哈工大牛头刨床课程设计报告

1、1题目要求如下图所示牛头刨床的功能简图。创刀水平作往复直线运动，切削安装在工作台上的工 件。刨刀每切削一次，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 档目解答2.1工艺动作分析由设计题中牛头刨床的功能町得，牛头刨床加工平面（槽）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II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干涉，工作台沿着刨刀运动的水平垂直方向（上卜垂直方向）移动, 必须任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員。据此，可以画出牛头创床的运动循环图

2、。刨刀工作行程（切削）空回行程工作台停止进给停止2.2运动功能分析及运动功能系统动机及其运动形式分析一般情况卞，牛头刨床是在工厂车间使用。在工厂车间里的设备人多是电动机，具有连 续回转的运动特点。由题知电动机转速n=1420r/min,因此牛头创床原动机的运动功能单元 符号表达如图。凰3牛头包Q采際劲札逐功;力鹏卑无女艾，才巧（2）机械传动部分及其运动形式分析根据牛头创床使用功能描述，牛头刨床每分钟切削102426458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il,也就是说，机械传动部分应具冇传动缩小功 能，把一个转速较人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

3、如图。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我一个过载保护单元，以便在过载时保 护机床免于损坏。多数情况厂 这一过载保护单元同时还冇减速功能，表达符号如图。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 采用白级变速。由于电机转速为1420r/mino为了输出转速达到要求的值则传动比为：1420102= 13.921420_126 -11.27叱 8.99158过我保护系统的传动比为3.21,让传动比为i, =- = 13.92,经过过载保护后,10213 92= 433机械传动部分采用两个变速齿轮使其转速降至

4、102r/min.得：3.21i= 7433 = 2.08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：1】4332.08= 2.0811.273.21x2.08= 1.698.993.21x2.08= 135于是，传动的有级变速如图所示:（5）刨刀的执行机构及其运动形式分析牛头刨床创刀的运动形式为连续往复直线运动，而创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冇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：因7包切执行九他空彷力加羽为了得到滑枕的运动，可采用如上图的运动功

5、能单元，英实现的运动功能系统图如图运动分支及其分析原动机只为牛头刨床提供了一个驱动运动，而牛头刨床有刨刀和工作台两执彳亍运动 需要驱动，在机械传动功能单元之后加一个分支功能单尤，把一个输入运动分成三个输 出运动，其运动功能符号如图所示：园龙必及血外元这里三个运动，有两个运动时同方向的，另一个是垂直方向的.将滑枕与水平垂直 方向移动定位同方向，上下移动定为垂直方向。工作台及其运动形式分析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。下面, 由于牛头刨床启工作台水平垂直方向和上卜垂直方向进给，为避免重复，以水平垂直运 动为例。1）首先得运动分支输出的一个转动转换为摆动，其功

6、能单元符号如图所示2）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:3）般情况卜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。田宴A 如事兄4）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。曲Z 技”狀按釘“朋肋須至局牛头创床实际功能系统图:23系统运动方案拟定图表1电机替代运动功能单元1能够实现这一功能单元的栽体有：三相交流电动机，步进电机，交流伺服电机液压马达 等，一般情况卜，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

7、转速为1420r/mino能够实现该功能的运动单元冇：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 格精度不高的牛头创床中.可以用带传动满足过载保护的功能。厶一-#13.92, 11.27, 8.99777777L厶3丄 丄图表3滑移齿轮变速代替运动单元3i = 3.73图表4第二级齿轮传动代替运动单元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 丁圆柱齿轮传动具右传动对靠，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的功能。图表5六连杆滑块机

8、构代替运动单元5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。 由于该结构用于牛头刨床的切削，创削金属时，其切削力较人，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。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饺链四杆机构组合在一起的结 构以满足该功能。图表7棘轮机构代替运动单元7能满足该功能的结构仃：棘轮机构，组介机构等。町以从中选出棘轮机构满足该功能。图表8齿轮传动机构代替运动单元8能实现该功能的结构仃：齿轮传动机构.带传动机构.链传动机构.彳亍星传动机构.蜗

9、 杆机构等。可从中选出齿传动机构满足该功能。图表9螺旋机构代替运动单元9能实现该功能的结构仃：齿轮齿条机构，螺旋机构，帯传动机构，链传动机构等。从中 选岀螺旋机构满足该功能。2.4系统运动方案设计2.4.1执行机构运动(牛头刨床刨刀运动)尺寸的确定由2-68 nf以看到，牛头刨床创刀运动执行机构是六杆机构，该机构的清晰简图如图2-69 所示。根据上述牛头刨床的已知条件，滑枕行程为H=500mm(2-1)并设，连杆BC驱动滑枕的最大压力角为% 10。 (2-2)该牛头刨床的行程速比系数为K=2(2-3)令点6到滑枕导路的距离为y,点6到导杆竖直位豐时点B的距离为y】，点6到BB连 线的距离为丫2

10、,则Yi = L?b, 屮y2 =cosy当丄LbQ + COS)十_力+力_吋1时，连杆BC驱动滑枕的坡犬压力角最小。力-*. b(1 - COS亍)= arcsin = arcanI11BC1BC由图269可知，牛头刨床的行程为T(2-4)(2-5)(2-6)(2-7)(2-8)H = 21ob sin 图2-69所示曲柄摆动导杆机构的极位夹角为0= W根据己知行程速比系数，极位夹角为K-16=xl80 = 60K + 1于是，导杆O5B的长度为匕B5002xsiii30mm= 50 Qnm连杆BC的长度为T1o5b Q - cosy) 500x(1-cos30),。厶1BC = = mm

11、= 385.7 86111m鈕sin 10(2-9)(2-10)(2-11)(2-12)设导杆0出长度与曲柄.导杆转动中心距离的比为13(2-13)则曲柄，导杆转动中心距离为508(2-14)曲柄0亦的长度为sill y = 260 x sin 30 = 13011111(2-15)2.4.2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进彳门殳计。根据表9J,表93,选择普通V带开II传动。（2）普通V帯传动的设计计算按表9-12的步骤进行计算，见表2-1.表2J V带传动的设计计算序号计算项目符号单位计算公式和参数选定说明1设计功率PdKWPd=K

12、AP=13x4=5.2 kW传递的功率P=4Kw 工况系数Ka=13,査表9-13.2选定带型根据Pd和nx由图9-3选A型普通V带小带轮转速ni=1420r/min3初定传动比1i5根据表9-1,93.4小带轮 基准直径ddimm按表 915, ddi=100mm为提高V带的寿命，宜选取较犬的直 径5大带轮 基准直径dd2mm按表 9-15, dd2=315mm6传动比1i=U1 -%-3.21n2 (lY)ddi取 =0.02巾-大带轮转速(r/min)?弹性滑动率，通常取0.01-0.027带速Vm/sv=加強叫=7.44m/s 60x1000普通 V 带 Vm=25-30rn/s一般V

13、不得低于5m/s为充分发挥V 带的传动能力，应使V=20m/$8初定轴间距aommO.7(ddl + dd2)ao 2(ddl + dd2)290.5 a0 830，取a。= 500mm或根据结构要求订9所需基准长 度LdommL 280+(5+42)+血起24a0Ld0 = 1675n inUZLy = I6OQ11111由表9-8“表9-10选取相近的L少对有 效宽度制V带，按带轮有效直径计算 所需长度,再由表9-11选取相近带长10实际轴间距ammaa0 + Ld_LdDa 4625mm安装时所需最小轴间距 amin=a-0.015Ld张紧或补偿伸长所 需 lli 人轴间距amax=a+

14、0.05Ld11小带轮包角a i0% -180- dd2 - ddl x57.3aax =153.36。若a】较小，应增大中心距a或用张紧轮。12单根V带传 动额定功率PikW査表 9-17c, P讦 1.32kWPi是0 = 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iHl 的额定功率增量APkW査表 9-17c, APj =0.17kW14V带的根数zZ-Pd.UZAPi -0.Z-4(P+APJK,KlK小带轮包角修正系数,査表9J8.20.92&一带长修正系数,査表9-19.9-20Kl=1.01不进行进一步计算B.齿轮机构设计(1)牛头刨床齿轮传动机构的传动

15、分配 上述带传动设计计算中，得到帯传动的传动比为i fl=3 21帯传动与齿轮传动的总传动比为i 6=13.92,他2=九27,九=8.99设第二级传动* =氓=说=馆莺ma则第一级传动比：56二20856=：16盹6435(2)牛头创床齿轮传动的几何尺寸计算两级齿轮传动采用直齿鬪柱齿轮，其模数均按2mm収值，其几何尺寸按照S 2-2进行。表2 2 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和齿轮6序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮5Z513齿轮6么6272模数m23压力角204齿顶高系数h；15顶隙系数c*0. 256标准中心距aa 二m (z5 + z6)/2=407

16、实际中心距9 a408啮合角9 a,(cosaa = arccosl a； 1 = 209变位系数齿轮5X50.300齿轮6X6-0. 30010齿顶高齿轮5ha5lias = m(h +X5 Ay) =2. 600mm齿轮6虬6毗=m(hj +x6 Ay) =1. 400mm11齿根高齿轮5hfshf5 = m(町 + c* x5) =1. 900mm齿轮6hf6hf6 = m (11 + c* x6) =3. 100mm12分度圆直径齿轮5dsg = mzs =26. 000mm齿轮6d6d6 = mz6 =54. 000mm13齿顶圆直径齿轮54s= d5 4- 2ha5 =31. dO

17、Omm齿轮6da6d6 = d6 + 2ha6 =56. 800mm14齿根圆直径齿轮5df5dfs = dg 2hf5 =22. 200mm齿轮6df6df6 = d6 2hf6 =47. 800mm15齿顶圆压力角齿轮5a5Oa5 = arccx)s(dsq) =38. 914齿轮6叫6% = arccos (甞=26. 70016巫介度Ee = % (tan5 tana + z6 (tana 一 口n )/2n=1. 514滑移齿轮5和齿轮6序 号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮5盹15齿轮6么6252模数m23压力角a204齿顶高系数h；15顶隙系数c0. 256标准中心距aa =

18、m (z5r 十 z6f)/2=407实际中心距9 a408啮合角9 a#( cosaa = arccos la1 = 20.0009变位系数齿轮5X50.200齿轮6X6-0. 20010齿顶高齿轮5h“5，虬5 = m(h + X51 Ay) =2. 400mm齿轮6毗116* m(町 + Xgr Ay) = 1.600mm11齿根高齿轮5hdhf5 = m(li + c* X5) =2. 100mm齿轮6hf6，hf6 = m(町 + c x6r) =2. 900mm12分度圆直径齿轮5djdj = mzsr =30. 000mm齿轮6d6d6r = mzg1 =50. OOOiran1

19、3齿顶圆直径齿轮5+ 2115 =34. 800nun齿轮6U，dag9 = dg1 + 2hag, =53. 200mm14齿根圆直径齿轮5df5 dg1 2lif5 =25. 800nun齿轮6df6 = d6f 2hf6 =44. 200mm15齿顶圆压力角齿轮55OaS1 = arccos (df： a) =35. 896齿轮6a6aa6 = arccos=27. 97216重合度ee = z5r tanoa5r tana ) + Z& (tana， tana ) /2tt =1. 524滑移齿轮5 和齿轮6序 号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮517齿轮6Z6”232模数m23压

20、力角a204齿顶高系数站15顶隙系数C*0.256标准中心距aa 二m (z5- + z6)/2=407实际中心距/ a408啮合角/ a.( cosaa = arccns 1 a * -1 = 20.0009变位系数齿轮5”00. 000齿轮6X6”0. 00010齿顶高齿轮5”ha5”ha5 = m(h； + x亍Ay) =2. 000mm齿轮6ha6 -ha6- = m(hj + x6- Ay) =2. 000mm11齿根高齿轮5hf5hf9 = m(町 + C x旳=2. 500mm齿轮6hf6-hf6” = 111(11 + cB x6-) =2. 500mm12分度圆直径齿轮5dg

21、- = mzg- =34 OOOnun齿轮6”宀6”d6- = mz6- =46. 000mm13齿顶圆直径齿轮5d石da5n = ds- + 2ha5- =38. OOOnnn齿轮6”da6-da6- = d6 + 2ha6 =50. 000 mm14齿根圆直径齿轮5df5-df5 = ds” 2hfsn =29. 000mm齿轮6”山6-df6” = dgw 2hf6” =41. 000mm15齿顶圆压力角齿轮5a5= arccos=32. 778齿轮6a66 = UCCOS (d；osa) =3。17216重合度ee = z5h tana ) + z6 (tana- tana，) /2t

22、t=1. 553圆柱齿轮7与齿轮8序号项目代号计算公式及计算结果1齿数齿轮7Z?13齿轮8Z8272模数11123压力角a204齿顶高系数h；15顶隙系数c*0. 256标准中心距aa 二m (z7 + z8)/2=407实际中心距9 a408啮合角/ a,(cosaa = arccosl a ； 1 = 209变位系数齿轮7X70.300齿轮8X8-0. 30010齿顶高齿轮77ha7 = m(hj + X7 Ay) =2. 600inm齿轮8虬8町8 = m(hj + x8 Ay) =1. 400mm11齿根高齿轮7hf7hf7 = m(町 + c* x7) =1. 900mm齿轮8hf8

23、hfg = m (11 + c* Xg) =3. 100mm12分度圆直径齿轮7d7d7 = mz7 =4 6mm齿轮8d8 = mz8 =5 1mm13齿顶圆直径齿轮777 = dy 4- 2ha7 =31. dOOmm齿轮8也8d3 = d8 + 2ha8 =56. 800mm14齿根圆直径齿轮7df7dfy = dy 2hf7 =22. 200mm齿轮12df8dfg = ds 2lifg =47. 800mm15齿顶圆压力角齿轮11a7Ogy = arccos=38. 914齿轮12%OLjg = arccos 罗sot) =26. 700 da8)16合度ee =z7 (tail07

24、 tana，) + z8 (tana 一)/2ft=1.514圆锥齿轮32与33序号项H代号计算公式及计算结果1齿数齿轮32z3223齿轮33Z33232模数ni23压力角a204齿顶高系数眄15顶隙系数c*0.26分度圆锥角齿轮323232 = arccot(z33/z32)=45. 000齿轮3333833 90 %2 =45. 0007分度圆直径齿轮32心32d32 = mz32 =46. 000mm齿轮3333d3 = 1】乙33 =16. OOOmin8锥距RR = d322 + d2 =32. 527mm9齿顶高齿轮32虬32ha32 = mh； =2. OOOinm齿轮33虬33

25、I1&33 = mil； =2. OOOiran10齿根高齿轮32hf32hf32 = m(hj + cs) =2. 400mm齿轮33hf33Ilf33 = m(14 + c*) =2. 400mm11齿顶圆直径齿轮3232d32 = d32 +211232C?os32 = 18. 828nun齿轮33&33(133 =(133 +211q33COS33 =48. 828mm12齿根圆直径齿轮32df32df32 = (12 2hfj2COS32 =42. 60(5mm齿轮33df33df33 = (I33 21if33COSS33 =12. 606nnn13当量齿数齿轮32Zv32zv32

26、 =莘一=32 527 心cosS32齿轮16Z33zV33 = n： =32 527COS 63314当量齿轮 齿顶圆压力角齿轮1503250 = arCCOS( n】Zv32C：sa )=仇 716 rNmzv32+2ha32/齿轮16“33“33 arccos ( mzv33csq =2了. 716“amzV33+2ha33/15重合度EE =zV32 (tanava32 - tma ) + zv33 (tna33 -tana ) /2n =1. 6712.4.3牛头刨床辅传机构运动尺寸的确定1牛头刨床辅传机构基本参数的确定（1）凸轮运动角的确定凸轮运动角决定着工作台语刨刀运动协调的时序

27、。由图2-68看到，凸轮9与曲柄16固联。 由图2-2 I-头创床运动循坏图看到，”牛头刨床的创刀在运动行程时，其工作台静止。当牛 头刨床的刨刀空回到行程的一半时，其工作台开始进给运动，当刨刀空回到行程的四分之三 时，其工作台停止进给运动。设牛头刨床主运动执行机构的曲柄顺时针转动，如图2-69所 示，曲柄23由位置0亦转到0山时，工作台静止，这意味看驱动工作台运动的凸轮机构处 于休止状态,当曲柄16由位置0於顺时针转到竖直位豐（与O4O5重合）时，刨刀空回到行 程的一半，工作台仍然静止。此后，工作台才开始进给运动。也就是说，凸轮的升程和回程 都在创刀空回行程的最后二分之一完成。综上所述，凸轮的

28、各个运动角见表2-3.表2-3凸轮运动角运动角名称近休止角；升程运动角。远休止角占回程运动角0运动角值270 +0/2=300n45。一一3040n45-=304（2）凸轮，棘轮，丝杠，齿轮基本参数的确定A.水平进给方向工作台驱动丝杠的参数根据牛头创床的功能描述，其工作台每次进给量为(2-21)(2-22)(2-23)Si=030、0.400.50mm选取梯形螺纹丝杠，其公称直径为其螺距为Pi=6mm其标记记为32X6。为了使工作台（螺母）22 （见图2-68）每次进给为s即si =Pi360(2-24)由此得线杠每次所需转角为24 、 30Pl(2 25)工作台驱动丝杠前端齿轮与棘轮机构的参

29、数工作台驱动丝杠前段传动齿轮为齿轮14.齿轮15 （见图2-68）齿轮14与棘轮13固联齿(2-26)轮15与丝杠21固联。齿轮25的转角 55=51=18 . 24 . 30齿轮14的转角为棘轮毎次转过的转角为(2-27)(2-28)Z13式中，z；-棘轮每次转过的齿数由式(2-27)和式(2-28)得36(fz； zls5sz3设棘轮每次转过的齿数为并式(2-26) , (2-30)代入(2-29)整理得因为棘轮驱动摆杆12的摆角为213 360 + 1)习3(2-29)(2-30)(2-31)(2 32)根据式( 2-31)和(2-32)得表24表24齿轮，棘轮齿数关系Z14503536

30、31Z1330425462如36。V% 4825.7。V% 34.320 (f2 26.717.4。V% 23.2由表2-4看看到齿轮14的齿数Z14越大棘轮13的齿数Z13越小.棘轮驱动摆杆12的摆角 则越人。为了使摆角小一点，齿轮14的齿数选取较小的值。考虑到齿轮14和齿轮15啮合 时的性能更好一点，两者的齿数互为质数，取Z13=Z13/=Z13，= 54考堪到凸轮的升程不易过人应使齿轮15的齿数小干齿轮14的 齿数。还考虑到丝杠的直 径(齿轮15与丝杠21的轴颈装配)，齿轮15的齿数不易过小，取Z&25,根据式(2-31),(2-24), (2-32)进步选定并计算水平进给运动变速机构棘轮与各传动齿轮参数如