机械设计课程设计--牛头刨床设计.docx

牛头刨床课程设计说明书

课程设计题目： 牛头刨床设计

目录
一.设计任务书 1
二传动方案的拟定及说明 3
三.电动机的选择 4
四.传动装置的运动和动力参数 6
五.传动件的设计 8
1. V带轮设计 8
2.高速级齿轮设计 10
3.低速级齿轮设计 15
六.轴的设计 20
七.滚动轴承的设计及计算 23
八.减速器机体结构设计 31
九.键的选择和计算 33
十.减速器附件的选择 35
十一.减速器的润滑和密封 36
十二.牛头刨床的运动和力的分析求解 37
1.机构设计 37
2.C语言程序 37
3.求解结果 38
十四.设计小结 40
十五.参考文献 41

2

计算及说明
结果
一． 设计任务书

1.目的及要求：
机械设计课题的设计主要是培养学生的机械设计的综合能力。通过自己动手，可以体会和巩固先修课程的理论和实际知识，同时还能学习如何运用标准、规范、手册等有关国家标准及技术手册，更重要的是可以提高学生从机器功能的要求、尺寸、工艺、经济和安全等诸多方面综合考虑如何设计的能力，从而树立正确的设计思想。。
课程结束每个学生必须完成：
1． 一张减速器装配图（用A1或A0图纸绘制）；
2． 齿轮和轴的零件图各一张；
3． 设计说明书一份（约6000~8000字）。
2.设计题目:
设计牛头刨床及其齿轮减速器，具体内容是：
1.设计方案论述。
2.选择电动机。
3.减速器外部传动零件设计。
4.减速器设计。
（1）.设计减速器的传动零件；
（2）.对各轴进行结构设计，按弯扭合成强度条件验算个轴的强度；
（3）.按疲劳强度条件计算输出轴上轴承的强度；
（4）.选择各对轴承，计算输出轴上轴承的寿命；
（5）.选择各键，验算输出轴上键连接的强度；
（6）.选择各配合尺寸处的公差与配合；
（7）.决定润滑方式，选择润滑剂；
5.绘制减速器的装配图和部分零件工作图；
6.编写设计说明书。

3.已知条件
1. 减速器是二级展开式。
2. 动力来源 ：电力，三相交流，电压380/220V。
3. 工作情况：两班制，连续单向运行，载荷较平稳。
4. 目标参数如下：

二.传动方案的拟定及说明

1.分析减速器的结构
（1）.传动系统的作用：
作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。
（2）.传动方案的特点：
特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。
（3）.电机和工作机的安装位置：
电机安装在远离高速轴齿轮的一端；
工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。
2.总机构简图

3.主机构运动简图

三. 电动机的选择

1.选择电动机类型
按工作要求：连续单向运转，载荷平稳；选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。
2. 计算电机功率P0
工作阻力所做的功：

牛头刨所需功率：

由P7表2-4查得：

故，传动总效率
电机功率：

3. 计算电机转速n
牛头刨转速：

由P4表2-1取V带，闭式齿轮，闭式齿轮
开式齿轮
故总传动比：

电机转速：

4.选择电动机型号
由P196表20-1查出符合设计要求并综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格等选定电动机型号为Y90L-2，则所选取电动机：
额定功率为，满载转速为，
。

四. 传动装置的运动和动力参数

1. 计算总传动比

选用等浸油深度原则，取 =1.7（带轮）；=3.4；=2.6，。
2.计算各级效率：
第一级效率：
第二级效率：
第三级效率：
第四级效率：
3. 计算各轴的转速功率和转矩：
（1）转速：
轴0：
轴1：
轴2：
轴3：
轴 4：

（2）输出功率：
轴0：
轴1：
轴2：
轴3：
轴 4：

（3）输出转矩：
轴0：
轴1：
轴2：
轴3：
轴 4：
4. 参数汇总：
参数
轴名
输出功率P（KW）
转速n(r/min)
输出转矩T（N.M）
传动比i
效率
轴0
2.200
2840.000
7.398
1.7
0.93
轴1
2.046
1670.588
11.696
3.4
0．951
轴2
1.946
491.349
37.823
2.6
0.951

轴3
1.851
188.981
95.539
3.2
0.95
轴4
1.758
59.056
284.288

Pr=1.05KW

P0=1.30KW

I=36-600
n=2123-35388r/min

型号为Y90L-2
n=2840r/min
P=2.2KW

计算及说明
结果
五.传动件的设计
1. V带轮设计

1．确定计算功率
由表8-8查得工作情况系数，故

2．选取窄V带带型
根据和转速n，由图8-11确定选用Z型。
3. 确定带轮基准直径
由表8-9初选主动轮基准直径。从动轮基准直径。根据表8-9， 即为基准系列。
,所以带的速度合适。
4. 确定窄V带的基准长度和传动中心距
根据，初步确定中心距。
计算带所需的基准长度
=647mm,由表8-2选带基准长度。
计算实际中心距a
189mm
5. 验算主动轴上的包角
由式（8-6）得 166.60°>120°,所以主动轮上的包角合适。
6. 计算窄V带的根数z
由式（8-26）知
由查表8-4和表8-5得

查表8-6，得 ，查表8-2，得 ，则

取z=7。
7. 计算预紧力

查表8-3，得 ，故
=60.293N
8. 计算作用在轴上的压轴力
333.374N
9．查表8-11，带轮宽度B=（z-1）e+2f=83mm
10．带轮结构设计
材料选用HT200.

V带Z型

B=83m

计算及说明
结果
2. 高速级齿轮设计
1．选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）选用斜齿圆柱齿轮传动如上图所示，有利于保障传动的平稳性；
2）设备为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。
3）材料选择。由表10-1选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
4）选小齿轮齿数，大齿轮
81.6，故选。81.
5） 初选螺旋角β＝14°
6） 初选压力角=20°
2．按齿面接触强度设计
齿面接触强度计算公式为：

1）确定公式内的各计算数值
　 ⑴ 试选Kt=1.3。
　 ⑵由图10-20<区域系数ZH>选取区域系数。　
　 ⑷ 由表10-7选取齿宽系数。
⑸ 由表10-6查得材料的弹性影响系数。
（6）由式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数=0.671
（7）由式10-23可得螺旋角系数=0.985
⑹ 由图10-25d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮。
⑺ 由式10-15计算应力循环次数
7.41
2.18
⑻ 由图10-19 查得接触疲劳寿命系数，。
⑼ 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数s=1，由式得

=
2）计算
⑴ 试算小齿轮分度圆直径 由计算公式得
32mm
⑵ 计算圆周速度
　　　　　 2.78m/s
⑶ 计算齿宽b及模数
35mm
1.89mm

⑸ 计算载荷系数K
取，根据v=2.78m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数；由 表10-4查得；由图10-13查得；由表10-3查得。故载荷系数

　 ⑹ 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得
35mm
⑺ 计算模数

3．按齿根弯曲强度设计　
由式（10-17）

1）确定计算参数
⑴ 计算载荷系数

⑵ 根据纵向重合度，从图<螺旋角影响系数>查得螺旋角影响系数。
⑶ 计算当量齿数

⑷ 查取齿形系数　
由表<齿形系数及应力校正系数>查得；
　 ⑸ 查取应力校正系数
　 由表<齿形系数及应力校正系数>查得；
⑹ 查取弯曲疲劳强度极限
由图10-20c 查得小齿轮 ，大齿轮
⑺ 查取弯曲疲劳寿命系数
由图10-18 查得 ，
⑻ 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数，由式（10-12），得

　 ⑼ 计算大、小齿轮的并加以比较

　 大齿轮的数值大。
2）设计计算
1.509mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法向模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法向模数，取=2mm，可满足弯曲强度。为满足接触疲劳强度，按接触强度算得的分度圆直径，由
　　　　　　　　　17，
则Z2=56
4.几何尺寸计算
　 1）计算中心距
　　　　　　　　74.7mm
　　　 将中心距圆整为75。
　　 2）按圆整后的中心距修正螺旋角
　　　 13.261°
因β值改变不多，故参数、、等不必修正。
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径
35mm
115mm

4）计算齿轮宽度
　　　　35mm
　　 圆整后取B2=35mm；B1=40mm。
5.结构设计
　　 小齿轮齿顶圆直径<16Omm且满足齿根圆到键槽底部的距离e<2,故小齿轮为齿轮轴结构。因大齿轮齿顶圆直径>16Omm，而又小于5OOmm，故以选用腹板式结构为宜。其它有关尺寸按图<腹板式结构的齿轮>荐用的结构尺寸设计
齿根圆直径为 51.52*(1+0.25)*2=30.041mm
110.041mm
齿顶圆直径为 39.041mm
119.041mm

3.低速级齿轮设计
1．选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）选用斜齿圆柱齿轮传动
2）设备为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。
3）材料选择。在同一减速器各级小齿轮(或大齿轮)的材料，没有特殊情况，应选用相同牌号，以减少材料品种和工艺要求,选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
4）选小齿轮齿数，大齿轮
，故选。
5）初选螺旋角β＝14°
2．按齿面接触强度设计
齿面接触强度计算公式为：

1）确定公式内的各计算数值
　 ⑴ 试选Kt=1.6。
⑵由图10-20<区域系数ZH>选取区域系数。　
　 ⑷ 由表10-7选取齿宽系数。
⑸ 由表10-6查得材料的弹性影响系数。
⑹ 由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮。
⑺ 由式10-13计算应力循环次数

⑻ 由图10-19 查得接触疲劳寿命系数，。
⑼ 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数s=1，由式得

2）计算
⑴ 试算小齿轮分度圆直径 由计算公式得

⑵ 计算圆周速度

⑶ 计算齿宽b及模数

⑸ 计算载荷系数K
取，根据，8级精度，由图10-8查得动载系数；由 表10-4查得；由图10-13查得；由表10-3查得。故载荷系数

　 ⑹ 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得

⑺ 计算模数

3．按齿根弯曲强度设计　
由式（10-17）

1）确定计算参数
⑴ 计算载荷系数

（2）由P221查得 =0.0684，=0.778
⑶ 计算当量齿数

⑷ 查取齿形系数　
由表<齿形系数及应力校正系数>查得；
　 ⑸ 查取应力校正系数
　 由表<齿形系数及应力校正系数>查得；
⑹ 查取弯曲疲劳强度极限
由图10-20c 查得小齿轮 ，大齿轮
⑺ 查取弯曲疲劳寿命系数
由图10-18 查得 ，
⑻ 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数，由式（10-12），得

　 ⑼ 计算大、小齿轮的并加以比较

　 大齿轮的数值大。
2）设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法向模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法向模数，取=2mm，可满足弯曲强度。为满足接触疲劳强度，按接触强度算得的分度圆直径，由
　　　　　　　　　　　，
取，则,取。
4.几何尺寸计算
　 1）计算中心距

　　　 将中心距圆整为141。
　　 2）按圆整后的中心距修正螺旋角

因β值改变不多，故参数、、等不必修正。
3）计算大、小齿轮的分度圆直径

4）计算齿轮宽度

　　 圆整后取；。
5.结构设计
　　 小齿轮齿顶圆直径<16Omm且满足齿根圆到键槽底部的距离e<2,故小齿轮为齿轮轴结构。因大齿轮齿顶圆直径>16Omm，而又小于5OOmm，故以选用腹板式结构为宜。其它有关尺寸按图<腹板式结构的齿轮>荐用的结构尺寸设计
齿根圆直径为 782*(1+0.25)*2=74mm

齿顶圆直径为

β＝14°

Kt=1.3

=0.671
=0.985

=2mm

=30.041mm

β＝14°

Kt=1.6

=1.65

=2mm

=74mm

六.轴的设计

按《机械设计》中式（15－2）初步计算轴的最小直径，选取II、III轴的材料为45钢,调质处理。I轴为40Cr。根据资料1表15-3，取，于是得
三根轴的最小直径确定:

（一）中间轴设计

(1)选用7304AC的轴承,s=9.5,由箱体条件可知, 挡油圈长度取为9.5+13=22.5mm,

(2) 齿轮宽为,左侧有2mm定位，故取 ,右侧有一轴肩,取h=3.5,L>1.4h,故取L=6，d=30
（3）齿宽，故取，d=23mm
（4），d=20mm。
（二）高速轴设计

根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度
(1),选用7305AC的轴承,s=9.5,挡油圈长度取为9.5+10.5=20mm,
(2) 齿轮宽为,故取 ,右侧L3由结构确定
（3）与相似，故取，d=25mm
（4） ，
d=20mm。
（5）大带轮与轴，d=16.
（三）低速轴设计

根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度
（1）为了满足轴向定位要求，L1轴段右端需制出一轴肩，故段的直径。

（3）初选滚动轴承7309AC，则其尺寸为

故左边轴承安装处有挡油环,挡油圈长度取为9.5+13=22.5mm，则
（4）挡油环右侧用轴肩定位，故可取,L4=36mm，
右侧的轴肩d=60,齿轮部分
（5）段与相似

七. 滚动轴承的设计及计算
（一）中间轴的计算
(1)进行强度校核,按弯扭组合进行校核.

将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系
图1

图2

图3

其中图二中, 通过另加弯矩而平移到指向轴线
图三中 通过另加转矩而平移到作用轴线上

对于型轴承，轴承的派生轴向力

算得
所以
求轴承的当量动载荷和
对于轴承1
对于轴承2
查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：
对于轴承1，
对于轴承2，

求该轴承应具有的额定载荷值
因为则有

故符合要求。
轴的弯矩图的计算
①铅直面：。
AB段：
M=FNV2*x 即M=3239.1x
BC段:

CD段：

②水平面:
AB段

BC段：

CD段：

截面处的、及的值列于下表
表4

载荷
水平面
垂直面
支持力

弯矩

总弯矩

扭矩

力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得，，故安全。
（2）精确校核轴的疲劳强度
判断危险截面
分析各个截面上的弯矩与扭矩可知，B-D段所承受的应力最大，考虑BC段轴的直径足够大，应力的集中不大。而对于C截面，由于CD段轴的直径比较小，致使C截面应力过于集中，所以判断为危险截面，应予校核。
截面C左侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面C左侧的弯矩M为

截面上的扭转切应力为

材料45钢，调质处理
，，。
（[2]P362表15-1）
综合系数的计算
由，经直线插值，知道因轴肩而形成的理论应力集中为，
（[2]P40附表3-2经直线插入）
轴的材料敏感系数为，，
（[2]P41附图3-1）
故有效应力集中系数为

查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，
（[2]P42附图3-2）（[2]P43附图3-3）
轴采用磨削加工，表面质量系数为，
（[2]P44附图3-4）
轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为

碳钢系数的确定
碳钢的特性系数取为，
安全系数的计算
轴的疲劳安全系数为

故安全。
截面C右侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面E-F右侧的弯矩M为

截面上的扭转切应力为

材料45钢，调质处理
，，。
（[2]P362表15-1）
过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出，并取
=0.8，=2.60，=0.8=
轴采用磨削加工，表面质量系数为，
（[2]P44附图3-4）
轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为

碳钢系数的确定
碳钢的特性系数取为，
安全系数的计算
轴的疲劳安全系数为

右侧也是安全的
故轴的选用安全。

八. 减速器机体结构设计

名称
符号
计算公式
结果
箱座厚度

10
箱盖厚度

8
箱盖凸缘厚度

12
箱座凸缘厚度

15
箱座底凸缘厚度

25
地脚螺钉直径

M20
地脚螺钉数目

查手册
4
轴承旁联结螺栓直径

M16
盖与座联结螺栓直径

=（0.5 0.6）
M10
轴承端盖螺钉直径

=（0.40.5）
6,数量n=4
视孔盖螺钉直径

=（0.30.4）
6
定位销直径

=（0.70.8）
8
，，至外箱壁的距离

查手册表11—2
26
22
16
，至凸缘边缘距离

查手册表11—2
24
14
外箱壁至轴承端面距离

=++（510）
47.4
大齿轮顶圆与内箱壁距离

>1.2
15
齿轮端面与内箱 壁距离

>
13
箱盖，箱座肋厚

7
8.5
轴承端盖外径

+（55.5）
82（1轴）
82（2轴）
130（3轴）
轴承旁联结螺栓距离

82（1轴）
82（2轴）
130（3轴）

九.键的选择和计算
1.中间轴上键的选择
大齿轮上,一般的8级以上精度的齿轮有空心精度要求，应选用平键连接，由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）取键长，
键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得
取其平均值，
键的工作长度
键和轮毂键槽的接触高度
则，故合适。
所以选用：键 GB/T 1096-2003
第三个齿轮,小齿轮选用圆头普通平键（A型）
取键长，
键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得
取其平均值，
键的工作长度
键和轮毂键槽的接触高度
则，故合适。
所以选用：键 GB/T 1096-2003
2.高速轴上
带轮上,取取键长，
键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得
取其平均植，
键的工作长度
键和轮毂键槽的接触高度
则，故合适。
所以选用：键 GB/T 1096-2003
3.低速轴上
大齿轮上 取键长，
键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得
取其平均植，
键的工作长度
键和轮毂键槽的接触高度
则，故合适。
所以选用：键 GB/T 1096-2003
联轴器上
键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得
取其平均植，
键的工作长度
键和轮毂键槽的接触高度
则，故合适。
所以选用：键 GB/T 1096-2003

十.减速器附件的选择
通气器
由于在室内使用，选通气帽，采用M27×1.5

油面指示器
选用游标尺M12

起吊装置
采用箱座吊耳

放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M12×1.25

十一.减速器的润滑和密封
一、 齿轮的润滑
由于低速级周向速度为1.50m/s，采用浸油润滑,浸油高度取30mm。

二、 滚动轴承的润滑
由于轴承dn 值小于，所以使用挡油环。

三、 润滑油的选择
齿轮考虑到该装置用于小型设备，选用L-CKC润滑油。

四、 密封方法的选取
从密封性来讲为了保证机盖与机座连接处密封，凸缘应有足够的宽度，连接表面应精刨，密封的表面要经过刮研。而且，凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大，并均匀布置，保证部分面处的密封性。轴承端盖采用凸缘式端盖，易于加工和安装。

十二.牛头刨床的运动和力的分析求解
1.机构设计

2. C语言程序
C语言求解运动分析程序：

#include<stdio.h>
#include<math.h>
#define PI 3.1415926
void main()
{
double a=0.110,b=0.553,c=0.138,d=0.380,e=0.541,f=6,g=3500;
/*a=AB,b=CD,c=DE,d=AC,e=H,f=ω1 */
double B,C,E,F,G,I,L,M,O,P,Q;
/*B=θ3,C=θ4, E=Se，F =ω3，G=ω4， I= Ve ，L=а3，M=а4， O=аe ,P=Me,Q=Md*/
double x=0;
printf(" @1 @3 @4 Se W3 W4 Ve A3 A4 Ae Me Md\n");
while(x<6.3)
{
B=atan((d+a*sin(x))/(a*cos(x))); /*求θ3*/
if(B<0)B=PI+B;
C=PI-asin((e-b*sin(B))/c); /*求θ4*/
if(C<0)C=PI+C;
E=b*cos(B)+c*cos(C); /*求 Se */
F=(a*f*(a+d*sin(x)))/(d*d+a*a+2*d*a*sin(x)); /*求 ω3*/
G=-(F*b*cos(B))/(c*cos(C)); /*求 ω4*/
I=-(F*b*sin(B-C))/cos(C); /*求 Ve */
L=((d*d-a*a)*d*a*f*f*cos(x))/((d*d+a*a+2*d*a*sin(x))*(d*d+a*a+
2*d*a*sin(x))); /*求а3*/
M=(F*F*b*sin(B)+G*G*c*sin(C)-L*b*cos(B))/(c*cos(C)); /*求а4*/
O=-(L*b*sin(B-C)+F*F*b*cos(B-C)-G*G*c)/cos(C); /*求аe */
P=g*I/f;*求Me*/
Q=160.43;/*Md*/
printf("%3.0f %3.3f %3.3f %3.3f %3.3f %3.3f %3.3f %3.3f %3.3f
%3.3f\n",x*180/PI,(B*180)/PI,(C*180)/PI,E,F,G,I,L,M,O,P,Q);
x=x+PI*10/180;
}
}
3. 求解结果
牛头刨床运动分析图像如下：

十四. 设计小结
为期五周的课程设计中使我们这些学机械的学生接触到了平时接触不到的东西，也从中学到了很多。实践的环节总能学到很多课本上学不到的东西，平时的学习局限于课本，而这样的实践就要求我们把平时学的东西用到实际中来。通过这次的课程设计，我们不仅加深了机械知识，而且也培养了动手能力和解决实际工程问题的能力。
但是由于没有设计经验，设计中难免出现很多问题。比如，对铸造的工艺性要求，轴承的加工要求,及箱体的尺寸要求没有很好的把握,经过多次修正,而且，对齿轮、轴、轴承等重要设计部件的尺寸精度、定位精度没有处理得当、考虑的不够充分。这些需常常看书和实践才能解决。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，对设计的过程有更深刻的了解，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确、效率更高、更经济的设备。
总而言之，这次的课程设计必将为我们以后的工作打下坚实的基础。

十五.参考文献
【1】 濮良贵，纪名刚主编 机械设计 第9版.北京高等教育出版社 2001年5月；
【2】 吴宗泽