方案三1和8位置.docx

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方案三1和8位置

第一章概述

§1-1本课程设计的题目及目的

§1-2本课程设计的任务

§1-3牛头刨床简介

第二章导杆机构的运动分析

§2-1方案的选取

§2-2[2]位置的运动分析

§2-3[8´]位置的运动分析

§2-4导杆机构的动态静力分析

§2-5刨头的运动线图

第三章凸轮机构设计

第四章齿轮机构设计

第五章设计小结

第一章概述

§1-1本课程设计的题目及目的

一、本课程设计的题目

牛头刨床课程设计

二、本课程设计的目的

§1-2本课程设计的任务

（1）按设计任务书要求调研、比较设计的可能方案，比较方案的优劣，最终确定所选最优设计方案

（2）确定杆件尺寸

（3）绘制机构运动简图

（4）对机构进行运动分析，绘制曲柄相关位置的速度、加速度多边形及刨头的运动线图

（5）对机构进行动态静力分析，按曲柄相应位置求各运动副中反作用力及曲柄上所需的平衡力矩

（6）根据给定机器的工作要求，在此基础上设计飞轮（略）

（7）根据给定方案设计凸轮机构，确定凸轮机构的基本尺寸，选取滚子半径，画出凸轮实际廓线

（8）根据给定方案设计齿轮机构，算出齿轮z2尺寸，选择齿轮副z1-z2的变位系数，计算该对齿轮传动的各部分尺寸，绘制齿轮传动的啮合图

（9）根据设计任务，绘制必要的图纸（1号图一张、2号图两张）

（10）编制设计计算程序及相应曲线、图形；编写设计说明书

§1-3牛头刨床简介

一、牛头刨床的简介

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。

刨刀每次削完一次，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，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，故需安装飞轮来减少主轴的速度波动，以提高切削质量和减少电动机容量。

图1牛头刨床机构简图及阻力曲线图

第二章导杆机构的运动分析

§2-1设计方案的选取

一、导杆机构运动分析的任务

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、加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

二、作导杆机构运动简图（选取比例尺μl=0.002m/mm）

作图方法：

（1）按已知条件确定导杆机构的未知参数，其中滑块6的导路xx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xx应位于B点所画圆弧高的平分线上。

（2）曲柄位置的作法为：

取1和8’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方向将曲柄圆周作12等分的位置。

作出机构运动简图如下：

图2导杆机构运动简图

三、曲柄位置的确定

取第Ⅲ方案的第2位置和第8’位置（如下图3）

图3曲柄位置图

四、设计数据

表1.导杆机构运动尺寸数据

工作

行程

速比

系数K

r/mim

430

110

810

0.36

0.5

180

420

1.40

Kgm2

220

620

8000

100

1.2

§2-2[2]位置的分析

一、[2]位置的速度分析

因构件2和构件3在A处的转动副相连，故

VA2=VA3,大小为ω2lO2A,方向垂直于O2A，指向与ω2一致

ω2=2πn2/60=2×3.14×72/60=7.536rad/s

VA3=VA2=ω2lO2A=70536×0.11=0.82896m/s

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⊥O4A⊥O2A∥O4B

取速度极点P，速度比例尺µv=0.001（m/s）/mm，作速度多边形，如图4。

υA3

υA4=19×0.02=0.28m/s

ωA4=υA4/O4A=0.80rad/s

υA4A3=37×0.02=0.74m/s

υB=υA4·O4B/O4A=0.65m/s

二、[2]位置的加速度分析

先对曲柄2与滑块3重合的A点分析，得

aA3=

×ω²=0.11×7.536²=6.25m/s

取曲柄构件3和4的重合点A进行加速度分析，列加速度矢量方程,得

aA4=aA4n+aA4τ=aA3n+aC科氏+aA4A3

大小?

ω42lO4A?

√2ω4υA4A3?

方向?

B→A⊥O4BA→O2⊥O4B（向左）∥O4B（沿导路）

由已知条件可求得：

aC科氏=2ω4υA4A3=1.23m/s2

aA4n=ω42lO4A=0.31m/s2

取加速度极点为P’,加速度比例尺μa=0.2（m/s2）/mm,作加速度多边形,如图5

用加速度影像法求得

aA4=31×0.2m/s2=6.2m/s2

aB=aA4×lO4B/lO4A=7.37m/s2

取构件5为研究对象，列加速度矢量方程，得

aC=aB+aCBn+aCBτ

大小?

√√?

方向∥xx√C→B⊥BC

其加速度多边形如图5所示，同理有

aC=36.5×0.2=7.3m/s2

总结[2]位置的速度和加速度值以速度比例尺µ=（0.001m/s）/mm和加速度比例尺µa=（0.2m/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求得的结果列入表格2

位置

未知量

结果

单位

VA4

0.28

m/s

0.66

aA4

6.2

m/s2

7.3

§2-3[8]位置的运动分析

一、[8]位置的速度分析

因构件2和3在A处的转动副相连，故

VA2=VA3，其大小等于ω2lO2A，方向垂直于O2A线，指向与ω2一致。

ω2=2πn2/60rad/s=7.536rad/s

υA3=υA2=ω2·lO2A=0.82896m/s

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⊥O4A⊥O2A∥O4B

取速度极点P，速度比例尺µv=0.001（m/s）/mm,作速度多边形如图6

图6[8’]位置的速度多边形

则由图6知，

υA4=pa4/μv=0m/s

υA4A3=a3a4/μv=0.82896m/s

由速度影像定理求得，

υB5=υB4=υA4·O4B/O4A=0m/s

又ω4=υA4/lO4A=0rad/s

取5构件作为研究对象，列速度矢量方程，得

υC=υB+υCB

大小?

√?

方向∥XX⊥O4B⊥BC

取速度极点P，速度比例尺μv=0.001（m/s）/mm,作速度多边行如图6

则由图6知，υC=0m/s

υCB=0m/s

ωCB=υCB/lCB=0rad/s

二、[8]位置的加速度分析

因构件2和3在A点处的转动副相连，故

其大小等于ω22lO2A,方向由A指向O2。

ω2=2πn2/60rad/s=7.536rad/s

=ω22·LO2A=7.5362×0.11m/s2=6.247m/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=aA4n+aA4τ=aA3n+aA4A3K+aA4A3r

大小:

√0?

方向：

B→A⊥O4BA→O2⊥O4B∥O4B

取5构件为研究对象,列加速度矢量方程,得

ac5=aB5+ac5B5n+ac5B5τ

大小?

√√?

方向∥xx∥a4”C→B⊥BC

取加速度极点为P＇,加速度比例尺µa=0.2（m/s2）/mm,

作加速度多边形如图7所示.

则由图7知,aA4=aA3=p´a4′·μa=40.42589824×0.1m/s=4.0425m/s2,

α4＇=

/LO4A=1.48rad/s2

用加速度影象法求得

aB5=aB4=6.952m/s2

ac=pc×ua=-5.4m/s2

总结8′速度和加速度值以速度比例尺µ=（0.01m/s）/mm和加速度比例尺µa=（0.01m/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所得结果列入表格3

位置

未知量

结果

8’

VA4

0m/s

4.0425m/s2,

5.4m/s2

§2-4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（以曲柄在[2]位置的动态静力分析为例）：

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

F45

由已知条件，最终可以得到：

G6=620N，P=8000N，FI6=460N而且由受力分析可得，阻力P左右于水平向左，G6作用于竖直向下，FN16作用于竖直向上，FI6作用于水平向左，F45作用于沿杆件5向外。

根据这些数据和方向，力的比例尺μQ=20N/mm，可画出杆组5、6的力多边形图11

取杆件4作示力体图12

F14

SO4

FI4

F54

F34

图12-杆件4的示力体图

结合已知条件，可以得出：

G4=220N，FI4=82.66N，F54=480N，F34=13567N。

而且由受力分析可得，重力G4作用于竖直向下，惯性力FI4作用于垂直连杆4向左，滑块3的作用力F34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μQ=20N/mm，可画出构件4的力多边形图13

F34

F12

可根据构件4与杆组5、6的力多边形图，力的比例尺μQ=20N/mm，可直接得到曲柄2与滑块3组件的力多边形图14。

F43

第三章凸轮机构设计

§3-1凸轮设计任务

已知：

摆杆9为等加速等减速规律，其推程运动角φ1=75º，远休止角φs=10º，回程角φ´=65º，摆杆长度

=130mm，最大摆角

=15º，许用压力角[α]=42º；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。

以上内容作在2号图纸上。

根据给定的从动件运动规律ψ=ψ（φ），逐点计算每一个凸轮转角φ所对应的从动件角位移ψ、角速度ω、角加速度α。

应视凸轮转角φ在不同的运动区间，用相应的运动方程式来计算。

a）ψ＜φ1/2，属于升程加速区，其运动方程式为

ψ=2（

/φ1²）φ²，ω=4（

/φ1²）φ，α=4

/φ1

b）ψ1/2＜φ＜φ1，属于升程减速区，其运动方程式为

ψ=

－2

（φ1－φ）²/φ1²

ω=4

（φ1－φ）/φ1²

α=﹣4

/φ1²

c）φ1＜φ＜φ1+φS，属于远休止区，其运动方程式为

ψ=

，ω=0，α=0

d）（φ1+φS）＜φ＜（φ1+φS+φ´/2）,属于回程加速区，其运动方程式为

ψ=

－2

[φ－（φ1+φS）]²/φ´²

ω=﹣4

[φ－（φ1+φS）]/φ´²

α=﹣4

/φ´²

e）（φ1+φS+φ´/2）＜φ＜（φ1+φS+φ´）,属于回程减速区，其运动方程式为

ψ=2

（φ1+φS+φ´－φ）²/φ´²

ω=﹣4

（φ1+φS+φ´－φ）/φ´²

α=4

/φ´²

f）（φ1+φS+φ´）＜φ＜360º，属于近休止区，其运动方程式为

ψ=0，ω=0，α=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

（φ）及ψ（φ）线图。

§3-2凸轮的基圆半径的设计

根据图2所示的摆动推杆盘形凸轮机构，设已知推杆的运动规律ψ=ψ（φ）、摆杆lo9D的长度lo9D=130mm、摆杆最大摆角

=15º、凸轮转动的角速度ω（φ）及推程和回程的许用压力角[α]=42º、[α]´=42º。

（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=135mm为半径作圆弧。

按ψ（φ）线图划分

角为B0～B15，可将其所对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

=lO9D·μ

，则可以直接根据

（φ）线图上的各纵坐标值，在O9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B1E1～B15E15。

升程阶段,过E1点做直线E1F1，时∠B1E1F1=90º－[α]=48º；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

=50mm。

然后根据凸轮转向，摆杆长lo9D=130mm，角位移线图ψ=ψ（φ）图，r

=50mm，lo9D=130mm，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ρmin=25

mm。

滚子半径的理论依据为r

=0.1～0.5ro，次处选取r

=10mm。

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。

第三章、齿轮机构的设计

已知：

电动机、曲柄的转速No´、N2，皮带轮直径do´、do´´，某些齿轮的齿数z，模数m，分度圆压力角α（参见表1）；齿轮为正常齿制，工作情况为开式传动。

要求：

计算齿轮z2的齿数，选择齿轮副z1~z2的变位系数，计算该对齿轮传动的各部分尺寸，以3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=38。

由于z1=15＜zmin=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+x1=0。

而变位系数的公式为：

x≥ha*（zmin–z）/zmin。

将数据代入，可得到x1≥0.118mm，x2≥-0.553mm。

所以，我选取了x1=0.35,x2=-0.35任意圆齿厚si=sri/r-2ri/（invαi–invα）,分别将齿轮z1、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si1=2.0mm，si2=6.46mm变位后齿轮齿顶厚sa≥0.25m（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，a=m（z1+z2）/2，代入数据得a=159mm。

计算数据如下：

d1=m*Z1=6*13＝78mm

d2=m*Z2=6*39=234mm

rb1=r1*cos20=36.64mm

rb2=r2*cos20=109.9mm

ha1=（h*a+x）m12=（1+0.3）*6=7.8mm

ha2=（h*a-x）m12=（1-0.3）*6=4.2mm

hf1=（h*a+c*-x）m12=（1+0.25-0.3）*6=5.7mm

hf2=（h*a+c*+x）m12=（1+0.25+0.3）*6=9.3mm

ra1=r1+ha1=39+7.8=46.8mm

ra2=r2+ha2=117+4.2=121.2mm

rf1=r1-hf1=39-5.7=33.3mm

rf2=r2-hf2=117-9.3=107.7mm

s1=e2=mΠ/2+2mxtan20=10.7mm

s2=e1=mΠ/2+2m（-x）tan20=8.11mm

绘制步骤如下：

1、取1:

1的比例进行作图。

2、根据中心距a=159mm，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=28.5mm与连心线O1O2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α′，同时α′也等于分度圆压力角α。

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z1、z2的齿顶圆的齿厚si1=2.0mm，si2=6.46mm，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。

第四章设计小结

这次机械原理课程设计，内容是牛头刨床的主要机构：

导杆机构、凸轮机构、齿轮机构，滑块机构。

通过运用有关机械原理的知识来进行实际的机械设计。

能够更好的将理论转化为实际生产力，深化对本专业的了解和自身在某些方面的不足，从而为将来在工作学习中打下坚实的基础。

参考文献

[1]罗洪田.机械原理课程设计指导书[M].北京：

高等教育出版社,2010.

[2]刘毅，杨家军.机械原理课程设计[M].武汉：

华中科技大学出版社,2008.

[3]孙恒陈作模葛文杰机械原理（第七版）2006.

[4]马金盛成九瑞机械原理全程导学及习题全解2008.

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