《机械设计课程设计手册》PDF版 第三版 高等教育出版社By吴宗泽

以下仅供参考

一、前言

(一)

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。

(二)

传动方案的分析

机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。

本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。

带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。

齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。

减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。

二、传动系统的参数设计

原始数据：运输带的工作拉力F=0.2 KN；带速V=2.0m/s；滚筒直径D=400mm（滚筒效率为0.96）。

工作条件：预定使用寿命8年，工作为二班工作制，载荷轻。

工作环境：室内灰尘较大，环境最高温度35°。

动力来源：电力，三相交流380/220伏。

1

、电动机选择

（1）、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机

（2）、电动机功率选择：

①传动装置的总效率：

=0.98×0.99 ×0.96×0.99×0.96

②工作机所需的输入功率：

因为 F=0.2 KN=0.2 KN= 1908N

=FV/1000η

=1908×2/1000×0.96

=3.975KW

③电动机的输出功率：

=3.975/0.87=4.488KW

使电动机的额定功率P ＝（1～1.3）P ，由查表得电动机的额定功率P ＝ 5.5KW 。

⑶、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速：

=（60×v）/（2π×D/2）

=（60×2）/（2π×0.2）

=96r/min

由推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’ =3~6。取V带传动比I’ =2~4，则总传动比理时范围为I’ =6~24。故电动机转速的可选范围为n’ =（6~24）×96=576~2304r/min

⑷、确定电动机型号

根据以上计算在这个范围内电动机的同步转速有1000r/min和1500r/min，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1500r/min ，根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y132S-4 ，满载转速 1440r/min 。

其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速1440r/min，额定转矩2.2，质量68kg。

2

、计算总传动比及分配各级的传动比

（1）、总传动比：i =1440/96=15

（2）、分配各级传动比：

根据指导书，取齿轮i =5（单级减速器i=3~6合理）

=15/5=3

3

、运动参数及动力参数计算

⑴、计算各轴转速（r/min）

=960r/min

=1440/3=480(r/min)

=480/5=96(r/min)

⑵计算各轴的功率（KW）

电动机的额定功率Pm=5.5KW

所以

P =5.5×0.98×0.99=4.354KW

=4.354×0.99×0.96 =4.138KW

=4.138×0.99×0.99=4.056KW

⑶计算各轴扭矩（N•mm）

TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N•m

=9550×4.138/96 =411.645N•m

=9550×4.056/96 =403.486N•m

三、传动零件的设计计算

（一）齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料及精度等级

考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45#钢，调质，齿面硬度220HBS；根据指导书选7级精度。齿面精糙度R ≤1.6~3.2μm

（2）确定有关参数和系数如下：

传动比i

取小齿轮齿数Z =20。则大齿轮齿数：

=5×20=100

，所以取Z

实际传动比

i =101/20=5.05

传动比误差：（i -i）/I=（5.05-5）/5=1%<2.5% 可用

齿数比：

u=i

取模数：m=3 ；齿顶高系数h =1；径向间隙系数c =0.25；压力角 =20°；

则

h *m=3，h ）m=3.75

h=（2 h ）m=6.75，c= c

分度圆直径：d =×20mm=60mm

d =3×101mm=303mm

由指导书取

φ

齿宽：

b=φ =0.9×60mm=54mm

=60mm ，

b

齿顶圆直径：d ）=66，

d

齿根圆直径：d ）=52.5，

d ）=295.5

基圆直径：

d cos =56.38，

d cos =284.73

(3)计算齿轮传动的中心矩a：

a=m/2(Z )=3/2(20+101)=181.5mm 液压绞车≈182mm

（二）轴的设计计算

1

、输入轴的设计计算

⑴、按扭矩初算轴径

选用45#调质，硬度217~255HBS

根据指导书并查表，取c=110

所以 d≥110 (4.354/480) 1/3mm=22.941mm

d=22.941×(1+5%)mm=24.08mm

∴选d=25mm

⑵、轴的结构设计

①轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定

②确定轴各段直径和长度

Ⅰ段：d =25mm

， L =（1.5～3）d ，所以长度取L

∵h=2c

c=1.5mm

+2h=25+2×2×1.5=31mm

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：

L =（2+20+55）=77mm

III段直径：

初选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.

=d=35mm，L =T=18.25mm，取L

Ⅳ段直径：

由手册得：c=1.5

h=2c=2×1.5=3mm

此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：d =（35+3×2）=41mm

因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为41mm

+2h=35+2×3=41mm

长度与右面的套筒相同，即L

Ⅴ段直径：d =50mm. ，长度L =60mm

取L

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=80mm

Ⅵ段直径：d =41mm， L

Ⅶ段直径：d =35mm， L ＜L3，取L

2

、输出轴的设计计算

⑴、按扭矩初算轴径

选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）

根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=110

=110× (2.168/76.4) =38.57mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=38.57×(1+5%)mm=40.4985mm

∴取d=42mm

⑵、轴的结构设计

①轴的零件定位，固定和装配

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。

②确定轴的各段直径和长度

初选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm。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42.755mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

则

d =42mm

L

= 50mm

L

= 55mm

L

= 60mm

L

= 68mm

L

=55mm

L

四、滚动轴承的选择

1

、计算输入轴承

选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.

2

、计算输出轴承

选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm

五、键联接的选择

1

、输出轴与带轮联接采用平键联接

键的类型及其尺寸选择：

带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择C型平键联接。

根据轴径d =42mm ，L =65mm

查手册得，选用C型平键，得： 卷扬机

装配图中22号零件选用GB1096-79系列的键12×56

则查得：键宽b=12，键高h=8，因轴长L ＝65，故取键长L=56

2

、输出轴与齿轮联接用平键联接

=60mm,L

查手册得，选用C型平键，得：

装配图中 赫格隆36号零件选用GB1096-79系列的键18×45

则查得：键宽b=18，键高h=11，因轴长L ＝53，故取键长L=45

3

、输入轴与带轮联接采用平键联接

=25mm

L

查手册

选A型平键，得：

装配图中29号零件选用GB1096-79系列的键8×50

则查得：键宽b=8，键高h=7，因轴长L ＝62，故取键长L=50

4

、输出轴与齿轮联接用平键联接

=50mm

L

查手册

选A型平键，得：

装配图中26号零件选用GB1096-79系列的键14×49

则查得：键宽b=14，键高h=9，因轴长L ＝60，故取键长L=49

六、箱体、箱盖主要尺寸计算

箱体采用水平剖分式结构，采用HT200灰铸铁铸造而成。箱体主要尺寸计算如下：

七、轴承端盖

主要尺寸计算

轴承端盖：HT150 d3=8

n=6 b=10

八、减速器的

减速器的附件的设计

1

、挡圈 ：GB886-86

查得：内径d=55，外径D=65，挡圈厚H=5，右肩轴直径D1≥58

2

、油标 ：M12：d =6，h=28，a=10,b=6，c=4，D=20，D

3

、角螺塞

M18

×

1.5 ：JB/ZQ4450-86

九、

设计参考资料目录

1、吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，1999.6

2、解兰昌等编著.紧密仪器仪表机构设计.杭州：浙江大学出版社，1997.11

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·mⅡ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/s<25 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)<a0<2(d1 +d2)得0.7（140+500）<a0<2(140+500) 448<a0<1280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≈151.50>120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（i>2）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=0.016<5% 可用求小齿轮的工作宽度d1=z1m=21×4=84>80.60mm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a>0～3㎜。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。

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

目 录

设计计划任务书 ﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎1

传动方案说明﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎2

电动机的选择﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎3

传动装置的运动和动力参数﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎5

传动件的设计计算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎6

轴的设计计算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎8

联轴器的选择﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎10

滚动轴承的选择及计算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎13

键联接的选择及校核计算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎14

减速器附件的选择﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎15

润滑与密封﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎16

设计小结﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎16

参考资料﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎17

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/sD=350mm

nw=60*1000*v/(∏*D)=60*1000*1.1/(3.14*350)

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=F*v/1000=2800*1.1/1000

(2)电动机输出功率Pd

Pd=Pw/t

传动装置的总效率 t=t1*t2^2*t3*t4*t5

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2－4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=t1*t2^2*t3*t4*t5=0.95*0.99^2*0.97*0.99*0.98＝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20－1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2－1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=nw*6=60.0241*6=360.1449r/min

可选电动机的最大转速

Nmin=nw*24=60.0241*24=1440.6 r/min

同步转速为960r/min

选定电动机型号为Y132M1－6。

4）电动机的技术数据和外形、安装尺寸

由表20－1、表20－2查出Y132M1－6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

Y132M1-6 4Kw 1000 960 73 28

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=P0*t1=4*0.95=3.8kw

轴II功率

P2=P1*t2*t3=3.8*0.99*0.97=3.6491kw

3）各轴转矩

T0=9550*P0/n0=9550*4/960=39.7917 Nm

T1=9550*P1/n1=9550*3.8/320=113.4063 Nm

T2=9550*P2/n2=9550*3.6491/60.0241=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8－10，得KA=1.1

计算功率

Pc=KA*P=1.1*4＝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8－11及推荐标准值

小轮直径

d1=100mm

大轮直径

d2=d1*3.5=100*3.5=350mm

取标准件

d2=355mm

4、验算带速

验算带速

v=∏*d1*n0/60000=3.14*100*960/60000=5.0265m/s

在5~25m/s范围内

从动轮转速

n22=n0*d1/d2=960*100/355=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=2*a0+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-0.015*Ld=420-0.015*1600=396mm

amax=a+0.03*Ld=420+0.03*1600=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)*0.92*0.99)=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=z1*5.333=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=Ft*tan =20度 标准压力角

d=mz=2.5*101=252.5mm

Ft=2T/d1=2*104.79/252.5=5852.5N

Fr=5852.5*tan20=2031.9N

1、求垂直面的支承压力Fr1,Fr2

由Fr2*L-Fr*L/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＝Fr2*L/2＝1015.9*140/2=71.113Nm

4、画水平面弯矩图

MaH=FH*L/2=2791.2*140/2=195.384Nm

5、求合成弯矩图

6、求轴传递转矩

T=Ft*d2/2=2791.2*2.5*101/2=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=1.04*25.4=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＝3*365*8=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M18 1.5

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M16 1.5

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=14 9 80

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

《机械设计课程设计指导书电子扫描件宋宝玉第二版》百度网盘pdf最新全集下载:

链接: https://pan.baidu.com/s/1ZtVJZ7CXfaxoGVNBz4_Q1g

?pwd=rvs5 提取码: rvs5

简介：全书分为两篇：第一篇为机械设计课程设计指导书，以减速器设计为例，着重介绍了一般机械传动装置的设计内容、方法和步骤；第二篇为机械设计常用标准、规范和其他设计资料，  

这个很简单的

作为一个机械设计专业的必须会

我给你点提示吧

工作拉力是用来选电机的，减速机的输出转速n=1000*1.5/(3.14*310)=1.54r/min

你可以根据选定的电机转矩跟转速来确定减速机的速比，然后再查机械设计手册3卷（我现在手边没有设计手册，不大确定），确定齿轮的中心距，然后再确认模数等，所有的资料都可以在机械设计手册上直接查到的，电机的资料在第五册。求人不如求己，祝你成功：）