机械设计课程设计说明书模板

机械设计（机械设计基础）课程设计说明书设计题目：带式运输机传动装置院（系）：机电工程学院专业：过程装备与控制工程班级：学号：设计人：指导老师：完成日期：年12月28日（校名）茂名学院2《机械设计》课程设计任务书传动方案的分析与拟定1．设计题目设计某车间零件传送设备的传动装置1）传动布置方案2）已知条件⑴输送带拉力F=5KN⑵输送带工作速度V=0.75m/s（允许输送带速度误差±5%）⑶滚筒直径D=300mm⑷滚筒效率η=0.96（包括滚筒轴承的效率损失）3）设备工作条件，连续单向运转，工作时有轻微振动，小批量生产，单班制工作，使用期限10年。运输带速度允许误差为±5%设计工作量：1.减速器装配图1张，草图1张；2.零件工作图2张；3.设计说明书1份。3目录课程设计内容……………………………………………………………4电动机的选择…………………………………………………4传动装置的运动和动力参数计算………………………………5V带传动设计…………………………………………………6减速器高速级齿轮设计………………………………………8减速器低速级齿轮设计………………………………………10轴的设计计算（中间轴）……………………………………15轴的设计计算（输入轴）……………………………………17轴的设计计算（输出轴）……………………………………18滚动轴承的选择及计算………………………………………25键连接的选择及校核计算……………………………………29减速器附件的选择…………………………………………29联轴器的选择…………………………………………………31润滑方式的确定………………………………………………32其它有关数据…………………………………………………32参考资料…………………………………………………………34设计心得体会……………………………………………………344课程设计的内容机械设计课程设计是本门课程的一个重要实践性环节，是高等学校工科有关专业学生第一次较全面的设计训练。本次设计的对象为普通减速器，具体内容是：设计方案论述。选择电动机。减速器外部传动零件设计（含连轴器选择）。减速器设计。设计减速器的传动零件；对各轴进行结构设计，按弯扭合成强度条件验算个轴的强度；按疲劳强度条件计算输出轴上轴承的强度；选择各对轴承，计算输出轴上轴承的寿命；选择各键，验算输出轴上键连接的强度；选择各配合尺寸处的公差与配合；决定润滑方式，选择润滑剂。绘制减速器的装配图和部分零件工作图。编写设计说明书。电动机的选择1.选择电动机类型按工作要求：连续单向运转，载荷平稳；选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。2.选择电动机容量电动机工作效率为（查课程设计，由式2-1得）awdppmin/r8.473.014.375.06060vDn工作机所需工作功率wP（KW）为kW91.396.095508.477509550TnPww传动装置的总效率为（由式2-4得）5423421a5按表12-8确定各部分效率为：V带传动效率1=0.95，滚动轴承（一对）2=0.99，圆柱齿轮传动效率3=0.97，联轴器传动效率4=0.99，传动滚筒5=0.96，得96.0*99.0*97.0*99.0*95.024a=0.82则电动机工作功率为awdpp=82.091.3=4.77kW由Y系列电动机技术数据，选取电动机额定功率edP为5.5KW3.确定电动机转速滚筒工作转速n=47.8r/min总传动比321aiiii按表2-1确定各部分传动比，平带传动比4~21i，二级圆柱齿轮传动比：28~60i总传动比范围ai=16～240，电动机转速范围为dnaiwn=（16～240）47.8=764.8～11472r/min4．确定电动机型号由表19-1查出符合设计要求并综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格等选定电动机型号为Y132S-4，mn=1440r/min传动装置的运动和动力参数计算1．分配传动比8.471440nnmai=30.1r/min2．分配传动装置各级传动比取V带传动传动比31i，分配两级圆柱齿轮减速器的传动比，由低高222iii，221.3ii低高得，高速级的传动比i2=3.74，则低速级的传动比为1i=2.67确定分配的合适：321/aiiii=30.03（i-i）/i=（30.1-30.03）/30.1=0.2%5%（合适）4．运动和动力参数计算1轴（电动机轴）dpp1=4.77kwmin/14401rnnm6144077.495509550111npT=31.6N.m2轴（高速轴）1212Pp=0.95×0.99×4.77=4.49kWmin/48031440112rinn48049.495509550222npT=89.3N.m3轴（中间轴）31.497.099.049.43223ppkWmin/3.12874.3480223rinn3213.12831.495509550333npTN.m4轴（低速轴）14.499.097.031.44334ppkwmin/4867.23.128334rinn5.8234814.495509550444npTN.m5轴（滚筒轴）4.100.9914.4445ppkwmin/48148445rinn4810.495509550555npT=815.7N.m运动和动力参数的计算结果汇总列出表格（表1）表1各轴运动和动力参数轴名功率P/KW转矩T/Nm转速n/(r/min)传动比i电动机轴4.7731.6144037高速轴4.4989.34803.74中间轴4.31321128.32.67低速轴4.14823.5481滚筒轴4.10815.748V带传动设计1．确定计算功率cP查机械设计课本表2-10得工作情况系数1.1AK，故pKpAc1.1×4.77=5.25kw2．选取窄V带带型根据caP、小带轮转速1n，由图2.18确定选用单根窄V带SPZ型。3.确定带轮基准直径由表2-4取主动轮基准直径mmdd711。从动轮基准直径12ddidd=212713验算带的速度v=10006014407110006011ndd=5.35m/s25m/s所以带的速度合适。确定窄V带的基准长度和传动中心距根据0.7(21dddd)0a2(21dddd)，即：198.10a566，初步确定中心距0300amm。根据机械设计课本式（2.1）计算带所需的基准长度30047121221271230024)d-(d)d(d22202d1d2d1d20）（）（aaLd=1061mm选带基准长度Ld=1120mm按机械设计课本式（2.24）计算实际中心距aa=0a+2/)(ddLL=3308验算主动轴上的包角1由机械设计课本（2.2）得1201563.57330712121803.5718001201adddd所以主动轮上的包角合适。计算窄V带的根数z由机械设计书式（2.27）知z=LacckKppppp_)(][000由1n=1440r/min，1dd=71mm，查机械设计课本表2-6和机械设计课本表2-8得：0p=1.41kw22.00pkw查机械设计课本表2-9，得92.0k查机械设计课本表2-2，得93.0LK76.393.092.0)22.041.1(25.5Z取Z=41.计算预紧力0F由机械设计课本2.28式知20)15.2(500qvKvzpFac查机械设计课本表2-1，得：q=0.07故0F=500x7.21235.507.0)192.05.2(435.525.52N2.计算作用在轴上的压轴力pF由机械设计课本式（2.29），得NFFF4.1664978.07.212422156sinZ22sinZ200Q3．带轮结构设计，材料选用HT200。高速级齿轮的设计计算1.确定齿轮材料、热处理方式、精度等级和齿数小齿轮采用40Cr调质，齿面硬度为（241～286）HBW，取260HBW；大齿轮采用459号钢调质，齿面硬度为（197～255）HBW，取230HBW；精度7级。取1z=21；2z=1zi=21x3.74=78.54；取2z=792.确定许用应力（相关图、表查机械设计课本）查图4.19-3，得MPaH7101lim；MPaH5802lim查图4.21-3，得MPa6001limF；MPa4502limF查表4-10，取1.1SminH；25.1SFmin76.32179zzu1281104.14830010100060N8812108.33/104.14u/NN查图4.20，得975.0z1N；043.1z2N查图4.22，得884.0Y1N；903.0YN2查图4.23，得1YY2X1XMPa3.629MPa1.1975.0710ZS][1NHmin1lim1HHMPa550MPa1.1043.1580ZS][2NHmin2lim2HHMPa32.4241MPa0.88425.1600YYS][2X1NFmin1limF1FMPa08.3251MPa0.90325.1450YYS][2X1NFmin2limF2F3.齿面接触疲劳强度计算（1）计算工作转矩：由前面计算得：mN89300T2（2）初步计算小齿轮直径，由式（4.10）得32d2d1][A1uuTdH查表4-8，取96Ad10查表4-7齿宽系数1dmm14.5976.3176.355018930096d321）（取mm60d1则尺宽mm60db1d（3）按齿面接触疲劳强度设计：由式（4.9）得32Hd21)][ZZZ(u1uKT2dHE查表4-4得5.1KA设计齿轮精度为7级，s/m884.110006048075100060ndv21查图4.9取1.1Kv齿轮对称布置，1d；查图4.12取05.1K375.746060/8930025.1bd/T2K/bFK11AtA查表4-5取2.1K08.22.105.11.15.1KKKKKVA（4）计算齿面接触应力：查表4-14，得5.2HZ查表4-6，得a98.18MPZE69.1)]7912112.388.1[)]z1z1(2.388.1[21（088369.1434Zmm9.62mm55088.08.1895.276.31176.38930008.22)][ZZZ(u1uKT2d3232Hd11）（）（HEmm99.2mm219.62zdm11，取m=3mm11则mm63213mzd11mm63db1d4.校核齿轮弯曲疲劳强度由图4.18查得，58.21FaY22.22FaY由图4.16查得，62.11SaY75.12SaY因为722.1，所以得686.075.025.0Y由式(4.11)686.062.158.2381818930008.22211121YYYmbdKTSaFaF=MPaMPaF32.42412.54162.158.275.122.212.5421122F122122SaFaSaFaSaFaFYYYYYYYmbdKTMPaF08.325MPa31.502大小齿轮的弯曲疲劳强度满足要求5.确定传动主