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机械课程设计
济源职业技术学院
机电类课程
课程设计报告
(2006~2007学年第一学期)
设计题目单级圆柱齿轮减速器
专业
班级
姓名
学号
指导教师
设计日期
设计地点
教务处
一、课程设计目的:
(1)通过课程设计使学生综合运用机械设计基础课程及有关先修课程的知识,起到巩固、深化、融会贯通及扩展有关机械设计方面知识的作用,树立正确的设计思想。
(2)通过课程设计的实践,培养学生分析和解决工程实际问题的能力,使学生掌握机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤。
(3)提高学生的有关设计能力,如计算能力、绘图能力以及计算机辅助设计(CAD)能力等,使学生熟悉设计资料(手册、图册等)的使用,掌握经验估算等机械设计的基础技能。
二、课程设计任务:
(附具体设计任务书一份)
1.拟定、分析传动装置的设计方案;
2.选择电动机,计算传动装置的运动和动力参数;
3.进行传动件的设计计算,校核轴、轴承、联轴器、键等;
4.绘制减速器装配图;
5.绘制零件工作图;
6.编写设计计算说明书。
课程设计要求在2周时间内完成以下任务:
(1)绘制减速器装配图1张(用A1或A0图纸绘制);
(2)零件工作图1至2张(齿轮、轴、箱体等);
(3)设计计算说明书一份,约8000字左右;
(4)答辩。
三、课程设计时间安排:
1、传动装置总体设计、传动件计算:
3天
2、装配草图设计:
2天
3、正式装配图设计:
2天
4、绘制零件图:
1天
5、完成说明书:
2天
目录
一课程设计任务书4
二电动机的选择5
三.计算总传动比和分配传动7
四.传动零件设计及计算8
五.齿轮传动设计10
六.轴的设计:
(一)Ⅰ轴的设计12
七.轴的设计:
(二).从动轴15
八.滚动轴承的选择与计算20
九.选择联轴器类型和型号21
十.减速器箱体的主要结构尺寸21
十一参考文献22
十二本次课程设计总结23
一课程设计任务书
一.设计题目:
设计一用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器
给定数据及要求
已知条件:
运输带工作拉力F=2400N运输带工作速度V=1.2m/s(允许运输速度误差为±5%);滚筒直径D=300mm;两班制,连续单向运转,载荷轻微冲击;工作限5年;环境最高温度35oC;小比量生产。
二.应完成的工作
1.减速器装配图1张;
2.零件工作图1-2张(从动轴、齿轮);
3.设计说明书1份。
二电动机的选择
(1).选择电动机类型的选择:
按已知的工作要求和条件选用Y型全封闭笼型三步异步电动机。
(2).确定电动机的功率
工作机所需的功率为:
Pw=FV/1000ηw
电动机到工作机的总效率ηwη=η1η²2η3η4η5η6
式中:
η1=0.96,η2=0.98,η3=0.97,η4=0.99,η5=0.98,η6=0.96,它们分别为带传动、齿轮传动的轴承、齿轮传动、联轴器、滚筒的轴承及滚筒的效率。
η=0.96×0.98×0.98×0.97×0.99×0.98×0.96=0.83
Pd=FV/1000η=2400×1.2/1000×0.83Kw=3.5Kw
选择电动机的额定功率,使Pm=(1~1.3)PO
查表取电动机的额定功率为Pm=4Kw,所选电动机的外形尺寸和安装尺寸如下:
中心高H
外形尺寸LX(AC12+AD)XHD
底脚安装尺寸AXB
地脚螺孔直径
轴伸长尺寸DXZ
装链部位尺寸
132
515X345X315
216X178
12
38X80
10X41
(3).确定电动机转速,并选择电动机的型号
nw=60×1000×1.2/3.14D=60×1000×1.2/3.14×300=76.4r/min
按表推荐的传动比的合理范围,取V带传动的传动比i1′=2~4,齿轮传动比i2′=3~5,则总传动比合理范围为i′=6~20
电动机的可取范围为:
n0=i′×nw=(6~20)x60.1r/min=360~1202r/min
符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min。
如下表所示:
方案
电动机型号
额定功率(Kw)
电动机转速(r/min)
传装传动比
固定转速
满载转速
总传动比
带
齿轮
1
Y132M1-6
4
1000
960
12.57
3
3.14
2
Y160M1-8
4
750
720
9.42
3.14
4
3
Y112M-4
4
1500
1440
18.85
3.5
5.358
综合考虑减轻电动机传动装置的重量、尺寸、和节约资金,选用第一方案。
因此电动机型号为Y132M1-6。
性能如下:
电动机型号
额定功率Kw
同步转速
r/min
满载转速
r/min
额定转矩
最大转矩
Y132M1-7
7.5
1000
960
2.0
2.0
三.计算总传动比和分配传动
(1)传动装置的总传动比:
i=nm/nw=960r/min/76.4r/min=12.57
各级传动比i=i1×i2=3.14×4=12.56,带传动比为:
3.14,齿轮传动比:
4.
(2)计算各轴的功率、转速、和转矩。
I轴:
PI=Pdη1=3.5×0.96×0.98=3.29KW
NI=nm/i1=960r/min/3.14=305.73r/min
T1=9550P/nI=9550×3.29/305.73N/m=102.77N·m
II轴:
PII=PIη3η2=3.29·0.98·0.97=3.13KW
NII=nI/i2=305.73r/min/4=76.4r/min
TII=9550PII/nII=9550×3.13Kw/76.4r/min=391.25N·m
滚筒轴:
PIII=PIIη2η4×0.96×0.96=3.13×0.98×0.99KW×0.96
=2.92KW,nw=nII=76.4r/min
TIII=9550PIII/nw=9550×2.92Kw/76.11N·m=365N·m
电动机轴Td=9500×Pd/nm=9550·3.5/960N·m=34.82N·m
(3)运动和动力参数如下表所示:
轴名
输入功率P(KW)
输入转矩T(N*m)
转速
n(r/min)
传动比
效率
电机轴
3.5
34.82
960
3.14
0.94
I轴
3.29
102.77
305.73
4
0.95
II轴
3.13
391.25
76.4
4
0.95
滚筒轴
2.92
365
76.4
1
0.93
四.传动零件设计及计算
选择V带的型号:
1.确定计算功率:
Pc由教材8.21查得kA=1.2
由公式8.21得:
Pc=KA×Pd=1.2×3.5kw=4.2kw
2.选择普通V带型号:
根据Pc=4.2w.n=960r/min由教材8.12选用A型普通V带。
3.①确定带轮基准直径dd1,dd2,由教材8.6和图8.13选取dd1=100mm>dmin=75mm.
②大带轮基准直径为:
dd2=id1=3.14×100mm=314mm.
由表8.3选取标准直径值:
d2=315mm,
③实际传动比i,从动轮实际转速为:
i=
=
=3.15;n2=
=
=304.76r/min,
④从动轮的转速误差率为:
=-0.32%,在误差以内,为允许值。
4.验算带速V:
V=
=
=5.02m/s,在5~25m/s内,
5.确定带基准长度Ld和实际中心距a,按结构设计要求初定中心距ao:
0.7(dd1+dd2)≤ao≤2(dd1+dd2);0.7(100+315)≤ao≤2(100+315):
290.5mm≤ao≤830mm
按结构设计要求初定ao=560mm,由教材8.15得:
Lo=2ao+
(dd1+dd2)+
=2×560+
(100+315)+
=1792.19m
由表8.4选取基准长度Ld=1800mm,
实际中心距a由8.16得:
a≈ao+
=560+1800-
=564mm
调整范围为:
amin=a-0.015Ld=537mm,amax=a+0.03Ld=618mm,
6.校验小带轮包角d1=180o-
×57.3o=158.16≥120o
满足条件.
7.确定V带根数Z,由8.18得Z≥
=Pc/(Po+ΔPo)kakb
由dd1=100mm,n1=960r/min,
查表8.9用内插法得:
Po=0.83+
×(960-800)=0.954kw,取Po=0.95kw
由表8.11得功率增量△PO=kbn(1-
)
由表8.18查得kb=1.0275×0.001
由i=3.15,查表8.19得:
ki=1.1373,则△P=0.12kw,
由表8.14查得带长度修上系数k2=1.01,
由图8.18查得包角系数:
ka=0.95
Z=
=4.49根
圆整Z=5根。
8.求初拉力F,几2带传轴上压力FQ,
查表8.6得,A型V带每米长的质量:
q=0.1kg/m.
由公式8.19得单根V带初拉力为:
Fo=
(
-1)+0.10×5.02×5.02=139.02N
由表8.20可得出轴上压力FQ:
FQ=2FOZSin
=2×139.02×5×Sin75.08oN=1343.3N
9.带轮结构设计;按教材8.22进行设计.
10.设计结果:
选用5根A型1800GB,11544中心距a=564mm,带轮直径dd1=100mm,dd2=315mm,轴上压力FQ=1343.3N.
五.齿轮传动设计
1.选择齿轮材料及精度等级:
Ⅰ轴实际转速nⅠ=
=
r/min=304.76r/min
齿轮传动比i2=
=3.99≈4
Ⅰ轴轮入功率P=3.28kw
因传递功率较小,选用软齿轮组合,小齿轮选用45钢调质,硬度为220~250HBS,大齿轮选用45钢正火,硬度为:
170~210HBS,选8级精度.要求齿面粗糙度Ra≤3.2~6.3mm.
2.按齿面接触疲劳强度设计齿轮:
由10.30得,d1≥
kT1(1+u)/ψdu(3.17ZE/[σH1])2
确定有关参数与系数:
①10.11取k=1.1;②表10.12ZE=188.9Mpa③宽系数ψd=1,小齿轮数:
Z1=25,Z2=Zi2=100;④距T1×T2=9.55×106×
N.m=1.03×105N;⑤用接触应力:
[σh]齿数传动比:
由表10.24得σH560MPa×im1,σHim2=530Mpa,U=i2=4
查表10.10得;SH=1,应力循环次数一年52周。
N1=60niLH=60×304.76×1×5×52×5×16=3.8×108
N2=N1/i2=9.5×107
查表10.27得:
ZNT1=1.15ZNT2=1.3,由式10.13得:
[σH1]=ZNT1σHi1/SH=1.15×560=644MPa
[σH2]=ZNT2σHi1/SH=1.3×530=689MPa
故:
d1≥76.43×
kT1(u+1)/ψdu
=53.42
m=d1/Z1=53.42/25mm=2.14mm.
由表10.3取标准模数m=2.5mm.
3.主要尺寸计算:
d1=mz1=2.5×25mm=62.5mm;d2=mz2=2.5×100mm=250mm;b=ψdd1=62.5mm;
经圆整后取b2=65mm,b1=b2+5mm=70mm;a=1/2m(z1+z2)=1/2×2.5×(25+100)mm=156.25mm,
4.按齿轮根弯曲疲劳强度校核:
由公式10.24得σH.
如σH≤[σF],则校核后合格.确定有关系数的参数:
①齿形系数YF,查表10.13得,YF1=2.65,YF2=2.18;②应力修正系数YS,YS1=1.59,YS2=1.80;③许用弯曲应力:
[σF]由图10.25查得:
σFim1=210MPa,σFim2=190MPa.
由表10.10查得:
SF=1.3由图10.26查得;YNT1=YNT2=1.
由式10.14可得:
[σF]1=YNT1×σFim1/SF=1×210/1.3MPa=162MPa;
[σF]2=YNT2×σFim2/SF=190/1.3MPa=146MPa
所以:
σF1=2KT1/σm2z1YFYSYFYS=2×1.1×1.03×105/65×2.5×2.5×25YFYS=93.73MPa<[σF1]=162MPa;
σF2=σF1YF2YS2/YF1YS1=93.73×2.18×1.80/2.65×1.59
=87.29MPa<[σF2]<146MPa
齿根弯曲强度校核合格.
5.验算齿轮圆周速度V:
V=3.14×d1n1/60×1000=3.14×62.5×304.76r/min/60×1000=0.9965m/s
由表10.22可知,选8级精度合适.
大齿轮结构图如下(选用腹扳式齿轮):
d1=1.6ds=56mm;l=60mm;n=1.25;D1=230mm;DO=143MM;do=43.5mm;
c=19.5mm.
六.轴的设计:
(一)Ⅰ轴的设计
一、已知:
传递功率P=3.29kw,nI=304.76r/min.小齿轮分度圆直径d=62.5mm,T1=1.03×105N.mm连续单向运转,载荷轻微冲击。
解:
选择轴材料,确定许用应力,
(1)由减速器传递功率属于中小功率,对材料无特殊要求,故选用45钢,并经调质处理,由表14.4查得强度极限σB=650Mpa,再由表14.2得许用弯曲应力[σb]=100Mpa,
(2)接扭转强度估算轴经:
根据表14.1得c=107~118,由表14.2得:
d≥c
=(107~118)
=23.65~26.08mm
考虑到轴的最小直径处要安装带轮,有键槽的存在,故将直径加大3%~5%取24.36~27.38,由设计手册取d1=25mm.
(3).设计轴结构并绘制结构草图:
由于设计是单级减速器,可将齿轮不止在箱体内部中央,将轴承对称装在齿轮两侧,轴的外伸端安装大带轮。
1上零件的位置和固定方式:
将Ⅰ轴制成齿轮轴,轴承对称安装于齿轮的两侧。
其轴向用轴肩,轴环固定,周向采用过盈配合。
②定各轴段直径,如图所示,轴段①(外伸端),直径最小,d1=25mm,考虑到要对安装在轴段①上的带轮定位轴段②上应有轴肩,同时为能很顺利地在轴段②上安装轴承,轴段②必须满足轴承内径标准,故,取轴段②的直径为30mm,用相同方法确定轴段③④的直径,分别为:
d3=26mm,d4=55mm,d5=67.5mm,d6=55mm,d7=26mm,
d8=30mm.选用6006型深沟球滚动轴承,
3的长度齿轮轮毂宽度为72mm,
因为:
为齿轮轴,故轴段⑤长度为72mm,为保证齿轮端面与箱体内壁间应留有一定间距,取间距为5mm,为保证轴承安装在箱体内,轴承孔中(轴承宽度为13mm),并考虑轴承的润滑,取轴承端面距箱体内壁距离为10mm,所以,轴段⑦长为2mm,轴承支点L=113mm,④⑥长均为12mm,轴段②长60mm,轴段①与带轮2配合。
带轮2轮毂:
l=(1.5~2)d=2×25=50mm
轴段⑧为13mm,轴段③长为2mm。
4定轴的结构细节,如圆角退刀槽等尺寸。
按设计结构画出结构单图。
(4)弯扭合成强度校核轴径:
1画出轴受力图(b),
圆周力:
Ft1=2T1/d1=2×1.03×105/62.5N=3296N
Fr1=Ft1×tana=3296×tan20oN=1200N
2作出水平面内弯矩图(c图),支点反力为将其沿顺时针旋转90o
FHA=FHB=Ft1/2=3296N/2=1684N.
Ⅰ-Ⅰ截面处弯曲力矩为:
MHI=1684N×113/2mm=95146N.mm
Ⅱ-Ⅱ截面处弯矩为:
MHⅡ=1684N×20.5=34522N.mm
3作垂直面内弯矩图(d),支点反力为:
FVA=Fr1/2=FVB=1200N/2=600N
Ⅰ-Ⅰ截面弯矩为:
MVI×l/2=600×113/2N.mm=33900N.mm
Ⅱ-Ⅱ截面弯矩为:
MVⅡ=600N×20.5mm=12300N.mm
4作合弯矩图(e):
M=
Ⅰ-Ⅰ截面:
MI=
=
=95146.6N.mm
Ⅱ-Ⅱ截面:
MⅡ=
=
=12775.28N.mm
5作转矩图(f)T=1.03×105N.mm
6求当量弯矩:
因减速器单向运转,故可以认为转矩为脉动循环变化修正系数a=0.6.
Ⅰ-Ⅰ截面:
MeI=
=
=113456N.mm
Ⅱ-Ⅱ截面:
Me=
=
=63107N.mm
7确定危险截面及校核强度:
σeⅠ=MeⅠ/w=113456/0.1×62.53Mpa
=4.65Mpa
σeⅡ=MeⅡ/w=63107/0.1×302Mpa=23.37Mpa
查表14.2得[σ-1b]=60Mpa满足σe≤[σ-1b]的条件,故设计轴有足够的强度,并有一定的裕量。
设计轴的强度裕量不大,此周不必再做修改。
(5)绘制轴的零件图:
七.轴的设计:
(二).从动轴
一.已知:
传动功率P=3.13kw从动轮转速n2=76.4r/min.分度圆直径d=250mm,输入转矩为391.75N.m,轴承采用深沟球轴承。
工作时连续单向运转:
解:
(1)选择轴的材料,确定许应力:
由已知条件知,减速器传递功率属于中小功率,故选用45钢,并调质处理。
由表14.4查得:
GB=650MPa
再由表14.2查得:
弯曲应力[σ-1b]
=60MPa.
(2)按扭转强度估算轴径:
根据表14.1得C=118~107,又由式14.2得:
d≥C×
=(107~108)
=36.89~37.23mm
由于有键槽存在,故将直径加大3%~5%,取37.997~39.09mm.
由于设计没,手取直径d=38mm.
(3)设计轴的结构:
由于设计是单级减速器,可将齿轮布置在箱体内部中央,将轴承对称地安装在齿轮两侧,轴的外伸端安装大带轮。
确定轴上零件的位置和固定方式:
如图所示,确定齿轮从动轴,右装入,齿轮左端用轴肩定位,右端用套筒固定,齿轮轴向位置被完全确定,齿轮的轴向固定采用平键连接。
①确定各段轴直径,如图a所示,轴①,直径最小d1=35mm,轴段②应有轴肩对①上联轴器定位。
取d2=85mm,用相同方法确定③④直径d3=50mm,d4=60mm.为了便于拆卸轴承,查出6209型滚动轴承的。
安装高度为3.5mm,取d5.
1确定各轴段长度:
齿轮轮毂宽度为62mm,为了保证齿轮固定可靠,轴段③的长度和齿轮轮毂宽度取为60mm,为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰,齿轮端面与箱体间应留有一定荐间距,去该间距为11mm,为保证轴承安装在轴承座孔中。
轴承宽度为9mm,轴承轴面距箱体内壁距离为5mm,所以,轴段④长度为11mm,轴承支点距离L=111mm,根据箱体结构及联轴器距轴承盖有一定距离的要求,取L’=60mm,查阅有关联轴器手册,取L’’=70mm,在轴段①②上分别加工出键槽,使两键槽处于轴的相同一圆柱母线上,键槽长度比相应轮毂宽度小约5~10mm,键槽宽度按轴段直径手册得到③段选用平键连接。
键宽14mm,键高9mm,键长36mm。
2选定轴结构细节,如圆角、倒角、退刀槽等的寸。
按设计结果画出轴的结构草图。
如图(a);F
a.画出轴的受力图(b);
b.作水平面的弯矩图(c);
支点反力为:
FHA=FHB=Ft/2=2Ft/2d=T/d=391.25×103N.mm/250mm=1565N.
Ⅰ-Ⅰ截面处弯矩为;
MHⅠ=FHA×l/2=111/2N.mm=86857.5N.mm
Ⅱ-Ⅱ截面处弯矩为;
MHⅡ=1565×25.5N.mm=39907.5N.mm
c.作垂直面内的完区矩图(图d),支点反力为:
FVA=FV2/2=FVB=FV2tana/2=569.61N
Ⅰ-Ⅰ截面处弯矩为:
MVI右=MVI左=569.61×111/2N.mm=31613.36N.mm
Ⅱ-Ⅱ截面处弯矩为:
MVⅡ=FVB×25.5N.mm=569.61×25.5N.mm=14525.06N.mm
d.作合成弯矩图(e):
M=
M2H+M2V
Ⅰ-Ⅰ截面:
MI左=
M2HI+M2VI左;I右=
M2VI右+M2HI=92432N.mm
MⅡ=
M2VII+M2HII=42469N.mm.
e.作转矩图(f):
=9.55×1063.13/26.4N.mm=391.25N.mm
f.求当量弯矩;因减速器单向运转,故可以认为脉动循环变化修正系数a为0.6。
Ⅰ-Ⅰ截面:
MeI=
M2I右+(aT)2=252292N.mm
Ⅱ-Ⅱ截面:
MeⅡ=
M2II+(aT)2=238561N.mm
g.确定危险截面及校核强度:
由图可知:
截面Ⅰ-Ⅰ,
Ⅱ-Ⅱ所受转矩相同,但弯矩MeI>MeⅡ。
且轴上还有键槽。
Ⅰ-Ⅰ可能为危险截面,但由于轴径d3>d2.故也应对截面Ⅱ-Ⅱ进行校核。
Ⅰ-Ⅰ截面:
σeI=MeI/w=252292/0.1×502MPa=20.18MPa
Ⅱ-Ⅱ截面:
σeⅡ=MeⅡ/w=238561/0.1×453MPa=26.18MPa
查表得14.2得:
[σ-1b]=60MPa,满足:
σe≤[σ-1b]的条件,故设计轴适当强度,并有一定裕量。
⑤修改轴结构,用所设计的轴度裕度不大,此轴不必作修改.
⑥绘制轴零件图:
八.滚动轴承的选择与计算
主动轴,从动轴的两个滚动轴承分别选用
(1)0尺寸系列6006深沟球轴承(0)2储存系列6209型深沟秋轴承:
轴承代号
基本尺寸/mm
安装尺寸
基本额定动载荷Cr
基本额定静载荷KN
d
D
B
rs/min
da/min
Da/min
r/max
KW
KW
6006
30
55
13
1
36
49
1
13.2
8.30
6209
45
85
19
11
52
78
1
31.5
31.5
经计算可知选择该型号轴承合适轴承盖,同时,选用嵌入式的轴承盖。
九.选择联轴器类型和型号
联轴器的计算转矩TC=KT=(1.25~1.5)×391.25N.mm.=489~586.875N.mm
所以:
选用十字滑块联轴器:
d
许用应力
许用转速
DO
D
L
S
25
250
250
45
90
115
0.5+0.30
十.减速器箱体的主要结构尺寸
1.箱座壁厚:
δ8mm
2.箱盖壁厚:
δ18mm
3.箱盖凸缘厚:
b112mm
4.箱座凸缘厚:
b12mm
5
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