设计计算说明书

吉 林 大 学设 计 计 算 说 明 书设 计 题 目：牛 头 刨 床机械科学与工程学院机械工程及自动化专业机械 410507 班41050705 号设 计 者： 指导教师： 2007 年 3 月 10 日2目 录1 设计题目.31.1 工作原理31.2 设计要求31.3 设计内容32 设计计算过程.32.1 传动方案的拟定与分析32.2 选择电动机.42.3 机械系统运动和动力参数计算.52.4 带传动的设计计算62.5 高速级斜齿轮传动的设计计算82.6 低速级斜齿轮传动的设计计算112.7 三轴的设计计算及校核.162.8 滚动轴承的选择计算202.9 键联接的选择及验算252.10 联轴器的选择272.11 箱体设计272.12 润滑方式和密封装置的选择273 设计小结.283.1 课程设计的体会283.2 设计的优缺点283.3 设计的改进意见284 参考文献.283设 计 计 算 说 明 书主 要 设 计 计 算 过 程 主要结果1 设计题目1.1 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。电动机经过减速传动装置（V 带和齿轮传动）驱动执行机构（导杆机构和凸轮机构）完成刨刀的往复运动和间歇移动。1.2 设计要求（1）电动机轴与输出曲柄轴平行,允许曲柄转速偏差为5%;（2）使用寿命 10 年，每日一班制工作;（3）载荷有轻微冲击;（4）执行机构的传动效率按 =0.95 计算；W（5）要求传动系统有过载保护；（6）按小批量生产规模设计；（7）已知工作机工作的最大功率 =3.1kW。maxP1.3 设计内容（1）确定传动装置的类型，画出机械系统传动方案简图；（2）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算；（3）传动系统中的传动零件设计计算；（4）绘制减速器装配图草图和装配图各 1 张（A0 ）;（5）绘制减速器箱体零件图 1 张（A1 ） 、齿轮及轴的零件图各 1 张（A2 ） 。2 设计计算过程2.1 传动方案的拟定与分析（1）方案 1：（2）方案 2：图 1图 24（3）两种方案的比较与选择。选择方案 1。理由如下：a.方案 2 中齿轮啮合力及带传动拉力在轴承 1 上分担较重，方案 1 中齿轮啮合力在轴承 2 上分担重于轴承 1，两轴承上的载荷接近，结构合理；b.方案 2 中带传动拉力会使轴弯曲，带轮距小齿轮距离近，造成齿轮传动沿齿宽方向载荷分布不均匀，方案 1 中带轮与小齿轮距离远，对齿轮传动影响小，结构合理。2.2 选择电动机（1）选择电动机类型按已知工作条件和要求，选用 Y 系列一般用途的三相异步电动机（2）选择电动机的容量工作机所需功率： kWPWW26.395.0/13/max 传动装置总效率： 23grcb由机械设计课程设计第十章表 10-1 查得各部分效率如下：V 带传动效率 ，齿轮（8 级精度）效率 ，一对滚动轴承效率95.0b97.0g，万向联轴器效率 ；98.0r.c24.075.3所需电机功率： kWPwn 96.824.0/6/查 Y 系列电动机技术数据，选电动机额定功率 为 4kW 的 Y112M-4 电动机。edP(3) 确定电动机转速电机转速可选范围 min/180in/)128()3250rringbwd 可选同步转速 1500r/min 和 1000r/min。选用同步转速 1000r/min 的电动机，查表 10-2 额定功率为 为 4kW 的 Y132M1-6 电动机,其满载转速 。edP i/96查表 10-3 得电动机技术数据和主要尺寸如下表：型号额定功率/kWed满载转速 )min/(1r同步转速 )in/(1r电动机中心高H/mm外伸轴直径和长度D/mmE/mmY132M1-6 4 960 1000 132 3880工作机功率 kWP26.3总效率 824.0kWPn96.3=4kWedmin/960rn52.3 机械系统运动和动力参数计算（1）计算传动装置总传动比和分配各级传动比a.传动装置总传动比 2.1950/6/wmnib.分配传动装置各级传动比，取带传动传动比21iibg 5.bi68.75/.9/21令 ，代入上式求得：3.i高速级传动比 ，低速级传动比 。10. 431.2i（2）计算传动装置的运动和动力参数a.各轴转速1 轴转速 min/3845.2/960/1 rinbm2 轴转速 .1123 轴转速 i/9./23 rib.各轴功率1 轴功率 kWPbn76.35.09612 轴功率 gr 5.9823 轴功率 kr 3c.各轴转矩电机轴 mNnPTm 390105/26.390/95031 轴 N 5184712 轴 286././ 323 轴 mNnPT 47010939509503工作机轴 w 5/26./ 3总传动比 2.19i高速级传动比 60.31i低速级传动比 42min/3841rn52.2i/9.3rkWP76.1532k9.mNT300951286T4703mN6计算结果如下表：轴名参数电动机轴 1 轴 2 轴 3 轴 工作机轴转速 )min/(1r9603841n5.129.43n50wn功率 P/kW .nP76.7P26.3P转矩T/Nmm30T5102T6230T传动比 i 2.5 3.16 2.43 1效率 0.95 0.960 0.960 0.972.4 带传动的设计计算1 确定设计功率 dP由机械设计表 5-6 查 =1.1AKkWKnAd 36.49.12 选择 V 带型号由图 5-7 取用 A 型 V 带。3 选择带轮 、1D2由表 5-7，查取 A 型带轮 ，应使 ，小带轮转速较低，选m75inmin1D。m01验算带速 v sDn /53.10694.306带速在 525m/s 之间， 选择合适。 mi275.12参考表 5-8 给出的带轮直径系列，取 。D280转速误差 %018.27584 确定中心距 a 和带长 dLkWPd36.4smv/53.D10287由式（5-18） )(2)(7.021021DaDma8273初选 40带长 mDaLd 1430)()(22210 查表 5-3 取 md4中心距 Lad38520a 的调整范围 md6415.minL2703ax由式（5-4） 1543.181aD6 确定 V 带根数按式（5-21） cadKPz)(0由表 5-5,插值求得得 kW3.1由表 5-10 查得 0由表 5-9 查得 9.aK由表 5-3 查得 6L代入求根数公式（5-21） ，得 28.496.03)1.03(4)(0 LadKPz取 z=4,符合表 5-7 推荐的轮槽数。7 确定初拉力 0F查表 5-4 得 mkgq/1.mLd140a385154z=4 NF1028按式（5-22） NqvKzvPFad102)5.2(08 计算作用在轴上的压力 F QNzFQ7952sin10带轮直径标准话后，带传动的实际传动比已经与总体设计时发生了变化，准确传动比和各转矩的准确值如下：轴名参数电动机轴 1 轴 2 轴 3 轴 工作机轴转速 )min/(1r96047.31n8.102n91.43n50wn功率 P/kW .P657P26.3P转矩T/Nmm 0T5812T630T传动比 i 2.55 3.13 2.41 1效率 0.95 0.960 0.960 0.972.5 高速级斜齿轮传动的设计计算1 选择齿轮材料和热处理、精度等级材料选 45 钢，软齿面传动。小齿轮调质，齿面硬度 230240HBS，大齿轮正火，齿面硬度 190200HBS，精度等级为 8 级。2 选取齿轮齿数和螺旋角初选 ， ， ，取 ，传动比31z1.i 9.713.212iz 72z不变。初选 =10.7i3 按齿面接触疲劳强度设计。 211 )(2HEdZuKT确定式中各项数值：因载荷有轻微冲击，初选 =1.8tmNT953801由表 6-6，取 9.dNFQ795齿轮材料45 钢小齿轮调质，齿面硬度 230240HBS大齿轮正火，齿硬度 190200HBS8 级精度 231z79由表 6-5，选 MPazE8.19由图 6-14，查得 462H由式（6-7）得， 67.10cos)7213(.81. z16.0tan239.8.tan.0 zd由图 6-13，查得 09.cosz由式（6-12） ， 81 1042.5308147.366 hjLnN812 07.3.45i由图 6-15 查得， ,.1NZ13.2N由图 6-16d 查得， ， ，取 ，则MPaH540limPaH902lim1minHSSNH 6.1.in1l1Z739mi2l2取 设计齿轮参数PaH7.40将确定后的各项数值代入设计公式，求得： mZuTKdHEdtt 0.69)7.40.628.19(3.9.05812)(3 2修正 ：t1 smndvt /36.1/106.4.06由表 6-3 查得， 25.AK由图 6-7 查得， 4v67.116.MPaH6.51740210由图 6-19 查得， 08.1K由表 6-4 查得， 2则 685.12.45. VA mKdtt .78.160.9331zmn 9.22cos5.7cos1 由表 6-1，选取第一系列标准模数 n3齿轮主要几何尺寸： mzan 698.140cos2)7(3cos)(11 圆整中心距，取 ma451则 719301452)7(3arcos2)(rcos1 zn4 计算分度圆直径和齿宽 mzmdn .70930cos11 n 89.2122 db.6310.791取 ，mB6525 校核齿根弯曲疲劳强度 FSaFFYbdKT1计算当量齿轮端面重合度 baav2cos由机械原理可知： 1290)713stnr()costanr( tmn3a145md210.7893mB70165211985.0cos/costnb所以 72.1.62bv9.05.705. avY由图 6-28，查得 1.Y247930cos31zv 512由图 6-19、6-20 按 查得：vz，6.21FaY9.1Sa， ；762由图 6-21 查得， , ;0.1NY1.2N由图 6-22c 查得， ,由图 6-22b 查得MPaF34limMPaF3102lim取 ，有25.minFSYN8.2.190in1l PaSF753mi2l2将确定出的各项数值代入弯曲疲劳强度校核公式： 11 629.16210.765.98. FMa 2122 54.7SaFF PaY齿根弯曲疲劳强度足够。2.6 低速级斜齿轮传动的设计计算1 选择齿轮材料和热处理、精度等级材料选 45 钢，软齿面传动。小齿轮调质，齿面硬度 230240HBS，大齿轮正火，齿面硬度 190200HBS，精度等级为 8 级。MPaF8.24175PaF621M54齿轮材料45 钢小齿轮调质，齿面硬度 230240HBS大齿轮正火，齿面硬度 190200HBS8 级精度122 选取齿轮齿数和螺旋角初选 ， ， ，取 ，传动53z41.2i 25.6041.253iz 604z比 不变。初选 =15 4.602i3 按齿面接触疲劳强度设计。 222 )(1HEdZuKT确定式中各项数值：因载荷有轻微冲击，初选 =1.8tmNT283450由表 6-6，取 9.d由表 6-5，选 MPazE8.1由图 6-14，查得 42H由式（6-7）得， 64.15cos)60125(.381.43z 92.15tan29.8.tan.03 zd由图 6-13，查得 79.cosz由式（6-12） ， 83 1073.30812.060 hjLnN78234 1.4.71i由图 6-15 查得， ,3.NZ4.N由图 6-16d 查得， ， ，取 ；MPaH50limPaH390lim1minHSSNH 2.61.4in3l3253z60464.192MPaH2.61035413MPaSZHN6.52134.90min4l4 取 设计齿轮参数MPa6.52将确定后的各项数值代入设计公式，求得： mZuTKdHEdtt 8.9)6.52.0784.189(.249.083512)(3 22 修正 ：t3 smndvt /7.0/1068.4.1062 由表 6-3 查得， 25.AK由图 6-7 查得， v由图 6-19 查得， 08.1由表 6-4 查得， 2K则 63.12.5. VA mdtt 9.8.1638.93zmn 6.25cos.cos3 由表 6-1，选取第一系列标准模数 n5.3齿轮主要几何尺寸： mzan 97.1cos2)60(5.3cos2)(43 圆整中心距，取 ma1则 3916152)0(.3rcos2)(rcos43 zn4 计算分度圆直径和齿宽 mzmdn 7.9316cos5.33 mn5.3ma152md176.9382.414mzmdn 823.13916cos05.44 bd 5.7.3取 ，B854035 校核齿根弯曲疲劳强度 FSaFFYbdKT21计算当量齿轮端面重合度 baav2cos由机械原理可知： 21640)3916stnr()costanr( t .c/stnb所以 7.964.0os22bv8.15.75.0avY由图 6-28，查得 6.0Y28391cos33zv642由图 6-19、6-20 按 查得：vz，57.3FaY2.13Sa， ；245由图 6-21 查得， , ;9.03NY4.2N由图 6-22c 查得， ,由图 6-22b 查得MPaFlimMPaF3104lim取 ，有25.1minFSmB854903MPaF6.2473115MPaSYFN6.2475.19034min3l3 13i4l4将确定出的各项数值代入弯曲疲劳强度校核公式： 33 7.826.15.376.91858024. FF MPa 43434 2.7FSaFY齿根弯曲疲劳强度足够。6 三轴大齿轮精度设计齿轮材料为 45 号钢。线膨胀系数 ，箱体为铸铁，线膨胀系C/105.61数 。齿轮工作温度为 ,箱体工作温度为 。C/105.62t Ct402按选择的 8 级精度，查机械设计课程设计表 19-3、表 19-4，可得：， ， ，mfptFp70m25F9齿厚偏差计算：由表 19-5、19-6 知：分度圆弦齿厚 zSnc 49.56021.3sin5.3)2si( 分度圆弦齿高 mzmdhnac 947.6021.3cos.8.)cos( maj nbn 45.0).3015.06(32i FbLfjptbn 61.29.)86(4.27.8. /2齿厚上偏差 mfJjEnanbsn 173.0)2t0315.2co64.05.(smi 齿厚公差MPaF7.8234安全单个齿距偏差 mfpt18齿距累积总偏差Fp70齿廓总偏差 m25螺旋线总偏差F9齿厚上偏差 mEsn173.0齿厚下偏差 mEsni324.016mFbrTrnsn 15.0).261(043.2tanta2 22 齿厚下偏差 TEsnsi .517.假想齿数 5.6ntivz跨齿数 87.09 k公法线长度公称值 minvzkmWnk 65.025.6).8(14.320cos5. 公法线长度上偏差 Esnb 13cos1730co公法线长度下偏差 sii 4.4.2.7 三轴的设计计算及校核1 拟定轴上零件的装配方案，如下图所示。2 选择轴的材料轴的材料选 45 钢，调质处理。由机械设计表 8-1 查得， ，MPab640， ， ， 。由表 8-3，取MPas35Pa2751MPa15110A3 输出轴的功率 、转速 ，转矩kW39. min/9.43rnmNT6472034 初估最小轴径由式（8-2）得， nPAd8.491.0330min 考虑单键， m2.6%)(84i 公法线长度上偏差 mEbns163.0公法线长度下偏差 bni4.轴材料45 钢，调质处理 MPab640s35271PaM601最小轴径 md48in图 317从机械设计课程设计表 16-2 查得，采用弹性柱销联轴器,其公称转矩 ，许用转速203514/248TGBYAJHL mNTn1250，故取联轴器轴段直径 ，半联轴器长 。min/0rnd48mi L845 轴的结构设计各段直径和长度如图 3 所示。6 按弯扭合成强度条件计算由所确定的结构图可确定出简支梁的支撑距离 ，L2.651mL2.1502。mL3.13（1）画出轴的计算简图如图 4 所示。（2）计算轴上外力圆周力 NdTFt 591823.164703径向力ntr 2456costan59cosa轴向力NFta 1731ta（3）求支反力水平面 )(211LHtNLFtH417.50.6921 NNFtH 745912垂直面支反力 mdMa 18960823.7221)(LFLFraVNr 685.150.69421 NVrV82NFt591r24NFa173图 418（4）计算轴的弯矩，并画弯矩图水平面弯矩 mNLFMH 26908.654127垂直面弯矩 NV481aV 3902水平面和垂直面弯矩如图 4.合成弯矩 mNMVH 2746542813690211 3922（5）画转矩图（6）计算并画当量弯矩图转矩按脉动循环变化计算，取 ，得6.0mNT4860.3Me2751 mNTe 385214893)( 2222校核危险截面 MPaPaMWeca 6070.641.05)( 1322 可见，轴的强度足够。7 按疲劳强度的安全系数校核计算（1）判断危险截面由于截面 C 处过盈配合引起的应力集中最严重，同时所受应力又较大，属危险截面，应进行疲劳强度校核的安全系数计算。（2）C 截面处疲劳强度安全系数校核抗弯截面系数 333261441.0. mdW抗扭截面系数 592T合成弯矩 NLBM 276432.10/8385/2转矩 mNT64703弯曲应力幅 MPaWa 5.26143MPaca70.14安全19弯曲平均应力 MPam0扭转切应力幅 MPaWTa 18.652496703扭转平均切应力 aam18.轴肩圆角引起的有效应力集中系数,按附图 1b、附图 2b 查得，24.k5.k由 ， 按附图 5 查得尺寸系数 ， ；abMP60d6476.04.由轴精车加工， 按附图 8 查得表面质量系数 =0.93。ab0综合影响系数值为 17.3kK2.截面 C 左侧附近由于键槽引起的有效应力集中系数，按附图 3、附图 4 查得，81.k60.k故得综合影响系数值为 2.3K74.k取上面综合影响系数 、 中的较大值，故 、K 82.3kK。轴材料是 45 钢，查表 8-1 取弯曲等效系数 ，扭转等效74.2kK .0d系数 。1.0只考虑弯矩作用的安全系数，由式（8-7）得， 82.65.1082.371maKS只考虑转矩作用的安全系数，由式（8-7）得，82.6S83.S40.5ca安全2083.1.608.74251 maKS由式（8-6）计算安全系数 4.5.3.6222Srca取S=1.51.8， ,所以截面 C 安全。1ca2.8 滚动轴承的选择计算1 一轴轴承的选择计算(1)选择轴承类型和型号选择圆锥滚子轴承 30207。查机械设计课程设计表 13-4，30207 轴承的 ，kNCr2.54，e=0.37,Y=1.6kr5.630（2） 计算轴承的径向载荷。计算外力：圆周力 NdTFt 2710.7953821径向力 ntr 067193costan21cosa轴向力 NFtA 50tan271an水平面支反力 mNdMa 179320.751)()( 32332 LFMLFQARH LFRAQH 78)(3211 NR 3951067812垂直方向支反力选择圆锥滚子轴承30207 kNCr2.54r630e=0.37Y=1.6213321)(LFtVNt 8036517321 VtV94合成支反力 NFHVr 12578032211 r 99422(2) 计算轴承的轴向载荷 NYFrs 356.121rs 792因为 ，故轴承 1 压紧，轴承 2 放松18sAs F,NFsa621 Nsa6752(3) 计算动载荷对于轴承 1 eFra05.2861 NFYXfParp 2517)86.1254.0(1)(1 对于轴承 2 eFra3.059672 NfPrp2591.1（4）计算轴承寿命 因为 ，该对轴承的最短寿命为21 yearrPCnLrh 3528301)87.254(.37601)(6011 ，故该对轴承寿命足够。yeah1 轴承寿命 yearLh35210寿命足够选择圆锥滚子轴承30207 kNCr2.54r630222 二轴轴承的选择计算(1)选择轴承类型和型号选择圆锥滚子轴承 30207。查机械设计课程设计表 13-4，30207 轴承的 ，kNCr2.54，e=0.37,Y=1.6kNCr5.630（2） 计算轴承的径向载荷。计算外力：圆周力 NdTFt 6177.9128345031 t 9.42径向力 NFntr 234916cos0tan7cosa1 ntr 8t252 轴向力 NFtA 18093916ta7an1 t 72n252水平面支反力 )()( 32132321 LFLttHNFtt 5903211tHtH82垂直方向支反力 0)()( 2132321321 ARRV MLFLFNMAR 9753211 e=0.37Y=1.623合成支反力 NFHVr 4097351972221 r 61822(2) 计算轴承的轴向载荷 NYFrs 106.4971rs.22 NFAA 103721891因为 ，故轴承 1 放松，轴承 2 压紧12 8ss F，Nsa431 Asa412(3) 计算动载荷对于轴承 1Fsa280NAs4312eFra.0971fPrp49162.对于轴承 2 eFra.06142 NFYXfParp 760)243.164.0(21)(22 （4）计算轴承寿命 因为 ，该对轴承的最短寿命为21 yearrPCnLrh 17830)916.425(8.106)(60121 ，故该对轴承寿命足够。yeah1 轴承寿命 yearLh170寿命足够选择圆锥滚子轴承30212 kNCr102r3243 三轴轴承的选择计算(1)选择轴承类型和型号选择圆锥滚子轴承 30212。查机械设计课程设计表 13-4，30212 轴承的 ，kNCr102，e=0.4,Y=1.5kNCr130（2） 计算轴承的径向载荷。计算轴上外力：圆周力 NdTFt 591823.164703径向力 ntr 24536costancosa轴向力 NFta 1791ta59（3）求支反力水平面 )(211LHtNLFtH417.50.6921 NNFHtH 745912垂直面支反力 mdMa 18960823.7221)(LFLFraVNr 685.150.69421 NVrV81合成支反力 NFHVr 41832765211 r 69022e=0.4Y=1.5图 525(2) 计算轴承的轴向载荷 NYFrs 13945.281rs 7.2因为 ，故轴承 1 放松，轴承 2 压紧21316394sAs FF，NsaNAsa2(3) 计算当量动载荷对于轴承 1 eFra3.04891 NfPrp50212.对于轴承 2 eFra3.672 NFYXfParp 679)312.2764.0(1)(22 （4）计算轴承寿命 因为 ，该对轴承的最短寿命为21 yearyerPCnLrh 175830)769.12(.460)(60231 ，故该对轴承寿命足够。yeah12.9 键联接的选择及验算1 二轴大齿轮键联接强度计算二轴大齿轮周向定位采用 A 型普通平键联接，由机械设计课程设计表 12-1查得平键截面 。mLhb50812键联接的强度计算：根据平键联接的挤压强度条件 ppkldT023yearLh1750轴承寿命足够A 型普通平键联接平键截面 mLhb50812MPap931安全A 型普通平键联接平键截面26k=0.5h=0.58mm=4mm,l=L-b=50mm-12mm=38mm,d=40mm, 由表 4-1 查得，MPap120pp MPa93438105.31 所以平键联接的强度足够。2 二轴小齿轮键联接强度计算二轴小齿轮周向定位采用 A 型普通平键联接，由机械设计课程设计表 12-1 查得平键截面 。mLhb8012键联接的强度计算：根据平键联接的挤压强度条件 ppkldT03k=0.5h=0.58mm=4mm,l=L-b=80mm-12mm=68mm,d=44mm, 由表 4-1 查得，MPap12pp MPa47684105.332 所以平键联接的强度足够。3 三轴齿轮键联接强度计算三轴齿轮周向定位采用 A 型普通平键联接，由 机械设计课程设计表 12-1 查得平键截面 。mLhb7018键联接的强度计算：根据平键联接的挤压强度条件 ppkldT023k=0.5h=0.511mm=5.5mm,l=L-b=70mm-12mm=52mm,d=64mm, 由表 4-1 查得，MPap1pp MPa716452.0833 所以平键联接的强度足够。4 三轴联轴器键联接强度计算三轴联轴器周向定位采用 A 型普通平键联接，由机械设计课程设计表 12-1 查得平键截面 。mLhb7018键联接的强度计算：mLhb8012MPap472安全A 型普通平键联接平键截面 mLhb7018MPap713安全A 型普通平键联接平键截面 mLhb7018MPap9427根据平键联接的挤压强度条件 pp