牛頭刨床課程設計說明書和CAD圖機械帶CAD圖

牛頭刨床課程設計說明書和CAD圖機械帶CAD圖,牛頭,刨床,課程設計,說明書,仿單,以及,cad,機械 機械原理課程設計任務書 設計題目：牛頭刨床機構分析及設計 機構位置編號： 1 7 方案號： 方案Ⅱ 班 級： 25040801 姓 名： 程良 學 號： 13 2011年1月13日 4 設計題目：牛頭刨床的設計 一 機構簡價與設計數據 1．機構簡介 牛頭刨床是一種用于平面切削加工的機床，如圖1。電動機經皮帶和齒輪傳動，帶動曲柄2和固結在其上的凸輪8。刨床工作時，由導桿機構2-3-4-5-6帶動刨頭6和刨刀7作往復運動。刨頭右行時，刨刀進行切削，稱工作行程，此時要求速度較低并且均勻，以減少電動機容量和提高切削質量；刨頭左行時，刨刀不切削，稱空回行程，此時要求速度較高，以提高生產率。為此刨床采用有急回作用的導桿機構。刨刀每切削完一次，利用空回行程的時間，凸輪8通過四桿機構1-9-10-11與棘輪帶動螺旋機構（圖中未畫），使工作臺連同工件作一次進給運動，以便刨刀繼續(xù)切削。刨頭在工作行程中，受到很大的切削阻力（在切削的前后各有一段約0.05H的空刀距離，見圖4-1，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(huán)中，受力變化是很大的，這就影響了主軸的勻速運轉，故需安裝飛輪來減小主軸的速度波動，以提高切削質量和減少電動機容量。 圖1 牛頭刨床機構簡圖及阻力曲線圖 2．設計數據 見表1。 表1 設 計 數 據 案 方 位 單 號 符 容 內 計 設 導桿機械的運動分析 導桿機構的動態(tài)靜力分析 n2 lO2O4 lO2A lO4B lBC lO4S4 xS6 yS6 G4 G6 P yP JS4 r/min mm N mm Kgm2 Ⅰ 60 380 110 540 0.25 0.5 240 50 200 700 7000 80 1.1 Ⅱ 64 350 90 580 0.3 0.5 200 50 220 800 9000 80 1.2 Ⅲ 72 430 110 810 0.36 0.5 180 40 220 620 8000 100 1.2 案 方 位 單 號 符 容 內 計 設 飛輪轉動慣量的確定 凸輪機構的設計 齒輪機構的設計 δ nO5 z1 zO’ z1’ JO2 JO1 JO3 JO5 φmax lO9D [α] δ0 δ01 δ0’ dO5 dO3 m12 mO31’ α r/min Kgm2 ° mm ° mm ° Ⅰ 0.15 1440 10 20 40 0.5 0.3 0.2 0.2 15 125 40 75 10 75 100 300 6 3.5 20 Ⅱ 0.15 1440 13 16 40 0.5 0.4 0.25 0.2 15 135 38 70 10 70 100 300 6 4 20 Ⅲ 0.16 1440 15 19 50 0.5 0.3 0.2 0.2 15 130 42 75 10 65 100 300 6 3.5 20 二、設計內容 1．導桿機構的運動分析 已知： 曲柄每分鐘轉數，各構件尺寸及重心位置，且刨頭導路位于導桿端點B所作圓弧高的平分線上（見圖2）。 要求: (1) 作機構的運動簡圖。 (2) 并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。 以上內容與后面動態(tài)靜力分析一起畫在1號圖紙上（參考圖例1）。 曲柄位置圖的作法為（見圖2），取1和為工作行程起點和終點所對應的曲柄位置，和為切削起點和終點所對應的曲柄位置，其余2、3…12等，是由位置1起，順方向將曲柄圓周作12等分的位置。 2．導桿機構的動態(tài)靜力分析 已知：各構件的重量G（曲柄2、滑塊3和連桿5的重量都可忽略不計），導桿4繞重心的轉動慣量及切削力的變化規(guī)律（圖1，）。 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的平衡力矩。以上內容作在運動分析的同一張圖紙上（參考圖例1）。 表2 機構位置分配表 學生編號 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 位置編號 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 1 2 3 7 8′ 6 8′ 1 2 11 3 1′ 1′ 7′ 4 7′ 8 9 學生編號 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 位置編號 4 5 6 7 8 9 10 11 12 1 2 3 4 5 6 10 12 1 12 5 2 7 3 8 6 4 5 9 10 11 3．飛輪設計 已知：機器運轉的速度不均勻系數，由動態(tài)靜力分析所得的平衡力矩，具有定傳動比的各構件的轉動慣量J，電動機、曲柄的轉速、及某些齒輪的齒數（參見表4-1）。驅動力矩為常數。 要求：用慣性力法確定安裝在軸上的飛輪轉動慣量。以上內容作在2號圖紙上（參考圖例2）。 4．凸輪機構設計 已知：擺桿9為等加速等減速運動規(guī)律，其推程運動角δ0，遠休止角δ01，回程運動角δ0’（見圖3），擺桿長度，最大擺角，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，畫出凸輪實際廓線。以上內容作在2號圖紙上（參考圖例5）。 圖2 曲柄位置圖 圖3 擺桿加速度線圖 5．齒輪機構的設計 已知：動機、曲柄的轉速、，皮帶輪直徑、，某些齒輪的齒數，模數，分度圓壓力角（參見表1）；齒輪為正常齒制，工作情況為開式傳動。 要求：算齒輪的齒數，選擇齒輪副的變位系數，計算該對齒輪傳動的各部分尺寸，以2號圖紙繪制齒輪傳動的嚙合圖（參考圖例3）。 目錄 一 導桿機構的運動分析 u 機構的運動簡圖 u 機構在位置1的速度及加速度分析 u 機構在位置7的速度及加速度分析 u 刨頭的運動線圖 二 導桿機構的動態(tài)靜力分析 u 在位置1 7處各運動副反作用力 u 在位置1 7處曲柄上所需的平衡力矩 三 飛輪設計 u 安裝在軸O2上的飛輪轉動慣量JF的 確定 四 凸輪機構設計 u 凸輪基本尺寸的確定 u 凸輪實際廓線的畫出 五 齒輪機構的設計 u 齒輪副Z1-Z2的變位系數的確定 u 齒輪傳動的嚙合圖的繪制 一 導桿機構的運動分析 （1） 機構的運動簡圖 （2）機構在位置1的速度及加速度分析 I. 速度分析 A點的速度分析圖 有：VA4 = VA3 + VA4A3 ω2=2πn/60=2π×64÷60＝6.702 rad/s VA3= LO2A * ω2＝0.603 m/s 由圖可知：VA4 = 0, VA4A3 = 0.603 m/s 由于V A4/ V B4 =l o4A/l o4B 所以V B4 =0 有 VC6 = VB 4+ VC6B4 分析可知：VC6B4 = 0, VC = 0 II加速度分析 有aA4 = aA3 + aA4A3 aτA4 + a n A4 = a n A3 +ar A4A3 + a KA3 其中a n A4= V2A4/ LO4A= 0 aA3 = V2A3/ LO2A =0.6032 / （90*10-3） =4.043m2/s a KA3 =ω4×VA4A3=2*ω4* VA4A3=0 ar A4A3= V2A4A3/ LO4B=0 由圖分析：a τA4 = a n A3 = 4.043m2/s aτB4/ aτA4 = LO4B/LO4A 所以aτB4=6.896m2/s anB4/ anA4 = LO4B/LO4A 所以anB4=0 m2/s aC6= aB+ aC6B4= aτB+ a n B +aτC6B 4+ a n C6B4 由速度分析可知：anC6B4=0 所以aC6= aτB+ anB +aτC6B4+ anC6B4 由圖分析：aτC6B4=1.800 m2/s aC6=6.200m2/s （3）機構在位置7的速度及加速度分析 I.速度分析 機構在位置7的速度多邊形 有：VA4 = VA3 + VA4A3 ω2=2πn/60=6.702rad/s VA3= LO2A * ω2=0.603 m/s 由圖可知：VA4 = 0.282m/s ,VA4A3 = 0.536m/s 可得 有：VB4/VA4=LO4B/LO4A 所以 VB4=0.429m/s. 又有 VC6 = VB4+ VC6B4 由圖分析：VC6B4 = 0.092m/s, VC6 = 0.42m/s II.加速度分析 有aA4 = aA3 + aA4A3 aτA4 + a n A4 = anA3 + aτA3+ ar A4A3 + a KA3 其中a n A4= V2A4/ LO4A= 0.209 m2/s anA3 = V2A3/ LO2A =0.6032 / （90*10-3） =4.04m2/s aτA3 =0 a KA3 =ω4×VA4A3=2*ω4* VA4A3=0.793m2/s 由圖分析：ar A4A3=2.700m2/s aτA4 = 2.700m2/s aC6= aB+ aC6B4= aτB+ a n B +aτC6B4 + a n C6B4 其中aτB4/ aτA4 = LO4B/LO4A 所以aτB4=4.110m2/s anB4/ anA4 = LO4B/LO4A 所以anB4=0.318 m2/s anC6B4= V2C6B4/ LCB=0.049m2/s 由圖分析：aτC6B4=1.700m2/s aC6=4.100m2/s （4）刨頭的運動線圖 二 導桿機構的動態(tài)靜力分析 （1） 在位置4處各運動副反作用力 已知G6=800 N FI6=－G6/g * aC=－571.4N 由力的封閉圖形知: FN = 324 N F56=9583N 5桿為二力桿 有 F45= F56’= F56=9583N F45’=F45 = 9583 N aS4/ aA4 = LO4S4/LO4A 所以aS4=0.98 m/s FI4=－G4/g * aS4 =－22.2 N M I4= －JS4*α4 =－2..05 N*m 將FI4 和M I4合成為一個力FI4’， FI4’距S4為h . h= M I4/ FI4 =92.3mm. 且FI4’ = FI4 =－23N。 由∑MO4 =0 G4 * L1+ FI4* (h+ LO4S4) －F24* L2+ F45* L3=0 其中L1, L2, L3分別表示O4到對應力的作用線的距離。 可得 F24 =7037 N。 由力的封閉圖形知: F14 = 2580 N （2） 在位置4處曲柄上所需的平衡力矩 F14’= F14= 2580 N My = F14’* L4=615 N*m 三 飛輪設計 （1） 安裝在軸O2上的飛輪轉動慣量JF的 確定 用慣性力法確定JF 四 凸輪機構設計 （1）凸輪基本尺寸的確定 （2）凸輪實際廓線的畫出 五 齒輪機構的設計 （1） 齒輪副Z1-Z2的變位系數的確定 齒輪2的齒數Z2確定： ｉo＇＇2=40＊Z2／16＊13=n0＇＇／no2=7.5 得Z2=39 取x1=-x2=0.5 x1min=17-13／17=0.236 x2min=17-39／17=-1.29 計算兩齒輪的幾何尺寸： 小齒輪 d1=m＊Z1=6＊13=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=69 db1=d1*cosɑ=78*cos20?=73.3 s1=m*( （2）齒輪傳動的嚙合圖的繪制 目錄 一 導桿機構的運動分析 u 機構的運動簡圖 u 機構在位置1的速度及加速度分析 u 機構在位置7的速度及加速度分析 u 刨頭的運動線圖 二 導桿機構的動態(tài)靜力分析 u 在位置1 7處各運動副反作用力 u 在位置1 7處曲柄上所需的平衡力矩 三 飛輪設計 u 安裝在軸O2上的飛輪轉動慣量JF的 確定 四 凸輪機構設計 u 凸輪基本尺寸的確定 u 凸輪實際廓線的畫出 五 齒輪機構的設計 u 齒輪副Z1-Z2的變位系數的確定 u 齒輪傳動的嚙合圖的繪制 一 導桿機構的運動分析 （1） 機構的運動簡圖 ` （2）機構在位置1的速度及加速度分析 I. 速度分析 A點的速度分析圖 有：VA4 = VA3 + VA4A3 ω2=2πn/60=2π×64÷60＝6.702 rad/s VA3= LO2A * ω2＝0.603 m/s 由圖可知：VA4 = 0, VA4A3 = 0.603 m/s 由于V A4/ V B4 =l o4A/l o4B 所以V B4 =0 有 VC6 = VB 4+ VC6B4 分析可知：VC6B4 = 0, VC = 0 II加速度分析 有aA4 = aA3 + aA4A3 aτA4 + a n A4 = a n A3 +ar A4A3 + a KA3 其中a n A4= V2A4/ LO4A= 0 aA3 = V2A3/ LO2A =0.6032 / （90*10-3） =4.043m2/s a KA3 =ω4×VA4A3=2*ω4* VA4A3=0 ar A4A3= V2A4A3/ LO4B=0 由圖分析：a τA4 = a n A3 = 4.043m2/s aτB4/ aτA4 = LO4B/LO4A 所以aτB4=6.896m2/s anB4/ anA4 = LO4B/LO4A 所以anB4=0 m2/s aC6= aB+ aC6B4= aτB+ a n B +aτC6B 4+ a n C6B4 由速度分析可知：anC6B4=0 所以aC6= aτB+ anB +aτC6B4+ anC6B4 由圖分析：aτC6B4=1.800 m2/s aC6=6.200m2/s （3）機構在位置7的速度及加速度分析 I.速度分析 機構在位置7的速度多邊形 有：VA4 = VA3 + VA4A3 ω2=2πn/60=6.702rad/s VA3= LO2A * ω2=0.603 m/s 由圖可知：VA4 = 0.282m/s ,VA4A3 = 0.536m/s 可得 有：VB4/VA4=LO4B/LO4A 所以 VB4=0.429m/s. 又有 VC6 = VB4+ VC6B4 由圖分析：VC6B4 = 0.092m/s, VC6 = 0.42m/s II.加速度分析 有aA4 = aA3 + aA4A3 aτA4 + a n A4 = anA3 + aτA3+ ar A4A3 + a KA3 其中a n A4= V2A4/ LO4A= 0.209 m2/s anA3 = V2A3/ LO2A =0.6032 / （90*10-3） =4.04m2/s aτA3 =0 a KA3 =ω4×VA4A3=2*ω4* VA4A3=0.793m2/s 由圖分析：ar A4A3=2.700m2/s aτA4 = 2.700m2/s aC6= aB+ aC6B4= aτB+ a n B +aτC6B4 + a n C6B4 其中aτB4/ aτA4 = LO4B/LO4A 所以aτB4=4.110m2/s anB4/ anA4 = LO4B/LO4A 所以anB4=0.318 m2/s anC6B4= V2C6B4/ LCB=0.049m2/s 由圖分析：aτC6B4=1.700m2/s aC6=4.100m2/s （4）刨頭的運動線圖 由計算得刨頭C在各個位置對應位移 速度 加速度，將其依次連接，構成圓滑的曲線，即得刨頭C的運動線圖。 刨頭線圖如下： 二 導桿機構的動態(tài)靜力分析 （1） 在位置1處各運動副反作用力 桿組Ι受力分析圖 由于在一位置時桿組Ι不受生產阻力P的作用，力分析圖如下： 由此時aC=6.599 m2/s, ∴Fs=m×aC=80×6.599=527.928N G6=800N 由此得來力多邊形 力多邊形如圖： 由上得Fn=827.9N, F45=528.7N 桿組Ⅱ受力分析圖 5桿為二力桿，故受力相反。 有F54=528.7N, aB4=（（anB4）2+（aτB4）2）1／2=（0+6.8962）1／2=6.896 m2/s ∴aS= aB4×0.5=3.448 m2/s FS=-m* aS=-22*3.448=75.86N ∵角加速度α= aτB4/L O4B=6.896÷0.58=11.89rad／s2 慣性力偶M=-Jα=-14.268N*m 由對點O4求矩得F 24=384.47N 故力多邊形為： 由力多邊形得 FO4=268.1N 桿組Ⅲ的受力分析 （2） 在位置7處各運動副反作用力 由于在一位置時桿組Ι不受生產阻力P的作用 桿組Ι受力分析圖 由此時aC=4.138m2/s, ∴Fs=m×aC=80×4.138=331N G6=800N P=9000N 由此得來力多邊形 由上得Fn=1068.5N, F45=8973.2N 桿組Ⅱ受力分析圖 5桿為二力桿，故受力相反。 有F54= F45 =8973.2N, aB4=（（anB4）2+（aτB4）2）1／2=（0.3182+4.112）1／2=4.12 m2/s ∴aS= aB4×0.5=2.06 m2/s FS=-m* aS=-22*2.06=45.32N ∵角加速度α= aτB4/L O4B=4.11÷0.58=7.086rad／s2 慣性力偶M=-Jα=8.5034N*m 由對點O4求矩得F 24=4866.4N 故力多邊形為： 由力多邊形得 FO4=4031.3N 桿組Ⅲ的受力分析 F42=F24= 4866.4 N (3)曲柄上所需的平衡力矩 在位置1處 由于力與桿件方向相同，所以力偶M=0 在位置7處 F42= F24=4866.4 N 力偶M= F24*sin15* L4=113.35 N*m 三 飛輪設計 安裝在軸O2上的飛輪轉動慣量JF 1 2 3 4 5 6 0 300 480 525 457.5 367.5 7 8 9 10 11 12 1 247.5 10 37.5 56.25 -52.5 -75 0 四 凸輪機構設計 （1）凸輪基本尺寸的確定 （2）凸輪實際廓線的畫出 五 齒輪機構的設計 （1） 齒輪副Z1-Z2的變位系數的確定 齒輪2的齒數Z2確定： ｉo＇＇2=40＊Z2／16＊13=n0＇＇／no2=7.5 得Z2=39 取x1=-x2=0.5 x1min=17-13／17=0.236 x2min=17-39／17=-1.29 計算兩齒輪的幾何尺寸： 小齒輪 d1=m＊Z1=6＊13=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=69 db1=d1*cosɑ=78*cos20?=73.3 s1=m*( （2）齒輪傳動的嚙合圖的繪制 機械原理 課程設計說明書 設計題目：牛頭刨床的設計 機構位置編號：1，7 方案號：Ⅱ 班 級：25040801 姓 名：程良 學 號：13 2011年 1 月 13 日 目錄 一 導桿機構的運動分析 u 機構的運動簡圖 u 機構在位置1的速度及加速度分析 u 機構在位置7的速度及加速度分析 u 刨頭的運動線圖 二 導桿機構的動態(tài)靜力分析 u 在位置1 7處各運動副反作用力 u 在位置1 7處曲柄上所需的平衡力矩 三 飛輪設計 u 安裝在軸O2上的飛輪轉動慣量JF的 確定 四 凸輪機構設計 u 凸輪基本尺寸的確定 u 凸輪實際廓線的畫出 五 齒輪機構的設計 u 齒輪副Z1-Z2的變位系數的確定 u 齒輪傳動的嚙合圖的繪制 一 導桿機構的運動分析 （1） 機構的運動簡圖 ` （2）機構在位置1的速度及加速度分析 I. 速度分析 A點的速度分析圖 有：VA4 = VA3 + VA4A3 ω2=2πn/60=2π×64÷60＝6.702 rad/s VA3= LO2A * ω2＝0.603 m/s 由圖可知：VA4 = 0, VA4A3 = 0.603 m/s 由于V A4/ V B4 =l o4A/l o4B 所以V B4 =0 有 VC6 = VB 4+ VC6B4 分析可知：VC6B4 = 0, VC = 0 II加速度分析 有aA4 = aA3 + aA4A3 aτA4 + a n A4 = a n A3 +ar A4A3 + a KA3 其中a n A4= V2A4/ LO4A= 0 aA3 = V2A3/ LO2A =0.6032 / （90*10-3） =4.043m2/s a KA3 =ω4×VA4A3=2*ω4* VA4A3=0 ar A4A3= V2A4A3/ LO4B=0 由圖分析：a τA4 = a n A3 = 4.043m2/s aτB4/ aτA4 = LO4B/LO4A 所以aτB4=6.896m2/s anB4/ anA4 = LO4B/LO4A 所以anB4=0 m2/s aC6= aB+ aC6B4= aτB+ a n B +aτC6B 4+ a n C6B4 由速度分析可知：anC6B4=0 所以aC6= aτB+ anB +aτC6B4+ anC6B4 由圖分析：aτC6B4=1.800 m2/s aC6=6.200m2/s （3）機構在位置7的速度及加速度分析 I.速度分析 機構在位置7的速度多邊形 有：VA4 = VA3 + VA4A3 ω2=2πn/60=6.702rad/s VA3= LO2A * ω2=0.603 m/s 由圖可知：VA4 = 0.282m/s ,VA4A3 = 0.536m/s 可得 有：VB4/VA4=LO4B/LO4A 所以 VB4=0.429m/s. 又有 VC6 = VB4+ VC6B4 由圖分析：VC6B4 = 0.092m/s, VC6 = 0.42m/s II.加速度分析 有aA4 = aA3 + aA4A3 aτA4 + a n A4 = anA3 + aτA3+ ar A4A3 + a KA3 其中a n A4= V2A4/ LO4A= 0.209 m2/s anA3 = V2A3/ LO2A =0.6032 / （90*10-3） =4.04m2/s aτA3 =0 a KA3 =ω4×VA4A3=2*ω4* VA4A3=0.793m2/s 由圖分析：ar A4A3=2.700m2/s aτA4 = 2.700m2/s aC6= aB+ aC6B4= aτB+ a n B +aτC6B4 + a n C6B4 其中aτB4/ aτA4 = LO4B/LO4A 所以aτB4=4.110m2/s anB4/ anA4 = LO4B/LO4A 所以anB4=0.318 m2/s anC6B4= V2C6B4/ LCB=0.049m2/s 由圖分析：aτC6B4=1.700m2/s aC6=4.100m2/s （4）刨頭的運動線圖 由計算得刨頭C在各個位置對應位移 速度 加速度，將其依次連接，構成圓滑的曲線，即得刨頭C的運動線圖。 刨頭線圖如下： 二 導桿機構的動態(tài)靜力分析 （1） 在位置1處各運動副反作用力 桿組Ι受力分析圖 由于在一位置時桿組Ι不受生產阻力P的作用，力分析圖如下： 由此時aC=6.599 m2/s, ∴Fs=m×aC=80×6.599=527.928N G6=800N 由此得來力多邊形 力多邊形如圖： 由上得Fn=827.9N, F45=528.7N 桿組Ⅱ受力分析圖 5桿為二力桿，故受力相反。 有F54=528.7N, aB4=（（anB4）2+（aτB4）2）1／2=（0+6.8962）1／2=6.896 m2/s ∴aS= aB4×0.5=3.448 m2/s FS=-m* aS=-22*3.448=75.86N ∵角加速度α= aτB4/L O4B=6.896÷0.58=11.89rad／s2 慣性力偶M=-Jα=-14.268N*m 由對點O4求矩得F 24=384.47N 故力多邊形為： 由力多邊形得 FO4=268.1N 桿組Ⅲ的受力分析 （2） 在位置7處各運動副反作用力 由于在一位置時桿組Ι不受生產阻力P的作用 桿組Ι受力分析圖 由此時aC=4.138m2/s, ∴Fs=m×aC=80×4.138=331N G6=800N P=9000N 由此得來力多邊形 由上得Fn=1068.5N, F45=8973.2N 桿組Ⅱ受力分析圖 5桿為二力桿，故受力相反。 有F54= F45 =8973.2N, aB4=（（anB4）2+（aτB4）2）1／2=（0.3182+4.112）1／2=4.12 m2/s ∴aS= aB4×0.5=2.06 m2/s FS=-m* aS=-22*2.06=45.32N ∵角加速度α= aτB4/L O4B=4.11÷0.58=7.086rad／s2 慣性力偶M=-Jα=8.5034N*m 由對點O4求矩得F 24=4866.4N 故力多邊形為： 由力多邊形得 FO4=4031.3N 桿組Ⅲ的受力分析 F42=F24= 4866.4 N (3)曲柄上所需的平衡力矩 在位置1處 由于力與桿件方向相同，所以力偶M=0 在位置7處 F42= F24=4866.4 N 力偶M= F24*sin15* L4=113.35 N*m 三 飛輪設計 安裝在軸O2上的飛輪轉動慣量JF 位置 1 2 3 4 5 6 平衡力矩 0 300 480 525 457.5 367.5 7 8 9 10 11 12 1 247.5 10 37.5 56.25 -52.5 -75 0 由圖可得最大盈虧功【W】=3589 J JF=900[W]δ*n2π2= 11.985kg*m2 四 凸輪機構的設計 1求擺動從東件凸輪的運動規(guī)律 由擺桿9做等加速等減速運動，及角角加速度ε與角度δ的關系可得： 設：δ在0—35度時： ε=a; δ在35—70 度時： ε=-a; δ在70—80度時： ε=0 δ在80—115度時： ε=-a δ在115—150度時： ε=a 那么： δ在0—35度時： dψ=aδ δ在35—70 度時： dψ=70a-aδ δ在70—80度時： dψ=0 δ在80—115度時： dψ=-aδ+80a δ在115—150度時： dψ=aδ-150a 得：δ在0—35度時： ψ=aδ22 δ在35—70 度時： ψ=-aδ22+70aδ-1225a δ在70—80度時： ψ=1225a δ在80—150度時： δ—ψ 圖像與δ在0—70度時的圖像關于δ=75對稱。 由以上計算可得 ψmax=1225a=15o a=0.0122 由公式得出如下數據關系 由以上數據畫出從動桿運動線圖｜ 2求凸輪基圓半徑 通過作圖法求出基圓半徑r0=60mm,再做出凸輪的理論和實際廓線。 五 齒輪機構的設計 1 Z2齒輪齒數的確定 由齒輪的傳動情況可得： n’0d05=n0d03 得 n0=n’0d05d03 = 1440*100300 =480(rad/s) z’0m031'n3=z’1m031'n1 得n1=z’0m031'n3z’1m031' = 16*480*440*4 =192(rad/s) z1m12n1=z2m12 得 z2= z1m12n1m12n2 = 13*6*1926*64 =39 2 齒輪副z1-z2的變位系數的確定 有圖可知： ＰＮ1＝r sinα=mzsinα/2 ＰB= ha*-xmsinα 代入不根切的幾何條件式 ＰB≤ＰＮ1得 x≥ ha*- zsin2α2 于是得出不發(fā)生根切的最小變位系數為 Xmin= ha*- zsin2α2 當α=20。, ha*=1,z=13時，有 x1=0.24, x2=-0.24 3 z1，z2齒輪數據的確定 名稱 符號 齒輪1 齒輪2 變位系數 x 0.24 -0.24 分度圓直徑 d 78 234 嚙合角 α 20 20 齒頂高 ha 7.44 4.56 齒根高 hf 6.06 8.94 齒頂圓直徑 da 92.88 243.12 齒根圓直徑 df 65.88 216.12 中心距 a 156 4 畫出齒輪副z1-z2的嚙合圖 由計算結果，利用CAD二次開發(fā)軟件，畫出兩個齒輪，然后組裝為齒輪嚙合圖，并作標注。  課程設計感想 機械設計是我們機械專業(yè)的專業(yè)基礎課，是一門理論和實踐相結合的課程。課程設計就是要把我們平時所學的理論知識用于實踐，既是對我們所學知識的檢驗，也是讓我們更叫熟悉課堂上學到的東西。 牛頭刨床的課程設計幾乎包含了我們本學期所學的所有重點內容的實踐知識，從速度，加速度和受力分析，到飛輪的計算，再到凸輪齒輪的設計，讓我們在設計的過程中對平時所學知識的認識有所加深。桿件的速度，加速度和受力的分析中，我深刻地體會到做學問要一絲不茍，因為在眾多的因素中，少考慮了一項的話，就會給整個設計帶來根本性的錯誤。另外，作圖的準確性也直接影響了結果的準確性。 在凸輪的設計過程中，對運動和受力要求，要能準確理解其在設計過程的哪個環(huán)節(jié)代表什么意義。首先，準確的計算是設計的基礎，在凸輪中要根據等加速度和等減速度的要求求出擺角和行程角的關系。這其中可以利用EXCEL軟件求出很多分點的數值，對后面設計的準確性有很大的幫助。在確定凸輪基圓時，我本想用解析法，即把書上的基圓半徑的公式換成角度關系，但發(fā)現簡單的替換是不正確的，我通過在網上搜索相關資料，發(fā)現有很多關于快速準確求出凸輪基圓半徑的論文。但大多數給出的解析公式都包含凸輪中心到擺桿中心的距離這個量，而在本課程設計中，這是一個待求量，所以我選擇了作圖法。 在設計齒輪時，我先通過設計要求求出齒數和變位數，在求出一些基本量。在畫齒輪圖時，我想起在參加機械創(chuàng)新大賽時，一個學長做過在PROE中的齒輪二次開發(fā)函數，于是經過搜索，我發(fā)現經過安裝二次開發(fā)的CAXA可以由齒數，模數和變位數直接畫出齒輪圖，而且和我計算的基本量的尺寸一樣。于是我將圖導入CAD再進行組合布圖，就很方便的得出了齒輪的嚙合圖。其實在整個產品開發(fā)中，主要精力在產品的構思和結構設計上，至于出圖，應該是個體力活，因此，多掌握一些畫圖軟件和畫圖技巧可以大大減少工作量。 另外，真正的產品設計是一個十分復雜的過程，團隊的協(xié)作也很有必要，在本課程設計中，飛輪設計所用到的數據就是一組人的計算結果，所以，學會分工協(xié)作在設計中也會發(fā)揮很大的作用。 總體感覺，課程設計對我們工科的學生來說，對于掌握課本知識和鍛煉動手能力是十分有益處的。 23