机械设计课程设计
说明书
东北大学
机械工程及自动化专业
设计者：
指导教师：
年月日
目录
一、设计任务书 (3)
二、电动机的选择计算 (3)
三、传动装置的运动及动力参数计算 (4)
四、传动零件的设计计算 (8)
五、轴的设计计算 (18)
六、轴的强度校核 (19)
七、滚动轴承的选择及其寿命验算 (27)
八、键联接的选择和验算 (31)
九、联轴器的选择 (32)
十、减速器的润滑及密封形式选择 (32)
十一、参考文献 (33)
一、设计任务书
1） 设计题目 ：设计胶带输送机的传动装置
2） 工作条件：
3） 技术数据
二、电动机的选择计算
1）、选择电动机系列 根据工作要求及工作条件，应选用Y
系列，三相异步电动机，封闭式结构，电压380伏。 2）、滚筒转动所需要的有效功率
kw FV p w 84.31000
24
.0160001000=?==
根据表4.2-9确定各部分的效率: 传动滚筒效率 η滚=0.96 联轴器效率 η联=0.99 联轴器效率 η联=0.99 滚动轴承效率 η轴承=0.99
开式齿轮的传动效率 η开齿=0.95（脂润滑） 闭式齿轮的传动效率 η闭齿=0.97（8级精度）
所需的电动机的功率 kw p p w r 8.4800
.084
.3===η 3). 滚筒的转速为：
min /5.114
.024
.06060r D v n =**==
ππ滚筒
查表4.12-1，选电动机Y132M2—6型 ，额定功率5.5kw,
同步转速1000r/min,满载转速960r/min 。
同时，由表4.12-2查得电动机中心高 H=132mm ，外伸轴 段 D ×E=38mm ×80mm 。
三、传动装置的运动及动力参数计算
（一）. 分配传动比．
1） 总传动比 48.835
.119600===
w n n i 2）各级传动比的粗略分配
由表4.2-9 取i 开＝6
减速器的传动比： 913.136
48
.83==
=
开
减i i i 减速箱内高速级齿轮传动比
334..4913.1335.135.11=?==减i i i 1=4.334
减速箱内低速级齿轮传动比 210.3334
.4913
.131
2==
=
i i i 减 i 2=3.210 上面分配的传动比仅为初步值。 （二） 各轴功率、转速和转矩的计算
1．0轴：（电动机轴）
kw p p r 8.40== P 0=4.8KW min /9600r n = 0n =960r/min
m N n p T ?=??=?=75.47960
108.455.955.93
000 T 0=47.75N.m 2．Ⅰ轴： （减速器高速轴）
kw
p p p 75.499.08.400101=?=?=?=联ηη P 1=4.75kw
min /96001
01r i n n == n 1=960r/min
m N n p T ?=??=?=25.47960
1075.455.955.93
111 T 1=47.25N.m 3. Ⅱ轴： （减速器中间轴）
kw p p 56.497.099.075.412=??==?齿轮轴承ηηη P 2=4.56kw min /5.221334
.49601212r i n n ===
n 2=221.5r/min m N n P T ?=??=?=6.1965.2211056.455.955.93
222 T 2=196.6N.m
4. Ⅲ轴：（减速器低速轴）
kw p p 38.499.097.056.423=??=?=?轴承齿轮ηη P 3=4.38kw min /0.69210
.35.2212323r i n n ===
3n =69.0r/min m N n P T ?=??=?=22.6060
.691038.455.955.93
333 3T =606.22N.m
5. Ⅳ轴： （开式齿轮传动轴）
kw p P 29.499.099.038.434=??==轴承连轴器ηη 4P =4.29kw min /0.691
0.693434r i n n ===
4n =69.0r/min m N n P T ?=??=?=76.5930.691029.455.955.93
444 4T =593.76N/m
6. Ⅴ轴： （滚筒轴）
kw p p 03.495.099.029.445=??==开齿轮滚筒ηη P 5=4.03kw min /5.116
0.6945r i n n ===
5n =11.5r/min m N n P T .65.33465.111003.455.955.93
555=??=?= T 5=3346.65N.m
各轴运动及动力参数
（三） 设计开式齿轮 1）． 选择材料
小齿轮 QT600-3 正火处理 齿面硬度240-270HBS 大齿轮 QT500-7 正火处理 齿面硬度200-230HBS 传动比u=6，应力循环次数
7
8
18111065.261059.121059.1)823008(100.696060?=?==?=??????==i N N jL n N h
2). 按齿根弯曲疲劳强度确定模数 初取小齿轮齿数Z 5=20,
则大齿轮齿数Z 6=Z 5*u=20×6=120. 按强度为240HBS 和200HBS 查《机械设计》图5-18(a)知
25lim /210mm N F =σ，26lim /170mm N F =σ
取4.1min =F S
查《机械设计》图5-19知
0.165==N N Y Y ，又由式5-32知，0.165==X X Y Y ， 取0.2=ST Y 由[]X N F ST
F F Y Y S Y min
lim σσ=
考虑磨损影响，将[]F σ值降低30%，则：
则[]25/2107.00.10.14.10
.2210mm N F =????=
σ []26/1707.00.10.14
.10
.2170mm N F =????=
σ 查《机械设计》图5-14知20.2,81.265==Fa Fa Y Y 查图5-15知82.1,55.165==Sa Sa Y Y
[]
02074.021055
.181.255
5=?=
F Sa Fa Y Y σ
[]
02355.0170
82
.120.266
6=?=
F Sa Fa Y Y σ
取
[]
02355.0=F Sa
Fa Y Y σ
取,2.0,2.1==a t t Y K φε 则7.02
1
62.021=+?=+=u a
d φφ []
9.420
7.002355
.05937602.1223
2
3
53
25
5=????=≥F Sa
Fa d t Y Y Z
Y KT m σφε 由于预取t m =5mm
当m=5mm 时，
[]
25
.102355
.059376021
207.0522311253=???
??=?
=Sa
Fa F d Y Y T Z m KY σφε
1.25与1.2相差不大，不需要修正m.
所以可以选取m = 5mm.
此时，Ⅳ轴和Ⅴ轴的中心距为 ()mm u m Z a 350)16(52
20125=+??=+=
3）、齿轮5、6的主要参数 Z 5=20, Z 6=120, u=6, m=5mm
mm
mZ d mm mZ d 60012051002056655=?===?==
mm m h d d a a 11040.121002*
55=??+=+= mm m h d d a a 61040.126002*66=??+=+=
()()mm m c h d d a f 5.87525.00.121002**55=?+?-=+-=
()
()mm m c h d d a f 5.587525.00.126002**
66=?+?-=+-=
mm d d a 3502
600
100265=+=+=
mm a b a 1053503.06=?==φ 取mm b b 115101051065=+=+=
四、传动零件的设计计算
（一）减速器高速级齿轮的设计计算
1） 材料的选择： 高速级
小齿轮 45号钢 调质处理 齿面硬度 217-255HBS 大齿轮 45号钢 正火处理 齿面硬度 162-217HBS 计算应力循环次数
9
111021.2)283008(19606060?=??????==h jL n N
89
121010.5334
.41021.2?=?==i N N
查《机械设计》图5-17，
Z N1=1.0 Z N2=1.06 （允许一定点蚀） 由式5-29，Z X1=Z X2=1.0 ，
取S Hmin =1.0 Z W =1.0 Z LVR =0.92（精加工齿轮） 按齿面硬度217HBS 和162HBS ，由图5-16b ，得
21lim /580mm N H =σ,22lim /520mm H =σ
由5-28式计算许用接触应力
[]211min
1lim 1
/6.53392.00.10.10
.1580
mm N Z Z Z Z S
LVR W X N H H H =???=
=σ
σ []
222min
2lim 2/1.50792.00.106.10.1520
mm N Z Z Z Z S LVR W X N H H H =???==
σσ
因[][]
12H H σσ<，故取[][]
22/1.507mm N H H ==σσ 2 2） 按齿面接触强度确定中心距
小轮转矩T 1=47250N ·mm
初定螺旋角β= 13,987.013cos cos === ββZ 。 初取0.12=t t Z K ε，由表5-5得2/8.189mm N Z E = 减速传动，334.4==i u ;取4.0=a φ 端面压力角
4829.20)13cos /20()cos /(===tg arctg tg arctg n t βαα t α4829.20=
基圆螺旋角
2035.12)4829.20cos 13()cos (=
?==tg arctg tg arctg t b αββ βb =12.2035 。
44.24829.20sin 4829.20cos co 2sin cos cos 22035.12s =?== t t b
H Z ααβ
由式《机械设计》（5-39）计算中心距a
[]
mm
Z Z Z Z u KT u a H
E H a t 89.1181.507987.09.18844.2334.44.02472500.1)1334.4(2)1(32
3
2
1=??
?
???????+=???
? ?
?+≥σφβε
由《课程设计》表4.2-10,取中心距a=125mm 。 a=125mm 估算模数m n =(0.007~0.02)a=0.875—2.5mm,
取标准模数m n =2mm 。 m n =2mm
小齿轮齿数：()
()83.221334.4213
cos 12521cos 21=+???=+=
u m a z n β
大齿轮齿数： z 2=uz 1=9.9883.22334.4=?
取z 1=23，z 2=99 z 1=23，z 2=99 实际传动比304.423
9912===z z i 实 传动比误差
%5%69.0%100334
.4304.4334.4%100<=?-=
?-=
?理
实
理i i i i ，
在允许范围内。 修正螺旋角
"
..
124134125781.12125
2)
9923(2arccos 2)(arccos
=?
=?+?=+=αβz z m n
5781.12=β
与初选β=130相近,Z H `Z β可不修正.
齿轮分度圆直径
mm z m d n 131.475781.12cos /232cos /11=?==
β
mm z m d n 869.2025781.12cos /992cos /22=?== β
圆周速度s m n d v /37.2106960
131.4710604
3
1
1=???=
?=
ππ
由《机械设计》表5-6,取齿轮精度为8级. (3) 验算齿面接触疲劳强度
按电机驱动,载荷平稳,由《机械设计》表5-3, 取K A =1.0由图5-4b ，按8级精度和
s m vz /55.0100/2337.2100/1=?=，得K v =1.05。 齿宽mm a b a 501254.0=?==φ。
由图《机械设计》5-7a ，按b/d 1=1.061,考虑轴的刚度较大 和齿轮相对轴承为非对称布置，得K β=1.10。 由表5-4，得K α=1.2
载荷系数386.12.110.105.10.1=???==αβK K K K K v A
计算重合度βαεε 齿顶圆直径
mm m h d d n a a 131.5120.12131.472*
11=??+=+= mm m h d d n a a 869.20620.12869.2022*22=??+=+=
端面压力角
4515.20)5781.12cos /20()cos /(===tg arctg tg arctg n t βαα
齿轮基圆直径
mm d d t b 160.444515.20cos 131.47cos 11=?==
α
mm d d t b 082.1904515.20cos 869.202cos 22=?== α
端面齿顶压力角 2695.30131.51160.44arccos arccos 111===a b at d d α
2412.23869.206082
.190arccos arccos 2
22===a b at d d α
][
[]
663
.1)4515.202412.23(99)4515.202695.30(2321
)()(21
2211=-?+-?=
-+-=
tg tg tg tg tg tg z tg tg z t at t at πααααπ
εα73.125781.12sin 50sin =?==ππβεβ
n
m b
由式5-43得，775.0663
.11
1
==
=
α
εεZ 由式5-42得，988.05781
.12cos cos ===
ββZ
4515.20)5781.12cos /20()cos /(===tg arctg tg arctg n t βαα
8083
.11)4515.20cos 5781.12()cos (=?==tg arctg tg arctg t b αββ 445.24515.20sin 4515.20cos 8083.11cos 2sin cos cos 2=?== t t b
H Z ααβ
由式5-39,计算齿面接触应力
[]
2
22
211/1.507/37.428334.41334.4131.475047250386.12988.0775.08.189445.21
2mm N mm N u
u bd KT Z Z Z Z H
E H H =<=+?????
???=+=σσβ
ε
故安全。
（4） 验算齿根弯曲疲劳强度 按Z 1=23，Z 2=99,
由图《机械设计》5-18b ，
得21lim /280mm N F =σ，22lim /200mm N F =σ 由图5-19，得Y 1N =1.0，Y 2N =1.0
由式5-32，m n =2mm<5mm,故Y 1X =Y 2X =1.0。 取Y ST =2.0，S min F =1.4 由式5-31计算许用弯曲应力
[]211min
1lim 1/4000.10.14
.12
280mm N Y Y S
Y
X N F ST F F =???=
=σσ []222min
2lim 2
/71.2850.10.14
.12
200mm N Y Y S
Y
X N F ST F F =???=
=σσ 48
.1065781.12cos /,74.245781.12cos /3
22311====Z Z Z Z V V ，
由图5-14得Y 1Fa =2.66，Y 2Fa =2.22 由图5-15得Y 1Sa =1.58，Y 2Sa =1.81。 由式（5-47）计算βY ，因0.173.1>=βε
895.0120
5781
.1211120
1=?
-=-=β
εβ
βY 由式5-48计算 682.0663
.18083.11cos 75.025.0cos 75.025.022=?+=+
=
α
εεβb
Y
由式5-44计算齿根弯曲应力
[]
故安全。
2
121111
1/400/3.68895.0682.058.166.22
131.475047250
386.122m m N m m N Y Y Y Y m bd KT F sa Fa n
F =<=????????=
=
σσβ
ε
[]
安全。
22211221
2/71.285/3.6558
.166.281
.122.23.68mm N mm N Y Y Y Y F Sa F Sa Fa F F =<=???
==σσσ （5） 齿轮主要几何参数
z 1=23, z 2=99, u=4.304, m n =2 mm, β0="41'3412?, m t =m n /cos β=2/cos12.57810=2.049mm, d 1=47.131 mm, d 2=202.869 mm,
d a1=51.131mm, d a2=206.869 mm d f1=42.131mm, d f2=197.869 mm, a=125mm
502==b b mm, b 1=b 2+(5~10)=60mm
（二） 减速器低速级齿轮的设计计算
1). 材料的选择：
根据工作条件及其载荷性质，选择适当的材料。
小齿轮45钢 调质处理 齿面硬度为217—255HBS 大齿轮45钢 正火处理 齿面硬度为162—217HBS
8
331010.5)283008(15.2216060?=??????==h jL n N 8823
3
41059.1210
.31009.5?=?=
=
i
N N
查《机械设计》图5-17，
3N Z =1.06 4N Z =1.12 （允许一定点蚀） 由式5-29，3X Z =4X Z =1.0 ，
取S Hmin =1.0 Z W =1.0 Z LVR =0.92（精加工齿轮） 按齿面硬度217HBS 和162HBS ，由图5-16b ，得
23lim /580mm N H =σ,24lim /520mm H =σ
由5-28式计算许用接触应力
[]233min
3lim 3
/6.56592.00.106.10
.1580
mm N Z Z Z Z S
LVR W X N H H H =???=
=σ
σ []
244min
4lim 4/8.53592.00.112.10.1520
mm N Z Z Z Z S LVR W X N H H H =???==
σσ
因[][]
34H H σσ<，故取[][]
24/8.535mm N H H ==σσ 2 2） 按齿面接触强度确定中心距
小轮转矩T 2=196600N ·mm
初定螺旋角β=13 ,987.013cos cos === ββZ 减速传动，210.3==i u ;取4.0=a φ。 由式（5-41）计算Z H 端面压力角
0004829.20)13cos /20arctan(tan )
cos /arctan(tan ===βααn t
基圆螺旋角
002035.12)4829.20cos 13arctan(tan )
cos arctan(tan ===t b αββ
由式（5-39）计算中心距a
[]
m m
Z Z Z u KT u a H
E H a t 80.1608.535987.08.18944.2210.34.021966000.1)1210.3(2)1(3
2
3
2
3=??
?
???????+=???
?
??+≥σφε
取中心距a=160mm 。 a=160 mm
估算模数m n =(0.007～0.02)a=1.12-3.2mm
取标准模数m n =3mm. m n =3mm 小齿轮齿数()
()7.241210.3313cos 1602113cos 23=+??
??=+??=
u m a z n 大齿轮齿数2.797.24210.334=?==uz z
取Z 3=25，Z 4=79。 Z 3=25，Z 4=79
实际传动比16.325
7934===z z i 实 传动比误差
%5%56.1%100<=?-=
?理
实
理i i i i ，在允许范围内。
修正螺旋角
..
348386.12160
2)
7925(3arccos 2)(arccos ?
=?+?=+=αβz z m n β?=8386.12
与初选β=130相近,Z H 、Z β可不修正. 齿轮分度圆直径
mm z m d n 92.768386.12cos /253cos /33=?== β
mm z m d n 08.2438386.12cos /793cos /44=?== β 圆周速度s m n d v /892.010
65
.22192.7610
604
3
3
3=???=
?=
ππ
由表5-6,取齿轮精度为8级.
(3) 验算齿面接触疲劳强度
按电机驱动,载荷平稳,由《机械设计》表5-3,取K A =1.0 由图5-4b ，按8级精度和s m vz /223.0100/25892.0100/3=?=， 得K v =1.01。
齿宽mm a b a 641604.0=?==φ。
由图5-7a ，按b/d 1=64/76.92=0.832,考虑轴的刚度较大和 齿轮相对轴承为非对称布置，得K β=1.07。 由表5-4，得K α=1.2
载荷系数297.12.107.101.10.1=???==αβK K K K K v A 计算重合度βαεε： 齿顶圆直径
mm m h d d n a a 92.8230.1292.762*
33=??+=+= mm m h d d n a a 08.24930.1208.2432*44=??+=+=
端面压力角
4707.20)8386.12cos /20()cos /(===tg arctg tg arctg n t βαα 齿轮基圆直径
mm d d t b 06.724707.20cos 92.76cos 33=?== α m d d t b 73.2274707.20cos 08.243cos 44=?== α
端面齿顶压力角 6538.29arccos 333==a b at d d
α
5928.26arccos 4
44==a b at d d
α
][
[]
381
.2)4707.205928.26(79)4707.206538.29(2521
)()(21
4433=-?+-?=
-+-=
tg tg tg tg tg tg z tg tg z t at t at πααααπ
εα51.138386.12sin 74sin =??==ππβεβ
n
m b
648.0381
.21
1
==
=
α
εεZ 987.08386.12cos cos === ββZ
4707.20)8386.12cos /20()cos /(===tg arctg tg arctg n t βαα 0523.12)4707cos 8386.12()cos (=?==tg arctg tg arctg t b αββ
443.24707.20sin 4707.20cos 0523.12cos 2sin cos cos 2=?==
t t b
H Z ααβ
由式5-39,计算齿面接触应力
[]
2
22
2
33/8.535/88.39416.3116.392.766419660029.12987.0648.08.189443.21
2mm N mm N u
u bd KT Z Z Z Z H
E H H =<=+????????=+=σσβ
ε
故安全。
（4） 验算齿根弯曲疲劳强度 按Z 1=25，Z 2=79,
由《机械设计》图5-14得25.2,63.243==Fa Fa Y Y 由图5-15得78.1,63.143==Sa Sa Y Y
由图5-18b ，得23lim /280mm N F =σ，24lim /200mm N F =σ 由图5-19，得Y 3N =1.0，Y 4N =1.0 由式5-48计算
551.0cos 75.025.02=?+
=α
εεβb
Y
由式5-47得0.151.1>=βε 893.0120
8386
.1211120
1=?
-=-=β
εβ
βY 由式5-32，m n =3mm<5mm,故Y 1X =Y 2X =1.0。 取Y ST =2.0，S min F =1.4 由式5-31计算许用弯曲应力
[]233min
3lim 3
/4570.10.14
.12
320mm N Y Y S
Y
X N F ST F F =???=
=σσ []244min
4lim 4
/3000.10.14
.12
210mm N Y Y S
Y
X N F ST F F =???=
=σσ 38.942615.13cos /111cos /,96.372615.13cos /35cos /0
3
3
2203333======ββZ Z Z Z V V ，
由图5-14得Y 1Fa =2.40，Y 2Fa =2.20 由图5-15得Y 1Sa =1.61，Y 2Sa =1.81。
[]
故安全。
2
323333
3/457/53.135889.0667.061.140.22
92.7160194890
3097.122mm N mm N Y Y Y Y m bd KT F sa Fa n
F =<=????????=
=
σσβ
ε
。2233443
4/300/67.13961.140.281
.120.253.135mm N mm N Y Y Y Y Sa F Sa Fa F F <=???
==σσ
故安全
（6）、低速级齿轮主要参数
Z 3=35,Z 4=111,u=3.120，?=2615.13β,m=2mm ，
m t 055.22615.13cos /2cos /0
===βm d 3=92.712615
.13cos /3520
=?mm, 08.2282615.13cos /11120
4=?=d mm,
d 92.7520.1292.712*33=??+=+=m h d a mm,
d 08.23220.1208.2282*44=??+=+=m h d a mm d 3f =d 3-2(h *a +c *)m=71.92-2×(1.0+0.25)×2=66.92mm,
d 4f =d 4-2(h *a +c *)m=228.08-2×(1.0+0.25)×2=223.08mm, a=
()()15008.22892.712
121
43=+=+d d mm b 4=b=60mm, 取b 3=b 4+(5～10)=66mm
五、轴的设计计算
（一） 高速轴的设计
1．初步估定减速器高速轴外伸段轴径 根据所选电机查表4-12-2选电机轴径 mm E mm d 60,38==轴伸长电机
则d=(0.8～1.0)d 电机=(0.8～1.0)38=30.4～38mm
取d=32mm 。 d=32mm 2． 选择联轴器
高速轴轴端处选择TL 型联轴器 GB4323-85
名义转矩T=9550×n
p =9550×(5.5/960)
=54.7 N ·m
计算转矩为 T C =KT=1.5×54.7=82.1N ·m Ｔｎ＝250N ·m>T C =82.1 N ·m,
[n]=3300r/min>n=960r/min
减速器高速轴外伸段直径为d=32mm ，长度L=62mm 。 L=62mm
（二） 中间轴的设计
轴的材料为选择45钢, 调质处理，传递功率Ｐ＝4.51W ， 转速ｎ=221ｒ／m ｉｎ。 由表８-２，查得A 0=118
mm n
p A d 25.32221
51.4118330=?=≥，取ｄ＝50mm ｄ＝50mm
（三） 低速轴的设计计算
mm n P A d 94.468
.6833.411833
0=?=≥,因轴端处需开一个键 槽，轴径加大５％,mm d 3.49%)51(94.46=+?≥,
取ｄ＝60ｍｍ。 ｄ＝60ｍｍ
因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形。
六、轴的强度校核
1.低速轴校核： 作用在齿轮上的圆周力
N d T F t 527008
.22804
.6012243=?==
F t =5270 N 径向力 N tg tg F F t r 19715029.205270=??=?=α F r =1971 N 轴向力 N tg tg F F t a 12412516.135270=??=?=β a F =1241N （１） 绘轴的受力简图，求支座反力
ａ. 垂直面支反力
0=∑B M
0)(221=++-L F L L R t Ay
N L L L F R t Ay 5.1716527057
11857
212=?+=+=
R AY =1716.5N
0=∑Y ,N R F R Ay t By 5.35535.17165270=-=-= R BY =3553.5N
b. 水平面支反力 0=∑B M 得， 02
)(221=+-+-L F d
F L L R r a
Az N L L d
F L F R a
r Az 7.16657
1182/08.22812415719712212-=+?-?=+-=
Az
R =-166.7N
0=∑Z ，N R F R Az r Bz 7.21377.1661971=+=-= R BX =2137.7N
(2)作弯矩图
a. 垂直面弯矩M Y 图
《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。
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.
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 B1B2B3B4B5B6B7 运输机工 作轴扭矩 Ｔ（Ｎ。 ｍ） 1300135014001450150015501600 运输带工 作速度Ｖ （ｍ/ｓ） 0.650.700.750.800.850.900.80 卷筒直径 Ｄ（ｍｍ） 300320350350350400350 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。
附表3 １．电动机２．联轴器３．圆锥齿轮减速器４．链传动５．链式运输机 附图3 题目D 设计一斗式提升机传动用的二级斜齿圆柱齿轮同轴式减速器。传动简图如下，设计参数列于附表4。 附表４斗式提升机的设计参数 题号参数 题号 D1D2D3D4 生产率Ｑ（ｔ/ｈ）15162024提升带速度Ｖ（ｍ/ｓ） 1.82 2.3 2.5ｍ）
中北大学
课 程 设 计 说 明 书
学生姓名： 学 专 题 院： 业：
学 号：
目： 设计同轴线式二级斜齿圆柱齿轮减速器，该减速
器用于汽车发动机装配车间的皮带运输机的传 动系统中
指导教师： 指导教师：苗鸿宾 程志刚
职称: 职称: 副教授 高工
2011 年 5 月
27 日
中北大学
课程设计任务书
2010/2011 学年第 二 学期
学 专
院： 业： 学 号：
学 生 姓 名：
课程设计题目：设计同轴线式二级斜齿圆柱齿轮减速器，
该减速器用于汽车发动机装配车间的皮带 运输机的传动系统中
起 迄 日 期： 课程设计地点： 指 导 教 师： 系 主 任： 苗鸿宾 暴建岗 程志刚
下达任务书日期:
2011 年 5 月 27 日
课 程 设 计 任 务 书
1．设计目的：
1)、综合运用本课程的理论和生产实际知识进行设计训练，使所学的知识得到进一 步的巩固和发展； 2)、学习机械设计的一般方法和步骤，初步培养学生分析和解决工程实际问题的能 力，树立正确的设计思想，为今后毕业设计设计和工作打下良好的基础； 3)、进行方案设计、结构设计、机械制图和运用设计手册、标准及规范等技能的训 练，使学生具有初步机械设计的能力。
2．设计内容和要求（包括原始数据、技术参数、条件、设计要求等） ：
技术要求： 技术要求 该运输机两班制工作，单向回转，工作平稳，传送带运行速度允许误差为±5％，使 用期限为 10 年。 原始数据 滚筒直径： 传动带运行速度： 传动带主轴所需扭矩：
mm
m/s
N·m
1－电动机 4－联轴器
2－带传动 5－滚筒
3－减速器 6－传动带
3．设计工作任务及工作量的要求〔包括课程设计计算说明书(论文)、图纸、 实物样品等〕 ：
1) 完成传动系统或执行系统的结构设计，画出传动系统或执行系统的装配图。 2) 设计主要零件，完成 3 张零件工作图。 3) 编写设计说明书。
燕山大学 机械设计课程设计说明书题目：带式输送机传动装置 学院（系）：机械工程学院 年级专业： 09级机械设计及理论 学号： 0901******** 学生姓名：乔旋 指导教师：许立忠 教师职称：教授
目录 一、设计任务书.................................................................. 二、传动方案分析................................... .......................... 三、电动机的选择和参数计算........................................ 四、传动零件的设计计算................................................. 五、轴的设计...................................................................... 六、键的选择校核............................................................ 七、轴承的校核................................................................... 八、联轴器的选择及校核................................................ 九、密封与润滑的选择.................................................... 十、减速器附件及说明................................................... 十一、装配三维图........................................................ 十二、设计小结............................................................. 参考资料...................................................................
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？
机械课程设计心得体会范文 机械课程设计过程艰难困苦玉汝于成，机械设计课程设计看来我是无法忘记的了，下面是整理的关于机械课程设计心得体会范文，欢迎借鉴! 机械课程设计心得体会范文一为期三周的课程设计终于结束了，这是第一次实践课程设计，需要接触机床加工零件，说实话，机床操作大家都不会，我想没一个人会吧，只是大二精工实习的时候稍微学了一点点，现在早忘得一干二净了!全考研究生学长帮我们操作机床，铣床加工比我们想象中的要慢很多很多，大概每组的零件加工都差不多要20个小时. 第一周吧，接到任务都不知道干什么，我们组做的是减速箱盖，当时老师没给我们介绍清楚那个可以自动编程的软件MasterCAM，还以为是和ProE的建模软件，不过网上关于MasterCAM的资料不是很多，和ProE，UG是没得比的，不过感觉很奇怪，这么好的软件用的人这么少，而且这软件之前从没听说过，教程貌似也不多不知道它还有数控自动编程的功能，这个软件真的很强大，绝对很强大。导致第一周大家都不知道干什么，以为要自己手动编程，差不多都放弃了，有个同学叫他朋友帮忙用其它软件编出了程序，不知道他朋友用的是什么软件!第二周的时候才开始学MasterCAM，网上好不容易找到了个X3版本的，带汉化和破解，刚开始的时候是下了最新版本的X4而
且刚升级到MU1，不过下好了按安装说明一步步操作下来，也没出现过什么异常，可是就是打不开，说什么sim找不到，装装卸卸了好几次，终于火了，下了个X3版本的装了，结果一次通过，真是汗颜!之后就马上去图书馆借了相关的教程书，其实关于MasterCAM的书真的很少，找了好久才找到。跑回寝室打开软件，翻开书开始熟悉操作界面，操作界面看起来很复杂，全是按钮，看着头疼。MasterCAM和其他建模软件一样也可以自己画2D和3D图形，不过我没时间从头开始学，直接跳到数控加工编程!第一次不知道直接就把prt文件导进去，想要选择面加工的时候，不像书上那样可以一个一个面选择，我一选就是所有的面都选上了，这样搞来搞去搞了好长时间，软件卸载又安装了好多次，结果还是一样，一气之下就不想学了!后来向同学抱怨的时候，他告诉我要先用ProE保存副本为igs格式文件，不然直接导进去无法使用的，这最重要的一步老师忘了没和我们说，害我浪费了两天时间真是汗呀! MasterCAM算是入门了，其实只是铣床加工入门而已，加工时很多参数需要设置，其实没实际经验，只是按书上差不多设置，根本不知道如何设置能达到最合理，最效率的加工效果，不过做的多了总会慢慢熟悉的!在仿真模拟的时候，基本上能用的加工方式都用过，之后对比那种最终效果最好，效率最高，其实参数的设置很重要，对加工效果影响很大，不过这只能靠经验了， MasterCAM用得多了自然就会知道了!不得不赞叹这软件的强大，不过加工时还是得和实际结合起来，毕竟MasterCAM只是理论上的模
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。
现代机械制造课程 设计手册
机械制造课程设计指南 目录 1 课程设计的目的 (2) 2 课程设计的内容和要求 (2) 2.1课程设计的内容 (2) 2.2课程设计的要求 (3) 3 课程设计的方法与步骤 (3) 3.1零件的分析与毛坯的选择 (4) 3.2工艺路线的拟定 (4) 3.3工序设计及工艺文件的填写 (6) 3.4夹具设计 (7) 3.5模具设计 (9)
3.6编写课程设计说明书 (13) 4 课程设计应交的作业及成绩评定 (14) 4.1应交作业 (14) 4.2成绩评定细则 (14) 5 课程设计中所使用的主要参考文献 (15)
1 课程设计的目的 本次课程设计,是在学完相关专业基础课程后,经过生产实习取得感性知识后的一个重要的实践性教学环节。学生经过本课程设计,获得综合运用过去所学课程知识的基本能力,为以后做好毕业设计、走上工作岗位进行一次综合训练和准备。经过此次课程设计,希望达到以下目的: 1)经过机械设计训练,培养学生综合运用机械设计基础知识及其它有关先修课程,如机械制图、测量与公差配合、金属材料等相关知识的能力。 2)经过对某一特定机构的分析、设计,以及正确解决其工艺流程等问题,培养学生分析问题和解决问题的能力,学习和掌握机械设计的一般步骤和方法,最终获得解决实际问题的能力 3)课程设计过程也是理论联系实际的过程,学会使用手册、查询相关材料,对运用设计资料(如手册、图册、技术标准、规范等)以及进行经验估算等机械设计方面的基本技能进行一次综合训练,提高技能水平。
2 课程设计的内容和要求 2.1课程设计的内容 学生根据设计任务分组进行设计,按照所给机构进行分析,确定各零部件设计方案、设计出其中的重要工序的专用夹具或模具,并绘制相应机械设计图。具体内容如下: 1)对机构进行结构分析,确定由哪些零件组成,并对各零件进行测绘; 2)明确零件在整个机构上的作用、零件的材质、要求,分析零件结构的工艺性,完成总装配图及各零件的设计图。 3)拟定工艺方案,确定毛坯种类及制造方法。 4)拟定零件的模具加工或机械加工工艺过程,设计重要工序中的一种专用夹具或模具,绘制装配图或大件零件图。 5)撰写设计说明书1份。一份完整的说明书一般包括以下一些项目: (1)目录。 (2)绪论或前言。 (3)对机构的整体分析,各零部件分析说明 (4)对零件的工艺分析,如关键表面的技术要求分析等。 (5)工艺设计,如毛坯选择与说明,工艺路线的确定,工序顺序的安排,加工设备与工艺装备的选择等; (6)模具或夹具设计,如设计思想,夹具操作动作说明等。
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。
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
机械课程设计心得体会 范文一 经过一个月的努力，我终于将机械设计课程设计做完了.在这次作业过程中，我遇到了许多困难，一遍又一遍的计算，一次又一次的设计方案修改这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足.刚开始在机构设计时，由于对Matlab软件的基本操作和编程掌握得还可以，不到半天就将所有需要使用的程序调试好了。可是我从不同的机架位置得出了不同的结果，令我非常苦恼.后来在钱老师的指导下，我找到了问题所在之处，将之解决了.同时我还对四连杆机构的运动分析有了更进一步的了解.在传动系统的设计时，面对功率大，传动比也大的情况，我一时不知道到底该采用何种减速装置.最初我选用带传动和蜗杆齿轮减速器，经过计算，发现蜗轮尺寸过大，所以只能从头再来.这次我吸取了盲目计算的教训，在动笔之前，先征求了钱老师的意见，然后决定采用带传动和二级圆柱齿轮减速器，也就是我的最终设计方案.至于画装配图和零件图，由于前期计算比较充分，整个过程用时不到一周，在此期间，我还得到了许多同学和老师的帮助.在此我要向他们表示最诚挚的谢意.整个作业过程中，我遇到的最大，最痛苦的事是最后的文档.一来自己没有电脑，用起来很不方便;最可恶的是在此期间，一种电脑病毒”Word杀手”四处泛滥，将我辛辛苦苦打了几天的文档全部毁了.那么多的公式，那么多文字就这样在片刻消失了，当时我真是痛苦得要命. 尽管这次作业的时间是漫长的，过程是曲折的，但我的收获还是很大的.不仅仅掌握了四连杆执行机构和带传动以及齿轮，蜗杆传动机构的设计步骤与方法;也不仅仅对制图有了更进一步的掌握;Matlab和Auto CAD ，Word这些仅仅是工具软件，熟练掌握也是必需的.对我来说，收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中，我发现像我们这些学生最最缺少的是经验，没有感性的认识，空有理论知识，有些东西很可能与实际脱节.总体来说，我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的，它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来，从中暴露出自身的不足，以待改进.有时候，一个人的力量是有限的，合众人智慧，我相信我们的作品会更完美! 范文二 接触机械原理这门课程一学期了，而这学期才是我真正感受到了一个学习机械的乐趣以及枯燥，被那些机械器件、机件组合而成的机器所吸引，尤其是汽车、机器人、航天飞机等机械技术所震撼，感慨机械工作者的伟大，。然而这种激动就在接近本学期结束之时，终于实现了，我们迎来了第一堂机械课程设计。 由于第一次做这样的事情，脱离老师的管束，和同学们分组探讨自动送料冲床的结构设计，把学了一学期的机械原理运用到实践中，心中另是一番滋味! 在设计之前，指导老师把设计过程中的所有要求与条件讲解清楚后，脑子里已经构思出机构的两部分，即送料机构和冲压机构，把每一部分分开设计，最后组合在一起不
机械设计课程设计答辩经典题目
机械设计课程设计答辩经典题目 1． 你所设计的传动装置的总传动比如何确定和分配的？ 答题要点：由选定的电动机满载转速和工作机转速，得传动装置总传动比为：i w m n n = 总传动比为各级传动比的连乘积，即 齿轮带i i i ?=，V 带传动的传动比范围在2—4 间，单级直齿轮传动的传动比范围在3—6间，一般前者要小于后者。 2． 在闭式齿轮传动中，若将齿轮设计成软齿面，一般使两齿轮齿面硬度有一 差值，为多少HBS ？，为什么有差值？ 答题要点：20—50HBS ；因为一对齿轮在同样时间，小齿轮轮齿工作次数较大齿轮的材料多，齿根弯曲疲劳强度较大齿轮低为使其强度和寿命接近，小齿轮齿面硬度应较大齿轮大。 3． 简述减速器上部的窥视孔的作用。其位置的确定应考虑什么因素？ 答题要点：在减速器上部开窥视孔，可以看到传动零件啮合处的情况，以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙。润滑油也由此注入机体内。窥视孔开在机盖的顶部，应能看到传动零件啮合，并有足够的大小，以便于检修。 4． 轴上的传动零件（如齿轮）用普通平键作周向固定时，键的剖面尺寸b ×h 值是根据何参数从标准中查得？ 答题要点：与齿轮相配合处轴径的大小；答辩时，以从动齿轮上键联接为例，让考生实际操作。 5． 当被联接件之一不易作成通孔，且需要经常拆卸时，宜采用的螺纹联接形 式是螺栓联接、双头螺柱联接还是螺钉联接？ 答题要点：螺钉联接。 6． 在设计单级原柱齿轮减速器时，一般减速器中的最大齿轮的齿顶距箱体的 距离大于30—50mm ，简述其主要目的。 答题要点：圆柱齿轮和蜗杆蜗轮浸入油的深度以一个齿高为宜，但不应小于10mm ，为避免油搅动时沉渣泛起，齿顶到油池底面的距离不应小于30～50mm 7． 你所设计的齿轮减速器中的齿轮传动采用何种润滑方式？轴承采用何种润 滑方式？简述润滑过程。 答题要点：齿轮传动采用浸油润滑方式；轴承采用飞溅润滑或脂润滑方式。以飞溅润滑为例，当轴承利用机体内的油润滑时，可在剖分面联接凸缘上做出输油沟，使飞溅的润滑油沿着机盖经油沟通过端盖的缺口进入轴承 8． 简述减速器的油标的作用。 答题要点：检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油标。 9． 齿轮和轴满足何种条件时，应齿轮和轴一体，作成齿轮轴。
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==
武汉理工大学 机械设计基础课程设计报告 专业班级： 课题名称：设计一用于带式运输机上的单级圆锥齿轮减速器 姓名： 学号： 指导老师： 完成日期：
一 、电动机的设计 1．电动机类型选择 按工作要求和条件选取Y 系列一般用途的全封闭（自扇）冷笼型三相异步电动机。 2．选择电动机容量 (1)计算工作机所需功率Pw P w = = 4000×1.2/1000×0.98 Kw ≈ 11Kw 其中，带式输送机的效率:ηw =0.98(查《机械设计、机械设计基础课程设计》P131附表10-1)。 (2)计算电动机输出功率P 0 按《机械设计、机械设计基础课程设计》P131附表10-1查得V 带传动效率ηb = 0.96，一对滚动球轴承效率ηr = 0.99，一对圆锥齿轮传动效率ηg = 0.97，联轴器效率ηc = 0.98。 （其中，η为电动机至滚筒主动轴传动装置的总效率，包括V 带传动、一对圆锥齿轮传动、两对滚动球轴承及联轴器等的效率）。 传动装置总效率为： η =ηb ηr 2ηg ηc = 0.95×0.992×0.97×0.98 = 0.894， 电动机所需功率为： P 0 = η w P = 4.90/0.894 Kw ≈ 5.48 Kw 。 根据P 0 选取电动机的额定功率Pm ，使Pm = (1～1.3) P 0 = 5.48 ～ 7.124 Kw 。为降低电动机重量和成本，由《机械设计、机械设计基础课程设计》P212附表10-112查得电动机的额定功率为Pm = 5.5 Kw 。 (3)确定电动机的转速 工作机主轴的转速n w ，即输送机滚筒的转速： n w = D v π100060?= 60×1.2×1000/3.14×400 r/min ≈ 57.30 r/min
设计题目1：手动圆柱螺旋弹簧缠绕机设计 机构简图： 导轨 技术要求：弹簧螺距通过调整挂轮传动比可变，钢丝应拉紧，弹簧直径可变，最大长度Lmax为300mm。 主要参数： 弹黄中径D2：mm 钢丝直径d：mm 弹簧螺距p ：mm 设计要求： 1)拟定机构系统总体运动方案,画出系统运动方案简图，完成论证报告。 2)完成传动系统或执行系统的结构设计，画出传动系统或执行系统的装配图。 3)设计主要构件和零件，完成1张构件图和3张零件工作图。 4)编写设计说明书。 完成日期：年月日指导教师
设计题目2：稳速器的设计 工作简图： 4 1－输出轴２－机体３－主输入轴４－辅输入轴 技术要求：输出轴转速稳定，主轴速度波动由辅轴调节。 主要参数： 输出轴转速n2 r/min 主轴转速范围n1±r/min 输出轴功率P kw 设计要求： 1)拟定机构系统总体运动方案,画出系统运动方案简图，完成论证报告。 2)完成传动系统或执行系统的结构设计，画出传动系统或执行系统的装配图。 3)设计主要构件和零件，完成1张构件图和3张零件工作图。 4)编写设计说明书。 完成日期：年月日指导教师
设计题目3：自动钢板卷花机设计 工作简图： 技术要求：卷花轴转φ1角后，内限位板与卷花轴共同转φ2角,外限位板可限位和 退出,并有退料装置。限位板直径D ：400mm ， 主要参数： 卷花轴转角φ1：3600 内限位板转角φ2：1800 钢板宽和厚：30×3 生产率： 电机功率P ：1.1kw 设计要求： 1)拟定机构系统总体运动方案,画出系统运动方案简图，完成论证报告。 2)完成传动系统或执行系统的结构设计，画出传动系统或执行系统的装配图。 3)设计主要构件和零件，完成1张构件图和3张零件工作图。 4)编写设计说明书。 完成日期： 年 月 日 指导教师 1 2 3 4 1－卷花轴 ２－模板 ３－钢板花 ４－内限位板
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 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：