哈工大机械设计大作业方案
哈工大_机械设计大作业_轴系部件设计_5.3.5
Harbin Institute of Technology机械设计大作业题目：轴系部件设计院系：机电工程学院班级：指导老师：姓名：学号：©哈尔滨工业大学目录一、材料选择 (3)二、初算轴径 (4)三、轴系结构设计 (4)3.1轴承部件的结构型式及主要尺寸 (4)3.2及轴向固定方式 (4)3.3选择滚动轴承类型 (4)3.4 轴的结构设计 (5)3.5 键连接设计 (5)四、轴的受力分析 (6)4.1 画出轴的结构和受力简图 (6)4.2 计算支承反力 (6)4.3 画出弯矩图 (7)4.4 画出扭矩图 (7)五、校核轴的强度 (8)六、校核键连接强度 (9)七、校核轴承寿命 (9)7.1 当量动载荷 (9)7.2 校核轴承寿命 (9)八、轴上的其他零件 (10)8.1 毡圈 (10)8.2 两侧挡油板 (10)8.3 轴承端盖螺钉连接 (10)九、轴承端盖设计 (10)9.1 透盖 (10)9.2 轴承封闭端盖 (10)十、轴承座 (10)十一、参考文献 (11)轴系部件设计任务书题目: 设计绞车（带棘轮制动器）中的齿轮传动高速轴轴系部件结构简图见下图:。
原始数据如下：室内工作、工作平稳、机器成批生产一、材料选择通过已知条件和查阅相关的设计手册得知，该传动机所传递的功率属于中小型功率。
因此轴所承受的扭矩不大。
故选45号钢，并进行调质处理。
二、初算轴径对于转轴，按扭转强度初算直径：min d C ≥其中2P ——轴传递的功率，=2 3.0P KW m n ——轴的转速，r/min ，296.5/min m n r =C ——由许用扭转剪应力确定的系数。
查表10.2得C=106～118，考虑轴端弯矩比转矩小，取C=106。
≥=⨯=min d 10622.93Cmm由于考虑到轴的最小直径处要安装大带轮，会有键槽存在，故将其扩大5%，得min d 1.0524.07k d mm ≥⨯=，按标准GB2822-81的10R 圆整后取125=d mm 。
哈工大_机械设计_大作业_齿轮传动设计
哈工大_机械设计_大作业_齿轮传动设计哈工大_机械设计_大作业_齿轮传动设计哈尔滨工业大学机械设计大作业设计计算说明书目录一任务书…………………………………………………1 二选择齿轮材料、热处理方式、精度等级…………1 三初步计算传动主要尺寸……………………………1 四计算传动尺寸………………………………………4 五大齿轮结构尺寸的确定……………………………5 六参考文献……………………………………………7 一、设计任务原始数据如下：有冲击，室内工作，机器成批生产方案Pd（KW）轴承座中心高H（mm）最短工作年限L 工作环境FC 5.3.2 2.2 935 60 3 210 8年3班室内40% 二、选择齿轮材料、热处理方式、精度等级带式输送机为一般机械，且要求成批生产，故毛坯需选用锻造工艺，大小齿轮均选用45号钢，采用软齿面。
由参考文献1表8.2查得：小齿轮调质处理，齿面硬度为217~225HBS，平均硬度236HBS；大齿轮正火处理，齿面硬度162~217HBS，平均硬度190HBS。
大、小齿轮齿面平均硬度差为46HBS，在30~50HBS范围内，选用8级精度。
三、初步计算传动主要尺寸因为齿轮采用软齿面开式传动，齿面不会发生疲劳点蚀，因此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式中——齿形系数，反映了轮齿几何形状对齿根弯曲应力的影响——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。
——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——许用齿根弯曲应 1.小齿轮传递的转矩式中——带轮的传动效率——对滚动轴承的传递的功率由参考文献2，取，，代入上式，得所以，2.载荷系数的确定由于值未知，不能确定，故可初选= 1.1 ~ 1.8 ，这里初选= 1.4 3.齿宽系数的确定由参考文献1表8.6，选取齿宽系数 4.齿数的初步确定初选小齿轮=17 设计要求中齿轮传动比，故圆整后，取=88，此时传动比误差5.齿形系数和应力修正系数由参考文献1图8.19查得齿形系数，由参考文献1图8.20查得应力修正系数，6.重合度系数的确定对于标准外啮合齿轮传动，端面重合度式中、——齿数把= 17 ，= 88，代入上式得根据经验公式，确定7.许用弯曲应力的确定式中——计入了齿根应力修正系数之后,试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限应力；当齿轮双侧工作时图中时值乘以0.7 ——安全系数；与疲劳点蚀相比，断齿的后果更为严重。
(机械制造行业)哈工大机械设计大作业——螺旋起重器
（机械制造行业）哈工大机械设计大作业——螺旋起重器哈工大机械设计大作业——螺旋起重器一、概述本次大作业的主题是设计一款螺旋起重器，旨在为机械制造行业提供一种高效、稳定、实用的起重设备。
螺旋起重器是一种通过旋转螺旋轴来提升或降低重物的机械设备，具有结构简单、操作方便、承载能力强等优点。
二、设计要求1.提升能力：最大提升重量为2吨，且在提升过程中不得出现明显的晃动或倾斜现象。
2.旋转速度：旋转速度应可调节，以便根据实际需要调整提升速度。
3.稳定性：设备应具备较高的稳定性，以保证在提升重物时不会发生明显的晃动或倾斜。
4.结构紧凑：设备结构应尽量紧凑，以减少占地面积和重量。
5.操作简便：设备应易于操作，控制精度高，以便实现高效准确的提升。
三、设计方案1.总体结构：螺旋起重器主要由旋转轴、螺旋杆、支撑架、电机和控制系统组成。
旋转轴通过轴承与支撑架连接，支撑架起到稳定和支撑整个设备的作用。
螺旋杆与旋转轴连接，通过旋转轴的旋转实现重物的升降。
电机和控制系统负责驱动旋转轴和调节旋转速度。
2.旋转轴设计：旋转轴是螺旋起重器的核心部件，它需要承受重物的重量和旋转时的扭矩。
因此，我们选择高强度钢材作为旋转轴的材料，并对其进行优化设计以提高其强度和刚度。
此外，我们在旋转轴上设置了一些加强肋和凸起，以提高其抗扭强度。
3.螺旋杆设计：螺旋杆是直接与重物接触的部件，其设计对设备的稳定性和提升能力有重要影响。
我们选择优质钢材作为螺旋杆的材料，并对其进行抛光和强化处理以提高其耐磨性和抗拉强度。
螺旋杆的长度和直径根据实际需要进行了优化设计，使其既能保证设备的稳定性，又能满足最大提升重量的要求。
4.支撑架设计：支撑架是整个设备的支撑结构，其稳定性直接关系到设备的性能。
我们采用高强度钢材制作支撑架，并对其进行优化设计以提高其抗弯强度和抗扭强度。
此外，我们还设置了多个支撑腿以增加设备的稳定性。
5.电机和控制系统设计：电机和控制系统是整个设备的驱动和控制中心。
哈工大机械设计大作业轴系部件设计完美版
（4）轴段1和轴段7：
轴段1和7分别安装大带轮和小齿轮，故根据大作业3、4可知轴段1长度 ，轴段7长度 。
（5）计算
， ，
， ，
4、轴的受力分析
4.1画轴的受力简图
轴的受力简图见图3。
4.2计算支承反力
传递到轴系部压轴力
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 计算。
图2
3.2选择滚动轴承类型
因轴承所受轴向力很小，选用深沟球轴承，因为齿轮的线速度小于2m/s，齿轮转动时飞溅的润滑油不足于润滑轴承，采用油脂对轴承润滑，由于该减速器的工作环境有尘，脂润滑，密封处轴颈的线速度较低，故滚动轴承采用唇形圈密封，由于是悬臂布置所以不用轴上安置挡油板。
3.3键连接设计
齿轮及带轮与轴的周向连接均采用A型普通平键连接，齿轮、带轮所在轴径相等，两处键的型号均为12 8GB/T 1096—1990。
4.4画转矩图……………………………………………………………6
五、校核轴的弯扭合成强度……………………………………………………8
六、轴的安全系数校核计算……………………………………………………9七、键的强度校核………………………………………………………………10
八、校核轴承寿命………………………………………………………………11
在水平面上：
在垂直平面上
轴承1的总支承反力
轴承2的总支承反力
4.3画弯矩图
竖直面上，II-II截面处弯矩最大， ；
水平面上，I-I截面处弯矩最大， ；
合成弯矩，I-I截面：
II-II截面： ；
竖直面上和水平面上的弯矩图，及合成弯矩图如图5.4所示
4.4画转矩图
哈工大机械设计大作业-齿轮传动方案5.1.1
哈⼯⼤机械设计⼤作业-齿轮传动⽅案5.1.1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T (03)12)齿数的初步确定 (03)3)齿宽系数φ的确定 (04)d4)载荷系数K的确定 (04)5)齿形系数Y和应⼒修正系数s Y (04)F的确定 (04)6)重合度系数Yε7)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)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图1所⽰，机器⼯作平稳、单向回转、成批⽣产，其他数据见表1。
图1表1 带式运输机中V 带传动的已知数据⽅案电动机⼯作功率电动机满载转速⼯作机的转速第⼀级传动⽐轴承座中⼼⾼最短⼯作年限⼯作环境5.1.1 3960901.81508年1班室外、有尘⼀.选择齿轮材料、热处理⽅式、精度等级由于运输机的⼤齿轮结构为对称式，齿宽系数d φ仅能取到1.左右。
由指导⼿册可知，本装置的齿轮传动为开式齿轮传动，导致在齿⾯解除疲劳强度校核时，对接触疲劳极限要求很⾼，故在本设计中采⽤硬齿⾯，⼤⼩齿轮均选⽤40Cr ，表⾯淬⽕处理。
由参考⽂献1表8.2查得齿⾯硬度为4855HRC 。
由参考⽂献2表16.1查得，齿轮可选⽤8级精度。
⼆.初步计算传动主要尺⼨因为齿轮采⽤软齿⾯开式传动，齿⾯磨损是其主要失效形式。
由于⽬前对于齿⾯磨损还⽆完善的计算⽅法，因此通常按齿根疲劳强度进⾏设计，然后考虑磨损的影响，⼀般将算的模数增⼤10%-15%之后再取标准值。
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13212[]F s Fd Y Y Y KT m z εσφ≥式中：F Y ——齿形系数，反映了轮齿⼏何形状对齿根弯曲应⼒F σ的影响；s Y ——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；Y ε——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； []F σ——许⽤齿根弯曲应。
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。
哈工大机械设计大作业
哈尔滨工业大学机械设计作业设计计算说明书题目: 轴系部件设计系别: 英才学院班号: 1436005姓名: 刘璐日期: 2016.11.12哈尔滨工业大学 机械设计作业任务书题目： 轴系部件设计设计原始数据：图1表 1 带式运输机中V 带传动的已知数据方案 d P （KW ） (/min)m n r(/min)w n r1i轴承座中心高H （mm ）最短工作 年限L 工作环境 5.1.2496010021803年3班室外 有尘机器工作平稳、单向回转、成批生产目录一、带轮及齿轮数据 (1)二、选择轴的材料 (1)三、初算轴径d min (1)四、结构设计 (2)1. 确定轴承部件机体的结构形式及主要尺寸 (2)2. 确定轴的轴向固定方式....................................... 错误!未定义书签。
3. 选择滚动轴承类型，并确定润滑、密封方式 .................. 错误!未定义书签。
4. 轴的结构设计................................................ 错误!未定义书签。
五、轴的受力分析 (4)1. 画轴的受力简图 (4)2. 计算支承反力 (4)3. 画弯矩图 (5)4. 画扭矩图 (5)六、校核轴的强度 (5)七、校核键连接的强度 (7)八、校核轴承寿命 (8)1. 计算轴承的轴向力 (8)2. 计算当量动载荷 (8)3. 校核轴承寿命 (8)九、绘制轴系部件装配图（图纸） (9)十、参考文献 (9)一、带轮及齿轮数据已知带传动输出轴功率P= 3.84 kW，转矩T= 97333.33 N·mm，转速n= 480 r/min，轴上压力Q = 705.23 N，因为原本圆柱直齿轮的尺寸不满足强度校核，故修改齿轮尺寸为分度圆直径d1 =96.000 mm，其余尺寸齿宽b1 = 35 mm，螺旋角β = 0°，圆周力F t = 2433.33 N，径向力F r = 885.66 N，法向力F n = 2589.50 N，载荷变动小，单向转动。
哈工大机械设计大作业5轴系部件设计
哈工大机械设计大作业5轴系部件设计哈工大机械设计大作业5轴系部件设计Harbin Institute of Technology 机械设计大作业说明书设计题目：轴系部件设计院系：班级：设计者：学号：指导教师：设计时间：目录一、设计任务书1 二、选择轴的材料2 三、初算轴径2 四、结构设计2 五、轴的受力分析4 六、校核轴的强度5 七、校核键连接的强度6 八、校核轴承的寿命7 九、轴上其他零件设计8 十、参考文献8 1、设计任务书任务书: 设计带式运输机中的齿轮传动高速轴的轴系部件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，原始数据见表1。
图 1 带式运输机传动方案表 1 带式运输机原始数据方案电动机工作功率（KW）电动机满载转速工作机的转速第一级传动比轴承座中心高H（mm）最短工作年限L 工作环境5.1.3 3 960 110 2 180 5年2班室外，有尘2、选择轴的材料因传递功率不大，且单向转动、无冲击，一般机械使用，对质量结构无特殊要求，所以选45钢，调质处理。
3、初算轴径对于转轴，按扭转强度初算轴径，查参考文献[1]表9.4得，弯矩较大故取转速功率则考虑到轴端有一个键槽，轴径加大5%，则4、结构设计 1. 轴承部件的结构型式箱体内无传动件，不需经常拆卸，箱体采用整体式。
由轴的功能决定，该轴至少应具有带轮、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，选用深沟球轴承，传递功率小，转速不高，发热小，轴承采用两端固定式。
轴低速旋转，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2 轴的草图2. 轴的伸出端（轴段1、7）由最小直径得由带轮和齿轮设计结构确定周向连接用A型普通平键，分别为，，GB/T 1096-2003 3. 轴段2、6 由参考文献[1]图9.8得得所以取 4. 轴段3、5 由参考文献[1]图9.8得得取由参考文献[2]表12.1初选轴承6207，查得、、，所以取5. 箱体与其他尺寸由参考文献[4]经验公式得跨距取，并取由于箱体内无润滑油（无传动件），可取小值，；选用整体式箱体，轴承盖凸缘厚为10mm；用M8螺栓连接轴承盖和箱体，为使螺栓头不与齿轮和带轮相碰，且因箱内无传动件箱体几乎不拆卸，K取小值，K=5mm。
哈工大机械设计大作业螺旋传动设计(千斤顶)
H a r b i n I n s t i t u t e o f T e c h n o l o g y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：螺旋传动设计班级：设计者：学号：指导教师：宋宝玉设计时间：2014·10·03哈尔滨工业大学目录1设计题目-------------------------------------------------------------------------------------------------------3 2螺母、螺杆选材----------------------------------------------------------------------------------------------3 3耐磨性计算-----------------------------------------------------------------------------------------------------3 4螺杆强度校核-------------------------------------------------------------------------------------------------3 5螺纹牙强度校核----------------------------------------------------------------------------------------------4 6螺纹副自锁条件校核---------------------------------------------------------------------------------------5 7螺杆稳定性校核----------------------------------------------------------------------------------------------5 8螺母外径及凸缘设计---------------------------------------------------------------------------------------6 9手柄设计--------------------------------------------------------------------------------------------------------6 10底座设计-------------------------------------------------------------------------------------------------------7 11各部分尺寸及参数-----------------------------------------------------------------------------------712参考资料-------------------------------------------------------------------------------------------------------81、设计题目螺旋起重器〔千斤顶〕已知条件：3.1.2起重量Q F =40KN ，最大起重高度H=200mm 。
哈工大机械设计_大作业_V带传动设计 (1)
H a r b i n I n s t i t u t e o f T e c h n o l o g y机械设计大作业题目：V带设计院系：能源科学与工程学院班级：1202104姓名：刘翼学号：1120200623指导教师：张锋©哈尔滨工业大学目录一 任务书 (1)二 选择电动机 (2)三 确定设计功率d P (2)四 选择带的型号 (2)五 确定带轮的基准直12d d d d 和 (2)六 验算带的速度 (3)七 确定中心距a 和V 带基准长d L (3)八 计算小轮包1 (3)九 确定 V 带Z (3)十 确定初拉0F (4)十一 计算作用在轴上的压Q (5)十二 带轮结构计 (5)十三 参考文献 (6)一哈尔滨工业大学 机械设计作业任务书题目:带式运输机结构简图见下图:原始数据如下：机器工作平稳，单向回转，成批生产方案 d P （KW ） (/min)m n r(/min)w n r1i轴承座中心高H （mm ）最短工作 年限L 工作环境 5.1.42.2940802.11605年2班室内、清洁二 选择电动机 由方案图表中的数据要求，查参考文献[2]表15.1 Y 系列三相异步电动机的型号及相关数据选择可选择Y112M-6。
可查得轴径为28mm,长为60mm. 三 确定设计功率d P设计功率是根据需要传递的名义功率、载荷性质、原动机类型和每天连续工作的时间长短等因素共同确定的，表达式如下：d A m P K P =式中 m P ——需要传递的名义功率A K ——工作情况系数，按表2工作情况系数A K 选取A K =1.2；已知设计功率为2.2KW 。
四 选择带的型号查看教材图7.11可选取A 型带。
五 确定带轮的基准直径12d d d d 和查表3. V 带带轮最小基准直径min d d 知A 型带min d d =75mm,又由教材表7.3选取小带轮基准直径：mm d d 1251=；大带轮基准直径：mm d i d d d 5.2621251.212=⨯=⋅= 查教材表7.3选取大带轮基准直径mm d d 2502=；其传动比误差%50476.0%1001.21252501.2<=⨯-=∆i 故可用。
哈工大-机械设计大作业-千斤顶(DOC)
哈工大-机械设计大作业-千斤顶(DOC)H a r b i n I n s t i t u t e o f T e c h n o l o g y机械设计大作业说明书设计题目：设计螺旋起重器院系：机电工程学院班级：1308xxx设计者：xxxxxx学号：11308xxxxxxx指导教师：xxxxxxx设计时间：xxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxx目录任务书 (3)一、选择螺杆、螺母的材料 (4)二、耐磨性计算 (4)三、螺杆强度校核 (4)四、螺母螺纹牙的强度校核 (5)五、自锁条件校核 (6)六、螺杆的稳定性校核 (6)七、螺母外径及凸缘设计 (7)八、手柄设计 (7)九、底座设计 (8)十、托杯等其他结构的设计 (8)十一、绘制螺旋起重器（千斤顶）装配图 (8)十二、参考文献 (9)哈尔滨工业大学机械设计作业任务书题目： 设计螺旋起重器设计原始数据：N F Q k 30=,H=180mm题号 起重量F Q /kN 最大起重高度H/mm3.1.1 30 180一、选择螺杆、螺母的材料螺杆采用45钢材质，由参考文献[1]表10.2查得抗拉刚度MPa 600b =σ，MPa 355s =σ。
螺母材料采用铝青铜ZCuAl10Fe3（考虑速度低）。
二、耐磨性计算QFF螺杆选用45钢，螺母选用铸造铝青铜ZCuAl10Fe3，由参考文献[2]表 5.8查得MPa p 25~18][=,从表 5.8的注释中可以查得，人力驱动时][p 值可加大20%，则MPa p 30~6.21][=，取MPa p 25][=。
按耐磨性条件设计螺纹中径2d ,选用梯形螺纹，则][8.02p F d Qψ≥。
由参考文献[1]查得，对于整体式螺母系数5.2~2.1=ψ，取2=ψ。
则mm mm p F d Q6.19252300008.0][8.02=⨯=≥ψ 式中：Q F ——轴向载荷，N; 2d ——螺纹中径，mm;][p ——许用压强，MPa 。
哈尔滨工业大学 机械设计 课程 大作业 螺旋起重机的设计 千斤顶 哈工大
哈尔滨工业大学机械设计课程大作业螺旋起重机的设计（最终版）设计人：段泽军学号： 1120810810院系：机电工程学院专业：机械设计制造及其自动化班级： 1208108目录机械设计大作业任务书.................................. - 1 -一，螺杆、螺母材料的选择 .............................. - 2 -二，耐磨性设计........................................ - 2 -三，螺杆强度设计...................................... - 2 -四，螺母螺纹牙强度校核................................ - 2 -五，自锁条件校核...................................... - 3 -六，螺杆的稳定性校核.................................. - 3 -七，螺母外径及凸缘设计................................ - 4 -八，手柄设计.......................................... - 4 -九，底座设计.......................................... - 6 -十，其他配件设计...................................... - 7 -十一，参考文献........................................ - 7 -哈尔滨工业大学机械设计大作业任务书题目：螺旋起重器的设计设计原始数据：题号起重量F Q/kN最大起重高度H/mm3.1. 130180F一，螺杆、螺母材料的选择螺杆采用45钢调质，参考GB/T 699知其抗拉强度=600MPa，屈服点=355MPa；考虑到速度低并且要求耐磨，参考GB/T 1176，螺母材料选用10-3铝青铜 ZCuAl10Fe3。
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。
哈尔滨工业大学机械设计大作业
哈尔滨工业大学机械设计作业设计计算说明书题目：设计螺旋起重器系别：机械设计制造及其自动化班号：姓名：日期：哈尔滨工业大学机械设计作业任务书题目：设计螺旋起重器设计原始数据：螺旋起重器是一种简单的起重装置，用手推动手柄即可提升重物。
它一般由底座、螺杆、螺母、托杯、手柄、或扳手等零件所组成。
已知数据：起重量：50kN 最大起重高度：150mm。
目录一、设计题目-----------------------------------------------------------------------------------------------------2二、螺母、螺杆选材-------------------------------------------------------------------------------------------2三、螺杆、螺母设计计算3.1 耐磨性计算-----------------------------------------------------------------------------------------------2 3.2 螺杆强度校核--------------------------------------------------------------------------------------------3 3.3 螺纹牙强度校核-----------------------------------------------------------------------------------------3 3.4 螺纹副自锁条件校核----------------------------------------------------------------------------------43.5 螺杆稳定性校核-----------------------------------------------------------------------------------------4四、螺母外径及凸缘设计------------------------------------------------------------------------------------5五、手柄设计----------------------------------------------------------------------------------------------------5六、底座设计----------------------------------------------------------------------------------------------------6七、其余各部分尺寸及参数---------------------------------------------------------------------------------7八、参考资料-----------------------------------------------------------------------------------------------------8一、 设计题目螺旋起重器（千斤顶）已知条件：起重量F Q =50KN ，最大起重高度H=150mm 。
哈工大机械设计基础大作业一
大作业计算说明书题目：平面连杆机构设计学院：英才学院班号：1236405班学号：**********姓名：***日期：2014年9月27日哈尔滨工业大学大作业任务书题目：平面连杆机构设计设计原始数据及要求：l为70mm，摆角ψ为35°，摇杆行程速比系设计一曲柄摇杆机构。
已知摇杆长度3∠，值数K为1.2，摇杆CD靠近曲柄回转中心A一侧的极限位置与机架间的夹角为CDA为50°，试用图解法设计其余三杆的长度，并检验（测量或计算）机构的最小传动角γ。
目录1.设计原始数据及要求 (1)2.设计过程 (1)2.1计算极位夹角θ2.2绘制机架位置线及摇杆的两个极限位置2.3确定曲柄回转中心2.4确定各赶长度2.5验算最小传动角γ3.参考文献 (2)1. 设计原始数据及要求设计一曲柄摇杆机构。
已知摇杆长度3l 为70mm ，摆角ψ 为35°，摇杆行程速比系数K 为1.2，摇杆CD 靠近曲柄回转中心A 一侧的极限位置与机架间的夹角为CDA ∠ ，值为50°，试用图解法[1]设计其余三杆的长度，并检验（测量或计算）机构的最小传动角γ 。
2.设计过程2.1计算极位夹角θ 1 1.2118018016.361 1.21K K θ--=︒=︒⨯=︒++ 式中，θ ——极位夹角；K ——摇杆行程速比系数。
2.2绘制机架位置线及摇杆的两个极限位置平面上任取一点D ，作一水平线AD 作为机架位置线，由∠CDA=50°和50ψ=︒ 确定CD 杆的两个极限位置。
并作CD=70mm 。
如图1所示：2.3确定曲柄回转中心曲柄的回转中心必在A ，C1,C2所在的圆上，只要确定该圆即可作出A 的位置。
由16.36θ=︒ 得出12C C 所对圆心角为∠C 1OC 2=32.72°，则∠OC 1C2=∠OC 2C 1=73.64°，作出该两角，即可确定圆心O 的位置。
作出圆O ，与机架位置线的左侧交点即为A 。
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Harbin Institute of Technology机械设计大作业说明书设计题目：轴系部件设计院系：材料科学与工程学院班级：电子封装设计者：姚明山学号：1132920112指导教师：张峰设计时间：2015.12.19目录目录 (1)任务书 (1)1选择轴的材料 (2)2初算轴径 (2)3 结构设计 (2)4轴的受力分析 (5)5校核轴的强度 (7)6校核键连接的强度 (7)7校核轴承的寿命 (8)参考文献 (9)任务书试设计齿轮减速器的输出部件。
已知输出轴功率P=2.7kW，转速n=80r/min，大齿轮齿数z2=81，齿轮模数m=3mm，齿宽B=80mm，小齿轮齿数z1=17，中心距a=150mm，半联轴器轮毂宽L=70mm，载荷平稳，工作环境多尘，三班工作制，使用3年，大批量生产。
12设计要求1. 轴系部件装配图一张（样图见图7.1和图7.2）2. 设计说明书一份，包括输出轴、输出轴上的轴承及键的校核计算1选择轴的材料因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用材料45钢，调质处理。
MPa 650=B δ，MPa 360=s δ。
2初算轴径对于转轴，按扭转强度初算轴径，查表11.4得C=106~118；考虑轴端弯矩比转矩小，故取C=106，则mm n P C d 26.34807.210633min =⨯==，考虑键槽的影响， 5.29mm 31.0334.26min =⨯=d 。
3 结构设计（1）轴承部件的结构形式为了方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式机构。
因传递的功率小，齿轮减速器效率高、发热小，估计轴不会长，故轴承部件可采用两端固定方式。
（2）联轴器及轴段1轴段1的设计与联轴器的设计同时进行。
考虑成本因素，选用凸缘联轴器。
查表取5.1=A K ，则计算传递转矩m N T K T A ⋅=⨯⨯⨯==483.5807.21055.95.16，查《机械设计课程设计》p159，取3GY5弹性柱销联轴器，公称转矩为m 500N ⋅，许用转速为8000r/min,轴孔直径范围30mm~42mm ，考虑 5.29mm 3min =d ，取d1=38mm 。
轴孔长度为70mm ，J 1型轴孔，A 型键，联轴器主动段的代号为GY5 38x60 GB/T5843—2003。
相应的，d 1=38mm,l 1=68mm 。
（3）密封圈与轴段2在确定轴段2时，应考虑联轴器的固定及密封圈的尺寸两方面。
轴肩高8.3~66.2)1.0~07.0(==d h ,相应d 2=43.32mm~45.6mm 。
轴段2的尺寸最终由密封圈确定。
查《机械设计课程设计》p165，可选毡圈45FZ/T92010-1991，直径为45mm ，则d 2=45mm 。
（4）轴承与轴段3及轴段7考虑齿轮有轴向力，轴承类型选角接触球轴承。
轴段3上安装轴承其尺寸应既便于轴承的安装，又应符合轴承的内径系列。
现暂取轴承型号为7210C,查表轴承内径d=50mm ， 轴承外径D=90mm,宽度B=20mm,定位轴肩直径d a =57mm, 故轴段3的直径d 3=50mm 。
通常同一根轴上的两个轴承取相同型号，故轴段7的直径d 7=50mm 。
（5）齿轮与轴段4d 4应略大于d 3，可取d 4=52mm,轴段4的长度l 4应比齿轮毂长略短，若毂长与齿宽相同，已知齿宽b=80mm,故取l 4=78mm（6） 轴段5与轴段6齿轮右端轴肩高mm 2.5~64.3)1.0~07.0(==d h ，则d 5=59.28~62.4mm ，取d 5=62mm ，轴环宽度为b=1.4h=1.4(d 5-d 4)/2=1.4(62-52)/2=7mm,可取轴段5的长度l 5=7mm4d 6=d a =57mm（7）机体与轴段2，3，6的长度轴段2，3，6的长度l 2,l 3,l 6除与轴上零件有关外，还与机体和轴承盖等零件有关。
通常从齿轮端面开始来确定这些尺寸。
为了避免转动齿轮与不动的机体相碰，应在齿轮端面与机体间留有足够的间距H=15mm.该角接触球轴承的dn 值为dn=50×80=4000<1.6×105(mm·r·min -1)，故采用脂润滑，考虑壳体铸造误差，取mm 12=∆，轴承座联接螺栓的扳手空间的需要，轴承座应有足够的宽度C=50mm,轴承端盖凸缘厚度e=10mm 。
为了在更换轴承等零部件时方便拆卸和安装，联轴器轮毂端面与轴承盖应有间隙K=20mm,在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖及联轴器的相互位置后，l 2,l 3,l 6随之确定48mm 20101220502=++--=++∆--=K e B C l47mm 1512203=++=+∆+=H B l20mm 7151256=-+=-+∆=l H l进而，轴的支点及力点间的跨矩也随之确定下来。
若简化计算，取轴承宽度的中间为支点。
取齿轮齿宽中间为力作用点，则可得跨矩 L 1=93mm,L 2=77mm,L 3=77mm（8）键联接联轴器及齿轮与轴的周向联接均采用A 型普通平键联接，分别为键6310⨯ GB1096-1990及键7016⨯ GB/T1096-2003完成的结构草图如下54轴的受力分析（1）螺旋角中心距a=150mm︒=⨯+⨯=+=11.480152)8117(3arccos 2)(cos arc 21a z z m n β （2）求轴上传动件作用力 齿轮上的圆周力N d T t 9938482105.48322F 32=⨯⨯== 齿轮上的径向力N F n t r 81441.481cos 20tan 9938cos tan F =︒︒⨯==βα 齿轮上的轴向力N F t a 84.7911.481tan 3899tan F =︒⨯==β（3）画轴的受力简图(b)6（4）计算支承反力在水平面上1361N 77772/24884.7917714482/3231=+⨯+⨯=++=L L d F L F R a r H 87N 36111448R 12=-=-=H r H R F在垂直面上N F R t v v 5.19492/38992/R 21====轴承1 的总支反力N R R v H 377.625.19493611R 2221211=+=+=轴承2的总支反力N R R v H 51195.194987R 2222222=+=+=（1）画弯矩图(c,d,e)在水平面上，a-a 剖面右侧mm N L R H aH ⋅=⨯=⋅=104797773611M 21a-a 剖面左侧mm N L R H aH ⋅=⨯=⋅='66997787M 32 在垂直面mm N L R v av ⋅=⨯=⋅=501111775.1949M 21合成弯矩，a-a 剖面右侧mm N M M av aH a ⋅=+=+=183073501111104797M 2222a-a 剖面左侧7 mm N M M av aH ⋅=+='+'='1502605011116699M 2222a （2）画转矩图(f)5校核轴的强度a-a 剖面右侧,因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故a-a 剖面右侧为危险剖面。
由附表10.1 ,抗弯剖面模量12107.5252)625(616251.02)(1.0/23233=⨯-⨯⨯-⨯=--=d t d bt d mm w 对于一般用途的转轴，可按弯扭合成强度进行校核计算对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量弯矩为mm 343036N )105.4836.0(830731)(23222a ⋅=⨯⨯+=+=T M M a e α由表11.5查得，对于调质处理的45钢，MPa 650B =δ，60MPa ][1-=δ，计算弯曲应力强度][28.312107.54303631-<===δδMPa w M ea ea 故轴的a-a 剖面左侧的强度满足要求。
6校核键连接的强度 联轴器处键的挤压应力01163838105.48344/3=⨯⨯⨯⨯==dhl T MPa p δ 取键、轴及联轴器的材料均为钢，已查得[p σ]=120Mpa~150Mpa ，][p p σσ<，故强度足够。
8齿轮处键的挤压应力2.51701054105.48344/3=⨯⨯⨯⨯==dhl T MPa p δ 取键、轴及齿轮的材料均为钢，已查得[p σ]=120Mpa~150Mpa ，显然，][p p σσ<，故强度足够。
7校核轴承的寿命由表查得7210C 轴承得Cr=32800N,C 0r =26800N（1）计算轴承的轴向力内部轴向力的方向如图内部轴向力的大小查表为0.4r s F ==0.4F rN F s r 951377.624.04.011=⨯=⨯=N F s r 80.4751194.04.022=⨯=⨯=S 1及S 2的方向如上图。
显然，S 2+F a > S 1,因此轴有左移的趋势，但由轴承部件的结构图分析可知轴承1将使轴保持平衡，故两轴承的轴向力分别为N F s N F a a 2.2415784.79180.47/21=+=+=N s F a 80.4722==比较两轴承的受力，因F r1> F r2及F a1> F a2,故只需校核轴承I（2）计算当量动载荷查表16-12029.02680084.7910==C F a , 则e=0.49因为66.0382.7268.157111==r a F F ,所以X=0.44,Y=1.40 当量动载荷N YF XF P a r 48.743268.15714.1382.7244.011=⨯+⨯=+=（3）校核轴承寿命1=t f ，1.1=p f轴承1的寿命h P f C f n L p t h161085.848.74321.132800806010601036610=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛=ε 已知减速器使用三年，三班制工作，则预期寿命h L h 2160033003810=⨯⨯⨯='显然h h L L 1010'>>,故轴承寿命很充裕。
参考文献[1]王 瑜.机械设计基础.哈尔滨工业大学,2012：1-14.封底10。