机设课设-凸轮

机械设计课程设计1 意义 2 题目（手册p252）2.1 热合包装机封合机构及传动方案 图1 热合包装机封合机构及传动 图2 封合机构（凸轮机构）和从动件运动规律2.2数据1234567890max ()20252025302535404040L1 (mm)300300300350350300350300350350凸轮转速n20303530252530303025电机功率kW0.250.250.250.30.30.250.30.30.30.3学号尾数是几，就做第几号数据。2.3规定(1) 设计凸轮轮廓(2）选电机，分派减速机各齿轮传动（或蜗杆）和开式锥齿轮传动比，计算减速机各轴功率(3）开式锥齿轮设计(4) 装配图1张 (A1或A2)（参照手册p217,231）(5) 零件图2张（A3）（参照手册p218）(6) 计算阐明书一分，阐明书涉及：(格式参照手册p211）a、 传动方案b、 电机的选择c、 传动比分派d、 开式锥齿轮设计e、 齿轮传动（低速级）设计（斜齿轮）f、 低速级轴校核（按弯扭合成和疲劳强度精确校核法）（参教材p369例题）g、 低速级轴上的一对轴承校核h、 低速级轴上的键校核i、 联轴器的选择（1个）3考核措施 平时70%，答辩30%。答辩所需材料：上述3的内容，用档案袋装，写班级学号、姓名。平时考勤、教师检查进度。时间：持续 20天，上午8：0011：30，下午2：005：00 进度安排第6天：l 传动方案、电机选择、传动比分派、各轴运动动力参数计算l 开式锥齿轮传动（低速级）设计l 做成软齿面的斜齿轮第7、8、9天：l 画低速级轴及轴上零件草图，拟定轴的尺寸、选联轴器、轴承、键。l 画低速级轴弯矩、扭矩图，用弯扭合成校核轴的强度；拟定危险截面，用疲劳强度精确求安全系数，校核轴的疲劳强度。（参照教材“轴”例题）l 校核轴承寿命、联轴器和键的强度。第1015天：完毕装配图 8：00授课：图纸如何布局，有关减速机的内容。l 第9天：画减速机俯视图低速级轴及轴上零件l 第10、11天：画主视图，并完毕俯视图。第12天上午8：00授课：对装配图的规定、尺寸标注等；零件图l 完毕装配图第16、17天：l 完毕低速级轴和其齿轮的零件图第18天：l 写阐明书：前面所有的计算稿纸必须保存，按手册上的格式整顿为设计阐明书，手写。第19、20天：答辩 1初步估计传动比： i1=4.2 i2=3 i3=3低速轴转速Nw=3*35=105 r/min 高速轴转速Nm=3*4.2*Nw=1323 r/min因此选定电动机：YS7124 额定功率0.37kw 满载转速1400r/min 最大转矩2.4 质量9.5kg2分派传动比（1） 总传动比 由选定的电动机满载转速和工作机主轴转速拟定总传动比i为：i=Nm/No=1400/35=40（2） 分派传动系传动比1、 联轴器传动比为12、 选定锥齿轮传动比为2.5，则减速器传动比i1*i2=163、 根据i1=（1.31.5）*i2 ， 选定高速级传动比i1=4.8 因此i2=16/4.8=3.33因此，i=1*i1*i2*i3=1*4.8*3.33*2.540*综上 i1=4.8 , i2=3.33, i3=2.5*1 计算传动装置的运动和动力参数2（1） 各轴转速nI=Nm/i1=1400/4.8=291.67 r/minnII=nI/i2=291.67/3.33=87.59r/minnIII=87.59/i3=35r/min（2） 各轴输入功率1为联轴器传动效率 0.992为第一对轴承传动效率 0.983为第二对轴承传动效率 0.954为第三对轴承传动效率 0.975为各齿轮传动效率 0.98P1=Pd1=3700.99=366.3WP2=P123=366.30.980.95=341.0WP3=P223=3410.980.95=317.5WP4=P324=317.50.960.97=295.7W各轴输出功率：P1=P10.98=359.0WP2=P20.98=334.2WP3=P30.98=311.2WP4=P40.98=289.8W（3） 各轴输入转矩T1=Tdio1Td=9550Pd/Nm=95500.37/1400=2.524 N.m因此：T1=Tdio1=2.52410.99=2.50N.mT2=T1i112=2.54.80.990.98=11.624N.mT3=T2i223=11.7543.330.980.95=36.094N.mT4=T3i334=38.362.50.950.97=83.152N.m 输出转矩：T1=T10.98=2.50.98=2.45 N.mT2=T20.98=11.6240.98=11.391 N.mT3=T30.98=36.0940.98=35.372 N.mT4=T40.98=83.1520.98=81.489 N.m如下参照手册p218，填表功率转速r/min扭矩N.m轴359.0W14002.45轴334.2W291.6711.391轴311.2W87.5935.372轴289.8W3581.489 1、 开式锥齿轮设计、减速机齿轮设计（2对）（一） 高速级齿轮传动的设计计算1 齿轮材料，热解决及精度（1）考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。齿轮材料及热解决低速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS，取小齿轮齿数Z1=24，低速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBS Z2=Z1i1=244.8=115.2 取Z2=115齿轮精度 按GB/T10095，选择7级，齿根喷丸强化。2齿轮重要尺寸（I） 按齿面接触强度设计1. 拟定公式内的各计算数值试选K=1.6 查课本由图10-30选用区域系数Z=2.45试选,查课本由图10-26查得=0.78 =0.85 =0.78+0.85=1.63 应力循环次数（按工作寿命两班制，8年，每年工作300天）N=60njL=6014001(283008)=3.2310 N=6.7310*由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数K=0.88 K= 0.91 查课本由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,大齿轮的接触疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力=0.91550/1=500.5514.25*查课本由表10-6查材料的弹性影响系数Z=189.8MP选用齿宽系数 T=95.510=95.5100.359/1400=2.4510N.m =16.812. 计算圆周速度 1.2323. 计算齿宽b=d=116.81=16.814. 计算齿宽与齿高之比 模数 m= 齿高 h=2.25m=2.250.548=1.233 =16.81/1.233=13.635. 计算纵向重叠度6. 计算载荷系数KK=1.12+0.18(1+0.6+0.2310b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.231016.81=1.412使用系数K=1 查表选用各数值=1.04 K=1.35 K=K=1.2故载荷系数K=11.041.21.412=1.7627. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=d=16.81计算模数按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=16.81来计算应有的齿数.z=21.692 取z=22z=4.822=105.6 取z=106初算重要尺寸由于传递动力的齿轮模数不不不小于2.5， 因此齿轮模数取m=2.5计算中心距 a=163.574将中心距圆整为164修正螺旋角=arccos因值变化不多,故参数,等不必修正 分度圆直径 d=56.23d=270.92 计算齿轮宽度圆整后取 按齿根弯曲强度设计m拟定公式内各计算数值（1） 计算小齿轮传递的转矩2.45Nm（2） 拟定齿数z由于是软齿面，故取z24，zi z4.824115.2传动比误差 iuz/ z115/244.79i=0.017%5，容许（3） 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得1（4）初选螺旋角 初定螺旋角12（5）载荷系数KKK K K K=11.041.21.351.6848（6）当量齿数 zz/cos24/ cos1225.645 zz/cos115/ cos12122.881由课本表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y （7） 螺旋角系数Y轴向重叠度 1.625Y10.8375（8） 计算大小齿轮的 查课本由图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限 查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数K=0.90 K=0.93 S=1.4= 计算大小齿轮的,并加以比较 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数 m对比计算成果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m不小于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，又由于传递动力的齿轮模数不不不小于2.5，按GB/T1357-1987圆整为原则模数,取m=2.5mm但为了同步满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=56.23来计算应有的齿数.z=22.0 取z=22z=4.822=105.6 取z=106 初算重要尺寸计算中心距 a=163.57将中心距圆整为164 修正螺旋角=arccos因值变化不多,故参数,等不必修正 分度圆直径 d=56.23d=270.92 计算齿轮宽度圆整后取 （二） 低速级齿轮传动的设计计算1 齿轮材料，热解决及精度（1）考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。齿轮材料及热解决低速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS，取小齿轮齿数Z1=30，低速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBS Z2=Z1i2=303.33=99.9 取Z2=100齿轮精度 按GB/T10095，选择7级，齿根喷丸强化。（2）齿轮重要尺寸 按齿面接触强度设计1. 拟定公式内的各计算数值试选K=1.6 查课本由图10-30选用区域系数Z=2.45试选,查课本由图10-26查得=0.78 =0.85 =0.78+0.85=1.63 应力循环次数（按工作寿命两班制，8年，每年工作300天）N=60njL=60291.671(283008)=6.7210 N=2.0210*由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数K=0.94 K= 0.98 查课本由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,大齿轮的接触疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力=0.98550/1=539551.5*查课本由表10-6查材料的弹性影响系数Z=189.8MP选用齿宽系数 T=95.510=95.5100.3342/291.67=1.09410N.m =27.082. 计算圆周速度 0.4133. 计算齿宽b=d=127.08=27.084. 计算齿宽与齿高之比 模数 m= 齿高 h=2.25m=2.250.883=1.987 =27.08/1.987=13.635. 计算纵向重叠度6. 计算载荷系数KK=1.12+0.18(1+0.6+0.2310b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.231027.08=1.4142使用系数K=1 同高速齿轮的设计,查表选用各数值=1.04 K=1.35 K=K=1.2故载荷系数K=11.041.21.4142=1.7657. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=d=27.08计算模数按GB/T1357-1987圆整为原则模数,取m=1mm按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=29.99来计算应有的齿数.z=29.33 取z=30z=3.3330=99.9 取z=100初算重要尺寸由于传递动力的齿轮模数不不不小于2.5， 因此齿轮模数取m=2.5计算中心距 a=166.13将中心距圆整为167 修正螺旋角=arccos因值变化不多,故参数,等不必修正 分度圆直径 d=76.675d=255.585 计算齿轮宽度圆整后取 （II）按齿根弯曲强度设计m拟定公式内各计算数值（1） 计算小齿轮传递的转矩11.391Nm（2） 拟定齿数z由于是硬齿面，故取z30，zi z3.333099.9100传动比误差 iuz/ z100/303.3333i0.095，容许（3） 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得1（4）初选螺旋角 初定螺旋角12（5）载荷系数KKK K K K=11.041.21.351.6848（6）当量齿数 zz/cos30/ cos1232.056 zz/cos100/ cos12106.853由课本表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y （7） 螺旋角系数Y轴向重叠度 2.03Y10.797（8） 计算大小齿轮的 查课本由图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限 查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数K=0.90 K=0.93 S=1.4= 计算大小齿轮的,并加以比较 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数 m对比计算成果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m不小于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，又由于传递动力的齿轮模数不不不小于2.5，按GB/T1357-1987圆整为原则模数,取m=2.5mm但为了同步满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=76.675来计算应有的齿数.z=29.9998 取z=30z=3.3330=99.9 取z=100 初算重要尺寸计算中心距 a=166.130将中心距圆整为167 修正螺旋角=arccos因值变化不多,故参数,等不必修正 分度圆直径 d=76.676d=255.585 计算齿轮宽度圆整后取 齿轮分度圆直径mm小/大中心距模数齿高齿宽小/大齿数小/大高速级56.23270.921642.55.62565/6022/106低速级76.676255.5851672.55.62585/8030/100锥齿轮小齿轮1：齿根圆rf=24.99分度圆：56.23齿顶圆 ra=30.615大齿轮1： 齿根圆df=264.67 rf= 132.34分度圆 270.92 齿顶圆da=275.92 ra= 137.96中心距164小齿轮2：齿根圆 rf=35.215分度圆 76.676齿顶圆 ra=40.84大齿轮2 ：齿根圆df=249.34rf=124.67分度圆 255.585齿顶圆da=260.59ra=130.295中心距167 高速轴：先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选用轴的材料为45钢,调质解决,根据课本取根据齿轮直径，合理调节d1直径为25mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同步选用联轴器的型号查课本,选用由于计算转矩不不小于联轴器公称转矩,因此查机械设计手册选用LT4型弹性套柱销联轴器其公称转矩为63Nm,许用转速5700r/min，半联轴器的孔径d1=20mm，半联轴器的长度L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L1=38mm。. 根据轴向定位的规定拟定轴的各段直径和长度 1. d1=25mm为了满足半联轴器的规定的轴向定位规定,-轴段右端需要制出一定位轴肩,故取-的直径d2=d1+8=33mm; III-IV轴段安装轴承，制出非定位轴肩d3=d2+2=35mm；根据d3选轴承*B3=14mmd4段直径不能不小于轴承内圈的2/3，因此取d4=d3+5=40mmd5=d4+10=50mmd6与齿轮配合，d6=d3+3=38mm根据联轴器孔长，L1=38mm；L2=50mm，不小于等于螺丝的长度加上端盖的厚度；选用M8螺栓，螺栓长度35mm，C1min=14mm，C2min=12mm，L3=C1+C2+10=36mm取C=10mm，C3=5mm；b4为高速级小齿轮宽度b4=65mmb2为低速级小齿轮宽度b2=85mm低速轴：先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选用轴的材料为45钢,调质解决,根据课本取根据齿轮直径，合理调节d1直径为25mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同步选用联轴器的型号查课本,选用由于计算转矩不不小于联轴器公称转矩,因此查机械设计手册选用LT4型弹性套柱销联轴器其公称转矩为63Nm,许用转速5700r/min，半联轴器的孔径d1=20mm，半联轴器的长度L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L1=38mm。. 根据轴向定位的规定拟定轴的各段直径和长度 1. d1=25mm为了满足轴向定位规定,-轴段右端需要制出一定位轴肩,故取-的直径d2=d1+8=33mm; III-IV轴段安装轴承，制出非定位轴肩d3=d2+2=35mm；根据d3选轴承*B3=14mmd4段直径不能不小于轴承内圈的2/3，因此取d4=d3+5=40mmd5=d4+10=50mmd6与齿轮配合，d6=d3+3=38mm根据联轴器孔长，L1=38mm；L2=50mm，不小于等于螺丝的长度加上端盖的厚度；选用M8螺栓，螺栓长度35mm，C1min=14mm，C2min=12mm，L3=C1+C2+10=36mm取C=10mm，C3=5mm；b4为低速级大齿轮宽度b4=80mm尺寸拟定（1）（见教材“轴”），并参手册“联轴器”，拟定d1和联轴器型号。 由联轴器孔长拟定L1。锥齿轮d=（1.5-2）*d1（2）d2=d1+(610)（定位轴肩）， d3=d2+(12)取30以上（非定位轴肩），选轴承型号（3、7类）。 记录轴承参数：（角接触球轴承） p73 宽度B3，额定动（静）载荷等，以便下面计算。（3）d4=d3+（定位轴肩），d6=d3+（非定位轴肩）。（4）d5=d4+（定位轴肩）（5）L2=3050，L3=c1+c2+(510) ,c1,c2由轴承孔连接螺栓扳手空间拟定（手册）。（6）c=510，c3=510，b2、b4为齿轮2、4宽度，由齿轮计算得到。（7）由尺寸链计算L1、L2、L3，准备画轴的弯扭矩图。授课 减速器的构造和润滑 现以图6-16为例阐明单级圆柱齿轮减速器的构造。左边齿轮轴（高速轴）为输入轴，右边轴（低速轴）为输出轴。箱体采用中档强度的灰铸铁铸成。为了便于减速器中零件的安装和拆卸，箱体一般做成剖分式构造，其剖分面应与齿轮轴线重叠。箱座14和箱盖3用圆锥定位销1定位，并用螺栓联接固紧。箱座上的加强肋用以增长支承刚性。箱体两端用轴承盖封闭，外伸轴处的轴承盖为透盖，有通孔，采用间隙密封。为了加强密封效果，一般在装配前于箱体的剖分面上涂以水玻璃或密封胶。为了便于揭开箱盖，常在箱盖凸缘上装有起盖螺钉7。为了便于吊运，在箱体上设立有起吊装置，箱盖上的起吊孔2用于提高箱盖，箱座上的吊钩15用于提高整个减速器。打开观测孔盖板4，通过观测孔可以检查齿轮啮合状况及向箱内注油，平时用观测齿轮啮合状况。箱座下部设有放油孔，换油时，排放污油和清洗剂，平时用螺塞9堵住。为了便于检查箱内油面高下，箱座上还设有测油尺8。减速器工作时由于箱内温度升高，空气膨胀，压力增大，为使箱内受热膨胀的空气能自动排出，以保持箱内压力平衡，不致使润滑油沿剖分面等处渗漏，因此在箱盖上的观测孔盖板上装有通气器5。图6-16 圆柱齿轮减速器的构造图1-定位销，2-起吊孔，3-箱盖，4-观测孔盖板，5-通气器，6-间隙密封，7-起盖螺钉，8-油标，9-螺塞，10-油槽，11-挡油环，12-轴承盖，13-垫片，14-箱座，15-起吊钩 起吊装置（参照手册p45和 ） 油标（参照手册p83） 密封（参照手册p85）窥视孔 放油螺塞定位销（参照手册p54）减速器中，齿轮(或蜗轮蜗杆)和轴承的润滑是非常重要的。绝大多数减速器中的齿轮和蜗杆传动都采用油润滑。轴承和传动零件可以用同一种润滑油和润滑系统润滑，也可以分开单独进行润滑。当齿轮的圆周速度12m/s(蜗杆传动的齿面相对滑动速度12m/s、蜗杆传动的齿面相对滑动速度10m/s时，由于油的剧烈搅动，易使箱底的污物和铁屑翻起进入齿轮或蜗杆、蜗轮的啮合处和轴承中，从而加快齿轮和轴承的磨损，并导致过大的搅油和飞溅损失，传动效率减少，且使油温增大，油易氧化变质，可改用喷油润滑。图6-16 圆柱齿轮减速器的构造图1-定位销，2-起吊孔，3-箱盖，4-观测孔盖板，5-通气器，6-间隙密封，7-起盖螺钉，8-油标，9-螺塞，10-油槽，11-挡油环，12-轴承盖，13-垫片，14-箱座，15-起吊钩减速器中，齿轮(或蜗轮蜗杆)和轴承的润滑是非常重要的。润滑的目的重要是为了减少摩擦和磨损，提高传动效率。绝大多数减速器中的齿轮和蜗杆传动都采用油润滑。在润滑过程中润滑油带走热量，使热量通过箱体表面散逸到周边空气中去，因而润滑又是散热的重要途径。轴承和传动零件可以用同一种润滑油和润滑系统润滑，也可以分开单独进行润滑。当齿轮的圆周速度12m/s(蜗杆传动的齿面相对滑动速度12m/s、蜗杆传动的齿面相对滑动速度10m/s时，由于油的剧烈搅动，易使箱底的污物和铁屑翻起进入齿轮或蜗杆、蜗轮的啮合处和轴承中，从而加快齿轮和轴承的磨损，并导致过大的搅油和飞溅损失，传动效率减少，且使油温增大，油易氧化变质，可改用喷油润滑。