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1、精选优质文档-倾情为你奉上机械原理课程设计说明书 题 目 牛头刨床主传动机构的分析与设计 院 系： 信息工程学院 班 级： 10机械2班 学 号： 姓 名： 指导教师： 完成时间： 2012年6月24日 目 录1,任务书.32,摘要.143，工艺原理分析.154，工艺动作分析.155，机械运动循环图.166，机构选型方案评价.177，机械运动简图绘制.228，运动分析，尺度综合.229，动静态力分析.2410，飞轮设计.2611，传动系统分析.2612，参考文献.28 机械原理课程设计任务书一、冲压式蜂窝煤成型机设计1、设计题目：冲压式蜂窝煤成型机设计2、已知技术参数和设计要求（1）工作原理及
2、工艺动作过程冲压式蜂窝煤成型机是我国城镇蜂窝煤（通常又称煤饼）生产厂的主要生产设备，这种设备由于具有结构合理、质量可靠、成型性能好、经久耐用、维修方便等优点而被广泛采用。冲压式蜂窝煤成型机的功能是将粉煤加入转盘的模筒内，经冲头冲压成蜂窝煤。为了实现蜂窝煤冲压成型，冲压式蜂窝煤成型机必须完成五个动作:（1）粉煤加料；（2）冲头将蜂窝煤压制成型；（3）请出冲头和出煤盘积屑的扫屑运动；（4）将在模筒内冲压后的蜂窝煤脱模；（5）将冲压成型的蜂窝煤输出。（2）设计要求蜂窝煤成型机的设计要求如下：（1） 蜂窝煤成型机的生产能力为30次/min。（2）图1表示冲头、脱模盘、扫屑刷、模筒转盘的相互位置情况。实
3、际上冲头与脱模盘都与上下移动的滑梁连城一片，当滑梁下冲时，冲头将粉煤冲压成蜂窝煤、脱模盘将已压成的蜂窝煤脱模。在滑梁上升的过程中，扫屑刷将扫除冲头和脱模盘上粘着的粉煤。模筒转盘上均布了模筒，转盘的间歇运动使加料后的模筒进入冲压位置，成型后模筒进入脱模位置，空的模筒进入加料位置。图1. 冲头、脱模盘、扫屑刷、模筒转盘位置示意图1-模筒转盘；2-滑梁；3-冲头；4-扫屑刷；5-脱模盘（3）为了改善蜂窝煤冲压成型的质量，希望冲压机构在冲压后有一定保压时间。（4）由于同时冲两只煤饼时的冲头压力较大，最大可达50000N，其压力变化近似认为在冲程的一半进入冲压，压力呈线性变化，由零值至最大值。因此，希望
4、冲压机构具有增力功能，以减小机器的速度波动、减小原动机的功率。（5）驱动电动机可采用Y180L-8，其功率P=11KW，转速n=730r/min（6）机械运动方案应力求简单。3、设计内容及工作量（1）根据工艺动作顺序和协调要求拟定运动循环图（2）机械传动系统的方案设计（3）三个执行机构的方案设计（4）机械传动系统及执行机构的尺度设计及动力学计算（5）绘制机械运动方案示意图、零件图（6）编制设计说明书4、工作计划根据专业的教学计划安排采用集中和分散相结合的方式进行，时间为1.5周。时间安排内容安排第1天布置题目、学生选题第2天方案讨论第3天运动方案的制定、评价、选择第4天确定各传动机构的尺寸、参
5、数、机构设计第5天机构设计、相关量的计算第6天校核第7天整理前期所有工作第8天撰写设计说明书第9天上交成果、答辩二、牛头刨床主传动机构分析与设计1、设计题目：牛头刨床主传动机构分析与设计2、已知技术参数和设计要求（1）工作原理及工艺动作过程牛头刨床是一种靠刀具的往复直线运动及工作台的间歇运动来完成工件的平面切削加工的机床。电动机经过减速传动装置（带和齿轮传动）带动执行机构（导杆机构和凸轮机构），完成刨刀的往复运动和间歇移动。工作行程时，刨刀速度要平稳；空回行程时。刨刀要快速退回，即要有急回作用。（2）设计要求 电动机轴与曲柄轴平行，刨刀刀刃点E和铰链点C的垂直距离为50mm，使用寿命10年，每
6、日一班制工作，载荷有轻微冲击。允许曲柄2的转速偏差为5%。要求导杆机构的最大压力角应为最小值；凸轮机构的最大压力角应在许用值之内，摆动从动件9的升、回程运动规律均为等加速、等减速运动，执行构件的传动效率按0.95计算，系统有过载保护，按小批量生产规模设计。（可选择）（3）技术参数设计数据如下表所示12345678910导杆机构运动分析转速 （r/min）48495052504847556056机架/mm380350430360370400390410380370工作行程/mm310300400330380250390310310320行程速比系数K1.461.401.401.441.531.3
7、41.501.371.461.48连杆与导杆之比0.250.300.360.330.300.320.330.250.280.26导杆机构动态静力分析工作阻力/N4500460038004000410052004200400060005500导杆质量20202220222426282622滑块质量70708080809080708060导杆4质心转动惯量1.11.11.21.21.21.31.21.11.21.2凸轮机构设计从动件最大摆角从动件杆长125135130122123124126128130132许用压力角40384245434441404245推程运动角757065607075656
8、07274远休止角10101010101010101010回程运动角757065607075656072743、设计内容及工作量（1）根据牛头刨床的工作原理，拟定其执行机构，可拟定多种机构并对这些机构作对比分析，绘制机械运动方案示意图。（2）根据给定的数据确定机构的运动尺寸，并将设计结果和步骤写在设计说明书中。（3）导杆机构的运动分析。选取运动中某一位置作为分析的重点，要求进行速度、加速度分析，并确定速度、加速度、角加速度、角速度等参量的数值。并将分析结果和步骤写在设计说明书中。（4）导杆机构的动态静力分析。确定某一位置各运动副反力的数值。并将分析结果和步骤写在设计说明书中。（5）传动系统的机
9、构设计。设计传动系统的传递路线及拟采用的传动机构，并进行尺寸计算及零件图绘制。（6）编写设计说明书一份，包括设计任务，设计参数，设计计算过程等。4、工作计划根据专业的教学计划安排采用集中和分散相结合的方式进行，时间为1.5周。时间安排内容安排第1天布置题目、学生选题第2天方案讨论第3天运动方案的制定、评价、选择第4天确定各传动机构的尺寸、参数、机构设计第5天机构设计、相关量的计算第6天校核第7天整理前期所有工作第8天撰写设计说明书第9天上交成果、答辩三、单级直齿圆柱齿轮减速器设计1、设计题目：单级直齿圆柱齿轮减速器设计2、已知技术参数和设计要求（1）设计要求设计带式输送机上的单级圆柱齿轮减速器
10、。运输机两班制连续工作，工作时有轻微振动。每年按300天计算，工作寿命15年，轴承寿命为齿轮寿命的三分之一以上。带式输送机工作平稳，转向不变。（2）已知技术参数齿轮箱传动简图1电动机；2，6联轴器；3减速器； 4，5齿轮传动名目原始数据输入功率 (KW)10KW小齿轮转速 (r/min)960r/min齿数比3.23. 设计内容及工作量（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（2）按齿面接触强度设计（3）按齿根弯曲强度设计（4）几何尺寸计算（5）校核验算（6）结构设计及绘制齿轮零件图（7）编制设计说明书4、工作计划根据专业的教学计划安排采用集中和分散相结合的方式进行，时间为1.5周。时间安排内
11、容安排第1天布置题目、学生选题第2天方案讨论第3天运动方案的制定、评价、选择第4天确定各传动机构的尺寸、参数、机构设计第5天机构设计、相关量的计算第6天校核第7天整理前期所有工作第8天撰写设计说明书第9天上交成果、答辩四、单级斜齿圆柱齿轮减速器设计1、设计题目：单级斜齿圆柱齿轮减速器设计2、已知技术参数和设计要求（1）设计要求设计带式输送机上的单级圆柱齿轮减速器。运输机两班制连续工作，工作时有轻微振动。每年按300天计算，工作寿命15年，轴承寿命为齿轮寿命的三分之一以上。带式输送机工作平稳，转向不变。（2）已知技术参数名目原始数据输入功率 (KW)10KW小齿轮转速 (r/min)960r/m
12、in齿数比3.23. 设计内容及工作量（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（选择斜齿轮的螺旋角）（2）按齿面接触强度设计（3）按齿根弯曲强度设计（4）几何尺寸计算（5）校核验算（6）结构设计及绘制齿轮零件图（7）编制设计说明书4、工作计划根据专业的教学计划安排采用集中和分散相结合的方式进行，时间为1.5周。时间安排内容安排第1天布置题目、学生选题第2天方案讨论第3天运动方案的制定、评价、选择第4天确定各传动机构的尺寸、参数、机构设计第5天机构设计、相关量的计算第6天校核第7天整理前期所有工作第8天撰写设计说明书第9天上交成果、答辩五、闭式蜗杆减速器传动系统设计1、设计题目：闭式蜗杆减速器传
13、动系统设计2、已知技术参数和设计要求（1）设计要求设计搅拌机用的闭式蜗杆减速器中的普通圆柱蜗杆传动。搅拌机为大批量生产，传动不反向，工作载荷较稳定，有不大的冲击，要求寿命为12000h。（2）已知技术参数名目原始数据输入功率 (KW)9KW蜗杆转速 (r/min)1450r/min传动比203. 设计内容及工作量（1）选择蜗杆传动类型（2）选择材料（3）按齿面接触疲劳强度进行设计（4）蜗轮与蜗杆的主要参数及几何尺寸计算（5）校核齿根弯曲疲劳强度（6）结构设计及绘制零件图（7）编制设计说明书4、工作计划根据专业的教学计划安排采用集中和分散相结合的方式进行，时间为1.5周。时间安排内容安排第1天布
14、置题目、学生选题第2天方案讨论第3天运动方案的制定、评价、选择第4天确定各传动机构的尺寸、参数、机构设计第5天机构设计、相关量的计算第6天校核第7天整理前期所有工作第8天撰写设计说明书第9天上交成果、答辩5、指导教师与教研室主任意见指导教师意见 可以按照上述任务书的要求向学生布置任务，开始课程设计。指导教师签名： 教研室主任意见 同意 教研室主任签名： 摘要 牛头刨床是一种用于平面切削加工的机床，本次课程设计的主要内容是牛头刨床导杆机构的运动分析和动态静力的分析以及不同设计方案的比较。绘制运动简图，进行速度、加速度以及受力分析，并完成课程设计说明书。通过这次课程设计能够让同学们将与课程设计有关
15、的知识进行融会贯通，进一步加深学生所学的理论知识，培养学生独立解决有关课程实际问题的能力，使学生对于机械运动学和动力学的分析设计有一个比较完整的概念。【关键词】牛头刨床；导杆机构；运动分析一，工艺原理分析牛头刨床是一种用于平面切削加工的机床，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。2，工艺动作分析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
16、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
17、减小电动机容量。3，机械运动循环图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4，机构的选型方案评价 1：曲柄滑块机构与摆动导杆机构 （1）机构简图如下图 （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
18、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
19、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
20、，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
21、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，
22、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
23、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5，机械运动简图绘制机构的运动简图为曲柄滑块机构
24、，见附录6，运动分析，尺度综合n2Lo2o4 HKLbc/LO4BFmaxm4m6导杆4质心47r/min390mm390mm1.50.334200N26kg80kg1.2由上表可知 K=1.5 =1800（K+1)/(K-1)=360 所以极位夹角为36 1，速度分析（曲柄位置角为110）由运动已知曲柄上A点开始，列两构件重合点速度矢量方程，求构件4上A点的速度vA4。因为 lo2A =lo2o4sin18=120.5mm vA2=vA3=2lo2A =（247）/600.1205=0.593m/s l04A=482.54mm对A点： = + 方向： / 大小： ？ ？取极点P，按比例尺v=
25、0.005（m/s）mm作速度图，如图所示，并求出角速度4和构件4上的B点速度vB以及构件4与构件3上的重合点A的相对速度vA4A3。因为=v =0.00596.56=0.4828 m/s=1.0 rad/s vB=4lo4B=0.620 m/s vA4A3=VlA4A3=0.0568.51=0.3425 m/s对构件5上B、C点，列同一构件两点间速度矢量方程： = + 方向： / 大小： ？ ？ 式中： = = lpc=153.6 lbc=26.64 =0.768m/s =0.1332m/s5=vBC/lBC=0.650 rad/s 2，加速度分析aA2 =aA3=anA2=22l02A=4
26、.922/2anA4=24l04A=1.020.48254=0.483m/s2akA4A3=24vA4A3=21.00.00568.51=0.6851m/s2anCB=25lBC=0.6520.33620.7=0.0865 m/s2 = + = + + 方向： A A / 大小： ？ ?取极点p1，按比例尺=0.01 作加速度图，用影像定理求得构件4上B点和质心S4点的加速度aB和aS4，用构件4上A点的切向加速度atA4求构件4的角加速度4.因为aA4=ap1a4=0.01136.57=1.3657 m/s2又 所以 aB=1.757m/s2aS4=0.5aB=0.878 m/s24=atA
27、4/l04A=0.01113.29/0.48254=2.3457 = + + 方向：/ B CB 大小： ？ ？ ac= ap1c=0.01159.94=1.5994m/s25=0.0178.41/0.20483=3.828 m/s27，动态静力分析首先根据运动分析结果，计算构件4的惯性力F14（与as4反向），构件4的惯性力矩M14，构件4的惯性力平移距离lh4，构件6的惯性力矩F16.F14=m4as4=260.878=22.841M14=4Js4=2.347 1.2=2.816 N.m F16=m6as6=80 1.5418=123.344 N 1,取构件5,6基本杆组为示力体因构件5为
28、二力杆，只对构件（滑块）6作受力分析即可，首先列力平衡方程： FR16+ Fr+ F16+ G6+ FR56=0大小？方向xxxxBC 按比例尺F=10N/m 作力多边形，如图，求出运动副反力FR16和FR56FR16=1070.07=700.7 NFR56=10433.04=4330.4设与水平导轨的夹角为可测得的大小为1度 , 可计算出, 2，取构件3,4杆组为示力体首先取构件4，对O4列力矩平衡方程（反力FR54的大小和方向为已知），求出反力FR34：FR54=-FR45 根据，其中，分别为,作用于的距离（其大小可以测得），可以求得：=1300.4325 N作力的多边形 如图可知 600
29、.356N3，取构件2为示力体 作用于的距离为h，其大小为O.06534m所以曲柄上的平衡力矩为：，方向为逆时针。8，飞轮的设计（图纸见附录）1，确定（1） 将各点的平衡力矩（即等效阻力矩）画在坐标纸上，平衡力矩所做的功可通过数据曲线与横坐标之间所夹面积之和求得。依据在一个工作周期内，曲柄驱动力矩所做的功等于阻力矩所做的功，即可求得驱动力矩Md。在图中，横坐标轴为曲柄转角，一个周期为2，将一个周期分为36等份；纵坐标为力矩。（2） 根据盈亏功的原理，求得各盈亏功值，并作能量图。以曲柄的平均驱动力矩为分界线，求出各区段盈亏值。如下：单位（N.m） 作能量指示图，最大盈亏功值为：曲柄的平均驱动力矩
30、 Md=56.78 N.m曲柄的最大驱动力矩 Md=156.456 N.m N.m22，求飞轮的转动惯量9，传动系统设计1，原动机的选择选择全封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机 Y80M1-2 功率为750W 转速为2300r/min2，齿轮机构的设计设Z1=13 Z2=39 Z3=312 m=6 x1=x2=0.5 计算两齿轮的几何尺寸：齿轮1 d1=mZ1=613=78mm ha1=（ha*+x1）*m=（1+0.5）*6=9mm hf1=（ha*+c*-x1）*m=（1+0.25-0.5）*6=4.5mm da1=d1+2*ha1=78+2*9=96 df1=d1-2*h f1=78-9=
31、69 s1=m*(/2+2x1）=21 mm e1=m*（/2-2x1）=16.6mm 齿轮2d2=mZ1=639=234mm ha2=（ha*+x1）*m=（1+0.5）*6=9mm Hf2=（ha*+c*-x2）*m=（1+0.25-0.5）*6=4.5mmda2=d2+2*ha2=234+2*9=252 mm df2=d2-2*h f2=234-9=225mm s2=m*(/2+2x2）=21 e2=m*（/2-2x2）=16.6 齿轮3d3=mZ1=6312=1872mm ha3=（ha*+x1）*m=（1+0.5）*6=9mm hf3=（ha*+c*-x2）*m=（1+0.25-0.
32、5）*6=4.5mmda3=d2+2*ha2=1872+2*9=1890 df3=d2-2*h f2=1872-9=1863 s3=m*(/2+2x2）=21mm e3=m*（/2-2x2）=16.6 mm齿轮啮合图见附录参考文献1 王铎 .机械原理M7版.北京：高等教育出版社,2007.2 孙恒，陈作模，葛文杰.机械原理（第七版）M.北京:高等教育出版社,20073 罗洪田.机械原理课程设计手册.M北京：高等教育出版社,19984 成大先.机械设计手册M.北京：化学工业出版社,20075 邹慧君.机械原理第二版M 北京：高等教育出版社,19986 金清肃.机械设计基础M 武汉：华中科技大学出版社,20087 刘朝儒.机械制图M北京：高等教育出版社,2006专心-专注-专业