牛头刨床设计说明书.doc

西南大学工程技术学院课程设计(论文)
机械原理
课程设计（论文）
题 目： 牛头刨床
学生姓名
专 业
学 号
班 级
指导教师
成 绩_
工程技术学院
2013年7月
目 录
0。 绪论 ………………………………………………………………………………………
1. 机构的选型 ………………………………………………………………………………
1.1 主执行机构的选型 …………………………………………………………………
1。2 辅助执行机构的选型………………………………………………………………
2。 原动机的选用……………………………………………………………………………
3。 拟定传动系统方案………………………………………………………………………
3.1 传动系统的选择与设计 ……………………………………………………………
4. 绘制系统工作循环图……………………………………………………………………
5。 机构尺度参数确定………………………………………………………………………
6. 静力分析和初定各构件的质量参数。…………………………………………………
7。 主执行机构的运动分析………………………………………………………..
7。1 运动方程…………………………………………………………………….
7.2 主程序…………………………………………………………………………
7。3 子程序 ……………………………………………………………
8. 主执行机构的动态静力分析……………………………………………………………
主执行机构的动态静力分析图解法 ………………………………………………
9. 凸轮机构的曲线设计……………………………………………………………。
9.1 凸轮机构位移曲线的设计………………………………………………。。
9.2 凸轮机构轮廓曲线的设计…………………………………………………
参考文献……………………………………………………………………………………
牛头刨床
大学工程技术学院，
0.绪论
0。1牛头刨床的简介
中小型牛头刨床的主运动大多采用曲柄摇杆机构（见曲柄滑块机构）传动，故滑枕的移动速度是不均匀的。大型牛头刨床多采用液压传动,滑枕基本上是匀速运动。滑枕的返回行程速度大于工作行程速度.由于采用单刃刨刀加工，且在滑枕回程时不切削，牛头刨床的生产率较低.机床的主参数是最大刨削长度。牛头刨床主要有普通牛头刨床、仿形牛头刨床和移动式牛头刨床等。普通牛头刨床(见图)由滑枕带着刨刀作水平直线住复运动，刀架可在垂直面内回转一个角度，并可手动进给，工作台带着工件作间歇的横向或垂直进给运动,常用于加工平面、沟槽和燕尾面等。仿形牛头刨床是在普通牛头刨床上增加一仿形机构，用于加工成形表面，如透平叶片。移动式牛头刨床的滑枕与滑座还能在床身(卧式)或立柱(立式）上移动，适用于刨削特大型工件的局部平面。 牛头刨床一种刨床，利用住复运动的刀具切割已固定在机床工作平台上的工件〔一般用来加工较小工件）。机床的刀架状似牛头,故名。
1。机构的选型
1.1主执行机构的选型
牛头刨床的刨刀机构即为主执行机构，它是实现往复移动输出地机构。可供选择的主执行机构方案如图1所示。

方案1
方案2
方案3
方案4
方案5
方案6
图1主执行机构参考方案

二手房
参考方案中均为一自由度的能实现“将转动转换为往复移动”的六杆II级机构。但所列举的各个方案中，方案1是行程扩大机构，又具有急回特性要求，所以选择方案1为牛头刨床主执行机构。
1.2辅助执行机构选型：
辅助执行机构是指控制工件运动的机构,即牛头刨床的工作台进给机构。根据辅助执行机构的选型的以下要求：
1、 与主执行机构有相同的工作周期.
2、 辅助执行机构是“将连续转动转换成间歇运动"的机构.而“将连续转动转换成间歇运动”的机构有：
1。棘轮机构：它是由摆杆、棘爪、棘轮及机架所组成。摆杆机构带动棘爪往复摆动，棘轮作2.单向间歇回转。
2。槽轮机构:它是由具有径向槽的槽轮和具有圆销的构件及机架组成。具有圆销的构件为主动件.
3.凸轮式间歇运动机构：它是由凸轮、转盘、及机架组成.凸轮为主动件.
4。不完全齿轮机构：它与普通齿轮机构不同之处是在主、从动件的节圆上没有布满轮齿。因此，当主动轮作连续回转运动时，从动轮作单向间歇转动。
考虑到进给量的调整方便性，选择齿式棘轮机构为最终辅助执行机构.
则机构运动如图2所示
当主动轮转动,通过滚子推动摆杆摆动，经连杆机构传动力和运动，连杆执行机构上铰接棘爪推动棘轮间歇转动。凸轮转一周，棘轮转过2π/Z角度，其中Z为棘轮齿数。棘轮装配在传动蜗杆上，棘轮的间歇运动最终通过传过蜗杆转换成工作台的间歇进给。这样主动凸轮连续转动，可以得到工作台的间歇进给运动。同时曲柄带动导杆与连杆运动,最后带动刨刀运动.
2。原动机的选用
课程设计中的原动机是交流异步电动机。根据输出功率、效率计算确定电动机的型号。在确定电动机额定转速时要顾及到传动系统的设计中的总传动比及分配问题.牛头刨床的原动件运动形式为连续回转，可以选择的原动机为内燃机、液压马达、气动马达和电动机。电动机的功率/重量比大，输出刚度硬，单向回转,噪声小，初始成本低，运转费用是各种原动机中最低的，且维护要求较少，功率范围非常广。所以，综合各方面条件，确定选择电动机为原动件。
电动机又有各种类型，如交流异步电动机、直流电动机、交流变频变速电动机、伺服电动机、步进电动机和力矩电动机等.交流三相异步电动机结构简单、价格便宜、体积小、运行可靠、维护方便、坚固耐用；能保持恒速运行及经受较频繁的启动、反转及制动；但启动转矩小,调速困难。一般机械系统中应用最多。所以，综合考虑各方面条件,确定原动机为交流三相异步电动机型。
原动机转速确定为:根据所设计的主执行机构曲柄转速n1=55r/min和传动系统的设计，可选择出原动机转速为1000r/min—1500r/min之间为宜,可以选择1440r/min的.
原动机类型确定为：Y型三相异步电动机转速为1400r/min的电动机型号为Y2-100L1-4.其额定功率为2。2KW，额定电流为5.2A，效率为80％，噪声也比较低.
3。拟定传动系统方案
3。1传动系统的选择与设计
传动系统的作用通常是实现减速、增速和变速,有时也用作实现运动形式的转换，并且在传递运动的同时，将原动机的输出功率和转矩传递给执行机构.
通常要把原动机的输出运动传给执行机构，仅选用一种传动装置或机构的情况较少见,大多数情况是选择若干种传动装置或机构合理地加以组合布置，构成一个传动系统，才能实现预期的工作要求。在进行传动装置和机构的选择与设计时应注意以下问题：
(1) 设原动机的转速为nd，执行机构原动件的设计转速为nr,则传动装置系统的总传动比
如果传动装置系统由n个传动装置或机构串联组成,其每个传动装置或机构的传动比分别为
，则
每种传动装置或机构的传动比的取值可参阅表3.1。若i大于推荐值时，通常应该用两级或两级以上的传动装置或机构串联组合来进行传动.
表3。1 常用传动机构的合理取值范围
传动机构种类
平带
V带
摩擦轮
齿轮
蜗杆
链
圆周速度 m/s
5~25
5~30
15～25
15～120
15～35
15～40
减速比
≤5
≤8～15
≤7~10
≤4~8
≤80
≤6～10
最大功率 kw
2000
750―1200
150―250
50000
550
3750
对于牛头刨床 =1400/55=25.45
I=i1×i2×i3=2.54×3.33×3=25.4
即皮带轮减速比为2.54 ，z1=40，z2=12，z3=30，z4=10
先通过皮带轮将发动机转速降到550r/min，再通过齿轮系将转速降到55/min。

图3。1。
4。 绘制系统工作循环图
1） 选择定标构件.由于两执行构件的工作循环的周期是相同的,即在导杆机构的曲柄（图4。1（b)）旋转360°的时间内完成一个工作循环。并且导杆机构的曲柄1既是切削运动执行机构的原动件又是工作台进给组合部分的运动源头，故选择曲柄1作定标构件，显然是恰当的。
2) 作一圆环表示曲柄1在一个工作循环中的转角，根据导杆机构的行程速比系数K，求出其极位夹角q，从而可将圆环分为两倍分：圆环的上半部分的圆心角为180°+q，对应刨刀工作时曲柄1的转角；下半部分表示刨刀空回行程时曲柄1的转角.
3） 在前述圆环之外再画一圆环，表示进给运动组合部分中，曲柄摇杆机构的曲柄在一个工作循环中的转角.以内环中所表示的刨头运动规律为基准，并在外环中合理地安排好工作台停动时间所对应的曲柄的转角位置，那么，由此二圆环所组成的循环图可形象、准确地表示出设计者对二执行构件间运动协调配合的要求
综上所述,q=(180×K-180)/(K+1)=（180°×1.37—180°）/(1。37+1)=28°,ψ取为3°
则牛头刨床运动循环图为如图所示:
牛头刨床圆环式运动循环图
5。机构尺寸参数确定
表5。1 牛头刨床设计原始参数
曲柄转速
机架
刨刀行程H
行程速比系数K
连杆与导杆之比
55
410
310
1。37
0.25
如图所示机构运动简图可设CB长为、构件3的转角、构件4的转角、E点的线位移、AB杆长、CD杆长、DE杆长、AC杆长、CG的长度、构件1的转角.
(1) K=1.37 求得极位夹角θ=28°
(2) 由导杆机构特性知道，导杆摆角等于极位夹角，即ymax=q
(3) 由行程H和θ可求出导杆长=；
(4) 由和 θ可求出曲柄长=sin=99mm
(5) 由LDE / LCD=0。25可求出连杆长=160。2mm；
(6) 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,才能保证机构运动的最大压力角有最小值.分析如下:
解:当导杆摆到左边最大位置时,最大压力角为,刨头可能的最大压力角位置是导杆B和，设压力角为 , （见上图）。根据几何关系=.由于与，呈背离关系,即增加则，减小且＞。则要使机构整体压力最小，只要有=,当刨头处于导杆摆弧平均置处 =，则 所以
=631.2mm
(7) BC长度S3=397。9mm
(8) 摆杆初始位置=90°-arctan=76。4°
(9) 机构的原动件角速度ω1=2πn/60=5.76rad/s
(10) 起始,， 解得=-9.3mm
6。静力分析和初定各构件的质量参数
工作阻力F（N）
导杆质量m3(kg）
导杆转动惯量JS3（kgm2）
滑块质量m5（kg)
4000
28
1.1
70
7。主执行机构的运动分析（计算机辅助分析)
7.1运动方程
先建立一直角坐标系，并标出各杆矢量及方位角。其中共有四个未知量、、及。为求解需建立两个封闭矢量方程，为此需利用两个封闭图形ABCA及CDEGC,由此可得，
（1-1)
写成投影方程为：
（1-2)
解上面方程组，即可求得、、及四个位置参数，其中。
将上列各式对时间取一次、二次导数，并写成矩阵形式，即可得以下速度和加速度方程式。速度方程式： （1-3)
机构从动件的位置参数矩阵：
机构从动件的的速度列阵：
机构原动件的位置参数矩阵：
：机构原动件的角速度
加速度方程式：
(1-4）
机构从动件的位置参数矩阵求导：
机构从动件的的加速度列阵:
机构原动件的位置参数矩阵求导：
表6。1 牛头刨床初始位置参数
X（1）
X（2)
X(3）
X（4）
X(5)
X（6)
X（7)
X(8)
X（9)
X（10）
（mm）
（°）
(°）
（mm）
(mm）
（mm）
（mm）
（mm）
（mm)
（rad/s)
398
76。4
177
—9。3
99
640。7
160.2
410
631。2
5。76
7。2主程序（matlab):
％牛头刨床运动分析主程序
%x(1)——代表;
%x（2)—- 代表构件3的转角；
%x（3）——代表构件4的转角;
％x（4）——代表E点的线位移；
%x(5)—-代表；
%x(6）--代表；
％x(7）-—代表;
%x（8)——代表;
%x（9）——代表;
%x(10)—-代表构件1的转角。
x=［ 0.398 76。4*pi/180 177*pi/180 -0。0093 0。099 0.6407 0。1602 0。410 0.6312 0]；％赋初值
dr=pi/180;％度转化为弧度
dth=10＊dr;w1=5。76；％每10度计算一个点
for i=1：37
y=ntpc（x)； ％调用从动件位置方程求解函数ntpc（自编）
s3=y(1)；theta3=y(2）;theta4=y(3)；se=y(4）; ％得到位置参数.
％将各位置参数用向量储存,便于后面绘图，角度用度表示
ss3(i)=y(1）;th1(i）=x（10)/dr；th3（i）=y（2)/dr;th4(i)=y（3)/dr；sse（i)=y(4);
％进行速度分析
A=[cos(theta3) -s3＊sin(theta3） 0 0;
sin（theta3) s3*cos(theta3） 0 0；
0 —x（6)*sin（theta3) —x(7）＊sin（theta4） -1；
0 x(6)＊cos（theta3） x（7）*cos(theta4） 0］；%A机构从动件的位置参数矩阵
B=［-x(5)＊sin（x(10));x（5)*cos(x（10)）；0；0]；％B机构原动件的位置参数列阵
yy=w1*inv(A)＊B;%公式1—3求解，yy表示机构从动件速度列阵，inv(A）是A的逆阵
vs3=yy（1）；w3=yy(2）;w4=yy（3)；vse=yy(4);
%将各速度参数以向量的方式表示,以便后面绘图
dvs3(i)=yy（1);dw3（i)=yy(2）；dw4（i）=yy(3)；dvse(i)=yy(4）;
％dA为从动件位置参数矩阵对时间一次求导
%进行角速度分析
dA=[-w3*sin（theta3) —vs3＊sin（theta3)—s3*w3＊cos(theta3） 0 0；
w3＊cos(theta3） vs3＊cos(theta3）-s3＊w3＊sin（theta3） 0 0;
0 -x(6）*w3＊cos(theta3） -x(7)*w4*cos（theta4） 0；
0 -x(6)＊w3*sin(theta3） —x(7)＊w4＊sin(theta4） 0］;
%dB就是原动件位置参数列阵对时间一次求导
dB=[-x(5）＊w1*cos（x(10)）；—x(5）＊w1*sin（x（10））；0;0］；
KK=—dA＊yy+w1＊dB; ％KK为公式1—4右端
ya=inv(A）＊KK；％公式1—4求解,ya为从动件加速度列阵
％将各加速度以向量表示
as3（i)=ya（1)；atheta3（i)=ya（2);atheta4（i）=ya（3);ase(i)=ya(4);
x（10）=x(10）+dth； %计算下一个点
x(1）=s3;
x(2)=theta3;
x(3）=theta4;
x(4)=se；
end
％绘制运动参数曲线
subplot（2,2，1）; ％ 选择第1个子窗口
plot（th1,th3，th1，th4,th1，sse＊1e3）；%绘制位置线图
subplot（2,2,2);
plot（th1,dw3，th1,dw4,th1，dvse）;％绘制速度线图
subplot(2,2,3);
plot(th1,atheta3，th1,atheta4，th1，ase)； ％绘制加速度线图
％这个函数是关于牛头刨床位置方程求解，可得：s3，theta3，theta4,sE四个运动变量。
7.3子程序：
function y=ntpc(x）
％x(1）——代表；
％x(2）-- 代表构件3的转角；
%x（3）——代表构件4的转角;
％x（4)--代表E点的线位移;
％x（5）——代表；
％x（6）——代表;
％x(7）——代表;
%x(8)——代表；
％x（9）——代表；
％x(10）--代表构件1的转角。
%先赋初值；这些初值来自于主程序。
s3=x(1）;
theta3=x（2)；
theta4=x（3);
se=x(4);
epsilon=1e—6；％设置求解精度为10-6
％用矩阵的形式表示位置方程组（4x1的矩阵）
f=[s3＊cos（theta3）—x(5）＊cos（x(10));s3＊sin（theta3）—x(5）*sin(x（10))-x(8）;
x(6)*cos(theta3)+x（7）＊cos(theta4)-se; x（6）*sin（theta3）+x（7）＊sin(theta4）—x（9）］;
％用牛顿—辛普森法求解
while norm（f）>epsilon
％J位置方程组的雅可比矩阵，即从动件位置参数矩阵
J=［cos（theta3） —s3*sin（theta3） 0 0；
sin（theta3) s3＊cos(theta3） 0 0；
0 —x(6)*sin(theta3) -x(7)＊sin(theta4) -1；
0 x（6）＊cos（theta3) x(7)＊cos（theta4) 0］；
dth=inv(J)＊(—1。0＊f）； ％计算增量，进行迭代，inv（J） 为J的逆阵
s3=s3+dth（1);
theta3=theta3+dth（2)；
theta4=theta4+dth(3)；
se=se+dth(4）；
f=[s3*cos(theta3）—x（5）＊cos(x(10));s3＊sin（theta3)-x（5)*sin（x（10）)-x(8）；
x(6)＊cos(theta3)+x（7)＊cos（theta4）-se; x(6）＊sin(theta3）+x（7)*sin（theta4)—x(9）］;
norm（f)；%若未达精度，会继续迭代。
end
%输出4个参数
y(1)=s3；
y（2)=theta3；
y（3)=theta4;
y（4)=se;
将程序输入matlab中就可得到E点的位移、速度和加速度的运动线图
8。 主执行机构的运动分析及动态静力分析（作图法）
建立直角坐标系，并标出各杆矢量及方位角。利用两个封闭图形ABCA及CDEGC。
建立方程
投影方程式为
（1）
（2）
（3）
（4）
解上面方程组,即可求得、、及四个位置参数,其中.
8。1 主执行机构的运动分析
1.速度分析:
因构件1和2在B处的转动副相连，故，其大小等于，方向垂直于AB线。
取构件2和3的重合点B进行速度分析.列速度矢量方程，得
大小 ？ √ ?
方向 ⊥BC ⊥AB ∥BC
通过图解法可求得,B3点与D点同在构件3上，故
则可求的D点速度。
取4构件作为研究对象，列速度矢量方程，得
大小 ？ √ 　？
方向 ∥GE ⊥CD ⊥DE
再通过图解法，得到E点的速度。
2。加速度分析:
因构件1和2在B点处的转动副相连，故，方向垂直与AB。
取2、3构件重合点B为研究对象,列加速度矢量方程得：
大小: ？ √ ? √ √ ？
方向： ？ B→C ⊥BC B→A ⊥BC ∥BC
作加速度矢量图，可求得.
又，则可得。
取4构件为研究对象，列加速度矢量方程,得
大小 ？ √ √ ？
方向 ∥GE √ E→D ⊥ED
由加速度矢量图可求得E点加速度.
8。2 主执行机构的动态静力分析
以4为研究对象，分离4、5构件进行动态静力分析，已知，，。忽略4的质量视为二力杆件则与水平导轨的夹角为=∠DEF
由
可得和.
分离2、3构件进行动态静力分析，已知,。
由此可得:，
对C取矩有:
根据机构运动简图可得、、、,从而可以求得。
对3构件，有
由力矢量图可得。
对曲柄1进行动态静力分析，,作用与A的距离为h,忽略曲柄的质量，则曲柄上的平衡力矩
９.凸轮机构的曲线的设计
9。1 凸轮机构位移曲线的设计
表9。1 凸轮机构设计参数
从动件最大摆角
凸轮从动件杆长(mm)

推程许用压力角[a］推程

回程许用压力角[a]回程

滚子半径rr（mm）

凸轮角速度
ω1
15°
128
40°
50°
15
5。76
通常凸轮滚子半径=（0.1-0。5），根据滚子半径取凸轮基圆半径=100mm。由工作循环图得到凸轮推程运动角为=146°，取凸轮回程运动角为=146°，远休止角为=34°，近休止角为=34°
9.2 凸轮机构轮廓曲线的设计
由于刨刀冲击力不大故选择推杆的运动形式为一次多项式规律，则推程段有:
回程的运动方程为：
表9.2 凸轮运动位移表
推程
36°
72°
108°
144°
远休
180°
回程
216°
252°

3。7°
7.40°
11.10°
14。79°

15°

11。30°
7.60°
288°
324°
近休
360°
°
°
°
°
°
°
3.90°
0.21°

0°

设计凸轮轮廓依据反转法原理.取机架长度=150mm凸轮以等角速度逆时针方向回转，推杆运动规律同前。
选取适当的长度比例尺定出O和A的位置，以A为圆心,为半径作基圆。以A为圆心，以为半径作圆。将基圆角平分成十份，再以为半径，为圆心作圆弧,交基圆于点。然后依据各个角位移确定滚子中心在复合运动中依次占据的各个位置确定摆动推杆在反转过程中依次占据的各个位置。最后将各点连成光滑曲线，即为凸轮理论轮廓曲线。
然后再以理论轮廓曲线上的一系列点为圆心，以滚子半径为半径作一系列的圆,最后作此圆族的包络线，即为凸轮的工作廓线。
参考文献
1。孙恒，陈作模 《机械原理》（第七版）[M］