牛頭刨床刨刀往復運動機構的分析與設計

1、機械工程學院 機械原理課程設計說明書設 計 題 目：牛頭刨床刨刀往復運動機構的分析與設計 專 業(yè)：機械設計制造及其自動化 班 級：13級 姓 名： 學 號 指 導 教 師：侍紅巖 2016年 1 月 4 日目 錄1 設計任務11.1 設計題目11.2 工作原理及工藝動作過程11.3 原始數據及設計要求11.4 設計任務22 系統傳動方案設計32.1 曲柄滑塊機構與擺動導桿機構32.2 齒輪和擺動導桿機構42.3 執(zhí)行機構方案的比較52.4 執(zhí)行機構方案的確定53 機構運動簡圖及數據分析73.1 機械結構簡圖73.2 牛頭刨床數據分析84 機構運動分解105 主機構受力分析115.1 各運動副反

2、力115.2 曲柄機構平衡力矩14參考文獻161 設計任務1.1 設計題目牛頭刨床刨刀往復運動機構的分析與設計。1.2 工作原理及工藝動作過程牛頭刨床是一種用于平面切削加工的機床，整個機構的運轉是由原動件1帶動桿2的，通過連桿3推動滑塊4運動；從而實現刨刀的往復運動。刨頭右行時，刨刀進行切削，稱工作行程，此時要求速度較低并且均勻；刨頭左行時，刨刀不切削，稱空回行程，此時要求速度較高，以提高生產率。1.3 原始數據及設計要求圖 1-1已知行程比系數K=1.4原動件曲柄1轉速n1=60r/min，刨刀5行程H=400mm，其它參數為，L4=220mm，L5=180mm，L6=350mm，L=L3/

3、2，H1=100mm，H2尺寸應滿足傳動角盡可能大；故刨刀5移動導路位于D點圓弧軌跡弦高一半處；構件重量分別為G2=200N，G5=700N，質心位于S3、S5處；構件3繞質心轉動慣量J S32,回程阻力為零，其它忽略不計。刨刀工作阻力如圖1-1所示，回程阻力為零，其它條件忽略不計。表 1已知數據n1HKLLLH60r/min400mm1.4220mm180mm350mm100mmG2G5JS3200N700N1.1 kg.m21.4 設計任務（1）繪制機構運動簡圖。（2）作機構運動分析，求出各個運動副中的反力。（3）用圖解法作機構動態(tài)靜分析；并求作用在原動件1上的平衡力矩。2 系統傳動方案設

4、計2.1 曲柄滑塊機構與擺動導桿機構（1）曲柄滑塊機構與擺動導桿機構的分析牛頭刨床的主傳動機構采用導桿機構、連桿滑塊機構組成的5桿機構。如圖2-1所示，采用導桿機構，滑塊與導桿之間的傳動角r始終為90o，且適當確定構件尺寸，圖 2-1可以保證機構工作行程速度較低并且均勻，而空回行程速度較高，滿足急回特性要求。適當確定刨頭的導路位置，可以使壓力角盡量小。（2）機械功能分析該構件中完成主運動的是由桿1、2、3、6組成的四連桿機構，桿4帶該構件中與其鉸接的5桿完成刨床的刨削運動。在由桿1、2、3、6所組成的曲柄搖桿機構中，曲柄1在原動機的帶動下做周期性往復運動，從而連桿4帶動滑塊5作周期性往復運動實

5、現切削運動的不斷進行。（3）工作性能分析從機構簡圖中可以看出，該機構得主動件1和連桿4的長度相差很大，這就是的機構在刨削的過程中刨刀的速度相對較低，刨削質量比較好。桿1和桿4 在長度上的差別還是的刨刀在空行程的急回中 ，有較快的急回速度，縮短了機械的運轉周期，提高了機械的效率。（4）傳遞性能和動力性能分析桿1、2、3、6所組成的曲柄搖桿機構中，其傳動角是不斷變化，傳動性能最好的時候出現在A，B，C，D四點共線與機構處于極位時兩者傳動角相等該機構中不存在高副，只有回轉副和滑動副，故能承受較大的載荷，有較強的承載能力，可以傳動較大的載荷。當其最小傳動角和最大傳動角相差不大時，該機構的運轉就很平穩(wěn)，

6、不論是震動還是沖擊都不會很大。從而使機械又一定的穩(wěn)定性和精確度。（5）結構的合理性和經濟性分析該機構多以桿件為主，抗破壞能力較差，對于較大載荷時對桿件的剛度和強度要求較高。 會使的機構的有效空間白白浪費。并且由于四連桿機構的運動規(guī)律并不能按照所要求的運動精確的運行只能以近似的規(guī)律進行運動。2.2 齒輪和擺動導桿機構（1）機構功能分析圖 2-2根據機構圖2-2可知，整個機構的運轉是由原動件凸輪1帶動桿2的。通過連桿3推動滑塊4運動，從而實現刨刀的往復運動。（2）工作性能分析凸輪1的角速度恒定，推動桿2搖擺，在凸輪1隨著角速度轉動時，連桿3頁隨著桿2的搖動不斷改變角度，使滑塊4的速度變化緩慢，即使

7、滑塊4的速度在切削是不是很快，速度趨近于勻速，在凸輪的回程中，只有慣性力和摩擦力，兩者的作用的比較小。因此，即可以達到刨床在切削時速度較低，但是在回程時有速度較高的急回運動的要求。在刨頭往返運動的過程中，避免加減速度的突變的產生。（3）機構的傳遞性能動力性能分析該機構中除了有齒輪和齒齒輪接觸的兩個高副外，所有的運動副都是低副，齒輪接觸的運動副對于載荷的承受能力較強，所以，該機構對于載荷的承受能力較強，適于加工一定硬度的工件。同時。扇形齒輪是比較大的工件，強度比較高，不需要擔心因為載荷的過大而出現機構的斷裂。在整個機構的運轉過程中，原動件是一個曲柄，齒輪3只是在一定的范圍內活動，對于桿的活動影響

8、不大，機構的是設計上不存在運轉的死角，機構可以正常的往復運行。 該機構的主傳動機構采用導桿機構和扇形齒輪，齒條機構。齒條固結于刨頭的下方。扇形齒輪的重量較大，運轉時產生的慣量也比較大，會對機構產生一定的沖擊，使機構產生震動。（4）機構的合理性與經濟性能分析該機構的設計簡單，尺寸可以根據機器的需要而進行選擇，不宜過高或過低。同時，扇形齒輪的重量有助于保持整個機構的平衡。使其重心穩(wěn)定。由于該機構的設計較為簡單。所以維修方便。，除了齒輪的嚙合需要很高的精確度外沒有什么需要特別設計的工件，具有較好的合理性。需要比較麻煩的工藝過程，制作起來不是很容易。此方案經濟成本較高。2.3 執(zhí)行機構方案的比較1）

9、機構功能的實現兩種機構均可以很好的實現切削功能。2） 工作性能，第一種方案在刨削的過程中刨刀的速度相對較低，刨削質量比較好，可以很好的滿足急回特性；第二種方案切削速度近似均勻且變化緩和平穩(wěn),擺動導桿機構也可使其滿足急回特性。2.4 執(zhí)行機構方案的確定1） 傳遞性能第一情況由于滑塊和導桿壓力角恒為90度,齒輪和齒條傳動時壓力角不變,且可承受較大載荷，所以重載情況也適用。第二種方案適合于低速輕載的工作情況。2）動力性能 第一種方案沖擊震動較大；第二種方案齒輪和齒條傳動平穩(wěn),沖擊震動較小。3） 結構合理性第一種方案均由桿件構成尺寸比較大，重量輕，制造簡單，維修方便；第二種方案形齒輪尺寸和重量大, 齒

10、輪和齒條制造復雜,磨損后不宜維修。4）經濟性根據實際工況中刨刀一般為低速輕載。所以第一種方案比較適合于量產，經濟效益比較好；而第二種方案形齒輪要求一定的精度,工藝難度大,且形齒輪和齒條中心距要求較高，所以不適合推廣。綜上所述應選擇第一種方案。3 機構運動簡圖及數據分析3.1 機械結構簡圖圖 3-13.2 牛頭刨床數據分析如圖3-2所示圖 3-2（1）求解K=(180+)/(180-)=1.4 (其中為極位夾角)=30 （2）L1的求解已知L6=350mm。L1轉動的極限位置如上圖所示此時L1與L3垂直，且夾角為75 則根據三角形勾股定理可以求得L1=90.58mm（3）L3的求解已知G2=20

11、0N, 構件3繞質心轉動慣量Js3=1.1 kg.m2M3=G2/g Js3=M3L3/12可以求解得L3=800mm總數的據如表2表 2機構數據nHKLLLH60r/min400mm1.4220mm180mm350mm100mm機構數據L1L3PJS3G2G590mm800mm307000N1.1 kg.m2200N700N4 機構運動分解牛頭刨床的主運動為：電動機變速機構搖桿機構滑枕往復運動牛頭刨床的進給運動為：電動機變速機構棘輪進給機構工作臺橫向進給運動5 主機構受力分析圖 5-1 5.1 各運動副反力對位置3進行加速度和運動副反力分析如圖5-1所示曲柄位置“3”做速度、加速度分析（列矢

12、量方程、畫速度圖、加速度圖）取曲柄位置“4”進行速度分析。取構件3和4的重合點A進行速度分析。有其=n1/30/轉向為順時針方向。（1）速度分析 用速度影像法取速度比例尺=0.01（m/s）/mm對于A點： = + 方向： / 大?。?？ ？式中： = = =0.6048m/s =0.887rad/s= V= =0.3902 m/s V=0.5676 m/s對于C點： = + 方向： / 大?。?？ ？ 式中： = = =0.4789 m/s = =0.1064 m/s =0.788rad/s圖 5-2 （2）加速度分析 用加速度投影法對于A、B、O2、O4點：如圖5-3所示圖 5-3取加速度

13、比例尺比=0.01（m/）/mm= + = + + 方向： A A / 大?。?？ ?式中： = =2 =4.064m/s2= = =0.830 m/s2= =0.346 m/s2= = =2.190 m/s2 =3.065 m/s2 = 2.217m/s2 =3.224 m/s2 =0.084 m/s2FA=45.244NFB=98.693NFo2=Fb=98.693NFo4=Fa=45.244N 對于C點: = + + 方向：/ B CB 大?。?？ ？ 式中： = = =3.139 m/s2 Fc=160.089N表 3運動副FaFbFo2Fo4Fc點245.244N98.693N98.693N45.244N160.089N5.2 曲柄機構平衡力矩對“2”位置進行受力分析圖 5-4取“2”點為研究對象，分離5、6構件進行運動靜力分析：已知： G5=700N FI6=- G5/gac Fx= FI4+Fr- FR45=0 由此可得： FR45=4891.6N由分離3,4構件進行運動靜力分析：已知： FR54=FR45由此可得： FI4 = - G 2/g a4 其中，分別為G2、,作用于B的距離（其大小可以測得），可以求得：=6983.4N M14=-J1414=-0.99843.35=21.74N.m 圖 5-5 由圖5-5求矢量