机械原理课程设计牛头刨床传动装置说明书.doc

机械原理课程设计
牛头刨床传动装置说明书

目录
第1章 设计任务
1.1 设计任务与目的···············································1
1.2 原始参数·······················································3
第2章 运动方案设计
2.1 主机构方案（选型）···········································4
第3章 电动机的选择
3.1 电动机的功率··················································6
3.2 电动机的型号··················································8
第4章 齿轮机构设计
4.1 传动比的分配··················································9
4.2 齿轮机构的设计···············································9
第5章 主机构的设计
5.1 主机构运动分析···············································12
5.2 主机构受力分析···············································17
第6章 速度波动调节
6.1 Δ的计算···············································28
6.2 飞轮的设计····················································29
第7章 总结
7.1 体会心得·······················································30
7.2 参考文件·······················································31

第1章 设计任务

1.1 设计任务及目的

设计目的
1．学会机械运动简图设计的步骤和方法。 
2．巩固所学的理论知识，掌握机构分析与综合的基本方法。 
3．培养学生使用技术资料，计算作图及分析与综合的能力。 
4．培养学生进行机械创新设计的能力。

设计任务
牛头刨床是一种常用的平面切削加工机床，电动机经带传动、齿轮传动（图中未画出）最后带动曲柄1（见图1）转动，刨床工作时，是由导杆机构1-2-3-4-5带动刨头和刨刀作往复运动，刨头5右行时，刨刀切削，称工作行程，此时要求速度较低并且均匀；刨头左行时，不进行切削，称空回行程，此时速度较高，以节省时间提高生产率，为此刨床采用有急回作用的导杆机构。

下图为牛头刨床传动装置工作原理图

牛头刨床的工艺功能要求如下： 
1）刨削速度尽可能为匀速，并要求刨刀有急回特性。 
2）刨削时工件静止不动，刨刀空回程后期工件作横向进给，且每次横向进给量要求相同，横向进给量很小并可随工件的不同可调。 
3）工件加工面被抛去一层之后，刨刀能沿垂直工件加工面方向下移一个切削深度，然后工件能方便地作反方向间歇横向进给，且每次进给量仍然要求相同。 
4）原动机采用电动机。
中小型牛头刨床的主运动(见机床)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。

1.2 原始参数
牛头刨床传动装置原始参数：

方案
平均数度(mm/s)
变化系数k
刨刀冲程H(mm)
切削阻力(N)
空行程摩擦阻力（N）
IV
630
1.48
420
5500
275

方案
越程量ΔS(mm)
刨头重量（N）
杆件线密度（kg/m）
不均匀系数[δ]
IV
21
650
340
0.05

第2章 运动方案设计
2.1 主机构方案
主机构方案图：

主机构尺寸计算：
（2-1-1）
可得：
（2-1-2）
可得：
（2-1-3）
可得：
（2-1-4）
可得：
（2-1-5）
可得：
（2-1-6）
可得：
（2-1-7）
可得：
（2-1-8）
可得：

第3章 电动机的选择

3.1 电动机的功率选择
通过综合比较分析，从电动机的功率、转速以及电动机运行时需注意使其负载的特性与电机的特性相匹配，避免出现飞车或停转等因素考虑。电动机部分选择交流异步电动机（又称感应电动机 ）。它具有使用方便、运行可靠、价格低廉、结构牢固等特点。
电动机的转速大概是n=1440r/min，而 ,所以
总传动比大概是，V带传动常用传动比i1=2~4，单级圆柱齿轮传动i2=3~5，所以采用三级减速装置，第一级采用皮带，后两级采用展开式二级圆柱齿轮减速器。
减速装置如图：

刨床刨刀的有效功率：
(3-1-1）
（3-1-2）

可得：

已知皮带传动的效率为 圆柱齿轮传动的效率为 一对轴承传动的效率为 弹性联轴器传动的效率 整个机构的传动效率为
所以总的效率为：
（3-1-3）
可得：
（3-1-4）
可得：
3.1 电动机的型号选择

电动机的选择：

所选电动机要满足条件，同时要考虑到经济性。
查表可得：
选用型号为Y100L2-4电动机，其基本参数如下表所示：

电动机型号
额定功率（kW）
满载转速（r/min）
启动转矩
最大转矩
额定转矩
额定转矩
Y100L2-4
3
1430
2.3
2.5

第4章 齿轮机构设计

4.1 传动比的分配

已知电动机的转速为n=1430r/min，曲柄AB的转速为,所以总的传动比为：
·····················（4-1-1）
可得：
取v带的传动比为
查书知：二级展开式圆柱齿轮减速器的两级传动比要满足
=(1.3~1.5),所以取,
通过分析我们可以选择以下三级传动减速装置：
V带传动
齿轮传动1
齿轮传动2
1-2
1—4.20
1—3.17

4.2 齿轮机构的设计
为了保证安装的正常进行，增加齿轮的承载能力，采用了变位齿轮。
满足i1=4.16 i2=3.20 且齿数必为整数
齿轮可取以下齿数：
Z1
Z2
Z2'
Z3
20
84
18
57

（4-2-1）
可得：a=208mm
（4-2-2）
（4-2-3）
（4-2-4）
可得：x1+x2=0，x1=-x2
确定变位系数：
对于变位齿轮，为有利于强度的提高，小齿轮1采用正变位，大齿轮2采用负变位，，使大小齿轮的强度趋于接近，从而使齿轮承载能力提高。
（4-2-5）
可得：
（4-2-6）
可得：
取x1=0.176 ，x2=-0.176 满足

且要求有：
齿轮代号
z1
z2
z2'
z3
齿轮类型
变位齿轮

标准齿轮

变位系数x
0.176
-0.176
0
0
齿数z
20
84
18
57
模数m
4
4
5
5
分度圆直径d（mm）
80
336
90
285
啮合角
20
20
20
20
齿轮厚度b（mm）
32
32
36
36
齿顶高ha（mm)
4.704
3.296
5
5
齿根高hf(mm)
4.296
5.704
6.25
6.25
中心距a（mm）
208

187.5

基圆直径db（mm）
75.2
315.7
84.6
267.8

第5章 主机构的设计

5.1 主机构运动分析

如图所示，利用三角形ABC和四边形CDEF，可得到：
（5-1-1）
改成投影方程式得：
（5-1-2）
由上式可得四个运动变量，易知滑块的方位角也是。

然后，将上式分别对时间取一次、二次导数，即可得到速度和加速度的矩阵方程式:

速度矩阵：
cosα -sinα 0 0 -sinβ
sinα cosα 0 0 cosβ
0 -sinα -sinθ -1 = 0
0 cosα cosθ 0 0
（5-1-3）加速度矩阵：
cosα -sinα 0 0
sinα cosα 0 0
0 -sinα -sinθ -1
0 cosα cosθ 0

-sinα -sinα-cosα 0 0
cosα cosα-sinα 0 0
= - 0 -cosα -cosθ 0
0 sinα -sinθ 0

-cosβ
-cosβ
+ 0
0
（5-1-4）

用MATLAB画出的图形：

MATLAB的源程序代码为:
clear all;clc;
l1=126.00;l3=701.46;l4=175.37;l6=420.88;l61=720;w1=5.62;
for m=1:3601
o1(m)=pi*(m-1)/1800;o31(m)=atan((l6+l1*sin(o1(m)))/(l1*cos(o1(m))));
if o31(m)>=0
o3(m)=o31(m);
else o3(m)=pi+o31(m);
end;
s3(m)=(l1*cos(o1(m)))/cos(o3(m));o4(m)=pi-asin((l61-l3*sin(o3(m)))/l4);
se(m)=l3*cos(o3(m))+l4*cos(o4(m));
if o1(m)==pi/2
o3(m)=pi/2; s3(m)=l1+l6;
end
if o1(m)==3*pi/2
o3(m)=pi/2; s3(m)=l6-l1;
end
A1=[cos(o3(m)),-s3(m)*sin(o3(m)),0,0;sin(o3(m)),s3(m)*cos(o3(m)),0,0;0,-l3*sin(o3(m)),-l4*sin(o4(m)),-1;0,l3*cos(o3(m)),l4*cos(o4(m)),0];
B1=w1*[-l1*sin(o1(m));l1*cos(o1(m));0;0];D1=A1\B1;E1(:,m)=D1;ds(m)=D1(1);w3(m)=D1(2);w4(m)=D1(3);ve(m)=D1(4);
A2=[cos(o3(m)),-s3(m)*sin(o3(m)),0,0;sin(o3(m)),s3(m)*cos(o3(m)),0,0;0,-l3*sin(o3(m)),-l4*sin(o4(m)),-1;0,l3*cos(o3(m)),l4*cos(o4(m)),0];
B2=-[-w3(m)*sin(o3(m)),(-ds(m)*sin(o3(m))-s3(m)*w3(m)*cos(o3(m))),0,0;w3(m)*cos(o3(m)),(ds(m)*cos(o3(m))-s3(m)*w3(m)*sin(o3(m))),0,0;0,-l3*w3(m)*cos(o3(m)),-l4*w4(m)*cos(o4(m)),0;0,-l3*w3(m)*sin(o3(m)),-l4*w4(m)*sin(o4(m)),0]*[ds(m);w3(m);w4(m);ve(m)];
C2=w1*[-l1*w1*cos(o1(m));-l1*w1*sin(o1(m));0;0];B=B2+C2;D2=A2\B;E2(:,m)=D2;dds(m)=D2(1);a3(m)=D2(2);a4(m)=D2(3);ae(m)=D2(4);
end;
o11=o1*180/pi;y=[o3*180/pi;o4*180/pi];w=[w3;w4];a=[a3;a4];figure;
subplot(221);h1=plotyy(o11,y,o11, se); axis equal;
title('位置线图');xlabel('\it\theta1');ylabel('\it\theta3,\theta4,Se');
subplot(222);h2=plotyy(o11,w,o11,ve);
title('速度线图');
xlabel('\it\theta1');ylabel('\it\omega3,\omega4,Ve');
subplot(212);h3=plotyy(o11,a,o11,ae);
title('加速度线图');
xlabel('\it\theta1');ylabel('\it\alpha3,\alpha4,\alphaE');
F=[o11;o3./pi*180;o4./pi*180;se;w3;w4;ve;a3;a4;ae]';G=F(1:100:3601,:)

5.2 主机构受力分析
（1）惯性力和惯性力矩的计算
对各构件进行受力分析，运动副中的反力可以用两个下标表示，各运动副中的反力统一写成 的形式，即构件i作用于构件j的反力。
构件1质心的加速度：

构件3质心的加速度

构件4质心的加速度

（5-2-3）
其中： ，，
，，
, ,
（5-2-3）
（2）平衡方程的建立
（5-2-4）
对构件1进行受力分析：

（5-2-5）
对构件2进行受力分析：
（5-2-6）
对构件2，根据几何约束条件，可以列出下列方程作为补充方程：
（5-2-7）
同理，对构件3进行受力分析，并对质心取矩：
（5-2-8）
同理，对构件4进行受力分析，并对质心取矩：

（5-2-9）
对构件5，由于导路对其只产生一个垂直反力，但力作用点未知。可以这样处理，把其反力向其质心简化，可得一反力和一反力偶矩,其中为点E与构件5质心的距离。而构件5运动时所受切削阻力为，如图3—2所示。其仅向左运动，即切削工件才受到切削阻力，写出构件5如下平衡方程：

（5-2-10）
对上述各构件的15个平衡方程，整理成一运动副反力和平衡力矩为未知量的线性方程组，并合写成矩阵形式的平衡方程：

（5-2-11）
式中，C为系数矩阵，为未知力列阵，D为已知力列阵。其中：

（5-2-12）
2.7.3源程序
%1.输入已知数据
clear;clf;clc;%清除系统内部已有数据
l1=0.126;l3=0.701;l4=0.175;l6=0.421;l61=0.720;omiga_1=5.62;
hd=pi/180;du=180/pi;%弧度与角度的转化
sEmin=-l1*l3/l6-sqrt(l4^2-(l61-sqrt(l3^2-(l1*l3/l6)^2))^2);
sEmax=l1*l3/l6-sqrt(l4^2-(l61-sqrt(l3^2-(l1*l3/l6)^2))^2);%刨刀往复运动的极点位置
H=sEmax-sEmin;%刨刀行程
J3=9.78;J4=0.153;m3=239;m4=59.6;m5=65;g=9.8;G3=m3*g;G4=m4*g;G5=m5*g;
thet=asin(l1/l6);%求解极点位置时构件1的角度
Fr=5500;%切削阻力
%2.牛头刨床主运动分析
for n1=1:459
%……………………计算构件的位移及角位移………………………………
theta_1(n1)=(n1-1)*hd-thet;
sCB(n1)=sqrt((l1*cos(theta_1(n1)))^2+(l6+l1*sin(theta_1(n1)))^2);
theta_3(n1)=acos((l1*cos(theta_1(n1)))/sCB(n1));
theta_4(n1)=pi-asin((l61-l3*sin(theta_3(n1)))/l4);
sGE(n1)=l3*cos(theta_3(n1))+l4*cos(theta_4(n1));
%……………………计算构件的速度及角速度………………………………
A=[cos(theta_3(n1)),-sCB(n1)*sin(theta_3(n1)),0,0;
sin(theta_3(n1)),sCB(n1)*cos(theta_3(n1)),0,0;
0,-l3*sin(theta_3(n1)),-l4*sin(theta_4(n1)),-1;
0,l3*cos(theta_3(n1)),l4*cos(theta_4(n1)),0];%从动件位置参数矩阵
B=[-l1*sin(theta_1(n1));l1*cos(theta_1(n1));0;0];%原动件位置参数矩阵
omiga=A\(omiga_1*B);
vCB(n1)=omiga(1);%滑块2的速度
omiga_3(n1)=omiga(2);%构件3的角速度
omiga_4(n1)=omiga(3);%构件4的角速度
vGE(n1)=omiga(4);%构件5的速度
%……………………计算构件的加速度及角加速度………………………………
At=[-omiga_3(n1)*sin(theta_3(n1)),-vCB(n1)*sin(theta_3(n1))-sCB(n1)*...
omiga_3(n1)*cos(theta_3(n1)),0,0;omiga_3(n1)*cos(theta_3(n1)),vCB(n1)...
*cos(theta_3(n1))-sCB(n1)*omiga_3(n1)*sin(theta_3(n1)),0,0;0,-l3*...
omiga_3(n1)*cos(theta_3(n1)),-l4*omiga_4(n1)*cos(theta_4(n1)),0;0,...
-l3*omiga_3(n1)*sin(theta_3(n1)),-l4*omiga_4(n1)*sin(theta_4(n1)),0];
Bt=[-l1*omiga_1*cos(theta_1(n1));-l1*omiga_1*sin(theta_1(n1));0;0];
alpha=A\(-At*omiga+omiga_1*Bt);
aCB(n1)=alpha(1);%滑块2的加速度
alpha_3(n1)=alpha(2);%构件3的角加速度
alpha_4(n1)=alpha(3);%构件4的角加速度
aGE(n1)=alpha(4);%构件5的加速度
end
%3.牛头刨床主运动机构力平衡计算
for n1=1:459
%计算各铰链点坐标
xA=0;yA=l6;xB(n1)=l1*cos(theta_1(n1));yB(n1)=l6+l1*sin(theta_1(n1));
xC=0;yC=0;xD(n1)=l3*cos(theta_3(n1));yD(n1)=l3*sin(theta_3(n1));
xE(n1)=sGE(n1);yE=l61;
%计算各质心点坐标
xS1(n1)=xB(n1)/2;yS1(n1)=(yA+yB(n1))/2;xS3(n1)=xD(n1)/2;yS3(n1)=yD(n1)/2;
xS4(n1)=(xD(n1)+xE(n1))/2;yS4(n1)=(yD(n1)+yE)/2;xS5=0.15;
%计算各质心点的加速度
aS1x(n1)=-l1*omiga_1^2*cos(theta_1(n1))/2;aS1y(n1)=-l1*omiga_1^2*sin(theta_1(n1))/2;
aS3x(n1)=-l3*((omiga_3(n1))^2*cos(theta_3(n1))+alpha_3(n1)*sin(theta_3(n1)))/2;
aS3y(n1)=-l3*((omiga_3(n1))^2*sin(theta_3(n1))-alpha_3(n1)*cos(theta_3(n1)))/2;
aDx(n1)=-l3*((omiga_3(n1))^2*cos(theta_3(n1))+alpha_3(n1)*sin(theta_3(n1)));
aDy(n1)=-l3*((omiga_3(n1))^2*sin(theta_3(n1))-alpha_3(n1)*cos(theta_3(n1)));
aS4x(n1)=aDx(n1)-l4*((omiga_4(n1))^2*cos(theta_4(n1))+alpha_4(n1)*sin(theta_4(n1)))/2;
aS4y(n1)=aDy(n1)-l4*((omiga_4(n1))^2*sin(theta_4(n1))-alpha_4(n1)*cos(theta_4(n1)))/2;
aS5(n1)=aGE(n1);
%计算各构件惯性力和惯性力矩
F1x(n1)=-0*aS1x(n1);F1y(n1)=-0*aS1y(n1);F3x(n1)=-m3*aS3x(n1);F3y(n1)=-m3*aS3y(n1);
F4x(n1)=-m4*aS4x(n1);F4y(n1)=-m4*aS4y(n1);F5(n1)=-m5*aS5(n1);
Mf3(n1)=-J3*alpha_3(n1);Mf4(n1)=-J4*alpha_4(n1);
%未知力系数矩阵
Cxya=zeros(15);
Cxya(1,2)=-1;Cxya(1,4)=-1;Cxya(2,3)=-1;Cxya(2,5)=-1;Cxya(3,1)=1;
Cxya(3,2)=yA-yS1(n1);Cxya(3,3)=xS1(n1)-xA;Cxya(3,4)=yB(n1)-yS1(n1);
Cxya(3,5)=xS1(n1)-xB(n1);Cxya(4,4)=1;Cxya(4,6)=-1;Cxya(5,5)=1;Cxya(5,7)=-1;
Cxya(6,6)=cos(theta_3(n1));Cxya(6,7)=sin(theta_3(n1));Cxya(7,6)=1;Cxya(7,8)=-1;
Cxya(7,10)=-1;Cxya(8,7)=1;Cxya(8,9)=-1;Cxya(8,11)=-1;Cxya(9,6)=yS3(n1)-yB(n1);
Cxya(9,7)=xB(n1)-xS3(n1);Cxya(9,8)=-(yS3(n1)-yC);Cxya(9,9)=-(xC-xS3(n1));
Cxya(9,10)=yD(n1)-yS3(n1);Cxya(9,11)=xS3(n1)-xD(n1);Cxya(10,10)=1;Cxya(10,12)=-1;
Cxya(11,11)=1;Cxya(11,13)=-1;Cxya(12,10)=yS4(n1)-yD(n1);Cxya(12,11)=xD(n1)-xS4(n1);
Cxya(12,12)=yE-yS4(n1);Cxya(12,13)=xS4(n1)-xE(n1);Cxya(13,12)=1;
Cxya(14,13)=1;Cxya(14,14)=-1;Cxya(15,13)=xS5;Cxya(15,15)=1;
%已知力矩阵
if vGE(n1)<0&&sGE(n1)>=(sEmin+0.05*H)&&sGE(n1)<=(sEmax-0.05*H)
D=[-F1x(n1);-F1y(n1);0;0;0;0;-F3x(n1);-F3y(n1)+G3;-Mf3(n1);...
-F4x(n1);-F4y(n1)+G4;-Mf4(n1);-Fr-F5(n1);G5;0];
else
D=[-F1x(n1);-F1y(n1);0;0;0;0;-F3x(n1);-F3y(n1)+G3;-Mf3(n1);...
-F4x(n1);-F4y(n1)+G4;-Mf4(n1);-F5(n1);G5;0];
end
%求未知力列阵
FR=Cxya\D;
Md(n1)=FR(1);FR16x(n1)=FR(2);FR16y(n1)=FR(3);FR12x(n1)=FR(4);FR12y(n1)=FR(5);
FR23x(n1)=FR(6);FR23y(n1)=FR(7);FR36x(n1)=FR(8);FR36y(n1)=FR(9);FR34x(n1)=FR(10);

第6章 速度波动调节
6.1 Δ的计算

（6-1-1）
求出最大赢亏功

6.2 飞轮的设计
由： = （6-1-2）

第7章 总结

7.1 体会心得
当刚被通知做这个课程设计的时候，心里有一点紧张，但更多的则是兴奋，就像一个百炼成钢的士兵将上战场的那种亟待证明自己的兴奋，然而真正的任务下来的时候才发现这是多么富有挑战的设计，不过有挑战才会有突破，怀着这样的心情，我开始了我的牛头刨床的设计与说明······
在做这个机械原理的课程设计之前，接触机械原理这门课程一学期了，而这学期才是我真正感受到了一个学习机械的乐趣以及枯燥，被那些机械器件、机件组合而成的机器所吸引，尤其是汽车、机器人、航天飞机等机械技术所震撼，感慨机械工作者的伟大，。然而这种激动就在接近本学期结束之时，终于实现了，我们迎来了第一堂机械课程设计。
其实在设计之前，指导老师把设计过程中的所有要求与条件讲解清楚后，脑子里已经构思出机构的两部分，即主机构和横向进给机构，把每一部分分开设计，最后组合在一起不就完成整体设计了吗？这过程似乎有点简单，可是万事开头难，没预料到这个“难”字几乎让我无法逾越，如导杆机构，必须按照规定的运动规律即参数，设计一个满足运动条件的导杆机构，这是机械原理课堂上没有讲过的，因为这部分只是课本了解内容，但涉及这个导杆机构对整个课程设计来说又是势在必行的，所以我跑到图书馆，恨恨地找了一番，终于借到与这次课程设计有关的几本参考资料书，拿回来后一本一本地看下去，把有关的内容一一浏览。
从什么都不懂的门外汉到慢慢的摸索出一些门路，知道分析设计的基本步骤，再到确定了设计机构的基本尺寸，以及后续的各种导杆啊，齿轮系的减速装置，速度波动调节等，有一种拨开云雾终见阳光的美妙感觉。
但是困难总是会出现的，做成了导杆机构，之后对机构进行速度加速度分析，对于一点都不懂的矩阵法，我们又狠下心来花了大片的时间去学习，终于弄出点成绩来了。
作图可以说是学机械的家常便饭，不过这最基本的功夫又是最耗时、最考验人的耐心和细心的。由于我们的任务繁多，所以我们只能抓紧时间画图算数据，而且每个数据都算两道三遍以便答辩时不会出错，这一任务无疑加大了我们的工作量，周三完成课程设计报告，完善图纸。准备好一切后，等待周四的答辩到来。只希望我们组能够在答辩中取得好成绩，既能锻炼实践能力，操作水平，又能拿到比较好的成绩，才是我希望看到的啊。

7.2 参考文献
［1] 孙恒，陈作模．机械原理［M]．7版．北京：高等教育出版社，2006．5
[2]吴宗泽 罗圣国·《机械设计课程设计手册》(第三版) ·高等教育出版社·2006.5．
［3] 邹慧君．机械原理设计手册．北京：高等教育出版社，1998．6．
［4] 周一峰．理论力学．长沙：湖南科学技术出版社，2003．8．
[5]覃爱娜 陈明义 陈里·《数字电子技术实用教程》(机电类) ·华中科大学出版社·2009.4