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1、河南工业大学毕业（课程）设计说明书目录一、 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）22二、牛头刨床机构运动电机 带轮 齿轮如结构图所示：图中1、2为带轮，1与电机固定，、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），
2、电动机经带传动将运动和动力传至齿轮，驱动齿轮和曲柄转动；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、原图设计数据速度（次/分）63电机转速1440行程（H）300小齿轮数18行程速比系数（K）1.27经给量(6级)0.18-1.08凸轮机构从动件运动规律余弦加速度运动规律四、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=63转/分电机的转速=1440转/分故
3、可知总传动比i=960/32=332. 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=3b. 齿轮传动：依推荐=一般取25， =一般取36，且由总传动比i=综合分析取=2.75，=4.3. 带轮直径的确定：小带轮的基准直径由查阅带轮直径的标准系列来确定为=100mm，则大带轮2的基准直径=300mm，查表核对在标准系列。4. 齿轮齿数的确定：由原始数据知道小齿轮5的齿数=18（齿），所以大齿轮6的齿数=425=100(齿)，对于与齿数的确定，综合考虑齿轮的大小后取=24（齿），则齿轮4的齿数=2.7524=
4、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=40故 =100%=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=m=600mm ,=m=150mm与之间取5，则=120mm,=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的割线位置， 现取该割线在D与的正中间，如下图所示：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之间的水平距离。又知行程速比
5、系数K=1.50。故极为夹角=由几何关系转换可知极为摆杆和的夹角=故由图示关系应有：=H=220mm由Sin=1081.08mm在直角三角形内=COS=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=+=+()=1079.76mm2. 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的长度应满足=0.50.7.现取 = 0.5 =539.88mm而对于曲柄的长度由上页图分析可知：=Sin=109.85mm3. 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
6、教材中标准模数系列表选取=5=，齿数3与齿轮4按情况综合分析选取=5故 =m=525=125mm= =5100=500mm=524=70mm=566=330mm易知齿轮6的齿顶圆半径= +=251mm且有=251mm=539.88mm制要求，且有故=109.85mm，也符合结构限制要求。六、凸轮机构的设计：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。因此凸轮推程角必须满足-，取富余转角=为完全可靠，取=-，远休止角、回程角、近休止角三者之和应满足+ + =+。故取=， 则=远
7、休止角=满足+=+，如下表所示:曲柄BC+-刨力工作行程空回行程工作台停止停止进给停止凸轮转角+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，并有效地减小其柔性冲击。3. 对余弦加速度运动规律：由推荐使用的从动件摆杆11的摆角取，取，而摆长取（1-2）a推程时：由4（1-cos）,其中取为最大摆角，（为推程角，为凸轮转角）另取对应4如下表计算结果：b回程时与推程对称，由41cos（）=120，同样取=，对应4如下表计算结果：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
8、般推程为30-40，回程可达70-。求最大压力角max需先确定、。凸轮基圆半径满足。可考虑在（-）之间选取，滚子半径根据结构而定，取（0.1-0.13）故，=-（+）=270-1.256=262.5mm=87.5mm=0.2=17.5mm摆杆取：=1.5=131.25mm如图所示：Sin=sin=运用诺模图可知该凸轮最大压力角max故符合设计要求。5.凸轮安装及绘制时的注意事项： a.由于棘轮机构在摆动带动下，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
9、过的富余转角，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+=的固定夹角。b.绘制凸轮时，应先画理论基圆（+），再画实际基圆半径，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，为丝杠导程，一般可在412mm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=9mm，而=0.18mm，故棘轮的齿数=50（齿）2、棘轮齿顶图直径d的确定
10、：棘轮的直径d在80120之间选取。取d=100mm3、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n6n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）=6=43.24、棘轮摆杆的长度确定：由=（1-1.2）d取=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=200-300mm，取=250mm则对于连杆和连架杆由图解法来确定：如下页图作过程示：先分别取干FG的两级位，夹角为=和杆KH的两极位，夹角为=43.2，连接逆时针转动得，连接,并作其中垂线在范围内取点H有无穷多个解，故可根据需要得数H点，从而确定
11、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=27.5=55mm=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，当转至任意时，摆动，角，设BC的角速度为，杆的角速度为，角加速度为：由 两边移项得: 再求反函数: 再求导：再求导：其中，=且=Vcos= 由e=481.9mm，r=137.11mm=984.12mm，=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 #include void main() int b1=0;/*b1相当于1 */double c1,c
12、2,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*/double m,n,p,d2;printf(1 t cos2 v a vx axn);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 %2.4fn,b1,t,cos(c2),v,a,vx,ax);b1=b1+10; 程序到此结束.对分别取、，结果如下表： i=33
