牛头刨床机械传动系统项目设计方案.doc

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1.1、课程设计题目：牛头刨床机械传动系统方案设计1.2、工作原理：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，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。 图1 设计结果1.3、设计要求：电动机轴与曲柄轴2平行或垂直，刨刀刀刃E点与铰链点C的垂直距离为50mm，水平距离为1.2H。使用寿命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1500r/min，执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。1.4、设计数据：导杆机构运动分析转速n2机架lo2o4工作行程H行程速比系数K连杆与导杆之lBC/lO4B483803101.460.25导杆机构动态静力分析工作阻力Fmax（N）导杆质量m4（kg）滑块6质量m6（kg）导杆4转动惯量Js4（kgm2）4520701.1凸轮机构设计从动件最大摆角max从动件杆长lO9D许用压力角推程运动角o远休止角s回程运动角o15125407510751.5、设计内容：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。1.6、设计工作量：1.7、整个刨床运动方案简图，运动循环图一张（A3），建议采用三维软件绘制（如proe 等） 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A3图纸出图，图纸格式为留装订边，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PPT。1.7、设计时间：16周-17周 第二章 总体设计 2.1确定传动方案 设计结果传动方案图解如下：2.2刨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Y系列三相笼型异步电动机，同步转速1500r/min,执行机构的传动效率按0.95计算，系统有过载保护。1. 根据要求取步转速 n同=1500 r /min2. 根据扭头刨床设计数据知有效工作行程 H=0.31 m3. 工作机有效功率为 P=1004.4（w）（减速后输出效率）4. 所以电机所需要的工作效率为：P入=1206（w）（其中分别是：V带轮、齿轮、轴承、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：Ped=1.3P入=1.31206=1567.8（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Y90L4，其P额=1.5 KW，n满=1400 r/min的电机。 电机型号Y90L46. 计算传动装置的总传动比并分配传动比：总传动比为 = 设计结果轮1的传动比 i2=3.7齿轮2的传动比 i3=2.6由于n出=，可推出带传动的传动比i1i1=3.037. 计算传动装置各轴的转速：轴 n1=1400 r/min轴 n2=462.05 （r/min）轴 n3=124.9 （r/min）轴 n4=48.03 （r/min）8. 各轴输入的功率轴 P1=P入=1.206 kw轴 P2=P入带=1.2060.96=1.158 (kw)轴 P3=P2齿1轴承=1.1580.980.99=1.123（kw）轴 P4=P3齿2轴承=1.1230.980.99=1.090 （kw）联轴器输入功率 P5=P4轴承=1.0900.99=1.079 （kw）9. 各轴输入的转矩 电动机轴的输出转矩Td为 设计结果Td=9.5510=9.5510=8226.6 （Nmm） 轴 T1=Td=8226.6 Nmm轴 T2=T1i1=8226.60.963.03=23929.5 （Nmm）轴 T3=T2齿1轴承i2=23929.50.980.993.7=85900.8 （Nmm）轴 T4=T3齿2轴承i3=85900.80.980.992.6=216686.5 =（Nmm）将上述计算汇总于下表，以备查用：轴名功率 P/KW转矩 T/(Nmm)转速 n/（r/min）传动比i效率电机轴1.2068.226610140011I轴1.2068.22661014003.030.95II轴1.1582.3929510462.053.70.97III轴1.1238.5900810124.92.60.97输出轴1.0902.1668651048.032.3 V带设计 设计结果1. 确定计算功率Pca查表得工作情况系数KA=1.1，故Pca=KAP=1.11.206=1.3266（kw）2. 选择V带的带型根据PCA、n1由图选择Z型。 Z型3. 确定带轮的基准直径dd并验算带速v1) 初选小带轮的基准直径dd1。由表86和表88,可得取小带轮的基准直径dd1=71mm dd1=71mm2) 验算带速v。V= =5.2 (m/s)因为5m/sv(F0)min. 设计结果8. 计算压力轴Fp压力轴的最小值为（Fp）min=2z(F0)minsin=2454.37sin=427.55(N)2.4 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1023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101选择小齿轮材料为40Cr（调质）， 小齿轮40Cr硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS，二者材料 大齿45钢硬度差为40HBS。 选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=3.72488.8，取Z2=89。2、 按齿面接触强度设计由设计计算公式（109a）进行试算，即d1t2.321 确定公式内的各计算数值 试选载荷系数Kt=1.3。 计算小齿轮传递的转矩。T1=2392935（Nmm） 由表107选取齿宽系数=1。 由表106查得材料的弹性影响系数=189.8MPa。 由图1021d按齿面硬度差的小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。 由式1013计算应力循环次数。N1=60n1jLh =60462.05110300816.6510N2=1.810 由图1019取接触疲劳寿命系数=0.95;=0.97。 计算接触疲劳许用应力。取失效率为1，安全系数S=1，由式（1012）得=MPa570MPa=MPa533.5MP 计算计算小齿轮分度圆直径d1t ，代入中较小的值。 设计结果d1t2.322.32mm 37.43mm 计算圆周速度。 =m/s=0.906m/s 计算齿宽b。 b=d1t =137.43mm=37.43mm 计算齿宽与齿高之比。模数 mt=1.5（mm） 模数1.5mm齿高 h2.25mt=2.251.56mm3.51mm =10.66 计算载荷系数。根据=0.906m/s，7级精度，由图108查得动载系数=1.05；直齿轮，1;由表102查得使用系数=1.25;由表104用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，1.416；由=10.66，1.416查图1013得1.32；故载荷系数 1.251.0511.4161.8585 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（1010a）得 37.43mm=42.166mm 计算模数m。 =mm=1.757mm3、 按齿根弯曲强度设计 设计结果由式（105）得弯曲强度的设计公式为m 确定公式内的各计算数值 由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限500MPa;大齿轮的弯曲强度极限380MPa 由图1018取弯曲疲劳强度寿命系数=0.91,=0.93 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（1012）得MPa=325MPaMPa=252.43MPa 计算载荷系数K。1.251.0511.32=1.7325 查取齿形系数。由表105查得 2.65，2.20 查取应力校正系数。由表105查得 1.58,1.78 计算大、小齿轮的并加以比较。=0.012883=0.015513 设计计算。mmm=1.31mm 设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1.31并就近圆整为标准值m = 1.5 mm，按接触强度算得的分度圆直径d1 = 42.166 mm，算出小齿轮齿数。Z1 = = 28 大齿轮齿数 Z2 = uZ1 = 3.728 = 103.6；取Z2=104。4、几何尺寸计算。（1）计算分度圆直径d1 = Z1 m = 281.5 mm= 42 mm d1=42mm d2 = Z2 m = 1041.5 mm= 156 mm d2=156mm（2）计算中心距 a = mm= 99mm a=99mm（3）计算齿轮宽度b = = 142= 42（mm），可取B1 = 42mm ； B2 = 47 mm B1 = 42mm（5）结构设计及绘制齿轮零件图。 B2 = 47 mm2.5 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1023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101选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为 小齿轮40Cr280HBS，大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 大齿45钢 选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=2.62462.4，取Z2=62。5、 按齿面接触强度设计由设计计算公式（109a）进行试算，即d1t2.322 确定公式内的各计算数值 试选载荷系数Kt=1.3。 计算小齿轮传递的转矩。T1=85900.8（Nmm） 由表107选取齿宽系数=1。 由表106查得材料的弹性影响系数=189.8MPa。 由图1021d按齿面硬度差的小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。 由式1013计算应力循环次数。N1=60n1jLh =60124.9110300811.7985610N2=6.917510 由图1019取接触疲劳寿命系数=0.97;=0.99。 计算接触疲劳许用应力。取失效率为1，安全系数S=1，由式（1012）得=MPa582MPa=MPa594MP 计算 计算小齿轮分度圆直径d1t ，代入中较小的值。设计结果 d1t2.322.32mm 58.20mm 计算圆周速度。 =m/s=0.38m/s 计算齿宽b。 b=d1t =158.20mm=58.20mm 计算齿宽与齿高之比。模数 mt=2.425（mm）齿高 h2.25mt=2.252.425mm5.46mm =10.66 计算载荷系数。根据=0.38m/s，7级精度，由图108查得动载系数=1；直齿轮，1;由表102查得使用系数=1.25;由表104用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，1.421；由=10.66，1.421查图1013得1.34；故载荷系数 1.25111.4211.776 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（1010a）得 58.20mm=64.58mm 计算模数m。 =mm=2.69mm6、 按齿根弯曲强度设计 设计结果由式（105）得弯曲强度的设计公式为m 确定公式内的各计算数值 由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限500MPa;大齿轮的弯曲强度极限380MPa 由图1018取弯曲疲劳强度寿命系数=0.98,=0.99 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（1012）得MPa=350MPaMPa=268.7MPa 计算载荷系数K。1.25111.34=1.675 查取齿形系数。由表105查得 2.65，2.272 查取应力校正系数。由表105查得 1.58,1.734 计算大、小齿轮的并加以比较。=0.01196=0.01466 设计计算。mmm=1.98mm 设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1.98并就近圆整为标准值m = 2 mm，按接触强度算得的分度圆直径 模数m = 2 mmd1 = 64.58 mm，算出小齿轮齿数。Z1 = = 32 Z1 =32 大齿轮齿数 Z2 = uZ1 = 2.632 = 83.2；取Z2=83。 Z2=834、几何尺寸计算。（1）计算分度圆直径d1 = Z1 m = 242 mm= 48 mm d1 =48mm d2 = Z2 m = 832 mm= 166mm d2 =166mm（2）计算中心距a = mm= 107mm a =107mm（3）计算齿轮宽度b = = 148= 48（mm），可取B1 = 48mm ； B2 =53 mm B1 = 48mm（5）结构设计及绘制齿轮零件图。 B2 =53 mm2.6 轴I设计 设计结果1.轴径计算：轴的最小直径dd=A0=112=15.2（mm）圆整以及查询机械设计手册可取d=20mm， d=20mm即连接V带轮的直径=20mm查询手册可知，轴径=25mm，毛毡外圈D=39 mm，毡圈内径=24mm=+2（0.070.1）=28.5mm30 mm查询轴承的标准，取=30 mm，即选用深沟球轴承6206 =30 mm查询轴承系列数可知da=36 mm，即=36 mm =36 mm2.长度确定：（1）、查询带轮槽数据可知，f=7，e=12，有4根带轮，即L=3e+2f=50mm，取L=48mm L=48mm（2）、轴承端盖的总宽度为20mm，取端盖的外端面与V带轮右端的距离l=30mm，故取L=50mm L=50mm（3）、查询数据得，轴承的宽度B=16mm，挡油板取12mm，所以l=16+12+2+8=38（mm） l=38mm（4）、从右端往左端确定，L情况与L一样，故取长度L =L=38mm L =38mm（5）、根据齿轮计算可知，L取47mm（6）、根据轴长度确定L长度为61.5mm综上所述可知，轴箱体内的长度为124.5mm2.7 轴I受力分析： 设计结果F由带轮设计结果知为F=427.55N 8211553.5FFFFFFFBC DE假设受力方向如图所示,则竖直方向受力如图所示.82115 53.5FFFF则， 设计结果即427.55107101.275168.5+53.5=0。由上式可得， 水平方向受力如图所示FF53.5F 115 82则由上式可得， 设计结果M()x(mm)35059.1103.2-4010.36竖直方向弯距图M()x(mm)-41595.5水平方向弯距图 设计结果M () x(mm)35059.141788.4弯距合成图T ()x(mm)23929.5 扭距图校核轴的强度：强度条件为=8.05=60 强度条件满足2.8 轴II设计 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35mm，即 因为2段为齿轮轴，da=45mm，即 第三段是退刀槽，取直径为=34mm， =34mm 第六段是装轴承的，根据对称设计，使用统一型号的轴承6207，直径一样为35mm。 35mm 故 （mm） 故 （mm） 二 、 ， 轴承宽B =17mm,故 L（mm） L L等于齿轮宽度 故 L=53 mm L=53 mm L为退刀槽取5 故 L=5 mm L=5 mm L为轴环宽度 故 L=1.4=5.6 mm6 mm L=6 mm L为安装齿轮处 故 L=B2=422=40（mm） L=40mm L从右端开始确定 设计结果故 L= B+8+2+2.5=17+12+8+2.5+2+2=43.5（mm） L=43.5mm三、轴2的受力分析：FFFFFFFyxzABCDFFFF55mm57.5mm53mm 设计结果 FFFFABCD根据图可知F=FTan=Tan20=Tan20=414.7（N） F=414.7NF= FTan=Tan20=Tan20=1302.7（N） F=1302.7N由F= F+ F+ F= Fl- Fl+ Fl即414.7= F+1302.7+ F1320.755-414.7122.5+ 165.5F=0由上式可得，F=-1039.0N F=151.0N F=-1039.0N根据图可知 F=151.0NF=1139.5（N） F=1139.5NF=3579.2（N） F=3579.2N则F+F=F+F 设计结果=Fl+Fl-Fl即F+F=4718.73579.255+1139.5112.5-165.5 F=0由上式可得，F =2754.8N F=1963.9N F =2754.8N F=1963.9NM（Nmm）x（mm）71648.58003根据图所得的弯矩图 设计结果M（Nmm）x（mm）167600.7104086.7根据图所得的弯矩图M（Nmm）x（mm）167600.7104393.9合成弯矩图 设计结果T(Nmm)x（mm）85900.8 扭矩图 T(Nmm)x（mm）167600.7175346.6116423.8104393.9弯矩合成图校核轴的强度：根据弯扭合成图,分析出B、C点为危险截面则强度条件为=31.33=60=2.57=60 满足强度条件2.9 轴III设计 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。可计算轴的最小直径为：圆整，取=32mm。 =32mm下一个台肩直径为： 取，试选深沟球轴承6209 ， 取，根据优先数系可选取 取 现从右边往左边确定： ，取 ，此处为轴承台肩， 故需要选用优先数系取 根据联轴器长度确定第一段台肩的长度，由 查课程设计指导书p140表13.6 取滑块联轴器KL5 取M16 根据指导书P26 表4.2 根据选取的轴承型号，可查的B=19，挡油板总长20mm， 右端轴承上长度需增长2mm，故 所以 轴套B=10.5mm该台阶用来放置齿轮，需要留一段距离用下一段的轴套来卡住齿轮， 轴环的长度： 取 根据第一根轴确认的箱体内长度，可得 2.10 轴III的受力分析： 设计结果ABCDyxzFFFFFFDABFFF 图64119.5130.5C 设计结果图DA BFF64mm119.5mm130.5mmCF根据图可知F= F=1302.7N F= F=1302.7NF= F+ F= Fl- F l=0即1302.7= F+ F1302.764-183.5 F=0由上式可得，F=848.4N F=454.3N F=848.4N根据图可知 F=454.3N F= F=3579.2N F= F=3579.2NF= F+ F= Fl- Fl=0即3579.2= F+ F3579.264-183.5 F=0 设计结果由上式可得， F=2330.9NF=2330.9N F=1248.3N F=1248.3NM（Nmm）54297.6x（mm）根据图所得的弯矩图M（Nmm）x（mm）根据图所得的弯矩图-149177.6 设计结果M（Nmm）x（mm）158752 合成弯矩图T（Nmm）x（mm）216686.5 扭矩图 设计结果Nmmx（mm）158752205185.7130011.9 弯扭合成图校核轴的强度：根据弯扭合成图，分析出B点为危险截面强度条件为=11.68=60 强度符合要求2.11 轴承寿命计算 设计结果6206: n=462.5r/min c=19.5*10N F=767.3N F=361.7N F=74.96N F=0 F=777.6N F= F= 由F=0可知e, 根据表可得深沟球轴承的最小e值为0