机械原理课程设计方案3

设计日期：2011年05月30 日—06月12日

目录

1. 课程设计的目的和任务 (3)

2. 牛头刨床机构简介 (3)

3.机构简介与设计数据 (4)

4. 设计内容 (5)

5. 凸轮机构设计 (14)

6. 参考资料 (17)

7. 总结与体会 (17)

附图1：导杆机构的运动分析与动态静力分析

附图2：摆动从计动件凸轮机构设计

一、课程设计的目的和任务

1、目的

机械原理课程设计是培养学生掌握机械系统运动方案设计能力的技术基础课程，它是机械原理课程学习过程中的一个重要实践环节。其目的是以机械原理课程的学习为基础，进一步巩固和加深所学的基本理论、基本概念和基本知识，培养学生分析和解决与本课程有关的具体机械所涉及的实际问题的能力，使学生熟悉机械系统设计的步骤及方法，其中包括选型、运动方案的确定、运动学和动力学的分析和整体设计等，并进一步提高计算、分析，计算机辅助设计、绘图以及查阅和使用文献的综合能力。

2、任务

本课程设计的任务是对牛头刨床的机构选型、运动方案的确定；对导杆机构进行运动分析和动态静力分析。并在此基础上确定飞轮转惯量，设计牛头刨床上的凸轮机构和齿轮机构。

二、设计正文：

1、设计题目：牛头刨床

1）为了提高工作效率，在空回程时刨刀快速退回，即要有急会运动，行程速比系数在1.4左右。

2）为了提高刨刀的使用寿命和工件的表面加工质量，在工作行程时，刨刀要速度平稳，切削阶段刨刀应近似匀速运动。

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。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

4、设计内容:

1）导杆机构的运动分析

，各构件尺寸及重心位置，且刨头导路x-x位于导杆端点已知：曲柄每分钟转数n

2

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

方向将曲柄圆周

2

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×l O2A·μl =7.5360×110×0.001=0.8290 m/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μv=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=20×0.02 m/s = 0.4000 m/s 方向p→a4

υA4A3=pa3a4·μv=36×0.02m/s=0.7200m/s方向a3→a4

ω4=υA4/ l O4A·μl =0.4000/0.4680 =0.8547rad/s

其转向为顺时针方向。

υB5=υB4=ω4·l O4B·μl =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

大小? √ ?

方向∥XX ⊥O4B ⊥BC

其速度多边形如图1-1所示，有

υC=pc·μv=33.4×0.02 m/s =0.6680m/s方向p→c

υCB5=pb5c·μv=7.4×0.02 m/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

a A4 = a A4n + a A4t = a A3+ a A4A3k+ a A4A3r 大小? √? √√?

方向?A→O4⊥O4B A→O2 ⊥O4B（向右）∥O4B a A4n=ω42×l O4A·μl=0.85472×468×0.001=0.4000m/s2

a A3=ω22×l O2A·μl =7.53602×110×0.001=6.2470m/s2

a A4A3k=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，

a A4t=n1· a4′·μa =85×0.05=4.2500m/s2方向n1→ a4′

a A4A3r = ka4′·μa=51.0×0.05=2.5500m/s2方向k→ a4′

a A4 = p′a4′·μa = 85.2×0.05m/s2 =4.2600m/ s2方向p′→ a4′

a A4A3=a3′·a4′·μa=57.0×0.05=2.8500 m/s2方向a3′→a4′

取5构件的研究对象，列加速度矢量方程，得

a C= a B5 n + a B5τ+ a CB5n+ a CB5τ

大小? √ √√ ?

方向∥xx B→A ⊥AB C→B ⊥BC

a B5n=ω42l O4B·μl=0.85472×810×0.001=0.5917m/s2 方向p′→n′

a B5τ=a A4t·l O4B/l O4A=4.2500×810/472=7.2934m/s2 方向n′→a B5′

a CB5n=υCB52/l BC·μl=0.14802/0.2916=0.0751m/s2 方向a B5′→n

其加速度多边形如图1─2所示，有

a B5 = p′a B5′·μa =146.0×0.05m/s2 =7.3000m/s2

a CB5t= nC′·μa =18.2×0.05m/s2 =0.9100m/s2方向n→c′

a C= 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。

取构件3和4的重合点A进行速度分析。

有ω2=2×3.14×72/60=7.5360 rad/s其转向为顺时针方向。

υA3=υA2=ω2×l O2A·μl =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μv=0.02(m/s)/mm，作速度多边形如图。

图1-3

则由图1-3知，

υA4=pa4·μv=21.0×0.02 m/s =0.4200 m/s 方向p→a4

υA4A3=a3a4·μv=35.0×0.02m/s=0. 7000m/s方向a3→a4

ω4=υA4/ l O4A·μl =0.4200/0.3576 =1.1745rad/s

其转向为顺时针方向。

υB=ω4·l O4B·μl =1.1745×0.81=0.9513m/s方向p→b

取5构件为研究对象，列速度矢量方程，得

υC = υB + υCB

大小? √ ?

方向∥XX ⊥O4B ⊥BC

其速度多边形如图1-1所示，有

υC=pc·μv=46.8×0.02 m/s =0. 9360m/s方向p→c

υCB=bc·μv=10.1×0.02 m/s =0.2020m/s方向b→c

取曲柄位置“9”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

a A4 = a A4n + a A4t = a A3+ a A4A3k+ a A4A3r

大小? √? √√?

方向?A→O4⊥O4B A→O2 ⊥O4B（向左）∥O4B a A4n=ω42×l O4A·μl=1.17452×0.3576=0.4933m/s2 方向p′→n

a A3=ω22×l O2A·μl =7.53602×110×0.001=6.2470m/s2 方向p′→a3′

a A4A3k=2ω4υA4A3·μv=2×1.1745×0. 7000=1.6443m/ 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1-4

则由图1─4知，

a A4t=n1· a4′·μa =73.0×0.05=3.6500m/s2方向n→a4′

a A4A3r = ka4′·μa=77.0×0.05=3.8500m/s2方向k→a4′

a A4 = p′a4′·μa =73.2×0.05=3.6600m/s2方向p′→a4′

a A4A3=a3′·a4′·μa=83.03×0.05=4.1500 m/s2方向a3′→a4′

取5构件的研究对象，列加速度矢量方程，得

a C= a B + a CB n+ a CBτ

大小? √ √ ?

方向∥xx B→O4C→B ⊥BC

a B= a A4×l O4B/ l O4A =3.660×810/357.6=8.290 m/s2

a CB n=υCB2/l CBμl =0.20202/0.2916=0.1399 m/s2

其加速度多边形如图1─4所示，有

a C = p′C′·μa = 161.2×0.05m/s2 =8.075 m/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μl=4mm/mm,选取力比例尺μP=100N/mm

图1—5

已知P=8000N，G6=620N，又a c=7.1100m/s2,那么我们可以计算

F I6=-m6×a c =- G6/g×a c =-620/9.81×7.225N=-449.3578N

又ΣF = P + G6 + F I6 + F45 + F RI6 =0

方向：∥x轴∥y轴与a c反向∥BC ∥y轴

大小： 8000 620 -m6a6 ? ?

作力多边行如图1-7所示，选取力比例尺μN=100N/mm。

图1-6

由图1-6力多边形可得：

F R45=CD·μN=84.2×100N=8420N

F R16= AD·μN=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.

已知：F R54=F R45=8420N

取构件4为受力平衡体，对A点取矩得：

ΣF = F R54 + F R34 + F R14 =0

方向: ∥BC ⊥O4B（三力汇交可得）

大小：√ ? ？

作力的多边形如图1-8所示，选取力比例尺μN=100N/mm。

图1-8.

由图1-8得：F R34=pr34·μN=140.58×100N=14058N

F R14 =pr14·μN=62.54×100N=6254N

因为曲柄2滑块3的重量可忽略不计，有F R34 = F R23= F R32

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：F R12= F R32 ΣM O2= Mb-F R32 sin28。l O2 Aμl=0即Mb=725.9814 N·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l O9D ，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：

（二）设计过程

选取比例尺，作图μl=1.0mm/mm 。

1、取任意一点O 2为圆心，以45mm 作基圆；

2、再以O 2为圆心，以l O2 O9/ μl =150mm 为半径作转轴圆；

3、在转轴圆上O 2右上方任取一点O 9;

4、以O 9为圆心，以l O9D /μl =130mm 为基圆交于D 点。O 9D 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12.5?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

ψ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m in ρ：先用目测法估计凸轮理论廓线上的min ρ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OA ≈m in ρ；此次设计中，凸轮理论廓线的最小曲率半径≈min ρ 26.7651mm 。

图1-10

（2）凸轮滚子半径的选择（r T ）

凸轮滚子半径的确定可从两个方向考虑：①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T C r -=ρρ，

对于凸轮的凹轮廓线T C r +=ρρ（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：mm r r T T 7651.2155min min =--=ρρρ；②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0)5.01.0(r r T -=及mm r T 5.225.4<<。综合这两方面的考虑，选择滚子半径为r T =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！