僅供參考
一跡正、傳動方案擬定
第二組第三個數據：設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器
（1） 工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩。
（2） 原始數據：滾筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；
滾筒直徑D=220mm。
運動簡圖
二、電動機的選擇
1、電動機類型和結構型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用 Y系列三相非同步電動機。
2、確定電動機的功率：
（1）傳動裝置的總效率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)電機所需的工作功率：
Pd=FV/1000η總
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、確定電動機轉速：
滾筒軸的工作轉速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min
根據【2】表2.2中推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比Iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=3~5，則合理總傳動比i的范圍為i=6~20，故電動機轉速的可選范圍為nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合這一范圍的同步轉滾或速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三種適用的電動機型號、如下表
方案 電動機型號 額定功率 電動機轉速（r/min） 傳動裝置的傳動比
KW 同轉 滿轉 總傳動比 帶大州伍 齒輪
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89
綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知：方案1因電動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機型號Y100l2-4。
4、確定電動機型號
根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為
Y100l2-4。
其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩2.2。
三、計算總傳動比及分配各級的傳動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各級傳動比
（1） 取i帶=3
（2） ∵i總=i齒×i 帶π
∴i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89
四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速（r/min）
nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)
滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW
3、 計算各軸轉矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m
TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m
TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m
五、傳動零件的設計計算
1、 皮帶輪傳動的設計計算
（1） 選擇普通V帶截型
由課本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
據PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由課本[1]P189圖10-12得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速
由[1]課本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由課本[1]P190表10-9，取dd2=280
帶速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范圍內，帶速合適。
（3） 確定帶長和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根據課本[1]表（10-6）選取相近的Ld=1600mm
確定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 驗算小帶輪包角
α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（適用）
（5） 確定帶的根數
單根V帶傳遞的額定功率.據dd1和n1，查課本圖10-9得 P1=1.4KW
i≠1時單根V帶的額定功率增量.據帶型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26 (取3根)
(6) 計算軸上壓力
由課本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由課本式（10-20）單根V帶的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
則作用在軸承的壓力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N
2、齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬於閉式傳動，通常
齒輪採用軟齒面。查閱表[1] 表6-8，選用價格便宜便於製造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；
精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。
(2)按齒面接觸疲勞強度設計
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
確定有關參數如下：傳動比i齒=3.89
取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由課本表6-12取φd=1.1
(3)轉矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm
(4)載荷系數k : 取k=1.2
(5)許用接觸應力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由課本[1]圖6-37查得：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接觸疲勞壽命系數Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N=60njtn 計算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]課本圖6-38中曲線1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求選取安全系數SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=49.04mm
模數：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取課本[1]P79標准模數第一數列上的值，m=2.5
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
確定有關參數和系數
分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齒寬：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)復合齒形因數YFs 由課本[1]圖6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)許用彎曲應力[σbb]
根據課本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由課本[1]圖6-41得彎曲疲勞極限σbblim應為： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由課本[1]圖6-42得彎曲疲勞壽命系數YN：YN1=1 YN2=1
彎曲疲勞的最小安全系數SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
計算得彎曲疲勞許用應力為
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核計算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠
(9)計算齒輪傳動的中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
計算圓周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因為V＜6m/s，故取8級精度合適．
六、軸的設計計算
從動軸設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考慮鍵槽的影響以及聯軸器孔徑系列標准，取d=35mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
徑向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、軸的結構設計
軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。
（1）、聯軸器的選擇
可採用彈性柱銷聯軸器，查[2]表9.4可得聯軸器的型號為HL3聯軸器：35×82 GB5014-85
（2）、確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯軸器，齒輪靠油環和套筒實現
軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，聯軸器靠軸肩平鍵和過盈配合
分別實現軸向定位和周向定位
（3）、確定各段軸的直徑
將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯軸器相配（如圖），
考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm
齒輪和左端軸承從左側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大於d2，取d3=4 5mm，為便於齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大於d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環定位,軸環直徑d5
滿足齒輪定位的同時,還應滿足右側軸承的安裝要求,根據選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm.
(4)選擇軸承型號.由[1]P270初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環直徑d5=52mm.
(5）確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d1=35mm 長度取L1=50mm
II段:d2=40mm
初選用6209深溝球軸承，其內徑為45mm,
寬度為19mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L2=（2+20+19+55）=96mm
III段直徑d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直徑d4=50mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直徑d5=52mm. 長度L5=19mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm
(6)按彎矩復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d1=195mm
②求轉矩：已知T2=198.58N?m
③求圓周力：Ft
根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求徑向力Fr
根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm
(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）
（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）
軸承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m
截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m
(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）
轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=0.2，截面C處的當量彎矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m
(7)校核危險截面C的強度
由式（6-3）
σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
∴該軸強度足夠。
主動軸的設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考慮鍵槽的影響以系列標准，取d=22mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
徑向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。齒輪靠油環和套筒實現 軸向定位和固定
，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，
4 確定軸的各段直徑和長度
初選用6206深溝球軸承，其內徑為30mm,
寬度為16mm.。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
(2)按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=50mm
②求轉矩：已知T=53.26N?m
③求圓周力Ft：根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
(2) 截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m
(3)截面C在水平面彎矩為
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m
(4)計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（192+52.52）1/2
=55.83N?m
(5)計算當量彎矩：根據課本P235得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N?m
(6)校核危險截面C的強度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此軸強度足夠
（7） 滾動軸承的選擇及校核計算
一從動軸上的軸承
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
(1)由初選的軸承的型號為: 6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm,外徑D=85mm,寬度B=19mm,基本額定動載荷C=31.5KN, 基本靜載荷CO=20.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速9000r/min
（1）已知nII=121.67(r/min)
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1083N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=682N/1038N =0.63
FA2/FR2=682N/1038N =0.63
根據課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1624N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6209型的Cr=31500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
∴預期壽命足夠
二.主動軸上的軸承:
(1)由初選的軸承的型號為:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外徑D=62mm,寬度B=16mm,
基本額定動載荷C=19.5KN,基本靜載荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速13000r/min
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
（1）已知nI=473.33(r/min)
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1129N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
根據課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1693.5N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6206型的Cr=19500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
∴預期壽命足夠
七、鍵聯接的選擇及校核計算
1．根據軸徑的尺寸，由[1]中表12-6
高速軸(主動軸)與V帶輪聯接的鍵為：鍵8×36 GB1096-79
大齒輪與軸連接的鍵為：鍵 14×45 GB1096-79
軸與聯軸器的鍵為：鍵10×40 GB1096-79
2．鍵的強度校核
大齒輪與軸上的鍵 ：鍵14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,則Ls=L-b=31mm
圓周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
擠壓強度： =56.93<125~150MPa=[σp]
因此擠壓強度足夠
剪切強度： =36.60<120MPa=[ ]
因此剪切強度足夠
鍵8×36 GB1096-79和鍵10×40 GB1096-79根據上面的步驟校核，並且符合要求。
八、減速器箱體、箱蓋及附件的設計計算~
1、減速器附件的選擇
通氣器
由於在室內使用，選通氣器（一次過濾），採用M18×1.5
油麵指示器
選用游標尺M12
起吊裝置
採用箱蓋吊耳、箱座吊耳.
放油螺塞
選用外六角油塞及墊片M18×1.5
根據《機械設計基礎課程設計》表5.3選擇適當型號：
起蓋螺釘型號：GB/T5780 M18×30,材料Q235
高速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8X12,材料Q235
低速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8×20,材料Q235
螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235
箱體的主要尺寸：
：
(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8
(2)箱蓋壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45
取z1=8
(3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
(4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.5×8=12
(5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.5×8=20
(6)地腳螺釘直徑df =0.036a+12=
0.036×122.5+12=16.41(取18)
(7)地腳螺釘數目n=4 (因為a<250)
(8)軸承旁連接螺栓直徑d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)
(9)蓋與座連接螺栓直徑 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)
(10)連接螺栓d2的間距L=150-200
(11)軸承端蓋螺釘直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
(12)檢查孔蓋螺釘d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)
(13)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
(14)df.d1.d2至外箱壁距離C1
(15) Df.d2
(16)凸台高度：根據低速級軸承座外徑確定，以便於扳手操作為准。
(17)外箱壁至軸承座端面的距離C1＋C2＋（5～10）
(18)齒輪頂圓與內箱壁間的距離：＞9.6 mm
(19)齒輪端面與內箱壁間的距離：=12 mm
(20)箱蓋，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm
(21)軸承端蓋外徑∶D＋（5～5．5）d3
D～軸承外徑
(22)軸承旁連接螺栓距離：盡可能靠近，以Md1和Md3 互不幹涉為准，一般取S＝D2.
九、潤滑與密封
1.齒輪的潤滑
採用浸油潤滑，由於為單級圓柱齒輪減速器，速度ν<12m/s，當m<20 時，浸油深度h約為1個齒高，但不小於10mm，所以浸油高度約為36mm。
2.滾動軸承的潤滑
由於軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
3.潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用於小型設備，選用GB443-89全損耗系統用油L-AN15潤滑油。
4.密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易於調整，採用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為GB894.1-86-25軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。
十、設計小結
課程設計體會
課程設計都需要刻苦耐勞，努力鑽研的精神。對於每一個事物都會有第一次的吧，而沒一個第一次似乎都必須經歷由感覺困難重重，挫折不斷到一步一步克服，可能需要連續幾個小時、十幾個小時不停的工作進行攻關；最後出成果的瞬間是喜悅、是輕松、是舒了口氣！
課程設計過程中出現的問題幾乎都是過去所學的知識不牢固，許多計算方法、公式都忘光了，要不斷的翻資料、看書，和同學們相互探討。雖然過程很辛苦，有時還會有放棄的念頭，但始終堅持下來，完成了設計，而且學到了，應該是補回了許多以前沒學好的知識，同時鞏固了這些知識，提高了運用所學知識的能力。
十一、參考資料目錄
[1]《機械設計基礎課程設計》，高等教育出版社，陳立德主編，2004年7月第2版；
[2] 《機械設計基礎》，機械工業出版社 胡家秀主編 2007年7月第1版
㈡ 機械設計課程設計總結範文
對於機械工程設計專業的同學們來說，設計總結對專業要求很高，那該怎麼寫相關的優秀的工作總結呢？下面是由我為大家整理的「機械設計課程設計總結範文」，僅供參考，歡迎大家閱讀。
接觸機械原理這門課程一學期了，而這學期才是我真正感受到了一個學習機械的樂趣以及枯燥，被那些機械器件、機件組合而成的機器所吸引，尤其是汽車、機器人、太空梭等機械技術所震撼，感慨機械工作者的偉大，。然而這種激動就在接近本學期結束之時，終於實現了，我們迎來了第一堂機械課程設計。
由於第一次做這樣的事情，脫離老師的管束，和同學們分組探討自動送料沖床的結構設計，把學了一學期的機械原理運用到實踐中，心中另是一番滋味！
在設計之前，指導老師把設計過程中的所有要求與條件講解清楚後，腦子里已經構思出機構的兩部分，即送料機構和沖壓機構，把每一部分分開設計，最後宴歷組合在一起不就完成整體設計了嗎？這過程似乎有點簡單，可是萬事開頭難，沒預料到這個「難」字幾乎讓我無法逾越，如槽輪間歇機構，要滿足送料間歇條件，就必須按照規定的運動規律即參數，設計一個滿足運動條件的槽輪機構，這是機械原理課堂上沒有講過的，因為這部分只是課本了解內容，但涉及這個槽輪機構對整個課程設計來說又是勢在必行的，所以我跟鄭光順跑到圖書館，恨恨地找了一番，終於借到與這次課程設計有關的六本參考資料書，拿回來後一本一本地看下去，把槽輪有關的內容一一瀏覽，結果，令我們欣喜的是這槽輪機構的各種參數都被羅列出來了，而且還有一道例題，按照例題的思路很快地設計出了槽輪機構，即送料機構設計完成。
做成了槽輪送料機構，我們的沖壓機構有存在很大的難題談局，將凸輪機構和連桿機構組合完成一個特定的運動，這是沒有學過的，凸輪機構倒是很容易地算出來了，但是連桿機構既要滿足角度條件又要滿足高度條件，解析法是不會在很短的時間內弄懂的，為了爭取時間我們只能選擇圖解法了，組長張瑞朋和鄭光順大晚上的坐在電腦旁邊，用CAD作圖，用QQ語音進行交流，高科技顯然被引進了我們的課程設計，兩位「工程師」邊做圖邊把存在的問題說出來，最後在他們二位加夜班的情況下，與第二天早上突破了這個難題。與此同時我們另外五人也拿出了兩套備用方案，各自完善了參數。一周後方案基本完成，進入作圖階段。但在作圖之前經過七人反復討論決定採取第三套凸輪連桿組合方案，因為這套方案可以很好地滿足急回這一特性，而其他兩套方案都在這一特性上欠缺，方案的選擇就這樣塵埃落定了。
作圖可以說是學機械的家常便飯，不過這最基本的功夫又是最耗時、最考驗人的耐心和細心的。從本周一起2張2號圖紙必須在周三完成，將我們設計機構完全呈現出來。由於我們組合含祥讓機構比較復雜，所以除作最基本的結構件圖外還得完成結構件圖的側視圖，以便答辯時老師能夠讀懂我們的作業，這一任務無疑加大了我們的工作量，最為讓人印象深刻的就是，周二下午一點鍾到工作室後，為了在晚上離開前完成圖紙，一直作圖到晚上九點鍾，下午五點那時肚子實在餓得不行了，就乾脆把快餐叫到工作室，幾個人在一起呼呼呼地吃了一頓特殊的作圖晚餐，這樣的事情在畢業後也許將成為同學之間的一段美好的回憶了。
周三完成課程設計報告，完善圖紙。准備好一切後，等待周四的答辯到來。只希望我們組能夠在答辯中取得好成績，即過程與結果的雙重完美，當然這是本次課程設計的最完美的結局。
經過兩周的奮戰我們的課程設計終於完成了，在這次課程設計中我學到得不僅是專業的知識，還有的是如何進行團隊的合作，因為任何一個作品都不可能由單獨某一個人來完成，它必然是團隊成員的細致分工完成某一小部分，然後在將所有的部分緊密的結合起來，並認真調試它們之間的運動關系之後形成一個完美的作品。
這次課程設計，由於理論知識的不足，再加上平時沒有什麼設計經驗，一開始的時候有些手忙腳亂，不知從何入手。在設計過程中，我通過查閱大量有關資料，與同學交流經驗和自學，並向老師請教等方式，使自己學到了不少知識，也經歷了不少艱辛，但收獲同樣巨大。在整個設計中我懂得了許多東西，樹立了對自己工作能力的信心，相信會對今後的學習工作生活有非常重要的影響。而且大大提高了動手的能力，使我充分體會到了在創造過程中探索的艱難和成功時的喜悅。雖然這個設計做的可能不太好，但是在設計過程中所學到的東西是這次課程設計的最大收獲和財富，使我終身受益。
在這次課程設計中也使我們的同學關系更進一步了，同學之間互相幫助，有什麼不懂的大家在一起商量，聽聽不同的看法對我們更好的理解知識，所以在這里非常感謝幫助我的同學。在這種相互協調合作的過程中，口角的斗爭在所難免，關鍵是我們如何的處理遇到的分歧，而不是一味的計較和埋怨.這不僅僅是在類似於這樣的協調當中，生活中的很多事情都需要我們有這樣的處理能力，面對分歧大家要消除誤解，相互理解，增進了解，達到諒解…..也許很多問題沒有想像中的那麼復雜，關鍵還是看我們的心態，那種處理和解決分歧的心態，因為我們的出發點都是一致的。
經過這次課程設計我們學到了很多課本上沒有的東西，它對我們今後的生活和工作都有很大的幫助，所以，這次的課程設計不僅僅有汗水和艱辛，更的.是苦後的甘甜。
機械課程設計接近尾聲，經過兩周的奮戰我們的課程設計終於完成了，課程設計是我們專業課程知識綜合應用的實踐訓練，是我們邁向社會，從事職業工作前一個必不少的過程。千里之行始於足下，通過這次課程設計，我深深體會到這句千古名言的真正含義。我們今天認真的進行課程設計，學會腳踏實地邁開這一步，就是為明天能穩健地在社會大潮中奔跑打下堅實的基礎。
說實話，課程設計真的有點累。然而，當我一著手整理自己的設計成果，漫漫回味這兩周的心路歷程，一種少有的成功喜悅即刻使倦意頓消。
或許很多人認為課程設計兩周時間很長，可我們卻絲毫未感覺到時間的充裕，這些天我們每天早出晚歸，除了在寢室休息食堂吃飯其他時間就窩在基地做課設。這兩周的時間大致的安排是第一周做選定題目、背景調查、需求分析和概念設計，這個過程中我們在網上收集資料，選定方向，提出初步的方案，經過幾次不斷地反復修改和討論，我們基本確定了題目和實現原理。
第二周的任務就著重在詳細設計。這個階段我們分工明確，有條不紊，我和xx由於有一些建模基礎，負責建模和動畫，xx負責文檔、圖片的整理和說明書。我想這是我最充實的幾天，經過概念設計後我們對方案都認為有深刻的了解，可是真正落實到細節，我們低估了它的困難性，每一個零件的尺寸、定位都需要確定，一個螺釘、一個軸承、一個卡簧都要裝配，從來沒有體會到裝配原來也這么的有技術含量，經過四天的努力，我和xxx還是很好的完成了這個任務，這期間我想最痛苦的並非我，而是我的筆記本，幾乎每次都是以死機而告終，最後裝配體里一百多個零件，三百多個裝配約束，只要修改一個尺寸，就要驅動很多零件的位置，最後做動畫實在沒有辦法，只好刪掉了如圓角、推刀槽、筋等一些結構特徵，甚至一些不影響約束的螺釘螺帽和卡簧，即便是這樣動畫也渲染了近八個小時。
這期間痛苦過糾結過，郁悶過猶豫過，可是也只有經歷過才能學到知識，我們使用的機構類型比較多，這促使我對機械原理的理論知識有了新的理解，槽輪中槽數的選擇和撥盤圓銷的選擇、凸輪的輪廓設計和運動性能分析及其優化、齒輪的模數齒數的選擇和變位系數的計算、曲柄滑塊中急回特性的應用和桿長的設計，這每一點都要用理論來指導，例如，我以前從來真正不明白為什麼變位齒輪的重要性，中心矩不是設計好的嗎？為什麼還要湊呢？只有自己親手設計東西才知道這其中的緣由，所以也真正認識到學好機械原理的重要性。
我收獲的另外一點或許是我對設計方法的認識，對CAD的認識，之前學過一些CAD軟體，也跟老師做過一些建模和軟體測試的項目，而真正這么完整的自己用CAD軟體細致的表達出自己的設計思想還是第一次，CAD畫圖，最重要的是什麼？對這個問題，每個人都有可能理解不同，但在我看來，最重要的是時時刻刻記住自己使用CAD畫圖的目的是什麼。
我們進行機械設計，不管是什麼專業、什麼階段，三維的或者二維的實際上都是要將某些設計思想或者是設計內容，表達、反映到設計文件上。而圖，就是一種直觀、准確、醒目、易於交流的表達形式。所以我們完成的東西（不管是最終完成的設計文件，還是作為條件提交給其他專業的過程文件，一定需要能夠很好的幫助我們表達自己的設計思想、設計內容。有了這個前提，我們就應該明白，好的計算機建模應該具有以下兩個特徵：清晰、准確。
由於以前的一些經驗，這次我沒有按照傳統的從零件設計，然後裝配、檢驗、運動模擬，而是嘗試了一種耳熟能詳但是沒有實踐過的設計方法：自頂向下設計。這是一種逐步求精的設計的過程和方法。對要方案進行分解，定義出各個模塊和機構，而將其中未解決的問題作為一個子任務放到下一層次中去解決。
這樣逐層、逐個地進行定義、設計和調試。按自頂向下的方法設計時，我們首先要對所設計的系統要有一個全面的理解。然後從頂層開始，也就是從裝配體開始連續地逐層向下分解，分解到到子裝配，最終到每一個零件的參數和定位以及標准件的選擇。這樣設計速度明顯會加快（這也是我們能這么短時間內完成建模的一個重要原因），而且各個模塊之間相互獨立，耦合性低，最終也不回出現各個模塊之間運動矛盾或者干涉等問題出現。
雖然這是我剛學會走完的第一步，也是人生的一點小小的勝利，然而它令我感到自己成熟的許多，另我有了一種春眠不知曉的感悟。通過課程設計，使我深深體會到，干任何事都必須耐心，細致。也讓我體會到了合作與雙贏的快樂。
我的總結也就這么多了，總之，不管學會的還是學不會的的確覺得困難比較多，真是萬事開頭難，不知道如何入手。最後終於做完了有種如釋重負的感覺。此外，還得出一個結論：知識必須通過應用才能實現其價值！有些東西以為學會了，但真正到用的時候才發現是兩回事，所以我認為只有到真正會用的時候才是真的學會了！
經過緊張而辛苦的四周的課程設計結束了，看著自己的設計。即高興又擔憂，高興的是自己的設計終於完成啦，擔憂的是自己的設計存在很多的不足。
課程設計是我們專業課程知識綜合應用的實踐訓練，著是我們邁向社會，從事職業工作前一個必不少的過程.」千里之行始於足下」，通過這次課程設計，我深深體會到這句千古名言的真正含義.我今天認真的進行課程設計，學會腳踏實地邁開這一步，就是為明天能穩健地在社會大潮中奔跑打下堅實的基礎.
我們的課程設計題目是：設計膠帶輸送機的傳動裝置，工作年限是10年工作環境多飛塵滾筒圓周力F是1500牛帶速v是1.6米每秒滾筒直徑D是250毫米滾筒長度L是600毫米
在這次課程設計中我們共分為了8個階段：1、設計准備工作2、總體設計3、傳動件的設計計算4、裝配圖草圖的繪制5、裝配圖的繪制6、零件工作圖的繪制7、編寫設計說明書8、答辯
在前幾周的計算過程中我遇到了很大的麻煩，首先是在電機的選擇過程中，在把一些該算的數據算完後，在選擇什麼電機類型時不知道該怎麼選擇，雖然課本後面附帶有表格及各種電機的一些參數我還是選錯了，不得不重新選擇。在電機的選擇中我們應該考慮電機的價格、功率及在設計時所要用到的傳動比來進行選擇，特別要注意方案的可行性經濟成本。
在傳動比分配的過程中，我一開始分配的很不合理，最後導致在計算齒輪時遇到了很大的麻煩。不得不從頭開始，重新分配。我們再分配傳動比的時候應該考慮到以後的齒輪計算，使齒輪的分度圓直徑合理。
在把電機的選擇、傳動比選定後就開始進入我們這次課程設計的重點了：傳動設計計算。在一開始的時候我都不知道從哪兒下手，在xx老師和xx老師的熱心講解和指導下，明白了傳動設計中齒輪的演算法和選擇。在選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數時，我們一定得按照書上的計算思路逐步細心地完成，特別一些數據的選擇和計算一定要合理。當齒輪類型、精度等級、材料及齒數選擇完成時，在分別按齒面接觸強度設計和按齒根彎曲強度計算，最後通過這兩個計算的對比確定分度圓直徑、齒輪齒數。
這次設計中最後一個難點就是軸的設計了，在兩位老師的細心指導下，我採取了邊畫邊算的方法，確定了低速和高速軸後又分別進行了校核，在這個環節中我覺得軸的校核是個難點，由於材料力學沒怎麼學好導致計算遇到了麻煩，這也充分的體現了知識的連貫性和綜合性。在平時的學習中任何一個環節出了問題都將會給以後的學習帶來很大的麻煩。
在計算結束後就開始了畫圖工作，由於大一的時候就把制圖學了，又學了電腦制圖導致很自己手工畫起來很吃力，許多的畫圖知識都忘記啦，自己還得拿著制圖書復習回顧，導致耽誤了許多時間，通過這次的課程設計我更加明白我們所學的每一科都非常重要，要學好學的學硬。在畫圖過程中，我們應該心細，特別注意不要多線少線同時也要注意圖紙的整潔，只有這樣才能做出好的圖。
說實話，課程設計真的有點累.然而，當我一著手清理自己的設計成果，漫漫回味這3周的心路歷程，一種少有的成功喜悅即刻使倦意頓消.雖然這是我剛學會走完的第一步，也是人生的一點小小的勝利，然而它令我感到自己成熟的許多，另我有了一中」春眠不知曉」的感悟.通過課程設計，使我深深體會到，干任何事都必須耐心，細致.課程設計過程中，許多計算有時不免令我感到有些心煩意亂：有2次因為不小心我計算出錯，只能毫不情意地重來.但一想起周偉平教授，黃焊偉總檢平時對我們耐心的教導，想到今後自己應當承擔的社會責任，想到世界上因為某些細小失誤而出現的令世人無比震驚的事故，我不禁時刻提示自己，一定呀養成一種高度負責，認真對待的良好習慣.這次課程設計使我在工作作風上得到了一次難得的磨練.短短三周是課程設計，使我發現了自己所掌握的知識是真正如此的缺乏，自己綜合應用所學的專業知識能力是如此的不足，幾年來的學習了那麼多的課程，今天才知道自己並不會用.想到這里，我真的心急了，老師卻對我說，這說明課程設計確實使我你有收獲了.老師的親切鼓勵了我的信心，使我更加自信.
最後，我要感謝我的老師們，是您嚴厲批評喚醒了我，是您的敬業精神感動了我，是您的教誨啟發了我，是您的期望鼓勵了我，我感謝老師您今天又為我增添了一幅堅硬的翅膀。今天我為你們而驕傲，明天你們為我而自豪。
㈢ 帶式輸送機傳動裝置設計
一、帶式輸送機傳動裝置，可伸縮膠帶輸送機與普通膠帶輸送機的工作原理一樣，是以膠帶作為牽引承載機的連續運輸設備，不過增加了儲帶裝置和收放膠帶裝置等，當游動小車向機尾一端移動時，膠帶進入儲帶裝置內，機尾回縮;反之則機尾延伸，因而使輸送機具有可伸縮的性能。
二、設計安裝調試：
1.輸送機的各支腿、立柱或平台用化學錨栓牢固地固定於地面上。
2.機架上各個部件的安裝螺栓應全部緊固。各托輥應轉動靈活。托輥軸心線、傳動滾筒、改向滾筒的軸心線與機架縱向的中心線應垂直。
3.螺旋張緊行程為機長的1%~1.5%。
4.拉繩開關安裝於輸送機一側，兩開關間用覆塑鋼絲繩連接，松緊適度。
5.跑偏開關安裝於輸送機頭尾部兩側，成對安裝。開關的立輥與輸送帶帶邊垂直，且保證帶邊位於立輥高度的1/3處。立輥與輸送帶邊緣距離為50~70mm。
6.各清掃器、導料槽的橡膠刮板應與輸送帶完全接觸，否則，調節清掃器和導料槽的安裝螺栓使刮板與輸送帶接觸。
7.安裝無誤後空載試運行。試運行的時間不少於2小時。並進行如下檢查:
(1)各托輥應與輸送帶接觸，轉動靈活。
(2)各潤滑處無漏油現象。
(3)各緊固件無松動。
(4)軸承溫升不大於40°C，且最高溫度不超過80°C。
(5)正常運行時，輸送機應運行平穩，無跑偏，無異常噪音。
㈣ 機械設計基礎課程設計指導書——設計輸送機傳動裝置課程設計
給你做個參考
一、前言
(一)
設計目的：
通過本課程設計將學過的基礎理論知識進行綜合應用，培養結構設計，計算能力，熟悉一般的機械裝置設計過程。
(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，還要求結構簡單、製造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。
本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案採用了兩級傳動，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，在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過載保護的優點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。
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，是現代機器中應用最為廣泛的機構之一。本設計採用的是單級直齒輪傳動。
減速器的箱體採用水平剖分式結構，用HT200灰鑄鐵鑄造而成。
二、傳動系統的參數設計
原始數據：運輸帶的工作拉力F=0.2 KN；帶速V=2.0m/s；滾筒直徑D=400mm（滾筒效率為0.96）。
工作條件：預定使用壽命8年，工作為二班工作制，載荷輕。
工作環境：室內灰塵較大，環境最高溫度35°。
動力來源：電力，三相交流380/220伏。
1
、電動機選擇
（1）、電動機類型的選擇： Y系列三相非同步電動機
（2）、電動機功率選擇：
①傳動裝置的總效率：
=0.98×0.99 ×0.96×0.99×0.96
②工作機所需的輸入功率：
因為 F=0.2 KN=0.2 KN= 1908N
=FV/1000η
=1908×2/1000×0.96
=3.975KW
③電動機的輸出功率：
=3.975/0.87=4.488KW
使電動機的額定功率P ＝（1～1.3）P ，由查表得電動機的額定功率P ＝ 5.5KW 。
⑶、確定電動機轉速：
計算滾筒工作轉速：
=（60×v）/（2π×D/2）
=（60×2）/（2π×0.2）
=96r/min
由推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I』 =3~6。取V帶傳動比I』 =2~4，則總傳動比理時范圍為I』 =6~24。故電動機轉速的可選范圍為n』 =（6~24）×96=576~2304r/min
⑷、確定電動機型號
根據以上計算在這個范圍內電動機的同步轉速有1000r/min和1500r/min，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，最終可確定同步轉速為1500r/min ，根據所需的額定功率及同步轉速確定電動機的型號為Y132S-4 ，滿載轉速 1440r/min 。
其主要性能：額定功率：5.5KW，滿載轉速1440r/min，額定轉矩2.2，質量68kg。
2
、計算總傳動比及分配各級的傳動比
（1）、總傳動比：i =1440/96=15
（2）、分配各級傳動比：
根據指導書，取齒輪i =5（單級減速器i=3~6合理）
=15/5=3
3
、運動參數及動力參數計算
⑴、計算各軸轉速（r/min）
=960r/min
=1440/3=480(r/min)
=480/5=96(r/min)
⑵計算各軸的功率（KW）
電動機的額定功率Pm=5.5KW
所以
P =5.5×0.98×0.99=4.354KW
=4.354×0.99×0.96 =4.138KW
=4.138×0.99×0.99=4.056KW
⑶計算各軸扭矩（N•mm）
TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N•m
=9550×4.138/96 =411.645N•m
=9550×4.056/96 =403.486N•m
三、傳動零件的設計計算
（一）齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料及精度等級
考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪採用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45#鋼，調質，齒面硬度220HBS；根據指導書選7級精度。齒面精糙度R ≤1.6~3.2μm
（2）確定有關參數和系數如下：
傳動比i
取小齒輪齒數Z =20。則大齒輪齒數：
=5×20=100
，所以取Z
實際傳動比
i =101/20=5.05
傳動比誤差：（i -i）/I=（5.05-5）/5=1%<2.5% 可用
齒數比：
u=i
取模數：m=3 ；齒頂高系數h =1；徑向間隙系數c =0.25；壓力角 =20°；
則
h *m=3，h ）m=3.75
h=（2 h ）m=6.75，c= c
分度圓直徑：d =×20mm=60mm
d =3×101mm=303mm
由指導書取
φ
齒寬：
b=φ =0.9×60mm=54mm
=60mm ，
b
齒頂圓直徑：d ）=66，
d
齒根圓直徑：d ）=52.5，
d ）=295.5
基圓直徑：
d cos =56.38，
d cos =284.73
(3)計算齒輪傳動的中心矩a：
a=m/2(Z )=3/2(20+101)=181.5mm 液壓絞車≈182mm
（二）軸的設計計算
1
、輸入軸的設計計算
⑴、按扭矩初算軸徑
選用45#調質，硬度217~255HBS
根據指導書並查表，取c=110
所以 d≥110 (4.354/480) 1/3mm=22.941mm
d=22.941×(1+5%)mm=24.08mm
∴選d=25mm
⑵、軸的結構設計
①軸上零件的定位，固定和裝配
單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則採用過渡配合固定
②確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d =25mm
， L =（1.5～3）d ，所以長度取L
∵h=2c
c=1.5mm
+2h=25+2×2×1.5=31mm
考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L =（2+20+55）=77mm
III段直徑：
初選用30207型角接觸球軸承，其內徑d為35mm,外徑D為72mm，寬度T為18.25mm.
=d=35mm，L =T=18.25mm，取L
Ⅳ段直徑：
由手冊得：c=1.5
h=2c=2×1.5=3mm
此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便於軸承的拆卸，應按標准查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：d =（35+3×2）=41mm
因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為41mm
+2h=35+2×3=41mm
長度與右面的套筒相同，即L
Ⅴ段直徑：d =50mm. ，長度L =60mm
取L
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=80mm
Ⅵ段直徑：d =41mm， L
Ⅶ段直徑：d =35mm， L ＜L3，取L
2
、輸出軸的設計計算
⑴、按扭矩初算軸徑
選用45#調質鋼，硬度（217~255HBS）
根據課本P235頁式（10-2），表（10-2）取c=110
=110× (2.168/76.4) =38.57mm
考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則
d=38.57×(1+5%)mm=40.4985mm
∴取d=42mm
⑵、軸的結構設計
①軸的零件定位，固定和裝配
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位採用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。
②確定軸的各段直徑和長度
初選30211型角接球軸承，其內徑d為55mm，外徑D=100mm，寬度T為22.755mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長42.755mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
則
d =42mm
L
= 50mm
L
= 55mm
L
= 60mm
L
= 68mm
L
=55mm
L
四、滾動軸承的選擇
1
、計算輸入軸承
選用30207型角接觸球軸承，其內徑d為35mm,外徑D為72mm，寬度T為18.25mm.
2
、計算輸出軸承
選30211型角接球軸承，其內徑d為55mm，外徑D=100mm，寬度T為22.755mm
五、鍵聯接的選擇
1
、輸出軸與帶輪聯接採用平鍵聯接
鍵的類型及其尺寸選擇：
帶輪傳動要求帶輪與軸的對中性好，故選擇C型平鍵聯接。
根據軸徑d =42mm ，L =65mm
查手冊得，選用C型平鍵，得： 卷揚機
裝配圖中22號零件選用GB1096-79系列的鍵12×56
則查得：鍵寬b=12，鍵高h=8，因軸長L ＝65，故取鍵長L=56
2
、輸出軸與齒輪聯接用平鍵聯接
=60mm,L
查手冊得，選用C型平鍵，得：
裝配圖中 赫格隆36號零件選用GB1096-79系列的鍵18×45
則查得：鍵寬b=18，鍵高h=11，因軸長L ＝53，故取鍵長L=45
3
、輸入軸與帶輪聯接採用平鍵聯接
=25mm
L
查手冊
選A型平鍵，得：
裝配圖中29號零件選用GB1096-79系列的鍵8×50
則查得：鍵寬b=8，鍵高h=7，因軸長L ＝62，故取鍵長L=50
4
、輸出軸與齒輪聯接用平鍵聯接
=50mm
L
查手冊
選A型平鍵，得：
裝配圖中26號零件選用GB1096-79系列的鍵14×49
則查得：鍵寬b=14，鍵高h=9，因軸長L ＝60，故取鍵長L=49
六、箱體、箱蓋主要尺寸計算
箱體採用水平剖分式結構，採用HT200灰鑄鐵鑄造而成。箱體主要尺寸計算如下：
七、軸承端蓋
主要尺寸計算
軸承端蓋：HT150 d3=8
n=6 b=10
八、減速器的
減速器的附件的設計
1
、擋圈 ：GB886-86
查得：內徑d=55，外徑D=65，擋圈厚H=5，右肩軸直徑D1≥58
2
、油標 ：M12：d =6，h=28，a=10,b=6，c=4，D=20，D
3
、角螺塞
M18
×
1.5 ：JB/ZQ4450-86
九、
設計參考資料目錄
1、吳宗澤、羅聖國主編.機械設計課程設計手冊.北京：高等教育出版社，1999.6
2、解蘭昌等編著.緊密儀器儀表機構設計.杭州：浙江大學出版社，1997.11
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㈦ 機械創新設計作品 [機械創新設計教學大綱]
《機械創新課程設計》教學大綱
一、設計目的與任務
（一）設計目的
綜合運用《機械原理》課程以及其它先修課程的理論和生產實際知識，進行機械設計的基本訓練。培養學生理論聯系實際的能力。
培養學生創新設計意識、創新思維能力及綜合設計能力。要求同學針對某一機構設計出多種不同方案，優選出最佳的設計方案。
提高同學理論聯系實際，發現問題、思考問題和解決問題的能力。 （二）設計任務
要求每個同學按照所選定的設計題目要求，相應完成配匹任務：用圖解法或解析法完成機構的運動方案設計，設計多種方案，多方案比較後最後選出最佳設計方案用機構運動簡圖表示所設計機構並說明其工作原理，完成設計說明書一份。
二、設計內容、設計時間和地點
（一）設計內容
1.機器魚 任務要求：
（1）能模仿魚的基本動作：游動和漂浮； （2）一個輸入，兩個輸出； （3）畫出機構運動簡圖。
2.爬行昆蟲 任務要求：
（1）能模仿昆蟲直線爬行，足的數目和樣式自定； （2）遇到前方障礙（高度為昆蟲的三分之一以下），能越過； （3）在爬行和越障時，要保持身體穩定，不能跌倒。
3.半自動黑板擦
隨著多媒體技術的推廣和應用，學校里的大部分課程採用了多媒體教學，但某些課程或某些章節仍然離不開黑板板書，這就需要人來動手擦黑板蘆指咐，費時費力，而且對人的身體健康也有影響。設計一種半自動黑板擦就顯得很有必要。
任務要求：
（1）力度適當，要能擦掉痕跡； （2）能清除死角；
（3）操作容易，結構簡單，去除痕跡快； （4）閑置時，不影響正常板書。
4.半自動拉幕機構
舞台上的布幔懸掛較高，層次多，厚而重。劇情進展過程中要不斷拉動布幔。以往的拉幕工作有人來完成，費力切影響整個舞台背景效果。設計一套簡單的自動拉幕機構即可解決問題，該機構還可用在高大建築物的窗簾開啟和關閉上。
任務要求：
（1）能自動來回拉動厚重的布幔，使布幔開啟和閉合； （2）速度均勻； （3）操作容易。 5.半自動晾衣架
晾曬衣物是頻繁而單調的工作。如果晾衣架是固定的，無疑增加辛苦的程度，而且有時還有危險。設計一款實用的半自動晾衣架將會為所有的家庭主婦們帶來便利。
任務要求：
（1）晾衣架能自動升降以緩解舉手晾衣的麻煩；
（2）晾衣架能自動伸出和縮回，既充分利用了陽光，減少事故隱患，又不影響整個小區的總體美觀；
（3）足夠的承載力； （4）操作方便，省力。 6.自動擦窗器
現代的樓宇越來越高，所用的玻璃窗和玻璃幕牆也越來越多，隨之而興起了一類新興職業：蜘蛛人。蜘蛛人的工作單調、勞累而且隨時有生命的危險。自動擦窗器將會有很大的市場前景。
任務要求：
（1）能從事室內外的玻璃擦洗工作； （2）運動自如靈活，不留死角； （3）安全性高。 7.平面行走機構
微小機械和微型機械同是精密機械學科延伸發展的兩個新的生長點，在醫療、微電子精細加工設備、微組裝技術以及航空航天等高科技領域，都有著非常迫切的研究開發需求。
微小機械研究的一項關鍵技術就是微驅動技術，包括微驅動機構和微行走機陪純構。 任務要求：
（1）繪制出平面行走微小機構的運動原理圖； （2）體積小，結構簡單，製作和控制容易。
8.簡易垃圾袋支架 任務要求：
（1）設計出運動原理圖；
（2）放垃圾時，逗蔽支架自動張開，撐開垃圾袋； （3）不放垃圾時，支架自動吸合，密封垃圾袋； （4）支架是可調的，能適應各種大小的垃圾袋。
9.設計某物料壓片機的加壓機構。其工藝流程為： （1）乾粉料均勻篩入圓桶形型腔（圖1-a）；
（2）下沖頭下沉3mm，預防上沖頭進入型腔時把粉料撲出（圖1-b）； （3）上下沖頭同時加壓（圖1-c），並加壓一段時間； （4）上沖頭退出，下沖頭隨後頂出壓好的片坯（圖1-d）；
（5）料篩推出片坯（圖1-e）。 其設計參數為：沖頭壓力為150KN ； 生產率為每分鍾25片；機器運轉不均勻系數10%；驅動電機可任選。
乾粉料
料篩
上沖頭
片坯
上沖頭
a）
b）
c） 圖1
d）
e）
10.設計高速攝影機的拉片機構的改進設計 （1）工作原理
如圖2所示為高速攝影機暴光窗部分的運動簡圖，高速攝影機工作時，輸片輪始終以等角速度ω0 轉動，它使膠片作行事運動（v0），但要求膠片在暴光窗處能作周期性的間歇運動，當暴光窗處的膠片靜止時，定位銷插入膠片的齒孔中，使膠片定位，然後將暴光窗打開，讓膠片暴光。暴光結束後，關閉暴光窗，拔出定位銷，膠片被快速地向下拉過一個畫面（每個畫面所佔片長稱節距p）。
曝光窗
膠片 導片輪
定位銷
P=19mm
膠片輪
35mm
圖2
（2）設計要求
①拉片機構使膠片產生的間歇運動，能滿足每秒鍾拍攝60張畫面的要求，並且使停歇系數μ≥0.8；
②根據高速攝影機的工作平穩性要求和為了改善膠片的受力情況，應盡量避免膠片在運動過程中受到沖擊性載荷，並應使其最大加速度盡可能小；
③機構的拉片長度誤差應在允許范圍之內。定位銷的定位動作與膠片的停、動動作要配合協調，不發生運動干涉；
④機構應盡量簡單，結構緊湊。 11.推瓶機構的改進設計
（1）題目：改進設計洗瓶機的推瓶機構。
（2）工作原理：如圖3所示是洗瓶機有關部件的工作示意圖。待洗的瓶子放在兩個轉動著的導棍上，導棍帶動瓶子旋轉。當推頭M把瓶推向前進時，轉動著的刷子就把瓶子外面洗凈。當前一個瓶子洗刷完畢時，後一個待洗的瓶子已送入導棍待推。
刷子
推頭M
導輥
圖3
（3）原始數據和設計要求：
瓶子尺寸：大端直徑d=80mm，長200mm。
推進距離L＝600mm。推瓶機構應使推頭M以均勻的速度推瓶，平穩地接觸和脫離瓶子，然後，推頭快速返回原位，准備第二個工作循環。
按生產率的要求，推程平均速度為v=45mm/s，返回時的平均速度為工作行程的3倍。 機構性能良好，結構緊湊，製造方便。 12.鐵板輸送機構的改進設計
題目：改進設計一剪板機的鐵板輸送機構。 原始數據和設計要求：
原材料為成卷的板料。每次輸送鐵板的長度為L=1900或2200mm（設計時任選一種）。
每次輸送鐵板到達規定長度後，鐵板稍停，以待剪板機構將其剪斷。剪斷工藝所需時間約為鐵板輸送周期的十五分之一。建議鐵板停歇時間不超過剪斷工藝水平時間的1.5倍，以保證有較高的生產率。
輸送機構運轉平穩，振動和沖擊盡可能減小（即要求輸送機構從動件的加速度曲線連續無突變。）
13.軋輥機構的改進設計
題目：改進一初軋機的軋輥機構。
圖4
工作原理：如圖5所示是由送料輥送進鑄坯，由工作輥將鑄坯軋製成一定尺寸的方形、矩形或圓形截面的坯料的初軋機。它在水平面和垂直面內各布置一對軋輥（圖中只畫出垂直面內的一對軋輥 ）。兩對軋輥交替軋制。軋機中工作輥中心M應沿mm軌跡運動，以適應軋制工作的需求。坯料的截面形狀由軋輥的形狀來保證。
原始數據和設計要求：
根據軋制工藝，並考慮減輕設備的載荷，對軋輥中心M 軌跡提出如下要求：
在金屬變形區末段，應是與軋制中心線平行的直線，在此直線段內軋輥對軋件進行平整，以消除軋件表面因周期間歇軋制引起波紋。因此 希望該平整段L盡可能長些。
軋制是在垂直面和水平面內交替進行的，當一個面內的一對軋輥在軋制時，另一面內的軋輥正處於空回程行程中.從實際結構上考慮，軋輥的軸向尺寸總大於軋製品截面的寬度，所以，要防止兩對軋輥在交錯時而發生碰撞.。為此，軋輥中心軌跡曲線mm除要有適當的形狀外，還應有足夠的開口度h，使軋輥在空行程中能讓出足夠的空間，保證與軋制過程中的軋輥不發生「攔路」相接的情況。
在軋制過程中，軋件要受到向後的推力，為使推力盡可能小些，以減輕送料棍的載荷，故要求軋輥與軋件開始接觸時的咬入角γ盡量小些。γ約取250 左右，坯料的單邊最大壓下量約為50mm，從咬入到平整段結束的長度約為270mm。
為減少製造誤差引起的軌跡變化或更換軋輥後要求開口度有稍許變化，所選機構應能便於調節中心的軌跡。
要求在一個軋制周期中，軋輥的軋制時間盡可能長些。
送料輥
圖5
14.醫用棉簽卷棉機機構改進設計
工作輥
（1）題目：醫用棉簽卷機的運動方案及機構的改進設計
（2）工作原理：按照醫院用棉簽的手工卷制方法應有取棉、揪棉、取棉、卷棉四個動作。用機器卷制棉簽時，仿照手工方式，進行動作分解，可粗分為：送棉、壓（夾）棉、揪棉、送簽和卷棉等工藝動作。
（3）原始數據和設計要求：
棉花：條狀脫脂棉，寬25~30mm，自然厚4~5mm；
簽桿：醫院通用簽桿，直徑約3mm，桿長約70mm，卷棉部分長約20~25mm； 生產率：每分鍾卷60支，每支卷取棉塊長約20~25mm；
卷棉機體積要小，重量輕，工作可靠，外形美觀，成本低，卷出的棉簽松緊適度。 15.織機開口機構的改進設計
原理：織物由經紗和緯紗緊密交織而成。最簡單的織物是平紋組織，其經緯紗的交織情
況如圖6所示。它是將經紗按照單雙數分成A、B兩組，分別穿在綜框A和B的綜絲眼a和b中，當兩個綜框一個在上，一個在下時，兩組經紗上下分開，形成梭口。綜框在行程末端作較長時間的停歇，此時，梭子帶著緯紗穿過梭口，然後綜框上下交替，梭子帶著緯紗又從梭口穿回。就這樣綜框上下交替、梭子來回穿梭，實現經緯交織，形成織物。
兩個綜框各由一個機構帶動作垂直上下運動（行程末端有較長時間的停歇）。兩個開口機構改革的結構相同，僅安裝相位不同，它們根據織物的經緯紗線交織規律使兩個綜框交替作垂直升降。
原始數據和設計要求待後續。
A
經紗
綜框 B
梭子
經紗
經紗
經紗A 經紗B
a)
b)
圖6 16.新型內燃機的開發
目前應用最廣泛的往復式內燃機由氣缸、活塞、連桿、曲軸等主要構件和其他輔助設備組成。這種往復式活塞發動機存在以下明顯的缺點：
（1）工作機構及氣閥控制機構組成復雜，零件多。曲軸等零件結構復雜，工藝性差。 （2）活塞往復運動造成曲柄連桿機構較大的往復慣性力，此慣性力隨速度的平方增長，使軸承慣性載荷增大，系統由於慣性力不平衡而產生強烈振動。往復運動限制了輸出軸轉速的提高。
（3）曲軸回轉兩圈才有一次動力輸出，效率低。 針對以上缺點，提出新型內燃機改進設計方案。 17.半自動蹲坑蓋設計
目前在很多的公共衛生間提倡用蹲坑代替坐便器，有諸多的大學生宿舍也大多選用蹲坑。但還很少見有蓋子的蹲坑，曾有報道洗衣服時一不小心一腳就滑進蹲坑，就卡住了，耗用六個小時，驚動了三個部門才把腳解救出來。所以是否可以給蹲坑設計一個蓋子，這樣不僅安全而且美觀無異味。設計要求：
（1）開關自如； （2）半自動、價格便宜； （3）操作方便、衛生； （4）要有一定的強度。 18.熱敏式電腦防塵罩
電腦日益普及，但對於電腦的防塵卻不夠重視，而且普通的電腦防塵罩要在電腦關閉並冷卻後才能罩上，而此時往往就想不起來了。是否可以給易沾灰塵的顯示器（顯示器裡面進了灰塵後對顯示器會有很大的傷害卻難以清除）設計一個智能式的防塵罩，利用顯示器自身的特點，開啟時發熱升溫後蓋打開，關閉了當溫度降低到某一安全值後便於工作蓋上。
19.車用垃圾桶
經常在公交車上看到歪倒的垃圾桶，影響整體的美觀，起不到設置的效果，而且這樣易
見數據表格。 （3）工作條件
單班制工作，間歇運轉，工作中有輕微振動，工作環境有較大灰塵。 （4）使用期限 工作期限為五年。 （5）生產批量及加工條件
小批量生產。可加工7、8級精度的齒輪、蝸輪。 （6）設計任務
①確定傳動方案，完成總體方案論證報告； ②選擇電動機型號； ③設計減速傳動裝置。 （7）具體作業 ①機構簡圖一份； ②說明書一份。 （8
21.電子防盜門開閉機構的改進設計 現有防盜門存在的問題
（1）關閉時，彈簧彈力過大，沖擊聲很響，夜半擾民，對門體損害也大； （2）液壓撐桿阻尼過大時，關閉速度太慢，給不法之徒以可趁之機。
改進設計滿足1）開啟至45度時，基本無阻尼，過後阻尼逐漸增大（防止開啟過大）；2）關閉時先快後慢，盡量避免沖擊；
（3）滿足線控開鎖和鑰匙開鎖功能。
要求了解現有電子防盜門的結構，繪制改進的結構原理圖，做必要的計算。 22.鋼板翻轉機
設計題目：該機具有將鋼板翻轉180°的功能。如圖8所示，鋼板翻轉機的工作過程如下。當鋼板T由輥道送至左翻板W1後，W1開始順時針方向轉動。轉至鉛垂位置偏左10°左右時，與逆時針方向轉動的右翻板W2會合。接著，W1與W2一同轉至鉛垂位置偏右10°左右，W1折回到水平位置，與此同時，W2順時針方向轉動到水平位置，從而完成鋼板翻轉任務。
已知條件：
（1）原動件由旋轉式電機驅動； （2）每分鍾翻鋼板10次； （3）其他尺寸如圖11所示； （4）許用傳動角[γ]=50°；
圖8 鋼板翻轉機構工作原理圖 23.設計平台印刷機主傳動機構
平台印刷機的工作原理是復印原理，即將鉛版上凸出的痕跡藉助於油墨壓印到紙張上。平台印刷機一般由輸紙、著墨（即將油墨均勻塗抹在嵌於版台的鉛版上）、壓印、收紙等四部分組成。如圖9所示，平台印刷機的壓印動作是在卷有紙張的滾筒與嵌有鉛版的版台之間進行。整部機器中各機構的運動均由同一電機驅動。運動由電機經過減速裝置Ⅰ後分成兩路，一路經傳動機構Ⅰ帶動版台作往復直線運動，另一路經傳動機構Ⅱ帶動滾筒作回轉運動。當版台與滾筒接觸時，在紙上壓印出字跡或圖形。
版台工作行程中有三個區段（如圖10所示）。在第一區中，送紙、著墨機構相繼完成輸紙、著墨作業；在第二區段，滾筒和版台完成壓印動作：在第三區段中，收紙機構進行收紙作業。
本題目所要設計的主傳動機構就是指版台的傳動機構Ⅰ和滾筒的傳動機構Ⅱ。
已知條件：
（1）印刷生產率180張/小時； （2）版台行程長度500mm； （3）壓印區段長度300mm； （4）滾筒直徑116mm； （5）電機轉速6r/min；
圖9 平台印刷機工作原理 圖10 版台工作行程三區段
設計要求：能實現平台印刷機的主運動：版台往復直線運動，滾筒作連續或間歇轉動的機構運動方案，要求在壓印過程中，滾筒與版台之間無相對滑動，即在壓印區段，滾筒表面點的線速度相等；為保證整個印刷幅面上印痕濃淡一致，要求版台在壓印區內的速度變化限制在一定的范圍內（應盡可能小）。並用機構創新模型加以實現。
24.設計玻璃窗的開閉機構 已知條件：
（1）窗框開閉的相對角度為90°；
（2）操作構件必須是單一構件，要求操作省力； （3）在開啟位置時，人在室內能擦洗玻璃的正反兩面； （4）在關閉位置時，機構在室內的構件必須盡量靠近窗檻； （5）機構應支承起整個窗戶的重量。 25.設計坐躺兩用搖動椅 已知條件：
（1）坐躺角度為90°～150°； （2）搖動角度為25°；
（3）操作動力源為手動與重力； （4）安全舒適。
（二）設計時間和地點
周一、講解、布置任務、查閱資料、擬定題目 周二、審核題目、開始設計 周三、撰寫說明書 周四、畫圖， 周五、答辯
三、設計考核方法
課程設計完成後通過簡單的答辯的形式進行考核，考核等級分為優、良、中、及格和不及格五等。
四、主要參考書目
1.鄭文緯編，《機械原理》，高等教育出版社，2002年，第7版 2.自查相關資料