從動半軸聯軸器課程設計附錄圖

❶ 機械設計課程設計，圖示運動機構簡圖，傳動裝置總效率怎麼計算

總效率=帶傳動×（軸承×軸承×齒輪，第一根軸）×（軸承^2×齒輪^2，第二根軸）×（軸承×軸承×齒輪，第三根軸）×帶式輸送機，省略了全部「效率」

❷ 螺旋千斤頂的設計

一、設計任務書
設計帶式輸送機的傳動裝置。
工作條件：帶式輸送機連續單向運轉，工作平穩無過載，空載起動，輸送帶速度允許誤差±5% ；兩班制工作（每班按8小時計算），使用期限10年，小批量生產。
具體的設計任務包括：
（1）傳動方案的分析和擬定；
（2）電動機的選擇，傳動裝置的運動和動力參數的計算；
（3）傳動零件的設計（帶傳動、單級齒輪傳動）；
（4）軸和軸承組合設計（軸的結構設計，軸承組合設計，低速軸彎、扭組合強度校核，低速軸上軸承壽命計算）；
（5）鍵的選擇及強度校核（低速軸上鍵的校核）；
（6）聯軸器的選擇；
（7）減速器的潤滑與密封；
（8）減速器裝配草圖俯視圖設計（箱體、附件設計等）；
二、傳動方案的擬定及電動機的選擇
已知條件：運輸帶的有效拉力 F=3000N，傳送帶的速度為 v=2m/s，滾筒直徑為 D=300mm。連續單向運轉，工作平穩無過載。
1、 傳動方案的擬定
採用V帶傳動及單級圓柱齒輪傳動。
（1）、類型：採用Y系列三相非同步電動機
（2）、容量選取：工作機有效功率：
Pw=FV/1000=3000 2/1000=6KW
設 ：V型帶效率
：滾動軸承效率
：閉式齒輪傳動（設齒輪精度為8級）效率
:彈性聯軸器效率
：捲筒軸效率
ŋ6: 滾筒效率
查表得 ŋ2=0.99 ŋ3=0.97 ŋ4=0.97 ŋ5=0.98
ŋ6=0.96
傳動裝置總效率為：
ŋ總= ŋ1 ŋ 2^2 ŋ3 ŋ4 ŋ5 ŋ6
=0.96×0.99^2×0.97×0.97×0.98×0.96=0.83
電動機所需功率為：
Pd=FV/1000×0.83=7.23KW
查《機械設計基礎課程設計》附錄二， 選取電動機的額定功率 Pe=7.5kW
（3）、確定電動機轉速
滾筒轉速為：
=60×1000V/πD
=60×1000×2／π×300=127.4r／min
因帶傳動的傳動比2-4為宜，齒輪傳動的傳動比3-5為宜，則
最大適宜傳動比為
最小適宜傳動比為
則電動機轉速可選范圍為：
nd=i =127.4×（6~20）=764.4~2548 r／min
可選的同步轉速有
1000r／min 1500r／min 3000r／min
三種，三種方案的總傳動比分別為：
i =7.61 i =11.3 =22.76
考慮到電動機轉速越高，價格越低，尺寸越小，結構更緊湊，故選用同步轉速為 的電動機。
查《機械設計基礎課程設計》附錄二，得此電動機的型號為 Y132M-4。
電動機型號：Y132M-4
額定功率 ：7.5
滿載轉速 ：1440
啟動轉矩 ：2.2
最大轉矩 ：2.2
由電動機具體尺寸參數 ，得
中心高： 132mm
外型尺寸 ： 515*（270/2+210）315
底腳安裝尺寸 ：216 178
地腳螺孔直徑 ：12
軸外伸尺寸 ：38 80
裝鍵部位尺寸 ：10 33 38
2、 計算傳動裝置的總傳動比並分配傳動比
（1）、總傳動比： i總=11.3
（2）、分配傳動比：取帶傳動比 i帶=2.8，則減速器傳動比 i齒=11.3/2.8=4。
三、 傳動裝置的運動和動力參數計算
1、各軸轉速計算
nⅠ= ／i帶=1440／2.8=514.286 r／min
nⅡ=nⅠ／i齒=514.286／4.0=127.4 r／min
滾筒n筒=nⅡ=127.4 r／min
2、各軸輸入功率計算
PⅠ= Pd ŋ帶=7.23×0.96=6.94kw
PⅡ=PⅠŋ2=6.94×096=6.66 kw
3、 各軸輸入轉矩計算
Td=9550×Pd／nⅠ=9550×7.23／1440=47.95Nm
TⅠ=9550×PⅠ／nⅠ= 9550×6.94／514.286=128.87Nm
TⅡ=9550×PⅡ／nⅡ=9550×6.66／172.4=499.286Nm
四、傳動零件的設計計算
（一）、V帶及帶輪的設計
已知條件：電動機型號為 Y132M-4 中心高132mm，電動機的輸出功率為 7.5kw。滿載轉速為 1440r／min。每天運轉時間為16小時（八小時每班，兩班制），I軸轉速為 514.286 r／min
齒輪傳動傳動比：
i=nⅠ／nⅡ=4
（1） 、確定計算功率 每天運轉時間為16小時的帶式輸送機的工況系數 =1.2。則 = Pe=1.2×7.5=9 kw
(2)、 選擇V帶型號
查表知選A型帶
並考慮結構緊湊性等因素，初選用窄V帶SPA型。
（3）、確定帶輪的基準直徑 和
I、初選小帶輪直徑
一般取 ，並取標准值。查表取小帶輪直徑為125m m。機中心高為 H=132mm，由 ，故滿足要求。
II、驗算帶速
V=пd1n1／60×1000=3.14×125×1440／60×1000
=9.42m／s
一般應使 ，故符合要求。
III、計算大帶輪直徑
要求傳動比較精確，考慮滑動率 ，取 =0.01
有 =（1- ）i帶 =（1-0.01）×125×2.825=346.959mm
取標准值 =350mm
則傳動比 i=2.8
對減速器的傳動比進行修正，得減速器的傳動比 i=4
從動輪轉速為 n2=127.4r／min
IV、確定中心距和帶長
【1】 由式 ，可
得332.5 mm≤a≤950 mm
取初步中心距 =750mm
（需使 a》700）
【2】 初算帶長
Dm=（D1+D2）／2=237.5 mm
Δ=（D2-D1）／2=112.5mm
L= +2a+Δ ／2=2402mm
選取相近的標准長度 Ld=2500mm
【3】 確定中心距
實際中心距
a≈ +(Ld-L) ／2=750+(2500-2402)/2
=800mm
V、驗算小輪包角
【1】計算單根V帶的許用功率
由SPA帶的 =125mm, n=1440r／min
i帶=2.8
得 =1.93kw
又根據SPA帶 Δ =0.17kw
又由 Ld=2500mm
查表，長度系數
=180°-Δ×60°／a=164.7°
同時由 =164.7°得包角系數 Ka=0.964
【2】、計算帶的根數z
Z=Pc／（P0+ΔP0）Kl Ka=4.079
取z=5
SPA帶推薦槽數為1-6，故符合要求。
VI、 確定初拉力
單位長度質量 q=0.1kg／m
單根帶適宜拉力為：=161.1N
VII、 計算壓軸力
壓軸力為：
FQ=2z sin( a1／2)= 1596.66N
VIII、張緊裝置
此處的傳動近似為水平的傳動，故可用調節中心距的方案張緊。
VIIII、帶輪的結構設計
已知大帶輪的直徑da2=350mm，小帶輪的直徑為 da1=125mm。對於小帶輪，由於其與電動機輸出轉軸直接相連，故轉速較高，宜採用鑄鋼材料，
又因其直徑小，故用實心結構。
對於大帶輪，由於其轉速不甚高，可採用鑄鐵材料，牌號一般為HT150或HT200，
又因其直徑大，故用腹板式結構。

（二）、齒輪設計
已知條件：已知輸入功率P1=6.94kw ，轉速為 n1=514.286 r/min，齒數比 u=4，單向運轉，載荷平穩，每天工作時間為16小時，預計壽命為10年。
（1）、選定齒輪類型、材料、熱處理方式及精度等級
A、採用直齒圓柱齒輪傳動。
B、帶式輸送機為一般機械，速度不高，選用8級精度。
C、查表 小齒輪材料為45鋼，調質處理，平均齒面硬度為250HBS。
大齒輪材料為45鋼，正火處理，平均齒面硬度為200 HBS。
（2）、初步計算齒輪參數
因為是閉式齒面齒輪傳動，故先按齒面接觸疲勞強度設計，按齒根彎曲疲勞強度校核。
小齒輪分度圓的直徑為
A、 Ad==85
B、 計算齒輪轉矩
TⅠ=9550×PⅠ／nⅠ= 9550×6.94／514.286=128.87 Nm
C、 取齒寬系數
齒數比為u=4
D、 取 ,則大齒輪的齒數: =84
E、 接觸疲勞極限
[σH]lim =610MPa, [σH]lim =500MPa
應力循環次數
N1=60×514.286×10×300×16=1.48×10
N2=N1/u=3.7×10
查圖得接觸疲勞壽命極限系數為 =1, =1.1
取安全系數SH=1
則接觸應力：
[σ ] =[σ ]lim1ZN1/SH=610×1/1=610MPa
[σ ] =[σ ]lim2ZN2/SH=550MPa
取 [σ ]=550 MPa

則 =85
>=66mm 取d1=70mm
（3）、確定傳動尺寸
1、計算圓周速度
v=pd1n1/60*1000=1.77m/s
2、計算載荷系數
查表得使用系數
由 v=1.77 ，8級精度，查圖得動載系數
查表得齒間載荷分配系數
查表得齒向載荷分布系數 （非對稱布置，軸剛性小）
得
3、 確定模數： m=d1/z1=70/21=3.33mm，取標准模數為 .5
4、計算中心距：
a=m(z1+z2)/2=183.75mm
圓整為a=185mm
5、精算分度圓直徑
d1=mz1=3.5×21=73.5mm
d2=mz2=3.5×84=294mm
6、計算齒寬
b1= d1=1.1×73.5=80mm
取 b2=80mm， b1=85mm
7、計算兩齒輪的齒頂圓直徑、齒根圓直徑
小齒輪：
齒頂圓直徑：
da1=m(z1+ha*)=3.5×(21+1)=77mm
齒根圓直徑：
df1=m(z1-2ha*-2c)=3.5×(21-2×1-2×0.25)=64.75mm
大齒輪：
齒頂圓直徑：
da2=297.5mm
齒根圓直徑：
df2=285.25mm
（4）、校核齒根彎曲強度
由
式中各參數的含義
1、 的值同前
2、查表齒形系數 Ya1=2.8 Ya2=2.23
應力校核系數 Ysa1=1.55 Ysa2=1.77
4、許用彎曲應力
查圖6-15（d）、（c）的彎曲疲勞強度系數為
=1

查圖得彎曲疲勞壽命系數
，取安全系數 ，故有KFN1=0.85 KFN2=0.8
滿足齒根彎曲強度。
（5）結構設計
小齒輪的分度圓直徑為 ，故可採用實心結構
大齒輪的分度圓直徑為 ，故應採用腹板式結構
（6）、速度誤差計算
經過帶輪和齒輪設計後，
滾筒的實際轉速n= /i= =127.57r/min
滾筒理論要求轉速為 127.4r/min
則誤差為
故符合要求。
五、軸的設計計算
（一）、低速軸的設計校核
低速軸的設計
已知：輸出軸功率為 =6.66KW，輸出軸轉矩為 =499.286Nm，輸出軸轉速為 =127.4r/min，壽命為10年。
齒輪參數： z1=21， z2=84，m=3.5，
1、 選擇軸的材料
該軸無特殊要求，因而選用調質處理的45鋼，查得
2、 求輸入軸的功率，轉速及扭矩
已求得 ，PI=6.94KW , TI=128.872Nm， nI= 514.286r/min
3、 初步估算最小軸徑
最小軸徑
當選取軸的材料為45鋼，C取110
=
輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑 。
考慮到軸上開有鍵槽對軸強度的影響，軸徑需增大5%。
d=(1+5%)41.3=43.4mm
則d=45mm
為使所選直徑 與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選擇聯軸器。
聯軸器的扭矩 ,查表得 ，又TII=499.286Nm，則有
Tc=kT=1.5 499.286Nm=748.9Nm
理論上該聯軸器的計算轉矩應小於聯軸器的公稱轉矩。
從《機械設計基礎課程設計》 查得採用 型彈性套柱聯軸器。
該聯軸器所傳遞的公稱轉矩
取與該軸配合的半聯軸器孔徑為 d=50mm，故軸徑為d1=45mm
半聯軸器長 ，與軸配合部分長度 L1=84mm。
軸的結構設計
裝聯軸器軸段I-II:
=45mm，因半聯軸器與軸配合部分的長度為 ，為保證軸端擋板壓緊聯軸器，而不會壓在軸的端面上，故 略小於 ，取 =81mm。
（2）、裝左軸承端蓋軸段II-III：
聯軸器右端用軸肩定位，取 =50mm，
軸段II-III的長度由軸承端蓋的寬度及其固定螺釘的范圍（拆裝空間而定），可取 =45mm.
（3）、裝左軸承軸段III-VI：
由於圓柱斜齒輪沒有軸向力及 =55,初選深溝球軸承，型號為6211，其尺寸為
D×d×B=100×55×21，故 =55。
軸段III-VI的長度由滾動軸承的寬度B=21mm，軸承與箱體內壁的距離s=5～10（取 =10），箱體內壁與齒輪距離a=10～20mm（一般取 ）以及大齒輪輪轂與裝配軸段的長度差（此處取4）等尺寸決定：
L3=B+s+a+4=21+10+14+4=49mm
取L3=49mm。
（4）、裝齒輪軸段IV-V：
考慮齒輪裝拆方便，應使d4>d3=55mm， 軸段IV-V的長度由齒輪輪轂寬度 =80mm決定，取 =77mm。
（5）、軸環段V-VI：
考慮齒輪右端用軸環進行軸向定位，取d5=70mm。
軸環寬度一般為軸肩高度的1.4倍，即
=1.4h=10mm。
（6）、自由段VI-VII：
考慮右軸承用軸肩定位，由6211軸承查得軸肩處安裝尺寸為da=64mm，取d6=60mm。
軸段VI-VII的長度由軸承距箱體內壁距離 ，軸環距箱體內壁距離 決定，則 =19mm。
（7）、右軸承安裝段VII-VIII：
選用6211型軸承，d7=55mm，軸段VII-VIII的長度由滾動軸承寬度B=21mm和軸承與箱體內壁距離決定，取 。
軸總長為312mm。
3軸上零件的定位
齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均用平鍵連接。
按 =45mm，由手冊查得平鍵剖面 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70mm。
半聯軸器與軸的配合代號為
同理由 =60mm，選用平鍵為10×8×70，為保證良好的對中性，齒輪輪轂與軸的配合代號為 ，滾動軸承與軸的周向定位是靠過盈配合來保證的，此處選 。
4考慮軸的結構工藝性
軸端倒角取 .為便於加工，齒輪、半聯軸器處的鍵槽分布在同一母線上。
5、軸的強度驗算
先作出軸的受力計算簡圖，如圖所示，取集中載荷作用在齒輪的中點，
並找出圓錐滾子軸承的支反力作用點。由表查得代號為6211軸承 ,B=21mm。則
L1=41.5+45+21/2=97mm
L2=49+77/2-21/2=77mm
L3=77/2+10+19+31-21/2=88mm
(1)、計算齒輪上的作用力
輸出軸大齒輪的分度圓直徑為
d2=294mm，
則圓周力

徑向力

軸向力
Fa=Ft tan =Ft tan 0°=0
（2）、計算軸承的支反力
【1】、水平面上支反力
R =Ft L3/(L2+L3)=
R =FtL2/(L2+L3)=
【2】、垂直面上支反力
【3】、畫彎矩圖
截面C處的彎矩
a、 水平面上的彎矩

b、 垂直面上的彎矩
c、 合成彎矩M
d、 扭矩
T=T =499286Nmm

e、 畫計算彎矩
因單向運轉，視扭矩為脈動循環， ，則截面B、C處的當量彎矩為

=299939Nmm
f、 按彎扭組合成應力校核軸的強度可見截面C的當量彎矩最大，故校核該截面的強度

查表得 ，因 ，故安全。
A截面直徑最小，故校核其強度

查表得 ，因 ，故安全。
g、 判斷危險截面
剖面A、B、II、III只受扭矩，雖有鍵槽、軸肩及過渡配合等所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由於軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，所以剖面A、B、II、III均無需校核。
從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，剖面IV和V處過盈配合所引起的應力集中最嚴重；從受載的情況看，剖面C處 最大。剖面V的應力集中的影響和剖面IV的相近，但剖面V不受扭矩作用，同時軸徑也比較大，故不必作強度校核。剖面C上雖然 最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故剖面C也不必校核。剖面VI顯然更不必校核，又由於鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小，因而該軸只須校核IV既可。

（二）、高速軸的設計校核
高速軸的設計
已知：輸入軸功率為PⅠ=6.94 kw ，輸入軸轉矩為TⅠ= 128.87Nm
，輸入軸轉速為nⅠ=514.286 r／min，壽命為10年。
齒輪參數： z1=21，z2=84，m=3.5， 。
1、選擇軸的材料
該軸無特殊要求，因而選用調質處理的45鋼，由表查得
1、 求輸出軸的功率 ，轉速 及扭矩 。
已求得 =127.4 r／min
=6.66kw
=499.286Nm
初步估算最小軸徑
最小軸徑 d min=
由表可知，當選取軸的材料為45鋼，C取110
d min=26.2 mm
此最小直徑顯然是安裝大帶輪處軸的直徑 。
考慮到軸上開有鍵槽對軸強度的影響，軸徑需增大5%。
則 d min=1.05 26.2=27.5mm，取 =28 mm
2、 軸的結構設計
（1）、裝帶輪軸段I-II:
=28 mm,軸段I-II的長度根據大帶輪的輪轂寬度B決定，已知 =60mm，為保證軸端擋板壓緊帶輪，而不會壓在軸的端面上，故 略小於 ，故取 =57mm。
（2）、裝左軸承端蓋軸段II-III：
聯軸器右端用軸肩定位，取 ,軸段II-III的長度由軸承端蓋的寬度及其固定螺釘的范圍（拆裝空間而定），可取
（3）、裝左軸承軸段III-IV：
由於圓柱直齒輪無軸向力及 ,初選深溝球軸承，型號6207，其尺寸為 , 。
軸段III-VI的長度由滾動軸承的寬度,滾動軸承與箱體內壁距離 ，等尺寸決定： 。
（4）、間隙處IV-V：
高速軸小齒輪右緣與箱體內壁的距離 。
取 ，
（5）、裝齒輪軸段V-VI：
考慮齒輪裝拆方便，應使 ，取 ，軸段V-VI的長度由齒輪輪轂寬度B=80mm決定，取 。
（6）、軸段VI-VII：
與軸段IV-V同。 。
（7）、右軸承安裝段VII-VIII：
選用6207型軸承， B=17mm ，軸VII-VIII的長度取
軸總長為263mm。
3、 軸上零件的定位
小齒輪、帶輪與軸的周向定位均用平鍵連接。
按 =28mm，由手冊查得平鍵剖面 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm。
帶輪與軸的配合代號為 。同理由 ，選用平鍵為 ，為保證良好的對中性，齒輪輪轂與軸的配合代號為 ，滾動軸承與軸的周向定位是靠過盈配合來保證的，此處選 。
4、 考慮軸的結構工藝性
軸端倒角取 。
為便於加工，齒輪、帶輪處的鍵槽分布在同一母線上。
7、軸的強度驗算
先作出軸的受力計算簡圖，如圖所示，取集中載荷作用在齒輪的中點，並找出圓錐滾子軸承的支反力作用點。查《機械設計課程設計指導書》得代號為6207的深溝球軸承 a=17mm，則
L1=57/2+50+17/2=87mm
L2=17/2+12+10+80/2=70.5mm
L3=17/2+12+10+80/2=70.5mm
(1)、計算齒輪上的作用力
輸出軸小齒輪的分度圓直徑為
d1=mz1=3.5 21=73.5mm
則圓周力

徑向力

軸向力 Fa=0
（2）、計算軸承的支反力
【1】、水平面上支反力
RHA=FtL3/(L2+L3)=1/2Ft=1753.4N
RHB=FtL2/(L2+L3)= 1/2Ft=1753.4N
【2】、垂直面上支反力

RVA=3220N
RVB= =347N
【3】、截面C處的彎矩
1、 水平面上的彎矩

2、 垂直面上的彎矩

3、 合成彎矩M

4、 扭矩
T= TⅠ= 128.87Nm
5、 計算彎矩
因單向運轉，視扭矩為脈動循環， ，則截面C、A、D處的當量彎矩為

6 、 按彎扭組合成應力校核軸的強度
可見截面A的當量彎矩最大，故校核該截面的強度

查表得 ，因 ，故安全。
截面D的直徑最小，故校核該截面的強度

因 ，故安全。

5、 判斷危險截面
剖面A、B、II、III只受扭矩，雖有鍵槽、軸肩及過渡配合等所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由於軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，所以剖面A、B、II、III均無需校核。
從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，剖面IV和V處過盈配合所引起的應力集中最嚴重；從受載的情況看，剖面C處 最大。剖面V的應力集中的影響和剖面IV的相近，但剖面V不受扭矩作用，同時軸徑也比較大，故不必作強度校核。剖面C上雖然 最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故剖面C也不必校核。剖面VI顯然更不必校核，又由於鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小，因而該軸只須校核IV既可。

六、鍵連接的校核計算
鍵連接設計
I、 帶輪與輸入軸間鍵連接設計
軸徑 ，輪轂長度為 ，查手冊，選用A型平鍵，其尺寸為 。
現校核其強度：
, ， 。

查手冊得 ，因為 ，故滿足要求。
II、 小齒輪與輸入軸間鍵連接設計
軸徑 d=50mm，輪轂長度為 ，查手冊，選用A型平鍵，其尺寸為 .
現校核其強度：
TI=128872Nmm, ， 。

查手冊得 ，因為 ，故滿足要求。
鍵連接設計
III、 大齒輪與輸出軸間鍵連接設計
軸徑d=60mm，輪轂長度為 ，查手冊，選用A型平鍵，其尺寸為
現校核其強度：
TII=499.286 Nm， ， 。

查手冊得 ，因為 ，故滿足要求。
IV、 半聯軸器與輸出軸間鍵連接設計
軸徑 ，半聯軸器的長度為 ，查手冊，選用A型平鍵，其尺寸為 .
現校核其強度：
, ， 。

查手冊得 ，因為 ，故滿足要求。
七、 滾動軸承的選擇及壽命計算
滾動軸承的組合設計及低速軸上軸承的壽命計算
已知條件：
採用的軸承為深溝球軸承。
一、滾動軸承的組合設計
1、滾動軸承的支承結構
輸出軸和輸入軸上的兩軸承跨距為H1=155mm,H2=150mm ，都小於350mm。且工作狀態溫度不甚高，故採用兩端固定式支承結構。
2、滾動軸承的軸向固定
軸承內圈在軸上的定位以軸肩固定一端位置，另一端用彈性擋圈固定。
軸承外圈在座孔中的軸向位置採用軸承蓋固定。
3、滾動軸承的配合
軸承內圈與軸的配合採用基孔制，採用過盈配合，為 。
軸承外圈與座孔的配合採用基軸制。
4、滾動軸承的裝拆
裝拆軸承的作用力應加在緊配合套圈端面上，不允許通過滾動體傳遞裝拆壓力。
裝入時可用軟錘直接打入，拆卸時藉助於壓力機或其他拆卸工具。
5、滾動軸承的潤滑
對於輸出軸承，內徑為d=55mm，轉速為n=127.4 ，則
，查表可知其潤滑的方式可為潤滑脂、油浴潤滑、滴油潤滑、循環油潤滑以及噴霧潤滑等。
同理，對於輸入軸承，內徑為35，轉速為514.286 r/min
，查表可知其潤滑的方式可為潤滑脂、油 浴潤滑、滴油潤滑、循環油潤滑以及噴霧潤滑等
6、滾動軸承的密封
對於輸出軸承，其接觸處軸的圓周速度

故可採用圈密封。
二、低速軸上軸承壽命的計算
已知條件：
1軸承 ,

2軸承

軸上的軸向載荷為0徑向載荷為
查表得 ,則軸承軸向分力
Fs1=Fr1/2Y=567N
Fs2=Fr2/2Y=496N
易知此時
Fs1 > Fs2
則軸承2的軸向載荷

軸承1軸向載荷為
.
且低速軸的轉速為127.4
預計壽命 =16 57600h
I、計算軸承1壽命
6、 確定 值
查《機械設計基礎課程設計》表，得6207基本動荷 ,基本額定靜載荷 。
7、 確定e值
對於深溝球軸承，則可得 e=0.44
8、 計算當量動載荷P
由
<e
由表查得 ,則

9、 計算軸承壽命
由 =
查可得 ,取 ；查表可得 （常溫下工作）；6207軸承為深溝球軸承，壽命指數為 ，則
>
故滿足要求。
II、計算軸承2壽命
1、確定 值
查《機械設計基礎設計》，得6211型軸承基本額定動載荷 ,基本額定靜載荷 。
2、 確定e值
對於深溝球軸承6200取，則可得e=0.44
4、 計算當量動載荷P
由

由表10-5查得 ,則
P=Fr2=1687N
5、 計算軸承壽命
由
查表10-7，可得 ,取 ；查表10-6可得 （常溫下工作）；深溝球軸承軸承，壽命指數為 ，則
> ,故滿足要求。
八、 聯軸器的選擇
與低速軸軸端相連的半聯軸器為彈性套柱銷聯軸器，型號為 ，其公稱轉矩為 ，而計算轉矩值為：
，故其強度滿足要求。
九、箱體結構設計
箱體採用灰鑄鐵鑄造而成，採用剖分式結構，由箱座和箱蓋兩部分組
成，取軸的中心線所在平面為剖分面。
箱體的強度、剛度保證
在軸承座孔處設置加強肋，做在箱體外部。外輪廓為長方形。
機體內零件的密封、潤滑
低速軸上齒輪的圓周速度為：

由於速度較小，故採用油池浸油潤滑，浸油深度為：

高速軸上的小齒輪採用濺油輪來潤滑，利用濺油輪將油濺入齒輪嚙合處進行潤滑。
3、機體結構有良好的工藝性.
鑄件壁厚為8mm，圓角半徑為R=5。機體外型簡單，拔模方便.
4. 對附件設計
A 視孔蓋和窺視孔
在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件嚙合區的位置，並有足夠的空間，以便於能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，便於機械加工出支承蓋板的表面並用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵製成，用M8螺釘緊固。
B 油螺塞：
放油孔位於油池最底處，並安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，並加封油圈加以密封。
C 油標：
油標位在便於觀察減速器油麵及油麵穩定之處。
油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.
D 通氣孔：
由於減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便於排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.
E 定位銷：
為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.
F 吊鉤：
在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環，用以起吊或搬運較重的物體.

總結：機箱尺寸

名稱 符號 結構尺寸/mm
箱座壁厚
8
箱蓋壁厚
8
箱座凸緣厚度
12
箱蓋凸緣厚度
12
箱底座凸緣厚度
20
箱座上的肋厚
7
箱蓋上的肋厚
7
軸承旁凸台的高度
39
軸承旁凸台的半徑
23
軸承蓋的外徑
140/112
地
腳
螺
釘 直徑
M16
數目
4
通孔直徑
20
沉頭座直徑
32
底座凸緣尺寸
22
20
連
接
螺
栓 軸承旁連接螺栓直徑
M12
箱座的連接螺栓直徑
M8
連接螺栓直徑
M18
通孔直徑
9
沉頭座直徑
26
凸緣尺寸 15
12
定位銷直徑
6
軸承蓋螺釘直徑
M8A
視孔蓋螺釘直徑
M6
吊環螺釘直徑
M8
箱體內壁至軸承座端面距離
55
大齒輪頂圓與箱體內壁的距離
12
齒輪端面與箱體內壁的距離
15

十、潤滑與密封
滾動軸承的潤滑
由於軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用於小型設備，選用GB443-89全損耗系統用油L-AN15潤滑油。
密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易於調整，採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
十一、設計小結
十二、參考資料
1《畫法幾何及工程制圖 第六版》朱輝、陳大復等編 上海科學技術出版社
2、《機械設計基礎課程設計》 陳立德主編 高等教育出版社
3、《機械設計計算手冊 第一版》王三民主編 化學工業出版社
4、《機械設計 第四版》邱宣懷主編 高等教育出版社

我的設計作業F=3000N V=2m/s D=300mm

❸ 機械設計 帶傳動的傳動裝置課程設計 說明書和圖

QRS你好，整理的1000份機械課設畢設，你說的裡面有的，直接用就行T

❹ 求一份機械原理相關的課程設計

已發去機械原理相關的課程設計4份，供參考。

❺ 求 齒輪減速器傳動設計說明書裝配圖，零件圖 做課程設計，滿意答復追加50分。

單級斜齒圓柱減速器設計說明書

院（系） 機械與汽車工程學院
專 業
班 級
學 號
姓 名

專業教研室、研究所負責人
指導教師
年 月 日
XXXXXXX 大 學
課 程 設 計 （ 論 文 ） 任 務 書

茲發給 車輛工程 班學生 課程設計（論文）任務書，內容如下：
1． 設計題目：V帶——單級斜齒圓柱減速器
2． 應完成的項目：
（1） 減速器的總裝配圖一張(A1)
（2） 齒輪零件圖 一張(A3)
（3） 軸零件圖一張(A3)
（4） 設計說明書一份
3． 本設計（論文）任務書於2008 年 月 日發出，應於2008 年 月 日前完成，然後進行答辯。
專業教研室、研究所負責人 審核 年 月 日
指導教師 簽發 年 月 日

程設計（論文）評語：課程設計（論文）總評成績：
課程設計（論文）答辯負責人簽字：
年 月 日

目 錄

一． 傳動方案的確定―――――――――――――――5
二． 原始數據――――――――――――――――――5
三． 確定電動機的型號――――――――――――――5
四． 確定傳動裝置的總傳動比及分配――――――――6
五． 傳動零件的設計計算―――――――――――――7
六． 減速器鑄造箱體的主要結構尺寸設計――――――13
七． 軸的設計――――――――――――――――――14
八． 滾動軸承的選擇和計算――――――――――――19
九． 鍵聯接的選擇和強度校核―――――――――――22
十． 聯軸器的選擇和計算―――――――――――――22
十一． 減速器的潤滑―――――――――――――――22
十二． 參考文獻―――――――――――――――――2計算過程及計算說明
一、傳動方案擬定二、原始數據：
帶拉力：F=5700N, 帶速度：v=2.28m/s, 滾筒直徑：D=455mm
運輸帶的效率： 工作時載荷有輕微沖擊；室內工作，水份和灰份為正常狀態，產品生產批量為成批生產，允許總速比誤差 4％，要求齒輪使用壽命為10年，二班工作制；軸承使用壽命不小於15000小時。

三、電動機選擇
(1) 選擇電動機類型： 選用Y系列三相非同步電動機
(2) 選擇電動機功率：:
運輸機主軸上所需要的功率：
傳動裝置的總效率：
， ， ， ， 分別是：V帶傳動，齒輪傳動（閉式，精度等級為8），圓錐滾子軸承（滾子軸承一對），聯軸器（剛性聯軸器），運輸帶的效率。查《課程設計》表2-3，
取：
所以：
電動機所需功率: ，
查《課程設計》表16-1 取電動機Y200L1-6的額定功率
（3）選擇電動機的轉速
取V帶傳動比范圍(表2-2) ≤2～4；單級齒輪減速器傳動比 ＝3～6
滾筒的轉速：
電動機的合理同步轉速：
查表16-1得電動機得型號和主要數據如下（同步轉速符合）
電動機型號 額定功率(kW) 同步轉速(r/min) 滿載轉速nm
(r/min) 堵載轉矩
額定轉矩 最大轉矩
額定轉矩
Y200L1-6 18.5 1000 970 1.8 2.0
查表16-2得電動機得安裝及有關尺寸
中心高
H 外形尺寸
底腳安裝尺寸
地腳螺栓孔直徑
軸伸尺寸
鍵公稱尺寸
200 775×(0.5×400+310) ×310 318×305 19 55×110 16×
五、計算總傳動比及分配各級的傳動比
傳動裝置得總傳動比 ：
取V帶傳動比： ；單級圓柱齒輪減速器傳動比：
(1) 計算各軸得輸入功率
電動機軸：
軸Ⅰ（減速器高速軸）:
軸Ⅱ（減速器低速軸）:
(2) 計算各軸得轉速
電動機軸:
軸Ⅰ :
軸Ⅱ :
（3）計算各軸得轉矩
電動機軸
軸Ⅰ :
軸Ⅱ :
上述數據製表如下：
參數
軸名 輸入功率
（ ）
轉速
（ ）
輸入轉矩
（ ）
傳動比
效率
電動機軸 15.136 970 182.14 1.6893 0.95
軸Ⅰ（減速器高速軸） 14.379 574.20 239.15 6 0.97
軸Ⅱ（減速器低速軸） 13.669 95.70 1364.07
五、傳動零件的設計計算
1. 普通V帶傳動得設計計算
① 確定計算功率
則： ，式中，工作情況系數取 ＝1.3
② 根據計算功率 與小帶輪的轉速 ，查《機械設計基礎》圖10-10，選擇SPA型窄V帶。
③ 確定帶輪的基準直徑
取小帶輪直徑: ，
大帶輪直徑 :
根據國標：GB/T 13575.1-1992 取大帶輪的直徑
④ 驗證帶速:
在 之間。故帶的速度合適。
⑤確定V帶的基準直徑和傳動中心距
初選傳動中心距范圍為： ，初定
V帶的基準長度：

查《機械設計》表2.3，選取帶的基準直徑長度
實際中心距：
⑥ 驗算主動輪的最小包角
故主動輪上的包角合適。
⑦ 計算V帶的根數z
,由 ， ，
查《機械設計》表2.5a，得 ，由 ，查表2.5c，得額定功率的增量: ,查表2.8，得 ，查表2.9，得
， 取 根。
⑧ 計算V帶的合適初拉力
查《機械設計》表2.2，取
得
⑨ 計算作用在軸上的載荷 :

⑩ 帶輪的結構設計 （單位）mm
帶輪
尺寸
小帶輪
槽型 C
基準寬度
11
基準線上槽深
2.75
基準線下槽深
11.0
槽間距
15.0 0.3

槽邊距
9
輪緣厚
10
外徑
內徑
40
帶輪寬度
帶輪結構 腹板式
V帶輪採用鑄鐵HT150或HT200製造，其允許的最大圓周速度為25m/s.
2. 齒輪傳動設計計算
（1）擇齒輪類型，材料，精度，及參數
① 選用斜齒圓柱齒輪傳動（外嚙合）；
② 選擇齒輪材料：由課本附表1.1選大、小齒輪的材料均為45鋼，並經調質後表面淬火，齒面硬度為HRC1=HRC2=45；
③ 選取齒輪為7級的精度（GB 10095－88）；
④ 初選螺旋角
⑤ 選 小齒輪的齒數 ；大齒輪的齒數
（2）按齒面接觸疲勞強度設計
由設計計算公式進行試算，即
A. 確定公式內各個計算數值
① 試選載荷系數Kt=1.5
② 小齒輪傳遞的轉矩：
③ 由《機械設計》表12.5得齒寬系數 （對硬齒面齒輪， 取值偏下極限）
④ 由《機械設計》表12.4彈性影響系數
⑤ 節點區域系數
所以，得到 =2.4758
⑥ 端面重合度

＝
＝
代入上式可得：
⑦ 接觸疲勞強度極限σHlim1=σHlim2=1000Mpa (圖12.6)
⑧ 應力循環次數
N1=60 nⅠjLh=60x574.20x1x(2x8x300x10)=16.5x108
N2= N1/i2=16.5x108/6=2.75x108
⑨ 接觸疲勞壽命系數 根據圖12.4
⑩ 接觸疲勞許用應力 取
=0.91 1000/1.2Mpa=758.33 MPa
=0.96 1000/1.2Mpa=800 Mpa
因為 =779.165MPa<1.23 =984MPa, 故取 ＝779.165 Mpa

B. 計算
① 試算小齒輪分度圓

② 計算圓周速度： =
③ 計算齒寬： = 1 57.24 = 57.24 mm
④ 齒寬與齒高之比：
/(2.25 )
⑤ 計算載荷系數K
根據v=2.28m/s，7級精度，由附圖12.1查得動載系數 =1.07
由附表12.2查得 ； 由附表12.1查得 .25
參考課本附表12.3中6級精度公式，估計 <1.34,對稱
1.313取 =1.313
由附圖12.2查得徑向載荷分布系數 =1.26
載荷系數
⑥ 按實際的載荷系數修正分度圓直徑
＝
⑦ 計算模數

3、按齒根彎曲疲勞強度設計

A. 確定公式中的各參數
① 載荷系數K：
則
② 齒形系數 和應力校正系數
當量齒數 ＝ ＝21.6252，
＝ ＝112.2453

③ 螺旋角影響系數
軸面重合度 ＝ ＝0.9385
取 ＝1得 =0.9374
④ 許用彎曲應力

查課本附圖6.5得 ，取 =1.4，則
＝0.86 500/1.4Mpa＝307 Mpa
=0.88 500/1.4Mpa＝314 Mpa
⑤ 確定
=2.73 1.57/307=0.01396
=2.17 1.80/314=0.01244
以 代入公式計算
B. 計算模數mn

比較兩種強度計算結果，確定

4、幾何尺寸的計算
① 中心距 ＝3 （21＋126）/ (2cos80)=223mm
取中心距
② 修正螺旋角：

③ 分度圓直徑：

④ 齒寬 ，取B2=65 mm，B1=70 mm
⑤ 齒輪傳動的幾何尺寸，製表如下：(詳細見零件圖)
名稱 代號 計算公式 結果
小齒輪 大齒輪
中心距

223 mm
傳動比

6
法面模數
設計和校核得出 3
端面模數

3.034
法面壓力角
螺旋角
一般為
齒頂高
3mm
齒根高
3.75mm
全齒高
6.75mm
頂隙 c
0.75mm
齒數 Z
21 126
分度圓直徑
64.188mm 382.262 mm
齒頂圓直徑
70.188 mm 388.262mm
齒根圓直徑
57.188 mm 375.262 mm
齒輪寬 b
70mm 65mm
螺旋角方向
左旋 右旋
六、減速器鑄造箱體的主要結構尺寸設計
查《設計基礎》表3-1經驗公式，及結果列於下表。
名稱 代號 尺寸計算 結果(mm)
底座壁厚
8
箱蓋壁厚

8
底座上部凸圓厚度

12
箱蓋凸圓厚度

12
底座下部凸圓厚度

20
底座加強筋厚度 e
8
底蓋加強筋厚度

7
地腳螺栓直徑 d 或表3.4
16
地腳螺栓數目 n 表3--4 6
軸承座聯接螺栓直徑
0.75d 12
箱座與箱蓋聯接螺栓直徑
(0.5—0.6)d 8
軸承蓋固定螺釘直徑
(0.4—0.5)d 8
視孔蓋固定螺釘直徑
(0.3—0.4)d 5
軸承蓋螺釘分布圓直徑

155/140
軸承座凸緣端面直徑

185/170
螺栓孔凸緣的配置尺寸
表3--2 22，18，30
地腳螺栓孔凸緣配置尺寸
表3--3 25，23，45
箱體內壁與齒輪距離

12
箱體內壁與齒輪端面距離

10
底座深度 H
244
外箱壁至軸承端面距離

45

七、軸的設計計算
1. 高速軸的設計
① 選擇軸的材料：選取45號鋼，調質，HBS＝230
② 初步估算軸的最小直徑
根據教材公式，取 =110，則: =32.182mm

因為與V帶聯接處有一鍵槽,所以直徑應增大5%
③ 軸的結構設計:
考慮帶輪的機構要求和軸的剛度，取裝帶輪處軸徑 ，根據密封件的尺寸，選取裝軸承處的軸徑為:
兩軸承支點間的距離： ，
式中： ―――――小齒輪齒寬，
―――――― 箱體內壁與小齒輪端面的間隙，
――――――― 箱體內壁與軸承端面的距離，
――――― 軸承寬度，選取30310圓錐滾子軸承，查表13-1，得到
得到：
帶輪對稱線到軸承支點的距離
式中： ------------軸承蓋高度，
t ――――軸承蓋的凸緣厚度， ,故，
―――――螺栓頭端面至帶輪端面的距離，
―――――軸承蓋M8螺栓頭的高度，查表可得 mm
――――帶輪寬度，
得到：
2.按彎扭合成應力校核軸的強度。
①計算作用在軸上的力
小齒輪受力分析
圓周力：
徑向力：
軸向力：
②計算支反力
水平面：
垂直面：

所以:

③ 作彎矩圖
水平面彎矩：
垂直面彎矩：

合成彎矩：

④ 作轉矩圖 （見P22頁） T1=239.15Nm
當扭轉剪力為脈動循環應變力時，取系數 ，
則：
⑤ 按彎扭合成應力校核軸的強度
軸的材料是45號鋼，調質處理，其拉伸強度極限 ，對稱循環變應力時的許用應力 。
由彎矩圖可以知道，A剖面的計算彎矩最大 ，該處的計算應力為：

D 剖面的軸徑最小，該處的計算應力為：
（安全）
⑥ 軸的結構圖見零件圖所示

2.低速軸的設計

(1).選擇軸的材料:選擇45號鋼,調質,HBS=230
(2). 初步估算軸的最小直徑:取A=110,
兩個鍵，所以 mm
考慮聯軸器的機構要求和軸的剛度，取裝聯軸器處軸徑 ，根據密封件的尺寸，選取裝軸承處的軸徑為: 選30214 軸承 T=26.25

(3).軸的結構設計,初定軸徑及軸向尺寸:考慮

---螺栓頭端面至帶輪端面的距離,
k ----軸承蓋M12螺栓頭的高度,查表可得k=7.5mm ，選用6個
L---軸聯軸器長度,L=125mm
得到:

(4).按彎曲合成應力校核軸的強度

①計算作用的軸上的力
齒輪受力分析:圓周力: N
徑向力:
軸向力:
③ 計算支反力:
水平面:
垂直面: ，

，

③ 作彎矩圖
水平面彎矩：
垂直面彎矩：

合成彎矩：

④ 作轉矩圖 T2=1364.07Nm
當扭轉剪力為脈動循環應變力時，取系數 , 則:

⑤ 按彎扭合成應力校核軸的強度
軸的材料是45號鋼，調質處理，其拉伸強度極限 ，對稱循環變應力時的許用應力 。
由彎矩圖可以知道，C剖面的計算彎矩最大 ，該處的計算應力為：

D 剖面的軸徑最小，該處的計算應力為：
（安全）
（5）軸的結構圖見零件圖所示：

八、滾動軸承的選擇和計算
1.高速軸滾動軸承的選擇和壽命計算

① 選取的軸承：型號為30310圓錐滾子軸承（每根軸上安裝一對）
②軸承A的徑向載荷
軸承B的徑向載荷：

對於30310型圓錐滾子軸承，其內部派生軸向力

所以軸承A被「放鬆」，而軸承B被「壓緊」，則

計算當量動載荷

對於軸承1
對於軸承2 (根據《機械設計》表9.1)
軸向載荷：

因為 ,按照軸承 A驗算壽命

（由表13-1可查C=122kN）
故滿足壽命要求

2. 低速軸滾動軸承的選擇和壽命計算

①選取的軸承：型號為30214圓錐滾子軸承

❻ 機械設計基礎課程設計指導書：一級圓柱齒輪減速器的圖書目錄

第1章 概述
1.1 課程設計的目的
1.2 課程設計的內容和任務
1.3 課程設計的步驟和進度
1.4 課程設計中應注意的問題
第2章 傳動裝置的總體設計
2.1 傳動方案分析
2.2 電動機選擇
2.3 傳動裝置總傳動比的計算及分配
2.4 傳動裝置的運動參數和動力參數計算
第3章 減速器結構
3.1 機體結構
3.2 減速器各部位及附屬零件的名稱和作用
第4章 傳動零件的設計計算
4.1 聯軸器的選擇
4.2 減速器外部傳動零件的設計計算
4.3 減速器內部傳動零件的設計計算
第5章 裝配圖設計第一階段
5.1 繪制裝配圖前的准備
5.2 第一階段的設計內容和步驟
5.3 有關零部件結構和尺寸的確定
5.4 軸、鍵及軸承的強度校核
第6章 裝配圖設計第二階段
6.1 傳動零件結構設計
6.2 軸承的組合設計
6.3 軸承的潤滑與密封
第7章 裝配圖設計第三階段
7.1 減速器的機體設計
7.2 減速器的附件設計
第8章 裝配圖的完成
8.1 標注尺寸
8.2 編寫技術特性和技術要求
8.3 對所有零件進行編號
8.4 列出零件明細表及標題欄
8.5 檢查裝配圖
第9章 設計計算說明書的編寫和答辯
9.1 設計計算說明書的編寫內容
9.2 設計計算說明書的編寫要求和注意事項
9.3 設計計算說明書的書寫格式舉例
9.4 答辯
附錄A 圖紙幅面及圖樣比例
附錄B 常用標准件
附錄C 氈圈油封及槽（參考）
附錄D 電動機
附錄E 聯軸器
附錄F 滾動軸承
參考文獻

❼ 機械設計課程設計,圖示運動機構簡圖,傳動裝置總效率怎麼計算

電機效率*第一級V帶傳動的效率*減速箱的效率*減速箱輸出聯軸器的效率*滾筒軸承的效率*滾筒與膠帶間摩擦傳動的效率

❽ 急需從動半聯軸器的課程設計！！！！

機械製造工藝學課程設計任務書

適用專業：機械設計製造及其自動化
設計題目：左聯軸器零件的機械加工工規程
一、設計前提：中批生產
二、設計內容：
1.零件圖 1張
2.課程設計說明書 1份
3.機械加工工藝規程 1套
三、課程設計工作計劃
第一周周一、二：繪制零件圖
第一周周三、四、五：撰寫課程設計說明書草稿
第二周周一、二：修訂並完成課程設計說明書
第二周周三、四：制定機械加工工藝規程
第二周周五：答辯

設計內容成績：
答辯內容成績：
總內容成績：

指導教師簽字：
系主任簽字：
年 月 日

序言
《機械製造工藝學課程設計》學習完大學階段的機械類基礎和技術基礎課以及專業課程並在進行了生產實習之後進行的下一個教育環節。這次設計使我們能綜合運用過去所學過的全部課程、機械製造技術基礎的基本理論並結合生產實習中學到的實踐知識。鍛煉我們進行工藝及結構設計的基本能力，另外，也為以後搞好畢業設計及未來從事工作打下良好的基礎。通過機械製造工藝課程設計，學生應該在以下兩個方面得到鍛煉：能熟練地運用機械製造工藝學課程中的基本理論，以及在生產實習中學到的實踐知識，正確得解決一個零件在在加工中的定位、夾緊及合理安排工藝路線等問題，以保證零件的加工質量。學會使用手冊及圖表資料，掌握與本設計有關的各種資料的名稱及出處，並能夠做到熟練應用。
對於我本人來說，希望能通過本次課程設計的學習，學會將所學理論知識和工藝課程實習所得的實踐知識結合起來，並應用於解決實際問題之中，從而鍛煉自己分析問題和解決問題的能力；同時，又希望能超越目前工廠的實際生產工藝，而將有利於加工質量和勞動生產率提高的新技術和新工藝應用到機器零件的製造中，為改善我國的機器製造業相對落後的局面探索可能的途徑，並為未來先進的加工工藝的設計打下堅實的基礎。
一、零件的工藝分析及生產類型的確定
1、零件的作用
題目所給定的零件為左聯軸器的零件圖，那麼聯軸器的作用是什麼那？周所周知：由於製造和安裝聯軸器的不可能絕對精確，以及工作受載時基礎、機架和其它部件的彈性變形與溫差變形，聯軸器所聯接的兩軸線不可避免的要產生相對偏移。聯軸器的被聯兩軸可能出現的相對偏移有：軸向偏移、徑向偏移和角向偏移、以及三種偏移同時出現的組合偏移。
聯軸器的兩軸相對偏移的出現，將在軸、軸承和聯軸器上引起附載入荷，甚至出現劇烈振動。因此，聯軸器還應具有一定的補償兩軸偏移的能力，以消除或降低被聯兩軸相對偏移引起的附載入荷，改善傳動性能，延長機器壽命。為了減少機械傳動系統的振動、降低沖擊尖峰載荷，某些特殊的聯軸器還應具有一定的緩沖減震性能。根據性能特徵與功能的不同，聯軸器可分為：剛性聯軸器、撓性聯軸器、無彈性元件的撓性聯軸器、金屬彈性元件的彈性聯軸器、安全聯軸器、起動安全聯軸器等。具體地將,剛性聯軸器不具有補償被聯兩軸軸線相對偏移的能力，也不具有緩沖減震性能；但結構簡單，價格便宜。只有在載荷平穩，轉速穩定，能保證被聯兩軸軸線相對偏移極小的情況下，才可選用剛性聯軸器。撓性聯軸器具有一定的補償被聯兩軸軸線相對偏移的能力，最大量隨型號不同而異。
無彈性元件的撓性聯軸器具有承載能力大，但也不具有緩沖減震性能，在高速或轉速不穩定或經常正、反轉時，有沖擊雜訊。適用於低速、重載、轉速平穩的場合。非金屬彈性元件的撓性聯軸器能在轉速不平穩時有很好的緩沖減震性能；但由於非金屬（橡膠、尼龍等）彈性元件強度低、壽命短、承載能力小、不耐高溫和低溫，故適用於高速、輕載和常溫的場合。金屬彈性元件的彈性聯軸器，除了具有較好的緩沖減震性能外，承載能力較大，適用於速度和載荷變化較大及高溫或低溫場合。安全聯軸器的結構特點是，存在一個保險環節（如銷釘可動聯接等），其只能承受限定載荷。當實際載荷超過事前限定的載荷時，保險環節就發生變化，截斷運動和動力的傳遞，從而保護機器的其餘部分不致損壞，即起安全保護作用。
起動安全聯軸器：除了具有過載保護作用外，還有將機器電動機的帶載起動轉變為近似空載起動的作用。
當然，聯軸器具有種種功能是建立在左右聯軸器零件的基礎上的，換而言之，左右聯軸器零件的結構決定了聯軸器的功能，零件功能也就很明顯了。剛性聯軸器
2.零件的工藝分析
通過對該零件圖的重新繪制，對設計尺寸，尺寸公差、技術參數進行了深入的分析後發現在零件的某些地方需要較細的表面粗糙度，各裝配基面要求有一定的尺寸精度，否則會影響機械設備的傳動性能和精度。
因零件的結構比較簡單，大部分工序在車床加工時只需要三爪卡盤，並載入適當的力即可定位。但是對於鍵槽和孔的加工要設計較復雜的夾具才能准確的定位，並保持適當的夾緊力。 同時基準面的選擇也是很重要的。在加工小軸端面時應選擇大軸端面做粗基準，用銑刀銑出小軸表面，加工完後再用小軸端面作精基準加工大軸端面。加工孔 時，由於直徑較大，在加工過程應採用先鑽削再鏜削。注意在整個加工過程中，應盡量減少安裝的次數，以減少安裝時帶來的安裝誤差。
材料為HT150，製造方法為鑄造。
二、選擇毛坯，確定毛坯尺寸
1.選擇毛坯
該零件的材料為HT150，零件為中批生產、結構簡單，在使用過程中，它的主要作用是傳遞力矩，受到的沖擊不是很大用鑄造的方法。HT150鑄鐵材料是最常見的材料，其優點是：容易成型，切削性能好，價格低廉，且吸振性好。為了得到較好的強度和表面硬度，可在加工過程中進行調質處理，淬火，同時為了消除內應力對工件的影響，可進行適當的人工時效處理（如果需要的話）。從提高生產率、加工精度方面並在生產條件許可的條件下，還可以採用一般機器造型的振壓式或高壓造型中的脫箱射壓法(P3-8) ，這里採用上採用砂型機器造型的振壓式來製造零件的輪廓。
2.確定加工餘量毛坯尺寸與公差
1)、求最大輪廓尺寸：根據零件圖計算輪廓尺寸，直徑125，高80mm，最大尺寸為125mm。
2)、選取公差等級CT (P3-13)
查表3.1-24，鑄造方法按機器造型、鑄件材料按灰鑄鐵，中批生產，得公差等級CT范圍8~12級，取為10級。
3)、求鑄件尺寸公差
根據加工面的基本尺寸和鑄造公差等級CT，由表得公差帶相對於基本尺寸對稱分布。
4)、求機械加工餘量等級
由表3.1 -26得，鑄造方法按機器造型、 鑄件材料按灰鑄鐵，得機械加工餘量等級范圍E~G級，取為F級。
5)、求要求的機械加工餘量
對所有加工表面取同一個數值，由表查得最大輪廓尺寸為125mm。機械加工餘量等級F級得RMA數值為1.5mm
6)、求毛坯基本尺寸
孔28較小，鑄成實心。兩端面屬於雙側加工，應由式

外圓屬於大外圓面的加工，RMA與鑄件其它尺寸之間的關系可由公式：
外圓屬於小外圓面的加工，RMA與鑄件其它尺寸之間的關系可由公式：
孔32可以鑄出來，RMA與鑄件其它尺寸之間的關系由公式：

毛坯尺寸公差與加工餘量見下表：單位mm
項目 端面 大外圓面 大外圓面 內孔
公差
等級 10 10 10 10
加工面的基本尺寸
80
125
58
32
鑄件尺寸公差 3.6 8 2.8 2.6
機械加工餘量等級
F
F
F
F
RMA 1.5 1.5 1.5 1.5
毛坯基本尺寸 84.6 129.8 62.4 22.7
三、選擇加工方法、制定工藝路線
1、定位基準的選擇
本零件是左聯軸器，中心軸線是設計基準，為避免由於基準不重合而產生的誤差，應該選擇已外圓為定位基準。既選擇外圓和其端面為其定位基準。
最初的工序中，用三爪夾盤 的外圓，所以 的外圓為粗基準。在加工端面時選擇未加工的毛坯表面——小端面作為粗基準。精基準選加工好 的外圓和大端面。
2、零件表面加工方法的選擇
本零件的加工表面有外圓，端面，內孔，材料為鑄鐵。以公差等級和表面粗糙度要求參考本指南有關資料，其加工方法選擇如下：
1)、 孔的加工(P5-16)
查表得孔的公差等級為IT7，孔的粗糙度為Ra=3.2um，毛坯孔為鑄出，為實心毛坯，孔徑大於20mm根據手冊查得，加工方法可採用車床上鑽、擴、鉸即可達到所需要求。(P63)
2)、兩端面的加工
公差等級為IT11,表面粗糙度Ra=12.5um，查表得只需粗銑即可達到要求。
3)、 外圓的加工
公差等級為IT13，要求粗糙度Ra=6.3um，可用粗車、半精車就一定滿足要求，保證25的長度。
4)、 外圓的加工
要求粗糙度Ra=12.5um，可用粗車、半精車就一定滿足要求。
4)、孔 和鍵槽的加工
孔 ： 要求粗糙度Ra=3.2um，加工方法可採用車床上鑽、擴、鉸即可達到所需要求。鍵槽採用拉刀加工方可滿足要求。

3.制訂工藝路線
由於是中批生產，故加工工藝採用工序分散原則。根據先粗後精、先主後次、基準面先加工、先加工端面後加工內孔的機械加工順序安排原則，先加工精基準中心孔之前必須先切端面。
工序1：鉗工劃線；以小端面為粗基準，劃大端面的加工線。
工序2：以小端面為定位粗基準，粗銑出零件大端面；在以大端面為精基準，銑出小端面。
工序3：以 外圓為定位粗基準，在車床上用三爪卡盤裝夾， 外圓表面，車 的外圓至 。
工序4：以 外圓為精基準，在車床上用三爪卡盤裝夾，加工 的外圓，並倒出倒角 和 和拉出鍵槽。
工序5：鑽、擴、絞孔 。
工序6：拉出鍵槽。
工序7：鉗工劃線。 的外圓和端面為基準，劃孔 和螺紋孔M8的圓心。
工序8：在鑽床上，以 的外圓和端面為基準，，鑽出通孔並絞孔至 的要求。
工序9：鑽6.8mm的盲孔。
工序10：攻螺紋盲孔M8。
工序11：鉗工去毛刺。
工序12：終檢。
四、工序設計
1.選擇加工設備與工藝裝備
1)、選擇通用機床 根據不同的工序選擇機床
1.工序2、3、4都是粗車與半精車。各工序的工步數不大，中批生產不要求很高的生產效率，故選用卧式車床就能滿足要求。本零件外擴尺寸不大，精度要求不高，故選用最常用的C620-1型卧式車床即可。銑床選X5032。
2)、選擇刀具
在車床上加工的工序，一般都選用硬質合金車刀；銑刀選用一般高速鋼端面銑刀：鑽32、28孔，選用莫氏錐柄麻花鑽，用錐柄擴孔鑽進行擴孔，錐柄機用絞刀進行絞孔。拉刀為高速鋼拉刀。絲錐選高速鋼機動絲錐W18Cr4V。
3)、確定工序加工尺寸餘量
1、兩端面
查表確定加工餘量，因兩端面留量為對稱的，可得粗銑餘量為3mm。
2、 外圓和 外圓(P108)
查表7-3確定 加工餘量，可得粗車餘量為2.3mm，半精車餘量為1.5mm;查表確定 粗車外圓加工餘量為2.5mm.，半精車餘量為1.8mm.
3、孔 和孔
查表7-11確定的各加工餘量：孔 的加工餘量，鑽為30.0mm,擴孔鑽為31.75mm,粗鉸為31.93mm。孔 的加工餘量，鑽為26.0mm,擴孔鑽為27.80mm,粗鉸為27.94mm。
4、鍵槽
查表7-21確定拉鍵槽的加工餘量為：0.8mm。
5、螺紋孔M8
查表7-31確定攻螺紋前的孔的尺寸為：0.68mm。
五、切削用量的確定
正確的選用切削用量，對保證產品質量，提高切削效率和經濟效益，具有重要的作用。切削用量的選擇主要依據工件材料，加工精度和表面粗糙度的要求，還應考慮刀具合理的耐用度、工藝系統剛度及機床功率等條件。
加工條件：工件材料HT150，鑄件，時效處理。
加工要求：銑兩端面，粗銑可使端面表面粗糙度小端面Ra12.5；精銑大端面為Ra6.3。半粗車和精車 外圓和 外圓， 外圓表面粗糙度Ra6.3； 外圓表面粗糙度Ra12.5。鑽、擴、鉸孔φ26mm，表面粗糙度Ra3.2；倒角1×45和1×45。拉鍵槽的表面粗糙度Ra3.2。
1、兩端面
查表8-18確定切削用量，可得粗銑切削用量為0.2-0.4min/z 。
2、 外圓和 外圓(P128)
查表7-3確定粗車 外圓，在被吃刀量3-5mm條件下，切削用量0.7-1.0 min/z，半精車得到表面粗糙度Ra6.3，取刀尖半徑為1.0 副偏角為10 時的切削用量0.45-0.98in/z 。粗車 外圓，在被吃刀量3-5mm條件下，切削用量1.0-1.2 min/z；半精車得到表面粗糙度Ra12.5，取刀尖半徑為1.0 副偏角為10 時的切削用量0.8-0.9 min/z 。
3、孔 和孔
查表8-10確定各切削用量：孔 的各切削用量，鑽0.7-0.80mm/r, 擴孔鑽為0.7-0.80 mm/r,粗鉸為1.6-3.2 mm/r。孔 的各加工餘量：鑽0.54-0.66m0mm/r,擴孔鑽為0.7-0.8 mm/r,粗鉸為1.30-2.60mm/r。
4、鍵槽
查表8-29確定拉鍵槽的切削用量為：0.06-0.20 mm/r。
5、螺紋孔M8
查表7-31確定攻螺紋的切削用量為：在螺距為1.25mm條件下，8.0mm/min。
附一： 零件工作圖
附二： 機械加工工藝過程綜合卡片

機械加工工藝過程綜合卡片
齊 齊 哈 爾 大學
機械工程學院機械052 產 品 名 稱 姓 名 學 號

聯軸器
時聖磊
2005111010
零 件 名 稱 零 件 圖 號 材 料 數 量
左聯軸器 HT150 1
工序號 工序名稱和內容 安 裝 簡 圖
(定位基面) 設備及工藝裝備(名稱和規格)
機 床 夾 具 刀 具 量 具
1 鉗工劃線，劃下表面的加工線 以小端面為粗基準 鉗工台
2 粗銑出零件兩端面； 銑大端面以小端面為定位粗基準；銑小端面以大端面為精基準 X5032 花盤，墊塊
輔助 直齒端銑刀 游標卡尺
3 車 外圓
以小端的外圓為粗基準，粗車、半精車大端外圓 C620-1 三爪卡盤 硬質合金車刀 游標卡尺
4 車 外圓
以已加工外圓為精基準，粗車、半精車小端外圓 C620-1 三爪卡盤 硬質合金車刀 游標卡尺

5

鑽孔

以已加工外圓為基準，鑽、擴、絞孔

C620-1 三爪卡盤 莫氏錐柄麻花鑽，錐柄擴孔鑽，錐柄機用絞刀 游標卡尺
6 拉鍵槽 以已加工外圓為基準，拉鍵槽 C620-1 三爪卡盤 高速鋼拉刀 游標卡尺
7 鉗工劃線，劃孔的加工中心線 以 的外圓和端面為基準，劃孔 和M8中心線

鉗工台
8 鑽孔
以 的外圓和端面為基準，鑽、擴、絞孔 鑽床 花盤，墊塊
輔助 莫氏錐柄麻花鑽，錐柄擴孔鑽，錐柄機用絞刀 內徑百分尺
9 鑽孔
以 的外圓和端面為基準，鑽孔
鑽床 花盤；墊塊 莫氏錐柄麻花鑽 內徑百分尺
10 攻螺紋M8 攻螺紋M8 鉗工台
11 鉗工去毛刺 鉗工台 高速鋼機動絲錐W18Cr4V
12 終檢

工序 加工尺寸 尺寸公差 使用量具
1 28 0.5 分度值為0.02mm，測量范圍為0-150mm的游標卡尺
2 12 0.2 分度值為0.02mm，測量范圍為0-150mm的游標卡尺
3 14 --- 分度值為0.02mm，測量范圍為0-150mm的游標卡尺
4 Φ10 0.013 分度值為0.01mm，測量范圍為0-150mm的內徑百分尺
Φ6 0.030
Φ9 --- 分度值為0.02mm，測量范圍為0-150mm的游標卡尺

參考文獻
[1] 王先逵，艾興 機械加工工藝手冊 機械工業出版社 2006.11
[2] 王凡 實用機械製造工藝設計手冊 機械工業出版社 2008.05
[3] 王啟平，王振龍，狄士春. 機械製造工藝學（第五版）. 哈爾濱工業大學出版社. 2005.08
[4] 林景凡 王世剛 李世恆 互換性與質量控制基礎 中國科學技術出版社 2001.03
[5] 聞全意，陳集，王中雙，徐長順. 金屬工藝學實踐教程. 哈爾濱地圖出版社. 2004版社. 2004