牛头刨床机械传动系统项目设计方案

- 1 - 牛头刨床机械传动系统 项目设计方案 第一章 设计任务 设计结果 程设计题目：牛头刨床机械 传动 系统方案设计 作原理： 牛头刨床是一种靠刀具的往复直线运动及工作台的间歇运动来完成工作的 平面切削加工的机床。如图 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 后各有一段 工作阻力 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，由摆动从动件盘形凸轮机构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。 - 2 - 图 1 设计 结果 计要求： 电动机轴与曲柄轴 2平行或垂直，刨刀刀刃 的垂直距离为 50平距离为 用寿命 10 年，每日一班制工作，载荷有轻微冲 击。允许曲柄 2转速偏差为 5%。要求导杆机构的最大压力角应为最小值； 凸轮机构的最大压力角应为许用值 a之内，摆动从动件 9的升，回程运动 规律均为等加速等减速运动，其他参数见设计数据。电机同步转速为 1500 r/行机构的传动效率按 0995计算，系统有过载保护。按小批量生 产规模设计。 计数据： 导杆机构运动分析 转 速 架 作行程 H 行程速比系数 K 连杆与导杆之8 380 310 杆机构动态静力分析 工作阻力 N） 导杆质量 滑块 6质量 导杆 4转动惯量 ） 45 20 70 轮机构设计 从动件最大摆角 动件杆长用压力角 推程运动角 o 远休止角 s 回程运动角 o 15 125 40 75 10 75 计内容： - 3 - 1、设计题目（包括设 计条件和要求）； 2、根据电机转速和主轴转速的比值，选择传动机构并比较，确定传动系统方案； 3、电动机类型和功率的选择； 4、确定总传动比、分配各级传动比； 5、计算传动装置的运动和动力参数； 6、传动零件（带传动及齿轮传动（或蜗杆传动）设计计算； 7、传动轴的结构设计及校核； 8、滚动轴承的选择和寿命计算； 9、键连接的选择和校核计算； 10、联轴器的选择计算； 11、润滑剂及润滑方式、密封装置的选择； 12、减速器箱体的结构和主要尺寸设计； 13、运用计算机软件设计及绘图； 14、列出主要参考资料并编号 ； 15、设计的心得体会和收获。 计工作量： 整个刨床运动方案简图，运动循环图一张（ ，建议采用 三维软件 绘制 （如 ） 设计结果 2、传动轴零件图 1张；传动零件 1张，均要求计算机采用 纸 格式为留装订边，标题栏、明细栏参考机械设计手册国标规定； 3、设计说明书一份（应 包含设计主要内容，在说明书中列出必要的计算公式、 设计计算的全部过程。），可打印，封面格式见机械设计课程设计指导书； 4、以组为单位进行答辩，答辩要求制作 计时间： 16周 - 4 - 第二章 总体设计 定传动方案 设计结果 传动方案图解如下： - 5 - 床选择合适的电机类型： 设计结果 按照工作要求和工作条件选用 步转速 1500r/行机构的传动效率按 统有过载保护。 1. 根据要求取步转速 n 同 =1500 r /. 根据扭头刨床设计数据知有效工作行程 H=m 3. 工作机有效功率为 0 0 =w）（减速后输出效率） 4. 所以电机所需要 的工作效率为： P 入 =传效联轴轴承出入 32带P =41004 32 =1206（ w） （其中 传效联轴轴承出 带 分别是： 轮、轴承、 - 6 - 联轴器传动的传动效率及总的传动效率 ） 5. 为增加电机的应对突变载荷的性能，需要提升它的工作效率，即： =1206=w） 根据以上的计算结果查询机械设计课程指导书， 选取型号为 4，其 P 额 =W， n 满 =1400 r/电机。 电机型号 4 6. 计算传动装置的总传动 i 比并分配传动比： 总传动比 i 为 i = 轮 1的传动比 轮 2的传动比 于 n 出 =321 n 满，可推出带传动的传动比 i1 2 n 出满 = 348 1400 =. 计算传动装置各轴的转速： 轴 400 r/ 1 r/ 轴 2 r/ 轴 3 124 = r/ 8. 各轴输入的功率 轴 入 =- 7 - 轴 入 带 =轴 2 齿 1 轴承 = 轴 3 齿 2 轴承 = 联轴器输入功率 4 轴承 = 9. 各轴输入的转矩 电动机轴的输出转矩 设计结果 106106 N 轴 d= 1 N 轴 2 齿 1 轴承 N 轴 3 齿 2 轴承 （ N 将上述计算汇总于下表，以备查用： 轴名 功率 P/矩 T/(N 转速 n/（ r/ 传动比 i 效率 电机轴 103 1400 1 1 103 1400 - 8 - 带设计 设计结果 1. 确定计算功率 表得工作情况系数 2. 选择 根据 型。 3. 确定带轮的基准直径 v 1) 初选小带轮的基准直径 表 8 6和表 8 8,可得取小带轮的基 准直径 1 1) 验算带速 v。 V=100060 11 100060 140071 =m/s) 因为 5m/s(F0)设计结果 8. 计算压力轴 力轴的最小值为 （ z(F0)=2 4 =) - 11 - 齿轮 1 设计 设计结果 1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 按图 10 23 所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 插床为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度。 材料选择。由表 10 1选择小齿轮材料为 40质）， 小齿轮 40度为 280齿轮材料为 45 钢，硬度为 240者材料 大齿 45 钢 硬度差为 40 选小齿轮齿数 4，大齿轮齿数 24 9。 2、 按齿面接触强度设计 由设计计算公式（ 10 9a）进行试算，即 3Zu 1 确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 计算小齿轮传递的转矩。 392935（ N 由表 10 7选取齿宽系数d=1。 由表 10 6查得材料的弹性影响系数 由图 10 21 - 12 - 600齿轮的接触疲劳强度极限 550 由式 10 13 计算应力循环次数。 060 1 10 300 8 1 108 0 108 由图 10 19 取接触疲劳寿命系数1 计算接触疲劳许用应力。 取失效率为 1，安全系数 S=1，由式（ 10 12）得 1H 1 600570H 1 550 计算 计算小齿轮分度圆直径 代入 中较小的值。 设计结果 3 Zu 1u 25 3 3 9 3 712 3 9 2 9 .1 计算圆周速度。 =100060 1t=100060 4 6 2 3 7 s=s 计算齿宽 b。 b= 1 计算齿宽与齿高之比 模数 模数 高 h 计算载荷系数。 根据 =s， 7级精度，由图 10 8查得动载系数 - 13 - 直齿轮， 由表 10 2查得使用系数 由表 10 4用插值法查得 7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， 由0 13得 载荷系数 1 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（ 10 10a）得 3K 3 计算模数 m。 11、 按齿根弯曲强度设计 设计结果 由式（ 10 5）得弯曲强度的设计公式为 m 3 F Y 确定公式内的各计算数值 由图 10 20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 00齿 轮的弯曲强度极限 80 由图 10 18 取弯曲疲劳强度寿命系数1 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S=式（ 10 12）得 E 111F 25 E 222F 计算载荷系数 K。 1 - 14 - 查取齿形系数。 由表 10 5查得 查取应力校正系数。 由表 10 5查得 计算大、小齿轮的 F F 1F F 2F F 设计计算。 m 3 0 5 5 1 32 4 212 3 9 2 9 7 3 2 52 计结果 对比计算结果是由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲 劳强度计算的模数，由于齿轮 模数 m 的大小主要取决于弯曲强度的承载能 力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数和齿 数的乘积）有关，可取弯曲强度算得的模数 1.m = 1.5 接触强度算得的分度圆直径 出小齿轮齿数。 28 大齿轮齿数 u 28 = 04。 4、 几何尺寸计算。 （ 1） 计算 分度圆 直 径 m = 28 1.5 42 2mm m = 104 1.5 156 56- 15 - （ 2） 计算 中心距 a =2dd 21= 21564299 a=99 3） 计算 齿轮宽度 b =11 42= 42（ ， 可取 42 47 42 5）结构设计及 绘制 齿轮零件图。 47 齿轮 2 设计 设计结果 4、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 按图 10 23 所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 插床为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度。 材料选择。由表 10 1选择小齿轮材料为 40质），硬度为 小齿轮 4080齿轮材料为 45钢，硬度为 240者材料硬度差为 40 大齿 45钢 选小齿轮齿数 4，大齿轮齿数 24 2。 5、 按 齿面接触强度设计 由设计计算公式（ 10 9a）进行试算，即 3Zu 1 确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 计算小齿轮传递的转矩。 N 由表 10 7选取齿宽系数d=1。 由表 10 6查得材料的弹性影响系数 由图 10 21限 - 16 - 600齿轮的接触疲劳强度极限 550 由式 10 13 计算应力循环次数。 060 1 10 300 8 1 108 0 107 由图 10 19 取接触疲劳寿命系数1 计算接触疲劳许用应力。 取失效率为 1，安全系数 S=1，由式（ 10 12）得 1H 1 600582H 1 550594 计算 计算小齿轮分度圆直径 代入 中较小的值。 设计结果 3 Zu 1u 25 8 21 8 9 2 618 5 9 0 0 .1 计算 圆周速度。 =100060 1t=1 0 0 060 1 2 4 8 s=s 计算齿宽 b。 b= 1 计算齿宽与齿高之比 模数 齿高 h 计算载荷系数。 - 17 - 根据 =s， 7级精度，由图 10 8查得动载系数； 直齿轮， 由表 10 2查得使用系数 由表 10 4用插值法查得 7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， 由0 13得 载荷系数 1 1 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（ 10 10a）得 3K 3 计算模数 m。 11、 按齿根弯曲强度设计 设计结果 由式（ 10 5）得弯曲强度的设计公式为 m 3 F Y 确定公式内的各计算数值 由图 10 20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 00大齿轮的弯曲强度极限 80 由图 10 18 取弯曲疲劳强度寿命系数1 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S=式（ 10 12）得 E 111F 50 E 222F 计算载荷系数 K。 - 18 - 1 1 查取齿形系数。 由表 10 5查得 查取应力校正系数。 由表 10 5查得 计算大、小齿轮的 F F 1F F 2F F 设计计算。 m 32 0 4 6 67 7 62 计结果 对比计算结果是由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的 模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度的承载能力，而齿面接触疲劳强 度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数和齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算 得的模数 m = 2 接触强度算得的分度圆直径 模数 m = 2 mm 算出小齿轮齿数。 32 32 大齿轮齿数 u 32 = 3。 3 4、 几何尺寸计算。 （ 1） 计算 分度圆 直径 m = 24 2 48 48- 19 - m = 83 2 166 166 2） 计算 中心距 a =2dd 21= 216648107 a =107 3） 计算 齿轮宽度 b =11 48= 48（ ， 可取 48 53 48 5）结构设计及 绘制 齿轮零件图。 53 I 设计 设计结果 轴的最小直径 d d 3 =123 圆整以及查询机械设计手册可取 d=20 d=20连接 1 =20询手册可知，轴径 2 =25毡外圈 D=39 圈内径 =243= 2 +2（ 2 =30 询轴承的标准，取 3=30 选用深沟球轴承 6206 3=30 - 20 - 查询轴承系列数可知 6 4 =36 4 =36 （ 1）、查询带轮槽数据可知， f=7， e=12，有 4根带轮， 即 L1 =3e+2f=50 48 48 2）、轴 承端盖的总宽度为 20端盖的外端面与 距离 l=30取 50 50 3）、查询数据得，轴承的宽度 B=16油板3取 12 所以 6+12+2+8=38（ 8 4）、从右端往左端确定， 3一样，故取长度 3=38 8 5）、根据齿轮计算可知， 7 6）、根据轴长度确定 度为 上所述可知，轴箱体内的长度为 I 受力分析： 设计结果 Q=41411103 9 2 5 4t 3 942103 9 2 9 82 115 D E - 21 - 假设受力方向如图所示 ,则竖直方向受力如图所示 . 则 021 ,02 设计结果 即 021 50 2 F 3.5 0。 由上式可得， 水平方向受力如图所示 82 115 22 - 则 由上式可得， 6121 设计结果 1 82 - 23 - ) x(直方向弯距图 ) x(平方向弯距图 - 24 - 设计结果 校核轴的强度： 强度条件为 D 22 = 1 =60 强度条件满足 M ( ) x(距合成图 T ( ) x(扭距图 - 25 - 轴 计 设计结果 一 、 根据轴三的设计，轴二可以选用深沟球轴承 6207，其内径为 35 即 因为 2段为齿轮轴， 5 第三段是退刀槽，取直径为3=34 3=34六段是装轴承的，根据对称设计，使用统一型号的轴承 6207， 直径一样为 635 635mm 5665 取 故 h（ ,4554 取故 48424025454 h（ 二 、 轴承宽 B =17故 L 392812172831 B（ L 故 3 3 3为退刀槽取 5 故 4 为轴环宽度 故 .6 6 6 5为安装齿轮处 故 2 2=42 2=40（ 06从右端开始确定 - 26 - 设计结果 故 B+3+8+2+7+12+8+2= 、轴 2的受力分析： x z A B C D 3- 27 - 设计结果 根据图可知 1t =112=42 =N） =222=48 =N） 即 由上式可得， 据图可知 122 =N） 228 =N） C D - 28 - 设计结果 即 55+ 由上式可得， z （ N x（ 003 根据图所得的弯矩图 - 29 - 设计结果 N x（ 据图 所得的弯矩图 M（ N x（ 成弯矩图 - 30 - 设计结果 校核轴的强度： 根据弯扭合成图 ,分析出 B、 则强度条件为 B 22 = 1 =60 T(N x（ 矩图 T(N x（ 矩合成图 - 31 - C 22 = 1 =60 满足强度条件 轴 计 设计结果 1、 确定各台肩的直径 从轴的左边开始往右边确定 该轴选用 45 钢，故取 1120 A。 可计算轴的最小直径为： 圆整，取 1d =32 1d =32一个台肩直径为： ,1212 取 查密封圈孔径 02 取 53 ，试选深沟球轴承 6209 53 334 ， 取 34 324454 ，根据优先数系可选取 64 64 645 取 45 424565 45 现从右边往左边确定： 538 58 887 ，取 27 - 32 - 4276 ，此处为轴承台肩， 46 故需要选用优先数系取 66 根据联轴器长度确定第一段台肩的长度， 由 m i n/2 51 ， 查课程设计指导书 取滑块联轴器 01 01 取 据指导书 02 02 根据选取的轴承型号，可查的 B=19， ，挡油板总长 2098123 93 右端轴承上长度需增长 2 1238 18 4853(822 )( 1227 所以 轴套 B=台阶用来放置齿轮，需要留一段距离用下一段的轴套来 卡住齿轮， 62486 66 轴环的长度： 取 5 5 根据第一根轴确认的箱体内长度，可得 8)8(84 - 33 - 受力分析 ： 设计结果 A B C D y x z D A B 64 - 34 - 设计结果 根据图可知 F F 0 即 由上式可得， 据图可知 0 即 D