机械设计大作业五1
机械设计大作业
目录
1.设计任务书 (1)
2.设计说明 (2)
3.齿轮的设计………………………………………………3.
4.轴的设计 (6)
5.轴承 (11)
6.键的设计 (12)
7.润滑及密封 (13)
8.设计总结 (14)
9. 附图 (16)
课程设计的目的
机械零件课程设计师学生学习《机械设计基础》课程后进行的一项综合训练，其主要目的是通过课程设计使学生巩固、加深在机械技术课程中所学到的知识，提高学生综合运用这些知识去分析和解决问题的能力。
同时学习机械设计的一般方法，了解和掌握常用机械零部件、机械传动装置或简单机械的设计方法和步骤，培养正确的设计思想与方法严谨的工作作风，理论与实践相结合，分析与解决工程实际问题，掌握机械传动装置于机械零件的设计方法，进行基本技能的训练，如计算，运用设计资料、手册、图纸、标准、规范绘图和编写说明书。
（1）,设计任务书
08船机专业“机械设计基础”课程设计任务书学生姓名高嵩班级08船机（2）班学号081220238
1.设计题目；一级直齿圆柱齿轮减速器
减速器输出转速；{350——370——390——410——420r/min
减速器输出功率：{3.3——3.6——3.7——3.75_4.0}w
使用期限：{21600-21600-21600-21600-21600}h
(2).设计时限：一周
（3）.因完成的工作：减速器装配图一张2#图
设计说明书一份（A4打印纸.墨笔单面书写。
字迹工整，涂改无效。
封面目录齐全。
装订成册）
（２）设计说明及简图
齿轮对称布置，小齿轮略宽
20
20=501.7N
20=462.8。
机械设计大作业
机械设计大作业轴系设计报告姓名：学号：指导老师：日期：2012.5.19目录第一章设计任务 (3)第二章轴的结构设计 (4)第三章轴承寿命计算 (6)第四章轴强度的校核 (10)第五章Simulation (12)心得体会 (13)参考文献 (13)附录 (14)第一章设计任务图示二级斜齿圆柱齿轮减速器。
已知中间轴Ⅱ传递功率P= 35kW，转速n2 = 300r/min；z2 = 103，mn2 = 6，β2 = 12°, 宽度b2 = 210mm; z3 = 21，mn3 = 8，β3 = 8°，b3 = 140mm。
轴材料：45钢调质。
图1.1 设计任务设计轴Ⅱ结构，生成工程图和装配图。
第二章 轴的结构设计2.1选择轴的材料：45号钢，调质处理，硬度217~255HBS 。
由表19.1查得对称循环弯曲许用应力[]-1σ=180MPa 。
2.2初步计算轴直径：取β=0，A=110，得min d 11053.5mm === 因为轴上需要开键槽，会削弱轴的强度。
故将轴径增加4%~5%，取轴的最小直径为55mm 。
2.3 轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的布置方案主要部件有轴承（一对）、轴套、轴上齿轮，根据他们之间的装配方向、顺序和相互关系，轴上零件布置方案如图2.1所示。
图2.1 轴上零部件布局（2） 轴上零件的定位及轴的主要尺寸的确定1） 轴承的选择：根据前面已经得到的初步计算的轴直径，d=55，出于安全考虑，轴的最小直径选为65mm ，根据轴的受力，选取7213C 角接触滚动轴承，其尺寸d D B ⨯⨯为6512023mm mm mm ⨯⨯，与其配合轴段的轴径为55mm （配合为k ）。
2） 齿轮、轴承以及轴套的定位：轴的中部设置轴环，宽度为20mm,用于定位两个齿轮。
齿轮2齿宽为210mm ，配合轴段应比齿宽略短，取L=208mm 。
同样的，右边的齿轮3齿宽为140mm ，配合轴段取为138mm 。
哈工大机械设计大作业-轴系部件-5.1.3
一、设计题目设计带式运输机中的齿轮传动：带式运输机的传动方案如下图所示，机器运行平稳、单向回转、成批生产，其他数据参见下方表格。
二、选择齿轮材料、热处理方式、精度等级考虑到带式运输机为一般机械，且仅有一级齿轮减速传动，故大、小齿轮均选用40Cr 合金钢，调质处理，采用软齿面。
大小齿面硬度为241~286HBW，平均硬度264HBW。
由要求，该齿轮传动按8级精度设计。
三、初步计算传动主要尺寸本装置的齿轮传动为采用软齿面开式传动，齿面磨损是其主要失效形式。
其设计准则按齿根疲劳强度进行设计，并考虑磨损的影响将模数增大10%~15%。
齿根弯曲疲劳强度设计公式;m≥2KT1ϕd z12∙Y F Y s Yε[σ]F 3式中Y F——齿形系数，反映了轮齿几何形状对齿根弯曲应力σF的影响。
Y s——应力修正系数，用以考虑齿根过度圆角处的应力集中和除弯曲应力以外的其它应力对齿根应力的影响。
Yε——重合度系数，是将全部载荷作用于齿顶时的齿根应力折算为载荷作用于单对齿啮合区上界点时的齿根应力系数。
[σ]F——许用齿根弯曲应力。
1.小齿轮传递的转矩T1=9.55×106×P1 n1p1=η1η2P d根据参考文献[2]表9.1，取η1=0.96，η2=0.97。
由此P1=η1η2P d=0.96×0.97×3=2.7936KWT1=9.55×106×P1n1=9.55×106×2.79369602=55581N∙mm2.齿数Z的初步确定为了避免根切，选小齿轮z1=17，设计要求中齿轮传动比i=n1n w =960/2110=4.3636，故z2=i×z1=4.3636×17=74.1818，取z2=75。
此时的传动比误差为ε=i−i0×100%=4.3636−75/17×100%=1.1%<5%满足误差要求，故可用。
机械设计大作业
原理方案的设计：小型清扫车的机电系统设计分为四个部分：驱动设计；传动系统的设计；执行部分，和测控部分。
最终装配成一部小型清扫车。
电动汽车驱动系统由能源供给系统、电子驱动系统和机械传动系统组成.选择最佳的驱动系统是设计电动汽车的关键，而电动机的性能直接决定着驱动系统的性能，所以电动机的选择成为设计电动汽车驱动系统的主要基础。
在本文中，以交流三相感应电机驱动后轮的手推电动修剪机为研究对象，聚焦于其驱动系统的设计，实现其以低速在草坪上修剪的最基本功能，主要在以下几个方面进行了理论分析研究及设计。
驱动部分传动部分执行部分测控部分(1) 驱动方式：驱动部分相当于人的心脏，位系统提供能量，其功能载体为各种形式的原动机。
驱动部分接受测控部分发出的控制指令和信号，驱动执行部分工作。
修剪机以蓄电池能源，只要有电能的供应，电动车就有了取之不尽的动力源泉，不受石油资源的限制。
而电能的获得可以利用核能、水力、风力、太阳能等多种形式的原始能源。
特别对于我国，水利资源和风力发电等清洁能源的潜在发电量是相当高的，如果能有效地利用这些能源，不仅有利于环保，节约宝贵的石油资源，解决全球面临的石油资源枯竭危机，而且更符合我国经济的可持续发展的战略。
(2) 传动系统的设计：齿轮传动传动比稳定、效率高、结构紧凑、工作可靠、寿命长。
根据所设计的传动方案，选择大小齿轮的类型，材料并计算出大小齿轮的参数。
齿轮轴受弯曲和扭转复合应力作用，但载荷和转速均不高，冲击载荷也不大，所以具有一般综合机械性能即可满足要求。
选择齿轮轴的材料，并对其进行强度校核。
(3) 执行部分：执行部分相当于人的手足，各种机器以不同的执行元件完成执行功能，达到他们的工作目的。
（4）测控部分：测控部分具有传感和控制功能。
传感部分相当于人的眼，耳，鼻子等感觉器官。
他把机器工作过程中的各种参数和状况监测出来，变成可测定和控制的物理量，传到信息处理部分。
一、驱动方式选择按发动机和各组成部分相对位置的不同，现代汽车的布置与驱动方式。
机械设计学大作业模板
机械设计学课程作业目录第1章项目规划 (1)1.1 项目背景分析 (1)1.2 设计任务书 (1)第2章功能分析 (2)2.1 设计任务分析 (2)2.1.1 总功能提炼 (2)2.1.2 系统边界确定 (2)2.2 功能分析 (2)2.2.1 功能分解 (2)2.2.2 确定功能结构 (2)第3章系统原理方案设计 (3)3.1 功能单元求解 (3)3.2 系统原理方案确定 (3)3.2.1 系统原理方案求解 (3)3.2.2 方案评价 (3)3.2.3 系统原理方案确定 (3)第4章总体设计 (4)4.1 机构简图 (4)4.2 结构草图 (4)第5章总结 (5)第1章项目规划1.1项目背景分析随着生活节奏的加快，速食食品越来越多的为大众所接受。
自助火锅在这种前景下应运而生。
速食肉丸的需求越来越大。
普通的人工做肉丸已满足不了这种需求。
肉丸成型机的设计需求呼之而出。
肉丸成型机所做肉丸，不仅能满足店家要求，而且可做为食品厂商的选择，为普通家庭提供速冻系列肉丸，市场前景一片光明。
1.2设计任务书设计任务书设计要求生产率Q=200-250个/分肉丸直径 d=25~30mm第2章功能分析2.1设计任务分析2.1.1总功能提炼把调制好的肉浆用小勺制成肉丸2.1.2系统边界确定系统黑箱2.2功能分析2.2.1功能分解功能树主功能———分功能———2.2.2确定功能结构功能结构图第3章系统原理方案设计3.1功能单元求解3.2系统原理方案确定3.2.1系统原理方案求解系统原理方案形成方案初选3.2.2方案评价3.2.3系统原理方案确定第4章总体设计4.1机构简图4.2结构草图第5章总结。
机械设计大作业-生活中的机械设计
生活中的机械设计1.带传动（录音机）如图：图中1、2、3、4轮的传动运用了带传动的方式，图中红线为带的形状。
据观察，录音机中运用的应该是平带，并不是课程中所学的传动性能较好的V带。
图中带124为松边，134为紧边。
该装置所受拉紧力并不是很大，故应尽量避免带打滑，如若打滑会对磁带的录制和播放造成很大的影响。
2.链传动（自行车车链）如今的自行车链条与老式的链条相比有了很大的区别，因为现代的性能比较好的自行车都是可变速的自行车，因此链条具有了更多移动和变化的要求。
当年的自行车，掉链子是最平常的问题，但很少会说有链条需要更换的情况。
对于当年的单速车来说，链线平直，链条宽大，飞轮牙盘的齿牙厚实高耸，即使在非常长时间的使用后链条有一定拉伸，也不会对传动系统造成太大影响，自然也不会有换链条一说。
但是今天的自行车自行车花鼓的开档并没有太大的变化，而变速的增多，就会导致飞轮和链条强度的降低。
而日常使用中的不正确保养，比如过多的链条油，或基本不上链条油，用具有腐蚀性的清洁剂清洗等都会对链条寿命造成影响。
自行车链条最重要的参数是链条的长度，因为这会影响自行车掉链子的频率。
要保证链条减小掉链子的次数，最重要的就是要保证“啮合”，即保证链条与后齿轮啮合，将链条卡住前齿轮下方的几个卡扣上。
3.齿轮传动（机械手表）机械手表中的齿轮传动十分精密和复杂，麻雀虽小五脏俱全，据我查资料了解，钟表齿轮主要部分有：转子轮、传动轮、分轮、过轮、时轮。
这些齿轮大多数采用的是直齿圆柱齿轮（厚度很小）。
由于齿轮很小很薄，于是加工精度成了很大的问题。
钟表的齿轮具有很多的要求，可以分别通过下边的部分来实现：⑴转动灵活要求齿轮传动不发卡和传动效率高,因为钟表齿轮传递的力矩小，使机械钟表容易出现停走现象故有必要提高其传动效率,使钟表齿轮传动灵活. （2）能量传动效率高，齿轮耐磨性能好。
钟表齿轮要求能量传递效率高。
由于常常工作在润滑不良条件下,一般没有润滑系统，往往是定期加油或清洗时加油,有的齿轮还经常工作在半干摩擦状态，因此容易磨损,希望齿轮耐磨损性能好，而且磨损均匀。
哈工大机械设计大作业_齿轮传动方案5.1.1
1.18%
5%
i
5.93
显然满足要求。 3)齿宽系数 d 的确定 由于大齿轮在轴承上为对称布置，软齿面，由参考文献 1 表 8.6 查得，选取齿宽系数
d 1.0 4)载荷系数 K 的确定
K KAKv K K 此时各系数无法选择。初选 Kt 1.3 。 5)齿形系数 YF 和应力修正系数 Ys 首先，假设齿轮变位系数为 0。由参考文献 1 图 8.19 查得齿形系数：
下面初步确定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。齿根弯曲疲劳强度 设计公式
m
3
2KT1 d z12
YFYsY [ ]F
式中： YF ——齿形系数，反映了轮齿几何形状对齿根弯曲应力 F 的影响；
Ys ——应力修正系数，用以考虑齿根过度圆角处的应力集中和除弯曲应力以外的其
..
..
..
..
.
SF 1.25 小齿轮与大齿轮的应力循环次数可按下式计算
式中: n——齿轮转速，r/min；
.
..
.
目录
一.选择齿轮材料、热处理方式、精度等级…………………………02 二.初步计算传动主要尺寸……………………………………………02
1)小齿轮传递的转矩 T1 ……………………………………………03 2)齿数的初步确定…………………………………………………03 3)齿宽系数d 的确定………………………………………………04 4)载荷系数 K 的确定………………………………………………04 5)齿形系数 YF 和应力修正系数 Ys …………………………………04 6)重合度系数 Y 的确定……………………………………………04 7)许用弯曲应力的确定……………………………………………04 8)初算模数…………………………………………………………05 三.计算传动尺寸………………………………………………………05 1)计算载荷系数 K…………………………………………………05 2)圆整 m……………………………………………………………06 3)计算传动尺寸……………………………………………………06 四.齿面接触疲劳强度的校核………………………………………06 五.大齿轮结构尺寸的确定……………………………………………07 1）齿轮结构型式的确定……………………………………………07 2）轮毂孔径的确定…………………………………………………07 3）齿轮结构尺寸的确定……………………………………………08 参考文献：……………………………………………………………08
机械设计大作业
0ห้องสมุดไป่ตู้
很大 0 1.25mm 3mm
误差分析
由实测值和理论值对比计算可知，螺栓的螺纹伸出 长度a误差很大，很可能是由于人为因素造成的，但 是由于其伸出长度对螺栓承载能力影响较小，故即 使有较大的尺寸误差，但并不影响紧固件的使用。
强度计算
强度计算
强度计算
机设大作业
地脚螺栓
用途
对路灯底座进行紧固，使其与地面紧实连接，并且 能够承受外界（风、雪、人等）因素带来的压力与 弯矩，以保证设备及人身安全
尺 寸 实 测
数据记录
螺栓： 公称直径D：16mm 螺纹伸出长度a：18/38mm
螺母： 公称直径D：16mm 螺母参数e：28mm 螺母参数s：21mm
其他参数： 4个螺栓的间隔b：20mm/20.5mm
螺栓型号： GB/T799 M16
实测值与查设计手册数值对比
实测值 螺栓 螺母(薄螺 母）
手册值
误差
公称直径D
螺纹伸出长度a 公称直径D 螺母参数e 螺母参数s
16mm
18/38mm 16mm 28mm 21mm
16mm
3.2~4.8mm 16mm 26.75mm 24mm
机械设计大作业题目(补充中)
机械设计大作业题目
1．机械设计现代设计方法在机械设计中的应用：要求应用一种或多种现代设计方法于具体的设计中。
2．剪式千斤顶的设计：要求有三维模型，二维装配图、零件图和设计说明书。
3．用有限元的方法进行螺栓组的强度计算。
4．列举一个胀紧连接或型面连接在机器中的具体应用，并建立其三维模型。
5．CVT无级变速器工作原理：要求用三维模型说明，最好能有动画说明。
6．变速自行车的变速原理及换挡装置：要求用三维模型说明，最好能有动画说明。
7．齿轮三维参数化建模：输入参数即可生成三维模型。
8．齿轮轮齿齿根弯曲应力或齿面接触应力的有限元分析。
9．齿轮轮齿修形分析和研究或优化设计。
10．直齿锥齿轮的加工方法及直齿锥齿轮的三维建模。
11．滑动轴承的具体应用实例：要求写出六个以上不同原因的应用实例，附图片说明。
哈工大_机械设计_大作业_V带传动设计5.1.2
五确定带轮的基准直 ……………………………………………………………3
六验算带的速度………………………………………………………………………………4
七确定中心距a和V带基准长 …………………………………………………………4
八计算小轮包 ……………………………………………………………………………4
取L=68； ，取 =80mm;
十三参考文献
[1]机械设计王黎钦陈铁鸣主编哈尔滨工业大学出版社
[2]机械设计课程设计王连明 宋宝玉主编 哈尔滨工业大学出版社
四选择带的型号
查看参考文献1图7.11可选取A型带。
五确定带轮的基准直径
查参考文献1表7.7可得V带带轮最小基准直径 知A型带 =75mm,又由参考文献1表7.3选取
小带轮基准直径： ；
大带轮基准直径：
查教材表7.3选取大带轮基准直径 ；
其传动比误差 ，故可用。
六验算带的速度
式中 ；
——小带轮基准直径；
即v=6.28m/s< =25m/s,符合要求。
七确定中心距a和V带基准长度
根据： 初步确定中心距
0.7 （125+250） 2 （125+250）;
262.5 750
考虑到应使结构紧凑，选取中心距 =300mm
初算带的基准长度 ：
式中 ——带的标准基准长度；
——带的初算基准长度；
——初选中心距；
查参考文献1表7.2普通带基准长度 及长度系数 确定
由式 计算功率增量 ；
其中 ——弯曲影响系数；
——传动比系数；
查参考文献1表7.4得 = ；
哈工大机械设计大作业轴系设计5.1.2
Harbin Institute of Technology大作业设计说明书课程名称：机械设计设计题目：轴系部件设计设计时间：2017.12哈尔滨工业大学设计任务原始数据如下：有冲击，室内工作，机器成批生产一．选择轴的材料、热处理方式因传递功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，故选用45号钢，调制处理。
二.按扭转强度估算轴径由大作业四P=3.84KW ，n =480r/min ，对于转轴，扭转强度初算轴径，查参考文献[1]表10.2得C =106~118，考虑轴端弯矩比转矩小，故取 C =106，则mm n P c d 2.2148084.310633min =⨯== 其中P ——轴的传递功率 n ——轴的转速C ——由许用扭转剪应力确定的系数由于考虑到轴的最小直径处要安装大带轮或小齿轮有键槽存在，故将其扩大为1.05倍，得mm d 26.222.2105.11=⨯≥，按标准GB2822-81的R10圆整后取d=25mm 。
三．设计轴的结构3.1确定机体和轴的结构形式箱体内无传动件，不需经常拆卸，箱体采用整体式。
由轴的功能可知，该轴应具有带轮、齿轮的安装段，两个轴承的安装段以及两个轴承对外的密封段，共7段尺寸。
由于没有轴向力的存在，且载荷、转速较低，故选用深沟球轴承。
由于传递功率小，转速不高，发热小，故轴承采用两端固定式。
由于轴转速较低，且两轴承间无传动件，所以采用脂润滑、毛毡圈密封。
确定轴的草图如图1所示：图1 确定轴的草图3.1．阶梯轴各部分直径的确定1) 轴段1和7轴段1和轴段7分别安放大带轮和小齿轮，所以其长度由带轮和齿轮轮毂长度确定，而直径由初算的最小直径得到。
所以，mm d d 2571==。
2) 轴段2和6轴段2和轴段6的确定应考虑齿轮、带轮的轴向固定和密封圈的尺寸。
由参考文献[3]图10.9计算得到轴肩高度mm h d d d )30~5.28(21162=⨯+==由参考文献[3]表14.4取毡圈油封直径mm d 29=，取轴径mm d d 3062==。
哈工大机械设计大作业
哈工大机械设计大作业哈尔滨工业大学机械设计大作业：汽车零部件设计引言：本次机械设计大作业的题目是汽车零部件的设计，本文将详细介绍该零部件的设计需求、设计方案、设计计算以及制造工艺等相关内容。
一、设计需求：该汽车零部件是一种在车辆发动机舱内起到隔热保温作用的零部件，其要求具备以下特点：1.具备良好的隔热保温性能，能够有效降低发动机舱内的温度。
2.具备良好的耐高温性能，能够在高温环境下长时间稳定工作。
3.具备较高的强度和刚度，能够承受汽车运行时的振动和冲击力。
二、设计方案：为了满足上述设计需求，我们选择使用陶瓷材料作为该零部件的材料，该材料具备良好的隔热性能和耐高温性能，并且具备较高的强度和刚度。
三、设计计算：1.隔热性能计算：根据该零部件的尺寸和所使用的陶瓷材料的导热系数，计算出其热传导率，进而计算出其隔热性能。
2.强度计算：根据该零部件所承受的力和所使用的陶瓷材料的弹性模量，计算出其应力和变形情况，进行强度计算。
3.刚度计算：根据该零部件所承受的力和所使用的陶瓷材料的弹性模量，计算出其刚度，并与设计要求进行对比。
四、制造工艺：1.材料选取：根据设计方案选择合适的陶瓷材料，并进行材料实验验证其性能。
2.模具设计：根据零部件的几何形状设计合适的模具，并制造出模具。
3.注塑成型：使用模具对陶瓷材料进行注塑成型，并在合适的温度和压力条件下进行成型工艺。
4.烧结处理：对注塑成型后的零部件进行烧结处理，使其形状固定并获得良好的耐高温性能。
5.精加工：对烧结后的零部件进行精加工，如修磨、打磨等工艺，以达到设计要求的尺寸和表面质量。
五、结论：通过对该汽车零部件的设计需求、设计方案、设计计算以及制造工艺的详细论述，我们可以得出结论：1.该零部件的设计方案合理，能够满足设计需求。
2.该零部件所选用的陶瓷材料具备良好的隔热保温性能和耐高温性能。
3.该零部件的制造工艺合理，能够实现零部件的精确加工。
综上所述，本次机械设计大作业详细介绍了汽车零部件的设计需求、设计方案、设计计算以及制造工艺等内容，并得出了相应的结论。
机械制造装备及设计课程设计大作业
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机械设计作业第5答案之欧阳育创编
第五章螺纹联接和螺旋传动时间：2021.02.04 创作：欧阳育一、选择题5—1 螺纹升角ψ增大，则联接的自锁性C，传动的效率A；牙型角增大，则联接的自锁性A，传动的效率C。
A、提高B、不变C、降低5—2在常用的螺旋传动中，传动效率最高的螺纹是 D 。
A、三角形螺纹B、梯形螺纹C、锯齿形螺纹D、矩形螺纹5—3 当两个被联接件之一太厚，不宜制成通孔，且需要经常装拆时，往往采用 A 。
A、双头螺柱联接B、螺栓联接C、螺钉联接D、紧定螺钉联接5—4螺纹联接防松的根本问题在于C。
A、增加螺纹联接的轴向力B、增加螺纹联接的横向力C、防止螺纹副的相对转动D、增加螺纹联接的刚度5—5对顶螺母为A防松，开口销为B防松，串联钢丝为B 防松。
A、摩擦B、机械C、不可拆5—6在铰制孔用螺栓联接中，螺栓杆与孔的配合为B。
A、间隙配合B、过渡配合C、过盈配合5—7在承受横向工作载荷或旋转力矩的普通紧螺栓联接中，螺栓杆C作用。
A、受剪切应力B、受拉应力C、受扭转切应力和拉应力D、既可能只受切应力又可能只受拉应力5—8受横向工作载荷的普通紧螺栓联接中，依靠A来承载。
A、接合面间的摩擦力B、螺栓的剪切和挤压C、螺栓的剪切和被联接件的挤压5—9受横向工作载荷的普通紧螺栓联接中，螺栓所受的载荷为B；受横向工作载荷的铰制孔螺栓联接中，螺栓所受的载荷为A；受轴向工作载荷的普通松螺栓联接中，螺栓所受的载荷是A；受轴向工作载荷的普通紧螺栓联接中，螺栓所受的载荷是D。
A、工作载荷B、预紧力C、工作载荷+预紧力D、工作载荷+残余预紧力E、残余预紧力5—10受轴向工作载荷的普通紧螺栓联接。
假设螺栓的刚度C b与被联接件的刚度C m相等，联接的预紧力为F0，要求受载后接合面不分离，当工作载荷F等于预紧力F0时，则D。
A、联接件分离，联接失效B、被联接件即将分离，联接不可靠C、联接可靠，但不能再继续加载D、联接可靠，只要螺栓强度足够，工作载荷F还可增加到接近预紧力的两倍5—11重要的螺栓联接直径不宜小于M12，这是因为C。
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Harbin Institute of Technology机械设计大作业说明书大作业名称：机械设计大作业设计题目：轴系部件设计班级：设计者：学号：指导教师：张锋设计时间：2014·11·30哈尔滨工业大学目 录一、设计任务书∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 错误！未定义书签。
二、选择材料，确定许用应力 1三、估算轴径 错误！未定义书签。
四、轴的结构 错误！未定义书签。
4.1阶梯轴各部分直径的确定 24.2长度确定 3五、轴的受力分析 错误！未定义书签。
5.1画受力图∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 4 5.2计算支反力∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 4 5.3画弯矩图∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 错误！未定义书签。
5.4画转矩图∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 6六、校核轴的强度 8七、轴的安全系数校核计算 8八、校核键连接的强度∙∙∙∙∙∙∙∙∙ 10九、校核轴承的寿命∙∙∙∙∙∙∙∙∙10 ∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙十、轴上其他零件设计错误！未定义书签。
十一、轴承座结构设计错误！未定义书签。
十二、轴承端盖（透盖）12十三、参考文献∙∙∙∙∙∙∙∙∙错误！未定义书签。
∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙∙一、设计任务书图1带式运输机的传动方案如图1所示，机器工作平稳、单向回转、成批生产，其它数据见表1。
方案电动机工作功率P A/KW 电动机满载转速n m/(r/min)工作机的转速n w/（r/min）第一级传动比i1轴承座中心高H/mm最短工作年限工作环境5.1.3 3 960 110 2 180 5年2班室外、有尘表1 选择轴的材料由于传递功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用材料45钢，调制处理。
三、初算轴径按照扭矩初算轴径 3Pd C n ≥式中：d ————轴的直径，mm ；P ————轴传递的功率，KW ；n ————轴的转速，r/min;C ————由许用扭转剪应力确定的系数，查各种机械设计教材或机械设计手册。
根据参考文献[1]中表9.4查得C=118~106，取C=1100.960.993 2.8512P KW KW =⨯⨯=所以： 19.921d mm ≥本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大5%，即19.998(15%)mm 20.988d mm ≥⨯+=按照GB/T 2822-2005的20a R 系列圆整，取22d mm =。
四、结构设计由于本设计中的轴需要安装带轮、齿轮、轴承等不同的零件，并且各处受力不同，因此，设计成阶梯轴形式，共分为七段。
以下是轴段的草图：图2轴段⑦ 轴段⑥ 轴段⑤ 轴段④ 轴段③ 轴段② 轴段①4.1阶梯轴各部分直径的确定4.1.1轴段1和轴段7轴段1和轴段7分别安放大带轮和小齿轮，所以其长度由带轮和齿轮轮毂长度确定，而直径由初算的最小直径得到。
所以，1722d d mm ==4.1.2轴段2和轴段6轴段2和轴段6的确定应考虑齿轮、带轮的轴向固定和密封圈的尺寸。
由参考文献[1]图9.8计算得到轴肩高度(0.070.1)(0.070.1)22mm (1.54 2.2)h d mm ==⨯=()()2612222 1.54 2.225.08~26.4d d d h mm ==+⨯=+⨯=查机械设计手册，可选用唇形圈密封GB13871-92中的轴径为25mm ，大径D=40mm ，则轴段2和轴段6的直径可取为2625d d mm ==4.1.3轴段3和轴段5轴段3和轴段5安放轴承，尺寸由轴承确定。
考虑到齿轮受轴向力，轴承类型选用接触球轴承。
现初选轴承型号为7306C ，查轴承手册，内径d=30mm ，外径D=72mm ，宽度B=19mm ，定位轴肩直径d a =37mm ，轴上安装轴承的定位端面的圆角半径r a =1mm ，故轴段3和轴段5的直径3530d d mm ==4.1.4轴段4轴段4在两轴承座之间，其功能为定位固定轴承的轴肩，故437a d d mm ==。
4.2阶梯轴各轴段长度及跨距的确定4.2.1轴段4轴3(23)(23)30(6090)L d mm ==⨯=段4在两轴承座之间，两端支点间无传动件，应该首先确定该段跨距L 。
一般，取80L mm =。
则轴段4长度42(80215)50l L a mm =-=-⨯=。
4.2.2轴段3和轴段5轴段3和轴段5安装轴承，轴段长度与轴承内圈宽度相同，故3519l l B mm ===。
4.2.3轴段2和轴段6轴段2和轴段6的长度和轴承盖的选用及大带轮和小齿轮的定位轴肩的位置有关系。
选用嵌入式轴承端盖，取轴承盖凸缘厚度10e mm =，12m mm =，箱体外部传动零件的定位轴肩距轴承端盖的距离15K mm =，则轴段6长度610121537l m e K mm =++=++=由于大带轮较大，设计成腹板式结构，故轴段2长度266()39.522B L l l l mm --=+=+=带轮宽度轮毂宽度4.2.4轴段1和轴段7轴段1和7分别安装大带轮和小齿轮，但为固定大带轮与小齿轮，且避免重复定位，故轴段1长度1258l L mm =-=，轴段7长度7226l b mm =-=。
五、轴的受力分析5.1画轴的受力简图轴的受力简图、弯矩图、转矩图如图3。
5.2计算支反力传递到轴系部件上的转矩66111 2.85129.55109.551056727480P T N mm N mm n =⨯⨯=⨯⨯⋅=⋅齿轮圆周力1122567271623.8369.868t T F N N d ⨯===齿轮径向力20607.26cos cos13.271623.893n t r tan tan F N N αβ⨯︒===︒F 齿轮轴向力tan 1623.83tan13.279383.23a t F F N N β==⨯︒=带轮压轴力1166Q N =带初次装在带轮上时，所需初拉力比正常工作时大得多，故计算轴和轴承时，将其扩大50%，按1749Q N =计算。
在水平面上()71231222383.231749134607.2654222572.3780a r H d F Q L L F L R N N L ⨯+⨯+-⨯⨯+⨯-⨯=== 21(2572.37+1749+607.26)N=-216.11H H r R R Q F N =-++=-在垂直平面上3121623.83541096.0980t V F L R N N L ⋅⨯===()21(1623.831096.09)N 2719.92V t V R F R N =-+=-+=-所以轴承1的径向载荷22221112572.371096.092796.16r v H F R R N N =+=+=轴承2的径向载荷2222222(2719.92)(216.11)2728.49r v H F R R N N =+=-+-=接触球轴承内部轴向力110.40.42796.161118.46s r F F N N ==⨯=220.40.42728.491091.40s r F F N N ==⨯=经计算得221091.4a s F F N ==22(1091.4383.23)N 708.17a s a F F F N =-=-=查参考文献[1]得12121,0X X Y Y ====即当量动载荷11222796.16,2728.49r r F F N F F N ====5.3画弯矩图竖直面上，Ⅱ-Ⅱ截面处弯矩最大max 31623.835487686.82t M F L N mm N mm =⨯=⨯=∙水平面上，I-I 截面处弯矩最大，1126802.5IH M QL N mm ==⋅ II-II 截面处的弯矩为331024.532792.04IIH r M F L N mm N mm ==⋅=⋅；合成弯矩，I-I 截面： 22126802.5I IH IV IH M M M M N mm =+==⋅II-II 截面：2222max 32792.0487686.8293617.8II IIH M M M N mm =+=+=⋅竖直面上和水平面上的弯矩图，及合成弯矩图如图3所示5.4画转矩图作用在轴上的转矩为大带轮的输入转矩66111 2.85129.55109.551056727480P T N mm N mm n =⨯⨯=⨯⨯⋅=⋅转矩图如图3所示图3 轴的受力简图、弯矩图、转矩图六、校核轴的强度I-I 截面既有弯矩又有转矩，且弯矩最大，为危险截面。
按弯扭合成强度计算。
按参考文献[1]中式9.3得[]2222111126802.50.3567274447.385527005400e b T M T MPa MPaW W ασσ-⎛⎫⨯⎛⎫⎛⎫⎛⎫=+=+⨯=≤= ⎪ ⎪ ⎪ ⎪⎝⎭⎝⎭⎝⎭⎝⎭式中：1M ——1-1截面处弯矩，1126802.5M N mm =⋅；T ——1-1截面处转矩，156727T N mm =⋅；W ——抗弯剖面模量，由参考文献[1]表9.6，33350.10.1302700W d mm ==⨯=；T W ——抗扭剖面模量，由参考文献[1]表9.6；33350.20.2305400T W d mm ==⨯=；α——根据转矩性质而定的折合系数，对于不变的转矩，3.0=α；[]b 1-σ——对称循环的许用弯曲应力，由参考文献[1]表9.7，[]155b MPa σ-=。
因此，校核通过 七、轴的安全系数校核计算 弯曲应力：1126802.546.962700b M MPa W σ=== 46.96,0a b m MPa σσσ===,扭剪应力：15672710.515400T T T MPa W τ===10.515.2622Ta m MPa τττ====由参考文献[1]式9.4、9.5、9.6得，13002.62.06546.960.200.920.91a mS K σσσσσσψσβε-===⨯+⨯+⨯115513.541.75.260.1 5.260.920.89a mS K ττττττψτβε-===⨯+⨯+⨯[]22222.613.54 2.55 1.5~1.82.613.54S S S S S S στστ⋅⨯===≥=++式中：σS ——只考虑弯矩时的安全系数； τS ——只考虑转矩时的安全系数；1-σ、1-τ——材料对称循环的弯曲疲劳极限和扭转疲劳极限，由参考文献[1]表10.1，45号钢调质处理，11300,155MPa MPa στ--==；τσK K 、——弯曲时和扭转时轴的有效应力集中系数，由参考文献[1]附表9.10、附表9.11， 2.065, 1.7K K στ==；τσεε、——零件的绝对尺寸系数，由参考文献[1]表9.12，0.91,0.89στεε==；β——表面质量系数，，由参考文献[1]表9.8,9.9得，92.0=β；στψψ、——把弯曲时和扭转时轴的平均应力折算为应力幅的等效系数，碳素钢0.1~0.2σψ=，取0.2；0.05~0.1τψ=，取0.1。