太原理工大学机械设计课程设计资料.docx
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太原理工大学机械设计课程设计资料
中北大学
课程设计说明书
学生姓名:
学号:
学院:
专业:
题目:
单级斜齿圆柱齿轮减速器
指导教师:
职称:
2015年12月12日
课程设计任务书
2015/2016学年第二学期
学院:
专业:
学生姓名:
学号:
课程设计题目:
单级斜齿圆柱齿轮减速器
起迄日期:
11月12日〜12月22日
课程设计地点:
指导教师:
系主任:
下达任务书日期:
2015年11月12日
课程设计任务书
1.设计目的:
(1)通过课程设计,培养学生综合运用机械设计基础和其他先修课程的理论知识来分析解决机械设计问题的能力。
(2)学习机械设计的一般方法,掌握机械设计的一般规律。
(3)进行机械设计基本技能的训练:
例如计算、绘图、查阅资料和手册、运用标准和规范等。
2.设计内容和要求(包括原始数据、技术参数、条件、设计要求等):
设计一台单级斜齿圆柱齿轮减速器,该减速器用于带式运输机的传动系统中方案简图(题号14):
原始数据:
传送带卷筒转速125100rpm;减速器输出轴功率3.53.3KW
技术条件:
该传动设备两班制连续工作,单向回转,有轻微振动,卷筒转速允许误差为±5%使用期限10年。
3.设计工作任务及工作量的要求〔包括课程设计计算说明书(论文)、图纸、实物样品等〕:
设计分段进行,在没有原则错误时才能进行下一阶段设计,以保证设计质量。
1)设计计算选择电动机,计算传动装置的运动和动力参数,进行传动件的设计计算,校核轴、轴承、键,选择联轴器等。
2)草图绘制、审查和修改根据上述设计计算,绘制装配图的主、俯视图。
3)绘制装配图除绘制草图内容外,绘制装配图的侧视图,编写技术要求,对零件编号,填写明细表及标题栏等。
4)绘制零件图选择所设计减速器中任一轴和齿轮进行绘制。
鼓励采用计算机绘图。
5)编写设计说明书要求内容全面,条理清楚,书写认真,图示正确,符合规定要求。
课程设计任务书
4.主要参考文献:
1.乔峰丽,郑江.机械设计基础•第一版.北京:
电子工业出版社,2011
2.吴宗泽,罗圣国.机械设计课程设计手册.第三版.北京:
高等教育出版社,2006
5.设计成果形式及要求:
1)草图1张(A1坐标纸)
2)减速器装配图1张(A0图)
3)零件图2张(A3图,传动零件轴和齿轮各一张,鼓励用计算机绘图)
4)设计说明书一份
6.工作计划及进度:
2011年6月
12日~6月16日
设计计算
6月
17日~6月18日
草图绘制、审查和修改
6月
19日~6月21日
绘制装配图
6月
22日
绘制零件图
6月
22日
编写设计说明书
6月
23、24日
答辩
系主任审查意见:
签字:
年月日
目
录
页数
•
课题分析
3
1.1
题目
3
1.2
任务
3
1.3
时间
3
1.4
传动方案
3
1.5
设计参数
4
1.6
其他条件
4
■*■.
传动方案
5
2.1
电动机的选择
5
2.2
传动比的分配
7
2.3
各轴转速,传递功率及转矩
7
2.4
联轴器
8
2.5
传动方案说明
9
*-.
各级传动
10
3.1
齿轮传动
10
3.2
V带传动
15
四.
轴与轴毂连接
21
4.1
减速器各轴结构设计
21
4.2
减速器各强度验算
24
4.3
键连接工作能力验算
29
五.
轴承
32
5.1
减速器各轴所用轴承
32
页数
5.2
高速轴轴承寿命计算
32
六.
减速器的润滑与密封
35
6.1
减速器中齿轮传动及轴承润滑方式的选择
35
6.2
减速器润滑油油面高度的确定以及油量计算
36
6.3
减速器的密封
37
七.
减速器箱体及其附件的设计
38
7.1
箱体设计
38
7.2
主要附件设计
41
八.
课程设计小结
45
附
参考资料索引
[1]
杨可桢等主编.机械设计基础.第四版.北京:
高等教育出版社,
1999
[2]
王昆等主编.机械设计机械设计基础课程设计.第一版.北京:
咼等教育出版社,1995
课题分析
1.1
1.2
1.2.1
1.2.2
1.2.3
1.2.4
1.3
1.4
设计计算及说明
题目:
单级斜齿圆柱齿轮减速器
任务
减速器装配图(0号)
低速轴工作图(3号)
大齿轮工作图(3号)
设计计算说明书一份
时间:
2011年
传动方案
一张
一张
一张
——
n
価
~r
1电动机2V带传动3减速器
4――联轴器5――传动带鼓轮6――传动带7――底座
设计计算及说明
结果
1.5
1.6
设计参数:
传动带鼓轮转速nw=125r/min,100
鼓轮输入功率P=3.5KW3.3
使用年限10年
其它条件
双班制工作,连续单向运转,有轻微振动,室内工作,有粉尘,
小批量生产,底座(为传动装置的独立底座)用型钢焊接。
设计计算及说明
结果
■*■.
传动方案
2.1
电动机的选择
2.1.1
电动机类型的选择
按照工作要求和条件,选用丫系列三相异步电动机。
选用其中的丫(IP44),Y(IP44)这种小型二相异步电动机为一般用途笼型封闭自扇冷式电动机,具有防止灰尘或其它杂物侵入的特点,B极绝缘,可采用全压或降压起动。
其工作条件为:
环境温度不超过+40C,相对湿度不超过95%,海拔高度不超过1000米,电源额定电压380V,频率50Hz,常用于对起动性能,调速性能以及转差率均无特殊要求的机器或设备。
其具有结构简单,工作可靠,价格低廉,维护方便的特点,非常适合运输机这类机械。
2.1.2
电动机容量的选择
(1)
工作机需要的输入功率Pw
Pw=3.5KW3.3
FW=3.5KW
(2)
工作机实际所需电机的输出功率Pd
r'=M
由参考书[2]表1-7取V带传动,球滚动轴承,8级精度齿轮传动,弹性联轴器的效率分别为^=0.96,n2=0.99,
“3=0.97,和4=0.994,(有问题)则传动装置总效率为:
n=0.907
nm3^4=0.96況0.992江0.97況0.994=0.907
贝卩P'd=PW/H=3.5/0.907=3.859KW3.638
Pd=3.859KW
设计计算及说明
结果
(3)
2.1.3
2.1.4
电机额定功率Pd(载荷系数K=1.01-1.3,取K=1.03)
Pd=KP'd=1.03x3.859=3.975KW3.747
由参考书[2]表12-1确定电动机额定功率为:
Ped=4KW
电动机转速的选择
由参考书[2]式2-6m=(h他肌
式中:
nd为电动机转速可选范围,由参考书[2]表13-2查取V带传动的传动比范围i;=2~4,齿轮传动的传动比范围i2-3~6,(3-5)般不希望大带轮过大,故宜取i1-2~2.5。
则i;i2=2咒3〜2.5天6=6〜15
6-20
已知nw=125r/min100
则nd=(6〜15)125=750〜1875r/min600-2000
符合这范围的冋步转速有1000r/min.1500r/min,
综合考虑电动机的传动装置的尺寸,重量,价格和带传动,减
速器的传动比,宜选同步转速为1000r/min。
电动机安装型号以及安装尺寸的确定
根据以上计算所得结果查参考书[2]表12-1选定电动机型号为
Y132M1-6
该电动机的技术数据如下表所示:
Pd=3.975KW
Rd=4KW
型号
额定功率
(Kvy
满载转速
(r/min)
同步转速
(r/min)
Y132M1-6
49601000
设计计算及说明
222
KoKoKo
Ko丄
传动比分配
总传动比的确定
已知电动机的额定转速n^=960r/min
传送带的鼓轮转速n=150r/min100
则总传动比为i=nm/nw=960/125=7.689.6
各级传动比的分配
由参考书[2]表13-2可知V带传动的传动比推荐值为2~4,在此先行估算带传动的传动比h,在后面带传动以及齿轮的设计计算中再确定带传动以及齿轮的真实传动比。
估算h=2.562.4
贝S齿轮的传动比i2=i/h=7.68/2.56=34
传动比分配表:
i=7.68
i
i2
初估
确定
初估
确定
7.68
2.562.4
2.562.4
34
34
2.3
231
各轴转速,传递功率及转矩
各轴的转速
电机轴为1轴,高速轴为2轴,低速轴为3轴
口=nm=960r/min
n2=m/h=960/2.56=375r/min
960/2.4=400
口=960r/min
n2=375r/minn3=125r/min
2.3.2
233
n3=n2/i2=375/3=125r/min
400/4=100
设计计算及说明
各轴输入功率
按电动机输出功率P'd计算各轴输入功率,即:
R=p'd=3.859KW3.747
F2=R叫=3.859X0.96=3.705KW3.597
P3=P2^2^3=3.705x0.97x0.99=3.558KW3.454
各轴的转矩
h=9550P1/n9550汉3.859/960=38.39Nm37.27
T2=9550卩2/n2=9550汉3.075/375=94.35Nm85.88
T3=9550P3/n3=9550疋3.558/125=271.83Nm339.79
各轴转速,转矩,输入功率分布表
结果
P=3.859KW
P2=3.705KW
P3=3.558KW
「=38.39Nm
T2=94.35Nm
T3=271.83Nm
项目
电机轴1
高速轴2
低速轴3
转速(r/min)
960
375
125
功率(Kvy
3.859
3.705
3.558
转矩(N-m)
38.39
94.35
271.83
2.4
2.4.1
联轴器
联轴器的选择
由于此轴系传动属于对缓冲要求不高的低速轴系传动,且低速轴与鼓轮轴不在冋一基座,无精确的定位基准,因而要求所选联轴器具备一定的轴向和径向的补偿量,现选用弹性柱销连轴器。
设计计算及说明
结果
224
联轴器型号的选择
根据3轴的扭矩,尽量选择转动惯量小的联轴器
由参考书[2]表8-7选择KL6尼龙滑块联轴器
LX2联轴器ZC2^38gb仃50142003JB20汉38
主动端dz=24mm,Z型轴孔,L,=38mm,C型键槽;
从动端dz=70mm,J型轴孔,L^38mm,B型键槽;
2.5
传动方案说明
“传动装置平面布置简图”和“传动装置主要设计参数”已在第部分《课题分析》中详尽给出,在此就不再叙述,以下主要是针对电动机类型和传动链的结构组成等方面对传动方案的可行性和适用性作简要论述。
本方案选用丫系列一相异步电动机,因为丫系列电动机咼效,节能,起动转矩咼,噪声低,振动小,运行安全可靠,并且安装尺寸和功率等级符合国际标准,符合本方案的设计要求。
本方案米用V带传动和一级齿轮传动减速,其中V带传动设置在咼速级,齿轮传动设置在低速级。
将高速级设置在V带传动是因为:
(1)
V带具有良好的挠性,可缓和冲击,吸收振动,将其设置在咼速级(第一级减速)有利于发挥这一优势。
带传动的承载能力较小,传递相同的转矩对结构尺寸较其它传
(2)
动形式大,考虑到结构紧凑,应将V带传动设置在转矩相对较
(3)
设计计算及说明
小的高速级。
过载时带与带轮间会出现打滑,打滑虽使传动失效,但可防止损坏电动机等具匕部件。
结果
*-.
各级传动设计计算
3.1
齿轮传动的设计计算
3.1.1
选择材料,确定需用应力
小齿轮:
20CrMnTi,渗碳淬火,齿面硬度为56〜62HRC
大齿轮:
20Cr,渗碳淬火,齿面硬度为56〜62HRC
由参考书[1]图19-10确定小齿轮的接触疲劳强度极限<iHiim1与
弯曲疲劳强度<Tfe1以及大齿轮的接触疲劳强度<^lim2与弯曲疲
劳强度口FE2。
。
取巧im1=1430MPa
▽hlim1=1430MPa
▽FE1=368MPa
取坊讪2=1440MPa
FE1=368MPa
ctFe2=368MPa
叭咧=1440MPa
由参考书[1]图19-11确定最小安全系数SH,S的值:
▽FE2=368MPa
Sh=1.3
SF=1.6
则小齿轮的许用接触应力和许用弯曲应力氏1】分别为:
Sh=1.3
^H^aHlim1/SH=1430/1.^1100MPa
SF=1.6
屛1]=07
fei/Sf=0.7疋368/1.6=161MPa
bH1】=11OOMPa
fcFJ=161MPa
设计及计算过程X
结果
大齿轮的许用接触应力山」和许用弯曲应力&2]分别为:
trH^^crHlim2/S^=IIOOMPa
GH2】=11OOMPa
^F2】=O・7Qfe2/Sf=161MPa
&F2】=161MPa
小齿轮齿数乙=2317
大齿轮齿数Z2=Z<|d2=23^3=69
4=23
19x4=76
3.1.2
取Z2=6976
Z2=69
按弯曲强度设计
设齿轮按8级精度制造。
由参考书[1]表19-2确定载荷系数K=1.2
K=1.2
%=O.4
由参考书[1]表19-5确疋齿宽系数%=0.4
小齿轮上的转矩丁2=94.35Nm85.88
初选螺旋角0=15°
P=15s
当量系数zV1=w/cos30=23/cos315”=25.52
18.86
3£3。
Z/2=z2/cosP=69/cos15=76.567545
由参考书[1]图19-9确定小齿轮和大齿轮的齿形系数
YFa1,YFa2。
YFa1=2.882.89
YFa1=2.88
YFa2=2.262.28
诈a2=2.26
”严2.88_0.0179»严226_0.01395
bFJ161Hf2」161
0.01795>0.01404
故应对小齿轮进行弯曲强度计算。
设计及计算过程
结果
由参考书[1]表19-3确定材料弹性系数Ze=189.8
节点区域系数按照标准齿轮取Zh=2.5
螺旋角系数Zp=JcosE=Jcos15=0.983
贝yZEZHZp=189.8x2.5x0.983=466.43
法向模数mn=1.9
由参考书[1]表4-6确定法向模数取值为:
m^3
中心距玄=mn(乙专2]=3咒(23十6”)=142.87
2cosP2Hcos15
取a=144mm
确定螺旋角
P-arcos-16.60
2a
齿宽:
b=qa=0.4"44=57.6
Ze=189.8
Zh=2.5
Z^=0.983
mn=3
a=144mm
b|=60mmb2=65mm
P=16.60:
取
b?
=60mm
d=65mm
d1=72mmd2=216mm
即实际螺旋角
实际分度圆直径:
P=16.60=
dj=叫耳/cosB=72.00mm
d?
=mnZ2/cosP=216.00mm
设计及计算过程
结果
校核齿轮弯曲强度
P=16.60,
小齿轮弯曲应力:
d1=72mm
a
F1二仝丄络"=59.89MPa兰tF^161MPabd1m1
d2=216mm
3.1.3
小齿轮安全。
大齿轮弯曲应力:
crF2=bF1”a2=470MPa兰trF2】=161MPa
YFa1
大齿轮安全。
齿轮圆周速度V的确定
v
nd1n2兀城72><450
12彳"7Ce/o
———i./um/s
60"00060X000
齿轮的几何尺寸
端面模数
mt=mn/cosP=3.13
3.1.4
螺旋角
P=16.60,
v=1.70m/s
分度圆直径
dr=72mm
3.1.5
d2=216mm
g=3.13
齿顶咼
齿根高
全齿高
ha=mn=3mm
hf=1.25mn=1.25汇3=3.75mm
h=ha+hf=3+3.75=6.75mm
B=16.60,dr=72mmd2=216mmha=3mm
hf=3.75mm
h=6.75mm
设计及计算过程
结果
顶隙
C=hf-ha=3.75-3=0.75mm
C=0.75mm
齿顶圆直径
da1=+2ha=72十2汉3=78mm
da1=78mm
da2=d2+2ha=216+2x3=222mm
da2=222mm
齿根圆直径
df1=—2hf=72—2汇3.75=64.5mm
df1=64.5mm
df2=d2—2hf=216—2汇3.75=208.5mm
df2=208.5mm
中心距
a=144mm
a=144mm
法面压力角
曾=20°
%=20°
3.1.6大齿轮结构设计
已知da2=222mm217
由参考书[2]表10-2可得:
当da2=150〜500时,齿轮结构米用腹板式,故大齿轮米用腹板
式结构。
已知
b2=(1.2〜1.5)d
则
d=(50〜75)mm36-45
d=55mm
取
d=55mm
=1.6d=1.6=<55=88mm
=88mm
6。
=(2.5〜4)m.兰10其中mn=3
故取60=10mm
d0=10mm
D=df2—260=208.5—2x10=188.5
D1=188.5mm
D0=0.5(Dj+dj=0.5x(188.5+88)=138.25mm
D0=138.25mm
n=0.5mn=0.5汉3=1.5
n=1.5
d0=0.25(Dj—dj=0.25(188.5—88)=25.125mm
d0=25.125mm
设计及计算过程
结果
C=0.3b=0.3汇60=18mm
C=18mm
r=5mm
r=5mm
由参考书[2]表11-5查得:
口=2.0mm
口=2.0mm
3.2
V带传动
321
V带传动主要传动参数的确疋
(1)
计算功率PC
查参考书[1]表17-7得工作状况系数:
Ka"2
Ka"2
由参考书[1]可知:
PC=5
贝“FC=KAPed=1.2X4=4.8KW
Pc=4.8KW
(2)
选择V带型号
选用普通V带,根据Pc=4.8KW,m=960r/min,由参考书
[1]图17-11杳得坐标点位于A型区域,故选用A型带。
(3)
求大、小带轮基准直径d2,。
根据参考书[1]表17-7,A型带di应不小于75,
现取d^100mm。
又取g=0.02
贝S:
d2-"d,1—名)—96°x100"1—0.02)—235.2mm
n2400
由参考书[1]表17-7“普通V带轮的基准直径系列”中选取
d2=236mm
=100mm
e=0.02
d2=236mm
设计及计算过程
结果
(4)
验算带速U
9厲"100760
v5.U27m/s
60"00060"000
带速在5-25m/s范围内,合适。
(5)
求V带基准长度Ld和中心距a。
初步选取中心距
a0=1.5(d1+d2)=1.5咒(100+236)=504mm
取
a0=500mm
a0=500mm
则带长为:
2
兀(d27)
L。
=2a°十©+d2)十
24比
2
兀(236—100)
—2汉500+汉(100+236)+
24沢500
=1537.04mm
由参考书[1]表17-2,选取Ld-1600mm使得误差最小。
则实际中心距
(6)
So.1600-1537.°4
验算小轮包角
=531.48mm
a=531.48mm
旳=180°—①一dix57.3°=180°—236一100汉57.3=165.34、120°
1a531.48
合适
设计及计算过程
V带根数的确定
已知p=4.8KW
A型V带,d1=100mm,n^n^960r/min,则由参考书⑴
表17-4查得:
单根普通
V带的基本
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