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零件设计说明书模板（零件设计说明书模板下载）

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本篇文章给大家谈谈零件设计说明书模板，以及零件设计说明书模板下载对应的知识点，希望对各位有所帮助，不要忘了收藏本站喔。

本文目录一览：

1、一级齿轮设计说明书
2、急求机械设计课程设计说明书
3、机械制造与自动化的毕业设计怎么写？
4、一级蜗轮蜗杆减速器课程设计说明书装配图零件图 CAD
5、求齿轮减速器传动设计说明书装配图，零件图做课程设计，满意答复追加50分。
6、机械设计课程说明书

一级齿轮设计说明书

仅供参考

一、传动方案拟定

第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器

（1）工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。

（2）原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；

滚筒直径D=220mm。

运动简图

二、电动机的选择

1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和条件，选用 Y系列三相异步电动机。

2、确定电动机的功率：

（1）传动装置的总效率：

η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒

=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95

=0.86

(2)电机所需的工作功率：

Pd=FV/1000η总

=1700×1.4/1000×0.86

=2.76KW

3、确定电动机转速：

滚筒轴的工作转速：

Nw=60×1000V/πD

=60×1000×1.4/π×220

=121.5r/min

根据表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min

符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表

方案电动机型号额定功率电动机转速（r/min）传动装置的传动比

KW 同转满转总传动比带齿轮

1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63

2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。

4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为

Y100l2-4。

其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。

三、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68

2、分配各级传动比

（1）取i带=3

（2） ∵i总=i齿×i 带π

∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)

nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)

滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)

2、计算各轴的功率（KW）

PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW

PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、计算各轴转矩

Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m

TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m

TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m

五、传动零件的设计计算

1、皮带轮传动的设计计算

（1）选择普通V带截型

由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW

PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW

据PC=3.3KW和n1=473.33r/min

由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带

（2）确定带轮基准直径，并验算带速

由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mmdmin=75

dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm

由课本[1]P190表10-9，取dd2=280

带速V：V=πdd1n1/60×1000

=π×95×1420/60×1000

=7.06m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。

（3）确定带长和中心距

初定中心距a0=500mm

Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0

=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450

=1605.8mm

根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm

确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2

=497mm

(4) 验算小带轮包角

α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a

=1800-57.30×(280-95)/497

=158.6701200（适用）

（5）确定带的根数

单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=1.4KW

i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW

查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99

Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]

=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]

=2.26 (取3根)

(6) 计算轴上压力

由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：

F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN

则作用在轴承的压力FQ

FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)

=791.9N

2、齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常

齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；

精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。

(2)按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

确定有关参数如下：传动比i齿=3.89

取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78

由课本表6-12取φd=1.1

(3)转矩T1

T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm

(4)载荷系数k : 取k=1.2

(5)许用接触应力[σH]

[σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：

σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa

接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算

N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109

N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108

查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05

按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0

[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa

[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa

故得：

d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

=49.04mm

模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm

取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5

(6)校核齿根弯曲疲劳强度

σ bb=2KT1YFS/bmd1

确定有关参数和系数

分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm

d2=mZ2=2.5×78mm=195mm

齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm

取b2=55mm b1=60mm

(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95

(8)许用弯曲应力[σbb]

根据课本[1]P116：

[σbb]= σbblim YN/SFmin

由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa

由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1

弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1

计算得弯曲疲劳许用应力为

[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa

[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa

校核计算

σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa [σbb1]

σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa [σbb2]

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

(9)计算齿轮传动的中心矩a

a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm

(10)计算齿轮的圆周速度V

计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s

因为V＜6m/s，故取8级精度合适．

六、轴的设计计算

从动轴设计

1、选择轴的材料确定许用应力

选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

2、按扭转强度估算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，

从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：

d≥C

查[2]表13-5可得，45钢取C=118

则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm

考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm

3、齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N

齿轮作用力：

圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N

径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N

4、轴的结构设计

轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。

（1）、联轴器的选择

可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85

（2）、确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置

在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现

轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴

承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通

过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合

分别实现轴向定位和周向定位

（3）、确定各段轴的直径

将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），

考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm

齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5

满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.

(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.

(5）确定轴各段直径和长度

Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mm

II段:d2=40mm

初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,

宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：

L2=（2+20+19+55）=96mm

III段直径d3=45mm

L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直径d4=50mm

长度与右面的套筒相同，即L4=20mm

Ⅴ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm

(6)按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：已知d1=195mm

②求转矩：已知T2=198.58N?m

③求圆周力：Ft

根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N

④求径向力Fr

根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm

(1)绘制轴受力简图（如图a）

（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）

轴承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N

FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m

(4)绘制合弯矩图（如图d）

MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m

(5)绘制扭矩图（如图e）

转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m

(6)绘制当量弯矩图（如图f）

转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+(αT)2]1/2

=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m

(7)校核危险截面C的强度

由式（6-3）

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453

=7.14MPa [σ-1]b=60MPa

∴该轴强度足够。

主动轴的设计

1、选择轴的材料确定许用应力

选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

2、按扭转强度估算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，

从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：

d≥C

查[2]表13-5可得，45钢取C=118

则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm

考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm

3、齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N

齿轮作用力：

圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N

径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N

确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置

在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定

，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴

承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通

过两端轴承盖实现轴向定位，

4 确定轴的各段直径和长度

初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,

宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

(2)按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：已知d2=50mm

②求转矩：已知T=53.26N?m

③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N

④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N

⑤∵两轴承对称

∴LA=LB=50mm

(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N

FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N

(2) 截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m

(3)截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m

(4)计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（192+52.52）1/2

=55.83N?m

(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4

Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2

=59.74N?m

(6)校核危险截面C的强度

由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)

=22.12Mpa[σ-1]b=60Mpa

∴此轴强度足够

（7）滚动轴承的选择及校核计算

一从动轴上的轴承

根据根据条件，轴承预计寿命

L'h=10×300×16=48000h

(1)由初选的轴承的型号为: 6209,

查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,

查[2]表10.1可知极限转速9000r/min

（1）已知nII=121.67(r/min)

两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N

根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力

FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N

(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N

(3)求系数x、y

FA1/FR1=682N/1038N =0.63

FA2/FR2=682N/1038N =0.63

根据课本P265表（14-14）得e=0.68

FA1/FR1e x1=1 FA2/FR2e x2=1

y1=0 y2=0

(4)计算当量载荷P1、P2

根据课本P264表（14-12）取f P=1.5

根据课本P264（14-7）式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N

P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N

(5)轴承寿命计算

∵P1=P2 故取P=1624N

∵深沟球轴承ε=3

根据手册得6209型的Cr=31500N

由课本P264（14-5）式得

LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h48000h

∴预期寿命足够

二.主动轴上的轴承:

(1)由初选的轴承的型号为:6206

查[1]表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,

基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN,

查[2]表10.1可知极限转速13000r/min

根据根据条件，轴承预计寿命

L'h=10×300×16=48000h

（1）已知nI=473.33(r/min)

两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N

根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力

FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N

(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N

(3)求系数x、y

FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63

FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63

根据课本P265表（14-14）得e=0.68

FA1/FR1e x1=1 FA2/FR2e x2=1

y1=0 y2=0

(4)计算当量载荷P1、P2

根据课本P264表（14-12）取f P=1.5

根据课本P264（14-7）式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N

P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N

(5)轴承寿命计算

∵P1=P2 故取P=1693.5N

∵深沟球轴承ε=3

根据手册得6206型的Cr=19500N

由课本P264（14-5）式得

LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h48000h

∴预期寿命足够

七、键联接的选择及校核计算

1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6

高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79

大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79

轴与联轴器的键为：键10×40 GB1096-79

2．键的强度校核

大齿轮与轴上的键：键14×45 GB1096-79

b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm

圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N

挤压强度： =56.93125~150MPa=[σp]

因此挤压强度足够

剪切强度： =36.60120MPa=[ ]

因此剪切强度足够

键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。

八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~

1、减速器附件的选择

通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5

油面指示器

选用游标尺M12

起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳.

放油螺塞

选用外六角油塞及垫片M18×1.5

根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号：

起盖螺钉型号：GB/T5780 M18×30,材料Q235

高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8X12,材料Q235

低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20,材料Q235

螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235

箱体的主要尺寸：

：

(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8

(2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45

取z1=8

(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12

(4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12

(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20

(6)地脚螺钉直径df =0.036a+12=

0.036×122.5+12=16.41(取18)

(7)地脚螺钉数目n=4 (因为a250)

(8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)

(9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)

(10)连接螺栓d2的间距L=150-200

(11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)

(12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)

(13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8

(14)df.d1.d2至外箱壁距离C1

(15) Df.d2

(16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。

(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10）

(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞9.6 mm

(19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm

(20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm

(21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3

D～轴承外径

(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取S＝D2.

九、润滑与密封

1.齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν12m/s，当m20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。

2.滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

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GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。

4.密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

十、设计小结

课程设计体会

课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！

课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。

十一、参考资料目录

[1]《机械设计基础课程设计》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第2版；

[2] 《机械设计基础》，机械工业出版社胡家秀主编 2007年7月第1版

急求机械设计课程设计说明书

给你设计数据，仅供参考.

传动设计算：

由已知设计条件：P'=7.35KW，N'=90 r/min。

圆柱齿轮的传动效率为0.97~0.98,取0.98，则齿轮减速器的输入功率为

P=P'/0.98=7.5 kw

查表，选择电动机，型号Y160L-8，额定功率7.5kw,额定转速720r/min

传动比i=720/90=8

减速器设计为单级圆柱直齿轮传动。

图纸还是你自己出吧，这是一个机械专业的学生应该掌握的基本知识。

我也是学机械出身的，当时做课程设计，最初也是无从下手，不过最后面还是自己做出来了。

我们当时资料只能从图书馆查，图纸用手绘，设计说明书用笔写。

现在想起来也挺有意思的，每天背一个绘图板，拿着绘图工具（丁字尺、三角板、圆规、铅笔），

从早上8点开始，晚上10：30结束，累啊。

不过，当时的女朋友经常会跑过来，很“崇拜”看着我，哎，现在她已经是为人妻为人母了。

而现在，资料可以从网上查，图纸用CAD，说明书WORD来就行了。

如果这还做不出来，那毕业之后，工作了，怎么办呢？

机械设计的前途还是光明的，努力吧~~

以下是用机械设计手册电子版的齿轮传动设计程序的数据，仅供你参考：

渐开线圆柱齿轮传动设计报告

一、设计信息

设计者 VIP

设计单位 VIP

设计日期 Date=2008-6-20

设计时间 Time=8:57:53

二、设计参数

传递功率 P=7.50(kW)

传递转矩 T=99.47(N·m)

齿轮1转速 n1=720(r/min)

齿轮2转速 n2=90(r/min)

传动比 i=8.00

原动机载荷特性 SF=均匀平稳

工作机载荷特性 WF=轻微振动

预定寿命 H=58000(小时)

三、布置与结构

结构形式闭式

齿轮1布置形式对称布置

齿轮2布置形式对称布置

四、材料及热处理

齿面啮合类型硬齿面

热处理质量级别 MQ

齿轮1材料及热处理 40Cr表面淬火

齿轮1硬度取值范围 HBS=48～55

齿轮1硬度 HBS1=52

齿轮2材料及热处理 45表面淬火

齿轮2硬度取值范围 HBS=45～50

齿轮2硬度 HB=48

五、齿轮精度 7级

六、齿轮基本参数

模数(法面模数) Mn=3

端面模数 Mt=3.00

螺旋角 β=0(度)

基圆柱螺旋角 βb=0(度)

齿轮1齿数 Z1=19

齿轮1变位系数 X1=0.00

齿轮1齿宽 B1=23(mm)

齿轮2齿数 Z2=152

齿轮2变位系数 X2=0.00

齿轮2齿宽 B2=23(mm)

标准中心距 A0=256.500(mm)

实际中心距 A=256.500(mm)

齿数比 U=8.0

齿轮1分度圆直径 d1=57.00(mm)

齿轮1齿顶圆直径 da1=63.00(mm)

齿轮1齿根圆直径 df1=49.50(mm)

齿轮1齿顶高 ha1=3.00(mm)

齿轮1齿根高 hf1=3.75(mm)

齿轮1全齿高 h1=6.75(mm)

齿轮1齿顶压力角 αat1=31.766780(度)

齿轮2分度圆直径 d2=456.00(mm)

齿轮2齿顶圆直径 da2=462.00(mm)

齿轮2齿根圆直径 df2=448.50(mm)

齿轮2齿顶高 ha2=3.00(mm)

齿轮2齿根高 hf2=3.75(mm)

齿轮2全齿高 h2=6.75(mm)

齿轮2齿顶压力角 αat2=21.953309(度)

齿轮1公法线跨齿数 K1=3

齿轮1公法线长度 Wk1=22.93930(mm)

齿轮2公法线跨齿数 K2=17

齿轮2公法线长度 Wk2=152.51703(mm)

齿顶高系数 ha*=1.00

顶隙系数 c*=0.25

压力角 α*=20(度)

端面齿顶高系数 ha*t=1.00

端面顶隙系数 c*t=0.25

端面压力角 α*t=20(度)

七、检查项目参数

齿轮1齿距累积公差 Fp1=0.04259

齿轮1齿圈径向跳动公差 Fr1=0.03600

齿轮1公法线长度变动公差 Fw1=0.02861

齿轮1齿距极限偏差 fpt(±)1=0.01560

齿轮1齿形公差 ff1=0.01171

齿轮1一齿切向综合公差 fi'1=0.01639

齿轮1一齿径向综合公差 fi''1=0

齿轮1齿向公差 Fβ1=0.01229

齿轮1切向综合公差 Fi'1=0.05430

齿轮1径向综合公差 Fi''1=0.05040

齿轮1基节极限偏差 fpb(±)1=0.01466

齿轮1螺旋线波度公差 ffβ1=0.01639

齿轮1轴向齿距极限偏差 Fpx(±)1=0.01229

齿轮1齿向公差 Fb1=0.01229

齿轮1x方向轴向平行度公差 fx1=0.01229

齿轮1y方向轴向平行度公差 fy1=0.00615

齿轮1齿厚上偏差 Eup1=-0.06239

齿轮1齿厚下偏差 Edn1=-0.24958

齿轮2齿距累积公差 Fp2=0.10401

齿轮2齿圈径向跳动公差 Fr2=0.06305

齿轮2公法线长度变动公差 Fw2=0.04545

齿轮2齿距极限偏差 fpt(±)2=0.01870

齿轮2齿形公差 ff2=0.01670

齿轮2一齿切向综合公差 fi'2=0.02124

齿轮2一齿径向综合公差 fi''2=0

齿轮2齿向公差 Fβ2=0.00630

齿轮2切向综合公差 Fi'2=0.12071

齿轮2径向综合公差 Fi''2=0.08828

齿轮2基节极限偏差 fpb(±)2=0.01758

齿轮2螺旋线波度公差 ffβ2=0.02124

齿轮2轴向齿距极限偏差 Fpx(±)2=0.00630

齿轮2齿向公差 Fb2=0.00630

齿轮2x方向轴向平行度公差 fx2=0.00630

齿轮2y方向轴向平行度公差 fy2=0.00315

齿轮2齿厚上偏差 Eup2=-0.07482

齿轮2齿厚下偏差 Edn2=-0.29927

中心距极限偏差 fa(±)=0.03645

八、强度校核数据

齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1186.4(MPa)

齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=672.0(MPa)

齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1496.1(MPa)

齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=834.8(MPa)

齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=1150.0(MPa)

齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=640.0(MPa)

齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1450.2(MPa)

齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=795.1(MPa)

接触强度用安全系数 SHmin=1.00

弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40

接触强度计算应力 σH=864.8(MPa)

接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足

齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=225.2(MPa)

齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=197.4(MPa)

齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足

齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足

九、强度校核相关系数

齿形做特殊处理 Zps=特殊处理

齿面经表面硬化 Zas=表面硬化

齿形 Zp=一般

润滑油粘度 V50=120(mm^2/s)

有一定量点馈 Us=允许

小齿轮齿面粗糙度 Z1R=Rz＞6μm(Ra≤1μm)

载荷类型 Wtype=静强度

齿根表面粗糙度 ZFR=Rz≤16μm (Ra≤2.6μm)

刀具基本轮廓尺寸

圆周力 Ft=3490.175(N)

齿轮线速度 V=2.149(m/s)

使用系数 Ka=1.250

动载系数 Kv=1.065

齿向载荷分布系数 KHβ=1.000

综合变形对载荷分布的影响 Kβs=1.000

安装精度对载荷分布的影响 Kβm=0.000

齿间载荷分布系数 KHα=1.100

节点区域系数 Zh=2.495

材料的弹性系数 ZE=189.800

接触强度重合度系数 Zε=0.872

接触强度螺旋角系数 Zβ=1.000

重合、螺旋角系数 Zεβ=0.872

接触疲劳寿命系数 Zn=1.30000

润滑油膜影响系数 Zlvr=0.97000

工作硬化系数 Zw=1.00000

接触强度尺寸系数 Zx=1.00000

齿向载荷分布系数 KFβ=1.000

齿间载荷分布系数 KFα=1.100

抗弯强度重合度系数 Yε=0.687

抗弯强度螺旋角系数 Yβ=1.000

抗弯强度重合、螺旋角系数 Yεβ=0.687

寿命系数 Yn=1.73925

齿根圆角敏感系数 Ydr=1.00000

齿根表面状况系数 Yrr=1.00000

尺寸系数 Yx=1.00000

齿轮1复合齿形系数 Yfs1=4.42487

齿轮1应力校正系数 Ysa1=1.53717

齿轮2复合齿形系数 Yfs2=3.87834

齿轮2应力校正系数 Ysa2=1.78561

机械制造与自动化的毕业设计怎么写？

PP:348414338

模具类毕业设计

1毕业论文箱体锁扣注射模具设计（内含两份） 2毕业论文利用Pro/e进行电话机机壳模具设计

3毕业设计冲压工艺及模具设计 4毕业设计冲裁垫片模具的设计

5毕业论文旋转体的冲压工艺与模具设计　 6毕业设计论文（说明书）封闭板成形模及冲压工艺

7毕业论文塑料盒模具 8毕业设计圆球模具设计与制造

9毕业设计罩壳设计说明书 10毕业设计压铸模设计

11毕业设计带式输送机的传动装置 12毕业设计手柄冲孔、落料级进模设计与制造

13毕业设计硅胶(RB)手机按键模具分析与制作 14毕业设计注射器盖毕业课程设计说明书

15毕业设计离合器冲模设计 16毕业设计托板零件冲模设计

17冲压摸具毕业设计设计该零件的冲裁模　 18 基于PROE的模具设计（附PROE零件图，操作录像）

19毕业论文盖冒垫片模具设计说明书 20毕业设计发动机支承限位件的模具设计与制造

21毕业设计论文塑料模具设计（注射器盖） 22毕业设计喷墨打印机部件模具设计

23毕业论文手柄限位杆盒冲压件设计 24毕业设计冰箱调温按钮塑模设计说明书

25毕业论文瓶盖拉深模的设计 26毕业论文箱体锁扣注射模具设计（内含两份）

27毕业论文密封垫片冲裁模设计 28毕业论文塑料闸瓦钢背弯曲模设计

29毕业论文 22型车门垫板冲裁模设计与制造 30毕业设计 HFJ6351D型汽车工具箱盖单型腔注塑模设计

31毕业设计论文封闭板成形模及冲压工艺 32毕业设计 “远舰”轿车双摆臂悬架的设计及产品建模

33毕业设计说明书电池板铝边框冲孔模的设计 34毕业设计油封骨架冲压模具设计

35水管联接压盖模具设计毕业设计 36毕业设计外缘翻边圆孔板的塑料模设计

37宁波工程学院机械工程系毕业设计塑料模 38塑模具设计

39XX轻工职业技术学院毕业设计管座及其加工模具的设计

40机械工程系模具专业2006届毕业设计说明书：横排地漏封水筒注塑模机械,机电类毕业设计

1毕业设计可伸缩带式输送机结构设计 2毕业设计 AWC机架现场扩孔机设计

3毕业论文复合化肥混合比例装置及PLC控制系统设计 4机械设计课程设计带式输送机说明书和总装图

4毕业设计冲压废料自动输送装置 5专用机床ＰＬＣ控制系统的设计

6课程设计带式输送机传动装置 7毕业论文桥式起重机副起升机构设计

8毕业论文两齿辊破碎机设计 9 63CY14-1B轴向柱塞泵改进设计（共32页，19000字）

10毕业设计连杆孔研磨装置设计

11毕业设计旁承上平面与下心盘上平面垂直距离检测装置的设计

12.. 机械设计课程设计带式运输机传动装置设计 13皮带式输送机传动装置的一级圆柱齿轮减速器

14毕业设计（论文）立轴式破碎机设计 15毕业设计（论文） C6136型经济型数控改造(横向)

16高空作业车工作臂结构设计及有限元分析 17 2007届毕业生毕业设计机用虎钳设计

18毕业设计无轴承电机的结构设计 19毕业设计平面关节型机械手设计

20毕业设计三自由度圆柱坐标型工业机器人

21毕业设计XKA5032A/C数控立式升降台铣床自动换刀设计

22毕业设计四通管接头的设计 23课程设计：带式运输机上的传动及减速装置

24毕业设计(论文) 行星减速器设计三维造型虚拟设计分析

25毕业设计论文关节型机器人腕部结构设计

26本科生毕业设计全套资料 Z32K型摇臂钻床变速箱的改进设计/

27毕业设计 EQY-112-90 汽车变速箱后面孔系钻削组合机床设计

28毕业设计 D180柴油机12孔攻丝机床及夹具设计

29毕业设计 C616型普通车床改造为经济型数控车床

30毕业设计（论文）说明书中单链型刮板输送机设计

液压类毕业设计

1毕业设计 ZFS1600/12/26型液压支架掩护梁设计

2毕业设计液压拉力器

3毕业设计液压台虎钳设计

4毕业设计论文双活塞液压浆体泵液力缸设计

5毕业设计 GKZ高空作业车液压和电气控制系统设计数控加工类毕业设计

1课程设计设计低速级斜齿轮零件的机械加工工艺规程

2毕业设计普通车床经济型数控改造

3毕业论文钩尾框夹具设计（镗φ92孔的两道工序的专用夹具）

...4 机械制造工艺学课程设计设计“拨叉”零件的机械加工工艺规程及工艺装备（年产量5000件）

5课程设计四工位专用机床传动机构设计

6课程设计说明书设计“推动架”零件的机械加工工艺及工艺设备

7机械制造技术基础课程设计制定CA6140车床法兰盘的加工工艺，设计钻4×φ9mm孔的钻床夹具

8械制造技术基础课程设计设计“CA6140车床拨叉”零件的机械加工工艺及工艺设备

9毕业设计轴类零件设计

10毕业设计壳体零件机械加工工艺规程制订及第工序工艺装备设计

11毕业设计单拐曲轴零件机械加工规程设计说明书

12机械制造课程设计机床传动齿轮的工艺规程设计（大批量）

13课程设计轴零件的机械加工工艺规程制定

14毕业论文开放式CNC（Computer Numerical Control）系统设计

15毕业设计单拐曲轴工艺流程

16毕业设计壳体机械加工工艺规程

17毕业设计连杆机械加工工艺规程

18毕业设计(论文) 子程序在冲孔模生产中的运用——编制数控加工（1#-6#）标模点孔的程序

19毕业设计 XKA5032A/C数控立式升降台铣床自动换刀装置的设计

20机械制造技术基础课程设计设计“减速器传动轴”零件的机械加工工艺规程（年产量为5000件）

21课程设计杠杆的加工

22毕业设计 2SA3.1多回转电动执行机构箱体加工工艺规程及工艺装备设计

23毕业论文数控铣高级工零件工艺设计及程序编制

24毕业论文数控铣高级工心型零件工艺设计及程序编制

25毕业设计连杆的加工工艺及其断面铣夹具设计

26机械制造工艺学课程设计说明书：设计“CA6140车床拨叉”零件的机械加工工艺及工艺设备杂合

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33毕业设计说明书电池板铝边框冲孔模的设计 34毕业设计油封骨架冲压模具设计

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13课程设计轴零件的机械加工工艺规程制定

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16毕业设计壳体机械加工工艺规程

17毕业设计连杆机械加工工艺规程

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OO:348414338

一级蜗轮蜗杆减速器课程设计说明书装配图零件图 CAD

有图，设计参数可能不同

看一下你要的是不是这个图，需要的是不是这个图，请看看这个帖子有贴图，如果能帮你请hi我或者确认你的帖子时说明，我收到最佳答案的通知后传你邮箱图纸

求齿轮减速器传动设计说明书装配图，零件图做课程设计，满意答复追加50分。

单级斜齿圆柱减速器设计说明书

院（系）机械与汽车工程学院

专业

班级

学号

姓名

专业教研室、研究所负责人

指导教师

年月日

XXXXXXX 大学

课程设计（论文）任务书

兹发给车辆工程班学生课程设计（论文）任务书，内容如下：

1．设计题目：V带——单级斜齿圆柱减速器

2．应完成的项目：

（1）减速器的总装配图一张(A1)

（2）齿轮零件图一张(A3)

（3）轴零件图一张(A3)

（4）设计说明书一份

3．本设计（论文）任务书于2008 年月日发出，应于2008 年月日前完成，然后进行答辩。

专业教研室、研究所负责人审核年月日

指导教师签发年月日

程设计（论文）评语：课程设计（论文）总评成绩：

课程设计（论文）答辩负责人签字：

年月日

一．传动方案的确定―――――――――――――――5

二．原始数据――――――――――――――――――5

三．确定电动机的型号――――――――――――――5

四．确定传动装置的总传动比及分配――――――――6

五．传动零件的设计计算―――――――――――――7

六．减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计――――――13

七．轴的设计――――――――――――――――――14

八．滚动轴承的选择和计算――――――――――――19

九．键联接的选择和强度校核―――――――――――22

十．联轴器的选择和计算―――――――――――――22

十一．减速器的润滑―――――――――――――――22

十二．参考文献―――――――――――――――――2计算过程及计算说明

一、传动方案拟定二、原始数据：

带拉力：F=5700N, 带速度：v=2.28m/s, 滚筒直径：D=455mm

运输带的效率：工作时载荷有轻微冲击；室内工作，水份和灰份为正常状态，产品生产批量为成批生产，允许总速比误差 4％，要求齿轮使用寿命为10年，二班工作制；轴承使用寿命不小于15000小时。

三、电动机选择

(1) 选择电动机类型：选用Y系列三相异步电动机

(2) 选择电动机功率：:

运输机主轴上所需要的功率：

传动装置的总效率：

，，，，分别是：V带传动，齿轮传动（闭式，精度等级为8），圆锥滚子轴承（滚子轴承一对），联轴器（刚性联轴器），运输带的效率。查《课程设计》表2-3，

取：

所以：

电动机所需功率: ，

查《课程设计》表16-1 取电动机Y200L1-6的额定功率

（3）选择电动机的转速

取V带传动比范围(表2-2) ≤2～4；单级齿轮减速器传动比＝3～6

滚筒的转速：

电动机的合理同步转速：

查表16-1得电动机得型号和主要数据如下（同步转速符合）

电动机型号额定功率(kW) 同步转速(r/min) 满载转速nm

(r/min) 堵载转矩

额定转矩最大转矩

额定转矩

Y200L1-6 18.5 1000 970 1.8 2.0

查表16-2得电动机得安装及有关尺寸

中心高

H 外形尺寸

底脚安装尺寸

地脚螺栓孔直径

轴伸尺寸

键公称尺寸

200 775×(0.5×400+310) ×310 318×305 19 55×110 16×

五、计算总传动比及分配各级的传动比

传动装置得总传动比：

取V带传动比：；单级圆柱齿轮减速器传动比：

(1) 计算各轴得输入功率

电动机轴：

轴Ⅰ（减速器高速轴）:

轴Ⅱ（减速器低速轴）:

(2) 计算各轴得转速

电动机轴:

轴Ⅰ :

轴Ⅱ :

（3）计算各轴得转矩

电动机轴

轴Ⅰ :

轴Ⅱ :

上述数据制表如下：

参数

轴名输入功率

（）

转速

（）

输入转矩

（）

传动比

效率

电动机轴 15.136 970 182.14 1.6893 0.95

轴Ⅰ（减速器高速轴） 14.379 574.20 239.15 6 0.97

轴Ⅱ（减速器低速轴） 13.669 95.70 1364.07

五、传动零件的设计计算

1. 普通V带传动得设计计算

① 确定计算功率

则：，式中，工作情况系数取＝1.3

② 根据计算功率与小带轮的转速，查《机械设计基础》图10-10，选择SPA型窄V带。

③ 确定带轮的基准直径

取小带轮直径: ，

大带轮直径 :

根据国标：GB/T 13575.1-1992 取大带轮的直径

④ 验证带速:

在之间。故带的速度合适。

⑤确定V带的基准直径和传动中心距

初选传动中心距范围为：，初定

V带的基准长度：

查《机械设计》表2.3，选取带的基准直径长度

实际中心距：

⑥ 验算主动轮的最小包角

故主动轮上的包角合适。

⑦ 计算V带的根数z

,由，，

查《机械设计》表2.5a，得，由，查表2.5c，得额定功率的增量: ,查表2.8，得，查表2.9，得

，取根。

⑧ 计算V带的合适初拉力

查《机械设计》表2.2，取

得

⑨ 计算作用在轴上的载荷 :

⑩ 带轮的结构设计（单位）mm

带轮

尺寸

小带轮

槽型 C

基准宽度

基准线上槽深

2.75

基准线下槽深

11.0

槽间距

15.0 0.3

槽边距

轮缘厚

外径

内径

带轮宽度

带轮结构腹板式

V带轮采用铸铁HT150或HT200制造，其允许的最大圆周速度为25m/s.

2. 齿轮传动设计计算

（1）择齿轮类型，材料，精度，及参数

① 选用斜齿圆柱齿轮传动（外啮合）；

② 选择齿轮材料：由课本附表1.1选大、小齿轮的材料均为45钢，并经调质后表面淬火，齿面硬度为HRC1=HRC2=45；

③ 选取齿轮为7级的精度（GB 10095－88）；

④ 初选螺旋角

⑤ 选小齿轮的齿数；大齿轮的齿数

（2）按齿面接触疲劳强度设计

由设计计算公式进行试算，即

A. 确定公式内各个计算数值

① 试选载荷系数Kt=1.5

② 小齿轮传递的转矩：

③ 由《机械设计》表12.5得齿宽系数（对硬齿面齿轮，取值偏下极限）

④ 由《机械设计》表12.4弹性影响系数

⑤ 节点区域系数

所以，得到 =2.4758

⑥ 端面重合度

＝

代入上式可得：

⑦ 接触疲劳强度极限σHlim1=σHlim2=1000Mpa (图12.6)

⑧ 应力循环次数

N1=60 nⅠjLh=60x574.20x1x(2x8x300x10)=16.5x108

N2= N1/i2=16.5x108/6=2.75x108

⑨ 接触疲劳寿命系数根据图12.4

⑩ 接触疲劳许用应力取

=0.91 1000/1.2Mpa=758.33 MPa

=0.96 1000/1.2Mpa=800 Mpa

因为 =779.165MPa1.23 =984MPa, 故取＝779.165 Mpa

B. 计算

① 试算小齿轮分度圆

② 计算圆周速度： =

③ 计算齿宽： = 1 57.24 = 57.24 mm

④ 齿宽与齿高之比：

/(2.25 )

⑤ 计算载荷系数K

根据v=2.28m/s，7级精度，由附图12.1查得动载系数 =1.07

由附表12.2查得；由附表12.1查得 .25

参考课本附表12.3中6级精度公式，估计 1.34,对称

1.313取 =1.313

由附图12.2查得径向载荷分布系数 =1.26

载荷系数

⑥ 按实际的载荷系数修正分度圆直径

＝

⑦ 计算模数

3、按齿根弯曲疲劳强度设计

A. 确定公式中的各参数

① 载荷系数K：

则

② 齿形系数和应力校正系数

当量齿数＝＝21.6252，

＝＝112.2453

③ 螺旋角影响系数

轴面重合度＝＝0.9385

取＝1得 =0.9374

④ 许用弯曲应力

查课本附图6.5得，取 =1.4，则

＝0.86 500/1.4Mpa＝307 Mpa

=0.88 500/1.4Mpa＝314 Mpa

⑤ 确定

=2.73 1.57/307=0.01396

=2.17 1.80/314=0.01244

以代入公式计算

B. 计算模数mn

比较两种强度计算结果，确定

4、几何尺寸的计算

① 中心距＝3 （21＋126）/ (2cos80)=223mm

取中心距

② 修正螺旋角：

③ 分度圆直径：

④ 齿宽，取B2=65 mm，B1=70 mm

⑤ 齿轮传动的几何尺寸，制表如下：(详细见零件图)

名称代号计算公式结果

小齿轮大齿轮

中心距

223 mm

传动比

法面模数

设计和校核得出 3

端面模数

3.034

法面压力角

螺旋角

一般为

齿顶高

3mm

齿根高

3.75mm

全齿高

6.75mm

顶隙 c

0.75mm

齿数 Z

21 126

分度圆直径

64.188mm 382.262 mm

齿顶圆直径

70.188 mm 388.262mm

齿根圆直径

57.188 mm 375.262 mm

齿轮宽 b

70mm 65mm

螺旋角方向

左旋右旋

六、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计

查《设计基础》表3-1经验公式，及结果列于下表。

名称代号尺寸计算结果(mm)

底座壁厚

箱盖壁厚

底座上部凸圆厚度

箱盖凸圆厚度

底座下部凸圆厚度

底座加强筋厚度 e

底盖加强筋厚度

地脚螺栓直径 d 或表3.4

地脚螺栓数目 n 表3--4 6

轴承座联接螺栓直径

0.75d 12

箱座与箱盖联接螺栓直径

(0.5—0.6)d 8

轴承盖固定螺钉直径

(0.4—0.5)d 8

视孔盖固定螺钉直径

(0.3—0.4)d 5

轴承盖螺钉分布圆直径

155/140

轴承座凸缘端面直径

185/170

螺栓孔凸缘的配置尺寸

表3--2 22，18，30

地脚螺栓孔凸缘配置尺寸

表3--3 25，23，45

箱体内壁与齿轮距离

箱体内壁与齿轮端面距离

底座深度 H

244

外箱壁至轴承端面距离

七、轴的设计计算

1. 高速轴的设计

① 选择轴的材料：选取45号钢，调质，HBS＝230

② 初步估算轴的最小直径

根据教材公式，取 =110，则: =32.182mm

因为与V带联接处有一键槽,所以直径应增大5%

③ 轴的结构设计:

考虑带轮的机构要求和轴的刚度，取装带轮处轴径，根据密封件的尺寸，选取装轴承处的轴径为:

两轴承支点间的距离：，

式中： ―――――小齿轮齿宽，

―――――― 箱体内壁与小齿轮端面的间隙，

――――――― 箱体内壁与轴承端面的距离，

――――― 轴承宽度，选取30310圆锥滚子轴承，查表13-1，得到

得到：

带轮对称线到轴承支点的距离

式中： ------------轴承盖高度，

t ――――轴承盖的凸缘厚度， ,故，

―――――螺栓头端面至带轮端面的距离，

―――――轴承盖M8螺栓头的高度，查表可得 mm

――――带轮宽度，

得到：

2.按弯扭合成应力校核轴的强度。

①计算作用在轴上的力

小齿轮受力分析

圆周力：

径向力：

轴向力：

②计算支反力

水平面：

垂直面：

所以:

③ 作弯矩图

水平面弯矩：

垂直面弯矩：

合成弯矩：

④ 作转矩图（见P22页） T1=239.15Nm

当扭转剪力为脉动循环应变力时，取系数，

则：

⑤ 按弯扭合成应力校核轴的强度

轴的材料是45号钢，调质处理，其拉伸强度极限，对称循环变应力时的许用应力。

由弯矩图可以知道，A剖面的计算弯矩最大，该处的计算应力为：

D 剖面的轴径最小，该处的计算应力为：

（安全）

⑥ 轴的结构图见零件图所示

2.低速轴的设计

(1).选择轴的材料:选择45号钢,调质,HBS=230

(2). 初步估算轴的最小直径:取A=110,

两个键，所以 mm

考虑联轴器的机构要求和轴的刚度，取装联轴器处轴径，根据密封件的尺寸，选取装轴承处的轴径为: 选30214 轴承 T=26.25

(3).轴的结构设计,初定轴径及轴向尺寸:考虑

---螺栓头端面至带轮端面的距离,

k ----轴承盖M12螺栓头的高度,查表可得k=7.5mm ，选用6个

L---轴联轴器长度,L=125mm

得到:

(4).按弯曲合成应力校核轴的强度

①计算作用的轴上的力

齿轮受力分析:圆周力: N

径向力:

轴向力:

③ 计算支反力:

水平面:

垂直面: ，

，

③ 作弯矩图

水平面弯矩：

垂直面弯矩：

合成弯矩：

④ 作转矩图 T2=1364.07Nm

当扭转剪力为脉动循环应变力时，取系数 , 则:

⑤ 按弯扭合成应力校核轴的强度

轴的材料是45号钢，调质处理，其拉伸强度极限，对称循环变应力时的许用应力。

由弯矩图可以知道，C剖面的计算弯矩最大，该处的计算应力为：

D 剖面的轴径最小，该处的计算应力为：

（安全）

（5）轴的结构图见零件图所示：

八、滚动轴承的选择和计算

1.高速轴滚动轴承的选择和寿命计算

① 选取的轴承：型号为30310圆锥滚子轴承（每根轴上安装一对）

②轴承A的径向载荷

轴承B的径向载荷：

对于30310型圆锥滚子轴承，其内部派生轴向力

所以轴承A被“放松”，而轴承B被“压紧”，则

计算当量动载荷

对于轴承1

对于轴承2 (根据《机械设计》表9.1)

轴向载荷：

因为 ,按照轴承 A验算寿命

（由表13-1可查C=122kN）

故满足寿命要求

2. 低速轴滚动轴承的选择和寿命计算

①选取的轴承：型号为30214圆锥滚子轴承

机械设计课程说明书

目录前言………………………………………………….2一、电动机的选择二、传动系统的运动和动力参数的计算…三、传动零件的设计计算…型带传动设计…圆柱齿轮传动设计…四、轴的设计(包括轴承和联轴器的选择)…1. 确定轴上的作用力……2. 选择轴的材料,估算最小直径以及选择联轴器…3. 轴的结构设计…4. 计算支座反力…5. 轴的强度校核…6. 键的选择及校核……五、简单介绍润滑和密封的选择…1. 润滑的选择………2. 密封的选择……六、设计小结………七、参考资料……1. 设计目的：通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，熟悉一般的机械装置设计过程。 2.题目分析设计带式运输机用一级齿轮减速器及带轮传动。输送带工作拉力为4000N,输送带工作速度：V=2m/s,滚筒直径是400mm,运输机连续单向运转，载荷较平稳。减速器小批量生产，一般制工作，滚筒效率为0.96（包括滚筒和轴承的效率损失）。3.传动方案的设计　采用Ｖ带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。传动图如下：1.电动机 2.V带传动 3.圆柱齿轮减速器4.连轴器 5.滚筒 6.运输带一、电动机选择1.电动机的类型选择：用Y系列三相龙型异步电动机，封闭式结构，电压380V。2.电动机功率选择：电动机所需工作效率为Ｐd＝ＰＷ／ηa　以及ＰＷ＝ＦV/1000 (KW)因此Pd=FV/1000ηa (KW)由电动机至运输带的传动总效率为：a=η１×η２×η３×η４式中：η1、η2、η3、η4、分别为带传动、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率（轴承的传动效率设为1）。取η１=0.96，η2=0.97η3=0.98η4=0.96即ηa=0.96×0.97×0.98×0.96=0.876所以：电机所需的工作功率： Pd　= FV/1000ηa =(4000×2)/(1000×0.876) =9.13KW)3.确定电动机转速: 计算卷筒工作转速：＝60×1000·V/（π·D）=(60×1000×2)/（４00·π）=95.49 r/min根据[1]表１推荐的传动比合理范围，取Ｖ带传动比I’1=２～４。取一级圆柱齿轮减速器传动比范围I’2=3～６。则总传动比理论范围为：I’a＝6~24故电动机转速的可选范为 Nd’= I’a·n=(6~24) ×95.49 =572.94~2291.76 r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号如下表：方案电动机型号额定功率电动机转速(r/min)电动机重量N传动装置传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y160M-4111500144012315.083.54.312Y160L-611100096014710.162.83.363Y180L-8117507301847.642.53.06综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量,可见方案1比较合适。因此选定电动机型号为Y160M-4。其主要性能如上表。电动机主要外形和安装尺寸如下表：中心高H外形尺寸L×C/2+AD)×HD底角安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径 K轴伸寸D×E装键部位尺F×G 160600×417.5×385254×2101542×11012×37二、传动系统的运动和动力参数的计算1.各轴的转速:由nI=nm/i0 r/min（式中：nm是电动机的满载转速；nI是电动机至轴的传动比）以及nII=ni/i1=nm/i0·i1 r/min有：Ⅰ轴：nI=nm/ i0=1440/3.5=411.43 （r/min）Ⅱ轴：nII= nI/ i1 =411.43/4.31=95.46 （r/min）2.计算各轴输入功率：由PI=Pd·η01 KW η01=η1 PII=PI·η12 = Pd·η01 ·η12 KW η12=η2有：Ⅰ轴：PI=Pd·η01 = Pd ·η1=9.13×0.96=8.76（KW）Ⅱ轴: PII=PI·η12 = Pd·η1 ·η2 =9.13×0.96×0.97 =8.50卷筒轴:PIII= PII·η3 =8.50×0.96 =8.16KW）I,II轴的输出功率分别等于各自的输入功率。即： PI= PI’ PII = PII’3.各轴的输入转矩：由TI=Td·i0·η01 N·m其中为电动机的输出转矩，按下式计算： Td=9550·Pd /nm=9550×9.04/1440=59.95N·m所以： Ⅰ轴： TI= Td·i0·η01= Td·i0·η1=59.95×3.5×0.96=201.43 N·m Ⅱ轴：TII= TI·i1·η12= Td·i1·η2= 201.43×4.31×0.97=842.12 N·m卷筒轴输入轴转矩：TIII= TII·η3=842.12×0.96=808.44 N·m I,II的输出转矩分别等于各自的输入转矩。即：TI’=TI TII’=TII 三、传动零件的设计计算1.V型带传动设计（1）.计算功率Pc，按[2]表8-5选定工作情况系数Ka，则:Pc=Ka·Ped=1.1×11=12.1（ KW）由[2]表8-7可选用B型（2）.确定带轮的基准直径d1和d2,并验算带速v由[2]表8-3，B型V带的最小基准直径d1min=125mm,由图8-7推荐取d1=140mm,大轮直径d2=3.5×140=490mm,由表8-6中的带轮直径系列，选取标准直径d2=500mm，则实际传动比 i=d2/ d1=500/140=3.57误差2%,允许。带速v1= d1·nm·π/（1000×60）=(π×140×1440)/(1000×60) m/s=10.55 m/s25 m/s 合适（3）.计算中心距a，带长Ld和验算包角a1由中心距的推荐值 0.7(d1 +d2) a02(d1 +d2)得 0.7（140+500） a02(140+500) 448 a01280初选中心距a0=680mm,相应的带长 Ld=2a0+π/2(d1+d2)+ (d1-d2)2/4a0 =2412.4 mm由[2]表8-2选用Ld=2500 mm，其实际中心距a= a0+( Ld-L0)=680+(2500-2412.4)/2=724mm验算小带轮的包角a1a1≈1800-57.30×(d1 -d2)/ a=1800-57.30×(500-140)/724≈151.50120符合要求。（4）. 计算带的根数z=Pc/[(P0+△P0)·KL·KW·Kq]式中P0由[2]表8-4确定； B型V带，当d1=140mm,n1=1440 r/min时，查得P0=2.82 KW。功率增量△P0=0.46 KW（i2）查[2]表8-7得Ka=0.924; 查[2]表8-8得KL=1.03，取抗拉体材质化纤结构Kq=1，则z=12.1/(2.82+0.46) ×0.924×1.03×1=3.88取z=4根。（5）.计算初拉力F0及作用在轴上的为FQ由[2]表8-3得V带质量为q=0.17Kg/m.得初拉力F0=500×Pc/zv1(2.5/Ka-1)+qv2=500×[12.1/(4×10.55)](2.5/0.924-1)+0.17×10.552=263.4 N作用在轴上的压力 FQ=2zFQsin( a1/2)=2×4×263.4×sin( 151.20/2)≈2044 N2.圆柱齿轮传动设计（1）.选择齿轮材料，齿数，齿宽系数。由[2]表10-7得选择常用的调质钢：小轮：45钢调质 HBW1=210~230大轮：45钢正火 HBW2=170~210取小齿轮齿数z1=22,则大齿轮齿数z2=uz1=4.31×22≈95对该一级减速器，取Φd=1。（2）.确定许用应力许用接触应力 [σH]=ZNσHlim/SHmin许用弯曲应力 [σF]= σFlimYSTYNT/ SFmin式中σHlim1=560 Mpa, σHlim2=520 Mpa, σFlim1 =210 Mpa, σFlim2=200 Mpa,σFlim按[2]图10-26中查取；应力修正系数YST=2，最小安全系数σHlim=σFlim=1。故 [σH1]=1×560/1=560Mpa [σH2]=1×520/1=520Mpa [σF1]=210×2/1=420Mpa [σF2]=200×2/1=400Mpa（3）.按齿面接触强度计算由式d1≥{[2KT1(u+1)/ Φdu](ZEZH/[σH])2}1/3计算小轮直径。载荷系数K= KA KV Kβ。取 KA=1([2]表10-6)，KV=1.15，Kβ=1.09（[2]表10-21b）故 K=1×1.15×1.09=1.25小轮传递的转矩T1=9.55×106PI/nI=9.55×1068.68/411.43=201477.77 N·m弹性形变系数ZE=189.8（[2]表10-5），节点区域系数ZH=2.5则d1≥{[（2×1.25×201477.77×5.31）/4.31]（189.8×2.5/520）2}1/3 =80.60mm（4）.确定主要参数球中心距a= (d1 +d2)/2= d1(1+i)/2=80.60(1+4.31)/2=214mm圆整后，取a=220mm,则d1 =82.86mm.计算模数 m= d1/z1=82.86/22=3.77mm按[2]表10-1取标准模数m=4mm.求z1,z2:总齿数zc= z1+z2=2a/m=2×220/4=110因此zc= z1（1+i）故 z1= zc/( 1+i)=110/(1+4.31)=20.72取z1=21，则z2= zc-z1=89，则实际传动比i=z2/z1=4.24传动比的变动量△i=（4.31-4.24)/4.31=0.0165% 可用求小齿轮的工作宽度 d1=z1m=21×4=8480.60mm计算齿轮的工作宽度 b=Φd·d=1×84=84mm取b2=84mm,b1=89mm（5）.校核弯曲强度由式σF1=(KFt/bm)YFa1YSa1，σF2=σF1YPa2YSa2/ YFa1YSa1分别验算两齿根弯曲强度计算圆周力 Ft=2T1/D1=2×201477.77/84=4797.1N齿形系数YFa，应力修正系数YSa可由[2]图10-23，10-24中查得，当：z1=21 YFa1=2.8 YSa1=1.6 z2=89 YFa2=2.24 YSa2=1.87则 σF1=79.95Mpa [σF1] σF2=74.75 Mpa [σF2]（6）.主要几何尺寸如下：m=4mm z1=21 z2=89d1=84mm d2=z2m=336mm da1=m(z1+2)=92mm da2=m(z2+2)=364mm df1=m(z1-2.5)=74mm df1=(z2-2.5)=346mm b=84mm,取b1=89mm,b2=84mm a=(d1+d2)/2=210mm四、轴的设计计算及校核1.确定轴上作用力低速轴转速 nII=95.46 r/min 低速轴功率PII=8.42 KW 低速轴转矩 TII=842.1 N�6�1m齿轮上圆周力 Ft=2TII/dII=2×842.12/0.336=5012.6N齿轮上径向力 Fr= Fttanα=5012.6 tan200=1824.4N2.选择该轴的材料，估算最小直径，选联轴器⑴.择该轴的材料: 45钢，调质处理，抗拉强度σb=600MPa⑵.算轴最小直径d1: 由[2]公式15-2得 d1=A(PII/nII)1/3=106(8.42/95.46)1/3=47.18mm由[2]表15-1查得A=117～106，因轴的最小直径段上无弯矩，取A=106。考虑到键槽削弱了轴的强度，将轴加大5%，所以取d1=1.05×47.18=50㎜.⑶择联轴器:从安装方便出发，选用齿式联轴器。由[2]表14-1查得：用带式运输机的联轴器，其工作情况系数K=1.5～2，于是得： Tc=KT=(1.5～2) ×842.12 =1263～1685 N�6�1m根据Tc值和d1=50㎜,查手册[3]选用GICL3齿式联轴器：轴孔Φ30～Φ60，半轴器轮毂长度L1=112㎜，许用最大转矩Tc=5900 N�6�1m。3.轴结构设计（1）.轴承类型选择：综合考虑，选用深沟球轴承。（2）.轴径的确定:对于形成定位轴肩的轴肩高度应按a=（0.07～0.1）d;对于形成非定位轴肩高度则按a0～3㎜。根据已知轴d1=50㎜，可得 d2=60mm d3=60mm d4=65mm d5=75mm d6=60mm （3）.轴承型号的确定:由d3=d7=60㎜，查得轴承型号为6012：内径d=60㎜，外径D=95㎜，宽度B=18㎜。（4）.轴段长度的确定：a.由上述知轴头1与轴颈6上的零件为单向固定，其长度可取轴上零件配合孔的长度。即l1=112mmb.轴头4应小于轮毂宽，才能获得可靠的轴向固定，故：l4=b齿-σ=84-2=82mm (σ=2mm)c.轴上的相关零件的位置和尺寸的确定如图，用手册和设计参考资料[2]例15-1得：L2=54mm l3=60mm l5=12mm l6=48mm七、设计小结机械设计课程设计是我们机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性环节。1. 通过这次机械设计课程的设计，综合运用了机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。2.学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。3. 进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。 [1] 龚溎义. 机械设计课程设计指导书北京：高等教育出版社，2007[2] 庞兴华. 机械设计基础北京：机械工业出版社，2008.7[3] 吴宗泽. 机械设计课程设计手册北京：高等教育出版社，2006.5 这次的课程设计对于我来说有着深刻的意义。这种意义不光是自己能够独立完成了设计任务，更重要的是在这段时间内使自己深刻感受到设计工作的那份艰难。而这份艰难不仅仅体现在设计内容与过程中为了精益求精所付出的艰辛，更重要的是背负恶劣的天气所付出的决心与毅力! 也许自己太过于执着,从设计开始就落在大家的后面。不过还好，很快就将基本的数据设计与整理出来，不至于远离大家的进度。由于考试已经结束，我可以有充分的时间搞设计。可惜，图书馆闭馆，不能参考一些资料，以至在有些结构设计上还是不太明白为什么要那样设计。看来自己学的东西太少了！天气情况很糟糕！我只能这样评价这段时间内的艰辛。雪不挺的飘，一阵紧接一阵，以至于绝大多少时间自己都是在寒冷中度过的。虽然穿地挺厚实的，但是整天的坐着，不运动，不感觉冷那是鬼话。起初，还只是寒冷，后来为了画图一站就是一天，包括晚上的4个小时。脚除了麻木，还是麻木！我不喜欢加夜班。当然不是害怕加班的辛苦。而是，明明可以在规定时间内完成的事情，为何非得将自己逼到慌乱的地步，加班加点的拼命赶呢！。“人是习惯的奴隶。”我一直这么认为的，也努力这么做着。不过这次为了搞设计，自己加了不少班，包括夜班。基本上，一天都呆在北区设计室里面。晚上，也经常奋战到10点才回南区。没有几个人会在这么冷的天气情况下留在教室搞设计。我这样说不是为了表明自己比起其他人来说更勤奋，况且这样恶劣的天气情况，大家也真的没有必要晚上挨冻搞设计，那样也太残酷了！而我之所以加班其实目的很简单，我想早点回家，毕竟家里比起学校来说更温暖。谈了这么多的感受，只想表明天气太恶劣了，不过我们大家都挺过来了。对于课程设计，我只能说我已经尽了我最大的努力。这就是我最好，最出色的设计。过程我只能用不堪回首来形容，但是结果确实意义重大的。我付出了远比设计内容更多的毅力与决心。而我也应该保留这份精神，继续奋斗。感觉设计对我们这些刚刚入门（或者在某种意义上来说还是门外汉）就是按照条条款款依葫芦画瓢的过程，有的时候感觉挺没有劲的。反正按照步骤一定可以完成设计任务，其实不然。设计过程中有许多内容必须靠我们自己去理解，去分析，去取舍。就拿电动机型号选择来说，可以分别比较几种型号电动机总传动比，以结构紧凑为依据来选择；也可以考虑性价比来选择。前者是结构选择，后者确实经济价格选择。而摆在我们面前的却是两条路，如何将两者最优化选择才是值得我们好好深思的。通过这次的设计，感慨颇多，收获颇多。更多的是从中学到很多东西，包括书本知识以及个人素质与品格方面。感谢老师的辛勤指导，也希望老师对于我的设计提出意见。以上并非客套！设计总结之前我对《机械设计基础》这门课的认识是很肤浅的，实际动手设计的时候才发现自己学得知识太少，而且就算上课的时候再认真听课，光靠课堂上学习的知识根本就无法解决实际问题，必须要靠自己学习。我的设计中存在很多不完美、缺憾甚至是错误的地方，但由于时间的原因，是不可能一一纠正过来的了。尽管设计中存在这样或那样的问题，我还是从中学到很多东西。首先，我体会到参考资料的重要性，利用一切可以利用的资源对设计来说是至关重要的。往往很多数据在教材上是没有的，我们找到的参考资料也不齐全，这时参考资料的价值就立时体现出来了。其次，从设计过程中，我复习了以前学过的机械制图知识，AUTOCAD的画图水平有所提高，Word输入、排版的技巧也有所掌握，这些应该是我最大的收获。再次，严谨理性的态度在设计中是非常重要的，采用每一个数据都要有根据，设计是一环扣一环的，前面做错了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。通过这次的课程设计,极大的提高了我们对机械设计这门课程的掌握和运用，让我们熟悉了手册和国家标准的使用，并把我们所学的知识和将来的生产实际相结合，提高了我们分析问题并自己去解决问题的能力，也提高了我们各个方面的素质，有利于我们今后更顺利地走上工作岗位。

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