机械设计基础课程设计1

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。

1 2：课程设计方案选择。

2 3：电动机的选择。

3 4：计算总传动比和分配各级传动比。

4 5:计算传动装置的运动和动力参数。

5 6：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。

17 7：键的选择与校核。

26 8：联轴器的设计。

28 9：润滑和密封。

29 10：铸铁减速器箱体主要结构设计。

30 11：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44610610 1.772.19450w w V n D ππ===⨯⨯⨯⨯⨯ r/min 72.19w n =因: 0.94w η=，则5000 1.79.0410*******.94w w w w F V p η⨯===⨯kw r/min 设：η1－联轴器效率＝0.98（由表1-7）； 9.04w p = η2－闭式圆柱齿轮传动效率＝0.97 kwη3－V 带传动效率＝0.96 η4－一对轴承效率＝0.99 η－传动装置的总效率 P w －工作机所需输入功率 由电动机至运输带的传动总效率为221234ηηηηη⨯⨯⨯＝＝0.960.970.980.99＝0.894 η＝0.894 则工作机实际需要的电动机输出功率为 010.11P =09.0410.110.894wP P KW η=== kw.计算及说明计算结果根据P 0选取电动机的额定功率P m ，使()01~1.310.11~13.14m P P ==kw⒉电动机的转速44610610 1.772.19450w w V n D ππ===⨯⨯⨯⨯⨯ r/min 72.19w n =因为V 带传动比b i 2~4=，齿轮传动比i 3~5g =，则 r/min(6~20)(433.14~1443.8)m w b g w w in i i n n n ==== kw由上述 P m ，n m 查表12-1得：选用P m =11kw ，n m =970 r/min Y160L-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 97013.4472.19m w n n i ===n m ：电动机的满载转速 n w ：工作机的转速 ② 分配各级传动比 根据设计要求：i b <i g 故取 i b = 3.5 ，则 i b = 3.513.44 3.843.5g b i i i === 3.84g i =.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：① Ⅰ轴（电动机轴）11111970/min 111195509550108.30970m m n n r P P kWP T N mn ======⨯=⋅② Ⅱ轴 （减速器高速轴）12213222970277.14/min3.5110.9610.5695509550363.89277.14b n n r i P P kWP T N mn ====⨯=⨯==⨯=⋅η＝10.56③ Ⅲ 轴 （减速器低速轴）23232333277.1472.17/min3.8410.560.970.9910.14955095501341.7972.17g n n r i P P kW P T N mn η====⨯=⨯⨯==⨯=⋅4η＝10.14④ Ⅳ 轴 （输送机滚筒轴）43434144472.17/min10.140.990.989.849.84955095501302.0972.17n n r P P kW P T N mn η===⨯=⨯⨯==⨯=⋅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计算及说明 计算结果⑷ 减速器传动零件的设计与计算 ① V 带的设计与计算 ⒈ 计算功率 P C1.21113.2c A k p p ==⨯= kw K A ：工况系数，查表的K A =1.2 P ：电动机额定功率⒉选取V 带型号根据 13.2c p =kw 和小带轮转速1970/min n r =，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d d1和大轮基准直径d d2希望结构紧凑，由表8-4并参考表8-2a ，取 d d1=224mm ，选取ε=0.01，则大轮的基准直径：()()121297022411776.17277.14d d n d n d εε⨯-=-==mm n 1: Ⅰ轴转速，n 2 Ⅱ轴转速 由表8-4取 d d2=800 mm ，此时218003.57224d b d d d i === 13.443.763.57gb i i i===则从动轮的实际转速为：()112219702240.99268.884800d d n d d n ε-⨯⨯=== 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 1197022411.37601000601000d n d V ππ⨯⨯==⨯⨯=m/s<25 m/s ，合适⒌初定中心距因 ()()max 12222248002048d d d d a =+=⨯+= mm()()min 12113224800313.5552.522d d d d h a =++=⨯++⨯= mm取 021.2960d d a == mm ⒍初算带的基准长度L 0()()22100120224d d d d d d a d d a L π-=+++()()212800224249602960d d d d π-++⨯=⨯+3614.08=mm由表8-1得，取 L d =3550 mm ⒎实际中心距中心距a 可调整，则0035503614.08960927.9622d L L a a --+=+=≈ mm ⒏小带轮包角22118057.3d d d d a α︒︒-=-⨯ 80022418057.3927.96︒︒-=-⨯ 144.4︒= > 120︒ 合适 ⒐单根V 带所能传递的功率根据1970/min n r =和d d1=224mm ，查表8-2a ，用插值法.计算及说明计算结果求得：0 5.70p = kw⒑单根V 带传递功率的增量0p ∆传动比 3.57b i =，1970/min n r =，查表8-2b 得： 00.81p =∆ kw ⒒计算V 带的根数 ()00cLp p p K K Z α+∆≥由表8-5可查得K α=0.90， 由表8-6可查得L K =0.99, 则()13.22.285.700.810.90.99Z =+⨯⨯=取Z=3根，所用的V 带为C-3550×3 ⒓作用在带轮轴上的力单根V 带的张紧力 20500 2.51c p qV ZV K F α⎛⎫=-+⎪⎝⎭查表8-8得q=0.30 ㎏/m,故 2050013.2 2.510.311.37382.77311.370.90F ⨯⎛⎫=-+⨯= ⎪⨯⎝⎭N 所以作用在轴上的力为：10144.42sin23382.77sin2186.722ZF F α∑==⨯⨯⨯= N ⒔带轮结构设计 ⅰ 小带轮的结构设计 由表12-3得，d 0=42 mm210.819.7a mm a ==1 1.538.25S mm S ≥= ，20.512.75S mm S ≥= 110.212.3h mm f == ， 210.29.84h mm f ==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T 1 13110.9610.56m p p η==⨯= kw 1970271.73.57m b n i n === r /min 44511110.569551095510 3.710271.7p n T =⨯=⨯=⨯ N ·mm计算及说明计算结果查表得9-1，取标准模数 4m mm = ⅶ齿轮几何尺寸计算小齿轮分度圆直径及齿顶圆直径： 11428112d mZ mm ==⨯= 11211224120d d d m mm =+=+⨯= 大齿轮分度圆直径及齿顶圆直径： 224106424d mZ mm ==⨯= 22242424432d d d m mm =+=+⨯= 中心距：1211242426822d d a mm ++=== 大齿轮宽度 ：20.4268107.2a b a mm ψ=⨯=⨯=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：125107.25112.2b b mm =+=+=ⅷ确定齿轮的精度等级，齿轮圆周速度 111129705.696000060000d n V ππ⨯⨯=== 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[]11400.21400.2260192F HBS σ=+=+⨯= MPa []21400.21400.2220184F HBS σ=+=+⨯= MPaⅱ查齿形系数F Y ，比较 []/F F Y σ小齿轮128Z =，由表9-6查得：1 2.56F Y = 大齿轮2106Z =，由表9-6查得：2 2.20F Y =[]112.560.013192F F Y σ==，[]222.200.012184F F Y σ== 因[]11F F Y σ>[]22F F Y σ,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511122122 1.35 3.710 2.5653.25107.2284F F KTY bZ m σ⨯⨯⨯⨯===⨯⨯MPa>[]1F σ 安全 ⒊结构设计因为1120200a d mm mm =<，故选做为实心结构齿轮11 2.5112 2.54102f d d m mm =-=-⨯= 1112d mm =，055d mm = 1120a d mm =，1112.2b mm =因为2432500a d mm mm =<，故选腹板结构的齿轮 80d mm =，1 1.6 1.680128d d mm ==⨯=，107.2B mm = 1.296l d mm ==，21 2.5128 2.54118f d d m mm =-=-⨯= 0416m mm δ==，0.332.16C B mm ==，0.52n m mm ==()0110.5260D D d mm =+=，5r mm =e ：轴环直径 460d mm = ⅳ选择轴承类型由上述一系列直径，查表6-1得轴承代号为 6310ⅴ轴承盖的设计带有密封件的轴承盖，因为轴承外径110D mm = 故 310d mm =，011d mm = 032.5110 2.510135D D d mm =+=+⨯= 2032.5130 2.510160D D d mm =+=+⨯= 31.212e d mm ==，1e e ≥ m 由结构确定 ()410~1598D D mm =-= 5033105D D d mm =-= ()62~4107D D mm =-=密封件的选择：轴径：45d mm = 2570D d mm =+=11661D d mm =+=1144d d mm =-=12H mm =ⅵ轴各段的长度设计箱盖壁厚：10.0210.022681 6.368a δ=+=⨯+=≤ 取18mm δ=箱体内壁与齿轮端面应留有空隙 21δ∆≥ 故取212mm ∆=小齿轮宽度1112.2b mm =，故取 3110l mm = 轴环宽度 410l mm =，539l mm = 轴承宽度 27b mm =，251l mm = V 带轮宽度 85b mm =，取82l mm = ⅶ 挡油环：50277.1413857/min d n mm r ⨯=⨯=∙ 选用脂润滑：310mm ∆= ⅷ 螺栓选用10M 的螺栓，故180l mm =计算及说明计算结果ⅳ 选择轴承类型由上述一系列直径，查表6-1得轴承代号为 6315基本尺寸：75,160,37d mm D mm B mm === 安装尺寸：87,148, 2.1a a as d mm D mm r mm ===基本额定动载荷 112r C =kN ，基本额定静载荷 076.8r C =kN ⅴ 轴承盖的设计带有密封件的轴承盖160D mm =，故313d mm = 则014d mm =，032.5160 2.513192.5D D d mm =+=+⨯= 2032.5192.5 2.513225D D d mm =+=+⨯=31.215.6e d mm == 1e e ≥m 由结构确定()410~15145D D mm =-=5033192.5313153.5D D d mm =-=-⨯=()62~4156D D mm =-= 密封件的选择：轴径 70d mm =2595D d mm =+=11686D d mm =+=1169d d mm =-=12H mm =ⅵ 挡油环的设计计算及说明 计算结果⒉高速轴与小齿轮连接键 ⅰ：键的尺寸确定：因为55d mm =，选择1610b h ⨯=⨯，轴 6.0t mm = 1 4.3t mm =， 1.582.5L d mm ==，取80L mm = 82b R mm == ，264s L l R mm =-= ⅱ：键的强度校核：2222363.8920.7551064t p s s F T hL dhL σ⨯====⨯⨯ MPa2363.8910 6.46551664s T dbL τ⨯===⨯⨯ MPap p σσ⎡⎤<⎣⎦ ，[]ττ< ⒊低速轴与大齿轮处连接键 ⅰ：键的基本尺寸3221341.791055.9801250P s T dhL σ⨯⨯==⨯⨯ MPa31341.791016.77802050s T dbL τ⨯===⨯⨯ MPap p σσ⎡⎤<⎣⎦ ，[]ττ< 故符合要求 ⒋低速轴与联轴器的连接键因为 65d mm =，故选择：1811b h ⨯=⨯，轴7.0t mm = 1 4.4t mm =，取键长： 1.590L d mm ==，取80L mm = 92b R mm ==，262s L L R mm =-=计算及说明 计算结果④ 联轴器的设计 ⒈选择联轴器的类型由于电动机和减速器两端安装时不易对中，以应用广泛的弹性套注销联轴器。