目录
一、设计任务书 (3)
二、动力机的选择 (4)
三、计算传动装置的运动和动力参数 (5)
四、传动件设计计算（齿轮） (6)
五、轴的设计.......... .......... .......... ........... .. .. . (12)
六、滚动轴承的计算 (20)
七、连结的选择和计算 (21)
八、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 (22)
九、箱体及其附件的结构设计 (22)
十、设计总结 (23)
十一、参考资料 (23)
一设计题目：带式运输机的传动装置的设计题号1
1 带式运输机的工作原理
（二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图）
2工作情况：已知条件
1)工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有灰尘，环境最
高温度35℃；
2)使用折旧期；8年；
3)检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；
4)动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；
5)运输带速度容许误差：±5%；
6)制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。
3原始数据
参数
运输带工作拉力
运输带工作速度
二 动力机选择
因为动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V ；所以选用常用的封闭式系列的 ——交流电动机。 1． 电动机容量的选择
1） 工作机所需功率P w 由题中条件 查询工作情况系数K A （见[1]表8-6），查得K A=1.3 设计方案的总效率 n 0=n 1*n 2*n 3*n 4*n 5*n 6…n n
本设计中的 联η——联轴器的传动效率（2个），轴η——轴承的传动效率 （4
对）， 齿η——齿轮的传动效率（2对），本次设计中有8级传动
效率 其中联η=0.99（两对联轴器的效率取相等）
123承轴η=0.99（123为减速器的3对轴承） 4承轴η=0.98（4为
卷筒的一对轴承） 齿η=0.95（两对齿轮的效率取相等）
总η=4
21233轴承’
联齿轴承联ηηηηη98.0*99.0*95.0*99.0*99.023=0.841
2） 电动机的输出功率 P w=k A*
4
1000轴承ηFV
=2.1889KW
Pd ＝Pw/总η，总η=0.84110 Pd ＝2.1889/1.84110=2.60228KW
2． 电动机转速的选择
由v=1.1m/s 求卷筒转速n w V =
1000
*60w
dn π=1.1 →nw=95.496r/min
nd ＝（i1’·i2’…in ’）nw
有该传动方案知，在该系统中只有减速器中存在二级传动比i1,i2，其他 传动比都等于1。由[1]表13-2知圆柱齿轮传动比范围为3—5。 所以 nd =(i1*i2) nw=[32，52]* nw
所以nd 的范围是（859.88，2388.75）r/min ，初选为同步转速 为1430r/min 的电动机 3．电动机型号的确定
由表12-1[2]查出电动机型号为Y100L 2-4,其额定功率为3kW ，满载转速1430r/min 。基本符合题目所需的要求。
总η=0.8411
P w =2.1889k KW
Pd ＝2.60228 KW
nw=95.496 r/min
电机Y100L 2-4
传动比15
i1=4.8 i2=3.2
各轴速度
n0=1430r/min n1=1430r/min n2=297.92r/min n3=93.1r/min n4=93.1r/min
各轴功率
P0 =3Kw
P1= 2.9403
P2=2.7653 Kw P3=2.600 Kw
P4=2.523 Kw
1=19.634 N m
?
2=88.615 N m
?
3=264.118 N m
?
4=256.239 N m
?
级精度；
＝20
＝96
3． 确定公式内的各计算数值 1）
（1） 试选Kt ＝1.3 （2） 由[1]表10－7选取尺宽系数φd ＝1 （3） 由[1]表10－6查得材料的弹性影响系数Z E ＝189.8Mpa （4） 由[1]图10－21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极σ
Hlim1＝600MPa ；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa ； （5） 由[1]式10－13计算应力循环次数
N1＝60n1jLh ＝60×1430×1×（2×8×365×8）＝4×10e9 N2＝N1/4.8＝8.35×10e8
此式中j 为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln 为齿轮的工作寿命，单位小时
（6） 由[1]图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.90；KHN2
＝0.95
（7） 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（10－12）得 [σH ]1＝0.90×600MPa ＝540MPa [σH ]2＝0.98×550MPa ＝522.5MPa 2） 计算 （1） 试算小齿轮分度圆直径d1t
d1t ≥[]32
11·*32.2???
? ??+H E d t Z u u T K σφ =3
2
35.5228.1898.418.4·1106543.193.1*32.2??
?
??+??=37.043
（2） 计算圆周速度
v=
10006021?n d t π=1000
60043
.37??π=2.7739
（3） 计算齿宽b 及模数m
b=φdd1t=1×37.043mm=37.043mm
m=
11z d t =20
043.37=1.852 h=2.25mnt=2.25×1.852mm=4.1678mm b/h=34.043/4.1678=8.89
（4） 计算载荷系数K 由[1]表10—2 已知载荷平稳，所以取KA=1
根据v=2.7739m/s,7级精度，由[1]图10—8查得动载系数KV=1.14；由[1]表10—4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时K HB 的计算公式和直齿轮的相同，
Kt ＝1.3 φd ＝1
N1＝4×10e9 N2＝8.35×10e8
KHN1＝0.90 KHN2＝0.95
S ＝1
[σH ]1＝540MPa [σH ]2＝522.5MPa
d1t =37.043
v =2.7739
b=37.043mm
m=1.852
h=4.1678mm
b/h=8.89
K A =1
固： K HB =1.12+0.18(1+0.6×φd 2)φd 2+0.23×103- b
=1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*37.043=1.41652 由b/h=8.89，K HB =1.41652 查[1]表10—13查得K FB =1.33
由[1]表10—3查得KH α=KH α=1.1。故载荷系数 K=K A K V K H αK H β=1×1.14×1.1×1.41652=1.7763
（5） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由[1]式（10—
10a ）得 d1=3
1/t t K K d =3
3.1/7763.1043.37?mm=41.10968mm
（6） 计算模数m m 1
1z d ==2010968
.41。
mm=2.055
4． 按齿根弯曲强度设计
由[1]式(10—5)
m ≥[]3
2
1
2·cos 2F Sa
Fa d Y Y z K σφβ 1） 确定计算参数
由[1]图10-20c 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 σF1=500Mpa ；大齿轮得弯曲疲劳极限强度σF2=380MPa
由[1]10-18查得弯曲寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.88 计算弯曲疲劳许用应力
取安全系数S=1.4 见[1]表10-12得
[σF1]=（KFN1*σF1）/S=
4.1500
*85.0=303.57Mpa
[σF2]= （KFN2*σF2）/S=4
.1380
*88.0=238.86Mpa
（1） 计算载荷系数
K=K A K V K F αK F β=1×1.12×1.2×1.33=1.7875 （2） 查取应力校正系数
由表10－5查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.79
（3） 计算大、小齿轮的并[]
F Sa
Fa Y Y σ加以比较
[]111F Sa Fa Y Y σ=29
.339569
.174.2?=0.014297
[]222F Sa Fa Y Y σ=266
798
.1172.2?=0.016341
大齿轮的数值大。
K HB =1.41652
K FB =1.33
KH α=KH α=1.1
K=1.7763
d1=41.10968mm
m=2.055
σF1=500Mpa
σF2=380MPa
KFN1=0.85 KFN2=0.88
S=1.4
[σF1]= 303.57Mpa [σF2] =238.86Mpa K=1.7875
Ysa1=1.55 Ysa2=1.79
[]1
1
1F Sa Fa Y Y σ=0.014297
[]2
2
2F Sa Fa Y Y σ=0.016341
m=2
Z1=21
Z2=100
d1=42
d2=200
a==121
B1=47mm B2=42mm
Ft=1048.18 N
95.27==A b
Ft
k 7级
z1＝24
z2＝77
dt ≥2.32*[]32
1·???
?
??+H E d t Z u u T K σφ 3. 确定公式内的各计算数值
（1） 试选Kt ＝1.3
（2） 由[1]表10－7选取尺宽系数φd ＝1
（3） 由[1]表10－6查得材料的弹性影响系数Z E ＝189.8Mpa
（4） 由[1]图10－21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强
度极限σHlim1＝600MPa ；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa ； （5） 由[1]式10－13计算应力循环次数
N1＝60n1jLh ＝60×297.92×1×（2×8×365×8）＝
8.351×10e8
N2＝N1/3.2＝2.61×10e8
此式中j 为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln 为齿轮的工作寿命，单位小时
（6） 由[1]图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.90；KHN2
＝0.95
（7） 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（10－12）得 [σH ]1＝0.90×600MPa ＝540MPa [σH ]2＝0.95×550MPa ＝522.5MPa
4. 计算 （8） 试算小齿轮分度圆直径d1t
d1t ≥[]32
11·*32.2???
?
??+H E d t Z u u T K σφ =3
2
35.5228.1892.312.3·1106177.883.1*32.2??
?
??+??=62.9349
1) 计算圆周速度
v=
10006021?n d t π=1000
6092
.297*9349.62??π=0.9810 m/s
2) 计算齿宽b 及模数m
b=φdd1t=1×62.9349mm=62.9349mm
m=
11z d t =20
9349.62=3.1467 h=2.25mnt=2.25×3.1467mm=7.08mm b/h=62.9349/7.08 =8.89
3) 计算载荷系数K 由[1]表10—2 已知载荷平稳，所以
取K A =1
根据v=0.4230 m/s,7级精度，由[1]图10—8查得动载系数K V =1.14；
Kt ＝1.3 φd ＝1
Z E ＝189.8Mpa
1lim H σ=
600MPa σHlim2 ＝550MPa ；
N1＝8.351×10e8
N2＝2.61×10e8
KHN1＝0.90 KHN2＝0.95
[σH]1＝540MPa
MPa
H 5.5222=σ
d1t=62.9349
v=0.9810 m/s
b=62.9349mm m=
1
1z d t
=3.1467 K A =1
K V =1.14
由[1]表10—4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时的K HB 计算公式和直齿轮的相同，固 K HB =1.12+0.18(1+0.6×φd
2
)φd
2
+0.23×10
3
- b
=1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-3*27.122=1.414 由b/h=8.92，K HB =1.414
查[1]表10—13查得K FB =1.33
由[1]表10—3查得KH α=KH α=1.1。故载荷系数 K=K A K V K H αK H β=1×1.14×1.1×1.414=1.7731
4) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由[1]式（10—10a ）得
d1=3
1/t t
K K d =3
3.1/7731.19349.62?mm=69.78mm
5) 计算模数m m 11z d =
=20
78.69m m ≈3.4890 6) 按齿根弯曲强度设计。由[1]式(10—5)
m ≥
[
]3
211·2F Sa Fa d Y Y z KT σφ 5 确定计算参数
由[1]图10-20c 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 σF1=500Mpa ；大齿轮得弯曲疲劳极限强度σF2=380MPa
由[1]10-18查得弯曲寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.88 计算弯曲疲劳许用应力
取安全系数S=1.4 见[1]表10-12得
[σF1]= （KFN1*σF1）/S=
4.1500
*85.0=303.57Mpa
[σF2]= （KFN2*σF2）/S=4
.1380
*88.0=238.86Mpa
1）计算载荷系数
K=K A K V K F αK F β=1×1.12×1.2×1.33=1.7875 2） 查取应力校正系数
有[1]表10-5查得YFa1=2.8; YFa2=2.18 由[1]表10－5查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.79
3）计算大、小齿轮的[]
F Sa Fa Y
Y σ并加以比较
[]111F Sa Fa Y Y σ=57.30355
.18.2?=0.014297
[]222F Sa Fa Y Y σ=86
.23879
.118.2?=0.016341
K HB =1.414
K=1.7731
d1=69.78mm
m=3.4890
1F σ= 303.57Mpa
2F σ=238.86Mpa
K=1.7875
[]1
1
1F Sa Fa Y Y σ
=0.014297
[]2
2
2F Sa Fa Y Y σ
=0.016341
所以 大齿轮的数值大。 6 设计计算
m=[
]3
2
11·2F Sa Fa d Y Y z KT σφ=32016341.0·2013
10*6177.887875.12???e =3.4485 对结果进行处理取m=3.5 ，（见机械原理表5-4，根据优先使用第一序
列，此处选用第一序列）
小齿轮齿数 Z1=d1/m=69.9349/3.5≈19.9814≈20 大齿轮齿数 Z2=u* Z1=3.2*20=64 7 几何尺寸计算
1） 计算中心距
d1=z1m=20*3.5=70 ， d2=z2m=64*3.5=224
a=(d1+d2)/2=(70+224)/2=147， a 圆整后取147mm ，
d111m Z ==70.00mm
2） 计算齿轮宽度
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径
b=φdd1 b=70mm B1=75mm ，B2=70mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm 7） 验算
Ft=2T2/d2=2*88.6177*10e3/70=2531.934 N
10017.3670
934
.2531*1 ==A b Ft k N/mm 。结果合适
五 轴的设计
（在本次设计中由于要减轻设计负担，在计算上只校核 一根低速轴的强度）
A 低速轴3的设计
N d T F t 17.2358224
10*118.264*223
23===
F r =F t *tan α=2358.17*tan20°=858.30N 3 初步确定轴的直径
m=3.5
Z1=20 Z2=64
a=147mm
d1=70.00mm d2=224mm
B1=75mm B2=70mm
b
Ft
k A =36.17N/mm
先按式[1]15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。 根据表[1]15-3选取A 0=112。于是有
mm n P A d 02.341
.936.2*112*33
330min === 此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径d 1-2为了使所选的
轴的直径d 1-2与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。 4 联轴器的型号的选取
查表[1]14-1,取Ka=1.5则；Tca=Ka*T 3=1.5*264.118=396.177N ·m 按照计算转矩Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 GB/T5843-2003（见表[2]8-2），选用GY5 型凸缘联轴器，其公称转矩为400 N ·m 。半联轴器的孔径d 1=35mm .固取d 1-2=35mm 。见下表 5. 轴的结构设计
1）拟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
a 为了满足半联轴器的轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩；固取2-3段的直径d 2-3=42mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=45。半联轴器与轴配合的毂孔长度L 1= 82mm ,
为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取1-2断的长
度应比L 1略短一些，现取L 1-2=80mm b 初步选择滚动轴承。
考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量〈=8`-16`〉大量生产价格最低，固选用深沟球轴承 又根据d 2-3=42mm 选 61909号
右端采用轴肩定位 查[2] 又根据d 2-3=42mm 和上表取d 3-4=d 7-8=45 轴肩与轴环的高度（图中a ）建议取为轴直径的0.07~0.1倍 所以在d 7-8=45mm l 6-7=12
c 取安装齿轮处的轴段4-5的直径
d 4-5=50mm 齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为70，为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取l 4-5=67mm
,齿轮的右端采用轴肩定位轴肩高度取 （轴直径的0.07~0.1倍）这里
2358.17N
GY5 凸缘联轴器
61909号轴承
FNH1=758N FNH2=1600.2
MH= 93.61 N m ?
总M =
102.11 N m ?
（轴上载荷示意图）
Mpa mm
W
T M ca 08.15501.0)117.2646.0(11.102)(32
22
32=??+=
+=
ασ
前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得[σ-1]=60MPa 因此σca <[σ-1]，故安全。 7）精确校核轴的疲劳强度 1) 判断危险截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B 均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面I V 和I I V 处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C 上的应力最大。截面I V 的
应力集中的影响和截面I I V 的相近，但截面不I V 受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必作强度校核。截面C 上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C 也不必校核。截面V I 和V 显然更不必校核。键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面IV 左右两侧即可。
2) 截面IV 左侧 抗弯截面系数
3335.9112451.01.0mm d W =?==
抗扭截面系数
33318225452.02.0mm d W T =?==
ca σ=15.08Mpa
W=9112.5mm 3
Wr=188225 mm 3
截面IV 左侧的弯矩M m N L L M M ?=-?=-=02.415
.5835
5.5811.10235221
截面IV 上的扭矩3T 为 T3=264.117 N m ? 截面上的弯曲应力
M P a mm
M N W M 5.45.911202.413=?==
ασ 截面上的扭转切应力
MPa mm
W T T T 5.1418225
m N 264.1173
3=?==
τ 轴的材料为45号钢，调质处理，由[1]表15-1查得
MPa B 640=σ MPa 2751=-σ，MPa 1551=-τ
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数σα及τα按[1]附表3-2查取。因
036
.045
6
.1==d r ，11.14550==d D ， 经插值后可查得 2=σα，32.1=τα
又由[1]附图3-1可得轴的材料的敏性系数为
82.0=αq 78.0=τq
故有效应力集中系数按[1]式（附3-4）为
82.1)12(82.01)1(1=-?+=-+=σσσαq k
26.1)132.1(82.01)1(1=-?+=-+=ττταq k
由[1]附图3-2得尺寸系数76.0=σε； 由[1]附图3-3得扭转尺寸系数86.0=τε。 轴按磨削加工，由[1]附图3-4得表面质量系数为
轴未经表面强化处理，即1=q β，则按[1]式（3-12）及（3-12a ）
得综合系数值为
M=M N ?02.41
ασ=4.5 MPa
T τ=14.5 MPa
2
=σα，
32.1=τα
82.0=αq 78.0=τq
48.2192
.01
76.082.111
=-+=-+=
σσ
σ
σβεk K 于是，计算安全系数ca S 值，按[1]式（15-6）~（15-8）则得
64.240
1.05.448.2275
1=?+?=+=
-m K S σψσσσασσ
32
.162
5.1405.02
5.142
6.11551=?
+?=+=
-m
K S τψττταττ
5.160
6.1332
.16)64.24(2.1664.242
2
2
2
=>>=+?=
+=
S S S S S S ca τ
στσ
故该轴在截面I I V 右侧的强度也是足够的。
本题因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，轴I I I 的设计计算结束。
B 中间轴 2 的设计
N d T F t 15.886200
10*615.88*223
22===
F r =F t *tan α=2358.17*tan20°=322.53N 3 初步确定轴的直径
先按式[1]15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表
[1]15-3选取A 0=112。于是有
mm n P A d 53.2392
.297765.2*112*33
220min === 5.1=>>S S ca
4选轴承
初步选择滚动轴承。
考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量<=8`-16`>，大量生产价格最低固选用深沟球轴承 在本次设计中尽可能统一型号,所以选择 6005号轴承
64.24=σS
32.16=τS
ca S =13.606
t F =886.15N
F r =322.53N
min d =23.53mm
6005号轴承
5. 轴的结构设计
A 拟定轴上零件的装配方案
B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度由低速轴的设计知，轴的总长度为
L=7+79+6+67+30=189mm
由于轴承选定所以轴的最小直径为25mm
所以左端L1-2=12mm 直径为D1-2=25mm
左端轴承采用轴肩定位由[2]查得6005号轴承的轴肩高度为2.5mm
所以D2-3=30mm ,
同理右端轴承的直径为D1-2=25mm，定位轴肩为2.5mm
在右端大齿轮在里减速箱内壁为a=12mm，因为大齿轮的宽度为42mm,且采用轴肩定位所以左端到轴肩的长度为L=39+12+8+12=72mm
8mm为轴承里减速器内壁的厚度
又因为在两齿轮啮合时，小齿轮的齿宽比大齿轮多5mm,所以取L=72+2.5=74.5mm
同样取在该轴小齿轮与减速器内壁的距离为12mm由于第三轴的设计时距离也为12mm所以在该去取距离为11mm
取大齿轮的轮毂直径为30mm，所以齿轮的定位轴肩长度高度为3mm 至此二轴的外形尺寸全部确定。
C 轴上零件得周向定位
齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=30mm 由手册查得平键的截面b*h=10*8(mm)见[2]表4-1,L=36mm
同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与
轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。
D 确定轴的的倒角和圆角
参考[1]表15-2，取轴端倒角为1.2*45°各轴肩处的圆角半径见上图
C第一轴1 的设计
L=189mm
D1-2=25mm L1-2=12mm
D2-3=30mm
2求作用在齿轮上的力
N d T F t 95.93442
10*634.19*2123
2===
F r =F t *tan α=2358.17*tan20°=340.29N 3 初步确定轴的直径
先按式[1]15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表[1]15-3选取A 0=112。于是有
mm n P A d 24.141430
94.2*112*33
210min === 4 联轴器的型号的选取
查表[1]14-1,取Ka=1.5则；
Tca=Ka*T 3=1.5*19.634=29.451N ·m Tca=Ka*T 3=1.5*19.634=29.451N ·m
按照计算转矩Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 GB/T5843-2003（见表[2]8-2），选用GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为63
N ·m 。半联轴器的孔径d 1=16mm .固取d 1-2=16mm 4 联轴器的型号的选取 查表[1]14-1,取Ka=1.5则；
Tca=Ka*T 3=1.5*19.634=29.451N ·m
按照计算转矩Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 GB/T5843-2003（见表[2]8-2），选用GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为63 N ·m 。半联轴器的孔径d 1=16mm .固取d 1-2=16mm 见下表 5. 轴的结构设计
A 拟定轴上零件的装配方案
B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
a 为了满足半联轴器的轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩；固取2-3段的直径d 2-3=18mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=20。半联轴器与轴配合的毂孔长度L 1=42mm ,
为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取1-2断的长度应比L 1略短一些，现取L 1-2=40mm b 初步选择滚动轴承。
考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量〈=8`-16`〉，大量生产价格最低固选用深沟球轴承,又根据d 2-3=18mm,所以选6004号轴承。右端采用轴肩定位 查[2] 又根据d 2-3=18mm 和上表取d 3-4=20mm
c 取安装齿轮处的轴段4-5的直径
d 4-5=25mm
d 轴承端盖的总宽度为15mm （由减速器和轴承端盖的机构设计而定） 根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为25mm 。固取L 2-3=40mm ，c =15mm ，考虑到箱体的制
t F =934.95N
F r =340.29N
min d mm 24.14=
GY2 凸缘联轴器
Ka=1.5
Tca=29.451N ·m
d 1=16mm
造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁有一段距离s,取s=8mm 已知滚动轴承的宽度T=12mm 小齿轮的轮毂长L=50mm ，则
L 3-4 =12mm 至此已初步确定轴得长度 有因为两轴承距离为189，含齿轮宽度所以各轴段都已经确定，各轴的倒角、圆角查表[1 ]表15-2 取
1.0mm
六．滚动轴承的计算
根据要求对所选的在低速轴3上的两滚动轴承进行校核 ，在前面进行轴的计算时所选轴3上的两滚动轴承型号均为61809，其基本额定动载荷N C r 4650=，基本额定静载荷N C r 43200=。现对它们进行校核。由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为 FNH1=758N FNV1=330.267N FNH2=1600.2 FNV2=697.23N
由上可知轴承2所受的载荷远大于轴承2，所以只需对轴承2进行校核，如果轴承2满足要求，轴承1必满足要求。 1）求比值
轴承所受径向力 N N F r 5.174523.6972.16002
2
=+= 所受的轴向力
N F a 0=
它们的比值为 0=r
a
F F 根据[1]表13-5，深沟球轴承的最小e 值为0.19，故此时
e F F r
a
。 2）计算当量动载荷P ，根据[1]式（13-8a ）)(a r P YF XF f P += 按照[1]表13-5，X=1，Y=0,按照[1]表13-6，2.1~0.1=P f ，
取
1.1=P f 。则
N N P 192005.174511.1=+??=）（
3）验算轴承的寿命
N C r 4650=
N C r 43200=
0=r
a
F F
N P 1920=
按要求轴承的最短寿命为 h h L h 46720836582'=???= （工作时间）,根据[1]式（13-5）
h
h h P C n L r h 4672053042
93.1r/m in 60106010366>=??==）（Ⅲε（
3=ε对于球轴承取3） 所以所选的轴承61909七．连接的选择和计算
按要求对低速轴3上的两个键进行选择及校核。 1）对连接齿轮4与轴3的键的计算 （1）选择键联接的类型和尺寸
一般8轴端，故可选用圆头普通平键（A 型）。
根据d=52mm 从[1]表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度度h=10mm 。由轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长（2）校核键联接的强度
键、轴和轮毂的材料都是钢，由[1]表6-2查得许用MPa p 120~100][=σ，取平均值，MPa p 110][=σ度l=L-b=63mm-16mm=47mm 。，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5×10=5mm 。根据[1]式（6-1）可得
MPa MPa kld T p p 110][6.4352
4751044.26621023
3=<=????=?=σσ所选的键满足强度要求。键的标记为：键16×10×2）对连接联轴器与轴3的键的计算 （1）选择键联接的类型和尺寸
类似以上键的选择，也可用A 型普通平键连接。
根据d=35mm 从[1]表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度度h=8mm L=70mm 。
（2）校核键联接的强度
键、轴和联轴器的材料也都是钢，由[1]表6-2MPa p 120~100][=σ，取其平均值，MPa p 110][=σ长度l=L-b=70mm-10mm=60mm 。，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8=4mm 。根据[1]式（6-1）可得
MPa MPa kld T p p ][4.6335
6041044.26621023
3=<=????=?=σσ所以所选的键满足强度要求。
键的标记为：键10×8×70 GB/T 1069-1979。
圆头普通平键 （A 型）
p σ=43.6Mpa
键16×10×63
p σ=63.4Mpa
机械设计课程设计小结 课程设计实习小结 “机械制造技术基础课程设计实习小结 这次课程设计，由于理论知识的不足，再加上平时没有什么设计经验，一开始的时候有些手忙脚乱，不知从何入手。在老师的谆谆教导，和同学们的热情帮助下，使我找到了信心。现在想想其实课程设计当中的每一天都是很累的，其实正向老师说得一样，机械设计的课程设计没有那么简单，你想copy或者你想自己胡乱蒙两个数据上去来骗骗老师都不行，因为你的每一个数据都要从机械设计书上或者机械设计手册上找到出处。虽然种种困难我都已经克服，但是还是难免我有些疏忽和遗漏的地方。完美总是可望而不可求的，不在同一个地方跌倒两次才是最重要的。抱着这个心理我一步步走了过来，最终完成了我的任务。 十几天的机械原理课程设计结束了，在这次实践的过程中学到了一些除技能以外的其他东西,领略到了别人在处理专业技能问题时显示出的优秀品质,更深切的体会到人与人之间的那种相互协调合作的机制,最重要的还是自己对一些问题的看法产生了良性的变化. 在社会这样一个大群体里面,沟通自然是为人处世的基本,如何协调彼此的关系值得我们去深思和体会.在实习设计当中依靠与被依靠对我的触及很大,有些人很有责任感,把这样一种事情当成是自己的重要任务,并为之付出了很大的努力,不断的思考自己所遇到的问题.而有些人则不以为然,总觉得自己的弱势…..其实在生活中这样的事情也是
很多的,当我们面对很多问题的时候所采取的具体行动也是不同的,这当然也会影响我们的结果.很多时候问题的出现所期待我们的是一种解决问题的心态,而不是看我们过去的能力到底有多强,那是一种态度的端正和目的的明确,只有这样把自己身置于具体的问题之中,我们才能更好的解决问题. 在这种相互协调合作的过程中,口角的斗争在所难免,关键是我们如何的处理遇到的分歧,而不是一味的计较和埋怨.这不仅仅是在类似于这样的协调当中,生活中的很多事情都需要我们有这样的处理能力,面对分歧大家要消除误解,相互理解,增进了解,达到谅解…..也许很多问题没有想象中的那么复杂,关键还是看我们的心态,那种处理和解决分歧的心态,因为毕竟我们的出发点都是很好的. 课程设计也是一种学习同事优秀品质的过程,比如我组的纪超同学,人家的确有种耐得住寂寞的心态.确实他在学习上取得了很多傲人的成绩,但是我所赞赏的还是他追求的过程,当遇到问题的时候,那种斟酌的态度就值得我们每一位学习,人家是在用心造就自己的任务,而且孜孜不倦,追求卓越.我们过去有位老师说得好,有有些事情的产生只是有原因的,别人能在诸如学习上取得了不一般的成绩,那绝对不是侥幸或者巧合,那是自己付出劳动的成果的彰显,那是自己辛苦过程的体现.这种不断上进,认真一致的心态也必将导致一个人在生活和学习的各个方面做的很完美,有位那种追求的锲而不舍的过程是相同的,这就是一种优良的品质,它将指引着一个人意气风发,更好走好自己的每一步.
《机械设计》课程试题（一） 一、填空题(每空1分共31分) 1、当一零件受脉动循环变应力时，则其平均应力是其最大应力的 2、三角形螺纹的牙型角α＝，适用于，而梯形螺纹的牙型角α＝，适用于。 3、螺纹连接防松，按其防松原理可分为防松、防松和防松。 4、带传动在工作过程中，带内所受的应力有、 和，最大应力发生在。 5、链传动设计时，链条节数应选数(奇数、偶数)。链轮齿数应选数；速度较高时，链节距应选些。 6、根据齿轮设计准则，软齿面闭式齿轮传动一般按设计，按校核；硬齿面闭式齿轮传动一般按设计，按校核。 7、在变速齿轮传动中，若大、小齿轮材料相同，但硬度不同，则两齿轮工作中产生的齿面接触应力，材料的许用接触应力，工作中产生的齿根弯曲应力，材料的许用弯曲
应力。 8、蜗杆传动的总效率包括啮合效率η 、效率和效 1 = ，影响蜗杆传动总效率的主要因率。其中啮合效率η 1 素是效率。 9、轴按受载荷的性质不同，分为、、。 10、滚动轴承接触角越大，承受载荷的能力也越大。Array 二、单项选择题(每选项1分,共11分) 1、循环特性r=－1的变应力是应力。 A．对称循环变B、脉动循环变C．非对称循环变D．静2、在受轴向变载荷作用的紧螺柱连接中，为提高螺栓的疲劳强度，可采取的措施是( )。 A、增大螺栓刚度Cb，减小被连接件刚度Cm B．减小Cb．增大Cm C．增大Cb和Cm D．减小Cb和Cm 3、在螺栓连接设计中，若被连接件为铸件，则往往在螺栓孔处做沉头座孔．其目的是( )。 A．避免螺栓受附加弯曲应力作用B．便于安装 C．为安置防松装置 4、选取V带型号，主要取决于。
一：设计题目：搓丝机传动装置设计 1.1 设计要求 1) 该机用于加工轴辊螺纹，其结构见下图，上搓丝板安装在机头上，下搓丝板安装在滑块上。加工时，下搓丝板随着滑块作往复运动。在起始（前端）位置时，送料装置将工件送入上、下搓丝板之间，滑块往复运动时，工件在上、下搓丝板之间滚动，搓制出与搓丝板一致的螺纹。搓丝板共两对，可同时搓出工件两端的螺纹。滑块往复运动一次，加工一件。 2) 室内工作，生产批量为5台。 3) 动力源为三相交流380/220V，电动机单向运转，载荷较平稳。 4) 使用期限为10年，大修周期为3 年，双班制工作。 5) 专业机械厂制造，可加工7、8级精度的齿轮、蜗轮。 图1.1: 搓丝机简图 1.2原始技术数据
1.3设计任务 1. 完成搓丝机传动装置总体方案的设计和论证，绘制总体设计原理方案图。 2. 完成主要传动装置的结构设计。 3. 完成装配图1 张（用A0 或A1 图纸），零件图2 张。 4. 编写设计说明书1 份。 二：机械装置的总体方案设计 2.1 拟定传动方案 方案一：
方案二： 根据系统要求可知： 滑块每分钟要往复运动24次，所以机构系统的原动件的转速应为24r/min。以电动机作为原动机，则需要机构系统有减速功能。运动形式为连续转动→往复直线运动。根据上述要求，可采用曲柄滑块机构，该机构有尺寸较小，结构简洁的特点。利用曲柄和连杆共线，滑块处于极限位置时，可得到瞬时停歇的功能。同时该机构能承受较大的载荷。整个搓丝机由电动机、开式齿轮减速器、一级减速器、曲柄滑块机构、最终执行机构组成。如方案一图所示。 其中，r=148.5mm; l=1371.5mm; e=666mm; 最大压力角α=33°; 急回夹角β=7°,急回特性为k=1.081。 采用一级圆柱齿轮减速器，外加开式齿轮减速器，主要优点是结构简单可靠，设计制造，维护方便。
计算及说明 结果 一、设计任务书 1、设计任务 设计带式输送机的传动系统，采用带传动和一级圆柱齿轮减速器。 2、原始数据 输送带轴所需扭矩 τ=950Nm 输送带工作速度 ν=0.8m/s 输送带滚筒直径 d =350mm 减速器设计寿命为8年（两班制），大修期限四年。 3、工作条件 两班制工作，空载起动载荷平稳，常温下连续（单向）运转，工作环境 多尘；三相交流电源，电压为380/220V 。 二、传动系统方案的拟定 带式输送机传动系统方案如图所示：（画方案图） 带式输送机由电动机驱动。电动机1将动力传到带传动2，再由带传动传入 一级减速器3，再经联轴器4将动力传至输送机滚筒5，带动输送带6工作 。传动系统中采用带传动及一级圆柱齿轮减速器，采用直齿圆柱齿轮传动。 三、电动机的选择 按设计要求及工作条件选用Y 系列三相异步电动机，卧式封闭结构，电压 380V 。 1、电动机的功率 根据已知条件由计算得知工作机所需有效效率 KW Fv P w 17.21000 8 .035.0950 1000=?== 设：η1—联轴器效率=0.97； η2—闭式圆柱齿轮传动效率=0.99 η3—V 带传动效率=0.96 η4—对轴承效率=0.99 η5—输送机滚筒效率=0.96 由电动机至运输带的传动总效率为 8588.096.099.096.099.097.0353 4 321=????==ηηηηηη 工作机所需电动机总功率 KW P w 53.28588 .017 .2P r == = η 由表所列Y 系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足Pm ≥Pr 条件的
电动机额定功率Pm 应取为3KW 计算及说明 结果 2、电动机转速的选择 根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速 m i n /68.43350 14.38.0100060100060r d v n w =???=?=π 额定功率相同的同类型电动机，可以有几种转速供选择，如三相异步电动 机就有四种常用的同步转速，即min /3000r 、min /1500r 、min /1000r 、 min /750r 。（电动机空载时才可能达到同步转速，负载时的转速都低于同步 转速）。电动机的转速高，极对数少（相应的电动机定子绕组的极对数为2、 4、6、8），尺寸和质量小，价格也便宜，但会使传动装置的传动比加大，结 构尺寸偏大，成本也会变高。若选用低转速的电动机则相反。一般来说，如 无特殊要求，通常选用同步转速为min /1500r 或min /1000r 的电动机。 选用同步转速为 min /1000r 的电动机，对应于额定功率Pm 为3KW 的电 动机型号应为Y132S-6型。有关技术算据及相应算得的总传动比为： 电动机型号：Y132S-6 额定功率：3KW 同步转速：1000r/min 满载转速：960r/min 总传动比：21.978 电动机中心高H=132mm ，轴伸出部分用于装联轴器段的直径和长度分别为 D=38mm 和E=80mm 。 四、传动比的分配 带式输送机传动系统的总传动比 978.2168 .43960=== w m n n i 由传动系统方案，分配各级传动比 978.21522.598.321=?=?=齿带i i i 五、传动系统的运动和动力参数计算 传动装置从电动机到工作机有三轴，分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ轴，传动系统各轴 的转速、功率和转矩计算如下： ①Ⅰ轴（电动机轴）： m i n /9601r n n m == KW P P r 53.21==
/ 机械设计课程设计原始资料一、设计题目 热处理车间零件输送设备的传动装备 二、运动简图 … @ 图1
1—电动机 2—V带 3—齿轮减速器 4—联轴器 5—滚筒 6—输送带 三、工作条件 该装置单向传送,载荷平稳,空载起动,两班制工作,使用期限5年(每年按300天计算),输送带的速度容许误差为±5%. ） 四、原始数据 滚筒直径D（mm）：320 运输带速度V（m/s）： 滚筒轴转矩T（N·m）：900 五、设计工作量 1减速器总装配图一张 > 2齿轮、轴零件图各一张 3设计说明书一份 六、设计说明书内容 1. 运动简图和原始数据 2. 电动机选择 3. 主要参数计算 4. V带传动的设计计算 5. 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 ，
6. 机座结构尺寸计算 7. 轴的设计计算 8. 键、联轴器等的选择和校核 9. 滚动轴承及密封的选择和校核 10. 润滑材料及齿轮、轴承的润滑方法 11. 齿轮、轴承配合的选择 12. 参考文献 七、设计要求 " 1. 各设计阶段完成后,需经指导老师审阅同意后方能进行下阶段的设计; 2. 在指定的教室内进行设计. 一. 电动机的选择 一、电动机输入功率w P 60600.752 44.785/min 22 3.140.32w v n r Rn π??= ==?? 90044.785 4.21995509550 w w Tn P kw ?=== 【 二、电动机输出功率d P 其中总效率为 32 320.960.990.970.990.960.833v ηηηηηη=????=????=带轴承齿轮联轴滚筒 4.219 5.0830.833 w d P P kw η = = = 查表可得Y132S-4符合要求,故选用它。 Y132S-4(同步转速1440min r ，4极)的相关参数 表1
c:\iknow\docshare\data\cur_work\https://www.doczj.com/doc/0c656786.html,\
设计人: 二 0 10 年一月 目录 一. 设计任务 二. 传动方案的分析与拟定 三. 电动机的选择
四. 传动比的分配及动力学参数的计算 五. 传动零件的设计计算 六. 轴的设计计算 七. 键的选择和计算 八 . 滚动轴承的选择及计算 九. 连轴器的选择 十. 润滑和密封方式的选择，润滑油的牌 号的确定 十一.箱体及附件的结构设计和选择 十二. 设计小结 十三. 参考资料 一设计任务书 设计题目：设计带式运输机传动装置中的双级斜齿圆柱齿轮减速器。 序号F (N) V (m/s) D (mm) 生产规模工作环境载荷特性工作年限3 13000 0.45 420 单件室内平稳 5年(单班) 二.传动方案得分析拟定: 方案1. 方案2. 外传动为带传动,高速级和低速级均高速级,低速级,外传动均为圆柱轮. 为圆柱齿轮传动.
方案的简要对比和选定: 两种方案的传动效率,第一方方案稍高.第一方案,带轮会发生弹性滑动,传动比不够精确.第二方案用齿轮传动比精确程度稍高.第二方案中外传动使用开式齿轮,润滑条件不好,容易产生磨损胶合等失效形式,齿轮的使用寿命较短.另外方案一中使用带轮,可用方便远距离的传动.可以方便的布置电机的位置.而方案二中各个部件的位置相对比较固定.并且方案一还可以进行自动过载保护. 综合评定最终选用方案一进行设计. 三.电动机的选择: 计算公式: 工作机所需要的有效功率为：P=F·v/1000 从电动机到工作级之间传动装置的总效率为 连轴器η1=0.99.滚动轴承η=0.98 闭式圆柱齿轮η=0.97. V带η=0.95 运输机η=0.96 计算得要求: 运输带有效拉力为: 13000 N 工作机滚筒转速为: 0.45r/min 工作机滚筒直径为: 420 mm 工作机所需有效功率为: 5.85 kw 传动装置总效率为: 0.7835701 电动机所需功率为: 7.4 KW 由滚筒所需的有效拉力和转速进行综合考虑: 电动机的型号为: Y160M-6 电动机的满载转速为: 960 r/min 四.传动比的分配及动力学参数的计算:
机械设计课程设计综合答辩题 1#题： ●电动机的类型如何选择？其功率和转速如何确定？ 电动机的选择主要有两个因素。第一是电机容量，主要是额定功率的选择。首先要确定长期运转载荷稳定的带动工作机的功率值以及估算整个传动系统的功率，以此计算出电机所需的功率，然后按照额定功率大于实际功率的原则选择相应的电机。第二是个转速因素。要综合考虑电动机和传动系统的性能、尺寸、重量和价格等因素，做出最佳选择。 ●联轴器的类型如何选择？你选择的联轴器有何特点？圆柱齿轮的齿宽系数如何选择？闭式 传动中的软齿面和硬齿面的齿宽系数有何不同，开式齿轮呢？ ●箱体上装螺栓和螺塞处，为何要有鱼眼坑或凸台？ ●减小和避免受附加弯曲应力作用 2#题： ●试分析你设计的减速器中低速轴齿轮上的作用力。 ●考虑传动方案时，带传动和链传动谁布置在高速级好，谁在低速级好，为什么? 答：带传动等摩擦传动承载能力低，传递相同转矩时，外轮廓尺寸较其他形式大，但传动平稳，且具有过载保护，故宜放在转速较高的运动链初始端;链传动因出安定不均匀，传动中有较大冲击振动，故不宜放在高速轴。 ●滚动轴承部件设计时，如何考虑因温度变化而产生轴的热胀或冷缩问题？ 对于装配前环境温度影响，一般装配精度高的轴承装配前要测量轴承座和轴承尺寸，以保证配合关系。 装配后使用温升，要考虑轴承装配后游隙，保证温升稳定后不会出现抱死等严重问题。 ●为什么要设视孔盖？视孔盖的大小和位置如何确定？ 3#题： ●一对圆柱齿轮传动啮合时，大小齿轮啮合处的接触应力是否相等？接触许用应力是否相等？ 为什么？ ●圆柱齿轮在高速轴上非对称布置时，齿轮接近扭转输入端好，还是远离输入端好？为什么？ 远离输入端好,这样啮合起来才能更好的传动转力矩 , 不容易使轴受应力集中而弯曲 ●轴的强度不够时，应怎么办？ ●定位销有什么功能？在箱体上应怎样布置？销的长度如何确定？ 答：.定位销：保证拆装箱盖时仍保持轴承座孔的加工精度，一般位于箱体纵向两侧连接凸缘处呈非对称布置； ●4#题： ●双级圆柱齿轮减速器的传动比分配的原则是什么？高速级的传动比尽可能选得大是否合适， 为什么？ ●滚动轴承的类型如何选择？你为什么选择这种轴承？有何特点？ 根据轴径选轴承内径，初选轴承，选择合适外径，再计算径向当量动载荷及所需基本额定动载荷值，与所选轴承额定值作比较，再调整外径; ●齿形系数与哪些因素有关？试说明齿形系数对弯曲应力的影响？ ●以你设计的减速器为例，试说明高速轴的各段长度和跨距是如何确定的？ ●减速器内最低和最高油面如何确定？ ●最低油面确定后在此基础上加5到10mm定出最高油面位置。放在低速轴一侧吧，油面会比较 稳定 ●5#题： ●开式圆轮应按什么强度进行计算？磨损问题如何在设计中考虑？P105 ●对开式齿轮传动，主要失效形式是齿面磨损和齿根弯曲疲劳折断，故先按齿根弯曲疲 劳强度进行设计计算，然后考虑磨损的影响，将强度计算所求得的齿轮 ●模数适当增大。 ●一对相啮合的齿数不等的标准圆柱齿轮,哪个弯曲应力大？如何两轮的弯曲强度接近相等？
机械设计基础课程设计 说明书 题目： 院（系）：电子信息工程系 专业： 学生姓名： 组员： 学号：2009219754106 指导教师：邓小林 2013年12月28日
目录 作品内容简介 (2) 1 研制背景及意义 (3) 2 结构特点 (3) 2.1 绞碎机的结构 (5) 2.2 压榨机的结构 (5) 3 工作原理 (6) 4 性能参数 (7) 5 创新点 (8) 6 作品的应用前景和推广价值 (8) 7 参考文献 (9) 附图： (10)
作品内容简介 作为日常生活中重要的家用辅助机器的绞碎机和压榨机，在我们日常生活中发挥着越来越重要的作用。目前市面上的绞碎机和压榨器往往只具有绞碎或者压榨的功能，针对上述不足，我们小组经过深入研究分析，运用所学专业知识，在老师的指导下，设计制作了一款同时具备绞碎和压榨功能的绞碎压榨机。 该机主要由螺杆、四叶刀和绞碎筒体组成绞碎系统实现绞碎功能。由双旋向螺杆、压榨活塞和压榨筒体组成的差动螺旋机构实现压榨功能。该机可同时实现绞碎和压榨功能，在具备上述功能的基础上，可根据需要，随时拆开，单独作为绞碎机和压榨机使用。 该机具有结构巧妙、拆装方便、使用方便简单、工作稳定可靠、效率高等特点。
1 研制背景及意义 随着我国社会经济又好又快的发展，人民生活水平的日益提高，人们开始更多地关心注重生活的质量，追求高品质的生活。可在我们的日常生活中，许多不法生产商为了谋取暴利，制造假冒伪劣产品，特别是假冒伪劣食品对人民的生命安全构成巨大的威胁更无法谈及高品质生活。例如：阴霾笼罩的食品市场中的劣质肉馅、含化学色素的合成果汁和化学物质合成的速冲豆浆等。这无疑是阻挡人们追求高品质生活和建设社会主义和谐社会的巨大绊脚石。针对当前的实际情况，联系大赛“绿色、环保、创新”的主题，通过走进社会，深入到群众中，我们研究小组经过科学的调查研究，运用所学的专业知识，在老师的指导下，决定设计一台家用绞碎压榨机器。 目前，市场上手动的绞碎和压榨机都是分离的。其中，大部分的绞碎机是针对中小企业或者作坊设计的，结构多为变螺距锥形螺杆与相应的锥筒配合，使用电动机带动实现绞碎功能，但是结构复杂不利于维修，体积大、功耗大不适合家庭使用。压榨机则多为在密闭的空间里通入压缩空气能实现高效率、大规模压榨，但是需要辅助的空气压缩机增大机器设备的体积、功耗大，噪声大不适宜小规模的家用压榨。我们的作品是针对家庭绞碎和压榨，实现全手动驱动而设计的两用家庭绞碎压榨机，具有体积小、噪声小、绿色环保等特点。 该机器不但能够为人们提供新鲜的肉馅，而且能够提供各种新鲜的果汁等。该机器不仅能够对水果、豆类、瓜类和肉类等进行单独压榨或者绞碎，而且能够对其进行先绞碎后压榨。它是把绞碎和压榨功能集为一体的机械产品，具有体积小、效率高、制造成本低、安全可靠和绿色环保等的特点。它适用于广大的普通家庭，操作简单，使用方便。因此该产品具有较大的市场竞争力和广阔的市场空间。 2 结构特点 如图2-1所示是按1：1所绘制的绞碎压榨机三维模型，设计尺寸规格为304mm*476mm*245mm。图2-2为绞碎压榨机的分解图。绞碎压榨机由绞碎机构、压榨机构和机架三部分部分组成。绞碎机构与压榨机构间通过绞碎筒体右端盖14和连接螺母套筒15实现连接，机架11、17与机身8、20通过内六角螺钉连接。
机械设计课程设计题目总汇 （兰惠清、李德才小组） 2014年11月21日 题目一 设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器 原始数据：运输带工作拉力1900F N =，运输带工作速度11.30v m s -=?，卷筒直径250D mm =。 工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，空载起动，使用期限为8年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为0.5%±。 完成任务： 1）完成减速器装配图1张（A1）； 2）零件工作图2张（输出轴和大齿轮各一个，A3）； 3）编写设计计算说明书1份。
题目二带式运输机传动装置的设计 1.带式运输机工作原理 带式运输机简图如图20-1所示。 2.已知条件 1）工作条件：两班制，连续单项运转， 载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最 高温度35℃； 2）使用折旧期：8年； 3）检修间隔期：四年一次大修，两年 一次中修，半年一次小修； 4）动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V； 5）运输带速度允许误差：5% ； 6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 3.设计数据 4.传动方案 5. 设计内容 1）按照给定的原始数据（编号）和传动方案（编号） 设计减速器装置； 2）完成减速器装配图1张（A1）； 3）零件工作图2张（输出轴和大齿轮各一个，A3）； 4）编写设计计算说明书1份。
题目三带式运输机两级闭式齿轮传动装置设计 （一）设计要求 （1）根据原始数据设计用于带式运输机的传动装置。 （2）连续单向运转，载荷较平稳，空载起动，运输带速允许误差为5%。 （3）使用期限为10年，小批量生产，两班制工作。 （二）原始技术数据 展开式二级圆柱齿轮减速器，见图。 （三）设计任务 （1）强度传动方案，并绘制出原理方案图。 （2）设计减速器。 （3）完成装配图1张（A1），零件图2张（输出轴和大齿轮各一个，A3）。 （4）编写设计说明书。
课程设计报告书题目：双级斜齿圆柱齿轮减速器设计 学院 专业 学生姓名 学生学号 指导教师 课程编号 130175 课程学分 2.0 起始日期 封面纸推荐用210g/m2的绿色色书 编辑完后需将全文绿色说明文字删除，格式不变
课程设计报告格式说明： 1.文字通顺，语言流畅，无错别字，电子版或手写版，手写版不得 使用铅笔书写。 2.请按照目录要求撰写；一级标题为一、二、……序号排列，内容 层次序号为：1、1.1、1.1.1……。 3.对于电子版：一级标题格式：宋体，4号，加粗，两端对齐。 4.对于电子版：正文格式：宋体，小4号，不加粗，行距为固定值 20磅，段前、段后为0行；首行缩进2字符；左右缩进0字符。 5.对于电子版：页边距：上2cm，下2cm，左2.5cm、右2cm页码： 底部居中。 6.所有的图须有图号和图名，放在图的下方，居中对齐。如：图1 模 拟计费系统用例图。 7.所有的表格须有表号和表名，放在表的上方，居中对齐。如：表1 计费功能测试数据和预期结果。 8.所有公式编号，用括号括起来写在右边行末，其间不加虚线。 9.图纸要求： 图面整洁，布局合理，线条粗细均匀，圆弧连接光滑，尺寸标注规范，文字注释必须使用工程字书写；必须按国家规定标准或工程要求绘制。
（参考文献范例） 参考文献 （参考文献标题为三号，宋体，加粗，居中，上下空一行） （正文为五号，宋体，行距为固定值20磅,重要资料必须注明具体出处，详细到页码；网上资料注明日期。） 1. 参考文献的著录采用顺序编码制，在引文处按论文中引用文献出现的先后以阿拉伯数字连续编码。参考文献的序号以方括号加注于被注文字的右上角，内容按序号顺序排列于文后。 2. 所引参考文献必须包含以下内容： *引用于著作的———作者姓名﹒书名﹒出版地：出版者，出版年﹒起止页码． 如：［1］周振甫. 周易译注［M］．北京：中华书局，1991. 25. ［2］Clark Kerr. The Uses of the University. Cambridge: Harvard University Press, 1995. 50. *引用于杂志的———作者姓名﹒文章名﹒刊名，年，卷（期）：起止页码． 如：［1］何龄修．读顾诚《南明史》［J］．中国史研究，1998,（3）：16~173． ［2］George Pascharopoulos. Returns to Education: A Further International Update and Implications. The Journal of Human Resources, 1985, 20（4）: 36~38. *引用论文集、学位论文、研究报告类推。 *引用论文集中的析出文章的―― 如：［1］瞿秋白．现代文明的问题与社会主义［A］．罗荣渠．从西化到现代化［C］．北京：北京大学出版社，1990. 121~133．［2］Michael Boyle-Baise. What Kind of Experience? Preparing
2013学年度第一学期《机械设计课程设计》期末考查试卷 参考班级：湘机专121 姓名班级学号得分 一．选择题(15×３＝45分) 1、当两个被联接件之一太厚，不易制成通孔且需要经常拆卸时，往往采用（）。 A．螺栓联接B．双头螺柱联接C．螺钉联接 2、滚动轴承中，为防止轴承发生疲劳点蚀，应进行（）。 A. 疲劳寿命计算 B. 静强度计算 C. 极限转速验算 3、阿基米德蜗杆的（）参数为标准值。 A. 轴面 B. 端面 C. 法面 4、V带传动设计中，限制小带轮的最小直径主要是为了（）。A．使结构紧凑B．限制弯曲应力 C．限制小带轮上的包角D．保证带和带轮接触面间有足够摩擦力5、链传动中，链节数常选偶数，是为了使链传动（）。 A．工作平稳B．避免过渡链节C．链条与链轮磨损均匀6、滑动轴承中，含油轴承是采用（）材料制成的。 A．硬木B．粉末冶金C．塑料 7、当键联接强度不足时可采用双键。使用两个平键时要求键（）布置。 A．在同一条直线上B．相隔90° C．相隔120°D．相隔180° 8、带传动发生打滑总是（）。
A．在小轮上先开始B．在大轮上先开始 C．在两轮上同时开始D．不定在哪轮先开始 9、在一般工作条件下，齿面硬度HB≤350的闭式齿轮传动，通常的主要失效形式为（）。 A．轮齿疲劳折断 B. 齿面疲劳点蚀 C．齿面胶合 D. 齿面塑性变形 10、带传动在工作时产生弹性滑动，是由于（）。 A．包角α太小 B. 初拉力F0太小 C．紧边与松边拉力不等 D. 传动过载 11、在下列四种型号的滚动轴承中，只能承受径向载荷的是（）。A．6208 B. N208 C. 3208 D. 5208 12、在润滑良好的条件下，为提高蜗杆传动的啮合效率，可采用的方法为（）。 A．减小齿面滑动速度υs B. 减少蜗杆头数Z1 C．增加蜗杆头数Z1 D. 增大蜗杆直径系数q 13、在圆柱形螺旋拉伸（压缩）弹簧中，弹簧指数C是指（）。A．弹簧外径与簧丝直径之比值B．弹簧内径与簧丝直径之比值C．弹簧自由高度与簧丝直径之比值D．弹簧中径与簧丝直径之比值14、普通平键接联采用两个键时，一般两键间的布置角度为（）。A．90° B. 120°°° 15、滚子链传动中，链节数应尽量避免采用奇数，这主要是因为采用
机械设计课程设计设计计算说明书 设计题目：带式输送机的减速器 学院: 班级: 姓名: 学号: 指导教师: 日期：
目录 一、设计任务书···································· 二、传动方案拟定·································· 三、电机的选择···································· 四、传动比分配···································· 五、传动系统运动及动力参数计算······················· 六、减速器传动零件的计算···························· 七、轴及轴承装置设计································ 八、减速器箱体及其附件的设计······················· 九、减速器的润滑与密封方式的选择·················· 十、设计小结····························
一、设计任务书 1、设计任务： 设计带式输送机的传动系统，采用单级圆柱齿轮减速器和开式圆柱齿轮传动。 2、原始数据 输送带有效拉力 输送带工作速度 输送带滚筒直径 减速器设计寿命为5年 3、已知条件 两班制工作，空载启动，载荷平稳，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘；三相交流电源，电压为380/220V。 二、传动方案拟定 1.电动机 2.联轴器 3.减速器 4.联轴器 5.开式齿轮 6.滚筒 7.输送带
传动方案如上图所示，带式输送由电动机驱动。电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3再经联轴器4及开式齿轮5将动力传送至输送机滚筒6带动输送带7工作。 计算与说明 结果 三、电机的选择 1.电动机类型的选择 由已知条件可以算出工作机所需的有效功率 Kw Fv P w 64.41000 8 .058001000=?== 联轴器效率 滚动轴承传动效率 闭式齿轮传动效率 开式齿轮传动效率 输送机滚筒效率 传动系统总效率 总 工作机所需电机功率 总 由附表B-11确定，满足 条件的电动机额定功率P m = 7.5Kw 2.电动机转速的选择 输送机滚筒轴的工作转速 初选同步转速为 的电动机。 3.电动机型号的选择 根据工作条件两班制连续工作，单向运转，工作机 所需电动机功率计电动机同步转速等，选用Y 系列三相异步电动机，卧式封闭结构，型号为Y132M-4,其主要数据如下： w P w k 64.4= 电动机额定功率选为 7.5Kw 初选1440r/min 的电动机
目录 1、设计任务书 (2) 2、总体设计 (3) 3.传动零件的设计 (5) 4、轴的设计 (9) 5、滚动轴承校核 (13) 7、键的选择 (15) 8、滚动轴承的选择 (17) 9、联轴器的选择 (18) 10、箱体设计 (19) 11、润滑、密封设计 (23)
一、设计题目 1、设计题目 带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器 2、系统简图 系统简图如下图所示 3、工作条件 一、单向运转，有轻微振动，经常满载，空载启动，单班制工作（一天8小时），使用期限5年，输送带速度容许误差为±5%。 4、原始数据 五、设计工作量： 1、设计说明书一份 2、减速器装配图1张 3、减速器零件图2~3张 联轴器 减速器 联轴器 滚筒 输送带
二、总体设计 （一）、选择电动机 1、选择电动机的类型 根据动力源和工作条件，选用Y 型三相交流异步电动机。 2、确定电动机的功率 1）计算工作所需的功率 kW v F P w w w 80.11000 9 .010000.21000=??== 其中，带式输送机的效率0.95w η=。 2）通过查《机械设计基础课程设计》表10-1确定各级传动的机械效率：滚筒 1η=0.96；齿轮 2η=0.97；轴承 3η=0.99；联轴器 4η=0.99。总效率 085999.099.097.096.02322 433221=???==ηηηηη。 电动机所需的功率为：kW P P w 11.2859 .080 .10== = η 。 由表《机械设计基础课程设计》10-110选取电动机的额定功率为3kW 。 3）电动机的转速选940r/min 和1420r/min 两种作比较。 工作机的转速：min /3.5760000r D v n w ==π 结构紧凑，决定选用方案Ⅰ。 4）选定电动机型号为Y112M-6。查表《机械设计基础课程设计》10-111得电动机外伸轴直径D=28，外伸轴长度E=60，如下图所示。
附录I： 机械零件课程设计题目 题目A设计一用于带式运输机上的圆锥园柱齿轮减速器。工作经常载，空载起动，工作有轻震，不反转。单班制工作。运输机卷筒直径Ｄ=320ｍｍ,运输带容许速度误差为5％。减速器为小批生产，使用期限10年。 附表1 原始数据 题号 Ａ１Ａ２Ａ３Ａ４Ａ５Ａ６ 运输带工 作拉力Ｆ （Ｎ） 2×103 2.1×103 2.2×103 2.3×103 2.4×103 2.5×103 运输带工 作速度Ｖ （ｍ/ｓ） 1.2 1.3 1.4 1.5 1.55 1.6 １．电动机２．联轴器３．圆锥齿轮减速器４．带式运输机 附图1
题目B 设计一用于带式运输机上的同轴式两级圆柱齿轮减速器。工作平稳。单向运转，两班制工作。运输带容许速度误差为5％。减速器成批生产，使用期限１０年。 附表2 原始数据 题号 B1 B2 B3 B4 B5 B6 B7 运输机工作轴扭矩Ｔ（Ｎ。ｍ） 1300 1350 1400 1450 1500 1550 1600 运输带工作速度Ｖ（ｍ/ｓ） 0.65 0.70 0.75 0.80 0.85 0.90 0.80 卷筒直径Ｄ（ｍｍ） 300 320 350 350 350 400 350 １．带传动２．电动机３．同轴式两级圆柱齿轮减速器４．带式运输机５．卷筒 附图2
题目C设计一用于链式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器。工作平稳，经常满载，两班制工作，引链容许速度误差为5％。减速器小批生产，使用期限５年。 原始数据 题号 Ｃ１Ｃ２Ｃ３Ｃ４５Ｃ６ＣＣ７ 曳引链 拉力Ｆ（Ｎ）9× 103 9.5× 103 10× 103 10.5 ×103 11× 103 11.5 ×103 12× 103 曳引链 速度Ｖ （ｍ/ ｓ） 0.30 0.32 0.34 0.35 0.36 0.38 0.4 曳引链 链轮齿 数Ｚ 8 8 8 8 8 8 8 曳引链 节距Ｐ （ｍ 80 80 80 80 80 80 80
机械设计课程设计 设计说明书 设计题目胶带式输送机传动装置 设计者 班级 学号 指导老师 时间
目录 一、设计任务书 (3) 二、传动方案拟定 (4) 三、电动机的选择 (4) 四、传动装置的运动和动力参数计算 (6) 五、高速级齿轮传动计算 (7) 六、低速级齿轮传动计算 (12) 七、齿轮传动参数表 (18) 八、轴的结构设计 (18) 九、轴的校核计算 (19) 十、滚动轴承的选择与计算 (23) 十一、键联接选择及校核 (24) 十二、联轴器的选择与校核 (25) 十三、减速器附件的选择 (26) 十四、润滑与密封 (28) 十五、设计小结 (29) 十六、参考资料 (29)
一.设计题目： 设计带式运输机传动装置（简图如下） 1——电动机 2——联轴器 3——二级圆柱齿轮减速器 4——联轴器 5——卷筒 6——运输带 原始数据： 数据编号 04 运送带工作拉力F/N 2200
1.工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，有粉尘； 2.使用期：使用期10年； 3.检修期：3年大修； 4.动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V; 5.运输带速度允许误差：±5%； 6.制造条件及生产批量：中等规模机械厂制造，小批量生产。 设计要求 1.完成减速器装配图一张（A0或A1）。 2.绘制轴、齿轮零件图各一张。 3.编写设计计算说明书一份。 二. 电动机设计步骤 1. 传动装置总体设计方案 本组设计数据： 第四组数据：运送带工作拉力F/N 2200 。 运输带工作速度v/(m/s) 0.9 , 卷筒直径D/mm 300 。 1.外传动机构为联轴器传动。 2.减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器。
机械设计减速器设计说明书 系别： 专业： 学生XX： 学号： 指导教师： 职称：
目录 第一部分设计任务书 (4) 第二部分传动装置总体设计方案 (5) 第三部分电动机的选择 (5) 3.1 电动机的选择 (5) 3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比 (6) 第四部分计算传动装置的运动和动力参数 (7) 第五部分齿轮传动的设计 (9) 5.1 高速级齿轮传动的设计计算 (9) 5.2 低速级齿轮传动的设计计算 (16) 第六部分开式齿轮传动的设计 (23) 第七部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计 (27) 7.1 输入轴的设计 (28) 7.2 中间轴的设计 (32) 7.3 输出轴的设计 (38) 第八部分键联接的选择及校核计算 (44) 8.1 输入轴键选择与校核 (44) 8.2 中间轴键选择与校核 (44) 8.3 输出轴键选择与校核 (44) 第九部分轴承的选择及校核计算 (45) 9.1 输入轴的轴承计算与校核 (45)
9.2 中间轴的轴承计算与校核 (46) 9.3 输出轴的轴承计算与校核 (46) 第十部分联轴器的选择 (47) 10.1 输入轴处联轴器 (48) 10.2 输出轴处联轴器 (49) 第十一部分减速器的润滑和密封 (49) 11.1 减速器的润滑 (49) 11.2 减速器的密封 (50) 第十二部分减速器附件及箱体主要结构尺寸 (51) 设计小结 (53) 参考文献 (54)
第一部分设计任务书 一、初始数据 设计展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器，初始数据F = 15000 N，V = 0.26m/s，D = 450mm，设计年限（寿命）：10年，每天工作班制（8小时/班）：2班制，每年工作天数：300天，三相交流电源,电压380/220V。 二. 设计步骤 1. 传动装置总体设计方案 2. 电动机的选择 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5. 齿轮的设计 6. 开式齿轮的设计 7. 轴的设计 8. 滚动轴承和传动轴的设计 9. 键联接设计 10. 箱体结构设计 11. 润滑密封设计 12. 联轴器设计
机械设计课程设计 答辩题
机械设计课程设计综合答辩题 1#题： ●电动机的类型如何选择？其功率和转速如何确定？ 电动机的选择主要有两个因素。第一是电机容量，主要是额定功率的选择。首先要确定长期运转载荷稳定的带动工作机的功率值以及估算整个传动系统的功率，以此计算出电机所需的功率，然后按照额定功率大于实际功率的原则选择相应的电机。第二是个转速因素。要综合考虑电动机和传动系统的性能、尺寸、重量和价格等因素，做出最佳选择。 ●联轴器的类型如何选择？你选择的联轴器有何特点？圆柱齿轮的 齿宽系数如何选择？闭式传动中的软齿面和硬齿面的齿宽系数有何不同，开式齿轮呢？ ●箱体上装螺栓和螺塞处，为何要有鱼眼坑或凸台？ ●减小和避免受附加弯曲应力作用 2#题： ●试分析你设计的减速器中低速轴齿轮上的作用力。 ●考虑传动方案时，带传动和链传动谁布置在高速级好，谁在低速级 好，为什么? 答：带传动等摩擦传动承载能力低，传递相同转矩时，外轮廓尺寸较其它形式大，但传动平稳，且具有过载保护，故宜放在转速较高
的运动链初始端;链传动因出安定不均匀，传动中有较大冲击振动，故不宜放在高速轴。 ●滚动轴承部件设计时，如何考虑因温度变化而产生轴的热胀或冷缩 问题？ 对于装配前环境温度影响，一般装配精度高的轴承装配前要测量轴承座和轴承尺寸，以保证配合关系。 装配后使用温升，要考虑轴承装配后游隙，保证温升稳定后不会出现抱死等严重问题。 ●为什么要设视孔盖？视孔盖的大小和位置如何确定？ 3#题： ●一对圆柱齿轮传动啮合时，大小齿轮啮合处的接触应力是否相等？ 接触许用应力是否相等？为什么？ ●圆柱齿轮在高速轴上非对称布置时，齿轮接近扭转输入端好，还是 远离输入端好？为什么？ 远离输入端好,这样啮合起来才能更好的传动转力矩 , 不容易使轴受应力集中而弯曲 ●轴的强度不够时，应怎么办？ ●定位销有什么功能？在箱体上应怎样布置？销的长度如何确定？ 答：.定位销：保证拆装箱盖时仍保持轴承座孔的加工精度，一般位于箱体纵向两侧连接凸缘处呈非对称布置； ●4#题：
机械设计课程设计 样本
机械设计《课程设计》 课题名称带式输送机传动装置设计 系别机械系 专业模具设计与制造 班级模具091 姓名尹利平 学号 02031077 指导老师刘静波 完成日期 6月25日 目录 第一章绪论 第二章课题题目及主要技术参数说明 2.1 课题题目 2.2 主要技术参数说明
2.3 传动系统工作条件 2.4 传动系统方案的选择 第三章减速器结构选择及相关性能参数计算 3.1 减速器结构 3.2 电动机选择 3.3 传动比分配 3.4 动力运动参数计算 第四章齿轮的设计计算(包括小齿轮和大齿轮) 4.1 齿轮材料和热处理的选择 4.2 齿轮几何尺寸的设计计算 4.2.1 按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸 4.2.2 齿轮弯曲强度校核 4.2.3 齿轮几何尺寸的确定 4.3 齿轮的结构设计 第五章轴的设计计算(从动轴) 5.1 轴的材料和热处理的选择 5.2 轴几何尺寸的设计计算 5.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径
5.2.2 轴的结构设计 5.2.3 轴的强度校核 第六章轴承、键和联轴器的选择 6.1 轴承的选择及校核 6.2 键的选择计算及校核 6.3 联轴器的选择 第七章减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算 7.1 润滑的选择确定 7.2 密封的选择确定 7.3减速器附件的选择确定 7.4箱体主要结构尺寸计算 第八章总结 参考文献
第一章绪论 本论文主要内容是进行一级圆柱直齿轮的设计计算, 在设计计算中运用到了《机械设计基础》、《机械制图》、《工程力学》、《公差与互换性》等多门课程知识, 并运用《AUTOCAD》软件进行绘图, 因此是一个非常重要的综合实践环节,也是一次全面的、规范的实践训练。经过这次训练, 使我们在众多方面得到了锻炼和培养。主要体现在如下几个方面: ( 1) 培养了我们理论联系实际的设计思想, 训练了综合运用机械设计课程和其它相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力, 巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。 ( 2) 经过对通用机械零件、常见机械传动或简单机械的设计, 使我们掌握了一般机械设计的程序和方法, 树立正确的工程设计思想, 培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。 ( 3) 另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。