机械原理课程设计方案3Word文件下载.docx
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3）曲柄转速在60r/min,刨刀的行程H在300mm左右为好，切削阻力约为8000N，其变化规律如图所示。
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
1）机构简介
牛头刨床是一种用于平面切削加工的机床。
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。
2）设计数据
设计数据设计数据
设计
内容
导杆机构的运动分析
导杆机构的动态静力分析
符号
n2
L0204
L02A
L04B
LBC
L04S4
XS6
YS6
G4
G6
P
YP
JS4
单位
r/min
mm
N
kgm2
方
案
Ⅰ
60
380
110
540
0.25
0.5
240
50
200
700
7000
80
1.1
Ⅱ
64
350
90
580
0.3
220
800
9000
1.2
Ⅲ
72
430
810
0.36
180
40
620
8000
100
4、设计内容:
1）导杆机构的运动分析
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。
曲柄位置图的作法为取1和8’为工作形成起点和终点对应的曲柄位置，1和7’为切削起点和终点所对应的位置，其余2，3…12等，是由位置1起顺2方向将曲柄圆周作12等分的位置。
机构位置2和9的运动简图
1、选择表Ⅰ中方案III。
2、曲柄位置“2”做速度分析，加速度分析（列矢量方程，画速度图，加速度图）
取曲柄位置“2”进行速度分析。
取构件3和4的重合点A进行速度分析。
有ω2=2×
π×
72/60=7.5360rad/s，其转向为顺时针方向。
υA3=υA2=ω2×
lO2A·
µ
l=7.5360×
110×
0.001=0.8290m/s，方向:
A→O2。
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µ
v=0.02（m/s）/mm，作速度多边形如图。
图1-1
则由图1-1知，
υA4=pa4·
μv=20×
0.02m/s=0.4000m/s方向p→a4
υA4A3=pa3a4·
μv=36×
0.02m/s=0.7200m/s方向a3→a4
ω4=υA4/lO4A·
l=0.4000/0.4680=0.8547rad/s
其转向为顺时针方向。
υB5=υB4=ω4·
lO4B·
l=0.8547×
810×
0.001=0.6923m/s方向p→b5
取5构件为研究对象，列速度矢量方程，得
υC=υB5+υCB5
√?
方向∥XX⊥O4B⊥BC
其速度多边形如图1-1所示，有
υC=pc·
μv=33.4×
0.02m/s=0.6680m/s方向p→c
υCB5=pb5c·
μv=7.4×
0.02m/s=0.1480m/s方向b5→c
取曲柄位置“2”进行加速度分析.
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+aA4t=aA3+aA4A3k+aA4A3r
√?
√√?
方向?
A→O4⊥O4BA→O2⊥O4B（向右）∥O4B
aA4n=ω42×
lO4A·
l=0.85472×
468×
0.001=0.4000m/s2
aA3=ω22×
l=7.53602×
0.001=6.2470m/s2
aA4A3k=2ω4υA4A3=2×
0.8547×
0.7200=1.2308m/s2
方向a3´
→k
取加速度极点为P＇,加速度比例尺μa=0.05（m/s2）/mm,作加速度多边形图
图1-2
则由图1─2知，
aA4t=n1·
a4´
·
μa=85×
0.05=4.2500m/s2方向n1→a4´
aA4A3r=ka4´
μa=51.0×
0.05=2.5500m/s2方向k→a4´
aA4=p´
a4´
μa=85.2×
0.05m/s2=4.2600m/s2方向p´
→a4´
aA4A3=a3´
μa=57.0×
0.05=2.8500m/s2方向a3´
→a4´
取5构件的研究对象，列加速度矢量方程，得
aC=aB5n+aB5τ+aCB5n+aCB5τ
大小?
√√√?
方向∥xxB→A⊥ABC→B⊥BC
aB5n=ω42lO4B·
0.001=0.5917m/s2方向p´
→n´
aB5τ=aA4t·
lO4B/lO4A=4.2500×
810/472=7.2934m/s2方向n´
→aB5´
aCB5n=υCB52/lBC·
l=0.14802/0.2916=0.0751m/s2方向aB5´
→n
其加速度多边形如图1─2所示，有
aB5=p´
aB5´
μa=146.0×
0.05m/s2=7.3000m/s2
aCB5t=nC´
μa=18.2×
0.05m/s2=0.9100m/s2方向n→c´
aC=p´
C´
μa=142.2×
0.05m/s2=7.1100m/s2方向p´
→C´
2、曲柄位置“9”做速度分析，加速度分析（列矢量方程，画速度图，加速度图）
取曲柄位置“9”进行速度分析。
3.14×
72/60=7.5360rad/s其转向为顺时针方向。
0.001=0.8290m/s方向:
A→O2
图1-3
则由图1-3知，
μv=21.0×
0.02m/s=0.4200m/s方向p→a4
υA4A3=a3a4·
μv=35.0×
0.02m/s=0.7000m/s方向a3→a4
l=0.4200/0.3576=1.1745rad/s
υB=ω4·
l=1.1745×
0.81=0.9513m/s方向p→b
υC=υB+υCB
μv=46.8×
0.02m/s=0.9360m/s方向p→c
υCB=bc·
μv=10.1×
0.02m/s=0.2020m/s方向b→c
取曲柄位置“9”进行加速度分析.
A→O4⊥O4BA→O2⊥O4B（向左）∥O4B
l=1.17452×
0.3576=0.4933m/s2方向p´
0.001=6.2470m/s2方向p´
→a3´
aA4A3k=2ω4υA4A3·
v=2×
1.1745×
0.7000=1.6443m/s2方向a3´
图1-4
则由图1─4知，
μa=73.0×
0.05=3.6500m/s2方向n→a4´
μa=77.0×
0.05=3.8500m/s2方向k→a4´
μa=73.2×
0.05=3.6600m/s2方向p´
μa=83.03×
0.05=4.1500m/s2方向a3´
aC=aB+aCBn+aCBτ
方向∥xxB→O4C→B⊥BC
aB=aA4×
lO4B/lO4A=3.660×
810/357.6=8.290m/s2
aCBn=υCB2/lCBµ
l=0.20202/0.2916=0.1399m/s2
其加速度多边形如图1─4所示，有
aC=p´
μa=161.2×
0.05m/s2=8.075m/s2
2）导杆机构机构“2”位置动态静力分析
已知各构件的重量G（曲柄2、滑块3、导杆4和连杆5的重量都可忽略不计）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“2”点为研究对象，分离5、6构件进行运动静力分析，作阻力体如图1─5所示，
选取长度比例尺µ
l=4mm/mm,选取力比例尺µ
P=100N/mm
图1—5
已知P=8000N，G6=620N，又ac=7.1100m/s2,那么我们可以计算
FI6=-m6×
ac=-G6/g×
ac=-620/9.81×
7.225N=-449.3578N
又ΣF=P+G6+FI6+F45+FRI6=0
方向：
∥x轴∥y轴与ac反向∥BC∥y轴
大小：
8000620-m6a6?
?
作力多边行如图1-7所示，选取力比例尺µ
N=100N/mm。
图1-6
由图1-6力多边形可得：
FR45=CD·
N=84.2×
100N=8420N
FR16=AD·
N=11.2×
100N=1120N
取构件6为受力平衡体，并对C点取距，有
分离3,4构件进行运动静力分析，杆组力体图如图1-7所示。
图1-7.
FR54=FR45=8420N
取构件4为受力平衡体，对A点取矩得：
ΣF=FR54+FR34+FR14=0
方向:
∥BC⊥O4B（三力汇交可得）
？
作力的多边形如图1-8所示，选取力比例尺µ
图1-8.
由图1-8得：
FR34=pr34·
N=140.58×
100N=14058N
FR14=pr14·
N=62.54×
100N=6254N
因为曲柄2滑块3的重量可忽略不计，有FR34=FR23=FR32
对曲柄2进行运动静力分析，作组力体图如图1-9示：
图1-9
由图1-9知，曲柄2为受力平衡体，对O2点取矩得：
FR12=FR32
ΣMO2=Mb-FR32sin28。
lO2Aµ
l=0即Mb=725.9814N·
M
5.滚子从动件盘形凸轮机构的设计
（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Φs，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：
设计内容
数据
凸轮机构
设计
ψmax
15
°
lOqD
130
[α]
42
Ф
75
ФS
10
Ф’
65
r0
13.5
lO2O9
150
（二）设计过程
选取比例尺，作图μl=1.0mm/mm。
1、取任意一点O2为圆心，以45mm作基圆；
2、再以O2为圆心，以lO2O9/µ
l=150mm为半径作转轴圆；
3、在转轴圆上O2右上方任取一点O9;
4、以O9为圆心，以lO9D/µ
l=130mm为基圆交于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
对推程段6等分、10.833°
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
：
先用目测法估计凸轮理论廓线上的
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
；
此次设计中，凸轮理论廓线的最小曲率半径
26.7651mm。
图1-10
（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
，
对于凸轮的凹轮廓线
（这种情况可以不用考虑，因为它不会发生失真现象）；
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：
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
及
。
综合这两方面的考虑，选择滚子半径为rT=5mm。
得到凸轮实际廓线，如图1-11所示。
图1-11
三.参考资料：
机械原理———孙恒，陈作模，葛文杰主编——七版、高等教育出版社
机械原理课程设计指导书———罗洪田主编
理论力学Ⅰ————哈尔滨工业大学理论力学研究室编——六版
四.总结与体会：
本次设计试验我们主要以牛头刨床的设计为主，囊括个构件在任意两个角度的速度分析，加速度分析，各个构件的受力情况，动态的静力分析，凸轮的设计。
将各种常见的机械设计整体复习与整理了一遍。
不仅加强了对本学期机械原理基础知识的巩固与运用，还在本次课程设计中学到了查询各种资料，参考各种相关书籍和短时间掌握知识的能力。
通过本次课程设计，让每个组员都受益颇丰。
得到拟定运动方案的训练，并且有初步的机械选型与组合及确定传动方案的能力，培养开发和创新机械产品的能力。
掌握机械运动方案设计的内容，方法，步骤，并对运动分析与设计有一个较完整的概念进一步提高运算，绘图，表达及查阅有关技术资料的能力通过编写说明书，答辩与及课后思考，培养表达，归纳，总结和独立思考的能力。
总之，圆满完成并达到了本次课程设计的目的与要求。
并热切期望能得到毕老师的肯定。
对平时给您带来的麻烦深表抱歉并对您的无偿付出深表感谢！
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