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哈工大 机械设计 轴系部件大作业

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实用文档 标准 Harbin Institute of Technology

机械设计大作业

题 目： 轴系部件设计 院 系： 能源科学与工程学院 班 级： 1002301 姓 名： 邹云鹏 学 号： 1100200312 实用文档

标准 轴系部件设计 一、 设计题目 原始数据如下：

方案 Pd（KW） (/min)mnr (/min)wnr 1i 轴承座中 心高H（mm） 最短工作 年限L FC 5.3.3 2.5 920 55 2.8 200 10年2班 25%

图 1 二、轴的材料选择 因传递功率不大，且对质量及结构尺寸无特殊要求，故需选用常用材料45钢，调质处理。

三、初算轴径mind，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径1d和长度1L 对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文献[1]查表10.2得 C=118~106,取C =112，则

dCnmin

p

3

121PP 式中： 1——齿轮的传动效率

1P——为小齿轮传递的功率，有大作业四可知1P=3.0，

由参考文献[2]，取98.0 ，代入上式，得：

25.2357.3280.398.0112331min/nPCdmm

考虑有一个键槽的影响，取41.2405.125.23min/mmd 实用文档 标准 四、结构设计 1.轴承部件的结构型式及主要尺寸 为方便轴承部件的拆装，减速器的机体采用剖分式结构，取机体的铸造壁厚8mmδ，机体上轴承旁连接螺栓直径12mmd2，装拆螺栓所需的扳手空间

18mm16mm1CC,2，故轴承座壁至座孔外端面距离

(58)mm4750mmLCCδ12，取50mmL。

2.确定轴的轴向固定方式 因传递功率小，齿轮减速器效率高、发热小，估计轴不会长，故轴承部件的固定方式可采用两端固定方式。因此，所涉及的轴承部件的结构型式如图2所示。

然后，可按轴上零件的安装顺序，从dmin 处开始设计。 3.选择滚动轴承类型，并确定其润滑与密封方式 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smsmdnv/2/07.110006057.32862100060，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清洁，脂润滑，密封处轴颈的线速度较低，故滚动轴承采用毡圈密封，并在轴上安置挡油板。

4. 轴的结构设计 本设计中有7个轴段的阶梯轴，以外伸轴颈d1为基础，考虑轴上零件的受力情况，轴上零件的装拆与定位固定、与标准件孔径的配合、轴的表面结构及加工精度等要求，逐一确定其余各段的直径。轴的轴向尺寸要考虑轴上零件的位置、配合长度、支承结构情况、动静件的距离要求等要素，通常从与传动件相配的轴段开始。 根据以上要求，确定各段轴的直径：d1=24mm，d2=26mm，d3=30mm，d4=35mm，d5=40mm，d6=30mm

根据轴承的类型和d3，初选滚动轴承型号为7306C，d=30mm，D=72mm，B=19mm。mma15因为轴承选用脂润滑，轴上安置挡油板，所以轴承端面与机体壁间要有一定距离，取mm10。 为避免齿轮与机体壁相碰，在齿轮端面与机体壁间留有足够的间距H，取H=15mm。 实用文档 标准 采用凸缘式轴承盖，其凸缘厚度e=10mm。为避免带轮轮毂端面与轴承盖连接螺栓头相碰，并便于轴承盖上螺栓的装拆，带轮轮毂端面与轴承盖间应有足够的间距K，取K=20mm。 在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖、带轮的相互位置和尺寸后，即可从轴段④开始，确定各轴段的长度。 轴段④的长度L4要比相配齿轮轮毂长度b略短，取L4=b-2=60mm 轴段③的长度L3=H++B+2=46mm

轴段②的长度L2=mmKeBL51)( 轴段①的长度L1=58mm 轴段⑤的长度L5就是轴环的宽度m，按经验公式m=1.4h=3.5mm 适当放大，取L5=15mm

轴段⑥的长度L6=mmLBH30)(5 由以上分析可得轴的各段宽度为：L1=58mm，L2=54mm，L3=43mm，L4=60mm，L5=10mm，L6=31mm。

进而，轴的支点及受力点间的跨距也随之确定下来，7206C轴承力的作用点距外座圈大边距离mma2.14，取该点为支点。取带轮中间为力作用点，则可得

跨距mml961，mml602，mml603。

5. 键连接设计 带轮及齿轮与轴的周向连接均采用A型普通平键连接，分别采用键87GB/T 1096—2003及108GB/T 1096—2003。

五、轴的受力分析

1. 画轴的结构设计简图 根据上面几步对轴的结构尺寸分析计算，可以画出轴的结构设计草图如图2（a）。

2.画轴的受力简图 根据材料力学知识，对轴的隔断进行受力分析，画出轴的受力简图如图2（b）。

3.计算支承反力 齿轮所受转矩为 实用文档 标准 T/N·mm=11.8545257.32898.031055.96

齿轮圆周力为 5.27562/齿dTNFt

径向力为 3.100320tan5.2756tan/trFNF 轴向力 0aF

在水平面上

NlldFlFFarH7.5018.578.578.573.100323231 NFFFHrH7.5017.5013.100312 在垂直面上 NFFFtvv3.13782/5.2756221 轴承I的总支承反力 NFFFvHR8.14663.13787.5012221211 轴承II支承反力 NFFFvHR8.14663.13787.5012222222 4.画弯矩图 根据受力情况可画轴上隔断的弯矩图如图2（c） 在水平面上，a-a剖面左侧 mmNlFMHaH7.30603607.50121

a-a剖面右侧 mmNlFMHaH7.30603607.50132'

在垂直面上，弯矩为 mmNlFMvaV3.84076603.137821

合成弯矩，a-a剖面左侧 mmNMa0.89473 实用文档 标准 a-a剖面右侧 mmNMa0.89473'

5.画转矩图 在轴的隔断上，齿轮的圆周力作用在齿轮外圈上，会对轴产生扭转作用，V带处存在弯矩作用，两处弯矩相等。由于只有这两处产生弯矩，轴上弯矩在两处中间各处相等，其余部分不存在弯矩。所以可画出轴上弯矩图如图2（d）。

T/N·mm=11.8545257.32898.031055.96

六、 校核轴的强度 此轴几乎为对称布置，但a—a剖面左侧使用套筒固定齿轮，轴径比右侧小，故a—a剖面左侧为危险剖面。 由参考文献[1]查得，抗弯截面模量为

式中 d——a—a截面轴的直径，d=35mm； b——键槽的宽度，b=10mm； t——键槽的深度，t=5mm。 实用文档 标准

同理，抗扭截面模量为

弯曲应力：

扭剪应力：

对于调质处理的45钢，由参考文献[1] 表10.1，查得，。 键槽引起的应力集中系数，由参考文献[1] 附表10.4，查得

。

绝对尺寸系数，由参考文献[1] 附表10.1，查得。 轴磨削加工时的表面质量系数，由参考文献[1] 附表10.1和附表10.2，得。

由此，安全系数计算如下：

由参考文献[1] 附表10.5，查得许用安全系数。 显然，故a—a剖面安全。 对于一般用途的转轴，也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，取折合系数，当量应力为 实用文档 标准 已知轴的材料为45钢，调质处理，查得。 显然，，故轴的a—a剖面左侧强度满足要求。

七、 校核键连接的强度 键连接的挤压应力计算公式

式中 d——键连接处轴径， mm； T——传递的转矩，； h——键的高度，mm； l——键连接的计算长度，。 联轴器处键连接的挤压应力

齿轮处键连接的挤压应力 取键、轴及联轴器的材料为钢，由参考文献[1] 表10.2查得。 显然，，故强度足够。

八、 校核轴承寿命 1. 计算当量载荷系数

式中 ——轴的径向载荷和轴向载荷； X、Y ——动载荷径向系数和动载荷轴向系数。

由于轴向力，由参考文献[1] 表11.12查得X=1，Y=0。 则当量动载荷

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哈工大机械原理大作业1-16

哈工大机械原理大作业1-16

Harbin Institute of Technology机械原理大作业设计说明书（一）课程名称：机械原理设计题目：连杆运动分析（16）院系：能源科学与工程学院班级：1102201设计者：学号：指导教师：赵永强唐德威设计时间：2013年6月8 日哈尔滨工业大学1 连杆机构运动分析题目16：如图所示机构，已知机构各构件的尺寸为AC l =CE l =100mm ，BC l =CD l =200mm ，90BCD ∠=，构件1的角速度为10/rad s ，试求构件5的角位移、角速度和角加速度，并对计算结果进行分析。

2 分析过程2.1 建立坐标系建立以点E 为原点的固定平面直角坐标系x-E-y,如图所示：图2 机构坐标系2.2结构分析将构件BCD 分为杆3和杆4。

该机构由2个Ⅰ级杆组RR （杆1和杆5）和两个Ⅱ级杆组RRP （杆3、杆4和滑块B 、D ）。

其中原动件为杆1。

现将杆组分为如下两部分：图1 机构运动简图RRPRR图3 各级杆组2.3 建立数学模型2.3.1构件1、2、3的分析原动件杆1的转角：1θ=0—360。

原动件杆1的角速度：1ω=.1θ=10/rad s原动件杆1的角加速度：..1αθ==0运动副A 的坐标：0200A A x y mm =⎫⎬=⎭运动副A 的速度及加速度都为零。

构件1为BC （RRP Ⅱ级杆组）上滑块B 的导路 滑块B 的位置为：132cos cos B A C x x s x l θθ=+=+ 132sin sin B A C y y s x l θθ=+=+消去s,得：212arcsinA l θθ=+式中：011()sin ()cos C A C A A x x y y θθ=---构件3的角速度i ω和滑块B 沿导路的移动速度D υ：.211213(Q sin Q cos )/Q ωϕθθ==-+ 1322323(Q cos Q sin )/Q D s l l υθθ⋅==-+式中：..11111211321212Q sin ;Q cos ;Q sin sin cos sin l l l θθθθθθθθ=-==+构件3的角加速度和滑块B 沿导路移动的加速度：..241513(Q sin Q cos )/Q αθθθ==-+..4325323(Q cos Q sin )/Q B s l l υθθ==-+式中：122......21142211111Q cos sin cos 2sin l l l s θθθθθθθθ=---- 122......21152211111Q sin cos sin 2cos l l l s θθθθθθθθ=+-+2.3.2 构件3,4,5的分析构件3,4,5,由1个Ⅰ级基本杆组和一个RRP Ⅱ级杆组组成，与构件1,2,3结构相同，只运动分析过程与其相反。

哈工大机械设计大作业螺旋传动设计千斤顶.

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：螺旋传动设计设计题目：设计螺旋起重器（千斤顶）班级：1215102设计者：张紫薇学号：1121510208指导教师：张锋设计时间：2014年10月6日哈尔滨工业大学目录一、设计任务书 (1)二、各部分尺寸计算及校核1、选择螺杆、螺母的材料 (2)2、耐磨性计算 (2)3、螺杆各部分尺寸计算 (2)4、螺杆强度校核 (2)5、螺母螺纹牙强度计算 (3)6、螺纹副自锁条件校核 (4)7、手柄设计…………………………………………………………………………………………… (4)8、螺杆的稳定性校核 (5)9、螺母外经及凸缘设10、底座设计………………………………………………………………………………………………611、其他零件相关尺寸 (7)三、参考文献 (8)一、设计任务书设计螺旋起重器，简图如下1、螺旋起重器已知数据：起重量F Q=30kN，最大起重高度H o=180mm（题号3.1.1）。

2、设计要求：(1) 绘制装配图一张，画出起重器的全部结构，按照装配图要求标注尺寸、序号及填写明细栏、标题栏，编写技术要求。

(2) 对起重器各部分尺寸进行计算，对螺杆和螺母螺纹牙强度、螺纹副自锁性、螺杆的稳定性进行校核。

二、各部分尺寸计算及校核1、选择螺杆、螺母的材料螺杆采用45号钢，由参考文献[3]查得抗拉强度MPa 600b =σ，MPa 355s =σ。

螺母材料用铝青铜ZCuAl10Fe3（考虑速度低）。

2、耐磨性计算根据螺纹的耐磨性条件 []p hHd FPp s ≤=2π，引进系数2d H =ψ以消去H ，并且对于梯形螺纹，h =0.5p ，因此得[]mm 4.23226.110308.08.032=⨯⨯=≥p F d ψ式中2d ——螺杆螺纹中径，mm ；F ——螺杆所受轴向力，即起重量，kN ；ψ——根据螺母结构选定，对于整体式螺母取ψ=1.2~2.5，此处取ψ=1.6；[]p ——滑动螺旋副材料的许用压强，根据参考文献[2]中表8.11，当螺杆和螺母副材料分别是钢和青铜且低速滑动时，许用压强[]p =18~25，此处取[]p =22 。

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。

哈工大机械原理大作业连杆

哈工大机械原理大作业连杆

哈工大机械原理大作业-连杆连杆是机械原理中常见的机构之一，也是机械工程中非常重要的部件。

它由两个旋转接头和一个连接两个旋转接头的杆件组成。

连杆广泛应用于各种机械设备中，如汽车发动机、泵、机床等。

本文将介绍连杆的工作原理、应用以及设计要点。

连杆的工作原理是将旋转运动转化为直线运动或将直线运动转化为旋转运动。

它通过两个旋转接头的运动将杆件上的一个点的运动转化为另一个点的运动。

连杆的运动有两种基本形式：一是曲柄连杆机构，二是摇杆连杆机构。

曲柄连杆机构中，一个旋转接头为曲柄，另一个旋转接头为连杆；摇杆连杆机构中，一个旋转接头为摇杆，另一个旋转接头为连杆。

连杆广泛应用于各种机械设备中。

在汽车发动机中，连杆将曲轴的旋转运动转化为活塞的直线运动，从而驱动汽缸的工作；在泵中，连杆将电机的旋转运动转化为柱塞的直线运动，从而产生压力；在机床中，连杆将电机的旋转运动转化为工作台的直线运动，从而实现加工。

设计连杆时需要考虑一些要点。

首先是连杆的材料选择和尺寸设计。

连杆需要承受较大的力和扭矩，因此需要选择具有较高强度和刚度的材料。

同时，根据应用需求和力学原理，设计连杆的尺寸，以确保其能够承受正常工作条件下的负荷。

其次是连杆的润滑和密封。

连杆在工作过程中需要润滑剂来减少摩擦和磨损，同时需要密封装置来防止润滑剂泄漏。

因此，设计连杆时需要考虑润滑剂的供给和密封装置的设计。

最后是连杆的制造和装配。

连杆的制造需要保证其精度和质量，以确保其运转平稳和可靠。

在装配过程中，需要按照设计要求进行装配，同时进行必要的调试和检测，以确保连杆的工作性能符合要求。

总之，连杆是机械工程中非常重要的部件，广泛应用于各种机械设备中。

设计和制造连杆需要考虑材料选择、尺寸设计、润滑和密封以及制造和装配等方面的要点。

通过合理的设计和制造，可以确保连杆的工作性能和可靠性，从而提高机械设备的工作效率和寿命。