毕业设计说明书样本(2)

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1、 贵州大学本科毕业论文（设计） 第 1 页1本科本科毕业论文（设计）毕业论文（设计）论文论文( (设计设计) )题目题目: : 设计一用于带式运输机上的单级设计一用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器圆柱齿轮减速器 ( (小批量生产小批量生产) )学学 院：院：职业技术学院职业技术学院专专 业：业：机械设计制造及自动化机械设计制造及自动化班班 级：级： 0909 级级 学学 号：号： 学生姓名：学生姓名：罗罗 国国 指导老师：指导老师：王王 妍妍 20112011 、7 7 、6 6 、- - 20112011、8 8、3030 贵州大学本科毕业论文贵州大学本科毕业论文( (设计设计) )诚信责

2、任书诚信责任书郑重声明：本人所呈交的毕业论文(设计)，是在导师的指导贵州大学本科毕业论文（设计） 第 2 页2下独立研究完成。毕业论文(设计)凡引用其他人已经发表或未发表的成果、数据资料、观点等，均已注明出处。特此声明。论文(设计)作者：罗 国 日 期 2011-7-6 一、设计任务书 题目：设计一用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器 总体布置简图 贵州大学本科毕业论文（设计） 第 3 页3设计内容 1. 电动机的选择与运动参数计算； 2.齿轮传动设计计算 3. 轴的设计 4. 滚动轴承的选择 5. 键和连轴器的选择与校核； 6. 装配图、零件图的绘制 7 减速器总装配图一张 8、 齿轮、轴零

3、件图各一张 二、传动方案的分析与拟定简单说明并附传动简图设计一用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器，工作条件：使用年限 5 年，两班制工作，连续单向运转，载荷轻微冲击，环境温度 35，小批量生产。原始数据：滚筒圆周力 F=2300N，带速 V=1.5m/s，滚筒直径 D=400mm1-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-滚筒6-传送带214563贵州大学本科毕业论文（设计） 第 4 页4附传动简图三、电动机的选择计算三、电动机的选择计算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： 总= 带2 轴承 齿

4、轮 联轴器=0.950.990.98=0.89(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/1000 总=23001.5/10000.89 =3.87KW3、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=601000V/D=6010001.5/400=71.65r/min4、确定电动机型号根据手册中推荐的合理传动比范围，取 V 带传动比 Iv=24，单级圆柱齿轮传动比范围 Ic=35，则合理总传动比 i 的范围为 i=620，故电动机转速的可选范围为 nd=inw=（620）71.65=7292430r/min查手册取同步转速 1500r/min。电动机型号方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min

5、） 传动装置的传动比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，所需的额定功率及同步转速，选择电动机型号 Y132S-4。贵州大学本科毕业论文（设计） 第 5 页5其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速 1440r/min，额定转矩 2.2。 三、计算总传动比及分配各级的传动比三、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=1440/71.65=20.09 2、分配各级传动比 （1） 取 i 带=3.4 （2） i 总=i 齿i 带 i 齿=i 总/i 带=4.26四、运动参数及动力参数计算四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（r/

6、min） nI=nm/i 带=1440/3.4=423.53(r/min) nII=nI/i 齿=423.53/4.26=99.4(r/min) 2、 计算各轴的功率（KW）PI=Pd 带=5.110.95=4.85KWPII=PI 轴承 齿轮=4.850.980.98=4.66KW 3、 计算各轴转矩 Td=9.55Pd/nm=95505.11/1440=33.89N.mTI=9.55p1 入/n1 =9550x4.85/423.53=109.46N.mTII =9.55p2 入/n2=9550x4.66/99.4=447.83N.m 五、传动零件的设计计算五、传动零件的设计计算 1、 皮带

7、轮传动的设计计算 （1） 选择普通 V 带截型 由课本1P189 表 10-8 得：kA=1.2 P=5.11KW PC=KAP=1.25.11=6.1KW 据 PC=6.1KW 和 n1=423.53r/min 由课本得：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=125mmdmin=75 dd2=i 带 dd1(1-)=424.5 mm 由课本1P190 表 10-9，取 dd2=425 带速 V：V=dd1n1/601000 =1251440/601000=9.42m/s 在 525m/s 范围内，带速合适。 （3） 确定带长

8、和中心距 初定中心距 a0=500mm Ld=2a0+(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0 =2500+3.14(125+425)+(425-15)2/4500 =1907.5mm 根据课本表选取相近的 Ld=1940mm 确定中心距 aa0+(Ld-Ld0)/2=516mm贵州大学本科毕业论文（设计） 第 6 页6(4) 验算小带轮包角 1=1800-57.30 (dd2-dd1)/a =146.7120（适用） （5）确定带的根数 单根 V 带传递的额定功率.据 dd1 和 n1，查课本得 P1=1.92KW i1 时单根 V 带的额定功率增量.据带型及 i 查1表 10-

9、2 得 P1=0.17KW 查1表 10-3，得 K=0.92；查得 KL=1.03Z= PC/(P1+P1)KKL=3.08 (取 3 根)(6) 计算轴上压力 由课本查得 q=0.1kg/m，由课本公式单根 V 带的初拉力： F0=500PC/ZV（2.5/K）-1+qV2=500x6.1/3x9.42(2.5/1.03-1)+0.10x9.422 =62.85kN 则作用在轴承的压力 FQ FQ=2ZF0sin(1/2)=2362.85sin(146.3/2) =362N 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，选用价

10、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 (6712kT1(u+1)/duH2)1/3 确定有关参数如下：传动比 i 齿=4.26 取小齿轮齿数 Z1=34。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=145 由课本表取 d=1 (3)转矩 T1 T1=9.55106P1/n1=107000N.mm (4)载荷系数 k : 取 k=1.4 (5)许用接触应力H H= Hlim ZN/SHmin 由课本查得： Hlim1

11、=610Mpa Hlim2=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=60423.531030016 =1、219x109 N2=N/i=1、219.x109 /3.89=3.4108 查课本图中曲线 1，得 ZN1=1 ZN2=1.05 按一般可靠度要求选取安全系数 SHmin=1.0 H1=Hlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa H2=Hlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa贵州大学本科毕业论文（设计） 第 7 页7故得： d1 (6712kT1(u+1)/duH2

12、)1/3 =67.9mm 模数：m=d1/Z1=67.9/34=1.95mm 取课本1P79 标准模数第一数列上的值，m=2 (6)校核齿根弯曲疲劳强度 bb=2KT1YFS/bmd1 确定有关参数和系数 分度圆直径：d1=mZ1=68mmd2=mZ2=290mm 齿宽：b2=dd1=68mm 取 b2=68mm b1=b2+(510)=75mm 齿顶圆直径：da1=72 da2=294 齿根圆直径：df1=63 df2=295 (7)复合齿形因数 YFs 由课本得：YFS1=4.05,YFS2=3.91 (8)许用弯曲应力bb 根据课本1P116： bb= bblim YN/SFmin 由课

13、本得弯曲疲劳极限 bblim 应为： bblim1=490Mpa bblim2 =410Mpa 由课本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 bb1=bblim1 YN1/SFmin=4901/1=490Mpa bb2= bblim2 YN2/SFmin =4101/1=410Mpa 校核计算 bb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa48000h 预期寿命足够 二.主动轴上的轴承:贵州大学本科毕业论文（设计） 第 12 页12(1)由初选的轴承的型号为:6206 查1

14、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 Lh=1030016=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.

15、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/FR148000h 预期寿命足够 七、键联接的选择及校核计算七、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 836 GB1096-79 大齿轮与轴连接的键为：键 1445 GB1096-79 轴与联轴器的键为：键 1040 GB1096-79 2键的强度校核贵州大学本科毕业论文（设计） 第 13 页13大齿轮与轴上的键 ：键 1445 GB1096-79 bh=149,L=45,则 Ls=L-b=31mm 圆周力：Fr=2TII/d=219858