机械设计课程设计-简易专用半自动三轴钻

机械设计综合课程设计10071108王世豪机械设计课程设计计算说明书设计题目简易专用半自动三轴钻床传动装置设计学院机械工程及自动化学院班级100714设计者王世豪指导老师陈心颐2013年6月18日北京航空航天大学目录前言 3一、设计任务书 41、设计题目 42、设计背景 43、设计参数 44、设计任务 4二、总体方案设计 41、传动方案的拟定 4（1）原动机的选择 4（2）传动装置选择 42、电动机选择 6（1）类型和结构形式的选择 6（2）传动效率 6（3）电动机转速计算 73、传动系统的运动和动力参数 7（1）分配减速器的各级传动比 7（2）计算传动装置的运动和动力参数 7三、传动零件的设计计算 81、齿轮的设计和校核计算 8（1）圆锥齿轮设计 9（2）圆柱齿轮设计 122、V带的设计和校核计算 163、轴的设计和校核计算 18（1）1号齿轮轴的校核 18（2）2号轴的校核 20（3）3,4,5齿轮轴的校核 234、键的设计和校核计算 26（1）小锥齿轮轴键的选择与校核1 26（2）大锥齿轮轴键 26（3）圆柱齿轮轴键 275、滚动轴承的选择及寿命计算 27（1）小锥齿轮轴轴承的校核 27（2）大锥齿轮轴轴承的校核 28（3）圆柱齿轮轴轴承的校核 30四、减速器箱体及附件的设计 311、润滑和密封形式的选择，润滑油和润滑脂的选择 31（1）润滑形式的选择 31（2）密封装置 31（3）润滑油和润滑脂的选择 322、箱体设计【2】P.29 323、技术要求 32五、参考资料 33前言机械设计综合课程设计是针对机械设计系列课程的要求，由原机械原理课程设计和机械设计课程设计综合而成的一门设计实践课程；是继机械原理与机械设计课程后，理论与实践紧密结合，培养工科学生机械工程设计能力的课程。

本设计说明书包括了北京航空航天大学《机械设计课程设计》产品的详细设计过程及相关阐述。本设计的目的是使机械相关专业学生学会一款机械产品的全程设计过程。即从任务分析、总体方案设计、各零部件及执行机构设计到最后的装配图和零件图设计。课程设计的目的主要体现在以下三个方面：

1.

培养学生综合运用机械设计课程和其它先修课程的基础理论和基本知识，以及结合生产实践分析和解决工程实际问题的能力；使所学的理论知识得以融会贯通、协调应用。

2.

通过课程设计，使学生学习和掌握一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立的、全面的、科学的工程设计能力。

3.在课程设计的实践中学会查找、翻阅、使用标准规范、手册、图册和相关技术资料等

，熟悉和掌握机械设计的基本技能。

通过本学期对该课程的学习，我开始了从无所知到熟练掌握机械设计的设计过程。在老师的悉心指导下，我认真的学习了机械课程设计的基础知识，仔细的开始了设计工作。经过一个学期的努力，我在完成设计任务的同时，对以前所学的相关专业知识有了更深刻的理解，也在设计过程中复习了以前所学的相关课程，对这些课程知识有了更深刻的融会贯通。

现在这个课程设计任务已经完成，我明显的感觉到自己的相关实践能力有很大的提高，使用电脑绘图软件也愈加熟练，在机械设计过程中也能注意到一些容易出现的小问题。

由于自己能力有限，设计上的疏漏错误之处在所难免，恳请指正。

在此感谢老师在这一学期里的辛勤教导，严格要求和认真指正。

编者

2013年05月28日一、设计任务书1、设计题目简易版自动三轴钻床2、设计背景（1）题目简述：简易版自动三轴钻床用于在零件上钻孔，由电动机驱动，室内工作，通过传动装置是钻头持续转动，在零件上打孔。（2）使用状况：生产批量为5台；动力源为三相交流电380/220V，电机单向转动，载荷较平稳；使用期限为10年，每年工作300天，每天工作5小时；检修期为三年大修，双班制工作。（3）生产状况：生产厂具有加工7、8级精度齿轮、蜗轮的能力。3、设计参数选择第四组的数据：切削速度0.20m/s，孔径D=9mm，切削阻力矩T=130N/m。4、设计任务（1）三个钻头以相同的切削速度v作切削主运动，安装工件的工作台进给运动。每个钻头轴向进给阻力为F，被加工零件上三孔直径均为D，每分钟加工两件。（2）室内工作，生产批量为5件。（3）动力源为三相交流电380/220V，电机单向转动，载荷较平稳。（4）使用期限为10年，双班制工作。（5）专业机械厂制造，可加工7、8级精度齿轮、蜗轮。二、总体方案设计1、传动方案的拟定根据设计任务书，该传动方案的设计分成原动机和传动装置两部分：（1）原动机的选择设计要求：动力源为三相交流电380/220V（2）传动装置选择减速器电动机输出转速较高，并且输出不稳定，同时在运转故障或严重过载时，可能烧坏电机，所以要有一个过载保护装置。可选的有：带传动，链传动，齿轮传动，蜗杆传动。链传动和齿轮传动虽然传动效率高，但会引起一定的振动，且缓冲吸震能力差，也没有过载保护。带传动平稳性好，噪音小，有缓冲吸震及过载保护的能力，精度要求不高，制造、安装、维护都比较方便，成本较低，但是传动效率低，传动比不恒定，寿命短；但还是比较符合本设计的要求，所以采用带传动。要实现传动方向改变90度，因而可以考虑采用蜗轮蜗杆加斜齿轮或者是锥齿轮加斜齿轮减速器，但考虑到蜗轮蜗杆效率低，而且安装精度、润滑要求高等因素，因而决定采用后者，即锥齿轮加斜齿轮减速器。机构简图：方案一方案二第二个方案和第一个方案的大体类似，只是在最后的与钻头相连的部分有所差异，下面主要画出这部分的示意图。图SEQ图表\*ARABIC1方案一：利用多级减速，减速的可调范围大。结构简单紧凑，不易出故障。方案二：最终齿轮输出的地方转速大小和方向不一致，而且占用地方过大，不好加工和摆放。综合整体的利弊分析，本项目传动采用方案一。2、电动机选择（1）类型和结构形式的选择按工作条件和要求选用一般用途的Y系列三相异步卧式电动机，封闭结构。（2）传动效率带传动：V带:η轴承：η锥齿轮：油润滑7级精度齿轮:η圆柱斜齿轮：7级精度η联轴器效率：η总传动效率：η钻头转速：n（3）电动机转速计算由电动机功率的计算公式可得P其中nw因此P为使载荷平稳，因此Ped略大于Pd即可，由Y系列电动机的数据，选择电动机额定功率为7.5kW>7.28kW，其中7.5kW为由上述的条件找出符合的电动机如下表所示电动机型号额定功率（kW）计算转速（r/min）电流（A）Y132S2-27.5300015Y132M-47.5150015.4Y160M-67.5100017Y160L-87.575017.7由于钻头的转速过快而且其中原动机输入的转向和输出的转向不在一个水平面内，是一个水平输入，一个竖直输出，因此我们考虑要使用到锥齿轮的减速器。而最终的输出轴的数目为三个，显然用一级锥齿轮减速器不能满足要求，所以我们采用二级圆锥-圆柱齿轮减速器。其技术特点中的传动比范围为7到15，根据这个我们可以计算出，可以选用的电机的转速范围为：2968r/min到6360r/min，因此选择Y132S2-2的电动机，满载转速为2960r/min。为了计算的方便，我们计算时，将其电机的转速按照nm3、传动系统的运动和动力参数计算总传动比i=（1）分配减速器的各级传动比带传动i01=2圆锥齿轮i12=3.5（2）计算传动装置的运动和动力参数0轴（电动机轴）：PTn1轴（锥齿轮主动轴）：PT1PTn2轴（锥齿轮从动轴）：PTPTn23,4,5轴（钻头输出轴）：PTPTn将其计算结果整理为表格可得为：将上述运动和动力参数的计算结果汇总入下表轴号功率P/kW转矩T/N∙m转速n/(r/min)传动比i输入输出输入输出0轴7.2823.1730001轴6.996.8544.543.61150022轴6.646.51149.56146.634243.53,4,5轴2.041.9245.9443.244241表SEQ表格\*ARABIC1三、传动零件的设计计算1、齿轮的设计和校核计算（1）圆锥齿轮设计计算项目设计计算依据和过程计算结果选材、精度考虑到功率一般，故小齿轮选用40Cr钢，调质处理，齿面硬度为241到286HBW，计算取为265HBW大齿轮选用45钢调质处理，齿面硬度为229到286HWB，计算取为235HBW，为开式软齿面传动，载荷平稳，齿轮速度不高，初选7级精度工作时间及部分参数闭式直齿圆锥齿轮传动，轴夹角∑=90°，传递功率P1=6.99kW，传动比两班制工作，寿命10年（每年按300天计算）小齿轮做悬臂布置，使用时间内，工作时间占23.3%∑=90°P1i=3.5寿命10年，300天/年，工作时间占23.3%计算项目设计计算依据和过程计算结果初步计算小齿轮直径因为采用闭式软齿面传动,按齿面接触强度初步估算小齿轮分度圆直径◆初选小齿轮齿数取z1=17，zi传动比相对误差：∆=i◆小齿轮转矩T◆初选载荷系数【1】P.61K=其中，K◆取齿宽系数ϕ◆确定弹性影响系数Z◆确定区域载荷系数标准直齿圆锥齿轮传动Z◆确定接触许用应力循环次数NN取K接触疲劳极限【1】P.84σ安全系数Sσσ◆由接触强度计算小齿轮的分度圆直径【1】P.265d=2.92=88.277(mm)为了使其满足要求初取：dK=1.6ZT1σσKAKKtϕRZHN1N2确定基本参数◆验算载荷系数dm1齿轮圆周速度v=精度等级取7级合理【1】P.53KHα=KHβ=1.2Ft1K可知，KKHβbeKHβ=KFβ=1.5接触强度载荷系数K==3.375◆校正直径d1=d校核传动比误差：因齿数未做圆整，传动比不变。精度等级取7级合理z1z2取m=5.5确定主要传动尺寸确定模数m=95/17=5.48取m=5.5小齿轮直径dd2锥距R=d1齿宽b=ϕ圆整，取b=55mmR=d/(2sinδ)，δ1d1d2R=170.57mmb=55mmδ1δ2校核齿根弯曲疲劳强度◆确定弯曲强度载荷系数：与接触强度系数相同K=3.375◆计算当量齿数【4】ZZYFα1=2.8，YSα1=2.17，◆确定许用应力KFN1=0.92，K则σFN1=440MPa，σFN2按脉动循环变应力确定许用弯曲应力，即σσ◆校核弯曲强度【4】σF1==63.79(MPa)≤σK=3.375Zv1Zv2σσFN2σF1=σ∴合格静强度校核因传动无严重过载，故不作静强度校核（2）圆柱齿轮设计计算项目设计计算依据和过程计算结果选材、精度考虑到主动轮转速不高，传动尺寸无严格限制，批量较小，故小齿轮选用40Cr，调质处理，硬度HB=241~286，平均为260HB，而由于分配的传动比等于1，中间的大齿轮用45钢，调质处理，硬度为HB=229~286，平均为240HB。在整体为闭式软齿面传动，载荷平稳，齿轮速度不高，同侧齿面精度选7级精度。β=20°。左旋。初步计算小齿轮直径因为采用闭式软齿面传动，按齿面接触强度初步估算小齿轮分度圆直径【1】P.265：d其中，Ad取756【1】P265，β=20°，K=1.4，T2=149.56N∙m接触疲劳极限【1】P.84：σHlim1=710MPaσσ代入数据得d≥756=121.35(mm)初取dK=1.4Tψσσσσd确定基本参数圆周速度v=π∴7级精度合理初取齿数z1=29，z确定模数mt查表【1】P.54，取m确定螺旋角β=arccos小齿轮直径d大齿轮直径d初取齿宽b=ψ圆整为40mm，而中间的齿轮传动受力较大所以齿宽加厚10mm则大齿轮的尺厚为50mm校核传动比误差：因齿数未做圆整，传动比不变。7级精度合理z1z2mnβ=20°5'4''d1d2b=40mm校核齿面接触疲劳强度σH=Zβ（1）计算齿面接触应力节点区域系数【1】Z弹性系数【1】Z重合度系数Z重合度系数Zε的计算公式由端面重合度εa和纵向重合度端面重合度为ε计算可得ααα由于无变位，端面啮合角αt'纵向重合度为ε则Z螺旋角系数ZFKA=1.25，K其中，cosKHβ=A+B1+0.6(∴=643.35N/mm2（2）计算许用接触应力【1】P.82σ取σHlim1=770MPaSHlimZL1总工作时间t=11200hNL1=3.1×10NL2ZNT1=ZNT2=1.06齿面工作硬化系数：ZW1ZX1σ=671.60(MPa)<（3）验算σZHZEαtεαZεZβKAKVKHαKHβσHZWSHlimσHP2接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无须调整确定主要传动尺寸端面模数mt=m齿轮直径dd2a=（中心距a=(d1+d2)/2=12齿宽b=40mmβ=20°5'4''d1d2b=40mma=125mm齿根弯曲疲劳强度验算（1）齿根弯曲应力【1】σFKA=1.25，KV=1.2，YSα1Yεεβ=1.43，YFt代入上述数据，齿根弯曲应力：σF=118.53MPa（2）计算弯曲许用应力σFP【1】σFP其中，σFlim=265MPaYVrelT=YNT1=σFP=265×2×0.89×1×11.25=367.46(（3）检验σFKAKVKFαYFα1YFα2YSα1YSα2YεYβKFβσF=118.5σFP=367.46(MPa静强度校核因传动无严重过载，故不作静强度校核2、V带的设计和校核计算计算项目设计计算依据和过程计算结果确定计算功率Pc=KAP取KP=7.28kW，Pc=8.008Pc=8.008KA选择带型选取V带，型号A，A型，小带轮直径80-100mm【1】P.150确定带轮直径和带速小带轮n1=3000r/min，i=2，取大带轮直径dϵ=0.01，取d小轮带速v=π满足5m/sdd1dd2v=14.1m/s计算带传动中心距a和带的基准长度L（1）0.05(dd1+dd2)≤a0≤2147.4mm≤a0≤取a（2）计算带的初步基准长度LLd‘=2a0+=2×350+=1192.70mm取L（3）求实际中心距aa≈aa0Lda=354.25mm计算小带轮包角αα1=166.5°>120°α1=满足大于120°确定带的根数基本额定功率P∴∆P0=0.17kW，取长度系数kLz=取z=7根z=7根确定带的初拉力FF0=500Pcvzρl=0.10F计算传动带在轴上的作用力FFQ=2×7×119.8×sinFQ3、轴的设计和校核计算（1）1号齿轮轴的校核计算项目设计计算依据和过程计算结果材料的选择与设计考虑到相互摩擦作用，材料选择与齿轮相同，为45号钢，调质处理，σ材料系数【1】P.38C=114估算轴径d≥Cdmin所受转矩T1齿轮圆周力FFd齿轮径向力Fr1=Fr1齿轮轴向力Fa1Fa1受力图如后图竖直面反力FBHFAHMCMAH=-FAH×LFBHFAHMC3577N∙mmMAHF水平面反力FAVFBVMBVMAVFFMM合成弯矩图M如图3计算扭矩T=TT=44.5N∙m计算当量弯矩【1】P.49转矩按脉动循环考虑，取α=σb=650MPaα=0.58危险截面A处当量弯矩M代入数据得，Me=360854σMe=360854轴强度的校核【1】P.49σ危险截面A处的弯曲应力：σ由于σaσσb1号轴的简图1号轴的简图1号1号轴空间受力情况扭矩的沿轴分布扭矩的沿轴分布合成弯矩的大小分布水平面和竖直面内的弯矩分布合成弯矩的大小分布（2）2号轴的校核计算时由于2号轴上三个圆柱齿轮的对称布置，因而弯矩因素消除，即Fr3对该轴无作用，如图4计算项目设计计算依据和过程计算结果材料的选择考虑到相互摩擦作用，材料选择与齿轮相同，为45号钢，调质处理，σ材料系数【1】P.38C=112估算轴径d≥Cdmin所受转矩T2输入齿轮圆周力Ft1=Ft2Ft3=2000Ft2Ft3齿轮径向力Fr2Fr3=Ft3tanFr2Fr3=1049.45齿轮轴向力Fa2=420.7Fa3Fa2=420.7Fa3受力图如下图竖直面反力FAHFBHMMDHFAHFBHMMDH24795N∙mm水平面反力FAVFBVMDVFFM合成弯矩图M=2如图5M=261888N∙mm计算扭矩T=(1047×140-2708×125/2)MPa=7050N∙mmT=7050N∙mm计算当量弯矩【1】P.49转矩按脉动循环考虑，取α=σb=650MPaα=0.68危险截面D处当量弯矩M代入数据得，Me=2619120σMe=2619120轴强度的校核【1】P.49σ危险截面D处的弯曲应力：σ由于σbσσb2号轴样式2号轴样式22号轴空间受力分析竖直面内弯矩图竖直面内弯矩图水平面内弯矩图水平面内弯矩图总合成弯矩的大小图总合成弯矩的大小图2号轴扭矩图2号轴扭矩图（3）3,4,5齿轮轴的校核计算项目设计计算依据和过程计算结果材料的选择考虑到相互摩擦作用，材料选择与齿轮相同，为45号钢，调质处理，硬度237到280HB，σ材料系数【1】P.38C=112估算轴径d≥Cdmin所受转矩TT=45.94N齿轮圆周力Ft3=Ft4=FFt=齿轮径向力Fr3=FFr=F齿轮轴向力Fa3Fa3受力图如下图竖直面反力FAHFBHMAH=25.3×90FAHFBHMAH水平面反力FBVFAVMAVFFM合成弯矩M=MM=37763N∙mm计算转矩T=735.04×T=45940N∙mm计算当量弯矩【1】P.49转矩按脉动循环考虑，取α=σb=650MPaα=0.58危险截面A处当量弯矩M代入数据得，Me=46216σMe=46216轴强度的校核【1】P.49σ危险截面A处的弯曲应力：σ由于σbσσb3,4,5号轴的样式3,4,5号轴的样式合成弯矩图和扭矩图竖直面和水平面弯矩图3,4,5号轴空间受力示意图合成弯矩图和扭矩图竖直面和水平面弯矩图3,4,5号轴空间受力示意图4、键的设计和校核计算键的选择主要考虑所传递的扭矩的大小，轴上零件是否需要沿轴向移动，零件的对中要求等等。（1）小锥齿轮轴键的选择与校核1计算项目设计计算依据和过程计算结果1）带轮键的选择与校核键的选择和参数静联接，选用普通平键，圆头。d=25mm，选用键8×7×28，GB/T1096-2003【1】P.108转矩T1输入=接触长度ll‘许用挤压应力[σ]钢的许用挤压应力为[σ]σP=σP符合要求2）小锥齿轮键的选择与校核2键的选择和参数静联接，选用普通平键，圆头。d=29mm，选用键8×7×28，GB/T1096-2003【1】P.108转矩T1输出=接触长度ll‘许用挤压应力[σ]钢的许用挤压应力为[σ]σP=4ThσP符合要求（2）大锥齿轮轴键计算项目设计计算依据和过程计算结果1）大锥齿轮键的选择与校核键的选择和参数静联接，选用普通平键，圆头。d=40mm，选用键10×32，GB/T1096-2003【1】P.108转矩T2输入=1接触长度ll‘许用挤压应力[σ]钢的许用挤压应力为[σ]σP=σP符合要求2）圆柱齿轮键的选择与校核键的选择和参数静联接，选用普通平键，圆头。d=50mm，选用键16×40，GB/T1096-2003【1】P.108转矩T2输出=1接触长度ll‘许用挤压应力[σ]钢的许用挤压应力为[σ]σP=σP符合要求（3）圆柱齿轮轴键计算项目设计计算依据和过程计算结果圆柱齿轮键的选择与校核键的选择和参数静联接，选用普通平键，圆头。d=28mm，选用键8×7×25，GB/T1096-2003【1】P.108转矩T=45.94N∙m接触长度ll‘许用挤压应力[σ]钢的许用挤压应力为[σ]σP=σP符合要求5、滚动轴承的选择及寿命计算轴承寿命Lh=300×5×10（1）小锥齿轮轴轴承的校核圆锥滚子轴承30306（一对），其尺寸：D=72mm，d=30mm，B=18.25mm计算项目设计计算依据和过程计算结果轴承主要性能参数【1】P120CrC0rX、Y值【1】P.245当FaFr<当FaFr>ee=0.31计算轴承的径向载荷Fr和轴向载荷Fr1=4763.25NFr2=7301.94NFs1=Fr1Fs2=Fr22YFA=102.2N，∴Fs1>FA+Fa1Fa2Fr1=Fr2=Fs1向右Fs2向左Fa1Fa2计算当量动载荷P=fd(XFrFa1Fr1=0.26P1Fa2Fr2=0.157P2∴P=1495.2P1P2P=1495.2N校核寿命Lh=2324162小时>其中，ε=10L>15000结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。（2）大锥齿轮轴轴承的校核深沟球轴承6007，其尺寸：D=62mm，d=36mm，B=14mm深沟球轴承6008，其尺寸：D=68mm，d=40mm，B=15mm计算项目设计计算依据和过程计算结果轴承主要性能参数【1】P120CraC0raCCX、Y值【1】P.245当FaFr<当FaFr>e=0.38计算轴承的径向载荷Fr和轴向载荷Fr1=1534.8NFr2=7301.9NFs1=Fs2=之前轴上锥齿轮轴向力420.7N向左,斜圆柱齿轮轴向力为990.15N向右可得F由FAFa1FFr1=Fr2=Fs1向右Fs2向左Fa1Fa2计算当量动载荷P=fd(XFrFa2Fr2=0.08<eP2=626.395NFa1Fr1=0.27<P1=462.77N∴P=P1P2P=626.395N校核寿命Lh=201800小时>其中，ε=10L>15000结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。（3）圆柱齿轮轴轴承的校核圆锥滚子轴承32008，其尺寸：D=66mm，d=40mm，B=17mm圆锥滚子轴承32007，其尺寸：D=62mm，d=33mm，B=16mm计算项目设计计算依据和过程计算结果轴承主要性能参数【1】P120Cr1C0r1Cr1CX、Y值【1】P.245当FaFr<当FaFr>ee=0.31计算轴承的径向载荷Fr和轴向