零件CAD课程设计Word文档格式.docx
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(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×
0.97×
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·
3轴:
减速器高速轴
P3=Pdη1η2η3η4=2.94×
0.99×
0.95×
0.99=2.71kw
n3=n2=369.23r/min
T3=9550×
P3/n3=9550×
2.71/369.23=70.09N·
4轴:
减速器低速轴
P4=Pdη1η2η3η4η5η6=2.94×
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·
5轴:
滚筒轴
P4=Pdη1η2η3η4η5η6η7η8=2.94×
0.99=2.55kw
n5=n4=95.41r/min
T5=9550×
P5/n5=9550×
2.55/95.41=255.24N·
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×
=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)×
0.99
=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×
=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×
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
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
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
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
由书表16—3,C=118~107取C=118
d2≥23.93mm
根据弹性套柱销连轴器TL4内孔直径取d1=24mm,查附表2—10。
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
且查表5—1查得,轴颈的直径d3=24mm。
即轴颈直径d3=35mm。
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。
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。
主动端Z型轴孔,C型键槽dz=24mm,L=52mm,A=35mm。
TL4型号。
∴l1=50mm
为保证齿轮固定可靠,而且