牛头刨床课程设计说明书.doc

机械原理
课程设计说明书
设计题目： 牛头刨床设计
学 校： 井冈山大学
院 （系）： ******
班 级： ******
姓 名： ****
学 号： *******
指导教师： ******
时 间： 2023.6.9—2023.6.20

目 录

一：概述··········································2
1.1机械原理课程设计的目的····················3
1.2机械原理课程设计的任务····················3
1.3机械原理课程设计的方法····················3
二：设计项目·····································4
2.1设计题目·································4
2.2方案选择·································4
2.3机构简介·································7
2.4设计数据·································8
三：设计内容·····································9
3.1导杆机构的设计···························10
3.2凸轮机构的设计···························16
3.3棘轮机构的设计···························21
四：设计体会　···································24
五：参考文献 ····································25

一．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、系统的掌握机械原理课程的基本原理和方法的重要环节，是培养学生拟定机械运动方案、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规定进行分析。
1.小组成员按设计任务规定想出三个方案，小组讨论拟定最佳方案。
2.拟定杆件尺寸。
3.对机械进行运动分析，求出相关点或相关构件的参数，如点的位移、速度、加速度。
4.根据方案对各构件进行运动设计，如对连杆机构按行程速比系数进行设计，对凸轮机构按从动件运动规律进行设计。
5.规定学生根据设计任务绘制必要的图纸。

1.3工作原理
牛头刨床是一种用于平面切削加工的机床，如图a）所示。电动机通过皮带和齿轮传动，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。刨头左行时，刨刀不切削，称为空回行程，此时规定速度较高，以提高生产率。为此刨床采用有急回运动的导杆机构。刨刀每切削完一次，运用空回行程的时间，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。刨头在工作过程中，受到很大的切削阻力（在切削的前后各有一段0.05H的空刀距离，见图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转动，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少电动机容量。

图1-1 图1-2

图1-3

图1-4
1.31机械原理课程设计的方法
机械原理课程设计的方法大体可分为图解法和解析法两种。图解法集合概念清楚、直观；解析法精度较高。根据规定此处用图解法进行设计。

二.设计项目
2.11设计题目
牛头刨床设计，电动机轴与曲柄2平行、刨刀刀刃点与铰链c的垂直为50mm，使用寿命2023，每日一班制工作，载荷有轻微冲击。允许曲柄2转速偏差为-5%~+5%。规定导杆机构的最大压力角应为最小值；凸轮机构的最大压力角应在许应值【a】之内，摆动从动件9的升、回程运动规律均为等加速等减速运动。执行机构的传动效率按0.95%计算。系统有过载保护。按小批量生产规模设计。
2.12设计内容
根据题目设计规定，通过设计分析，比较不同运动方案的优劣。 对方案的重要传动和执行机构进行尺寸综合，用图解法拟定有关设计尺寸参数，绘制涉及从原动件到执行构件间，组成该机器的所有传动机构的传动系的机构简图。
2.13设计规定
1. 完毕整个机构的原理图一张（用A1图纸完毕）。
2. 完毕连杆的零件图一张，以及凸轮和棘轮的两种CAD图纸。
3. 设计计算说明书一份，不少于23页，涉及内容：⑴封面、⑵目录、⑶原始资料和数据、⑷所有设计计算分析过程、⑸心得体会、⑹参考文献不少于15个。
4. 说明书规定笔迹工整，绘图准确，装订成册。
5. 作图规定准确，比例适当，布局均匀，规定符合国家标准，图页整洁。

2.2方案选择
2.21方案选项
方案一如下：

说明：电动机带动曲柄，曲柄带动连杆传动，连杆迫使刨刀往复运动。自由度F=3*n-(2p1+pn)=3*5-2*7=1
评价：该方案整体上是不错的，制导致本低，而其急回性能好，稳定，精确性能好，但是运用杠杆传力该机构的承载能力不够好。
方案二如下

说明：该机构具有拟定的运动，自由度F=3*n-(2p1+pn)=3*5-2*7=1 电机带动曲柄，曲柄带动滑块移动，滑块带动摇杆摆动，摇杆带动滑块，滑块迫使刨刀往复运动，评价：该方案的工作性能相称好，无论从传力性、精确性上都是相对比较好的。

2.22 主机构运动方案的拟定
以上两个方案相比，方案二的具有较少的移动副，刨削质量好，且冲击震动较小，摩擦阻力要少于一方案，由此看来方案二更抱负。速度均方根偏差方案二的要小于方案一，说明方案二的速度波动更小。主机构在切削的过程中可以获得更加平稳的运动速度，更加符合设计规定。
综上所述，选用方案二作为机构的主切削机构。

2.3机构简介
2.31工作原理及机构简介
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毕工件的平面切削加工的机床。图1为其参考示意图。电动机通过减速传动装置（皮带和齿轮传动）带动

执行机构（导杆机构和凸轮机构）完毕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。

图2-1

图2-3-2

图2-3-3

2.32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 / lO4B
55
410
310
1.37
0.25
图2-3-4
凸轮机构设计
从动件最大摆角ψmax
从动件杆长 lO9D(mm)
许用压力角
推程运动角
远休止角
回程运动角
15°
128
40°
60°
10°
60°

三．设计内容
3.1导杆机构的设计
㈠导杆机构设计规定概述：

图3-1
已知曲柄每分钟的转数，各构件尺寸，且刨头导路位于导杆端头B所作圆弧的平分线上。规定作机构的运动简图，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。
㈡计算过程：
已知数据n2=55r/min得ω2=2π×55/60(rad/s)=5.76rad/s
根据图示3-1-2可知，
求极位夹角θ:
θ=180(K-1)/(K+1)=28°
LAO2=100mm.
lBO4=638mm
求连杆长度： lBC= lBO4 *0.25=160mm
0.05H的空刀距离: 0.05*310=15.5mm

图3-2

取一点（3）速度,加速度分析：
取曲柄位置“3”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υA3=υA2，其大小等于ω2 lO2A，方向垂直于O2 A线，指向与ω2一致。
⑴拟定构件3上A点的速度：
构件2与构件3用转动副A相联，所以υA3=υA2。
又υA2=ω2lO2A =0.1×5.76=0.576m/s
⑵求的速度：
选取速度比例尺 ：μv=0.03(m/s)/mm;
υA4 = υA3 + υA4A3
方向： ⊥BO4 ⊥AO2 ∥BO4
大小： ？ ω2lO2A ？

图3-3

用图解法求解如图3-3：
式中υA3、υA4表达构件3和构件4上 A点的绝对速度，υA4A3表达构件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υA3 的方向线pa3 ，方向垂直于AO2，指向与ω2的方向一致，长度等于υA3/μv，（其中μv为速度比例尺）。过点p作直线垂直于BO4 代表υA4的方向线，再过a3作直线平行于线段BO4 代表υA4A3的方向线这两条直线的交点为a4，则矢量pa4和a3a4分别代υA4和υA4A3 。
由速度多边形Pa3a4得：
v A4A3=μv LA4A3=0.18m/s
⑶ 求BO 4的角速度ω4：
曲柄位于起点1时位置如图（1）：
vA4=μvPA4=0.57m/s
此时:杆BO 4的角速度ω4：
ω4=vA4/lO4A=1.13rad/s
杆BO 4的速度V4:
VB4=ω4lO4B=0.72m/s
由图一，由余玄定理可得，∠AO2O4=60°+75°=135°
LAO4=√LAO2²+LO2O4²-2LAO2 LO2O4 COS∠AO2O4=507mm

取5构件作为研究对象，列速度矢量方程，得
υB = υC + υBC
大小 √ ? ?
方向 ⊥O4B ∥XX ⊥BC
V C=μv Pc=0.72m/s VBC=0.12m/s
ω5=v CB/l BC=0.75rad/s
取5构件作为研究对象，列速度矢量方程，得
υB = υC + υBC
大小 √ ? ?
方向 ⊥O4B ∥XX ⊥BC
V C=μv Pc=0.69m/s VBC=0.12m/s
ω5=v CB/l BC=0.75rad/s

图3-4
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,由于
aA3=aA3=W2 lo2A =3.32m/s2

a n A4=W42 lo4A=0.694m/s2

a KA4A3=2W3VA4A3=0.407 m/s2
a n CB=W52 l CB=0.09 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 + aA4τ = aA3n + aA4A3K + aA4A3r
大小: ? ω42 lO4A ? √ 2ω4υA4 A3 ?
方向： ? //BA ⊥O4B //AO2 ⊥O4B ∥O4B
取加速度极点为π,加速度比例尺µa=0.1（m/s2）/mm,
aA4= uap’a4’=0.88m/s2
aB=uapb’=1.7m/s2
ac = acBn + a cBτ + aBn + a Bτ
大小 ? √ ? √ √
方向 ∥XX //CB ⊥BC //AB ⊥AB
aC= lπc·µa=1.8m/s2

图3-5
再取一点（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υA3=υA2，其大小等于ω2 lO2A，方向垂直于O2 A线，指向与ω2一致。

图3-6
vA2=vA3=w2lO2A=(2*πn2/60)*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
υA4 = υA3 + υA4A3
大小 ? √ ?
方向 ⊥O4A ⊥O2A ∥O4
取速度极点P，速度比例尺µv=0.05(m/s)/mm ,作速度多边形如图
vA4=μvPA4=0.45m/s
ω4=vA4/lO4A=1.33rad/s
vB=ω4lO4B=0.85m/s
vA4A3=μA4A3=0.37m/s
取5构件作为研究对象，列速度矢量方程，得
υB = υC + υBC
大小 √ ? ?
方向 ⊥O4B ∥XX ⊥BC

图3-7
V C=μv Pc=0.84m/s
ω5=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,由于
aA2=aA3=W2 lo2A =0.575 m/s2
a n A4=W42 lo4A=0.6m/s2
a KA4A3=2W3VA4A3=0.43 m/s2
a 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 + aA4τ = aA3n + aA4A3K + aA4A3r
大小: ? ω42 lO4A ? √ 2ω4υA4 A3 ?
方向： ? //BA ⊥O4B //AO2 ⊥O4B ∥O4B
取加速度极点为π,加速度比例尺µa=0.01（m/s2）/mm,

图3-8
aA4= uap’a4’=1.04m/s2
aB=uapb’=2.4m/s2
a S4=0.5aB=1.2m/s2
α= a A4τ/ lO4B =1.57rad/s2

ac= acBn + a cBτ+ aBn + a Bτ
大小 ? √ ? √ √
方向 ∥XX //CB ⊥BC //AB ⊥AB
其加速度多边形如图1─3所示,有

aC= lπc·µa=1.76 m/s2

3.2凸轮机构的设计
已知条件、规定及设计数据
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. 规定：拟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. 已知：摆线凸轮的最大摆角ψmax=15°,摆杆长度128mm,求得凸轮的推程S=34mm,再由诺莫图法求得凸轮基圆半径为60mm

ψ=arcos[(a*a+l*l-rb*rb)/2al]
ψ0为摆杆初始位置角
取rb=65 a=150mm
cosψ=(150*150+130*130-65*65)/2*150*130
ψ=28°
由于凸轮做等加速，等减速运动，可的运动方程。
上升过程
等加速推程:
＆=2＆maxδ²/δ0´²
V=4＆maxδ/δ0´² δ=(0-30 °)
a=4＆/δ0´ ² δ0´ =60°
等减速推程:
＆= ＆0-2＆maxδ²/δ0´²
V=-4＆max(δ0´-δ)/ δ0´² δ=(0-30 °)
a=-4＆max/δ0´ ² δ0´ =60°

下降过程：
等加速回程：
＆=2＆maxδ²/δ0´²
V=-4＆maxδ/δ0´² δ=(0-30 °)
a=-4＆/δ0´ ² δ0´ =60°
等减速回程：
S=2＆max(δ0´-δ)/ δ0´²
V=-4＆max(δ0´-δ)/ δ0´² δ=(0-30 °)
a=4＆max/δ0´ ² δ0´ =60°

推程（等加速等减速）

δ
＆(°)
0
0
150
2.125
300
8.5
450
19.125
600
34

回程（等加速等减速）

δ
＆(°)
70
34
85
19.125
100
8.5
115
2.125
130
0

凸轮机构设计
从动件最大摆角ψmax
从动件杆长 lO9D(mm)
许用压力角
推程运动角
远休止角
回程运动角
15°
128
40°
60°
10°
60°

选取比例尺，作图μl=1mm/mm。 
1.取任意一点O2为圆心，以作r0=60mm基圆； 
2.再以O2为圆心，以lO2O9/μl=150mm为半径作转轴圆；
3.在转轴圆上O2右下方任取一点O9; 
4.以O9为圆心，以lOqD/μl=128mm为半径画弧与基圆交于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6°对推程段等分、6°对回程段等分（相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 
y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。

图3-8

凸轮曲线上最小曲率半径的拟定及滚子半径的选择 
用图解法拟定凸轮理论廓线上的最小曲率半径minr：先用目测法估计凸轮理论廓线上的minr的大体位置（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
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 Pmin=OA»

图3-9

3.3棘轮机构的设计
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。
3.31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。为了保证棘轮不反转，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。动程的大小可运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。假如希望调节的精度高于一个棘齿所相应的角度，可应用多棘爪棘轮机构。

棘轮机构的基本尺寸拟定
取导程P=6，齿数z=12，每次进给二个齿，棘轮转过60°，由6/360=x/60得，x=1mm，所以工作台每次进给1mm，取模数m=6，得齿顶圆直径d=120mm，齿底圆直径d=100mm，齿高h=10mm可得出棘轮。

3.32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，它由积极摆杆，棘爪，棘轮、止回棘爪和机架组成。积极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。当积极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。当积极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，而驱动棘爪却可以在棘轮齿背上滑过，所以，这时棘轮静止不动。因此，当积极件作连续的往复摆动时，棘轮作单向的间歇运动。

急回性能好，稳定，精确性能好，但是承载能力不够

工作性能相称好
力传性好
精确性高

方案二更加符合设计规定，选择方案二

ω2=5.76rad/s

AO2=100mm

lBO4=638mm

lBC=160mm

υA2=0.57m/s

ω4=1.14rad/s

vA4 =0.57m/s

v A4A3=0.18m/s

VB4=0.72m/s

LAO4=507mm

V C =0.69m/s
ω5=0.75rad/s

aA3 =3.32 m/s2

a n A4=0.649m/s2

aKA4A3=0.407
m/s2
anCB=0.09m/s2
aA4=0.88m/s2
aB=1.7m/s2

aC= 1.8m/s2

vA2=vA3=0.576
m/s

vA4=0.45m/s
w4=1.33rad/s

vB=0.85m/s

vA4A3= 0.37m/s

V C=0.84m/s

W5=1.2rad/s

aA2=aA3 =0.575 m/s2

anA4=0.6m/s2

aKA4A3=0.43
m/s2

anCB=0.23 m/s2

aA4=1.04m/s2

aB=2.4m/s2
a S4 =1.2m/s2

aC=1.76 m/s2

四.心得体会
通过两个星期的奋斗，在老师亲切地指导下，在同学们的密切配合下，当然也有自己的努力和辛酸,这份课程设计终于完毕了,心里无比的快乐,由于这是我们 努力的结晶。

在这几天中，我有很多的体验，同时也有我也找到许多的毛病，仅就计算机辅助绘图而言，操作的就远远不够纯熟，专业知识也不能纯熟应用。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，相信会对此后的学习工作生活有非常重要的影响。并且大大提高了动手的能力，使我充足体会到了在发明过程中探索的艰难和成功时的喜悦。虽然这个设计做的也许不太好，但是通过这次实践设计，我觉得我有了很打的提高另一方面，通过这次设计我学会了查找一些相关的工具书，并初步掌握了一些设计数据的计算方法；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。它对我们此后的生活和工作都有很大的帮助。

当然，作为自己的第二次设计，其中肯定有太多的局限性，但是通过这几天的历练， 自己的CAD绘图水平也有了一定的提高，并对所学知识有了进一步的理解。希望在此后的设计中，可以得到改正，使自己日益臻于成熟，专业知识日益深厚。

我在这次设计中感到了合作的力量，增强了自己的团队精神。在这种互相协调合作的过程中,口角的斗争在所难免,关键是我们如何的解决碰到的分歧,而不是一味的计较和抱怨.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解决能力,面对分歧大家要消除误解,互相理解,增进了解,达成谅解….这将使我受益终生。美丽的花朵必须要通过辛勤的汗水浇灌.有开花才有结果,有付出才有收获.

五.参考文献
1.《机械原理》（第七版） 孙恒 等 主编 高等教育出版社2023。
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2023。
5.《机械原理课程设计指导书》罗洪田主编，高等教育出版社2023。
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，2023。
9．《机械创新设计》吕仲文 北京机械工业出版社，2023。
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2023。
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2023。
15.《机械工程与创新技术》谢黎明，北京 化学工业出版社，2023。