第一篇：刨削牛頭刨床的機構改造設計畢業設計說明書
雙向刨削牛頭刨床的機構改造設計
摘 要
針對傳統牛頭刨床的空行程和工作效率低這兩個缺陷，采用機械傳動方式，對牛頭刨床進行機構改造設計。使改進后的牛頭刨床既能恒力切削，又能是滑枕做勻速直線運動，既能消除空行程，又能變單向切削為雙向切削。不僅提高了工作效率，也降低了能耗，而且機構簡單，容易進行改造。
關鍵詞：牛頭刨床 單行程 空行程
雙向刨削。
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
目錄
1、畢業設計（論文）選題審批表
2、畢業設計（論文）任務書
3、畢業設計（論文）評審表 4．畢業設計（論文）答辯記錄
文摘?????????????????????????????? 1 英文文摘??????????????????????????? 1 第一章 緒論????????????????????????? 2 第二章 設計方案的擬定
2．1 刨床整體和各部件的擬訂和分析???????? 3
2．1．1工作原理與機構組成????????????? 4 2．1．2 牛頭刨床及其組成部分的名稱和作用??? 13 2．1．3牛頭刨床的典型機構及其調整???????? 14 2． 2 牛頭刨床尺寸參數的確定??????????? 15 2．3 運動設計 ???????????????????29 2.4 B6050牛頭刨床的傳動系統??????????31 第三章
系統和刀架的分析設計
????????????? 42 第四章 經濟性分析 ??????????????????? 44 第五章 結論和展望 ????????????????????46 參考文獻 致謝
第一章
引言
“九五”期間在機械工業產值在全國工業中的比重超過25％，生產保持穩定增長，為國民經濟提供了大量可靠裝備；先進制造技術得到大量采用，同時在高新技術產業化方面取得重大進展；研制、制造重大、精密、成套裝備的能力顯著提高；全方位、多層次的對外開放格局基本形成，機械產品出口的迅速增長，有力地支持了機械工業乃至全國經濟的發展；體制改革取得突破性進展，市場機制已在機械工業發展中起主導作用，以建立現代企業制度為目標的國有企業改革穩步推進，民營企業、鄉鎮企業成為機械工業發展的新興力量。
“十五”期間是機械工業歷史上發展最快、變化最迅速的時期。整個行業發展成績喜人，亮點頻現：產出規模增長迅猛、發展環境顯著改善、產業結構變化喜人、服務質量明顯提高。
多年來中國機械工業的高位運行，盈利能力的持續提升，為國民經濟可持續發展和綜合國力的提高作出了無可替代的貢獻。因此，大力發展機械工業，用先進的機械設備去裝備國民經濟各部門，對促進中國國民經濟和社會發展具有重大意義。
2008年機械設備制造行業增長形勢較好，投資繼續保持較為快速的增長以及國民經濟的結構調整、技術改造都對機械制造行業產生了大量的市場需求，為機械設備制造業的穩定增長提供了良好的產業環境。
雖然大力發展裝備制造業已經成為全社會的共識,但是國內大多數重要機械制造裝備的高端先進化卻不是中國制造,尤其是關系到國家戰略地位和體現國家綜合國力水平的高檔機床。它的大腦的心臟大部分卻要從國外引進。所以以高效率高精度為代表的中國制造機床不能沒有創意,開發具有自主知識產權的“中國芯”迫在眉睫。而現有機床很多都是低效率,精度不高的普通車床,因此改造普通車床提高其生產效率以及精度也是一條可行的路。
傳統的牛頭刨床不論是機械傳動式，還是液壓傳動式都只能做單向刨削，也就是滑枕在一個往復運動當中只有一個方向是刨削行程，而回程是空行程，不做刨削。雖然靠傳動的急回特性可以縮短空行程的時間，但是也只是個改善，沒有從根本上解決加工效率低空耗大的問題。正因為有空行程和刨削力不均勻這兩個致命的缺陷，導致牛頭刨床在實際生產中的應用受到很大限制。如果牛頭刨床能消除空行程，變單向刨削為雙向刨削，同時提供穩定均衡的刨削力，會帶來良好的經濟效益和社會效益。根據傳統牛頭刨床工作特征，實現雙向刨削的技術難點：要解決滑枕往復運動提供一個始終相同的作用力和等速運動；要提供能雙向刨削的刨刀。
第二章
設計方案的擬定
2．1 刨床整體和各部件的擬定和分析
刨床
機械制造行業中，刨床占有一定的位置。它適合加工一些狹窄、細長的零件。如機床的床身、箱體及其它零件上的平面、溝槽、成形面等。
（一）刨床的分類及型號
按刨床的結構特征可分為二類：牛頭刨床、龍門刨床和插床。其應用范圍各有不同。如B6050型，其中B表示屬刨床類，6表示屬牛頭刨床組，0表示屬牛頭刨床型，50表示了該刨床最大行程的1/10(即500mm)。刨削加工能達到的精度等級為IT9～IT7，表面粗糙度Ra=6.3～1.6μm。
2．1．
1二、工作原理與結構組成
1.牛頭刨床簡介
牛頭刨床是用于加工中小尺寸的平面或直槽的金屬切削機床，多用于單件或小批量圖1牛頭刨床外形圖
生產。
為了適用不同材料和不同尺寸工件的粗、精加工，要求主執行構件—刨刀能以數種不同速度、不同行程和不同起始位置作水平往復直線移動，且切削時刨刀的移動速度低于空行程速度，即刨刀具有急回現象。刨刀可隨小刀架作不同進給量的垂直進給；安裝工件的工作臺應具有不同進給量的橫向進給，以完成平面的加工，工作臺還應具有升降功能，以適應不同高度的工件加工。2.牛頭刨床傳動系統及結構組成
圖2表明了牛頭刨床的傳動系統怎樣把電動機的回轉運動轉變成刨刀的切削運動和工作臺的進給運動。打開牛頭刨床的外殼，對它的內部結構加以分析研究。裝在電動機1的伸出軸端上的小皮帶輪2，通過一組三角皮帶3，驅動固定在軸I上的大皮帶輪4，再由軸I借助于摩擦離合器8，轉動空套在軸I上的三聯齒輪5、6、7，驅動花鍵軸II右端的三聯滑移齒輪9、10、11(三聯滑移齒輪是用來變換相嚙合的齒輪對，以改變轉速，從而調整刨削速度的。圖示為齒輪6與10相嚙合)，并由軸II轉動左端的三聯滑移齒輪12、13，14，驅動固定在軸III上的三聯齒輪15、16、17(圖示為齒輪13與16相嚙合)，再由固聯于軸III右端的齒輪18，驅動固定在軸IV上的大齒輪19。由圖1-2b可見，在大齒輪19上，裝有用銷釘20聯接的滑塊21，此滑塊可繞銷釘20轉動，并可在導桿22的導槽中滑動(銷釘20到大齒輪中心的距離可由圖1-2c所示的機構進行調整)，所以當大齒輪轉動時，便可借助滑塊21來撥動導桿22繞固定支點(銷釘23)左右擺動(同時導桿下端的導槽與滑塊24之間可作相對滑動，以改變導桿的有效長度)。大齒輪每轉一周，導桿便往復擺動一次。又由于導桿的上端是用銷釘25與調整塊26相聯的，而調整塊又在擰緊手柄27時被緊固在滑枕28上。所以當導桿22擺動時，滑枕28便沿著導軌29作前后往復運動。于是由圖2可知，安裝在滑枕前端刀架30上的刨刀31便作切削運動
圖2牛頭刨床機構組成
圖3 曲柄長度調節機構 圖4 主執行機構
工作臺32由如下方式獲得到適時的、間歇的進給運動。
在大齒輪19的空心軸IV上，固定著凸輪33。當軸IV轉動時，凸輪便推動滾子34而使L形推桿35繞其軸VIII往復擺動，于是推桿35的另一端的扇形齒輪36也往復擺動，以驅動空套在軸V上的扇形齒輪37擺動。又由于在扇形齒輪37下部的小軸上，裝有一個棘爪38，所以當扇形齒輪37擺動時，棘爪38便間歇地撥動空套在軸V上的棘輪39轉動一個角度，并遇過牙嵌離合器40，使軸V帶著其左端的圓錐齒輪47間歇地轉動一個角度，以驅動與其相嚙合的圓錐齒輪42，從而通過伸縮軸VI使其另一端的圓錐齒輪43間歇地轉動，再通過軸VII上的圓錐齒輪44和牙嵌離合器45，使螺桿46間歇地轉動，以推動固聯在工作臺32上的螺母47間歇地移動。這樣，工作臺32便沿著滑軌48間歇地進行進給運動。切削運動和進給運動恰當地配合起來，便可實現其刨削平面的功能。
由上述分析知，電動機是它接受外界輸入能量的原動部分，刨刀和工作臺(包括夾持裝置)是它的執行部分，從原動部分到執行部分之間所經過的一系列裝置則是它的傳動部分。所以就其主體來說，這部機器是由原動部分、傳動部分和執行部分三個組成部分所構成的。我們還可以對多種機器進行類似的分析，由此知，任何一部完整的機器，其主體都是由主動部分、傳動部分和執行部分所組成的。
圖2所示的牛頭刨床由以下機構組成
皮帶傳動(機構)：小皮帶輪
2、皮帶3和和大皮帶輪4(包括軸，軸承、機架等，下同)。
齒輪機構：齒輪6和10(或13和16,18和19，36和37等)。螺旋機構：螺桿46和螺母47。
擺動導桿機構：大齒輪19(包括銷釘20)，滑塊
21、導桿22，滑塊24等。凸輪機構：凸輪33和推桿35(包括滾子34)。棘輪機構：扇形齒輪37，棘爪38和棘輪39。…
組成上述各機構用的皮帶輪、皮帶，齒輪、螺桿、螺母、滑塊，導桿、凸輪，椎桿、棘爪、棘輪等，以及聯接用的螺栓、銷釘等，支承用的軸、機架等都叫做零件。離合器、軸承等叫做部件或組件。3.牛頭刨床傳動系統機構簡圖
圖5 牛頭刨床傳動系統機構簡圖
設計要求與技術條件
1.要考慮如何控制刨床走第二刀的精度（也就是要利用的刨床回來的那一次）。2.走第一刀的時候怎么不碰走第二刀的刀具 3.第一次走刀后平面校合
4.走刀速度總之一定好考慮第一刀的退和第二刀怎么進的交替過程 牛頭刨床操作規程
一、認真執行《金屬切削機床通用操作規程》有關規定。認真執行下列有關規定。
二、認真執行下述有關龍門刨床通用規定：
1、工件的安裝應使工作臺受力均勻，避免受力不均導致工作臺變形。
2、工件裝卡完畢后，須先低速移動工作臺，檢查無碰撞和行程、換向等均無問題后，方可工作。
3、工作臺運行及橫梁升降不準同時進行。橫梁每次下降后，應再上升少許，以消除絲桿螺母間隙。
4、工作臺行程，一般不得少于全行程的三分之一，使用最長行程時，速度應低些，以使反向越位行程不大于100毫米為宜。
5、工作臺運行時絕對禁止站在工作臺面上操作或做其他調正工作。主執行機構設計參考方案
圖6 參考方案
各執行機構的協調設計（運動循環圖）
執行構件刨刀和工作臺間運動配合關系的圓環式運動循環圖
圖7 運動循環圖
主執行機構設計方案完成后，極位夾角θ已知。確定上圖中Φ角，為凸輪機構提供設計依據。
切削阻力線圖及質心位置示意
圖8 切削阻力線圖及質心位置示意
曲柄長度調節機構部裝圖
圖9 曲柄長度調節機構部裝圖
6檔變速及轉速圖示意
圖10 6檔變速及轉速圖示意裝圖
確定傳動系統各輪齒數和模數，畫出機構運動簡圖和轉速圖。
1．搖臂機構
搖臂機構安裝在刨床內部，其作用是把電機傳來的旋轉運動變成滑枕的往復直線運動。搖臂機構是由搖臂齒輪和搖臂等組成，如圖8-39。搖臂的下端與支架相連；上端與滑枕的螺母相連。搖臂的滑槽與搖臂齒輪上的偏心滑塊相連。當搖臂齒輪由小齒輪帶動旋轉時，偏心滑塊帶動搖臂繞支架中心左右擺動，使滑枕作往復直線運動。
刨削前，要調整滑枕的行程大小，使之略大于工件刨削表面長度。調整滑枕行程長度的方法是改變搖臂齒輪上滑塊的偏心位置，轉動方頭便可使滑塊在搖臂齒輪的導向槽內移動，從而改變其偏心距。偏心距越大，滑枕的行程越長。刨削前，還要根據工件的左右位置來調節滑枕的行程位置。方法是先使搖臂停留在極右位置，松開鎖緊手柄，用扳手轉動滑枕內的圓錐齒輪使絲桿旋轉，從而使滑枕又移動到合適位置，然后擰緊手柄。2．棘輪機構
棘輪機構的作用是將搖臂齒輪軸的旋轉運動間歇地傳遞給橫梁內的水平進給絲桿，使工作臺在水平方向做自動進給。圖8-40 為棘輪機構工作原理示意圖。
棘爪架空套在絲桿軸上，棘輪由鍵和絲桿相聯。搖臂軸旋轉時，通過齒輪轉動，帶動偏心銷，使連桿拉動棘爪架往復擺動。搖臂齒輪軸每轉動一周，刨刀往返一次，棘爪架即往復擺動一次。
棘爪架上裝有棘爪，借彈簧壓力使棘爪與棘輪保持接觸。搖桿向前擺動時，棘爪的垂直面推動棘輪；搖桿向后擺動時，棘爪的斜面從棘輪上滑過，而棘輪不動。因此棘爪架每往復擺動一次，即推動棘輪向前轉動若干齒，從而使工作臺沿水平方向移動一定距離，實現自動進給。改變棘爪的前后方向，即可改變工作臺的進給方向。若將棘爪提起，則棘爪與棘輪分離，自動進給停止，此時，可用手動進給。工作臺進給量的大小，可通過調整棘輪罩的位置，即使棘輪罩遮住棘爪擺動范圍內的部分棘齒，改變棘爪每次撥動的有效齒數進行改變。調節進給量的另一種方法是改變偏心銷的偏心距離，偏心距小，則每次棘爪每次撥動的齒數少，進給量就小；反之進給量就大。刨削加工的主運動為刨刀的直線運動，刨削為單向加工，向前為加工行程，返回為空程。刨刀每次返回后，工作做橫向的間歇移動是進給運動。
2．1．2 牛頭刨床及其組成部分的名稱和作用
如圖8-38 是B6050型牛頭刨床的外行圖
牛頭刨床主要由床身、滑枕、刀架、工作臺、橫梁、底座等組成。主要組成部分的名稱和作用如下： 1． 2． 3． 床身它用來支承刨床各部件。其頂面燕尾形導軌供滑枕作往復運動用，垂直面導軌供工作臺升降用，床身內部安裝有傳動結構。
滑枕主要用來帶動刨刀作直線往復運動。前端安裝刀架。
刀架用于夾持刨刀。搖動上端刀架手柄，可使刨刀上下移動；松開轉盤上的螺母，將轉盤扳轉一定角度，可實現斜向進給。滑板上還安裝有可偏轉的刀座。抬刀板可以繞刀座橫軸向上抬起，刨刀在返回行程時，抬刀板抬起，減少刨刀與工件的摩擦。4． 工作臺用來安裝工件。它可以隨橫梁作上下調整運動，也可沿橫梁作水平方向的移動和進給運動。
2．1．3 牛頭刨床的典型機構及其調整
圖1 B6050牛頭刨床的傳動系統 1、2—滑動齒輪組 3、4—齒輪 5—偏心滑塊 6—擺桿 7—下支點 8—滑枕9—絲杠
10—絲杠螺母
11-手柄
12-軸14-錐齒輪
B6050牛頭刨床的傳動系統如圖1所示，其典型機構及其調整概述如下。
（1）變速機構 如圖1的變速機構由1、2兩組滑動齒輪組成，軸Ⅲ有3×2=6種轉速，使滑枕變速。
（2）擺桿機構 擺桿機構中齒輪3帶動齒輪4轉動，滑塊5在擺桿6的槽內滑動并帶動擺桿6繞下支點7轉動，于是帶動滑枕8作往復直線運動。
（3）行程位置調整機構 松開手柄11，轉動軸12，通過13、14錐齒輪轉動絲杠9，由于固定在擺桿6上的絲杠螺母10 不動，絲杠9帶動滑枕8改變起始位置。（4）滑枕行程長度調整機構 滑枕行程長度調整機構見圖2。調整時，轉動軸1，通過錐齒輪5、6，帶動小絲杠2轉動使偏心滑塊7移動，曲柄銷3帶動偏心滑塊7改變偏心位置，從而改變滑枕的行程長度。
圖2 滑枕行程長度的調整
1— 軸（帶方榫）2—小絲杠 3—曲柄銷 4—曲柄齒輪 5、6—錐齒輪
7-偏心滑塊
圖3 滑枕往復運動速度的變化
（5）滑枕往復直線運動速度的變化 滑枕往復運動速度在各點上都不一樣，見圖3。其工作行程轉角為α，空行程為β，α＞β，因此回程時間較工作行程短，即慢進快回。（6）橫向進給機構及進給量的調整 橫向進給機構及進給量的調整如圖4所示。齒輪2與圖1中的齒輪4是一體的，齒輪2帶動齒輪1轉動，連桿3擺動棘爪4，撥動棘輪5使絲桿6轉一個角度，實現橫向進給。反向時，由于棘爪后面是斜的，爪內彈簧被壓縮，棘爪從棘輪頂滑過，因此工作臺的自動進給是間歇的。
圖4 B6050牛頭刨床運動及調整 1、2—齒輪 3—連桿 4—棘爪 5—棘輪 6—絲桿 7—棘輪護蓋
工作臺橫向進給量的大小取決于滑枕每往復一次時棘爪所能撥動的棘輪齒數。因此調整橫向進給量，實際是調整棘輪護蓋7的位置。橫向進給調整量的范圍為0.33mm~3.3mm.2．2 牛頭刨床尺寸參數的確定
2．3 運動設計
B6050型牛頭刨床的設計參數 主運動參數主運動是指：將切屑切下來所需要的最基本的運動。主運動由電動機經減速裝置將運動傳給主軸，通過變換車頭箱外的手柄位置，可使箱內不同的齒輪嚙合，從而主軸得到各種轉速，主軸通過卡盤使工件作旋轉。所以，對于主運動是回轉運動的機床，主軸轉速即為主運動參數 顯然，普通車床車削時，工件的旋轉運動即是主運動。主軸轉速 與切削速度，有如下關系：=口／(d)(1)式中：n一轉速(r／nitn)一切削速度(m／n~n)；d一工件(或刀具)直徑(m)。對于主運動是直線運動的機床，如插床或牛頭刨床，主運動參數則是插刀或刨刀的每分鐘往復次數(次／分)。我們知道：用戶的要求是機束崗十的依據。根據各
自用戶的不同要求，設計和制造出各種各樣的機床新品種，這些不同品種的機床，其主運動參數都有不同的要求。實踐中知 工作物材料的性質有軟有硬；工作物的尺寸有大有小。因而，車制時車頭的轉動應有快有慢，即尺寸大的或材料硬度高的工作物應選慢速；而尺寸小的或材料硬度低的工作物要選擇快速車削。
這樣，為適應多種零件加工而設計制造的通用機床，通常主軸就需要進行變速，因而就需要確定它的變速范圍，即確定最低轉速與最高轉速。如果采用分級變
速，則還應確定轉速級數。(1)最低和最高轉速nmm和n一的確定確定 和n一的方法，主要是根據試驗研究，向實際調查和比較同類型機床，考慮技術發展情況再經過分析加以確定。前面提到：實際操作中，對尺寸大的或材料硬度高的工件，應取慢速切削；而工件尺寸小的或材料硬度低的則應選擇高速進行切削。又依據公式(1)，可知：n = mm／(一)n = 一／(nd。)變速范圍：咒=n一／n(2)(3)(沏削速度 值的確定 切削速度是指：車刀在一分鐘內車削工件表面的直線長度(m／~lin)。顯然，切削速度與刀具材料·工件材料·進給量和切深等因素都有關，其中以刀具材料和工件材料對切削速度的影響最大 因此，切 Ⅱ速度 值的確定，就應考慮多種工藝的需要。通常，我們是通過切削試驗，并查閱切削用量手冊，以及進行生產調查來得到切削速度 的數值。②關于d一和d～ 的取值。對于普通車床，如用D一表示床身上最大回轉直徑(即主參數)，通常可取d一 0．5～0．6D一，dlnin一0．2—0．25d一；對于搖臂鉆床，如用D～表示最大鉆孔直徑(即主參數)，通常可取d～ D～，d ≈0．2～0．25d一。③應特別注意到：計算 mm和 一時，不是把一切可能出現的 ～、d 代入n～公式中，而是要在實際使用情況下，在采用的 一時，所常用的d值中較小的數值。同樣，在nmm的計算中，也是在實際使用情況下，所采用的 時，常用的d值中較大的那個數值。(2)主軸轉速數列
若采用分級變速，則還須確定轉速級數。如：有一臺機床，其分級變速機構共有Z級，其中nI=。，=n? Z級轉速分別為：II 2，3，? ? ' +l? ?今欲在此機床上加工某一工件，已知加工該工件所需的最有利的切削速度為，與 相應的轉速為n。如果機床上分級變速中的某一級轉速恰好等于，這是理想的情況。但是，在實際操作中，更多的情況是不能恰好得到這個轉速，而是處于某兩級轉速 與 +I之間，即： 進給運動參數是對進給量的描述。大部分機床的進給量是用工件每轉一周，車刀向工件所移動的距離(rreCr)來表示。這類機床有：車床、鉆床、鏜床、滾 齒機等。對于進給量的變化只影響生產率的機床，為使相對損失為一定值，進給量的數列也應取等比數列。例如：1粥型鏜床的進給數列是：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級，公比‘。：1．4(1)刨床、插床等作直線往復運動的機床，則是以每一往復的位移來表示。為使進給機構簡單而采用間歇進給的棘輪機構，進給量由每次往復轉過的齒數（1、2、3??)而定，這就不是等比數列而是等差數列了 (2)銑床和磨床，由于使用的是多刃刀具，進給量常以每分鐘的位移量表示，單位為rreCrrhn 與前面所述進給量用工件或刀具每轉的位移表示，單位為n．m／r，顯然有別。 (3)供大量生產用的自動和半自動車床，常用交換齒輪來調整進給量，可以不按一定的規則，而用交換齒輪選擇最有利的進給量。．【比外，還應指出：用普通車床車制螺絲時，進給箱定。而螺紋的標準不是一個等比數列，而是一個分段的等差數列。3 標準公比、公比的選用及標準數列(1)標準公比 為了簡化機床的設計與使用，根據機床實際使用情況，規定了公比的幾個標準值，這些數值是選取2或l0的某次方根。(見表1)裹1 標準公比 1．06 1 12 1．∞ 1．41 I 58 2柜 軛 在 托 2相對速度損失 5．6％ l1％ 21％ 凹％ 卯％ 50％我們知道：機床轉速是從小到大遞增的，因此 >1。為使最大相對轉速損失率不超過50070，即竺 ×l(1YTc≤50％，則 ≤2 因此，1(≤2。 當公比 選為2的某次方根，就能夠便于采用雙速電動機驅動，以便簡化機床的變速機構。這是因雙速電動機的兩個同步轉速的比值通常為2。此外，選為2的 某次方根后，還能便于記憶和寫出等比數列，在此就不舉例了。至于公比 選用l0的某次方根，這是因計數通常采用10進位。公比采用l0的某次方根后，可使這個等比數列中每隔n級后的數字，恰好是前面數字的l0倍，使數列整齊好記。(2)公比的選用 當確定了最高與最低轉速以后，就應選取公比，為了減少相對轉速損失，公比 最好選小一點。但由于越小，級數就愈多，使機床結構復雜。因此，只有對生 產率要求高的通用機床，以減少轉速損失為主，才使值取小，如取 ：1．26或 ：1．41。而對某些機床(如組臺機床)，工作中，常是在更換附件等方面耗費了較多的時間，而轉速損失的影響相對地小多了。因此，設計中就應以簡化構造為主。這樣，公比 就可取得大些，如取 ：1．58或 ：2。對于自動機床，減少相對轉速損失率的要求較高，常取 ：1．12或 ： 1、26。由于自動機床都是用于成批或大量生產，為了滿足相對轉速損失小的要求和又能簡化構造，常采用交換齒輪變速。常用機床 一．確定極限轉速 確定（或按給定的）主軸極限轉速n（max）和n（min）求R（R）.二．確定公比 選定主軸轉速數列的公比，并由它確定出標準或派生的轉速。 三．求出主軸轉速級數 用設計簡單變速系統時，變速級數應該選為四．確定結構網和結構式，因為兩軸間變速組的傳動副數多采的形式，m,n為正整數。 劃出合適的結構網，或按傳動順序列寫合適的結構式，驗算結構網或結構式中的最大擴大組（按擴大順序的最末 2．4 B6050牛頭刨床的傳動系統一． 圖8-5所示為B6050牛頭刨床的傳動系統圖。傳動系統是通過一些傳動機構和零件，如帶，帶輪，軸，齒輪，絲桿，螺母等等，把電動機，滑枕和工作臺等運動部件聯接起來的系統，用于傳遞動力并協調各運動部件的運動。 1.傳動鏈 在牛頭刨床上，由電動機到滑枕之間由一些傳動零件和機構把他們互相聯系起來；由凸輪到工作臺之間又有一些傳動零件和機構把它們互相聯系起來，這兩種傳動聯系均稱為“鏈傳動”。 凡傳動鏈必有首末兩端，即一端是主動鏈（如電動機或凸輪），另外一端是被動鏈（如滑枕或工作臺）。機床在工作過程中，需要多少個運動，就有多少條傳動鏈，而所有這些傳動鏈就組成了整臺機床的傳動系統。 2． 機床的傳動系統圖 閱讀分析機床傳動系統圖的方法： 1）2）3）首先應該找出首末兩端件，再找出聯接首末的傳動機構 研究分析各傳動軸間的傳動關系和傳動比；分析各傳動軸和各傳動齒輪之間的關系。 分析整個運動的傳動關系，列出傳動結構式和運動的平衡方式，從而計算出該機床的各級速度。 二． 主運動 B6050牛頭刨床的主運動是指滑枕的往復直線移動。傳動鏈的首末兩端分別是電動機和滑枕（圖8-5）。 N=4KW，n=1430r/minde 的驅動電動機經傳動比為φ95/φ362的三角皮帶傳動，帶動軸I旋轉。在軸I上裝有三種傳動件和傳動機構： 1）在I軸左端接有F摩擦錐式制動器，它的作用是摩擦錐在機床停車（電動機停）時，與固定部分（安裝在床身內壁上）壓合，用錐面的摩擦力使傳動件，包括機床滑枕和工作臺移動馬上停止。這樣可保證停機后，刀具和工作臺有準確的位置，并減少了停機的輔助 時間。 2）在軸I中間有片式離合器M壓緊摩擦片可將I軸旋轉傳給三軸聯動齒輪（48 25 52）。M離合器的通和斷有齒輪齒條機構之齒輪當中的手柄控制，M離合器和F離合器互相聯動，即M離合器結合F離合器松開，只有M離合器松開F離合器才制動。 3）I軸左端的齒數30的齒輪傳到橫向和垂直進給傳動當M片狀摩擦離合臺器結合時，三聯滑動齒輪旋轉，控制II軸的三聯齒輪得到3種轉速I-II軸傳動比分別為25/53，48/30，52/26，用變速手柄控制。從II軸到III軸也是用變速手柄使左邊的三聯滑動齒輪嚙合。由于華東齒輪不同位置，使II軸每種轉速，至III軸又得到3種轉速。三中傳動比為23/57，30/30，31/49。通過以上分析可知，由變速手柄控制的II軸和III軸的二組三聯傳動齒輪，使III軸共獲得3χ3=9種轉速。 III軸上的Z=23齒輪和IV軸Z=115的套筒大齒輪嚙合，是IV軸旋轉。大齒輪左端裝有曲柄搖桿機構，帶動滑枕做往復運動；大齒輪旋轉一周，滑枕往復運動一次 由電動機至滑枕為一條傳動路線（傳動鏈），它可以用傳動平衡方程式來表示傳動關系，傳動比和轉速的關系。 n=nχφ95/φ362χiχη（r/min） 電主式中，n—滑枕每分鐘往返次數 n———電動機的轉速，n=1430（r/min） 電電 i———主運動傳動鏈變速傳動機構傳動比。它是每級傳齒輪的主動和被動齒輪齒數主的比值（三聯滑動齒輪的嚙合位置不同，計算齒輪齒數也不同）。η———皮帶傳動的彈性滑動系數，可取0.95； i———主運動傳動鏈變速傳動機構傳動比。它是每級傳動齒輪的主動和被動齒輪齒主數的比值（三聯滑動齒輪嚙合位置不同，計算齒輪齒數也不同）。 有平衡方程式可算出各級滑枕往復行程次數。現在將最高最低往復行程次數計算如下： 252323?95=1430××××n?14.3（r/min） 1155357?362min524023?95=1430××××n?150(r/min)?3622640115maxB6050牛頭刨床標牌上標準滑枕每分鐘行程為15、24、37、51、64、80、100、126和158。 （3）進給傳動鏈 本刨床的進給運動是工作臺的間歇進給，它是在滑枕退至工件之外，再次切入工件之前進行的。由于有這種間歇進給時間的要求，故進給轉動鏈必須由始端件滑枕或Z=115的大齒輪的套筒右端軸IV上裝有凸輪的滾輪傳動，得到滾輪軸的擺動運動，再經Z= 45、Z=18的扇形齒輪傳動用棘爪帶動棘輪作一個方向的間歇旋轉運動，每次棘爪撥動棘輪齒數的多少用另一個凸輪手動控制（控制進給量大小），棘輪的間歇旋轉應調整到與滑枕在往復運動配合。 Z=80的棘輪的間歇旋轉運動，經齒狀離合器k向左嚙合。傳至IV軸在經過進給安全 1機構B，傳給圓錐齒輪Z=25和Z=16。IV軸為伸縮軸，Z=23圓錐齒輪的旋轉有k控制 2進給換向后傳至IV軸再經k齒狀離合器嚙合，使絲桿V帶動工作臺水平進給；如經k43離合器嚙合使軸X旋轉，再經圓錐齒輪傳動（15/19），絲桿VI軸旋轉，使工作臺垂直進給。 由于棘爪撥動棘輪齒速范圍1~16，故其進給量空16級，最小和最大進給量如下： 水平進給： 12523=凸輪一轉××××5=0.125（mm）s橫min801618162523=凸輪一轉××××5=2(mm)s橫max801618垂直進給： 125233515s垂min=凸輪一轉××××××4=0.08（mm） 8016***33515s垂max=凸輪一轉××××××4=1.26(mm)8016183519(4)快速移動鏈 工作臺橫向和垂直方向除可以做間歇工作進給外，還可以做快速連續移動。這種快速移動是在調整機床或裝卸工件時移動工作臺而使用的。 快速移動鏈的的始端件是和主動鏈空同使用的電動機，經皮帶傳動至軸I。軸I右端的Z=30齒輪帶動Z=70，Z=60齒輪，使V軸旋轉。再經右端31/69傳動比傳至空套齒輪Z=69，k離合器左向嚙合時，工作臺做間歇工作進給，k 離合器右向嚙合時，Z=6911齒輪旋轉運動傳至工作臺，則工作臺做橫向水平和垂直方向快速運動。快速傳動鏈平衡方程和速度如下： s橫快=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）傳動路線表達式 綜合上述分析，B6050牛頭刨床全部傳動系統可由傳動路線表達式表示： 三． 搖桿機構的設計 B6050型牛頭刨床的曲柄搖桿機構 如下圖，曲柄搖桿的作用是將Z=115大齒輪的旋轉運動傳至滑枕，使滑枕做直線往復運動。 1）工作原理 Z=115的大齒輪做等速旋轉。大齒輪當中有一對嚙合的圓錐齒輪，帶動徑向絲桿旋轉。滑塊即可隨大齒輪旋轉又可沿搖桿中間的糟內滑動。于是由大齒輪的旋轉運動轉變為搖桿左右擺動。搖桿擺動中心為o，上端叉行糟內配有滑塊，滑塊銷與 1滑枕連接；當大齒輪旋轉一周時擺動搖桿帶動滑枕在床身上面的導軌上做一次往復運動。 大齒輪中心O有手柄軸，可手搖手柄使圓錐齒輪帶動絲桿旋轉，曲柄搖桿工作原理圖 曲柄銷沿大齒輪徑向移動，可調節搖桿的擺角大小，由于擺角?改變，使滑枕行程長度有所改變。曲柄銷距中心O越遠，行程越大；距中心O越近，擺角?越小，行程越短。2）速度分析 大齒輪轉過一周，所用時間為t，工作行程時所用時間t,大齒輪轉 工作過?角；滑枕返回行程時所用時間t，大齒輪轉過 返回?角。如果大齒輪轉速為n，則滑枕沒往復行程一次所需時間，等于大齒輪一周所需的時間： t=1=t+t 工作返回n式中，t———滑枕往復行程一次的時間（min） t————滑枕工作行程時間(min)工作 t————滑枕返回行程時間(min)返回 n—————大齒輪轉違(r/min)，或滑枕沒分鐘往復次(1/轉) 四． 多片摩擦式離合器和制動裝置 機床上的離合器的用來定期的接通或斷開傳動鏈兩軸之間的運動，以時間機床的開動、停止、換向和變速等動作。 離合器可分為齒式離合器、摩擦離合器和超越離合器等幾種主要類型。B6050牛頭刨床的采用摩擦離合器來實現啟動和停止機床工作運動的。 如下圖為B6050牛頭刨床多片摩擦式離合器和制動裝置的機構。圖中三聯齒輪通過一系列傳動機構將運動傳遞至滑枕。三聯齒輪是空套在軸I上，右端是多片式摩擦離合器，左端為制動裝置。摩擦片有兩種不同的形狀外摩擦片3以外緣的突起部分卡在三聯齒輪套筒的缺口糟內，內摩擦片4則以花鍵孔套在花鍵軸I上。而內外摩擦片是相間安裝的，通常情況下是相互 脫開的，當扳動操縱機構的拔叉將滑環9向右移動時，使軸I上的擺塊10繞軸心按順時針擺動，其下端就撥動推桿8向左移動，通過推桿8左端的定位銷使滑環7和螺母5同時向左移動，壓緊內、摩擦片，靠摩擦片的作用，使空套的軸I上的三聯齒輪隨同軸I一起轉動。當扳動操縱機構的拔叉將滑環9向左移動時，就使內、外摩擦片放松，即不能傳遞扭矩，也就是軸I與空套的三聯齒輪兩者的傳動斷開，滑枕也就停止運動。 在軸I上的空套三聯齒輪左端是制動裝置，其中帶外錐體的制動圈2，用導鍵安裝在三聯齒輪左端的套筒上。在啟動機床時，操縱機構的拔叉將制動圈2向右移動，使制動圈2與帶有內錐面的制動碗1分開；停車時，操縱機構的拔叉將制動圈2向左移動，使制動圈2與固定不動的制動碗1合上，借助兩者間的摩擦力作用，使三聯齒輪制動，亦即使滑枕的運動迅速停止。由于制動裝置與摩擦離合器是用同一手柄操縱的，而且兩者是聯動的，所以只有當制動裝置松開后，摩擦離合器的內、外摩擦片才壓緊；摩擦離合器的內、外摩擦片松開后，制動裝置才合上。 多片式摩擦離合器所傳遞的扭矩，與其片數的多少（即摩擦面的大小）、內，外摩擦片間壓力的大小和摩擦系數的大小等有關。通常，在使用中主要是調節多片摩擦離合器的內、外摩擦片被壓的松緊程度。過松不能傳遞動力或打滑，并且會發熱，這種現象很不好；過緊則易使機床超載損壞。調整摩擦理合器的松緊時，先將卡子6欽下，然后轉動調節螺母5，使之旋進或退出一牙，或數牙直至調節到適當的松緊程度為止。五． 過載安全機構 如下圖所示為B6050牛頭刨床的過載安全機構。該結構主要是由平面摩擦片4和圓錐齒輪5所組成的，當操作不甚或切削超載時，摩擦盤會自行打滑并使進給停止。這樣不至于損壞機件，保證機床的運行外，同時還保證有足夠的運行扭矩使之正常進給。如在進給中出現連續行不規則的打滑現象，則會影響進給的均勻性而使工件表面粗糙度邊粗。此時，可將蓋1旋開，并旋松螺釘2，用方頭扳手旋轉螺母3，調整到使進給機構正常工作為止。但是不宜旋得過緊，以防不起過載的作用，調整后應仍將螺釘2和蓋1旋緊。 第三章 系統和刀架的改造方案設計 l 牛頭刨床滑枕恒推力和 等速運動的實現傳統牛頭刨床主傳動機構的曲柄搖桿機構的運動特性是無法實現滑枕往復等速運動的，正因為滑枕在刨削行程中的速度不均勻性，無法提供對滑枕的恒定推力。從機械設計角度分析解決第一技術難點的方法可謂多種多樣，但從經濟性、技術性、可靠性角度綜合分析，比較簡單易行且經濟實用的方法是 采用機械傳動式，下面就這種方式的設計思路作介紹用機械傳動方式實現牛頭刨床滑枕恒推動力和等速直線運動的設計方案如圖1所示。其設計思路采用機構運動簡圖方式來描述運動。其傳動原理是：電動機通過帶傳動拖動由齒輪1，2，3，4組成的齒輪傳動機構，再由齒輪4與齒條1嚙合推動滑枕運動(齒條1與滑枕相固連)。因為電動機是在某一選定的轉速下工作，而且整個傳動系統傳動比恒定，因此，這套機械傳動系統必定能給滑枕提供恒定的刨削力和勻速直線運動為了在正反向刨削過程中電動機始終保持一個方向轉動，且不停歇不換向，設計方案中特別加入一個電磁閥和一個介輪(介輪與齒輪4相嚙合)。按圖1所示，當齒輪2順時針轉動時，若齒輪3和齒輪4嚙合，滑枕向右作正向運動；當滑枕運動到碰鐵1觸動行程開關1時，電磁鐵動作，將齒輪3推向右側脫離齒輪4并與介輪嚙合，這就使齒輪4反轉，最終使滑枕反向運動。 在滑枕回過程中，碰鐵2觸動行程開關2時，電磁鐵又動作并將齒輪3拉回與齒輪4重新嚙合，使滑枕再次換向右行，進而保證了雙向刨削的實現。2 雙向刨削刀架的設計 雙向刨削刨刀刀架的設計采用雙刀交替工作式。其設計思路見圖1。其工作原理是：當滑枕向右工作時，在進入刨削之前的預工作階段，齒輪5在齒條2上滾動，齒輪5受到的嚙合阻力方向向左，這就使得搖桿向左擺轉，同時牽動連桿2及與 之相連的連桿1向左移動，從而帶動刀架1和刀架2繞主刀架上的鉸鏈作順時轉動，這樣就使刨刀1靠向工作面而同時使刨刀2抬起，此時便可使牛頭刨床作正向刨削。當滑枕運動到碰鐵1觸動行程開關1時，電磁鐵動作，將齒輪3推向右側脫離齒輪4并與介輪嚙合，這就使齒輪4反轉，使滑枕反向運動，這時，齒輪5在齒條2上向左滾動，齒輪5受到的嚙合阻力方向向右，使得搖桿向右擺轉，同時牽動連桿2及與之相連的連桿1向右移動，從而帶動刀架1和刀架2繞主刀架上的鉸鏈作逆時轉動，這樣就使刨刀2靠向工作面而同時使刨刀1抬起，此時便可使牛頭刨床作反向刨削。這就使兩把刨刀隨應刨削要求而實現自動交替變換。為了解決刨刀的對定問題，在主刀架上設置了一個凸輪機構 當逆時針轉動刀凸輪，對刀凸輪將左側副刀架2抬起，使其繞鉸鏈沿順時針轉一個小角度，同時通過連桿1拉動刀架1靠向主刀架靠板并垂直于工件，調整主刀架升降手輪，使刨刀1抵到工件表面后將其固定；然后再順時針扳動對刀凸輪，使對刀凸輪頂起刀架1，讓刨刀1抬起，也使刀架2靠向主刀架靠板并垂直于工件表面，再將刨刀2抵到工件表面后再固定，便完成兩把刨刀的對定。牛頭刨床雙向刨削的實現 按圖1所示，當電動機拖動使齒輪2做順時針轉動時，若齒輪3和齒輪4嚙合，滑枕向右運動作正向刨削，齒輪5在齒條2上向右滾動，齒輪5受到的嚙合阻力方向向左，這就使得搖桿向左擺轉，同時牽動連桿2及與之相連的連桿1向左移動，從而帶動刀架1和刀架2繞主刀架上的鉸鏈作順時轉動這樣就使刨刀1靠向工作面而同時使刨刀2抬起，此時便可使牛頭刨床作正向刨削。當滑枕運動到碰鐵1觸動行程開關1時，電磁鐵動作將齒輪3推向右側脫離齒輪4并與介輪嚙合，這就使齒輪4反轉，使滑枕反向運動，同時，齒輪5在齒條2上向左滾動，齒輪5受到的嚙合阻力方向向右，使得搖桿向右擺轉，同時牽動連桿2及與之相連的連桿一1向右移動，從而帶動刀架1和刀架2繞主刀架上的鉸鏈作逆時轉動，這樣就使刨刀2靠向工作面而同時使刨刀1抬起，此時便可使牛頭刨床作反向刨削。反向刨削的示意如圖2所示當滑枕回程過程中，碰鐵2觸動行程開關2時，電磁鐵動作并將齒輪3拉回與齒輪4重新嚙合，使滑枕再次換向右行，進而又實現正向刨削。移動碰鐵1，2的位置便可調整滑枕的行程和相對工作臺的位置。工作臺的橫向進給由橫向進給步進電機拖動一套螺旋傳動機構來實現。當任意一個行程開關動作時，步進電機工作一個角度，通過螺旋傳動機構使工作臺作橫向移動一個距離。 第四章 經濟性分析 任何一個較為復雜的機械零件，都有不同的加工工藝方案，特別是一個新產品，從開發設計，試制，小批量投產到產品發展和成熟時期的大批量生產，都要經歷不同的生產批量過程。作為組成這一產品的機械零件必須根據生產批量來確定其工藝方案，現在以B6050型牛頭刨床雙向切削刀架改造設計為例，將在保持加工精度的同時大大提高生產效率,且安全性能好,自動化程度有所提高,對工人的勞動強度也沒那么大。說明在不同生產批量情況下，如何合理選擇定位基準，采用適宜的生產設備和工藝手段，以保證加工質量可靠，滿足市場的需求。達到生產批量的能力，同時投資小，見效快，成本低，從而獲得企業的最大經濟效益。 傳統的牛頭刨床，無論是機械傳動式，還是液壓傳動式，都是只能做單方向刨削，也就是滑枕在一個往復運動中，只有一個方向是刨削行程，而回程是空行程，不做刨削。雖然靠傳動的急回特性可以縮短空行程的時間，但是也只是個改善，沒有從根本上解決加工效率低和空耗大的問題。正是因為有空行程和刨削力不均勻(對機械傳動式)這兩個致命的缺陷，導致牛頭刨床在實際生產中的應用受到很大的限制。如果牛頭刨床能消除空行程，變單向刨削為雙向刨削，同時提供穩定均衡的刨削力，會帶來良好的經濟效益和社會效益。 第五章 結論和展望 上述所確定的雙向刨削牛頭刨床設計方案，比較全面地闡述了雙向刨削牛頭刨的設計思路，較好地解決了關鍵性技術難題，實現了牛頭刨床所應具備的優質高效、節能低耗的設計理念和目標，為刨削機床的技術創新開辟了一條新路。 改革開放以來，隨著我國經濟的高速發展，工程機械行業快速發展壯大。中國已成為工程機械行業生產大國。但由于受到企業規模、國際化程度尤其是關鍵核心技術等影響，中國并不是工程機械行業的強國。 開始打造工程機械航母 來自中國工程機械協會的信息顯示，到2007年全國已有工程機械生產企業及科研單位2000多家；全行業固定資產凈值270多億元。“然而，世界工程機械巨頭卡特彼勒2006年的銷售額已經超過400億美元。就是說我國的工程機械制造商加起來比不上一個卡特彼勒。”即使是中國規模最大的工程機械制造企業徐州工程機械集團公司，其銷售額也只是美國卡特彼勒公司的7％左右。中國工程機械工業協會副秘書長江琳說。 中國工程機械協會綜合部主任、高級工程師王金星說，盡管如此，經過多年發展，中國已經有了打造工程機械航母的基礎。據中國機械工業聯合會市場發展部馮寶珊介紹，經過多年發展，中國工程機械行業已經形成了一些以區域劃分的產業基地，如以中聯重科、三一重工、山河智能為代表的湖南工程機械；以徐工、常林、鎮江為代表的江蘇基地；以廣西柳工、玉柴、柳建為代表的廣西工程機械；以合力叉車、星馬、江淮為代表的安徽工程機械等。對此，北京大學教授張國有認為，區域內的企業組合往往是成就區域品牌的重要基礎。 國際化是品牌成長必經之路 培育世界級的品牌，從改革開放之初，中國工程機械行業就開始了探索。 中國工程建設機械的骨干企業大多有與外企合資、合作的經歷。徐工先后與卡特彼勒在挖掘機方面、與利勃海爾在混凝土機械、起重機方面，與川崎在裝載機方面等10多家外資企業有過合資合作；山推與小松在推土機、挖掘機方面有過合資合作；三一重工與迪爾(銷售)等也有過合作。 長沙中聯重工科技發展股份有限公司董事長詹純新分析，在那些與外企的合作中，大部分企業達到了預期的目的。這些合資合作企業的產品也大都銷往國際市場。 中國國際名牌協會會長解艾蘭說，衡量企業的國際化程度不僅要看企業海外市場的銷售額占其總銷售額的比重是多少，還要看企業擁有的跨國人才數量、有沒有國際化的企業管理方式等。 在廣西柳工機械股份有限公司的生產現場，筆者看到這被外界認為是柳工“人才國際化”的例子：柳工股份“老外”副總裁大衛?閉同葆正在對周圍人交代工作。這位柳工股份的副總裁來自國外一家著名工程機械企業，他在柳工生產經營中已經發揮重要作用。 發揮合力，防止“卡脖子” 中國工程機械行業發展很快，在國內市場已占主體地位，從產量上看中國也已是工程機械大國。然而，行業要壯大，必須進一步提高自主創新水平，提高核心競爭力，產品向高水平、機電液一體化和智能化等方向發展。 中國工程機械協會綜合部主任王金星說，在工程機械行業高速發展的同時，中國本土配套關鍵零部件發展與主機生產技術水平提高不同步，嚴重制約了整機水平的提升，“提高國內基礎零部件的生產制造水平，已成為中國工程機械發展的關鍵因素。” 筆者在中聯重科、三一重工等企業先后看到因為液壓器件缺貨被迫重新調整的生產進度和生產計劃。三一重工股份有限公司執行總裁易小剛說，工程機械作為裝備制造業的一個重要產業，其基礎零部件依賴進口，不利于產業安全。對企業來說，不但增加了制造成本，其正常生產也受到限制。 針對幾家工程機械企業不同程度遇到的液壓件、發動機、變速箱卡脖子問題，中國工程機械協會副秘書長茅仲文坦言，缺少核心零部件和重要零部件支撐的自主創新是難以為繼的。日本小松、美國卡特彼勒等世界級工程機械企業都是自己生產發動機、液壓元器件、控制元器件等基礎零部件。 易小剛等認為，國家有關部門應在全行業統一規劃，以行業為依托聯合高校等科研力量，重點突破中高端液壓元器件、發動機等瓶頸問題，通過資產重組或并購組建數家大型基礎零部件龍頭企業，增強零部件生產企業的研發能力，在關鍵、緊缺配套件研發中，互相合作，比如采取“國家支持一些、主機企業投入一些”等做法，以此來突破我國配套件發展的瓶頸。 在機械設備行業中，我們總會聽到有人說：＂你這是國產的，質量沒保證．我現用日產的＂說完好像很神氣的樣子走了．這種現像對我們業務來說不是新聞了，這說明什么呢？ 我們在回頭看看我們中國機械制造行業，也就明白了，怪不得別人，這也引出了我們機械制造行業的不少問題！ 這又是什么問題造成這種局面的出現呢？而且不思精造？ 我想不是其它原因，關健是人，也不是我們中國人笨，不會做，而是我們也能，我們也能做得比日本更好．只是我們不做，出來的產品能用就行，缺泛精藝求精的追求．當然也有市場的原因，但長遠這樣下去，只會自閉，不會有發展．我們承認當下我們的國民不富裕，現在低檔產品在國內還是占很大的市場．但我們也得承認，在不久的將來，這總局面將會改變，改變的速度將會令我們整個行業為著驚奇，這是時代的變遷，勢不可擋的．這取決于人們的生活水平的提高，和對物資的高檔要求的因素． 因此時下我們機械制造業不能再這樣沉默下去了，動起來我們才能贏得未來． 參考文獻 [1] 薛蓮通.刨工工藝學.北京:中國勞動出版社.1997.2 [2] 楊昂岳 孫立鵬 楊武山.機械設計學習指導與習題集.武漢:華中科技大學出版社.2000.9 [3] 崔鳳奎等.UG機械設計.北京:機械工業出版社.2004.1 [4] 陳心昭 權義魯.現代實用 設計手冊(上).北京:機械工業出版社.2006.6 [5] 秦立高 機床維修手冊。北京：國防工業出版社1997.5 [6] 楊黎明 機械原理及機械零件。北京：高等教育出版社 1983.6 [7] 黃鶴汀 俞光 金屬切削機床設計。上海：上海科學技術文獻出版社出版 1986.7 [8] 戴曙 金屬切削機床。北京：機械工業出版社 1993.5 [9] 王昆 機械設計基礎課程設計。北京： 高等教育出版社 1996 [10] 羅洪田 機械原理課程設計知道書。北京：高等教育出版社 1986.10 致 謝 本文承蒙廣西工學院機械工程系李書平老師指導和同組同學的幫助。李書平老師從本文的寫作內容、版式編排等各方面多次給予了詳細的指導，對本文所涉及項目的實施、刨床的設計、工藝的改進及組合機床的設計制造等給予了大量的幫助，并向我們提供了相關參考資料提出了很好的意見和建議，使得本文得以成稿，在此表示衷心的感謝!另外，向本文引用、轉載過資料的文獻作者表示感謝。向其他所有對于本文的完成做出過幫助的人表示感謝。 ??si?K??i?J??m?????Jsi?ei????i?1i?1???1??1? 12Je?1Er?2K 并將22。然后，用選定比例尺?ErJe和Er的計算結果匯總填入表（4）畫出Er??。 EF??曲線，即（?E?Er）曲線。 ?E??圖上，用比例尺繪制曲線（7）繪在EF??，其中EF??E?Er（見圖 3、（C））。 （8）確定最大動能差 在?EFmax EF??曲線上，找出最大動能點。量出其垂直高度gf（見圖 3、（C））則 ?EFmax?EFmax?EFmin???E JF（9）計算飛輪轉動慣量 900??EFmaxJF? 2??n1 五、編輯設計說明書和整理圖紙 說明書的內容應包括以下幾個方面： （1）設計題目：自己所做的方案、點位及要完成的任務； (2)機構運動分析：已知條件、繪制位置圖、速度圖及加速度圖的步驟：列表（可參考表2填寫）； （3）機構動態靜力分析：已知條件及分析過程：列表填寫（參表3） （4）飛輪轉動慣量的確定：已知條件、要求、繪制各條曲線說明、填寫表格（參表4）； （5）小結：分析、討論與該設計有關的問題、收獲及體會等等。 圖紙的要求是標出必要的符號和說明：注出線圖的比例尺，圖紙要有邊框和標題欄（參考機械制圖要求）。 <<機械CAD/CAM>>課程設 計 姓名：徐晨晨 揚州大學 機械工程學院 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 重慶理工大學 機械原理課程設計說明書 牛頭刨床設計說明書 學號: 姓名: 班級: 組別: 指導教師： 林昌華 二、牛頭刨床機構簡介 牛頭刨床是一種用于平面切削加工的機床，如圖一，電動機經皮帶和齒輪傳動，帶動曲柄2 和固接在其上的凸輪8。刨床工作時，由導桿機構2-3-4-5-6帶動滑枕6和刨刀7作往復運動。要求工作行程時，滑枕6應速度較低，且近似等速移動，而空回行程時，滑枕具有較高速度，實現快速返回。另外，齒輪等速轉動時，通過四桿機構帶動棘輪G轉動。棘輪與絲桿相連，實現自動進刀。刨床機構在一個工作循環內，主軸速度波動很大，為此，常采用飛輪調整速度波動。 機械原理課程設計 編程說明書 設計題目：牛頭刨床凸輪機構的設計及運動分析 指導教師： 設 計 者： 學 號： 班 級： 目 錄 一、計任務及要求 二、數學模型的建立 三、程序框 四、程序中符號說明 五、程序清單及運行結果 六、課程設計總結 七、參考文獻 凸輪機構的設計 一、基本條件與要求 已知： 從動件的最大擺角 ?max 許用壓力角[?]，從動件的長度lo9D，推 ?程運動角?，遠休止角 s，回程運動角?從動件見運動規律為等加、,等減速運動，凸輪與曲柄共軸。 要求： 1）計算從動件位移、速度、加速度并繪制線圖，也可做動態顯示。 2)確定凸輪機構的基本尺寸，選取滾子半徑，畫出凸輪實際輪廓線，并按比例繪出機構運動簡圖，以上內容作在2號圖紙上。 3)編寫說明書 二、根據運動分析寫出與運動方程式 1．設從動件起始角?0?30.2．1）???1/2,升程加速區，其運動方程為： ??2*?max?*?/(?1*?2):??4*?max*?/(?1*?1):??4*?max/(?1*?1); 2）?1/2?????1, 屬于升程減速區，其運動方程為： ???max?2*?max*(?1??)*(?1??)/(?1*?1):??4*?max*(?1??)/?1*?1:???4*?max/?1*?1: 3）?1?????1??2,，屬于遠休止區，其運動方程為： ???max:??0:??0: 4）(?1??2)????(?1??2??3/2),屬于回程加速區，其運動方程為： ???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)，屬于回程減速區，其運動方程為： ??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，于近休止區，其運動方程為 ??0:??0:??0: 三 流程圖 四、源程序 #include { 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;L 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、曲線圖象及輸出數據 六 課程設計總結 機械原理課程設計是對機器的主體結構進行分析或綜合，是一個機械系統的設計必不可少的環節，是與實際的機械問題緊密相連的，使我們對機械原理課程的理解從抽象化到實際化的過度。通過一周的課程設計，讓我對機械原理的知識內容得到鞏固和加深。我們在設計中綜合運用所學知識，學會了結合生產實踐中的實際問題來解決機械工程問題，進行設計制造。通過對分析法進行機構設計的練習，訓練了自己從工程中提煉數學模型的能力，以及利用計算機程序急C語言解決數學問題的方法。利用計算機知識進行比較全面的并且具有實際意義的課程設計。在課程設計過程中發現了自己還存在很多的不足，能力有限，多虧了老師的幫助，我能夠順利完成這項設計。在今后的學習生涯中，我會彌補自己的不足，多加實際操作，提高自己的水平。 七：參考文獻 1、《機械原理》孫桓、陳作模，高等教育出版社，1995.8 2、《機械原理課程設計指導書》 徐萃萍 冷興聚 3、《機械原理》電算課程設計指導書》 冷興聚 4、《C語言設計》 譚浩強 清華大學出版社 1995.3 5、《C語言典型零件CAD》 王占勇 東北大學出版社 2000.9 6、《計算機圖形學》 羅笑南 王若梅 中山大學出版社 1996第二篇：牛頭刨床機構設計分析7
第三篇：牛頭刨床變速箱設計說明書英文版（寫寫幫推薦）
第四篇：牛頭刨床設計說明書重慶理工大學機械原理課程設計
第五篇：牛頭刨床凸輪機構的設計及運動分析課程設計
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