牛头刨床机构的分析与综合
一、课程设计的目的和任务
1、目的
机械原理课程设计是培养学生掌握机械系统运动方案设计能力的技术基础课程，它是机械原理课程学习过程中的一个重要实践环节。其目的是以机械原理课程的学习为基础，进一步巩固和加深所学的基本理论、基本概念和基本知识，培养学生分析和解决与本课程有关的具体机械所涉及的实际问题的能力，使学生熟悉机械系统设计的步骤及方法，其中包括选型、运动方案的确定、运动学和动力学的分析和整体设计等，并进一步提高计算、分析，计算机辅助设计、绘图以及查阅和使用文献的综合能力。
2、任务
本课程设计的任务是对牛头刨床的机构选型、运动方案的确定；对导杆机构进行运动分析和动态静力分析。并在此基础上确定飞轮转惯量，设计牛头刨床上的凸轮机构和齿轮机构。
二、工作原理与结构组成 牛头刨床的简介
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。
图1为其参考示意图。电动机经过减速传动装置（皮带和齿轮传动）带动执行机构（导杆机构和凸轮机构）完成刨刀的往复运动和间歇移动。刨床工作时，刨头6由曲柄2带动右行，刨刀进行切削，称为工作行程。在切削行程H 中，前后各有一段0.05H 的空刀距离，工作阻力F 为常数；刨刀左行时，即为空回行程，此行程无工作阻力。在刨刀空回行程时，凸轮8通过四杆机构带动棘轮机构，棘轮机构带动螺旋机构使工作台连同工件在垂直纸面方向上做一次进给运动，以便刨刀继续切削。
图1
三、设计方案的确定
方案（a ）采用偏置曲柄滑块机构。
结构最为简单，能承受较大载荷，但其存在有较大的缺点。一是由于执行件行程
较大，则要求有较长的曲柄，从而带来机构所需活动空间较大；二是机构随着行程速比系数K 的增大，压力角也增大，使传力特性变坏。
方案（b ）由曲柄摇杆机构与摇杆滑块机构串
联而成。该方案在传力特性和执行件的速度变化方面比方案（a ）有所改进，但在曲柄摇杆机构ABCD 中，随着行程速比系数K 的增大，机构的最大压力角仍然较大，而且整个机构系统所占空间比方案（a ）更大。
（C ）方案（c ）由摆动导杆机构
和摇杆滑块机构串联而成。该方案克服了方案（b ）的缺点，传力特性好，机构系统所占空间小，执行件的速度在工作行程中变化也较缓慢。
比较以上三种方案，从全面衡量得失来看，方案(c)作为刨削主体机构系统较为合理。
四、减速方案的确定
1. 构思一个合理的传动系统。它可将电机的高速转动（960 转/分）变换为执行机构的低速转动。构思机构传动方案时，能较为合理地分配各部分的传动比，最后绘出机构传动示意图。
齿轮箱中齿轮的齿数Z1=10；Z2=20；Z3=10；Z4=20； 根据传动比i14=所有从动轮的齿数积/所有主动轮的齿数积
所以 i14=20x20/10x10=4
所以总的传动比 i=4X4=16 符合条件要求
五、确定传动机构的尺寸
已知条件：刨刀的行程H=310 mm； 行程速比系数K=1.46；最大切削阻力 Pr=6000； 1）. 根据所给数据确定机构尺寸 极位夹角：θ=180︒导杆长度：l BO 4
k -11. 46-1
=180︒=33. 66ο k +11. 46+1H 13101===536mm
2sin 2sin16.832
连杆长度：l BC =0.28 l BO 4=150mm
曲柄长度:l AO 2=l O 2O 4sin =380*sin16.83=110mm
2
θ
为了使机构在运动过程中具有良好的传动力特性；即要求设计时使得机构的最大压力角具有最小，, 应此分析得出:只有将构件5即B 点移到两极限位置连线的中垂线上, 才能保证机构运动过程的最大压力角具有最小值。分析如下：
解：当导杆摆到左边最大位置时，最大压力角为α3，刨头可能的最大压力角位置是导杆B 和B ' ，设压力角为α1 ，α2 （见下图）。根据几何关系α3=+α1。由于α2与α1，α3呈背离关系，即α2增加则α1，
2
θ
α3减小且α3＞α1。则要使机构整体压力最小，只要有α2=α3，当刨头
1θ
l BO 4(1-cos )
所以 处于导杆摆弧平均置处α1 =α2，则 arcsin α2=l BC
1θ1
y CO 4=L BO 4-l BO 4(1-cos ) =536-*536(1-cos16.83) =536-11.5=
524.5mm
222
2）. 机构运动简图的绘制
选取一长度比例尺，机构运动简图的绘图工作要求在计算机上使用CAD 完成。如图所示
牛头刨床结构简图
连杆
导杆
曲柄
滑块
注：
极位夹角：33.66连杆：150导杆：536曲柄：110高度（）:524.5
六. 运动分析及公式推理
1、导杆的运动分析
要求：导杆机构的运动分析。根据已定出的尺寸参数及原动件转速n, 用解析法求出当曲柄转角θ1从刨头处于最左侧起，沿转动方向没隔10度计算一组运动参数，其中包括各构件的角位置，角速度，角加速度以及刨头的位移（以最左侧为零点），速度和加速度；并用计算机辅助设计在同一副图中绘出刨头的位移曲线，速度曲线和加速度曲线，并分析结果合理性步骤：
分析：
解：如图建立一直角坐标系，并标出各杆矢及其方位角 1） 由封闭形O 2AO 402可得： l 7
+l 2=s 4 （l 7为机架）
分别在X ，Y 轴上投影可得： l 2cos θ2=s 4cos 4 （1）
l 7+l 2sin θ2=S4sin θ4 （2）
' l +l =l 2）由封闭图形O 2BCG O 2可得：457+sc （l ' 7为o 4G 的距离）
分别在X ，Y 轴上投影得； l 4c o θ s （3） s 4 l +θo 5s c =5 c
l 4 sinθ4 +l 5 sinθ5 = l ' 7 （4）
联解（1）（2）（3）（4）得：
θ4=arctan
l 7+l 2sin θ2
θ2∈[0,π/2]⋃[3/2π,2π]
l 2cos θ2
θ4=π+ arctanθ5=arcsin
l 7+l 2sin θ2
θ2∈[π/2,3/2π]
l 2cos θ2
l 7'-l 4sin θ4
θ2∈[0,π/2]⋃[3/2π,2π] l 5
l 7'-l 4sin θ4
θ2∈[π/2,3/2π] l 5
θ5=π- arcsin
*C点的位移：S c = l4cos θ4+ l5cos θ5
S 4= l2cos θ2/ cosθ4
S 4=-w 2l 2sin(θ2-θ4) w 4=w 2l 2cos(θ2-θ4) /s 4 w 5=-w 4l 4cos θ4/(l 5cos θ5)
*C点的速度：V C =-
ϖ4L 4sin(θ4-θ5)
cos θ5
w 22l 1sin(θ4+θ2) -2w 4S 4
a 4=
S 4
22
L 4sin θ4ϖ4+L 5sin θ5ϖ5-L 4cos θ4α4
α5=
L 5cos θ5
22
α4l 4sin(θ4-θ5) +ϖ4L 4cos(θ4-θ5) +ϖ5L 5
*C点加速度：a c =-
cos θ5
七. 静力分析
1) 对曲柄, 由平衡条件有：
F 21y
åå
F x =0, F 21x +F o 2x =0；
å
F y =0, F 21y +F o 2y =0；
M O 2=0；F 21x l 1sin θ2-F 21y l 1cos θ2-T N =0
2
）对导杆，又平衡条件有：
åå
F x =0, F O 4x +F43x -F 23sin θ4=0 ； F y =0, F O 4y +F43y + F23cos θ4-m 2g=0；
å
2)
M o 4=0, - F43x l 3sin θ4+ F43y l 3cos θ4-1/2 m2g l3cos θ4+ F23s 3=0
对滑块, 由平衡条件有
åå
F x =0, F 32sin θ4-F 12x =0 F y =0, - F32cos θ4-F 12y =0
4) 对连杆，由平衡条件有
åå
F x =0, -F 34x -F max =0； F y =0, F cy -F 34y =0；
å
M o 4=0， F cy l 4cos θ5+ Fmax l 4sin θ5=0
综上所述联立方程求得 F 34x =- Fmax
F cy =- Fmax tan θ5 F 34y =- Fmax tan θ5
F 23=（F max l 3sin θ4- Fmax tan θ5l 3cos θ4+1/2 m2g l3cos θ4）/ s3 F O 4x =- F max +（F max l 3sin θ4- F max tan θ5l 3cos θ4+1/2 m 2g l 3cos θ4）sin θ3/ s3
F O 4y = m 2g- F max tan θ5-（F max l 3sin θ4- F max tan θ5l 3cos θ4+1/2 m 2g l 3cos θ4）cos θ4/ s3
F 12x =-（F max l 3sin θ4- Fmax tan θ5l 3cos θ4+1/2 m2g l3cos θ4）sin θ4/ s3 F 12y =（F max l 3sin θ4- Fmax tan θ5 l 3cos θ4+1/2 m2g l3cos θ4）cos θ4/ s3
F o 2x = F12x
F o 2y = F12y
T N =（F max l 3sin θ4- Fmax tan θ5l 3cos θ4+1/2 m2g l3cos θ4）l 1cos(θ2-θ4)/ s3 *将数据和公式输入Excel 工作表中 分析结果如下所示：
Θ1
0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130
s E
0.298729 0.290233 0.278721 0.264661 0.248486 0.230604 0.211407 0.191267 0.170539 0.149559 0.12864 0.108081 0.088172 0.069202
V E
-0.24545 -0.3631 -0.46299 -0.54675 -0.61542 -0.66971 -0.71026 -0.73768 -0.7527 -0.75603 -0.74835 -0.73014 -0.70159 -0.66242
Ae T n
-4.51172 -3.76994 -3.12032 -2.54718 -2.03402 -1.56591 -1.13009 -0.71589 -0.31438 0.081998 0.479849 0.885383 1.305135 1.74684
237.131038 350.511561 446.48377 526.641623 592.020781 643.36697 681.334402 706.598142 719.888218 721.959183 713.509279 695.071567 666.876199 628.725946
140 150 160 170 180 190 200 210 220 230 240 250 260 270 280 290 300 310 320 330 340 350 360 0.051477 0.035333 0.021161 0.009419 0.000651 -0.00451 -0.00535 -0.00111 0.008926 0.025328 0.048335 0.077623 0.112061 0.149559 0.187248 0.222085 0.251645 0.274604 0.290714 0.300424 0.304484 0.303682 0.298729 -0.61179 -0.5482 -0.46945 -0.37272 -0.25478 -0.11245 0.056635 0.252876 0.47322 0.709307 0.945399 1.156691 1.310184 1.360472 1.322778 1.170655 0.949724 0.702124 0.460738 0.243026 0.054093 -0.10753 -0.24545 2.22037 2.738595 3.317877 3.977598 4.737474 5.610193 6.585477 7.601282 8.502137 8.999347 8.676895 7.11571 4.172992 0.265523 -3.65222 -6.63417 -8.22689 -8.57306 -8.108 -7.25293 -6.28714 -5.35452 -4.51172 579.87771 518.957241 443.926956 352.142908 240.555985 106.129839 -53.450385 -238.72898 -447.07892 -670.95587 -895.86521 -1098.5718 -1247.6325 -1299.1553 -1266.6619 -1123.8799 -913.84331 -676.86138 -444.78541 -234.82227 -52.287257 103.93678 237.130962
各线图如下：
平衡力矩的变化曲线如下
参考文献
1. 彭文生，李至明，黄华梁主编. 机械设计. 北京：高等教育出版社，2002 2. 吴克坚，于晓红，钱瑞明主编. 机械设计. 北京：高等教育出版社，2003 3. 龙振宇主编. 机械设计. 北京：械工业出版社，2002
4. 黄茂林，秦伟主编. 机械原理. 北京：机械工业出版社，2002 5. 申永胜主编. 机械原理教程. 北京：清华大学出版社， 1999
6. 杨可桢，程光蕴主编. 机械设计基础（第四版）. 北京：高等教育出版社，1999 7. 黄华梁，彭文生主编. 机械设计基础（第二版）. 北京：高等教育出版社 ， 1995 8. 刘会英，于春生主编. 机械设计基础. 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社， 1997 9. 谈家桢主编. 机械设计基础（修订本）. 北京：中国标准出版社，1997 10. 张莹主编. 机械设计基础（下册）. 北京：机械工业出版社， 1997 11. 周立新主编. 机械设计（机械设计基础Ⅱ）. 重庆：重庆大学出版社， 1996 12. 朱龙根，黄雨华主编. 机械系统设计. 北京：机械工业出版社， 1990 13. 黄靖远，龚剑霞，贾延林主编. 机械设计学. 北京：机械工业出版社， 1999 14. 徐灏. 机械设计手册，第二版. 北京：机械工业出版社， 2000
机械原理课程设计说明书
设计题目：牛头刨床机构的分析与综合
设 计 者： 胡啟志 班 级： 机械1047 学 号： 指导教师：张老师 黄老师
日期： 2007 年 1 月 6 日
目录
一．课程设计的目的和任务
二．工作原理与结构组成
三．设计方案确定
四．减速方案的确定
五．确定传动机构的尺寸
六．运动分析及公式推理
七．静力分析
八．参考文献
牛头刨床机构的分析与综合
一、课程设计的目的和任务
1、目的
机械原理课程设计是培养学生掌握机械系统运动方案设计能力的技术基础课程，它是机械原理课程学习过程中的一个重要实践环节。其目的是以机械原理课程的学习为基础，进一步巩固和加深所学的基本理论、基本概念和基本知识，培养学生分析和解决与本课程有关的具体机械所涉及的实际问题的能力，使学生熟悉机械系统设计的步骤及方法，其中包括选型、运动方案的确定、运动学和动力学的分析和整体设计等，并进一步提高计算、分析，计算机辅助设计、绘图以及查阅和使用文献的综合能力。
2、任务
本课程设计的任务是对牛头刨床的机构选型、运动方案的确定；对导杆机构进行运动分析和动态静力分析。并在此基础上确定飞轮转惯量，设计牛头刨床上的凸轮机构和齿轮机构。
二、工作原理与结构组成 牛头刨床的简介
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。
图1为其参考示意图。电动机经过减速传动装置（皮带和齿轮传动）带动执行机构（导杆机构和凸轮机构）完成刨刀的往复运动和间歇移动。刨床工作时，刨头6由曲柄2带动右行，刨刀进行切削，称为工作行程。在切削行程H 中，前后各有一段0.05H 的空刀距离，工作阻力F 为常数；刨刀左行时，即为空回行程，此行程无工作阻力。在刨刀空回行程时，凸轮8通过四杆机构带动棘轮机构，棘轮机构带动螺旋机构使工作台连同工件在垂直纸面方向上做一次进给运动，以便刨刀继续切削。
图1
三、设计方案的确定
方案（a ）采用偏置曲柄滑块机构。
结构最为简单，能承受较大载荷，但其存在有较大的缺点。一是由于执行件行程
较大，则要求有较长的曲柄，从而带来机构所需活动空间较大；二是机构随着行程速比系数K 的增大，压力角也增大，使传力特性变坏。
方案（b ）由曲柄摇杆机构与摇杆滑块机构串
联而成。该方案在传力特性和执行件的速度变化方面比方案（a ）有所改进，但在曲柄摇杆机构ABCD 中，随着行程速比系数K 的增大，机构的最大压力角仍然较大，而且整个机构系统所占空间比方案（a ）更大。
（C ）方案（c ）由摆动导杆机构
和摇杆滑块机构串联而成。该方案克服了方案（b ）的缺点，传力特性好，机构系统所占空间小，执行件的速度在工作行程中变化也较缓慢。
比较以上三种方案，从全面衡量得失来看，方案(c)作为刨削主体机构系统较为合理。
四、减速方案的确定
1. 构思一个合理的传动系统。它可将电机的高速转动（960 转/分）变换为执行机构的低速转动。构思机构传动方案时，能较为合理地分配各部分的传动比，最后绘出机构传动示意图。
齿轮箱中齿轮的齿数Z1=10；Z2=20；Z3=10；Z4=20； 根据传动比i14=所有从动轮的齿数积/所有主动轮的齿数积
所以 i14=20x20/10x10=4
所以总的传动比 i=4X4=16 符合条件要求
五、确定传动机构的尺寸
已知条件：刨刀的行程H=310 mm； 行程速比系数K=1.46；最大切削阻力 Pr=6000； 1）. 根据所给数据确定机构尺寸 极位夹角：θ=180︒导杆长度：l BO 4
k -11. 46-1
=180︒=33. 66ο k +11. 46+1H 13101===536mm
2sin 2sin16.832
连杆长度：l BC =0.28 l BO 4=150mm
曲柄长度:l AO 2=l O 2O 4sin =380*sin16.83=110mm
2
θ
为了使机构在运动过程中具有良好的传动力特性；即要求设计时使得机构的最大压力角具有最小，, 应此分析得出:只有将构件5即B 点移到两极限位置连线的中垂线上, 才能保证机构运动过程的最大压力角具有最小值。分析如下：
解：当导杆摆到左边最大位置时，最大压力角为α3，刨头可能的最大压力角位置是导杆B 和B ' ，设压力角为α1 ，α2 （见下图）。根据几何关系α3=+α1。由于α2与α1，α3呈背离关系，即α2增加则α1，
2
θ
α3减小且α3＞α1。则要使机构整体压力最小，只要有α2=α3，当刨头
1θ
l BO 4(1-cos )
所以 处于导杆摆弧平均置处α1 =α2，则 arcsin α2=l BC
1θ1
y CO 4=L BO 4-l BO 4(1-cos ) =536-*536(1-cos16.83) =536-11.5=
524.5mm
222
2）. 机构运动简图的绘制
选取一长度比例尺，机构运动简图的绘图工作要求在计算机上使用CAD 完成。如图所示
牛头刨床结构简图
连杆
导杆
曲柄
滑块
注：
极位夹角：33.66连杆：150导杆：536曲柄：110高度（）:524.5
六. 运动分析及公式推理
1、导杆的运动分析
要求：导杆机构的运动分析。根据已定出的尺寸参数及原动件转速n, 用解析法求出当曲柄转角θ1从刨头处于最左侧起，沿转动方向没隔10度计算一组运动参数，其中包括各构件的角位置，角速度，角加速度以及刨头的位移（以最左侧为零点），速度和加速度；并用计算机辅助设计在同一副图中绘出刨头的位移曲线，速度曲线和加速度曲线，并分析结果合理性步骤：
分析：
解：如图建立一直角坐标系，并标出各杆矢及其方位角 1） 由封闭形O 2AO 402可得： l 7
+l 2=s 4 （l 7为机架）
分别在X ，Y 轴上投影可得： l 2cos θ2=s 4cos 4 （1）
l 7+l 2sin θ2=S4sin θ4 （2）
' l +l =l 2）由封闭图形O 2BCG O 2可得：457+sc （l ' 7为o 4G 的距离）
分别在X ，Y 轴上投影得； l 4c o θ s （3） s 4 l +θo 5s c =5 c
l 4 sinθ4 +l 5 sinθ5 = l ' 7 （4）
联解（1）（2）（3）（4）得：
θ4=arctan
l 7+l 2sin θ2
θ2∈[0,π/2]⋃[3/2π,2π]
l 2cos θ2
θ4=π+ arctanθ5=arcsin
l 7+l 2sin θ2
θ2∈[π/2,3/2π]
l 2cos θ2
l 7'-l 4sin θ4
θ2∈[0,π/2]⋃[3/2π,2π] l 5
l 7'-l 4sin θ4
θ2∈[π/2,3/2π] l 5
θ5=π- arcsin
*C点的位移：S c = l4cos θ4+ l5cos θ5
S 4= l2cos θ2/ cosθ4
S 4=-w 2l 2sin(θ2-θ4) w 4=w 2l 2cos(θ2-θ4) /s 4 w 5=-w 4l 4cos θ4/(l 5cos θ5)
*C点的速度：V C =-
ϖ4L 4sin(θ4-θ5)
cos θ5
w 22l 1sin(θ4+θ2) -2w 4S 4
a 4=
S 4
22
L 4sin θ4ϖ4+L 5sin θ5ϖ5-L 4cos θ4α4
α5=
L 5cos θ5
22
α4l 4sin(θ4-θ5) +ϖ4L 4cos(θ4-θ5) +ϖ5L 5
*C点加速度：a c =-
cos θ5
七. 静力分析
1) 对曲柄, 由平衡条件有：
F 21y
åå
F x =0, F 21x +F o 2x =0；
å
F y =0, F 21y +F o 2y =0；
M O 2=0；F 21x l 1sin θ2-F 21y l 1cos θ2-T N =0
2
）对导杆，又平衡条件有：
åå
F x =0, F O 4x +F43x -F 23sin θ4=0 ； F y =0, F O 4y +F43y + F23cos θ4-m 2g=0；
å
2)
M o 4=0, - F43x l 3sin θ4+ F43y l 3cos θ4-1/2 m2g l3cos θ4+ F23s 3=0
对滑块, 由平衡条件有
åå
F x =0, F 32sin θ4-F 12x =0 F y =0, - F32cos θ4-F 12y =0
4) 对连杆，由平衡条件有
åå
F x =0, -F 34x -F max =0； F y =0, F cy -F 34y =0；
å
M o 4=0， F cy l 4cos θ5+ Fmax l 4sin θ5=0
综上所述联立方程求得 F 34x =- Fmax
F cy =- Fmax tan θ5 F 34y =- Fmax tan θ5
F 23=（F max l 3sin θ4- Fmax tan θ5l 3cos θ4+1/2 m2g l3cos θ4）/ s3 F O 4x =- F max +（F max l 3sin θ4- F max tan θ5l 3cos θ4+1/2 m 2g l 3cos θ4）sin θ3/ s3
F O 4y = m 2g- F max tan θ5-（F max l 3sin θ4- F max tan θ5l 3cos θ4+1/2 m 2g l 3cos θ4）cos θ4/ s3
F 12x =-（F max l 3sin θ4- Fmax tan θ5l 3cos θ4+1/2 m2g l3cos θ4）sin θ4/ s3 F 12y =（F max l 3sin θ4- Fmax tan θ5 l 3cos θ4+1/2 m2g l3cos θ4）cos θ4/ s3
F o 2x = F12x
F o 2y = F12y
T N =（F max l 3sin θ4- Fmax tan θ5l 3cos θ4+1/2 m2g l3cos θ4）l 1cos(θ2-θ4)/ s3 *将数据和公式输入Excel 工作表中 分析结果如下所示：
Θ1
0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130
s E
0.298729 0.290233 0.278721 0.264661 0.248486 0.230604 0.211407 0.191267 0.170539 0.149559 0.12864 0.108081 0.088172 0.069202
V E
-0.24545 -0.3631 -0.46299 -0.54675 -0.61542 -0.66971 -0.71026 -0.73768 -0.7527 -0.75603 -0.74835 -0.73014 -0.70159 -0.66242
Ae T n
-4.51172 -3.76994 -3.12032 -2.54718 -2.03402 -1.56591 -1.13009 -0.71589 -0.31438 0.081998 0.479849 0.885383 1.305135 1.74684
237.131038 350.511561 446.48377 526.641623 592.020781 643.36697 681.334402 706.598142 719.888218 721.959183 713.509279 695.071567 666.876199 628.725946
140 150 160 170 180 190 200 210 220 230 240 250 260 270 280 290 300 310 320 330 340 350 360 0.051477 0.035333 0.021161 0.009419 0.000651 -0.00451 -0.00535 -0.00111 0.008926 0.025328 0.048335 0.077623 0.112061 0.149559 0.187248 0.222085 0.251645 0.274604 0.290714 0.300424 0.304484 0.303682 0.298729 -0.61179 -0.5482 -0.46945 -0.37272 -0.25478 -0.11245 0.056635 0.252876 0.47322 0.709307 0.945399 1.156691 1.310184 1.360472 1.322778 1.170655 0.949724 0.702124 0.460738 0.243026 0.054093 -0.10753 -0.24545 2.22037 2.738595 3.317877 3.977598 4.737474 5.610193 6.585477 7.601282 8.502137 8.999347 8.676895 7.11571 4.172992 0.265523 -3.65222 -6.63417 -8.22689 -8.57306 -8.108 -7.25293 -6.28714 -5.35452 -4.51172 579.87771 518.957241 443.926956 352.142908 240.555985 106.129839 -53.450385 -238.72898 -447.07892 -670.95587 -895.86521 -1098.5718 -1247.6325 -1299.1553 -1266.6619 -1123.8799 -913.84331 -676.86138 -444.78541 -234.82227 -52.287257 103.93678 237.130962
各线图如下：
平衡力矩的变化曲线如下
参考文献
1. 彭文生，李至明，黄华梁主编. 机械设计. 北京：高等教育出版社，2002 2. 吴克坚，于晓红，钱瑞明主编. 机械设计. 北京：高等教育出版社，2003 3. 龙振宇主编. 机械设计. 北京：械工业出版社，2002
4. 黄茂林，秦伟主编. 机械原理. 北京：机械工业出版社，2002 5. 申永胜主编. 机械原理教程. 北京：清华大学出版社， 1999
6. 杨可桢，程光蕴主编. 机械设计基础（第四版）. 北京：高等教育出版社，1999 7. 黄华梁，彭文生主编. 机械设计基础（第二版）. 北京：高等教育出版社 ， 1995 8. 刘会英，于春生主编. 机械设计基础. 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社， 1997 9. 谈家桢主编. 机械设计基础（修订本）. 北京：中国标准出版社，1997 10. 张莹主编. 机械设计基础（下册）. 北京：机械工业出版社， 1997 11. 周立新主编. 机械设计（机械设计基础Ⅱ）. 重庆：重庆大学出版社， 1996 12. 朱龙根，黄雨华主编. 机械系统设计. 北京：机械工业出版社， 1990 13. 黄靖远，龚剑霞，贾延林主编. 机械设计学. 北京：机械工业出版社， 1999 14. 徐灏. 机械设计手册，第二版. 北京：机械工业出版社， 2000
机械原理课程设计说明书
设计题目：牛头刨床机构的分析与综合
设 计 者： 胡啟志 班 级： 机械1047 学 号： 指导教师：张老师 黄老师
日期： 2007 年 1 月 6 日
目录
一．课程设计的目的和任务
二．工作原理与结构组成
三．设计方案确定
四．减速方案的确定
五．确定传动机构的尺寸
六．运动分析及公式推理
七．静力分析
八．参考文献