目录❖ 1 : 机械原理课程设计内容及要求 1 ❖ 2 ：牛头刨床机构简介及原始数据 1 2-1：牛头刨床简介 1 2-2：机构的要求 1 2-3：牛头刨床设计原始数据 2 ❖ 3 ：机构方案的初步确定 2 3-1：曲柄滑块机构与摆动导杆机构 23-2：曲柄滑块机构与扇形齿轮齿条机构 43-3：综合评定确定方案 6 ❖ 4 ：机构工艺动作分解及运动循环图 7 ❖ 5 ：主机构尺度综合及运动特性评定 8 5-1：2号位置动态静力学分析 8 5-2：7号位置动态静力学分析 11 ❖ 6 ：电动机功率与型号的确定 13 ❖ 7 : 主机构受力分析 14 7-1：2号受力分析 14 7-2：7号受力分析 15 ❖ 8 ：飞轮转动惯量的计算 16 ❖ 9 ：减速机构以及工作台进给机构的确定 19 9-1：减速机构的确定 209-2：工作台进给方案的确定 20 ❖ 10 ：设计心得与体会 22 ❖ 11 ：参考文献 24一：课程设计题目、内容及其目的题目：牛头刨床内容：平面刨削机床运动简图设计及分析，计算刨削机构在指定位置的速度、加速度、受力、绘制位移、速度、加速度曲线、平衡力矩曲线、等效阻力矩曲线以及等效驱动力曲线。

根据上述得到的数据，确定飞轮转动惯量。

目的：1：学会机械运动见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和能力；4：培养学生进行机械创新设计的能力。

二：牛头刨床简介,机构的要求及原始数据1：牛头刨床简介牛头刨床是一种用于平面切削加工的机床，如图1。

电动机经皮带和齿轮传动，经过减速机构减速从而带动曲柄1。

刨床工作时，由导杆3经过连杆4带动刨刀5作往复运动。

刨头左行时，刨刀进行切削，称工作行程，此时要求速度较低并且均匀，以减少电动机容量和提高切削质量，刨头右行时，刨刀不切削，称空行程，此时要求速度较高，以提高生产率。

为此刨床采用有急回作用的导杆机构。

刨刀每切削完一次，利用空回行程的时间，凸轮8通过四杆机构1-9-10-11与棘轮带动螺旋机构（图中未画），使工作台连同工件作一次进给运动，以便刨刀继续切削。

刨头在工作行程中，受到很大的切削阻力（在切削的前后各有一段约0.05H的空刀距离，见图2，b），而空回行程中只有摩擦阻力。

因此刨头在整个运动循环中，受力变化是很大的，这就影响了主轴的匀速运转，故需安装飞轮来减小主轴的速度波动，以提高切削质量和减小电动机容量。

2：机构的要求牛头刨床的主传动的从动机构是刨头，在设计主传动机构时，要满足所设计的机构要能使牛头刨床正常的运转，同时设计的主传动机构的行程要有急回运动的特性，刨削速度尽可能为匀速运动，以及很好的动力特性。

尽量是设计的结构简单，实用，能很好的实现传动功能。

3：牛头刨床设计原始数据表2-3 原始数据(b)三：机构方案的初步确定1：曲柄滑块机构与摆动导杆机构（1）机构简图如下图图3-1（2）机械功能分析该构件中完成主运动的是由杆1、2、3、6组成的四连杆机构，杆4带动该构件中与其铰接的5杆完成刨床的刨削运动。

在由杆1、2、3、6所组成的曲柄摇杆机构中，曲柄1在原动机的带动下做周期性往复运动，从而连杆4带动滑块5作周期性往复运动实现切削运动的不断进行。

（3）工作性能分析从机构简图中可以看出，该机构得主动件1和连杆4的长度相差很大，这就是的机构在刨削的过程中刨刀的速度相对较低，刨削质量比较好。

杆1和杆4 在长度上的差别还是的刨刀在空行程的急回中，有较快的急回速度，缩短了机械的运转周期，提高了机械的效率。

（4）传递性能和动力性能分析杆1、2、3、6所组成的曲柄摇杆机构中其传动角是不断变化传动性能最好的时候出现在A，B，C，D四点共线与机构处于极位时两者传动角相等该机构中不存在高副，只有回转副和滑动副，故能承受较大的载荷，有较强的承载能力，可以传动较大的载荷。

当其最小传动角和最大传动角相差不大时，该机构的运转就很平稳，不论是震动还是冲击都不会很大。

从而使机械又一定的稳定性和精确度。

（5）结构的合理性和经济性分析该机构多以杆件为主，抗破坏能力较差，对于较大载荷时对杆件的刚度和强度要求较高。

会使的机构的有效空间白白浪费。

并且由于四连杆机构的运动规律并不能按照所要求的运动精确的运行只能以近似的规律进行运动。

2：曲柄滑块机构与扇形齿轮齿条机构（1）机构简图如下图图3-2（2）机械功能分析根据机构图可知，整个机构的运转是由原动件1带动的。

杆1通过滑块2带动扇形齿轮3的运动。

扇形齿轮3和与刨头连接的齿条啮合。

从而实现刨刀的往复运动。

（3）工作性能分析该机构中原动件1对滑块2的压力角一直在改变。

但是原动件1的长度较小，扇形齿轮的半径较大，即原动件1的变化速度对于扇形齿轮3的影响不是很大，同时机构是在转速不大的情况下运转的，也就是说，在扇形齿轮作用下的齿条的速度在切削过程中变化不大，趋于匀速运行。

原动件1在滑块2上的速度始终不变，但是随着原动件1的运转，在一个周期里，BC的长度由小到大，再变小。

而BC的长度是扇形齿轮3的回转半径，也就是说，在机构的运行过程中，推程的速度趋于稳定，在刨头回程时，由于扇形齿轮受到齿条的反作用力减小。

`还有扇形齿轮3的回转半径减小，使扇形齿轮的回程速度远大于推程时的速度。

即可以达到刨床在切削时速度较低，但是在回程时有速度较高的急回运动的要求。

在刨头往返运动的过程中，避免加减速度的突变的产生。

（4）机构的传递性能动力性能分析该机构中除了有扇形齿轮和齿条接触的两个高副外，所有的运动副都是低副，齿轮接触的运动副对于载荷的承受能力较强，所以，该机构对于载荷的承受能力较强，适于加工一定硬度的工件。

同时。

扇形齿轮是比较大的工件，强度比较高，不需要担心因为载荷的过大而出现机构的断裂。

在整个机构的运转过程中，原动件1是一个曲柄，扇形齿轮3只是在一定的范围内活动，对于杆的活动影响不大，机构的是设计上不存在运转的死角，机构可以正常的往复运行。

该机构的主传动机构采用导杆机构和扇形齿轮，齿条机构。

齿条固结于刨头的下方。

扇形齿轮的重量较大，运转时产生的惯量也比较大，会对机构产生一定的冲击，使机构产生震动。

（5）机构的合理性与经济性能分析该机构的设计简单，尺寸可以根据机器的需要而进行选择，不宜过高或过低。

同时，扇形齿轮的重量有助于保持整个机构的平衡。

使其重心稳定。

由于该机构的设计较为简单。

所以维修方便。

，除了齿轮的啮合需要很高的精确度外没有什么需要特别设计的工件，具有较好的合理性。

该机构中扇形齿轮与齿条的加工的精度要求很高，在工艺上需要比较麻烦的工艺过程，制作起来不是很容易。

此方案经济成本较高。

3: 综合评定确定方案1 机构功能的实现两种机构均可以很好的实现切削功能。

2 工作性能第一种方案在刨削的过程中刨刀的速度相对较低，刨削质量比较好，可以很好的满足急回特性；第二种方案切削速度近似均匀且变化缓和平稳,摆动导杆机构也可使其满足急回特性。

3 传递性能第一种方案适合于低速轻载的工作情况；第二情况由于滑块和导杆压力角恒为90度,齿轮和齿条传动时压力角不变,且可承受较大载荷，所以重载情况也适用。

4 动力性能第一种方案冲击震动较大；第二种方案齿轮和齿条传动平稳,冲击震动较小。

5 结构合理性第一种方案均由杆件构成尺寸比较大，重量轻，制造简单，维修方便；第二种方案扇形齿轮尺寸和重量大, 齿轮和齿条制造复杂,磨损后不宜维修。

6 经济性根据实际工况中刨刀一般为低速轻载。

所以第一种方案比较适合于量产，经济效益比较好；而第二种方案扇形齿轮要求一定的精度,工艺难度大,且扇形齿轮和齿条中心距要求较高，所以不适合推广。

综上所述应选择第一种方案。

主机构尺寸确定：错误!未找到引用源。

=οο3611180=+-K K s rad n /46.53012==πω 1601(1)m v n H K=+=52.2r/min 四：机构工艺动作分解及运动循环图（1）机构工艺工作：牛头刨床的主运动为电动机→变速机构→摇杆机构→滑枕往复运动；牛头刨床的进给运动为电动机→变速机构→棘轮进给机构→工作台横向进给运动。

（2）机构运动循环图图4-1五：主机构尺度综合及运动特性评定机构位置划分简图图5-1等分为12等分，取上述方案的第2位置和第7位置进行运动分析（1）曲柄位置“2”做速度、加速度分析（列矢量方程、画速度图、加速度图）取曲柄位置“4”进行速度分析。

取构件3和4的重合点A进行速度分析。

=5.62 rad/s 其转向为逆时针方向。

有ω1（a）速度分析用速度影像法对A 点： 4A V = 3A V + 34A A V （3-1）方向： 4BO ⊥ A O 2⊥ //B O 4 大小： ？ √ ？式中： 4A V =l μ⨯4pa 4ω=AO Al V444A V =0.6048m/s4ω=0.887rad/s34A A V =l μ43a a l V 4B =4ω⨯BO l 434A A V =0.3902 m/sV 4B =0.5676 m/s对于C 点： C V = B V + CBV（3-2）方向： // 'XX B O 4⊥ BC ⊥ 大小： ？ √ ？式中： C V =l μ⨯pc l CB V =l μ⨯bc l C V =0.4789 m/s 5ω= bc l CBl u VCBV =0.1064 m/s5ω=0.788rad/s图4-2 “2”位置速度分析(b)加速度分析 用加速度影像法对于A 点：4A a = n A a 4+ t A a 4 = 3A a + k A A a 34 + 34rA A a （3-3） 方向： A →4OB O 4⊥ A →2O B O 4⊥ //B O 4大小： √ ？ √ √ ?式中： 3A a =22ωA O l 2 KA A a 34=24ω34A A V 3A a =4.064m/s 2n A a 4=24ωA O l 4 t A a 4=a μa n l KA A a 34=0.830 m/s 2r A A a 34=a μa k ln Aa 4=0.346 m/s2B a =4A a ⨯AO B O l l 44 nCBa =25ωBC l t A a 4=2.190 m/s 2r A Aa 34=3.065 m/s 2B a =3.224m/s 2n CB a =0.084 m/s 2对于C 点:C a = B a + n CB a + tCB a （3-4）方向：//'XX B →4O C →B BC ⊥ 大小： ？ √ √ ？式中： C a =a μ''c p l tCB a =a μ'''c n l C a =3.139m/s 2图4-3（2）对位置7进行速度和加速度分析 （a ） 速度分析 用速度影像法对A 点： 4A V = 3A V + 34A A V （3—5） 方向：4BO ⊥ A O 2⊥ //B O 4 大小： ？ √ ？ 式中： 4A V =l μ⨯4pa 4ω =AO Al V444A V =0.6048m/s4ω=0.311rad/s34A A V =l μ43a a l V B = V 4B =4ω⨯BO l 4 34A A V =0.064m/sB V 5=0.199m/s对于C 点： C V = B V + CBV（3-6）方向： //'XX B O 4⊥ BC ⊥ 大小： ？ √ ？式中： C V =l μ⨯pc l CB V =l μ⨯bc l C V =0.181m/s CB V =0.064m/s5ω=bc l CBl u V5ω=0.311rad/s图4-4 “7”位置速度分析(b)加速度分析 用加速度影像法对于A 点：4A a = n A a 4 + t A a 4 = 3A a + k A A a 34 + 34rA A a （3-7） 方向： A →4OB O 4⊥ A →2O B O 4⊥ //B O 4 大小： √ ？ √ √ ?式中 ：3A a =22ωA O l 2 KA A a 34=24ω34A A V 3A a =4.064 m/s 2n A a 4=24ωA O l 4t A a 4=a μa n l r A A a 34=a μa k l K A A a 34=0.368 m/s 2nAa 4=0.038 m/s 2t A a 4=4.109 m/s 24A a =24ωBO l 4 B a =4A a ⨯AO B O l l 44 nCB a =25ωBC l B a =6.656 m/s 24A a =4.064nCBa =0.064 m/s 2对于C 点 ：C a = B a + n CBa + t CB a （3-8） 方向：//'XX B →4O C →B BC ⊥ 大小： ？ √ √ ？式中： C a =a μ''c p l tCB a =a μ'''c n l C a =6.311m/s 2图4-5 “7”位置加速度分析六：电动机功率与型号的确定由3011n M w MP dd π==刨刀刨削运动的功率为1470. 2W ，考虑到机械摩擦损失及共建横向进给运动所需功率，按照P P d 2.1==1.7kW ，查资料可知转速应为中等转速比较好，减速机构齿轮齿数不会太大，根据牛头刨床的工况为低速轻载，速度比较稳定，具有飞轮调速，冲击较小等特点，初步定为六级三相异步交流电动机由以上数据可得应选型号为Y 2-112M-6的电动机，其额定功率为2,2KW ，转速为940r/s ，符合基本要求七: 主机构受力分析取上述方案一的第2位置和第7位置进行受力分析 对“2”位置进行受力分析取“2”点为研究对象，分离5、6构件进行运动静力分析：已知： G 6=520NF I6=-G 6/g×a c （6-1）∑Fx= F I4+Fr- F R45=0 （6-2）由此可得： F R45=4891.6N由分离3,4构件进行运动静力分析：已知： F R54=F R45由此可得： F I4 = - G 4/g × a 4 （6-3）M S4=-J S4·αS4=-0.9984×3.35=21.74 N.m （6-4）∑=⨯-+⨯+⨯+⨯=0423435424144h F M h F h F h G M R I R I O （6-5） 其中1h ，2h ，3h ，4h 分别为4G ,4I F ,54R F ,23R F 作用于4O 的距离（其大小可以测得），可以求得：23R F =6983.4N图6-1 “2”位置的力的多边形由力的多边形可知：F ox =2169.7N, F oy =1286.06N对曲柄2进行运动静力分析, 32R F 作用于2O 的距离为h ，其大小为0.15m由此可得曲柄上的平衡力矩为：M=32R F ×h=401.55N.m （6-7） 方向为逆时针对位置“7”进行受力分析取“7点为研究对象，分离5、6构件进行运动静力分析：已知： G6=520NF I6=-G 6/g×a c （6-8）由此可得 ： F R45=256.93N 由分离3,4构件进行运动静力分析：已知： F R54=F R45由此可得： F I4 = - G 4/g × a 4 （6-9） M S4=-J S4·αS4=4.456N. m（6-10）方向与α4运动方向相反（逆时针）∑=⨯-+⨯+⨯+⨯=0423435424144h F M h F h F h G M R I R I O （6-11）其中1h ，2h ，3h ，4h 分别为4G ,4I F ,54R F ,23R F 作用于4O 的距离（其大小可以测得），可以求得：23R F =281N图6-2 “7”位置的力的多边形由力的多边形可知：F ox =444.765N, F oy =169.508N对曲柄2进行运动静力分析，32R F 作用于2O 的距离为h ，其大小为0.08m由此可得曲柄上的平衡力矩为：M=32R F ×h=7.03N.m （6-12） 方向为逆时针八：飞轮转动惯量的计算1 环取取曲柄AB 为等效构件，根据机构位置和切削阻力Fr 确定一个运动循的等效阻力矩Mr （ϕ）根据Mr （ϕ）值，采用数值积分中的梯形法，计算曲柄处于各个位置时Mr （ϕ）的功⎰ϕϕϕ0)d （Mr 。