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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 。
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。
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:指导老师:设计时间:哈尔滨工业大学目录一、设计任务................................................................................................. 错误!未定义书签。
二、轴材料选择............................................................................................. 错误!未定义书签。
d ........................................................................................ 错误!未定义书签。
三、初算轴径min四、结构设计................................................................................................. 错误!未定义书签。
1.轴承部件结构型式................................................................................ 错误!未定义书签。
2. 轴结构设计.......................................................................................... 错误!未定义书签。
五、轴受力分析............................................................................................. 错误!未定义书签。
Harbin Institute of Technology齿轮传动设计设计说明书课程名称：机械设计设计题目：齿轮传动设计院系：能源科学与工程学院班级：设计者：学号：指导教师：曲建俊设计时间：哈尔滨工业大学目录一、设计题目--------------------------------------------------------------------------------2二、选择齿轮材料、热处理方式、精度等级----------------------------------------2三、初步计算传动主要尺寸--------------------------------------------------------------3四、确定传动尺寸--------------------------------------------------------------------------4五、校核齿根弯曲疲劳强度--------------------------------------------------------------5六、计算齿轮传动其他尺寸--------------------------------------------------------------6七、大齿轮结构设计-----------------------------------------------------------------------7八、参考文献--------------------------------------------------------------------------------8一、设计题目设计题目:设计绞车（带棘轮制动器）中的齿轮传动传动方案如下图所示:已知数据：方案电动机工作功率dP/kW电动机满载转速mn/(r/min)工作机的转速wn/(r/min)第一级传动比1i轴承座中心高H/mm最短工作年限FC3 220 8年3班 25%注：FC--电动机额定负载时间持续率。
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----------------------------------------------------------------------------------4 3.5 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 =40KN ，最大起重高度H=200mm 。
Harbin Institute of Technology机械制造装备设计大作业题目：无丝杠车床主传动系统设计学院：机电工程学院班级：姓名：学号：©哈尔滨工业大学哈尔滨工业大学机械制造装备设计大作业题目：无丝杠车床主传动系统设计目录一、运动设计 (3)1 确定极限转速 (3)2 确定公比 (3)3 求出主轴转速级数 (3)4 确定结构式 (3)5 绘制转速图 (4)6 绘制传动系统图 (5)7 确定变速组齿轮传动副的齿数 (6)8 校核主轴转速误差 (6)二、动力设计 (7)1 传动轴的直径确定 (7)2 齿轮模数的初步计算 (7)参考文献 (9)设计任务设计题目：无丝杠车床主传动系统设计已知条件：最大加工直径ф400mm，最低转速40r/min，公比φ=1.41，级数Z=11，切削功率N=5.5KW。
设计任务：1.运动设计：确定系统的转速系列；分析比较拟定传动结构方案；确定传动副的传动比和齿轮的齿数；画出传动系统图；计算主轴的实际转速与标准转速的相对误差。
2.动力设计：确定各传动件的计算转速；初定传动轴直径、齿轮模数；选择机床主轴结构尺寸。
一、运动设计1. 确定极限转速已知最低转速为40r/min，公比φ=1.41，参考文献[1]表4-2标准转速系列的本系统转速系列如下：40 57 80 113 160 226 320 453 640 9051280 r/min，则转速的调整范围maxmin 128032 40n nRn===。
2. 确定公比根据设计数据，公比φ=1.41。
3. 求出主轴转速级数Z根据设计数据，转速级数Z=11。
4.确定结构式（1）确定传动组和传动副数由于总级数为11，先按12设计再减掉一组。
共有以下几种方案：12=4×3 12=3×4 12=3×2×2 12=2×3×2 12=2×2×3 根据传动副前多后少原则，以减少传动副结构尺寸选择第三组方案，即： 12=3×2×2（2）确定结构式按前疏后密原则设计结构式中的级比指数，得到：12=31×23×26减掉一组转速为：12=31×23×25对于该结构式中的第二扩大组x 2=5、p 2=2，而因此r 2=φ5×(2-1)=1.415=5.57<8。
哈工大机械设计大作业 - V带传动哈尔滨工业大学机械设计大作业设计计算说明书题目: V带传动设计系别: 班号: 姓名: 学号: 日期: 2021年10月28日目录 (一) (二) (三) (四) (五) (六) (七) (八) (九) (十)(十一) 带轮结构设计――――――――――――――――――――――――――――6(十二) 参考文献――――――――――――――――――――――――――――――7计算作用在轴上的压力――――――――――――――――――――――――6 确定初拉力F0――――――――――――――――――――――――――――5确定V带根数Z――――――――――――――――――――――――――――5 计算小轮包角?1―――――――――――――――――――――――――――5确定中心距a和V带基准长Ld―――――――――――――――――――――4 验算带的速度――――――――――――――――――――――――――――4 确定带轮的基准直径dd1和dd2――――――――――――――――――――――4 选择带的型号――――――――――――――――――――――――――――4 确定设计功率Pd―――――――――――――――――――――――――――4 选择电动机―――――――――――――――――――――――――――――41哈尔滨工业大学机械设计作业任务书题目: 设计绞车（带棘轮制动器）中的V带传动结构简图见下图:。
原始数据如下：室内工作、工作平稳、机器成批生产轴承座方案电动机功率P/kW 电动机满载转速工作机的转速nw/(r/min) 第一级传动比i1 中心高H/mm 5.3.12最短工作年限 nm/(r/min) FC 3.7 912 60 3.2 200 10年2班 40%一选择电动机由方案图表中的数据要求，查文献2表14-1 Y系列三相异步电动机的型号及相关数据可查文献2表14-2得轴径为38mm,长为80mm.二确定设计功率Pd三选择带的型号根据Pd、n1，查看文献1图5.17可选取A型带。
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: .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带传动已知数据方案dP（KW）(/min)mn r(/min)wn 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. 确定轴承部件机体结构形式及关键尺寸 (2)2. 确定轴轴向固定方法..................................................................................... 错误!未定义书签。
3. 选择滚动轴承类型, 并确定润滑、密封方法 ...................................... 错误!未定义书签。
4. 轴结构设计 ....................................................................................................... 错误!未定义书签。
五、轴受力分析 (4)1. 画轴受力简图 (4)2. 计算支承反力 (4)3. 画弯矩图 (5)4. 画扭矩图 (5)六、校核轴强度 (5)七、校核键连接强度 (7)八、校核轴承寿命 (8)1. 计算轴承轴向力 (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、参考文件 (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尺寸不满足强度校核, 故修改齿轮尺寸为分度圆直径d 1 =96.000 mm , 其它尺寸齿宽b 1 = 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。
二、 选择轴材料因传输功率不大, 且对质量及结构尺寸无特殊要求, 故选择常见材料45钢, 调质处理。
三、 初算轴径d min对于转轴, 按扭转强度初算, 由参考文件[1]式10.2估算最小直径d ≥√9.55×106P n 0.2[τ]3=C √P n 3 式中: P — 轴传输功率, kW;n — 轴转速, r/min;[τ] — 许用扭转应力, MPa;C — 由许用扭转切应力确定系数。
查参考文件[1]表10.2, 得对于45钢, C 取值范围126 ~ 103, 取C = 118。
轴输入功率为P =P d η1η2式中: η1 — V 带传动效率, 查参考文件[2]表9.1, V 带传动效率η1= 0.98;η2 — 滚动轴承传动效率, 查参考文件[2]表9.1, 一对滚动球轴承传动效率η2= 0.98。
故:P =P d η1η2=4×0.98×0.98=3.8416 kW轴转速为:n =n m i 1=9602=480 r/min 并考虑轴上有一个键槽, 将轴径加大5%。
于是初算轴径最小值得:d ≥1.05×C √P n 3=1.05×118×√3.84164803=24.78 mm 根据GB/T 2822—R a 10系列圆整, 初取d = 25mm 。
四、 结构设计1. 确定轴承部件机体结构形式及关键尺寸为方便轴承部件装拆, 轴承座机体采取剖分式结构, 取轴承座铸造壁厚为 δ = 8mm 。
机体上轴承旁连接螺栓直径d 2 = 12mm, 装拆螺栓所需要扳手空间C 1 = 18mm, C 2 = 16mm, 故轴承座内壁至座孔外端面距离:L = δ + C 1 + C 2 + (5~8) mm = 47~50mm取L = 50mm 。
由此, 设计轴承部件结构如图2所表示。
然后可按轴上零件安装次序, 从d min 处开始设计。
图2 轴结构草图（不带尺寸）2. 确定轴轴向固定方法因为轴跨距不大, 且传输功率中等, 齿轮减速器效率高、 发烧小, 轴不会太长, 故轴承部件固定方法可采取两端固定方法。
3. 选择滚动轴承类型, 并确定润滑、 密封方法轴上所安装齿轮为直齿轮, 不产生轴向载荷, 且径向载荷较小、 转速不高, 故选择深沟球轴承。
轴承内圈直径约为25 mm量级, 依据参考文件[1], 其速度因数值:dn=25×960=24000≪(1.5 ~ 2)×105mm∙r/min 其速度因数较小, 宜选择脂润滑。
密封段轴径约为30mm量级, 其轴颈圆周速度为:v=πdn1000×60=π∙30∙9601000×60=1.51 m/s<7 m/s因为轴径圆周速度小, 且工作环境有尘, 所以采取唇形圈密封。
4. 轴结构设计(1) 大带轮与轴段1:因为要求, 大带轮必需放置在轴端, 所以d min即为轴段1最小直径, d1= 25mm。
大带轮一端经过轴肩固定, 另一端经过挡圈和螺栓固定, 轴段1处放置大带轮处长度l10 = 50mm, 为避免发生干涉, 轴段长度比大带轮宽度短1~3mm, 故取:l1 = 48mm(2) 密封圈与轴段2、轴段6:本方案采取深沟球轴承, 端盖宜采取凸缘式端盖, 密封方法采取毛毡圈密封。
由参考文件[1]图10.9中公式, 可得到轴段2与轴段1之间轴肩高为:h1 = (0.07~0.1)d1 = (0.07~0.1)×25 = 1.75～2.5 mm由参考文件[2]表14.4, 选择轴径为∅30mm毛毡圈, 故轴段2直径:d2 = 30 mm同理, 轴段6直径为:d6 = 30 mm(3) 轴承与轴段3及轴段5:由参考文件[1]图10.9中公式, 可得到轴段3与轴段2之间轴肩高为:h2 = (0.07~0.1)d2 = (0.07~0.1)×30 = 2.1～3 mm轴承采取深沟球轴承, 考虑轴承可能承受较大径向载荷, 选择窄系列、中载系列, 由参考文件[2]表12.1, 选择轴承型号6307, 所以:d3 = d5 = 35 mml3 = l5 = 21 mm(4) 轴段4:轴段4与轴段3和轴段5形成轴肩对两个轴承其轴向固定作用。
查参考文件[2]表12.1, 得6307轴承安装尺寸为d a = 44 mm。
故轴段4轴径为d4 = 44 mm(5) 小齿轮与轴段7:依据最小轴径, 取d7 = 25mm。
与大带轮处相同小齿轮一端经过轴肩固定, 另一端经过挡圈和螺栓固定, 轴段7处放置小齿轮宽度l70 = 35mm, 为避免发生干涉, 轴段长度比大带轮宽度短1~3mm, 故取:l7 = 33mm(7) 机体与轴段2、4、6长度:对于二支点在同一轴承座内而支点间无传动件情况, 应首先确定两轴承跨距L, 由参考文件[3], 通常取L= (2 ~ 3)d, 其中d为轴承所在轴段直径, 即d3和d5。
则跨距取值为L = (2 ~ 3)d3 = (2 ~ 3) × 35 = 70 ~ 105 mmⅰ对于轴段4取轴段4长度为l4= 75 mm。
跨距为轴上直返力作用点间距离, 对向心轴承, 支反力作用点在轴承宽度中点, 则此时跨距为L2 = l4 + l3 = 75 + 21 = 96mmⅱ对于轴段2和轴段6:为避免大带轮或小齿轮断面转动时与不动轴承端盖相碰, 轴承端盖与这两零件端面间应有足够间距, 取该间距为H = 15 mm。
由参考文件[3]查得, 轴承盖凸缘厚e = 10 mm。
为赔偿机体铸造误差, 轴承应深入轴承座孔内合适距离, 以确保轴承在任何时候都能坐落在轴承座孔上, 为此取轴承上靠近机体内壁端面与机体内壁间距离为∆=5 mm。
由此计算l2、l6:l2 = l6 = H + e + (L + 4 – l3) = 15 + 10 + (75 + 4 – 21) = 83 mm(8) 各轴段尺寸汇总:轴总长度:l = 48+83+21+75+21+83+33 = 364 mm进而, 轴承支点及力作用点之间跨距也随之确定下来。
6307轴承力作用点为轴承宽度中心。
取大带轮、小齿轮中点作为力作用点, 则可得跨距:L1 = 117.5 mm, L2 = 96 mm, L3 = 110 mm(9) 键连接:大带轮和小齿轮与轴周向连接均采取 A 型一般平键连接, 由文件[2]表11.28, 轴径为∅25 mm 时, 使用键型号分别为:A8×7×70 GB/T 1096—和A8×7×56 GB/T 1096—。
最终在结构草图上添加初定尺寸, 如图3:五、轴受力分析1. 画轴受力简图2.计算支承反力在水平面内, 对轴承2（见图4(a)）列力矩平衡方程, 得:R1H=Q(L1+L2)−F r L3L2=705.23×(117.5+96)−885.66×11096=553.58N在水平面内轴径向方向上列受力平衡方程, 得:R2H=F r+Q−R1H=885.66+705.23−553.58=1037.31 N 在竖直面内, 对轴承2列力矩平衡方程, 得:R1V=−L3F tL2=−110×2433.3396=−2788.19 N列受力平衡方程, 得:R2V=F t−R1V=2433.33+2788.19=5221.52 N负号表示受力方向与图示方向相反。
轴承1所受总支承反力:F1r=√R1H2+R1V2=√553.582+(−2788.19)2=2842.61 N 轴承2所受总支承反力:F2r=√R2H2+R2V2=√1037.312+5221.522=5323.56 N3.画弯矩图在水平面上,M aH1=QL1=705.23×117.5=82864.53 N∙mmM aH2=Q(L1+L2)−R1H L2=705.23×(117.5+96)−553.58×96=97422.93 N∙mm在竖直面上,M aV2=R1V L2=−2788.19×96=−267666.24 N∙mmM aV1=0 N∙mm合成弯矩M a1=√M aH12+M aV12=82864.53 N∙mmM a2=√M aH22+M aV22=√78531.562+(−215734.99)2=284844.60N∙mm故最大弯矩为M a=284844.60 N∙mm4.画扭矩图T=97333.33N∙mm六、校核轴强度在轴承2受力点处, 现有较大弯矩, 又有转矩, 而大带轮和小齿轮受力点处即使轴径较小且有键槽, 不过这两处均只受转矩。
