机械设计基础课程设计带式输送机的二级圆柱斜齿减速器

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1、目 录一、 电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算.3二、 传动装置总传动比计算及传动比初步分配.3三、 初步计算传动装置运动参数和动力参数.4四、 普通V带传动设计5五、 齿轮传动设计7六、 轴设计.15七、 滚动轴承的选择.26八、 键的选择与强度校核.29九、 联轴器.30十、 减速器的润滑30十一、 减速器箱体尺寸计算.31十二、 参考文献32十三、 设计小结32一.1.2.3.二.三.1.2.3.4.5.四.1.2.3.4.5.6.7.8.五.(1)(2)(3)(4)(5)(6)(7)(8)2.(1)(2)(3)(4)(5)六1.(1)(2)(3)(3)2.(2)(3)3.七1.

2、2.3.八九.十十一十二十三机械设计基础课程设计任务书设计题目设计一用于机械产品成品的带式输送机的二级圆柱斜齿减速器图一、传动方案简图设计要求传送带拉力F=3.8 KN传送带速度V=1 m/s滚筒直径D=300 mm用滚动轴承支撑工作条件 三班制，使用年限为10年，连续单向于运转，载荷平稳，小批量生产，运输带速度允许误差为带速度的.工作环境 室内,灰尘较大,环境最高温度45动力来源电力,三相交流,380/220V制造条件及生产批量中型机械厂制造,可加工87级齿轮,生产50台设计内容以及说明电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算工作机所需功率=FV/1000=3800/1000=3.8 kw

3、由表2-2(机械设计基础 课程设计指导教程)查得普通V带传动的效率=0.96电动机主要参数:=4 kw =1440 r/min D= mm=2.2 =2.2Y112M-4型三相异步电动机=63.694r/mini=1440/63.694=22.608传动装置总传动比计算及传动比初步分配V带传动的传动比=2高速齿轮传动的传动比=3.84低速齿轮传动的传动比=2.95滚筒的实际转速=63.559r/min传送带速度v=0.998m/s滚筒的线速度误差%=0.2%3%初步计算传动装置运动参数和动力参数电动机轴输出参数=4kw =1440r/min =9550=99.479Nm高速轴参数=/=1440

4、/2=720r/min=40.96=3.84kw=9550/=50.93 Nm中间轴参数=/=187.5kw=3.840.990.97=3.688kw=9550/=187.84 Nm低速轴参数=/=63.559r/min=3.6880.990.97=3.542kw=9550/=532.2 Nm滚筒轴参数=63.559r/min=3.367kw=9550/=505.91 Nm初算各轴的转速功率和转矩见表普通V带传动设计普通V带的型号查表13-4(机械设计基础 课程设计指导教程)得=1.2计算功率=1.2*4=4.8kw由表13-1(机械设计基础 课程设计指导教程)选用A型普通V带确定带轮基准直径

5、、查表13-5(机械设计基础 课程设计指导教程)A型普通V带带轮最小直径=75mm选取主动带轮=100mm取带轮滑动率=0.02则从动带轮直径=(1-)=196mm由表13-5选取从动轮基准直径标准值=200mm普通V带传动的实际传动比=/=2验算带速v=7.536m/sv在525范围内确定带的长度和中心距a:初定中心距0.7(+)2(+)即210mm确定普通A型带的根数z根据=100mm =1440r/min由表13-3(机械设计基础 课程设计指导教程)查得=1.32kw根据A型带=2 =1440r/min查得=0.17kw根据=由表13-7(机械设计基础 课程设计指导教程)查得=0.95根

6、据=1120mm查表13-3(机械设计基础 课程设计指导教程)得=0.91Z=3.72故需V带的根数为z=4确定初拉力(1)由表13-1(机械设计基础 课程设计指导教程)得q=0.1kg/m=500+=135.5N故需V带根数为z=4.(2)确定作用在轴上的压力=2zsin=2135.5sin4=1071N带轮结构设计查表13-6(机械设计基础 课程设计指导教程)可知;主动带轮为实心式带轮孔径为=28mm键槽为A型bh=873.3 轮槽角=,从动轮为四孔板式带轮,辐板厚度S=14mm,孔径由高速轴设计是确定(=25mm).键槽为A型bh=873.3 轮槽角=两带轮的基准高度=11mm,基准线上

7、槽深=2.75mm,基准线下槽深=8.7mm,槽间距e=(150.3)mm;槽边距=9mm.最小轮缘厚=6mm.带轮宽度为B=(z-1)e+2f=(4-1)*15+2*9=63mm带轮材料选用HT200齿轮传动设计高速级齿轮的设计=1440/2=720r/min=3.84kw=9550/=50.93 Nm选择齿轮材料及热处理由表13-8(机械设计基础 课程设计指导教程)小齿轮选用45钢调质处理(d100mm) 229286HBS大齿轮选用45钢调质处理(301d500mm) 197255HBS确定齿轮材料许用接触压力试验齿轮接触疲劳极限压力由图13-2 (机械设计基础 课程设计指导教程) 65

8、0Mpa 600Mpa齿轮接触疲劳强度极限压力由表13-9 (机械设计基础 课程设计指导教程)=1.1应力循环次数=60ant=60*1*720*12*300*15=2.33=6.07由表13-3(机械设计基础 课程设计指导教程) =0.9 =1由表13-4(机械设计基础 课程设计指导教程) 工作硬化系数 =1齿轮材料许用接触压力=531.82Mpa=545.45Mpa按齿面接触强度设计齿轮传动作用在高速轴上的扭矩 =955000*/=50930Nmm载荷系数 由表13-10(机械设计基础 课程设计指导教程) K=1齿宽系数 =0.4齿轮材料弹性系数 由表13-11(机械设计基础 课程设计指导

9、教程) =189.8节点区域系数因是斜齿圆柱齿轮 =2.45初选齿数和齿数比 z=20大齿轮齿数z= z=76.8 取z= 77齿数比u= z/ z=77/20=3.84选齿轮分度圆柱螺旋角 =接触疲劳强度重合度系数计算当量齿数=21.9 =84.3端面重合度 由图13-8(机械设计基础 课程设计指导教程) =0.76 =0.86=+=1.62齿宽系数 =(u+1)=0.968轴面重合度 =0.318ztan=1.535查图13-9(机械设计基础 课程设计指导教程)得接触疲劳强度重合度系数=0.785查图13-11(机械设计基础 课程设计指导教程)得接触疲劳强度螺旋角系数=0.98按齿面接触疲

10、劳强度设计 =41.46mm确定传动的主要参数确定模数mm 取=2mm确定中心距a=100mm其他主要参数=41.225mm=41.225mmb=a=40mm=b=40mm=b+6=46mm校核轮齿齿跟弯曲疲劳强度试验齿轮弯曲疲劳极限应力由图13-5(机械设计基础 课程设计指导教程)=600Mpa =550Mpa齿根齿轮弯曲疲劳强度最小安全系数由表13-9(机械设计基础 课程设计指导教程) =1.25齿根弯曲疲劳强度寿命系数应力循环次数 =2.33 =6.07由图13-6(机械设计基础 课程设计指导教程) =1 =1弯曲疲劳强度尺寸系数 =1许用弯曲疲劳应力=480Mpa=440Mpa齿形系数

11、 查表13-12(机械设计基础 课程设计指导教程) =2.81 =2.235应力修正系数 查表13-13(机械设计基础 课程设计指导教程) =1.55 =1.765齿根弯曲疲劳强度重合度系数 查图13-10(机械设计基础 课程设计指导教程) =0.68 齿根弯曲强度螺旋角系数 查图13-12(机械设计基础 课程设计指导教程) =0.874校核齿根弯曲疲劳强度=66.24Mpa=60Mpa齿轮参数和几何尺寸见表确定齿轮的精度等级齿轮圆周速度v=1.554 m/s查表13-15(机械设计基础 课程设计指导教程) 确定选8级精度 8GB/T10095.1-2001小齿轮采用齿轮轴,大齿轮采用锻造的孔

12、板式低速级齿轮的设计重新计算减速器中间轴的运动参数和动力参数=3.688kw=187.013r/min=9550*3.688/187.013=188.331 Nm由表13-8(机械设计基础 课程设计指导教程)小齿轮选用45Cr钢调质处理(d100mm) 241286HBS大齿轮选用45Cr钢调质处理(301d500mm) 229269HBS确定齿轮材料许用接触压力试验齿轮接触疲劳极限压力由图13-2 (机械设计基础 课程设计指导教程) 660Mpa 600Mpa齿轮接触疲劳强度极限压力由表13-9 =1.1应力循环次数=6.072.03由表13-3(机械设计基础 课程设计指导教程) =1 =1

13、由表13-4(机械设计基础 课程设计指导教程) 工作硬化系数 =1齿轮材料许用接触压力=600Mpa=545.45Mpa按齿面接触强度设计齿轮传动作用在高速轴上的扭矩 =188331 Nmm载荷系数 由表13-10(机械设计基础 课程设计指导教程) K=1.2齿宽系数 =0.4齿轮材料弹性系数 由表13-11(机械设计基础 课程设计指导教程) =189.8节点区域系数因是斜齿圆柱齿轮 =2.45初选齿数和齿数比 小齿轮齿数 =25大齿轮齿数=73.75 取=74齿数比u=/ =74/25=2.96选齿轮分度圆柱螺旋角 =接触疲劳强度重合度系数计算当量齿数27.37 =81端面重合度 由图13-

14、8(机械设计基础 课程设计指导教程) =0.76 =0.86=+=1.64齿宽系数 =(u+1)=0.792轴面重合度 =0.318ztan=1.57查图13-9(机械设计基础 课程设计指导教程)得接触疲劳强度重合度系数=0.76查图13-11(机械设计基础 课程设计指导教程)得接触疲劳强度螺旋角系数=0.98按齿面接触疲劳强度设计 =67.9mm确定传动的主要参数确定模数mm 取=2.75mm确定中心距a=133mm其他主要参数=70.854mmb=a=56mm=b=56mm=b+6=62mm校核轮齿齿跟弯曲疲劳强度试验齿轮弯曲疲劳极限应力由图13-5(机械设计基础 课程设计指导教程)=45

15、0Mpa =410Mpa齿根齿轮弯曲疲劳强度最小安全系数由表13-9(机械设计基础 课程设计指导教程) =1.25齿根弯曲疲劳强度寿命系数应力循环次数 =6.072.03由图13-6(机械设计基础 课程设计指导教程) =1 =1弯曲疲劳强度尺寸系数 =1许用弯曲疲劳应力=360Mpa=328Mpa齿形系数 查表13-12(机械设计基础 课程设计指导教程) =2.62 =2.228应力修正系数 查表13-13 (机械设计基础 课程设计指导教程) =1.59 =1.758齿根弯曲疲劳强度重合度系数 查图13-10 (机械设计基础 课程设计指导教程) =0.68 齿根弯曲强度螺旋角系数 查图13-1

16、2(机械设计基础 课程设计指导教程) =0.88校核齿根弯曲疲劳强度=64.9Mpa=61.06Mpa齿轮参数和几何尺寸见表确定齿轮的精度等级齿轮圆周速度v=0.694 m/s查表13-15(机械设计基础 课程设计指导教程) 确定选8级精度 8GB/T10095.1-2001小齿轮采用齿轮轴,大齿轮采用锻造的孔板式;轴孔直径由轴设计时确定轴设计中间轴设计已经确定的运动参数 =3.688kw =187.5kw =187.84 Nm轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表10-19(机械设计基础 课程设计指导教程)选用45钢调质处理硬度为217255HBS,许用弯曲应力=60Mpa按扭转强度概略计算轴

17、的最小直径 由表12-1(机械设计基础)查得A=107118，由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭转较小,故取A=115d=31.22mm由于最小轴段安装轴承,且直径大于30mm,其截面上开有一个键槽,故将直径增大5%=(1+0.05)d=32.7mm由于最小直径轴段处均为滚动轴承,故标准直径=35mm.设计轴的结构并绘制轴结构草图砂轮越程槽为mm,与两个齿轮配合的轴头直径50mm.两齿轮之间以轴肩定位,直径为58mm宽b=12mm.两齿轮的另一端用套筒定位.齿轮与轴的联接选用普通平键A型bh=14mm9mm.槽深t=5.5mm,长=52mm,=34mm.轴的两个键槽布置在同一母线上.根据轴的受

18、力情况,主要是承受径向载荷;所受轴向力较小;拟选用深沟球轴承6207，尺寸dDB=35mm72mm17mm,与滚动轴承相配的轴颈为35mm,配合k6，左轴承的右端和右轴承的左端均采用套筒定位=42mm确定各轴段的长度并绘制中间轴的结构草图.图1-1(a)所示为中间轴总受力图;图1-1(b)(c)所示分别为水平平面和垂直平面受力图计算作用在轴上的力齿轮2圆周力=2365N齿轮2径向力=2365=887N齿轮2轴向力=2365=590N齿轮3圆周力=5303N齿轮2径向力=5303=1989N齿轮2轴向力=5303=1322N计算作用于轴上的支座反力水平平面内=0 -(+)+-(+)=0=83N=

19、1019N校核=0 -+-=0-1019+1989-887-83=0无误垂直平面内=0 =3498N=4170N校核=0 +-+=0无误绘制水平平面弯矩图(图1-1(d)=0=-=-4690 Nmm=-=42139 Nmm=65726 Nmm=-=18859 Nmm绘制垂直平面弯矩图(图1-1(e)=0=197637 Nmm=268965 Nmm绘制合成弯矩图(图10-5(f)=0=197693 Nmm=202079 Nmm=269625 Nmm=276879 Nmm绘制扭矩图(图1-1(g)=870115 Nmm绘制当量弯矩图(图1-1(h)因单向转动转矩为脉动循环变化,故取=0.6=0=1

20、97693 Nmm=559814 Nmm=587583 Nmm=276879 Nmm确定轴的危险截面并校核轴的强度由轴的结构和当量弯矩图可以判断,轴的截面D处当量弯矩最大,是轴的危险截面截面D=55Mpa=60Mpa中间轴的弯曲强度足够图1-1高速轴设计已经确定的运动参数和动力参数=3.84kw =720r/min =50.93 Nm轴的材料选择并确定许用弯曲压力由表13-19(机械设计基础 课程设计指导教程)选用45钢调质处理,硬度217255HBS,许用弯曲应力=60Mpa按扭转强度概略计算轴的最小直径由表12-1(机械设计基础)查得A=107118，由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭转较

21、小,故取A=115d=20.09mm由于最小轴段安装轴承,且直径小于30mm,其截面上开有一个键槽,故将直径增大7%=(1+0.07)d=21.5mm查表13-5(机械设计基础 课程设计指导教程) A型普通V带轮轴孔直径为22mm,故取=35mm.普通平键 A型bh=6mm6mm t=3.5mm 长L=52mm定位轴肩39mm,轴颈需磨削故应设计砂轮越程槽mm根据轴的受力情况,主要是承受径向载荷;所受轴向力较小;拟选用深沟球轴承6205，尺寸dDB=25mm52mm15mm,与滚动轴承相配的轴颈为25mm,配合k6，定位轴肩=31mm确定各轴段的长度并绘制中间轴的结构草图.图1-2(a)所示为

22、中间轴总受力图;图1-2(b)(c)所示分别为水平平面和垂直平面受力图计算作用在轴上的力齿轮1圆周力=2471N齿轮1径向力=2471=927N齿轮1轴向力=2471=616N带传动压轴力 =1071N计算作用于轴上的支座反力水平平面内=0 (+)+-=0=48N=1951N校核=0 -+=01950-1071-927+48=0无误垂直平面内=0 =1715N=756N校核=0 +-=0无误绘制水平平面弯矩图(图1-2(d)=0=108171N=9988 Nmm=2664 Nmm绘制垂直平面弯矩图(图1-2(e)=0=173215 Nmm绘制合成弯矩图(图1-2(f)=0=108171N=17

23、3235 Nmm=173502 Nmm绘制扭矩图(图1-2(g)=50933 Nmm绘制当量弯矩图(图1-2(h)因单向转动转矩为脉动循环变化,故取=0.6=0=112405 Nmm=175910 Nmm=176172 Nmm确定轴的危险截面并校核轴的强度由轴的结构和当量弯矩图可以判断,轴的截面D处当量弯矩最大,是轴的危险截面截面D=37Mpa=60Mpa高速轴的弯曲强度足够图1-2低速轴设计重新计算低速轴的运动的运动参数和动力参数=63.345 r/min=3.542 kw=9550=534000 Nmm轴的材料选择并确定许用弯曲压力由表13-19(机械设计基础 课程设计指导教程)选用45钢

24、调质处理,硬度217255HBS,许用弯曲应力=60Mpa按扭转强度概略计算轴的最小直径由表12-1(机械设计基础)查得A=107118，由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭转较小,故取A=107d=40.92mm由于最小轴段安装轴承,且直径大于30mm,其截面上开有一个键槽,故将直径增大5%=(1+0.05)d=42.97mm取标准直径=45mm.设计轴的结构并绘制轴结构草图轴伸出端安装的联轴器,初选HL4型弹性柱销联轴器(GB/T 5014-1995),公称转矩=1250 Nm,许用转速=2800r/min,Y型轴孔,孔直径d=45mm.轴孔长度=84，总长度L=112mm.联轴器与轴的联接

25、选用普通平键A型bh=14mm9mm t=5.5mm长L=71mm轴段直径为50mm, 需磨削故应设计砂轮越程槽501mm.齿轮与轴配合的轴头直径为80mm,配合为k6，定位轴肩为90mm,宽度b=15mm齿轮与轴之间用普通平键联接,A型bh=22mm14mm t=9mm长L=48mm,轴上两个键槽布置在同一母线上根据轴的受力情况,主要是承受径向载荷;所受轴向力较小;拟选用深沟球轴承6210，尺寸dDB=50mm90mm20mm,与滚动轴承相配的轴颈为50mm,配合k6，定位轴肩=57mm确定各轴段的长度并绘制中间轴的结构草图.图1-3(a)所示为中间轴总受力图;图1-3(b)(c)所示分别为

26、水平平面和垂直平面受力图计算作用在轴上的力齿轮4圆周力=5482N齿轮1径向力=5482=2056N齿轮1轴向力=5482=1367N计算作用于轴上的支座反力水平平面内=0 (+)-=0=711N=1345 N校核=0 -+=0无误垂直平面内=0 =1715N=3586N校核=0 +-=0无误绘制水平平面弯矩图(图1-3(d)=0=86080 Nmm绘制垂直平面弯矩图(图1-3(e)=0= 121344 Nmm=-=96342 Nmm绘制合成弯矩图(图1-3(f)=0=129196 Nmm=148775 Nmm绘制扭矩图(图1-3(g)=534000 Nmm绘制当量弯矩图(图1-3(h)因单向

27、转动转矩为脉动循环变化,故取=0.6=0=320400 Nmm=345467 Nmm=148775 Nmm确定轴的危险截面并校核轴的强度由轴的结构和当量弯矩图可以判断,轴的截面D处当量弯矩最大,是轴的危险截面截面D=8Mpa=60Mpa低速轴的弯曲强度足够图1-3滚动轴承的选择高速轴滚动轴承作用在轴承上的载荷=1716 N=2092 N=616 N选择滚动轴承型号前面已选滚动轴承6205，主要承受径向载荷,同时也承受一定的轴向载荷.由于工作温度不太高,支点跨距较短,轴拟采用两段单向固定式支撑结构=15000N =10000N计算轴承的当量载荷轴承A=0e则=X=11716=1716 N轴承B=

28、0.0616 用插值法算得e=0.261=0.294e X=0.56 Y=1.525=X+Y=2111 N校核滚动轴承的寿命由于轴承B受的当量动载荷较大,故对轴承B进行校核由表13-16(机械设计基础 课程设计指导教程)和表13-17(机械设计基础 课程设计指导教程)可分别查得=1.1 =1轴承寿命1.5年更换=123001.5=5400 hC=14295 N=15000N高速轴轴承的工作寿命足够中间轴滚动轴承作用在轴承上的载荷=3479 N=4293 N=1322-590=732 N选择滚动轴承型号前面已选滚动轴承6207，主要承受径向载荷,同时也承受一定的轴向载荷.由于工作温度不太高,支点

29、跨距较短,轴拟采用两段单向固定式支撑结构=19800N =13500N计算轴承的当量载荷轴承A=0.054 用插值法算得e=0.253=0.171e X=1 Y=0=X=13479=3479 N轴承B=0e则=X=14293=4293 N校核滚动轴承的寿命由于轴承B受的当量动载荷较大,故对轴承B进行校核由表13-16(机械设计基础 课程设计指导教程)和表13-17(机械设计基础 课程设计指导教程)可分别查得=1.1 =1轴承寿命1.5年更换=123001.5=5400 hC=18564 N=19800N中间轴轴承的工作寿命足够低速轴滚动轴承作用在轴承上的载荷=2025 N=3830 N=136

30、7 N选择滚动轴承型号前面已选滚动轴承6210，主要承受径向载荷,同时也承受一定的轴向载荷.由于工作温度不太高,支点跨距较短,轴拟采用两段单向固定式支撑结构=27000N =19800N计算轴承的当量载荷轴承A=0e则=X=12025=2025 N轴承B=0.069 用插值法算得e=0.269=0.357e X=0.56 Y=1.779=X+Y=4577 N校核滚动轴承的寿命由于轴承B受的当量动载荷较大,故对轴承B进行校核由表13-16(机械设计基础 课程设计指导教程)和表13-17(机械设计基础 课程设计指导教程)可分别查得=1.1 =1轴承寿命1.5年更换=123001.5=5400 hC

31、=13785 N=27000N低速轴轴承的工作寿命足够键的选择与强度校核 高速轴与带轮配合处键联接高速轴与带轮配合处选用A型普通平键bh=66mm长52mm键的工作长度l=L-b=52-6=46mm带轮材料为铸铁;由表12-9(机械设计基础)查得键联接的挤压应力=50Mpa=33.5Mpa=50Mpa中间轴与齿轮2配合处键联接中间轴与齿轮2配合处选用A型普通平键bh=149mm长52mm键的工作长度l=L-b=52-14=38mm带轮材料为铸铁;由表12-9(机械设计基础)查得键联接的挤压应力=100Mpa=44Mpa=100Mpa中间轴与齿轮3配合处，选用A型普通平键bh=149mm长39m

32、m键的工作长度l=L-b=39-14=25mm带轮材料为铸铁;由表12-9(机械设计基础)查得键联接的挤压应力=100Mpa=67Mpa=100Mpa低速轴与齿轮4配合处键联接低速轴与齿轮4配合处选用A型普通平键bh=2214mm长48mm键的工作长度l=L-b=48-22=26mm带轮材料为铸铁;由表12-9(机械设计基础)查得键联接的挤压应力=100Mpa=73Mpa=100Mpa低速轴与联轴器配合处键联接低速轴与联轴器配合处选用A型普通平键bh=149mm长71mm键的工作长度l=L-b=71-14=57mm带轮材料为铸铁;由表12-9(机械设计基础)查得键联接的挤压应力=100Mpa=

33、93Mpa=100Mpa联轴器计算载荷根据表13-18(机械设计基础 课程设计指导教程)查得K=1.3计算转矩 =KT=1.3534000=694200 Nmm选择联轴器的型号轴伸出端安装的联轴器;由附表初选HL4型弹性柱销联轴器.公称转矩=1250 Nm,许用转速=2800r/min,Y型轴孔,孔直径d=45mm.轴孔长度=84，总长度L=112mm=694200 Nmm=1250000 Nmmn=63.345 r/min=2800r/min减速器的润滑由于齿轮圆周速度高速级 v=1.554 m/s12m/s低速级 v=0.694 m/s12m/s因此,齿轮传动油浴润滑,根据附表,选用工业壮

34、工齿轮油.齿轮浸油深度以低速级齿轮4的1/6半径为宜(高速级齿轮2大约浸油1个齿高)滚动轴承的润滑高速轴 =30720=21600 mmr/min中间轴 =187.535=6560 mmr/min低速轴 =63.34560=3800 mmr/min故高速轴,中间轴及低速级的轴承均采用润滑脂润滑,参考附表选用钠基润滑脂3号.减速器箱体尺寸计算参考文献机械设计基础 课程设计指导教程主编：游文明 李亦农 副主编：王家禾 叶贵清 吉 庆 扬州职业大学机械工程学院机械设计基础主编：李亦农副主编：顾蓉蓉 游文明 吉 庆高等教育出版设计小结经过三周的课程设计,我明白了在设计的过程中必须认真,一丝不苟,这样才

35、能得到锻炼,提高!在机械设计课程设计中 ,从刚开始制定设计进程计划,到最好的装配图的绘制, 一直在老师的指导下独立完成.在这过程中,对机械设计有了一个比较初步的了解,能过通过查阅资料文献,解决自己遇到的问题.知道了机械设计的一般方法,一定要先制定进程计划,然后在设计的过程中要做到”三边原则”, 边计算，边绘图，边修改!课程设计虽然安排在三周进行,但并不是独立于整个学习体系之外的.它检验了我的学习成果,也让我充分理解了以前学习的知识!明白了课堂学习和设计之间的差距.通过这次课程设计我发现了以前学习的不足,这对以后的学习是非常有帮助的.通过课程设计,可以让我们认识到自身的不足,在以后的学习生活中能

36、够重视!让自己得到发展提高.由于第一次接触课程设计,在设计中,存在很多缺点不足,比如整体尺寸不协调,箱体设计不够完善等等.但是有了这次经验在以后的毕业设计,工作中可以避免一些不必要的工作,让自己的设计更加完好!主要结果P=3.8 kw=0.842Y112M-4型三相异步电动机=2=3.84=2.95符合要求=3.84kw=720r/min=50.93 Nm=3.688kw=187.5kw=187.84 Nm=3.542kw=63.559r/min=532.2 Nm=3.367kw=63.559r/min505.91 Nm=4.8kw选用A型普通V带=100mm=200mm=2符合要求Z=4=1

37、071NB=63mm=3.84kw=720r/min=50.93 Nm小齿轮选用45钢调质260HBS大齿轮选用45钢调质220HBS=2.33=6.07=531.82Mpa=545.45Mpa=50930Nmm=0.4z=20z= 77u=3.84=41.225mm=2mma=100mm=40mm=40mm=480Mpa=440Mpa安全v=1.554 m/s=3.688kw=187.013r/min=188.331 Nm小齿轮40Cr钢调质260HBS大齿轮40Cr钢调质230HBS=6.072.03=600Mpa=545.45Mpa=70.854mm=2.75mma=133mm =62m

38、m=56mm=360Mpa=328Mpa安全安全=83N1019N=3498N=4170N=0=-4690 Nmm=42139 Nmm65726 Nmm=18859 Nmm=0197637 Nmm268965 Nmm=0=197693 Nmm=202079 Nmm=269625 Nmm=276879 Nmm=870115 Nmm=0=197693 Nmm=559814 Nmm=587583 Nmm=276879 Nmm=2471N=927N=616N=1071N=48N=1951N=1715N=756N=0=108171N=9988 Nmm=2664 Nmm=0=173215 Nmm=0=108171N=173235 Nmm=173502 Nmm=50933 Nmm=0=112405 Nmm=175910 Nmm=176172 Nmm安全=63.345 r/min=3.542 kw=534000 Nmm=5482N=2056N=1367N=711N=1345 N=1715N=3586N=0=86080 Nmm=0121344 Nmm=96342 Nmm=0=129196 Nmm=148775 Nmm=534000 Nmm=0=320400 Nmm=345467 Nmm=148775 Nmm=1716 N=2092 N=616 N安全安全安全安全安全安全安全- 32 -