机械设计课程设计说明书(样本)

1、机械设计课程设计说明书( 样本)机械设计基础课程设计说明书撰写说明一课程设计说明书内容封面（附件 1）目录（小标题、页码）摘要1、设计题目（包括1.机器的功能、工作条件及设计要求2. 原始数据 ）2、传动系统方案的拟订（对方案的简要说明及传动装置简图）3、原动机的选择、传动系统的运动及动力参数（包括电动机的功率及转速、型号；总传动比及分配各级传动比；各轴的转速、功率及转矩）的选择与计算4、传动零件的设计计算5、轴的设计计算（初估轴径、结构设计及强度校核）6、键联接的选择计算7、滚动轴承的类型、代号选择及寿命计算8、联轴器的选择9、箱体设计（主要结构尺寸的设计与计算）10、传动装置的润滑密封的选

2、择（润滑及密封的方式、润滑剂的牌号等）11、设计小结（设计体会、设计的优、缺点及改进意见等）12、参考资料目录（资料的统一编号“”、书名、作者、出版单位、出版年月）二说明书撰写规范及要求1）说明书中的计量单位、制图、制表、公式、缩略词和符号应遵循国家的有关规定。2）封面用电子文本打印3）设计说明书要按照设计过程编写，要求结构思路清晰，论据充分、思路清晰、论述简明、书写公正。4）说明书的计算部分应列出计算所用公式，并代入相应的数据，最后的计算结果应标明单位，写出简短的结论及说明，但不用写出非常详细的计算过程。5）为了清楚的书写设计内容，设计说明书中应附有必要的简图，如：机构运动简图、轴的结构简图

3、、轴的受力分析、弯、扭矩图等。6）所引用的计算公式和数据应注明出处（注出参考资料的统一编号“ ”、页数、公式号或表号等）。7）说明书要求用A4 纸排版，对每一单元的内容，都应有大小标题，且清晰醒目。主要的参数、 尺寸和规格以及主要的计算结果可写在纸张右侧已留出的长条框中。最后加上封面装订成册，封面的格式见样本，说明书的书写格式如下表所示。（上下左右各留 20mm）设计计算说明书的书写格式计算项目及内容轴的设计计算6.2 减速器低速轴的设计轴的计算简图（图7-2（b）从动齿轮的受力，根据前面计算知圆周力Ft2=F t1 =2252N径周力Fr2=F r1=831N轴周力Fa2=Fa1 =372N

4、链轮对轴的作用力，根据前面计算知QR=4390N低速轴的空间受力简图，如图7-2（ b）所示。求垂直面内的支承反力，作垂直面内的弯矩图主要结果30mmF t2=2252NF r2=831NF a2=372NQR=4390NM B0,RAYFt 2l 2225254l1 l21126 N5454RAY=1126NY0 ,RYBFt 2RYA22521126 1126 NRBY=1126N求 C 点垂直面内的弯矩M CYRAY l111265460800N m作垂直面内的弯矩图，如图7-2（ d）所示。机械设计课程 - 带式运输机传动装置中的同轴式1 级圆柱齿轮减速器目录设计任务书 1 传动方案的

5、拟定及说明 4 电动机的选择 4 计算传动装置的运动和动力参数5传动件的设计计算 5 轴的设计计算 8滚动轴承的选择及计算 14 键联接的选择及校核计算 16 连轴器的选择 16 减速器附件的选择 17 润滑与密封 18 设计小结 18 参考资料目录 18 机械设计课程设计任务书题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器一 总体布置简图1电动机； 2联轴器； 3齿轮减速器； 4带式运输机； 5鼓轮； 6联轴器二 工作情况：载荷平稳、单向旋转三 原始数据鼓轮的扭矩 T（N?m）： 850鼓轮的直径 D（mm）： 350运输带速度 V（m/s）： 0.7带速允许偏差（）：5使用

6、年限（年）： 5工作制度（班 / 日）： 2四 设计内容电动机的选择与运动参数计算；斜齿轮传动设计计算轴的设计滚动轴承的选择键和连轴器的选择与校核；装配图、零件图的绘制设计计算说明书的编写五 设计任务1 减速器总装配图一张2 齿轮、轴零件图各一张3 设计说明书一份六 设计进度1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写传动方案的拟定及说明由题目所知传动机构类型为： 同轴式二级圆柱齿轮减速器。 故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是： 减速器横向尺寸

7、较小， 两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。电动机的选择1电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式 Y（IP44 ）系列的电动机。2电动机容量的选择1） 工作机所需功率PwPw3.4kW2） 电动机的输出功率PdPw/ 0.904 Pd3.76kW3电动机转速的选择nd（ i1 ?i2 in ） nw初选为同步转速为 1000r/min 的电动机4电动机型号的确定由表 201 查出电动机型号为 Y132M1-6,其额定功率为 4kW，满载转速 960r/min 。基本符合题目所需的要求计算传

8、动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配1计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw 可确定传动装置应有的总传动比为：nm/nw nw38.425.142合理分配各级传动比由于减速箱是同轴式布置，所以i1 i2 。因为 i 25.14 ，取 i 25，i1=i2=5速度偏差为 0.5%5%，所以可行。各轴转速、输入功率、输入转矩项 目 电动机轴 高速轴 I 中间轴 II 低速轴 III 鼓 轮转速（ r/min ） 960 960 192 38.4 38.4功率（ kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57转矩（ N?m） 39.8 39.4 191 925.2

9、888.4传动比 11551效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97传动件设计计算1 选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。2） 精度等级选用 7 级精度；3） 试选小齿轮齿数z120，大齿轮齿数 z2100 的；4） 选取螺旋角。初选螺旋角142按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（ 10 21）试算，即dt 1） 确定公式内的各计算数值1） 试选 Kt 1.62） 由图 10 30 选取区域系数

10、ZH2.4333） 由表 10 7 选取尺宽系数 d14） 由图 10 26 查得 10.75 ， 2 0.87 ，则 1 21.625） 由表 10 6 查得材料的弹性影响系数 ZE189.8Mpa（ 6） 由图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2 550MPa；（ 7） 由式 10 13 计算应力循环次数N160n1jLh 601921（ 283005） 3.32 10e8N2N1/56.64 107（ 8） 由图 10 19 查得接触疲劳寿命系数KHN10.95 ；KHN2 0.98（ 9） 计算接触疲劳许用

11、应力取失效概率为 1，安全系数 S1，由式（ 1012）得 H1 0.95 600MPa 570MPa H2 0.98 550MPa 539MPa H H1 H2/2 554.5MPa2） 计算1） 试算小齿轮分度圆直径 d1t d1t = =67.852） 计算圆周速度v= = =0.68m/s3） 计算齿宽 b 及模数 mnt b=dd1t=167.85mm=67.85mm mnt= = =3.39h=2.25mnt=2.25 3.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.894） 计算纵向重合度 = =0.318 1 tan14 =1.595） 计算载荷系数 K已知载荷平

12、稳，所以取 KA=1根据 v=0.68m/s,7 级精度，由图 10 8 查得动载系数 KV=1.11；由表 104 查的 KH的计算公式和直齿轮的相同，故 KH =1.12+0.18(1+0.6 1 )1 1 +0.23 10 67.85=1.42由表 1013 查得 KF=1.36由表 103 查得 KH=KH =1.4 。故载荷系数K=KAKVKHKH=11.03 1.4 1.42=2.056） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（ 10 10a）得 d1= = mm=73.6mm7） 计算模数 mnmn = mm=3.743按齿根弯曲强度设计由式 (10 17 mn1） 确定计

13、算参数（ 1） 计算载荷系数K=KAKVKFKF=11.03 1.4 1.36=1.962） 根据纵向重合度 =0.318 dz1tan =1.59 ，从图 1028 查得螺旋角影响系数 Y 0。883） 计算当量齿数z1=z1/cos=20/cos 14 =21.89z2=z2/cos=100/cos 14 =109.47（ 4） 查取齿型系数由表 105 查得 YFa1=2.724； Yfa2=2.172（ 5） 查取应力校正系数由表 105 查得 Ysa1=1.569； Ysa2=1.7986） 计算 FF1=500MpaF2=380MPaKFN1=0.95KFN2=0.98 F1=33

14、9.29Mpa F2=266MPa（ 7） 计算大、小齿轮的 并加以比较=0.0126=0.01468大齿轮的数值大。2） 设计计算 mn =2.4 mn=2.54几何尺寸计算1） 计算中心距z1 =32.9 ，取 z1=33 z2=165a =255.07mma 圆整后取 255mm2） 按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos =13 55 50”3） 计算大、小齿轮的分度圆直径d1 =85.00mmd2 =425mm4） 计算齿轮宽度b=dd1b=85mmB1=90mm， B2=85mm5） 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于 500mm，故以选用腹板式为宜。其

15、他有关尺寸参看大齿轮零件图。轴的设计计算拟定输入轴齿轮为右旋轴：1初步确定轴的最小直径d =34.2mm2求作用在齿轮上的受力Ft1= =899NFr1=Ft =337NFa1=Fttan =223N；Ft2=4494NFr2=1685NFa2=1115N3轴的结构设计1） 拟定轴上零件的装配方案i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。IV-V 段分隔两齿轮，直径为 55mm。V-VI 段安装大齿轮，直径为 40mm。VI-VIII 段安装套筒和轴承，直径为

16、35mm。2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1. I-II段轴承宽度为 22.75mm，所以长度为 22.75mm。2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙 12mm，轴承和箱体的间隙 4mm，所以长度为16mm。3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。IV-V 段用于隔开两个齿轮，长度为 120mm。V-VI 段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。VI-VIII长度为 44mm。4 求轴上的载荷66 207.5 63.5Fr1=1418.5NFr2=603.5N查得轴承 30307 的 Y 值为 1.6Fd1=443NFd2=189N因为两

17、个齿轮旋向都是左旋。故： Fa1=638NFa2=189N5精确校核轴的疲劳强度1） 判断危险截面由于截面 IV 处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面2） 截面 IV 右侧的截面上的转切应力为由于轴选用 40cr ，调质处理，所以2P355 表 15-1 ） a) 综合系数的计算由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为， ，2P38 附表 3-2 经直线插入）轴的材料敏感系数为 ， ，2P37 附图 3-1 ）故有效应力集中系数为查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ，2P37 附图 3-2 ）（ 2P39 附图 3-3 ）轴采用磨削加工，表面质量系数为 ，2P40 附图 3-

18、4 ）轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 b) 碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为 ，安全系数的计算轴的疲劳安全系数为故轴的选用安全。I 轴：1作用在齿轮上的力FH1=FH2=337/2=168.5Fv1=Fv2=889/2=444.52初步确定轴的最小直径3轴的结构设计1） 确定轴上零件的装配方案2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为 25mm。考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为 30。该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有 2mm的圆角，则轴承选用 30

19、207 型，即该段直径定为 35mm。该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有 2mm的圆角，经标准化，定为 40mm。为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为 46mm。轴肩固定轴承，直径为 42mm。该段轴要安装轴承，直径定为 35mm。2） 各段长度的确定各段长度的确定从左到右分述如下：该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽 18.25mm，该段长度定为 18.25mm。该段为轴环，宽度不小于 7mm，定为 11mm。该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短 2mm，齿轮宽为 90mm，定为 88mm。该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取 13.5mm、轴承与箱体内壁距离取 4mm（采用油润

20、滑），轴承宽 18.25mm，定为 41.25mm。该段综合考虑箱体突缘厚度、 调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸， 定为 57mm。该段由联轴器孔长决定为 42mm4按弯扭合成应力校核轴的强度W=62748N.mmT=39400N.mm45 钢的强度极限为，又由于轴受的载荷为脉动的，所以。轴1作用在齿轮上的力FH1=FH2=4494/2=2247NFv1=Fv2=1685/2=842.5N2初步确定轴的最小直径3轴的结构设计1） 轴上零件的装配方案2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII直径 60 70 75 8

21、7 79 70长度 105 113.75 83 9 9.5 33.255求轴上的载荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm弯扭校合滚动轴承的选择及计算 I 轴：1求两轴承受到的径向载荷5、 轴承 30206 的校核1） 径向力2） 派生力3） 轴向力由于 ，所以轴向力为，4） 当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为5） 轴承寿命的校核轴：6、 轴承 30307 的校核1） 径向力2） 派生力，3） 轴向力由于 ，所以轴向力为，4） 当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为5） 轴承寿命的校核轴：7、 轴承 32214 的校核1）

22、 径向力2） 派生力3） 轴向力由于 ，所以轴向力为，4） 当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为5） 轴承寿命的校核键连接的选择及校核计算代号 直径mm） 工作长度mm） 工作高度mm） 转矩N?m） 极限应力MPa）高速轴8760（单头） 25 35 3.5 39.8 26.012880（单头） 40 68 4 39.8 7.32中间轴128 70（单头） 40 58 4 191 41.2低速轴201280（单头） 75 60 6 925.2 68.51811110（单头）60 107 5.5 925.2 52.4由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。连轴器的选择由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。二、高速轴用联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ，计算转矩为所以考虑选用弹性柱销联轴器