机械综合应用设计课程设计-插床机构设计.docx

课程名称：机械综合应用设计设计题目：插床机构设计院系：机械工程系专业班级：2012级机电一体化2班学号：20127613姓名：指导教师：成绩：西南交通大学峨眉校区2015年8月25日机械综合应用设计课程设计说明书第iii页课程设计任务书专业机电一体化姓名安建三学号20127613开题日期： 2015年07月19日完成日期： 2015年08月25日题目插床机构设计一、设计的目的通过工程设计过程各主要环节的训练，了解机械设计在实际工程中的应用，掌握相关的基本知识、基本理论和基本方法，培养综合运用先修课程和计算机辅助设计的能力，现代设计理论与方法的运用能力，观察、提问、分析和解决问题的独立设计工作能力，运用标准、规范、手册、图册及网络信息等有关技术资料的能力，以及设计构思和创新能力。二、设计的内容及要求加工时工作台上的工件做纵向、横向或旋转运动，插刀做上下往复运动，切削工件。插床结构紧凑，机械效率高。插刀往复次数（30次/min）；插刀往复行程（150mm）；插削机构行程速比系数k=2；速度不均匀系数0.03；最大切削阻q=2300n；三、指导教师评语四、成绩指导教师 (签章) 年月日摘要插床是机械加工工业中的主要设备，在机械加工领域中应用十分广泛。目前机床行业市场竞争十分激烈，对机床的精度和效率提出了更高的要求，插床主体机构的设计是插床设计中的首要课题。为了提高插床机构的工作效率，常采用摆动导杆机构的形式，根据使用要求确定的行程速度变化系数k或极位夹角与该机构的各尺寸有关，为了提高插床主体机构设计的速度和设计质量，减少设计周期，提高产品竞争力，对插床主体机构尺寸的设计应该采用最先进的设计方法。插床主题机构的尺寸的设计一般采用图解法，该法简单、明了，但设计粗糙、设计速度慢、设计周期长，在市场竞争激烈的今天，不能满足设计的要求。本文提出的插床主题机构尺寸计算机辅助设计，建立数学模型，采用计算机进行计算，auto cad软件绘图，极大提高了设计速度和设计质量，为提高产品的竞争力提供了有效的设计方法。关键词：插床；机床；插床目 录目录第1章整机原理图1第2章传动机构传动比并分配传动比2第3章原动机的确定3第4章普通v带的参数确定4第5章齿轮传动设计65.1、高速级齿轮的设计（z1、z2）65.2、低速级齿轮的设计（z3、z4）9第6章主轴的设计10第7章摆杆的设计147.1插销机构方案定型147.2插削机构的设计157.3摆杆截面尺寸16第8章连接键的选择178.1电机键的选择178.2小带轮键的选择178.3大带轮键与主轴的选择178.4齿轮轴与齿轮之间平键的选择18第9章滚动轴承传动的选择19第10章联轴器的选择20结论21参考文献22机械综合应用设计课程设计说明书第27页第1章整机原理图第2章传动机构传动比并分配传动比总传动比：i总=n电机n=144030=48.0由于尽量设计传动比时，传动比逐级递减：取普通v带传动比为：i带=4 ， i总=i带i12i34 ， i12=1.31.4i34则47.67=4i12i34解得：i12=4.0 ； i34=3.0第3章原动机的确定由题目所给数据得出杆1旋转一周所用的时间为2s，又由插削机构行程速比系数k=2得出极位夹角为=60。所以刀具在推程所用的时间为:2240360=43s刀具推程的速度是由杆3带动速度，最大速度时所需功率最大，即杆1杆3重合时，所以有：vmax=30l1215060240=0.655m/s故：刀具切削平均功率为：p0=fv=qvmax=23000.655=1.5kw考虑中间传动效率损失：普通v带传动效率 带0.900.95普通圆柱齿轮传动效率 齿0.900.99联轴器 连0.990.995摩擦损失传动效率 摩0.850.90总机械效率p=p0带齿连摩=1.50.90.90.990.85=2.2kw型号额定功率/kw额定转/(r/min)额定转/(n*m)电机效率y100l1-42.214402.20.82第4章普通v带的参数确定v带设计参数：1、确定计算功率pca： pca=ka*p0,查表8-7得工作情况系数ka=1.1(空、轻载启动，载荷有轻微冲击) ，故 pca=1.12.2=2.42kw2、选择v带的带型：根据pca=2.42kw，n1=nm=1440r/m查表8-1选用z型。3、确定带轮的基准直径dd并验算带速v：初选小带轮的基准直径dd1：查表8-6、表8-8取小带轮的基准dd1=80mm。验算带速v： v=dd1n1601000=801440601000=6.04m/s因为 5m/sv25m/s，故带速合适。计算大齿轮的基准直径：dd2=i带dd1=480=320mm，由表圆整为320mm。4、确定v带的中心距a和基准长度ld：根据公式0.7dd1+dd2=280mma02dd1+dd2=800mm，初定中心距a0=540mm通过计算得到该组带轮所需的基准长度:ld02a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a01735mm查表8-2得：ld=1750mm计算实际中心距 ：aa0+ld-ld02=547.5mm根据amin=a-0.015ld;amax=a+0.03ld；得：中心距a的变化范围为521mm-600mm；5、验算小带轮上的包角111800-dd2-dd157.30a=154.9906、计算带的根数z：计算带根v带的额定功率pr：由dd1=80mm和n1=1440r/min，查表8-4知p0=0.34kw根据n1=1440r/min，i带=4和z型带查表8-5得：p0=0.03kw,查表8-6得ka=0.93，查表8-2得kl=1.54，于是pf=p0+p0kakl=0.53kw计算v带的根数z： z=pcapf=4.57，故取5根。7、确定带的初拉力f0：初拉力f0小，则带传动的传动能力小，易出现打滑。初拉力f0过大，则带的寿命低，带对轴及轴承的压力大。因此，确定初拉力时，既要发挥带的传动能力，又要保证带的寿命。单根v带的初拉力：f0=500（2.5-k）pcakzv+qv2=69.83(q=0.060kg/m详见机械设计p149)8、计算带传动的压轴力fp：为了设计安装带轮的轴和轴承，需要计算带传动作用在轴上的压轴力fp，如果不考虑带两边的拉力差，则压轴力可以近似地按带两边的初拉力的合理来计算，即fp=2zf0sin12=681n(式中1为小带轮的包角)9、带轮结构设计 :查机械设计课程设计指导书得：y100l1-4电动机轴伸直径 d=28mm，轴伸长度e=60mm。根据小带轮基准直径做成实心式结构参照机械设计书，可求其结构尺寸和轮缘横截面尺寸。大带轮做成腹板式结构参照机基准直径械设计书，可求出其结构尺寸和轮缘横截面尺寸。小带轮参数：小带轮=80mm，孔径d=28mm，带轮宽b=70mm，查相关机械手册知小带轮采用实心式；大带轮参数：大带轮=320mm，查相关机械手册知大带轮采用四孔板式，则孔径d=28mm，带轮宽b=70mm，轮毂直径和宽度皆为d0=l=2d=56mm。10、solidworks带轮3d制图（1）小带轮绘制： （2）大带轮绘制：第5章齿轮传动设计5.1、高速级齿轮的设计（z1、z2）(1)、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1)、按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动2)、由于金属切削机床速度不高，故选用8级精度3)、材料选择：查表10-1选择小齿轮材料为40cr（调质）硬度为280hbs，大齿轮材料45钢（调质）硬度为240hbs。二者材料硬度差为40hbs。4)、选小齿轮齿数=24，则大齿轮齿数=424=96。5)、选用螺旋角 初选螺旋角=15(2)按齿面接触度设计由设计计算公式试算即：d132kht1du1u(zezhzh)2确定公式内的个计算值1）试选载荷系数：kh=1.6，由图10-20选区域系数zh=2.425。2）小齿轮传递的转矩：t1=9550p带n=58.4nm3）查表10-7选取齿轮宽系数：d=1.14) 查表10-5得弹性影响系数： ze=189.8mpa125) 按齿面硬度查图10-21d得: 小齿轮的接触疲劳强度极限：hlim=600mpa， 大齿轮的接触疲劳强度极限：hlim2=550mpa6)由式n=60nil:h计算应力循环次数n1=60i12lh=603603008=5.184107n1=n1/4=1.2961077) 查图10-23取接触疲劳寿命系数：khn1=0.93，khn2=0.968) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1，由式h=khnhlims得：h1=khn1hlim1s=0.936001=558mpah2=khn2hlim2s=0.965501=528mpah=h1+h22=543mpa 9)查表得=0.765 =0.86 +=1.625z=4-3=0.89 计算1) 试算小齿轮分度圆直径,代入h中较小的值： d132kht1du1uzezhzh2=47.4mm2) 计算圆周速度：v=47.4360601000=0.89m/s3)计算齿宽b：b=dd1=47.4mm4)计算齿宽与齿高之比b/h：模数：mnt=d1cosz1=1.9mm齿高： h=2.25mnt=4.49齿宽与齿高之比：bh=10.565)计算载荷系数已知使用系数ka=1.25，根据v=0.89m/s8级精度，查图10-8得动载系数kv=1.05查表10-3得kh=kf=1.4由表10-4用插值法查得：kh=1.452查图10-13得kf=1.4故计算载荷系数：k=kakvkhkh=2.676)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式子d1=dit3khh得：47.4=dit32.671.6dit=39.96mm7) 计算模数mm=d1cosz1=1.91(3) 按齿根弯曲强度设计根据弯曲强度的设计公式为mn32kt1ycos2dz12(yfaysaf)进行计算：1) 由图10-18查得小齿轮的弯曲疲劳强的极限fe1=500mpa； 大齿轮的弯曲强度极限fe2=380mpa2)由图取弯曲疲劳寿命系数kfn1=0.96，kfn2=0.923)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4，则f1=kfn1fe11.4=480mpaf2=kfn2fe21.4=349.6mpa4)计算载荷系数：k=kakvkfkf=2.575）计算纵向重合度：=0.318dz1tan=2.045根据=2.045，查得螺旋角影响系数 y=0.8756)计算当量齿数：zv1=z1cos3=26.63zv2=z2cos3=102.97)查取齿形系数、应力校正系数由表查得yfa1=2.581；yfa2=2.117由表查得ysa1=1.598；ysa2=1.7938)计算大小齿轮的yfaysaf并加以比较yfa1ysa1f1=0.00859yfa2ysa2f2=0.01086大齿轮的数值大9)设计计算mn32kt1ycos2dz12yfaysaf=322.575.841040.875cos21512421.6250.01086=1.42mm对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法向模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法向模数，取mn=1.5，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=47.4mmz1=d1cosmn30.52，圆整为31大齿轮齿数 z2=i12z1=431=124。这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。(4) 几何尺寸设计1) 计算分度圆直径d1=z1mncos=48.14mmd2=z2mncos=192.56mm2)计算中心距a=(z1+z2)mn2cos=120.35mm，圆整为a=121mm。3)按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(z1+z2)mn2a=15565因为值改变不多，故参数，等不必修正4)计算齿轮宽度b=dd1=47.4mm圆整后取b2=50mm，b1=55mm(5) 结构设计1） 小齿轮参数:查相关机械手册得:小齿轮采用齿轮轴式2）大齿轮参数:因为d500mm，则采用腹板式结构5.2、低速级齿轮的设计（z3、z4）低速级齿轮的设计参照高速级设计过程设计。由于第二根轴安装有两个齿轮，尽量使两个齿轮的轴向力相互抵消，所以有：fa1=fa2fa=fttanft=2tdtan1532124=tan22=3.963、齿轮参数确定模数m齿数z螺旋角宽度b(mm)螺旋角旋向z11.5311555左z21.51241550右z31.5323.9650右z41.5963.9645左第6章主轴的设计轴上的功率p、转速n和转矩tp=2.2kw ； n=1440r/min ; t=58.4nm初步选定轴的最小直径:选取材料45钢，调质处理,主轴主要受扭转作用t=twt9550000pn0.2d3tt-扭转切应力，mpa；t-轴所受的扭矩，nmm；wt-轴的抗扭转截面系数，mm3；n-轴的转速。r/min；p-轴传递的功率，kw；d-计算截面处轴的直径，mm；t许用扭转切应力，mpa,需查表。由计算式得轴的最小直径计算式：d39550000p0.2tn=395500000.2t3pn=a03pn查表得a0取a0=115；则计算得道d21.03mm。该轴段上有安装键，所以dd1+5%=22.08mm通过取圆整，则d23mm绘制结构简图确定各轴段直径1） a段：与带轮相配合所以直径为d1=28mm。2） a段：根据油封标准选取，d2=29mm。3） b段：与轻系列深沟球轴承6205配合来选取，d3=30mm。4） c段：与小齿轮安装配合，d4=35mm。5） d段：与轻系列深沟球轴承6205配合来选取，d5=30mm。确定各轴段长度尺寸1） a段：与带轮相配合所以l1=70mm。2） a段： l2=50mm。3） b段：与轴承、套筒、小齿轮配合l3=172mm。l套=207mm。4） c段：与小齿轮宽度配合，相比较小一些l4=53mm。5）d段： l5=50mm。轴的弯曲、扭转强度校核，由已知条件对该轴进行受力分析在h面上：则m(b)=0fhdl2+l3-ft1l2=0m(d)=0fhbl2+l3-ft1l3=0其中ft1=2t1d1=258.447.4=2464nff=(fp)min=681nfr=ft1tancos=2464tan20cos15=928.5nfa1=ft1tan15=660n由上述各式得fhd=554nfhb=1909nfhbl2=fhdl3=95450n.mm弯矩图：在v面上： m(b)=0ffl1+fr1l2-fvdl2+l3-fad2=0fr=0fr1-ff-fvb-fvd=0fr1=ft1tanancos=928.5n解得 ：fvd=355.3nfvb=-113.8n(与假设方向相反)弯矩图：mvb=ff1l1mvc左=fvbl2+ff(l1+l2)mvc右=fvdl3mvb=mbmc左=m2hc+m2vc左mc右=m2hc+m2vc右合成弯矩：mae=(t2)2+ma2mbe=(t2)2+mb2mce左=mc左2+(t2)2mce右=mc右2+0扭矩图： tr=5.84104nmm总弯矩图：危险截面校核：c截面： ca=mce左wc-1b截面： ca=mbwb-1第7章摆杆的设计7.1插销机构方案定型方案一：如图由两个四杆机构组成。自由度f=35-27=1方案二：偏置曲柄滑块机构，如图。自由度f=33-24=1方案三：综合方案一，二的优势，构建如下机构。自由度f=35-27=1 方案比较与选优方案一：结构简单，加工方便，能承受较大载荷。具有较大传动角，此方案加工简单。方案二：结构简单，但传动性能不稳定。方案三：因为结合不同方案的优势，传动角越大，受力较好，结构更加紧凑。比较三种方案插刀运动速度：在插削过程中第三种方案速度波动范围最小。因此选择方案三为最佳方案7.2插削机构的设计由题知：杆1的极位夹角为=180*（k-1）/（k+1）=60;设q=/2;lo2o3=160故有：l1=lo2o3sin(q)l3=l4=h2/sin(q)为了使构件4对滑块刀具的平均传动角较大，设o3距离刀具往复轴线为x,故应有：x-l3cosq=l3-xy为插刀往复最大值，则可得：x=l3(1+cosq)/2则有：y=l42-(l3-x)2计算得（数学模型）数据：设计数据x(mm)140y(mm)75l3(mm)150l4(mm)150l1(mm)807.3摆杆截面尺寸由形成速比系数计算得摆杆两个极限位置的夹角为60。插刀所受的切削力为2300n。求得摆杆所受的最大切削力为fsan60=2300nfmax=2656nca=1.3f0s摆杆所选材料为求得摆杆截面积为1cm2完全符合要求。故摆杆的设计截面积应满足：s1cm2。摆杆与立柱之间的连接原件也应满足截面积最小尺寸原则。第8章连接键的选择8.1电机键的选择已知电动机轴与联轴器连接处材料为锻钢，电机轴宽60mm，轴直径为d0=28mm ，需传递的转矩为14.59nm ，载荷有轻微冲击。 择键连接的类型和尺寸选择普通平键连接。参考轴的直径，查6-1得键的截面尺寸为键宽 b=8mm，键高h=7mm 。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长l=56mm 。校核键连接的强度键、轴、联轴器的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力p=110mpa。键的工作长度l=l-d=48mm。由式（6-1）可得p=2000tkld=4000thld=6.2mpap故满足要求。8.2小带轮键的选择已知小带轮与联轴器连接处皮带轮材料为锻钢，轮毂宽度为70mm,轴直径为d0=28mm ，需传递的转矩为14.59nm ，载荷有轻微冲击。择键连接的类型和尺寸选择普通平键连接。参考轴的直径，查6-1得键的截面尺寸为键宽 b=8mm，键高h=7mm 。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长l=63mm 。校核键连接的强度键、轴、联轴器的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力p=110mpa。键的工作长度l=l-d=55mm。由式（6-1）可得p=2000tkld=4000thld=5.4mpap故满足要求。8.3大带轮键与主轴的选择已知大带轮与主轴连接处皮带轮材料为锻钢，轮毂宽度为70mm,轴直径为d0=30mm ，需传递的转矩为58.36nm ，载荷有轻微冲击。择键连接的类型和尺寸选择普通平键连接。参考轴的直径，查6-1得键的截面尺寸为键宽 b=8mm，键高h=7mm 。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长l=63mm 。校核键连接的强度键、轴、带轮的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力p=110mpa。键的工作长度l=l-d=55mm。由式（6-1）可得p=2000tkld=4000thld=21.6mpap故满足要求。8.4齿轮轴与齿轮之间平键的选择已知齿轮与主轴连接处皮带轮材料为45钢，齿轮宽度为55mm,轴直径为d0=35mm ，需传递的转矩为58.36nm ，载荷有轻微冲击。择键连接的类型和尺寸选择普通平键连接。参考轴的直径，查6-1得键的截面尺寸为键宽 b=10mm，键高h=8mm 。由齿轮宽度并参考键的长度系列，取键长l=50mm 。校核键连接的强度键、轴、齿轮的材料都是45钢，由表6-2查得许用挤压应力p=110mpa。键的工作长度l=l-d=40mm。由式（6-1）可得p=2000tkld=4000thld=20.84mpap故满足要求。第9章滚动轴承传动的选择（1） 轴一采用角接触球轴承，型号为6306，cr=29kn1）求两轴承的受到的径向载荷frb=fhb2+fvb2=1912.4nfrd=fhd2+fvd2=658n2）求两轴承的计算轴向力：按表得轴承的派生轴向力 fd=efr其中e=1.14得： fdb=1.14frb=2180nfdd=1.14frd=750nfa1+fdd=1410fdb故d紧，b松。3）求轴承当量动载荷fad=fdd=750nfab=fa1+fdd=1410n 根据 fabfrb=0.74prd，所以按轴承a的受力大小验算lh=10660n(crprb)3=10660360(290002295)3=99852103008h故所选轴承满足寿命要求。第10章联轴器的选择为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器。类型 lx2型。许用转速：6300r/min 公称转矩：560nm轴孔直径：2035 mm 轴孔长度：62 mm结论本课题要求毕业生综合运用所学专业基础知识和先进的机电一体化专业技术，设计数控回转工作台。该题目是实际应用题目，通过毕业设计过程使学生得到较全面的基本工程训练。通过一个学期的努力圆满完成机械设计课程设计。我学到了很多以前没有学到的技能。通过这次作业，我学会了独立思考能力、自学能力以及搜寻资料能力。使我创新思维能力得到了提高，在这过程中我们对cad、soliworks、solidege等专业软件有了更进一步的掌握，这