机械设计课程设计大作业.docx
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机械设计课程设计大作业
作业一设计螺旋起重器
螺旋起重器是用于起重的简单机械装置，人力驱动，
借助螺旋传动的增力作用达到起重的目的.
结构简图
图1-1
主要零件：
1-托杯2螺钉3螺杆4螺母5手柄6底座
设计题目及数据
题号
1-1
1-2
1-3
1-4
1-5
1-6
起重量Q（KN）
r20
30
40
50
60「
701
最大起重冋度
h（mm）
140
180
200
220
150
200
三、设计工作量
1、设计计算说明书设计计算说明书是设计的理论依据，包括起重器各主要零件的设计计算、校核计算及参考资料等。
说吸书要求用16K白纸，钢笔书写，其格式见图1-2.附有必要的插图与说明，字迹整齐、清楚。
WHAmi
图1-2
2、装配图
装配图应反映起重器的工作原理，零件间的装配关系，主要零件的结构及必要的尺寸。
装配图应符合
机械制图国家标准的规定。
图纸幅面、标题栏、比例自选。
四、设计计算
1、螺杆的设计计算
（I）选择材料常用材料为45钢。
（2）设计计算
计算项目
计算公式
要求与说明
耐磨性计
d2应参照设计
算确定螺
矩形与梯形螺纹
手册圆整为标准值，
纹中径d2
h=0.5p，皿】
锯齿形螺纹
同时选择标准螺距
p,计算d，d1，h，H
>0.65
式中：
Q-起重量（N）
p-螺纹的螺距（mm）h-螺纹的工作高度（mm）
二-系数
H-螺母的高度（mm）
取上=1.2-1.5
[p]许用压强（Mpa），由教材表4-7选
校核自锁能力
A-aw握空-
丸-甥旋升角
f
qv=&比堆—
cos#2即-当量摩擦角J摩擦系数乩-牙型角
。
比炉小得越
多，自锁越可靠，若不满足，可考虑重新选择p,d2
螺杆为压、扭联合作用下的复合受力状态，其应力为：
式中：
亠危险剖面面积
A=加1；$
T-扭矩（）丁二牛琢卫+珂
［二卜许用应力
钢螺杆［=］=50-80Mpa
式中：
"-稳定性验算安全参数
柔度
u-长度系数，u取2
L-螺杆工作长度
图1-3
丄=心+力】+手
虬=（1.8-2）rf1
i-螺杆危险剖面惯性半径mm
—的确定:
Qc=
式中:
应-弹性模量钢&二206冥12呦日
I-危险剖面的惯性矩
②
L普通炭素凱如
轨=（孔4—1.2兔）刑
2、6^480迹啲优质碳素钢。
如?
亿=（461-2们兀）河”4
③入山
不需进行稳定性计算
2、螺母的设计计算
（1）选择材料
为提高耐磨性，螺母通常用青铜等强度低的材料
制成
（2）设计计算
计算项目
计算公式
要求与说明
由耐磨
压强卩二上/⑵
为使螺纹各圈受力均匀，一般
性确定
要求nW
螺母的
月二幵P
10,若不
工作圈
n2
合适应
数n
炳/[p]
调整有
关尺寸，如p,d2,
H.
Q
加'bu
<[r]
%二乔兰【％式中主
屮-嫁母螺纹的外桎d;«d
校核螺纹牙的强度
b摞纹根部宽度矩J^b=05p®J^b=0.65p锯齿形b=0.75p
M=e*i
2n
页-抗弯剖面模屋
晰曲b2
W
6
许用应力：
青铜螺母：
[斑=40-GOMpo
[r]=30-4QMpa铸铁螺母：
[o]b=45-
[t]-AOMpa
8/30
确定螺母其他部分尺寸
图1-4
经验公式；
6=15Z）
久二5
b=（0.2-0.3）^
L校核悬置部分的強度，受拉、扭联台作用
由第四强度理论
13x46
加宓-护）
取［口］=0.83［口卜
3、计算手柄直径dK及长度-
图1-5
扳手力矩
丁=E+右二牛0或y+卿〕+弓卫轧#-為庄
U-扳手力
取—「1J,代回前式，即可求出必
扳手抗弯强度条件：
宝g红込竺
WO.ldJ■
圧斗）冋亠因此，取「一二-二
4、托杯与底座的挤压强度验算
结构形式参见图1-5
式中：
A-托杯或底座的挤压面积
I5-材料的许用挤压应力
常见地面材料的许用挤压应力表
地面材料
砖（白灰砂浆）
砖（水泥砂浆）
混凝土
200°-30°
木材
钢
铸铁
0.8-1.2
1.5-2
2-3
2-4
0.8耳
（0.4-0.5
6
5、机械效率
2症
（二）结构设计
参考图1-6，并注意以下几点:
1、确定螺杆长度时，应满足最大升起高度hmax的设计要求。
2、螺杆底部应有挡圈，并用螺钉加以固定，以防螺纹全部旋出发生事故。
3、底座的高度应根据螺杆处于最低位置的尺寸来确定。
4、注意各零件的工艺结构，如铸件的最小壁厚，过渡表面处要有一定的圆角、轴的边缘应有倒角等。
5、标准件的尺寸与画法应符合国标规定。
6、图1-6所示结构供参考，可对部分结构进行改进。
五、设计图例
见图1-6.
¥
以H#嚣胃飙-cB■国raB氏+嚴『哥
单崑壑曦嘲世倉墩忙轴t却处¥**»■M
"36
（s
“恻竜tt-r覽藝均S羽討岱占-JSEfa-^|«IU2一SES2・惯¥至第曲官-BwF3-s^is^s=YSp5?
I«c-a
（0
6
-
图
作业二设计V型带传动
、设计题目及数据
题号
输入功率
主动轮转速
n1（rpm）
从动轮转速
乜（rpm）
从动轮内孔
直径（mr）i
日工作时间
h
载荷性质
2-1
3
960
300
50
8
平稳
2-2
4
960
350
50
16
变动较小
2-3
5.5
960
400
60
12
变动较大
2-4
2.2
940
320
40
6
平稳
2-5
3
710
280
40
8
变动较大
2-6
4
710
300
50
16
有冲击
注：
生产批量均为成批，各原动机均为鼠笼式异步电动机。
二、设计工作量
1.设计计算说明书。
包括选择V型带型号、材料、长度与根数；带轮直径及中心距；计算初拉力与压轴力等说明书格式与要求同作业一。
2•大带轮的零件工作图。
要求注出表面粗糙度、尺寸公差、形位公差等。
三、设计指导
带传动的设计步骤比较完整成熟，要求按教材中的顺序进行•在设计时还须注意以下问题：
1、由输入功率和转速ni选择带的型号时，若介于两种型号中间的直线区附近时可以同时选择两种型号进行设计、比较结果（带的根数、传动的结构尺寸大小等）选择最佳方案。
2、帘布结构V型带比化纤带应用更广泛，应当优先选用。
但化纤带承载能力高，若传动尺寸要求紧凑时,可采用化纤带。
3、直径D1时，如果要求结构紧凑，应取D仁Dmin（教材表6-7）;若尺寸不受限制，D1可取大些，对承
载能力有利。
D1D2按带轮直径系列圆整，其转速误差不应大于5%
L-Lea
4、中心距一般可以调整，所以可用八"一：
计算，并圆整成整数。
5、计算求出的带的根数应满足•丄，否则应改选型号，重新设计。
6、大带轮的轮辐部分之结构，由带轮直径D选择。
绘制带轮工作图时注意非加工表面的圆角过渡，轮槽尺
寸的标注应符合标准规定。
四、带轮零件工作图示例
见图2-1o
作业三
齿轮传动设计
齿轮是机器中应用最广泛的传动零件，也是受力复杂的关健零件。
在设计齿轮传动时，应根据传动要求确定齿轮的传动比i并根据齿轮转速ni、n2输入功率p及传动装置的工作要求，适当选择齿轮材料、确定精度等级；按相应的强度条件计算齿轮的主要参数及几何尺寸；合理进行结构设计。
一、设计工作量
1、设计计算说明书一份，格式与要求与作立一相同。
2、输出轴齿轮工作图一张。
、设计题目及数据
题号
输入功率
m（rpm）
n2（rpm）
载荷特性
日工作小时h
生产批量
工作环境
3-1
4.45
250
62
平稳
16
成批
闭式
3-2
4.20
250
58
平稳
16
成批
闭式
3-3
3.95
250
55
中等冲击
8
成批
闭式
3-4
3.80
200
52
平稳
16
成批
闭式
3-5
3.50
200
48
中等冲击
16
成批
闭式
3-6
3.20
200
45
平稳
12
成批
闭式
注：
工作年限均为十年
三、设计指导与说明
1、设计的传动装置为斜齿圆柱齿轮机构。
2、设计时首先应根据齿轮的工作条件选择传动方
式，再根据传动方式建立相应的设计准则，同时应确定
齿轮的材料、热处理方式、齿面硬度、精度等级及材料的各项许用应力
3、按教材中的强度设计公式计算出齿轮传动的主要参数与几何尺寸，其项目有乙、乙、mn、di、d2,a、:
、匚、bi、b2。
4、有关设计参数的选择
（1）小齿轮齿数乙。
对于闭式软齿面传动，分度圆直径di取决于齿面接触疲劳强度，乙不宜过小，一般推荐值为乙=24-40。
对于硬齿面或开式传动，其模数m取决于齿根弯曲疲劳强度，且在m的计算式中包含有乙,增大乙不会使m明显减少，反而会使m乙增大。
为使结构紧凑，这类传动方式乙不宜过大，一般推荐值为乙=17-20.
（2）斜齿轮的螺旋角「。
一般推荐最大值为；。
5、参照教材及设计手册，确定齿轮的结构及相应
的尺寸、加工要求、形位公差及尺寸偏差、技术要求等。
6.各项尺寸及数据的处理应注意以下几点：
（1）齿轮法面模数m必须选用标准值，且应尽量选
用第一系列模数。
当齿轮用于传递动力时，m不应小于
2mm
（2）中心距的配凑与调整。
由于设计时几何尺寸未定，所以应初选Zi,『代入公式中，求出di及m，首先应将m圆整为标准值；并由中心距计算式’_初算中
心距a;再把计算中心距圆整为标准中心距。
中心距圆整后螺旋角「亦相应改变，故应按标准中心距重新验算螺旋角。
—加且应满足化处汕。
若「不满足设计要求，还应进一步调整各参数进行凑配计算，调整方法和注意事项有：
1）改变乙、乙的搭配数目，但应保证传动比误差不大于5%
2）改变m的值，但必须保证为标准模数。
3）改变中心距a，但仍应以0或5结尾。
4）在调整参数后，应重新计算di的精确值，且此值不应小于di的计算值，否则不满足强度条件。
（3）分度圆直径、螺旋角必须求出精确值，尺寸应精确到小数点后三位、角度精确到秒。
（4）齿宽bi、b2应圆整为整数值，其他结构尺寸如轮毂外径、轮毂长度、轮缘宽度等亦应圆整，以便于加工测量。
7、进行齿轮结构设计时，轮毂孔径是与相配合的轴颈有关的。
而轴径的确定又与轴的强度、刚度及结构形
式等因素有关，可按初估直径的方法用下式初算轴颈
齿轮与轴多用键联接，考虑到键槽对轴的强度的削
弱作用，应适当增大轴径。
当齿轮安装轴段有一个键槽时，直径放大3%有两个键槽时，直径放大7%并将放大后的轴径圆整到标准直径系列（GB2822-81）,为保
证传动可靠，还应校核键联接的强度。
8、齿轮零件图应符合齿轮画法（GB4592-84）的规定。
各项尺寸参数、形位公差、尺寸偏差、粗糙度等应
标注完整准确。
标注项目参考附图3-1。
各项公差及偏差值可参考《互换性与测量技术基础》或设计手册进行查取。
四、设计图例
见图3-1。
轴承部件设计是在完成作业三（齿轮传动设计）后进行的。
设计对象为输出轴的独立轴承部件。
即：
通过本次设计应完成轴的强度计算、键及滚动轴承的选择计算、各零件安装方式的确定及轴的结构设计等内容。
本次设计涉及的内容较多，并且要综合考虑强度、刚度、制造加工工艺、安装与调试、润滑与密封等各方面的因素。
所以，本次作业是一次较综合、系统地设计训练。
一、设计工作量
1、设计输出轴及其上的轴承、键及其它传动零件，完成轴的结构设计，编写设计计算说明书。
2、绘制轴承部件装配图一张．二、设计内容与说明
（一）确定轴上传动零件的基本结构及基本尺寸这部分内容在作业三已基本完成。
即作业三中已确定出大齿轮的主要参数和基本结构尺寸，但上述内容的选定并未充分考虑轴的结构因素，所以在本次设计时，有些尺寸（如轮毂孔径、轮毂轴向尺寸等）可能要进行必要的调整与修正。
而齿轮的分度圆直径、齿顶圆直径、齿宽等参数；选择的轴承型号、联轴器型号等，则成为轴承部件设计的基本依据。
（二）最小轴径的确定
阶梯轴的最小轴径应在轴端，且输出轴端应配装联轴
按轴的输出扭矩初算出轴径，考虑轴端联轴器的安装，应在轴端开出键槽，故将计算直径相应放大为初选值do；参考设计手册，根据轴的输出转速、输出扭矩及预选的联轴器类型，确定联轴器的型号、安装孔径、配合种类及长度尺寸。
联轴器的安装孔径d应等于或略大于初选值do；d即为该轴的最小直径。
（三）轴的结构设计
轴的结构设计是本次作业的最重要环节。
在这一设计环节中，要通过作图来确定轴的结构方案及几何尺寸。
布置轴上各零件的相对位置及定位方法时，应根据轴的受力情况、各零件的受力特性及力的传递路径等因素综合确定，并且没有固定的设计模式。
以下设计步骤可供设计时参考。
以图4-1为例说明结构设计的方法步骤。
图4-1
4-1为例进行说明
确定方法
长度代号
bi=b2+
齿轮宽度。
且大齿轮宽度为b2=b，与计算齿宽相等，小齿轮宽度为
（5-10）mm
齿轮端面至箱体内壁的距离，一般的要求为--二'-
-：
小齿轮端面至箱体内壁的距离。
:
箱体厚度，由设计手册查出。
轴承端面至箱体内壁的距离。
当轴承为脂润滑时，应设挡油板，以防止机体内润滑油流入轴承将润滑脂
冲走，此时可取-=10-15mm，如图4-1（a）。
当轴承为油润滑时，取'=3-5mm，如图4-1（b）。
润滑方式可参考教材或手册选择确定。
I轴承座孔宽度，对剖分式箱体，可由轴承旁的联接螺栓扳手空间来确定。
见图4-2
图4-2
T轴承宽度，由轴承型号查得
e轴承盖凸缘的最大厚度，轴承盖的结构及e值的确定，除满足定位要求外,
还必须考虑润滑及密封的要求。
所以e值的确定应与轴承盖设计同步完成。
可参照手册进行设计。
轴承盖在轴承座孔中的配合长度，一般应保证工--。
为保证轴承定位与
固定可靠，防止轴承偏斜，m值不宜过小。
4
轴端旋转零件内端面至轴承盖外端面的距离。
°值应保证轴承盖螺钉的拆
装与调整的要求，同时应保证足够的轴端密封空间。
B
联轴器内端面至轴承盖的最小装配空间尺寸，可以从手册或标准中查出。
h
轴端旋转零件的女装轴端长度，可根据零件的配合长度、固疋方法来确疋。
当轴端装有固定旋转零件的盖板时，配合轴端长度应比零件的安装长度小
2-3mm。
轴上的各轴段非定位轴肩，如'、二轴段之左端，均应低于轴上零件端面2-3mm以保证其他定位零件不致压到轴端，使轴向固定失效。
为了确保轴的疲劳强度，轴肩处要有圆角，但考虑轴上零件的轴向定位，零件端面靠贴定位面，圆角半径止不宜过大，应使二"或「汉，见图4-3。
1、阶梯轴各段直径的确定
轴径代
号
确定方法
d
d为安装联轴器的直径，该轴段主要受扭矩作用，弯矩的影响不大。
可按扭转强度条件确定。
即。
仏
式中：
P、n分别为该轴功率和转速。
A-材料常数，由教材查取。
考虑到键槽对轴强度的削弱，根据键槽数适当放大轴径。
再根据预选联轴器类型，确定型号，且应使联轴器的安装孔径大于等于d
di
di为联轴器的定位轴肩，其作用为保证联轴器的轴向定位并限制其向右移动，其直径为圧、-d-¥绚
h仁定位轴肩高度，可由下式计算：
州巨0.07ci■+知?
桝
hi应圆整为整数或以0.5结尾的小数。
d2
d2为安装轴承的直径，d2与di间的直径变化主要考虑两个柱面的不同加工精度、不同的表面粗糙度及零件装配的方便。
其直径为
心=d+绚
h2:
非定位轴肩。
为减少轴的径向尺寸，
h2不宜过大，一般为1-2mm甚至可以取
0.5mm且因此段为轴承配合段，故d2应与轴承内孔径一致。
ds
ds为安装齿轮的直径，与d2相似，该段左端也是非定位轴端。
其轴肩高度ha取值与h2相同，故该段直径：
矶T+昵
d4
d4为齿轮的定位轴环直径，h4为轴环咼
度：
44=亦+2^4
d5
为右端轴承的定位轴肩，h5为轴肩高度，且h5与轴承的拆卸有关，一般取h5为轴承内环高度的二分之二，因此，d5应结合轴承型号来进行确定。
=日点+
若d5与d4接近，可取d4=d5,但必须满足拆卸的要求。
d6
d6为右端轴承的安装直径，由轴承内环孔径而定。
一般在同一轴上的两个轴承应取相同型号，便于保证机体轴承座的镗削同轴度，所以应尽量满足d2=d6
2、阶梯轴各段长度确定
阶梯轴各段的直径与长度的确定，在设计过程中是互相关联的，两者相互交叉进行。
为便于说明设计时应注意的有关事项，现分别加以说明。
在设计时，应将两者综合考虑、灵活运用。
阶梯轴各段长度应根据轴上各零件的相对位置，配合长度、定位方法、支撑结构等因素综合确定。
见图
4-1.
为了装配时便于压入零件，轴头及毂孔的压入应制有倒角。
为了提高倒角处在装配时的引导效果，对大直径及大过盈量的配合，若结构允许，可适当增大倒角深度或采用柱体引导结构。
为使键与毂孔槽在装配时容易对准，键槽半圆头应深入到倒角处。
见图4-4
图4-4
为了减少加工过程中所用刀具数目及换刀次数，除
特殊结构外，轴上的圆角和倒角应尽可能一致。
（四）按许用弯曲应力校核轴的强度
在完成了轴的结构设计后，在进行强度校核时，由已定的结构作出计算简图，进行校核计算，其方法及步骤可参照教材。
如果轴的强度裕度过大，可不必急于修改轴的参数，应待轴承寿命及键联接的强度校核后，再综合考虑如何修改结构。
（五）滚动轴承部件组合设计滚动轴承的类型应根据载荷大小、方向和性质、转速高低、旋转精度、工作条件及经济性等要求综合选择。
滚动轴承型号由轴承的寿命计算来确定，类型选择及寿命计算可参照教材进行。
滚动轴承部件组合设计主要解决的问题是：
保证轴承的支承刚度与同轴度、合理选择滚动轴承的配合、合理选择滚动轴承游隙调整及轴的轴向位置调整的方法等。
滚动轴承部件组合的方案和特点是多种多样的。
在进行组合设计时应多了解设计手册中的各种方案，进行比较分析，根据工作需要来合理选择。
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