机械设计课程设计说明书(样本)

1、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

2、、缺点及改良意见等12、参考资料目录资料的统一编号“X”、书名、作者、出版单位、出版年月二说明书撰写标准及要求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、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

3、“X”、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主要结果30mm计算项目及内容6轴的设计计算6.2减速器低速轴的设计6.2.4轴的计算简图图7-2bB从动齿轮的受力，根据前面计算知圆周力Ft2=Fti=2252N径周力轴周力Fr2=Fr1 = 831NFa2=Fa1=372N链轮对轴的作用力，根据前面计算知Qr=4390NFt2= 2252NFr2=831NF

4、a2=372N低速轴的空间受力简图，如图 7-2b所示。6.2.5求垂直面内的支承反力，作垂直面内的弯矩图QR=4390NM b 0, RayFt212l1+ l22252 54 1126N54+ 54Y 0,Ryb%RA2252 1126 1126nRay=1126N求C点垂直面内的弯矩Rby=1126NMcy RAYl1 11265460800 N - m作垂直面内的弯矩图，如图7-2d所示。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40HBS2精度等级选用7级精度；

5、|3试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的；4选取螺旋角。初选螺旋角B=14°2 .按齿面接触强度设计1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1021试算，即dt>1确定公式内的各计算数值1试选Kt=1.62由图1030选取区域系数ZH=2.4333由表107选取尺宽系数(|)d=14由图1026查得£a1=0.75,£a2=0.87,则ea=ea1+ea2=1.62J5由表106查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa6由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限(rHlim1=600MPa大齿轮的解除疲

6、劳强度极限(THlim2=550MPa7由式1013计算应力循环次数N1=60n1jLh=60X192X1X2X8X300X5=3.32X10e8N2=N1/5=6.64X1078由图1019查得接触疲劳寿命系数KHN40.95;KHN20.989计算接触疲劳许用应力|取失效概率为1%,安全系数S=1,由式1012得(rH1=0.95X600MPa570MPa(rH2=0.98X550MPa539MPa(rH=(tH1+H2/2=554.5MPa2计算1试算小齿轮分度圆直径d1td1t>=67.852计算圆周速度v=0.68m/s3计算齿宽b及模数mntb=(|)dd1t=1x67.85

7、mm=67.85mmmnt=3.39h=2.25mnt=2.25x3.39mm=7.63mmb/h=67.85/7.63=8.894计算纵向重合度£B£B=0.318X1Xtan14=1.595计算载荷系数K|一已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=0.68m/s,7级精度，由图108查得动载系数KV=1.11;由表104查的KH0的计算公式和直齿轮的相同，故KH0=1.12+0.18(1+0.6X1)1X1+0.23X1067.85=1.42由表1013查得KF0=1.36由表10-3查得KHa=KHx=1.4。故载荷系数K=KAKVKHKH0=1X1.03X1.4X1.4

8、2=2.056按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式1010a得d1=mm=73.6mm7计算模数mnmn=mm=3.743 .按齿根弯曲强度设计由式（1017mn>1确定计算参数1计算载荷系数K=KAKVKFKF0=1X1.03X1.4X1.36=1.962根据纵向重合度eB=0.318（|）dz1tanB=1.59,从图1028查得螺旋角影响系数Y0=0。883计算当量齿数z1=z1/cosB=20/cos14=21.89z2=z2/cosB=100/cos14=109.474查取齿型系数|由表105查得YFa1=2.724;Yfa2=2.1725查取应力校正系数由表105查得Y

9、sa1=1.569;Ysa2=1.7986计算crFI（rF1=500Mpa（TF2=380MPaKFN1=0.95KFN2=0.98（rF1=339.29Mpa（TF2=266MPa7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>=2.4mn=2.54.几何尺寸计算1计算中心距z1=32.9,取z1=33z2=165a=255.07mma圆整后取255mm2按圆整后的中心距修正螺旋角B=arcos=1355'50”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=90mmB2

10、=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II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=FttanB=223NFt2=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35mmii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mmiii. III-IV段为小齿轮，外径90mmiv. IV-V段分

11、隔两齿轮，直径为55mmv. V-VI段安装大齿轮，直径为40mmvi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm2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22.75mm2. 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16mm3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm6. VI-VIII长度为44mm4 .求轴上的载荷66207.563.5Fr1=1418.5NFr2=60

12、3.5N查得轴承30307的Y值为1.6Fd1=443NFd2=189N因为两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15-1a）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3-22P39附图3-3轴采用磨削加工，外表质量系数为，2P40附图3-4轴外表未经

13、强化处理，即，则综合系数值为b）碳钢系数确实定匚碳钢的特性系数取为，c）安全系数的计算轴的疲劳安全系数为故轴的选用安全。一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1d）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25mme）考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mni所以该段直径选为30。f）该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mmi勺圆角，则轴承选用30207型，

14、即该段直径定为35mmg）该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm勺圆角，经标准化，定为40mm1h）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46mmi）轴肩固定轴承，直径为42mmj）该段轴要安装轴承，直径定为35mm2各段长度确实定各段长度确实定从左到右分述如下：-1a）该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm该段长度定为18.25mmb）该段为轴环，宽度不小于7mm定为11mmc）该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm齿轮宽为90mm定为88mmd）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采用油润滑，轴承宽18.25mm定为41.25

15、mme）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57mmf）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5 .求轴上的载荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm6 .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II轴：6、 轴承30307的校核1径向力2派生力3轴向力由于

16、，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III轴：7、轴承32214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mrm转矩N?m极限应力MPa高速轴8X7X60单头25353.539.826.012X8X80单头4068439.87.32中间轴12X8X70单头4058419141.2低速轴20X12X80单头75606925.268.518X11X110单头601075.5925.252.4

17、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TL4GB4323-843，但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5GB4323-843其主要参数如下：材料HT200公称转矩轴孔直径，轴孔长，装配尺寸半联轴器厚1P163表17-3GB4323-84三、第二个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，计算转矩为所以选用弹性柱销联轴器TL10GB4323-84其主要参数如下：材料HT200公称转矩轴孔直径轴孔长，装配尺寸半联轴器厚1P163表17-3GB4323-84减速器附件的选择J通气器由于在室内使用，选通气器一次过滤，采用M18X1.5油面指示器选用游标尺M16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M16X1.5润滑与密封一、齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm二、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。三、润滑油的选择齿轮