机械课程设计

xxxx课程设计说明书学生姓名：xxx学号：xxx学院：专业：题目：单级斜齿圆柱齿轮减速器指导教师：职称:2010年8月27日xxxx课程设计任务书2010/2011学年第一学期学院：机械工程与自动化学院专业：学生姓名：xxx学号：xxxx课程设计题目：单级斜齿圆柱齿轮减速器起迄日期：2010年8月23日～2010年9月3日课程设计地点：指导教师：系主任：设计说明书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。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%,使用期限为10年。动力来源：电力，三相交流380/220V题目数据：（原始数据）题号14号题传送带卷筒转速(rpm)100减速器输出轴功率(KW)2.8设计任务要求：1.减速器装配图纸一张（A0号图纸）一张2.草图一张（A1坐标纸）3.轴、齿轮零件图纸各一张（A３号图纸）两张4.设计说明书一份（要求内容全面，条理清楚，图示符合规定要求）第一章绪论1.1设计目的（1）通过课程设计，培养学生综合应用机械设计基础和其他先修课程理论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训练：例如计算、绘图、查阅资料和手册、运用标准和规范等。1.2传动方案拟定1、传动系统的作用及传动方案的特点：机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为V带传动，第二级传动为单级斜齿圆柱齿轮减速器。带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级斜齿轮传动。减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。2、传动方案的分析与拟定1、工作条件：使用年限10年，工作为两班工作制，有轻微振动。2、原始数据：传送带卷筒转速100rpm；减速器输出功率2.8kw。3、方案拟定：采用Ｖ带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。第二章减速器结构选择及相关性能参数计算计算及说明结果2.1电动机类型及结构的选择本减速器设计为水平剖分，选用Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机。2.2确定电动机的功率（一）工作机的功率PwwP=2.8kw（二）总效率总带=0.96；齿轮=0.96（9级精度）；轴承=0.99（一对，角接触球轴承）总=带齿轮2轴承=0.96×0.96×0.99²=0.903（三）计算电动机所需功率dP1/2.8/0.9033.10()wPPKW总（四）确定电动机额定功率=1~1.3dP（查机械设计手册）4kwP额2.3确定电动机转速和型号卷筒工作转速为：n卷筒=100rpm1.根据要求一级减速器传动比范围i=3～6。2.带传动开口平带传动i=2～4（i≤6）；有张紧轮的平带传动i=3～5（i≤8）；三角带传动i=2～4（i≤7）。故电动机转速的可选范为dn=总i×wn=600～2400rpm取dn=1440rpm由标准查出三种适用的电动机型号：选择电动机型号额定功率电动机转速(rpm)同步满载Y112M-44kw150014402.4确定传动装置的总传动比和分配级传动比选择电动机电动机额定功率P额=4kw选定电动机型号为Y112M-41、确定传动装置的总传动比由选定的电动机满载转速满n和工作机主动轴转速In可得传动装置总传动比为：总i=满n/In=1440/100=14.42、分配各级传动装置传动比：总传动比等于各传动比的乘积总i=带i齿i取带i=3.2（三角带传动i=2～4）因为：总i=带i齿i所以：齿i＝总i／带i＝14.4/3.2＝4.52.5动力运动参数计算（一）各轴转速n电动机0n=满n=1440（rpm）主动轴In=0n/带i=满n/带i=1440/3.2=450（rpm）从动轴IIn=In/齿i=450/4.5=100（rpm）（二）各轴功率P03.10()dPPkw主动轴：1P03.100.962.976()Pkw带从动轴：22212.9760.960.992.8()PPkw齿轮轴承（三）各轴转矩T主动轴：11I955063.16()PTNmn从动轴：229550=267.4IIPTn(N﹒m)3.2i带齿i=4.5In=450（rpm）IIn=100（rpm）03.1Pkw12.976Pkw22.8Pkw计算及说明结果将上述数据列表如下：轴号功率/kW转速/rpm转矩/Nm传动比i03.10144020.563.212.97645063.1622.8100267.44.5第三章传动零件的设计计算减速器外部零件的设计计算----普通V形带传动设计普通V形带传动须确定的内容是：带的型号、长度、根数，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴上之力的大小和方向1、选择带的型号：查表13－7得1.1AK,则计算功率为CP=AK·P=1.1×4=4.4KW根据0n、cP查表和图13－8，选取A型带。2、确定带轮基准直径和验算带速查资料表13－8和图13－8，选取1100dmmd则23.2100320dmmd最接近315mmi=315/100=3.15，2n=1440/3.15=457rpm验算带速带速为：V=n1·1dd·π/（1000×60）=3.14×100×1440/1000×60=7.54m/s介于5m/s~25m/s范围内，故带速适宜3、确定带长dL和中心距a：0.7（1dd+2dd）≤0a≤2（1dd+2dd）0.7×（100+315）≤0a≤2×（100+315）290.5mm≤a0≤830mmT0=20.56(N﹒m)T1=63.16(N﹒m)T2=267.4(N﹒m)选A型带1dd=100mm2dd=315mm初定中心距0a=600mm，则带长为0dL=2·0a+π（1dd+2dd）/2+（2dd-1dd）2/(4·0a)=1200+651.6+19.26=1870.8mm查13－3表，按标准选带的基准长度Ld=1800mm中心距a=0a+(Ld-L0)/2=600-35.4=564.6mmmin564.60.0151800537.6mmamax564.60.031800618.6mma4、验算小带轮上的包角11=180-(2dd-1dd)×57.3/a=158.18120包角合适5、确定V带根数查表13－4得基本额定功率为0P=1.32kw查表14－6得增量0P=0.17kw查表13－5得包角系数K=0.94查表13－4得长度系数LK=1.01由式11cLPzPPKK确定V带根数，Z=cP/（(0P+0P)·LKK）=4.4/(（1.32+0.17）×0.94×1.01)=3.11故取4根A型V带第四章齿轮的设计计算4.1斜齿圆柱齿轮按输入的转速450r/min，传动比4.5，转矩63.16N﹒m计算，传动功率2.976kw,连续单向运转，轻微振动来计算。（1）选定齿轮材料、热处理方式和精度等级因轻微振动，选硬齿面接触，小齿轮的材料为45号钢，表面淬火，齿面硬度为48HRC，大齿轮选用45号表面淬火，齿面硬度为45HRC。齿轮精度初选9级（2）初选齿数和齿宽系数。1Z=242Z=1Z·i=24×4.5=108取d=0.4,15带中心距a=485.23mm小轮包角合适选4根V带小齿轮为45号表面淬火，齿面硬度为48HRC大齿轮为45号钢表面淬火，齿面硬度为45HRC取d=0.4,154.2齿轮几何尺寸的设计计算4.2.1齿面接触疲劳强度计算小齿轮的转矩为63.16N·m确定各参数值：1．载荷系数因K取值在1.2—1.5之间，由于轻微振动，取K=1.32.查表11—10和图11—14知试验齿轮接触疲劳极限：σHlim1=1180MPaσHlim2=1130Mpa试验齿轮齿根弯曲疲劳极限：σFlim1=270MPaσFlim2=240Mpa查表11—3，得安全系数为：HS=1.2，FS=1.5，则许用接触应力:[σH1]=σHlim1/HS=1180/1.2=983.3MPa[σH2]=σHlim2/HS=1130/1.2=941.67MPa许用齿根弯曲应力:[σF1]=σFlim1/FS=180MPa[σF2]=σFlim2/FS=160MPa3.计算齿形系数当量齿数11326.63cosVZZ232119.84cosVZZ查表11—12,11—13可知：12.64FY,22.18FY11.62SY,21.84SY由于1112220.0240.025]][[FFFFSSYYYY，故应对大齿轮进行弯曲强度计算4．计算模数22223213.2cos1.69(1)[]SFaFKTYYmmiZMn取标准模数2mm5．确定中心距12136.7()2cosaMnZZmm取整a=137mm则螺旋角=132arccos15.53137齿形系数：12.64FY,22.18FY11.62SY,21.84SY取标准模数Mn=2mm弯曲强度足够齿宽0.413754.8ammba取b=55mm6．校核齿面弯曲强度23(4.51)1.363160305524[]4.554.8cos15.53HpaHM,7．速度验算111.17/601000msdnV根据表11—4可知，齿轮选9级精度合宜4.2.2计算齿轮的主要几何尺寸1．法向模数Mn=2mm2．端面模数2.08cosntmmmm3．齿宽54.8mm小齿1B=60mm；大齿2B=55mm4．齿轮分度圆直径1149.82cosnmzdmm22224.2cosnmzdmm5．齿顶高*2aanhhmmm6．齿根高**()2.5fanhhcmmm7．全齿高4.5fahhhmm8．顶隙0.5fachhmm9．齿顶圆直径111253.8aadhmmd2222228.2aadhmmd10．法面齿距6.283nnmmmp11．端面齿距6.521ttmmmp4.2.3齿轮结构设计1．轴孔直径55dmm2．轮毂直径11.688dmmD3．轮毂长度255mmLB4．轮缘厚度0(3~4)6~8nmmm取0=8mm5．轮缘内径22022203.2aDdhmm取2D=204mm6．腹板厚度c=0.42B=22mm7．腹板中心直径0210.5()146DDDmm8．腹板孔直径0210.25()29dDDmm9．齿轮倒角0.51nnmmm第五章轴的设计计算一．轴的选材和许用应力选用45号钢，调质处理，HB217~255，强度极限640bMpa，屈服极限355sMpa，弯曲疲劳极限1275Mpa二．按扭矩估算最小直径1．主动轴由表14—4，C=115133112.97611521.586450PdCmmn考虑到键，将直径增大5%，1d=21.5861.05=22.67mm取标准直径1d=25mm2．从动轴233222.811534.92100PdCmmn考虑到联轴器选用弹性套柱销联轴器K=1.3，CnTT由于CnTT而2