一级减速器机械设计基础课程设计Word格式.docx
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8
2.4
2.2
2.1
500
选择的题号为5号
数据为:
运输带工作拉力F=3200N
运输带工作速度v=1.5m/s
卷筒直径D=400mm
二、主要内容
1.拟定和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及结构设计,校核轴的强度;
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。
三、具体要求
本课程设计要求在2周时间内完成以下的任务:
1.绘制减速器装配图1张(A2图纸);
2.零件工作图2张(齿轮和轴,A4图纸);
3.设计计算说明书1份,约3000字左右。
四、进度安排
次序
设计内容
时间分配(天)
指导老师介绍课程设计注意事项
拟定设计方案
传动件的设计计算
画装配图
画零件图
编写设计说明书
五、成绩评定
指导教师杨阳签名日期2014年1月8日
系主任张利国审核日期2014年1月10日
一设计任务的分析
1.1本课程设计的目的
(1)通过课程设计使学生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,是学生掌握机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤。
(3)提高学生机械设计的基本能力,如计算能力、绘图能力以及计算机辅助设计(CAD)能力等,使学生具有查阅设计资料(标准手册、图册等)的能力,掌握经验估算等机械设计的基本技能,学会编写一般的设计计算说明书。
1.2本课程设计的内容、任务及要求
1.2.1课程设计的内容
(1)拟定和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的动力参数;
(3)进行传动件的设计计算及结构设计,校核轴、轴承、联轴器、键等零部件的强度,选择润滑和密封方式;
(4)绘制减速器装配图;
(5)编写设计计算说明书,准备答辩。
1.2.2课程设计的任务
(1)绘制减速器装配图1张用A1或A0图纸绘制);
(2)绘制零件工作图1~2张A4或A3(齿轮、轴、箱体等);
(3)编写设计计算说明书一份。
1.2.3课程设计的要求
在课程设计前,应认真阅读任务书,了解设计题目及设计内容,搞清楚所要设计的传动装置包含哪些机构及传动路线。
如果任务书中没有给出传动简图,则应首先了解设计的已知数据及工作类型,并对所学的有关传动机构的运动特点、总体传动性能及某些传动数据的常用范围进行复习,然后根据工作的要求将有关机构进行不同的组合,画出不同的传动简图,依据先修知识,选出1~2种较合理的传动方案,同时进行设计(在进行装配图设计之前,对两种传动的数据进行比较,选择最合理的一组进行后续设计)。
上述工作完成之后,应认真阅读课程设计指导书有关总体及传动设计计算的章节,开始设计计算。
1.3课程设计的步骤
1.3.1设计准备工作
(1)熟悉任务书,明确设计的内容和要求;
(2)熟悉设计指导书、有关资料、图纸等;
(3)观看录像、实物、模型或进行减速器装拆实验等,了解减速器的结构特点与制造过程。
1.3.2总体设计
(1)确定传动方案;
(2)选择电动机;
(3)计算传动装置的总传动比,分配各级传动比;
、
(4)计算各轴的转速。
功率和转矩。
1.3.3传动件的设计计算
(1)计算齿轮传动、带传动、的主要参数和几何尺寸;
(2)计算各传动件上的作用力。
1.3.4装配图草图的绘制
(1)确定减速器的结构方案;
(2)绘制装配图草图,进行轴、轴上零件和轴承组合的结构设计;
(3)校核轴的强度、键连接的强度;
(4)绘制减速器箱体结构;
(5)绘制减速器附件。
1.3.5装配图的绘制
(1)画底线图,画剖面线;
(2)选择配合,标注尺寸;
(3)编写零件序号,列出明细栏;
(4)加深线条,整理图面;
(5)书写技术条件、减速器特性等。
1.3.6零件工作图的绘制
(1)绘制齿轮类零件的工作图;
(2)绘制轴类零件的工作图;
(3)绘制其它零件的工作图。
1.3.7编写设计说明书
(1)编写设计计算说明书,内容包括所有的计算,并附有必要的简图;
(2)写出设计总结,一方面总结设计课题的完成情况,另一方面总结个人所作设计的收获、体会及不足之处。
二传动装置的总体设计
2.1选择电动机
2.1.1选择电动机类型
按工作要求选用Y系列全封闭自扇式冷式笼型三相异步电动机,电压380V。
2.1.2选择电动机的容量
电动机所需工作功率为P×
d=Pw/
nw=60×
1000V/
D=(60×
1000×
1.5)/(3.14×
400)=71.66r/min
其中联轴器效率
=0.99,滚动轴承效率(2对)
0.98,闭式齿轮传动效率
=0.97,V带效率
=0.96,滚筒效率
=0.96代入得
传动装置总效率:
=
=0.85
工作机所需效率为:
Pw=FV/1000=3200×
1.5/1000=4.8Kw
则所需电动机所需功率:
Pd=Pw/
=4.8/0.85=5.64Kw
因载荷平稳,电动机额定功率Ped略大于Pd即可由《机械设计基础实训指导》附录5查得Y系列的点击数据,选电动机的额定功率为7.5Kw.
2.1.3确定电动机转速
卷筒轴工作转速:
由nw=71.66r/min,V带传动的传动比为i1=2~4;
闭式齿轮单级传动比常用范围为i2=3~8,则一级圆柱齿轮减速器传动比选择范围为:
I总=i1×
i2=6~32
故电动机的转速可选范围为nd=nw×
I总=71.66×
(6~32)=429.96r/min~2293.12r/min符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min。
可供选择的电动机如下表所示:
方案
电动机型号
额定功率Kw
同步转速/满载转速nm(r/min)
Y132S2-4
7.5
1500/1440
Y132M2-6
1000/960
Y160L-8
750/720
则可选用Y132M2-6电动机,满载转速960r/min,额定功率为7.5Kw
2.2计算总传动比和分配传动比
2.2.1总传动比
Iz=960/71.66=13.4
V带的传动比为I1=2.68
减速器的传动比为i2=Iz/i1=13.4/2.68=5
2.2.2运动和动力参数计算
0轴(电动机轴)
P0=Pd=5.5Kw
7.5Kw
960r/min
=9550×
7.5/960=74.61(N.m)
1轴(高速轴既输入轴)
/i1=960/2.68=358.21r/min
7.2/358.21=191.95(N.m)
2轴(低速轴既输出轴)
/i2=358.21/5=71.64r/min
6.84/71.64=911.81(N.m)
根据以上数据列成表格为:
轴名
功率
P/Kw
转矩
T(N.m)
转速
n(r/min)
传动比
电动机轴(0轴)
7.5
74.61
960
1轴
7.2
191.95
358.21
2.68
2轴
6.84
911.81
71.64
5
2.3传动零件的设计计算
2.3.1V带的设计
(1)确定计算功率
Pc=Ka×
7.5=8.25Kw
(2)选取普通v带型号
根据Pc=8.25Kw,n1=960r/min,由图6-7选用A型普通V带。
(3)确定两带轮的基准直径
根据表6-2选取dd1=112mm
大带轮基准直径为dd2=ixdd1=2.68x112=300.16mm
由表6-2选取标准值为dd2=315mm
则i实际=dd2/dd1=2.8
n2=n1/i=960/2.8=342.86r/min
从动轮的误差率为:
(358.21-342.86)/358.21x100%=4.2%
误差率在±
5%内,为允许值。
(4)验算带速
v=3.14dd1n1/60×
1000=3.14x112x960/60x1000=5.63m/s
带速在5~25m/s内,为允许值。
s
(5)确定中心距a和带的基本长度Ld
0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
298.9≤a0
854
取a0=500mm
则L0=2a0+π/2(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0
=2X500+3.14/2x(112+315)+(315-112)2/(4X500)
=1691mm
由表6-3,选取Ld=1600mm
则a实=a0+(Ld-L0)/2=500+(1600-1691)/2=454.5mm
取a=460mm
(6)校验小带轮的包角
a1=180o-(dd2-dd1)/ax57.3=180o-(315-112)/454.5x57.3=154.4o
a1>
120,满足条件
(7确定V带根数Z
根据dd1=112mm,n1=960r/min,由表6-5,用线性插值法得P0=1.16kw
由表6-6得,ΔP0=0.126kw,由表6-3的,KL=0.99,由表6-7得,kα=0.93
所以,Z≧
=7.5/{(1.16+0.126)X0.99X0.93}=6.3
所以,Z=7
(8)计算V带的初始拉力F0和带轮轴上的压力Fa,由表6-1查的q=0.105kg/m
F0=500Pc/ZV(2.5/kα-1)+qv2=163.96N
Fa=2ZF0sin(a1/2)=2238.4N
2.3.2齿轮的设计
已知电动机额定功率P=7.5Kw,转0速960r/min,各轴的转速如:
转动轴
电机轴(0轴)
输入轴(1轴)
输出轴(1轴)
转速n
齿数比
2.68
5
电动机驱动,工作寿命年限为5年,两班制工作,连续单向运转,载荷较平稳。
1、选择齿轮的精度等级、材料
输送机为一般工作机器,转动速度不高,为普通减速器,故选用8级精度(GB/T10095-2008),要求齿面粗糙度Ra≤3.2-6.3µ
m。
①选择小齿轮材料为16MnCr5渗碳淬火,其硬度选为56~62HRC,大齿轮为40Cr表面淬火,其硬度为48~55HRC。
2、按齿面接触疲劳强度设计
Mn≥1.17
1、转矩
=9.55×
106P1/n1=9.55×
106×
7.2/358.21=1.9×
105(N.mm)
2、载荷系数k及材料的弹性系数ZE
查表7-10取K=1.5,查表7-11取ZE=189.8MPa1/21/2
3、齿数Z1和齿宽系数Ψd和螺旋角β
取小齿轮的齿数Z1,则大齿轮的齿数Z2=Z1×
i=20×
5=100.对称布置、硬齿面,查表7-14取Ψd=0.9。
初选螺旋角为15°
。
4、许用弯曲应力
由图7-26查得
Flim1=880MPa,
Flim2=740MPa
N1=60njLh=60×
358.21×
1×
(5×
52×
5×
16)=4.47×
108
N2=N1/i=4.47×
108/5.38=8.94×
107
由图7-23查得YN1=1,YN2=1
由表7-9查得SF=1.5
根据【
F】1=(YN1·
Flim1)/SF=586.67MPa
【
F】2=(YN2·
Flim2)/SF=493.33MPa
0.0075MPa-1
0.0082MPa-1
则m≥1.17
=2.6
由表7-2取标准模数m=3
⑤、确定中心距a及螺旋角β
a=
=186.35mm取a=186mm
β=arccos[Mn(Z1+Z2)/2a]=14°
59’与设计值相差不大,故不必重新计算
3、主要尺寸计算
d1=mz1/cosβ=62.1mm
d2=mz2/cosβ=310.6mm
b=Ψd1=0.9×
62.1=55.89mm
经圆整理后b2=60mm,b1=b2+5=65mm
Da1=d1+2ha=66mm
Da2=d2+2ha=306mm
Df1=d1-2hf=52.5mm
Df2=d2-2hf=292.5mm
a=0.5×
3(20+100)=180mm
4、按齿面接触疲劳强度校核
1齿数比
U=i=5
2许用接触应力【
F】
由图7-25查得
Hlim1=1510MPa,
Hlim2=1220MPa
由表7-9查得SH=1.2
由图7-24查得ZN1=1,ZN2=1.16
【
H】1=ZN1·
Hlim1/SH=1258.33MPa
H】2=ZN2·
Hlim2/SH=1179.33MPa
由表7-11查得弹性系数ZE=189.8,故
H=
=957.73MPa
H<
H】2齿根弯曲疲劳强度角和合格。
5、验算齿轮的圆周速度V
V=πxd1n1/60x1000=3.14x62.1x358.21/60x1000=1.16m/s
由表7-7可知,选8级精度是最合适的。
根据以上数据可以制成表格:
齿轮参数
法面模数
m=3
齿数
z1=20
z2=100
齿顶圆直径
Da1=66
Da2=306
螺旋角
β=15°
齿根圆直径
Df1=52.5
Df2=292.5
中心距
a=180
分度圆直径
d1=60
d2=300
齿轮宽度
b1=65
b2=60
6、选择润滑方式
闭式齿轮传动,齿轮的圆周速度v≤12m/s,常将大齿轮的齿轮侵入油池中进行侵油润滑(推荐使用中负荷工业齿轮油,润滑油运动粘度v50°
c=120mm/s,v100°
c=23mm/s)
2.3.3轴的设计
1、高速轴(1轴)的设计
确定轴的最小直径
由已知条件可知此减速器的功率属中小功率,故选45钢并经调质处理,由表11-1查得A=110,[
]=55MPa,于是得
mm
此处有键槽用于配套V带轮,所以可将其轴径加大5%,即d=29.86×
105%=31.35mm
(1)轴各段的直径
所以d1取32mm,轴肩高取h=(0.07~0.1)d
d2=32+32×
0.07×
2=36.4,所以d2取38
d3=38+1×
2=40
d3=d5=40
(2)轴承的选择
因轴承受到径向力作用,故选角接触球轴承,查附表6-3,选取轴承代号为7208AC,其尺寸为:
d×
D×
B=40×
80×
18
(3)确定1轴各段长
L1=l2=100
L2=l1+l+e=l1+(0.1~0.15)D+1.2d3=20+0.15×
80+1.2×
10=44
L3=Δ2+Δ3+B=10+5+18=33
L3=L5=33
L4=65
A1=B1=(L3+L4+L5-B)/2=56.5
2、低速轴(2轴)的设计
由已知条件可知,此减速器传递的功率属中小功率,故选45钢并调质处理,由表11-1查得A=110、[
]=55MPa,于是得:
此处有键槽用于配套V带轮,所以可将其轴径加大5%,即d=50.28×
105%=52.794mm,则d1=54,轴肩高一般取h=(0.07~0.1)d
d2=54+54×
0.1×
2=64.8,d2取64
d3=64+2×
3=70
d6=d3=70
d4=70+2×
2=74
d5=70+0.1×
2×
70=84
轴承的选择
因轴承受到径向力作用,故选角接触球轴承,查附表6-3,选取轴承代号为7014AC,其尺寸为:
确定2轴各段长
B2=10+5+11.5+30=56.5
C2=30+11.5+2+3+10=56.5
则有:
2.3.4输出轴的强度校核
(1)画输出轴的受力简图(a)
(2)画出水平面的弯矩图(b),通过列水平面的受力方程,有
FAH=FBH=1/2Ft=0.5×
6078.7=3039.35N
MCH=FAH×
56.5=3039.35×
56.5=171723.275N.mm
(3)画竖直平面的弯矩图(c),通过竖直平面的受力平衡方程,有
....①
-Fr56.5-Fa×
0.5d+FBV×
113=0....②
由①、②两式,联立解方程得
(4)画合成弯矩图,如图(d)
(5)
(6)
(7)画转矩图,如图(e)
(8)
(9)画当量弯矩图(f),转矩按脉动循环且
,则
(10)
(11)由当量弯矩图可知C截面为危险截面,当量弯矩最大值为
(12)
(7)验算轴的直径
因为C截面有一键槽,所需要将直径加大5%,则
而C截面的设计直径为74mm,所以强度足够。
(a)
(b)
(c)
(d)
T
(e)
(f)
2.3.5轴承的校核
已知:
拟用一对角接触球轴承支承。
初选轴承型号为7014AC,已知轴的转速
两轴承所受的径向载荷分别为
轴向载荷
预期寿命1200h
计算轴承的轴向力
由表12-13查得7014AC轴承内部轴向力的计算公式为
,故有:
绘出如上图所示的计算简图,因为
故可有:
轴承2被压紧,轴承1被放松,两轴承的轴向力分别为:
查表12-12则有:
查表12-11有
所以:
计算轴承的寿命Lh
因
,且两个轴承的型号相同,所以只需计算轴承1的寿命,取
根据《机械设计基础实训指导》书查7014AC轴承的C=45.8KN,根据书《机械设计基础》P221可知
查表12-9可知:
由此可见轴承的寿命大于预期寿命,所以选用该轴承合适。
2.3.6、键的选择
齿轮、V带轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。
根据轴的直径可由《机设基础》表10-7、10-8查得:
在输入轴上V带轮与轴连接平键截面b*h=10mmx8mm,L=40mm
在输出轴上半联轴器与轴连接平键截面b*h=16mmx10mm,L=70mm
齿轮与轴连接平键截面b*h=20mmx12mm,L=50mm
键槽均用键槽铣刀加工,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为
;
同样,半联轴器与轴的配合为
角接触轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径公差为m6。
三箱体的选择和确定
箱体的选择要求和轴与其它零件要配合使用,误差不能太大。
本次设计的减速器输入轴和输出轴均有一端伸出箱体与联轴器联接,故采用中间的长度,最能准确的确定箱体的宽度。
查表4-2得,箱体的数据初定为:
箱座壁厚:
δ=0.025a+1≥8,则取δ=10mm
箱盖壁厚:
δ1=0.025a+3≥8,则取δ1=10mm
箱座凸缘的最小厚度:
b=1.5δ=15mm,故取b=20mm
箱盖凸缘的最小厚度:
b1=1.5δ1=15mm,故取b=20mm
箱座底凸缘的的最小厚度:
故取b2=30mm
箱盖上凸缘的的最小厚度b2’=2.5δ=25mm,故取b2’=30mm
地脚螺栓的最小直径:
df=0.036a+12=16mm,故取df=18mm
地脚螺栓数目:
轴承旁连接螺栓直径d1=0.75df=13.5mm,取螺栓为M14
箱盖与箱座连接螺栓直径:
d2=0.6df=10.8mm,取螺栓为M11
连接螺栓
的间距:
l=125~200,取l=180mm
轴承端盖螺栓的直径:
d3=(0.4-0.5)dfd3=9mm,故取d3=9mm
检查孔盖螺钉直径:
d4=(0.3-0.4)dfd4=7.2mm故取M8
定位销直径:
d=((0.7-0.8)d2d=8.46取d=9
df、d2、d1至外箱壁的距离C1=20mm
df、d2至凸缘边的距离C2=20mm
轴承旁凸台半径R1=C2=20mm
凸台高度h=55mm
外箱壁至轴承座端面距离l1=C1+C2+10=50mm
齿轮顶圆与内箱壁的距离Δ1>
1.2δ=15mm
齿轮端面与箱体内壁的距离Δ2>
δ=15mm,
箱盖、箱座肋厚m1=0.85δ1=8.5mm、m2=0.85δ=8.5mm
轴承端盖外径D2入=D入+2.5d3=105mm、D2出=D出+2.5d3=135mm
轴承端盖上螺钉的数目都为4
轴承旁连接螺栓的距离S入=D入+2d1=87mm、S出=D出+2d1=117mm
箱座内的深度Hd=d大/2+(30-50)=225mm
箱座总高度H=Hd+δ+(5-10)=245mm
箱座总长度L=a+2/1df1+2/1df2+2δ=417mm
箱座内的宽度Ba=15+15+65=95mm
螺纹油塞的直径:
d油=10mm,取M10x1.25
参考文献
1、《机械设计基础实训指导》,罗玉福等主编,大连理工大学出版社
2、《机械设计基础》,王少岩等主编,大连理工出版社
3、《机械制图》,钱可强主编,高等教育出版社
4、《工程力学》,张定华主编,高等教育出版社
5、《机械设计手册》,机械出版社
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