牛头刨床刨刀往复运动机构的分析与设计

机械工程学院
机械原理课程设计说明书
设计题目：牛头刨床刨刀往复运动机构的分析与设计专业：机械设计制造及其自动化
班级：13级
姓名：学号
指导教师：侍红岩
2016年 1 月 4 日
目录
1 设计任务 (1)
1.1 设计题目 (1)
1.2 工作原理及工艺动作过程 (1)
1.3 原始数据及设计要求 (1)
1.4 设计任务 (2)
2 系统传动方案设计 (3)
2.1 曲柄滑块机构与摆动导杆机构 (3)
2.2 齿轮和摆动导杆机构 (4)
2.3 执行机构方案的比较 (5)
2.4 执行机构方案的确定 (5)
3 机构运动简图及数据分析 (7)
3.1 机械结构简图 (7)
3.2 牛头刨床数据分析 (8)
4 机构运动分解 (10)
5 主机构受力分析 (11)
5.1 各运动副反力 (11)
5.2 曲柄机构平衡力矩 (14)
参考文献 (16)
1 设计任务
1.1 设计题目
牛头刨床刨刀往复运动机构的分析与设计。

1.2 工作原理及工艺动作过程
牛头刨床是一种用于平面切削加工的机床，整个机构的运转是由原动件1带动杆2的，通过连杆3推动滑块4运动；从而实现刨刀的往复运动。

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；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。

1.3 原始数据及设计要求
图1-1
已知行程比系数K=1.4原动件曲柄1转速n1=60r/min，刨刀5行程H=400mm，其它
参数为，L4=220mm，L5=180mm，L6=350mm，L |
3=L3/2，H1=100mm，H2尺寸应满
足传动角尽可能大；故刨刀5移动导路位于D点圆弧轨迹弦高一半处；构件重量分别为G2=200N，G5=700N，质心位于S3、S5处；构件3绕质心转动惯量J S3=1.1kg.m2,回程阻力为零，其它忽略不计。

刨刀工作阻力如图1-1所示，回程阻力为零，其它条
件忽略不计。

表 1
1.4 设计任务
（1）绘制机构运动简图。

（2）作机构运动分析，求出各个运动副中的反力。

（3）用图解法作机构动态静分析；并求作用在原动件1上的平衡力矩。

2 系统传动方案设计
2.1 曲柄滑块机构与摆动导杆机构
（1）曲柄滑块机构与摆动导杆机构的分析
牛头刨床的主传动机构采用导杆机构、连杆滑块机构组成的5杆机构。

如图2-1所示，采用导杆机构，滑块与导杆之间的传动角r始终为90o，且适当确定构件尺寸，
图2-1
可以保证机构工作行程速度较低并且均匀，而空回行程速度较高，满足急回特性要求。

适当确定刨头的导路位置，可以使压力角 尽量小。

（2）机械功能分析
该构件中完成主运动的是由杆1、2、3、6组成的四连杆机构，杆4带该构件中与其铰接的5杆完成刨床的刨削运动。

在由杆1、2、3、6所组成的曲柄摇杆机构中，曲柄1在原动机的带动下做周期性往复运动，从而连杆4带动滑块5作周期性往复运动实现切削运动的不断进行。

（3）工作性能分析
从机构简图中可以看出，该机构得主动件1和连杆4的长度相差很大，这就是的机构在刨削的过程中刨刀的速度相对较低，刨削质量比较好。

杆1和杆4 在长度上的差别还是的刨刀在空行程的急回中，有较快的急回速度，缩短了机械的运转周期，提高了机械的效率。

（4）传递性能和动力性能分析
杆1、2、3、6所组成的曲柄摇杆机构中，其传动角是不断变化，传动性能最好的时候出现在A，B，C，D四点共线与机构处于极位时两者传动角相等该机构中不存在高副，只有回转副和滑动副，故能承受较大的载荷，有较强的承载能力，可以传动较大的载荷。

当其最小传动角和最大传动角相差不大时，该机构的运转就很平稳，不论是震动还是冲击都不会很大。

从而使机械又一定的稳定性和精确度。

（5）结构的合理性和经济性分析
该机构多以杆件为主，抗破坏能力较差，对于较大载荷时对杆件的刚度和强度要求较高。

会使的机构的有效空间白白浪费。

并且由于四连杆机构的运动规律并不能按照所要求的运动精确的运行只能以近似的规律进行运动。

2.2 齿轮和摆动导杆机构
（1）机构功能分析
图 2-2
根据机构图2-2可知，整个机构的运转是由原动件凸轮1带动杆2的。

通过连杆3推动滑块4运动，从而实现刨刀的往复运动。

（2）工作性能分析
凸轮1的角速度恒定，推动杆2摇摆，在凸轮1随着角速度转动时，连杆3页随着杆2的摇动不断改变角度，使滑块4的速度变化缓慢，即使滑块4的速度在切削是不是很快，速度趋近于匀速，在凸轮的回程中，只有惯性力和摩擦力，两者的作用的比
较小。

因此，即可以达到刨床在切削时速度较低，但是在回程时有速度较高的急回运动的要求。

在刨头往返运动的过程中，避免加减速度的突变的产生。

（3）机构的传递性能动力性能分析
该机构中除了有齿轮和齿齿轮接触的两个高副外，所有的运动副都是低副，齿轮接触的运动副对于载荷的承受能力较强，所以，该机构对于载荷的承受能力较强，适于加工一定硬度的工件。

同时。

扇形齿轮是比较大的工件，强度比较高，不需要担心因为载荷的过大而出现机构的断裂。

在整个机构的运转过程中，原动件是一个曲柄，齿轮3只是在一定的范围内活动，对于杆的活动影响不大，机构的是设计上不存在运转的死角，机构可以正常的往复运行。

该机构的主传动机构采用导杆机构和扇形齿轮，齿条机构。

齿条固结于刨头的下方。

扇形齿轮的重量较大，运转时产生的惯量也比较大，会对机构产生一定的冲击，使机构产生震动。

（4）机构的合理性与经济性能分析
该机构的设计简单，尺寸可以根据机器的需要而进行选择，不宜过高或过低。

同时，扇形齿轮的重量有助于保持整个机构的平衡。

使其重心稳定。

由于该机构的设计较为简单。

所以维修方便。

，除了齿轮的啮合需要很高的精确度外没有什么需要特别设计的工件，具有较好的合理性。

需要比较麻烦的工艺过程，制作起来不是很容易。

此方案经济成本较高。

2.3 执行机构方案的比较
1）机构功能的实现两种机构均可以很好的实现切削功能。

2）工作性能，第一种方案在刨削的过程中刨刀的速度相对较低，刨削质量比较好，可以很好的满足急回特性；第二种方案切削速度近似均匀且变化缓和平稳,摆动导杆机构也可使其满足急回特性。

2.4 执行机构方案的确定
1）传递性能
第一情况由于滑块和导杆压力角恒为90度,齿轮和齿条传动时压力角不变,且可承受较大载荷，所以重载情况也适用。

第二种方案适合于低速轻载的工作情况。

2）动力性能
第一种方案冲击震动较大；第二种方案齿轮和齿条传动平稳,冲击震动较小。

3）结构合理性
第一种方案均由杆件构成尺寸比较大，重量轻，制造简单，维修方便；第二种方案形齿轮尺寸和重量大, 齿轮和齿条制造复杂,磨损后不宜维修。

4）经济性
根据实际工况中刨刀一般为低速轻载。

所以第一种方案比较适合于量产，经济
效益比较好；而第二种方案形齿轮要求一定的精度,工艺难度大,且形齿轮和齿条中心距要求较高，所以不适合推广。

综上所述应选择第一种方案。

3 机构运动简图及数据分析3.1 机械结构简图
图3-1
3.2 牛头刨床数据分析
如图3-2所示
图3-2
（1）θ求解
K=(180+θ)/(180-θ)=1.4 (其中θ为极位夹角)
θ=30°
（2）L1的求解
已知L6=350mm。

L1转动的极限位置如上图所示此时L1与L3垂直，且夹角为75 º则根据三角形勾股定理可以求得
L1=90.58mm
（3）L3的求解
已知G2=200N, 构件3绕质心转动惯量J s3=1.1 kg.m2
M3=G2/g Js3=M3 L3²/12
可以求解得L3=800mm
总数的据如表2
表2
4 机构运动分解牛头刨床的主运动为：
牛头刨床的进给运动为：
5 主机构受力分析
图5-1
5.1 各运动副反力
对位置3进行加速度和运动副反力分析
如图5-1所示
曲柄位置“3”做速度、加速度分析（列矢量方程、画速度图、加速度图）取曲柄位置“4”进行速度分析。

取构件3和4的重合点A进行速度分析。

有其ω=πn1/30/转向为顺时针方向。

（1）速度分析用速度影像法
μ=0.01（m/s）/mm
取速度比例尺
l
对于A 点： 4A V = 3A V + 34A A V 方向： 4BO ⊥ O 2⊥ //B O 4 大小： ？ √ ？ 式中： 4A V =l μ⨯4pa 4ω=
A
O A
l V
44
4
A V =0.6048m/s
4ω=0.887rad/s
34A A V =l μ43a a l V 4B =4ω⨯B
O l 4
3
4A A V =0.3902 m/s
V 4
B =0.5676 m/s
对于C 点： C V = B V + CB
V
方向： // 'XX B O 4⊥ BC ⊥ 大小： ？ √ ？
式中： C V =l μ⨯pc l CB V =l μ⨯
bc l C V =0.4789 m/s 5ω =
bc l CB
l u V
CB
V =0.1064 m/s
5ω=0.788rad/s
图 5-2
（2）加速度分析 用加速度投影法 对于A 、B 、O2、O4点： 如图5-3所示
图 5-3
取加速度比例尺比a μ=0.01（m/2s ）/mm
4A a = n A a 4+ t A a 4 = 3
A a + k A A a 34 + 34r
A A a 方向： A →4O
B O 4⊥ A →2O B O 4⊥ //B O 4 大小： √ ？ √ √ ?
式中： 3A a =22ωA O l 2 K
A A a 3
4=24ω3
4A A V
3A a =4.064m/s 2
n A a 4=24ωA O l 4
t A a 4=a μa n l
K
A A a 3
4=0.830 m/s 2 r A A a 3
4=a μa k l
n
A a 4
=0.346 m/s 2
B a =4A a ⨯A
O B
O l l 44 n
CB a =25ωBC l t A a 4
=2.190 m/s 2
r A A
a 3
4=3.065 m/s 2
4
A a = 2.217m/s 2
B a =3.224
m/s 2
n CB a =0.084 m/s 2
F A =45.244N F B =98.693N
Fo2=Fb=98.693N
Fo4=Fa=45.244N 对于C 点:
C a = B a + n CB
a + t CB a 方向：//XX B →4O C →B BC ⊥ 大小： ？ √ √ ？
式中： C a =a μ''c p l t
CB a =a μ'''c n l C a =3.139 m/s 2
Fc=160.089N
表 3
5.2 曲柄机构平衡力矩
对“2
”位置进行受力分析
图 5-4
取“2”点为研究对象，分离5、6构件进行运动静力分析： 已知： G 5=700N F I6=- G 5/g×a c
∑Fx= F I4+Fr- F R45=0 由此可得： F R45=4891.6N 由分离3,4构件进行运动静力分析： 已知： F R54=F R45
由此可得： F I4 = - G 2/g × a 4
其中1h ，2h ，3h ，4h 分别为G 2、4I F ,54R F ,23R F 作用于B 的距离（其大小可以测得），可以求得：23R F =6983.4N
M 14=-J 14·14=-0.9984×3.35=21.74N.m
图 5-5
由图5-5求矢量和与力矩可得 G 2+F 14+F oy +F ox +F R23=0
∑M 4= G 2×h 1+F 14×h 2+F R54×h 3+M 14 +F R23×h 4=0 F ox =2169.7N, F oy =1286.06N
对曲柄2进行运动静力分析, 32R F 作用于B 的距离为h ，其大小为0.15m 由此可得曲柄上的平衡力矩为： M=32R F ×h=401.55N.m 方向为逆时针
参考文献
[1] 罗洪田.机械原理课程设计手册.北京：高等教育出版社,1998
[2] 成大先.机械设计手册.北京：化学工业出版社2007。