機械設計課程設計-牛頭刨床設計

牛頭刨床課程設計說明書課程設計題目： 牛頭刨床設計目錄一.設計任務書 1二傳動方案的擬定及說明 3三.電動機的選擇 4四.傳動裝置的運動和動力參數(shù) 6五.傳動件的設計 81.V帶輪設計 82.高速級齒輪設計 ......................................錯誤！未定義書簽。3.低速級齒輪設計 ......................................錯誤！未定義書簽。六.軸的設計..................................................錯誤！未定義書簽。七.滾動軸承的設計及計算 ...........................錯誤！未定義書簽。八.減速器機體結(jié)構(gòu)設計 31九.鍵的選擇和計算 ......................................錯誤！未定義書簽。十.減速器附件的選擇 ...................................錯誤！未定義書簽。十一.減速器的潤滑和密封 ...........................錯誤！未定義書簽。十二.牛頭刨床的運動和力的分析求解 ........錯誤！未定義書簽。1牛頭刨床課程設計說明書1.機構(gòu)設計..................................................錯誤！未定義書簽。2.C語言程序...............................................錯誤！未定義書簽。3.求解結(jié)果..................................................錯誤！未定義書簽。十四.設計小結(jié) 40十五.參考文獻 412牛頭刨床課程設計說明書計算及說明 結(jié)果一．設計任務書目的及要求：機械設計課題的設計主要是培養(yǎng)學生的機械設計的綜合能力。通過自己動手，可以體會和鞏固先修課程的理論和實際知識，同時還能學習如何運用標準、 規(guī)范、手冊等有關(guān)國家標準及技術(shù)手冊，更重要的是可以提高學生從機器功能的要求、尺寸、工藝、經(jīng)濟和安全等諸多方面綜合考慮如何設計的能力，從而樹立正確的設計思想。。課程結(jié)束每個學生必須完成：1． 一張減速器裝配圖（用 A1或A0圖紙繪制）；2． 齒輪和軸的零件圖各一張；3． 設計說明書一份（約 6000~8000字）。2.設計題目:設計牛頭刨床及其齒輪減速器，具體內(nèi)容是：設計方案論述。選擇電動機。減速器外部傳動零件設計。減速器設計。1）.設計減速器的傳動零件；2）.對各軸進行結(jié)構(gòu)設計，按彎扭合成強度條件驗算個軸的強度；3）.按疲勞強度條件計算輸出軸上軸承的強度；4）.選擇各對軸承，計算輸出軸上軸承的壽命；5）.選擇各鍵，驗算輸出軸上鍵連接的強度；6）.選擇各配合尺寸處的公差與配合；7）.決定潤滑方式，選擇潤滑劑；繪制減速器的裝配圖和部分零件工作圖；編寫設計說明書。1牛頭刨床課程設計說明書3.已知條件減速器是二級展開式。動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V。工作情況：兩班制，連續(xù)單向運行，載荷較平穩(wěn)。目標參數(shù)如下：2牛頭刨床課程設計說明書二.傳動方案的擬定及說明1.分析減速器的結(jié)構(gòu)（1）.傳動系統(tǒng)的作用：作用：介于機械中原動機與工作機之間，主要將原動機的運動和動力傳給工作機，在此起減速作用，并協(xié)調(diào)二者的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。（2）.傳動方案的特點：特點：結(jié)構(gòu)簡單、效率高、容易制造、使用壽命長、維護方便。由于電動機、減速器與滾筒并列，導致橫向尺寸較大，機器不緊湊。但齒輪的位置不對稱，高速級齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端，可使軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形部分地抵消，以減緩沿齒寬載荷分布有均勻的現(xiàn)象。（3）.電機和工作機的安裝位置：電機安裝在遠離高速軸齒輪的一端；工作機安裝在遠離低速軸齒輪的一端?？倷C構(gòu)簡圖3牛頭刨床課程設計說明書主機構(gòu)運動簡圖三.電動機的選擇選擇電動機類型按工作要求：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)；選用Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓380V。計算電機功率P0工作阻力所做的功：牛頭刨所需功率：Wr1069.6JPr=1.05KW由P7表2-4查得：P0=1.30KW故，傳動總效率電機功率：4牛頭刨床課程設計說明書n 58.98rmin3.計算電機轉(zhuǎn)速nI=36-600牛頭刨轉(zhuǎn)速：n=2123-35388r/min由P4表2-1取V帶 ，閉式齒輪 ，閉式齒輪開式齒輪故總傳動比：電機轉(zhuǎn)速：型號為Y90L-2選擇電動機型號nm=2840r/min由P196表20-1查出符合設計要求并綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格等選定電動機型號為Y90L-2，則所Pm=2.2KW選取電動機：額定功率為 ，滿載轉(zhuǎn)速為 ，。5牛頭刨床課程設計說明書四.傳動裝置的運動和動力參數(shù)1.計算總傳動比選用等浸油深度原則，取 i1=1.7（帶輪）；i2=3.4；i3=2.6，。2.計算各級效率：第一級效率：第二級效率：第三級效率：第四級效率：3.計算各軸的轉(zhuǎn)速功率和轉(zhuǎn)矩：1）轉(zhuǎn)速：軸0：軸1：軸2：軸3：軸4：2）輸出功率：軸0：

i 48.10.930.9510.951n0 2840r/minn491.349r/minnII188.981r/IIIP0 2.2KWPII 1.946KWPIV 1.758KW6軸1：軸2：軸3：軸4：3）輸出轉(zhuǎn)矩：軸0：軸1：軸2：軸3：軸4：4.參數(shù)匯總：參數(shù)輸出軸名功率P（KW）軸02.200軸12.046軸21.946軸31.851軸41.758

牛頭刨床課程設計說明書轉(zhuǎn)速輸出轉(zhuǎn)傳動效率n(r/min)矩T比i（N.M）2840.007.3981.70.9301670.5811.69863.40．951491.349 37.8232.6 0.95188.981 95.539 13.2 0.9559.056 284.288

T0 7.398NmTII 37.823NmTIII 95.939Nm7牛頭刨床課程設計說明書計算及說明 結(jié)果.傳動件的設計V帶輪設計Pca2.42KW1．確定計算功率PcaV帶Z型由表8-8查得工作情況系數(shù)KA1.1，故2．選取窄V帶帶型dd156mm根據(jù)Pca和轉(zhuǎn)速n，由圖8-11確定選用Z型。dd2100mm3.確定帶輪基準直徑由表8-9初選主動輪基準直徑。從動輪基v8.33m/s準直徑。根據(jù)表8-9，即為基準系列。,所以帶的速度合適。確定窄V帶的基準長度和傳動中心距根據(jù)0.7(dd1 dd2) a0 2(dd1 dd2)，初步確定中心距。計算帶所需的基準長度=647mm,由表8-2選帶基準長度 。Ld 625mm計算實際中心距 aa 189mm189mm驗算主動軸上的包角1由式（8-6）得166.60°>120°,1166.6所以主動輪上的包角合適。計算窄V帶的根數(shù)z8牛頭刨床課程設計說明書由式（8-26）知zPcaP0)KKL(P0由n12840r/min,dd156mm,i1.7查表8-4和表8-5得P01.00KWP01.00KWP00.17KWP00.17KW查表8-6，得K0.955，查表8-2，得KL0.99，則取z=7。7.計算預緊力F0F0500P(2.51)qv2cavzK查表8-3，得q0.10kg/m，故F0 60.293N=60.293N計算作用在軸上的壓軸力Fp333.374N9．查表8-11，帶輪寬度B=（z-1） e+2f=83mm B=83m10．帶輪結(jié)構(gòu)設計材料選用HT200.9牛頭刨床課程設計說明書計算及說明 結(jié)果2.高速級齒輪設計1．選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）選用斜齒圓柱齒輪傳動如上圖所示，有利于保障傳動的平穩(wěn)性；2）設備為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度。3）材料選擇。由表10-1選小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，Z124二者材料硬度差為40HBS。Z2814）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪β＝14°81.6，故選。 81.5）初選螺旋角β＝14°6）初選壓力角 =20°2．按齒面接觸強度設計齒面接觸強度計算公式為：1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值⑴試選Kt=1.3。⑵由圖10-20<區(qū)域系數(shù)ZH>選取區(qū)域系數(shù)。⑷由表10-7選取齒寬系數(shù)d1。⑸由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Z189.8MPa12。E（6）由式10-21計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù) =0.671（7）由式10-23可得螺旋角系數(shù) =0.985⑹由圖10-25d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 Hlim1 600MPa；大齒輪 Hlim2 550MPa。⑺由式10-15計算應力循環(huán)次數(shù)

Kt=1.3ZH=2.43311ZE 189.8MPa2=0.671=0.985Hlim1 600MPaHlim2 550MPaN1 7.41109N2 2.1810910牛頭刨床課程設計說明書7.41KHN10.902.18KHN20.95⑻由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.90，KHN20.95。⑼計算接觸疲勞許用應力[H]1540MPa取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，由式得[H]2522.5MPa[H]522.5MPa=2）計算⑴試算小齒輪分度圓直徑 d1t 由計算公式得 d1t 32mm32mm⑵計算圓周速度2.78m/s⑶計算齒寬b及模數(shù)mnt35mm1.89mm

v 2.78m/sb35mmmnt1.89mmh4.25mmb/h 11⑸計算載荷系數(shù)K取KA1，根據(jù)v=2.78m/s，8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)KV1.07；由表10-4查得K1.452；由圖10-13查得KF1.38；由表10-3K1.452查得KHKF1.4。1.38KF故載荷系數(shù)KHKF1.4KKAKVKHKH11.071.41.4522.17K2.1711牛頭刨床課程設計說明書⑹按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式(10-10a)得d135mm35mm⑺計算模數(shù)mnmn2.01mmd1cos52cos14mn2.01mmZ1243．按齒根彎曲強度設計由式（10-17）1）確定計算參數(shù)⑴計算載荷系數(shù)KKAKVKFKF11.071.41.4522.17⑵根據(jù)縱向重合度1.903，從圖<螺旋角影響系數(shù)>查得螺旋角影響系數(shù)Y0.88。⑶計算當量齒數(shù)Z124ZV126.3cos3cos314Z291ZV299.6cos3cos314⑷查取齒形系數(shù)由表<齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)>查得Y2.65；F1YFa2 2.20⑸查取應力校正系數(shù)由表<齒形系數(shù)及應力校正系數(shù) >查得YSa1 1.58；YSa2 1.785⑹查取彎曲疲勞強度極限

2.171.903Y 0.88ZV126.3ZV299.6YF1 2.65YFa2 2.20YSa1 1.58YSa2 1.785由圖10-20c查得小齒輪FE1500MPa，大齒輪FE2380MPaKFN10.85⑺查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN20.88由圖10-18查得KFN10.85，KFN20.8812牛頭刨床課程設計說明書⑻計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) s 1.4，由式（10-12），得[F1KFN1FE1]s[F]2KFN2FE2s

0.85500[F]1303.57MPa303.57MPa1.4[F]2238.860.88380MPa238.86MPa1.4⑼計算大、小齒輪的 YFaYSa并加以比較[F]YFa1YSa12.651.58YFa1YSa1[0.0138[F]10.0138F]1303.57YFa2YSa2YFa2YSa22.201.7850.0164[0.0164[F]2238.86F]2大齒輪的數(shù)值大。2）設計計算mn1.509mm1.509mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法向模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法向模數(shù)，取mnn=2mm，可滿足彎曲強度。為滿足接觸疲勞強度，按接觸強mn=2mm度算得的分度圓直徑，由d152mm17，Z117則Z2=56Z2564.幾何尺寸計算1）計算中心距74.7mm將中心距圓整為75mm。a74.7mm）按圓整后的中心距修正螺旋角13.261°13.261因β值改變不多，故參數(shù)a、K、ZH等不必修正。3）計算大、小齒輪的分度圓直徑13牛頭刨床課程設計說明書35mm115mm4）計算齒輪寬度35mm圓整后取B2=35mm；B1=40mm。結(jié)構(gòu)設計小齒輪齒頂圓直徑<16Omm且滿足齒根圓到鍵槽底部的距離e<2mt,故小齒輪為齒輪軸結(jié)構(gòu)。因大齒輪齒頂圓直徑>16Omm，而又小于5OOmm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。其它有關(guān)尺寸按圖<腹板式結(jié)構(gòu)的齒輪>薦用的結(jié)構(gòu)尺寸設計齒根圓直徑為 df1 d1 2(ha* C*n)mn 51.52*(1+0.25)*2=30.041mm110.041mm齒頂圓直徑為 39.041mm119.041mm

d1 35mmd2 115mmB1 40mmB2 35mmdf1=30.041mmdf2 110.041mmda1 39.041mmda2 119.041mm14牛頭刨床課程設計說明書3.低速級齒輪設計1．選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）選用斜齒圓柱齒輪傳動2）設備為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度。3）材料選擇。在同一減速器各級小齒輪(或大齒輪)的材料，沒有特殊情況，應選用相同牌號，以減少材料品種和30Z1工藝要求,選小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，Z280大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。β＝14°4）選小齒輪齒數(shù)Z130，大齒輪Z2i2z12.63081，故選Z280。5）初選螺旋角β＝14°2．按齒面接觸強度設計齒面接觸強度計算公式為：1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值Kt=1.6ZH=2.433⑴試選Kt=1.6。⑵由圖10-20<區(qū)域系數(shù)ZH>選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433。=1.65⑷由表10-7選取齒寬系數(shù)d1。d1⑸由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE11189.8MPa2ZE189.8MPa2。Hlim1600MPa⑹由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度550MPa極限Hlim1600MPa；大齒輪Hlim2550MPa。Hlim2⑺由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)N11.41109N20.54109N160n2jLh60493.351(2830010)9KHN10.951.4110KHN20.97N2N1/i21.41109/2.60.54109⑻由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.90，KHN20.93。15牛頭刨床課程設計說明書⑼計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，由式得[KHN1Hlim10.90600540MPaH]1s[H]KHN2Hlim20.93550511.5MPa2s[H][H]2511.5MPa2）計算⑴試算小齒輪分度圓直徑 d1t 由計算公式得d1t 58.15mm⑵計算圓周速度vd1tn11.50m/s1000計算齒寬b及模數(shù)mntb dd1t=58.15mmd1tcosmnt 1.88mmz1

[H]1570MPa[H]2533.5MPa[H]551.75MPad1t 58.15mmv 1.50m/s58.15mmmnt1.88mm⑸計算載荷系數(shù)K取KA1，根據(jù)v1.50m/s，8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)KV1.04；由表10-4查得K1.458；由圖10-13查得KF1.38；由表10-3查得KHKF1.4。故載荷系數(shù)KKAKVKHKH11.041.41.4582.123K1.458⑹按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式(10-10a)得KF1.38d1d1t3K/Kt63.9mmKHKF1.4nK2.123⑺計算模數(shù)mmnd1cos2.07mmd163.9mmZ1mn 2.07mm16牛頭刨床課程設計說明書3．按齒根彎曲強度設計由式（10-17）2KT1YYcos2YFYSamn32[F]dZ11）確定計算參數(shù)⑴計算載荷系數(shù)K2.123K2.1232.38（2）由P221查得=0.0684，=0.778Y0.88⑶計算當量齒數(shù)ZV1Z13133.933coscos14ZV133.9Z280ZV287.6ZV297.6cos314cos3⑷查取齒形系數(shù)由表<齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)>查得YF12.49；YF12.49YFa22.21YFa22.21⑸查取應力校正系數(shù)由表<齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)Sa11.625；YSa11.625>查得YYSa21.775YSa21.775⑹查取彎曲疲勞強度極限由圖10-20c查得小齒輪FE1500MPa，大齒輪FE2380MPa⑺查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN10.88由圖10-18查得KFN10.88，KFN20.90KFN20.90⑻計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) s 1.4，由式（10-12），得[KFN1FE10.88500F]1314.3MPas1.4[KFN2FE20.90380F]2244.3MPas1.4

[ F]1 314.3MPa[ F]2 244.3MPa17牛頭刨床課程設計說明書⑼計算大、小齒輪的 YFaYSa并加以比較

YFa1YSa1[ F]1

0.01308[ F]YFa1YSa1 2.571.60[ F]1 314.3

0.01308

YFa2YSa2[ F]2

0.01606YFa2YSa2 2.211.775[ F]2 244.3大齒輪的數(shù)值大。2）設計計算mn 1.972mm

0.01606

mn 1.972mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法向模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法向模數(shù)，取 mn=2mm，可滿足彎曲強度。為滿足接觸疲勞強度，按接觸強度算得的分度圓直徑d178.7mm，由d1cos63.9cos14，Z1mn312取Z131，則Z280.6,取Z280。幾何尺寸計算）計算中心距(Z1Z2)mn141mma2cos

mn=2mmd178.7mmZ131Z280a 141mm將中心距圓整為141mm。）按圓整后的中心距修正螺旋角arccos(Z1Z2)mn38.072?38.0722a因β值改變不多，故參數(shù)a、K、ZH等不必修正。3）計算大、小齒輪的分度圓直徑d1Z1mn78mmcosd2Z2mn203mmd178mmcosd2203mm4）計算齒輪寬度bdd117878mm圓整后取B2 78mm；B1 83mm。B1 78mm18牛頭刨床課程設計說明書5.結(jié)構(gòu)設計小齒輪齒頂圓直徑<16Omm且滿足齒根圓到鍵槽底部的距離e<2mt,故小齒輪為齒輪軸結(jié)構(gòu)。因大齒輪齒頂圓直徑>16Omm，而又小于5OOmm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。其它有關(guān)尺寸按圖<腹板式結(jié)構(gòu)的齒輪>薦用的結(jié)構(gòu)尺寸設計

B2 83mm齒根圓直徑為 df1 d1 2(ha* C*n)mn 78 2*(1+0.25)*2=74mmdf2 198mmdf1=74mm齒頂圓直徑為 da1 d1 2han*mn 78 2*1*2 83mmdf2 198mmda2 207mmda1 83mmda2 207mm19牛頭刨床課程設計說明書六.軸的設計按《機械設計》中式（15－2）初步計算軸的最小直徑，選取 II、軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。I軸為40Cr。根據(jù)資料1表15-3，取A0112，于是得三根軸的最小直徑確定:dmin1AP112.0mm03n1dA3P217.7mmn2min20dmin3A03P324mmn3d115mmd220mmd330mm（一）中間軸設計選用7304AC的軸承,s=9.5,由箱體條件可知,213擋油圈長度取為9.5+13=22.5mm,L1 B s 2 2 15 9.5 13 2 39.5mmd1 20齒輪寬為B235mm,左側(cè)有2mm定位，故取L2 B2 2 33mm,右側(cè)有一軸肩,取h=3.5,L>1.4h,故取L=6，d=30（3）齒寬B3 84，故取L4 B3 2 82mm，d=23mm20牛頭刨床課程設計說明書（4）L5 s 10.5 B 2 9.5 10.5 15 2 37mm，d=20mm。（二）高速軸設計根據(jù)軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度(1), 選用 7305AC的軸承,s=9.5, 擋油圈長度取為9.5+10.5=20mm, L1Bs2179.510.537mmd135mm10.5mm(2)齒輪寬為B1 40mm,故取L2 B1 40mm,右側(cè)L3由結(jié)構(gòu)確定d330mm（3）L4與L1相似，故取L4Bs2179.510.537mm，d=25mmL5C1C2δ(5~10)Bse0.5L'，（4）2010(5~10)179.57.20.5182256.6mmd=20mm。（5）大帶輪與軸L6 B 2 80，d=16.（三）低速軸設計21牛頭刨床課程設計說明書根據(jù)軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度（1）為了滿足軸向定位要求，L1軸段右端需制出一軸肩，故L2段的直徑d41mm。L2C1C2δ(5~10)Bse0.5L'222010(5~10)259.57.20.520.651.2mm（3）初選滾動軸承7309AC，則其尺寸為dDB45mm100mm25mm.故d45mm.左邊軸承安裝處有擋油環(huán),擋油圈長度取為9.5+13=22.5mm，則L3 B s 2 25 9.513 47.5mm.（4）擋油環(huán)右側(cè)用軸肩定位，故可取 d 55mm,L4=36mm，右側(cè)的軸肩d=60,齒輪部分L6 B 2 79 2 77mm（5）L7段與L3相似L7 B s 2 2 25 9.513 2 49.5mm22牛頭刨床課程設計說明書.滾動軸承的設計及計算（一）中間軸的計算(1)進行強度校核,按彎扭組合進行校核.Ft22067.7NFt22T22201.63N2067.7NFr2755.8NFa2517.1Nd219510Fr2Fttann2067.7tan20N755.8Ncoscos14.04Ft35169NFa2Ft2tan2067.7tan14.04N517.1NFt32T22201.65169NFr31939Nd378103NFa31292.6NFr3tann5169tan20N1939NFt3cos13.98cosFa3Ft3tan5169tan13.98N1292.6N將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面上兩個平面力系圖123牛頭刨床課程設計說明書圖2圖3其中圖二中,Fae3通過另加彎矩而平移到指向軸線圖三中Fte2Fte3通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到作用軸線上Fr1H*4573.558Fr1H1109.16NFa3*d3/2Fre3*4573.5Fre2*45Fae2*d2/20Fr2H74.4NFr1H1109.16N24牛頭刨床課程設計說明書Fr2H Fre3Fr2Fr1H74.4Fr1V*4573.558Ft2*45Ft3*4573.50Fr1V3997.6NFr2V Ft2 Ft3 Fr1V 3239.1NFr1Fr1V2Fr1H23997.621109.1624148.6NFF2F23239.1274.423239.9Nr2r2Vr2H對于70000AC型軸承，軸承的派生軸向力Fd0.68FrFd10.68Fr0.684148.6N2821N1Fd20.68Fr20.683326.7N2203.1N算得FaeFd13596.5NFd2所以Fa2Fd1Fae3596.5NFa1Fd12821N求軸承的當量動載荷P1和P2對于軸承1Fa128210.68Fr14148.6對于軸承2Fa23596.51.110.68Fr23239.9查表可得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)分別為：對于軸承1X11，Y10對于軸承2，X20.41Y20.87P1fPX1Fr1Y1Fa1114148.604148.6NP2fPX2Fr2Y2Fa210.413239.90.873596.54457.3N求該軸承應具有的額定載荷值因為P P則有2 1

Fr1V 3997.6NFr2V 3239.1NFr1 4148.6NFr2 3239.9NFa2 3596.5NFa1 2821NP1 4148.6NP2 4457.3N25牛頭刨床課程設計說明書3360nLh'60129.762810300CP24457.310610632105NCr32800故7307AC符合要求。軸的彎矩圖的計算①鉛直面：FNV1 3997.6N,FNV2 3239.1N。AB段：M=FNV2*x即M=3239.1x(0 x 45)BC段:M FNV2x Ft2(x 45) 0 M 1171.4x 93046.545 x 118.5CD段：M FNV2x Ft2(x 45) Ft3(x 118.5) 0M 3996.9x 705573 (118.5 x 176.5)②水平面:FNH1 1109.16N,FNH2 74.4NAB段M FNH2x 0 M 74.4x(0 x 45)BC段：M FNH2x Fr2(x 45) Fa2d2/2 0 M 830.5x 16406.25(45 x 118.5)CD段：M FNH21x Fr2(x 45) Fr3(x 118.5) Fa2d2/2 Fa3d3/2 0M 1108.8x 195776.35(118.5 x 176.5)26牛頭刨床課程設計說明書截面C處的MH、MV及M的值列于下表表4載荷水平面H垂直面V支持力Fr1H1109.16NFr1V3997.6NFFr2H74.4NFr2V3239.1N彎矩MMH1114820.5mmMV231857.4NmmMH264383.55Nmm總彎矩M1MV22258730.7NmmMH1M2MV2MH22240622.6Nmm扭矩TT2201600Nmm力為脈動循環(huán)變應力，取0.6，軸的計算應力M12T2220.6201600225873052.1MPacaW0.1383前已選定軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表可得27牛頭刨床課程設計說明書1 60MPa， ca 1 ，故安全。（2）精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面分析各個截面上的彎矩與扭矩可知，B-D段所承受的應力最大，考慮BC段軸的直徑足夠大，應力的集中不大。而對于C截面，由于CD段軸的直徑比較小，致使C截面應力過于集中，所以判斷為危險截面，應予校核。截面C左側(cè)抗彎截面系數(shù)W 0.1 d3 0.1 383 5487.2mm3抗扭截面系數(shù)WT 0.2 d3 0.2383 10974.4mm3截面C左側(cè)的彎矩M為M43124853.6Nmm258730.782.5T3201600NmmbM124583.6MPa22.7MpaW5487.2截面上的扭轉(zhuǎn)切應力為T2201600TMPa18.31MpaWT10974.4T18.31Mpaam9.16MPa材料4522鋼，調(diào)質(zhì)處理B640MPa，1275MPa，1155MPa。（[2]P362表15-1）綜合系數(shù)的計算由r1.50.04286，381.086經(jīng)直線插值，知道因軸肩而d3535形成的理論應力集中為1.80，1.32（[2]P40附表3-2經(jīng)直線插入）軸的材料敏感系數(shù)為q0.82，q0.85，（[2]P41附圖3-1）故有效應力集中系數(shù)為k1q(1)10.82(1.801)1.656

W 5487.2mm3WT 10974.4mm3M 124853.6NmmT3 201000Nmm22.7Mpa18.31Mpa9.16MPa28牛頭刨床課程設計說明書k1q(1)10.85(1.321)1.272查得尺寸系數(shù)為0.80，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為0.90，（[2]P42附圖3-2）（[2]P43附圖3-3）2.160.92，K軸采用磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為（[2]P44附圖3-4）軸表面未經(jīng)強化處理，即q1，則綜合系數(shù)值為K1.50Kk111.656112.160.800.92Kk111.272111.500.900.92碳鋼系數(shù)的確定碳鋼的特性系數(shù)取為 0.1， 0.05安全系數(shù)的計算軸的疲勞安全系數(shù)為S12755.608Kam2.1622.70.10S11555.461.5018.310.1Kam9.16ScaSS5.6085.463.91.5SS2S25.60825.462故安全。截面C右側(cè)抗彎截面系數(shù)W 0.1 d3 0.1 353 4287.5mm3抗扭截面系數(shù)WT 0.1d3 0.2 353 8575mm3截面E-F右側(cè)的彎矩M為M 124853.6NmmT3201600NmmbM124853.6MPa29.1MpaW4287.5截面上的扭轉(zhuǎn)切應力為29牛頭刨床課程設計說明書TT2201600MPa23.5MpaWT8575T23.5Mpaam211.75MPa2材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理B 640MPa， 1 275MPa， 1 155MPa。（[2]P362表15-1）過盈配合處的k ，由附表3-8用插值法求出，并取k=0.8k ，k=2.60，k=0.8 k =0.8 2.60 2.08K 2.687軸采用磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為 0.92，（[2]P44附圖3-4）軸表面未經(jīng)強化處理，即q1，則綜合系數(shù)值為K2.167k112.6012.687K10.92k112.081K12.1670.92碳鋼系數(shù)的確定碳鋼的特性系數(shù)取為 0.1， 0.05安全系數(shù)的計算軸的疲勞安全系數(shù)為S12753.62.6329.10.1Kam0S11557.92.1223.5Kam0.111.75ScaSS3.67.93.271.5SS2S23.627.92右側(cè)也是安全的故軸的選用安全。30牛頭刨床課程設計說明書八.減速器機體結(jié)構(gòu)設計名稱箱座厚度箱蓋厚度箱蓋凸緣厚度箱座凸緣厚度箱座底凸緣厚度地腳螺釘直徑地腳螺釘數(shù)目軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑蓋與座聯(lián)結(jié)螺栓直徑軸承端蓋螺釘直徑視孔蓋螺釘直徑定位銷直徑df，d1，d2至外箱壁的距離

符號計算公式0.025a38110.02a38b1b11.51bb1.5b2b22.5dfdf0.036a12n查手冊d1d10.75dfd2d2=（0.50.6）dfd3d3=（0.40.5）dfd4d4=（0.30.4）dfdd=（0.70.8）d2C1查手冊表11—2

結(jié)果108121525M204M16M106,數(shù)量n=468262216df，d2至凸緣邊緣距離

C2查手冊表11—2241431牛頭刨床課程設計說明書外箱壁至軸承端面距l(xiāng)1l1=C1+C2+（510）47.4離大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁11>1.215距離齒輪端面與內(nèi)箱壁22>13距離箱蓋，箱座肋厚軸承端蓋外徑軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離

m1,mm10.851,m0.8578.5D2D2D+（55.5）d382（1軸）82（2軸）130（3軸）SD282（1軸）S82（2軸）130（3軸）32牛頭刨床課程設計說明書.鍵的選擇和計算中間軸上鍵的選擇大齒輪上,一般的8級以上精度的齒輪有空心精度要求，應選用平鍵連接，由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（ A型）d23mm,b8mm,h7mm.取鍵長L25mm，鍵、軸承和輪轂材料都為鋼查表可得P100~120MPa取其平均值P110MPa，鍵的工作長度lLb17mm鍵和輪轂鍵槽的接觸高度k0.5h0.584mm則P2T22.016105P，故合適。kld43088.42MPa38所以選用：鍵 8mm 7mm 25mm GB/T1096-2003第三個齒輪,小齒輪選用圓頭普通平鍵（A型）d38mm,b10mm,h8mm.取鍵長L70mm，鍵、軸承和輪轂材料都為鋼查表可得P100~120MPa取其平均值，P110MPa鍵的工作長度lLb701060mm鍵和輪轂鍵槽的接觸高度k0.5h0.584mm2T22.01610537.9MPa，故合適。則P47038Pkld所以選用：鍵10mm8mm70mmGB/T1096-20032.高速軸上帶輪上,取bhL8mm7mm38mm取鍵長L38mm，鍵、軸承和輪轂材料都為鋼查表可得P100~120MPa取其平均植，P110MPa鍵的工作長度lLb38830mm鍵和輪轂鍵槽的接觸高度k0.5h0.573.5mm33牛頭刨床課程設計說明書則2T255.2103P，故合適。P3.53040.4MPakld26所以選用：鍵bhL8mm7mm38mmGB/T1096-2003低速軸上大齒輪上 b h 18mm11mm取鍵長L 70mm，鍵、軸承和輪轂材料都為鋼查表可得P100~120MPa取其平均植， P 110MPa鍵的工作長度l L b 70 18 52mm鍵和輪轂鍵槽的接觸高度k0.5h0.5115.5mm2T255610359.8MPaP5.55265P則kld，故合適。所以選用：鍵bhL18mm11mm70mmGB/T1096-2003聯(lián)軸器上 b h L 14mm 9mm 70mm鍵、軸承和輪轂材料都為鋼查表可得P100~120MPa取其平均植， P 110MPa鍵的工作長度l L b 70 14 56mm鍵和輪轂鍵槽的接觸高度k0.5h0.594.5mmP2T255610388.25MPaPkld4.55650，故合適。則所以選用：鍵bhL14mm9mm70mmGB/T1096-200334牛頭刨床課程設計說明書十.減速器附件的選擇通氣器由于在室內(nèi)使用，選通氣帽，采用 M27×1.5油面指示器選用游標尺M12起吊裝置采用箱座吊耳放油螺塞選用外六角油塞及墊片 M12×1.2535牛頭刨床課程設計說明書十一.減速器的潤滑和密封一、 齒輪的潤滑由于低速級周向速度為 1.50m/s，采用浸油潤滑 ,浸油高度取30mm。二、 滾動軸承的潤滑由于軸承dn值小于2105mm r/min，所以使用擋油環(huán)。三、 潤滑油的選擇齒輪考慮到該裝置用于小型設備，選用 L-CKC潤滑油。四、 密封方法的選取從密封性來講為了保證機蓋與機座連接處密封，凸緣應有足夠的寬度，連接表面應精刨，密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣連接螺柱之間的距離不宜太大，并均勻布置，保證部分面處的密封性。軸承端蓋采用凸緣式端蓋，易于加工和安裝。36牛頭刨床課程設計說明書十二.牛頭刨床的運動和力的分析求解1.機構(gòu)設計2.C語言程序語言求解運動分析程序：#include<stdio.h>#include<math.h>#definePI3.1415926voidmain(){doublea=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*/doubleB,C,E,F,G,I,L,M,O,P,Q;/*B=θ3,C=θ4,E=Se，F(xiàn)=ω3，G=ω4，I=Ve，L=а3，M=а4，O=а,P=Me,Q=Md*/doublex=0;printf("@1@3@4SeW3W4VeA3A4AeMeMd\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*/37牛頭刨床課程設計說明書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.求解結(jié)果牛頭刨床運動分析圖像如下：38牛頭刨床課程設計說明書39牛頭刨床課程設計說明書十四.設計小結(jié)為期五周的課程設計中使我們這些學機械的學生接觸到了平時接觸不到的東西，也從中學到了很多。實踐的環(huán)節(jié)總能學到很多課本上學不到的東西，平時的學習局限于課本，而這樣的實踐就要求我們把平時學的東西用到實際中來。通過這次的課程設計，我們不僅加深了機械知識，而且也培養(yǎng)了動手能力和解決實際工程問題的能力。但是由于沒有設計經(jīng)驗，設計中難免出現(xiàn)很多問題。比如，對鑄造的工藝性要求，軸承的加工要求,及箱體的尺寸要求沒有很好的把握,經(jīng)過多次修正,而且，對齒輪、軸、軸承等重要設計部件的尺寸精度、定位精度沒有處理得當、考慮的不夠充分。這些需常?？磿蛯嵺`才能解決。我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作，對設計的過程有更深刻的了解，有能力設計出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確、效率更高、更經(jīng)濟的設備?？偠灾?，這次的課程設計必將為我們以后的工作打下堅實的基礎。40牛頭刨床課程設計說明書十五.參考文獻【1】濮良貴，紀名剛主編機械設計第9版.北京高等教育出版社2001年5月；【2】吳宗澤羅圣國主編機械設計課程設計手冊第3版高等教育出版社2006年5月【3】魯屏宇主編工程圖學第一版機械工業(yè)出版社2007年11月【4】孫桓陳作模等機械原理第7版高等教育出版社2006年5月【5】 毛平淮 主編 互換性與測量技術(shù)基礎 第一版 機械工業(yè)出版社2009年6月41牛頭刨床課程設計說明書基于C8051F單片機直流電動機反饋控制系統(tǒng)的設計與研究基于單片機的嵌入式Web服務器的研究MOTOROLA單片機MC68HC（8）05PV8/A內(nèi)嵌EEPROM的工藝和制程方法及對良率的影響研究基于模糊控制的電阻釬焊單片機溫度控制系統(tǒng)的研制基于MCS-51系列單片機的通用控制模塊的研究基于單片機實現(xiàn)的供暖系統(tǒng)最佳啟停自校正（STR）調(diào)節(jié)器單片機控制的二級倒立擺系統(tǒng)的研究基于增強型51系列單片機的TCP/IP協(xié)議棧的實現(xiàn)基于單片機的蓄電池自動監(jiān)測系統(tǒng)基于32位嵌入式單片機系統(tǒng)的圖像采集與處理技術(shù)的研究基于單片機的作物營養(yǎng)診斷專家系統(tǒng)的研究基于單片機的交流伺服電機運動控制系統(tǒng)研究與開發(fā)基于單片機的泵管內(nèi)壁硬度測試儀的研制基于單片機的自動找平控制系統(tǒng)研究基于C8051F040單片機的嵌入式系統(tǒng)開發(fā)基于單片機的液壓動力系統(tǒng)狀態(tài)監(jiān)測儀開發(fā)模糊Smith智能控制方法的研究及其單片機實現(xiàn)一種基于單片機的軸快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于雙單片機沖床數(shù)控系統(tǒng)的研究基于CYGNAL單片機的在線間歇式濁度儀的研制基于單片機的噴油泵試驗臺控制器的研制基于單片機的軟起動器的研究和設計基于單片機控制的高速快走絲電火花線切割機床短循環(huán)走絲方式研究基于單片機的機電產(chǎn)品控制系統(tǒng)開發(fā)基于PIC單片機的智能手機充電器基于單片機的實時內(nèi)核設計及其應用研究基于單片機的遠程抄表系統(tǒng)的設計與研究基于單片機的煙氣二氧化硫濃度檢測儀的研制基于微型光譜儀的單片機系統(tǒng)單片機系統(tǒng)軟件構(gòu)件開發(fā)的技術(shù)研究基于單片機的液體點滴速度自動檢測儀的研制基于單片機系統(tǒng)的多功能溫度測量儀的研制基于PIC單片機的電能采集終端的設計和應用基于單片機的光纖光柵解調(diào)儀的研制氣壓式線性摩擦焊機單片機控制系統(tǒng)的研制基于單片機的數(shù)字磁通門傳感器基于單片機