机械设计基础课程设计

南京工业大学机械设计基础课程设计计算说明书设计题目系（院）班级设计者指导教师年月日目录1：课程设计任务书。。。。。。。。。。。。。。。。。12：课程设计方案选择。。。。。。。。。。。。。。。。23：电动机的选择。。。。。。。。。。。。。。。。。。34：计算总传动比和分配各级传动比。。。。。。。。。。45:计算传动装置的运动和动力参数。。。。。。。。。。。56：减速器传动零件的设计与计算（1）V带的设计与计算。。。。。。。。。。。。。。8（2）齿轮的设计与计算。。。。。。。。。。。。。。13（3）轴的设计与计算。。。。。。。。。。。。。。。177：键的选择与校核。。。。。。。。。。。。。。。。。268：联轴器的设计。。。。。。。。。。。。。。。。。。289：润滑和密封。。。。。。。。。。。。。。。。。。。2910：铸铁减速器箱体主要结构设计。。。。。。。。。。。3011：感想与参考文献。。。。。。。。。。。。。。。。。32一、设计任务书①设计条件设计带式输送机的传动系统，采用带传动和一级圆柱出论减速器②原始数据输送带有效拉力F＝5000N输送带工作速度V＝1.7m/s输送带滚筒直径d＝450mm③工作条件两班制工作，空载起动载荷平稳，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘；三相交流电源，电压为380/220V。④使用期限及检修间隔工作期限：8年，大修期限：4年。二．传功方案的选择带式输送机传动系统方案如图所示：（画方案图）带式输送机由电动机驱动。电动机1将动力传到带传动2，再由带传动传入一级减速器3，再经联轴器4将动力传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。传动系统中采用带传动及一级圆柱齿轮减速器，采用直齿圆柱齿轮传动。三．计算及说明计算及说明计算结果⑴电动机的选择①电动机类型与结构形式的选择对一般的机械运输，选用Y系列三相异步电动机，安装形式为卧式，机座带底脚，电压380V。②电动机型号的选择⒈电动机的功率根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率446106101.772.19450wwVnDr/min72.19wn因:0.94w，则50001.79.04100010000.94kwr/min设：η1－联轴器效率＝0.98（由表1-7）；9.04wpη2－闭式圆柱齿轮传动效率＝0.97kwη3－V带传动效率＝0.96η4－一对轴承效率＝0.99η－传动装置的总效率Pw－工作机所需输入功率由电动机至运输带的传动总效率为221234＝＝0.960.970.980.99＝0.894＝0.894则工作机实际需要的电动机输出功率为010.11P09.0410.110.894wPPKWkw计算及说明计算结果根据P0选取电动机的额定功率Pm，使01~1.310.11~13.14mPPkw⒉电动机的转速446106101.772.19450wwVnDr/min72.19wn因为V带传动比bi2~4，齿轮传动比i3~5g，则r/min(6~20)(433.14~1443.8)mwbgwwiniinnnkw由上述Pm，nm查表12-1得：选用Pm=11kw，nm=970r/minY160L-6电动机的型号为：Y160L-6型电动机⑵计算总传动比和分配各级传动比①传动装置的总传动比97013.4472.19mwnninm：电动机的满载转速nw：工作机的转速②分配各级传动比根据设计要求：ibig故取ib=3.5，则ib=3.513.443.843.5gbiii3.84gi⑶传动系统的运动和动力参数计算传动装置从电动机到工作机有三轴，分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ轴，传动系统各轴的转速、功率和转矩计计算及说明计算结果算如下：①Ⅰ轴（电动机轴）11111970/min111195509550108.30970mmnnrPPkWPTNmn②Ⅱ轴（减速器高速轴）12213222970277.14/min3.5110.9610.5695509550363.89277.14bnnriPPkWPTNmnη＝10.56③Ⅲ轴（减速器低速轴）23232333277.1472.17/min3.8410.560.970.9910.14955095501341.7972.17gnnriPPkWPTNmn4η＝10.14④Ⅳ轴（输送机滚筒轴）43434144472.17/min10.140.990.989.849.84955095501302.0972.17nnrPPkWPTNmnη＝将计算结果和传动比及传动效率汇总如表1－1表1－1传动系统的运动和动力参数轴号电动机带传动圆柱齿轮传动工作机Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴Ⅳ轴转速nr/min970277.1472.1772.17功率pkw1110.5610.149.84转矩Tnm108.30363.891341.791302.09传动比i3.53.841传动效率η0.960.970.98计算及说明计算结果⑷减速器传动零件的设计与计算①V带的设计与计算⒈计算功率PC1.21113.2cAkppkwKA：工况系数，查表的KA=1.2P：电动机额定功率⒉选取V带型号根据13.2cpkw和小带轮转速1970/minnr，由图8-10可知，工作点处于B,C型相邻区域，取C型带。⒊小轮基准直径dd1和大轮基准直径dd2希望结构紧凑，由表8-4并参考表8-2a，取dd1=224mm，选取ε=0.01，则大轮的基准直径：121297022411776.17277.14ddndndmmn1:Ⅰ轴转速，n2Ⅱ轴转速由表8-4取dd2=800mm，此时218003.57224dbdddi13.443.763.57gbiii则从动轮的实际转速为：112219702240.99268.884800ddnddnr/min转速误差：277.14268.8842.985277.14，合适计算及说明计算结果⒋验算带速1197022411.37601000601000dndVm/s25m/s，合适⒌初定中心距因max12222248002048ddddammmin12113224800313.5552.522ddddhamm取021.2960ddamm⒍初算带的基准长度L022100120224ddddddaddaL212800224249602960dddd3614.08mm由表8-1得，取Ld=3550mm⒎实际中心距中心距a可调整，则0035503614.08960927.9622dLLaamm⒏小带轮包角22118057.3dddda80022418057.3927.96144.4120合适⒐单根V带所能传递的功率根据1970/minnr和dd1=224mm，查表8-2a，用插值法计算及说明计算结果求得：05.70pkw⒑单根V带传递功率的增量0p传动比3.57bi，1970/minnr，查表8-2b得：00.81pkw⒒计算V带的根数00cLpppKKZ由表8-5可查得K=0.90，由表8-6可查得LK=0.99,则13.22.285.700.810.90.99Z取Z=3根，所用的V带为C-3550×3⒓作用在带轮轴上的力单根V带的张紧力205002.51cpqVZVKF查表8-8得q=0.30㎏/m,故2050013.22.510.311.37382.77311.370.90FN所以作用在轴上的力为：10144.42sin23382.77sin2186.722ZFFN⒔带轮结构设计ⅰ小带轮的结构设计由表12-3得，d0=42mm计算及说明计算结果由1224300dmmmmDd，故选腹板轮V带轮尺寸如下：100121.81.84275.6224284123125.5217850.250.258521.251.531.8750.510.625dmmLdmmZefSBmmSSSSdBⅱ大带轮的结构设计由2800400dmmmmd，采用椭圆辐轮040mmd，2800dmmd，85Bmm101.872dmmd，01.664Ldmm33110.5629029061.48277.144pmmnAh210.80.861.4849.2hmmh0.325.5SBmm，110.424.6hmma，计算及说明计算结果210.819.7amma11.538.25SmmS，20.512.75SmmS110.212.3hmmf，210.29.84hmmf②齿轮的设计与计算⒈齿面接触强度计算：ⅰ确定作用在小齿轮上的转矩T113110.9610.56mppkw1970271.73.57mbninr/min44511110.5695510955103.710271.7pnTN·mm计算及说明计算结果ⅱ选择齿轮材料确定许用接触应力为H，根据工作要求，采用齿面硬度≤350HBS。小齿轮选用45钢，调质，硬度为260HBS大齿轮选用45钢，调质，硬度为220HBS由表9-5的公式，可确定许用接触应力H，小齿轮：13800.73800.7260526HHBSMPa大齿轮：23800.73800.7220534HHBSMPaⅲ选择齿宽系数0.4aⅳ确定载荷系数K因齿轮相对轴承对称布置，且载荷较平稳，故取K=1.35ⅴ计算中心距a13481ggaHKTaii5321.353.710483.7613.760.4534240.4mmⅵ选取齿数并确定模数取128Z，213.7628105.28gZiZ取106，则1222240.43.5928106ammmZZ计算及说明计算结果查表得9-1，取标准模数4mmmⅶ齿轮几何尺寸计算小齿轮分度圆直径及齿顶圆直径：11428112dmZmm11211224120dddmmm大齿轮分度圆直径及齿顶圆直径：224106424dmZmm22242424432dddmmm中心距：1211242426822ddamm大齿轮宽度：20.4268107.2abamm小齿轮宽度：因小齿轮齿面硬度高，为补偿装配误差，避免工作时在大齿轮齿面上造成压痕，一般1b应比2b宽些，取：125107.25112.2bbmmⅷ确定齿轮的精度等级，齿轮圆周速度111129705.696000060000dnVm/s根据工作要求和圆周速度，由表9-3选用7级精度。⒉齿轮弯曲强度验算ⅰ确定许用弯曲应力根据表9-7可查得计算及说明计算结果11400.21400.2260192FHBSMPa21400.21400.2220184FHBSMPaⅱ查齿形系数FY，比较/FFY小齿轮128Z，由表9-6查得：12.56FY大齿轮2106Z，由表9-6查得：22.20FY112.560.013192FFY，222.200.012184FFY因11FFY22FFY,则需要验算小齿轮ⅲ验算弯曲压力计算时应以齿宽2b代入，则5111221221.353.7102.5653.25107.2284FFKTYbZm