機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計樣本

1、武漢理工大學(xué)網(wǎng)絡(luò)繼續(xù)教育學(xué)院機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計_陜西建校學(xué)習(xí)中心 函授站（學(xué)習(xí)中心） 專業(yè) 級（春、秋）層次 指導(dǎo)教師 學(xué)生姓名 武漢理工大學(xué)網(wǎng)絡(luò)繼續(xù)教育學(xué)院年 月 日 目 錄前言.2傳動系統(tǒng)的參數(shù)設(shè)計.3帶傳動的設(shè)計計算.4齒輪的設(shè)計計算.5軸的設(shè)計計算.6主動軸的設(shè)計計算.6從動軸的設(shè)計計算.8鍵的設(shè)計計算.9主動軸外伸端處鍵的校核.9從動軸外伸端處鍵的校核.10軸承的選擇與驗算.11主動軸承的選擇與驗算.11從動軸承的選擇與驗算.12聯(lián)軸器的選擇與驗算.12箱體、箱蓋主要尺寸計算.12齒輪和滾動軸承潤滑與密封方式的選擇.13減速器附件的設(shè)計.13結(jié)束語.14前 言 ()課程設(shè)計的目的

2、機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計是學(xué)生學(xué)習(xí)機械技術(shù)（上、下）課程后進行的一項綜合訓(xùn)練，其主要目的是通過課程設(shè)計使學(xué)生鞏固、加深在機械技術(shù)課程中所學(xué)到的知識，提高學(xué)生綜合運用這些知識去分析和解決問題的能力。同時學(xué)習(xí)機械設(shè)計的一般方法，了解和掌握常用機械零部件、機械傳動裝置或簡單機械的設(shè)計方法與步驟，為今后學(xué)習(xí)專業(yè)技術(shù)知識打下必要的基礎(chǔ)。 (二)傳動方案的分析 機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結(jié)構(gòu)簡單、制造

3、方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。 本設(shè)計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器。 帶傳動承載能力較低在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時，結(jié)構(gòu)尺寸較其他形式大，但有過載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉(zhuǎn)矩，減小帶傳動的結(jié)構(gòu)尺寸。 齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現(xiàn)代機器中應(yīng)用最為廣泛的機構(gòu)之。本設(shè)計采用的是單級直齒輪傳動(說明直齒輪傳動的優(yōu)缺點)。說明減速器的結(jié)構(gòu)特點、材料選擇和應(yīng)用場合(如本設(shè)計中減速器的箱體采用水平剖分式結(jié)構(gòu)，用HT200灰鑄鐵鑄造而成)。設(shè)計

4、說明書 一、傳動系統(tǒng)的參數(shù)設(shè)計 已知輸送帶的有效拉力Fw2000N，輸送帶的速度Vw=1.1m/s,滾筒直徑D=250mm。連續(xù)工作，有輕微振動、單向運轉(zhuǎn)。 1)選擇合適的電動機；2)計算傳動裝置的總傳動比，分配各級傳動比；3)計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)。 解：1、選擇電動機 (1)選擇電動機類型：按工作要求和條件選取Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。 (2)選擇電動機容量 工作機所需功率： 電動機輸出功率： 其中為電動機至滾筒、主動軸傳動裝置的總效率，包括V帶傳動效率b、一對齒輪傳動效率 g、兩對滾動軸承效率r2、聯(lián)軸器效率c、及傳動滾筒效率w值計算如下：=b 

5、3;g ·r 2·cw=0.8674 由機械設(shè)計課程設(shè)計表82(63頁)查得各效率值，b=0.96，g=0.97，r=0.99，c=0.99，w=0.96，代入公式計算出效率及電機輸出功率。使電動機的額定功率Pm(11.3)Po，由機械設(shè)計課程設(shè)計表171Y(153頁)查得電動機的額定功率Pm=5.5kW。(3)選擇電動機的轉(zhuǎn)速計算滾筒的轉(zhuǎn)速：r/min計算時取85 r/min 根據(jù)表31確定傳動比的范圍：取V帶傳動比ib24，單級齒輪傳動比ig35，則總傳動比的范圍：i(2X3)(4X5)620。電動機的轉(zhuǎn)速范圍為n´=i·nw(620)·n

6、w=504.481681.6在這個范圍內(nèi)電動機的同步轉(zhuǎn)速有1000rmin和1500rmin，綜合考慮電動機和傳動裝置的情況，同時也要降低電動機的重量和成本，最終可確定同步轉(zhuǎn)速為1000，根據(jù)同步轉(zhuǎn)速確定電動機的型號為Y132M2-6，滿載轉(zhuǎn)速960。（機械設(shè)計課程設(shè)計153頁）型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速同步轉(zhuǎn)速1000 2、計算總傳動比并分配各級傳動比 (1)計算總傳動比：i=nmnW=960/84.08=11.42， 在814范圍內(nèi) (2)分配各級傳動比：為使帶傳動尺寸不至過大，滿足ib<ig，可取ib23，則齒輪傳動比igiib(在4左右，取小數(shù)點后兩位，不隨意取整)。3、計算傳動裝置的

7、運動和動力參數(shù) (1)各軸的轉(zhuǎn)速：n1=nm/ib n11=n1/ig nw=n11(2)各軸的功率：P1=Pm·b P11=P1·r·g Pw=P11·r·c(3)各軸的轉(zhuǎn)矩：T0=9550Pm/nm T1=9550P1/n1 T11=9550P11/n11 Tw=9550Pw/nw最后將計算結(jié)果填入下表：參數(shù)軸名電機軸I軸II軸滾筒軸轉(zhuǎn)速n(r/min)nm=960n1=384n11=85nw=85功率P(kW)Pm=5.5P1=5.28P11=5.08Pw=4.99轉(zhuǎn)矩T(N·m)T0=54.71T1=131.31T11=570

8、.75Tw=560.64傳動比iib=2.5ig=4.571效率b=0.96nb·r=0.96r·c=0.98三、帶傳動的設(shè)計計算已知帶傳動選用Y系列異步電動機，其額定功率Pm=5.5kW，主動輪轉(zhuǎn)速nw=960r/min,從動輪的轉(zhuǎn)速n1=384r/min,ib=2.5。兩班制工作，有輕度沖擊。計算項目計算內(nèi)容計算結(jié)果 確定設(shè)計功率 選V帶型號 確定帶輪直徑 驗算帶速 確定帶的基準(zhǔn)長度 驗算小帶輪包角 計算帶的根數(shù) 計算初拉力 計算對軸的壓力帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計繪工作圖 查機械設(shè)計基礎(chǔ)表87（175頁），取KA=12，故 Pd=KAP=12 × 5.5=6.60kW根據(jù)

9、Pd和n1查機械設(shè)計基礎(chǔ)圖88（176頁 ），選B型普通V帶由機械設(shè)計基礎(chǔ)表84（171頁），取小帶輪基準(zhǔn)直徑ddl=125mm傳動比 2.5大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2=i×dd1= 2.5×125=312.5mm圓整da2=315mm驗算 5m/sv25m/s，符合要求 由0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)初定中心距a0700mm帶的基準(zhǔn)長度為傳動中心距 Ld0= =2×700+(125+315)+ =2104mm查表機械設(shè)計基礎(chǔ)表83（167頁），取Ld=2240mm實際中心距 a=a0+700+ =768mm180°-57.3°&

10、#215;165.8°165.8°120°，合適下面計算V帶根數(shù) z=由ddl=125mm，n1=960rmin，查表機械設(shè)計基礎(chǔ)表85（173頁），P1=1.64kW 查表機械設(shè)計基礎(chǔ)表88（177頁），B型帶，由i=2.5，得P1=0.29kW查表機械設(shè)計基礎(chǔ)表810（179頁）K=0.96由Ld=2240mm，查表查表機械設(shè)計基礎(chǔ)表811（179頁），得KL=1.00則Z=取z4根 查表機械設(shè)計基礎(chǔ)表82（167頁），B型帶，q=017kgm; 計算初拉力=500×=217.44N計算作用在帶輪軸上的壓力=2zF0sin2×4×

11、217.44×sin1726.18NPd=6.60kwB型dd1=125mmdd2=315mmv=628ms合適Ld=2240mma=768mm165.8°合適z=4F0=217.44NQ=1726.18N四、齒輪的設(shè)計計算已知傳遞的名義功率P15.28，小齒輪轉(zhuǎn)速n=384，傳動比ig4.57連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，傳動尺寸無嚴(yán)格限制；電動機驅(qū)動。計算項目計算內(nèi)容計算結(jié)果1. 選精度等級、材料及齒數(shù)2. 按齒面接觸強度設(shè)計3傳動尺寸計算1） 精度等級選用8級精度；2） 試選小齒輪齒數(shù)z124，大齒輪齒數(shù)z296的；因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算按式（

12、1021）試算，即 dt按式查表35-12得Ka=1初估速度=4由圖35-30b查得Kv=1.1，取=0由式=1.88-3.2（+ ）cos=1.713取=1由圖35-31得, =1.46；由圖35-32得,=1.05所以Kt=1.364dt61.4mmv= =3.08m/s因與初估圓周速度相差較大，故應(yīng)修正載荷系數(shù)及小齒輪直徑由圖35-30b得Kv=1.03, 算得 K=1.276， d1=59.5mm=147.6，取150mm=2.48mm, 取m=2.5mmd1= =60mm； d2=ud1=240mmb= 取b1=70mm，b2=60mm3） 結(jié)構(gòu)設(shè)計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于

13、160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。Z1=24Z2=96五、軸的設(shè)計計算(一)主動軸的設(shè)計計算已知傳遞的功率為P1=5.28kW，主動軸的轉(zhuǎn)速為n1=384r/min，小齒輪分度圓直徑d1=60mm，嚙合角d=20o，輪轂寬度B小齒輪700mm，工作時為單向轉(zhuǎn)動。解：1、選擇軸的材料、熱處理方式，確定許用應(yīng)力(按教材表391、398)軸名材料熱處理硬度抗拉強度許用彎曲應(yīng)力主動軸45號鋼調(diào)制217255650MPa60MPa2、畫出軸的結(jié)構(gòu)示意圖：3、計算軸各段直徑 計算項目 計 算 內(nèi) 容計算結(jié)果1、計算d12、計算d23、計算d3：4、計算d45

14、、計算d5由教材表39-7得：A=118106，取A=118(取較大值)d1"27.14,軸上有一個鍵槽，故軸徑增大 d1= d1”×（1+5%）28.50 按138頁圓整d1=30 d2= d1+2a= d1+2×(007-01)×d1=34.2-36，因d2必須符合軸承密封元件的要求，取d2=35。(191頁) d3= d2（15）mm36-40，d3必須與軸承的內(nèi)徑一致，圓整d3=40。所選軸承型號為6208，B18，D80，G22.8，C0r=15.8 d4=d3+(1-5)mm=41-45，為裝配方便而加大直徑，應(yīng)圓整為標(biāo)準(zhǔn)直徑；一般取0,2,

15、5,8為尾數(shù)。取d4=45 d5=d3=40，同一軸上的軸承選用同一型號，以便于軸承座孔鏜制和減少軸承類型。d1=30mmd2=35mmd3=40mmd4=45mmd5=40mm4、計算軸各段長度 計算項目 計 算 內(nèi) 容 計算結(jié)果1、計算L12、計算L23、計算L34、計算L45、計算L5B帶輪=(Z一1)e+2f=，e、f值查教材表34-8L1=(1.52)d1，按138頁取L1=58L2=l1+e+m=50e=1.2d3，其中d3為螺釘直徑，查表51(23頁)m=L-3-B軸承小=6+C1+C2+(38)-3小一B軸承小=20式中6、Cl、C2查表51。l1、3小查表68(75頁，按凸緣

16、式端蓋查l1),若m<e取m=e即可。L3=B軸承小+2小+3小，2小查表68(75頁)<1015，故小齒輪做成齒輪軸，L4B小齒輪L5=L3L1=58L2=50L3=40L4=70L5=405、校核軸的強度 計算項目 計 算 內(nèi) 容 計算結(jié)果1 求軸上的載荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm6. 彎扭校合6、畫出軸的工作圖，標(biāo)出具體尺寸和公差(二)從動軸的設(shè)計計算 已知傳遞的功率為P11=5.08，從動軸的轉(zhuǎn)速為n11=85，大齒輪分度圓直徑d2=240嚙合角=20°輪轂寬度B大齒輪600mm，工作時為單向轉(zhuǎn)動。 解：1、選擇軸的材料、熱處理方式，確定許

17、用應(yīng)力(按教材表391、398) 軸名 材料熱處理 硬度抗拉強度許用彎曲應(yīng)力從動軸45號鋼正火170-217600MPa55MPa畫出軸的結(jié)構(gòu)示意圖計算軸各段直徑 計算項目 計 算 內(nèi) 容計算結(jié)果1、計算d1，2、計算d23、計算d34、計算d45、計算d56、計算d6由教材表39-7得：A=118106，取A=115 (取較大值) d1",軸上有一個鍵槽，故軸徑增大5d1=d1”×（1+5%）45，為使所選軸徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器。查184頁，相配合的聯(lián)軸器選 HL4 型彈性柱銷聯(lián)軸器，軸徑相應(yīng)圓整為d1，半聯(lián)軸器長l=112。 d2=d1+2a1=d

18、1十2×(0.07-0.1)×d1=36.48-38.4，因d2必須符合軸承密封元件的要求，取d2=55。(191頁) d3=d2+(15)mm=41-45，d3必須與軸承的內(nèi)徑一致，圓整d3=。所選軸承型號為6212，B=22，D=110，Cr=36.8，Cor=27.8 d4=d3+(15)mm=，為裝配方便而加大直徑，應(yīng)圓整為標(biāo)準(zhǔn)直徑：一般取0,2,5,8為尾數(shù)。取d4=62 d5=d4+2a4=d4+2×(0.07-0.1)×d4，d5=75(取整) d6=d3=60，同一軸上的軸承選用同一型號，以便于軸承座孔鏜制和減少軸承類犁。d1=45d2=

19、55d3=60d4=62d5=75d6=60 計算項目 計 算 內(nèi) 容 計算結(jié)果 1、計算L1 2、計算L2 3、計算13 4、計算L4 5、計算L5 6，計算L6 半聯(lián)軸器的長度l=112，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上，而不壓在軸的端面上，故第1段的長度應(yīng)比l略短一些，按138頁取L1=82 L2=l1+e+m=50e=1.2d3，其中d3為螺釘直徑，查表51(23頁)m=L-3-B軸承小=6+C1+C2+(38)-3小一B軸承小=20式中6、Cl、C2查表51。l1、3小查表68(75頁，按凸緣式端蓋查l1),若m<e取m=e即可。L3=B軸承大+2大+3大，2大，2大2小=54（

20、公式中為齒輪寬度） L4=B大齒輪一260 L5=b=1.4a4=12取整) L6= B軸承大+2大+3大L5=31L1=82L2=50L3=54L4=58L5=22L6=455、校核軸的強度 計算項目 計 算 內(nèi) 容 計算結(jié)果2 求軸上的載荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm6. 彎扭校合6、畫出軸的工作圖，標(biāo)出具體尺寸和公差(例圖) 略計算注意事項：1、主動軸與從動軸的e應(yīng)相等，2、主、從動軸m+3+B螈應(yīng)相等(一)主動軸外伸端處鍵的校核 已知軸與帶輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為T1131，軸徑為d1=30，軸長L1=58帶輪材料為鑄鐵，軸和鍵的材料為45號鋼，有輕微沖擊六、鍵

21、的選擇與驗算 計算項目 計 算 內(nèi) 容 計算結(jié)果1)鍵的類型 及其尺寸 選擇2)驗算擠壓 強度3)確定鍵槽尺寸及相應(yīng)的公差帶輪傳動要求帶輪與軸的對中性好，故選擇A型平鍵聯(lián)接。根據(jù)軸徑d=30，由表10-33(165頁)，查得：鍵寬b=8，鍵高h(yuǎn)=7，因軸長L1=58，故取鍵長L=50將I=Lb，k=0.4h代入公式得擠壓應(yīng)力為 53.82Mpa由教材表333查得，輕微沖擊時的許用擠壓應(yīng)力5060MPa，<，故擠壓強度足夠。 (以為例)由附表10-33(165頁)得，軸槽寬為20N9-0520，軸槽深t=75mm，r6對應(yīng)的極限偏差為：。轂槽寬為20Js9±0.026，轂槽深h=

22、4.9 mm。H7對應(yīng)的極限偏差為0.030 鍵b×h 鍵長L=50=53.58<強度足夠4)繪制鍵槽工作圖 (二)從動軸外伸端處鍵的校核 已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為T11=570,軸徑為d1=45，寬度L1=82。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為鋼，有輕微沖擊 計算項目 計 算 內(nèi) 容 計算結(jié)果1)鍵的類型 及其尺寸 選擇2)驗算擠壓 強度3)確定鍵槽尺寸及相應(yīng)的公差帶輪傳動要求帶輪與軸的對中性好，故選擇A型平鍵聯(lián)接。根據(jù)軸徑d=45，由表10-33(165頁)，查得：鍵寬b=12，鍵高h(yuǎn)=8，因軸長L1=82，故取鍵長L=70將I=Lb，k=0.4h代入公式得擠壓應(yīng)力為

23、 52.41Mpa由教材表333查得，輕微沖擊時的許用擠壓應(yīng)力5060MPa，<，故擠壓強度足夠。 (以為例)由附表10-33(165頁)得，軸槽寬為20N9-0520，軸槽深t=75mm，r6對應(yīng)的極限偏差為：。轂槽寬為20Js9±0.026，轂槽深h=4.9 mm。H7對應(yīng)的極限偏差為0.030 鍵b×h 鍵長L=70=52.41<強度足夠 (三)從動軸齒輪處鍵的校核 已知軸與齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為T11=570，軸徑為d1=52，寬度L4=58。齒輪、軸和鍵的材料皆為鋼，有輕微沖擊 計算項目 計 算 內(nèi) 容 計算結(jié)果1)鍵的類型 及其尺寸 選擇2)驗

24、算擠壓 強度3)確定鍵槽尺寸及相應(yīng)的公差帶輪傳動要求帶輪與軸的對中性好，故選擇A型平鍵聯(lián)接。根據(jù)軸徑d=30，由表10-33(165頁)，查得：鍵寬b=14，鍵高h(yuǎn)=9，因軸長L1=60，故取鍵長L=45將I=Lb，k=0.4h代入公式得擠壓應(yīng)力為 59.17Mpa由教材表333查得，輕微沖擊時的許用擠壓應(yīng)力5060MPa，<，故擠壓強度足夠。 (以為例)由附表10-33(165頁)得，軸槽寬為20N9-0520，軸槽深t=75mm，r6對應(yīng)的極限偏差為：。轂槽寬為20Js9±0.026，轂槽深h=4.9 mm。H7對應(yīng)的極限偏差為0.030 鍵b×h 鍵長L=45=

25、59.17<強度足夠注意：從動軸的許用擠壓應(yīng)力：100120Mpa。鍵的工作圖都需要畫出。七、軸承的選擇與驗算(一)主動軸承的選擇與驗算已知軸頸直徑d3=40，n1=384 Rva=1192 Rvb=1192，運轉(zhuǎn)過程中有輕微沖擊 計算項目 計算內(nèi)容 計算結(jié)果 1、確定軸承的基本參數(shù) 2、計算當(dāng)量動負(fù)荷P 3、計算基本額定壽命 由軸承型號查課程設(shè)計附表得軸承的基本參數(shù) P=RvA、R中較大者 因球軸承，故c=3，查教材表38-10，取fd=1， 查教材表38-11，取gT=1 代入計算得：Lh= 故所選軸承合適。(可查表或按大修期確定)P=1.2Lh>，合適 (二)從動軸承的選擇與

26、驗算 已知軸頸直徑d3=60，n11=85，RvA=3063，Rw=3063，運轉(zhuǎn)過程中有輕微沖擊 計算項目 計算內(nèi)容 計算結(jié)果 1、確定軸承的基本參數(shù) 2、計算當(dāng)量動負(fù)荷P 3、計算基本額定壽命 由軸承型號查課程設(shè)計附表得軸承的基本參數(shù) P二RvA、R中較大者 因球軸承，故c二3，查教材表38-10，取fd=1， 查教材表38-11，取gT=1 代入計算得：Lh= 故所選軸承合適。(可查表或按大修期確定)P=1.2Lh>，合適注意：如壽命過大，則重選軸承型號，取輕或特輕系列八、聯(lián)軸器的選擇與驗算 已知聯(lián)軸器用在減速器的輸出端，從動軸轉(zhuǎn)速nh=85，傳遞的功率為P11=5.08傳遞的轉(zhuǎn)矩為T"=570 ，軸徑為d1=45 計算項目 計算內(nèi)容 計算結(jié)果1、類犁選擇 2、計算轉(zhuǎn)矩 3、型號選擇為減輕減速器輸出端的沖擊和振動，選擇彈性柱銷聯(lián)軸器，代號為HL。由教材表43-l，選擇工作情況系數(shù)K=1.25Tc=K·T=631.96按計算轉(zhuǎn)矩、軸徑、轉(zhuǎn)速，從標(biāo)準(zhǔn)中選取HL3型彈性柱銷聯(lián)軸