牛头刨床机械原理课程设计方案三8位置和5位置

牛头刨床机械原理课程设计方案三8位置和5位置一、设计题目牛头刨床机械原理课程设计二、设计目的通过牛头刨床的设计，加深对机械原理课程中机构运动学、动力学等知识的理解，掌握机械设计的基本方法和步骤，培养综合运用所学知识解决实际工程问题的能力，提高工程绘图、计算分析和创新设计能力。三、设计要求1.设计一台牛头刨床，实现刨削平面的功能。2.确定合理的运动参数和结构参数，满足一定的生产效率和加工精度要求。3.对关键零部件进行强度计算和校核。4.绘制装配图和主要零件图。四、设计方案三：8位置（一）总体设计思路1.工作原理牛头刨床通过曲柄摇杆机构将电机的圆周运动转换为滑枕的往复直线运动，从而实现刨刀的切削运动。在8位置设计方案中，通过合理设计曲柄摇杆机构的尺寸和运动参数，使滑枕在一个工作循环中完成8次往复运动，以提高生产效率。2.机构选型采用曲柄摇杆机构作为牛头刨床的主运动机构。曲柄为主动件，摇杆与滑枕相连，通过摇杆的摆动带动滑枕做往复直线运动。3.传动系统电机通过带传动将动力传递给减速箱，减速箱输出轴与曲柄相连，带动曲柄做圆周运动。（二）运动参数计算1.切削速度根据加工工艺要求，确定切削速度$v_c$。假设切削速度为$v_c=20m/min$。2.滑枕行程长度根据加工零件的尺寸，确定滑枕行程长度$L$。假设滑枕行程长度$L=300mm$。3.每分钟往复次数由于采用8位置设计，每分钟往复次数$n$可根据切削速度和滑枕行程长度计算得出。首先计算曲柄的线速度$v$，$v=\frac{\pidn}{60}$（$d$为曲柄直径）。滑枕的往复速度$v_{s}$与曲柄线速度的关系为$v_{s}=\frac{v\sin\theta}{\cos\beta}$（$\theta$为曲柄转角，$\beta$为摇杆与滑块的夹角）。在一个工作循环中，滑枕完成8次往复运动，所以每分钟往复次数$n=8\times\frac{v_c}{2L}$。代入数据可得$n=8\times\frac{20\times1000}{2\times300}\approx267$次/min。4.曲柄转速根据每分钟往复次数$n$和曲柄摇杆机构的传动比，计算曲柄转速$n_1$。设曲柄摇杆机构的传动比为$i$，则$n_1=\frac{n}{i}$。假设传动比$i=5$，则$n_1=\frac{267}{5}=53.4$r/min。（三）机构尺寸设计1.曲柄长度根据曲柄摇杆机构的运动特性，曲柄长度$r$应满足一定的条件。一般取曲柄长度$r=50mm$。2.摇杆长度摇杆长度$l$可根据曲柄长度$r$和滑枕行程长度$L$，通过几何关系计算得出。设摇杆长度为$l$，由几何关系可得$L=2r\sin\frac{\theta_{max}}{2}$（$\theta_{max}$为摇杆的最大摆角）。假设摇杆的最大摆角$\theta_{max}=120^{\circ}$，则$300=2\times50\sin60^{\circ}$，可解得摇杆长度$l\approx173.2mm$。3.连杆长度连杆长度$s$可根据曲柄长度$r$和摇杆长度$l$，通过曲柄摇杆机构的运动学关系计算得出。设连杆长度为$s$，由余弦定理可得$s=\sqrt{r^{2}+l^{2}2rl\cos\theta_{max}}$。代入数据可得$s=\sqrt{50^{2}+173.2^{2}2\times50\times173.2\cos120^{\circ}}\approx193.6mm$。（四）强度计算与校核1.曲柄强度计算计算曲柄所受的扭矩$T$，$T=9550\frac{P}{n_1}$（$P$为电机功率）。假设电机功率$P=2.2kW$，则$T=9550\times\frac{2.2}{53.4}\approx392N\cdotm$。计算曲柄的弯曲应力$\sigma_b$和扭转切应力$\tau$。曲柄的弯曲应力$\sigma_b=\frac{M}{W}$（$M$为弯矩，$W$为抗弯截面系数）。假设曲柄为圆形截面，直径为$d$，则$W=\frac{\pid^{3}}{32}$。曲柄的扭转切应力$\tau=\frac{T}{W_t}$（$W_t$为抗扭截面系数），对于圆形截面$W_t=\frac{\pid^{3}}{16}$。进行强度校核，根据第四强度理论$\sigma_{r4}=\sqrt{\sigma_{b}^{2}+3\tau^{2}}\leq[\sigma]$（$[\sigma]$为许用应力）。假设许用应力$[\sigma]=50MPa$，通过计算可得曲柄的直径$d\geq35mm$，取实际设计中曲柄直径为$40mm$，满足强度要求。2.摇杆强度计算摇杆所受的力主要为拉压载荷，计算最大拉力$F_{max}$和最大压力$F_{min}$。根据曲柄摇杆机构的力学分析，$F_{max}=\frac{2r\sin\theta_{max}}{l\sin\beta_{min}}T$（$\beta_{min}$为摇杆与滑块夹角的最小值）。$F_{min}=\frac{2r\sin(\theta_{max}\theta)}{l\sin\beta}T$（$\theta$为曲柄转角）。计算摇杆的拉压应力$\sigma$，$\sigma=\frac{F}{A}$（$F$为拉力或压力，$A$为摇杆的截面积）。进行强度校核，假设许用应力$[\sigma]=80MPa$，通过计算可得摇杆的截面积$A\geq100mm^{2}$，取实际设计中摇杆的截面尺寸为$10mm\times10mm$，满足强度要求。3.连杆强度计算连杆所受的力较为复杂，既有拉压载荷又有弯曲载荷。计算连杆的最大拉力$F_{max}$和最大压力$F_{min}$，方法同摇杆。计算连杆的拉压应力$\sigma$和弯曲应力$\sigma_b$。拉压应力$\sigma=\frac{F}{A}$（$A$为连杆的截面积）。弯曲应力$\sigma_b=\frac{M}{W}$（$M$为弯矩，$W$为抗弯截面系数）。进行强度校核，根据组合变形强度理论进行校核。假设许用应力$[\sigma]=100MPa$，通过计算可得连杆的截面积$A\geq150mm^{2}$，取实际设计中连杆的截面尺寸为$12mm\times12mm$，满足强度要求。（五）装配图绘制1.绘制步骤确定视图方案，选择主视图、俯视图和左视图。绘制各零件的轮廓线，按照装配顺序依次绘制曲柄、摇杆、连杆、滑枕、床身等零件。标注尺寸，包括各零件的外形尺寸、装配尺寸、配合尺寸等。标注技术要求，如表面粗糙度、尺寸公差、形位公差等。绘制明细表和标题栏，填写零件名称、数量、材料等信息。2.注意事项保证各零件之间的装配关系正确，间隙合理。标注尺寸要准确、清晰，符合机械制图标准。技术要求要合理，符合实际加工和装配要求。（六）主要零件图绘制1.曲柄零件图绘制曲柄的视图，包括主视图、左视图等。标注尺寸，如直径、长度、键槽尺寸等。标注技术要求，如表面粗糙度、尺寸公差、形位公差等。绘制标题栏，填写零件名称、材料、数量等信息。2.摇杆零件图绘制摇杆的视图，包括主视图、左视图等。标注尺寸，如长度、宽度、厚度等。标注技术要求，如表面粗糙度、尺寸公差、形位公差等。绘制标题栏，填写零件名称、材料、数量等信息。3.连杆零件图绘制连杆的视图，包括主视图、左视图等。标注尺寸，如长度、宽度、厚度等。标注技术要求，如表面粗糙度、尺寸公差、形位公差等。绘制标题栏，填写零件名称、材料、数量等信息。五、设计方案三：5位置（一）总体设计思路1.工作原理与8位置设计方案类似，通过曲柄摇杆机构实现滑枕的往复直线运动。但在5位置设计中，滑枕在一个工作循环中完成5次往复运动。2.机构选型同样采用曲柄摇杆机构作为主运动机构。3.传动系统电机通过带传动将动力传递给减速箱，减速箱输出轴与曲柄相连。（二）运动参数计算1.切削速度假设切削速度$v_c=20m/min$。2.滑枕行程长度假设滑枕行程长度$L=300mm$。3.每分钟往复次数由于采用5位置设计，每分钟往复次数$n$可根据切削速度和滑枕行程长度计算得出。每分钟往复次数$n=5\times\frac{v_c}{2L}$。代入数据可得$n=5\times\frac{20\times1000}{2\times300}\approx167$次/min。4.曲柄转速根据每分钟往复次数$n$和曲柄摇杆机构的传动比，计算曲柄转速$n_1$。设曲柄摇杆机构的传动比为$i$，则$n_1=\frac{n}{i}$。假设传动比$i=5$，则$n_1=\frac{167}{5}=33.4$r/min。（三）机构尺寸设计1.曲柄长度一般取曲柄长度$r=50mm$。2.摇杆长度摇杆长度$l$可根据曲柄长度$r$和滑枕行程长度$L$，通过几何关系计算得出。设摇杆长度为$l$，由几何关系可得$L=2r\sin\frac{\theta_{max}}{2}$（$\theta_{max}$为摇杆的最大摆角）。假设摇杆的最大摆角$\theta_{max}=120^{\circ}$，则$300=2\times50\sin60^{\circ}$，可解得摇杆长度$l\approx173.2mm$。3.连杆长度连杆长度$s$可根据曲柄长度$r$和摇杆长度$l$，通过曲柄摇杆机构的运动学关系计算得出。设连杆长度为$s$，由余弦定理可得$s=\sqrt{r^{2}+l^{2}2rl\cos\theta_{max}}$。代入数据可得$s=\sqrt{50^{2}+173.2^{2}2\times50\times173.2\cos120^{\circ}}\approx193.6mm$。（四）强度计算与校核1.曲柄强度计算计算曲柄所受的扭矩$T$，$T=9550\frac{P}{n_1}$（$P$为电机功率）。假设电机功率$P=2.2kW$，则$T=9550\times\frac{2.2}{33.4}\approx628N\cdotm$。计算曲柄的弯曲应力$\sigma_b$和扭转切应力$\tau$。曲柄的弯曲应力$\sigma_b=\frac{M}{W}$（$M$为弯矩，$W$为抗弯截面系数）。假设曲柄为圆形截面，直径为$d$，则$W=\frac{\pid^{3}}{32}$。曲柄的扭转切应力$\tau=\frac{T}{W_t}$（$W_t$为抗扭截面系数），对于圆形截面$W_t=\frac{\pid^{3}}{16}$。进行强度校核，根据第四强度理论$\sigma_{r4}=\sqrt{\sigma_{b}^{2}+3\tau^{2}}\leq[\sigma]$（$[\sigma]$为许用应力）。假设许用应力$[\sigma]=50MPa$，通过计算可得曲柄的直径$d\geq45mm$，取实际设计中曲柄直径为$50mm$，满足强度要求。2.摇杆强度计算摇杆所受的力主要为拉压载荷，计算最大拉力$F_{max}$和最大压力$F_{min}$。根据曲柄摇杆机构的力学分析，$F_{max}=\frac{2r\sin\theta_{max}}{l\sin\beta_{min}}T$（$\beta_{min}$为摇杆与滑块夹角的最小值）。$F_{min}=\frac{2r\sin(\theta_{max}\theta)}{l\sin\beta}T$（$\theta$为曲柄转角）。计算摇杆的拉压应力$\sigma$，$\sigma=\frac{F}{A}$（$F$为拉力或压力，$A$为摇杆的截面积）。进行强度校核，假设许用应力$[\sigma]=80MPa$，通过计算可得摇杆的截面积$A\geq120mm^{2}$，取实际设计中摇杆的截面尺寸为$12mm\times10mm$，满足强度要求。3.连杆强度计算连杆所受的力较为复杂，既有拉压载荷又有弯曲载荷。计算连杆的最大拉力$F_{max}$和最大压力$F_{min}$，方法同摇杆。计算连杆的拉压应力$\sigma$和弯曲应力$\sigma_b$。拉压应力$\sigma=\frac{F}{A}$（$A$为连杆的截面积）。弯曲应力$\sigma_b=\frac{M}{W}$（$M$为弯矩，$W$为抗弯截面系数）。进行强度校核，根据组合变形强度理论进行校核。假设许用应力$[\sigma]=100MPa$，通过计算可得连杆的截面积$A\geq180mm^{2}$，取实际设计中连杆的截面尺寸为$15mm\times12mm$，满足强度要求。（五）装配图绘制1