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减速器课程设计,减速器课程设计

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减速器课程设计

我刚刚设计完减速器,和你的这个题目很相似,具体的就不说了, 也数不清楚,刚开始我也是摸不着头脑, 顺着指导老师的方法, 然后跟这书上的步骤一步步去做就没问题了。

一般是这几个步骤:

第一:通过计算选择电动机,选择带和设计轮

第二:计算总传动比,分配各级传动比。

第三:设计从动齿轮、主动齿轮。

第四:设计从动轴、主动轴。选择联轴器,健、轴承。

第五:设计箱体,选择螺钉、螺栓、销

第六:绘制装配图,根据装配图更改错误设计和选择的配件。

在设计的时候仔细研究指导书上的各项要求,这样就不容易出错。

求一级圆柱齿轮减速器课程设计

计算过程及计算说明

一、传动方案拟定

第三组:设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动

(1) 工作条件:使用年限8年,工作为二班工作制,载荷平稳,环境清洁。

(2) 原始数据:滚筒圆周力F=1000N;带速V=2.0m/s;

滚筒直径D=500mm;滚筒长度L=500mm。

二、电动机选择

1、电动机类型的选择: Y系列三相异步电动机

2、电动机功率选择:

(1)传动装置的总功率:

η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒

=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96

=0.85

(2)电机所需的工作功率:

P工作=FV/1000η总

=1000×2/1000×0.8412

=2.4KW

3、确定电动机转速:

计算滚筒工作转速:

n筒=60×1000V/πD

=60×1000×2.0/π×50

=76.43r/min

按手册P7表1推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。取V带传动比I’1=2~4,则总传动比理时范围为I’a=6~24。故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×

n筒=(6~24)×76.43=459~1834r/min

符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。

根据容量和转速,由有关手册查出有三种适用的电动机型号:因此有三种传支比方案:如指导书P15页第一表。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,可见第2方案比较适合,则选n=1000r/min 。

4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为Y132S-6。

其主要性能:额定功率:3KW,满载转速960r/min,额定转矩2.0。质量63kg。

三、计算总传动比及分配各级的伟动比

1、总传动比:i总=n电动/n筒=960/76.4=12.57

2、分配各级伟动比

(1) 据指导书P7表1,取齿轮i齿轮=6(单级减速器i=3~6合理)

(2) ∵i总=i齿轮×I带

∴i带=i总/i齿轮=12.57/6=2.095

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速(r/min)

nI=n电机=960r/min

nII=nI/i带=960/2.095=458.2(r/min)

nIII=nII/i齿轮=458.2/6=76.4(r/min)

2、 计算各轴的功率(KW)

PI=P工作=2.4KW

PII=PI×η带=2.4×0.96=2.304KW

PIII=PII×η轴承×η齿轮=2.304×0.98×0.96

=2.168KW

3、 计算各轴扭矩(N•mm)

TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.4/960

=23875N•mm

TII=9.55×106PII/nII

=9.55×106×2.304/458.2

=48020.9N•mm

TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.168/76.4

=271000N•mm

五、传动零件的设计计算

1、 皮带轮传动的设计计算

(1) 选择普通V带截型

由课本P83表5-9得:kA=1.2

PC=KAP=1.2×3=3.9KW

由课本P82图5-10得:选用A型V带

(2) 确定带轮基准直径,并验算带速

由课本图5-10得,推荐的小带轮基准直径为

75~100mm

则取dd1=100mm>dmin=75

dd2=n1/n2•dd1=960/458.2×100=209.5mm

由课本P74表5-4,取dd2=200mm

实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/200

=480r/min

转速误差为:n2-n2’/n2=458.2-480/458.2

=-0.048<0.05(允许)

带速V:V=πdd1n1/60×1000

=π×100×960/60×1000

=5.03m/s

在5~25m/s范围内,带速合适。

(3) 确定带长和中心矩

根据课本P84式(5-14)得

0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)

0. 7(100+200)≤a0≤2×(100+200)

所以有:210mm≤a0≤600mm

由课本P84式(5-15)得:

L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0

=2×500+1.57(100+200)+(200-100)2/4×500

=1476mm

根据课本P71表(5-2)取Ld=1400mm

根据课本P84式(5-16)得:

a≈a0+Ld-L0/2=500+1400-1476/2

=500-38

=462mm

(4)验算小带轮包角

α1=1800-dd2-dd1/a×57.30

=1800-200-100/462×57.30

=1800-12.40

=167.60>1200(适用)

(5)确定带的根数

根据课本P78表(5-5)P1=0.95KW

根据课本P79表(5-6)△P1=0.11KW

根据课本P81表(5-7)Kα=0.96

根据课本P81表(5-8)KL=0.96

由课本P83式(5-12)得

Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL

=3.9/(0.95+0.11) ×0.96×0.96

=3.99

(6)计算轴上压力

由课本P70表5-1查得q=0.1kg/m,由式(5-18)单根V带的初拉力:

F0=500PC/ZV(2.5/Kα-1)+qV2

=[500×3.9/4×5.03×(2.5/0.96-1)+0.1×5.032]N

=158.01N

则作用在轴承的压力FQ,由课本P87式(5-19)

FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×158.01sin167.6/2

=1256.7N

2、齿轮传动的设计计算

(1)选择齿轮材料及精度等级

考虑减速器传递功率不在,所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质,齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45钢,调质,齿面硬度220HBS;根据课本P139表6-12选7级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm

(2)按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

由式(6-15)

确定有关参数如下:传动比i齿=6

取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数:

Z2=iZ1=6×20=120

实际传动比I0=120/2=60

传动比误差:i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用

齿数比:u=i0=6

由课本P138表6-10取φd=0.9

(3)转矩T1

T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.4/458.2

=50021.8N•mm

(4)载荷系数k

由课本P128表6-7取k=1

(5)许用接触应力[σH]

[σH]= σHlimZNT/SH由课本P134图6-33查得:

σHlimZ1=570Mpa σHlimZ2=350Mpa

由课本P133式6-52计算应力循环次数NL

NL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8)

=1.28×109

NL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108

由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数:

ZNT1=0.92 ZNT2=0.98

通用齿轮和一般工业齿轮,按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0

[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa

=524.4Mpa

[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa

=343Mpa

故得:

d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

=76.43[1×50021.8×(6+1)/0.9×6×3432]1/3mm

=48.97mm

模数:m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm

根据课本P107表6-1取标准模数:m=2.5mm

(6)校核齿根弯曲疲劳强度

根据课本P132(6-48)式

σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]

确定有关参数和系数

分度圆直径:d1=mZ1=2.5×20mm=50mm

d2=mZ2=2.5×120mm=300mm

齿宽:b=φdd1=0.9×50mm=45mm

取b=45mm b1=50mm

(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa

根据齿数Z1=20,Z2=120由表6-9相得

YFa1=2.80 YSa1=1.55

YFa2=2.14 YSa2=1.83

(8)许用弯曲应力[σF]

根据课本P136(6-53)式:

[σF]= σFlim YSTYNT/SF

由课本图6-35C查得:

σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa

由图6-36查得:YNT1=0.88 YNT2=0.9

试验齿轮的应力修正系数YST=2

按一般可靠度选取安全系数SF=1.25

计算两轮的许用弯曲应力

[σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa

=408.32Mpa

[σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa

=302.4Mpa

将求得的各参数代入式(6-49)

σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1

=(2×1×50021.8/45×2.52×20) ×2.80×1.55Mpa

=77.2Mpa< [σF]1

σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1

=(2×1×50021.8/45×2.52×120) ×2.14×1.83Mpa

=11.6Mpa< [σF]2

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

(9)计算齿轮传动的中心矩a

a=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm

(10)计算齿轮的圆周速度V

V=πd1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000

=1.2m/s

六、轴的设计计算

输入轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质,硬度217~255HBS

根据课本P235(10-2)式,并查表10-2,取c=115

d≥115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm

考虑有键槽,将直径增大5%,则

d=19.7×(1+5%)mm=20.69

∴选d=22mm

2、轴的结构设计

(1)轴上零件的定位,固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和大筒定位,则采用过渡配合固定

(2)确定轴各段直径和长度

工段:d1=22mm 长度取L1=50mm

∵h=2c c=1.5mm

II段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm

∴d2=28mm

初选用7206c型角接触球轴承,其内径为30mm,

宽度为16mm.

考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm,通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定,为此,取该段长为55mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长:

L2=(2+20+16+55)=93mm

III段直径d3=35mm

L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直径d4=45mm

由手册得:c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm

d4=d3+2h=35+2×3=41mm

长度与右面的套筒相同,即L4=20mm

但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑,应便于轴承的拆卸,应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取:(30+3×2)=36mm

因此将Ⅳ段设计成阶梯形,左段直径为36mm

Ⅴ段直径d5=30mm. 长度L5=19mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm

(3)按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径:已知d1=50mm

②求转矩:已知T2=50021.8N•mm

③求圆周力:Ft

根据课本P127(6-34)式得

Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N

④求径向力Fr

根据课本P127(6-35)式得

Fr=Ft•tanα=1000.436×tan200=364.1N

⑤因为该轴两轴承对称,所以:LA=LB=50mm

(1)绘制轴受力简图(如图a)

(2)绘制垂直面弯矩图(如图b)

轴承支反力:

FAY=FBY=Fr/2=182.05N

FAZ=FBZ=Ft/2=500.2N

由两边对称,知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAyL/2=182.05×50=9.1N•m

(3)绘制水平面弯矩图(如图c)

截面C在水平面上弯矩为:

MC2=FAZL/2=500.2×50=25N•m

(4)绘制合弯矩图(如图d)

MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N•m

(5)绘制扭矩图(如图e)

转矩:T=9.55×(P2/n2)×106=48N•m

(6)绘制当量弯矩图(如图f)

转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化,取α=1,截面C处的当量弯矩:

Mec=[MC2+(αT)2]1/2

=[26.62+(1×48)2]1/2=54.88N•m

(7)校核危险截面C的强度

由式(6-3)

σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413

=14.5MPa< [σ-1]b=60MPa

∴该轴强度足够。

输出轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质钢,硬度(217~255HBS)

根据课本P235页式(10-2),表(10-2)取c=115

d≥c(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm

取d=35mm

2、轴的结构设计

(1)轴的零件定位,固定和装配

单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面用轴肩定位,右面用套筒轴向定位,周向定位采用键和过渡配合,两轴承分别以轴承肩和套筒定位,周向定位则用过渡配合或过盈配合,轴呈阶状,左轴承从左面装入,齿轮套筒,右轴承和皮带轮依次从右面装入。

(2)确定轴的各段直径和长度

初选7207c型角接球轴承,其内径为35mm,宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,则取套筒长为20mm,则该段长41mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

(3)按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径:已知d2=300mm

②求转矩:已知T3=271N•m

③求圆周力Ft:根据课本P127(6-34)式得

Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N

④求径向力Fr根据课本P127(6-35)式得

Fr=Ft•tanα=1806.7×0.36379=657.2N

⑤∵两轴承对称

∴LA=LB=49mm

(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N

FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N

(2)由两边对称,书籍截C的弯矩也对称

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N•m

(3)截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N•m

(4)计算合成弯矩

MC=(MC12+MC22)1/2

=(16.12+44.262)1/2

=47.1N•m

(5)计算当量弯矩:根据课本P235得α=1

Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2

=275.06N•m

(6)校核危险截面C的强度

由式(10-3)

σe=Mec/(0.1d)=275.06/(0.1×453)

=1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa

∴此轴强度足够

七、滚动轴承的选择及校核计算

根据根据条件,轴承预计寿命

16×365×8=48720小时

1、计算输入轴承

(1)已知nⅡ=458.2r/min

两轴承径向反力:FR1=FR2=500.2N

初先两轴承为角接触球轴承7206AC型

根据课本P265(11-12)得轴承内部轴向力

FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N

(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0

故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端

FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N

(3)求系数x、y

FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63

FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63

根据课本P263表(11-8)得e=0.68

FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1

y1=0 y2=0

(4)计算当量载荷P1、P2

根据课本P263表(11-9)取f P=1.5

根据课本P262(11-6)式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N

P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N

(5)轴承寿命计算

∵P1=P2 故取P=750.3N

∵角接触球轴承ε=3

根据手册得7206AC型的Cr=23000N

由课本P264(11-10c)式得

LH=16670/n(ftCr/P)ε

=16670/458.2×(1×23000/750.3)3

=1047500h>48720h

∴预期寿命足够

2、计算输出轴承

(1)已知nⅢ=76.4r/min

Fa=0 FR=FAZ=903.35N

试选7207AC型角接触球轴承

根据课本P265表(11-12)得FS=0.063FR,则

FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N

(2)计算轴向载荷FA1、FA2

∵FS1+Fa=FS2 Fa=0

∴任意用一端为压紧端,1为压紧端,2为放松端

两轴承轴向载荷:FA1=FA2=FS1=569.1N

(3)求系数x、y

FA1/FR1=569.1/903.35=0.63

FA2/FR2=569.1/930.35=0.63

根据课本P263表(11-8)得:e=0.68

∵FA1/FR1<e ∴x1=1

y1=0

∵FA2/FR2<e ∴x2=1

y2=0

(4)计算当量动载荷P1、P2

根据表(11-9)取fP=1.5

根据式(11-6)得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355N

P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N

(5)计算轴承寿命LH

∵P1=P2 故P=1355 ε=3

根据手册P71 7207AC型轴承Cr=30500N

根据课本P264 表(11-10)得:ft=1

根据课本P264 (11-10c)式得

Lh=16670/n(ftCr/P) ε

=16670/76.4×(1×30500/1355)3

=2488378.6h>48720h

∴此轴承合格

八、键联接的选择及校核计算

轴径d1=22mm,L1=50mm

查手册得,选用C型平键,得:

键A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm

T2=48N•m h=7mm

根据课本P243(10-5)式得

σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42

=29.68Mpa<[σR](110Mpa)

2、输入轴与齿轮联接采用平键联接

轴径d3=35mm L3=48mm T=271N•m

查手册P51 选A型平键

键10×8 GB1096-79

l=L3-b=48-10=38mm h=8mm

σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38

=101.87Mpa<[σp](110Mpa)

3、输出轴与齿轮2联接用平键联接

轴径d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm

查手册P51 选用A型平键

键16×10 GB1096-79

l=L2-b=50-16=34mm h=10mm

据课本P243式(10-5)得

σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]

机械设计减速器课程设计怎么做?说明书 装配图 零件图

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急求一份一级圆柱齿轮减速器的课程设计,包括说明书以及装配图,齿轮和轴的零件图

减速机器是在ZQ型减速器的基础上改进设计的,为提高齿轮承载能力,又便于替代ZA型减速机,在外形、轴端和安装尺寸不变的情况下。

改变齿轮齿轴材质,齿轮轴为42CrMo,大齿轮为ZG35CrMo,调质硬度齿轮轴为291~323HB,大齿轮为255~286HB。ZQA型减速机主要用于起重、矿山、通用化工、纺织、轻工等行业。

传动方案的拟定及说明:

快3投注平台计算传动装置的运动和动力参数传动件的设计计算轴的设计计算滚动轴承的选择及计算键联接的选择及校核计算。连轴器的选择减速器附件的选择润滑与密封设计小结参考资料目录机械设计课程设计任务书题。

扩展资料:

快3投注平台减速机是国民经济诸多领域的机械传动装置,行业涉及的产品类别包括了各类齿轮减速机、行星齿轮减速机及蜗杆减速机。

也包括了各种专用传动装置,如增速装置、调速装置、以及包括柔性传动装置在内的各类复合传动装置等。产品服务领域涉及冶金、有色、煤炭、建材、船舶、水利、电力、工程机械及石化等行业。

快3投注平台我国减速机行业发展历史已有近40年,在国民经济及国防工业的各个领域,减速机产品都有着广泛的应用。食品轻工、电力机械。

建筑机械、冶金机械、水泥机械、环保机械、电子电器、筑路机械、水利机械、化工机械、矿山机械、输送机械、建材机械、橡胶机械、石油机械等行业领域对减速机产品都有旺盛的需求。

参考资料来源:百度百科-圆柱齿轮减速器

为什么机械学生做课程设计都是设计齿轮减速器

课程设计大多为设计齿轮减速器的原因是:

1、齿轮减速器包含了较多的机械零件设计,如:轴、轴承、螺栓、壳体的外形设计、材料选用及强度计算等设计。

2、齿轮减速器的加工工艺比较综合,如:轴类零件的加工、壳体类零件的加工等不同的加工工艺。

3、齿轮减速器对公差与配合、形位公差的内容也包含比较多。

4、总体来讲,齿轮减速器属于中等偏上的制造精度,比较有代表性。

虽然齿轮减速器比较综合,但还是有一部分内容未包括,如链传动、带传动 ---等。

用户评价:减速器课程设计,减速器课程设计

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