零件CAD课程设计.docx

零件CAD课程设计.docx

《零件CAD课程设计.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《零件CAD课程设计.docx（43页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。

零件CAD课程设计

零件CAD课程设计

说明书及样本图

装备制造系

班级：

数控C042班

姓名：

张越

学号：

1号

组号：

1组

日期：

2007年6月29日

指导教师：

张光

零件CAD课程设计说明书

一、设计题目…………….……………………………………..第1页

二、概述…………………………………………………………第2页

三、电动机的选择……………………………………….……..第3页

四、计算总传动比及分配各级的传动比……………….……..第4页

五、运动参数及动力参数计算………………………….……..第5页

六、传动零件的设计计算………………………………….…...第6页

七、轴的设计计算…………………………………………........第12页

八、滚动轴承的选择及校核计算………………………......…..第20页

九、键联接的选择及校核计算………..………………………第22页

十、润滑的选择………………………..………………………第25页

十一、联轴器的选择..……………..…...…..…..…..…………第27页

十二、轴承盖的选择…………..…....…..…....…..………..….第27页

十三、减速器箱体和附件设计..……..........…..….................…第28页

十四、设计心得…………………………….…….…….…….…第34页

一、设计题目：

一级圆柱齿轮减速器（CAD）

1.运动简图：

图中标注是：

（1）电动机；

（2）V带（三角带）传动；（3）减速器（4，4’，4”）联轴器；（5）卷筒（运输平皮带）。

2.工作条件：

工作时间两班制（也可设定三班制），卷筒可连续转动，单向传动，载荷平稳，空载起动（一般情况），使用期限（5~10年），每年工作243天（两班制）。

3.原始数据

输送带（牵引力）F=2500N滚筒直径D=200mm输送带带速v=1m/s

二、概述：

1.机械设计基础课程设计的目的

（1）培养我们综合运用所学的机械设计课程的知识去解决机械工程问题的能力，并使所学知识得到巩固和发展。

（2）学习机械设计的一般方法和简单机械传动装置的设计步骤。

（3）进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图和学习使用设计资料、手册、标准和规范。

2.机械设计基础课程设计的内容

（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和动力参数。

（3）进行传动件的设计计算，结构设计，校核轴、轴承、连轴器、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）绘制零件工作图。

（6）编写设计计算说明书，准备答辩。

3.课程设计的进行方式

课程设计是在教师指导下进行的。

设计从分析任务书开始，经过必要地计算和结构设计，最后用设计计算说明书和图纸表达设计结果。

由于减速器装配图的设计和绘制过程比较复杂，它不是通过一次计算、一次绘制既可完成的，往往需要经过多次绘图、计算、修改。

为此，应先进行装配草图的设计和绘制，然后再完成装配图。

设计分阶段进行，每一阶段的设计经过认真检查无误后，方可进行下一阶段的设计。

完成规定的全部设计任务后，方可参加设计答辩。

4．课程设计的要求

（1）理论联系实际，力求设计合理，同时鼓励创新。

（2）认真阅读教材中与课程有关的内容，认真查阅有关资料。

（3）正确运用课程设计指导书，按步骤进行设计和计算，不要急于求成；按时完成全部设计任务。

三、电动机的选择：

1．选择电动机的类型：

按电动机的特性及工作条件选择。

若无特殊要求一般选择Y系三相异步电动机，其优点是可直接接在三相交流电路中，结构简单，价格便宜，维护方便。

2．选择电动机的容量：

电动机的容量选择是否合适，对电动机的工作和经济性都有影响。

容量选择过大，则电动机的价格高，传动能力又不能充分利用，而且由于电动机经常在轻载下运转，基效率和功率数都较低从而造成能源的浪费。

对于长期运行、载荷比较稳定的机械，通常按照电动机的额定功率选择，而不校核电动机的发热和起动转矩，选择电动机容量时应保证电动机的额定功率Ped应略大于工作机所需的电动机功率Pd即Ped≥Pd

3．电动机输出功率：

Pw=Fv/1000=2500×1/1000=2.5kw

4．电动机至输送带的总功率：

η总=η1×η2×η3……η

根据表2—1查得

η1=0.95（三角胶带传动）η2=0.99（弹性连轴器）

η3=0.99（滚动轴承）η4=0.97（8级精度的一般齿轮传动）η5=0.98（开式平型带传动）

η总=η1×η23×η33×η4×η5

=0.95×0.993×0.993×0.97×0.98

=0.85

5．电动机所需的工作功率：

Pd=Pw/η总=2.5/0.85=2.9kw

6.电动机额定功率：

Ped为3kw

7.确定电动机转速：

电动机输出轴转速：

nw=60×1000V/πD

=60×1000×1/3.14×200

=95.54r/min

表2—2查得三角胶带传动的传动范围i`1=2～4

闭式直齿圆柱齿轮传动的传动范围i`2=3～4

总传动比范围为i`=（2～4）（3～4）

=6～16

故电动机转速的可选范围为nd=i`·nw

=（6～16）×95.54

=573.24～1528.64r/min

所以nd=960r/min（满载时转数）

8、确定电动机型号：

查附表3，选定电动机型号为Y132S—6

四、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：

i总=nd/nw=960/95.54=10.05

2、分配各级传动比：

∵三角带传动比〈齿轮传动比

∴三角带传动的传动比i带=2.6根据表2—2查得

∴齿轮传动比为i齿轮=i总/i带=3.87

五、运动参数及动力参数计算

0轴：

电机轴

P0=Pd=2.94kw

n0=960r/min

To=9550×P0/n0=9550×2.94/960=29.25N·m

1轴：

三角带传入轴

P1=Pdη1=2.94×0.99=2.9106kw

n1=n0=960r/min

T1=9550×P1/n1=9550×2.9106/960=28.95N·m

2轴：

三角带输出轴

P2=Pdη1η2=2.9106×0.95=2.76kw

n2=n0/i带=960/2.6=369.23r/min

T2=9550×P2/n2=9550×2.76/369.23=71.39N·m

3轴：

减速器高速轴

P3=Pdη1η2η3η4=2.94×0.99×0.95×0.99×0.99=2.71kw

n3=n2=369.23r/min

T3=9550×P3/n3=9550×2.71/369.23=70.09N·m

4轴：

减速器低速轴

P4=Pdη1η2η3η4η5η6=2.94×0.99×0.95×0.99×0.99×0.97×0.99=2.6kw

n4=n0/i带i齿轮=960/2.6×3.87=95.41r/min

T4=9550×P4/n4=9550×2.6/95.41=260.25N·m

5轴：

滚筒轴

P4=Pdη1η2η3η4η5η6η7η8=2.94×0.99×0.95×0.99×0.99×0.97×0.99×0.99×0.99=2.55kw

n5=n4=95.41r/min

T5=9550×P5/n5=9550×2.55/95.41=255.24N·m

序号/内容功率P（kw）转速n

（r/min）转矩T

（N·m）传动比

i效率

η

02.9496029.2511

12.9196028.9510.99

22.76369.2371.392.60.95

32.71369.2370.092.60.98

42.695.41260.253.870.96

52.5595.41255.2410.98

六、

（一）传动零件的设计计算

1.带轮传动的设计计算

解：

（1）确定计算功率PC，选择V型带。

由于载荷平稳，工作时间两班制。

所以由书表11—7查得k=1.3，故计算功率为PC=kP=1.3×3=3.9kw

由于PC=3.9kw，n1=960r/min。

由书表11—8得，确定带的型号为A型号。

2.确定带轮的基准直径d1和d2

由书表11—8，根据d1〉dmin的要求，取d1=100mm。

∵d2=d1n1/n2=100×960/369.23=260mm

3.验算带速

V=πd1n1/60×1000=3.14×100×960/60×1000=5.024m/s

∴带速V在5～25m/s范围内，故合适。

4．计算中心距a，带长Ld

初定中心距为0.7（d1+d2）≤a0≤2（d1+d2）得

0.7（100+260）≤a0≤2（100+260）

252mm≤a0≤720mm

取a0=500mm

初定带长为L0=2a0+π（d1+d2）/2+（d2-d1）2/4a0

=2×500+3.14（100+260）/2+

（260-100）2/4×500

=1578mm

由书表11—1取Ld=1600mm

中心距a≈a0+Ld-L0/2=500+1600-1578/2

=510mm

中心距变化范围为amin=a-0.015Ld=510-0.015×1600

=486mm

amax=a+0.03Ld=510+0.03×1600

=558mm

5.验算小带轮包角

小带轮包角可按下列公式得

α1=1800-（d2-d1）/a×57.30=1800-（260-100）/510×57.30

=162.10

∵α1=162.10〉1200

∴小带轮包角α1合适。

6.确定V带的根数Z

根据书表11—4查得，单根普通V带所能传递的功率P0=0.96kw

根据书表11—5查得，单根普通V带功率增量为△P0=0.11kw

根据书表11—6查得，包角修正系数为Ka=0.95

根据书表11—1查得，带长修正系数为KL=0.99

Z=PC/（P0+△P0）KαKL

=3.9/（0.96+0.11）×0.95×0.99

=3.88

取Z=4

7．计算初压力F0

由书表11—2查得q=0.1kg/m，单根V带的初拉力：

F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2

=500×3.9/4×5.024×（2.5/0.96-1）+0.1×5.0242

=160.65N

8.计算轴上的力Fy

Fy=2ZF0sinα1/2=2×4×160.65sin167.6/2

=1233.792N

9.带轮的材料选用

小带轮的材料为铸铁（AT150）因为直径采用实心式带轮。

大带轮的材料为HT150，因为直径d2=260mm。

采用腹板式带轮。

10.普通V带轮的轮槽尺寸

∵V带为A型号，查书表11—3查得

∴bd=11mmhamin=2.75mme=15±0.3mmfmin=9mmhfmin=8.7mmδmin=6mm

φ=34°

根据《机械设计手册》235页查得

轮宽B=（Z-1）e+2f=（4-1）×15+2×9

=63mm

11．带轮的安装与维护

安装时，两轮的轴线应平行，否则带间磨损严重，一般应使小轮包角α1≥120°。

要先将中心距缩小，带套在带轮上再慢慢拉紧，不要硬撬，带装好后，带的张紧程度是大拇指能按下12mm为宜，在使用过程中对带传递应进行定期检查，发现有疲劳破坏现象时，应及时将V带更换，用安全防护罩将带传动罩起来，即保证人身安全，又防止酸碱等腐蚀腰带，而发生意外。

（二）圆柱齿轮的设计

以知：

电动机驱动载荷平稳，齿轮相对于支撑面对称布置，卷筒可连续转，单向传动。

空载起动，工作时间两班制。

单向运动传递功率P1=2.71kw，主动轮转速n1=369.23r/min，齿数比u=3.87

解：

1.选择齿轮材料、热处理方式

该直齿圆柱齿轮无特殊要求，可选用一般齿轮材料，根据书表13—1和表13—2查得，并考虑HBW1=HBW1+（30～50）的要求，小齿轮选用45钢，调质处理，齿面硬度取230HBW。

大齿轮选用45钢，正火处理齿面，硬度取190HBW。

2.确定精度等级

减速器为一般齿轮传动，常用的是6～9级精度。

3．确定许用应力

由书图13—11c，图13—14c分别查得

σHlim1=570MpaσHlim2=530Mpa

σbblim1=190Mpaσbblim2=175Mpa

由书表13—5查得SH=1.1和SF=1.4

[σH]1=σHlim1/SH=570/1.1=518.18Mpa

[σH]2=σHlim2/SH=530/1.1=481.8Mpa

[σbb]1=σbblim1/SF=190/1.4=135.71Mpa

[σbb]2=σbblim2/SF=175/1.4=125Mpa

因齿面硬度小于350HBW，属于软齿面，所以按齿面接触疲劳强度进行设计。

齿面按弯曲疲劳强度进行校核。

4.按齿面接触疲劳强度设计

计算中心距

a≥（u+1）[（335/σH）2ΨakT/u]1/3

（1）取[σH]=[σH]2=481.8Mpa

（2）小齿轮转矩T1=9.55×106P1/n1=9.55×106×2.71/369.23=70093.17N·mm

（3）取齿宽系数Ψa=0.4u=3.87

（4）由于原动机为电动机，载荷平稳支撑为对称布置。

查书表13—4。

选k=1

将上述数据代入，得初算中心距

a0≥（3.87+1）×[（335/481.8）2×1×70093.17/0.4×3.87]1/3=136mm

5．确定基本参数计算齿轮的主要尺寸

（1）选择齿数

取Z1=23，则Z2=i·Z1=3.87×23=89

（2）确定模数

m=2a0/（Z1+Z2）=2×136/（23+89）=2.43mm

由书表5—2取m=2.5mm

（3）确定中心距

a=m（Z1+Z2）=2.5×（23+89）/2=140mm

根据《机械设计手册》805页圆柱齿轮减速器标准中心取a=150mm

（4）确定齿宽

b2=Ψaa=0.4×150=60mm

为了补偿两轮轴向尺寸的误差，使小轮宽度略大于大轮（5～10）mm，故取b2=60mm，b1=66mm

（5）分度圆直径：

d1=mZ1=2.5×23=57.5mm

d2=mZ2=2.5×89mm=222.5mm

∵d2〉200mm

∴从动齿轮设计为腹板式

压力角α=20°齿顶高ha1=ha*m=1×2.5=2.5mm

齿根高hf=（ha*+c*）m=（1+0.25）×2.5=3.125mm

全齿高h=ha+hf=2.5+3.125=5.625mm

齿顶高直径da1=d1+2ha=62.5mm

da2=d2+2ha=227.5mm

齿根高直径df1=d1-2hf=51.25mm

df2=d2-2hf=216.25mm

基圆直径db1=d1cosα=57.5×cos20°=54.69mm

db2=d2cosα=222.5×cos20°=211.61mm

齿距P=πm=3.14×2.5=7.85mm

齿厚s=πm/2=3.925mm

齿槽宽s=e=3.925mm

基圆齿距与法向齿距Pb=Pn=Pcosα=7.85×cos20°7.47mm

（6）验算齿根弯曲疲劳强度

取Z1=23，Z2=89由书图13—13查得

YF1=2.71和YF2=2.35代入得

σbb1=2kT1YF1/bm2Z1=40.04Mpa

∵σbb1=40.04Mpa〈[σbb]1=135.71Mpa

∴安全

σbb2=σbb1YF2/YF1=34.72Mpa

∵σbb2=34.72Mpa〈[σbb]2=125Mpa

∴安全

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

（7）验算圆周速度

v=πd1n1/（60×1000）=1.11m/s

由书表13—3查得确定公差为9级精度

由书表13—10查得v〈2.5

采用油润滑运动黏度v=220m2/s

根据《机械设计手册》表8—119434页

因为主动轴齿轮采用实心式齿轮

所以L=（1.2～1.5）D1=60mm

因为从动轴齿轮采用腹板式齿轮

所以D1=1.6D1=88mm

L=（1.2～1.5）D=66mm

δ=4m=10mm

c=0.2B=18mm

D2=df2-2δ=203.75mm

D0=0.5（D1+D2）=145.88mm

d0=0.25（D2-D1）=28.94mm

n=0.5m=1.25mm

设定腹板6个孔

七、轴的设计计算

（一）从动轴的设计计算

已知：

P4=2.6kw，从动齿轮转速96.41r/min。

分度圆直径d2=222.5mm，单向传动，载荷平稳，工作时间两班制。

（1）选择轴的材料，确定许用应力

查书表16—2得选用45钢，正火处理，硬度在170～217HBW，抗拉强度σb=600Mpa

查书表16—4得许用弯曲应力[σ-1bb]=55Mpa

（2）按扭转强度计算最小直径

d≥C（P/n）1/3

由书表16—3，C=118～107取C=115

d2≥34.49mm

考虑到轴颈上有一键槽，应将轴径增大3%，但因为从动轴传递的功率较小，故不用将轴径增大。

根据弹性套柱销连轴器TL6内孔直径取d2=35mm，查附表2—10。

选弹性套柱销联轴器（GB4324—1984）

（3）轴的结构设计

（a）确定轴上零件布置在箱中央，轴承对称地布置在两侧，轴在外轴端安装联轴器，齿轮以轴环和套筒实现轴向定位和固定，以平键联接和过盈配合H7/r6实现周向固定。

查5—3表，为便于装拆和调整等要求，通常将轴设计成阶梯轴。

（b）确定轴各段直径和长度

根据轴各段直径确定的原则，采用阶梯轴尺寸按由小至大，由两端到中央的顺序确定。

而装有密封件和滚动轴承处的直径，则应与密封件和轴承的内径一致。

轴上两个支点的轴承，应尽量采用相同的型号，便于轴承座孔的加工。

查表5—1①外伸轴直径d1=35mm

②联轴器定位肩高度a=3mm，圆角半径R=2，直径d2=41mm

③为安装轴承便于安装，两滚动轴承处的轴径直径d3〉d2。

且查表5—1查得，轴颈的直径d3=47mm。

因为两相邻轴段直径的变化仅是轴上的拆装方便或区分表面，所以两直径略有差值。

即轴颈直径d3=45mm。

因直齿圆柱齿轮减速器的轴有存在径向载荷，所以选深沟球轴承来承受径向载荷。

选择轴承型号60209

宽度系列代号为窄，直径系列代号为轻，内径代号09。

④安装齿轮，采用标准系列值，取d4=55mm。

⑤轴环处考虑齿轮定位和固定直径。

查《机械设计手册》771页8—355查得，a=（0.07～0.1）d4，a=5.5d5=d4+2a=66mm

⑥轴上两轴承的轴径的直径应一致d6=45mm。

（c）确定各段轴的长度

因为选用弹性套柱销联轴器（GB4323—1984）。

主动端Z型轴孔，C型键槽dz=35mm，L=60mm，A=45mm。

TL6型号。

对于安装联轴器的轴段，应使轴段的长度略短于相配轮毂的宽度。

∴l1=58mm

为保证齿轮固定可靠，而且齿轮端面与箱体之间不相碰及轴承拆卸方便，齿轮端面与箱体壁间应留有一定间隙，为使轴承含在箱体内取两者之间间距为15.79mm。

选择凸缘式轴承盖，密封圈B=（6～14）mm，取B=6mm。

根据《机械设计手册》表6—921493页。

轴承盖b1=12mm，L`=16mm。

∴l2=43.79mm

查《机械设计手册》986页轴承宽度b=19mm，r=2，套筒设定为8mm。

∴l3=41mm

安装齿轮的轴段，应使轴段的长度略短于相配轮毂的宽度，因为轮毂宽度L=66mm，所以跟齿轮联接的轴段l4=64mm。

轴环宽度l5=b=1.4a=7.7mm

根据《机械设计手册》表8—355查得轴径l6=21mm

为防止传动件润滑油飞溅到轴承内，轴承面向箱体内壁侧应加挡油环l=（10～15）mm，设定挡油环长度为12mm。

∴l6=33mm

（二）主动轴的设计计算

已知：

P3=2.71kw，主动齿轮转速369.23r/min。

分度圆直径d1=57.5mm，单向传动，载荷平稳，工作时间两班制

（1）选择轴的材料，确定许用应力

查书表16—2得选用45钢，调质处理，硬度在217～255HBW，抗拉强度σb=650Mpa

查书表16—4得许用弯曲应力[σ-1bb]=60Mpa

（2）按扭转强度计算最小直径

d≥C（P/n）1/3

由书表16—3，C=118～107取C=118

d2≥23.93mm

考虑到轴颈上有一键槽，应将轴径增大3%，但因为从动轴传递的功率较小，故不用将轴径增大。

根据弹性套柱销连轴器TL4内孔直径取d1=24mm，查附表2—10。

选弹性套柱销联轴器（GB4324—1984）

（3）轴的结构设计

（a）确定轴上零件布置在箱中央，轴承对称地布置在两侧，轴在外轴端安装联轴器，齿轮以轴环和套筒实现轴向定位和固定，以平键联接和过盈配合H7/r6实现周向固定。

查5—3表，为便于装拆和调整等要求，通常将轴设计成阶梯轴。

（b）确定轴各段直径和长度

根据轴各段直径确定的原则，采用阶梯轴尺寸按由小至大，由两端到中央的顺序确定。

而装有密封件和滚动轴承处的直径，则应与密封件和轴承的内径一致。

轴上两个支点的轴承，应尽量采用相同的型号，便于轴承座孔的加工。

查表5—1①外伸轴直径d1=24mm

②联轴器定位肩高度a=2.5mm，圆角半径R=1.5，直径d2=29mm

③为安装轴承便于安装，两滚动轴承处的轴径直径d3〉d2。

且查表5—1查得，轴颈的直径d3=24mm。

因为两相邻轴段直径的变化仅是轴上的拆装方便或区分表面，所以两直径略有差值。

即轴颈直径d3=35mm。

因直齿圆柱齿轮减速器的轴有存在径向载荷，所以选深沟球轴承来承受径向载荷。

选择轴承型号60207

宽度系列代号为窄，直径系列代号为轻，内径代号07。

④安装齿轮，采用标准系列值，取d4=40mm。

⑤轴环处考虑齿轮定位和固定直径。

查《机械设计手册》771页8—355查得，a=（0.07～0.1）d4，a=4.5d5=d4+2a=54mm

⑥轴上两轴承的轴径的直径应一致d6=35mm。

（c）确定各段轴的长度

因为选用弹性套柱销联轴器（GB4323—1984）。

主动端Z型轴孔，C型键槽dz=24mm，L=52mm，A=35mm。

TL4型号。

对于安装联轴器的轴段，应使轴段的长度略短于相配轮毂的宽度。

∴l1=50mm

为保证齿轮固定可靠，而且