机械设计大作业汇总
机械创新设计大作业
武汉纺织大学机械创新设计大作业*名：***学号： **********班级：机设0922指导老师：肖志权一、 设计题1、 车用垃圾桶：经常在公交车上看到歪倒的垃圾桶，影响整体的美观，起不到设置的效果，而且这样易被踩坏或踢坏。
是否可以设计一种方便公交车用的新型垃圾桶。
3.1 具体作业：设计方案说明，含示意图或初步设计图（三维+二维）。
设计方案：▲ 公交车上的垃圾桶东倒西歪是因为车内垃圾桶不固定，由于车厢的颠簸导致这种情况，出现这种情况，会使乘客想丢垃圾的时候却发现垃圾桶倒在地上，或者是甚至找不到垃圾桶，致使垃圾桶起不到应有的作用，甚至还影响了车厢内的整洁。
鉴于这种情况，可设计一种固定在车厢某个地方，并且可以让乘客更方便丢垃圾的垃圾桶，如图1。
图1 车用垃圾桶结构示意图脚踏板 杆1杆2桶盖螺栓孔脚踏式垃圾桶利用四杆机构实现桶盖的自动启闭的，如图1，螺栓孔可以将垃圾桶固定在公交车上，垃圾桶就不会因为车的摇晃而晃倒；该机构是一个双摇杆机构，当乘客丢垃圾时用脚踩脚踏板位置时，杆1带动杆2作为摇杆向上摇动，此时由连架杆将运动传至桶盖，桶盖即作为另一摇杆摇动。
当乘客将脚踏板踩到底部极限位置时，桶盖即可完全打开。
4. 简易垃圾袋支架4.1 任务要求： （1） 设计出运动原理图； （2） 放垃圾时，支架自动张开，撑开垃圾袋； （3） 不放垃圾时，支架自动吸合，密封垃圾袋； （4） 支架是可调的，能适应各种大小的垃圾袋。
4.2 具体作业：设计方案说明（材料、结构等），含示意图或初步设计图（三维+二维）设计方案：简易垃圾袋支架运动原理图如 图2所示图2 简易垃圾袋示意图横杆托盘 螺母螺栓旋转轴M 连接件V 挂件主支撑架2主支撑架1▲ 简要说明各构件所起的作用。
V 挂件：悬挂垃圾袋。
M 连接件：增加主支撑架刚度。
旋转轴：连接主支撑架1和主支撑架2，能使两支撑架绕着它转动。
主支撑架：起支撑作用。
横杆：带动托盘，能沿着主支撑架的滑道上下滑行，对于不同大小的垃圾袋，都可以通过调节横杆，使其能适应各种不同大小的垃圾袋。
机械制造装备设计大作业
机械制造装备设计课程大作业卧式升降台铣床主传动系统设计指导教师：学生姓名：班级：学号：日期：机械制造装备设计课程大作业卧式升降台铣床主传动系统设计指导教师：学生姓名：班级：学号：日期：卧式升降台铣床主传动系统设计一、机床的规格及用途通用机床，加工范围广泛，用于各种圆柱铣刀、盘铣刀、成型铣刀、端铣刀、角度铣刀等来铣削各种斜面、成型表面、沟槽及齿轮、螺旋槽等。
参数如下：类型工作台（mm2）公比φn min级数Z 功率（KW）卧式升降台铣床320×1250 1.41 28 12 5.5二、运动设计1.确定转速根据已知的公比、最小转速和级数计算最大转速和各级转速，查标准数列得到各级转速分别为：28、40、56、80、112、160、224、315、450、630、900和1250。
2.确定结构网或结构式主轴转速共有12级，需3个传动组（不计定比传动副），遵循“前多后少”的原则，每个传动组分别装有3、2、2个传动副，即12=3×2×2。
选择级比系数依次为1、3、6，即结构式为12=31×23×26。
则系统的结构网如下图3.绘制转速图1)选定电动机铣床为一般金属切削机床的驱动，没有特殊性能要求，所以采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。
Y系列电动机高效、节能、启动转矩大、噪声低、振动小、运行安全可靠。
根据机械设计手册选择电动机的型号为Y132S 1，同步转速1500r/min，功率5.5kW。
2)分配总降速传动比最后扩大组的级比指数为6，同时升速和降速都不能超过极限范围，所以III轴的最低转速只能为112r/min，根据“前慢后快”的原则II轴的最低转速可以为224r/min或315r/min，选择较低转速虽然可以减小发热和噪声，但这两根轴上的齿轮副模数会略大，所以选择为315r/min。
电机转速为1450r/min，带轮传动的传动比不能过大，所以I轴的转速定为630r/min。
江苏开放大学《机械设计基础》综合大作业
铣端面:铣端面BC保证尺寸10±0.1，及尺寸9.5和45
Φ20H7孔及端面A
铣夹具
卧式铣床X61W
4
钻铰孔：钻铰孔Φ17H7，保证尺寸60±0.5
Φ20H7孔端面A及R12圆
钻夹具
立式铣床Z525
5
钻螺纹底孔：钻7孔端面A及Φ12H7孔
钻夹具
立式铣床Z525
6
攻丝M8
Φ20H7孔端面A及Φ12H7孔
钻夹具
立式铣床Z525
2.填写零件的加工工艺表。（80分）
摇杆零件加工工艺表
工序号
工序名称及内容
定位基准
使用夹具
使用机床
1
车端面内孔A：车端面A,保证尺寸7，钻孔φ16。车孔至φ20H7，倒角1x45°
Φ40外圆
三爪卡盘
普通车床C6132
2
车端面:车端面D,保证尺寸40，倒角1x45°
Φ20H7孔及端面A
可涨心轴
普通车床C6132
江苏开放大学《机械设计基础》综合大作业答案
说明：课程大作业是运用所学基础理论知识与技能去分析和解决生产实际问题的一次综合训练。
任务：
图示摇杆零件，零件材料为HT200，毛坯为铸件，生产批量：5000件。
完成内容：
1.分析确定零件的定位粗基准和精基准。（20分）
答：定位粗基准φ40外圆。精基准φ27H7孔及端面A。
机械设计大作业
例题10-1 如图10-26所示，试设计此带式输送机减速器的高速级齿轮传动。
已知输入功率p=12kw ，小齿轮1n =980m in r ，齿数比u=3.4，由电动机驱动，工作寿命15年（设每年工作300天），两班制，带式输送机工作平稳，转向不变。
解：1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图10-26所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20°。
（2）带式输送机为一般工作机，参考表10-6，选用7级精度。
（3）材料选择。
由表10-1，选择小齿轮材料为40Cr （调质），齿面硬度280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS 。
（4）选小齿轮齿数1z =24，大齿轮齿数2z =u 1z =3.4*24=81.6，取2z =82。
2、按齿面接触疲劳强度设计（1）由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即[]321112⎪⎪⎭⎫⎝⎛⎪⎪⎭⎫⎝⎛•+•≥H E H d Ht t ZZ Z u u T K d σφε1）确定公式中的各参数值①试选3.1=HtK②计算小齿轮传动的转矩mm N mm N n P T •⨯=•⨯⨯=⨯=5616110169.1980121055.9109.55③由表10-7选取齿宽系数1=dφ。
④由图10-20查得区域系数5.2=HZ 。
⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数218.189aE MP Z =。
⑥由式（10-9）计算解除疲劳强度用重合度系数εZ 。
()[]︒=+=*841.292cos arccos 111aa h z z αα ()[]︒=+=*666.232cos arccos 222aa h z z αα ()()[]711.12tan tan tan tan '22'11=-+-=πααααεαa a z z873.034=-=αεεZ ⑦计算接触疲劳许用应力[]H σ。
由图10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为MPa H 6001lim =σ、MPa H 0552lim =σ。
机械设计大作业二汇总
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课程设计说明书（论文）课程名称：机械设计设计题目：螺旋起重器（千斤顶）院系：能源学院班级：1302201设计者：吴有训学号：1130220129指导教师：张锋设计时间：2015年10月17日哈尔滨工业大学目录设计任务书 (1)一．设计题目 (3)二．材料选取 (3)三．耐磨性计算 (3)四．螺杆强度校核 (4)五．螺母螺纹牙的强度校核 (4)六．自锁条件校核 (5)七．螺杆的稳定性校核 (6)八．螺母外径及凸缘设计 (6)九．手柄设计 (7)十．底座设计 (8)十一．部分参数 (8)十二．参考文献 (9)哈尔滨工业大学课程设计任务书姓名：院（系）：专业：班号：任务起至日期：年月日至年月日课程设计题目：已知技术参数和设计要求：工作量：工作计划安排：同组设计者及分工：指导教师签字___________________年月日教研室主任意见：教研室主任签字___________________年月日*注：此任务书由课程设计指导教师填写。
一．设计题目设计起重量F Q =50KN ，最大起重高度H=150mm 的螺旋起重器（千斤顶）。
二．材料选取考虑梯形螺纹有标准化（参见GB/T 13576.3-1992），易于加工生产，且具有较好的自锁性能，故本千斤顶设计采用梯形螺纹螺旋传动。
由于螺杆承受载荷较大，而且是小截面，故选用45#钢，调质处理。
查参考文献[2]表10.2得抗拉强度s σ=355MPa, b σ=600MPa 。
由于千斤顶属于低速重载的情况，且螺母与螺杆之间存在滑动磨损，故螺母采用强度高、耐磨、摩擦系数小的铸铝青铜ZCuAl 10Fe 3。
托盘和底座性能要求不高，均采用可铸性能较好的铸铁材料。
三．耐磨性计算螺杆采用45#钢，螺母选用铸造铝青铜ZCuAl 10Fe 3，查参考文献[1]表5.8得MPa p 25~18][=，从表5.8的注释中可以查得，人力驱动时[p]值可增大20%，则MPa p 30~6.21][=。
机械设计的期末作业总结
机械设计的期末作业总结一、引言机械设计是机械工程专业的核心课程之一，它是培养学生机械设计能力的重要环节。
通过此次期末作业的完成，我对机械设计的知识理论有了更深入的理解，同时也提高了实际操作的能力。
本次期末作业的主要内容是设计一台自动上料机械臂。
在实际设计过程中，我遇到了困难和问题，但通过不断学习和实践，我成功克服了这些困难并最终完成了设计任务。
二、设计任务与要求本次设计的任务是设计一台自动上料机械臂，其主要功能是根据预设的工作程序，完成工件的自动加工。
该机械臂需要具备自动感应和定位、自动取放物料等功能，并且要满足操作方便、安全可靠等要求。
三、设计过程1. 概念设计在进行概念设计时，我首先了解了自动上料机械臂的工作原理和作用，然后通过查阅相关资料和参观实际设备，对市场上的自动上料机械臂进行了调研和分析。
基于此，我提出了几个初步的设计方案，并通过评估它们的优缺点，选择了最优的方案进行进一步的详细设计。
2. 详细设计在详细设计过程中，我根据选择的概念方案，进行了机械结构设计、电气控制设计和自动化感应设计等工作。
在机械结构设计中，我首先对机械臂的骨架结构进行了设计，并选择了适当的材料，以保证其强度和刚度。
然后，我进行了各个零部件的设计，并使用CAD 软件进行了三维建模和装配。
在电气控制设计中，我根据机械结构的运动要求，设计了适当的电机和传感器，并编写了相应的控制程序。
在自动化感应设计中，我选择了合适的感应器，并进行了位置校准和自动对焦的设计。
3. 试制和测试在设计完成后，我进行了试制和测试工作，以验证设计的可行性和效果。
在试制过程中，我选用了合适的材料和加工工艺，制作了机械臂的各个零部件，并进行了组装和校准。
在测试过程中，我对机械臂的各个功能进行了测试和调试，包括自动感应和定位、自动取放物料等功能。
通过测试，我发现了一些问题，并进行了相应的修改和优化。
四、设计结果与分析经过不断的努力和调试，我成功完成了自动上料机械臂的设计任务，并取得了满意的成果。
机械设计大作业汇总
目录:1.1 设计题目1.2机械系统的方案拟定1.2.1工作原理确定1.2.2执行构件及其运动设计1.2.3原动机的选择1.2.4执行构件的运动协调性（运动循环图）设计1.2.5机构选型及组合1.2.6方案评价及优选1.3相关机构的尺度综合（包括运动及动力设计和仿真）1.4机械系统的运动简图绘制及相关性能分析或说明1.5课程设计体会及建议1.6主要参考文献1.1设计题目:光纤接头保护玻璃管的结构与尺寸如图 3.1a所示。
光纤接头保护玻璃管被套在光纤接头处，以保护光纤接头。
为不致损伤光纤，保护玻璃管内孔两端需倒角，如图a所示。
该玻璃管内孔两端倒角宜采用细粒砂轮高速磨削的工艺，以避免砂轮磨削力过大而损坏其端口。
其砂轮磨削头的形状如图b所示。
由于其用量很大，故需设计一台专用自动倒角磨削装置来加工。
a) b)图3.1设计技术要求如下：1）保护玻璃管在倒角之前处于散堆状态，磨削时需自动整理并逐个送料，故需配套设计自动送料机构。
2）保护玻璃管磨削时需自动夹紧，但夹紧力不宜过大，以免造成玻璃管损坏。
为了减小对其夹紧力，应采用两套砂轮磨头，并沿轴向相对布置，相向进给，反向旋转，使两磨削力得以平衡，实现两端口同时磨削并自动定位。
要求两砂轮的转速约6000r/min，并用两套微型电动机驱动分别独立驱动，电动机的转速约1500r/min。
3）要求保护玻璃管磨削机从自动送料、装卸与夹紧、磨削控制等全部自动工作，并用一个电动机驱动，电动机的转速约1500r/min < 4）每班（8小时）生产率不低于4000件。
1.2机械系统的方案拟定1.2.1工作原理确定倒角机的伺服系统主要分成三部分：送料装置，自动夹紧装置，以及刀架逆向行驶磨削控制装置。
送料装置采用的是来回往复震荡送料机构来实现，在装料盒上开三个与毛胚轴线处截面尺寸相同的孔（即长为10mm宽为5mm通过来回震动，使毛胚落下。
夹紧装置用凸轮来实现，凸轮远休端与夹具接触时，工件被夹紧，当近休端与夹具接触时，在棍子推杆的拉力作用下，夹具的两部分分开，工件从夹具上掉落同时在加工完成时，有足够的时间使工件从家具上掉落，避免被夹具夹毁。
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。
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。
机械系统设计大作业
1 健身球检验分类机（学号尾号1-3）设计要求设计健身球自动检验分类机，将不同直径尺寸的健身球（石料）按直径分类。
检测后送入各自指定位置，整个工作过程（包括进料、送料、检测、接料）自动完成。
健身球直径范围为ф40～ф46mm，要求分类机将健身球按直径的大小分为三类。
1. ф40≤第一类≤ф422. ф42<第二类≤ф443. ф44<第三类≤ф46其他技术要求见表1：表1 健身球分类机设计数据方案号电动机转速r/min生产率（检球速度）个/minA 1440 20B 960 10C 720 15设计要求设计加工下图所示工件ф12mm孔的半自动钻床。
进刀机构负责动力头的升降，送料机构将被加工工件推入加工位置，并由定位机构使被加工工件可靠固定。
图1 工件简图半自动钻床设计数据参看表2.表2 半自动钻床设计参数方案号进料构工作程mm定位构工作行程mm动力头工作行程mm电动机转速r/mm工作节拍（生产率）件/minA 40 30 15 1450 1B 35 25 20 1400 2设计要求设计旋转型灌装机。
在转动工作台上对包装容器（如玻璃瓶）连3：图2 旋转型灌装机该机采用电动机驱动，传动方式为机械传动。
技术参数见表3。
表3 技术参数表方案号转台直径mm电动机转速r/min灌装速度r/minA 600 1440 10B 550 1440 12C 500 960 104 巧克力糖包装机（学号尾号9-16）设计要求设计巧克力糖自动包装机。
如下图3所示：包装对象为圆台状巧克力糖(图6)，包装材料为厚0.008mm的金色铝箔纸。
包装后外形应美观挺拔，铝箔纸无明显损伤、撕裂和褶皱（图7）。
包装工艺方案为：纸坯型式采用卷筒纸，纸片水平放置，间歇剪切式供纸（图8）。
包装工艺动作为：1.将64mm×64mm铝箔纸覆盖在巧克力糖ф17mm 小端正上方；2.使铝箔纸沿糖块锥面强迫成形；3.将余下的铝箔纸分半，先后向ф24mm大端面上褶去，迫使包装纸紧贴巧克力糖。
《机械设计制造专业课程设计大作业》
机械设计制造专业课程设计大作业机械设计制造专业课程设计大作业题目共四个，任选其一。
最重要一点：不得抄袭！具体要求在后面一、某小型乘用车的基本参数如下：整车尺寸大致为4300mm x 1800mm x 1500mm驱动形式：4X 2前轮驱动轴距：2600mm整备质量：1100 kg最大功率/转速：74/5800 kW/rpm最大转矩/转速：150/4000 N - m/rpm公路行驶最高车速：190 km/h要求：(1)经过调查研究提出离合器设计方案；(2) 进行总体方案设计，并附上离合器结构示意图；(3) 对你所设计的离合器方案选择原则进行理由阐述，即选择该方案的原因；(4) 完成至少6000字的设计说明书。
2. 设计符合其使用的一台变速器要求：(1)经过调查研究提出变速器设计方案；(2) 进行总体方案设计，并附上变速器结构示意图；(3) 对你所设计的变速器方案选择原则进行理由阐述，即选择该方案的原因；(4) 完成至少6000字的设计说明书。
二、一辆用于长途运输固体物料、载重质量为20t的重型运输汽车整车尺寸大致为 1 mm x 2100mm x 3400mm轴数：4 轴距：6500mm额定载质量：0kg整备质量：1 kg公路行驶最高车速：100km/h最大爬坡度：＞30%要求：(1)经过调查研究提出离合器设计方案；(2) 进行总体方案设计，并附上离合器结构示意图；(3) 对你所设计的离合器方案选择原则进行理由阐述，即选择该方案的原因；(4) 完成至少6000字的设计说明书。
2. 设计符合其使用的一台变速器要求：(1)经过调查研究提出变速器设计方案；(2) 进行总体方案设计，并附上变速器结构示意图；(3) 对你所设计的变速器方案选择原则进行理由阐述，即选择该方案的原因；(4) 完成至少6000字的设计说明书。
三、课程大作业要求1. 手写或打印均可；2. 联系电话：王磊3. 每个班级留下一个负责人的电话；该同学负责收齐本班同学的设计作业，并按时上交到指定地点；4. 时间：1月23日（周五）上午8点半~ 11点之间5. 地点：机电工程学院316办公室。
机械设计作业题(全)
第一章 机械设计的基础知识一、填空题1、计算载荷P ca 、名义载荷P 和载荷系数K 的关系式是 ，强度计算时应用 。
2、稳定变应力的一种基本形式是 、 和 循环变应力。
3、当一零件受脉动循环变应力时，其平均应力是其最大应力的 。
4、在静强度条件下，塑性材料的极限应力是 ，而脆性材料的极限应力是 。
5、影响零件疲劳极限的主要因素有 、 ______ 、 ________6、某钢材在无限寿命区的对称循环疲劳极限为σ-1＝260MPa ，若此钢材的循环基数N 0=5×105，指数m =9，则循环次数为30000次时的疲劳极限为 。
二、选择题1、机械设计课程研究的内容只限于 。
（1）专用零件和部件；（2）在高速、高压、环境温度过高或过低等特殊条件下工作的以及尺寸特大或特小的通用零件和部件；（3）在普通工作条件下工作的一般参数的通用零件和部件；（4）标准化的零件和部件。
2、下列四种叙述中 是正确的。
（1）变应力只能由变载荷产生；（2）静载荷不能产生变应力；（3）变应力是由静载荷产生；（4）变应力是由变载荷产生，也可能由静载荷产生。
3、机械零件的强度条件可以写成 。
（1） （2） （3） （4）4、在进行疲劳强度计算时，其极限应力应为材料的 。
（1）屈服极限；（2）疲劳极限；（3）强度极限：（4）弹性极限。
5、变应力特性σmax 、σmin 、σm 、σa 及r 等五个参数中的任意 来描述。
（1）一个；（2）两个；（3）三个；（4）四个。
7．在图示设计零件的σm —σa 极限应力简图中，如工作应力点M 所在的0N 线与[]σσ≤[]ττ≤[]σσS S ≤[]ττS S ≤[]σσ≥[]ττ≥[]σσS S ≥[]ττS S ≥[]σσ≤[]ττ≤[]σσS S ≥[]ττS S ≥[]σσ≥[]ττ≥[]σσS S ≤[]ττS S ≤横轴间夹角θ=45︒，则该零件受的是。
（1）非对称循环变应力；（2）静应力；（3）脉动循环变应力；（4）对称循环变应力；8．在题7图所示零件的极限应力简图中，如工作应力点M所在的0N线与横轴之间的夹角θ=90︒时，则该零件受的是。
机械优化设计大作业
一、问题描述1.1结构特点(1)体积小、重量轻、结构紧凑、传递功率大、承载能力高；(2传)动效率高，工作高；(3)传动比大。
1.2用途和使用条件某行星齿轮减速器主要用于石油钻采设备的减速，其高速轴转速为1300r/min；工作环境温度为-20°C〜60°C,可正、反两向运转。
按该减速器最小体积准则，确定行星减速器的主要参数。
二、分析传动比u=4・64,输入扭矩T=1175・4N・m,齿轮材料均选用38SiMnMo钢，表面淬火硬度HRC45〜55,行星轮个数为3。
要求传动比相对误差A u<0.02。
弹性影响系数Z E=189.8MPa i/2；载荷系数k=1.05；齿轮接触疲劳强度极限［°］H=1250MPa；齿轮弯曲疲劳强度极限［。
］F=1000MPa；齿轮的齿形系数Y Fa=2・97；应力校正系数Y Sa=1.52；小齿轮齿数z取值范围17--25；模数m取值范围2—6。
注：优化目标为太阳轮齿数、齿宽和模数，初始点[24,52,5]T三、数学建模建立数学模型见图1，即用数学语言来描述最优化问题，模型中的数学关系式反映了最优化问题所要达到的目标和各种约束条件。
3.1设计变量的确定影响行星齿轮减速器体积的独立参数为中心轮齿数、齿宽、模数及行星齿轮的个数,将他们列为设计变量，即：x=[xxxx]T=[zbmc]T[1]12341式中：Z]_太阳轮齿数；b—齿宽（mm）；m一模数（mm）;行星轮的个数。
通常情况下，行星轮个数根据机构类型以事先选定，由已知条件c=3。
这样，设计变量为：x=[xxx]T=[Z bm】T[i]12313.2目标函数的确定为了方便，行星齿轮减速器的重量可取太阳轮和3个行星轮体积之和来代替，即：V=n/4（d2+Cd2）b12式中：d「-太阳轮1的分度圆直径，mm；d2--行星轮2的分度圆直径，mm。
将d=mzd=mz，z=z（u—2）/2代入（3）式整理，目标函11，2221数则为：F(x)=0.19635m2z2b[4+(u－2)2c][1]式中U--减速器传动比；C--行星轮个数由已知条件c=3,u=4.64，因此目标函数可简化为：F(x)=4.891x2x2x3123.3约束条件的建立3.3.1限制齿宽系数b/m的范围5W b/m W17，得：g(x)=5x—xWO[1]132g(x)=x—17WO[1]223.3.2保证太阳轮z1不发生跟切，得：g(x)=17—xWO[1]313.3.3限制齿宽最小值，得：g(x)=10—xWO】i]423.3.4限制模数最小值，得：g(x)=2—xWO】i]533.3.5按齿面接触疲劳强度条件，有：g(x)=750937.3/(xxx1/2)—[o]W0〔i]6123H式中：[。
机械设计作业集
机械设计作业集1. 引言机械设计是机械工程学科的重要内容之一，通过学习机械设计可以培养学生的创新能力、动手能力和问题解决能力。
在机械设计的学习过程中，作业是非常重要的一部分，它不仅能巩固学生的理论知识，还能锻炼学生的实践能力。
本文档收集整理了一些机械设计作业题目，旨在帮助学生加深对机械设计知识的理解，提高机械设计的能力。
2. 作业题目2.1 齿轮设计2.1.1 齿轮传动计算某机械系统中需要设计一个齿轮传动，输入轴的转速为500转/分，要求输出轴的转速为750转/分，输入轴的动力为10 kW。
请计算并选择合适的齿轮参数（包括模数、齿轮齿数等），并绘制齿轮传动的传动比示意图。
2.1.2 齿轮磨损分析假设齿轮在使用一段时间后开始出现磨损，磨损的形状为中凹型。
已知齿轮的模数为2 mm，齿轮的压力角为20°，齿轮的硬度为40 HRC。
请计算齿轮的损失功率和损耗系数，并分析磨损对齿轮传动的影响。
2.2 弹簧设计2.2.1 弹簧刚度计算假设弹簧的自由长度为100 mm，直径为10 mm，材料为弹簧钢，弹簧的腰径为4 mm。
请计算弹簧的刚度，并绘制弹簧的张力-位移曲线。
2.2.2 弹簧失效分析已知弹簧的设计寿命为100,000次，每次循环加载为500 N，弹簧的材料为铬钼合金钢。
请计算弹簧的寿命，并分析弹簧的失效原因和改进措施。
2.3 轴设计2.3.1 轴的强度计算某机械系统中需要设计一个轴，轴的长度为500 mm，直径为50 mm，材料为40CrMoV。
请计算轴的最大正应力和安全系数，并绘制轴的应力-应变曲线。
2.3.2 轴的振动分析对于某转动的轴，已知其质量为10 kg，长度为1 m，弯曲刚度为1000 N/m，剪切刚度为500 N/m，转速为1000 rpm。
请计算轴的固有频率和临界转速，并分析振动对轴的影响。
3. 总结机械设计作业是机械设计学习过程中的重要组成部分，通过解答这些作业题目，可以帮助学生巩固机械设计的理论知识，提高机械设计的实践能力。
(机械制造行业)机械设计作业集
机械设计作业集第五章螺纹一、简答题1.相同公称直径的细牙螺纹和粗牙螺纹有何差异?2.螺栓、双头螺柱、紧定螺钉连结在应用上有何不一样?3.为何多半螺纹连结都要求拧紧 ?预紧的目的是什么？4.连结用螺纹已经知足自锁条件，为安在好多连结中还要采纳防松举措 ?5.防松原理和防松装置有哪些 ?6.为何只受预紧力的紧螺栓连结，对螺栓的强度计算要将预紧力增大到它的 1． 3 倍按纯拉伸计算 ?7.常有的螺栓中的螺纹是右旋仍是左旋、是单线仍是多线？GB5782-2000 螺栓 M16X100 ，8.8 级，螺栓试问：螺栓的公称直径是多少?100 是螺栓哪部分的长度？螺栓的折服极限是多少？8. 为何螺母的螺纹圈数不宜大于10 圈？提高螺栓联接强度有哪些主要举措？二、计算题1.图示螺栓联接中，采纳两个 M20的 4.6 级一般螺栓，其安全系数为 1.5 ，联接接合面间的摩擦系数f=0.20 ，防滑系数Ks 1.2，计算该联接同意传达的静载荷F。
（ M20 的螺栓d117.294mm ）2.一悬臂粱由四个一般螺栓联接固定于立墙上的两个夹板间，以下图，已知载荷 P=1000N，螺栓布局和有关尺寸以下图，试选择螺栓直径d。
（ 15 分）注：（1）螺栓的性能等级为 6.8 ；安全系数为 1.5.（ 2）图示尺寸单位为 mm；（3）板间摩擦系数 f=0.15 ，防滑系数 KS=1.2 ；；（4）螺纹标准见下表：螺纹外径 d（ mm）56810121416螺纹内径 d1 4.1 4.9 6.68.310.1011.813.83（ mm）3417477663553. 图示刚性联轴器由6个均布于直径D0195mm 的圆周上的螺栓联接，联轴器传达的转矩T 2600N.m。
试按以下状况校核该螺栓联接的强度。
（ 1）采纳M16 的小六角头铰制孔螺栓，如图方案I ，螺栓受剪处直径d17mm，螺栓材料为45 钢，许用剪应力[ ][ ] p1300MPa；联轴器的材195MPa；许用挤压应力料为HT250，许用挤压力[ ] p 2100MPa。
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目录：1.1 设计题目1.2 机械系统的方案拟定1.2.1工作原理确定1.2.2执行构件及其运动设计1.2.3原动机的选择1.2.4执行构件的运动协调性（运动循环图）设计1.2.5机构选型及组合1.2.6方案评价及优选1.3 相关机构的尺度综合（包括运动及动力设计和仿真）1.4 机械系统的运动简图绘制及相关性能分析或说明1.5 课程设计体会及建议1.6 主要参考文献1.1设计题目:光纤接头保护玻璃管的结构与尺寸如图3.1a所示。
光纤接头保护玻璃管被套在光纤接头处，以保护光纤接头。
为不致损伤光纤，保护玻璃管内孔两端需倒角,如图a所示。
该玻璃管内孔两端倒角宜采用细粒砂轮高速磨削的工艺，以避免砂轮磨削力过大而损坏其端口。
其砂轮磨削头的形状如图b所示。
由于其用量很大，故需设计一台专用自动倒角磨削装置来加工。
a) b)图 3.1设计技术要求如下：1）保护玻璃管在倒角之前处于散堆状态，磨削时需自动整理并逐个送料，故需配套设计自动送料机构。
2）保护玻璃管磨削时需自动夹紧，但夹紧力不宜过大，以免造成玻璃管损坏。
为了减小对其夹紧力，应采用两套砂轮磨头，并沿轴向相对布置，相向进给，反向旋转，使两磨削力得以平衡，实现两端口同时磨削并自动定位。
要求两砂轮的转速约6000r/min，并用两套微型电动机驱动分别独立驱动，电动机的转速约1500r/min。
3）要求保护玻璃管磨削机从自动送料、装卸与夹紧、磨削控制等全部自动工作，并用一个电动机驱动，电动机的转速约1500r/min。
4）每班（8小时）生产率不低于4000件。
1.2机械系统的方案拟定1.2.1工作原理确定倒角机的伺服系统主要分成三部分：送料装置，自动夹紧装置，以及刀架逆向行驶磨削控制装置。
送料装置采用的是来回往复震荡送料机构来实现，在装料盒上开三个与毛胚轴线处截面尺寸相同的孔（即长为10mm宽为5mm）通过来回震动，使毛胚落下。
夹紧装置用凸轮来实现，凸轮远休端与夹具接触时，工件被夹紧，当近休端与夹具接触时，在棍子推杆的拉力作用下，夹具的两部分分开，工件从夹具上掉落同时在加工完成时，有足够的时间使工件从家具上掉落，避免被夹具夹毁。
使刀架同时逆向行驶控制磨削也是用过曲柄滑块机构来实现的。
1.2.2 执行构件及其运动设计执行构件为凸轮机器组合机构，齿轮系变速机构，由曲轴演化而来的曲柄滑块机构。
运用曲轴作为原动件，器直接带动凸轮实现夹紧，从而实现夹紧加工的同步，设计之初是利用蜗轮蜗杆实现大传动比的变速，现更改为齿轮系变速代替。
各传动执行机构关系如下：1.2.3原动机的选择根据设计技术要求（要求两砂轮的转速约6000r/min，并用两套微型电动机驱动分别独立驱动，电动机的转速约1500r/min；要求保护玻璃管磨削机从自动送料、装卸与夹紧、磨削控制等全部自动工作，并用一个电动机驱动，电动机的转速约1500r/min）采用齿轮，改变转速以及分路原理将齿轮电机主轴上的1500r/min的转速转换成3个转速为6000r/min 的齿轮的转速，实现三组同步进行。
选用的电机型号:Y90L-4转速是 1500r/min,最多可使用三台电机，用两套微型电动机驱动分别独立驱动砂轮，则用最后一套微型电机来驱动伺服系统。
主轴转速，伺服系统的速度分别是6000r/min,6r/min。
则需要齿轮系来实现变速。
1.2.4执行构件的运动协调性（运动循环图）设计各执行构件的运动循环图如上，依次是原动杆曲轴，砂轮，和夹具的运动循环图。
图一是主轴即曲轴的运动循环图，运动周期T=10s.t图二是砂轮在一个周期内的位移图，据图可知砂轮在各时间点的位移。
图三是夹具上一点在一个周期内夹持方向上的位移图，据图可知两极限位置的休止。
由于在加工过程中对夹具进退的速度无严格限制，故凸轮设计时只考虑近休点和远休点。
1.2.5 机构选型及组合由于此次设计中机构比较简单，即运用定轴轮系实现1500r/min 的电动机的降速，用曲轴连杆（变形曲柄滑块机构）实现刀具的正反行程及加工，用凸轮推杆机构实现工件的加工，各机构组合图如下所示。
1.2.6方案评价及优选我们设计的光纤接头保护玻璃管倒角机总体上分为两大部分：主轴转动系统，以及伺服系统，伺服系统有包括，自动送料系统，自动加紧系统，以及刀架同时逆向行驶系统。
而伺服系统的设计是倒角机设计的难点。
1.转动系统的设计由于使用要求砂轮的转速是6000r/min，可用的电机的转速是1500r/min，顾需要使用齿轮系来改变转速，以达到设计要求。
采用如上轮系，其中n1/n2=n3/n4=2则可实现电机1500r/min 的转速向砂轮6000r/min的转速的传递。
2.自动送料装置方案一的送料系统如上图所示，在装料箱的下部出口处，装有一个类似于两扇门的装置，而且两扇门中装有弹簧，在推杆滚子不予门板接触时，在弹簧的拉力作用下是关闭的，当1凸轮由远休端向近休端运动的时候，装料箱在重力的作用下向下运动，与棍子推杆接触，推动门板打开，完成送料任务。
方案二的送料系统如下图方案二采用来回往复震荡送料机构来完成自动送料，在滑块上分别开上长为10mm .宽为6mm（宽度比毛胚的直径略大，便于毛胚落下）的槽，当装料箱开始震动时，则工件自动落下，完成自动送料。
通过比较方案一与方案二，我们可以很直观的看出，方案二更具有实用性能。
首先，方案一设计复杂，制造难度大，采用凸轮实现装料箱的上下移动需要设计一系列的传动机构以实现凸轮的运作，而且传动不平稳。
其次，使用弹簧，弹簧过于频繁的拉紧放松，极易超出它的疲劳极限，造成破坏，影响机械的正常工作。
方案二，主要有三大优点：一、震荡送料机构设计制造简单。
二、曲柄作为原动件与加紧机构的原动件连在同一根轴上，用同一动力驱动，减小了机构的复杂性。
三、有利于实现精确送料，避免由于毛胚太多出现卡死现象的出现。
所以综上，我们决定选择方案二作为倒角机的自动送料系统。
3.自动夹紧装置方案一：弹簧压紧方案一的机构简图如上所示。
使用带有和冒牌一样大小的槽轮和弹簧进行夹紧，夹紧力不大，可是弹簧使用不方便且可能使用时间太短。
方案二：使用凸轮推杆机构进行夹紧方案二是利用凸轮加紧。
当凸轮的远休端于挡板接触时夹具处于放松状态，当工件的近休端转到于挡板接触的时候，夹具处于夹紧状态。
加工完毕后，凸轮到达远休止，工件脱落。
和方案一相比，夹紧精确可靠，使用时间久，所以在最终方案中我们选用方案二。
3）刀架同时逆向行驶系统的设计方案一如上图所示。
采用一对圆柱凸轮来实现。
圆柱凸轮的轮弧有最低端到最顶端的距离等于砂轮直径3mm出到工件的距离加0.3(倒角的长度)，则当圆柱凸轮滚子由最低端转到最顶端的是过程中，在推杆的作用下，刀具运动到工件端面并完成倒角工作，当滚子由最顶端运动到最低端时，刀具退回原来位置，完成一次加工。
方案二是采用曲柄滑块机构来实现刀架的逆向行驶的方案二与方案一相比，曲柄滑块机构设计制造更简单，在减速轮系中，方案二由于利用了曲柄滑块机构，可全部利用直齿圆柱齿轮轮系来实现，去掉了方案一种的凸轮机构，制造更加方便。
1.3相关机构的尺度综合效率计算，我们设计的倒角机是采用三组刀具同时加工，每分钟加工18件（即三组）则8小时加工的总工件个数为18*60*8=8840件由于每分钟加工18个则，每组加工的时间是10秒。
1.3.1主轴转动的计算（单位均为mm）可用电机的主轴转速是1500m/min砂轮的转速是6000/min则需要传动比i=4的齿轮系来实现速度的转换。
如上图示，Z1=Z3=40,Z2=Z4=20模数m=1 压力角α=20 齿顶高系数ha*=1 顶隙系数c*=0.25 齿轮的分度圆直径 d1=d3=m×z1=40mm，d2=d4=m×z2=20mm齿轮的齿顶高 ha1=ha3=m×ha*=1，ha2=ha4=m×ha*=1齿轮的齿根高 hf1=hf2=(h*+c*)×m=1.25，hf3=hf4=(h*+c*)×m=1.25齿全高 h1=h2=(2ha*+c*)×m=2.25，h3=h4=(2ha*+c*)×m=2.25齿顶圆直径 da1=(z1+2ha*)×m=42，da2=(z2+2ha*)×m=22 da3=(z3+2ha*)×m=42，a4=(z4+2ha*)×m=22 齿根圆直径 df1=(z1-2ha*-2c*)×m=37.5，df2=(z2-2ha*-2c*)×m=17.5df3=(z3-2ha*-2c*)×m=37.5，df4=(z4-2ha*-2c*)×m=17.5基圆直径 db3=db1=d1×cos(α)=37.58,db2=db2=d2×co9sα)=18.79齿距 p=p1=p2=p3=p4=π×m=3.14基圆齿距 pb=pb1=pb2=pb3=pb4=p×cos(α)=2.95齿厚 s=s1=s2=s3=s4=π×m/2=1.57齿槽宽 e1=e2=e3=e4=π×m/2=1.57有以上数据可得 L1=d1+d2/2+d3/2+d4=100mm则齿轮箱的高度应大于100mm 取120mm齿轮1的厚度为10mm,则齿轮箱的长度可取50mm,又由于三个20吃的齿轮分度圆直径之和为60mm,则可取齿轮箱的宽度为70mm伺服系统变速齿轮系的齿轮参数计算(单位均为：mm)如下图Z1=20 Z2=100 Z3=20 Z4=100Z5=20 Z6=100 Z7= 20 Z8=40齿轮的分度圆直径 d1=d3=d5=d7=mz1=20d2=d4=d6=mz2=100 d8=mz8=40齿轮的齿顶高 ha1=ha3=ha5=ha7=m×ha*=1ha2=ha4=ha6=m×ha*=1 ha8=m×ha*=1齿轮的齿高 hf1=hf3=hf5=hf7=(h*+c*)×m=1.25hf2=hf4=hf6=(h*+c*)×m=1.25hf8=(h*+c*)×m=1.25齿全高h1=h2=(2ha*+c*)m=h3=h4=h5=h6=h7=h8=(2ha*+c*)×m=2.25齿顶圆直径 da1=da3=da5=da7=(z1+2ha*)×m =22da2=da4=da6=(z2+2ha*)×m= 102da8=(z3+2ha*)×m= 42齿根圆直径 df1=df3=df5=df7=(z1-2ha*-2c*)×m=17.5df2=df4=df6=(z2-2ha*-2c*)m=97.5 df8=(z8-2ha*-2c*)×m=37.5基圆直径 db1=db3=db5=db7=d1×cos(α)=18.79db2=db4=db6=d2×cos(α)=93.97db8=d8×cos(α)=37.58齿距 p=p1=p2=p3=p4=p5=p6=p7=p8=π×m=3.14基圆齿距 pb=pb1=pb2=pb3=pb4=p5=p6=p7=p8=p×cos(α)=2.95齿厚 s=s1=s2=s3=s4=s5=s6=s7=s8=π×m/2=1.57齿槽宽 e1=e2=e3=e4=e5=e6=e7=e8=π×m/2=1.571.3.2送料及加紧机构尺寸计算送料机构尺寸设计及计算送料机构是通过来回往复震荡送料机构来实现，连接送料箱的转轴到夹具的距离为30mm ，设定当滑块最左端于夹具的最左端平齐时滑块上的空与料箱的出料口重合，则曲柄滑块机构的连杆的长度为20mm。