3-11加速度曲線4電動機功率與型號確實定4.1等效阻力矩與等效驅(qū)動力矩的計算取曲柄AB為等效構(gòu)件，根據(jù)機構(gòu)位置和切削阻力Fr確定一種運動循的等效阻力矩Mr（）根據(jù)Mr（）值，采用數(shù)值積分中的梯形法，計算曲柄處在各個位置時Mr（）的功。由于驅(qū)動力矩可視為常數(shù)，因此按照Md=/2確定等效驅(qū)動力矩Md。Md=192.57NmMr（）及Md的數(shù)值和圖形如下。注：橫坐標(biāo)采用位置表表4-1等效阻力矩和驅(qū)動力矩位置123456789101112Mr/(N*m)8.03376.15493.43535.71520.00375.677.89.9232.7445.4032.779.91Md/(N*m)192.57圖圖4-1等效阻力矩和驅(qū)動力矩曲線4.2電動機型號確實定由刨刀刨削運動的功率為1310.4W，考慮到機械摩擦損失及共建橫向進給運動所需功率，按照Pd=1.2p=1572W，查資料可知轉(zhuǎn)速應(yīng)為中等轉(zhuǎn)速比很好，減速機構(gòu)齒輪齒數(shù)不會太大，根據(jù)牛頭刨床的工況為低速輕載，速度比較穩(wěn)定，具有飛輪調(diào)速，沖擊較小等特點，初步定為六級三相異步交流電動機表表4-2常用電動機參數(shù)表由以上數(shù)據(jù)可得應(yīng)選型號為Y132S-6的電動機，其額定功率為3KW，轉(zhuǎn)速為960r/min，符合基本規(guī)定附：Y系列電動機的長處，命名規(guī)則圖圖4-2異步電動機命名規(guī)則5飛輪轉(zhuǎn)動慣量5.1等效力矩的計算表5-1各點等效力矩（1）由M()=Md-Mr()確定表5-1各點等效力矩位置123456789101112M（）-184.55183．53300．83343．14327．43183．31-184.77-182.65-159.83-147.17-159.87-182.66（2）作圖，采用積分法。圖5圖5-1等效力矩曲線5.2飛輪轉(zhuǎn)動慣量的計算表5-2能量變化表由（1）得出W表5-2能量變化表位置1-33-77-12W（）（J）-188.121100.72-912.60由于曲柄的轉(zhuǎn)速最大，為防止飛輪過于粗笨，因此，將飛輪裝在曲柄上。1100.721100.72188.12916.60圖5-2能量變化曲線Jf=487.2kg*m由此最大盈虧功Wmax=1100.72J，Je不記，Jf=Jf=487.2kg*m6主機構(gòu)靜力分析6.13號靜力分析圖圖6-13號位置桿組靜力示意圖（6-1）式中：,,m=11.84kg,a=1.47對搖桿，滑塊和絞支座桿組靜力分析對求力矩和為零（6-2）式中：，，l=552.57mm，h=290mm，a=72.22mm，G=116N,=310mm,=4582.96N，M=19.20N/m，=49.61N對曲柄和機架桿組靜力分析（6-3）式中：=82.22mm,=5852.20N計算成果如表所示表6-13號靜力分析成果6.28號靜力分析圖圖5-2圖圖6-28號位置桿組靜力示意圖對滑塊和連桿桿組靜力分析投影到水平方向（6-4）式中：,,m=11.84kg,a=8.11對搖桿，滑塊和絞支座桿組靜力分析對求力矩和為零（6-5）式中：，，l=552.57mm，h=290mm，a=72.22mm，G=116N,=310mm,=4582.96N,M=19.20N/m，=49.61N對曲柄和機架桿組靜力分析（6-6）式中：=24.17mm,=492.87N計算成果如表所示表6-28號靜力分析成果圖6圖6-3平衡力矩圖7傳動機構(gòu)設(shè)計7.1減速機構(gòu)7.1.1減速比及其分派1、總減速比（7-1）2、減速比的分派減速傳動機構(gòu)采用V帶傳動和齒輪傳動的配合，V帶作為一級減速機構(gòu)，其分派得到的傳動比應(yīng)當(dāng)不不小于終極減速機構(gòu)齒輪的傳動比，根據(jù)機械設(shè)計手冊可知閉式圓柱齒輪機構(gòu)傳動比為3-5，閉式傳動與開式傳動相比，更為穩(wěn)定，潤滑性能好，因此初步定為帶傳動以及閉式二級圓柱齒輪傳動。帶傳動比為2，閉式圓柱齒輪減速機構(gòu)傳動比采用“前小后大”。根據(jù)機械設(shè)計手冊確定數(shù)據(jù)。減速比分派為：皮帶傳動比齒輪傳動比7.1.2齒輪機構(gòu)設(shè)計由于齒輪傳動比，采用兩級齒輪傳動，傳動比計算公式為：（7-2）齒輪的安裝圖如下：圖7-1齒輪的安裝圖采用原則齒輪，則m=4=20°齒輪基本參數(shù)如下表(ha*=1.0,c*=0.25)表表7-1齒輪參數(shù)表參數(shù)齒輪1234齒數(shù)z18271260分度圓直徑d72108482407.2工作臺進給機構(gòu)7.2.1工作臺橫向進給工件的橫向進給運動量是很小的，且每次規(guī)定等量進給，又由于必須防止工件在刨削力的作用下沿橫向移動，因此橫向進給執(zhí)行機構(gòu)除了能實現(xiàn)小并且等量進給外，在非進給時還應(yīng)具有有自動固定的功能。螺旋機構(gòu)能滿足這些功能，并且構(gòu)造簡樸，輕易制造。因此，可選用螺旋機構(gòu)作為橫向進給運動的執(zhí)行機構(gòu)，其動力仍然來自驅(qū)動刨刀運動的電動機，不必另設(shè)動力源。工件要能間歇移動，螺旋必須作間歇轉(zhuǎn)動，因此在螺旋機構(gòu)之前必須串聯(lián)一種間歇轉(zhuǎn)動機構(gòu)，且與刨刀切削運動執(zhí)行機構(gòu)相聯(lián)，這樣可以以便實現(xiàn)切削運動和橫向進給運動的協(xié)調(diào)配合。曲柄搖桿棘輪機構(gòu)：構(gòu)造簡樸，制造輕易，每次轉(zhuǎn)角較小，輕易調(diào)整且為等量轉(zhuǎn)動，采用雙向式棘輪還可以以便地實現(xiàn)棘輪反轉(zhuǎn)。合用場所：低速輕載，運動精度規(guī)定不高的工作狀況初步確定為曲柄搖桿棘輪機構(gòu)作為牛頭刨床工作臺橫向進給的執(zhí)行機構(gòu)曲柄棘輪機構(gòu)的機構(gòu)簡圖如圖7-2所示圖7-2圖7-2棘輪機構(gòu)簡圖附棘輪齒形設(shè)計參照表表7-2棘輪齒形尺寸7.2.2工作臺垂直進給為了實現(xiàn)刨刀的垂直進給運