刨削牛头刨床的机构改造设计毕业设计说明书

第一篇：刨削牛头刨床的机构改造设计毕业设计说明书

双向刨削牛头刨床的机构改造设计

摘 要

针对传统牛头刨床的空行程和工作效率低这两个缺陷，采用机械传动方式，对牛头刨床进行机构改造设计。使改进后的牛头刨床既能恒力切削，又能是滑枕做匀速直线运动，既能消除空行程，又能变单向切削为双向切削。不仅提高了工作效率，也降低了能耗，而且机构简单，容易进行改造。

关键词：牛头刨床 单行程 空行程

双向刨削。

Abstract：

A simplified calculation scheme for the equivalent stress of vortex dedendum under the effect of uniform internal ores sure was brought forward． Simulation has been carried out on the being established 72 finite element models of vortex body with the exertion of fixed end．．surface constraint and different interior pres．． sures．The simplified formula was obtained through planning from the analysis of simulated result．The research indicated that the distribution rules of equivalent stress of vortex dedendum with different parameters were basically identical and presented an exponential distribution along with the involute angles and revealed a linear relationship with the vortex addendum an d interior pressures．There is evident diference in stress distribution between the portion of end segment of vortex tooth．which corresponds to approximately 1r／2 of the portion of involute angle，and the rest portion．The portion that coresponds with the theoretical initial involute angle o／of the vortex tooth at the end segment had rapid changes in Stress．Under the circumstances of no consideration on the stress concentration at root of vortex tooth，the equivalent stress at the root of vortex toth can be carried out by simplified calculation of segm entation．Large numbers of living examples testified that except the o／portion of end segm ent，there was less eror between the result of simplified calculation and that of the finite element simulation，and the maximum eror was not more then 5％ ．Key words：vortex machinery；vortex dedendum；equivalent stress；simplified calculation

目录

1、毕业设计（论文）选题审批表

2、毕业设计（论文）任务书

3、毕业设计（论文）评审表 4．毕业设计（论文）答辩记录

文摘„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 1 英文文摘„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 1 第一章 绪论„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 2 第二章 设计方案的拟定

2．1 刨床整体和各部件的拟订和分析„„„„„„„„ 3

2．1．1工作原理与机构组成„„„„„„„„„„„„„ 4 2．1．2 牛头刨床及其组成部分的名称和作用„„„ 13 2．1．3牛头刨床的典型机构及其调整„„„„„„„„ 14 2． 2 牛头刨床尺寸参数的确定„„„„„„„„„„„ 15 2．3 运动设计 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„29 2.4 B6050牛头刨床的传动系统„„„„„„„„„„31 第三章

系统和刀架的分析设计

„„„„„„„„„„„„„ 42 第四章 经济性分析 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„ 44 第五章 结论和展望 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„46 参考文献 致谢

第一章

引言

“九五”期间在机械工业产值在全国工业中的比重超过25％，生产保持稳定增长，为国民经济提供了大量可靠装备；先进制造技术得到大量采用，同时在高新技术产业化方面取得重大进展；研制、制造重大、精密、成套装备的能力显著提高；全方位、多层次的对外开放格局基本形成，机械产品出口的迅速增长，有力地支持了机械工业乃至全国经济的发展；体制改革取得突破性进展，市场机制已在机械工业发展中起主导作用，以建立现代企业制度为目标的国有企业改革稳步推进，民营企业、乡镇企业成为机械工业发展的新兴力量。

“十五”期间是机械工业历史上发展最快、变化最迅速的时期。整个行业发展成绩喜人，亮点频现：产出规模增长迅猛、发展环境显著改善、产业结构变化喜人、服务质量明显提高。

多年来中国机械工业的高位运行，盈利能力的持续提升，为国民经济可持续发展和综合国力的提高作出了无可替代的贡献。因此，大力发展机械工业，用先进的机械设备去装备国民经济各部门，对促进中国国民经济和社会发展具有重大意义。

2008年机械设备制造行业增长形势较好，投资继续保持较为快速的增长以及国民经济的结构调整、技术改造都对机械制造行业产生了大量的市场需求，为机械设备制造业的稳定增长提供了良好的产业环境。

虽然大力发展装备制造业已经成为全社会的共识,但是国内大多数重要机械制造装备的高端先进化却不是中国制造,尤其是关系到国家战略地位和体现国家综合国力水平的高档机床。它的大脑的心脏大部分却要从国外引进。所以以高效率高精度为代表的中国制造机床不能没有创意,开发具有自主知识产权的“中国芯”迫在眉睫。而现有机床很多都是低效率,精度不高的普通车床,因此改造普通车床提高其生产效率以及精度也是一条可行的路。

传统的牛头刨床不论是机械传动式，还是液压传动式都只能做单向刨削，也就是滑枕在一个往复运动当中只有一个方向是刨削行程，而回程是空行程，不做刨削。虽然靠传动的急回特性可以缩短空行程的时间，但是也只是个改善，没有从根本上解决加工效率低空耗大的问题。正因为有空行程和刨削力不均匀这两个致命的缺陷，导致牛头刨床在实际生产中的应用受到很大限制。如果牛头刨床能消除空行程，变单向刨削为双向刨削，同时提供稳定均衡的刨削力，会带来良好的经济效益和社会效益。根据传统牛头刨床工作特征，实现双向刨削的技术难点：要解决滑枕往复运动提供一个始终相同的作用力和等速运动；要提供能双向刨削的刨刀。

第二章

设计方案的拟定

2．1 刨床整体和各部件的拟定和分析

刨床

机械制造行业中，刨床占有一定的位置。它适合加工一些狭窄、细长的零件。如机床的床身、箱体及其它零件上的平面、沟槽、成形面等。

（一）刨床的分类及型号

按刨床的结构特征可分为二类：牛头刨床、龙门刨床和插床。其应用范围各有不同。如B6050型，其中B表示属刨床类，6表示属牛头刨床组，0表示属牛头刨床型，50表示了该刨床最大行程的1/10(即500mm)。刨削加工能达到的精度等级为IT9～IT7，表面粗糙度Ra=6.3～1.6μm。

2．1．

1二、工作原理与结构组成

1.牛头刨床简介

牛头刨床是用于加工中小尺寸的平面或直槽的金属切削机床，多用于单件或小批量图1牛头刨床外形图

生产。

为了适用不同材料和不同尺寸工件的粗、精加工，要求主执行构件—刨刀能以数种不同速度、不同行程和不同起始位置作水平往复直线移动，且切削时刨刀的移动速度低于空行程速度，即刨刀具有急回现象。刨刀可随小刀架作不同进给量的垂直进给；安装工件的工作台应具有不同进给量的横向进给，以完成平面的加工，工作台还应具有升降功能，以适应不同高度的工件加工。2.牛头刨床传动系统及结构组成

图2表明了牛头刨床的传动系统怎样把电动机的回转运动转变成刨刀的切削运动和工作台的进给运动。打开牛头刨床的外壳，对它的内部结构加以分析研究。装在电动机1的伸出轴端上的小皮带轮2，通过一组三角皮带3，驱动固定在轴I上的大皮带轮4，再由轴I借助于摩擦离合器8，转动空套在轴I上的三联齿轮5、6、7，驱动花键轴II右端的三联滑移齿轮9、10、11(三联滑移齿轮是用来变换相啮合的齿轮对，以改变转速，从而调整刨削速度的。图示为齿轮6与10相啮合)，并由轴II转动左端的三联滑移齿轮12、13，14，驱动固定在轴III上的三联齿轮15、16、17(图示为齿轮13与16相啮合)，再由固联于轴III右端的齿轮18，驱动固定在轴IV上的大齿轮19。由图1-2b可见，在大齿轮19上，装有用销钉20联接的滑块21，此滑块可绕销钉20转动，并可在导杆22的导槽中滑动(销钉20到大齿轮中心的距离可由图1-2c所示的机构进行调整)，所以当大齿轮转动时，便可借助滑块21来拨动导杆22绕固定支点(销钉23)左右摆动(同时导杆下端的导槽与滑块24之间可作相对滑动，以改变导杆的有效长度)。大齿轮每转一周，导杆便往复摆动一次。又由于导杆的上端是用销钉25与调整块26相联的，而调整块又在拧紧手柄27时被紧固在滑枕28上。所以当导杆22摆动时，滑枕28便沿着导轨29作前后往复运动。于是由图2可知，安装在滑枕前端刀架30上的刨刀31便作切削运动

图2牛头刨床机构组成

图3 曲柄长度调节机构 图4 主执行机构

工作台32由如下方式获得到适时的、间歇的进给运动。

在大齿轮19的空心轴IV上，固定着凸轮33。当轴IV转动时，凸轮便推动滚子34而使L形推杆35绕其轴VIII往复摆动，于是推杆35的另一端的扇形齿轮36也往复摆动，以驱动空套在轴V上的扇形齿轮37摆动。又由于在扇形齿轮37下部的小轴上，装有一个棘爪38，所以当扇形齿轮37摆动时，棘爪38便间歇地拨动空套在轴V上的棘轮39转动一个角度，并遇过牙嵌离合器40，使轴V带着其左端的圆锥齿轮47间歇地转动一个角度，以驱动与其相啮合的圆锥齿轮42，从而通过伸缩轴VI使其另一端的圆锥齿轮43间歇地转动，再通过轴VII上的圆锥齿轮44和牙嵌离合器45，使螺杆46间歇地转动，以推动固联在工作台32上的螺母47间歇地移动。这样，工作台32便沿着滑轨48间歇地进行进给运动。切削运动和进给运动恰当地配合起来，便可实现其刨削平面的功能。

由上述分析知，电动机是它接受外界输入能量的原动部分，刨刀和工作台(包括夹持装置)是它的执行部分，从原动部分到执行部分之间所经过的一系列装置则是它的传动部分。所以就其主体来说，这部机器是由原动部分、传动部分和执行部分三个组成部分所构成的。我们还可以对多种机器进行类似的分析，由此知，任何一部完整的机器，其主体都是由主动部分、传动部分和执行部分所组成的。

图2所示的牛头刨床由以下机构组成

皮带传动(机构)：小皮带轮

2、皮带3和和大皮带轮4(包括轴，轴承、机架等，下同)。

齿轮机构：齿轮6和10(或13和16,18和19，36和37等)。螺旋机构：螺杆46和螺母47。

摆动导杆机构：大齿轮19(包括销钉20)，滑块

21、导杆22，滑块24等。凸轮机构：凸轮33和推杆35(包括滚子34)。棘轮机构：扇形齿轮37，棘爪38和棘轮39。…

组成上述各机构用的皮带轮、皮带，齿轮、螺杆、螺母、滑块，导杆、凸轮，椎杆、棘爪、棘轮等，以及联接用的螺栓、销钉等，支承用的轴、机架等都叫做零件。离合器、轴承等叫做部件或组件。3.牛头刨床传动系统机构简图

图5 牛头刨床传动系统机构简图

设计要求与技术条件

1.要考虑如何控制刨床走第二刀的精度（也就是要利用的刨床回来的那一次）。2.走第一刀的时候怎么不碰走第二刀的刀具 3.第一次走刀后平面校合

4.走刀速度总之一定好考虑第一刀的退和第二刀怎么进的交替过程 牛头刨床操作规程

一、认真执行《金属切削机床通用操作规程》有关规定。认真执行下列有关规定。

二、认真执行下述有关龙门刨床通用规定：

1、工件的安装应使工作台受力均匀，避免受力不均导致工作台变形。

2、工件装卡完毕后，须先低速移动工作台，检查无碰撞和行程、换向等均无问题后，方可工作。

3、工作台运行及横梁升降不准同时进行。横梁每次下降后，应再上升少许，以消除丝杆螺母间隙。

4、工作台行程，一般不得少于全行程的三分之一，使用最长行程时，速度应低些，以使反向越位行程不大于100毫米为宜。

5、工作台运行时绝对禁止站在工作台面上操作或做其他调正工作。主执行机构设计参考方案

图6 参考方案

各执行机构的协调设计（运动循环图）

执行构件刨刀和工作台间运动配合关系的圆环式运动循环图

图7 运动循环图

主执行机构设计方案完成后，极位夹角θ已知。确定上图中Φ角，为凸轮机构提供设计依据。

切削阻力线图及质心位置示意

图8 切削阻力线图及质心位置示意

曲柄长度调节机构部装图

图9 曲柄长度调节机构部装图

6档变速及转速图示意

图10 6档变速及转速图示意装图

确定传动系统各轮齿数和模数，画出机构运动简图和转速图。

1．摇臂机构

摇臂机构安装在刨床内部，其作用是把电机传来的旋转运动变成滑枕的往复直线运动。摇臂机构是由摇臂齿轮和摇臂等组成，如图8-39。摇臂的下端与支架相连；上端与滑枕的螺母相连。摇臂的滑槽与摇臂齿轮上的偏心滑块相连。当摇臂齿轮由小齿轮带动旋转时，偏心滑块带动摇臂绕支架中心左右摆动，使滑枕作往复直线运动。

刨削前，要调整滑枕的行程大小，使之略大于工件刨削表面长度。调整滑枕行程长度的方法是改变摇臂齿轮上滑块的偏心位置，转动方头便可使滑块在摇臂齿轮的导向槽内移动，从而改变其偏心距。偏心距越大，滑枕的行程越长。刨削前，还要根据工件的左右位置来调节滑枕的行程位置。方法是先使摇臂停留在极右位置，松开锁紧手柄，用扳手转动滑枕内的圆锥齿轮使丝杆旋转，从而使滑枕又移动到合适位置，然后拧紧手柄。2．棘轮机构

棘轮机构的作用是将摇臂齿轮轴的旋转运动间歇地传递给横梁内的水平进给丝杆，使工作台在水平方向做自动进给。图8-40 为棘轮机构工作原理示意图。

棘爪架空套在丝杆轴上，棘轮由键和丝杆相联。摇臂轴旋转时，通过齿轮转动，带动偏心销，使连杆拉动棘爪架往复摆动。摇臂齿轮轴每转动一周，刨刀往返一次，棘爪架即往复摆动一次。

棘爪架上装有棘爪，借弹簧压力使棘爪与棘轮保持接触。摇杆向前摆动时，棘爪的垂直面推动棘轮；摇杆向后摆动时，棘爪的斜面从棘轮上滑过，而棘轮不动。因此棘爪架每往复摆动一次，即推动棘轮向前转动若干齿，从而使工作台沿水平方向移动一定距离，实现自动进给。改变棘爪的前后方向，即可改变工作台的进给方向。若将棘爪提起，则棘爪与棘轮分离，自动进给停止，此时，可用手动进给。工作台进给量的大小，可通过调整棘轮罩的位置，即使棘轮罩遮住棘爪摆动范围内的部分棘齿，改变棘爪每次拨动的有效齿数进行改变。调节进给量的另一种方法是改变偏心销的偏心距离，偏心距小，则每次棘爪每次拨动的齿数少，进给量就小；反之进给量就大。刨削加工的主运动为刨刀的直线运动，刨削为单向加工，向前为加工行程，返回为空程。刨刀每次返回后，工作做横向的间歇移动是进给运动。

2．1．2 牛头刨床及其组成部分的名称和作用

如图8-38 是B6050型牛头刨床的外行图

牛头刨床主要由床身、滑枕、刀架、工作台、横梁、底座等组成。主要组成部分的名称和作用如下： 1． 2． 3． 床身它用来支承刨床各部件。其顶面燕尾形导轨供滑枕作往复运动用，垂直面导轨供工作台升降用，床身内部安装有传动结构。

滑枕主要用来带动刨刀作直线往复运动。前端安装刀架。

刀架用于夹持刨刀。摇动上端刀架手柄，可使刨刀上下移动；松开转盘上的螺母，将转盘扳转一定角度，可实现斜向进给。滑板上还安装有可偏转的刀座。抬刀板可以绕刀座横轴向上抬起，刨刀在返回行程时，抬刀板抬起，减少刨刀与工件的摩擦。4． 工作台用来安装工件。它可以随横梁作上下调整运动，也可沿横梁作水平方向的移动和进给运动。

2．1．3 牛头刨床的典型机构及其调整

图1 B6050牛头刨床的传动系统 1、2—滑动齿轮组 3、4—齿轮 5—偏心滑块 6—摆杆 7—下支点 8—滑枕9—丝杠

10—丝杠螺母

11-手柄

12-轴14-锥齿轮

B6050牛头刨床的传动系统如图1所示，其典型机构及其调整概述如下。

（1）变速机构 如图1的变速机构由1、2两组滑动齿轮组成，轴Ⅲ有3×2=6种转速，使滑枕变速。

（2）摆杆机构 摆杆机构中齿轮3带动齿轮4转动，滑块5在摆杆6的槽内滑动并带动摆杆6绕下支点7转动，于是带动滑枕8作往复直线运动。

（3）行程位置调整机构 松开手柄11，转动轴12，通过13、14锥齿轮转动丝杠9，由于固定在摆杆6上的丝杠螺母10 不动，丝杠9带动滑枕8改变起始位置。（4）滑枕行程长度调整机构 滑枕行程长度调整机构见图2。调整时，转动轴1，通过锥齿轮5、6，带动小丝杠2转动使偏心滑块7移动，曲柄销3带动偏心滑块7改变偏心位置，从而改变滑枕的行程长度。

图2 滑枕行程长度的调整

1— 轴（带方榫）2—小丝杠 3—曲柄销 4—曲柄齿轮 5、6—锥齿轮

7-偏心滑块

图3 滑枕往复运动速度的变化

（5）滑枕往复直线运动速度的变化 滑枕往复运动速度在各点上都不一样，见图3。其工作行程转角为α，空行程为β，α＞β，因此回程时间较工作行程短，即慢进快回。（6）横向进给机构及进给量的调整 横向进给机构及进给量的调整如图4所示。齿轮2与图1中的齿轮4是一体的，齿轮2带动齿轮1转动，连杆3摆动棘爪4，拨动棘轮5使丝杆6转一个角度，实现横向进给。反向时，由于棘爪后面是斜的，爪内弹簧被压缩，棘爪从棘轮顶滑过，因此工作台的自动进给是间歇的。

图4 B6050牛头刨床运动及调整 1、2—齿轮 3—连杆 4—棘爪 5—棘轮 6—丝杆 7—棘轮护盖

工作台横向进给量的大小取决于滑枕每往复一次时棘爪所能拨动的棘轮齿数。因此调整横向进给量，实际是调整棘轮护盖7的位置。横向进给调整量的范围为0.33mm~3.3mm.2．2 牛头刨床尺寸参数的确定

2．3 运动设计

B6050型牛头刨床的设计参数 主运动参数主运动是指：将切屑切下来所需要的最基本的运动。主运动由电动机经减速装置将运动传给主轴，通过变换车头箱外的手柄位置，可使箱内不同的齿轮啮合，从而主轴得到各种转速，主轴通过卡盘使工件作旋转。所以，对于主运动是回转运动的机床，主轴转速即为主运动参数 显然，普通车床车削时，工件的旋转运动即是主运动。主轴转速 与切削速度，有如下关系：=口／(d)(1)式中：n一转速(r／nitn)一切削速度(m／n~n)；d一工件(或刀具)直径(m)。对于主运动是直线运动的机床，如插床或牛头刨床，主运动参数则是插刀或刨刀的每分钟往复次数(次／分)。我们知道：用户的要求是机束岗十的依据。根据各

自用户的不同要求，设计和制造出各种各样的机床新品种，这些不同品种的机床，其主运动参数都有不同的要求。实践中知 工作物材料的性质有软有硬；工作物的尺寸有大有小。因而，车制时车头的转动应有快有慢，即尺寸大的或材料硬度高的工作物应选慢速；而尺寸小的或材料硬度低的工作物要选择快速车削。

这样，为适应多种零件加工而设计制造的通用机床，通常主轴就需要进行变速，因而就需要确定它的变速范围，即确定最低转速与最高转速。如果采用分级变

速，则还应确定转速级数。(1)最低和最高转速nmm和n一的确定确定 和n一的方法，主要是根据试验研究，向实际调查和比较同类型机床，考虑技术发展情况再经过分析加以确定。前面提到：实际操作中，对尺寸大的或材料硬度高的工件，应取慢速切削；而工件尺寸小的或材料硬度低的则应选择高速进行切削。又依据公式(1)，可知：n = mm／(一)n = 一／(nd。)变速范围：咒=n一／n(2)(3)(沏削速度 值的确定 切削速度是指：车刀在一分钟内车削工件表面的直线长度(m／~lin)。显然，切削速度与刀具材料·工件材料·进给量和切深等因素都有关，其中以刀具材料和工件材料对切削速度的影响最大 因此，切 Ⅱ速度 值的确定，就应考虑多种工艺的需要。通常，我们是通过切削试验，并查阅切削用量手册，以及进行生产调查来得到切削速度 的数值。②关于d一和d～ 的取值。对于普通车床，如用D一表示床身上最大回转直径(即主参数)，通常可取d一 0．5～0．6D一，dlnin一0．2—0．25d一；对于摇臂钻床，如用D～表示最大钻孔直径(即主参数)，通常可取d～ D～，d ≈0．2～0．25d一。③应特别注意到：计算 mm和 一时，不是把一切可能出现的 ～、d 代入n～公式中，而是要在实际使用情况下，在采用的 一时，所常用的d值中较小的数值。同样，在nmm的计算中，也是在实际使用情况下，所采用的 时，常用的d值中较大的那个数值。(2)主轴转速数列

若采用分级变速，则还须确定转速级数。如：有一台机床，其分级变速机构共有Z级，其中nI=。，=n⋯ Z级转速分别为：II 2，3，⋯ ⋯ ' +l⋯ ⋯今欲在此机床上加工某一工件，已知加工该工件所需的最有利的切削速度为，与 相应的转速为n。如果机床上分级变速中的某一级转速恰好等于，这是理想的情况。但是，在实际操作中，更多的情况是不能恰好得到这个转速，而是处于某两级转速 与 +I之间，即：

进给运动参数是对进给量的描述。大部分机床的进给量是用工件每转一周，车刀向工件所移动的距离(rreCr)来表示。这类机床有：车床、钻床、镗床、滚

齿机等。对于进给量的变化只影响生产率的机床，为使相对损失为一定值，进给量的数列也应取等比数列。例如：1粥型镗床的进给数列是：0、05、0、07、0．10、0、13、0．

19、0．

27、0．37、0、52、0．74、1．03、1．

43、2．05、2．

9、5．7、8、11．

1、16共l8级，公比‘。：1．4(1)刨床、插床等作直线往复运动的机床，则是以每一往复的位移来表示。为使进给机构简单而采用间歇进给的棘轮机构，进给量由每次往复转过的齿数（1、2、3⋯⋯)而定，这就不是等比数列而是等差数列了

(2)铣床和磨床，由于使用的是多刃刀具，进给量常以每分钟的位移量表示，单位为rreCrrhn 与前面所述进给量用工件或刀具每转的位移表示，单位为n．m／r，显然有别。

(3)供大量生产用的自动和半自动车床，常用交换齿轮来调整进给量，可以不按一定的规则，而用交换齿轮选择最有利的进给量。．【比外，还应指出：用普通车床车制螺丝时，进给箱定。而螺纹的标准不是一个等比数列，而是一个分段的等差数列。3 标准公比、公比的选用及标准数列(1)标准公比

为了简化机床的设计与使用，根据机床实际使用情况，规定了公比的几个标准值，这些数值是选取2或l0的某次方根。(见表1)裹1 标准公比

1．06 1 12 1．∞ 1．41 I 58 2柜 轭 在 托 2相对速度损失 5．6％ l1％ 21％ 凹％ 卯％ 50％我们知道：机床转速是从小到大递增的，因此 >1。为使最大相对转速损失率不超过50070，即竺 ×l(1YTc≤50％，则 ≤2 因此，1(≤2。

当公比 选为2的某次方根，就能够便于采用双速电动机驱动，以便简化机床的变速机构。这是因双速电动机的两个同步转速的比值通常为2。此外，选为2的

某次方根后，还能便于记忆和写出等比数列，在此就不举例了。至于公比 选用l0的某次方根，这是因计数通常采用10进位。公比采用l0的某次方根后，可使这个等比数列中每隔n级后的数字，恰好是前面数字的l0倍，使数列整齐好记。(2)公比的选用

当确定了最高与最低转速以后，就应选取公比，为了减少相对转速损失，公比 最好选小一点。但由于越小，级数就愈多，使机床结构复杂。因此，只有对生

产率要求高的通用机床，以减少转速损失为主，才使值取小，如取 ：1．26或 ：1．41。而对某些机床(如组台机床)，工作中，常是在更换附件等方面耗费了较多的时间，而转速损失的影响相对地小多了。因此，设计中就应以简化构造为主。这样，公比 就可取得大些，如取 ：1．58或 ：2。对于自动机床，减少相对转速损失率的要求较高，常取 ：1．12或 ：

1、26。由于自动机床都是用于成批或大量生产，为了满足相对转速损失小的要求和又能简化构造，常采用交换齿轮变速。常用机床 一．确定极限转速

确定（或按给定的）主轴极限转速n（max）和n（min）求R（R）.二．确定公比

选定主轴转速数列的公比，并由它确定出标准或派生的转速。

三．求出主轴转速级数

用设计简单变速系统时，变速级数应该选为四．确定结构网和结构式，因为两轴间变速组的传动副数多采的形式，m,n为正整数。

划出合适的结构网，或按传动顺序列写合适的结构式，验算结构网或结构式中的最大扩大组（按扩大顺序的最末

2．4 B6050牛头刨床的传动系统一． 图8-5所示为B6050牛头刨床的传动系统图。传动系统是通过一些传动机构和零件，如带，带轮，轴，齿轮，丝杆，螺母等等，把电动机，滑枕和工作台等运动部件联接起来的系统，用于传递动力并协调各运动部件的运动。

1.传动链

在牛头刨床上，由电动机到滑枕之间由一些传动零件和机构把他们互相联系起来；由凸轮到工作台之间又有一些传动零件和机构把它们互相联系起来，这两种传动联系均称为“链传动”。

凡传动链必有首末两端，即一端是主动链（如电动机或凸轮），另外一端是被动链（如滑枕或工作台）。机床在工作过程中，需要多少个运动，就有多少条传动链，而所有这些传动链就组成了整台机床的传动系统。

2． 机床的传动系统图

阅读分析机床传动系统图的方法： 1）2）3）首先应该找出首末两端件，再找出联接首末的传动机构

研究分析各传动轴间的传动关系和传动比；分析各传动轴和各传动齿轮之间的关系。

分析整个运动的传动关系，列出传动结构式和运动的平衡方式，从而计算出该机床的各级速度。

二． 主运动

B6050牛头刨床的主运动是指滑枕的往复直线移动。传动链的首末两端分别是电动机和滑枕（图8-5）。

N=4KW，n=1430r/minde 的驱动电动机经传动比为φ95/φ362的三角皮带传动，带动轴I旋转。在轴I上装有三种传动件和传动机构：

1）在I轴左端接有F摩擦锥式制动器，它的作用是摩擦锥在机床停车（电动机停）时，与固定部分（安装在床身内壁上）压合，用锥面的摩擦力使传动件，包括机床滑枕和工作台移动马上停止。这样可保证停机后，刀具和工作台有准确的位置，并减少了停机的辅助 时间。

2）在轴I中间有片式离合器M压紧摩擦片可将I轴旋转传给三轴联动齿轮（48 25 52）。M离合器的通和断有齿轮齿条机构之齿轮当中的手柄控制，M离合器和F离合器互相联动，即M离合器结合F离合器松开，只有M离合器松开F离合器才制动。

3）I轴左端的齿数30的齿轮传到横向和垂直进给传动当M片状摩擦离合台器结合时，三联滑动齿轮旋转，控制II轴的三联齿轮得到3种转速I-II轴传动比分别为25/53，48/30，52/26，用变速手柄控制。从II轴到III轴也是用变速手柄使左边的三联滑动齿轮啮合。由于华东齿轮不同位置，使II轴每种转速，至III轴又得到3种转速。三中传动比为23/57，30/30，31/49。通过以上分析可知，由变速手柄控制的II轴和III轴的二组三联传动齿轮，使III轴共获得3χ3=9种转速。

III轴上的Z=23齿轮和IV轴Z=115的套筒大齿轮啮合，是IV轴旋转。大齿轮左端装有曲柄摇杆机构，带动滑枕做往复运动；大齿轮旋转一周，滑枕往复运动一次

由电动机至滑枕为一条传动路线（传动链），它可以用传动平衡方程式来表示传动关系，传动比和转速的关系。

n=nχφ95/φ362χiχη（r/min）

电主式中，n—滑枕每分钟往返次数

n———电动机的转速，n=1430（r/min）

电电 i———主运动传动链变速传动机构传动比。它是每级传齿轮的主动和被动齿轮齿数主的比值（三联滑动齿轮的啮合位置不同，计算齿轮齿数也不同）。η———皮带传动的弹性滑动系数，可取0.95；

i———主运动传动链变速传动机构传动比。它是每级传动齿轮的主动和被动齿轮齿主数的比值（三联滑动齿轮啮合位置不同，计算齿轮齿数也不同）。

有平衡方程式可算出各级滑枕往复行程次数。现在将最高最低往复行程次数计算如下：

25232395=1430××××n14.3（r/min）

1155357362min52402395=1430××××n150(r/min)3622640115maxB6050牛头刨床标牌上标准滑枕每分钟行程为15、24、37、51、64、80、100、126和158。

（3）进给传动链

本刨床的进给运动是工作台的间歇进给，它是在滑枕退至工件之外，再次切入工件之前进行的。由于有这种间歇进给时间的要求，故进给转动链必须由始端件滑枕或Z=115的大齿轮的套筒右端轴IV上装有凸轮的滚轮传动，得到滚轮轴的摆动运动，再经Z=

45、Z=18的扇形齿轮传动用棘爪带动棘轮作一个方向的间歇旋转运动，每次棘爪拨动棘轮齿数的多少用另一个凸轮手动控制（控制进给量大小），棘轮的间歇旋转应调整到与滑枕在往复运动配合。

Z=80的棘轮的间歇旋转运动，经齿状离合器k向左啮合。传至IV轴在经过进给安全

1机构B，传给圆锥齿轮Z=25和Z=16。IV轴为伸缩轴，Z=23圆锥齿轮的旋转有k控制

2进给换向后传至IV轴再经k齿状离合器啮合，使丝杆V带动工作台水平进给；如经k43离合器啮合使轴X旋转，再经圆锥齿轮传动（15/19），丝杆VI轴旋转，使工作台垂直进给。

由于棘爪拨动棘轮齿速范围1~16，故其进给量空16级，最小和最大进给量如下： 水平进给：

12523=凸轮一转××××5=0.125（mm）s横min801618162523=凸轮一转××××5=2(mm)s横max801618垂直进给：

125233515s垂min=凸轮一转××××××4=0.08（mm）

8016***33515s垂max=凸轮一转××××××4=1.26(mm)8016183519(4)快速移动链

工作台横向和垂直方向除可以做间歇工作进给外，还可以做快速连续移动。这种快速移动是在调整机床或装卸工件时移动工作台而使用的。

快速移动链的的始端件是和主动链空同使用的电动机，经皮带传动至轴I。轴I右端的Z=30齿轮带动Z=70，Z=60齿轮，使V轴旋转。再经右端31/69传动比传至空套齿轮Z=69，k离合器左向啮合时，工作台做间歇工作进给，k 离合器右向啮合时，Z=6911齿轮旋转运动传至工作台，则工作台做横向水平和垂直方向快速运动。快速传动链平衡方程和速度如下：

s横快=1430×953070312523××××××4=842(mm/min)362706069161895362×s垂快=1430×

3070×

7060×

3169×

2516×

2318×

353515×

19×4=531.5(mm/min).（5）传动路线表达式

综合上述分析，B6050牛头刨床全部传动系统可由传动路线表达式表示：

三． 摇杆机构的设计

B6050型牛头刨床的曲柄摇杆机构

如下图，曲柄摇杆的作用是将Z=115大齿轮的旋转运动传至滑枕，使滑枕做直线往复运动。

1）工作原理 Z=115的大齿轮做等速旋转。大齿轮当中有一对啮合的圆锥齿轮，带动径向丝杆旋转。滑块即可随大齿轮旋转又可沿摇杆中间的糟内滑动。于是由大齿轮的旋转运动转变为摇杆左右摆动。摇杆摆动中心为o，上端叉行糟内配有滑块，滑块销与

1滑枕连接；当大齿轮旋转一周时摆动摇杆带动滑枕在床身上面的导轨上做一次往复运动。

大齿轮中心O有手柄轴，可手摇手柄使圆锥齿轮带动丝杆旋转，曲柄摇杆工作原理图

曲柄销沿大齿轮径向移动，可调节摇杆的摆角大小，由于摆角改变，使滑枕行程长度有所改变。曲柄销距中心O越远，行程越大；距中心O越近，摆角越小，行程越短。2）速度分析 大齿轮转过一周，所用时间为t，工作行程时所用时间t,大齿轮转

工作过角；滑枕返回行程时所用时间t，大齿轮转过

返回角。如果大齿轮转速为n，则滑枕没往复行程一次所需时间，等于大齿轮一周所需的时间： t=1=t+t 工作返回n式中，t———滑枕往复行程一次的时间（min）

t————滑枕工作行程时间(min)工作 t————滑枕返回行程时间(min)返回 n—————大齿轮转违(r/min)，或滑枕没分钟往复次(1/转)

四． 多片摩擦式离合器和制动装置

机床上的离合器的用来定期的接通或断开传动链两轴之间的运动，以时间机床的开动、停止、换向和变速等动作。

离合器可分为齿式离合器、摩擦离合器和超越离合器等几种主要类型。B6050牛头刨床的采用摩擦离合器来实现启动和停止机床工作运动的。

如下图为B6050牛头刨床多片摩擦式离合器和制动装置的机构。图中三联齿轮通过一系列传动机构将运动传递至滑枕。三联齿轮是空套在轴I上，右端是多片式摩擦离合器，左端为制动装置。摩擦片有两种不同的形状外摩擦片3以外缘的突起部分卡在三联齿轮套筒的缺口糟内，内摩擦片4则以花键孔套在花键轴I上。而内外摩擦片是相间安装的，通常情况下是相互

脱开的，当扳动操纵机构的拔叉将滑环9向右移动时，使轴I上的摆块10绕轴心按顺时针摆动，其下端就拨动推杆8向左移动，通过推杆8左端的定位销使滑环7和螺母5同时向左移动，压紧内、摩擦片，靠摩擦片的作用，使空套的轴I上的三联齿轮随同轴I一起转动。当扳动操纵机构的拔叉将滑环9向左移动时，就使内、外摩擦片放松，即不能传递扭矩，也就是轴I与空套的三联齿轮两者的传动断开，滑枕也就停止运动。

在轴I上的空套三联齿轮左端是制动装置，其中带外锥体的制动圈2，用导键安装在三联齿轮左端的套筒上。在启动机床时，操纵机构的拔叉将制动圈2向右移动，使制动圈2与带有内锥面的制动碗1分开；停车时，操纵机构的拔叉将制动圈2向左移动，使制动圈2与固定不动的制动碗1合上，借助两者间的摩擦力作用，使三联齿轮制动，亦即使滑枕的运动迅速停止。由于制动装置与摩擦离合器是用同一手柄操纵的，而且两者是联动的，所以只有当制动装置松开后，摩擦离合器的内、外摩擦片才压紧；摩擦离合器的内、外摩擦片松开后，制动装置才合上。

多片式摩擦离合器所传递的扭矩，与其片数的多少（即摩擦面的大小）、内，外摩擦片间压力的大小和摩擦系数的大小等有关。通常，在使用中主要是调节多片摩擦离合器的内、外摩擦片被压的松紧程度。过松不能传递动力或打滑，并且会发热，这种现象很不好；过紧则易使机床超载损坏。调整摩擦理合器的松紧时，先将卡子6钦下，然后转动调节螺母5，使之旋进或退出一牙，或数牙直至调节到适当的松紧程度为止。五． 过载安全机构

如下图所示为B6050牛头刨床的过载安全机构。该结构主要是由平面摩擦片4和圆锥齿轮5所组成的，当操作不甚或切削超载时，摩擦盘会自行打滑并使进给停止。这样不至于损坏机件，保证机床的运行外，同时还保证有足够的运行扭矩使之正常进给。如在进给中出现连续行不规则的打滑现象，则会影响进给的均匀性而使工件表面粗糙度边粗。此时，可将盖1旋开，并旋松螺钉2，用方头扳手旋转螺母3，调整到使进给机构正常工作为止。但是不宜旋得过紧，以防不起过载的作用，调整后应仍将螺钉2和盖1旋紧。

第三章 系统和刀架的改造方案设计

l 牛头刨床滑枕恒推力和

等速运动的实现传统牛头刨床主传动机构的曲柄摇杆机构的运动特性是无法实现滑枕往复等速运动的，正因为滑枕在刨削行程中的速度不均匀性，无法提供对滑枕的恒定推力。从机械设计角度分析解决第一技术难点的方法可谓多种多样，但从经济性、技术性、可靠性角度综合分析，比较简单易行且经济实用的方法是

采用机械传动式，下面就这种方式的设计思路作介绍用机械传动方式实现牛头刨床滑枕恒推动力和等速直线运动的设计方案如图1所示。其设计思路采用机构运动简图方式来描述运动。其传动原理是：电动机通过带传动拖动由齿轮1，2，3，4组成的齿轮传动机构，再由齿轮4与齿条1啮合推动滑枕运动(齿条1与滑枕相固连)。因为电动机是在某一选定的转速下工作，而且整个传动系统传动比恒定，因此，这套机械传动系统必定能给滑枕提供恒定的刨削力和匀速直线运动为了在正反向刨削过程中电动机始终保持一个方向转动，且不停歇不换向，设计方案中特别加入一个电磁阀和一个介轮(介轮与齿轮4相啮合)。按图1所示，当齿轮2顺时针转动时，若齿轮3和齿轮4啮合，滑枕向右作正向运动；当滑枕运动到碰铁1触动行程开关1时，电磁铁动作，将齿轮3推向右侧脱离齿轮4并与介轮啮合，这就使齿轮4反转，最终使滑枕反向运动。

在滑枕回过程中，碰铁2触动行程开关2时，电磁铁又动作并将齿轮3拉回与齿轮4重新啮合，使滑枕再次换向右行，进而保证了双向刨削的实现。2 双向刨削刀架的设计

双向刨削刨刀刀架的设计采用双刀交替工作式。其设计思路见图1。其工作原理是：当滑枕向右工作时，在进入刨削之前的预工作阶段，齿轮5在齿条2上滚动，齿轮5受到的啮合阻力方向向左，这就使得摇杆向左摆转，同时牵动连杆2及与

之相连的连杆1向左移动，从而带动刀架1和刀架2绕主刀架上的铰链作顺时转动，这样就使刨刀1靠向工作面而同时使刨刀2抬起，此时便可使牛头刨床作正向刨削。当滑枕运动到碰铁1触动行程开关1时，电磁铁动作，将齿轮3推向右侧脱离齿轮4并与介轮啮合，这就使齿轮4反转，使滑枕反向运动，这时，齿轮5在齿条2上向左滚动，齿轮5受到的啮合阻力方向向右，使得摇杆向右摆转，同时牵动连杆2及与之相连的连杆1向右移动，从而带动刀架1和刀架2绕主刀架上的铰链作逆时转动，这样就使刨刀2靠向工作面而同时使刨刀1抬起，此时便可使牛头刨床作反向刨削。这就使两把刨刀随应刨削要求而实现自动交替变换。为了解决刨刀的对定问题，在主刀架上设置了一个凸轮机构 当逆时针转动刀凸轮，对刀凸轮将左侧副刀架2抬起，使其绕铰链沿顺时针转一个小角度，同时通过连杆1拉动刀架1靠向主刀架靠板并垂直于工件，调整主刀架升降手轮，使刨刀1抵到工件表面后将其固定；然后再顺时针扳动对刀凸轮，使对刀凸轮顶起刀架1，让刨刀1抬起，也使刀架2靠向主刀架靠板并垂直于工件表面，再将刨刀2抵到工件表面后再固定，便完成两把刨刀的对定。牛头刨床双向刨削的实现

按图1所示，当电动机拖动使齿轮2做顺时针转动时，若齿轮3和齿轮4啮合，滑枕向右运动作正向刨削，齿轮5在齿条2上向右滚动，齿轮5受到的啮合阻力方向向左，这就使得摇杆向左摆转，同时牵动连杆2及与之相连的连杆1向左移动，从而带动刀架1和刀架2绕主刀架上的铰链作顺时转动这样就使刨刀1靠向工作面而同时使刨刀2抬起，此时便可使牛头刨床作正向刨削。当滑枕运动到碰铁1触动行程开关1时，电磁铁动作将齿轮3推向右侧脱离齿轮4并与介轮啮合，这就使齿轮4反转，使滑枕反向运动，同时，齿轮5在齿条2上向左滚动，齿轮5受到的啮合阻力方向向右，使得摇杆向右摆转，同时牵动连杆2及与之相连的连杆一1向右移动，从而带动刀架1和刀架2绕主刀架上的铰链作逆时转动，这样就使刨刀2靠向工作面而同时使刨刀1抬起，此时便可使牛头刨床作反向刨削。反向刨削的示意如图2所示当滑枕回程过程中，碰铁2触动行程开关2时，电磁铁动作并将齿轮3拉回与齿轮4重新啮合，使滑枕再次换向右行，进而又实现正向刨削。移动碰铁1，2的位置便可调整滑枕的行程和相对工作台的位置。工作台的横向进给由横向进给步进电机拖动一套螺旋传动机构来实现。当任意一个行程开关动作时，步进电机工作一个角度，通过螺旋传动机构使工作台作横向移动一个距离。

第四章 经济性分析

任何一个较为复杂的机械零件，都有不同的加工工艺方案，特别是一个新产品，从开发设计，试制，小批量投产到产品发展和成熟时期的大批量生产，都要经历不同的生产批量过程。作为组成这一产品的机械零件必须根据生产批量来确定其工艺方案，现在以B6050型牛头刨床双向切削刀架改造设计为例，将在保持加工精度的同时大大提高生产效率,且安全性能好,自动化程度有所提高,对工人的劳动强度也没那么大。说明在不同生产批量情况下，如何合理选择定位基准，采用适宜的生产设备和工艺手段，以保证加工质量可靠，满足市场的需求。达到生产批量的能力，同时投资小，见效快，成本低，从而获得企业的最大经济效益。

传统的牛头刨床，无论是机械传动式，还是液压传动式，都是只能做单方向刨削，也就是滑枕在一个往复运动中，只有一个方向是刨削行程，而回程是空行程，不做刨削。虽然靠传动的急回特性可以缩短空行程的时间，但是也只是个改善，没有从根本上解决加工效率低和空耗大的问题。正是因为有空行程和刨削力不均匀(对机械传动式)这两个致命的缺陷，导致牛头刨床在实际生产中的应用受到很大的限制。如果牛头刨床能消除空行程，变单向刨削为双向刨削，同时提供稳定均衡的刨削力，会带来良好的经济效益和社会效益。

第五章 结论和展望

上述所确定的双向刨削牛头刨床设计方案，比较全面地阐述了双向刨削牛头刨的设计思路，较好地解决了关键性技术难题，实现了牛头刨床所应具备的优质高效、节能低耗的设计理念和目标，为刨削机床的技术创新开辟了一条新路。

改革开放以来，随着我国经济的高速发展，工程机械行业快速发展壮大。中国已成为工程机械行业生产大国。但由于受到企业规模、国际化程度尤其是关键核心技术等影响，中国并不是工程机械行业的强国。

开始打造工程机械航母

来自中国工程机械协会的信息显示，到2007年全国已有工程机械生产企业及科研单位2000多家；全行业固定资产净值270多亿元。“然而，世界工程机械巨头卡特彼勒2006年的销售额已经超过400亿美元。就是说我国的工程机械制造商加起来比不上一个卡特彼勒。”即使是中国规模最大的工程机械制造企业徐州工程机械集团公司，其销售额也只是美国卡特彼勒公司的7％左右。中国工程机械工业协会副秘书长江琳说。

中国工程机械协会综合部主任、高级工程师王金星说，尽管如此，经过多年发展，中国已经有了打造工程机械航母的基础。据中国机械工业联合会市场发展部冯宝珊介绍，经过多年发展，中国工程机械行业已经形成了一些以区域划分的产业基地，如以中联重科、三一重工、山河智能为代表的湖南工程机械；以徐工、常林、镇江为代表的江苏基地；以广西柳工、玉柴、柳建为代表的广西工程机械；以合力叉车、星马、江淮为代表的安徽工程机械等。对此，北京大学教授张国有认为，区域内的企业组合往往是成就区域品牌的重要基础。

国际化是品牌成长必经之路

培育世界级的品牌，从改革开放之初，中国工程机械行业就开始了探索。

中国工程建设机械的骨干企业大多有与外企合资、合作的经历。徐工先后与卡特彼勒在挖掘机方面、与利勃海尔在混凝土机械、起重机方面，与川崎在装载机方面等10多家外资企业有过合资合作；山推与小松在推土机、挖掘机方面有过合资合作；三一重工与迪尔(销售)等也有过合作。

长沙中联重工科技发展股份有限公司董事长詹纯新分析，在那些与外企的合作中，大部分企业达到了预期的目的。这些合资合作企业的产品也大都销往国际市场。

中国国际名牌协会会长解艾兰说，衡量企业的国际化程度不仅要看企业海外市场的销售额占其总销售额的比重是多少，还要看企业拥有的跨国人才数量、有没有国际化的企业管理方式等。

在广西柳工机械股份有限公司的生产现场，笔者看到这被外界认为是柳工“人才国际化”的例子：柳工股份“老外”副总裁大卫•闭同葆正在对周围人交代工作。这位柳工股份的副总裁来自国外一家著名工程机械企业，他在柳工生产经营中已经发挥重要作用。

发挥合力，防止“卡脖子”

中国工程机械行业发展很快，在国内市场已占主体地位，从产量上看中国也已是工程机械大国。然而，行业要壮大，必须进一步提高自主创新水平，提高核心竞争力，产品向高水平、机电液一体化和智能化等方向发展。

中国工程机械协会综合部主任王金星说，在工程机械行业高速发展的同时，中国本土配套关键零部件发展与主机生产技术水平提高不同步，严重制约了整机水平的提升，“提高国内基础零部件的生产制造水平，已成为中国工程机械发展的关键因素。”

笔者在中联重科、三一重工等企业先后看到因为液压器件缺货被迫重新调整的生产进度和生产计划。三一重工股份有限公司执行总裁易小刚说，工程机械作为装备制造业的一个重要产业，其基础零部件依赖进口，不利于产业安全。对企业来说，不但增加了制造成本，其正常生产也受到限制。

针对几家工程机械企业不同程度遇到的液压件、发动机、变速箱卡脖子问题，中国工程机械协会副秘书长茅仲文坦言，缺少核心零部件和重要零部件支撑的自主创新是难以为继的。日本小松、美国卡特彼勒等世界级工程机械企业都是自己生产发动机、液压元器件、控制元器件等基础零部件。

易小刚等认为，国家有关部门应在全行业统一规划，以行业为依托联合高校等科研力量，重点突破中高端液压元器件、发动机等瓶颈问题，通过资产重组或并购组建数家大型基础零部件龙头企业，增强零部件生产企业的研发能力，在关键、紧缺配套件研发中，互相合作，比如采取“国家支持一些、主机企业投入一些”等做法，以此来突破我国配套件发展的瓶颈。

在机械设备行业中，我们总会听到有人说：＂你这是国产的，质量没保证．我现用日产的＂说完好像很神气的样子走了．这种现像对我们业务来说不是新闻了，这说明什么呢？

我们在回头看看我们中国机械制造行业，也就明白了，怪不得别人，这也引出了我们机械制造行业的不少问题！

这又是什么问题造成这种局面的出现呢？而且不思精造？

我想不是其它原因，关健是人，也不是我们中国人笨，不会做，而是我们也能，我们也能做得比日本更好．只是我们不做，出来的产品能用就行，缺泛精艺求精的追求．当然也有市场的原因，但长远这样下去，只会自闭，不会有发展．我们承认当下我们的国民不富裕，现在低档产品在国内还是占很大的市场．但我们也得承认，在不久的将来，这总局面将会改变，改变的速度将会令我们整个行业为着惊奇，这是时代的变迁，势不可挡的．这取决于人们的生活水平的提高，和对物资的高档要求的因素．

因此时下我们机械制造业不能再这样沉默下去了，动起来我们才能赢得未来．

参考文献

[1] 薛莲通.刨工工艺学.北京:中国劳动出版社.1997.2 [2] 杨昂岳 孙立鹏 杨武山.机械设计学习指导与习题集.武汉:华中科技大学出版社.2000.9 [3] 崔凤奎等.UG机械设计.北京:机械工业出版社.2004.1 [4] 陈心昭 权义鲁.现代实用 设计手册(上).北京:机械工业出版社.2006.6 [5] 秦立高 机床维修手册。北京：国防工业出版社1997.5 [6] 杨黎明 机械原理及机械零件。北京：高等教育出版社 1983.6 [7] 黄鹤汀 俞光 金属切削机床设计。上海：上海科学技术文献出版社出版 1986.7 [8] 戴曙 金属切削机床。北京：机械工业出版社 1993.5 [9] 王昆 机械设计基础课程设计。北京： 高等教育出版社 1996 [10] 罗洪田 机械原理课程设计知道书。北京：高等教育出版社 1986.10

致 谢

本文承蒙广西工学院机械工程系李书平老师指导和同组同学的帮助。李书平老师从本文的写作内容、版式编排等各方面多次给予了详细的指导，对本文所涉及项目的实施、刨床的设计、工艺的改进及组合机床的设计制造等给予了大量的帮助，并向我们提供了相关参考资料提出了很好的意见和建议，使得本文得以成稿，在此表示衷心的感谢!另外，向本文引用、转载过资料的文献作者表示感谢。向其他所有对于本文的完成做出过帮助的人表示感谢。

第二篇：牛头刨床机构设计分析7

siKiJmJsieii1i111

12Je1Er2K

并将22。然后，用选定比例尺ErJe和Er的计算结果汇总填入表（4）画出Er。

EF曲线，即（EEr）曲线。

E图上，用比例尺绘制曲线（7）绘在EF，其中EFEEr（见图

3、（C））。

（8）确定最大动能差

在EFmax EF曲线上，找出最大动能点。量出其垂直高度gf（见图

3、（C））则

EFmaxEFmaxEFminE

JF（9）计算飞轮转动惯量

900EFmaxJF 2n1

五、编辑设计说明书和整理图纸

说明书的内容应包括以下几个方面：

（1）设计题目：自己所做的方案、点位及要完成的任务；

(2)机构运动分析：已知条件、绘制位置图、速度图及加速度图的步骤：列表（可参考表2填写）；

（3）机构动态静力分析：已知条件及分析过程：列表填写（参表3）

（4）飞轮转动惯量的确定：已知条件、要求、绘制各条曲线说明、填写表格（参表4）；

（5）小结：分析、讨论与该设计有关的问题、收获及体会等等。

图纸的要求是标出必要的符号和说明：注出线图的比例尺，图纸要有边框和标题栏（参考机械制图要求）。

第三篇：牛头刨床变速箱设计说明书英文版（写写帮推荐）

<<机械CAD/CAM>>课程设

计

姓名：徐晨晨

扬州大学 机械工程学院

Catalog

1、The design task book: shaper transmission CAD / CAM design……V

Design: shaper gearbox………………………………………………………V

2、Analysis of transmission plan and development The choice of motor

Working conditions and production conditions: continuous unidirectional operation, stable load, shifts at work, use the period of 10 years, small batch production.Reel diameter and D / mm 350 The transport belt velocity V(M / s)1.20 The transport belt required torque F(KN)3.6 Analysis of transmission plan and development

Figure 1-1belt conveyer transmission scheme Belt conveyor is driven by an electric motor.Motor through a coupler to incoming power reducer, by coupling the power is transmitted to the roller conveyer, drives the conveyer belt to work.The transmission system adopts two stage helical gear reducer, which has the advantages of simple structure, but the gear relative bearing asymmetrical position, thus requiring shaft has high rigidity, high level and low level using the cylindrical helical gear drive.The choice of motor Motor type selection Motor type according to the power source and working conditions, select Y series three-phase asynchronous motor.Motor power of choice.According to known conditions calculates machine speed: = 60000/ 3.14x 300= 63.694 R / min Working machine is needed for effective power: = 3600/1000 =3.6 kW In order to calculate the required motor power, to determine from the motor to the work between the machine and the total efficiency.A flexible coupling efficiency is 0.99, for rolling bearing transmission efficiency of 0.99, for the gear transmission(8)efficiency0.97, the efficiency of 0.96drum.The transmission device for total efficiency: 0.851 Motor power required for: 3.6 /0.851 = 4.23kW In the mechanical transmission used in synchronous speed is 1500r / min and 1000r / min two motor, the motor according to the required power and the synchronous speed by [2], P14816-1check motor technical data and calculates the total transmission such as shown in table31.Table11motors technical data and calculate the total transmission ratio

For more than two kinds of schemes for calculating, option 1is appropriate and scheme 1motor minimum quality, cheap price.Selection of scheme 1motor model Y112M-4, according to [2] P14916-2check motor of main parameters such as shown in table32.Table12Y112M-4 motor main parameters

The 1.2device motion and dynamic parameter calculation 1.2.1 transmission total transmission ratio and the distribution of various transmission ratio According to motor full load speed and rotate speed of the roller can be used to calculate the total transmission ratio transmission device: 1440 /63.964 =22.61 Double cylinder gear deceleration device assigned to the levels of transmission ratio: The high speed transmission ratio: = = = 5.52 The low-speed transmission ratio: = / = 22.61/ 5.52= 4.10 1.2.2 transmission device of power and motion parameter calculation: A)the shaft rotating speed calculation: = = = = = = = = = = = =1440r / min = / = 1440/5.52 = 260.870r / min = / = 260.870/4.10 = 63.694r / min = = = = = = = = = = = =63.694r / min B)the axis of the input power calculation: = = = = = = = = = = = =3.0550.99 = 3.024kW 3.024 = =0.970.99 = 2.904kW 2.904 = =0.970.99 = 2.789kW = = = = = = = = = = = =2.7890.99 x0.99 = 2.733kW C)the axis of the input torque calculation: = 955095503.055/1440 = 20.26N M = x = 20.26x 0.99= 20.06 N M = x x x = 20.06x 5.52x 0.99x 0.97= 106.34 N M = x x x = 106.34x 4.10x 0.99x 0.67= 418.69 N M = x = 418.69x 0.99 x0.99 = 410.36N M From the above data of each axis motion and dynamic parameters are shown in table13.1-3each axis motion and dynamic parameters

Design and calculation of transmission parts The design of cylindrical gear reducer selection standard cylindrical gear transmission.Standard for structural parameters of pressure angle, tooth addendum coefficient, coefficient of top clearance.2.1 high speed cylindrical gear design and calculation 1)selection of gear materials and heat treatment: Due to the soft tooth surface gear for gear compact size and high precision, small load in low speed.According to the design requirements are selected to soft tooth surface combination: According to [1] P1028-1: The small gear selection of 45 steel quenching and tempering, HBS = 217~ 255;Gear steel is45, HBS = 162~ 217;The two gear minimum hardness difference of 217-162= 55;that value slightly somes small, can be a preliminary trial.2)the selection of the number of teeth: Now the soft tooth surface gear, tooth root cutting of more than tens is appropriate, primaries = 23 = = = = = = = = = = = = = = = = = =126.96x5.5223 Taking the gear tooth number = 127, then the gear ratio(i.e.the actual ratio)= / = 127/ 23= 5.5217.With the original requirements only(5.1328-5.1304)/ 5.1304= 0.05%, so it can meet the requirements of.3)choice of helix angle beta: According to the experience,8< < 20degrees, is now the primary = 13degrees 4)calculate the equivalent number of teeth, tooth shape coefficient: Z = Z / cos beta = 23/ cos 13DEG = 24.8631 Z = Z / cos beta = 127/ cos 13DEG = 137.30 From [1] P111table 8-8linear difference obtained: 5)selection of tooth width coefficient: As the reducer for expansion type double stage gear transmission, so the gear relative to the support only for the asymmetric simple structure, so the tooth width coefficient election should not be too large, reference [1]8-5, chosen as 0.7~ 1, choose now = 0.8 6)select Load coefficient: Reference [1] P1068-3, composed of a gear bearing medium impact load, selected load coefficient K is 1.2~ 1.6.Take K = 1.3.7)calculation of I gear shaft torque TI: 9550000x 3.024/1440 =20100 N mm 8)calculate the geometric parameters: Tan = Tan / cos = TG20/ cos13= 0.374 = = = = = = = = = = = =20.5158 degrees Sin = sin cos = = sin13x cos20= 0.213 = = = = = = = = = = = =12.2103 degrees = 1.68 = 1/ z1tg = 1/ 3.14159=0.823tg13=1.35 9)according to the tooth surface contact fatigue strength design: Regional coefficient:2.4414 Elastic coefficient: Z = 189.8 From [1] P1098-6and safety coefficient S = 1 Allowable contact stress: The small gear pitch circle diameter: Calculation method of surface modulus M M = cos D / z = cos13=36.513 /23 =1.53 mm 10)according to the tooth root bending fatigue strength design: Calculation of helix angle coefficient Y = 1.35> 1, because, according to the calculation of1: Y = 1= 0.892=11 Calculation of tooth shape coefficient and stress ratio: Y / [ ] = 2.7002/ 148.9744= 0.018 Y / [ ] = 2.1365/ 137.1795= 0.016 As a result of Y / [ ] is larger, with a small gear parameter Y / [ ] into the formula, calculation of gear needed for normal module: = = = = = = = = = = = =1.078 11)decide modulus Due to the design of the soft tooth surface gear drive, the main failure is fatigue pitting of tooth surface, if small, may also occur gear fatigue fracture.So compared with the two calculated results, according to the contact fatigue strength for gear modulus larger, prone to pitting failure, namely to Mn =1.53mm.According to the standard module table, tentative modulus: M =2.0mm 12)calculation of center distance: 2(23+127)/2cos13= 154.004mm After standardization for a =154mm 13)correction of spiral angle beta According to the criteria of center distance correction author: 14)calculation of surface modulus: 15)calculation of transmission to other dimensions: 16)calculation on the tooth surface load: 17)selection of precision grade The circumferential speed gear: 3.558 M / S Control [1] P1078-4, for transport for general machinery, so choose the gear accuracy level of 8is appropriate.18)gear graph:

2.2 speed gear transmission design and calculation 1)selection of gear materials and heat treatment: Due to the soft tooth surface gear for gear compact size and high precision, small load in low speed.According to the design requirements are selected to soft tooth surface combination: According to [1] P1028-1: The small gear selection of 45 steel quenching and tempering, HBS = 217~ 255;Gear steel is45, HBS = 162~ 217;The two gear minimum hardness difference of 217-162= 55;that value slightly somes small, can be a preliminary trial.2)the selection of the number of teeth: Now the soft tooth surface gear, tooth root cutting of more than tens is appropriate, primaries = 25 = = = = = = = = = = = =4.1025 =102.5 Large gear tooth number Z = 103, then the gear ratio(i.e.the actual ratio)= Z / Z1 = 103/ 25= 4.12.With the original requirements only(4.12-4.10)/ 4.10= 0.487%, so it can meet the requirements of.3)choice of helix angle beta: According to the experience,8< < 20degrees, the primaries = 12degrees 4)calculate the equivalent number of teeth, tooth shape coefficient: Z = 1/ cos = 25/ cos 12DEG = 26.709 = Z / cos = 103/ cos 12DEG = 110.043 From [1] P111table 8-8linear difference obtained: 5)selection of tooth width coefficient: As the reducer for expansion type double stage gear transmission, so the gear relative to the support only for the asymmetric simple structure, so the tooth width coefficient election should not be too large, reference [1]8-5, chosen as 0.7~ 1.15, choose now = 0.8 6)select Load coefficient: Reference [1] P1068-3, composed of a gear bearing medium impact load, selected load coefficient K is 1.2~ 1.6.Take K = 1.3.7)calculation of II gear shaft torque TII: 106300 N M 8)calculate the geometric parameters: Tan = Tan / cos = tan20/ cos12= 0.372 = = = = = = = = = = = =20.415 degrees Sin = sin cos = sin12cos20= 0.195 = = = = = = = = = = = =11.27 degrees = 1.68 = 1/ z1tan = 1/ 3.14159=0.825tan12=1.35 9)according to the tooth surface contact fatigue strength design: Coefficient of region: Z = = 2.449 Elastic coefficient: Z = 189.8 K = 1 =450.000MPa S = 1 Allowable contact stress: The small gear pitch circle diameter: Calculation method of surface modulus m: M = cos D / z = cos12=64.868 /25 = 2.53mm 10)according to the tooth root bending fatigue strength design: Calculation of helix angle coefficient Y = 1.35> 1, because, according to the calculation of1: Y = 1= 0.9083=11 Calculation of tooth shape coefficient and stress ratio: Y / [ ] = 2.585/ 144.846= 0.0178 Y / [ ] = 2.174/ 134.615= 0.016 As a result of Y / [ ] is larger, with large gear parameter Y / [ ] into the formula Calculation of gear needed for normal module: = = = = = = = = = = = =1.777 11)according to the contact strength decision model numerical, take M =2.5mm 12)calculation of center distance: A = m(z1+ Z)/2cos = 2.5(25+103/2cos12= 163.599 mm)After standardization for a =164mm 13)correction of spiral angle beta: According to the criteria of center distance correction author: 14)calculation of surface modulus: 15)calculation of transmission to other dimensions: 16)calculation on the tooth surface load:

Main parameters of gears Three axis structure design and calculation The shaft is composed of the main parts of mechanical, it supports other rotary parts and transfer torque, at the same time it through a bearing and a frame connection.All parts on the shaft around the axis of motion, the formation of a shaft for baseline combination--shafting components.3.1 structural design of shaft 3.1.1 initially identified the smallest diameter of axis Select the shaft material for 45 steel quenching and tempering treatment.According to the estimation of the diameter of the shaft torsional strength, by [1] P207 12-2.High speed shaft: take A = 116 Mm Intermediate : take = 112 = = = = = =112 = 25.007mm The low speed shaft : take = 107 = 37.714mm Determination of the structure and size of3.1.2axis Selection and calculation of shaft 1 for I axis through the shaft coupling and motor shaft diameter 28mm, check coupling standard, selected coupling elastic pin coupling.The standard model HL2, and coupling connected shaft diameter selection for25mm.The 2parts of the axial positioning with positioning shaft.H >0.07d.In order to processing and assembly are convenient and setting a positioning shaft shoulder, which is generally 2II and coupling.5 IIIV position for bearing.7IVVI for gear shaft.9VI937207C angular contact ball bearing.2 in accordance with the shaft shoulder specifications.The shaft structure, and the positioning relationship.IIII for the gear face and the inner wall and part of the inner wall of the gap distance.IVVI for the low-speed and high-speed gear tooth end surface distance.VIII section as the sleeve is positioned and mounted bearing.IIIV section is positioned between the shaft gear.IVVI position for bearing.VI-VII section as the wrench space location and the bearing end cover.VII, VIII and coupling.Bearing specific dimensions as shown

第四篇：牛头刨床设计说明书重庆理工大学机械原理课程设计

重庆理工大学 机械原理课程设计说明书

牛头刨床设计说明书

学号:

姓名:

班级:

组别:

指导教师：

林昌华

二、牛头刨床机构简介

牛头刨床是一种用于平面切削加工的机床，如图一，电动机经皮带和齿轮传动，带动曲柄2 和固接在其上的凸轮8。刨床工作时，由导杆机构2-3-4-5-6带动滑枕6和刨刀7作往复运动。要求工作行程时，滑枕6应速度较低，且近似等速移动，而空回行程时，滑枕具有较高速度，实现快速返回。另外，齿轮等速转动时，通过四杆机构带动棘轮G转动。棘轮与丝杆相连，实现自动进刀。刨床机构在一个工作循环内，主轴速度波动很大，为此，常采用飞轮调整速度波动。

第五篇：牛头刨床凸轮机构的设计及运动分析课程设计

机械原理课程设计

编程说明书

设计题目：牛头刨床凸轮机构的设计及运动分析

指导教师： 设 计 者：

学

号： 班

级：

目

录

一、计任务及要求

二、数学模型的建立

三、程序框

四、程序中符号说明

五、程序清单及运行结果

六、课程设计总结

七、参考文献

凸轮机构的设计

一、基本条件与要求

已知：

从动件的最大摆角 max 许用压力角[]，从动件的长度lo9D，推

程运动角，远休止角

s，回程运动角从动件见运动规律为等加、,等减速运动，凸轮与曲柄共轴。

要求：

1）计算从动件位移、速度、加速度并绘制线图，也可做动态显示。

2)确定凸轮机构的基本尺寸，选取滚子半径，画出凸轮实际轮廓线，并按比例绘出机构运动简图，以上内容作在2号图纸上。

3)编写说明书

二、根据运动分析写出与运动方程式

1．设从动件起始角030.2．1）1/2,升程加速区，其运动方程为：

2*max*/(1*2):4*max*/(1*1):4*max/(1*1);

2）1/21, 属于升程减速区，其运动方程为：

max2*max*(1)*(1)/(1*1):4*max*(1)/1*1:4*max/1*1:

3）112,，属于远休止区，其运动方程为：

max:0:0:

4）(12)(123/2),属于回程加速区，其运动方程为：

max2*max[(12)]*[(12)]/(3*3):4*max*[(12)]/(3*3):4*max/(3*3):

5）(123/2)(123)，属于回程减速区，其运动方程为：

2*max*(123)*(123)/(3*3):4*max*(123)/(3*3):4*max/(3*3):

6）(123)360，于近休止区，其运动方程为 0:0:0:

三

流程图

四、源程序

#include #include #include #include #include #define I 130.0 #define Aa 42 #define rb 50 #define rr 10 #define K(3.1415926/180)#define dt 0.25 float Qmax,Q1,Q2,Q3;float Q_a;double L,pr;float e[1500],f[1500],g[1500];void Cal(float Q,double Q_Q[3]){ Qmax=15,Q1=75,Q2=10,Q3=65;if(Q>=0&&Q<=Q1/2){ Q_Q[0]=K*(2*Qmax*Q*Q/(Q1*Q1));Q_Q[1]=4*Qmax*Q/(Q1*Q1);Q_Q[2]=4*Qmax/(Q1*Q1);} if(Q>Q1/2&&Q<=Q1)

{

Q_Q[0]=K*(Qmax-2*Qmax*(Q-Q1)*(Q-Q1)/(Q1*Q1));

Q_Q[1]=4*Qmax*(Q1-Q)/(Q1*Q1);

Q_Q[2]=-4*Qmax/(Q1*Q1);

} if(Q>=Q1&&Q<=Q1+Q2)

{

Q_Q[0]=K*Qmax;

Q_Q[1]=0;

Q_Q[2]=0;

} if(Q>Q1+Q2&&Q<=Q1+Q2+Q3/2)

{ Q_Q[0]=K*(Qmax-2*Qmax*(Q-Q1-Q2)*(Q-Q1-Q2)/(Q3*Q3));Q_Q[1]=-4*Qmax*(Q-Q1-Q2)/(Q3*Q3);Q_Q[2]=-4*Qmax/(Q3*Q3);

} if(Q>Q1+Q2+Q3/2&&Q

{ Q_Q[0]=K*(2*Qmax*(Q3-Q+Q1+Q2)*(Q3-Q+Q1+Q2)/(Q3*Q3));Q_Q[1]=-4*Qmax*(Q3-Q+Q1+Q2)/(Q3*Q3);Q_Q[2]=4*Qmax/(Q3*Q3);

} if(Q>Q1+Q1+Q3&&Q<=360)

{ Q_Q[0]=K*0;Q_Q[1]=0;Q_Q[2]=0;

}

} void Draw(float Q_m)

{ float tt,x,y,x1,y1,x2,y2,x3,x4,y3,y4,dx,dy;double QQ[3];circle(240,240,5);circle(240+L*sin(60*K),240-L*cos(60*K),5);moveto(240,240);lineto(240+20*cos(240*K),240-20*sin(240*K));lineto(260+20*cos(240*K),240-20*sin(240*K));lineto(240,240);moveto(240+L*sin(60*K),240-L* cos(60*K));lineto(240+L*sin(60*K)+20*cos(240*K),240-L*cos(60*K)-20*sin(240*K));lineto(240+L*sin(60*K)+20*cos(60*K),240-L*cos(60*K)-20*sin(240*K));lineto(240+L*sin(60*K),240-L*cos(60*K));for(tt=0;tt<=720;tt=tt+2){Cal(tt,QQ);/*tulunlunkuoxian*/ x1=L*cos(tt*K-30*K)-I*cos(Q_a+QQ[0]+tt*K-30*K);y1=I*sin(Q_a+QQ[0]+tt*K-30*K)-L*sin(tt*K-30*K);x2=x1*cos(Q_m*K)-y1*sin(Q_m*K);y2=x1*sin(Q_m*K)+y1*cos(Q_m*K);putpixel(x2+240,240-y2,2);dx=(QQ[1]+1)*I*sin(Q_a+QQ[0]+tt*K-30*K)-L*sin(tt*K-30*K);dy=(QQ[1]+1)*I*cos(Q_a+QQ[0]+tt*K-30*K)-L*cos(tt*K-30*K);x3=x1+rr*dy/sqrt(dx*dx+dy*dy);y3=y1-rr*dx/sqrt(dx*dx+dy*dy);x4=x3*cos(Q_m*K)-y3*sin(Q_m*K);y4=x3*sin(Q_m*K)+y3*cos(Q_m*K);putpixel(x4+240,240-y4,YELLOW);} } void Curvel(){ int t;float y1,y2,y3,a=0;for(t=0;t<=360/dt;t++){ delay(300);a=t*dt;if(a>=0&&a<=Q1/2){ y1=(2*Qmax*pow(a,2)/pow(Q1,2))*10;y2=(4*Qmax*(dt*K)*a/pow(Q1,2))*pow(10,4.8);y3=(4*Qmax*pow((dt*K),2)/pow(Q1,2))*pow(10,8.5);putpixel(100+a,300-y2,2);putpixel(100+a,300-y3,4);line((100+Q1+Q2+Q3),300-y3,(100+Q1+Q2+Q3),300);line((100+Q1+Q2+Q3/2),300,(100+Q1+Q2+Q3/2),300-y3);} if((a>Q1+Q2+Q3)&&(a<=360)){ y1=0;y2=0;y3=0;putpixel(100+a,300,1);putpixel(100+a,300,2);putpixel(100+a,300,4);} e[t]=y1;f[t]=y2;g[t]=y3;} } main(){ int gd=DETECT,gm;int i,t,choice,x_I,y_I,flag=1;double QQ1[3],aa;initgraph(&gd,&gm,“");cleardevice();for(t=0;!kbhit();t++){ for(;t<360;)t-=360;if(flag==1)for(L=I-rb+70;Lrr)flag=0;break;}

if(flag==0)

Cal(t,QQ1);

Draw(t);cleardevice();x_I=240+L*sin(60*K)-I*cos(Q_a+QQ1[0]-30*K);y_I=240-L*cos(60*K)-I*sin(Q_a+QQ1[0]-30*K);circle(x_I,y_I,rr);

line(240+L*sin(60*K),240-L*cos(60*K),x_I,y_I);delay(1);} getch();

cleardevice();line(100,80,100,445);

line(70,300,530,300);

line(100,80,98,90);

line(100,80,102,90);

line(520,298,530,300);

line(520,302,530,300);

setcolor(2);

outtextxy(300,150,” “);

printf(”nnnnnQ(w,t)“);printf(”nnnnnnnnnnnnnnttttttttt“);Curvel();getch();printf(”nnnnnnnnnn“);for(i=0;i<=1440;i=i+20){ delay(1000);{ printf(”%d%f%f%fn",i/4,e[i],f[i],g[i]);} getch();} closegraph();}

五、曲线图象及输出数据

六 课程设计总结

机械原理课程设计是对机器的主体结构进行分析或综合，是一个机械系统的设计必不可少的环节，是与实际的机械问题紧密相连的，使我们对机械原理课程的理解从抽象化到实际化的过度。通过一周的课程设计，让我对机械原理的知识内容得到巩固和加深。我们在设计中综合运用所学知识，学会了结合生产实践中的实际问题来解决机械工程问题，进行设计制造。通过对分析法进行机构设计的练习，训练了自己从工程中提炼数学模型的能力，以及利用计算机程序急C语言解决数学问题的方法。利用计算机知识进行比较全面的并且具有实际意义的课程设计。在课程设计过程中发现了自己还存在很多的不足，能力有限，多亏了老师的帮助，我能够顺利完成这项设计。在今后的学习生涯中，我会弥补自己的不足，多加实际操作，提高自己的水平。

七：参考文献

1、《机械原理》孙桓、陈作模，高等教育出版社，1995.8

2、《机械原理课程设计指导书》 徐萃萍 冷兴聚

3、《机械原理》电算课程设计指导书》 冷兴聚

4、《C语言设计》 谭浩强 清华大学出版社 1995.3

5、《C语言典型零件CAD》 王占勇 东北大学出版社 2000.9

6、《计算机图形学》 罗笑南 王若梅 中山大学出版社 1996