机械设计表2-8 动载荷系数
机械设计第十章作业答案
分析题1、2、1、设计铣床中的一对圆柱齿轮传动，已知电机型号为Y132M-4，其功率为P1＝7.5kw，转速n1＝1450rpm，z1＝26，z2＝54，寿命L h＝12000h，小齿轮轴通过联轴器直接和电机相连，相对其轴的支撑为不对称布置，并画出大、小齿轮的零件图（小齿轮和大齿轮的孔径分别为25mm和42mm）。
解一、采用直齿圆柱齿轮传动一、选定齿轮类型、精度等级、材料和热处理齿轮为直齿轮，精度为7级，由表10－1选定：小齿轮材料为40Cr ，调质处理，硬度为241－286HBS ，取260HBS ；大齿轮为45号钢，调质处理，硬度为217－255HBS ，取230HBS 。
二、按齿面接触疲劳强度设计1、由公式：3211)][(132.2H E d t Z u u KT d σφ+≥ 1）载荷系数初选K t ＝1.32）计算小齿轮的转矩Nmm n P T 45161109.414505.71055.91055.9⨯=⨯⨯=⨯= 3）由表10－7选取齿宽系数1=d φ4）由表10－6查得材料的弹性影响系数218189MPa .Z E =5）由图10－21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为MPa H 600lim =σ，大齿轮的接触疲劳强度为MPa H 550lim =σ6）由式10－13计算应力循环次数91110044.112000114506060⨯=⨯⨯⨯==h jL n N 07.2265412===z z u ，89121004.507.210044.1⨯=⨯==u N N 7）由图10－19取接触疲劳寿命KHN1＝0.96，KHN2＝0.968）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数取S ＝1，由式10－12得MPa S K H HN H 576160096.0][1lim 11=⨯==σσ MPa S K H HN H 539155096.0][2lim 22=⨯==σσ 待入较小的MPa H 539][2=σ得：mm Z u u KT d H E d t 814.52)5398.189(07.2107.211094.43.132.2)][(132.23293211=+⨯⨯=+≥σφ2、计算圆周速度s m n d v t /41000601450814.5210006011=⨯⨯⨯=⨯=ππ3、计算齿宽bmm d b t d 814.52814.5211=⨯==φ4、计算齿宽与齿高之比模数mm z d m t t 031.226814.5211=== 齿高mm m h t 57.4031.225.225.2=⨯==齿宽与齿高之比56.1157.4814.52==h b 5、计算载荷系数1）根据v ＝4m/s 、7级精度，由图10－8查得动载荷系数K v ＝1.13，直齿轮1==ααF H K K 。
机械设计(第八版)课后习题答案(最新_参考答案)
3-1某材料的对称循环弯曲疲劳极限MPa 1801=-σ，取循环基数60105⨯=N ，9=m ，试求循环次数N分别为7 000、25 000、620 000次时的有限寿命弯曲疲劳极限。
[解] MPa 6.373107105180936910111=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 3.324105.2105180946920112=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 0.227102.6105180956930113=⨯⨯⨯==--N N σσN 3-2已知材料的力学性能为MPa 260=s σ，MPa 1701=-σ，2.0=σΦ，试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。
[解] )170,0('A )0,260(C 012σσσΦσ-=-Θ σΦσσ+=∴-121MPa 33.2832.0117021210=+⨯=+=∴-σΦσσ得)233.283,233.283(D '，即)67.141,67.141(D '根据点)170,0('A ，)0,260(C ，)67.141,67.141(D '按比例绘制该材料的极限应力图如下图所示3-4 圆轴轴肩处的尺寸为：D =72mm ，d =62mm ，r =3mm 。
如用题3-2中的材料，设其强度极限σB =420MPa ，精车，弯曲，βq =1，试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。
[解] 因2.14554==d D，067.0453==d r ，查附表3-2，插值得88.1=ασ，查附图3-1得78.0≈σq ，将所查值代入公式，即()()69.1188.178.0111k =-⨯+=-α+=σσσq查附图3-2，得75.0=σε；按精车加工工艺，查附图3-4，得91.0=σβ，已知1=q β，则35.211191.0175.069.1111k =⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=q σσσσββεK ()()()35.267.141,67.141,0,260,35.2170,0D C A ∴根据()()()29.60,67.141,0,260,34.72,0D C A 按比例绘出该零件的极限应力线图如下图3-5 如题3-4中危险截面上的平均应力MPa 20m =σ，应力幅MPa 20a =σ，试分别按①C r =②C σ=m ，求出该截面的计算安全系数ca S 。
机械设计表：当量动载荷的径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y
4）深沟球轴承的X、Y值仅适用于0组游隙的轴承，对应其它轴承组的X、Y值可查轴承手册。
5）对于深沟球轴承，先根据算得的相对轴向载荷的值查出对应的e值，然后再得出相应的X、Y值。对于表中为列出的A/C0值，可按线性插值法求出相应的e、X、Y值。
6）两套相同的角接触球轴承可在同一支点上“背对背”、“面对面”或“串联”安装作为一个整体使用，这种轴承可由生产厂选配组合成套提供，其基本额定动载荷及X、Y系数可查轴承手册。
派生轴向力计算
圆锥滚子轴承
角接触球轴承
70000C(a=15°)
70000AC(a=25°)
70000B(a=40°)
Fd=Fr/(2Y)①
24小时连续工作的机械，中断使用后果严重。如纤维生产或造纸设备、发电站主电机、矿井水泵、船舶浆轴等
100000～200000
1.99
1.71
1.55
1.45
1.31
1.15
1.04
1.00
0.19
0.22
0.26
0.28
0.30
0.34
0.38
0.42
0.44
角接触球轴承
70000C
α=15°
─
0.015
0.029
0.058
0.087
0.120
0.170
0.290
0.440
0.580
1
0
0.44
1.47
1.40
1.30
1.23
(Y2)
(e)
推力调心滚子轴承
29000
─
─
1
机械设计(第八版)课后习题答案及解析(最新-参考答案及解析)
3-1某材料的对称循环弯曲疲劳极限MPa 1801=-σ，取循环基数60105⨯=N ，9=m ，试求循环次数N分别为7 000、25 000、620 000次时的有限寿命弯曲疲劳极限。
[解] MPa 6.373107105180936910111=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 3.324105.2105180946920112=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 0.227102.6105180956930113=⨯⨯⨯==--N N σσN 3-2已知材料的力学性能为MPa 260=s σ，MPa 1701=-σ，2.0=σΦ，试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。
[解] )170,0('A )0,260(C 012σσσΦσ-=-Θ σΦσσ+=∴-121MPa 33.2832.0117021210=+⨯=+=∴-σΦσσ得)233.283,233.283(D '，即)67.141,67.141(D '根据点)170,0('A ，)0,260(C ，)67.141,67.141(D '按比例绘制该材料的极限应力图如下图所示3-4 圆轴轴肩处的尺寸为：D =72mm ，d =62mm ，r =3mm 。
如用题3-2中的材料，设其强度极限σB =420MPa ，精车，弯曲，βq =1，试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。
[解] 因2.14554==d D，067.0453==d r ，查附表3-2，插值得88.1=ασ，查附图3-1得78.0≈σq ，将所查值代入公式，即()()69.1188.178.0111k =-⨯+=-α+=σσσq查附图3-2，得75.0=σε；按精车加工工艺，查附图3-4，得91.0=σβ，已知1=q β，则35.211191.0175.069.1111k =⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=q σσσσββεK ()()()35.267.141,67.141,0,260,35.2170,0D C A ∴根据()()()29.60,67.141,0,260,34.72,0D C A 按比例绘出该零件的极限应力线图如下图3-5 如题3-4中危险截面上的平均应力MPa 20m =σ，应力幅MPa 20a =σ，试分别按①C r =②C σ=m ，求出该截面的计算安全系数ca S 。
动载荷系数,ki=1.1; k2是不均衡载荷系数
动载荷系数是指在机械设备的设计和运行过程中，对于动态载荷的一种衡量标准。
在工程设计中，动载荷系数的确定对于设备的稳定性和安全性有着重要的影响。
本文将围绕动载荷系数以及不均衡载荷系数展开阐述，希望对相关领域的研究者和工程师有所帮助。
一、动载荷系数1.1 定义动载荷系数（也称为动载荷比）是指在机械设备运行过程中，实际动载荷与静态载荷比值的系数。
其公式表示为：ki = Fd/Fs其中，ki为动载荷系数，Fd为实际动态载荷，Fs为静态载荷。
动载荷系数反映了实际工作状态下的载荷情况与理想状态（静态载荷）的比较，是评价设备在运行过程中所受载荷大小与稳定性的重要参数。
1.2 意义动载荷系数的大小直接影响到了机械设备的使用寿命和安全性。
通常情况下，动载荷系数小于1.0时，表示实际动态载荷小于静态载荷，设备运行相对较稳定；而当动载荷系数大于1.0时，表示实际动态载荷大于静态载荷，设备运行将处于较不稳定状态，这时候就需要引入动载荷系数进行修正，以确保设备的安全可靠运行。
1.3 应用动载荷系数的计算既可以通过理论推导，也可以通过实验测定得出。
在实际工程中，由于实际工况的复杂性，常常需要结合理论计算和实际测定相结合，以得出准确的动载荷系数，从而为机械设备的设计和运行提供参考。
二、不均衡载荷系数2.1 定义不均衡载荷系数（也称为不均衡系数）是指在旋转机械设备中，由于转子的不规则转动而产生的不平衡载荷的标准系数。
其公式表示为：k2 = Ue/ω^2其中，k2为不均衡载荷系数，Ue为转子的不平衡质量，ω为转子的转速。
不均衡系数k2的大小反映了旋转机械设备在运行过程中由于不平衡而产生的载荷大小，是评价设备平衡性的重要参数。
2.2 意义不均衡载荷系数的大小直接影响到了旋转机械设备的振动和噪声水平。
通常情况下，不均衡载荷系数小于1.0时，表示不均衡的影响相对较小，设备运行比较稳定；而当不均衡载荷系数大于1.0时，表示不均衡的影响较大，设备运行将处于较不稳定状态，会导致严重的振动和噪声问题。
机械设计课程设计说明书_链板式运输机传动装置设计
121410'12u δ-=+2.35mm=5.28mmcos142.66mm =)3199.42mm cos14⨯=200mm ）按圆整后的中心距修正螺旋角 1438'25.1714116.04==查取齿形系数和应力校正系数14⨯0.01382cos1423.01=⨯=231065.1.3.初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计（第八版）》表15-3，取0112A =，得mm A 9.171440445.5d 30min ==，输入轴的最小直径为安装联轴器的直径12d ，为了使所选的轴直径12d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩2A ca T K T =，查《机械设计（第八版）》表14-1，由于转矩变化很小，故取 1.3A K =，则2 1.33611046943ca A T K T N mm ==⨯=⋅A 0=112 d min =17.9㎜查《机械设计课程设计》选LT3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为125000N mm ⋅，半联轴器的孔径mm d 201=，故取mm d 2021=-，半联轴器长度mm 52=l ，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm 。
5.1.4.轴的结构设计（1）. 拟定轴上零件的装配方案如下(2). 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）.为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径mm 27d 32=-2）初步选择滚动轴承。
因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据mm d 2732=-，由《机械设计课程设计手册》初步选取0基本游隙组，标准精度级的角接触球轴承7206C ，其尺寸为mm mm mm B D 166230d ⨯⨯=⨯⨯，,306543mm d d ==--而mm l 1643=-。
这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由《机械设计课程设计》查得7206C 型轴承的定位轴肩高度mm h 5.2=，因此取mm 53d 54=- 3）取安装齿轮处的轴段6-7的直径mm d 2576=-；为使套筒可靠地压紧轴承，5-6段应略短于轴承宽度，故取mm 15l 65=-。
机械设计课程设计带式输送机
带式输送机传动装置设计摘要本设计根据课程设计任务，对带式输送机传送装置的传动机构进行了选择电机进行了选择，然后拟定了总体传动方案。
该传动系统通过三级减速达到要求转速，分别为带传动和两级展开式圆柱斜齿轮减速器的减速，其中带传动有过载保护的作用，减速器能够保证精确的传动比。
接着依次对减速比进行了分配、对带轮、齿轮和轴进行了设计和校核、对轴承和键进行了选择和校核，均能满足工作要求。
最后对润滑和密封装置进行了设计，本说明书对箱体和其它零件的设计没有再做介绍。
关键词：带式输送机，设计，校核目录前言 (1)第1章产品简介与设计任务 (2)1.1 带式输送机传动装置简介 (2)1.2课程设计任务 (2)第2章机械系统总体设计 (4)2.1 机械系统运动方案拟定 (4)2.2 电动机选择 (4)2.2.1 选择电动机的类型 (4)2.2.2选择电动机功率 (4)2.3减速器设计方案拟定 (5)第3章传动装置总体设计 (6)3.1 总传动比及各级传动比分配 (6)3.2 传动装置的运动和动力参数 (6)第4章带轮设计计算 (8)4.1 带轮设计要求 (8)4.2 带轮设计计算 (8)4.3带轮设计参数汇总 (9)第5章齿轮设计 (11)5.1齿轮组1设计要求 (11)5.2 齿轮组1设计 (11)5.3齿轮组2设计 (15)5.4 齿轮参数汇总 (16)第六章轴设计与校核 (17)6.1轴的设计 (17)6.1.1初步确定各轴的最小直径 (17)6.1.2轴的尺寸设计 (18)6.2轴的校核 (21)6.2.1输入轴校核 (21)6.2.2中间轴校核 (23)6.2.3输出轴校核 (26)第七章轴上零件设计与校核 (30)7.1轴承校核 (30)7.2键设计校核 (31)第八章齿轮轴承的润滑与轴承密封 (33)8.1齿轮轴承润滑 (33)8.2轴承的密封 (33)结论 (34)谢辞 (35)参考文献 (36)前言通过本次设计意在加强自己对机械设计的总体认识和计算、绘图、设计能力。
机械设计课程设计说明书(完整版)
机械设计课程设计原始资料一、设计题目热处理车间零件输送设备的传动装备二、运动简图图11—电动机2—V带3—齿轮减速器4—联轴器5—滚筒6—输送带三、工作条件该装置单向传送,载荷平稳,空载起动,两班制工作，使用期限5年(每年按300天计算），输送带的速度容许误差为±5％.四、原始数据滚筒直径D（mm):320运输带速度V（m/s）:0。
75滚筒轴转矩T（N·m）:900五、设计工作量1减速器总装配图一张2齿轮、轴零件图各一张3设计说明书一份六、设计说明书内容1。
运动简图和原始数据2。
电动机选择3. 主要参数计算4. V带传动的设计计算5。
减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算6. 机座结构尺寸计算7。
轴的设计计算8. 键、联轴器等的选择和校核9。
滚动轴承及密封的选择和校核10。
润滑材料及齿轮、轴承的润滑方法11。
齿轮、轴承配合的选择12。
参考文献七、设计要求1. 各设计阶段完成后，需经指导老师审阅同意后方能进行下阶段的设计;2. 在指定的教室内进行设计.一. 电动机的选择一、电动机输入功率二、电动机输出功率其中总效率为查表可得Y132S—4符合要求,故选用它。
Y132S—4(同步转速，4极）的相关参数表1二。
主要参数的计算一、确定总传动比和分配各级传动比传动装置的总传动比查表可得V带传动单级传动比常用值2~4,圆柱齿轮传动单级传动比常用值为3~5，展开式二级圆柱齿轮减速器。
初分传动比为,，。
二、计算传动装置的运动和动力参数本装置从电动机到工作机有三轴，依次为Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ轴，则1、各轴转速2、各轴功率3、各轴转矩表2三 V带传动的设计计算一、确定计算功率查表可得工作情况系数故二、选择V带的带型根据，由图可得选用A型带。
三、确定带轮的基准直径并验算带速1、初选小带轮的基准直径。
查表8—6和8—8可得选取小带轮的基准直径2、验算带速按计算式验算带的速度因为，故此带速合适。
3、计算大带轮的基准直径。
起重机钢结构总体设计时常用的载荷系数
起重机钢结构总体设计时常用的载荷系数————————————————————————————————作者：————————————————————————————————日期:ﻩ在进行起重机总体设计时，特别是钢结构设计时，考虑的载荷和工民建钢结构厂房设计考虑的载荷有很大不同,其特点就是起重机是动态使用的,在考虑载荷时，都要乘一个系数,现在我把整体设计时最常用的载荷系数简单得说一下，使对起重机钢结构设计不了解的人有一个初步的认识,同时,也请这方面的专家指出不足之处。
《规范》中可没有这么详细啊！ﻫ一、自重冲击系数ﻫ当货物突然起升离地、货物下降制动、起重机运行通过轨道接缝或运动机构起动、制动时,起重机的的自身重量将产生冲击和振动。
由于这种冲击和振动,起重机各部分质量会产生附加的加速度,虽然可用计算机计算这种加速度,但计算工作量较大,所以,实际计算时是将自重乘以一个冲击系数,以考虑这种附加动载的影响。
ﻫ按照《起重机设计规范》(GＢ3８１1－83)，的规定，自重冲击系数分两种情况,一是货物离地或货物下降制动对自重的冲击，将起重机自重乘以起升冲击系数φ1,二是吊着货物的起重机运行通过轨道接缝,将起重机自重和起升载荷均乘以相同的运行冲击系数φ4,他们都是经验值。
ﻫ1、起升冲击系数φ１《规范》规定:0.9≤φ1≤1.1这个系数的应用分两种情况:当自重对要计算的元件起增大作用时，取φ1＝1．0～1.1,否则取φ1=0.9~１.0。
ﻫﻫ２、运行冲击系数φ4《规范》规定，φ4用下式计算：ﻫφ4=１.１０+0.0５8v√h（注:√h为h开更号)式中ｖ－－---起重机（或小车)的运行速度(m/s）h--－－轨道接缝处二轨道面的高度差(mm）ﻫ理论表明,当速度较大时(v≤2m/ｓ)，冲击系数并不随速度增大，只要控制h≤2mm，系数不会大于1.1。
二、起升载荷动载系数φ2ﻫ这是一个最重要的系数。
φ2一般取1≤φ2≤2ﻫ当起升质量突然离地上升或下降制动时起升质量将产生附加的加速度,由这个附加加速度引起的惯性力,将对机构和结构产生附加的动应力，我国《规范》规定，将起升载荷乘以系数φ２予以增大，φ2即为起升载荷动载系数。
机械设计(第八版)课后习题答案(最新_参考答案)10页word文档
3-1某材料的对称循环弯曲疲劳极限MPa 1801=-σ，取循环基数60105⨯=N ，9=m ，试求循环次数N分别为7 000、25 000、620 000次时的有限寿命弯曲疲劳极限。
[解] MPa 6.373107105180936910111=⨯⨯⨯==--N N σσN 3-2已知材料的力学性能为MPa 260=s σ，MPa 1701=-σ，2.0=σΦ，试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。
[解] )170,0('A )0,260(C得)233.283,233.283(D '，即)67.141,67.141(D '根据点)170,0('A ，)0,260(C ，)67.141,67.141(D '按比例绘制该材料的极限应力图如下图所示3-4 圆轴轴肩处的尺寸为：D =72mm ，d =62mm ，r =3mm 。
如用题3-2中的材料，设其强度极限σB =420MPa ，精车，弯曲，βq =1，试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。
[解] 因2.14554==d D ，067.0453==d r ，查附表3-2，插值得88.1=ασ，查附图3-1得78.0≈σq ，将所查值代入公式，即查附图3-2，得75.0=σε；按精车加工工艺，查附图3-4，得91.0=σβ，已知1=q β，则 根据()()()29.60,67.141,0,260,34.72,0D C A 按比例绘出该零件的极限应力线图如下图3-5 如题3-4中危险截面上的平均应力MPa 20m =σ，应力幅MPa 20a =σ，试分别按①C r =②C σ=m ，求出该截面的计算安全系数ca S 。
[解] 由题3-4可知35.2,2.0MPa,260MPa,170s 1-====σσK Φσσ（1）C r =工作应力点在疲劳强度区，根据变应力的循环特性不变公式，其计算安全系数 （2）C σ=m工作应力点在疲劳强度区，根据变应力的平均应力不变公式，其计算安全系数5-3 分析活塞式空气压缩气缸盖联接螺栓在工作时的受力变化情况，它的最大应力，最小应力如何得出？当气缸内的最高压 力提高时，它的最大应力，最小应力将如何变化？解：最大应力出现在压缩到最小体积时，最小应力出现在膨胀到最大体积时。
机械设计课程设计说明书(圆锥圆柱两级齿轮减速器)
1.电动机的选择
2.确定电动机功率
3.电动机输出功率
4.确定电动机转速
2.选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数
1）选载荷系数
2）计算小齿轮传递的转矩
3）由表10-7取得齿宽系数
4）有表10-6查得材料的弹性影响系数
2.计算
1）试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值
5）有图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
；大齿轮的接触疲劳强度极限
6）由式10-13计算应力循环次数，
5.排油孔螺塞
为了换油及清洗箱体时排出油污，排油孔螺塞材料一般采用Q235，排油孔螺塞的直径可按箱座壁厚 的 倍选取。排油孔应设在便于排油的一侧，必要时可在不同位置两个排油孔以适应总体布局之需。
3.为使下箱座与其他座驾联接，下箱座亦需做出凸缘底座。
4.为增加轴承座的刚性，轴承座处可设肋板，肋板的厚度通常取壁厚的0.85倍。
5.铸造箱体应力力求形状简单，为便于造型时取模，铸件表面沿拔模方向应有斜度，对长度为 的铸件，拔模斜度为 。
符号尺寸关系
0.025a+
螺栓间距
轴承座孔（外圈）直径D 螺钉数目6
2.选小齿轮的齿数 大齿轮齿数
由设计计算公式
1)试选载荷系数
2)计算小齿轮传递的转矩
3）最常用的值，齿宽系数
4)由表10-6查得材料的弹性影响系数
5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
机械设计(第八版)课后习题答案及解析(最新_参考答案及解析)
3-1某材料的对称循环弯曲疲劳极限MPa 1801=-σ，取循环基数60105⨯=N ，9=m ，试求循环次数N 分别为7 000、25 000、620 000次时的有限寿命弯曲疲劳极限。
[解] MPa 6.373107105180936910111=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 3.324105.2105180946920112=⨯⨯⨯==--N N σσN MPa 0.227102.6105180956930113=⨯⨯⨯==--N N σσN 3-2已知材料的力学性能为MPa 260=s σ，MPa 1701=-σ，2.0=σΦ，试绘制此材料的简化的等寿命寿命曲线。
[解] )170,0('A )0,260(C 012σσσΦσ-=- σΦσσ+=∴-121MPa 33.2832.0117021210=+⨯=+=∴-σΦσσ得)233.283,233.283(D '，即)67.141,67.141(D '根据点)170,0('A ，)0,260(C ，)67.141,67.141(D '按比例绘制该材料的极限应力图如下图所示3-4 圆轴轴肩处的尺寸为：D =72mm ，d =62mm ，r =3mm 。
如用题3-2中的材料，设其强度极限σB =420MPa ，精车，弯曲，βq =1，试绘制此零件的简化等寿命疲劳曲线。
[解] 因2.14554==d D ，067.0453==d r ，查附表3-2，插值得88.1=ασ，查附图3-1得78.0≈σq ，将所查值代入公式，即()()69.1188.178.0111k =-⨯+=-α+=σσσq查附图3-2，得75.0=σε；按精车加工工艺，查附图3-4，得91.0=σβ，已知1=q β，则35.211191.0175.069.1111k =⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=q σσσσββεK ()()()35.267.141,67.141,0,260,35.2170,0D C A ∴根据()()()29.60,67.141,0,260,34.72,0D C A 按比例绘出该零件的极限应力线图如下图3-5 如题3-4中危险截面上的平均应力MPa 20m =σ，应力幅MPa 20a =σ，试分别按①C r =②C σ=m ，求出该截面的计算安全系数ca S 。
机械设计课程设计说明书(完整版)
实用标准文档机械设计课程设计原始资料一、设计题目热处理车间零件输送设备的传动装备二、运动简图图11—电动机 2—V带 3—齿轮减速器 4—联轴器 5—滚筒 6—输送带三、工作条件该装置单向传送,载荷平稳,空载起动,两班制工作,使用期限5年(每年按300天计算),输送带的速度容许误差为±5%.四、原始数据滚筒直径D（mm）：320运输带速度V（m/s）：0.75滚筒轴转矩T（N·m）：900五、设计工作量1减速器总装配图一张2齿轮、轴零件图各一张3设计说明书一份六、设计说明书内容1. 运动简图和原始数据2. 电动机选择3. 主要参数计算4. V带传动的设计计算5. 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算6. 机座结构尺寸计算7. 轴的设计计算8. 键、联轴器等的选择和校核9. 滚动轴承及密封的选择和校核10. 润滑材料及齿轮、轴承的润滑方法11. 齿轮、轴承配合的选择12. 参考文献七、设计要求1. 各设计阶段完成后,需经指导老师审阅同意后方能进行下阶段的设计;2. 在指定的教室内进行设计.一. 电动机的选择一、电动机输入功率w P60600.75244.785/min 22 3.140.32w v n r Rn π⨯⨯===⨯⨯90044.785 4.21995509550w w Tn P kw ⨯===二、电动机输出功率d P其中总效率为32320.960.990.970.990.960.833v ηηηηηη=⨯⨯⨯⨯=⨯⨯⨯⨯=带轴承齿轮联轴滚筒4.2195.0830.833wd P P kw η=== 查表可得Y132S-4符合要求,故选用它。
Y132S-4(同步转速1440min r ，4极)的相关参数 表1二. 主要参数的计算一、确定总传动比和分配各级传动比传动装置的总传动比144032.1544.785m w n i n ===总 查表可得V 带传动单级传动比常用值2~4，圆柱齿轮传动单级传动比常用值为3~5，展开式二级圆柱齿轮减速器()121.3~1.5i i ≈。
(完整)滚动轴承的寿命计算
滚动轴承的寿命计算1 基本额定寿命和基本额定动载荷轴承中任一元件出现疲劳点蚀前的总转数或一定转速下工作的小时数称为轴承寿命.大量实验证明,在一批轴承中结构尺寸、材料及热处理、加工方法、使用条件完全相同的轴承寿命是相当离散的(图1是一组20套轴承寿命实验的结果),最长寿命是最短寿命的数十倍。
对一具体轴承很难确切预知其寿命，但对一批轴承用数理统计方法可以求出其寿命概率分布规律。
轴承的寿命不能以一批中最长或最短的寿命做基准，标准中规定对于一般使用的机器,以90％的轴承不发生破坏的寿命作为基准。
(1)基本额定寿命 一批相同的轴承中90%的轴承在疲劳点蚀前能够达到或超过的总转数r L (610转为单位)或在一定转速下工作的小时数()h h L 。
图1 轴承寿命试验结果可靠度要求超过90％，或改变轴承材料性能和运转条件时，可以对基本额定寿命进行修正.（2)基本额定动载荷 滚动轴承标准中规定,基本额定寿命为一百万转时,轴承所能承受的载荷称为基本额定动载荷，用字母C 表示，即在基本额定动载荷作用下，轴承可以工作一百万转而不发生点蚀失效的概率为90%。
基本额定动载荷是衡量轴承抵抗点蚀能力的一个表征值，其值越大,轴承抗疲劳点蚀能力越强。
基本额定动载荷又有径向基本额定动载荷（r C )和轴向基本额定动载荷（a C ）之分.径向基本动载荷对向心轴承（角接触轴承除外)是指径向载荷，对角接触轴承指轴承套圈间产生相对径向位移的载荷的径向分量。
对推力轴承指中心轴向载荷。
轴承的基本额定动载荷的大小与轴承的类型、结构、尺寸大小及材料等有关，可以从手册或轴承产品样本中直接查出数值。
2 当量动载荷轴承的基本额定动载荷C （r C 和a C ）是在一定条件下确定的。
对同时承受径向载荷和轴向载荷作用的轴承进行寿命计算时，需要把实际载荷折算为与基本额定动载荷条件相一致的一种假想载荷，此假想载荷称为当量动载荷，用字母P 表示。
当量动载荷P 的计算方法如下：同时承受径向载荷r F 和轴向载荷a F 的轴承()P r a P f XF YF =+（1)受纯径向载荷r F 的轴承（如N 、NA 类轴承）P r P f F =（2）受纯轴向载荷a F 的轴承(如5类、8类轴承)P a P f F =（3）式中：X ——径向动载荷系数，查表1； Y ——轴向动载荷系数，查表1; P f 冲击载荷系数，见表2。
(完整版)机械设计基础齿轮传动设计例题
例 1 设计用于带式输送机传动装置的闭式单级直齿圆柱齿轮传 动。
传递功率 P=2.7kW ，小齿轮转速 n 1=350r/min ，传动比 i=3.57。
输送机工作平稳，单向运转，两班工作制，齿轮对称布置，预期寿命 10 年，每年工作 300天。
解： 1. 选择齿轮精度等级、材料、齿数1）带式输送机属于一般机械，且转速不高，故 初选择 8 级精度。
2）因载荷平稳，传递功率较小，可采用软齿面齿轮。
参考表 5-6， 小齿轮选用 45 钢调质处理，齿面硬度 220~250HBS ，σHLim1 =595MPa ， σ FE1=230MPa ；大齿轮选用 45 钢正火处理，齿面硬度 170~200HBS ， σ HLim2 =520MPa ，σ FE2=200MPa 。
3）初选小齿轮齿数 z 1=24，则 z 2=iz 1=3.57×24=85.68，取 z 2=87。
故实际传动比 i=z 2/ z 1=87/ 24=3.62，与要求的传动比 3.57的误差小于 3%。
对于齿面硬度小于 350 HBS 的闭式软齿面齿轮传动，应按齿面 接触强度设计，再按齿根弯曲强度校核。
2. 按齿面接触强度设计1）查表 5-8，原动机为电动机， 工作机械是输送机， 且工作平稳， 取载荷系数 K=1.2。
2）小齿轮传递的转矩T19550 P 9550 2.7 73.671N m 1 n 1 350设计公式 5-48 d 12000KT 1 2u 1 Z E Z H Z3）查表5-13，齿轮为软齿面，对称布置，取齿宽系数φd=14）查表 5-10，两齿轮材料都是锻钢，故取弹性系数 Z E =189.8 MPa 1/2。
5）两齿轮为标准齿轮，且正确安装，故节点区域系数 Z H =2.5，取重合度系数 Z ε=0.96）计算许用接触应力HHLimZ N Z W Z XSH① 应力循环次数小齿轮 N 1=60n 1jL h =60×350×1×(2×8×300×10)=10.08 ×108 大齿轮 N 2= N 1/i=10.08×108/ 3.62=2.78×108② 据齿轮材料、热处理以及 N 1、N 2，查接触疲劳寿命系数图表，不允许出现点蚀，得接触疲劳寿命系数 软齿面故 ZW=1，ZX=1 。
齿轮传动设计(课程设计)
一、电动机的选择与运动参数的计算1. 电动机的选择 ① 电动机类型的选择 ② 选择电动机的容量（1） 工作机所需功率 Pw=Fv/1000=4.16kw （见《机械设计课程设计》P7〜9）（2） 传动装置的总效率为:n = n 1 n 2…n n按《机械设计课程设计》P8表2-2确定各部分的效率为：V 带传 动n 1=0.95 ;滚动轴承（每一对）效率：n 2=0.99，圆柱齿轮传 动效率n 3=0.96；弹性联轴器效率n 4=0.995,卷筒轴滑动轴承效 率:n 5=0.96.则：n =0.96*0.993*0.962*0.995*0.96 〜0.828（3 ） 确定电动机的转速。
由转轮的线速度"晟（朋河推出转轮的速度为:般选用同步转速为 1000 r/min 或1500r/min 的电动机作为 原动机 通常V 带传动常用传动范围i 仁2~4，圆柱齿轮3~6，则电机转速 n d =n w i 带i 1i 2= （2*3〜4*5 ） *95.497=572.982〜1909.94因载荷平稳，电动机的额定功率 Ped 大于Pd 即可，由表17-1选 Y132S-4型电动机，额定功率为 5.5kw ，转速为:n m =1440 r/min6 104v =D6 104 1.632095.49表2-5电动机主要性能参数、尺寸③计算传动装置的总传动比及分配各级传动比④ 2.3.1 总传动比：Q = n m=l440= 15.07n w 95.49⑤分配各级传动比选取V带传动的传动比：i带2，则i2为圆柱齿轮减速器的传动比。
由i总i带i i i2, h 1.1i2得：i1 2.87, i2 2.61（4）计算机传动装置的运动参数和动力参数0轴——电机轴1轴一一高速轴R T P0 1n。
i带P on oT oP d4.16kwn m 1440r / minP9550」27.58N ?m4.16144029550旦nn o0.957209550遊7203.95KWr/m in52.41N ?m2轴——中速轴 P 2Pi 23.95 0.99 0.96 3.75KWn 2nii i720 2 .87250 .87 r/m in3轴——低速轴P 3n 3工作轴:3.564 9550 P 2 n 2P2 2n 29550 P0.99 n 33.75 9550 250.87142.75N ?m3.75 0.99250 .87 2 .619550鎏 96.110.96 3.564KW96 .11 r/m in354.13N ?m0.995 0.96 3.37KWn 4 n w 95.49r/m inT 49550p 4 9550玉7 337.03N ?mn 4 95.49计算所的动力参数与计算参数2. V 带传动的设计计算 ① V 带传动的计算功率P ea由参考文献，表8-8得工作情况系数K A 1.1，故:F C a K A P 1.1 5.5 6.05kw② 确定V 带的截型根据P ea 及n1查参考文献确定选用 A 型带 ③ 确定带轮的基本直径d d 1、d d2(1 )由参考文献表8-8和表8-6得，dd1 9°mm(3)验算带速v 为;因为5m/s 10.15m/s 25m/s ，所以带速合适。
机械设计练习题2
A、动载荷系数：根据7级精度，
查图10-8得动载系数： Kv =1.08 B、齿间载荷分配系数 由齿宽 得齿轮的圆周力 及：
Ft 1 2T1 / d1t 4.822 103 K A Ft 1 / b 117N / mm 100N / mm
Ld 0 2a0 2 ( d d 2 d d 1 )
2 400 2 ( 315 80 )
1455mm
由表8-2选带的基准长度Ld=1430mm 计算实际中心距
a a0
Ld Ld 2
1455 400 1430 387.5mm 2
F0 500
2 4.4 2.5 500 6.032 1 0 . 105 6 . 032 ...N 6 0.91
Pca vz
2.5 Ka
1 qv 2
8.计算作用在轴上的压轴力Fp
Fp 2zF0 sin
1
2
2 6 221.37 sin
根据Pca、n1由图8-11确定选用A型 3.确定带轮基准直径
由表8-7和表8-9取主动轮基准直径dd1=80mm
所以从动轮基准直径dd2=idd1=3.8 × 80=304 mm
根据表8-9，取dd2=315mm
例题：带传动
验算带的速度
v
d d 1n1
60 1000
80 1450
75、80、85、90、95、100、106、112、 125、132、140、 150、160、170、180、200、224、250、280、315、355….