某攪拌機用的單級斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計含3張CAD圖

某攪拌機用的單級斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計含3張CAD圖,攪拌機,單級斜齒,圓柱齒輪,減速器,設(shè)計,cad 目錄 前 言 II 第一部分 設(shè)計任務(wù)書 1 1.1設(shè)計題目 1 1.2畢業(yè)設(shè)計提供的原始數(shù)據(jù)資料 1 1.3設(shè)計內(nèi)容及要求 1 第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案 2 2.1 傳動方案特點 2 2.2 計算傳動裝置總效率 2 第三部分 電動機的選擇 2 3.1 電動機的選擇 2 3.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 3 第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 4 第五部分 傳動軸的設(shè)計 6 5.1 輸入軸的設(shè)計 6 5.2 輸出軸的設(shè)計 10 設(shè)計小結(jié) 16 參考文獻 17  前 言 大學(xué)期間學(xué)了機械設(shè)計，在理論上有了一些基礎(chǔ)，但究竟自己掌握了多少，卻不清楚。并且“紙上學(xué)來終覺淺，要知此事需躬行”。正好學(xué)校又安排了畢業(yè)設(shè)計，所以決定這次一定要在自己能力范圍內(nèi)把它做到最好。 本次機械設(shè)計畢業(yè)設(shè)計是首次進行較全面的機械設(shè)計訓(xùn)練，也是機械設(shè)計課程的一個重要教學(xué)環(huán)節(jié)。第一，機械設(shè)計畢業(yè)設(shè)計的目的是：通過機械設(shè)計畢業(yè)設(shè)計，綜合運用機械設(shè)計課程和其它有關(guān)先修課程的理論和知識，結(jié)合生產(chǎn)實際知識，使學(xué)生所學(xué)的理論知識得到鞏固，深化和擴展。第二、機械設(shè)計畢業(yè)設(shè)計，通過設(shè)計實踐，樹立正確的設(shè)計思想，初步培養(yǎng)學(xué)生對機械工程設(shè)計的獨立工作能力，使學(xué)生具有初步的機構(gòu)選型與組合和確定傳動方案的能力，為今后的設(shè)計工作打下良好的基礎(chǔ)，培養(yǎng)團隊協(xié)作，相互配合的工作作風(fēng)。第三、進行機械設(shè)計基本技能的訓(xùn)練，如計算、繪圖、熟悉和運用設(shè)計資料(手冊、圖冊、標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范等)以及使用經(jīng)驗數(shù)據(jù)，進行經(jīng)驗估算和數(shù)據(jù)處理等。第四、機械設(shè)計要注意的問題：獨立思考，繼承創(chuàng)新，強調(diào)實用經(jīng)濟性，使用標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范，及時檢查和整理計算結(jié)果。 　　機械設(shè)計畢業(yè)設(shè)計的題目是設(shè)計某攪拌機用的單級斜齒圓柱齒輪減速器中的低速軸，設(shè)計內(nèi)容包括：確定傳動裝置總體設(shè)計方案，選擇電動機；計算傳動裝置運動和動力的參數(shù)；傳動零件，軸的設(shè)計計算；編寫設(shè)計說明書；畢業(yè)設(shè)計總結(jié)；最后完成答辯。 該某攪拌機用的單級斜齒圓柱齒輪減速器中的低速軸設(shè)計基本上符合生產(chǎn)設(shè)計要求，限于作者初學(xué)水平，錯誤及不妥之處望老師批評指正。 II 第一部分 設(shè)計任務(wù)書 1.1設(shè)計題目 設(shè)計某攪拌機用的單級斜齒圓柱齒輪減速器中的低速軸 1.2畢業(yè)設(shè)計提供的原始數(shù)據(jù)資料 已經(jīng)電動機額定功率P=4KW，轉(zhuǎn)速，低速軸轉(zhuǎn)速， 大齒輪節(jié)圓直徑，寬度，輪齒螺旋角，法面壓力 角，單級齒輪減速器簡圖如圖所示。 單級齒輪減速器簡圖 1.3設(shè)計內(nèi)容及要求 1.內(nèi)容： （1）完成軸的全部結(jié)構(gòu)設(shè)計 （2）驗算軸的強度并校核軸的截面是否安全 2.要求： （1）繪制軸的工作圖（1號圖紙）； （2）設(shè)計說明書一份，約6000～8000字。（16開設(shè)計紙、封面）  第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案 2.1 傳動方案特點 1.組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。 2.特點：齒輪相對于軸承對稱分布。 3.確定傳動方案：根據(jù)任務(wù)書要求，確定傳動方案為電動機-斜齒圓柱齒輪減速器-工作機。 2.2 計算傳動裝置總效率 ha=h13h2h32h4=0.983×0.97×0.992×0.96=0.859 h1為軸承的效率,h2為齒輪傳動的效率,h3為聯(lián)軸器的效率,h4為工作機的效率。 第三部分 電動機的選擇 3.1 電動機的選擇 工作機的功率Pw: Pw = 3.436 KW 電動機所需工作功率為: Pd=Pwηa=3.4360.859=4Kw 工作機的轉(zhuǎn)速為: n = 130 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，一級圓柱斜齒輪減速器傳動比i=2~6，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = i×n = (2~6)×130 = 260~780r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比，選定型號為Y160M1-8的三相異步電動機，額定功率為4KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=720r/min，同步轉(zhuǎn)速750r/min。 電動機主要外形尺寸： 中心高 外形尺寸 地腳螺栓安裝尺寸 地腳螺栓孔直徑 電動機軸伸出段尺寸 鍵尺寸 H L×HD A×B K D×E F×G 160mm 600×385 254×210 15mm 42×110 12×37 3.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 （1）總傳動比： 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為: ia=nmn=720130= 5.54 （2）分配傳動裝置傳動比: ia=i 則減速器傳動比為: i=ia=5.54 第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) （1）各軸轉(zhuǎn)速: 輸入軸： nI=nm=720r╱min 輸出軸： nII=nIi=7205.54=129.96r╱min 工作機軸： nIII=nII=129.96r╱min （2)各軸輸入功率: 輸入軸： PI= Pm×η3=4×0.99=3.96Kw 輸出軸： PII= PI×η1×η2=3.96×0.98×0.97=3.76Kw 工作機軸： PIII= PII×η1×η3=3.76×0.98×0.99=3.65Kw 則各軸的輸出功率： 輸入軸： PI'= PI×η1=3.96×0.98=3.88Kw 輸出軸： PII'= PII×η1=3.76×0.98=3.68Kw 工作機軸： PIII'= PIII×η1=3.65×0.98=3.58Kw (3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩: 電動機軸： Td=9550×Pmnm=9550×4720=53.06Nm 輸入軸： TI=9550×PInI=9550×3.96720=52.52Nm 輸出軸： TII=9550×PIInII=9550×3.76129.96=276.3Nm 工作機軸： TIII=9550×PIIInIII=9550×3.65129.96=268.22Nm 各軸輸出轉(zhuǎn)矩為： 輸入軸： TI'= TI×η1=52.52×0.98=51.47Nm 輸出軸： TII'= TII×η1=276.3×0.98=270.77Nm 工作機軸： TIII'= TIII×η1=268.22×0.98=262.86Nm  第五部分 傳動軸的設(shè)計 5.1 輸入軸的設(shè)計 1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1 P1 = 3.96 KW n1 = 720 r/min T1 = 52.52 Nm 2.求作用在齒輪上的力 已知小齒輪的分度圓直徑為: d1 = 53.216 mm 則: Ft=2T1d1=2×1000×52.5253.216=1973.8N Fr=Ft×tanαncosβ=1973.8×tan20°cos12.28°=735.2N Fa=Ft×tanβ=1973.8×tan12.28°=429.4N 3.初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取A0 = 112，得： dmin=A0×3P1n1=112 ×33.96720=19.8mm 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT1，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA = 1.3，則: Tca=KAT1=1.3×52.52=68.3Nm 按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，同時考慮電機軸直徑42mm，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 4323-2002或手冊，選用LT5型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為35 mm故取d12 = 35 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為60 mm。 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖 5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23 = 40 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 45 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L = 60 mm，為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比聯(lián)軸器轂孔長度L略短一些，現(xiàn)取l12 = 58 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 40 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇單列圓錐滾子軸承30209，其尺寸為d×D×T = 45×85×20.75 mm，故d34 = d78 = 45 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 20.75+15 = 35.75 mm。 軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得30209型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 52 mm。 3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = B = 84 mm，d56 = d1 = 53.216 mm 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ = 16 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，則 l45 = Δ+s-15 = 16+8-15 = 9 mm l67 = Δ+s-15 = 16+8-15 = 9 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 6.軸的受力分析和校核 1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)30209軸承查手冊得a = 18.6 mm 聯(lián)軸器中點距左支點距離L1 = 60/2+50+18.6 = 98.6 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = 84/2+35.75+9-18.6 = 68.2 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = 84/2+9+35.75-18.6 = 68.2 mm 2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1=FtL3L2+L3=1973.8×68.268.2+68.2=986.9N FNH2=FtL2L2+L3=1973.8×68.268.2+68.2=986.9N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1=FrL3+Fa×d12L2+L3=735.2×68.2+429.4×53.216268.2+68.2=451.4N FNV2=Fa×d12-FrL2L2+L3=429.4×53.2162-735.2×68.268.2+68.2=-283.8N 3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面C處的水平彎矩： MH=FNH1L2=986.9×68.2=67307Nmm 截面C處的垂直彎矩： MV1=FNV1L2=451.4×68.2=30785Nmm MV2=FNV2L3=-283.8×68.2=-19355Nmm 分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。 截面C處的合成彎矩： M1=MH2+MV12=673072+307852=74013Nmm M2=MH2+MV22=673072+-193552=70035Nmm 作合成彎矩圖（圖f）。 4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。 5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有： σca=McaW=M12+αT12W=740132+0.6×52.52×100020.1×53.2163=5.3MPa≤σ-1=60MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下： 5.2 輸出軸的設(shè)計 1.求輸出軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2 P2 = 3.76 KW n2 = 129.96 r/min T2 = 276.3 Nm 2.求作用在齒輪上的力 已知大齒輪的分度圓直徑為: d2 = 296.784 mm 則: Ft=2T2d2=2×1000×276.3296.784=1862N Fr=Ft×tanαncosβ=1862×tan20°cos12.28°=693.6N Fa=Ft×tanβ=1862×tan12.28°=405.1N 3.初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取:A0 = 112，于是得 dmin=A0×3P2n2=112 ×33.76129.96=34.4mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT2，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA = 1.3，則: Tca=KAT2=1.3×276.3=359.2Nm 按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 4323-2002或手冊，選用LT7型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為40 mm故取d12 = 40 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84 mm。 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖 5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23 = 45 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 50 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L = 84 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12 = 82 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 45 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取單列圓錐滾子軸承30210，其尺寸為d×D×T = 50mm×90mm×21.75mm，故d34 = d67 = 50 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l67 = 21.75+15 = 36.75 mm 右端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。由手冊上查得30210型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d56 = 57 mm。 3）取安裝齒輪處的軸段IV-V段的直徑d45 = 55 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B = 79 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45 = 77 mm。 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取小齒輪端面距箱體內(nèi)壁之距離Δ = 16 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承的寬度T = 21.75 mm，則 l34 = T+s+Δ+2.5+2 = 21.75+8+16+2.5+2 = 50.25 mm l56 = s+Δ+2.5-15 = 8+16+2.5-15 = 11.5 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 6.軸的受力分析和校核 1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)30210軸承查手冊得a = 20 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = 79/2-2+50.25-20 = 67.8 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = 79/2+11.5+36.75-20 = 67.8 mm 2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1=FtL3L2+L3=1862×67.867.8+67.8=931N FNH2=FtL2L2+L3=1862×67.867.8+67.8=931N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1=FrL3+Fa×d22L2+L3=693.6×67.8+405.1×296.784267.8+67.8=790.1N FNV2=Fa×d22-FrL2L2+L3=405.1×296.7842-693.6×67.867.8+67.8=96.5N 3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面C處的水平彎矩： MH=FNH1L2=931×67.8=63122Nmm 截面C處的垂直彎矩： MV1=FNV1L2=790.1×67.8=53569Nmm MV2=FNV2L3=96.5×67.8=6543Nmm 分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。 截面C處的合成彎矩： M1=MH2+MV12=631222+535692=82789Nmm M2=MH2+MV22=631222+65432=63460Nmm 作合成彎矩圖（圖f）。 4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。 5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有： σca=McaW=M2+αT22W=827892+0.6×276.3×100020.1×553=11.1MPa≤σ-1=60MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下： 設(shè)計小結(jié) 這次關(guān)于某攪拌機用的單級斜齒圓柱齒輪減速器中的低速軸設(shè)計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設(shè)計概念和設(shè)計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設(shè)計的綜合素質(zhì)大有用處。通過兩個星期的設(shè)計實踐，使我對機械設(shè)計有了更多的了解和認(rèn)識.為我們以后的工作打下了堅實的基礎(chǔ)。 機械設(shè)計是機械工業(yè)的基礎(chǔ),是一門綜合性相當(dāng)強的技術(shù)課程，它融《機械原理》、《機械設(shè)計》、《理論力學(xué)》、《材料力學(xué)》、《互換性與技術(shù)測量》、《工程材料》、《機械設(shè)計（機械設(shè)計基礎(chǔ)）課程設(shè)計》等于一體。 這次的畢業(yè)設(shè)計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設(shè)計思想、訓(xùn)練綜合運用機械設(shè)計和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實際反應(yīng)和解決工程實際問題的能力，鞏固、加深和擴展有關(guān)機械設(shè)計方面的知識等方面有重要的作用。 本次設(shè)計得到了指導(dǎo)老師的細(xì)心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導(dǎo)和幫助。設(shè)計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學(xué)習(xí)和掌握有關(guān)機械設(shè)計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計習(xí)慣和思維從而提高設(shè)計實踐操作能力。  參考文獻 [1] 濮良貴、陳國定、吳立言.機械設(shè)計.9版.北京：高等教育出版社，2013.05 [2] 陳立德.機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書 [3] 龔桂義.機械設(shè)計課程設(shè)計圖冊 [4] 機械設(shè)計手冊委員會.機械設(shè)計手冊(新版).北京機械工業(yè)出版社，2004 [5]“課本”：機械設(shè)計基礎(chǔ)/楊可楨 程光蘊 李仲生主編 編號 ISBN 978-7-04-019209-4 高等教育出版社 2009年4月第11次印刷. 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