機械設計課程設計-簡易專用半自動三軸鉆

機械設計綜合課程設計10071108王世豪機械設計課程設計計算說明書設計題目簡易專用半自動三軸鉆床傳動裝置設計學院機械工程及自動化學院班級100714設計者王世豪指導老師陳心頤2013年6月18日北京航空航天大學目錄前言 3一、設計任務書 41、設計題目 42、設計背景 43、設計參數 44、設計任務 4二、總體方案設計 41、傳動方案的擬定 4（1）原動機的選擇 4（2）傳動裝置選擇 42、電動機選擇 6（1）類型和結構形式的選擇 6（2）傳動效率 6（3）電動機轉速計算 73、傳動系統的運動和動力參數 7（1）分配減速器的各級傳動比 7（2）計算傳動裝置的運動和動力參數 7三、傳動零件的設計計算 81、齒輪的設計和校核計算 8（1）圓錐齒輪設計 9（2）圓柱齒輪設計 122、V帶的設計和校核計算 163、軸的設計和校核計算 18（1）1號齒輪軸的校核 18（2）2號軸的校核 20（3）3,4,5齒輪軸的校核 234、鍵的設計和校核計算 26（1）小錐齒輪軸鍵的選擇與校核1 26（2）大錐齒輪軸鍵 26（3）圓柱齒輪軸鍵 275、滾動軸承的選擇及壽命計算 27（1）小錐齒輪軸軸承的校核 27（2）大錐齒輪軸軸承的校核 28（3）圓柱齒輪軸軸承的校核 30四、減速器箱體及附件的設計 311、潤滑和密封形式的選擇，潤滑油和潤滑脂的選擇 31（1）潤滑形式的選擇 31（2）密封裝置 31（3）潤滑油和潤滑脂的選擇 322、箱體設計【2】P.29 323、技術要求 32五、參考資料 33前言機械設計綜合課程設計是針對機械設計系列課程的要求，由原機械原理課程設計和機械設計課程設計綜合而成的一門設計實踐課程；是繼機械原理與機械設計課程后，理論與實踐緊密結合，培養(yǎng)工科學生機械工程設計能力的課程。

本設計說明書包括了北京航空航天大學《機械設計課程設計》產品的詳細設計過程及相關闡述。本設計的目的是使機械相關專業(yè)學生學會一款機械產品的全程設計過程。即從任務分析、總體方案設計、各零部件及執(zhí)行機構設計到最后的裝配圖和零件圖設計。課程設計的目的主要體現在以下三個方面：

1.

培養(yǎng)學生綜合運用機械設計課程和其它先修課程的基礎理論和基本知識，以及結合生產實踐分析和解決工程實際問題的能力；使所學的理論知識得以融會貫通、協調應用。

2.

通過課程設計，使學生學習和掌握一般機械設計的程序和方法，樹立正確的工程設計思想，培養(yǎng)獨立的、全面的、科學的工程設計能力。

3.在課程設計的實踐中學會查找、翻閱、使用標準規(guī)范、手冊、圖冊和相關技術資料等

，熟悉和掌握機械設計的基本技能。

通過本學期對該課程的學習，我開始了從無所知到熟練掌握機械設計的設計過程。在老師的悉心指導下，我認真的學習了機械課程設計的基礎知識，仔細的開始了設計工作。經過一個學期的努力，我在完成設計任務的同時，對以前所學的相關專業(yè)知識有了更深刻的理解，也在設計過程中復習了以前所學的相關課程，對這些課程知識有了更深刻的融會貫通。

現在這個課程設計任務已經完成，我明顯的感覺到自己的相關實踐能力有很大的提高，使用電腦繪圖軟件也愈加熟練，在機械設計過程中也能注意到一些容易出現的小問題。

由于自己能力有限，設計上的疏漏錯誤之處在所難免，懇請指正。

在此感謝老師在這一學期里的辛勤教導，嚴格要求和認真指正。

編者

2013年05月28日一、設計任務書1、設計題目簡易版自動三軸鉆床2、設計背景（1）題目簡述：簡易版自動三軸鉆床用于在零件上鉆孔，由電動機驅動，室內工作，通過傳動裝置是鉆頭持續(xù)轉動，在零件上打孔。（2）使用狀況：生產批量為5臺；動力源為三相交流電380/220V，電機單向轉動，載荷較平穩(wěn)；使用期限為10年，每年工作300天，每天工作5小時；檢修期為三年大修，雙班制工作。（3）生產狀況：生產廠具有加工7、8級精度齒輪、蝸輪的能力。3、設計參數選擇第四組的數據：切削速度0.20m/s，孔徑D=9mm，切削阻力矩T=130N/m。4、設計任務（1）三個鉆頭以相同的切削速度v作切削主運動，安裝工件的工作臺進給運動。每個鉆頭軸向進給阻力為F，被加工零件上三孔直徑均為D，每分鐘加工兩件。（2）室內工作，生產批量為5件。（3）動力源為三相交流電380/220V，電機單向轉動，載荷較平穩(wěn)。（4）使用期限為10年，雙班制工作。（5）專業(yè)機械廠制造，可加工7、8級精度齒輪、蝸輪。二、總體方案設計1、傳動方案的擬定根據設計任務書，該傳動方案的設計分成原動機和傳動裝置兩部分：（1）原動機的選擇設計要求：動力源為三相交流電380/220V（2）傳動裝置選擇減速器電動機輸出轉速較高，并且輸出不穩(wěn)定，同時在運轉故障或嚴重過載時，可能燒壞電機，所以要有一個過載保護裝置?？蛇x的有：帶傳動，鏈傳動，齒輪傳動，蝸桿傳動。鏈傳動和齒輪傳動雖然傳動效率高，但會引起一定的振動，且緩沖吸震能力差，也沒有過載保護。帶傳動平穩(wěn)性好，噪音小，有緩沖吸震及過載保護的能力，精度要求不高，制造、安裝、維護都比較方便，成本較低，但是傳動效率低，傳動比不恒定，壽命短；但還是比較符合本設計的要求，所以采用帶傳動。要實現傳動方向改變90度，因而可以考慮采用蝸輪蝸桿加斜齒輪或者是錐齒輪加斜齒輪減速器，但考慮到蝸輪蝸桿效率低，而且安裝精度、潤滑要求高等因素，因而決定采用后者，即錐齒輪加斜齒輪減速器。機構簡圖：方案一方案二第二個方案和第一個方案的大體類似，只是在最后的與鉆頭相連的部分有所差異，下面主要畫出這部分的示意圖。圖SEQ圖表\*ARABIC1方案一：利用多級減速，減速的可調范圍大。結構簡單緊湊，不易出故障。方案二：最終齒輪輸出的地方轉速大小和方向不一致，而且占用地方過大，不好加工和擺放。綜合整體的利弊分析，本項目傳動采用方案一。2、電動機選擇（1）類型和結構形式的選擇按工作條件和要求選用一般用途的Y系列三相異步臥式電動機，封閉結構。（2）傳動效率帶傳動：V帶:η軸承：η錐齒輪：油潤滑7級精度齒輪:η圓柱斜齒輪：7級精度η聯軸器效率：η總傳動效率：η鉆頭轉速：n（3）電動機轉速計算由電動機功率的計算公式可得P其中nw因此P為使載荷平穩(wěn)，因此Ped略大于Pd即可，由Y系列電動機的數據，選擇電動機額定功率為7.5kW>7.28kW，其中7.5kW為由上述的條件找出符合的電動機如下表所示電動機型號額定功率（kW）計算轉速（r/min）電流（A）Y132S2-27.5300015Y132M-47.5150015.4Y160M-67.5100017Y160L-87.575017.7由于鉆頭的轉速過快而且其中原動機輸入的轉向和輸出的轉向不在一個水平面內，是一個水平輸入，一個豎直輸出，因此我們考慮要使用到錐齒輪的減速器。而最終的輸出軸的數目為三個，顯然用一級錐齒輪減速器不能滿足要求，所以我們采用二級圓錐-圓柱齒輪減速器。其技術特點中的傳動比范圍為7到15，根據這個我們可以計算出，可以選用的電機的轉速范圍為：2968r/min到6360r/min，因此選擇Y132S2-2的電動機，滿載轉速為2960r/min。為了計算的方便，我們計算時，將其電機的轉速按照nm3、傳動系統的運動和動力參數計算總傳動比i=（1）分配減速器的各級傳動比帶傳動i01=2圓錐齒輪i12=3.5（2）計算傳動裝置的運動和動力參數0軸（電動機軸）：PTn1軸（錐齒輪主動軸）：PT1PTn2軸（錐齒輪從動軸）：PTPTn23,4,5軸（鉆頭輸出軸）：PTPTn將其計算結果整理為表格可得為：將上述運動和動力參數的計算結果匯總入下表軸號功率P/kW轉矩T/N?m轉速n/(r/min)傳動比i輸入輸出輸入輸出0軸7.2823.1730001軸6.996.8544.543.61150022軸6.646.51149.56146.634243.53,4,5軸2.041.9245.9443.244241表SEQ表格\*ARABIC1三、傳動零件的設計計算1、齒輪的設計和校核計算（1）圓錐齒輪設計計算項目設計計算依據和過程計算結果選材、精度考慮到功率一般，故小齒輪選用40Cr鋼，調質處理，齒面硬度為241到286HBW，計算取為265HBW大齒輪選用45鋼調質處理，齒面硬度為229到286HWB，計算取為235HBW，為開式軟齒面?zhèn)鲃樱d荷平穩(wěn)，齒輪速度不高，初選7級精度工作時間及部分參數閉式直齒圓錐齒輪傳動，軸夾角∑=90°，傳遞功率P1=6.99kW，傳動比兩班制工作，壽命10年（每年按300天計算）小齒輪做懸臂布置，使用時間內，工作時間占23.3%∑=90°P1i=3.5壽命10年，300天/年，工作時間占23.3%計算項目設計計算依據和過程計算結果初步計算小齒輪直徑因為采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?按齒面接觸強度初步估算小齒輪分度圓直徑◆初選小齒輪齒數取z1=17，zi傳動比相對誤差：?=i◆小齒輪轉矩T◆初選載荷系數【1】P.61K=其中，K◆取齒寬系數?◆確定彈性影響系數Z◆確定區(qū)域載荷系數標準直齒圓錐齒輪傳動Z◆確定接觸許用應力循環(huán)次數NN取K接觸疲勞極限【1】P.84σ安全系數Sσσ◆由接觸強度計算小齒輪的分度圓直徑【1】P.265d=2.92=88.277(mm)為了使其滿足要求初?。篸K=1.6ZT1σσKAKKt?RZHN1N2確定基本參數◆驗算載荷系數dm1齒輪圓周速度v=精度等級取7級合理【1】P.53KHα=KHβ=1.2Ft1K可知，KKHβbeKHβ=KFβ=1.5接觸強度載荷系數K==3.375◆校正直徑d1=d校核傳動比誤差：因齒數未做圓整，傳動比不變。精度等級取7級合理z1z2取m=5.5確定主要傳動尺寸確定模數m=95/17=5.48取m=5.5小齒輪直徑dd2錐距R=d1齒寬b=?圓整，取b=55mmR=d/(2sinδ)，δ1d1d2R=170.57mmb=55mmδ1δ2校核齒根彎曲疲勞強度◆確定彎曲強度載荷系數：與接觸強度系數相同K=3.375◆計算當量齒數【4】ZZYFα1=2.8，YSα1=2.17，◆確定許用應力KFN1=0.92，K則σFN1=440MPa，σFN2按脈動循環(huán)變應力確定許用彎曲應力，即σσ◆校核彎曲強度【4】σF1==63.79(MPa)≤σK=3.375Zv1Zv2σσFN2σF1=σ∴合格靜強度校核因傳動無嚴重過載，故不作靜強度校核（2）圓柱齒輪設計計算項目設計計算依據和過程計算結果選材、精度考慮到主動輪轉速不高，傳動尺寸無嚴格限制，批量較小，故小齒輪選用40Cr，調質處理，硬度HB=241~286，平均為260HB，而由于分配的傳動比等于1，中間的大齒輪用45鋼，調質處理，硬度為HB=229~286，平均為240HB。在整體為閉式軟齒面?zhèn)鲃樱d荷平穩(wěn)，齒輪速度不高，同側齒面精度選7級精度。β=20°。左旋。初步計算小齒輪直徑因為采用閉式軟齒面?zhèn)鲃樱待X面接觸強度初步估算小齒輪分度圓直徑【1】P.265：d其中，Ad取756【1】P265，β=20°，K=1.4，T2=149.56N?m接觸疲勞極限【1】P.84：σHlim1=710MPaσσ代入數據得d≥756=121.35(mm)初取dK=1.4Tψσσσσd確定基本參數圓周速度v=π∴7級精度合理初取齒數z1=29，z確定模數mt查表【1】P.54，取m確定螺旋角β=arccos小齒輪直徑d大齒輪直徑d初取齒寬b=ψ圓整為40mm，而中間的齒輪傳動受力較大所以齒寬加厚10mm則大齒輪的尺厚為50mm校核傳動比誤差：因齒數未做圓整，傳動比不變。7級精度合理z1z2mnβ=20°5'4''d1d2b=40mm校核齒面接觸疲勞強度σH=Zβ（1）計算齒面接觸應力節(jié)點區(qū)域系數【1】Z彈性系數【1】Z重合度系數Z重合度系數Zε的計算公式由端面重合度εa和縱向重合度端面重合度為ε計算可得ααα由于無變位，端面嚙合角αt'縱向重合度為ε則Z螺旋角系數ZFKA=1.25，K其中，cosKHβ=A+B1+0.6(∴=643.35N/mm2（2）計算許用接觸應力【1】P.82σ取σHlim1=770MPaSHlimZL1總工作時間t=11200hNL1=3.1×10NL2ZNT1=ZNT2=1.06齒面工作硬化系數：ZW1ZX1σ=671.60(MPa)<（3）驗算σZHZEαtεαZεZβKAKVKHαKHβσHZWSHlimσHP2接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無須調整確定主要傳動尺寸端面模數mt=m齒輪直徑dd2a=（中心距a=(d1+d2)/2=12齒寬b=40mmβ=20°5'4''d1d2b=40mma=125mm齒根彎曲疲勞強度驗算（1）齒根彎曲應力【1】σFKA=1.25，KV=1.2，YSα1Yεεβ=1.43，YFt代入上述數據，齒根彎曲應力：σF=118.53MPa（2）計算彎曲許用應力σFP【1】σFP其中，σFlim=265MPaYVrelT=YNT1=σFP=265×2×0.89×1×11.25=367.46(（3）檢驗σFKAKVKFαYFα1YFα2YSα1YSα2YεYβKFβσF=118.5σFP=367.46(MPa靜強度校核因傳動無嚴重過載，故不作靜強度校核2、V帶的設計和校核計算計算項目設計計算依據和過程計算結果確定計算功率Pc=KAP取KP=7.28kW，Pc=8.008Pc=8.008KA選擇帶型選取V帶，型號A，A型，小帶輪直徑80-100mm【1】P.150確定帶輪直徑和帶速小帶輪n1=3000r/min，i=2，取大帶輪直徑d?=0.01，取d小輪帶速v=π滿足5m/sdd1dd2v=14.1m/s計算帶傳動中心距a和帶的基準長度L（1）0.05(dd1+dd2)≤a0≤2147.4mm≤a0≤取a（2）計算帶的初步基準長度LLd‘=2a0+=2×350+=1192.70mm取L（3）求實際中心距aa≈aa0Lda=354.25mm計算小帶輪包角αα1=166.5°>120°α1=滿足大于120°確定帶的根數基本額定功率P∴?P0=0.17kW，取長度系數kLz=取z=7根z=7根確定帶的初拉力FF0=500Pcvzρl=0.10F計算傳動帶在軸上的作用力FFQ=2×7×119.8×sinFQ3、軸的設計和校核計算（1）1號齒輪軸的校核計算項目設計計算依據和過程計算結果材料的選擇與設計考慮到相互摩擦作用，材料選擇與齒輪相同，為45號鋼，調質處理，σ材料系數【1】P.38C=114估算軸徑d≥Cdmin所受轉矩T1齒輪圓周力FFd齒輪徑向力Fr1=Fr1齒輪軸向力Fa1Fa1受力圖如后圖豎直面反力FBHFAHMCMAH=-FAH×LFBHFAHMC3577N?mmMAHF水平面反力FAVFBVMBVMAVFFMM合成彎矩圖M如圖3計算扭矩T=TT=44.5N?m計算當量彎矩【1】P.49轉矩按脈動循環(huán)考慮，取α=σb=650MPaα=0.58危險截面A處當量彎矩M代入數據得，Me=360854σMe=360854軸強度的校核【1】P.49σ危險截面A處的彎曲應力：σ由于σaσσb1號軸的簡圖1號軸的簡圖1號1號軸空間受力情況扭矩的沿軸分布扭矩的沿軸分布合成彎矩的大小分布水平面和豎直面內的彎矩分布合成彎矩的大小分布（2）2號軸的校核計算時由于2號軸上三個圓柱齒輪的對稱布置，因而彎矩因素消除，即Fr3對該軸無作用，如圖4計算項目設計計算依據和過程計算結果材料的選擇考慮到相互摩擦作用，材料選擇與齒輪相同，為45號鋼，調質處理，σ材料系數【1】P.38C=112估算軸徑d≥Cdmin所受轉矩T2輸入齒輪圓周力Ft1=Ft2Ft3=2000Ft2Ft3齒輪徑向力Fr2Fr3=Ft3tanFr2Fr3=1049.45齒輪軸向力Fa2=420.7Fa3Fa2=420.7Fa3受力圖如下圖豎直面反力FAHFBHMMDHFAHFBHMMDH24795N?mm水平面反力FAVFBVMDVFFM合成彎矩圖M=2如圖5M=261888N?mm計算扭矩T=(1047×140-2708×125/2)MPa=7050N?mmT=7050N?mm計算當量彎矩【1】P.49轉矩按脈動循環(huán)考慮，取α=σb=650MPaα=0.68危險截面D處當量彎矩M代入數據得，Me=2619120σMe=2619120軸強度的校核【1】P.49σ危險截面D處的彎曲應力：σ由于σbσσb2號軸樣式2號軸樣式22號軸空間受力分析豎直面內彎矩圖豎直面內彎矩圖水平面內彎矩圖水平面內彎矩圖總合成彎矩的大小圖總合成彎矩的大小圖2號軸扭矩圖2號軸扭矩圖（3）3,4,5齒輪軸的校核計算項目設計計算依據和過程計算結果材料的選擇考慮到相互摩擦作用，材料選擇與齒輪相同，為45號鋼，調質處理，硬度237到280HB，σ材料系數【1】P.38C=112估算軸徑d≥Cdmin所受轉矩TT=45.94N齒輪圓周力Ft3=Ft4=FFt=齒輪徑向力Fr3=FFr=F齒輪軸向力Fa3Fa3受力圖如下圖豎直面反力FAHFBHMAH=25.3×90FAHFBHMAH水平面反力FBVFAVMAVFFM合成彎矩M=MM=37763N?mm計算轉矩T=735.04×T=45940N?mm計算當量彎矩【1】P.49轉矩按脈動循環(huán)考慮，取α=σb=650MPaα=0.58危險截面A處當量彎矩M代入數據得，Me=46216σMe=46216軸強度的校核【1】P.49σ危險截面A處的彎曲應力：σ由于σbσσb3,4,5號軸的樣式3,4,5號軸的樣式合成彎矩圖和扭矩圖豎直面和水平面彎矩圖3,4,5號軸空間受力示意圖合成彎矩圖和扭矩圖豎直面和水平面彎矩圖3,4,5號軸空間受力示意圖4、鍵的設計和校核計算鍵的選擇主要考慮所傳遞的扭矩的大小，軸上零件是否需要沿軸向移動，零件的對中要求等等。（1）小錐齒輪軸鍵的選擇與校核1計算項目設計計算依據和過程計算結果1）帶輪鍵的選擇與校核鍵的選擇和參數靜聯接，選用普通平鍵，圓頭。d=25mm，選用鍵8×7×28，GB/T1096-2003【1】P.108轉矩T1輸入=接觸長度ll‘許用擠壓應力[σ]鋼的許用擠壓應力為[σ]σP=σP符合要求2）小錐齒輪鍵的選擇與校核2鍵的選擇和參數靜聯接，選用普通平鍵，圓頭。d=29mm，選用鍵8×7×28，GB/T1096-2003【1】P.108轉矩T1輸出=接觸長度ll‘許用擠壓應力[σ]鋼的許用擠壓應力為[σ]σP=4ThσP符合要求（2）大錐齒輪軸鍵計算項目設計計算依據和過程計算結果1）大錐齒輪鍵的選擇與校核鍵的選擇和參數靜聯接，選用普通平鍵，圓頭。d=40mm，選用鍵10×32，GB/T1096-2003【1】P.108轉矩T2輸入=1接觸長度ll‘許用擠壓應力[σ]鋼的許用擠壓應力為[σ]σP=σP符合要求2）圓柱齒輪鍵的選擇與校核鍵的選擇和參數靜聯接，選用普通平鍵，圓頭。d=50mm，選用鍵16×40，GB/T1096-2003【1】P.108轉矩T2輸出=1接觸長度ll‘許用擠壓應力[σ]鋼的許用擠壓應力為[σ]σP=σP符合要求（3）圓柱齒輪軸鍵計算項目設計計算依據和過程計算結果圓柱齒輪鍵的選擇與校核鍵的選擇和參數靜聯接，選用普通平鍵，圓頭。d=28mm，選用鍵8×7×25，GB/T1096-2003【1】P.108轉矩T=45.94N?m接觸長度ll‘許用擠壓應力[σ]鋼的許用擠壓應力為[σ]σP=σP符合要求5、滾動軸承的選擇及壽命計算軸承壽命Lh=300×5×10（1）小錐齒輪軸軸承的校核圓錐滾子軸承30306（一對），其尺寸：D=72mm，d=30mm，B=18.25mm計算項目設計計算依據和過程計算結果軸承主要性能參數【1】P120CrC0rX、Y值【1】P.245當FaFr<當FaFr>ee=0.31計算軸承的徑向載荷Fr和軸向載荷Fr1=4763.25NFr2=7301.94NFs1=Fr1Fs2=Fr22YFA=102.2N，∴Fs1>FA+Fa1Fa2Fr1=Fr2=Fs1向右Fs2向左Fa1Fa2計算當量動載荷P=fd(XFrFa1Fr1=0.26P1Fa2Fr2=0.157P2∴P=1495.2P1P2P=1495.2N校核壽命Lh=2324162小時>其中，ε=10L>15000結論：所選軸承能滿足壽命、靜載荷與許用轉速的要求。（2）大錐齒輪軸軸承的校核深溝球軸承6007，其尺寸：D=62mm，d=36mm，B=14mm深溝球軸承6008，其尺寸：D=68mm，d=40mm，B=15mm計算項目設計計算依據和過程計算結果軸承主要性能參數【1】P120CraC0raCCX、Y值【1】P.245當FaFr<當FaFr>e=0.38計算軸承的徑向載荷Fr和軸向載荷Fr1=1534.8NFr2=7301.9NFs1=Fs2=之前軸上錐齒輪軸向力420.7N向左,斜圓柱齒輪軸向力為990.15N向右可得F由FAFa1FFr1=Fr2=Fs1向右Fs2向左Fa1Fa2計算當量動載荷P=fd(XFrFa2Fr2=0.08<eP2=626.395NFa1Fr1=0.27<P1=462.77N∴P=P1P2P=626.395N校核壽命Lh=201800小時>其中，ε=10L>15000結論：所選軸承能滿足壽命、靜載荷與許用轉速的要求。（3）圓柱齒輪軸軸承的校核圓錐滾子軸承32008，其尺寸：D=66mm，d=40mm，B=17mm圓錐滾子軸承32007，其尺寸：D=62mm，d=33mm，B=16mm計算項目設計計算依據和過程計算結果軸承主要性能參數【1】P120Cr1C0r1Cr1CX、Y值【1】P.245當FaFr<當FaFr>ee=0.31計算軸承的徑向載荷Fr和軸向