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1、 .目录第一章 设计任务 2页第二章 总体设计 5页 2.1 确定传动方案5 页2.2 刨床选择合适的电机类型6 页2.3 V带设计9页2.4 齿轮1设计12页2.5 齿轮2设计16 页2.6 轴I设计20页2.7 轴I的受力分析21页2.8 轴II设计25 页2.9 轴 III设计31 页2.10 轴 III的受力分析33 页2.11 轴承寿命计算38页2.12 键的选择和校核 40 页2.13 联轴器与润滑、密封方式的选择和设计42 页2.14 减速器箱体相关尺寸的设计43 页第三章 个人总结45页参考文献 47页第一章 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
2、1.2、工作原理：牛头刨床是一种靠刀具的往复直线运动与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
3、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，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m
4、4（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（带传动与齿轮传动（或蜗杆传动）设计计算；7、传动轴的结构设计与校核；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、润滑剂与
5、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与绘图；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（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；传动零件1，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-
6、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与总的传动效率）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：
7、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.
8、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.
9、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
10、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/sv7m/s,故带速合适。3） 计算大带轮的基准直径。.dd2=idd1=3.0371=215.13(mm)根据表可知圆整为dd2=224mm dd2=224mm4. 确定V带的中心距a和基准长度Ld1) 计算V带的中心距a0.7（d+d）a2（d+d）0.7（71+224）a2(71+224)206.5a590初定中心距a0=400mm.2) 由式计算带所需的基准长度Ld0=2a0+(dd1+dd2)+ =2400+ 295+=1278（mm） 设计结果 由表8-2选带的基准长度Ld=1250mm. Ld=1250mm3) 按式计算实际中心距a0a=a0+=(400+14) =414（mm） 5. 验算小带轮上的包角=180-（dd2-dd1）=180-153*=158.8290 a=158.826. 计算带的根数z1) 计算单根V带的额定功率Pr由dd1=71mm和n1=1400r/min,查表得P0=0.294kw查表8-5得P0=0.03 kw查表得K=0.942,KL=1.11，于是Pr=(P0+P0)*K*KL=（0.294+0.03）0.9421.1
