机械设计课程设计说明书

1、目录一项目设计目标与技术要求3任务描述3技术要求3二传动系统方案制定与分析3三传动方案的技术设计与分析53.1 电机的选择与确定53.1.1 电动机类型和机构形式的选择53.1.2 电动机容量的确定53.1.3 电动机转速的选择53.2 传动装置总传动比确定及分配63.2.1 传动装置总传动比的确定63.2.2 各级传动比分配6四关键零部件的设计与计算84.1 设计原则制定84.2 齿轮传动设计方案84.3 第一级齿轮传动设计计算84.3.1 第一级齿轮传动参数设计84.3.2 第一级齿轮传动强度校核114.4 第二级齿轮传动设计计算124.4.1 第二级齿轮传动参数设计124.4.2 第二级

2、齿轮传动强度校核144.5 轴的初算154.6键的选择及键连接的强度计算164.6.1 键连接方案选择164.6.2 键连接的强度计算164.7 滚动轴承的选择及轴的支撑方式17五传动系统结构设计与总成175.1 装配图设计及部件结构选择、执行机械设计标准与规范175.1.1 装配图整体布局175.1.2 轴系结构设计与方案分析175.2 零件图设计195.3 主要零部件的校核与验算205.3.1 轴系结构强度校核205.3.2 滚动轴承的寿命24六主要附件与配件的选择256.1 联轴器的选择256.2 润滑与密封的选择266.2.1 润滑方案对比及确定与环境要求关系266.2.2 密封方案对

3、比及确定与环境要求关系276.3 通气器276.4 油标276.5 螺栓及吊环螺钉276.6 油塞276.7 其它27七零部件精度与公差的制定287.1 精度设计制定原则287.2 减速器主要结构及配合要求287.3 减速器主要技术要求29八项目经济性及安全性分析298.1 零部件材料和工艺以及精度等选择经济行298.2 减速器总重量估算及加工成本初算308.3 安全性分析308.4 经济性与安全性综合分析30九设计小结31十参考文献32一项目设计目标与技术要求任务描述设计一个带式传动装置选择合适的电动机、传动方案实现二级变速；给出设计数据、校核结果、技术要求；选择合适的联轴器实现要求的输入与

4、输出；技术要求使用条件：煤厂生产批量：中批载荷性质：中等冲击使用年限：八年一班传输带牵引力F=1652N传输带工作速度V=0.86m/s滚筒直径D=0.27m二传动系统方案制定与分析展开式圆柱齿轮传动特点：相对于其他传动方式该方式结构简单、成本低效率高、容易制造、维护方便。但由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可以使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。因为斜齿轮传动平稳，故传动齿轮都选用斜齿轮。其他传动方式优缺点如下：1、带传动：带传动常适用于大中心距

5、、中小功率、带速v =525m/s（1）优点：传动平稳、缓冲吸振、结构简单、成本低、使用维护方便、 有良好的挠性和弹性、过载打滑。（2）缺点：传动比不准确、带寿命低、轴上载荷较大、传动装置外部尺寸大、效率低。（3）结论：小中心距、精确传动比则不能采用。2、链传动：（1）优点：作用于轴的压力也小，可减少轴承的摩擦损失；结构紧凑；链传动的制造和安装精度要求较低；中心距较大时其传动结构简单平均传动比准确,传动效率高，轴间距离适应范围较大，能在温度较高、湿度较大的环境中使用；（2）缺点：但链传动一般只能用作平行轴间传动，且其瞬时传动比波动，传动噪声较大。由于链节是刚性的，因而存在多边形效应（即运动不均

6、匀性），这种运动特性使链传动的瞬时传动比变化并引起附加动载荷和振动。（3）结论：传动比不准确不能采用3、直齿锥齿轮传动：（1）优点：寿命长，高负荷承载力；耐化学和腐蚀性强；降噪和减震重量轻，成本低；易于成型，润滑性好；（2）缺点：这种传动运转平稳性差，通常适用于平均节圆速度vm<5米/秒,它的承载能力比较低（3）结论：承载能力较低不采用4、蜗轮蜗杆传动：（1）优点：传动比大，结构紧凑。蜗杆头数用Z1表示（一般Z1=14），蜗轮齿数用Z2表示。从传动比公式I=Z2/Z1可以看出，当Z1=1，即蜗杆为单头，蜗杆须转Z2转蜗轮才转一转，因而可得到很大传动比，一般在动力传动中，取传动比I=10-

7、80；在分度机构中，I可达1000。这样大的传动比如用齿轮传动，则需要采取多级传动才行，所以蜗杆传动结构紧凑，体积小、重量轻。传动平稳，无噪音。因为蜗杆齿是连续不间断的螺旋齿，它与蜗轮齿啮合时是连续不断的，蜗杆齿没有进入和退出啮合的过程，因此工作平稳，冲击、震动、噪音都比较小。具有自锁性。蜗杆的螺旋升角很小时，蜗杆只能带动蜗轮传动，而蜗轮不能带动蜗杆转动。（2）缺点：蜗杆传动效率低，一般认为蜗杆传动效率比齿轮传动低。尤其是具有自锁性的蜗杆传动，其效率在0.5以下，一般效率只有0.70.9。发热量大，齿面容易磨损，成本高（3）结论：成本高故不采用三传动方案的技术设计与分析3.1电机的选择与确定电

8、动机类型和机构形式的选择按工作要求和工作条件，选用Y系列三相异步电动机电动机容量的确定电动机的输出功率Pd=Pw / a其中，传输带所需功率其中为卷筒的效率=0.96传动装置的总效率式中为联轴器的效率=0.99，为齿轮传动效率（8级精度齿轮传动）=0.97 ,为轴承效率（滚动轴承）=0.99；则有 电动机功率 电动机转速的选择卷筒轴的工作转速为按推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器i=840，故电动机可选转速范围为符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min。因此选用同步转速为1000r/min的电动机。综合考虑电动机和传动装置尺寸的重量、价格、功率等因

9、素，决定选用型号为Y112M-6,其主要性能如表表1-1 Y112M-6电动机参数电动机型号额定功率/kw同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y112M-62.210009402.02.23.2传动装置总传动比确定及分配传动装置总传动比的确定各级传动比分配 分配方案采用两级分配的方式i1=1.31.5i3.2.2.2 各级传动比确定各轴转速如下:r/minr/minr/min各轴输出功率如下：轴轴轴卷筒轴各轴的输入转矩轴轴轴卷筒轴轴号功率P/kw转矩T/（N·m）转速n/(r·min)传动比i效率电机轴1.65116.779401

10、.000.99轴1.63416.60940 4.5 0.96轴1.570 71.74 208.893.430.96轴1.24236.3260.901.000.98卷筒轴1.22236.3260.90取5.15 四关键零部件的设计与计算4.1 设计原则制定不同类件的安全系数确定关键件或主要加工工艺制定材料选择与工艺选择齿轮（软齿面）：根据齿面接触疲劳强度设计，根据齿根弯曲疲劳强度校核；轴：根据装配情况、许用切应力设计轴的布局及最小直径，根据安全系数法校核；键：根据国家标准选择标准件，根据转矩校核。4.2齿轮传动设计方案软齿面齿轮制造成本低易制造常用于对尺寸和重量无严格要求的场合，硬齿面齿轮承载能

11、力高适用于尺寸小重量轻的场合。故使用硬齿面齿轮。小齿轮硬度为240HBS，大齿轮硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS。因为要求运动平稳所以采用斜齿轮传动 主要校核疲劳弯曲强度。因为为中批量生产，所以大齿轮为模锻结构，经正火处理小齿轮半径过小所以做成齿轮轴调质处理。材料均为45钢主要计算弯曲疲劳强度。4.3第一级齿轮传动设计计算第一级齿轮传动参数设计初选=14°d=0.8初选小齿轮齿数z120大齿轮齿数 z2z1x5.15=103；i= z2/ z1=4.5误差 0（1） 载荷系数K=动载系数Kv=1.07齿间载荷分配系统，齿向载荷分配系数则 2）计算小齿轮传递的转矩在此处键

12、入公式。（3）查得区域系数 （4）重合度系数（5）螺旋角系数 （6）弹性影响系数（7）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限应力Hlim1550MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限应力Hlim2450MPa； （8）应力循环次数取疲劳寿命系数;(9)接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1取（10）试算小轮分度圆直径d1 =37.84mm（11）实际圆周速度=1.86m/s（12）修正载荷系数 按 查机械设计6-11<b>得动载系数（13）校正试算的分度圆直径 （14）计算法向模数取（15）确定中心距 取整中心距为125mm 属于120到140范围内（16）修正螺旋角（17）计算分

13、度圆直径（18）齿宽4.3.2 第一级齿轮传动强度校核重合度系数 螺旋角系数当量齿数 齿形系数 查机械设计89页图6-21得：，应力修正系数 查机械设计89页图6-22得： 弯曲疲劳极限应力及寿命系数查机械设计96页图6-28得：查机械设计95页图6-26得：弯曲疲劳许用应力 取安全系数为1弯曲应力故设计合理。 4.4第二级齿轮传动设计计算第二级齿轮传动参数设计初选=14°d=0.8初选小齿轮齿数z121大齿轮齿数 z2z1x3=63；i= z2/ z1=3误差 0（2） 载荷系数K=动载系数Kv=1.06齿间载荷分配系统，齿向载荷分配系数则 （2）计算小齿轮传递的转矩T=113.9

14、4（3）查得区域系数 （4）重合度系数（5）螺旋角系数 （6）弹性影响系数（7）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限应力Hlim1550MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限应力Hlim2450MPa； （8）应力循环次数取疲劳寿命系数;(9)接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1取（10）试算小轮分度圆直径d1 =75.7mm（11）实际圆周速度=0.72m/s（12）修正载荷系数 按 查机械设计6-11<b>得动载系数（13）校正试算的分度圆直径 ( 14)计算法向模数取（15）确定中心距 取整中心距为150mm （16）修正螺旋角（17）计算分度圆直径（18）齿宽第二级齿轮

15、传动强度校核重合度系数 螺旋角系数当量齿数 齿形系数 查机械设计89页图6-21得：，应力修正系数 查机械设计89页图6-22得： 弯曲疲劳极限应力及寿命系数查机械设计96页图6-28得：查机械设计95页图6-26得：弯曲疲劳许用应力 取安全系数为1弯曲应力所以设计合理。4.5轴的初算1.高速轴=14.871式中：C=107118 由于无弯矩MC取118由于 故取2中间轴：（无单键）式中：C=107118 由于无弯矩MC取118取d=303低速轴：式中：C=107118 由于无弯矩MC取118取d=404.6键表2 运动和动力学参数4.6键的选择及键连接的强度计算键连接方案选择选用A型普通平键

16、连接该键用于端铣刀加工轴槽应用广泛用于高精度、高速变载、冲击的场合。联轴器段轴径18，选键 6×6×32中间轴：大齿轮配合段轴径32，选键 10×8×25小齿轮配合段轴径32，选键10×8×56输出轴：大齿轮配合段轴径42，选键 12×8×50联轴器段轴径36，选键10×8×70键连接的强度计算由于静连接，取，输入轴，键的接触长度所传递的转矩为中间轴，键的接触长度能传递的转矩为输出轴，联轴器段键的接触长度能传递的转矩为输出轴，大齿轮配合段键的接触长度能传递的转矩为校核通过结论：键安全4.7滚动轴

17、承的选择及轴的支撑方式八年一班因为角接触轴承能承受较大径向载荷和单项轴向载荷适用于旋转精度高的支撑，所以选用角接触轴承。相对于深沟球轴承能承受较大的轴向力。根据轴径选用02系列的角接触轴承7305C 7306C 7308C轴的支撑方式五传动系统结构设计与总成5.1装配图设计及部件结构选择、执行机械设计标准与规范5.1.1 装配图整体布局整体需要取以下数值：齿轮与内壁距离：a1015mm（取 12mm）；箱体壁厚：8mm（取10mm）；端盖与联轴器距离：l 10mm（取15mm）； 加工留量：35mm（取4mm）；扳手空间：C118mm、C216mm（M12）；C118mm、C216mm（M10

18、）5.1.2 轴系结构设计与方案分析左端，挡油环，左端轴承、调整垫片、端盖、密封圈、联轴器依次从轴的左端向右安装当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时，直径变化值要大些，可取（ 38）mm，否则可取（13）mm。轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度。轴的端面与零件端面应留有距离L，以保证零件端面与套筒接触起到轴向固定作用，一般可取L=（13）mm。轴上的键槽在靠近轴的端面处的距离取（13）mm，靠近轴肩处的距离应大于等于3mm。高速轴d2=d1+（13） d3=d2+（ 38） d4=d3+（13） d5

19、=mz d6近似于d4d7=d6-（38）l1=联轴器长-（13）=40l2=l+s+c1=c2+-B+12=54l3=B+12+a=27 l4=l-l1-l2-l3-l5-l6-l7=75l5=B+（ 38）=42l6=20l7=B+12+a=20从左到右1,2,3,4,5,6,7所以取值为 d1=18mm，L1=40mm；d2=20mm，L2=54mm；d3=25mm，L3=25mmd4=27mm，L4=75mm；d5=40mm，L5=42mm；d6=28mm，L6=20mm ,d7=25mm，L7=20mm装配方案：从右向依次：挡油环、左端轴承、调整垫片、端盖 中间轴中间轴d2=d1+（

20、13） d3=d2+（ 38） d4=d3-（ 38） d5=d1l1=B+12+al2=B2-（13）l3=B+12+a=27 l4=l-l1-l2-l3-l5-l6-l7=75l5=B+（ 38）=42l6=20l7=B+12+a=20装配方案：从左向右依次：大齿轮、轴套、挡油环、左端轴承、调整垫片、端盖；从右向左依次：大齿轮挡油环、右端轴承、调整垫片、端盖；低速轴d1=40mm，L1=43mm；d2=42mm，L2=58mm；d3=248mm，L3=10mmd4=44mm，L4=49mm；d5=40mm，L5=30.5mm；d6=38mm，L6=51.5mm ,d7=35mm，L7=80

21、mm5.2零件图设计输出轴：L1与轴承和挡油环配合，挡油环伸入内壁约3mm； L2是大齿轮与挡油环的定位轴肩，长度随齿轮配合调整；L3 轴肩； L5与轴承和挡油环配合，挡油环伸入内壁3mm，总长可调整； L6伸出端盖15mm；L7与联轴器配合，长度随联轴器要求而定； L4 补充输出轴透盖：端盖最大半径由轴承决定，取此透盖d=126mm；端盖紧固螺栓选择M8，中心距最大半径10mm，距非加工面12.5mm；油杯选择M10；端盖厚h=10mm；端盖为铸造，内部需设置铸造斜面，与轴承接触部分，设置四个均布8×8的凹入； 输出轴大齿轮：前面已经计算和校核。 5.3主要零部件的校核与验算轴系结

22、构强度校核螺旋角：小齿轮分度圆：大齿轮分度圆：转矩：T=236.32 N·m圆周力：径向力：轴向力：=轴承支反力水平面：垂直面：疲劳极限各值：b=650MPa，s=360MPa，-1=0.45b=0.45×650=293MPa，0=0.81b=0.81×650=527MPa-1=0.26b=0.26×650=169MPa0=0.5b=0.5×650=325MPa水平弯矩垂直面弯矩图合成弯矩转矩图3、判断轴的危险截面1、应力大（弯矩M大、有扭矩T、轴径d小）2、应力集中（过盈配合、键槽、过渡圆角）本轴危险截面图如下：各应力值：1、采取过盈配合：2

23、、采用A型键：（=0.92、=0.88、=0.81）综合两种方案：以过盈配合状态进行校核：5.3.2 滚动轴承的寿命低速轴选择使用角接触球轴承，根据轴直径,选用轴承的型号为7208C 主要参数如下： ； 基本额定静载荷 Co=25.8kN基本额定动载荷 C =36.8kN对滚动轴承7208C计算内部轴向力：计算单个轴承的轴向载荷计算当量动载荷查表的，查表得X1=1，Y1=0，查表得X2= 0.44, Y2=1.40计算寿命 取、较大的代入 约为169年，符合要求结论：选用7208C型轴承符合要求。中间轴轴承确定轴承型号为7206C，主要参数如下： ；基本额定静载荷 基本额定动载荷 脂润滑极限转

24、速 计算内部轴向力：由机械设计课本表11-4知，7206C型轴承接触角（轴有向右运动趋势，轴承“放松”，轴承“压紧”计算当量动载荷 ，载荷性质为中等冲击，取，取，六主要附件与配件的选择6.1联轴器的选择因为环境为中等冲击要求有缓冲、吸振的作用所以选用弹性柱销联轴器计算联轴器的计算转距输入轴 输出轴查表得小转距、电动机作原动机情况下及带式传动情况分别取根据计算转距输入轴选择HL1型,输出轴选择HL3型主要参数如下：输入轴上公称扭距（满足要求）许用转速 （满足要求）轴孔直径 轴孔长度 输出轴上公称扭距（满足要求）许用转速 （满足要求）轴孔直径 轴孔长度 6.2润滑与密封的选择润滑方案对比及确定与环

25、境要求关系因为低速级齿轮的圆周速度V<2m/s，故轴承采用脂润滑，需要加有挡油环而且注入的润滑脂不应该超过轴承空隙的2/3。齿轮用润滑油:考虑到该装置用于小型设备，选用SH 0537-1992润滑油。轴承润滑脂采用ZN-2。因为传动件的圆周速度小于12m/s，故采用浸油润滑，因此箱体要有足够的润滑油，同时为了避免油搅动时沉渣泛起，齿顶到油池底面距离H不应小于3050mm。而且低速级大齿轮浸油深度不应该超过1/3的分度圆半径。油液无泄漏、油脂利用率高，对环境友好。6.2.2 密封方案对比及确定与环境要求关系在试运行过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不

26、允许使用任何垫片。轴伸处密封应涂以润滑脂。在透盖处采用橡胶密封圈因为轴径并未符合无骨架要求所以采用有骨架密封圈。油液无泄漏、油脂利用率高，对环境友好。6.3通气器机器运转时，箱体内温度升高，气压加大，密封不利，故在窥视孔盖上安装通气器，使箱体内热膨胀气体自由逸出，以保证压力均衡，提高箱体缝隙处的密封性能。选用带金属滤网的通气器。6.4油标使用M12的油标，油标尺应放在便于观测减速器油面及油面稳定之处。先确定油面面高度，再确定油标尺的高度和角度，应使油孔位置在油面以上，以免油溢出。油标尺应足够长，保证在油液中。采用带有螺纹部分的杆式油标尺。手开口位置与水平面呈角应不小于于45°，并防止

27、与其他部件干涉。6.5螺栓及吊环螺钉窥视孔盖螺栓M6、端盖螺栓M8、箱盖箱座连接螺栓M10、轴承旁螺栓M12、地脚螺栓M16为了便于拆卸和搬运，使用M10的a型吊环螺钉。均使用GB/T5782代号6.6 油塞螺塞材料采用Q235，放油孔的位置应在油池的最低处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的箱座外壁要有凸台，经机械加工成为螺塞头部的支承面，并加封油圈以加强密封，采用M20x1.5的油塞。6.7 其它启盖螺钉（M10）在减速器装配时于箱体剖分面上涂有水玻璃或密封胶，为了便于开盖故设有启盖螺钉。其螺纹长度要大于机盖连接凸缘的厚度，螺杆端部做成圆柱形、

28、大倒角或半圆形，以免破坏螺纹。窥视孔盖规格为140×120mm。箱体上开窥视孔处设有凸台，一边机械加工支撑盖板的表面，并用垫片加强密封，盖板材料为Q235A钢，用6个M6螺栓紧固。七零部件精度与公差的制定7.1 精度设计制定原则在进行机械零件几何精度设计过程中，应遵循互换性原则和经济性原则。互换性是指零部件在集合、功能等参数上能够彼此相互替换的性能。即同一规格的零部件不需要做任何挑选、调整，就能装配（或更换）到机器上，并且符合使用的性能要求。由此可见，要使零部件满足互换性，不仅要求其几何参数，而且要求机械性能、理化性能以及其他性能参数都能相互替换。所以，零件互换性涉及到两大方面：一方

29、面是几何参数的互换性、另一方面是功能互换性。经济性是指在机械加工过程中，非加工表面精度在允许范围内降到最低、非配合表面表面精度也要要求较低，较长轴只有在精密配合部分进行粗糙度的高要求，非配合尺寸不要求公差等等方式降低生产加工的时间、资金成本。尺寸精度在满足使用要求的前提下尽量选用较低的公差等级。在尺寸至500的常用尺寸段中，当孔的精度等级高于IT8时采用孔比轴低一级，低于IT8时同级。形位公差在选择形位公差时总的原则仍是在满足使用要求的前提下尽量选用较低的公差等级，来降低成本。同时兼顾尺寸公差行为公差表面粗糙度之间的协调，对于结构复杂刚性较差不宜加工与测量的零件，可降低等级1-2级。7.2减速

30、器主要结构及配合要求基于上述原则，配合要求如下：整体配合： 输入轴与中间轴中心距：125（+0.27，-0.27）中间轴与输出轴中心距：150（+0.31，-0.31） 端盖与轴采用H7/f6间隙配合；轴与轴承采用k6过盈配合；轴与齿轮采用H7/r6过盈配合； 联轴器配合与齿轮配合相同输出轴：与联轴器配合处轴颈：采用包容要求，公差r6、圆跳动0.025；粗糙度1.6；轴肩处端面圆跳动0.025，粗糙度3.2；与轴承、挡油环配合轴颈：圆跳动0.012、圆柱度0.004，公差k6，只在轴承部分要求0.8粗糙度，其他3.2；与齿轮配合处轴颈：采用包容要求，公差r6，粗糙度1.6；两键槽采用N9公差，

31、平行度0.025，侧面粗糙度3.2，底面粗糙度12.5。端盖：外表面：端面圆跳动0.025，粗糙度3.2；与轴承接触面：端面圆跳动0.04；与箱体配合处：采用包容要求，公差（0.049 0.030），粗糙度1.6；螺栓通孔：采用最大实体要求、位置度0.025。均布改为EQS 其余Ra改到标题栏附近粗糙度与基准使用新标准7.3 减速器主要技术要求1.装配前，应将所有零件清洗干净，箱体内壁涂红丹防锈油漆，外壳涂灰色油漆；2.安装轴承时严禁用榔头直接敲击轴承内、外圈，轴承装配后应紧贴在轴肩或套筒端面上；3.调整、固定轴承，应使各轴上轴承留有0.05到0.10 mm的轴向游隙；4.减速器注入90号工业

32、齿轮油（SY1172-80）至规定高度；5.按JB1130-70的规定进行负荷实验，实验时油池温升不得超过35度，轴承温升 不得超过40度，密封处不得有漏油现象；6.装配时应在盖、座接合处用胶粘合，不得用其他调整物。八项目经济性及安全性分析8.1零部件材料和工艺以及精度等选择经济行1、材料经济性：选用零部件材料均为常见材料、易于购买、大批量生产且价格低廉，符合经济性要求，具体如下：标准件选取均按国家标准购买；箱体、箱座、端盖使用铸铁；轴及齿轮选用45号钢；其他零部件选用球墨铸铁；2、工艺经济性：合理设置生产工艺流程，采用常见多用的机床并减少加工量。齿轮采用模锻、热处理、车、传、滚齿、剃齿等工艺

33、；轴采用钻锻造、热处理、顶尖孔、粗车、半精车，小部分需要精车； 箱体箱盖采用铸造、粗铣、钻等工艺；3、精度经济性：根据上述互换性中经济性要求4、齿轮选用八级精度，合理设置装配方案、减少不必要的材料使用，如在满足强度要求的条件下，减小齿轮啮合中心距；在各项要求满足的情况下，缩短内壁宽度可以减小轴的长度，由于小批量生产，尽量使标准件的购买数量减少，如端盖螺栓均使用M8.8.2 减速器总重量估算及加工成本初算总重量估算：在inventor装配体中求解得到体积：15525040.883 mm3 (相对误差 = 0.000404%)国标零件均采用规定材料，其他部件选取铸铁及钢材，平均密度：7.850 g

34、/cm3质量M=15525040.883 mm3×7.850 g/cm3=121.872 kg (相对误差 = 0.000404%)总成本估算：按照市价小批量钢材的价格大约为36000元每吨 预计成本：W=36元/Kg×121.872 kg=4387.3元8.3 安全性分析经过计算可知，电机的输出功率为1.46Kw，所选电机的额定功率为2.2Kw，在保证负载输出的同时，避免了电机因长时间处于满负载而引起的电机烧损，电机起火，甚至电机爆炸等危险事故。轴的需用安全系数为1.31.5，在这个范围之上，基本可以保证轴的正常工作，可以避免因应力集中导致轴的失效。经计算轴的实际安全系数

35、为11.0比许用安全系数大。由此可知轴是比较安全的。齿轮零件的许用安全系数为1，用该安全系数计算的分度圆直径为70.58mm，而实际最小分度圆直径是76.0mm,所以会引起实际的安全系数大于1，所以可以认为齿轮也是比较安全的。8.4 经济性与安全性综合分析对于齿轮来说：，如果将齿轮的安全系数 由1增大到 2，则H就会减小50%，而分度圆直径就会增大1.59倍。则齿轮的整体尺寸以及中心距也会增大1.59倍，箱体的中心距也会增大1.59倍。经过inventor中相关参数的修改可以得到整个减速器的体积就会增大1.309倍。则成本就会增加W=0309x5911=1826.499元。对于轴，如果要提高轴

36、的安全系数 ，则可以增大轴径，但是增加轴径之后，不仅轴的体积会增加，而且轴承端盖和轴承的尺寸也会增加，成本也会增加。 可以得出结论，当安全系数增加不大时，虽然可以提高安全性。但是成本却增加了不少了，对整体方案不利，对经济性产生较大的负面影响。即在安全性和经济性在一定程度上是一种负相关的关系。所以在考虑经济因素时，为了降低成本，在满足许用安全系数时，实际安全系数应尽量小些。九设计小结转眼间我们的课程设计基本上结束，回想当初在机械设计课上拿到设计书的时候还是一脸茫然，不知道从何下手，后来课程进行到一定程度的时候才对课设有了大致的了解。深入接触才知道并没有那么简单，他综合了我们课上以及实验中所学到的

37、各种知识，如画法几何，机械制图，机械设计，互换性原理基础等等试一次理论的实践。每一步都要自己来做，每一个尺寸都要有根有据，否则就要出现错误，更改是牵一发而动全身。通过此次的机械设计的训练，我对机械设计也产生了浓厚的兴趣，对机械设计的流程有了初步的了解。将学过的知识用于实践，我体会到了真正应用知识的乐趣，更在课程设计的过程中体会到了机械人应有的素质，牢固的基础是设计的根本，没有扎实的知识就无法让设想变为现实。此次课程设计收获很多，无论是心理还是知识上都是这些年学习中难以体会到的，也许这就是所谓的深刻。设计是一项艰巨的任务，设计是要反复思考、反复修改，设计是要以坚实的知识基础为前提的，设计机械的最终目的是要用于实际生产的，所以任何一个环节都马虎不得，机械设计课程设计让我又重温了一遍学过的机械类课程的知识。经过多次修改，设计的结果还是存在很多问题的，但是体验了机械设计的过程，学会了机械设计的方法，能为以后学习或从事机械设计提供一定的基础再设计过程中培养了