机械设计课程设计说明书样本

1、机械设计课程设计目 录设计任务书1 传动方案的拟定及说明2电动机的选择4计算传动装置的运动和动力参数5带的设计计算5齿轮的设计计算8 轴的设计与计算9滚动轴承的选择及计算14 设计小结14参考资料目录.15 一）设计任务书（附传动方案简图）课程设计是机械设计课程重要的教学环节，是培养学生机械设计能力的重要实践环节1机械设计的目的（1）通过课程设计使学生综合运用机械设计基础课程及有关先修课程的知识，起到巩固、深化、融会贯通及扩展有关机械设计方面知识的作用，树立正确的设计思想。（2）通过课程设计的实践，培养学生分析和解决工程实际问题的能力，使学生掌握机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和

2、步骤。（3）提高学生的有关设计能力，如计算能力、绘图能力以及计算机辅助设计（CAD）能力等，使学生熟悉设计资料（手册、图册）的使用，掌握经验估算等机械设计的基本技能。2课程设计的内容和任务课程设计一般选择机械传动装置或简单机械作为设计课题（比较成熟的题目是以齿轮减速器为主的机械传动装置），设计的主要内容一般包括以下几个方面：1、拟订，计算传动装置的运动和动力参数；3、进行传动件、分析传动装置的设计方案；2、选择电动机的设计计算，校核轴、轴承、联轴器、键等；4、设计说明书1份。5、轴系零件装配图一张。课程设计要求在1周时间内完成以下任务：1、在A3图纸上绘制减速器低速轴部件装配图一张；2、用A4

3、纸书写完成说明书一份，装订成册。（20页，封面计算机打印，心得体会500字左右）3课程设计的步骤主要内容学时比例3.1设计准备工作（1）熟悉任务说明书，明确设计的内容和要求；（2）熟悉设计指导书，有关资料、图纸等；（3）观察录像、实物、模型，或进行减速器装拆实验等，了解减速器等结构特点与制造过程。10%3.2总体设计（1）确定传动方案；（2）选择电动机；（3）计算传动装置的总传动比，分配各级传动比；（4）计算各轴的转速、功率和转矩。10%3.3传动件的设计计算（1）计算齿轮传动、带传动的主要参数和几何尺寸；（2）计算各传动件上的作用力。10%3.4部件装配图的草图的绘制（1）确定部件装配图的结

4、构方案（2）绘制部件装配图的草图（草图纸），进行轴、轴上零件和轴承组合的结构设计；（3）校核轴的强度、选择深沟球轴承；（4）选择联轴器10%3.5部件装配图的绘制（1）画底线图，画剖面线；（2）选择配合，标注尺寸；（3）编写零件序号，列出明细栏；（4）加深线条，整理图画；（5）书写技术条件、减速器特性等。30%3.6编写设计计算说明书（1）编写设计计算说明书，内容包括所有的计算，并附有必要的简图；（2）说明书中最后一段内容应写出设计终结。一方面总结设计课题的完成情况，另一方面总结个人所设计的收获和体会以及不足之处30%5工作组题号：28参数：输送带牵引力F=4.5输送带速度V=1.35s滚圆直

5、径D=280mm6工作条件1、带式输送机送碎粒物料，如含物型砂、煤等。2、输送机运转方向不变，工作载荷稳定。3、工作机传动效率为0.97。 4、使用期限10年，每年300个工作日，每日工作8小时.二传动装置的总体设计1方案简图运输带滚筒减速器V带传动凸缘联轴器电机弹性套柱销联轴器齿轮1齿轮2FV根据设计要求及工作条件确定为一级圆柱齿轮减速器2电动机的选择3.确定总传动比和各级传动比4计算传动装置各轴的运动和动力参数目前应用最广泛的是Y系列自扇三相异步电动机，其结构简单，起动性能好，工作可靠，价格低廉，维护方便适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体，无特殊要求的场合，如运输机、机床、风机、农机、轻工

6、机械等。1、 确定电动机的功率（1）电动机功率的选择直接影响到电动机的工选择电动机型号1、 选择电动机类型，按已知工作条件和要求选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。2、 选择电动机功率，工作机所需的电动机输出功率为：Pd= Pw / Pw=Fv/1000则有Pd=Fv/1000 2联轴器 · 带传动 · 圆柱齿轮 · 3滚动轴承· 滚筒 0.992×0.95×0.97×0.983×0.96 0.82 所以Pd=4500×1.35/1000×0.82=7.4KW3、 确定电动机转速卷筒轴的工作转速

7、Nw=60×1000V/3.14×D=60×1000×1.35/（3.14×280）=92.13r/min按推荐的合理传动比范围，取V带传动的传动比i=2-4单级齿轮传动比i=3-5,则合理总传动比的范围为i=6-20故电动机转速的可迭范围为：nd=I×nw=620符合这一范围的同步转速有750r/mm 1000r/mm 1500r/mm再根据计算出的容量由附表8.1查出有三种适用的电动机型号其技术参数及传功比的比较情况见下表：电动机转速（r/min）传动装置的传动比方案电动机型号额定功率Ped/kw同步转速满载转速总传动比带传动比齿

8、轮传动比1Y160L-87.57507207.8232.612Y160M-67.5100097010.533.143.353Y132M-47.51500144015.633.54.47中心高H外型尺寸L(Al/2+AD)HD底角安装栓孔直径A×Bk轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD160600×417.5×385254×2101542×11012×45综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量以及带传达室动和减速器的传动比，比较三个方案可得方案1：转速低，外廓尺寸重量较大，价格较高，虽然总传动比不大，但电动机的转速较低，

9、导致传动装置尺寸较大；方案3：电动机转速较高，但总传动比大，传动装置尺寸较大；方案2：适中，较合适。故此选用型号为Y160M-6所选电动机额定功率Ped=7500W，满载转速nm=970r/min，总传动比适中，传动装置结构较紧凑，所选电动机的主要处型和安装尺寸如下所示：总传动比：i nm /nw（以下数据没有核算）由已知条件和计算结果、计算传动装置各轴的运动和动力参数：1、 各轴的转速由公式2.82.10得轴 n1=nm/i0=970/3.14=308.92r/min轴 n2=n1/i1=308.92/3.35=92.21r/min卷筒轴 nw=n2=92.21n/min2、 各轴的输入功率

10、 由公式2.112.13得轴P1=Pd·01=7.23×0.96=6.94kw轴P2=P1×12=6.940.99×0.97=6.66kw卷筒轴P3= P212=6.66x0.99x0.97=6.40kw3、 各轴输出转矩 由公式2.11计算电动机轴的输出转矩TdTd=9550×Pd/nm=9550×(7.23÷970)=71.18N·m由公式2.142.16得轴 T1=Td·i0·01=71.18×3.14×0.96=214.56N·m轴 T2=T1·i

11、1·12=T1×i1×2×5=214.56×3.35× 0.99×0.97=690.24N·m卷筒轴T3=T2=690.24N·mPd=7.4KWY160M-6所选电动机额定功率Ped=7500W，满载转速nm=970r/min 轴名参数电动机轴轴轴卷筒轴转速r/min970308.9292.2192.21输入功率P/kw7.236.946.666.40输入转矩T/N·m71.18214.6609.24609.24传动比i3.143.351效率0.960.960.96三 计算传动装置的运动和动力

12、参数计算项目计算说明计算结果四.带的设计V带轮设计解：选择V带型号1、 由设计书表76查得K=1.1 由式（7-11）得Pc=KAPPc=1.1×7.23=7.95kw 再由n1=970r/min查图7-8选B型V带2、 确定带轮基准直径并验算带速由图7-8可知，推荐的带轮基准直径112140mm 根据表7-7取dd1=125mm所以dd2=dd1·n1/n2=125×970/308.92=392.5mm(n2=970/3.14=308.92r/min)取标准直径dd2=400mm带速V=dd1n1/60×1000=3.14×100×

13、970/(60×1000)=6.35m/sV在5-25m/s范围内，所以两带轮直径合适3、 确定带长和中心矩由式（7-13）知0.7(dd1+dd2）a02(dd1+dd2)所以0.7(125+400)a02(125+400) 367.5a01050则 a0取450mm由公式知：L0=2a0+（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）2 /4a0 =2×450+3.14(125+400)/2+(400-125)2/4×450 =1766.26mm由表（7-2）取Ld=1800mm由式（7-14）得a a0+(Ld-L0)/2 =450+(1800-1766.26)

14、/2 =466.87mm 符合题意dd1=125mmdd2=400mm计算项目计算说明计算结果四.带的设计 验算小带轮包角x由式（7-15）知 a1=1800-（dd2-dd1）×57.30/a =1800-(400-125)×57.30/563.72 =146.2501200 合适4、 确定V带根数由表（7-4）查得P0=1.66 P0=0.3由表（7-5）查得kx=0.91由表（7-2）查得kL=0.95由表（7-16）得 z=7.95/(1.66+0.3)×0.91×0.95=4.69取z=5根5、 计算对轴的压力Q查得q=0.1kg/m由式（7-

15、17）单根V带的初拉力为 F0=(500Pc/zv)(2.5/kx-1)+V2=(500×7.95/5×6.35)(2.5/0.91-1)+0.1×6.352=225.6N 则由式（7-18）得作用在轴上的压力Q为 Q=2zF0sinx1/2=2×5×225.6×sin146.250/2 =2159N6、 V带轮结构设计（1）轮缘尺寸小带轮基准直径dd1=125mm做成实心式结构参照机械设计书图7-4（a）和表7-3，可求其结构尺寸和轮缘横截面尺寸。大带轮基准直径dd2=400mm做成孔板式结构参照机械设计书图7-4(c)和表7-3，

16、可求出其结构尺寸，最后画出大带轮零件工作图。带轮宽B=（z-1）e+2f=(5-1)×19+2×12.5=101mm顶圆直径de1=dd1+2ha=125+2×3.5=132mmde2=dd2+2ka=400+2×3.5=407mm轮槽深h=ha+hf=3.5+10.8=14.3mm轮槽角=380槽宽b0=13.2mm轮缘直径dr1=de1-2(hf+f)=132-2(10.8+7.5)=95.4mmdr2=de2-2(hf+f)=407-2(10.8+7.5)=307.4mm(2)轮轴径ds1=42mm ds2=33mm轮 长度L1=(1.52)ds1

17、=(1.52)×42=6384mm取L1=70mm长度L2=(1.52)ds 2=(1.52)×33=49.568mm取L 2=55mm(3)轮幅尺寸 凸缘直径db1=(1.82)ds1=(1.82)×42=75.684mm取db1=80db2=(1.82)ds2=(1.82)×33=59.466mm 取db2=60mm 辐板厚s=(0.20.3)B=(0.2-0.3)×101=20.230.3mm 取s=25mmz=5B=101mmde1=132mmde2=407mmh=14.3mm=380b0=13.2mmdr1=95.4mmdr2=307

18、.4mmds1=42mm ds2=33mmL1=70mmL 2=55mmd01 =88mm计算项目计算说明计算结果d01=(db1+dr1)/2=(80+95.4)/2=87.7mm 取d01 =88mmd02 =（db2+dr1）/2=(60+370.4)/2=215.2mm 取d02=216mm d02=216mm五.设计齿轮传动设计齿轮传动、1、选择材料热处理方式 根据工作条件一般用途的减速器采用闭式传动软齿面，查表6-5得小齿轮 45钢 调质处理 HBS1=220大齿轮 45钢 正火处理 HBS2=1802、确定许用接触应力由于属闭式传动软齿面，故按齿面接触弧度，设计用齿根，弯曲强度校

19、核，查表6-10，试验齿轮的接触，疲劳极限为:Hlim1=559Mpa Hlim2=522Mpa查表6-11接触疲劳强度的最小安全系数，SHmin=1.0则两齿轮的许用接触应力为：H1=Hlim1/SHmin=559/1=559MpaH2=Hlim2/SHmin=522/1=522MPa3、齿面接触强度设计（设计书P76页） d1=671/H2·KT/4d·i+1/i 小齿轮的转矩T1=9.55×106p1/n1=9550000×6.94/308.92 =215000N·mm 载荷系数K查表6-7取K=1.4 ，齿宽系数d=1 根据接触强度设计

20、小齿轮的分度圆直径，dd=87mm4、几何尺寸计算 中心矩 a=d1/2(1+i)=87/2(1+3.35)=190.5mm 齿轮模数 m=(0.010.02)a=(0.010.02)×190.5=1.91-3.81 由表6-1取标准模数m=3mm 齿数z1=2a/m(1+i)=2×190.5/3·(1+3.35)=29 z2=iz1=29×3.35=98 齿轮宽度 b2=d xd1=1×85=85mm b1=b2+(5-10)=92mm5、校核齿根弯曲强度 校核公式 6F=2k/bm2z1×YF6F 查表6-9齿轮系数为 z1=29

21、 YF1=2.55 Z2=98 YF2=2.21 查表6-10弯疲劳极限为6Flim1=207Mpa 6Flim2=199Mpa查表6-11弯曲疲劳强度的最小安全系数SFmin=1.0齿根许用弯曲应力为6F1=6Flim1/SFmin=207Mpa 6F2=199Mpa比较YF/6F1=2.55/207=0.0123 YF2/6F2=2.214/199=0.0111将较大值YF/6F1和其它参数代入公式 6F1=(2×1.2×215000×2.55/85×32×29)×=59.31Mpa6F1 =207Mpa齿轮弯曲强度足够6、齿轮其

22、它尺寸计算d1=87mma=145.26mmm=3mmz1=29z2=98b2=85mmb1=92mm计算项目计算说明计算结果五.设计齿轮传动 分度圆直径d1=mz1=3×29=87mm d2=3×98=294mm 齿顶高 ha=ham=1×3=3mm齿根高 hf=(ha+c)m=(1+0.25)×3=3.75mm 全齿高 h=ha+hf=3+3.75=6.75mm 齿顶圆直径da1=d1+2ha=87+2×3=93mm da2=d2+2ha=294+2×3=300mm 齿根圆直径df1=d1-2hf=87-2×3.75=7

23、9.5mm df2=d2-2kf=300-2×3.75=286.5mm 中心矩 a=190.5mm 齿宽 b1=92mm b2=85mm7、选择齿轮精度 齿轮圆周速度V1=n1s1/60×1000=3.14×316.31×72.5/60×1000=1.2m/s 查表6-6选齿轮精度，第公差组为7级（一般减速器选7级），由“齿轮传动公差”查得 小齿轮8-7-7 GJ GB 10095-88 大齿轮8-7-7 HK GB 10095-888、确定齿轮结构，绘制齿轮工作图 大小齿轮结构，齿轮工作图，如图1所示d1=87mmd2=294mmha=3mm

24、hf=3.75mmh=6.75mmda1=93mmda2=300mmdf1=79.5mmdf2=286.5mma=190.5mmb1=92mmb2=85mm六主动轴轴的计算说明选择轴的材料确定许用应力普通用途，中小功率减速器定用45钢正火处理，由表11-1查得6b=600Mpa,由表6b-1=55mpa2、精估最小轴径 由表11-2查得A=110，按式（11-2）得dA·=110×=31.04mm轴上开一键槽将轴径增大5%d×1.05=31.04×1.05=33mm因该段轴外端安有大带轮，故取键B10x95 GB1096-793、轴初步设计，绘制轴结构草

25、图 。6b=600Mpa6b-1=55Mpa计算项目计算说明计算结果六主动轴根据轴上零件的位置，齿轮、套筒、左轴承、轴承差和大带轮由左端装配，右轴承从右端装配，轴上零件要做到定位准确，固定可端，因为是直齿轮，采用深沟球轴承，嵌入式轴承轴承盖使轴系两端固定，齿轮通常采用油浴润滑，轴承采用脂润滑。4、轴的结构设计1、轴径确定 d1=33mm d2=d1+2h=d1+2×0.07d1=33×(1+2×0.07)=37.62mm该段装毡圈取标准直径d2=40mmd3=45mm （符合轴承内径，便于轴承装拆）轴承型号初选为6009深沟球轴承 d4=93mm(因与小齿轮一体)

26、 d5=51mm(根据轴承内圈高度h1确定) d6=d3=45mm（两轴承型号相同）2、轴段长度确定 L4=20mm L1=98mm(因为轴外端连接大带轮B=101mm L比B短2-3mm L6=19mm L5=92mm(因为齿轮和轴为一体)L3=16mm L2=50mm (根据箱体宽度，轴承盖结构尺寸和螺钉头到联轴器的间矩初步确定为42-55mm)3、两轴承间的跨矩（认为支点在轴承宽度的中点） L=B+2l2+22+B2=16+2(5-10)+2(10-15)+92=150mm4、齿轮受力计算 分度圆直径d=mz=3×29=87mm 转矩T=9.55×106×p

27、/n=9550000x6.94/308.92=214544mm 圆周力Ft=lT/d=2×214544/87=4932N 径向力Fn=Ftxtana=1759N5、轴径强度校核 1、画轴的受力图（见图a） 2、将齿轮受力分解成水平面H和铅垂面V内的力，见图（b）（d） 3、求水平面和铅垂面内的支反力H面内KHI=Fr/2=897.5NV面内：RV=Rv=Ft/2=24664、绘弯矩圆 H弯矩圆（C） Mhb=MHb=75×RHI=75×897.5=67312.5N.mm V面内弯矩圆（e） Mrb=75Rvi=75×2466=184950N.mm5、 弯

28、矩圆 Mb=196818N.mm绘制转矩图 T=689762N.mm 6、绘制当量弯矩圆（见图）单向传动，转矩为脉动循环 a=0.6 B截面 Med=235160N.mm 截面和x截面Mea=Mei=xT=0.6×214544=128726Nmmd1=33d2=40mmd3=45mmd4=93mmd5=51mmd6=45mmL1=98mmL2=50mm L3=19mmL4=20mmL5=92mmL6=19mm计算项目计算说明计算结果六主动轴6、校核危险截面a 、b da=28.6m db=35mm 考虑键槽da=28.6×1.05=30.03mm<d1=33mm Db

29、=35×1.05=36.75mm<d4=47.5mm 强度足够，无需修改结构计算项目计算说明计算结果七.从动轴轴的计算说明选择轴的材料确定许用应力普通用途，中小功率减速器定用45钢正火处理，由表11-1查得6b=600Mpa,由表6b-1=55mpa2、精估最小轴径 由表11-2查得A=110，按式（11-2）得d X3=A·=110×=45.8m轴上开一键槽将轴径增大5%d×1.05=45.8×1.05=48.1该轴外端安装联轴器，为补偿轴的偏移，选用弹性柱销联轴器。Tc=KT=1.2×9.55×106×6

30、.66/92.2=827.7N.mm查手册选用HL4弹性柱销联轴器孔径d1=50mm与轴外伸直径相符3、轴初步设计绘制轴结构草图 根据轴上零件的位置，齿轮、套筒、左轴承、轴承盖和联轴器左端装配，右轴承从右端装配，轴上零件要做到定位准确固定可靠。直齿轮无轴何力，采用深沟球轴承，凸缘式轴承盖，使轴系两端固定，齿轮通常采用油浴润滑，轴承采用脂润滑。4、轴的结构设计1、轴径确定 d1=50mm d2=d1+2h=d1+2×0.07d1=50×(1+2×0.07)=57mm该段装毡圈取标准直径d2=60mmd3=65mm （符合轴承内径，便于轴承装拆）轴承型号初选为6013

31、深沟球轴承 d4=67mm(取标准直径d4>d3便于装配) d5=d4+2h=67+(1+2×0.08)=78mm(定位轴承) d7=d3=65mm（两轴承同型号）d6=72mm（根据轴承内圈高度h1确定）2、轴段长度确定 L4=88mm(齿轮轮宽B=90mm L4比B小2-3mm) L1=82mm(HL4联轴器J型轴孔B1=84 L1短2-3mm) L7=19mm（轴承宽18mm挡油环厚1mm） L5=8mm（轴环宽度b1.4h=1.4d5-d4/2） L3=B+l2+2+(2-3)mm=18mm+(15-10)mm+(10-15)mm+(2-3)mm=40计算说明计算说明计

32、算结果七.从动轴L2=50mm (根据箱体宽度，轴承盖结构尺寸和螺钉头到联轴器的间矩初步确定为42-55mm) 3、两轴承间的跨矩（认为支点在轴承宽度的中点） L=B+2l2+22+B2=18+2(5-10)+2(10-15)+85=142mm4、齿轮受力计算 分度圆直径d=mz=3×98=294mm 转矩T=9.55×106×p/n=9550000x6.66/92.21=689762N.mm 圆周力Ft=lT/d=2×689762/297=4620N 径向力Fn=Ftxtana=1708N5、轴径强度校核 1、画轴的受力图（见图a） 2、将齿轮受力分解

33、成水平面H和铅垂面V内的力，见图（b）（d） 3、求水平面和铅垂面内的支反力H面内KHI=Fr/2=1708/2=854NV面内：RV=Rv=Ft/2=2346N4、绘弯矩圆 N面内弯矩圆（C） Mnb=MHb=MHb=71×RHI=71×854=60634N V面内弯矩圆（e） Mrb=71Rvi=71×2346=166566N5、合成弯矩圆 Mb=177259Nmm 绘制转矩图 T=689762N.mm 6、绘制当量弯矩圆（见图）单向传动，转矩为脉动循环 a=0.6 B截面 Med= =450222Nmm 截面和x截面 Mea=Mei=xT=0.6×689762=413857Nmm6、校核危险截面a 、b da=42.22mm db=43.42mm 考虑键槽da=42.22×1.05=44.33mm<d4=50mm db=43.42×1.05=45.59<d4=67mm 强度足够，无需修改结构计算项目计算说明计算结果七.从动轴八.主动轴轴承的校核主动轴轴承的校核6009深沟球轴承型额定静载荷Cor=14800N基本当量动载荷Cr=21000N，预期寿命Lh=24000hFr=1795N由表12-11 查得X=1，Y=0Fp=1.5 当量动载