牛头刨床--课程设计---附带计算程序 (1)

牛头刨床课程设计机械行业

目录

一、牛头刨床机构运动 (7)

二、原始设计数据 (8)

三、机械原理课程设计任务书雨设计指导 (1)

四、电机至大齿轮6之间的减速传都系统设计 (8)

五、主机构（即摆动导杆机构）的设计 (9)

六、凸轮机构的设计 (11)

七、棘轮机构的设计 (15)

八、连杆机构的设计 (16)

九、解析法分析计算滑轮8的速度和加速度 (17)

十、参考资料 (20)

十一、设计总结 (21)

十二、附图（A2一张，A3两张） (22)

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-- 1 二、牛头刨床机构运动

电机

带轮 齿轮 ⎩⎨⎧→→→→→→工作台螺旋机构棘轮机构连杆机构凸轮刀架滑枕摆动导杆机构 如结构图所示： 图中1、2为带轮，1与电机固定，3z 、4z 、5z 、6z 为传动齿轮，BC 为曲柄（与齿轮6固结），CD 为滑块、7为摆杆AD ，8、9为带刀架之滑枕，10为盘型凸轮（与齿轮6固结），电动机经带传动将运动和动力传至齿轮5z ，驱动齿轮5z 和曲柄转动；曲柄回转经滑块C 带动摆杆7，再经过滑块D 带动滑枕8，使刀架往复移动完成刨削运动。另外，盘型凸轮10与曲柄同时转动，推动带有滚子的摆杆11经四杆机构拨动棘轮14转动，而棘轮与进给丝杠15相连，通过螺母推动工作台（6完成自动进给运动）。 三、原图设计数据

(

)30.125440960516=====K Z mm H rpm

n rpm

n 齿

E 2E 1h

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2

四、电机至大齿轮6之间的减速传动系统（见图1）设计

1. 确定总传动比

由原始数据可知：6齿轮的转速6n =63转/分 电机的转速1n =1440转/分

故可知总传动比i=61n n =960/32=33

2. 分配各级传动比

a. 带传动：一般带传动比约3左右，若i 过大，带

轮的轮廓尺寸很大，运动时惯性大，产生的刚性冲击、易损坏带轮和轴，故可取1i =1

2d d =3

b. 齿轮传动：依推荐2i =3

4

z z 一般取2～5，3i

=

5

6

z z 一般取3～6，且由总传动比i=1i •2i •3i 综合分析取2i =2.75，3i =4.

3. 带轮直径的确定：

小带轮的基准直径1d 由查阅带轮直径的标准系列来

确定为1d =100mm ，则大带轮2的基准直径2d =1d •1i =300mm ，查表核对在标准系列。 4. 齿轮齿数的确定：

i=33

i 1

=3

i 2

=2.75 i

3

=4

1d =100mm 2d =300mm

z 3

=24 z 4

=66 z

6

=100

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-- 3 由原始数据知道小齿轮5的齿数5z =18（齿），所以

大齿轮6的齿数

6z =3i •5z =4×25=100(齿)，对于3z 与4z 齿数的确定，综合考虑齿轮的大小后取3z =24（齿），则齿轮4的齿数

4z =2i •3z =2.75×24=66（齿），最后检验实际的传动比i

与理论总传动比i 的相对误差：

易知：实际总传动比'i =1i •2i •3i =40 故 ∆=i i i -'×100%=33

3333-×100%=0% 由于0%在误差5%以内，故该系统设计符合要求。

5. 对于齿轮啮合的模数选取：

齿轮5与齿轮6间取m=6

则6d =m •6z =600mm ,5d =m •5z =150mm

3z 与4z 之间'm 取5， 则3d ='m •3z =120mm,4d ='m •4z =330mm 五、主机构（即摆动导杆机构）的设计 1. 滑枕8与摆杆7的回转中心A 之间的相对位置确定： 为避免滑枕8所手里的依用线偏离滑枕的滑道太远，滑枕的

轴线可位于滑块口的轨迹线21D D 的割线位置， 现取该割线在D 与3D 的正中间，如下图所示：

3d =120 mm

4d =330mm 5d =150mm 6d =600mm

'm = = =5 m= = =6

θ=︒48.23

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-- 4 如图示：由原始数据知滑枕8的行程

为750mm ，即图中对应的两级位2

1D D 之间的水平距离。又知行程速比系数

K=1.50。

故极为夹角θ=11+-k k •︒180=︒48.23由几何关系转换可知极为摆杆1AD 和

2AD 的夹角21AD D ∠=θ 故由图示关系应有： DD l 1=DD l 2=2121D D l =21H=220mm 由Sin 2θ=AD l DD l 1

1⇒AD l 1=1081.08mm 在直角三角形1ADD ∆内 AD l =AD l 1∙COS 2θ=1078.44mm 根据滑枕8的轴线位置分析要求，知点A （机架）距滑枕轴线的距离 AN l =AD l +21DD l 3=AD l +21(AD l 1—AD l )=1079.76mm 2. 机架AB 和曲柄BC 的长度确定： 曲柄回转中心B 的位置影响牛头刨床的力学性能的

优劣。

由经验可知，机架AB 的长度AB l 应满足 AD l 1=1071.4

4m

AN l =1079.76mm

AB l =539.88m m BC l =109.85m

m

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5 AN

AB

l l =0.5～0.7.

现取 AB l = 0.5 AN l =539.88mm

而对于曲柄BC l 的长度由上页图分析可知：

BC l =AB l ∙Sin

2

θ

=109.85mm 3. 用解析法分析计算滑枕8的速度和加速度，具体方

法及数据见目录所示。 4. 齿数分度圆直径的确定：

齿数模数由教材中标准模数系列表选取

5m =6m =5=m ，齿数3与齿轮4按情况综合分析选取

3m =4m ='m =5

故 5d =m 5z =5×25=125mm

6d = m 6z =5×100=500mm 3d ='m 3z =5×24=70mm

4d ='m 4z =5×66=330mm

易知齿轮6的齿顶圆半径a r 6=*a h m +2

6d

=251mm 且有

a r 6=251mm <NB l =AB l =539.88mm

制要求，且有BC l <6r

故BC l =109.85mm ，也符合结构限制要求。 六、凸轮机构的设计：

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6 1. 凸轮转角的分配：

根据就投刨床的工作特点，在刨力（滑枕）工作行程时工作台处于静止状态，但刨刀空回程时，工作太才能进给，而且在刨刀回程结束之前，工作台要完成进给。因此凸轮推程角0δ必须满足0δ<︒180-ϑ，取富余转角∆=︒

︒

-4020为完全可靠，

取0δ=︒

180-ϑ-∆，远休止角01δ、回程角'0δ、近休止角02δ三者之和应满足01δ+ 02δ+

'0δ=︒180+ϑ+∆。

故取∆=︒

94.26， 则0δ=︒

120='0δ 远休止角01δ=02δ=︒60

满足01δ+02δ+'0δ=︒180+ϑ+∆，如下表所示:

2. 选择从动件运动规律：

本次设计按给定的运动规律设计： 余弦加速度运动规律。

由资料易知此运动规律可以从动件的刚性冲击，并

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7 --

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-- 8 具体凸轮设计，绘制过程及绘图见附A3图。

4. 凸轮机构许用压力角【∂】：

凸轮机构最大工作压力角∂max<[∂]

[∂]一般推程为30︒-40︒，回程可达70︒-︒80。

求最大压力角∂max ·需先确定b r 、EF l 。

凸轮基圆半径b r 满足b r <f r 6。

b r 可考虑在（31-51）f r 6之间选取，滚子半径g r 根据结构而定，g r 取（0.1-0.13）b r 故，f r 6=b r -（*a h +*

c ）=270-1.25×6=262.5mm b r =31f r =87.5mm g r =0.2b r =17.5mm 摆杆EF l 取：EF l =1.5b r =131.25mm 如图所示： Sin 24=sin ︒10=EF l h 2=b r h 5.12=b r h 3⇒⎪⎭⎪⎬⎫===︒12052.000‘而δδb r h →运用诺模图 可知该凸轮最大压力角∂max ︒≈18[]∂≤ 故符合设计要求。 5.凸轮安装及绘制时的注意事项： a.由于棘轮机构在EF l 摆动带动下，

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-- 9 回程时2工作台将不动，只有推程中

才带动工作台进给，故如 图示w 方

向为凸轮转速，用相对静止法 .当C

点转至E 点时，用反转法相当于E 转

到C 点，此过程中为回程，到家为工

作行程。接下来C 和E 各经过2∆的富余转角，之后刀架已在回程，而E 摆动带动棘轮进给，在E 到达N 时，C 到M 点时，即在开始工作行程前2∆角时进给完成，形成协调。故凸轮安装时，应使E 与曲柄BC 之间成0δ+∆=︒94.146的固定夹角。 b.绘制凸轮时，应先画理论基圆（b r +g r ），再画实际基圆半径b r ，从而得到理论凸轮廓线和实际凸轮廓线。 七、棘轮机构—螺旋机构的设计 1、棘轮齿数的确定： 由原始数据知，工作台最小进给量为0.18mm ，x P 为丝杠导程，一般可在4—12mm 范围内取为标准值（如：6、8、9、10、12） 一般取棘轮直径比较小，这样易操作，棘轮齿数过多虽然进给精确度提高了，但对操作不便。 故，取x P =9mm ，而min f =0.18mm ，

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-- 10 故棘轮的齿数14Z =min f P x =50（齿） 2、棘轮齿顶图直径d 的确定： 棘轮的直径d 在80—120之间选取。 取d=100mm 3、棘轮摆杆的最大摆角的确定： 通过棘轮遮板转动，可使棘爪往返摆动，一次拨过n —6n 个齿，实现工作台的6级进给，此时n 为自然数1. 故棘轮最大摆角（n 取为1） max φ=︒360×146Z n =︒360×6×501=43.2 4、棘轮摆杆的长度确定： 由jk L =（1-1.2）d 取jk L =1.2d=120mm 八、四杆机构（连杆机构）的设计： 机架长度根据机床结构并依推荐使用FK L =200-300mm ，取FK L =250mm

则对于连杆GH L 和连架杆KH L 由图解法来确定： 如下页图作过程示：

先分别取干FG 的两级位，夹角为max ψ=︒20和杆KH 的两极位，夹角为max φ=43.2，连接2KG 逆时针转动max φ得'2G ，连接'21G G ,并作其中垂线在21KH H ∠范围内取点H 有无穷多

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-- 11 个解，故可根据需要得数H 点，从而确定HK 和GH 长度。（取KH 稍大于棘轮半径）。如下页作用过程：

HK 等于图中KH L =l μ×27.5=55mm

H G l 1=l μ×114=228mm

九、解析法分析计算滑枕8的速度和加速度。

如下图示：BC=r ，AB=e ，BC 以y 轴为起点转动，当转至

任意1ϕ时，1AD 摆动2ϕ，角，设BC 的角速度为ω，1AD 杆的角速度为2ω，角加速度为2∂： 由⎪⎩

⎪⎨⎧⋅=⋅=⇒=⋅+=⋅21212112sin sin sin sin sin sin cos cos ϕϕϕϕϕϕϕϕr BC AC BC AC BC AB AC 21221sin cos sin cos sin ϕϕϕϕϕ⋅⋅+⋅=⋅⋅⇒r e r

两边移项得:e

r r +⋅⋅=⇒112cos sin tan ϕϕϕ 再求反函数:⎪⎪⎭⎫

⎝⎛+⋅⋅=⇒e r r 112cos sin arctan ϕϕϕ 再求导：()

212122cos 2cos e e r r r e r +⋅⋅+⋅⋅⋅+=⇒ϕωϕω

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-- 12 再

求导：()()21222

2122cos 2sin ϕϕω⋅⋅++-⋅⋅⋅=∂⇒e r e r e r r e

其中

，ω=s rad s n 93.2/16830

286026==∏=⋅∏︒ 且x V =Vcos 2ϕ=22cos 1ϕω⋅⋅AD l 222cos cos 1ϕϕ⋅⋅∂=⋅=AD x l a a 222cos ..cos 1ϕωϕAD X l V V ==

由e=AB l =481.9mm ，r=BC l =137.11mm

1AD l =984.12mm ，1∂=t ω

以下是计算程序:(使用方法,将程序粘贴到c++,或者c,

然后运行就可以了)

#include <stdio .h >

#include <math .h >

void main()

{ int b1=0;/*b1相当于ψ1 */

double c1,c2,t,w2,v,a,vx,ax;/* */ double

e =0.4819,r =0.13711,lad =0.98412,w =2.93;/*只需要在此处输入相应的数据，然后运行即可*/

V x a x a

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double m,n,p,d2;

printf("ψ1 t cosψ2 v a vx ax\n");

while(b1<=360)

{ c1=(3.141592653*b1)/180;

c2=atan((r*sin(c1))/(r*cos(c1)+e));

t=c1/w;

m=r*r+e*e+2*r*e*cos(c1);

n=(r*r+e*r*cos(c1))*w;

w2=n/m;

v=w2*lad;

vx=v*cos(c2);

p=e*r*w*w*sin(c1)*(r*r-e*e);

d2=p/(m*m);

a=d2*lad;

ax=a*cos(c2);

printf("%3d %1.4f %1.4f %2.4f %2.4f %2.4f %2.4f\n",b1,t,cos(c2),v,a,vx,ax);

b1=b1+10;

}

13

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：

14

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15

其中，x V 、x a 即为滑枕8的速度‘加速度 故滑枕8的速度‘加速度运动线图见附图（3A 图）

十、参考资料：

[]1郑文纬、吴克坚《机械原理》第七版，北京、北京高等教育出

版社，1997

[]2孙桓、陈作模、葛文杰《机械原理》第七版，北京、北京高等

教育出版社，2006

[]3罗洪田《机械原理课程设计指导书》，北京、北京高等教育出版

社，1986

[]4朱家诚、王纯贤《机械设计基础》，合肥、合肥工业大学出版社，

2003