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01 牛头 刨床 机构 综合 传动系统 设计

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北华大学机械工程学院专业课程设计说明书专业方向课程设计说明书题目名称： 牛头刨床机构综合与传动系统设计 学 院： 机械工程学院 专业年级： 机械设计制造及其自动化11级 姓 名： 崔雨、李鑫骏腾 班级学号： 机设11-2-16、18 指导教师： 张占国 二一五 年 一 月 九 日目 录第一章 课程设计任务书1第二章 执行机构方案设计3第三章 执行机构运动分析5第四章 执行机构动态静力分析9第五章 传动装置方案拟定12第六章 电动机选择13第七章 传动装置运动和动力参数计算14第八章 V带传动设计16第九章 齿轮传动设计计算18第十章 轴的设计计算25第十一章 键的选择37第十二章 联轴器及润滑、密封方式的选择和设计38第十三章 减速器箱体相关尺寸的设计39第十四章 传动装置附件设计41参考文献4241第一章 课程设计任务书1. 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件平面切削加工的机床。图1-1为其运动方案示意图（本题目不研究工作台的间歇运动），电动机通过传动装置，使曲柄4转动，经摆动导杆机构使装有刨刀的刨头（即滑块8）往复移动。刨头右行为工作行程，在切削的前后各有一段的空刀距离，空回行程则无工作阻力。2. 设计要求 电动机轴与曲柄轴4平行，刨刀刀刃点与铰链垂直距离为，使用寿命10年，每日一班制工作，载荷有轻微冲击，允许曲柄转速偏差为5%，要求导杆机构的最大压力角为最小值，执行机构的传动效率按0.95计算，系统有过载保护，按小批量生产规模设计。图1-1 牛头刨床运动方案示意图3. 设计数据 学号16和1816和1819和24数据编号12（）4850工作阻力（） 45003800（）380430（）110110（）5408100.250.364. 设计任务 1）根据牛头刨床的工作原理，拟定23个其它形式的执行机构，确定传动装置的类型，画出机械系统传动简图，并对这些机构进行分析对比。2）根据给定数据确定执行机构的运动尺寸。3）机构的运动分析：分析刨头的位移、速度、加速度及导杆的角速度、角加速度，并绘制其运动曲线。4）机构的动态静力分析：分析克服工作阻力曲柄所需的平衡力矩和功率，并求出最大平衡力矩和功率。5）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算。6）传动装置中传动零件的设计计算。7）绘制传动装置中减速器装配图和箱体、齿轮及轴的零件图。8）编写设计计算说明书。第二章 执行机构方案设计1. 牛头刨床导杆机构分析。图为其参考示意图。电机通过减速器传动装置（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。按照图2-1 牛头刨床的参考示意图所示，画出原方案的简图如下：图2-1 牛头刨床原方案简图2. 其他方案与原方案的对比分析 （1） (2) (3)图2-2 三种执行机构的方案简图1）因为其自由度，机构具有确定的运动。此方案以滑块机构替代转动机构，增加了摩擦，以曲柄机构带动的刨刀需加一个较大的力，动力性能较差。2）因为其自由度,机构具有确定的运动。其冲击振动较大，零件易磨损，维护较难，对设备要求较高，导致成本增加。3）因为其自由度, 机构具有确定的运动。与原方案相比，结构同样简单，但由于此方案中刨头会受到曲柄转动时向上的力，不利于力的传动。3. 导杆机构的方案确定就原方案而言： 1) 机构具有确定运动，自由度为，曲柄为机构原动件； 2). 刨刀通过曲柄带动摆动导杆机构和滑块机构实现往复移动，实现切削功能，能满足功能要求 3). 对于牛头刨床的工作性能。牛头刨床工作行程中，刨刀行动速度较慢，摆动导杆机构使其具有急回作用，可满足任意行程速比系数的要求； 4) 传递性能，传动性能好，能承受较大的载荷，传动间隙较大； 5) 动力性能，传动平稳，工作过程中冲击震动较小； 6) 牛头刨床的结构和理性，结构简单合理，尺寸和质量也较小，制造和维修也较容易； 7) 在经济成本性方面，无特殊复杂的工艺和设备要求，成本较低,故我们综合各方面的因素可以选择原方案的执行机构设计。第3章 执行机构运动分析1. 速度分析图3-1 机构左右极限简图1）机构的左右极限位置用红色实线表示，一般位置用黑实线表示，A点是速度分析开始点，取为重合点进行求解。已知曲柄的转速，所以点的速度为： 其方向垂直于,指向与的转向一致。由运动合成原理可知，重合点有 方向： 大小： ? ?2）取极点，按比例尺作与机构简图绘在同一图样上的速度图，如图4-2所示： 图3-2 速度图利用公式和各个值之间的关系可以求出构件4（3）的角速度和构件4上B点的速度以及构件4与构件3上重合点A的相对速度。由于 可以求出导杆4角速度 所以可以得出，构件4与构件3上重合点A的相对速度的值是： 对构件5上B、C点，列同一构件两点间的速度矢量方程： 方向： 大小： ? ?（3-8）即也就是滑块6的速度 滑块6位移的值是： 2. 加速度分析 我们已知点一次进行计算得出：所以 大小： ? ?方向： A A /取极点，如图4-3所示：图3-3 加速度图根据已知条件可以求出：所以可以求出构件4的角加速度为： 大小： ？ ？方向：/水平轴 CB 刨头6的加速度 。3.位移与时间、速度与时间，加速度与时间的曲线 1）位移图线 2）速度曲线 3）加速度曲线 第四章 执行机构动态静力分析1. 导杆机构的动态静力分析 1）取构件5、6基本杆组为示力体因构件5为二力杆，只对构件6作受力分析即可，首先列力平衡方程： 大小： ？ ？方向： /水平轴 /水平轴 /BC按比例尺作力多边形，如图4-1，求出运动副反力和。 1) 2)3)图4-1力的多边形示意图 2）取构件3、4基本杆组为示力体已知，则我们可以求出反力： 图4-2 然后我们可以再对构件4列力平衡方程，求出机架对构件4的反力：大小： ？方向： /BC ？ 2. 取构件2为示力体 图4-3 第五章 传动装置方案拟定1.传动方案根据题目要求拟定传动装置方案图解如下 图5-1第六章 电动机选择1. 电动机功率选择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 /min 2）根据扭头刨床设计数据知有效工作行程 H=0.31 m 3)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）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。第七章 传动装置运动和动力参数计算1. 确定传动装置的总传动比和分配传动比总传动比为 = 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=3.03 1）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） 2）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） 3）各轴输入的转矩电动机轴的输出转矩Td为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1.0902.1668651048.03第8章 V带传动设计u V带的传动 设计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。 3. 确定带轮的基准直径dd并验算带速v 1）初选小带轮的基准直径dd1。,取小带轮的基准直径dd1=71mm 2）验算带速vV= =5.2 (m/s)4. 因为5m/sv(F0)min.29. 计算压力轴Fp30. 压力轴的最小值为31.（Fp）min=2z(F0)minsin32. =2454.37sin=427.55(N)第九章 齿轮传动设计计算u 齿轮1的设计 1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2）插床为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。 3）材料选择。由表101选择小齿轮材料为40Cr（调质，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS，二者材料 硬度差为 40HBS。 4）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 d1t2.32 1）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） （1）由表107选取齿宽系数=1。 （2）由表106查得材料的弹性影响系数=189.8MPa。 （3）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。 （4）由式1013计算应力循环次数。N1=60n1jLh =60462.05110300816.6510N2=1.810 （5）接触疲劳寿命系数=0.95;=0.97。 （6）计算接触疲劳许用应力。取失效率为1，安全系数S=1，得=MPa570MPa =MPa533.5MP 2) 计算 (1) 计算小齿轮分度圆直径d1t ，代入中较小的值。 d1t2.322.32mm 37.43mm (2) 计算圆周速度。 =m/s=0.906m/s (3) 计算齿宽b。 b=d1t =137.43mm=37.43mm (4) 计算齿宽与齿高之比。模数 mt=1.5（mm） 齿高 h2.25mt=2.251.56mm3.51mm =10.66 (5) 计算载荷系数。根据=0.906m/s，7级精度，查得动载系数=1.05；直齿轮，1;查得使用系数=1.25;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=10.66，1.41查得1.32；故载荷系 1.251.0511.4161.8585 (6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 37.43mm=42.166mm (7) 计算模数m。 =mm=1.757mm3. 按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为m 1）确定公式内的各计算数值 （1）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 （2）疲劳强度寿命系数=0.91,=0.93 (3) 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得MPa=325MPaMPa=252.43MPa (4) 计算载荷系数K。1.251.0511.32=1.7325 (5) 查取齿形系数。 2.65，2.20 (6) 查取应力校正系数。 1.58,1.78 (7) 计算大、小齿轮的并加以比较。=0.012883=0.015513 2）设计计算。mmm=1.31mm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 d2 = Z2 m = 1041.5 mm= 156 mm a = mm= 99mm 2）计算齿轮宽度b = = 142= 42（mm），可取B1 = 42mm ； B2 = 47 mm 3）结构设计及绘制齿轮零件图。 u 齿轮二的设计 1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）按图5-1所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 2）插床为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。 3）材料选择。选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料45钢，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 4）选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=2.62462.4，取Z2=62。2. 按齿面接触强度设计由设计计算公式（109a）进行试算，即d1t2.32 1）确定公式内的各计算数值（1）试选载荷系数Kt=1.3。（2）计算小齿轮传递的转矩。T1=85900.8（Nmm）（3）选取齿宽系数=1。查得材料的弹性影响系数=189.8MPa。 （4）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。 （5）计算应力循环次数。N1=60n1jLh =60124.9110300811.7985610N2=6.917510 （6）取接触疲劳寿命系数=0.97;=0.99。 （7） 计算接触疲劳许用应力。取失效率为1，安全系数S=1，得=MPa582MPa=MPa594MP 2）计算 （1）计算小齿轮分度圆直径d1t ，代入中较小的值。d1t2.322.32mm 58.20mm （2）计算圆周速度。 =m/s=0.38m/s （3） 计算齿宽b。 b=d1t =158.20mm=58.20mm （4）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 （5）计算载荷系数。根据=0.38m/s，7级精度，动载系数=1；直齿轮，1;查得使用系数=1.25;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 （6）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 （7）计算模数m。 =mm=2.69mm3. 按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为m 1)确定公式内的各计算数值 ( 1) 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限500MPa;大齿轮的弯曲强=0.99=0.98 (2) 取弯曲疲劳强度寿命系数 (3) 弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得MPa=350MPaMPa=268.7MPa (4) 计算载荷系数K。1.25111.34=1.675 (5）查取齿形系数。 得 2.65，2.272 (6) 查取应力校正系数。 查得 1.58,1.734 (7) 计算大、小齿轮的并加以比较。=0.01196=0.01466 2) 设计计算。 mmm=1.98mm 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 d1 = 64.58 mm，算出小齿轮齿数。Z1 = = 32 大齿轮齿数 Z2 = uZ1 = 2.632 = 83.2；取Z2=83。 4、几何尺寸计算。 1）计算分度圆直径 d1 = Z1 m = 242 mm= 48 mm d2 = Z2 m = 832 mm= 166mm 2）计算中心距a = mm= 107mm 3）计算齿轮宽度b = = 148= 48（mm），可取B1 = 48mm ； B2 =53 mm 4）结构设计及绘制齿轮零件图。 第十章 轴的设计计算u 轴1设计 图10-11. 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，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 查询轴承系列数可知da=36 mm，即=36 mm 2. 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 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 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） 4) 从右端往左端确定，L情况与L一样，故取长度L =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124.5mm3. 轴I受力分析： F由带轮设计结果知为F=427.55N 图10-2假设受力方向如图所示,则竖直方向受力如图10-3所示.图10-3， 即427.55107101.275168.5+53.5=0。由上式可得， 水平方向受力如图10-4所示图10-4则由上式可得， 竖直方向弯距 图10-5 弯矩图弯距合成图图10-6 弯距合成图水平方向弯距图图10-7水平方向弯距图扭距图图10-8 扭距图4. 校核轴的强度：强度条件为=8.05=60 u 轴II设计 图10-9轴II示意图1. 轴径计算： 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。 故（mm） 2. 长度的选择 ， 轴承宽B =17mm,故 L（mm） L等于齿轮宽度 故 L=53 mm L为安装齿轮处 故 L=B2=422=40（mm） L从右端开始确定 故 L= B+8+2+2.5=17+12+8+2.5+2+2=43.5（mm） 3、轴2的受力分析：图10-11 轴2的受力分析图10-12 轴2的受力分析 图10-13轴2的受力分析根据图可知F=FTan=Tan20=Tan20=414.7（N） F= FTan=Tan20=Tan20=1302.7（N） 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 根据图可知 F=1139.5（N） F=3579.2（N） 则F+F=F+F =Fl+Fl-Fl即F+F=4718.7 3579.255+1139.5112.5-165.5 F=0由上式可得，F =2754.8N F=1963.9N 根据图10-12所得的弯矩图图10-14 弯矩图 根据图10-13所得的弯矩图 图10-15 弯矩图合成弯矩图图10-16 合成弯矩图扭矩图图10-17扭矩图弯矩合成图图10-18 弯矩合成图4.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 u 轴III设计 图10-191. 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=40mm。 下一个台肩直径为： 取，试选深沟球轴承6210 ， 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2. 长度的选择根据联轴器长度确定第一段台肩由 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，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，可得右端轴承上长度需增长11mm，故 3. 轴III的受力分析： 图10-20轴III的受力分图图10-21 y方向受力分析图图10-22 z方向受力分析图根据图10-21可知 F= F=1302.7N F= F+ F = Fl- F l=0即 1302.7= F+ F 1302.764-183.5 F=0由上式可得， F=848.4N F=454.3N 根据图10-22可知 F= F=3579.2N F= F+ F = Fl- Fl=0即3579.2= F+ F 3579.264-183.5 F=0 由上式可得， F=2330.9N F=1248.3N 根据图10-21所得的弯矩图 图10-23 弯矩图根据图10-22所得的弯矩图图10-24弯矩图合成弯矩图 图10-25 合成弯矩图 扭矩图图10-26 扭矩图弯扭合成图 图10-27 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 u 轴承寿命计算 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0.22 x=1,y=0 查表 f=1.2 P= f(xF+Y F) 所以p=1.2*1*848.28=1017.936 p=1.2*1*781.20=937.44N由得 6207: n=124.9r/min c=25.7*10N F=1039.0N F=2754.8N F=151.0N F=0 F=1963.9N F= F= 由F=0可知e, 根据表可得深沟球轴承的最小e值为0.22 x=1,y=0 查表 f=1.2 P= f(xF+Y F 所以p=1.2*1*2944.22=3533.064N =1.2*1*1969.70=2623.64N 6209: n=48.03r/min c=31.7*10N F=848.4N F=2330.9N F=454.3N F=0 F=1248.3N F= F= 由F=0可知e, 根据表可得深沟球轴承的最小e值为0.22 x=1,y=0 查表 f=1.2 P= f(xF+Y F) 所以p=1.2*1*2480.50=2976.6N p=1.2*1*1328.40=1594.08N 由得 第十一章 键的选择1. 键的选择和校核 1) 轴1上大带轮上的键选择使用单圆头普通平键（C型）根据轴大小的计算，最小出轴直径（即 大带轮上的轴直径为20mm），所以根据机械设计课程设计指导书P116中键的推荐表格可选键的公称尺寸为 ,故 该键的代号为： 键C GB/T 1096 强度校核材料选用为 45钢 轻微冲击故 符合强度要求 2）轴2上的大齿轮处的键选用双圆头普通平键（A型）根据轴的大小，知此处的轴直径为56mm，故取键的公称尺寸为： 故 该键的代号为：键A GB/T 1096 强度校核材料选用为 45钢 轻微冲击故 符合强度要求 3）轴3上的大齿轮处的键选用双圆头普通平键（A型）根据轴的大小，知此处的轴直径为40mm，故取键的公称尺寸为： 故 该键的代号为：键A GB/T 1096 强度校核材料选用为 45钢 轻微冲击 4) 轴3上联轴器的键选用半圆头普通平键（C型） 根据轴的大小，知此处的轴直径为32mm，故取键的公称尺寸为 故 该键的代号为：键A GB/T 1096 强度校核 材料选用为 45钢 轻微冲击故 符合强度