牛头刨床机构设计新编
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机械原理设计说明书 设计题目： 牛头刨床机构设计 学 生： 汪在福 班 级 ： 铁车二班 学 号 ： 指导老师： 何 俊 机械原理设计说明书 设计题目： 牛头刨床机构设计 学生姓名 汪在福 班 级 铁车二班 学 号 一、设计题目简介 牛头刨床是用于加工中小尺寸的平面或直槽的金属切削机床，多用于单件或小批量生产。 为了适用不同材料和不同尺寸工件的粗、精加工，要求主执行构件—刨刀能以数种不同速度、不同行程和不同起始位置作水平往复直线移动，且切削时刨刀的移动速度低于空行程速度，即刨刀具有急回现象。刨刀可随小刀架作不同进给量的垂直进给；安装工件的工作台应具有不同进给量的横向进给，以完成平面的加工，工作台还应具有升降功能，以适应不同高度的工件加
二、? 设计数据与要求 电动机轴与曲柄轴2平行，刨刀刀刃D点与铰链点C的垂直距离为50mm，使用寿命10年，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％。要求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用值[α]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。执行构件的传动效率按计算，系统有过载保护。按小批量生产规模设计 题号 导杆机构运动分析 导杆机构动态静力分析 凸轮机构设计
转速 机架 工作行程 行程速比系数 连杆与导杆之比 工作阻力 导杆质量 滑块质量 导杆转动惯量 从动件最大摆角 从动杆杆长 许用压力角 推程运动角 远休止角 回程运动角
C 50 430 400 3800 22 80 15 130 42 65 10 65
? 三、? 设计任务
1、根据牛头刨床的工作原理，拟定2～3个其他形式的执行机构（连杆机构），并对这些机构进行分析对比。 2、根据给定的数据确定机构的运动尺寸。并将设计结果和步骤写在设计说明书中。 3、用软件（VB、MATLAB、ADAMS或SOLIDWORKS等均可）对执行机构进行运动仿真，并画出输出机构的位移、速度、和加速度线图。。
4、导杆机构的动态静力分析。通过参数化的建模，细化机构仿真模型，并给系统加力，写出外加力的参数化函数语句，打印外加力的曲线，并求出最大平衡力矩和功率。 5、凸轮机构设计。根据所给定的已知参数，确定凸轮的基本尺寸（基圆半径ro、机架lO2O9和滚子半径rr），并将运算结果写在说明书中。将凸轮机构放在直角坐标系下，在软件中建模，画出凸轮机构的实际廓线，打印出从动件运动规律和凸轮机构仿真模型。 6、编写设计说明书一份。应包括设计任务、设计参数、设计计算过程等。
四.设计过程 （一）方案选择与确定 方案一：如图（1）采用双曲柄六杆机构ABCD，曲柄AB和CD不等长。 方案特点： （1） 主动曲柄AB等速转动时，从动曲柄DC做变速运动，并有急回特性。 （2） 在双曲柄机构ABCD上串联偏置式曲柄滑块机构DCE，并在滑块上固结刨头，两个连杆机构串联，使急回作用更加显着。同时回程有较大的加速度，提高了刨床的效率。
图一 方案二：方案为偏置曲柄滑块机构。如图二
图二 方案特点：结构简单，能承受较大载荷，但其存在有较大的缺点。一是由于执行件行程较大，则要求有较长的曲柄，从而带来机构所需活动空间较大；二是机构随着行程速比系数K的增大，压力角也增大，使传力特性变坏。 方案三：由曲柄摇杆机构与摇杆滑块机构串联而成。该方案在传力特性和执行件的速度变化方面比方案（二）有所改进，但在曲柄摇杆机构ABCD中，随着行程速比系数K的增大，机构的最大压力角仍然较大，而且整个机构系统所占空间比方案（二）更大。如图三
图三 方案四：由摆动导杆机构和摇杆滑块机构串联而成。该方案克服了方案（三）的缺点，传力特性好，机构系统所占空间小，执行件的速度在工作行程中变化也较缓慢。如图四
图四 方案确定：综上，方案四较为合理
（二）传动机构尺寸的确定 令4O点为基点用以确定尺寸，滑块6导程回路距基点4O距离L；摆动导杆运动所绕圆心2O距基点4O距离42OOl；导杆AO2的长度AOl2；导杆BO4的长度BOl4；连杆BC长度BCl。 由题目已知尺寸及相互关系： 机架 24430OOlmm； 工作行程H=400mm；
连杆与导杆之比 40.36BCOBll； 行程速比系数1.4K。 .根据所给数据确定机构尺寸
极位夹角：k11.41180180=3011.41k。。。 导杆长度41400177322sin15sin2BO
Hl。
mm
连杆长度：BCl= 4BOl
=278mm
曲柄长度:224sin430*sin151112AOOOll
mm
为了使机构在运动过程中具有良好的传动力特性；即要求设计时使得机构的最大压力角具有最小，,应此分析得出:只有将构件5即B点移到两极限位置连线的中垂线上,才能保证机构运动过程的最大压力角具有最小值。分析如下： 解：当导杆摆到左边最大位置时，最大压力角为3，刨头可能的最大压力角位置是
导杆B和'B，设压力角为1 ，2 （见下图五）。根据几何关系3=12。由于2与
1，3呈背离关系，即2增加则1，3减小且3＞1。则要使机构整体压力最小，
只要有2=3，当刨头处于导杆摆弧平均置处1 =2，则 BC
BOll)2cos1(21arcsin4
2
所以 44411(1cos)773*773(1cos15)77313760222COBOBOyLlmm （图五） （图六） （三）机构运动简图的绘制 选取一长度比例尺，机构运动简图的绘图如图六所示 通过上面的计算，确定数据汇总如下： 极位夹角：30度 连杆：278mm 导杆：778mm 曲柄：111mm 高度：760mm
（四）静力分析 1）对曲柄,由平衡条件有： xFå=0, 21xF+2oxF=0； yFå=0, 21yF+2oyF=0；
2OMå=0；21xFl1sinθ2-21yFl1cosθ2-TN=0
2）对导杆，又平衡条件有：
xFå=0, F4Ox+F43x-F23sinθ4=0 ；
yFå=0, F4Oy+F43y+ F23cosθ4-m2g=0；
4oMå=0, - F43xl3sinθ4+ F43yl3cosθ4-1/2 m2g l3cosθ4+ F23s3=0
3）对滑块, 由平衡条件有 xFå=0, F32sinθ4-F12x=0
yFå=0, - F32cosθ4-F12y=0
4)对连杆，由平衡条件有
xFå=0, -F34x-Fmax=0；
yFå=0, Fcy-F34y=0；
4oMå=0， Fcyl4cosθ5+ Fmaxl4sinθ5=0
综上所述联立方程求得 F34x=- Fmax Fcy=- Fmaxtanθ5 F34y=- Fmaxtanθ5 F23=（Fmaxl3sinθ4- Fmaxtanθ5l3cosθ4+1/2 m2g l3cosθ4）/ s3 F4Ox=- Fmax+（Fmaxl3sinθ4- Fmaxtanθ5l3cosθ4+1/2 m2g l3cosθ4）sinθ3/ s3 F4Oy= m2g- Fmaxtanθ5-（Fmaxl3sinθ4- Fmaxtanθ5l3cosθ4+1/2 m2g l3cosθ4）cosθ4/ s3 F12x=-（Fmaxl3sinθ4- Fmaxtanθ5l3cosθ4+1/2 m2g l3cosθ4）sinθ4/ s3 F12y=（Fmaxl3sinθ4- Fmaxtanθ5 l3cosθ4+1/2 m2g l3cosθ4）cosθ4/ s3
2oxF= F12x
2oyF= F12y TN=（Fmaxl3sinθ4- Fmaxtanθ5l3cosθ4+1/2 m2g l3cosθ4）l1cos(θ2-θ4)/ s3
（五）凸轮设计 1. 凸轮机构的设计要求概述： 1）已知摆杆9作等加速等减速运动，要求确定凸轮机构的基本尺寸，选取滚子半径，有题目可以知道该凸轮机构的从动件运动规律为等加速等减速运动。 各数据如表： 符号 ψmax lO9D lO9O2
ro rr Φ Φs Φ’ α
单位 °mm ° 。 数据 15 . 130 150 61 15 65 10 65 42 2）由以上给定的各参数值及运动规律可得其运动方程如下表： 推程0≤2φ≤Φo /2 回程Φo+Φs≤φ≤Φo+Φs+Φ'o/2 ψ=24*Φ*Φ/(25*π) ψ=π/12-24（φ-17π/36）2/25π
ω=96φ/25 ω=-96（φ-17π/36）2/25
β=192π/25 β=-192π/25 推程Φo /2≤φ≤Φo 回程Φo+Φs+Φ’o/2≤φ≤Φo+Φs+Φ’ψ=π/12-24（5π/12-φ）ψ=24（8π/9-φ）2/25π
ω=96（5π/12-φ）2/12 ω=-96（8π/9-φ）2/25
β=-192π/25 β=192π/25 3）依据上述运动方程绘制角位移ψ、角速度ω、及角加速度β的曲线： （1）、角位移曲线：
φ（）ψ（）
φ（）图(1) ①、取凸轮转角比例尺μφ =°/mm和螺杆摆角的比例尺μψ=°/mm在轴上截取线段代表，过3点做横轴的垂线，并在该垂线上截取33＇代表(先做前半部分抛物线).做03的等分点1、2两点，分别过这两点做ψ轴的平行线。 ②、将左方矩形边等分成相同的分数,得到点1＇和2 ＇。 ③、将坐标原点分别与点1＇,2＇,3＇相连,得线段O1＇,O2＇和03＇,分别超过1,2,3点且平行与Ψ轴的直线交与1＂,2＂和3＂. ④、将点0,1＂,2＂,3＂连成光滑的曲线,即为等加速运动的位移曲线的部分,后半段等减速运动的位移曲线的画法与之相似. (2)角速度ω曲线:
