河南工业大学--牛头刨床--课程设计---附带计算程序-(1)

河南工业大学毕业（课程）设计说明书--0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河南工业大学毕业（课程）设计说明书--1二、牛头刨床机构运动电机带轮齿轮工作台螺旋机构棘轮机构连杆机构凸轮刀架滑枕摆动导杆机构如结构图所示：图中1、2为带轮，1与电机固定，3z、4z、5z、6z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），电动机经带传动将运动和动力传至齿轮5z，驱动齿轮5z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1n1440行程（H）300小齿轮数5z18行程速比系数1.27经给量(60.18-1.0830.125440960516KZmmHrpmnrpmn齿E2E1hFmaxE2E1hFmax河南工业大学毕业（课程）设计说明书--2（K）级)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6n=63转/分电机的转速1n=1440转/分故可知总传动比i=61nn=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1i=12dd=3b.齿轮传动：依推荐2i=34zz一般取2～5，3i=56zz一般取3～6，且由总传动比i=1i•2i•3i综合分析取2i=2.75，3i=4.3.带轮直径的确定：小带轮的基准直径1d由查阅带轮直径的标准系列来确定为1d=100mm，则大带轮2的基准直径2d=1d•1i=300mm，查表核对在标准系列。4.齿轮齿数的确定：i=33i1=3i2=2.75i3=41d=100mm2d=300mmz3=24z4=66z6=100河南工业大学毕业（课程）设计说明书--3由原始数据知道小齿轮5的齿数5z=18（齿），所以大齿轮6的齿数6z=3i•5z=4×25=100(齿)，对于3z与4z齿数的确定，综合考虑齿轮的大小后取3z=24（齿），则齿轮4的齿数4z=2i•3z=2.75×24=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'i=1i•2i•3i=40故=iii'×100%=333333×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6d=m•6z=600mm,5d=m•5z=150mm3z与4z之间'm取5，则3d='m•3z=120mm,4d='m•4z=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21DD的割线位置，现取该割线在D与3D的正中间，如下图所示：3d=120mm4d=330mm5d=150mm6d=600mm'm===5m===6=48.23河南工业大学毕业（课程）设计说明书--4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21DD之间的水平距离。又知行程速比系数K=1.50。故极为夹角=11kk•180=48.23由几何关系转换可知极为摆杆1AD和2AD的夹角21ADD=故由图示关系应有：DDl1=DDl2=2121DDl=21H=220mm由Sin2=ADlDDl11ADl1=1081.08mm在直角三角形1ADD内ADl=ADl1COS2=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ANl=ADl+21DDl3=ADl+21(ADl1—ADl)=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ABl应满足ADl1=1071.44mANl=1079.76mmABl=539.88mmBCl=109.85mm河南工业大学毕业（课程）设计说明书--5ANABll=0.5～0.7.现取ABl=0.5ANl=539.88mm而对于曲柄BCl的长度由上页图分析可知：BCl=ABlSin2=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：齿数模数由教材中标准模数系列表选取5m=6m=5=m，齿数3与齿轮4按情况综合分析选取3m=4m='m=5故5d=m5z=5×25=125mm6d=m6z=5×100=500mm3d='m3z=5×24=70mm4d='m4z=5×66=330mm易知齿轮6的齿顶圆半径ar6=ahm+26d=251mm且有ar6=251mmNBl=ABl=539.88mm制要求，且有BCl6r故BCl=109.85mm，也符合结构限制要求。六、凸轮机构的设计：河南工业大学毕业（课程）设计说明书--61.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0必须满足0180-，取富余转角=4020为完全可靠，取0=180--，远休止角01、回程角'0、近休止角02三者之和应满足01+02+'0=180++。故取=94.26，则0=120='0远休止角01=02=60满足01+02+'0=180++，如下表所示:曲柄BC180+180-刨力工作行程空回行程工作台停止停止进给停止22凸轮转角01+02+'00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，并河南工业大学毕业（课程）设计说明书--7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25~15，取＝20，而摆长EFl取（1-2）bra推程时：由4＝2max（1-cos0）,其中max取20为最大摆角，（0为推程角，为凸轮转角）另取＝.120.110.100.9030.20.10.0对应4如下表计算结果：0102030405060708090100110120031.031.031.031.031.031.031.031.031.031.031.031.0b回程时与推程对称，由4＝2max［1＋cos0（'00）］'0=120，同样取'0=180，190，200……280290300，对应4如下表计算结果：180190200210220230240250260270280290300187.178.164.155.133.1197.65.464.221.131.00河南工业大学毕业（课程）设计说明书--8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[][]一般推程为30-40，回程可达70-80。求最大压力角max·需先确定br、EFl。凸轮基圆半径br满足brfr6。br可考虑在（31-51）fr6之间选取，滚子半径gr根据结构而定，gr取（0.1-0.13）br故，fr6=br-（*ah+*c）=270-1.25×6=262.5mmbr=31fr=87.5mmgr=0.2br=17.5mm摆杆EFl取：EFl=1.5br=131.25mm如图所示：Sin24=sin10=EFlh2=brh5.12=brh312052.000‘而brh运用诺模图可知该凸轮最大压力角max18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EFl摆动带动下，河南工业大学毕业（课程）设计说明书--9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各经过2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2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0+=94.146的固定夹角。b.绘制凸轮时，应先画理论基圆（br+gr），再画实际基圆半径br，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，xP为丝杠导程，一般可在4—12mm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xP=9mm，而minf=0.18mm，河南工业大学毕业（课程）设计说明书--10故棘轮的齿数14Z=minfPx=50（齿）2、棘轮齿顶图直径d的确定：棘轮的直径d在80—120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n—6n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）max=360×146Zn=360×6×501=43.24、棘轮摆杆的长度确定：由jkL=（1-1.2）d取jkL=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FKL=200-300mm，取FKL=250mm则对于连杆GHL和连架杆KHL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max=20和杆KH的两极位，夹角为max=43.2，连接2KG逆时针转动max得2G，连接21GG,并作其中垂线在21KHH范围内取点H有无穷多河南工业大学毕业（课程）设计说明书--11个解，故可根据需要得数H点，从而确定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KHL=l×27.5=55mmHGl1=l×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