插床设计计算说明书汇总文档格式.docx
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刨刀行程H
行程速比系数K
连杆与导杆之比LDE/LCD
工作阻力F（N）
导杆质量m3（kg）
导杆转动惯量JS3（kgm2）
滑块质量m5（kg）
数据
45
152.114
120
1.8
0.55
9000
28
1.2
50
进给机构
从动件最大摆角
凸轮从动件杆长（mm）
推程许用压力角[]推程
回程许用压力角[]回程
滚子半径rr（mm）
刀具半径rc（mm）
10
140
40°
50°
15
0.08
1.4设计任务
1）完成各执行机构的选型与设计计算，选择原动机，拟定机械传动方案，确定各级传动比，画出机构运动简图及机械系统传动方案设计图；
2）按工艺要求进行执行系统协调设计，画出执行机构的工作循环图；
3）对主执行机构用解析法进行运动分析，用相对运动图解法对其中的一个位置加以验证，并根据计算机计算结果画出插刀位移线图，速度线图和加速度线图；
4）用图解法对主执行机构的一个位置进行动态静力分析；
5）用解析法对控制工作台横向进给的凸轮机构进行运动分析；
6）用图解法绘制控制工作台横向进给的凸轮机构的位移曲线及凸轮轮廓曲线；
7）根据机电液一体化策略和现代控制（包括计算机控制）理论，大胆提出一种或一种以上与该机现有传统设计不同的创新设计方案。
设计目录
一：
主执行机构方案的选择……………………………………………………………5
1、执行机构方案的选择、分析与评价……………………………………………………………5
2、原动机的选择……………………………………………………………………………………5
3、拟定传动系统方案………………………………………………………………………………6
二：
主执行机构设计与分析……………………………………………………………7
1、插床机械设计参数以及相关参数计算…………………………………………………………7
2、插床软件分析……………………………………………………………………………………9
三：
主执行机构运动分析………………………………………………………………10
1、主执行机构速度分析……………………………………………………………………………10
2、主执行机构加速度分析…………………………………………………………………………11
3、主执行机构受力分析……………………………………………………………………………12
四、凸轮机构设计与分析………………………………………………………………………15
1、凸轮机构相关参数的确定………………………………………………………………………15
2、凸轮基本参数设置………………………………………………………………………………17
心得与体会…………………………………………………………………………………………21
参考文献……………………………………………………………………………………………22
设计计算与说明
计算结果
主执行机构方案的选择
1、执行机构方案的选择、分析与评价
（1）运动是否具有确定的运动
该机构中构件n=5。
在各个构件构成的的运动副中Pl=7,Ph=0。
机构中存
在虚约束，改善了机构的受力状况，提高运动的可靠性。
由以上条件可知：
机构的自由度F=3n-2Pl-Ph=1。
机构的原动件是曲柄，原动件的个数等于机
构的自由度，所以机构具有确定的运动。
（2）机构传动功能的实现
在原动件曲柄1带滑块2的作用下，摇杆3在一定的角度范围内摆动。
通过摇杆杆3带动连杆4运动，从而实现刨刀的往复运动。
（3）主传动机构的工作性能
曲柄1的角速度恒定，通过滑块2带动摇杆3摆动，连杆4也随着杆3
的摆动不断的改变角度，使刨刀的速度变化减缓，速度趋于匀速；
在机构
的回程时，只有惯性力和摩擦力，两者的作用都比较小，因此，机构在传动
时可以实现刨头的工作行程速度较低，而返程的速度较高的急回运动。
（4）机构的传力性能
该机构在设计上不存在影响机构运转的死点，机构在运转过程中不会因为
机构本身的问题而突然停下。
（5）机构的动力性能分析。
由于原动件曲柄具有运动稳定平衡性，在运转过程中，不会引起整个机构
的震动，保证整个机构的寿命。
（6）机构的合理性
此机构使用六连杆机构，设计简单，维修，检测都很方便。
（7）机构的经济性
该机构使用的连杆都不是精密的结构，不需要特别的加工工艺，也不需要特别
的材料来制作，也不需要满足特别的工作环境，所以该机构具有好的经济效益，
制作方便，实用。
2、原动机的选择
根据上述的设计参数数据以及插床自身工作特点，选择合适的原动机使得
在通过它来传递动力或改变运动形式、参数。
原动机的机械特性以及各项性能
与机械执行系统的负载特征和工作要求的匹配，在很大程度上决定了
整个机械系统的工作性能和机构特征。
根据本机构设计的特点，参考机构运动简图以及传动特征，参照原动机选
择的要求，根据题目所给插床的数据分析，驱动电动机暂时采用：
Y180L-6,额定功率N=22KW，额定转速n=970r/min，设计参数如表所示。
Y系列三相异步电动机
型号规格
Y180L-6
极数
6
额定功率（kw）
转速（r/min）
970
电压（V）
380
额定电流（A）
6.5
效率（%）
89.5
功率因数（cosφ）
0.81
重量（kg）
200
最大长、宽、高（mm）
710x465x430
3、拟定传动系统方案
根据上述电动机选择Y180L-6,额定转速960r/min
由题意得，假设插床每分钟的往复次数为15—75次，6档，即转速级数Z=6
由于本传动系统的最大传动比
所以带传动的速比为8，齿轮传动的速比为也为8。
公比
则插床插刀各档的速度为：
75、54、39、29、21、15。
由假设得：
电动机的转速采用970转/分。
根据机构的选择，按已选定的两个执行机构形式和机械的传动系统画出机械运动
方案简图。
一个导杆插削机构和皮带传动机构，工作台的不完全齿轮间歇旋转机构。
1）确定变速组数目和变速组排列方式
由于转速级数Z=6，故取两个变速组，根据各变速组，根据各变速组中传动副
数目应遵循前多后少的原则，选择:
即前面用一个三联齿轮，后面用一个双联齿轮。
2）确定基本组和扩大组
根据前紧后松的原则，选择6=31·
23方案，即第一变速组为基本组，其三档
传动比在转速图上相差一格；
第二变速组为扩大组，两档传动比在转速图上相差三格。
3）确定是否增加定传动比降速级
为减小二级变速组的传动比，考虑到主执行机构中的主动件必须与大齿轮固联，
且驱动它的小齿轮不能做成滑动齿轮，故这一对齿轮的传动比固定。
通过类比，选
定为4。
设增加一级V带传动，传动比选定为4.2，则二级变速组的最大传动比为：
4）分配速比
由上述计算知，变速组的最大传动比为3.81≈1.44，设取第一变速组、第二变
速组的最大传动比均为1.4×
1.4=1.96，则第一变速组的三个传动比分别为：
1.96、
1.4和1；
第二变速组的二个传动比为1.96和0.714。
主执行机构设计与分析
1：
插床机械设计参数以及相关参数计算
曲柄转速
曲柄长度
插刀行程
行程速度比系数
连杆与导杆之比
力臂
工作阻力
导杆3的质量
Dd导杆3的转动惯量
滑块5的质量
一、插床导杆机构的综合
1、计算极位夹角
、曲柄角速度
、曲柄角加速度
2、求导杆长度
、连杆长度
、中心距
根据插床机构结构示意图，由几何条件可得
因为
，
3、求弓形高
、导路距离
2：
插床软件分析
插床刨床运动分析软件输入设计参数
行程速比系数K=1.8插刀行程H=120mm
曲柄长度LAB=66mm连杆长度LDE=76.05mm
导路距离Le=283.55mm曲柄角速度ω=4.71rad/s
曲柄角加速度ε=0rad/s2
插床刨床运动分析软输出计算参数
极位夹角θ=51.429°
导杆长LCD=138.286mm
中心距LAC=152.114mm弓形高b=13.695mm
机架长Le=283.553mm最大压力角αmax=5.166°
插床机构结构示意
插刀运动线图
插刀最大切削速度V1max=0.197m/s刨刀最大回程速度V2max=0.499m/s
插刀最大切削加速度a1max=1.364m/s*s刨刀最大加速度a2max=3.061m/s*s
主执行机构运动分析
已知：
曲柄的转速n=45rad/min，滑块质量为50kg，导杆的质量为28kg，其质心
转动惯量为1.2kg·
，力臂d=110mm，工作阻力F=9000N。
此时，曲柄AB与中心距LAC的夹角为45°
，即与垂直于曲柄AB方向的夹角为45°
。
（1）主执行机构速度分析.
方向
方向
大小？
？
大小已知？
曲柄转至当前角度对应的滑块速度：
（2）主执行机构加速度分析
方向？
//Lbc
?
?
方向
大小已知
曲柄转至当前角度对应的滑块加速度：
（3）主执行机构受力分析
曲柄力矩平衡图；
构件4—5示力图：
构件2-3示力图：
对构件4—5：
大小已知已知已知？
方向已知
已知？
对构件4—5单独的封闭力多边形可确定
、
大小
对构件2-3：
大小已知已知?
方向已知已知
已知?
以垂直于DCB杆建坐标系：
=0
联立方程组推出：
其中
、
可以不用求，利用力多边形封闭性可直接求出
=13650.26N.
四、凸轮机构设计与分析
1、凸轮机构相关参数的确定
从动件的最大摆角
，许用压力角
，从动件长度
从动件运动规律为等加速等减速运动，凸轮与曲柄共轴，数据如表1所示。
表1插床设计参数
题号
曲柄LAB\
66
插刀行程H
12
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