机械设计课程设计大作业

1、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一、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底座二、设计题目及数据题号1-11-21-31-41-51-6起重量Q(KN)203040506070最大起重高度h（mm）140180200220150200三、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。图1-22、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，

2、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(l)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算确定螺纹中径d2矩形与梯形螺纹h=0.5p，锯齿形螺纹式中：Q-起重量（N）p-螺纹的螺距（mm）h-螺纹的工作高度（mm）-系数H-螺母的高度（mm）取=1.2-1.5p许用压强（Mpa），由教材表4-7选取d2应参照设计手册圆整为标准值，同时选择标准螺距p，计算d，d1，h，H校核自锁能力比小得越多，自锁越可靠，若不满足，可考虑重新选择p，d2校核螺杆的强度螺杆为压、扭联合作用下的复合受力

3、状态，其应力为：式中：危险剖面面积-扭矩（）-许用应力钢螺杆=50-80Mpa若不满足要求，可增大d1，对前述尺寸重新进行调整校核稳定性式中：-稳定性验算安全参数稳定性许用安全系数，取=3.5-5螺杆的临界压力，与螺杆的柔度有关柔度u-长度系数，u取2L-螺杆工作长度图1-3i-螺杆危险剖面惯性半径mm的确定：不需进行稳定性计算若稳定性不满足要求，应增大直径，重新计算。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性确定螺母的工作圈数n为使螺纹各圈受力均匀，一般要求n10，若不合适应调整有关尺寸，如p，d2，H.校

4、核螺纹牙的强度确定螺母其他部分尺寸图1-4由第四强度理论取=0.83b3、计算手柄直径dK及长度图1-5扳手力矩-扳手力取,代回前式，即可求出扳手抗弯强度条件：因此，取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-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2000-300木材钢铸铁0.8-1.21.5-22-32-40.8（0.4-0.55、机械效率（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。

5、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.图1-6作业二设计V型带传动一、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n2（rpm）从动轮内孔直径（mm）日工作时间h载荷性质2稳2-249603505016变动较小2-35.59604006012变动较大2-42.2940320406平稳2-53710280408变动较大2-64710300501

6、6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n1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

7、，可采用化纤带。3、直径D1时，如果要求结构紧凑，应取D1=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。D1 D2按带轮直径系列圆整，其转速误差不应大于5%。4、中心距一般可以调整，所以可用计算，并圆整成整数。5、计算求出的带的根数应满足，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2-1。图2-1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n1、

8、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。二、设计题目及数据题号输入功率n1（rpm）n2（rpm）载荷特性日工作小时h生产批量工作环境3-14.4525062平稳16成批闭式3-24.2025058平稳16成批闭式3-33.9525055中等冲击8成批闭式3-43.8020052平稳16成批闭式3-53.5020048中等冲击16成批闭式3-63.2020045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

9、、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Z1、Z2、mn、d1、d2,a、b1、b2。4、有关设计参数的选择(1)小齿轮齿数Z1。对于闭式软齿面传动，分度圆直径d1取决于齿面接触疲劳强度，Z1不宜过小，一般推荐值为Z1=24- 40。对于硬齿面或开式传动，其模数mn取决于齿根弯曲疲劳强度，且在mn的计算式中包含有Z1,增大Z1不会使mn明显减少，反而会使mnZ1增大。为使结构

10、紧凑，这类传动方式Z1不宜过大，一般推荐值为Z1=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mn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，mn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Z1,代入公式中，求出d1及mn，首先应将mn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。且应满足。

11、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Z1、Z2的搭配数目，但应保证传动比误差不大于5%。2)改变mn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d1的精确值，且此值不应小于d1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b1、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

12、初估直径的方法用下式初算轴颈。根据轴的材料，由教材中表12-2选取。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。图3-1作业四轴承部件设计轴承部件设计是在完成作业三（齿轮传动设计）后进

13、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

14、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器。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

15、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4-14-1为例进行说明长度代号确定方法b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b1= b2+（5-10）mm齿轮端面至箱体内壁的距离，一般的要求为：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）

16、。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。l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4-2T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。m轴承盖在轴承座孔中的配合长度，一般应保证。为保证轴承定位与固定可靠，防止轴承偏斜，m值不宜过小。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，

17、可以从手册或标准中查出。轴端旋转零件的安装轴端长度，可根据零件的配合长度、固定方法来确定。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、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，圆角半径不宜过大，应使或，见图4-3。图4-31、阶梯轴各段直径的确定轴径代号确定方法dd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。即式中：P、n分别为该轴功率和转速。A-材料常数，由教材查取

18、。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dd1d1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h1：定位轴肩高度，可由下式计算：h1应圆整为整数或以0.5结尾的小数。d2d2为安装轴承的直径，d2与d1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。d3d3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:d4d4为齿轮的定位轴环直径，h4为轴环高度：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为轴承内环高度的三分之二，因此，d5应结合轴承型号来进行确定。若d5与d4接近，可取d4=d5，但必须满足拆卸的要求。d6d6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=d62、阶梯轴各段长度确定阶梯轴各段的直径与长度的确定，在