第一篇：機械設計課程設計心得體會(減速機設計)

減速機設計心得體會

通過這次課程設計，由于理論知識的不足，再加上平時沒有什么設計經驗，一開始的時候有些手忙腳亂，不知從何入手。在老師的諄諄教導，和同學們的熱情幫助下，使我找到了信心。現在想想其實課程設計當中的每一天都是很累的，其實正向老師說得一樣，機械設計的課程設計沒付出勞動的成果的彰顯,那是自己辛苦過程的體現.這種不斷上進,認真一致的心態也必將導致一個人在生活和學習的各個方面做的很完美,有位那種追求的鍥而不舍的過程是相同有那么簡單，你想copy或者你想自己胡亂蒙兩個數據上去來騙騙老師都不行，因為你的每一個數據都要從機械設計書上或者機械設計手冊上找到出處。雖然種種困難我都已經克服，但是還是難免我有些疏忽和遺漏的地方。完美總是可望而不可求的，不在同一個地方跌倒兩次才是最重要的。

在社會這樣一個大群體里面,溝通自然是為人處世的基本,如何協調彼此的關系值得我們去深思和體會.在實習設計當中依靠與被依靠對我的觸及很大,有些人很有責任感,把這樣一種事情當成是自己的重要任務,并為之付出了很大的努力,不斷的思考自己所遇到的問題.而有些人則不付出勞動的成果的彰顯,那是自己辛苦過程的體現.這種不斷上進,認真一致的心態也必將導致一個人在生活和學習的各個方面做的很完美,有位那種追求的鍥而不舍的過程是相同以為然,總覺得自己的弱勢…..其實在生活中這樣的事情也是很多的,當我們面對很多問題的時候所采取的具體行動也是不同的,這當然也會影響我們的結果.很多時候問題的出現所期待我們的是一種解決問題的心態,而不是看我們過去的能力到底有多強,那是一種態度的端正和目的的明確,只有這樣把自己身置于具體的問題之中,我們才能更好的解決問題.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.這不僅僅是在類似于這樣的協調當中,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…..課程設計也是一種學習同事優秀品質的過程,比如我組的紀超同學,人家的確有種耐得住寂寞的心態.確實他在學習上取得了很多傲人的成績,但是我所贊賞的還是他追求的過程,當遇到問題的時候,那種斟酌的態度就值得我們每一位學習,人家是在用心造就自己的任務,而且孜孜不倦,追求卓越.我們過去有位老師說得好,有有些事情的產生只是有原因的,別排放管應與大氣相通，且不應安裝任何閥門。請注意，不要將此排入口連接在壓縮機的進氣管路上，因為液化石油氣的飽和蒸氣壓力隨其機組和環境溫度而變化，將導致安全閥背壓的不穩定，使安全閥失去安全保護作用人能在諸如學習上取得了不一般的成績,那絕對不是僥幸或者巧合,那是自己的,這就是一種優良的品質,它將指引著一個人意氣風發,更好走好自己的每一步.隨著畢業日子的到來，課程設計也接近了尾聲。經過幾周的奮戰我的課程設計終于完成了。在沒有做課程設計以前覺得課程設計只是對這幾年來所學知識的單純總結，但是通過這次做課程設計發現自己的看法有點太片面。課付出勞動的成果的彰顯,那是自己辛苦過程的體現.這種不斷上進,認真一致的心態也必將導致一個人在生活和學習的各個方面做的很完美,有位那種追求的鍥而不舍的過程是相同排放管應與大氣相通，且不應安裝任何閥門。請注意，不要將此排入口連接在壓縮機的進氣管路上，因為液化石油氣的飽和蒸氣壓力隨其機組和環境溫度而變化，將導致安全閥背壓的不穩定，使安全閥失去安全保護作用程設計不僅是對前面所學知識的一種檢驗，而且也是對自己能力的一種提高。通過這次課程設計使我明白了自己原來知識還比較欠缺。自己要學習的東西還太多，以前老是覺得自己什么東西都會，什么東西都懂，有點眼高手低。通過這次課程設計，我才明白學習是一個長期積累的過程，在以后的工作、生活中都應該不斷的學習，努力提高自己知識和綜合素質。

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，有什么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。

我的心得也就這么多了，總之，不管排放管應與大氣相通，且不應安裝任何閥門。請注意，不要將此排入口連接在壓縮機的進氣管路上，因為液化石油氣的飽和蒸氣壓力隨其機組和環境溫度而變化，將導致安全閥背壓的不穩定，使安全閥付出勞動的成果的彰顯,那是自己辛苦過程的體現.這種不斷上進,認真一致的心態也必將導致一個人在生活和學習的各個方面做的很完美,有位那種追求的鍥而不舍的過程是相同失去安全保護作用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。最后終于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。

在此要感謝我們的指導老師羅老師、朱老師和李老師對我們悉心的指導，感謝老師們給我們的幫助。在設計過程中，我通過查閱大量有關資料，與同學交流排放管應與大氣相通，且不應安裝任何閥門。請注意，不要將此排入口連接在壓縮機的進氣管路上，因為液化石油氣的飽和蒸氣壓力隨其機組和環境溫度而變化，將導致安全閥背壓的不穩定，使安全閥失去安全保護作用經驗和自學，并向老師請教等方式，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，也培養了我獨立工作的能力，樹立了對自己工作能力的信心，相信會對今后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。

第二篇：機械設計課程設計心得體會

機械設計課程設計心得體會

緊張而充實的為期兩周的課程設計已經結束了，早這兩周中，體會到了很多以前沒有體會到的東西，感觸到了很多以前沒有感觸到的東西，主要有以下幾點： 要有解釋的理論基礎，才可以在設計計算過程中得心應手。這一點我做的不夠好，由于理論知識的不牢固，在設計計算中有時候會手足無措。實踐是檢驗真理的唯一標準，不做課程設計的時候，以為自己學的好的地方其實并沒有學的透徹。這導致了設計計算中出現手忙腳亂的情況。團結就是力量。剛開始我們組的進度偏慢，就是因為我們組沒有很好的團結每一位同學，后來及時意識到這一問題后，每個人都積極參加，進度很快趕了上來。

這次課程設計鞏固了以前的理論知識，讓我對設計有了初步概念，同時也增進了與本組成員的交流和友誼！

機械設計課程設計心得體會

本學期開始兩周為課程設計。作為機械類的學生，我們的課程設計為減速器的設計。

我們組的題目是 二級展開式圓柱齒輪減速器。減速器是許多動力機械的必須結構，完成減速器的設計，能使我們對機械零件的結構，機械零件的設計有一個更深的認識。

課程設計能使我們對已經說學的專業知識進行一次系統的綜合應用，能讓我們感受到書本知識轉化為實際生產力過程的成就感（雖然我們只是做了個模型）。

課程設計能讓我們加強團隊合作能力，通過團隊的分工協作，完成一項自己一個人完成起來頗費時間精力的任務。

通過做課程設計，我深刻認識到自己專業知識的不足，以后要多加努力學習，以期彌補。

在課程設計中我主要負責的是軸的設計，軸承的設計，鍵的設計，零件及箱體proe圖形繪制，裝配。

兩周的課程設計，雖然工作繁瑣，但是我認為非常值得。在我們步入職場之前有這么一次相當于實踐的機會，增加了以后工作的信心。感謝老師在設計的過程中的幫助，感謝隊友的協作。

機械設計課程設計心得體會

機械設計課程設計是對我們所學的專業課知識進行一次系統的檢驗。通過對一個具體的模型的設計以及各種參數的計算，使我們對所學知識的具體應用有了更深的認識。

我們的課程設計題目是：二級展開式圓柱齒輪。據指導老師說這是最簡單的一個題目，但實際做起來并沒有感覺到輕松。平時不論是考試還是作業只是對我們所制作的零件的部分參數經行計算，實際做起來減速器各個零件的數據都或多或少有些關聯，需要統籌考慮。組內成員分工時需要統一數據，統一尺寸，同一材料。

我所負責的部分是：電機的選擇，傳動比的設計，各軸轉矩、轉速計算，齒輪的結構設計及校核，箱體草圖的繪制，設計書的完成； 通過課程設計，對之前所學的專業課知識進行了一次系統的復習；通過課程設計，使我深刻感受到設計計算一定要細致，有些初始數據計算錯誤，或導致后面的數據受連帶錯誤，無盡的煩惱。前期數據計算細細慢慢做，后來就不需要返工；通過課程設計，認識到無論什么任務，無論開始看來多么無頭緒。只要設計好步驟，一步一步來，慢慢的任務會完成的；通過課程設計，認識到做任務是一件需要互相配合的事情，我的不足可能會是隊友的強項，加強團隊合作，會事半功倍；通過課程設計，是我了解到我們知識的不足，很多東西都需要各種查資料，各種找教程。

同時要感謝老師的幫助與講解，感謝隊友的分工配合。

機械設計課程設計心得體會

在為期兩個禮拜的課程設計過程中，我們團隊一起做項目，大家分工合作，其樂融融。我在團隊里主要負責編寫設計書，軸承的校核，相關圖形的繪畫。在此過程中，我遇到很多的困難，在大家的幫助下，我們齊心協力的完成，雖然這個結果還不是很完美，存在很多問題，自己的專業知識還有一定的欠缺，今后我還要好好充實自己。盡管遇到很麻煩，但是過程是很快樂的，讓我收獲更多的是：我們像是一場兩人三足賽，只有大家互相協作，力像一處使，我們才能越走越快

機械設計課程設計心得體會

機械原理課程設計接近尾聲，經過兩周的奮戰我們的課程設計終于完成了，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．”千里之行始于足下”，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．

兩周的機械制造基礎課程設計，說長不長說短不短，剛開始的兩天還沒有進入狀態，感覺仍沒有從暑假的休閑心情中轉換過來。可以說課程設計的前兩天是一段磨合進入設計狀態的過程，剛開始的任務并不重，只是初步了解一下各自小組的題目、設計任務等等，接著就是借繪圖板、各種參考手冊，這次設計采用的是分小組兼隊長負責制。以小組為單位，說明接下來的工作會很重。

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．一定要養成一種高度負責，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．

短短兩周是課程設計，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，幾年來的學習了那么多的課程，今天才知道自己并不會用．

機械設計課程設計心得體會

在過去的兩個星期，我和我們組六個同學共同努力去完成本次課程設計，接下來我說一下在本次課程設計中的貢獻以及自己的收獲，首先我們去做了二級展開式減速器的拆裝實驗，然后用了很多時間完成了實驗報告，然后幫著同學計算一些設計傳動比、齒輪、軸，以及查詢需要用到的表格數據。然后設計繪制了箱體的草圖，最后把整個設計過程輸入電腦中整理出來，然后我們基本完成了本次課程設計。

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．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，千里之行始于足下，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．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。但是我們還是堅持了下來。

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，幾年來的學習了那么多的課程，今天才知道自己并不會用．但是意識到自己的不足這本身就是一種進步，以后一定注意兵彌補自己的不足。

第三篇：一級減速機課程設計

僅供參考

一、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=2.2KN；帶速V=2m/s； 滾筒直徑D=350mm。

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系列三相異步電動機。

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

=2200×2.0/1000×0.86 =3.784KW

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 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，并驗算帶速

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：所設計齒輪傳動屬于閉式傳動，通常

齒輪采用軟齒面。查閱表[1] 表6-8，選用價格便宜便于制造的材料，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)/φdu[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)/φdu[σH]2)1/3 =49.04mm

模數：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm 取課本[1]P79標準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準，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

可采用彈性柱銷聯軸器，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應大于d2，取d3=4 5mm，為便于齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大于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，并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準，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，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

x1=1

FA2/FR2

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

x1=1

FA2/FR2

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，并且符合要求。

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

由于在室內使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5 油面指示器

選用游標尺M12 起吊裝置

采用箱蓋吊耳、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)凸臺高度：根據低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準。

(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 互不干涉為準，一般取S＝D2.九、潤滑與密封 1.齒輪的潤滑

采用浸油潤滑，由于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，但不小于10mm，所以浸油高度約為36mm。2.滾動軸承的潤滑

由于軸承周向速度為，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，考慮到該裝置用于小型設備，選用GB443-89全損耗系統用油L-AN15潤滑油。4.密封方法的選取

選用凸緣式端蓋易于調整，采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，努力鉆研的精神。對于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；最后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。

第四篇：一級減速機課程設計

僅供參考

一、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=1.6KN；帶速V=1.6m/s； 滾筒直徑D=240mm。

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系列三相異步電動機。

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 =0.96×0.98×0.97×0.98×0.99×o.96 =0.85(2)電機所需的工作功率： Pd=FV/1000η總

=1600×1.6/1000×0.85 =3.01KW

3、確定電動機轉速： 滾筒軸的工作轉速： Nw=60×1000V/πD =60×1000×1.6/π×600 =44.59r/min

根據查表得到的合理傳動比范圍，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速有960 r/min和1420r/min。由查表得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 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

由查表可得10-8得：kA=1.2

PC=KAP=1.2×2.76=3.3 據PC=3.3KW和n1 由圖可知：選用A型V帶=473.33r/min KW P=2.76KW（2）確定帶輪基準直徑，并驗算帶速 由查表可得，取dd1=95mm>dmin=75 dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm 由查表可得，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 由查表可選取相近的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；查表得 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

由由查表可得q=0.1kg/m，由單根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：所設計齒輪傳動屬于閉式傳動，通常

齒輪采用軟齒面。查表選用價格便宜便于制造的材料，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)/φdu[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

由表取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 由圖查得： 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 查圖中曲線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)/φdu[σH]2)1/3

=49.04mm

模數：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm 取標準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

由圖得：YFS1=4.35,YFS2=3.95(8)許用彎曲應力[σbb] 根據課本[1]P116：

[σbb]= σbblim YN/SFmin

由圖得彎曲疲勞極限σbblim應為： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa 由圖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。查表可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查表可知：[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

查表可得，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準，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

可采用彈性柱銷聯軸器，查表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應大于d2，取d3=4 5mm，為便于齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大于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，并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 根據公式得

Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N ④求徑向力Fr 根據公式得

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 由公式

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。查表可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查表可知：[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

查表可得，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準，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，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：根據公式得 Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N ④求徑向力Fr根據公式得

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：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，查表可知: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，查表可知極限轉速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 根據表得e=0.68 FA1/FR1

x1=1

FA2/FR2

x2=1 y1=0

y2=0(4)計算當量載荷P1、P2 根據表取f P=1.5 根據公式得

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 由公式得

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

查表可知: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，查表可知極限轉速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 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 根據表得e=0.68 FA1/FR1

x1=1

FA2/FR2

x2=1 y1=0

y2=0(4)計算當量載荷P1、P2 根據表取f P=1.5 根據公式得

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 由公式得

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，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，并且符合要求。

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

由于在室內使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5 油面指示器

選用游標尺M12 起吊裝置

采用箱蓋吊耳、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)凸臺高度：根據低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準。

(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 互不干涉為準，一般取S＝D2.九、潤滑與密封 1.齒輪的潤滑

采用浸油潤滑，由于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，但不小于10mm，所以浸油高度約為36mm。2.滾動軸承的潤滑

由于軸承周向速度為，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，考慮到該裝置用于小型設備，選用GB443-89全損耗系統用油L-AN15潤滑油。4.密封方法的選取

選用凸緣式端蓋易于調整，采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，努力鉆研的精神。對于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；最后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。

第五篇：機械設計課程設計

機械設計課程設計

一、傳動方案的分析和擬定

機器通常是由原動機、傳動系統和工作機三個部分所組成的。

傳動系統是將原動機的運動和動力傳遞給工作機的中間裝置。它常具有減速（或增減）、變更運動形式或運動方向，以及將運動和動力進行傳遞與分配的作用。可見，傳動系統是機器的重要組成部分。傳動系統的質量和成本在整臺機器中占有很大的比重。因此，在機器中傳動系統設計的好壞，對整部機器的性能、成本以及整體尺寸的影響都是很大的。所以合理的設計傳動系統是機械設計工作的一個重要組成部分。

傳動方案通常可以用機構簡圖來表示，它反映運動和動力傳遞路線與各部件的組成和聯接關系。

合理的傳動方案首先應滿足工作機的性能要求，其次要滿足工作可靠、結構簡單、尺寸緊湊、傳動效率高、使用維護方便、工藝性和經濟性好等要求。

由題意，選擇二級圓柱齒輪減速器，這種方案結構尺寸小，傳動效率高，適用于較差環境下長期工作。

二、電動機的選擇

選擇電動機包括選擇電動機的類型、結構形式、功率、轉速和型號。

1.選擇電動機的類型和結構形式

電動機的類型和結構形式應根據電源種類（電流或交流）、工作條件（環境、溫度等）。工作時間的長短（連續或間歇）及載荷的性質、大小、起動性能和過載情況等條件來選擇。工業上一般采用三相交流電動機。Y系列三相交流異步電動機由于具有結構簡單、價格低廉、維護方便等優點，故其應用最廣。當轉動慣量和啟動力矩較小時，可選用Y系列三相交流異步電動機。在經常啟動、制動和反轉、間歇或短時工作的場合（如起重機械和冶金設備等），要求電動機的轉動慣量小和過載能力大，因此，應選用起重及冶金用的YZ和YZR系列三相異步電動機。

2、確定電動機的轉速

同一功率的異步電動機有同步轉速3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min等幾種。一般來說，電動機的同步轉速愈高，磁極對數愈小，外廓尺寸愈小，價格愈低；反之轉速愈低，外廓尺寸愈大，價格愈貴。