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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。。。。。。。。。。。。。。。。。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=450mm

③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)

机械设计基础课程设计

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 1.772.19450

w w V n D ππ===????? r/min 72.19w n =

因: 0.94w η=,则5000 1.7

9.0410*******.94

w 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 kw

η3-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

22

1234

ηηηηη???==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 =

09.04

10.110.894

w

P 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 ==kw

⒉电动机的转速

44610610 1.772.19450

w 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 97013.4472.19

m 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

13.44 3.843.5

g 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)

111

11970/min 11119550

9550108.30970

m m n n r P P kW

P T N m

n ======?=?

② Ⅱ轴 (减速器高速轴)

12213222970277.14/min

3.5

110.9610.569550

9550363.89277.14

b n n r i P P kW

P T N m

n =

===?=?==?=?η=10.56

③ Ⅲ 轴 (减速器低速轴)

23232333277.1472.17/min

3.84

10.560.970.9910.14

9550

95501341.7972.17

g n n r i P P kW P T N m

n η=

===?=??==?=?4η=10.14

④ Ⅳ 轴 (输送机滚筒轴)

43434144472.17/min

10.140.990.989.849.84

9550

95501302.0972.17

n n r P P kW P T N m

n 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

机械设计基础课程设计

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 C

1.21113.2c 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:

()()1

21297022411776.17277.14

d 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

21800

3.57224

d b d d d i =

== 13.44

3.763.57

g

b i i i

=

==

则从动轮的实际转速为:

()112219702240.99

268.884800

d d n d d n ε-??=== r/min

转速误差:

277.14268.884

2.985277.14

-??=???,合适

计算及说明

计算结果

⒋验算带速 11

970224

11.37601000

601000

d 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 12113224800313.5552.52

2

d d d d h a =++=?++?= mm

取 021.2960d d a == mm ⒍初算带的基准长度L 0

()

()2

2

100120

22

4d d d d d d a d d a L π

-=+++

()()2

128002242

4960

2960d 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

0035503614.08

960927.9622

d L L a a --+

=+=≈ mm ⒏小带轮包角

22

118057.3d d d d a α??-=-

? 800224

18057.3927.96

??-=-

? 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 = kw

⒑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 ()00c

L

p 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

()13.2

2.285.700.810.90.99

Z =+??=

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 2

050013.2 2.510.311.37382.77311.370.90F ???=

-+?= ????

N 所以作用在轴上的力为:

1

0144.4

2sin

23382.77sin

2186.72

2

ZF 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 mm

机械设计基础课程设计

210.819.7a 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 1970271.73.57

m b n i n =

== r /min 4

4511110.569551095510 3.710271.7

p n T =?=?=? N ·mm

机械设计基础课程设计

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:12112424

26822

d 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 11

112970

5.6960000

60000

d 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=+=+?= MPa

ⅱ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 =

[]1

1

2.560.013192F F Y σ=

=,[]22

2.20

0.012184F F Y σ== 因

[]1

1F F Y σ>

[]2

2

F 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

511

122

122 1.35 3.710 2.5653.25107.2284

F 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 =

机械设计基础课程设计

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 6310

ⅴ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 =-=

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