机械原理课程设计000.doc

1、机械原理课程设计计算说明书设计题目： 牛头刨床设计 学 校： 院 （系）： 班 级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 时 间： - 2 -目 录一：概述21.1机械原理课程设计的目的31.2机械原理课程设计的任务31.3机械原理课程设计的方法3二：设计项目42.1设计题目42.2方案选择42.3机构简介- 3 -72.4设计数据8三：设计内容93.1导杆机构的设计93.2凸轮机构的设计163.3棘轮19四：设计体会 21五：参考文献 22- 4 -概述1.1 机械原理课程设计的目的机械原理课程设计是高等工业学校机械类专业学生第一次较全面的机械运动学和动力学分析与设计的训练，同时是使学生较全面、

2、系统的掌握机械原理课程的基本原理和方法的重要环节，是培养学生确定机械运动方案、分析和设计接1) 借机械系统运动方案的设计与拟定来把机械原理课程中的各种理论知识和方法融会贯通起来，进一步巩固和加深学生所学的理论知识。2) 培养学生独立解决有关课程实际问题的能力，是学生对于机械运动学和动力学的分析和设计有较完善的概念。3) 卸的能力以及开发创新能力的手段。其目的是：进一步提高学生的运算、绘图、运用计算器和技术资料的能力。4) 通过编写说明书，培养学生表达、归纳、总结和独立思考的能力。1.2 机械原理课程设计的任务机械原理课程设计的的任务是对给定的设计要求进行分析，对机器的主体机构进行运动分析、动态

3、静力分析、并根据给定机器的工作要求，在此基础上设计飞轮、齿轮等；或对歌机构- 5 -进行运动设计。要求学生根据设计任务绘制必要的图纸，编写说明书等1.32 机械原理课程设计的方法机械原理课程设计的方法大致可分为图解法和解析法两种。图解法集合概念清晰、直观；解析法精度较高。根据要求此处用图解法进行设计。- 6 -2.1 设计题目及要求牛头刨床任务;(1)牛头刨床的机构选定、运动方案的拟定；（2）导杆机构方案的对比分析；（3）绘制导杆机构简图；（4）图解法对导杆进行速度、加速度分析；（5）设计合理的凸轮结构，求带凸轮的基本尺寸；（6）绘制凸轮机构简图；（7）将个机构进行配合，并绘制机构简图；2.2

4、 方案选择1 曲柄滑块机构与扇形齿轮齿条机构（1）机构简图如下图- 7 -（2）机械功能分析根据机构图可知，整个机构的运转是由原动件 1 带动的。杆 1 通过滑块 2 带动扇形齿轮 3 的运动。扇形齿轮 3 和与刨头连接的齿条啮合。从而实现刨刀的往复运动。（3）工作性能分析该机构中原动件 1 对滑块 2 的压力角一直在改变。但是原动件 1 的长度较小，扇形齿轮的半径较大，即原动件 1 的变化速度对于 扇形齿轮 3 的影响不是很大，同时机构是在转速不大的情况下运转的，也就是说，在扇形齿轮作用下的齿条的速度在切削过程中变化不大，趋于匀速运行。（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

5、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。 该机构中扇形齿轮与齿条的加工的精度要求很高，在工艺上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 曲柄滑块机构与摆动导杆机构（1）机构简图如下图（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 带动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

6、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。- 8 -（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）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。3

7、: 综合评定确定方案第一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；该方案齿轮和齿条传动平稳,冲击震动较小；但是该方案扇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。第二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；且该方案- 9 -冲击震动较大，杆件构成尺寸比较大，重量轻，制造简单，维修方便;根据实际工况中刨刀一般为低速轻载。所以第二种方案比较适合于量产，经济效益比较好；而第一种方案扇形齿轮要求一定的精度,工艺难度大,且扇形齿轮和齿条中心距要求较高，所以不适合推广。综上所述选择第二种方案比较好 2.3 工作原理及机构简

8、介工作原理：牛头刨床是一种靠刀具的往复直线运动及工作台的间歇运动来完成工件的平面切削加工的机床。图 1 为其参考示意图。电动机经过减速传动装置（皮带和齿轮传动）带动执行机构（导杆机构和凸轮机构）完成刨刀的往复运动和间歇移动。刨床工作时，刨头 6 由曲柄 2 带动右行，刨刀进行切削，称为工作行程。在切削行程 H 中，前后各有一段 0.05H 的空刀距离，工作阻力 F 为常数；刨刀左行时，即为空回行程，此行程无工作阻力。在刨刀空回行程时，凸轮 8 通过四杆机构带动棘轮机构，棘轮机构带动螺旋机构使工作台连同工件在垂直纸面方向上做一次进给运动，以便刨刀继续切削。根据要求及分析可知选择第二种方案较好-

9、10 -设计数据导杆机构运动分析转速n2(r/min)机架lO2O4(mm)工作行程H(mm)行程速比系数 K连杆与导杆之比 lBC / lO4B55 410 310 1.37 0.25导杆机构动态静力分析工作阻力Fmax(N)导杆质量 m4 (kg)滑块 6 质量m6 (kg)导杆 4 质心转动惯量 Js4 (kg m2)4000 28 70 1.1凸轮机构设计从动件最大摆角 max从动件杆长 lO9D(mm)许用压力角 推程运动角 0远休止角 s回程运动角 015 128 40 60 10 60设计数据- 11 -3.1 导杆机构的设计导杆机构设计要求概述：已知曲柄每分钟的转数 ，各构件尺

10、寸，且刨头导路2n位于导杆端头 B 所作圆弧的平分线上。要求作机构x-的运动简图，并作机构一个位置的速度、加速度多边形以及刨头的运动线图，画在 2 号图纸上。 计算过程：已知数据 n2=64r/min 得 2=255/60(rad/s)=5.76rad/s 根据图示可知，求极位夹角 :=180(K-1)/(K+1)=180*0.37/2.37=28.1曲柄长度 AO2：sin/2= AO2/ LO2 O4 sin(14.05)= AO2/410 得，AO 2=100mm, AO4=390mm求导杆 lBo4 长度：lBO4=H/2sin/2 lBO4=310/ sin(14.05) 得 l B

11、O4=638mm求连杆长度： l BC= lBO4 /4=160mm 0.05H 的空刀距离: 0.05*310=15.5mm1、求 C 点的速度：确定构件 3 上 A 点的速度： 构件 2 与构件 3 用转动副 A 相联，所以 A3= A2。又 A2= 2lO2A =15.76=5.76m/s求 4V的速度： 选取速度比例尺 ： v=0.05(m/s)/mm; A4 = A3 + A4A3 2=5.76rad/sAO2=100mmAO4=390mmlBO4=638mmlBC=160mm A2=5.76m/s- 12 -方向： BO 4 AO 2 BO 4 大小： ？ 2lO2A ？图 1用图

12、解法求解如图 1：式中 A3、 A4 表示构件 3 和构件 4 上 A 点的绝对速度， A4A3 表示构件 4 上 A 点相对于构件 3 上 A 点的速度，其方向平行于线段 BO4，大小未知；构件 4 上 A 点的速度方向垂直于线段 BO4，大小未知。在图上任取一点 P，作 A3 的方向线pa3 ，方向垂直于 AO2，指向与 2 的方向一致，长度等于 A3/ v， （其中 v 为速度比例尺） 。过点 p 作直线垂直于BO4 代表 A4 的方向线，再过 a3 作直线平行于线段 BO4 代表 A4A3 的方向线这两条直线的交点为 a4，则矢量 pa4 和 a3a4分别代 A4 和 A4A3 。由速

13、度多边形 Pa3a4 得：v A4A3=- 2lO2A3 求 BO 4 的角速度 4：曲柄位于起点 1 时位置如图（1）：vA4= vPA4=0.524m/s 此时:杆 BO 4 的角速度 4： 4=vA4/lO4A=1.03rad/s杆 BO 4 的速度 V4:V4= 4lO4B=0.655m/s 取 5 构件作为研究对象，列速度矢量方程，得 B = C + BCvA4 =0.524m/s 4=1.03rad/sV4=0.655m/s- 13 -大小 ? ?方向 O 4B XX BC作速度多边行如图示V C=v Pc=0.618m/s5=v CB/l BC=0.351rad/s由速度已知曲柄

14、上 A(A2 A3 A4)点开始，列两构件重合点间加速度矢量方程，求构件 4 上 A 点的加速度 aA4,因为 aA3=aA3=W2 lo2A =0.58 m/s2a n A4=W42 lo4A=0.54m/s2a KA4A3=2W3VA4A3=0.27 m/s2a n CB=W52 l CB=0.02 m/s2取 3、4 构件重合点 A 为研究对象，列加速度矢量方程得：aA4 = aA4n + aA4 = aA3n + aA4A3K + aA4A3r大小: ? 42 lO4A ? 24A4 A3 ?方向： ? /BA O4B /AO2 O4B O4B取加速度极点为 ,加速度比例尺 a=0.0

15、1（m/s 2）/mm,aA4= uapa4=0.56m/s2aB=uapb=0.82m/s2a S4=0.5aB=0.41m/s2a= a A4/ lO4B =0.68rad/s2ac = acBn + a cB + aBn + a B大小 ? ? V C =0.618m/s5=0.351rad/saA3 =0.58 m/s2a n A4=0.54m/s2aKA4A3=0.27m/s2anCB=0.02m/s2aA4=0.56m/s2 aB=0.82m/s2 aS4=0.41m/s2 a= 0.68rad/s2- 14 -方向 XX /CB BC /AB ABaC= lca=0.55 m/s

16、22. 10 点速度,加速度分析取曲柄位置“10”进行速度分析。如图示;因构件 2 和 3 在 A处的转动副相连，故 A3=A2，其大小等于 2 lO2A，方向垂直于 O2 A 线，指向与 2 一致。vA2=vA3=w2lO2A=(2*n 2/60)*lO2A=0.576m/s取构件 3 和 4 的重合点 A 进行速度分析。列速度矢量方程，得A4 = A3 + A4A3 大小 ? ?方向 O 4A O 2A O 4取速度极点 P，速度比例尺 v=0.05(m/s)/mm ,作速度多边形如图vA4= vPA4=0.45m/s 4=vA4/lO4A=1.33rad/saC=0.55 m/s2vA2

17、=vA3=0.576m/svA4=0.45m/s w4=1.33rad/s vB=0.85m/s - 15 -vB= 4lO4B=0.85m/svA4A3=A4A3=0.37m/s取 5 构件作为研究对象，列速度矢量方程，得 B = C + BC大小 ? ?方向 O 4B XX BCV C=v Pc=0.84m/s5=v CB/l BC=1.2rad/s由速度已知曲柄上 A(A2 A3 A4)点开始，列两构件重合点间加速度矢量方程，求构件 4 上 A 点的加速度 aA4,因为 aA2=aA3=W2 lo2A =0.575 m/s2a n A4=W42 lo4A=0.6m/s2a KA4A3=2

18、W3VA4A3=0.43 m/s2a n CB=W52 l CB=0.23 m/s2取 3、4 构件重合点 A 为研究对象，列加速度矢量方程得：aA4 = aA4n + aA4 = aA3n + aA4A3K + aA4A3r大小: ? 42 lO4A ? 24A4 A3 ?方向： ? /BA O 4B /AO2 O 4B O 4B取加速度极点为 ,加速度比例尺 a=0.01（m/s 2）/mm,vA4A3= 0.37m/sV C0.84m/sW5=1.2rad/saA2=aA3 =0.575 m/s2anA4=0.6m/s2aKA4A3=0.43m/s2anCB=0.23 m/s2- 16

19、-aA4= uapa4=1.04m/s2 aB=uapb=2.4m/s2 a S4=0.5aB=1.2m/s2 = a A4/ lO4B =1.57rad/s2ac= acBn + a cB+ aBn + a B大小 ? ? 方向 XX /CB BC /AB AB其加速度多边形如图 13 所示,有aC= l ca=1.76 m/s2机构动态静力分析1. 4 点静力分析取 S6 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 14 所示。aA4=1.04m/s2 aB=2.4m/s2 a S4 =1.2m/s2 = 1.57rad/s 2aC=1.76 m/s2FS6=38.5N

20、- 17 -已知 G6=700N，又 ac5=0.55m/s2,那么我们可以计算FS6= G6/gac =700/100.55=38.5N又 F=P+G6+FS6+F45+FN=0代入尺寸解得:F45=3474.722N FN=-264.34N对导杆 4 受力分析如图 1-5 所示，加上惯性力，和惯性力矩 Fs4n =42 lO4S4G4/g =9.02N Fs4=l O4S4 G4/g =5.26N Mi=JS4=0.748Nm由静力平衡条件对 O4 点取矩有：Mo4=0 G4lO4S4cos85+F34 lO4A-FS4lo4s4-Mi-F54cos5lO4SB=0代入数据解得：F34=5

21、065.6N画出力矩图从图中量出尺寸求得 Fo4=1847N对曲柄受力分析 F34 和 F02 大小相等方向相反即 F02= F32=5065.6N，因曲柄平 M=F32lO2A=-562.215Nm,平衡力矩Mr=M=562.215Nm（逆时针为正）2 . 10 点静力分析取 S6 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F34=5065.6N- 18 -已知 G6=700N，又 ac5=1.76m/s2,那么我们可以计算FS6= G6/gac =700/101.76=123.2N又 F= G6+FS6+F45+FN=0从受力图中量出尺寸代入得 F45=123.7N F

22、N=689.2N对导杆 4 受力分析如图 1-5 所示，加上惯性力，和惯性力矩，用静力平衡分析法解。Fs4n =42 lO4S4G4/g =12.6N Fs4=l O4S4 G4/g =19N Mi=JS4=1.727Nm由静力平衡条件对 O4 点取矩有：Mo4=0 -G4lO4S4cos85+F 34 cos20lO4A+FS4lo4s4+Mi-F54cos5lO4SB=0代入数据解得：F34=292.5N做力矩图如图所示，从图中量出尺寸求出 FO4=324.8N对曲柄受力分析 F34 和 F02 大小相等方向相反即 F02= F32=292.5N，因曲柄平 M=F32lO2A=32.2Nm

23、,平衡力矩 Mr=-M=-FS6=123.2NF34=292.5N- 19 -32.2Nm（逆时针为正）凸轮机构的设计（详情见 A3 图纸）（一）已知条件、要求及设计数据1、已知：摆杆为等加速等减速运动规律，其推程运动角，远休止角 s，回程运动角 ，如图 8 所示，摆杆长度lO9D，最大摆角 max，许用压力角 （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 T，画出凸轮实际廓线。=arcos(a*a+l*l-rb*rb)/2al0 为摆杆初始位置角取 rb=80 a=130mmcos=(130*130+128*128-80*80)/2*130*128=25最大压

24、力角 =45 s=22.5mm h=30mmtan=2h/3.14*(40+s)=40/3.14*56.5=0.1757=1040最大距离 s:S=2*128sin(7.5)S=33mm因为凸轮做等加速，等减速运动，可的运动方程。下降过程：等加速回程：- 20 -S=h-2h/0V=-4hw/0 =(0-30 )a=-4hw/0 0 =60等减速回程：S=2h(0-)/ 0V=-4hw(0-)/ 0 =(0-30 )a=4hw/0 0 =60上升过程等加速推程:S=2h/0V=4hw/0 =(0-30 )a=4hw/0 0 =60等减速推程:S= h-2h/0V=-4hw(0-)/ 0 =(0

25、-30 )a=-4hw/0 0 =60 H(mm)15 4.1330 16.545 288860 3370 3385 28.88100 16.5115 4.13- 21 -推杆的位移曲线8 棘轮的设计棘轮机构（ratchet and pawl），由棘轮和棘爪组成的一种单向间歇运动机构。棘轮机构常用在各种机床和自动机中间歇进给或回转工作台的转位上，也常用在千斤顶上。在自行车中棘轮机构用于单向驱动，在手动绞车中棘轮机构常用以防止逆转。棘轮机构工作时常伴有噪声和振动，因此它的工作频率不能过高。- 22 -棘 轮 机 构 简 介棘轮机构将连续转动或往复运动转换成单向步进运动。 棘轮轮齿通常用单向齿，棘

26、爪铰接于摇杆上，当摇杆逆时针方向摆动时，驱动棘爪便插入棘轮齿以推动棘轮同向转动；当摇杆顺时针方向摆动时，棘爪在棘轮上滑过，棘轮停止转动。为了确保棘轮不反转，常在固定构件上加装止逆棘爪。摇杆的往复摆动可由曲柄摇杆机构、齿轮机构和摆动油缸等实现，在传递很小动力时，也有用电磁铁直接驱动棘爪的。棘轮每 次 转过 的 角 度 称 为 动 程 。 动 程 的 大 小 可 利 用 改 变 驱 动 机 构 的 结 构参 数 或 遮 齿 罩 的 位 置 等 方 法 调 节 ， 也 可 以 在 运 转 过 程 中 加 以调 节 。 如 果 希 望 调 节 的 精 度 高 于 一 个 棘 齿 所 对 应 的 角 度

27、 ， 可应 用 多 棘 爪 棘 轮 机 构 。棘轮机构的基本型式和工作原理图示为机械中常用的外啮合式棘轮机构，它由主动摆杆，棘爪，棘轮、止回棘爪和机架组成。主动件空套在与棘轮固连的从动轴上，并与驱动棘爪用转动副相联。当主动件顺时针方向摆动时，驱动棘爪便插入棘轮的齿槽中，使棘轮跟着转过一定角度，此时，止回棘爪在棘轮的齿背上滑动。当主动件逆时针方向转动时，止回棘爪阻止棘轮发生逆时针方向转动，而驱动棘爪却能够在棘轮齿背上滑过，所以，这时棘轮静止不动。因此，当主动件作连续的往复摆动时，棘轮作单向的间歇运动。- 23 - 24 -心得体会经过两周的奋战我们的课程设计终于完成了，在这次课程设计中我学到得不

28、仅是专业的知识，还有的是如何进行团队的合作，因为任何一个作品都不可能由单独某一个人来完成，它必然是团队成员的细致分工完成某一小部分，然后在将所有的部分紧密的结合起来，并认真调试它们之间的运动关系之后形成一个完美的作品。这次课程设计，由于理论知识的不足，再加上平时没有什么设计经验，一开始的时候有些手忙脚乱，不知从何入手。在设计过程中，我通过查阅大量有关资料，与同学交流经验和自学，并向老师请教等方式，使自己学到了不少知识，也经历了不少艰辛，但收获同样巨大。在整个设计中我懂得了许多东西，树立了对自己工作能力的信心，相信会对今后的学习工作生活有非常重要的影响。而且大大提高了动手的能力，使我充分体会到了

29、在创造过程中探索的艰难和成功时的喜悦。虽然这个设计做的可能不太好，但是在设计过程中所学到的东西是这次课程设计的最大收获和财富，使我终身受益。在这次课程设计中也使我们的同学关系更进一步了，同学之间互相帮助，有什么不懂的大家在一起商量，听听不同的看法对我们更好的理解知识，所以在这里非常感谢帮助我的同学。在这种相互协调合作的过程中,口角的斗争在所难免,关键是我们如何的处理遇到的分歧,而不是一味的计较和埋怨.这不仅仅是在类似于这样的协调当中,生活中的很多事情都需要我们有这样的处理能力,面对分歧大家要消除误解,相互理解,增进了解,达到谅解也许很多问题没有想象中的那么复杂,关键还是看我们的心态,那种处理和

30、解决分歧的心态因为我们的出发点都是一致的。在设计过程中，整个过程培养了我们综合运用机械设计课程及其他课程理论知识和利用生产时间知识来解决实际问题的能力，真正做到了学以致用。在此期间我们同学之间的那些辛酸，那些执着，那些付出。一路走来，我们伴着风雨，手欢笑，共同面对机械设计课程设计当中遇到的困难，虽然我们做的还是不够完美，但是我们一起努力了。经过这次课程设计我们学到了很多课本上没有的东西，同时也锻炼了我们的动手能力、独立思考的能力，以及和同学们之间的合作。它对我们今后的生活和工作都有很大的帮助，所以，这次的课程设计不仅仅有汗水和艰辛，更的是苦后的甘甜。在这些过程当中我充分的认识到自己在知识理解和

31、接受应用方- 25 -面的不足，特别是自己对系统的自我学习能力的欠缺，将来一定要进一步加强。而今后的学习还要更加的努力。总之，本次课程设计不仅仅是对自己所学的知识的一次系统的总结与应用，还算是对自己体质的一次检验吧。参考资料1.机械原理 （第七版） 孙恒 等 主编 高等教育出版社 2001。2高速凸轮 孔午光 北京 高等教育出版社 1992。3 机械原理 安子军主编北京：机械工业出版社，1998。4.机械运动方案设计手册邹慧君主编，上海交通大学出版社2000。5.机械原理课程设计指导书罗洪田主编，高等教育出版社 2005。6. 机械设计 濮良贵主编北京：机械工业出版社，1998。7 现代机械传动手册郁明山 北京 机械工业出版社 1996。8机械创新原理 曲继方 北京 科学出版社，2001。9 机械创新设计吕仲文 北京机械工业出版社，2004。10 机械原理教程申永胜 北京 清华大学出版社 1999。11. 现代机械动力学余跃庆 北京 北京工业大学出版社 2001。12. 自动机械技术詹启贤 北京 中国轻工业出版社。13. 现代机械技术王成帧 上海 上海科学技术出版社 1999。14. 机械原理课程设计王淑仁主编，机械工业出版社2001。15. 机械工程与创新技术谢黎明，北京 化学工业出版社，2005。