牛頭刨牀課程設計(M)（精品多篇）

牛頭刨牀課程設計(M 篇一

目 錄

一、概述

§1.1、課程設計的任務—————————————————1 §1.

2、課程設計的目的—————————————————1 §1.3、課程設計的方法—————————————————1

二、牛頭刨牀的設計任務

§2.1、設計題目————————————————————1 §2.

2、設計內容————————————————————2 §2.3、設計要求————————————————————2

三、牛頭刨牀主傳動機構的結構設計與分析

§3.1、設計數據————————————————————3 §3.

2、機構選型、方案分析及方案的確定—————————3 §3.3、機構尺寸的計算與確定——————————————3

四、牛頭刨牀主傳動機構的運動分析

§4.1、解析法運動分析—————————————————4 §4.

2、運動曲線圖———————————————————6

五、心得體會————————————————————————10

六、參考文獻————————————————————————10

一、概述

§1.1、課程設計的任務

機械原理課程是高等學校機械類近機類專業本、專科學生較全面地運用已學過的知識，特別是機械原理部分已學過的知識的知識第一次較全面地對一項工程實際的應用問題從任務分析、調查研究、方案比較、方案確定、繪製出機構運動簡圖、進行機械運動和動力學分析與設計的基本訓練，是該課程的一個重要實踐環節。其目的在於運用已學過的知識培養學生創新能力，用創新思想確定出解決工程實際問題的方案及其有關尺寸，並學會將方案繪製出機構運動簡圖的能力。培養學生對確定的機構運動簡圖進行機構運動分析及動力分析，學會按任務進行調研、實驗、查閱技術資料、設計計算、製圖等基本技能。在此基礎上初步掌握計算機程序的編制，並能用計算機解決工程技術問題。學會運用團隊精神，集體解決技術難點的能力。

§1.2、課程設計的任務

（1） 按設計任務書要求調研、比較設計的可能方案，比較方案的優劣，最終確定所選最優設計方案；

（2） 確定杆件尺寸； （3） 繪製機構運動簡圖；

（4） 對機械行運動分析，求出相關點或相關構件的參數，如點的位移、速度、加速度；構件的角位移、角速度、角加速度。列表，並繪製相應的機構運動線圖如位移與原動件角曲線；速度與原動轉角曲線；加速度與原動件轉角曲線；

（5） 根據給定機器的工作要求，在此基礎上設計飛輪；

（6） 根據方案對各機構進行運動設計，如對連桿機構按行程速比係數進行設計；對凸輪機構按從動件運動規律設計凸輪輪廓曲線；對齒輪機構按傳動比要求設計齒輪減速機構，確定齒輪傳動類型，傳動比並進行齒輪幾何尺寸計算，繪製齒輪齧合圖。按間歇運動要求設計間歇運動機等等；

（7） 要求學生根據設計任務，繪製必要的圖紙；

（8） 編制設計計算程序及相應曲線、圖形；編寫設計說明書。

§1.3、課程設計的方法

機械原理課程設計的方法，大致可分爲圖解法和解析法兩種，圖解法的幾何概念氣清晰、直觀，但需逐個位置分別分析設計計算精度較低；解析法精度高，且可對各個位置進行迅速分析計算，但需要有效方便的計算軟件。隨着計算機呃普及，計算繪圖軟件增多，圖解法除了用人工繪圖分析設計，還出現了利用計算機進行圖解設計分析計算，他的精度也可隨之提高，同時又保持了形象，直觀的優點，因此此法也不失是一種值得提倡的方法。

二、牛頭刨牀的設計任務

§2.1、設計題目

牛頭刨牀事一種用於平面切削加工的機牀。刨牀工作時，刨頭（刨刀）作直線往復運動，其行程爲H，每分鐘的往復次數爲N； 爲了提高工件加工質量和刀具壽命，在切削工件時，要求速度較低且平穩，近似勻速運動；爲了提高生產率，在空回行程時，由於不切削工件，要求回程速度較快。令刨頭在一個工作循環中，受到大風切削阻力Fr較大，而空行程不受力，故在整個工作過程中，受力變化較大，需要安裝飛輪來調節主軸的速度波動，以提高【】整個切削質量和電動機容量。爲防止刀具與工作臺的干涉，在行程H兩端各留有0.05H的空刀行程。

§2.2、設計內容

1、根據題目設計要求，對指導書的設計方案提出另一種局部改進方案，通過設計分析，比較不同運動方案的優劣。

2、對方案的主要傳動和執行構件進行尺寸綜合，確定有關設計尺寸參數，繪製包括從原動件到執行構件間，組成該機器的所有傳動機構的傳動系統機構簡圖。

3、完成連桿機構的運動分析。每人在一個工作循環中（0度到360度）至少取12個機構位置，畫出各位置機構簡圖，並進行運動速度分析，最後繪出刨頭的位移及速度運動線圖。

4、完成飛輪的設計（假設刨頭的驅動力恆定，且除刀具的質量外，其它構件質量不計）。根據上面的運動分析，以齒輪—曲柄軸爲等效構件，並以上述位置畫出機構的等效轉動慣量、等效阻力矩及驅動力矩圖，並設計飛輪。

§2.3、設計要求

1、完成整個機構的運動簡圖一張

2、完成連桿機構運動分析圖紙一張，繪出刨頭對曲柄的位移及速度運動線圖、等效轉動慣量、等效阻力矩及驅動力矩圖，設計出飛輪的轉動慣量；（若採用計算機進行機構的運動分析，並用計算機作出上述各圖，打印出計算機程序和各機構分析圖，則該一號圖紙可省略）

3、設計計算說明書一份，不少於2000字，包括內容：

（1） 封面；（2）目錄；（3）原始資料和數據；（4）所有設計計算分析過程；（5）參考文獻

4、說明書要求字跡工整，繪圖準確，裝訂成冊。

5、作圖要求準確，比例適當，佈局均勻，圖紙的邊框、標題欄等要求符合國家規範，圖面整潔。

三、牛頭刨牀主傳動機構的結構設計與分析

§3.1、設計數據

曲柄轉速 n=60r/min 不均勻係數 [δ]=0.08 工作行程 H=650mm 行程速比係數 K=1.4 刨刀質量 M=80kg 行程阻力 Fr=6kN

§3.2、機構選型、方案分析及方案的確定 主執行機構設計參考方案：

方案1 方案2 方案3 方案分析： 方案

一、

1、機構具有確定運動，

自由度爲F=3n-（2Pl+Ph）=3×5-(2×7+0)=1，曲柄爲機構原動件；

2、通過曲柄帶動擺動導杆機構和滑塊機構使刨刀往復移動，實現切削功能，能滿足功能要求

3、工作性能，工作行程中，刨刀速度較慢，變化平緩符合切削要求，擺動導杆機構使其具有急回作用，可滿足任意行程速比係數K的要求；

4、傳遞性能，機構傳動角恆爲90°，傳動性能好，能承受較大的載荷，機構運動鏈較長，傳動間隙較大；

5、動力性能，傳動平穩，衝擊震動較小；

6、結構和理性，結構簡單合理，尺寸和質量也較小，製造和維修也較容易； 7. 經濟性，無特殊工藝和設備要求，成本較低。 方案確定：

綜上所述，所以選擇方案一。

§3.3、機構尺寸的計算與確定 由已知數據經過計算得

180由K得出=30°

180-AC=576mm

H30ABACsin576sin149.（1mm）CD21255.7 (mm)

22sin2DE210(mm)

CDCDCOSHCD2

假設i總=18=i1*i2*i3*i4

21278(mm)

i1=3 i2=2 i3=2 i4=1.5 根據傳動比計算可得齒輪半徑和齒數（m=5）

r1=300mm r2=100 r2’=160 r3=80 r3’=150 r4=75 r4’=105 r5=70 z1=120 z2=40 z2’=64 z3=32 z3’=60 z4=30 z4’=42

四、牛頭刨牀主傳動機構的運動分析及程序

§4.1、解析法進行運動分析

如右圖，建立直角座標系，並標出各杆矢量及方位角。利用兩個封閉圖形ABCA及CDEGC。 投影方程式爲

s3cos3l1cos

1（1） s3sin3l6l1sin1

（2） l3cos3l4cos4SE0

（3）

'

（4） l3sin3l4sin4l6① 求

3、

3、

3、由公式（1）和（2）得：

3arctan6

ll1sin 1

（5）

22l1cos13ll1sin11

（6） 22l1cos13arctan6 上式等價於 3arccot對3求導得：

l1cos1

（7）

l6l1sin13l1（）1l1l6sin1

（8） 22l6l12l6l1sin1同理得：

(l226l1)l6l211cos13(l22sin

26l12l6l11)② 求滑塊E的SE、E、E 由（3）、（4）式得：

SEl3cos3l4cosHl3sin34arcsinl

4求導得：

3l3cos34l

4cos43l3sin（34）Ecos

4

9） 10）

11）12）13）（（（ （

（ §4.2、運動曲線圖

s-f l1=149.1;l6=576; x=0:2*pi/100:2*pi; y=atan（（l6+l1*sin(x））。/（l1*cos(x)）)； for i=26:1:76 y（i)=pi+y(i)； end l=1278;l3=1255.7;l4=210; a=asin（(l-l3*sin(y））。/l4)； b=l3*cos(y)+l4*cos(a)； plot(x*180/pi,b)

v-f l1=149.1;l6=576; x=0:2*pi/100:2*pi; y=atan（（l6+l1*sin(x））。/（l1*cos(x)）)； for i=26:1:76 y（i)=pi+y(i)； end l=1278;l3=1255.7;l4=210; a=asin（(l-l3*sin(y））。/l4)； c=l1*cos（x)/cos(y)； d=2*pi*l1*cos(x-y)/c; e=-(d.*l3.*sin(y-a)）。/cos(a)； plot(x*180/pi,e)

Mr,Md-f l1=0.1491;l6=0.576; x1=0.17*pi:2*pi/100:0.95*pi; x2=0:2*pi/100:2*pi y=atan（（l6+l1*sin(x1））。/（l1*cos(x1)）)； l=1.278;l3=1.2557;l4=0.21;g=6000; a=asin（（l-l3*sin(y））。/l4)； c=l1*cos（x1)/cos(y)； d=2*pi*l1*cos(x1-y)/c; e=-(d.*l3.*sin(y-a)）。/cos(a)； m1=(3*g.*e)/(8*pi)； m2=1162 plot(x1*180/pi,m1,x2*180/pi,m2)

j-f l1=149.1;l6=576; x=0:2*pi/100:2*pi; y=atan（（l6+l1*sin(x））。/（l1*cos(x)）)； for i=26:1:76 y（i)=pi+y(i)； end l=1278;l3=1255.7;l4=210;p=80; a=asin（(l-l3*sin(y））。/l4)； c=l1*cos（x)/cos(y)； d=2*pi*l1*cos(x-y)/c; e=-(d.*l3.*sin(y-a)）。/cos(a)； j=3*p*e.^2/(8*pi)-1387.34; plot(x*180/pi,j)

牛頭刨牀課程設計 篇二

課程設計格式要求

1、封面及標題（題目名稱）、年級、專業、班級、姓名和學號、指導老師。標題應能概括整個論文最重要的內容，言簡意賅，引人注目，一般不宜超過20個字。（牛頭刨牀設計說明書）

2、目錄。既是論文的提綱，也是論文組成部分的小標題，應標註相應頁碼。

3、引言（或序言）。說明本論文的目的、研究方法、成果和結論。儘可能保留原論文的基本信息，突出論文的創造性成果和新見解。而不應是各章節標題的簡單羅列。引言以500字左右爲宜。

4、正文。是論文的主體。

5、結論。論文結論要求明確、精煉、完整，應闡明自己的創造性成果或新見解，以及在本領域的意義。

6、參考文獻。

（參考文獻是期刊時，書寫格式爲：

[編號] 作者、文章題目、期刊名（外文可縮寫）、年份、卷號、期數、頁碼。 參考文獻是圖書時，書寫格式爲：

[編號] 者、書名、出版單位、年份、版次、頁碼。）

二

1、紙張型號：A4紙，10頁以上。

2、論文格式的字體：各類標題（包括“參考文獻”標題）用粗宋體；作者姓名、指導教師姓名、圖表名、參考文獻內容用楷體；正文、圖表中內容、頁眉、頁腳、頁碼中的文字用宋體；英文用Times New Roman字體。

3、字體要求：

（1）論文標題2號黑體加粗、居中。

（2）填寫姓名、專業、學號等項目時用3號楷體。

（3）目錄另起頁，3號黑體，內容爲小4號仿宋，並列出頁碼。

（4）正文文字另起頁，論文標題用3號黑體，正文文字一般用小4 號宋體，每段首起空兩個格，單倍行距。

（5）正文文中標題

一級標題：標題序號爲“

一、”， 4號黑體，獨佔行，末尾不加標點符號。

二級標題：標題序號爲“

（一）”與正文字號相同，獨佔行，末尾不加標點符號。三級標題：標題序號爲“ 1. ”與正文字號、字體相同。

四級標題：標題序號爲“（1）”與正文字號、字體相同。

五級標題：標題序號爲“ ① ”與正文字號、字體相同。

（11）參考文獻：另起頁，內容爲5號宋體。

4、紙型及頁邊距：A4紙(297mm×210mm)。

5、頁邊距：上20mm，下15mm，左25mm，右20mm。

6、正文頁數：10頁及以上。

機械類牛頭刨牀課程設計 篇三

牛頭刨牀

一、機構簡介與設計數據

1、機構簡介

牛頭刨牀是一種用於平面切削加工的機牀，如圖1所示。電動機經過皮帶和齒輪傳動，帶動曲柄2和固結在其上的凸輪8。刨牀工作時，由導杆機構2－3－4－5－6帶動刨頭6和刨刀7作往復運動。刨頭右行時，刨刀不切削，稱爲空回行程，此時要求速度較高，以提高生產率。爲此刨牀採用有急回運動的導杆機構。刨刀每切削完一次，利用空回行程的時間，凸輪8通過四杆機構1－9－10－11與棘輪帶動螺旋機構（圖1中未畫），使工作臺連同工件作一次進給運動，以便刨刀繼續切削。刨頭在工作過程中，受到很大的切削阻力（在切削的前後各有一段0.05H的空刀距離，簡圖1，b），而空回行程中則沒有切削阻力。因此刨頭在整個運動循環中，受力變化是很大的，這就影響了主軸的勻速轉動，故需安裝飛輪來減小主

圖1 表1 設計數據

1 軸的速度波動，以提高切削質量和減少電動機容量。

2、設計數據

見表1

二、設計內容

1、導杆機構的運動分析

已知：曲柄每分鐘轉n2，各構件尺寸及重心位置，且刨頭導路位xx於導杆端點B所作弧高的平分線上（見圖2）。

要求：作機構的運動簡圖，並作機構兩個位置的速度、加速度多邊形以及刨頭的運動線圖。以上內容與後面動態靜力分析一起畫在1號圖紙上（參考圖例1）。

曲柄位置圖的作法爲（圖2）取1和8’爲工作行程的起點和終點所對應的位置，取1’和7’爲切削起點和終點所對應的曲柄位置，其餘2、3、……。12等，是由位置1起，順2方向將曲柄圓周作12等分的位置。

2、導杆機構的動態靜力分析

已知：各構件的質量G（曲柄

2、滑塊3和連桿5的重量可以忽略不計），導杆4繞重心的轉動慣量JS及切削力P的變化規律見圖1，b。

要求：按表2所分配的第二行的一個位置，求各運動副中反作用力及曲柄上所需平衡力矩。以上內容作在運動分析的同一張圖紙上（見圖例1）。

表2 機構位置分配圖

圖2

3、飛輪設計

已知：機器運轉的速度不均勻係數，由動態靜力分析所得的平衡力矩My，具有定傳動比的各構件的轉動慣量J，電動機，曲柄的轉速n0'、n2及某些齒輪的參數（見表1）。驅動力矩爲常數。

要求：用慣性力法確定安裝在軸O2上的飛輪轉動慣量JF。以上內容坐在2號圖紙上（參考圖例2）。

圖3

4、凸輪機構設計

已知：擺杆9爲等加速等減速運動規律，其推程運動角，遠休止角S，回程運動角'（見圖3），擺杆長度lO9D，最大擺角max，許用壓力角[]（參見表1），凸輪與曲柄共軸。

要求：確定凸輪機構的基本尺寸，選取滾子半徑，畫出凸輪的實際廓線。以上內容作在2號圖紙上（參考圖例3）

5、齒輪機構的設計

已知：電動機、曲柄的轉速n0'、n2，皮帶輪直徑d0'、d0''，某些齒輪的齒數z，模數m，分度圓壓力角（見表1）；齒輪爲正常齒制，工作情況爲開式傳動。

要求：計算齒輪2的齒數z2，選擇齒輪副1－2的變位係數，計算該對齒輪傳動的各部分尺寸，以2號圖紙繪製齒輪傳動的齧合圖（參考圖例4）

6、整理說明書

設計說明書應包括以下內容：

1、功能分解；2. 原始數據及計算；3. 簡述方案設計思路及討論、改進；

4、執行機構設計步驟或分析計算過程。5. 對所設計的結果分析討論6. 感想與建議。

圖例1

圖例2 4

圖例3

圖例4 5

牛頭刨牀課程設計(M 篇四

《機 械 原 理》

課程設計說明書

題目：牛頭刨牀的設計與分析

系 別

專業班級 學生姓名 學 號 指導教師 2010年 月

目 錄

一、概述

§1.1、課程設計的任務—————————————————1 §1.

2、課程設計的目的—————————————————1 §1.3、課程設計的方法—————————————————1

二、牛頭刨牀的設計任務

§2.1、設計題目————————————————————1 §2.

2、設計內容————————————————————2 §2.3、設計要求————————————————————2

三、牛頭刨牀主傳動機構的結構設計與分析

§3.1、設計數據————————————————————3 §3.

2、機構選型、方案分析及方案的確定—————————3 §3.3、機構尺寸的計算與確定——————————————3

四、牛頭刨牀主傳動機構的運動分析

§4.1、解析法運動分析—————————————————4 §4.

2、運動曲線圖———————————————————6

五、心得體會————————————————————————10

六、參考文獻————————————————————————10

一、概述

§1.1、課程設計的任務

機械原理課程是高等學校機械類近機類專業本、專科學生較全面地運用已學過的知識，特別是機械原理部分已學過的知識的知識第一次較全面地對一項工程實際的應用問題從任務分析、調查研究、方案比較、方案確定、繪製出機構運動簡圖、進行機械運動和動力學分析與設計的基本訓練，是該課程的一個重要實踐環節。其目的在於運用已學過的知識培養學生創新能力，用創新思想確定出解決工程實際問題的方案及其有關尺寸，並學會將方案繪製出機構運動簡圖的能力。培養學生對確定的機構運動簡圖進行機構運動分析及動力分析，學會按任務進行調研、實驗、查閱技術資料、設計計算、製圖等基本技能。在此基礎上初步掌握計算機程序的編制，並能用計算機解決工程技術問題。學會運用團隊精神，集體解決技術難點的能力。

§1.2、課程設計的任務

（1） 按設計任務書要求調研、比較設計的可能方案，比較方案的優劣，最終確定所選最優設計方案；

（2） 確定杆件尺寸； （3） 繪製機構運動簡圖；

（4） 對機械行運動分析，求出相關點或相關構件的參數，如點的位移、速度、加速度；構件的角位移、角速度、角加速度。列表，並繪製相應的機構運動線圖如位移與原動件角曲線；速度與原動轉角曲線；加速度與原動件轉角曲線；

（5） 根據給定機器的工作要求，在此基礎上設計飛輪；

（6） 根據方案對各機構進行運動設計，如對連桿機構按行程速比係數進行設計；對凸輪機構按從動件運動規律設計凸輪輪廓曲線；對齒輪機構按傳動比要求設計齒輪減速機構，確定齒輪傳動類型，傳動比並進行齒輪幾何尺寸計算，繪製齒輪齧合圖。按間歇運動要求設計間歇運動機等等；

（7） 要求學生根據設計任務，繪製必要的圖紙；

（8） 編制設計計算程序及相應曲線、圖形；編寫設計說明書。

§1.3、課程設計的方法

機械原理課程設計的方法，大致可分爲圖解法和解析法兩種，圖解法的幾何概念氣清晰、直觀，但需逐個位置分別分析設計計算精度較低；解析法精度高，且可對各個位置進行迅速分析計算，但需要有效方便的計算軟件。隨着計算機呃普及，計算繪圖軟件增多，圖解法除了用人工繪圖分析設計，還出現了利用計算機進行圖解設計分析計算，他的精度也可隨之提高，同時又保持了形象，直觀的優點，因此此法也不失是一種值得提倡的方法。

二、牛頭刨牀的設計任務

§2.1、設計題目

牛頭刨牀事一種用於平面切削加工的機牀。刨牀工作時，刨頭（刨刀）作直線往復運動，其行程爲H，每分鐘的往復次數爲N； 爲了提高工件加工質量和刀具壽命，在切削工件時，要求速度較低且平穩，近似勻速運動；爲了提高生產率，在空回行程時，由於不切削工件，要求回程速度較快。令刨頭在一個工作循環中，受到大風切削阻力Fr較大，而空行程不受力，故在整個工作過程中，受力變化較大，需要安裝飛輪來調節主軸的速度波動，以提高整個切削質量和電動機容量。爲防止刀具與工作臺的干涉，在行程H兩端各留有0.05H的空刀行程。

§2.2、設計內容

1、根據題目設計要求，對指導書的設計方案提出另一種局部改進方案，通過設計分析，比較不同運動方案的優劣。

2、對方案的主要傳動和執行構件進行尺寸綜合，確定有關設計尺寸參數，繪製包括從原動件到執行構件間，組成該機器的所有傳動機構的傳動系統機構簡圖。

3、完成連桿機構的運動分析。每人在一個工作循環中（0度到360度）至少取12個機構位置，畫出各位置機構簡圖，並進行運動速度分析，最後繪出刨頭的位移及速度運動線圖。

4、完成飛輪的設計（假設刨頭的驅動力恆定，且除刀具的質量外，其它構件質量不計）。根據上面的運動分析，以齒輪—曲柄軸爲等效構件，並以上述位置畫出機構的等效轉動慣量、等效阻力矩及驅動力矩圖，並設計飛輪。

§2.3、設計要求

1、完成整個機構的運動簡圖一張

2、完成連桿機構運動分析圖紙一張，繪出刨頭對曲柄的位移及速度運動線圖、等效轉動慣量、等效阻力矩及驅動力矩圖，設計出飛輪的轉動慣量；（若採用計算機進行機構的運動分析，並用計算機作出上述各圖，打印出計算機程序和各機構分析圖，則該一號圖紙可省略）

3、設計計算說明書一份，不少於2000字，包括內容：

（1） 封面；（2）目錄；（3）原始資料和數據；（4）所有設計計算分析過程；（5）參考文獻

4、說明書要求字跡工整，繪圖準確，裝訂成冊。

5、作圖要求準確，比例適當，佈局均勻，圖紙的邊框、標題欄等要求符合國家規範，圖面整潔。

三、牛頭刨牀主傳動機構的結構設計與分析

§3.1、設計數據

曲柄轉速 n=60r/min 不均勻係數 [δ]=0.08 工作行程 H=650mm 行程速比係數 K=1.4 刨刀質量 M=80kg 行程阻力 Fr=6kN

§3.2、機構選型、方案分析及方案的確定 主執行機構設計參考方案：

方案1 方案2 方案3 方案分析： 方案

一、

1、機構具有確定運動，

自由度爲F=3n-（2Pl+Ph）=3×5-(2×7+0)=1，曲柄爲機構原動件；

2、通過曲柄帶動擺動導杆機構和滑塊機構使刨刀往復移動，實現切削功能，能滿足功能要求

3、工作性能，工作行程中，刨刀速度較慢，變化平緩符合切削要求，擺動導杆機構使其具有急回作用，可滿足任意行程速比係數K的要求；

4、傳遞性能，機構傳動角恆爲90°，傳動性能好，能承受較大的載荷，機構運動鏈較長，傳動間隙較大；

5、動力性能，傳動平穩，衝擊震動較小；

6、結構和理性，結構簡單合理，尺寸和質量也較小，製造和維修也較容易； 7. 經濟性，無特殊工藝和設備要求，成本較低。 方案確定：

綜上所述，所以選擇方案一。

§3.3、機構尺寸的計算與確定 由已知數據經過計算得

180由K得出=30°

180-AC=576mm

H30ABACsin576sin149.（1mm）CD21255.7 (mm)

22sin2DE210(mm)

CDCDCOSHCD2

假設i總=18=i1*i2*i3*i4

21278(mm)

i1=3 i2=2 i3=2 i4=1.5 根據傳動比計算可得齒輪半徑和齒數（m=5）

r1=300mm r2=100 r2’=160 r3=80 r3’=150 r4=75 r4’=105 r5=70 z1=120 z2=40 z2’=64 z3=32 z3’=60 z4=30 z4’=42

四、牛頭刨牀主傳動機構的運動分析及程序

§4.1、解析法進行運動分析

如右圖，建立直角座標系，並標出各杆矢量及方位角。利用兩個封閉圖形ABCA及CDEGC。 投影方程式爲

s3cos3l1cos

1（1） s3sin3l6l1sin1

（2） l3cos3l4cos4SE0

（3）

'

（4） l3sin3l4sin4l6① 求

3、

3、

3、由公式（1）和（2）得：

3arctan6

ll1sin 1

（5）

22l1cos13ll1sin11

（6） 22l1cos13arctan6 上式等價於 3arccot對3求導得：

l1cos1

（7）

l6l1sin13l1（）1l1l6sin1

（8） 22l6l12l6l1sin1同理得：

(l226l1)l6l211cos13(l22sin

26l12l6l11)② 求滑塊E的SE、E、E 由（3）、（4）式得：

SEl3cos3l4cosHl3sin34arcsinl

4求導得：

3l3cos34l

4cos43l3sin（34）Ecos

4

9） 10）

11）12）13）（（（ （

（ §4.2、運動曲線圖

s-f l1=149.1;l6=576; x=0:2*pi/100:2*pi; y=atan（（l6+l1*sin(x））。/（l1*cos(x)）)； for i=26:1:76 y（i)=pi+y(i)； end l=1278;l3=1255.7;l4=210; a=asin（(l-l3*sin(y））。/l4)； b=l3*cos(y)+l4*cos(a)； plot(x*180/pi,b)

v-f l1=149.1;l6=576; x=0:2*pi/100:2*pi; y=atan（（l6+l1*sin(x））。/（l1*cos(x)）)； for i=26:1:76 y（i)=pi+y(i)； end l=1278;l3=1255.7;l4=210; a=asin（(l-l3*sin(y））。/l4)； c=l1*cos（x)/cos(y)； d=2*pi*l1*cos(x-y)/c; e=-(d.*l3.*sin(y-a)）。/cos(a)； plot(x*180/pi,e)

Mr,Md-f l1=0.1491;l6=0.576; x1=0.17*pi:2*pi/100:0.95*pi; x2=0:2*pi/100:2*pi y=atan（（l6+l1*sin(x1））。/（l1*cos(x1)）)； l=1.278;l3=1.2557;l4=0.21;g=6000; a=asin（（l-l3*sin(y））。/l4)； c=l1*cos（x1)/cos(y)； d=2*pi*l1*cos(x1-y)/c; e=-(d.*l3.*sin(y-a)）。/cos(a)； m1=(3*g.*e)/(8*pi)； m2=1162 plot(x1*180/pi,m1,x2*180/pi,m2)

j-f l1=149.1;l6=576; x=0:2*pi/100:2*pi; y=atan（（l6+l1*sin(x））。/（l1*cos(x)）)； for i=26:1:76 y（i)=pi+y(i)； end l=1278;l3=1255.7;l4=210;p=80; a=asin（(l-l3*sin(y））。/l4)； c=l1*cos（x)/cos(y)； d=2*pi*l1*cos(x-y)/c; e=-(d.*l3.*sin(y-a)）。/cos(a)； j=3*p*e.^2/(8*pi)-1387.34; plot(x*180/pi,j)

五、心得體會

通過這次課程設計我有了很多收穫。首先，通過這一次的課程設計，我進一步鞏固和加深了所學的基本理論、基本概念和基本知識，培養了自己分析和解決與本課程有關的具體機械所涉及的實際問題的能力。對平面連桿機構有了更加深刻的理解，爲後續課程的學習奠定了堅實的基礎。而且，這次課程設計過程中，與同學激烈討論，團結合作，最終完美的實現了預期的目的，大家都受益匪淺，也對這次經歷難以忘懷。

其次通過這次課程設計，對牛頭刨牀的工作原理及內部各傳動機構及機構選型、運動方案的確定以及對導杆機構運動分析有了初步詳細精確的瞭解，這都將爲我以後參加工作實踐有了很大的幫助。非常有成就感，培養了很深的學習興趣。

我在這次設計中感到了合作的力量，增強了自己的團隊精神。這將使我受益終生。

六、參考文獻

馬履中

機械原理與設計

機械工業出版社 2009.1 馬履中

機械原理課程設計指導書

江蘇大學機械工程學院2008.2

機械原理課程設計牛頭刨牀 篇五

機械原理課程設計——牛頭刨牀設計說明書（3）待續

2.6．滑塊6的位移，速度，加速度隨轉角變化曲線

§

其位移，速度，加速度隨轉角變化曲線如圖所示：

三．設計方案和分析 §3.1方案一

3.1.1方案一的設計圖

3.1.2方案一的運動分析及評價 （1） 運動是否具有確定的運動

該機構中構件n=5。在各個構件構成的的運動副中Pl=6,Ph=1.凸輪和轉子、2杆組成運動副中有一個局部自由度，即F'=1。機構中不存在虛約束。。由以上條件可知：機構的自由度

F=3n-（2Pl+Ph-p'）-F'=1 機構的原動件是凸輪機構，原動件的個數等於機構的自由度，所以機構具有確定的運動。

（2） 機構傳動功能的實現

在原動件凸輪1帶動杆2會在一定的角度範圍內搖動。通過連桿3推動滑塊4運動，從而實現滑塊（刨刀）的往復運動。 （3） 主傳動機構的工作性能

凸輪1 的角速度恆定，推動2杆搖擺，在凸輪1 隨着角速度轉動時，連桿3也隨着杆2 的搖動不斷的改變角度，使滑塊4的速度變化減緩，即滑塊4的速度變化在切削時不是很快，速度趨於勻速；在凸輪的回程時，只有慣性力和摩擦力，兩者的作用都比較小，因此，機構在傳動時可以實現刨頭的工作行程速度較低，而返程的速度較高的急回運動。傳動過程中會出現最小傳動角的位置，設計過程中應注意增大基圓半徑，以增大最小傳動角。機構中存在高副的傳動，降低了傳動的穩定性。

（4） 機構的傳力性能

要實現機構的往返運動，必須在凸輪1 和轉子間增加一個力，使其在迴轉時能夠順利的返回，方法可以是幾何封閉或者是力封閉。幾何封閉爲在凸輪和轉子設計成齒輪形狀，如共扼齒輪，這樣就可以實現其自由的返回。

機構在連桿的作用下可以有效的將凸輪1的作用力作用於滑塊4。但是在切削過程中連桿3和杆2也受到滑塊4的作用反力。杆2回受到彎力，因此對於杆2 的彎曲強度有較高的要求。同時，轉子與凸輪1 的運動副爲高副，受到的壓強較大。所以該機構不適於承受較大的載荷，只使用於切削一些硬度不高的高的小型工件。

該機構在設計上不存在影響機構運轉的死角，機構在運轉過程中不會因爲機構本身的問題而突然停下。

（5） 機構的動力性能分析。

由於凸輪的不平衡，在運轉過程中，會引起整個機構的震動，會影響整個機構的壽命。所以在設計使用的過程中應處理好機械的震動問題，可以增加飛輪減少機械的震動，以免造成不必要的損失和危險。 （6）

機構的合理性

此機構使用凸輪和四連桿機構，設計簡單，維修，檢測都很方便。同時，機構的尺寸要把握好，如杆2太長的話，彎曲變形就會很大，使杆2承受不了載荷而壓斷，如果太短的話，就不能有效的傳遞凸輪1 的作用力和速度。同時。凸輪具有不平衡性，在設計中儘量使凸輪的重量小一些，減小因爲凸輪引起的整個機構的不平衡和機器的震動。 （7）機構的經濟性

該機構使用的連桿和凸輪都不是精密的結構，不需要特別的加工工藝，也不需要特別的材料來製作，也不需要滿足特別的工作環境，所以該機構具有好的經濟效益，製作方便，實用。不過機器的運轉可能會造成一定的噪音污染；凸輪機構爲高副機構，不宜承受較大的載荷。

§3.2方案二

3.2.1方案二的設計圖

3.2.2方案二的運動分析和評價

（1）運動是否具有確定的運動

該機構由齒條、扇形齒輪

3、滑塊2和杆1組成，其中杆1爲主動件。滑塊2以移動副的方式和扇形齒輪3連在一起。機構具有3個活動構件。機構中的運動副有原動件1的鉸接，1和2的轉動副以及2和3的移動副。機構中的運動副全都是低副，且Pl=4.在該機構中沒有高副，也不存在局部自由度和虛約束。由此可知：

F=3n-（2Pl+Ph-p'）-F'=1

機構中有一個原動件，原動件的個數等於該機構的自由度。所以，該機構具有確定的運動。 （2）機構功能的實現

根據機構圖可知，整個機構的運轉是由原動件1帶動的。杆1通過滑塊2帶動扇形齒輪3的運動。扇形齒輪3和與刨頭連接的齒條齧合。從而實現刨刀的往復運動。

（3）機構的工作性能

該機構中原動件1對滑塊2的壓力角一直在改變。但是原動件1的長度較小，扇形齒輪的半徑較大，即原動件1的變化速度對於扇形齒輪3的影響不是很大，同時機構是在轉速不大的情況下運轉的，也就是說，在扇形齒輪作用下的齒條的速度在切削過程中變化不大。趨於勻速運行。

原動件1在滑塊2上的速度始終不變，但是隨着原動件1的運轉，在一個週期裏，BC的長度由小到大，再變小。而BC的長度是扇形齒輪3的回轉半徑，也就是說，在機構的運行過程中，推程的速度趨於穩定，在刨頭回程時，由於扇形齒輪受到齒條的反作用力減小。`還有扇形齒輪3的回轉半徑減小，使扇形齒輪的回程速度遠大於推程時的速度。即可以達到刨牀在切削時速度較低，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。

（4）機構的傳遞性能

該機構中除了有扇形齒輪和齒條接觸的兩個高副外，所有的運動副都是低副，齒輪接觸的運動副對於載荷的承受能力較強，所以，該機構對於載荷的承受能力較強，適於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，不需要擔心因爲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1是一個曲柄，扇形齒輪3只是在一定的範圍內活動，對於杆的活動影響不大，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。 （5）機構的動力性能分析

該機構的主傳動機構採用導杆機構和扇形齒輪，齒條機構。齒條固結於刨頭的下方。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衝擊，使機構震動，不過在低速運轉情況下，影響不會很大。 （6）機構的合理性

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於保持整個機構的平衡。使其重心穩定。由於該機構的設計較爲簡單。所以維修方便。，除了齒輪的齧合需要很高的精確度外沒有什麼需要特別設計的工件，具有較好的合理性。 （7）機構的經濟性能

該機構中扇形齒輪與齒條的加工的精度要求很高，在工藝上需要比較麻煩的工藝過程，製作起來不是很容易。此方案經濟成本較高。

方案2如下圖