1、201020111 学年第二学期机械设计课程设计设计计算说明书成 绩： 课程名称： 机械设计课程设计 学 分： 4.0 开课学院： 机械工程及自动化学院 任课教师： 毕树生 学 号： 38071117 姓 名： 张海波 专 业： 机械设计班 级： 390711 提交日期： 2012-6-8 目录一、 设计任务书 - 1 -1、 设计题目 - 1 -2、 设计背景 - 1 -3、 设计参数 - 1 -4、 设计任务 - 1 -二、 机设装置总体方案设计 - 1 -1、 传动方案的拟定 - 1 -2、 电动机的选择 - 1 -3、 分配传动比 - 2 -4、 运动和动力参数计算 - 3 -三、 主
2、要零部件的设计计算 - 4 -1、 锥齿轮设计 - 4 -2、 斜齿圆柱齿轮设计 - 7 -3、 轴的设计 - 14 -4、 轴承的校核 - 26 -5、 键的校核 - 30 -四、 减速器箱体及附件的设计 - 32 -1、 润滑和密封形式的选择，润滑油和润滑脂的选择 .- 32 -2、 箱体设计： - 33 -3、 技术要求 - 33 -五、 参考资料 - 33 - 0 -一、 设计任务书1、设计题目简易专用半自动三轴钻床传动装置设计2、设计背景a、 题目简述：三个钻头以相同的切削速度作切削主运动，安装工件的工作台作进给运动。每个钻头的切削阻力矩为 T，每个钻头轴向进给阻力为 F，被加工零件
3、上三孔直径均为 D，每分钟加工两件。b、 使用状况：室内工作，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，大修周期为 3 年，双班制工作。c、 生产状况：专业机械厂制造，可加工 7、8 级精度齿轮、蜗轮。3、设计参数切削速度为 0.23m/s，孔径 D 为 6mm，总切削阻力矩 T 为 100N.m。4、设计任务a、 完成钻床总体传动方案的设计和论证，绘制总体设计原理方案图。b、 完成钻头主要传动装置的结构设计。c、 完成装配图 1 张（用 A0 或 A1 图纸） ，零件图 2 张（A3 图纸） 。d、 编写设计说明书 1 份。二、
4、 机设装置总体方案设计1、传动方案的拟定钻床的整个变速系数分为两部分，一部分是闭式的二级齿轮-蜗杆减速器，部分是由一对锥齿轮和一个三行星轮和一个结构的轮系构成的换向增速结构，用以最终向钻头提供动力。其结构简图如下：- 1 -凸 轮 减 速箱工 作 台联 轴器2、电动机的选择a、 选择电动机类型按工作条件和要求，选用 Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异步卧式电动机，电压 380V。b、 选择电动机容量由给定参数易得钻头所需功率 DTPw20各部分传动装置效率如下：V 带传动效率 ，96.1圆锥滚子轴承（一对）效率 9.02凸轮传动效率 8.03闭式油润滑 8 级圆柱齿轮传动效率 7.4闭式油润滑
5、8 级圆锥齿轮传动效率 9605联轴器效率 9.06蜗轮蜗杆效率 72传动装置的总效率为 - 2 -832.09609097.616245 所需电机功率为 kWkDTPd 604.2783.061203 因载荷较平稳，电动机额定功率 略大于 即可。选电动机额定功率edPdkW，电机型号为 ，最大转速为 730r/min。30ed 8250MY3、分配传动比（1）下半部分a、 总传动比 365270wmni总b、 分配传动装置各级传动比取第一级 V 带传动的传动比 .，第二级 ，则减速器的ai4bi传动比 5.36减i其中减速器高速级的传动比 825.1高i则低速级的传动比 。0低i（2 ）上半
6、部分a、总传动比 17320wmni总b、分配传动装置各级传动比第一级 V 带传动比 i5.ai第二级 V 带传动比 ，锥齿轮传动比 ，行星轮传动比21b 67.0锥i5.0行i- 3 -4、凸轮轮廓设计（1）工作台不动，即预留工件装夹时间 t1=5s,等加速上升 t2=5s,匀速上升 t3=7.5s,等减速上升 t4=5s,等加速等减速下降 t5=7.5s.（2）选定匀速运动速度 v=3mm/s,则匀速运动距离 .m205.vt3s匀（3）上升阶段加速度 a1=a2=v/t=3/5=0.6mm/s2.（4）工作台最大行程 。tt .72/v/s432tmax（5）下降阶段加速度 a3=a4=
7、2.67mm/s2,最大速度 smstv/50/1/3ax（6）选择凸轮基圆半径 ,滚子半径 。ro20r作图如下： 5、运动和动力参数计算凸轮轴： mNnPTrW6.1590i/2 8.31511- 4 -低速轴： mNTrnWP0.16i/25.3中间轴：NTrnP2.1i/40.73高速轴： mNTrnWP47.6i/3 3.921三、 传动件设计1、蜗轮蜗杆设计计算项目计算内容 计算结果选择传动精度等级，材料考虑传动功率不大，转速也不高，选用 ZA 型蜗杆传动，精度等级为 8 级，蜗杆用 45 号钢淬火，表面硬度4550HRC，蜗轮轮缘材料用 ZCuSn10P1 砂模铸造。确定蜗杆，涡
8、轮齿数传动比 12210,.4ziz0i参 考 表取涡轮转速为： nr/mi12,40z确定蜗轮许用接触应力蜗杆材料为锡青铜，则 , NVSHPZ由表 28.10 查得, 20/HPN 24.8/HPNm- 5 -VS 6L2hN2HPV0.1/,Z.9,N6nt6305.718-1.01.94.8N/mSSms初 估 滑 动 速 度 浸 油 润 滑 。 滑 动 速 度 影 响系 数 单 项 运 转 取 ， 蜗 轮 应 力 循 环 次 数由 图 查 得 ：接触强度设计 载荷系数2HP12KT)Z5(dm1.蜗轮转矩：由表 28.8，估取蜗杆传动效率 221 31 212310.75 ;950.
9、75068.2d().68.34.m4.828.3md6405,q0Pi Nnm则由 于 凸 轮 传 动 的 效 率 不 稳 定 ， 故 轴 所 受 的 力有 可 能 会 大 于 计 算 值 ， 所 以 的 值 应 取 得大 一 些查 表 可 选 用传 动 基 本 尺 寸 ：21T1.650md主要几何尺寸计算 蜗轮分度圆直径： 2z2蜗杆导程角 1tan/q03蜗轮齿宽为22(5)0.38164bm取 12.5()5adm传 动 中 心 距 为 20dm1.32b4a5计算蜗轮的圆周速度和传动效率蜗轮圆周速度 ， 2vn/60.2/ss11/cod/()co1.30/齿 面 相 对 滑 动
10、速 度由表 28-7 查出当量摩擦角 457V由式 28.520./1.67svms- 6 -1tantan1.30.7()(45)v由式 28.4 321搅油效率 滚动轴承效率 96.09.031237.67与估取值近似校核接触强度蜗轮转矩 21.189.520.9.54Ti NM由式 28.11 HPvAEHKdTZ21由表 28.12 可查弹性系数 5E由表 28.13 使用系数 1AK20./3/vms取动载荷系数 V.3载荷分布系数H2940.75151.0312.97/Nm H21.97/m合 格P轮齿弯曲强度校核 由式 28.13 FPFS21VAFYmdK6T确定许用弯曲应力
11、NFP由表 28.10 查出 2/51由图 28.11 查出弯曲强度寿命系数 2NFPNY1.0,Y.053./m故确定涡轮的复合齿形系数 SaFSFP253./N- 7 -涡轮当量齿数 .423.1cos/40cs/Z32V涡轮无变位查图 27.20，27.21 得 320.468.12YFsSa导程角 9.10/的 系 数F2618.3.54.32.0650./Nm其 他 参 数 同 接 触 强 度 设 计 F28.60/Nm合 格 FPH蜗杆轴刚度验算 由式 28.14 P32r1t1yL48EIFy蜗杆所受圆周力 1t10T.248.d50N蜗杆所受径向力 2r1x068.3Ftant
12、an261.d2蜗杆两支撑间距离 L 取 0.9d.08m蜗杆危险及面惯性矩 4454f1d(52.)I 1.0266许用最大变形 10.pydm1223155(48.6.)804.0y t1F48.r162.54I.0pym合 格1蜗杆传动热平衡计算由式 28.15 CtKA9(Pt21蜗杆传动效率 .67导热率取为 ）中 等 通 风 环 境)(/(152mW- 8 -K 工作环境温度 2tC0传动装置散热的计算面积为 1.7321A0.()485m46t 0.5.aC1t2.95C合 格2、齿轮设计计算项目计算内容 计算结果选材精度选用斜齿轮，批量较小，小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度
13、241HB286HB，平均取 260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度为 2 29HB286HB，平均取 240HB。8 级精度。初步计算小齿轮直径 1d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,由附录 B, 由表3211uKTAdHPdB-1 初取 ,动载荷系数 ，转矩3,756d 6.，由表 27-14,查取46.TNM 01d接触疲劳极限 PaH710limPaHl5802imMlP 29 639712i213132.647.8517529.400dHPKTuAm考虑轴的设计，齿轮的直径不应过小6.1K1.47TNmMPaHl5802iP6392!取 149m
14、d确定基本参数圆周速度 精度173.1/6dnv s等级取 8 级精度合理取 , ,231z4.826.5i8 级精度合理 231z- 9 -确定模数 ,查表 27-4 取1/49/23.1tmdz2nmnt1t1arcos0.()dz2.348.9确 定 螺 旋 角 ： 与 估 计 值 接 近小 齿 轮 直 径 2td1m6mb.09 大 齿 轮 直 径初 步 尺 宽后设计为 b=30mm校核传动比误差： 。.86.250.4z取 2n12d48.9m6b校核齿面接触疲劳强度HPtHVAEH ubdFKZ 11计算齿面接触应力节点区域系数:查图 27-18 非变位斜齿轮 2.4HZ弹性系数:
15、查表 27.15 189.EZNm重合度系数 :端面重合度 1122tantanttttz2.4HZ2189.ENm1.52- 10 -nt 111222tarc()ost20artn().8. coscosarcs.8ar 30.448.9cosrcosarsc1.8ar89.4b tat ab tat adddd6.16tt2.由 于 没 有 变 位 所 以 端 面 啮 合 角1.52螺nbsi49si0.1m3212.681.8Z纵 向 重 合 度旋角系数 cos0.971.AK5.V齿间载荷分配系数 :H12/6.47/8.90.264tFTdkN3.05./1/89AtKmb1.7H
16、F231230491.70.6.61491.68.bABCbd 0.81Z97.AK051V1.70HK36243./HNm1.NTZ25- 11 -齿面接触应力 2.46189.0.97264.1.82515382./HNm2计算许用接触应力 HPlimli XWRVLNTHPSZZ总工作时间 hth48016301186072.LhNnt应 力 循 环 次 数 81/.520Li接触寿命系数 由图 27-27 查出NTZ12.,.NT（单向运转取 ）1齿面工作硬化系数 14.70/)13240(.13.2HBZW接触强度尺寸系数 由表 27.18 查得X.21XZ润滑油膜影响系数取为 12
17、12121 VRL Z由表 27.17 取最小安全系数 lim.05HS许用接触应力:14.21WZ0X05.1limHS2221/8.736/9.4mNHP接触疲劳强度较为合适,齿轮尺寸无须调整- 12 -122270.1.41/.0584.9/5/.36./HPNm3 验算: 212.4/in,736.8HHPMPa确定主要传动尺寸12n12na(d)/69.5,a70mzmcos(zra(34)arcos.8270m中 心 距 圆 整 取因 为精 确 的tn:m/s.15m端 面 模 数小齿轮直径 1t149.dz大齿轮直径 2t203齿宽 ， , b2b130bm31/cos8.7vZ
18、25421.8149.5dm203b1m齿根弯曲疲劳强度验算1由式 27.11 FPSaFntFVAF YmbK 1, , 1.K05. .7H齿形系数 , ,127FY24F应力修正系数 ,.S1.6SY20750.25.7/.2/cos69v b 1.AK0V.593F127Y.4F156S- 13 -螺旋角系数 86.0Y1.3FK齿根弯曲应力: 1 1126905.37.542786.8tFAVFFaSnKYbmMP211/0.97FFaSFaSaYYPa2计算许用弯曲应力 P由式 27.17 limliFXRrelTVNTSF实验齿轮的齿根弯曲疲劳极限 查图 27-30 得li，li
19、m130FMPalim270FMPa另外取 1212.,10.93,0.95STVrelTrelTRrelRrelTNNYYY由图 27-33 确定尺寸系数 =1X2由表 27.17 查最小安全系数 .minFS146.FPMa240PMa3 弯曲疲劳强度验算11FP2221.67SY08.14FK1.8FMPa2097lim130FMPali271.9NTY205=1X.minFS1221RrelTRrelTVlVlSTY46.FPMa20合格- 14 -静强度校核静强度校核,因传动无严重过载, 故不作静强度校核3、轴的设计校核a) 高速轴的设计校核设计项目 计算公式或说明材料的选择 材料选
20、择 45 钢，正火处理，硬度 HB=170217。选取材料系数 查表取 C=112初步设计轴的结构初选深沟球轴承 6004，轴承尺寸为外径 D=42mm，宽度 B=12mm。轴的结构如图所示。- 15 -设计项目 计算公式或说明轴的空间受力分析该轴所受的外载荷为转矩和小齿轮上的作用力，空间受力如图所示。轴的受力分析如下：1) 输入转矩为 。mNT47.622) 小齿轮圆周力为 dFmt 08.291.313) 小齿轮径向力为 Nntr 3.cos/a4) 小齿轮轴向力为 Fta7.96- 16 -设计项目 计算公式或说明校核轴的强度1) 垂直面（YZ 平面）支反力及弯矩计算如下： mNMFrV
21、AB278.105.12其受力弯矩图如图所示2) 水平面（XZ 平面）支反力及弯矩计算如下： mNMFtHAB301.25.0413其受力弯矩图如图所示- 17 -设计项目 计算公式或说明校核轴的强度3) 计算并绘制合成弯矩图 mNMHAVA 54.301.3278.122114) 计算并绘制当量转矩图 1220.58,ec346.35.08bPaNM脉 动 循 环校核轴的强度5) 按弯扭合成应力校核轴的强度危险截面处的弯曲应力为 MPaaWcMe 043.491.0853，安全。bbAPb) 蜗杆轴的设计设计项目 计算公式或说明材料的选择 材料选择 40Cr，调质处理，硬度 HB=24128
22、6。选取材料系数 查表取 C=112- 18 -设计项目 计算公式或说明初步设计轴的结构初选深沟球轴承 6005，轴承尺寸为外径 D=47mm，宽度 B=12mm，角接触轴承 7007C,轴承尺寸为外径 D=62mm，宽度 B=14mm。轴的结构如图所示。- 19 -设计项目 计算公式或说明轴的空间受力分析该轴所受的外载荷为蜗杆和大斜齿轮上的作用力，空间受力如图所示。轴的受力分析如下：1) 输入转矩为 。mNT2.12) 1112122/458tan3703.2tan0.9cos84trxatratFdTNdFN- 20 -设计项目 计算公式或说明校核轴的强度1) 垂直面（YZ 平面）支反力及
23、弯矩计算如下：122 2122134497.4507538168.9.046573VABraarVAVBarVBVAFFNFMMFNA其受力弯矩图如图所示2) 水平面（XZ 平面）支反力及弯矩计算如下：122HAHAB12038=07F.5N-9.34BtttM- 21 -设计项目 计算公式或说明校核轴的强度其受力弯矩图如图所示3) 计算并绘制合成弯矩图 22maxC22B=1.9734.5=6.7NMM4.N 068AA- 22 -设计项目 计算公式或说明校核轴的强度4) 计算当量弯矩转矩按脉动循环考虑，取 58.09/01b由公式 求出危险截面 A 处当量弯矩为22)(TMemNAe 48
24、.37)9.158.0(7.36225) 按弯扭合成应力校核轴的强度危险截面 A 处的弯曲应力为 MPaWMAb 93.802.1437，安全。51bbPa- 23 -c) 蜗轮轴的设计校核设计项目 计算公式或说明材料的选择 材料选择 45 钢，正火处理，硬度 HB=170217。选取材料系数 查表取 C=112初估轴径 mnPCd56.3109.24133 初步设计轴的结构初选 02 系列圆锥滚子轴承 30206，轴承尺寸为外径 D=62mm，宽度 B=16mm。初步设计轴的结构如图所示。- 24 -设计项目 计算公式或说明轴的空间受力分析该轴所受的外载荷为大斜齿轮上的作用力。轴的受力分析如
25、下：1) 输入转矩为 。mNT6.1932) 大斜齿轮圆周力为 Ftt 4.7234轴的空间受力分析3) 大斜齿轮径向力为 r6.8344) 大斜齿轮轴向力为 NFa572- 25 -设计项目 计算公式或说明校核轴的强度1) 垂直面（YZ 平面）支反力及弯矩计算如下： mNMFVABAV 83.043.0987166217.29.437.633其受力弯矩图如图所示2) 水平面（XZ 平面）支反力及弯矩计算如下： mNMFHCBAH 10.67098.7264318.25.3. 9.650427.689.7133其受力弯矩图如图所示- 26 -设计项目 计算公式或说明校核轴的强度3) 计算并绘制
26、合成弯矩图 mNMHCVCV84.738.301.67.6.9.223223334) 计算并绘制转矩图 mNT6.2135) 计算并绘制当量转矩图转矩按脉动循环考虑，取 。查表得 ，01bMPab60， ，则 。MPab51Pab950 58.9由公式 求出危险截面 C 处当量弯矩为22)(TemNCeA 08.17)6.1358.0(94.17223校核轴的强度 绘制当量弯矩图如图所示- 27 -设计项目 计算公式或说明6) 按弯扭合成应力校核轴的强度危险截面 C 处的弯曲应力为 MPaWMeb 69.13501.783，安全。bbAPa4、轴承的校核(a)高速轴轴承 6004 的校核设计项目 计算公式或说明计算轴承支反力 NFFAHVBrAr 6.140.1325.2121 轴承轴向载荷 aFNBaA03.7当量动载荷计算1) 由 ，查得 ， ，并查得eFAr 19.06.819256.01AX3.21AY5.df则轴承 A 的当量动载荷 NFYXfPAard 7.341).728.10956.()(111 轴承 B 的当量动载荷必然小于轴承 A取 NPBA7.34),max(111
