哈工大机械原理课程设计-牛头刨床(方案三)

1、络嚼it矣耒衣孝Harbin Institute of Technology课程设计说明书（论文）课程名称：机械原理课程设计设计题目：牛头刨床（方案3 ）院系：木机由工程学院班级：1208103班设计者：学号：指导教师：王黎钦设计时间：2014年6月23日-6月29日i目录一、题目要求3二、机械系统工艺动作分析3三、机械系统运动功能分析5四、系统运动方案拟定11五、系统运动方案设计141、牛头刨床刨刀运动执行机构运动尺寸的确定142、牛头刨床主传动机构运动尺寸的确定 163、牛头刨床辅传机构运动尺寸的确定22六、系统运动简图24七、系统实际运动循环图242牛头刨床（方案三）一、题目要求刨刀水平

2、作往复直线运动，切削安装在工作台上的工件。刨刀每次切削一次，工作台沿 着刨刀运动的水平垂直方向进给0.3、0.4、0.5mm/次，分3档可以调节。刨刀每次切削一次，工作台沿着刨刀运动的上下垂直方向进给0.2、0.3、0.4mm/次，分3档可以调节。工作台的水平与垂直进给不能同时进行。刨刀最大行程520mm ,每分钟刨刀切削102,126,158次，分3档可以调节。电机功率约4KW，额定转速1420转/分。二、工艺动作分析由设计题中牛头刨床的功能可得，牛头刨床加工平面时由两个工艺动作协调完成。 即刨刀每刨削一次，工作台沿着刨刀运动水平垂直方向（上下垂直方向）进给一定的距 离。为了避免两个动作发生

3、干涉，工作台沿着刨刀运动的水平垂直方向（上下垂直方向）移动，必须在刨刀切削运动完成后在退刀运动时进行。为了避免工作台的进给与退刀时刀具产生干涉，刀具装有自动弹起装置。据此，可以画出牛头刨床的运动循环图刨刀工作行程（切削）空回行程（退刀）工作台（水平）停止进给停止工作台（垂直）停止进给停止图1、牛头刨床运动循环图三、运动功能分析及运动功能系统图电动机及其运动形式分析一般情况下，牛头刨床是在工厂车间使用。在工厂车间里的设备大多是电动机，具有连续回转的运动特点。由题知电动机转速n=1420r/min，因此牛头刨床原动机的运动功能单元符号表达如图。图2牛头刨床原动机的运动功能单元符号机械传动部分及其运

4、动形式分析根据牛头刨床使用功能描述，牛头刨床每分钟切削102,126,158次，一般原动机转速要远大于这个值。因此需要减速，即传动比i1，也就是说，机械传动部分应具有传动缩小功能，把一个转速较大的输入传动转换为转速较小的输出运动，其运动功能单元符号如图。图3机械传动部分功能单元过载保护及其分析金属加工机床的原动机与传动部分之间通常会加载一个过载保护单元，以便在过载时保护机床免于损坏。多数情况下，这一过载保护单元同时还有减速功能，表达符号如 图。图4过载保护部分运动功能单元滑移齿轮变速机构及其分析在过载保护与机械传动输出之间，要实现牛头刨床每分钟切削102，126, 158次要采用有级变速。由于

5、电机转速为1420r/min。为了输出转速达到要求的值则传动比为过载保护系统的传动比为3.21 迂传动土为经过过载保护后,机械传动部分采用两个变速齿轮使其转速降至102r/min。得:传动综上，1420r/min的转速经过带传动和和机械传动部分降至102r/min。而之前采用齿轮变速的传动比为于是，传动的有级变速如图所示图5有级变速运动功能单元牛头刨床刨刀的运动形式为连续往复直线运动，而刨刀运动执行机构的主动件运动应该是前面机械传动部分的输出转动，因此刨刀运动执行机构应该是具有将连续转动转换成往复连续直线运动的功能。其功能图如图。图6刨刀执行机构运动功能单元 运动分支及其分析原动机只为牛头刨床

6、提供了一个驱动运动，而牛头刨床有刨刀和工作台两个执行运动需要驱动，在机械传动功能单元之后加一个分支功能单元，把一个输入运动分成两个输出运动，其运动功能符号如图所示。图7运动分支功能单元这里分为两个运动，一个指向刨刀，一个指向工作台。 工作台及其运动形式分析首先将运动分支输出的指向工作台的转动转换为摆动，其功能单元符号如图所示图8转动转换为摆动运动单元 然后将该功能单元输出的摆动转换为间歇运动，其功能单元如图图9摆动转换为间歇运动功能单元工作台分为水平垂直方向和上下垂直方向进给两个方向的运动，因此用运动分支将运动分为两个，一个指向水平垂直运动，一个指向竖直垂直运动。其功能单元如图。图10运动分支

7、功能单元由牛头刨床使用功能描述可知，牛头刨床工作台运动形式为间歇单向直线运动。由 于牛头刨床有工作台水平垂直方向和上下垂直方向进给，为避免重复，以水平垂直运动为例。一般情况下，间歇运动机构所输出运动每次转动的角度较小。为了得到较大的间歇 运动角，可通过放大功能单元放大间歇运动转角。其运动功能单元符号如图。图11有级变速功能单元最后，工作台要实现单向移动，需要把输出转动转化为单向运动，其运动功能单元符号 如图。图12转动转换为单向移动功能单元综上所述，牛头刨床的实际功能系统图如下10牛次钧麻至云力切維务绒，切图13牛头刨床运动功能系统图四、系统运动方案拟定运动功能单元1的实现图14电动机替代运动

8、功能单元 1能够实现这一功能单元的载体有：三相交流电动机，步进电机，交流伺服电机液压 马达等。一般情况下，工厂采用的普通机床都用三相交流电动机。因此，牛头刨床也用三相交流电动机为原动机，额定转速为1420r/min运动功能单元2的实现图15带传动替代运动功能单元 2能够实现该功能的运动单元有：带传动，摩擦轮传动，安全联轴节。带传动具有传 动可靠，结构简单，安装方便，成本低等优点。但也有尺寸大精度低等缺点，但对于要 求不严格，精度不高的牛头刨床中，可以用带传动满足过载保护的功能。运动功能单元3、11和13的实现图16滑移齿轮机构替代运动功能单元 3、10和12能够实现该功能的运动单元有：塔轮变速

9、机构，配换挂轮变速机构，滑移齿轮变速 机构等，利用滑移齿轮变速机构来实现机构的有级变速。运动功能单元4的实现图17齿轮传动机构替代运动功能单元 4满足该传动机构的结构单元有：齿轮传动，带传动，行星传动机构，连杆机构等。 但由于圆柱齿轮传动具有传动可靠，结构简单，强度高，尺寸小等优点。因此选用齿轮 传动机构用于满足变速降低转速的功能。运动功能单元5和10的实现图18运动分支机构替代运动功能单元5和9可以将一个运动分支为两个或多个运动，分支出的运动与原运动特性完全相同运动功能单元6的实现图19六连杆滑块机构代替运动单元6能够实现该功能的机构有：曲柄滑块机构，六连杆滑块机构，移动从动件凸轮机构 等。

10、由于该结构用于牛头刨床的切削， 刨削金属时，其切削力较大，因此采用低副机构, 由于运动有急回特性，故采用六连杆滑块机构。运动功能单元7的实现图20铰链四杆机构与摆动从动件替代运动单元7能满足该结构的机构有：平面曲柄摇杆结构，摆动从动件盘型凸轮结构，摆动导杆 结构，曲柄六连杆机构等。可以从中选出摆动从动件盘型凸轮结构和铰链四杆机构组合 在一起的结构以满足该功能。运动功能单元8的实现图21棘轮机构代替运动单元能满足该功能的结构有：棘轮机构，组合机构等。可以从中选出棘轮机构满足该功运动功能单元9的实现图22齿轮传动机构代替运动单元 9能实现该功能的结构有：齿轮传动机构，带传动机构，链传动机构，行星传

11、动机构, 蜗杆机构等。可从中选出齿轮传动机构满足该功能。迪运动功能单元12和14的实现从中选出螺旋机构满足该功能五、系统运动方案设计（牛头刨床刨刀运动执行机构运动尺寸的确定图24牛头刨床主运动执行机构由图19可以看到，牛头刨床刨刀运动执行机构是六杆机构。该机构的清晰简图如 图24所示。根据上述牛头刨床的已知条件，滑枕行程为H=520mm并设连杆BC驱动滑枕的最大压力角为该牛头刨床的行程速比系数为K=2令点到滑枕导路的距离为y,点到导杆竖直位置时点B的距离为，点到B连线的距离为，则当（ _）y=时，连杆BC驱动滑枕的最大压力角最小，即由图24可知，牛头刨床的行程为H=2图24所示曲柄摆动导杆机构

12、的极位夹角为根据已知行程速比系数，极位夹角为520mm连杆BC的长度为mm = 401.195mm设导杆B的长度与曲柄、导杆转动中心距离的比为则曲柄、导杆转动中心距离为=250.747mm曲柄 A的长度为-=250.747=125.374mm 牛头刨床主传动机构运动尺寸的确定A、带传动设计1）传动带类型和带传动形式按传递功率4kw进行设计。根据表9-1，表9-3选择普通V带开口传动。2）普通V带传动的设计计算按下表的步骤进行序 号计算项目符号单位计算公式和参数选疋说明1设计功率PdkWPd=KAP=1.3*4=5.2 kW传递的功率P_4kW工况系数 K 1.3，查表 9-132选定带型根据P

13、d和m选A型普通 V带小带轮转速n 1_1420r/min3初定传动比Ii5根据表9-1，表9-34小带轮 基准直径dd1Mm按表 9-15 d d1=100mm为提高V带的寿命，宜选取 较大的直径5大带轮基准直 径dd2Mm按表 9-15 d d2_400mm6传动比I不计入滑动率i_ n 1/ n 2_ dd2/ dd1_4.00 计入滑动率(采用)i_ n n 2_ dd2/ (1- ) dd1 4.08 取 0.02n2-大带轮转速（r/min ） 弹性滑动率，通常_0.01-0.027带速Vm/sv_ n dd1 n60*1000 _7.44m/s普通V带Vmax_25-30m/s一

14、般v不得低于5m/s为充 分发挥V带的传动能力，应使 v 20m/s8初定轴间距aoMmLd0_2a0+n(d d1 +dd2)/2+( d d1-d d2)A2/4 a 0 ,取9所需基 准长度MmLd0_2a0+ n (d 出+ d d2)/2+ (d d1-d d2)A2/4 a 0Ld0 2217.5mm,由表9-89-10选取相近 的Ld,对有效宽度制V带， 按带轮有效值径计算所需取 Ld=2240mm长度，再由表9-11选相近 的带长10实际轴间距AMma ao+ (L do- Ldo)/2a 711.25mm安装时所需最小轴间距amin=a-0.015 L d张紧或补偿伸长所需最

15、大 轴间距ama= a+0.03 L d11小带轮包角a 1。a 1=180 -(dd1-dd2)/a*57.3a 1 = 155.83 若a 1较小，应增大中心距 a或用张紧轮12单根V带 传递的额 定功率P1kW查成大先主编，机械设 计手册机械传动分册，表 13-1-19.P 1=1.32kWP1是a =180、载荷平稳 时，特定基准长度的单根V 带基本额定功率13传动比i工1的 额定功率增量 P1kW查表 13-1-19.Pi=0.17kW14V带的根数zZ= Pd/( P1+A P1) K a Kl, 取厶 P1=0 Z=4Ka 小带轮包角修正系数，查表 9-17，Ka =0.93Kl

16、-带长修正系数，查表9-17、9-19，如.03B、齿轮机构设计1）牛头刨床齿轮传动机构的传动分配上述带传动设计计算中得到带传动的传动比为i带二 3.21令过载保护的传动比i=3.21。经过过载保护后,机械传动部分采用两个变速齿轮使其转速降至102r/min。得:传动综上，1420r/min的转速经过带传动和和机械传动部分降至102r/min。而之前采用齿轮变速的传动比为3）牛头刨床齿轮机构几何尺寸的计算两级齿轮传动采用直齿圆柱齿轮，其模数均按2mn取值，其几何尺寸按照下表进行滑移齿轮变速传动中每对齿轮几何尺寸及重合度的计算 滑移齿轮5与6序 号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮5Z513齿

17、轮6Z6272模数m23压力角a204齿顶咼系数*ha15顶隙系数*C0.256标准中心距am ( Z5+Z6)/2 = 407实际中心距a408啮合角aa = arccos但 cosa= 20 la丿9变位系数齿轮5X5x 5=0.3齿轮6x6x6 = - 0.310齿顶咼齿轮5ha5ha5 = m(ha* +x1) = 2 h 1.3 = 2.6mm齿轮6ha6ha6 = m(ha* +x2) = 2 0.7 = 1.4mm11齿根咼齿轮5hf5hf5 = m(ha * +ca* x1) = 1.9mm齿轮6hf6hf6 = m(ha* +ca* x2) = 3.1mm12齿轮5d5d5

18、= mz = 2 汇 13= 26mm分度圆直径齿轮6d6d6 = mz = 2 27 = 54mm13齿顶圆直径齿轮5da5ck = d5 + 2ha5 = 312mm齿轮6da6da6 = d6 + 2ha6 = 56.8mm14齿根圆直径齿轮5df5df5 = d5-2hf5 = 22.2mm齿轮6df6df6 = d6_2hf6 = 47.8mm15齿顶圆压力 角齿轮aa5a5=db52x13xcos20oarccos( ) _ arccos() _ 38.914。da531.4齿轮2a6a6=arccost-6) = arccos(2 工 27 汉 cos20)= 26.700。 d

19、a656.816重合度1z5(ta ncca5-ta na) +z6(ta naa6 ta na) =1.514 2兀滑移齿轮和序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮Z15齿轮Z252模数m23压力角a204齿顶咼系数*ha15顶隙系数*C0.256标准中心距a2*1/2*(z5 +z6 )=407实际中心距a408啮合角aa narccos- cosa = 20la丿9变位系数齿轮x5x5 = -0.2齿轮x6x6=0.210齿顶咼齿轮ha5ha5=m(ha* +x5) = 2.4mm齿轮ha6ha6= m( ha* +x6) = 1.6mm11齿根高齿轮hf5hf5= m(ha* 9*)

20、 = 2.1mm齿轮hf 6hf6=m(ha* +ca*) = 2.9mm12分度圆直径齿轮d5d5 = mz=2=15 = 30mm刀度圆直径齿轮ded6= mz= 2江 25 = 50mm13齿顶圆直径齿轮da5da5= d5+2ha5= 34.8mm齿轮da6曲=d&+2ha6 = 53 2mm14齿根圆直径齿轮df 5df5= d52hf 5= 25.8mm齿轮df 6df 6 = d 6_2hf 6 = 44.2mm15齿顶圆压力 角齿轮aa5aa5”= arccosC-) = 35.896 da5齿轮aa6db6oa a 6 = arccos()=27.972da616重合度1Z5

21、(tan cta5-tana) + Z6(tanctas tanot) = 1.5422-滑移齿轮与序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮Z17齿轮Z232模数m23压力角a204齿顶咼系数*ha15顶隙系数*C0.256标准中心距A2*1/2*(z h+Z12)=407实际中心距a 408啮合角aa = arccosM cos = 20la丿9变位系数齿轮X5”X5” =0齿轮X6”X6 = 010齿顶咼齿轮ha5”ha5“ = mha* = 2 沃 1 = 2mm齿轮ha6ha6“= mha* = 21 = 2mm11齿根咼齿轮hf 5hf 5 = m(ha* +ca*) = 2x (1

22、 + 0.25) = 2.5mm齿轮hf 6hf6= m(ha* +ca*) = 2汉(1 + 0.25) = 2.5mm12齿轮d5d$ = mz= 2汇 17 = 34mm分度圆直径齿轮d6d6“ = mz = 2江 23 = 46mm13齿顶圆直径齿轮da5da5，= d+2ha5“ = 34 + 2x 2 = 38mm齿轮da 6da6“= d6“+2ha6“= 50mm14齿根圆直径齿轮df 5df5 = d 5-2hf 5 =34 2 x 2.5 = 29mm齿轮df 6df6“ = d6“2hf6“ = 41mm15齿顶圆压力 角齿轮aa5 ”db5“、，2 心7 汉 cos20

23、、“reaa11 = arccos() arccos() - 32.78da638齿轮aa6db6、aa6= arccos()=30.172da616重合度1z5 (tancca5“-tanet) +z6(tancca6“一tanot) =1.553 2兀圆柱齿轮7和8序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮7Z713齿轮8z 8272模数m23压力角a204齿顶咼系数*ha15顶隙系数*C0.256标准中心距aa=m(Z7 + z 8 )/2=407实际中心距a408啮合角aa uarccosf cosa= 20la丿9变位系数齿轮7X70.300齿轮8X8-0.30010齿顶咼齿轮7ha7

24、ha7 = m(ha * +x7 _Ay) = 2.600mm齿轮8ha8ha8 = m(ha* +x8-心y) = 1.400mm11齿根咼齿轮7hf 7hf7 = m(ha* +c* -X7)= 1.900mm齿轮8hf 8hf8 = m(ha* +ca* X8)= 3.100 m12齿轮7d7d7 = mz7 = 46mm分度圆直径齿轮8d8d8 = mz8 = 54mm13齿顶圆直径齿轮7da7da7 = d7 + 2ha7 = 31.400mm齿轮8dasda8 = d8 + 2ha8 = 56.800mm14齿根圆直径齿轮7df7df7 = d7 2hf 7 = 22.200mm齿

25、轮8df8df8 = d8-2hf 8 = 47.800mm15齿顶圆压力 角齿轮7a7d7cOSa、“ cQcta7 = arccos()=38.914da7齿轮8a8d 8 cosa*58 arccos()26.700da816重合度1Z7(tan a a7 - tana) + Z8(tan %8 - tana ) 1.514 2兀圆锥齿轮32与33序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮32Z3223齿轮33Z33232模数m23压力角a204齿顶咼系数*ha15顶隙系数*C0.26分度圆锥角齿轮32 32丄 Z3323匚。arc cot =arc cot =45 z3223齿轮33 3

26、3n/2 32 = 45 7齿轮32d 32d32 = mz= 3 乂 23 = 69mm分度圆直径齿轮33d33d33 = mz = 3 沃 23 = 69mm8锥距R1 fR = _ mjz32 7 + Z33T = 32.527mm 29齿顶咼齿轮32ha32ha32 = mha* = 2 汉 1 = 2mm齿轮33ha33ha33 = mhh = 2 疋 1 = 2mm10齿根咼齿轮32hf 32hf32 = m(ha*+ca*) =2(1 + 0.2) = 2.4齿轮33hf 33hf33= m(ha *+ca*) = 2x(1+0.2) = 2.411齿顶圆直径齿轮32da32da

27、32 = d32 + 2ha cos632 = 48.828mm齿轮33daaada33 = d33 + 2hacos“3 = 42.828mm12齿根圆直径齿轮32df 32df32 = d32 -2hf COS632 = 42.606mm齿轮33df 33df 33 = d33 - 2hf cos6 33 = 42.606mm13齿轮32ZV32Zv32 = z32 / coW 32 止 32.527当里齿数齿轮33Zv33Zv33 = Z33/cos 33 怎 32.56714当里齿轮 齿顶圆压力 角齿轮32a va32va32 =arccosmzv32 cos 1口乙32 +2h32= 27.716 齿轮33a va33va33 =arccos/mzv33 cosa imz33 + 2ha33.= 27.716 15重合度zv32(ta nava32 - tan 20) + zv32(ta