机械课程设计牛头刨床.doc

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1、 目录一、课程设计任务书- 1 -二、传动方案及执行方案的拟定- 2 -三、电动机的选择- 8 -电动机类型的选择：- 8 -四、确定传动装置的有关的参数- 9 -确定传动装置的总传动比和分配传动比：- 9 -五、传动零件的设计计算- 11 -V带传动的设计计算- 11 -六、齿轮传动的设计计算- 13 -七、轴的设计计算- 16 -输入轴的设计计算：- 15 -输出轴的设计计算：- 19 -八、滚动轴承的选择及校核计算- 21 -九、键的选择计算- 23 -十、减速箱的附件选择- 24 -十一、润滑及密封- 25 -课程设计小结- 26 -参考资料- 28 -一、课程设计任务书题目：牛头刨床

2、工作条件：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%。系统有过载保护。按小批量生产规模设计。环境清洁。原始数据：要求导杆机构的最大压力角应为最小值，执行机构的传动效率按0.95计算。题号C-1C-2C-3C-4C-5C-6C-7C-8n2 (r/min)4849505250484755工作阻力F(N)45004600380040004100520042004000lO2O4 (mm)380350430360370400390410lO2A (mm)1109011010012090120100lO4B (mm)540580810600590550630640lBC/

3、lO4B0.250.30.360.330.30.320.330.25设计内容及工作量 ：1）根据牛头刨床的工作原理，拟定3种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）根据给定数据确定工作机构的运动尺寸；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）传动装置中的传动零件设计计算；7）绘制传动装置中减速器装配图一张；8）绘制减速器箱体、齿轮及轴的零件图各一张；

4、9）编写设计计算说明书一份（约7000字）。 -1- 二、传动方案及执行方案的拟定传动方案：根据设计要求拟定了如下四种传动方案：（a）图2.1（b）图2.2（c）图2.3 （d）图2.4方案对比（a）电机传送带一级圆柱直齿轮输出 工艺简单，精度易于保证，一般工厂均能制造，适合于小批量生产。（b）电机传送带一级斜齿轮输出工艺相对（a）复杂，精度不易于保证，斜齿轮不易加工。（c）电机传送带一级圆柱直齿轮链传动输出链传动瞬时链速和瞬时传动比都是变化的，传动平稳性较差，工作中有冲击和噪声，不适合高速场合，不适用于转动方向频繁改变的情况。（d）电机 传送带二级圆柱直齿轮输出 载荷分布不均，对轴刚度要求较

5、大；分流：适合便载荷，但结构复杂；同轴：轴向尺寸和重量较大，中间轴刚度差。根据题目要求：“电机轴与运输机的链轮主轴平行布置，使用寿命为5年，每日两班制工作，载荷平稳。由机械厂小批生产。”我们选用a方案。执行方案：根据设计要求拟定了如下三种执行方案：（a）图2.5方案（a）采用偏置曲柄滑块机构。结构最为简单，能承受较大载荷，但其存在有较大的缺点。一是由于执行件行程较大，则要求有较长的曲柄，从而带来机构所需活动空间较大；二是机构随着行程速比系数K的增大，压力角也增大，使传力特性变坏。（b）图2.6方案（b）由曲柄摇杆机构与摇杆滑块机构串联而成。该方案在传力特性和执行件的速度变化方面比方案（a）有所

6、改进，但在曲柄摇杆机构中，随着行程速比系数K的增大，机构的最大压力角仍然较大，而且整个机构系统所占空间比方案（a）更大。（c）图2.7方案（c）由摆动导杆机构和摇杆滑块机构串联而成。该方案克服了方案（b）的缺点，传力特性好，但机构系统所占空间依然大，执行件的速度在工作行程中变化相对缓慢。 比较以上三种方案，从全面衡量得失来看，方案(c)作为刨削主体机构系统较为合理。题目机构的运动分析：此分析采用软件adams的仿真分析得到的数据如图：速度：图2.8 速度曲线位移：图2.9 位移曲线角速度：图2.10 角速度曲线角加速度：图2.11 角加速度力矩：图2.12 力矩曲线三、电动机的选择电动机类型的

7、选择：Y系列三相异步电动机。(1)传动装置的总效率：= （3.1）1=0.99 (滚动轴承传动效率)2=0.96（V带传动效率）3=0.97（圆柱齿轮传动效率）执=0.95（执行机构效率）(2)电动机所需的工作功率： （3.2）电动机功率：=4kw(3)确定电动机转速: 按机械设计课程设计指导书P7表1推荐的传动比合理范围，取普通V带传动比ia=24，一级圆柱齿轮减速器传动比ib=25，则总传动比合理范围为420，故电机转速的可选范围为：（624）=（2201100）r/min可选电机：Y160M1-8 4.0KW 720r/minY160M2-8 5.5kw 720r/minY160L-8

8、7.5kw 720r/minY315S-10 45kw 590r/min根据以上选用的电机类型，所需的额定功率及满载转速，选定电动机型号Y160M1-8。其主要性能，额定功率4kw；满载转速720r/min.四、确定传动装置的有关的参数确定传动装置的总传动比和分配传动比：(1)总传动比的计算。 由选定电动机满载转速和工作主动轴转速,可得传动装置总传比 （4.1）式中：r/min； r/min。(2)分配传动装置传动比（4.2） 式中 、分别为带传动和减速器的传动比。 为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取，则减速器传动比为： 计算传动装置的运动和动力参数。(1) 各轴的参数 电动机轴 轴 轴 (

9、滚子轴承)，（V带传动），（齿轮传动率），（执行机构效率）。(3)各轴输出功率及扭矩 轴 轴五、传动零件的设计计算V带传动的设计计算(1)选择普通V带的带型根据工作条件：每日两班制，工作时单向运转，载荷平稳，传递功率 4kw；传动比为3。1)确定计算功率=1.14=4.4 kw （5.1）式中： 计算功率，kw; 工作情况系数，由机械设计书查找P156页表8-7得 =1.12)选择V带的带型由机械设计书P157页的图8-11 普通V带选型图应该选用A型V带，由图8-11推荐的小带轮基准直径为：112140mm。(2)确定带轮基准直径，并验算带速由图8-11推荐的小带轮基准直径为：112140m

10、m有计算尽量满足机械设计书P157页表8-8普通V带轮的基准直径系列 取 dd1=140mm,dd2=i0dd2 =420mm取mm(属于带轮的基准直径系列取值)带速V： V=dd1/601000 （5.2） =m/s在525m/s范围内，带速合适。(3)确定带长和中心矩中心距： 中心距大，可以增加带轮的包角，减小单位时间内带的循环次数，有力于提高带的寿命。但是中心距过大，则会加剧带的波动，降低带传动的平稳性，同时增大带传动的整体尺寸。中心距小，则有相反的利弊。 有机械设计书P152页式（8-20）得： 0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)所以有： 413mma01180mm综合带

11、传动总体尺寸的限制条件与要求取a0=500mm带长：由教材P158式（8-22）得：L0=2a0+1.57 (dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0=2700+1.57(112+355)+(355-112)2/4700=1974.3mm根据教材P146表（8-2）取Ld=1974mm根据教材P84式（5-16）得：aa0+（Ld-L0）/2=500+（2000-1974）/2=513mm(4)验算小带轮包角1=1800-（dd2-dd1）/a57.30=1800-34.70=145.301200（适用）(5)确定带的根数P0单根普通V带的基本额定功率P0单根普通V带的基本额定功率的增量

12、Ka包角修正系数KLV带的基准长度系列及长度系数PCa计算功率根据教材P152表（8-4a）P0=1.29KW根据教材P153表（8-4b）P0=0.092KW根据教材P155表（8-5）Ka=0.91根据教材P146表（8-2）KL=1.03由教材P158式（8-26）得Z= PCa /Pr=PCa/(P0+P0) KaKL =4.4/(1.0+0.1) 0.911.034取Z=4(6)计算轴上压力由教材P149表8-3查得q=0.1kg/m，P158由式（8-27）单根V带的初拉力： F0=500/+ （5.3） =500（2.5-0.91）4.4/0.9144.22+0.15.272 =

13、184.96N则作用在轴承的压力Fp，由教材P159式（8-28）Fp=2ZF0sin1/2=24184.96sin145.30/2=1343.75N六、齿轮传动的设计计算1)选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为280HBS。大齿轮选用45钢调质，齿面硬度240HBS；根据教材P210表10-8选7级精度。齿面粗糙度Ra1.63.2m2)按齿面接触疲劳强度设计根据教材P203式10-9a：d12.32 （6.1）进行计算;确定有关参数如下： 传动比i1=4.36取小齿轮齿数：Z1=20大齿轮齿数：Z2=4.36Z1=4.3620=

14、87实际传动比：i=87/20=4.35。传动比误差：i-i0/I=4.35-4.36/4.36=-0.2% 可用。齿数比：u=i=4.3 由教材P205表10-7：取d=1 转矩T1T1=9.55106P/n1=9.551063.20/240=1.27105Nmm 载荷系数k查机械设计书P193，表10-2：取k=1.3由教材P201表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2许用接触应力HH=HlimkHN/SH由教材P209图10-21查得：HlimZ1=600MPa HlimZ2=550MPa由教材P206式10-13计算应力循环次数NN1=60njLh=602401(

15、830010)=3.5108 （6.2）N2= =3.5108/4.3=6.9107由教材P207图10-19查得接触疲劳的寿命系数：KHN1=1.05 KHN2=1.15通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求，选取安全系数SH=1.0H1=Hlim1 KHN1/SH=6001.05/1.0=630MPaH2=Hlim2 KHN2/SH=5501.15/1.0=632MPa故得：d12.32 （6.3）d1=64.63mm模数：m=d1/Z1=65/20=2.90mm取标准模数：m=3 mm3)校核齿根弯曲疲劳强度根据教材P201公式10-5a：F=H （6.4）确定有关参数和系数 分度圆直

16、径：d1=mZ1=320mm=60mmd2=mZ2=387mm=261mm齿宽：b=dd1=160=60mm取b=60mm b1=65mm 齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=20，Z2=87由表10-5(P200)得：YFa1=2.65 YSa1=1.58YFa2=2.22 YSa2=1.76许用弯曲应力F根据公式：F= Flim/SFFlim1=357MPa Flim2 =271MPa按一般可靠度选取安全系数：SF=1.4计算两轮的许用弯曲应力F1=Flim1 /SF=357/1.4=255MPaF2=Flim2 /SF=271/1.4=194MPa 将求得的各参数代入式故轮齿

17、齿根弯曲疲劳强度足够。4)计算齿轮传动的中心矩a （6.5） 5)计算齿轮的圆周速度VV=3.1460240/601000=0.75 m/s （6.6）七、轴的设计计算 输入轴的设计计算：1、按扭矩初算轴径。选用45调质，硬度217255HBS根据教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115，P为传递功率为P=3.20KW，n为一级输入轴转速n=240r/min。（实心轴） （7.1）则： =27.25mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=27.25(1+5%) =28.60 mm选d=30mm2、轴的结构设计。(1)轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，

18、相对两轴承对称布置，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，周向用平键连接。两轴承分别以轴肩和套筒定位。设计为阶梯轴具体原则查有关手册即得如下图所示(2)确定轴各段直径和长度。右端的与大带轮连接具体由带轮宽度决定，直径为29mm。左端的滚动轴承的定位轴肩考虑，且便于轴承的拆卸应。按标准查取，由机械工程师电子手册查得该轴肩直径为36mm。各段的长度根据对称性及安装定位的需要设计。轴两端导角为1。具体尺寸见上图。 初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度的角接触球轴承7206AC，选取一对在轴的左右两端 。(3)按弯矩复合强度计算。

19、求分度圆直径：已知d1=60mm求转矩：已知T1=求圆周力：Ft根据教材P198（10-3）式得Ft=2T1/d1=/60=1763N （7.2）求径向力Fr根据教材P198（10-3）式得Fr=Fttan=1763tan200=641.7 （7.3） 因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=60mm1)绘制轴受力简图2)绘制垂直面弯矩图轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=320.8N FAZ=FBZ=Ft/2=881.5N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为：MC1=FAyL/2=320.80.060=19.25 （7.4）(3)绘制水平面弯矩图如图：截面C在水平面上弯矩为

20、：MC2=FAZL/2=881.50.06/2=52.89 （7.5）(4)绘制合弯矩图MC=(MC12+MC22)1/2=(192+522)1/2=55.36 （7.6）(5)绘制扭矩图转矩： =164.16(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取=1，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+()21/2 =552+(1164.16.)21/2=196.7(7)校核危险截面C的强度由式（15-5）e=Mec/0.1d3=196.7/0.1363=34.6MPa -1b=60MPa （7.7）该轴强度足够。图7.1弯矩图输出轴的设计计算：1、按扭矩初算轴径。选用45

21、#调质钢，硬度（217255HBS）根据教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115，P为传递功率为Kw，n为二级输出轴转速为n2=55r/min。（实心轴） 则： =43.94mm考虑有键槽，将直径增大5%，d=47.26mm 取 d=48mm2、速度校核实际的输出轴转速为： /60=0.706m/s偏差为%=(0.76-0.7)/0.7=0.92%5%(符合要求)3、轴的结构设计(1)轴上的零件定位，固定和装配。单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则

22、用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状。两端都用套杯对两对轴承进行内圈定位，齿轮又右端轴肩和左端套杯定位。(2)确定轴的各段直径和长度。设计准则与输入轴一样具体尺寸如下图初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度的角接触球轴承7208AC，选取一对在轴的左右两端 。(3) 按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=261mm求转矩：已知T2=532.89求圆周力Ft：根据教材P198（10-3）式得Ft=2T2/d2=2532.89103/261=1480.25N求径向力Fr根据教材P198（10-3）式得Fr=Fttan=1480.2

23、50.36379=538.76N两轴承对称LA=LB=60mm(1) 求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=538.76/2=269.38NFAZ=FBZ=Ft/2=1480.25/2=740.13N(2) 由两边对称，截面C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=2690.062=15.89 (3) 截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=740.130.062=43.66(4) 计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2 =（15.892+43.662）1/2 =46.81(5) 计算当量弯矩：根据教材选=1Mec=MC2+()21/2=462

24、+(1912.43)21/2 =533.89(6)校核危险截面C的强度由式（15-5）e=Mec/（0.1d3）=533.89/(0.10.0553)=42.70MPa=24000h （8.1）故所选轴承可满足寿命要求。(2) 输出轴的轴承进行寿命校核按照最不利的情况考虑，轴承的当量动载荷为：=1.01110.18N 则： = =1736696h故所选轴承可满足寿命要求。九、键的选择计算键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面。键的类型应根据键联接的结构特点，使用要求和工作条件来选择；键的尺寸则按符合标准规格和强度要求来取定。 1带轮毂与输入轴键的选择及计算1) 键联接的选择根据联接的结构特点、

25、使用要求和工作条件，查手册选用圆头普通平键（C型），由轴径的大小d=32mm,及由教材P106表4-1，选用键GB/T 10952003 键10850。 2)键的强度校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由教材P106表6-2查许用挤压应力=100120，取 =150。键与带轮毂键槽的接触高度 =0.58=4mm键的工作长度=505=45mm由教材P106式6-2 则有：=45（合适） （9.1）2输入轴与齿轮连接键的选择及计算1) 键联接的选择根据联接的结构特点、使用要求和工作条件，选用圆头普通平键（A型），由轴径d=35mm，则两处键的型号可取一样，又由教材P106表4-1，两处的选用键分别为：安

26、装小齿轮段 GB/T 1095-2003 键108452) 键的强度校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由教材P106表6-2查许用挤压应力=100120，取 =150。键与轮毂键槽的接触高度。 =0.58mm=4mm键的工作长度=4510mm=35mm则有：=64（合适）3输出轴键的选择及计算1) 键联接的选择根据联接的结构特点、使用要求和工作条件，选用圆头普通平键（A型），由轴径d=45mm和由教材P106表4-1，选用键GB/T 10962003 键10850； 2) 键的强度校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由1表6-2查许用挤压应力=100120，取，=150。键与轮毂键槽的接触高度 =0.5

27、8mm=4mm键的工作长度=5010mm=40mm则有：=33.64（合适） （9.2）十、减速箱的附件选择1.检查孔和视孔盖检查孔用于检查传动件的啮合情况，润滑状态、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，故检查孔应开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖可用铸铁、钢板或有机玻璃制成，它和箱体之间应加密封垫，还可在孔口处加过滤装置，以过滤注入油中的杂质，如减速器部件装配图1。2.放油螺塞放油孔应设在箱座底面的最低处，或设在箱底。在其附近应有足够的空间，以便于放容器，油孔下也可制出唇边，以利于引油流到容器内。箱体底面常向放油孔方向倾斜11.5，并在其附近形成凹坑，以便于

28、污油的汇集和排放。放油螺塞常为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处，应加封油圈密封。也可用锥型螺纹或油螺塞直接密封。选择M161.5的外六角螺塞（2表7-11）。 3.油标油标用来指示油面高度，应设置在便于检查及油面较稳定之处。常用油标有圆形油标（2表7-7），长形油标（2表7-8）和管状油标（2表7-9）、和杆式油标（2表7-10）等。由2表7-10得M14的杆式油标。4.通气器通气器用于通气，使箱内外气压一致，以免由于运转时，箱内油温升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。简易的通气器钻有丁字型孔，常设置在箱顶或检查孔上，用于较清洁的环境。较完善的通气器具有过滤网及通气曲路，可减少

29、灰尘进入。5.起吊装置起吊装置用于拆卸及搬运减速器。它常由箱盖上的吊孔和箱座凸缘下面的吊耳构成2表11-3。6.定位销为保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度，应在箱体联接凸缘上相距较远处安置两个圆柱销，并尽量不放在对称位置，以使箱座与箱盖能正确定位。选择销 GB/T 11986 A830。十一、润滑及密封1.传动件的润滑减速器传动件和轴承都需要良好的润滑，其目的是为了减少摩檫、磨损，提高效率，防锈，冷却和散热。减速器润滑对减速器的结构设计有直接影响，如油面高度和需油量的确定，关系到箱体高度的设计；轴承的润滑方式影响轴承轴向位置和阶梯轴的轴向尺寸。因此，在设计减速器结构前，应先确定减速器润滑的有关

30、位置。高速级齿轮在啮合处的线速度：V=0.75m/s (前面已经计算出)则采用浸油润滑，箱体内应有足够的润滑油，以保证润滑及散热的需要。2.滚动轴承润滑对齿轮减速器，当浸油齿轮的圆周速度 v2m/s 时，滚动轴承宜采用脂润滑；当齿轮的圆周速度时，滚动轴承多采用油润滑。由上有v=2.37m/s则采用油润滑。3.密封在润滑后，为防止油外漏，故减速器需密封。则轴出来需加密封圈，在据机械设计手册表7-14选择相应的密封圈。课程设计小结从这次设计中，我学到了很多有用的东西。比如细心比如合作精神比如虚心比如耐心，因为无论是查找数据还是计算都需要这些优点和品质，我想，这些东西对我以后的学习工作都会是一份珍贵

31、的财富。尤其值得一提的是，在这段时间内，我由原来的对CAD制图的水平有了很大提高，通过画图，使我熟悉了机械零件结构和材料的强度，虽然花费了很多时间和精力在这次的课程设计上面，但我认为这是值得的。我想，我会把这次的所得带到以后的学习之中去，再次让自己充实地生活，为以后的工作做好积极的准备。两周的课程设计很快就要结束了，经过两周的课程设计，加深了对理论的理解，提高了自己的独立设计能力，学会了使用机械设计手册这个机械方面的“词典”。同时，在设计过程中也遇到了一些问题，通过问题的解决，更加熟悉和了解了设计过程，在设计中必须按部就班，也不可以想当然，必须有一定的根据才可以。在这次实习中得到了指导老师的精

32、心指导和同学的热心帮助，在此次实习结束时向他们表示感谢。我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。参考资料1机械设计课程设计指导书，北京高等教育出版社，王之栋、王大康编，2007年8月第2版；2机械设计（第第八版），高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2006年5月第8版；3机械工程图学，科学出版社，侯洪生主编4画法几何及机械制图（第五版），高等教育出版社，朱冬梅 胥北澜 主编，2000年12月第5版；5互换性与技术测量，机械工业出版社，韩进宏 主编，2004年8月第1版。6机械设计手册电子版。选择方案a选择题目的方案1=0

33、.99 2=0.963=0.97执=0.95=0.840=3.33kwid=220-1100r/min电动机型号：Y160M2-8in=13.09=4.4Kw=1.1=140mmmmV=5.27m/sL0=1974mma=513mm1=145.30Z=4F0 =184.96N Fp =1343.75Nm=3mmZ1=20Z2=87d1=60mmd2=261mmb=60mmb1=65mmYFa1=2.65YSa1=1.58YFa2=2.22YSa2=1.76Flim1=357MPaFlim2 =271MPaSF=1.4F1=255MPaF2=194MPaF1=96MPaF2=21.34MPaa =160.5mmV =0.75m/sd=30mmFt =1763NFr=641.7NFAY =320.8NFBY =320.8NFAZ =881.5NMC1=19.25NmMC2=52.89MC =55.36T=164.16NmMec =196.7e =34.6MPa-1bd=48mmFt =1480.25NFr=538.76NFAX=FBY =269.38NFAZ=FBZ=740.13NMC1=15.9NmMC2=43.7NmMC =46.8NmMec=533.9Nme =42.7MPa-1b轴承预计寿命24000小时Lh=851995h预期寿命足够Lh=1736696h轴承合格