牛頭刨床課程設計報告

1、<p><b>　　題目要求</b></p><p>　　如下圖所示牛頭刨床的功能簡圖。刨刀水平作往復直線運動，切削安裝在工作臺上的工件。刨刀每切削一次，工作臺沿著刨刀運動的水平垂直方向進給0.3，0.4，0.5mm/次，分3檔</p><p><b>　　題目解答</b></p><p><b>　　

2、工藝動作分析</b></p><p>　　由設計題中牛頭刨床的功能可得，牛頭刨床加工平面（槽）時由兩個工藝動作協(xié)調完成。即刨刀每刨削一次，工作臺沿著刨刀運動水平垂直方向（上下垂直方向）進給一定的距離，為了避免兩個動作發(fā)生干涉，工作臺沿著刨刀運動的水平垂直方向（上下垂直方向）移動，必須在刨刀切削運動完成后在退刀運動時進行；為了避免工作臺的進給與退刀時刀具產生干涉，刀具裝有自動彈起裝置。據此，可以畫出牛頭

3、刨床的運動循環(huán)圖。</p><p>　　運動功能分析及運動功能系統(tǒng)圖</p><p>　　動機及其運動形式分析</p><p>　　一般情況下，牛頭刨床是在工廠車間使用。在工廠車間里的設備大多是電動機，具有連續(xù)回轉的運動特點。由題知電動機轉速n=1420r/min，因此牛頭刨床原動機的運動功能單元符號表達如圖。</p><p>　　機械傳動部

4、分及其運動形式分析</p><p>　　根據牛頭刨床使用功能描述，牛頭刨床每分鐘切削102,126,158次，一般原動機轉速要遠大于這個值。因此需要減速，即傳動比i>1，也就是說，機械傳動部分應具有傳動縮小功能，把一個轉速較大的輸入傳動轉換為轉速較小的輸出運動，其運動功能單元符號如圖。</p><p><b>　　過載保護及其分析</b></p>

5、<p>　　金屬加工機床的原動機與傳動部分之間通常會加載一個過載保護單元，以便在過載時保護機床免于損壞。多數情況下，這一過載保護單元同時還有減速功能，表達符號如圖。</p><p>　　滑移齒輪變速機構及其分析</p><p>　　在過載保護與機械傳動輸出之間 ，要實現牛頭刨床每分鐘切削102，126，158次，要采用有級變速。由于電機轉速為1420r/min。為了輸出轉速達到要

6、求的值則傳動比為：</p><p>　　過載保護系統(tǒng)的傳動比為3.21，讓傳動比為，經過過載保護后，，機械傳動部分采用兩個變速齒輪使其轉速降至102r/min。得：</p><p>　　綜上，1420r/min的轉速經過帶傳動和和機械傳動部分降至102r/min，而之前采用齒輪變速的傳動比為：</p><p>　　于是，傳動的有級變速如圖所示：</p>

7、<p>　　刨刀的執(zhí)行機構及其運動形式分析</p><p>　　牛頭刨床刨刀的運動形式為連續(xù)往復直線運動，而刨刀運動執(zhí)行機構的主動件運動應該是前面機械傳動部分的輸出轉動，因此刨刀運動執(zhí)行機構應該是具有將連續(xù)轉動轉換成往復連續(xù)直線運動的功能，其功能圖如圖：</p><p>　　為了得到滑枕的運動，可采用如上圖的運動功能單元，其實現的運動功能系統(tǒng)圖如圖</p><

8、;p><b>　　運動分支及其分析</b></p><p>　　原動機只為牛頭刨床提供了一個驅動運動，而牛頭刨床有刨刀和工作臺兩執(zhí)行運動需要驅動，在機械傳動功能單元之后加一個分支功能單元，把一個輸入運動分成三個輸出運動，其運動功能符號如圖所示：</p><p>　　這里三個運動，有兩個運動時同方向的，另一個是垂直方向的。將滑枕與水平垂直方向移動定位同方向，上下移

9、動定為垂直方向。</p><p>　　工作臺及其運動形式分析</p><p>　　由牛頭刨床使用功能描述可知，牛頭刨床工作臺運動形式為間歇單向直線運動。下面，由于牛頭刨床有工作臺水平垂直方向和上下垂直方向進給，為避免重復，以水平垂直運動為例。</p><p>　　首先得運動分支輸出的一個轉動轉換為擺動，其功能單元符號如圖所示</p><p>

10、　　然后將該功能單元輸出的擺動轉換為間歇運動，其功能單元如圖：</p><p>　　一般情況下，間歇運動機構所輸出運動每次轉動的角度較小，為了得到較大的間歇運動角，可通過放大功能單元放大間歇運動轉角，其運動功能單元符號如圖。</p><p>　　最后，工作臺要實現單向移動，需要把輸出轉動轉化為單向運動，其運動功能單元符號如圖。</p><p>　　牛頭刨床實際功能系

11、統(tǒng)圖：</p><p><b>　　系統(tǒng)運動方案擬定</b></p><p>　　圖表 1 電機替代運動功能單元1</p><p>　　能夠實現這一功能單元的載體有：三相交流電動機，步進電機，交流伺服電機液壓馬達等，一般情況下，工廠采用的普通機床都用三相交流電動機。因此，牛頭刨床也用三相交流電動機為原動機，額定轉速為1420r/min。<

12、/p><p>　　圖表 2 帶傳動替代運動功能單元2</p><p>　　能夠實現該功能的運動單元有：帶傳動，摩擦輪傳動，安全聯軸節(jié)。帶傳動具有傳動可靠，結構簡單，安裝方便，成本低等優(yōu)點，但也有尺寸大，精度低等缺點，但對于要求不嚴格，精度不高的牛頭刨床中，可以用帶傳動滿足過載保護的功能。</p><p>　　圖表 3 滑移齒輪變速代替運動單元3</p>&

13、lt;p>　　圖表 4 第二級齒輪傳動代替運動單元4</p><p>　　滿足該傳動機構的結構單元有：齒輪傳動，帶傳動，行星傳動機構，連桿機構等。但由于圓柱齒輪傳動具有傳動可靠，結構簡單，強度高，尺寸小等優(yōu)點，因此選用齒輪傳動機構用于滿足變速降低轉速的的功能。</p><p>　　圖表 5 六連桿滑塊機構代替運動單元5</p><p>　　能夠實現該功能的機構

14、有：曲柄滑塊機構，六連桿滑塊機構，移動從動件凸輪機構等。由于該結構用于牛頭刨床的切削，刨削金屬時，其切削力較大，因此采用低副機構，由于運動有急回特性，故采用六連桿滑塊機構。</p><p>　　圖表 6鉸鏈四桿機構與擺動從動件替代運動單元6</p><p>　　能滿足該結構的機構有：平面曲柄搖桿結構，擺動從動件盤型凸輪結構，擺動導桿結構，曲柄六連桿機構等?？梢詮闹羞x出擺動從動件盤型凸輪結構

15、和鉸鏈四桿機構組合在一起的結構以滿足該功能。</p><p>　　圖表 7 棘輪機構代替運動單元7</p><p>　　能滿足該功能的結構有：棘輪機構，組合機構等?？梢詮闹羞x出棘輪機構滿足該功能。</p><p>　　圖表 8 齒輪傳動機構代替運動單元8</p><p>　　能實現該功能的結構有：齒輪傳動機構，帶傳動機構，鏈傳動機構，行星傳動

16、機構，蝸桿機構等?？蓮闹羞x出齒傳動機構滿足該功能。</p><p>　　圖表 9 螺旋機構代替運動單元9</p><p>　　能實現該功能的結構有：齒輪齒條機構，螺旋機構，帶傳動機構，鏈傳動機構等。從中選出螺旋機構滿足該功能。</p><p>　　2.4 系統(tǒng)運動方案設計</p><p>　　2.4.1執(zhí)行機構運動（牛頭刨床刨刀運動）尺寸的確

17、定</p><p>　　由圖2-68可以看到，牛頭刨床刨刀運動執(zhí)行機構是六桿機構，該機構的清晰簡圖如圖2-69所示。根據上述牛頭刨床的已知條件，滑枕行程為</p><p>　　H=500mm （2-1）</p><p>　　并設，連桿BC驅動滑枕的最大壓力角為</p><p>&

18、lt;b>　　（2-2）</b></p><p>　　該牛頭刨床的行程速比系數為</p><p>　　K=2 （2-3）</p><p>　　令點O5到滑枕導路的距離為y，點O5到導桿豎直位置時點B的距離為y1，點O5到連線的距離為y2，則</p><p&g

19、t;<b>　　當</b></p><p><b>　?。?-6）</b></p><p>　　時，連桿BC驅動滑枕的最大壓力角最小。</p><p><b>　?。?-7）</b></p><p>　　由圖2-69可知，牛頭刨床的行程為</p><p>

20、;<b>　?。?-8）</b></p><p>　　圖2-69所示曲柄擺動導桿機構的極位夾角為</p><p><b>　?。?-9）</b></p><p>　　根據已知行程速比系數，極位夾角為</p><p><b>　　(2-10)</b></p><

21、;p>　　于是，導桿O5B的長度為</p><p><b>　?。?-11）</b></p><p><b>　　連桿BC的長度為</b></p><p><b>　?。?-12）</b></p><p>　　設導桿O5B長度與曲柄，導桿轉動中心距離的比為</p&g

22、t;<p><b>　　(2-13)</b></p><p>　　則曲柄，導桿轉動中心距離為</p><p><b>　　(2-14)</b></p><p><b>　　曲柄O4A的長度為</b></p><p><b>　?。?-15）</b&

23、gt;</p><p>　　2.4.2 牛頭刨床主傳動機構運動尺寸的確定</p><p><b>　　A.帶傳動設計</b></p><p>　　傳動帶類型和帶傳動形式</p><p>　　按傳遞功率4kw進行設計。根據表9-1，表9-3,選擇普通V帶開口傳動。</p><p>　　普通V帶傳動的

24、設計計算按表9-12的步驟進行計算，見表2-1.</p><p>　　表2-1 V帶傳動的設計計算</p><p><b>　　B.齒輪機構設計</b></p><p>　　(1) 牛頭刨床齒輪傳動機構的傳動分配</p><p>　　上述帶傳動設計計算中，得到帶傳動的傳動比為</p><p>&

25、lt;b>　　i帶=3.21</b></p><p>　　帶傳動與齒輪傳動的總傳動比為 i總=13.92, i’總2=11.27,i’’總=8.99</p><p>　　設第二級傳動 =2.08</p><p>　　則第一級傳動比 i56=2.08,i56’=1.68,

26、i56’’=1.35</p><p>　　(2) 牛頭刨床齒輪傳動的幾何尺寸計算</p><p>　　兩級齒輪傳動采用直齒圓柱齒輪，其模數均按2mm取值，其幾何尺寸按照表2-2進行。</p><p>　　表2-2 滑移齒輪變速傳動中每對齒輪幾何尺寸及重合度的計算</p><p><b>　　滑移齒輪5和齒輪6</b>

27、</p><p>　　滑移齒輪5’和齒輪6’</p><p><b>　　滑移齒輪和齒輪</b></p><p>　　圓柱齒輪7與齒輪8 </p><p><b>　　圓錐齒輪32與33</b></p><p>　　2.4.3牛頭刨床輔傳機構運動尺寸的確定</p>

28、<p>　　1 牛頭刨床輔傳機構基本參數的確定</p><p>　?。?）凸輪運動角的確定</p><p>　　凸輪運動角決定著工作臺語刨刀運動協(xié)調的時序。由圖2-68看到，凸輪9與曲柄16固聯。由圖2-2牛頭刨床運動循環(huán)圖看到，當牛頭刨床的刨刀在運動行程時，其工作臺靜止。當牛頭刨床的刨刀空回到行程的一半時，其工作臺開始進給運動，當刨刀空回到行程的四分之三時，其工作臺停止進給

29、運動。設牛頭刨床主運動執(zhí)行機構的曲柄順時針轉動，如圖2-69所示，曲柄23由位置O4A轉到O4A’時，工作臺靜止，這意味著驅動工作臺運動的凸輪機構處于休止狀態(tài)，當曲柄16由位置O4A順時針轉到豎直位置（與O4O5重合）時，刨刀空回到行程的一半，工作臺仍然靜止。此后，工作臺才開始進給運動。也就是說，凸輪的升程和回程都在刨刀空回行程的最后二分之一完成。綜上所述，凸輪的各個運動角見表2-3.</p><p>　　表2-

30、3 凸輪運動角</p><p>　　（2）凸輪，棘輪，絲杠，齒輪基本參數的確定</p><p><b>　　A、水平進給方向</b></p><p>　　工作臺驅動絲杠的參數</p><p>　　根據牛頭刨床的功能描述，其工作臺每次進給量為</p><p>　　s1=0.30、0.40、0.50m

31、m (2-21)</p><p>　　選取梯形螺紋絲杠，其公稱直徑為 d1=32mm (2-22)</p><p>　　其螺距為 p1=6mm (2-23) </p>

32、<p>　　其標記記為Tr32×6。 </p><p>　　為了使工作臺（螺母）22（見圖2-68）每次進給為s，即 </p><p><b>　　(2-24) </b></p><p>　　由此得絲杠每次所需轉角為</p><p>

33、　　18°、24°、30° (2-25)</p><p>　?、诠ぷ髋_驅動絲杠前端齒輪與棘輪機構的參數</p><p>　　工作臺驅動絲杠前段傳動齒輪為齒輪14，齒輪15（見圖2-68），齒輪14與棘輪13固聯齒輪15與絲杠21固聯。齒輪15的轉角 18°、24°、30° (2-26)&

34、lt;/p><p>　　齒輪14的轉角為 (2-27)</p><p>　　棘輪每次轉過的轉角為 (2-28)</p><p>　　式中，------棘輪每次轉過的齒數</p><p>　　

35、由式（2-27）和式（2-28）得 （2-29）</p><p>　　設棘輪每次轉過的齒數為 （2-30）</p><p>　　并式（2-26）,（2-30）代入（2-29）整理得</p><p><b>

36、;　　（2-31）</b></p><p>　　因為棘輪驅動擺桿12的擺角為</p><p><b>　?。?-32）</b></p><p>　　根據式（2-31）和（2-32）得表2-4 </p><p>　　表2-4 齒輪，棘輪齒數關系</p><p>　　由表2-4看看到齒輪1

37、4的齒數Z14越大棘輪13的齒數Z13越小，棘輪驅動擺桿12的擺角則越大。為了使擺角小一點，齒輪14的齒數選取較小的值?？紤]到齒輪14和齒輪15嚙合時的性能更好一點，兩者的齒數互為質數，取</p><p>　　z13=z13’=z13’’=54</p><p>　　考慮到凸輪的升程不易過大，應使齒輪15的齒數小于齒輪14的 齒數。還考慮到絲杠的直徑（齒輪15與絲杠21的軸頸裝配），齒輪15

38、的 齒數不易過小，取z15>25,根據式（2-31），（2-24），（2-32）進一步選定并計算水平進給運動變速機構棘輪與各傳動齒輪參數如下：</p><p>　　把上表數據代入式(2-34)得棘輪驅動擺桿12的擺角為 </p><p><b>　　(2-40)</b></p><p><b>　　垂直進給方向</b>

39、;</p><p>　　工作臺驅動絲杠的參數</p><p>　　根據牛頭刨床的功能描述，其工作臺每次進給量為</p><p>　　s2=0.20、0.30、0.40mm (2-41)</p><p>　　選取梯形螺紋絲杠，其公稱直徑為 d2=32mm

40、 (2-42)</p><p>　　其螺距為 p2=6mm (2-43) </p><p>　　其標記記為Tr32×6。 </p><p>　　為了使工作臺（螺母）22（見

41、圖2-68）每次進給為s2，即 </p><p><b>　　(2-44) </b></p><p>　　由此得絲杠每次所需轉角為</p><p>　　12°、18°、24° (2-45)</p><p>　　作臺驅動絲杠前端齒輪與棘輪機構的參數</p>

42、<p>　　工作臺驅動絲杠前段傳動齒輪為齒輪29，齒輪30（見圖2-68），齒輪29與棘輪28固聯齒輪30與絲杠31固聯。齒輪29的轉角 12°、18°、24° (2-46)</p><p>　　齒輪29的轉角為 (2-47)</p><p&

43、gt;　　棘輪每次轉過的轉角為 (2-48)</p><p>　　式中，------棘輪每次轉過的齒數</p><p>　　由式（2-47）和式（2-48）得 （2-49）</p><p>　　設棘輪每次轉過的齒數為

44、 （2-50）</p><p>　　并式（2-46）,（2-50）代入（2-49）整理得</p><p><b>　?。?-51）</b></p><p>　　因為棘輪驅動擺桿27的擺角為</p><p><b>　?。?-52）</b

45、></p><p><b>　　根據表2-4 取</b></p><p>　　z28=z28’=z28’’=54</p><p>　　考慮到凸輪的升程不易過大，應使齒輪30的齒數小于齒輪29的 齒數。還考慮到絲杠的直徑（齒輪30與絲杠31的軸頸裝配），齒輪30的 齒數不易過小，取z30>25,根據式（2-51），（2-44），（2-

46、52）進一步選定并計算垂直進給運動變速機構棘輪與各傳動齒輪參數如下：</p><p>　　把上表數據代入式(2-52)得棘輪驅動擺桿12的擺角為 </p><p><b>　　(2-53)</b></p><p>　?。?）凸輪機構和雙搖桿機構的參數</p><p>　　由圖2-68可以看到凸輪機構的推桿10是雙搖桿機構

47、的主動件棘輪機構的驅動擺桿12是雙搖桿機構的從動件。凸輪9的升程就是推桿10的最大擺角，即 </p><p><b>　　(2-54)</b></p><p>　　雙搖桿機構主動件（推桿10）和從動件（擺桿12）之間的擺角關系為</p><p><b>　　(2-55)</b></p><p>

48、;　　式中k--------雙搖桿機構的擺角變換系數。</p><p>　　根據式2-53棘輪驅動擺桿12的擺角可取為 (2-56)</p><p>　　雙搖桿機構一般具有擺角的放大和縮小功能?？梢岳秒p搖桿機構的擺角放大功能，使得凸輪機構的升程不至于過大，可取凸輪的升程為</p><p>　　2.6 機構系統(tǒng)真實

49、運動循環(huán)圖的分析</p><p>　　機械系統(tǒng)運動方案的擬定是在工藝方法分析結果——機械系統(tǒng)運動循環(huán)圖的基礎上進行的。該機械系統(tǒng)運動方案的真實運動循環(huán)圖與工藝方法分析結果是否完全相符，是否能滿足工藝動作的要求，需要通過對真實的運動循環(huán)圖的分析來確定。</p><p>　　由圖2-69看到，當曲柄16處于O4A時，滑枕20處于左端極限位置，設此時曲柄16的轉角為0°。曲柄由此位置開

50、始順時針轉動，根據圖2-68和圖2-69繪制牛頭刨床運動方案的真實機械運動循環(huán)圖，如圖2-70所示。比較圖2-70和圖2-2可以看到，牛頭刨床運動方案的真實機械運動循環(huán)圖可以滿足牛頭刨床工藝動作的要求。</p><p>　　0° 90° 180° 180°+θ 270° 270°+θ/2 325°+θ/4 360&#