机械设计课程设计任务书

设计计划任务书mmmmmmmmmmmm1

传动方案说明mmmmmmmmmmmmmm2

电动机的选择mmmmmmmmmmmmmm3

传动装置的运动和动力参数mmmmmmmm5

传动件的设计计算mmmmmmmmmmmm6

轴的设计计算mmmmmmmmmmmmmm8

联轴器的选择mmmmmmmmmmmmmm10

滚动轴承的选择及计算mmmmmmmmmm13

键联接的选择及校核计算mmmmmmmmm14

减速器附件的选择mmmmmmmmmmmm15

润滑与密封mmmmmmmmmmmmmmm16

设计小结mmmmmmmmmmmmmmmm16

参考资料mmmmmmmmmmmmmmmm17

1.拟定传动方案

为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nw,即

v=1.1m/s;D=350mm;

nw=601000v/(∏D)=6010001.1/(3.14350)

一般常选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为17或25。

2.选择电动机

1）电动机类型和结构形式

按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机。

它为卧式封闭结构。

2）电动机容量

（1）卷筒轴的输出功率Pw

F=2800r/min;

Pw=Fv/1000=28001.1/1000

(2)电动机输出功率Pd

Pd=Pw/t

传动装置的总效率 t=t1t2^2t3t4t5

式中，t1,t2,为从电动机到卷筒之间的各传动机构和轴承的效率。

由表24查得：

弹性联轴器1个

t4=0.99;

滚动轴承2对

t2=0.99;

圆柱齿轮闭式1对

t3=0.97;

V带开式传动1幅

t1=0.95;

卷筒轴滑动轴承润滑良好1对

t5=0.98;

则

t=t1t2^2t3t4t5=0.950.99^20.970.990.98＝0.8762

故

Pd=Pw/t=3.08/0.8762

（3）电动机额定功率Ped

由第二十章表201选取电动机额定功率ped=4KW。

3）电动机的转速

为了便于选择电动事，先推算电动机转速的可选范围。

由表21查得V带传动常用传动比范围2~4，单级圆柱齿轮传动比范围3~6，

可选电动机的最小转速

Nmin=nw6=60.02416=360.1449r/min

可选电动机的最大转速

Nmin=nw24=60.024124=1440.6 r/min

同步转速为960r/min

选定电动机型号为Y132M16。

4）电动机的技术数据和外形、安装尺寸

由表201、表202查出Y132M16型电动机的方根技术数据和

外形、安装尺寸，并列表刻录备用。

电机型号额定功率同步转速满载转速电机质量轴径mm

Y132M1-64Kw 10009607328

大齿轮数比小齿轮数=101/19=5.3158

3．计算传动装置总传动比和分配各级传动比

1）传动装置总传动比

nm=960r/min;

i=nm/nw=960/60.0241=15.9936

2）分配各级传动比

取V带传动比为

i1=3;

则单级圆柱齿轮减速器比为

i2=i/i1=15.9936/3=5.3312

所得i2值符合一般圆柱齿轮和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。

4．计算传动装置的运动和动力参数

1）各轴转速

电动机轴为0轴，减速器高速轴为Ⅰ轴，低速轴为Ⅱ轴，各轴转速为

n0=nm;

n1=n0/i1=60.0241/3=320r/min

n2=n1/i2=320/5.3312=60.0241r/min

2）各轴输入功率

按机器的输出功率Pd计算各轴输入功率，即

P0=Ped=4kw

轴I 的功率

P1=P0t1=40.95=3.8kw

轴II功率

P2=P1t2t3=3.80.990.97=3.6491kw

3）各轴转矩

T0=9550P0/n0=95504/960=39.7917 Nm

T1=9550P1/n1=95503.8/320=113.4063 Nm

T2=9550P2/n2=95503.6491/60.0241=580.5878 Nm

二、设计带轮

1、计算功率

P=Ped=4Kw

一班制，工作8小时，载荷平稳，原动机为笼型交流电动机

查课本表810，得KA=1.1;

计算功率

Pc=KAP=1.14＝4.4kw

2选择普通V带型号

n0=960r/min

根据Pc=4.4Kw，n0=960r/min,由图13-15（205页）查得坐标点位于A型

d1=80~100

3、确定带轮基准直径

表811及推荐标准值

小轮直径

d1=100mm;

大轮直径

d2=d13.5=1003.5=350mm

取标准件

d2=355mm;

4、验算带速

验算带速

v=∏d1n0/60000=3.14100960/60000=5.0265m/s

在5~25m/s范围内

从动轮转速

n22=n0d1/d2=960100/355=270.4225m/s

n21=n0/3.5=960/3.5=274.2857m/s

从动轮转速误差=(n22-n21)/n21=270.4225-274.2857/274.2857

=-0.0141

5、V带基准长度和中心距

初定中心距

中心距的范围

amin=0.75(d1+d2)=0.75(100+355)=341.2500mm

amax=0.8(d1+d2)=0.8(100+355)=364mm

a0=350mm;

初算带长

Lc=2a0+pi(d1+d2)/2+(d2-d1)^2/4/a0

Lc =1461.2mm

选定基准长度

表8-7,表8-8查得

Ld=1600mm;

定中心距

a0+(Ld-Lc)/2=(1600-1461.3)/2=419.4206mm

a=420mm;

amin=a-0.015Ld=420-0.0151600=396mm

amax=a+0.03Ld=420+0.031600=468mm

6、验算小带轮包角

验算包角

＝180-(d2-d1)57.3/a=180-(355-100)57.3/a

145.2107>120度故合格

7、求V带根数Z

由式（13-15）得

查得 n1=960r/min , d1=120mm

查表13-3 P0=0.95

由式13-9得传动比

i=d2/(d1(1+0.0141)=350/(100(1+0.0141)=3.5

查表（13-4）得

由包角145.21度

查表13-5得Ka=0.92

KL=0.99

z=4.4/((0.95+0.05)0.920.99)=3

8、作用在带上的压力F

查表13-1得q=0.10

故由13-17得单根V带初拉力

三、轴

初做轴直径：

轴I和轴II选用45钢 c=110

d1=110（3.8/320）^(1/3)=25.096mm

取d1=28mm

d2=110(3.65/60)^（1/3）=43.262mm

由于d2与联轴器联接，且联轴器为标准件，由轴II扭矩，查162页表

取YL10YLd10联轴器

Tn=630>580.5878Nm 轴II直径与联轴器内孔一致

取d2=45mm

四、齿轮

1、齿轮强度

由n2=320r/min,P=3.8Kw,i=3

采用软齿面，小齿轮40MnB调质，齿面硬度为260HBS，大齿轮用ZG35SiMn调质齿面硬度为225HBS。

因，

SH1=1.1， SH2=1.1

，

，

因：，，SF=1.3

所以

2、按齿面接触强度设计

设齿轮按9级精度制造。

取载荷系数K=1.5，齿宽系数

小齿轮上的转矩

按计算中心距

u=i=5.333

mm

齿数z1=19,则z2=z15.333=101

模数m=2a/(z1+z2)=2.0667取模数m＝2.5

确定中心矩a=m(z1+z1)/2=150mm

齿宽b=

b1=70mm,b2=60mm

3、验算弯曲强度

齿形系数YF1=2.57，YF2=2.18

按式（11-8）轮齿弯曲强度

4、齿轮圆周速度

按162页表11-2应选9做精度。

与初选一致。

五、轴校核：

圆周力Ft=2T/d1

径向力Fr=Fttan =20度标准压力角

d=mz=2.5101=252.5mm

Ft=2T/d1=2104.79/252.5=5852.5N

Fr=5852.5tan20=2031.9N

1、求垂直面的支承压力Fr1,Fr2

由Fr2L-FrL/2=0

得Fr2=Fr/2=1015.9N

2、求水平平面的支承力

FH1=FH2=Ft/2=2791.2N

3、画垂直面弯矩图

L=40/2+40/2+90＋10=140mm

Mav＝Fr2L/2＝1015.9140/2=71.113Nm

4、画水平面弯矩图

MaH=FHL/2=2791.2140/2=195.384Nm

5、求合成弯矩图

6、求轴传递转矩

T=Ftd2/2=2791.22.5101/2=352.389Nm

7、求危险截面的当量弯矩

从图可见a-a截面是最危险截面，其当量弯矩为

轴的扭切应力是脉动循环应力

取折合系数a=0.6代入上式可得

8、计算危险截面处轴的直径

轴的材料，用45钢，调质处理，由表14-1查得

由表13-3查得许用弯曲应力，

所以

考虑到键槽对轴的削弱，将轴的最小危险直径d加4%。

故d=1.0425.4=26.42mm

由实际最小直径d=40mm,大于危险直径

所以此轴选d=40mm,安全

六、轴承的选择

由于无轴向载荷，所以应选深沟球轴承6000系列

径向载荷Fr=2031.9N，两个轴承支撑，Fr1=2031.9/2＝1015.9N

工作时间Lh＝33658=8760（小时）

因为大修期三年，可更换一次轴承

所以取三年

由公式

式中 fp=1.1,P=Fr1=1015.9N,ft=1(工作环境温度不高)

（深沟球轴承系列）

由附表选6207型轴承

七、键的选择

选普通平键A型

由表10-9按最小直径计算，最薄的齿轮计算

b=14mm,h=9mm,L=80mm,d=40mm

由公式

所以

选变通平键，铸铁键

所以齿轮与轴的联接中可采用此平键。

八、减速器附件的选择

1、通气器：

由于在外界使用，有粉尘，选用通气室采用M181.5

2、油面指示器：

选用油标尺，规格M16

3、起吊装置：采用箱盖吊耳，箱座吊耳

4、放油螺塞：选用外六角细牙螺塞及垫片M161.5

5、窥视孔及视孔盖

选用板结构的视孔盖

九、润滑与密封：

1、齿轮的润滑：采用浸油润滑，由于低速级大齿轮的速度为：

查课程设计P19表3-3大齿轮浸油深度为六分之一大齿轮半径，所以取浸油深度为30mm。

2、滚动轴承的润滑

采用飞溅润滑在箱座凸缘面上开设导油沟，并设挡油盘，以防止轴承旁齿轮啮合时，所挤出的热油溅入轴承内部，增加轴承的阻力。

3、润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备选用

L-AN15润滑油

4、密封方式选取：

选用凸缘式端盖，易于调整轴承间隙，采用端盖安装毡圈油封实现密封。

轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承外径决定。

设计小结：

二、课程设计总结

设计中运用了Matlab科学工程计算软件，用notebook命令调用MS―Word来完成设计说明书及设计总结，在设计过程中用了机械设计手册2.0软件版辅助进行设计，翻阅了学过的各种关于力学，制图，公差方面的书籍，综合运用了这些知识，感觉提高许多，当然尤其是在计算机软件CAD 方面的运用，深切感到计算机辅助设计给设计人员带来的方便，各种设计，计算，制图全套完成。

由于没有经验，第一次做整个设计工作，在设计过程中出现了一些错误比如线形，制图规格，零件设计中的微小计算错误等都没有更正，设计说明书的排版也比较混乱等等。

对图层，线形不熟悉甚至就不确定自己画出的线，在出图到图纸上时实际上是什么样子都不知道，对于各种线宽度，没有实际的概念。

再比如标注较混乱，还是因为第一次做整个设计工作，没有经验，不熟悉。

这次设计的目的是掌握机械设计规律，综合运用学过的知识，通过设计计算，绘图以及运用技术标准，规范设计手册等有关设计资料进行全面的机械设计技能训练。

目的已经达到，有许多要求、标准心中虽然明确理解掌握但是要全力，全面的应用在实际中，还有待于提高水平。

特别感谢―程莉老师。

参考资料目录

1机械设计基础，机械工业出版社，任成高主编，2006年2月第一版；

2简明机械零件设计实用手册，机械工业出版社，胡家秀主编，2006年1月第一版；

3机械设计-课程设计图册，高等教育出版社，龚桂义主编，1989年5月第三版；

3设计手册软件，网络上下载；

4湖南工院学生论坛----机械制图专栏---bbs.yeux.cn

Nw=60.0241r/min

Pw=3.08Kw

效率t=0.8762

Pd =3.5150

Ped=4Kw

i=15.9936

i1=3

i2=5.3312

n0=960r/min

n1=320r/min

n2=60.0241r/min

P0=4Kw

P1=3.8Kw

P2=3.6491Kw

T0=39.7917Nm

T1=113.4063Nm

T2=589.5878Nm

KA=1.1

Pc=4.4Kw

d1=100mm

d2=355mm

初定中心距

a0=350mm

Lc=1461.3mm

Ld=1600mm

中心距

a=420mm

z=3根

预紧力

FQ＝274.3N

d1=28mm

d2=45mm

YL10YLd10

T1=113.4063Nm

m=2.5

a=150mm

=20度

Ft=5582.5N

Fr=2031.9N

FH1=FH2=2791.2N

Mav=71.113Nm

MaH=195.38Nm

Ma＝216.16Nm

Me=457.15Nm

Fr1=1015.9N

Lh=8760小时

6207型

b h L=14980

输送带拉力 F=2800 N

输送带速度 V=1.1 m/s

滚筒直径 D=350 mm

好的