1、 -0目录一、 牛头刨床机构运动7二、 原始设计数据8三、 机械原理课程设计任务书雨设计指导1四、 电机至大齿轮 6 之间的减速传都系统设计8五、 主机构（即摆动导杆机构）的设计9六、 凸轮机构的设计11七、 棘轮机构的设计15八、 连杆机构的设计16九、 解析法分析计算滑轮 8 的速度和加速度17-1十、 参考资料20十一、 设计总结21十二、 附图（A2 一张，A3 两张）22二、牛头刨床机构运动电机 带轮 齿轮 工 作 台螺 旋 机 构棘 轮 机 构连 杆 机 构凸 轮 刀刀E21hFmax-14如结构图所示：图中 1、2 为带轮，1 与电机固定， 、 、 、 为3z456z传动齿轮，B
2、C 为曲柄（与齿轮 6 固结） ，CD 为滑块、7 为摆杆 AD，8、9 为带刀架之滑枕，10 为盘型凸轮（与齿轮 6 固结） ，电动机经带传动将运动和动力传至齿轮 ，驱动齿轮5z和曲柄转动；曲柄回转经滑块 C 带动摆杆 7，再经过滑块5zD 带动滑枕 8，使刀架往复移动完成刨削运动。另外，盘型凸轮 10 与曲柄同时转动，推动带有滚子的摆杆 11 经四杆机构拨动棘轮 14 转动，而棘轮与进给丝杠 15 相连，通过螺母推动工作台（6 完成自动进给运动） 。三、原图设计数据速度（次/分）63 电机转速 1n1440行程（H） 300 小齿轮数 5z18行程速比系数（K） 1.27经给量(6级) 0
3、.18-1.08凸轮机构从动件运动规律余弦加速度运动规律四、电机至大齿轮 6 之间的减速传动系统（见图 1）设计1. 确定总传动比由原始数据可知：6 齿轮的转速 =63 转/分6n电机的转速 =1440 转/分1n30.12549651KZmHrpn齿-15故可知总传动比 i= =960/32=3361n2. 分配各级传动比a. 带传动：一般带传动比约 3 左右，若 i 过大，带轮的轮廓尺寸很大，运动时惯性大，产生的刚性冲击、易损坏带轮和轴，故可取 = =31i2db. 齿轮传动：依推荐 = 一般取 25， =2i34z3一般取 36，且由总传动比 i= 综56z 1i合分析取 =2.75，
4、=4.2i3i3. 带轮直径的确定：小带轮的基准直径 由查阅带轮直径的标准系列来1d确定为 =100mm，则大带轮 2 的基准直径1d= =300mm，查表核对在标准系列。2i4. 齿轮齿数的确定：由原始数据知道小齿轮 5 的齿数 =18（齿） ，所以5z大齿轮 6 的齿数= =425=100(齿)，对于 与 齿数的确定，z3i5 3z4综合考虑齿轮的大小后取 =24（齿） ，则齿轮 4 的齿数3z= =2.7524=66（齿） ，最后检验实际的传动比4z2i3i 与理论总传动比 i 的相对误差：易知：实际总传动比 = =40i123ii=33=3i1=2.752=4i3=100mm1d=30
5、0mm2=24z3=664=1006-16故 = 100%= 100%=0%i3由于 0%在误差 5%以内，故该系统设计符合要求。5. 对于齿轮啮合的模数选取：齿轮 5 与齿轮 6 间取 m=6则 =m =600mm , =m =150mm6dz5dz与 之间 取 5，34m则 = =120mm, = =330mmd3z4d4z五、主机构（即摆动导杆机构）的设计1. 滑枕 8 与摆杆 7 的回转中心 A 之间的相对位置确定：为避免滑枕 8 所手里的依用线偏离滑枕的滑道太远，滑枕的轴线可位于滑块口的轨迹线 的21D割线位置， 现取该割线在 D 与的正中间，如下图所示：3D如图示：由原始数据知滑枕
6、 8 的行程为 750mm，即图中对应的两级位之间的水平距离。又知行程速21比系数 K=1.50。故极为夹角 = = 由几何关k1804.23系转换可知极为摆杆 和 的夹角AD=21AD=120 mm3d=330mm4=150mm5d=600mm6= = =5mm= = =6=48.23-17故由图示关系应有：= = = H=220mmDl1l221Dl由 Sin = =1081.08mmAl1l1在直角三角形 内= COS =1078.44mmADl12根据滑枕 8 的轴线位置分析要求， 知点 A（机架）距滑枕轴线的距离= + = + ( )=1079.76mmANlD21l3AD21l1A
7、Dl2. 机架 AB 和曲柄 BC 的长度确定：曲柄回转中心 B 的位置影响牛头刨床的力学性能的优劣。由经验可知，机架 AB 的长度 应满足ABl=0.50.7.ANBl现取 = 0.5 =539.88mmANl而对于曲柄 的长度由上页图分析可知：BC= Sin =109.85mmBClA23. 用解析法分析计算滑枕 8 的速度和加速度，具体方法及数据见目录所示。4. 齿数分度圆直径的确定：齿数模数由教材中标准模数系列表选取 = =5=5m6=1071.4ADl14m=1079.76ANlmm=539.88mABlm=109.85mBClm-18，齿数 3 与齿轮 4 按情况综合分析选取 =
8、= =5m3m4故 =m =525=125mm5dz= =5100=500mm6= =524=70mm3mz= =566=330mm4d易知齿轮 6 的齿顶圆半径 = + =251mm 且有ar6hm26d=251mm = =539.88mmar6NBlA制要求，且有 C6r故 =109.85mm，也符合结构限制要求。BCl六、凸轮机构的设计：1. 凸轮转角的分配：根据就投刨床的工作特点，在刨力（滑枕）工作行程时工作台处于静止状态，但刨刀空回程时，工作太才能进给，而且在刨刀回程结束之前，工作台要完成进给。因此凸轮推程角 必须满足 - ，取富余转角0018= 为完全可靠，取 = - - ，远休止
9、角420、回程角 、近休止角 三者之和应满足 + + 1002012= + + 。08故取 = ， 则 = =94.260120-8远休止角 = =0126满足 + + = + + ，如下表所示:82. 选择从动件运动规律：本次设计按给定的运动规律设计：余弦加速度运动规律。由资料易知此运动规律可以从动件的刚性冲击，并有效地减小其柔性冲击。3. 对余弦加速度运动规律：由推荐使用的从动件摆杆 11 的摆角 取 ，251取 ，而摆长 取（1-2）20EFlbra 推程时：由 4 （1-cos ）,其中 取 为最2max0max20大摆角， （ 为推程角， 为凸轮转角）另取 0 对应 4 如下表计算结
10、果：.120.93.21.0曲柄 BC +10-180刨力 工作行程 空回行程工作台 停止 停止 进给 停止22凸轮转角 + +0100-80123045607890120.1.3.3.3b 回程时与推程对称，由 4 1cos （ ） 2max00=120 ，同样取0= ， ， ，对应 4 如下表计1890280293算结果： 1809210234025670289307.6.5.9.4.1.具体凸轮设计，绘制过程及绘图见附 A3 图。4. 凸轮机构许用压力角【 】：凸轮机构最大工作压力角 max 一般推程为 30 -40 ，回程可达 70 - 。80求最大压力角 max需先确定 、 。brE
11、Fl凸轮基圆半径 满足 。brf6-8可考虑在（ - ） 之间选取，滚子半径 根据结br315fr6gr构而定， 取（0.1-0.13）gb故， = -（ + ）=270-1.256=262.5mmfr6b*ahc= =87.5mmb31f=0.2 =17.5mmgr摆杆 取： =1.5 =131.25mmEFllbr如图所示：Sin =sin = = =2410EFlh2br5.运用诺模图brh31205.0而 可知该凸轮最大压力角 max18故符合设计要求。5.凸轮安装及绘制时的注意事项： a.由于棘轮机构在 摆动带动下，EFl回程时 2 工作台将不动，只有推程中才带动工作台进给，故如 图示 w方向为凸轮转速，用相对静止法 .当 C 点转至 E 点时，用反转法相当于 E 转到 C 点，此过程中为回程，到家为工作行程。接下来 C 和 E 各
