机械设计轴系大作业
轴系部件设计计算说明书
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指导老师
2011 年 12 月 19 日
东北大学
目录
一、设计任务书及原始数据 (1)
二、根据已知条件计算传动件的作用力 (2)
2.1计算齿轮处转矩T、圆周力F t及径向力F r (2)
2.2计算支座反力 (2)
三、初选轴的材料，确定材料的机械性能 (3)
四、进行轴的结构设计 (3)
4.1确定最小直径 (3)
4.2设计其余各轴段的直径和长度，且初选轴承型号 (4)
4.3选择连接形式与设计细部结构 (5)
五、轴的疲劳强度校核 (5)
5.1轴的受力图 (5)
5.2绘制弯矩图 (6)
5.3绘制转矩图 (7)
5.4确定危险截面 (8)
5.5计算安全系数，校核轴的疲劳强度 (8)
六、选择轴承型号，计算轴承寿命 (13)
6.1计算轴承所受支反力 (13)
6.2计算轴承寿命 (14)
七、键连接的计算 (14)
八、轴系部件的结构装配图 (14)
一、设计任务书及原始数据
题目：一级直齿圆柱齿轮减速器输入轴组合结构设计
轴系结构简图
带轮受力分析简图
原始数据见表1
F r=1169.4×tan20=425.6N
轴受力分析简图
2.2计算支座反力
1、计算垂直面（XOZ）支反力
根据受力分析图，我们可以利用垂直面力矩平衡原传动件计算结果T=36836N
F t=1169.4N
F r=425.6N
理（ΣM z=0）得出求解b点垂直面支反力R bz的计算公式：
R bz=F r/2
代入圆周力F t的值，得：
R bz=425.6/2=212.8N
根据垂直面受力平衡原理（ΣF z=0），得出d点垂直面支反力R dz的计算公式：
R dz=F r－R bz
带入以求得的b点垂直面支反力的值R bz，得：
R dz=425.6－212.8=212.8N
2、计算水平面（XOY）支反力
根据受力分析图，我们可以利用水平面力矩平衡原理（ΣM y=0）得出求解d点水平面支反力R dy的计算公式：
R dy=(Q?s＋F t?l/2)/l
代入径向力F r与a点带传动轴压力Q的值，得：R dy=(900×100＋1169.4×160/2)/160 =1147.2N
根据水平面受力平衡原理（ΣF y=0），得出求解b点水平面支反力R by的计算公式：
R by=F t－Q－R dy
带入d点水平力支反力R dy的值，得：
R by=1169.4－900－1147.2=－877.8N
三、初选轴的材料，确定材料的机械性能
四、进行轴的结构设计
4.1确定最小直径
按照扭转强度条件计算轴的最小值d min。支座反力计算结果
R bz=212.8N
R dz=212.8N
R dy=1147.2N
R by=－877.8N
其设计公式为：
d≥[9550×103P/(0.2[τT]n)]1/3=A0(P/n)1/3
查《机械设计》中表8-2(P191)，得由轴的材料及承
载情况确定的系数A0=118~107，由于轴既受转矩作用又受弯矩作用，且弯矩大小未知，故初选大值，选定A0=118。
将数据轴输入功率P=2.7kW，转速n=700r/(min)带入公式中，得：
d min=118×(2.7/700)1/3=18.5mm
由于轴上开有键槽，轴径增大5%，得：
D=1.05×d min=1.05×18.5=19.43mm
圆整成标准值，得：
D1=25mm
4.2设计其余各轴段的直径和长度，且初选轴承型号
1、设计直径
考虑轴上零件的固定、装拆及加工工艺要求。首先考虑轴承的选型，其直径末尾数必须为0、5；且为了便于计算，故D3初取40mm。考虑带轮及轴承b的固定，故D2取35mm。由于齿轮左端由轴套固定，故D4取42mm。综合考虑轴承d的左端固定，轴承b、d取同一型号及齿轮的右端固定，将D5、D6、D7分别取50mm、46mm、40mm。
2、设计各个轴段长度
先考虑齿轮的装拆及左端定位，故L4取78mm；再考虑最右端轴承d的固定以及装拆，L7取20mm；考虑带轮的宽度B=L=50mm，L1取47mm；在根据轴承b与齿轮c的相对位置及轴承b右端固定，L3取53mm；考虑带轮与轴承b之间的相对位置及轴承b的左端固定，L2取64mm；考虑齿轮右端的固定及轴环强度问题，L5取8mm；考虑齿轮c与轴承d之间的相对位置以及轴环长度，L6取23mm。
3、轴的初步结构设计图
轴的初步结构设计图
4、初选轴承型号最小直径计算结果
d min=18.5mm
D=19.43mm
D1=25mm
各段轴轴径与长度
D1=25mm
L1=47mm
D2=35mm
L2=64mm
D3=40mm
L3=53mm
D4=42mm
L4=78mm
D5=50mm
L5=8mm
D6=46mm
L6=23mm
D7=40mm
L7=20mm
根据轴承b、d处的轴段直径D3=D7=40mm，查《机械设计课程设计》中表4.6-1(P142)初选轴承型号为6208的深沟球轴承。
4.3选择连接形式与设计细部结构
1、选择连接形式
连接形式主要是指带轮与齿轮的周向固定：初步选择利用键连接以固定带轮与齿轮。而键型号依据带轮处与齿轮处轴径大小D1、D4分别为25mm、42mm，查《机械设计课程设计》中表4.5-1(P137)初选带轮处键的公称尺寸为8×7，而键长L1初取32mm；初选齿轮处键的公称尺寸为12×8，键长L2初取63mm。
2、设计细部结构
轴的详细结构图
五、轴的疲劳强度校核
5.1轴的受力图
轴的受力图轴承型号
6208GB/T276－94
平键尺寸
带轮处：8×7×32 齿轮处：12×8×63
5.2绘制弯矩图
1、垂直面弯矩图
依据受力分析图分析易得：在垂直面（XOZ）平面，a-b处弯矩为零，而c点处弯矩最大，且由于无外加弯矩作用，根据《材料力学》中的理论得，c点左右弯矩
相等。
计算公式：
M cz=R bz?l/2=R dz?l/2
带入说明书 2.2中已经计算得出的垂直面支反力R bz、R dz数据，得：
c点垂直面弯矩
M cz=212.8×160/2=17024N?mm
垂直面弯矩图
2、水平面弯矩图
依据受力分析图分析易得：在水平面（XOY）平面，由于无外加弯矩作用，根据《材料力学》中的理论得，b、c点左右弯矩相等。
计算公式：
M by=－Q?s=F t?l/2－R dy?l
M cy=－R dy?l/2=－Q?(s＋l/2)＋R by?l/2
带入说明书 2.2中已经计算得出的水平面支反力Q、F t、R by、R dy数据，得：
b点水平面弯矩
M by=－900×100=1169.4×160/2－1147.2×160 =－90000N?mm
c点水平弯矩
M cy=－1147.2×160/2=－900×(100＋160/2)＋(－877.8)×160/2=－91776N?mm 垂直面弯矩计算结果
M cz=17024N?mm
水平弯矩计算结果
M by=－90.000N?m M cy=－91.776N?m
水平面弯矩图
3、合成弯矩图
依据上面两个步骤求得的水平面及垂直面弯矩，进行合成。
计算公式：
M=(M z2＋M y2)1/2
带入数据M by、M cy、M cz的值，得：
b点合成弯矩
M b=[02＋(－90000)2]1/2=90000N?mm
c点合成弯矩
M c=[170242＋(－91776)2]1/2=93342N?mm
合成弯矩图
5.3绘制转矩图
根据《材料力学》的理论分析以及轴的受力分析图可以得出，在a-b-c轴段上转矩相同，在c-d轴段上，没有转矩。故可依据说明书2.1中所计算得出的转矩T，绘制出转矩图。合成弯矩计算结果
M b=90000N?mm M c=93342N?mm
作用转矩图
5.4确定危险截面
截面标号图
通过对轴上零件的受力分析，绘制弯矩及转矩图，并且综合考虑轴径大小以及键槽、圆角等因素对轴的应力的影响，最终确定了四个危险截面。其中C截面处计算弯矩最大，且开有键槽会造成应力集中；Ⅲ截面处计算弯矩较大，且其截面积较C处小；A1截面处虽然计算弯矩不大，但其截面处开有键槽且截面积最小；Ⅰ截面处计算弯矩较A1截面大，且截面处有圆角产生应力集中，但其截面积较A1大一些。
5.5计算安全系数，校核轴的疲劳强度
1、计算C截面处的安全系数
有效应力集中系数K =1.81 K r=1.60
绝对尺寸系数εσ=0.84 εr=0.78
加工表面的表面质量系数β=0.94
应力总数弯曲ψσ=0.34 扭转ψr=0.21
计算抗弯模量与抗扭模量
计算公式：
W=πd3/32－bt(d－t)2/2d
W T=πd3/16－bt(d－t)2/2d
将查表查得的d、b、t值代入公式中，得：
抗弯模量
W=3.14×423/32－12×5×(42－5)2/2×42 =6292mm3
抗扭模量
W T=3.14×423/16－12×5×(42－5)2/2×42=13592mm3
计算弯曲应力
将弯曲应力看成对称循环应力求解，则计算公式为：
σa=σmax=M C/W
σm=0
将C截面对应的计算弯矩M C代入公式中，得：
弯曲应力幅
σa=σmax=93342/6292=14.8MPa
平均弯曲应力
σm=0MPa
计算扭转切应力
将扭转切应力看作脉动循环应力求解，则计算公式为：
τa=τT/2=T/2W T
τm=τa
将C截面处对应的作用扭矩T代入公式中，得：扭转应力幅
τa=36836/2×13562=1.36MPa
平均扭转应力
τm=1.36MPa
按疲劳强度计算安全系数
计算公式为：
Sσ=σ－1/(Kσσa/βεσ＋ψσσm)
Sτ=τ－1/(Kττa/βετ＋ψστm)
将综合影响系数、上两步解得的弯曲应力幅σa、平均弯曲应力σm、扭转应力幅τa、平均扭转应力τm与说
明书第三部分所查得的σ
－1、τ
－1
带入对应公式中，得：
Sσ=268/(1.81×14.8/0.94×0.84＋0.34×0)=7.90
Sτ=155/(1.60×1.36/0.94×0.78＋0.21×1.36)=47.6
综合安全系数
S ca= SσSτ/(Sσ2＋Sτ2)1/2=7.90×47.6/(7.902＋47.62)1/2=7.79 抗弯模量计算结果
W=6292mm3
抗扭模量计算结果
W T=13592mm3
弯曲应力计算结果
σa=14.8MPa
σm=0MPa
扭转应力计算结果
τa=1.36MPa
τm=1.36MPa
安全系数计算结果
Sσ=7.90
Sτ=47.6
S ca=7.79
2、计算Ⅲ截面处的安全系数
计算抗弯模量与抗扭模量
计算公式：
W=πd3/32
W T=πd3/16
将查表查得的d值代入公式中，得：
抗弯模量
W=3.14×403/32=6400mm3
抗扭模量
W T=3.14×403/16=12800mm3
计算弯曲应力
将弯曲应力看成对称循环应力求解，则计算公式为：
σa=σmax=MⅢ/W
σm=0
计算Ⅲ截面对应的计算弯矩
计算公式：
MⅢ=2(M C－M B)[l/2－(L4－B/2)]/l＋M B
将合成弯矩图中对应值以及轴的结构设计图中对应长度值带入公式中，得：
MⅢ=2×(93342－90000)[80/2－(78－80/2)]/80＋90000=91754.6N?mm
将Ⅲ截面对应的计算弯矩M
Ⅲ
代入公式中，得：弯曲应力幅
σa=σmax=91754.6/6400=14.3MPa
平均弯曲应力
σm=0MPa
计算扭转切应力
将扭转切应力看作脉动循环应力求解，则计算公式为：
τa=τT/2=T/2W T
τm=τa
将Ⅲ截面处对应的作用扭矩T代入公式中，得：
扭转应力幅
τa=36836/2×12800=1.44MPa
平均扭转应力
τm=1.44MPa
按疲劳强度计算安全系数
计算公式为：抗弯模量计算结果
W=6400mm3
抗扭模量计算结果
W T=12800mm3
Ⅲ截面弯矩计算结果
MⅢ=91754.6N?mm 弯曲应力计算结果
σa=14.3MPa
σm=0MPa
扭转应力计算结果
τa=1.44MPa
τm=1.44MPa
Sσ=σ－1/(Kσσa/βεσ＋ψσσm)
Sτ=τ－1/(Kττa/βετ＋ψστm)
将综合影响系数、上两步解得的弯曲应力幅σa、平均弯曲应力σm、扭转应力幅τa、平均扭转应力τm与说
明书第三部分所查得的σ
－1、τ
－1
带入对应公式中，得：
Sσ=268/(1.58×14.3/0.94×0.88＋0.34×0)=9.81
Sτ=155/(1.40×1.44/0.94×0.78＋0.21×1.44)=52.5
综合安全系数
S ca= SσSτ/(Sσ2＋Sτ2)1/2=9.81×52.5/(9.812＋52.52)1/2=9.64
3、计算A1截面处的安全系数
计算抗弯模量与抗扭模量
计算公式：
W=πd3/32－bt(d－t)2/2d
W T=πd3/16－bt(d－t)2/2d
将查表查得的d、b、t值代入公式中，得：
抗弯模量
W=3.14×253/32－8×4×(25－4)2/2×25=1251mm3
抗扭模量
W T=3.14×253/16－8×4×(25－4)2/2×25=2784mm3
计算弯曲应力
将弯曲应力看成对称循环应力求解，则计算公式为：
σa=σmax= M A1/W
σm=0
计算A1截面对应的计算弯矩
计算公式：
M A1=M C(B带轮/2－5)/s
将合成弯矩图中对应值以及轴的结构设计图中对应长度值带入公式中，得：
M A1= 90000×(50/2－5)/100=18000N
将A1截面对应的计算弯矩M A1代入公式中，得：弯曲应力幅
σa=σmax=18000/1251=14.4MPa
平均弯曲应力
σm=0MPa
计算扭转切应力
将扭转切应力看作脉动循环应力求解，则计算公式为：安全系数计算结果
Sσ=9.81
Sτ=52.5
S ca=9.64
抗弯模量计算结果
W=1251mm3
抗扭模量计算结果
W T=2784mm3
A1截面弯矩计算结果
M A1=18000N?mm 弯曲应力计算结果
σa=14.4MPa
σm=0MPa
扭转应力计算结果
τa=6.62MPa
τm=6.62MPa
τa=τT/2=T/2W T
τm=τa
将A1截面处对应的作用扭矩T代入公式中，得：扭转应力幅
τa=36836/2×2784=6.62MPa
平均扭转应力
τm=6.62MPa
按疲劳强度计算安全系数
计算公式为：
Sσ=σ－1/(Kσσa/βεσ＋ψσσm)
Sτ=τ－1/(Kττa/βετ＋ψστm)
将综合影响系数、上两步解得的弯曲应力幅σa、平均弯曲应力σm、扭转应力幅τa、平均扭转应力τm与说
明书第三部分所查得的σ
－1、τ
－1
带入对应公式中，得：
Sσ=268/(1.81×14.4/0.94×0.91＋0.34×0)=8.80
Sτ=155/(1.40×6.62/0.94×0.89＋0.21×6.62)=11.0
综合安全系数：
S ca= SσSτ/(Sσ2＋Sτ2)1/2=8.80×11.0/(8.802＋11.02)1/2=6.87
4、计算Ⅰ截面处的安全系数
计算抗弯模量与抗扭模量
计算公式：
W=πd3/32
W T=πd3/16
将查表查得的d值代入公式中，得：
抗弯模量
W=3.14×253/32=1562.5mm3
抗扭模量
W T=3.14×253/16=3125mm3
计算弯曲应力
将弯曲应力看成对称循环应力求解，则计算公式为：
σa=σmax=MⅠ/W
σm=0
计算Ⅰ截面对应的计算弯矩
计算公式：
MⅠ=M C B带轮/2s
将合成弯矩图中对应值以及轴的结构设计图中对应长度值带入公式中，得：安全系数计算结果
Sσ=8.80
Sτ=11.0
S ca=6.87
抗弯模量计算结果
W=1562.5mm3
抗扭模量计算结果
W T=3125mm3
Ⅰ截面弯矩计算结果
MⅠ=22500N?mm
MⅠ=90000×50/2×100=22500N?mm
将Ⅰ截面对应的计算弯矩MⅠ代入公式中，得：
弯曲应力幅
σa=σmax=22500/1562.5=14.4MPa
平均弯曲应力
σm=0MPa
计算扭转切应力
将扭转切应力看做脉动循环应力求解，则计算公式为：
τa=τT/2=T/2W T
τm=τa
将Ⅰ截面处对应的作用扭矩T代入公式中，得：
扭转应力幅
τa=36836/2×3125=5.89MPa
平均扭转应力
τm=5.89MPa
按疲劳强度计算安全系数
计算公式为：
Sσ=σ－1/(Kσσa/βεσ＋ψσσm)
Sτ=τ－1/(Kττa/βετ＋ψστm)
将综合影响系数、上两步解得的弯曲应力幅σa、平均弯曲应力σm、扭转应力幅τa、平均扭转应力τm与说
明书第三部分所查得的σ
－1、τ
－1
带入对应公式中，得：
Sσ=268/(2.26×14.4/0.94×0.91＋0.34×0)=7.04
Sτ=155/(2.04×5.89/0.94×0.89＋0.21×5.89)=9.51
综合安全系数
S ca= SσSτ/(Sσ2＋Sτ2)1/2=7.04×9.51/(7.042＋9.512)1/2=5.66 综上所述：所校核截面的安全系数均大于许用安全系数[S]=2.0，故轴设计满足安全。
六、选择轴承型号，计算轴承寿命
6.1计算轴承所受支反力
计算水平支反力
在说明书2.2中已经求出，其中轴承b、d的水平支反力R bH、R dH的值等于R by、R dy的值，故：
R bH=R by=－877.8N
R dH=R dy=1147.2N
计算垂直支反力
在说明书2.2中已经求出，其中轴承b、d的垂直支反力R bV、R dV的值等于R bz、R dz的值，故：
R bV=R bz=212.8N
R dV=R dz=212.8N
轴承b、d所受的名义支反力弯曲应力计算结果
σa=14.4MPa
σm=0MPa
扭转应力计算结果
τa=5.89MPa
τm=5.89MPa
安全系数计算结果
Sσ=7.04
Sτ=9.51
S ca=5.66
水平支反力计算结果
R bH=－877.8N
R dH=1147.2N
垂直支反力计算结果
R bV=212.8N
R dV=212.8N
计算公式：
R=(R H2＋R V2)1/2
将上面所求得的水平支反力与垂直支反力带入公式中，得：
轴承b的支反力
R b= [(－877.8)2＋212.82 ]1/2=903.2N
轴承d的支反力
R d=(1147.22＋212.82)1/2=1166.8N
6.2计算轴承寿命
由于使用的是深沟球轴承，且由说明书第二部分的受力分析得知轴承不受轴向力作用，仅有径向载荷，故：P b=R b，P d=R d
轴承寿命计算公式为：
L10h=(106/60n)?(f t C r/f p P)ε
根据轴承类型与工作条件，各参数取值分别为：f p=1.5，f t=1.0，ε=3.0；并且查《机械设计课程设计》中表4.6-1(P142)，其中额定动载荷C r=22.8kN=22800N 将计算出的b、d轴承的支反力代入公式中，得：
轴承b的寿命
L10hb =(106/60×700)×(1.0×22800/1.5×903.2)3=11.3×104h 轴承d的寿命
L10hd=(106/60×700)×(1.0×22800/1.5×1166.8)3=5.26×104h 七、键连接的计算
校核平键的强度
平键的挤压应力计算公式为：
σp=2T/(dkl)=4T/(dhl)
将带轮处平键的尺寸h=7mm，d=25mm，l=28mm 及所受转矩T与齿轮处平键尺寸h=8mm，d=42mm，l=51mm及所受转矩T代入公式中，得：带轮处平键挤压应力σp1=4×36836/(25×7×28)=35.1MPa，齿轮处平键挤压应力σp2=4×36836/(42×8×51)=8.60MPa
而依据平键工作条件与联接形式，两处平键均为受冲击载荷，且为静联接，故其许用挤压应力[σp]=90MPa 将计算所得结果与许用挤压应力进行比较，两处平键的计算应力均小于许用挤压应力，故可判断其强度均合格。
八、轴系部件的结构装配图
见附图名义支反力计算结果
R b=903.2N
R d=1166.8N
轴承寿命计算结果
L10hb =11.3×104h L10hd=5.26×104h
平键挤压应力计算结果
σp1=35.1MPa
σp2=8.60MPa
哈工大机械设计大作业轴系
HａrｂｉｎI n s t i tｕt e o fＴeｃh n o lｏｇy 机械设计大作业说明书大作业名称：轴系设计 设计题目: 5.1.5 班级：１2０８105 设计者: 学号： 指导教师: 张锋 设计时间：２０14．12.03 哈尔滨工业大学
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: 方案电动机 工作功 率P/k Ｗ 电动机满 载转速n ｍ /(r／miｎ) 工作机的 转速ｎ w /(r/min） 第一级 传动比 ｉ1 轴承座 中心高 度 H/mm 最短工 作年限 工作环 境 5.1．５ 3 710 80 2 170 3年３ 班 室内清 洁 目录 一、选择轴的材料 (1) 二、初算轴径 (1) 三、轴承部件结构设计 (1) 3.1轴向固定方式 (2) ３.2选择滚动轴承类型 (2) 3.3键连接设计 (2) ３.4阶梯轴各部分直径确定 (2) 3．5阶梯轴各部段长度及跨距的确定 (2) 四、轴的受力分析 (3) 4.１画轴的受力简图 (3) 4.２计算支反力 (3) 4.３画弯矩图 (3) 4.4画转矩图 (5) 五、校核轴的弯扭合成强度 (5)
六、轴的安全系数校核计算………………………………………………６ 七、键的强度校核 (7) 八、校核轴承寿命 (8) 九、轴上其他零件设计 (9) 十、轴承座结构设计 (9) 十一、轴承端盖（透盖）.........................................................９参考文献 (10)
一、选择轴的材料 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 3min m P d C n ≥ 式中: P ————轴传递的功率,KW ； m n ————轴的转速,r/mi ｎ; Ｃ————由许用扭转剪应力确定的系数，查各种机械设计教材或机械设计手册。 根据参考文献1表9.４查得Ｃ=118~106,取C=118, 所以, mm n P C d 6.23355 85.211833==≥ 本方案中,轴颈上有一个键槽,应将轴径增大５%，即 ????d ≥23.6×（1+5％)＝24.675mm 按照ＧB ２８2２-2０05的a R ２0系列圆整，取d=２5ｍｍ。 根据GB/Ｔ10９6—2００３，键的公称尺寸78?=?h b ，轮毂上键槽的尺寸 b=8m ｍ，mm t 2.0013.3+= 三、轴承部件结构设计 由于本设计中的轴需要安装带轮、齿轮、轴承等不同的零件，并且各处受力不同,因此，设计成阶梯轴形式，共分为七段。以下是轴段的草图: ３.1及轴向固定方式 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min d 处开始设计。 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,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，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 轴段⑦ 轴段⑥ 轴段⑤ 轴段④ 轴段③ 轴段② 轴段① L1 L2 L3 图1
哈工大机械设计大作业V带传动设计完美版
哈工大机械设计大作业V带传动设计完美版
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Ｈarbin Insｔiｔutｅof 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：V带传动设计 班级: 设计者: 学号: 指导教师: 设计时间: 2014.1０.25 哈尔滨工业大学
目录 一、大作业任务书 ........................................................................................................................... 1 二、电动机的选择 ........................................................................................................................... 1 三、确定设计功率d P ..................................................................................................................... 2 四、选择带的型号 ........................................................................................................................... 2 五、确定带轮的基准直径1d d 和2d d ............................................................................................. 2 六、验算带的速度 ........................................................................................................................... 2 七、确定中心距a 和V 带基准长度d L ......................................................................................... 2 八、计算小轮包角 ........................................................................................................................... 3 九、确定V 带根数Z ........................................................................................................................ 3 十、确定初拉力0F ......................................................................................................................... 3 十一、计算作用在轴上的压力 ....................................................................................................... 4 十二、小V 带轮设计 .. (4) 1、带轮材料选择 ............................................................................................................. 4 2、带轮结构形式 . (4) 十二、参考文献 ............................................................................................................................... 6 ?
一级直齿圆柱齿轮减速器输出轴的轴系部件设计(上海大学机械设计2大作业)
机械设计大作业 设计题目：一级直齿圆柱齿轮减速器输出轴的轴系部件设计 内装： 1.设计任务书1份 2.设计计算说明书1份 3.装配工作图1张 学院机电工程及自动化 专业机械工程及自动化 学号 11121112 设计者华爆会 指导教师傅燕鸣 完成日期 2014年2月9日 成绩
机械设计大作业计算说明书 设计题目：一级直齿圆柱齿轮减速器输出轴的轴系部件设计 学院机电工程及自动化 专业机械工程及自动化 学号 11121112 设计者华爆会 指导教师傅燕鸣 完成日期 2014年2月9日
一、确定齿轮结构尺寸，计算作用在齿轮上的作用力 1.1选择齿轮的结构型式 根据《机械设计课程设计手册》第16章第5节，确定齿轮结构为齿轮轴。 1.2计算输出轴的转矩T m N 25.1871530 .39550T 2 n P 95502?=?= = 1.3计算作用在齿轮上的圆周力、径向力 N 72.1104)113003.0/(25.1872)z m /(T 2d /T 2F 2222t =??=?== N 09.40220tan 72.1104tan F F 2t 2r =?=α?= 二、选择轴的材料 因传递的功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，所以初选轴的材料为45钢，并经过调质处理。查《机械设计课程设计手册》表16-1，得：轴材料的硬度为 217~225HBW ，抗拉强度极限MPa 640B =σ，屈 服强度极限 MPa 355s =σ，弯曲疲劳极限 MPa 2751=σ-，剪切疲劳极限MPa 1551=τ-， 许用弯曲应力 MPa 60][1=σ-；查表16-2，得 103~126A 0=。 m N 25.187T 2?= N 72.1104F 2t = N 09.402F 2r = MPa 640B =σ MPa 355s =σ MPa 2751=σ- MPa 1551=τ- MPa 60][1=σ- 103~126A 0=
哈尔滨工业大学机械设计基础轴系部件设计
机械设计基础大作业计算说明书 题目：朱自发 学院：航天学院 班号：1418201班 姓名：朱自发 日期：2016.12.05 哈尔滨工业大学
机械设计基础 大作业任务书题目：轴系部件设计 设计原始数据及要求：
目录 1.设计题目 (4) 2.设计原始数据 (4) 3.设计计算说明书 (5) 3.1 轴的结构设计 (5) 3.1.1 轴材料的选取 (5) 3.1.2初步计算轴径 (5) 3.1.3结构设计 (6) 3.2 校核计算 (8) 3.2.1轴的受力分析 (8) 3.2.2校核轴的强度 (10) 3.2.3校核键的强度 (11) 3.2.4校核轴承的寿命 (11) 4. 参考文献 (12)
1.设计题目 斜齿圆柱齿轮减速器轴系部件设计2.设计原始数据
3.设计计算说明书 3.1 轴的结构设计 3.1.1 轴材料的选取 大、小齿轮均选用45号钢，调制处理，采用软齿面，大小齿面硬度为241~286HBW ，平均硬度264HBW ；齿轮为8级精度。 因轴传递功率不大，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。 3.1.2初步计算轴径 按照扭矩初算轴径： 6 3 39.55100.2[]P P n d n τ?≥ =式中： d ——轴的直径，mm ；
τ——轴剖面中最大扭转剪应力,MPa ； P ——轴传递的功率，kW ； n ——轴的转速，r /min ； []τ——许用扭转剪应力，MPa ； C ——由许用扭转剪应力确定的系数； 根据参考文献查得106~97C =，取106C = 故 10635.0mm d ≥== 本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大5%，即 35(15%)36.75mm d ≥?+= 取圆整，38d mm =。 3.1.3结构设计 （1）轴承部件的支承结构形式 减速器的机体采用剖分式结构。轴承部件采用两端固定方式。 （2）轴承润滑方式 螺旋角: 12() arccos =162n m z z a β+= 齿轮线速度： -338310175 2.37/6060cos 60cos16n m zn dn v m s πππ β???==== 因3/v m s <, 故轴承用油润滑。
哈尔滨工业大学机械设计大作业_带传动电算
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 上机电算说明书 课程名称：机械设计 电算题目：普通V带传动 院系：机电工程学院 班级： 设计者： 学号： 指导教师： 设计时间：2015.11.11-2015.12.1 哈尔滨工业大学
目录 一、普通V带传动的内容 (1) 二、变量标识符 (1) 三、程序框图 (2) 四、V带设计C程序 (3) 五、程序运行截图 (10) 参考文献 (11)
一、普通V带传动的内容 给定原始数据：传递的功率P，小带轮转速n1 传动比i及工作条件 设计内容：带型号，基准长度Ld，根数Z，传动中心距a，带轮基准直径dd1、dd2，带轮轮缘宽度B，初拉力F0和压轴力Q。 二、变量标识符 为了使程序具有较好的可读性易用性，应采用统一的变量标识符，如表1所示。表1变量标识符表。 表1 变量标识符表
三、程序框图
四、V带设计c程序 #include
简单的机械设计作品【机械设计大作业】
简单的机械设计作品【机械设计大作业】 《机械设计》齿轮设计程序 #include #include floatmin(floatx,floaty); floatmax(floatx,floaty); voidmain() {intB1,B2,b,z1,z2; floatP1,u,T1,Kt,FAId,CHlim1,CHlim2,S,n1,j,l,ZE,N1,N2,KHN 1,KHN2, d1t,v,mt,h,p,KA,KV,KH1,KH2,KF1,KF2,YFa1,YFa2,YSa1,YSa2,C FE1,CFE2, KFN1,KFN2,CH1,CH2,CH,CF1,CF2,a,d1,d2,m,w,K,bt,z1t,z2t,q; printf("请输入小齿轮的齿数z1和齿数比u:\n"); scanf("%f%f",&z1t,&u); printf("下面进行齿面强度计算\n"); printf("请输入输入功率P1,小齿轮的转速n1,j,齿轮工作时间l:\n"); scanf("%f%f%f%f",&P1,&n1,&j,&l); T1=(9550000*P1)/n1; N1=60*n1*j*l; N2=N1/u;
printf("T1=%10.4eN1=%10.4eN2=%10.4e\n",T1,N1,N2); printf("请输入接触疲劳寿命系数KHN1,KHN2:\n"); scanf("%f%f",&KHN1,&KHN2); CH1=KHN1*CHlim1/S; CH2=KHN2*CHlim2/S; CH=min(CH1,CH2); printf("CH1=%10.4f\nCH2=%10.4f\nCH=%10.4f\n",CH1,CH2,CH); printf("\n"); printf("请输入载荷系数Kt,齿宽系数FAId,弹性影响系数 ZE:\n"); scanf("%f%f%f",&Kt,&FAId,&ZE); q=pow(ZE/CH,2)*Kt*T1*(u+1)/(FAId*u); d1t=2.32*pow(q,1.0/3.0); v=3.1415926*d1t*n1/60000; bt=FAId*d1t; mt=d1t/z1t; h=2.25*mt; p=bt/h; printf("d1t=%10.4fv=%10.4fmt=%10.4fp=%10.4f\n",d1t,v,mt, p); printf("\n"); printf("根据v,P和精度等级查KV,KH1,KF1,KH2,KF2,KA:\n"); scanf("%f%f%f%f%f%f",&KV,&KH1,&KF1,&KH2,&KF2,&KA);
哈工大机械设计大作业轴系设计5.1.2
Harbin Institute of Technology 大作业设计说明书 课程名称：机械设计 设计题目：轴系部件设计 设计时间：2017.12 哈尔滨工业大学
设计任务 原始数据如下： 有冲击，室内工作，机器成批生产 一．选择轴的材料、热处理方式 因传递功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，故选用45号钢，调制处理。 二.按扭转强度估算轴径 由大作业四P=3.84KW ，n =480r/min ，对于转轴，扭转强度初算轴径，查参考文献[1]表10.2得C =106~118，考虑轴端弯矩比转矩小，故取 C =106，则 mm n P c d 2.21480 84 .310633 min =?== 其中 P ——轴的传递功率 n ——轴的转速 C ——由许用扭转剪应力确定的系数 由于考虑到轴的最小直径处要安装大带轮或小齿轮有键槽存在，故将其扩大为1.05倍，得mm d 26.222.2105.11=?≥，按标准GB2822-81的R10圆整后取d=25mm 。 三．设计轴的结构 3.1确定机体和轴的结构形式 箱体内无传动件，不需经常拆卸，箱体采用整体式。由轴的功能可知，该轴应具有带轮、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，故选用深沟球轴承。由
于传递功率小，转速不高，发热小，故轴承采用两端固定式。由于轴转速较低，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1 确定轴的草图 3.1．阶梯轴各部分直径的确定 1) 轴段1和7 轴段1和轴段7分别安放大带轮和小齿轮，所以其长度由带轮和齿轮轮毂长度确定，而直径由初算的最小直径得到。所以，mm d d 2571==。 2) 轴段2和6 轴段2和轴段6的确定应考虑齿轮、带轮的轴向固定和密封圈的尺寸。由参考文献[3]图10.9计算得到轴肩高度 mm h d d d )30~5.28(21162=?+== 由参考文献[3]表14.4取毡圈油封直径mm d 29=，取轴径mm d d 3062==。 3) 轴段3和5 轴段3和轴段5安装轴承，最终尺寸由轴承确定。标准直齿圆柱齿轮，没有轴向力，但考虑到有较大的径向力，故选用深沟球轴承。 初算轴径mm mm mm mm d d 32230223=+=+= 由参考文献[3]表12.1选轴承6307，外形尺寸d =35mm ，D =80mm ，B =21mm ，安装尺寸d a =44mm ，D a =71mm 。故确定轴径 mm d d d 3553===。 mm mm d h )5.2~75.1(25)1.0~07.0()1.0~07.0(11=?==
2013年机械设计大作业轴设计
大作业设计说明书 课程名称： 机 械 设 计 设计题目： 设计搅拌机用单级斜齿圆柱 齿轮减速器中的低速轴 院 系： 理 学 院 专业班级： 机械电子工程0211411班 设 计 者： 学 号： 设计时间： 2013年12月20日 湖 北 民 族 学 院 HUBEI MINZU UNIVERSITY
目录(宋体，三号，加粗，居中) 1、设计任务书 (1) 2、…………………………………………………………… 3、轴结构设计………………………………………………… 3.1轴向固定方式……………………………………………………… 3.2选择滚动轴承类型……………………………………………………… 3.3键连接设计………………………………………………… 3.4阶梯轴各部分直径确定…………………………………………………… 3.5阶梯轴各部段长度及跨距的确定……………………………………… 4、轴的受力分析…………………………………………………………… 4.1画轴的受力简图……………………………………………………… 4.2计算支反力……………………………………………………… 4.3画弯矩图……………………………………………………… 4.4画扭矩图……………………………………………………… 5、校核轴的弯扭合成强度…………………………………………………… 6、轴的安全系数校核计算……………………………………………… 7、参考文献…………………………………………… 注：其余小四，宋体。自己按照所需标题编号，排整齐。
设计任务书 1.已知条件 某搅拌机用单级斜齿圆柱减速器简图如上所示。已知：电动机额定功率P=4kW，转速n1=750r/min，低速轴转速n2=130r/min，大齿轮节圆直径d2=300mm，宽度B2=90mm，轮齿螺旋角β=12°，法向压力角αn=20°。 2．设计任务 设计搅拌机用单级斜齿圆柱减速器中的高速级/低速轴（包括选择两端的轴承及外伸端的联轴器）。 要求：（1）完成轴的全部结构设计； （2）根据弯扭合成理论验算轴的强度； （3）精确校核轴的危险截面是否安全。 - 1 -
轴系部件设计
机械设计大作业说明书 题目：轴系部件设计 学院：机电工程与自动化学院 专业：机械类 班级： 姓名： 学号：
目录一．大作业任务书4 二．设计内容4 1. 选择轴的材料4 2. 按扭转强度估算轴径4 3. 轴的结构设计5 3.1轴承机构及轴向固定方式5 3.2选择滚动轴承类型5 3.3键连接设计5 3.4各轴段直径设计5 3.5各轴段长度设计6 4．轴的受力分析6 4.1轴的受力简图7 4.2计算支撑反力7 4.3轴的弯矩图8 4.4轴的转矩图9 5．校核轴的强度9 6. 轴的安全系数校核计算10 7. 校核键连接的强度11
8. 校核轴承寿命11 8.1计算当量动载荷11 8.2轴承寿命校核12 9. 轴上其他零件设计12 9.1轴上键连接的设计12 9.2轴承座结构设计12 9.3轴承端盖设计12 三、参考文献13
一、大作业任务书 带式运输机的传动方案如图1所示，机械工作平稳、单向回转、成批生产，其他数据见表1。 图1 方案电动机 工作功 率P/kW 电动机满 载转速 n m/(r/min) 工作机的转 速 n w/(r/min) 第一级 传动比 i1 轴承座中 心高 H/mm 最短工 作年限 工作 环境 5.1.4 2.2 940 80 2.1 160 5年2班室内、清洁 二、设计内容 1.选择轴的材料 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型功率。因此轴所承受的扭矩不大，对质量及结构尺寸无特殊要求。故选用常用材料45号钢，并进行调质处理。 2.按扭转强度估算轴径 对于转轴，扭转强度初算轴径，查参考文献[2]表10.2得C=103～126，考虑轴端弯矩比转矩小，故取C=106，则
轴几何精度设计机械制造基础大作业
轴几何精度设计机械制造基础大作业 文档编制序号：[KK8UY-LL9IO69-TTO6M3-MTOL89-FTT688]
北京交通大学 《机械制造技术基础》 研究性教学训练载体1-1 班级： 姓名： 学号： 研究性训练载体1-1：车床传动轴的几何精度设计 1.问题提出 零件的几何精度直接影响零件的使用性能，而零件的配合表面和非配合表面的精度要求高低各不相同；即便是配合表面，其工作性质不同，提出进度要求及公差项目也不相同，针对车床传动轴进行几何精度设计。 2.专题研究的目的 （1）理解零件几何精度对其使用性能的影响； （2）根据零件不同表面的工作性质及要求提出相应的公差要求； （3）掌握正确的零件公差标注方法；
（4）掌握零件的几何精度设计方法； 3.研究内容 完成图1所示传动轴零件的几何精度设计。 （1）对轴上各部分的作用进行分析研究； （2）对零件各表面主要部分的技术要求进行分析研究； （3）根据零件不同表面的工作性质及要求，提出相应的公差项目及公差值； 包括传动轴的尺寸精度设计、形状精度设计、位置精度设计及表面粗糙度。 （4）把公差正确的标注在零件图上。 图1 传动轴 4.设计过程 轴上各部分的作用分析及主要技术要求分析与设计 (1)车床传动轴连接于电机与主轴箱车轮间，用于传动。因此，作为传递力矩的关键零件，为保证力矩传送的平稳性，要求传动轴整体有较高的同轴度。 (2)两端的圆柱面与轴承内圈配合，表面要求较高。要求其与配合件之间配合性质稳定、可靠，故表面粗糙度的数值应取较小值，同时该数值还应和尺寸公差相协调，采取Ra值不大于。 (3)轴肩的位置是为了便于轴与轴上零件的装配，是止推面，起定位作用。轴肩表面既不是配合面，与相连的零件也没有相对运动，从加工经济性角度出发，选取Ra值不大于。
机械设计轴系大作业(最新版)
轴系部件设计计算说明书 学院（系）：机械工程与自动化学院 专业：机械工程及自动化学院 班：机械1209 设计者：鲍涛（20123067） 指导老师：闫玉涛 2014 年 12 月13日 东北大学
目录 一、设计任务书及原始数据 (1) 二、根据已知条件计算传动件的作用力 (2) 2.1计算齿轮处转矩T、圆周力Ft及径向力Fr (2) 2.2计算支座反力 (2) 三、初选轴的材料，确定材料的机械性能 (3) 四、进行轴的结构设计 (3) 4.1确定最小直径 (4) 4.2设计其余各轴段的直径和长度，且初选轴承型号 (4) 4.3选择连接形式与设计细部结构 (5) 五、轴的疲劳强度校核 (5) 5.1轴的受力图 (5) 5.2绘制弯矩图 (6) 5.3绘制转矩图 (7) 5.4确定危险截面 (8) 5.5计算安全系数，校核轴的疲劳强度 (8) 六、选择轴承型号，计算轴承寿命 (13) 6.1计算轴承所受支反力 (13) 6.2计算轴承寿命 (14) 七、键连接的计算 (14) 八、轴系部件的结构装配图 (14)
一、设计任务书及原始数据 题目：一级直齿圆柱齿轮减速器输入轴组合结构设计 轴系结构简图 带轮受力分析简图 原始数据见表1
传动件计算结果T=36836N F t=1169.4N F r=425.6N
理（ΣM z=0）得出求解b点垂直面支反力R bz的计算公式： R bz=F r/2 代入圆周力F t的值，得： R bz=425.6/2=212.8N 根据垂直面受力平衡原理（ΣF z=0），得出d点垂直面支反力R dz的计算公式： R dz=F r－R bz 带入以求得的b点垂直面支反力的值R bz，得： R dz=425.6－212.8=212.8N 2、计算水平面（XOY）支反力 根据受力分析图，我们可以利用水平面力矩平衡原理（ΣM y=0）得出求解d点水平面支反力R dy的计算公式： R dy=(Q?s＋F t?l/2)/l 代入径向力F r与a点带传动轴压力Q的值，得：R dy=(900×100＋1169.4×160/2)/160 =1147.2N 根据水平面受力平衡原理（ΣF y=0），得出求解b点水平面支反力R by的计算公式： R by=F t－Q－R dy 带入d点水平力支反力R dy的值，得： R by=1169.4－900－1147.2=－877.8N 三、初选轴的材料，确定材料的机械性能 支座反力计算结果 R bz=212.8N R dz=212.8N R dy=1147.2N R by=－877.8N
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: 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 r 1i 轴承座中 心高H （mm ） 最短工作 年限L 工作环境 5.1.2 4 960 100 2 180 3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)
东北大学机械设计轴系大作业2
一、设计任务书及原始数据 题目：一级直齿圆柱齿轮减速器输入轴组合结构设计 轴系结构简图 带轮受力分析简图 原始数据见表1
项目设计方案名称字母表示及单位 1 轴输入功率P/kW 2.7 轴转速n/(r/min) 700 齿轮齿数z321 齿轮模数m/mm 3 齿轮宽度B/mm 80 大带轮直径D/mm 160 带型号 A 带根数z 3 l/mm 160 s/mm 100 带传动轴压力Q/N 900 轴承旁螺栓直径d/mm 12 表1 设计方案及原始数据 二、根据已知条件计算传动件的作用力 2.1计算齿轮处转矩T、圆周力F t及径向力F r 已知：轴输入功率P=2.7kW，转速n=700r/(min)。 转矩计算公式： T=9.550×106P/n 将数据代入公式中，得： T=9.550×106×2.7/700 =36836N 圆周力计算公式： F t=2T/d 将转矩T带入其中，得： F t=2×36836/63=1169.4N 径向力计算公式： F r=F t×tanα 将圆周力F t带入其中，得： F r=1169.4×tan200=425.6N 轴受力分析简图 2.2计算支座反力 1、计算垂直面（XOZ）支反力 根据受力分析图，我们可以利用垂直面力矩平衡原传动件计算结果T=36836N F t=1169.4N F r=425.6N
理（ΣM z=0）得出求解b点垂直面支反力R bz的计算公式： R bz=F r/2 代入圆周力F t的值，得： R bz=425.6/2=212.8N 根据垂直面受力平衡原理（ΣF z=0），得出d点垂直面支反力R dz的计算公式： R dz=F r－R bz 带入以求得的b点垂直面支反力的值R bz，得： R dz=425.6－212.8=212.8N 2、计算水平面（XOY）支反力 根据受力分析图，我们可以利用水平面力矩平衡原理（ΣM y=0）得出求解d点水平面支反力R dy的计算公式： R dy=(Q?s＋F t?l/2)/l 代入径向力F r与a点带传动轴压力Q的值，得：R dy=(900×100＋1169.4×160/2)/160 =1147.2N 根据水平面受力平衡原理（ΣF y=0），得出求解b点水平面支反力R by的计算公式： R by=F t－Q－R dy 带入d点水平力支反力R dy的值，得： R by=1169.4－900－1147.2=－877.8N 三、初选轴的材料，确定材料的机械性能 四、进行轴的结构设计 4.1确定最小直径 按照扭转强度条件计算轴的最小值d min。支座反力计算结果 R bz=212.8N R dz=212.8N R dy=1147.2N R by=－877.8N
机械设计大作业——V带传动
机械设计设计说明书 设计题目：V带传动设计 机械与能源工程学院机械设计制造及其自动化专业班级学号 设计人 指导老师李兴华 完成日期2012 年 3 月24 日 同济大学
目录 1.确定计算功率P ca (2) 2.选择V带的类型 (2) 3.确定带轮的基准直径d d并验算带速v (2) 4.确定V带的中心距a和基准长度L d (2) 5.验算小带轮上的包角α1 (3) 6.计算带的根数z (3) 7.计算单根V带的初拉力的最小值（F0）min (3) 8.计算压轴力F P (3) 9.设计结果 (3) 10.带轮结构设计 (4) 11.设计小结 (5) 12.参考文献 (5)
根数：4根 带长：L d =2000 mm 带轮基准直径：d d1=118 mm d d2=250 mm 带传动中心距：a=708 mm 作用在轴上的压力：（F p）min=1123N 10.带轮结构设计 1）带轮材料的选择。 本设计中转速要求不高，故材料选用铸铁，牌号为HT150。 2）带轮的结构形式。 本方案中小带轮基准直径为118mm，为中小尺寸（d d≤300mm），故选用腹板轮。 3）轮槽截面尺寸（部分）如下。 查表8-10及表9-1（机械设计课程设计书）得各数据： 轮槽截面尺寸尺寸大小（mm） b d11.0 h a 2.75 h f8.7 e 15 f 10 ψ34° δ 6 c 10 d168
B 65 l 82 对小带轮：d d1=118 mm,d a1=2×h a+d d1=123.5 mm 对大带轮：d d2=250 mm,d a1=2×h a+d d2=255.5 mm 4）键槽尺寸如下。 查表14-1（机械设计课程设计书）得各数据： 键槽截面尺寸尺寸大小（mm） d 38 h 8 b 10 t 5.0 t1 3.3 11.设计小结 通过本次设计，我了解了V带设计的基本方法和步骤，为以后的学习和实践打下了坚实的基础。在完成本次设计的过程中，我体会到了设计的严谨性，有时候稍不注意就容易设计出错，导致前后矛盾，使设计出现各种问题。同时我也体会到了做设计的快乐，在此次设计中，我对书本知识有了更透彻的理解，对各种计算机软件的掌握也更熟练。 我认识到，只有对课本知识很好的掌握，加上一个好的心态，再加上勇于钻研的意志才能很好的完成设计工作。 12.参考文献 《机械设计》第八版高等教育出版社 《机械设计（机械设计基础）课程设计》高等教育出版社 《机械制图》同济大学出版社
大连理工大学机械设计大作业
目录 一、设计任务书及原始数据 (2) 二、根据已知条件计算传动件的作用力 (3) 2.1计算齿轮处转矩T、圆周力F t 、径向力F r及轴向力F a .. 3 2.2计算链轮作用在轴上的压力 (3) 2.3计算支座反力 (4) 三、初选轴的材料，确定材料的机械性能 (4) 四、进行轴的结构设计 (5) 4.1确定最小直径 (5) 4.2设计其余各轴段的直径和长度，且初选轴承型号 (5) 4.3选择连接形式与设计细部结构 (6) 五．轴的疲劳强度校核 (6) 5.1轴的受力图 (6) 5.2绘制弯矩图 (7) 5.3绘制转矩图 (8) 5.4确定危险截面 (9) 5.5计算当量应力，校核轴的疲劳强度 (9) 六、选择轴承型号，计算轴承寿命 (10)
6.1计算轴承所受支反力 (10) 6.2计算轴承寿命 (11) 七、键连接的计算 (11) 八、轴系部件的结构装配图 (12) 一、设计任务书及原始数据 题目二：二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器输出轴组合结构设计
表1 设计方案及原始数据 二、根据已知条件计算传动件的作用力 2.1计算齿轮处转矩T、圆周力F t、径向力F r及轴向力F a 已知：轴输入功率P=4.3kW，转速n=130r/(min)。 (1)齿轮上的力 转矩计算公式：T=9.550×106P/n 将数据代入公式中，得：T=315885(N·mm) 圆周力计算公式： F t =2T/，==416(mm) (认为是法面模数) 将转矩T带入其中，得：F t =1519(N) 径向力计算公式：F r =F t ×tanα/cos，= 将圆周力F t 带入其中，得：F r =558(N) 轴向力计算公式：F a = F t ×tan 将圆周力F t 带入其中，得：F a =216(N) 2.2计算链轮作用在轴上的压力 链轮的分度园直径 链速v= 链的圆周力F= 链轮作用在轴上的压力
机械设计大作业
机械设计大作业 轴系设计报告 姓名：学号： 指导老师： 日期：2012.5.19
目录 第一章设计任务 (3) 第二章轴的结构设计 (4) 第三章轴承寿命计算 (6) 第四章轴强度的校核 (10) 第五章Simulation (12) 心得体会 (13) 参考文献 (13) 附录 (14)
第一章设计任务 图示二级斜齿圆柱齿轮减速器。已知中间轴Ⅱ传递功率P = 35kW，转速n2 = 300r/min；z2 = 103，mn2 = 6，β2 = 12°, 宽度 b2 = 210mm; z3 = 21，mn3 = 8，β3 = 8°，b3 = 140mm。轴材料：45钢调质。 图1.1 设计任务 设计轴Ⅱ结构，生成工程图和装配图。
第二章 轴的结构设计 2.1选择轴的材料： 45号钢，调质处理，硬度217~255HBS 。 由表19.1查得对称循环弯曲许用应力[]-1σ=180MPa 。 2.2初步计算轴直径： 取β=0，A=110，得 min d 11053.5mm === 因为轴上需要开键槽，会削弱轴的强度。故将轴径增加4%~5%，取轴的最小直径为55mm 。 2.3 轴的结构设计 （1） 拟定轴上零件的布置方案 主要部件有轴承（一对）、轴套、轴上齿轮，根据他们之间的装配方向、顺序和相互关系，轴上零件布置方案如图2.1所示。 图2.1 轴上零部件布局 （2） 轴上零件的定位及轴的主要尺寸的确定 1） 轴承的选择：根据前面已经得到的初步计算的轴直径，d=55，出于安全考虑，
轴的最小直径选为65mm ，根据轴的受力，选取7213C 角接触滚动轴承，其尺寸d D B ??为6512023mm mm mm ??，与其配合轴段的轴径为55mm （配合为k ）。 2） 齿轮、轴承以及轴套的定位：轴的中部设置轴环，宽度为20mm,用于定位两 个齿轮。齿轮2齿宽为210mm ，配合轴段应比齿宽略短，取L=208mm 。同样的，右边的齿轮3齿宽为140mm ，配合轴段取为138mm 。由于齿轮不能直接用于定位轴承，所以用轴套定位，左边轴套长度为25mm ，右边轴套长度为20mm （轴套长度由齿轮距箱体内部距离决定）。再根据轴端伸出轴承2~4mm ，而轴承宽为23mm ，因而确定左右轴承轴段的长度分别为54mm 和49mm 。下面是各轴段直径的确定，首先，轴承段直径为165d mm =。轴径变化一方面是定位，另一方面还需要能够承受一定的轴向力，因此轴肩、轴环尺寸可取略大一些，一般可取5~8a mm =，因而第二轴段直径取270d mm =，轴环直径390d mm =。齿轮的周向定位采用平键，一般取平键长度小于轮毂大约10~20mm ，由此确定齿轮2所用键的尺寸为2012180(/1096)mm mm mm GB T ??， 齿轮3所用键的尺寸为2012110(/1096)mm mm mm GB T ??。 3） 轴结构的工艺性 取轴端倒角245o ?，按规定确定各轴肩以及轴环的圆角半径，左右轴颈 留有砂轮越程槽，键槽位于同一轴线上。
螺旋千斤顶设计说明书-浙江工业大学机械设计大作业
机械设计 螺旋千斤顶设计说明书 班级 姓名 学号
目录 1■设计要求 (1) 2■螺杆设计与计算 (1) 2.1螺杆材料的选择 (1) 2.2螺杆螺纹类型的选择 (1) 2.3确定螺杆直径 (1) 2.4自锁验算 (2) 2.5螺杆强度计算 (2) 2.6稳定性计算 (3) 2.7螺杆结构 (4) 2.8轴端挡圈 (5) 3■螺母设计与计算 (5) 3.1螺母材料的选择 (5) 3.2确定螺母实际高度及螺纹实际工作圈数 (5) 3.3校核螺纹牙强度 (5) 3.4螺母凸缘根部弯曲强度计算 (6) 3.5螺母与底座孔配合 (7) 4■托杯设计与计算 (7) 5■手柄设计与计算 (8) 5.1手柄材料 (8) 5.2手柄长度 (8) 5.3手柄直径 (9) 6■底座设计与计算 (9)
「值选取：对于整体螺母，由于磨损后不能调整间隙，为使受力分 布比较均匀，螺纹工作圈数不宜过多，故取=1.2 ?2.5 ;这里取=1.2。 查表5-12【"得滑动螺旋副材料的许用压力［p］为: 18?25Mpa当申＜2.5时，［p］可提高20% 所以［p］为: 21.6 ?30MPa 这里取［p］=22MPa。 螺杆螺纹中径： / 33000 cb - 0.8 28.3mm ；1.2 22 查表A2 (GB/T5796.2—1986、GB/T5796.3—1986)取： 螺纹中径d2=29.00mm 螺纹公称直径d=32.00mm 螺纹小径d1=25.00mm 螺纹螺距P=6mm 2.4自锁性校核自锁条件为： 式中： d 2 - 螺纹升角 P =arcta n — 兀d2 =arcta n 3.77 n X29 当量摩擦角=arctg(f/cos B ); 摩擦系数f : 0.08?0.10,取f=0.08 ; 牙侧角15 2 、=arcta n ------------------ 二 cos P = arctan 阿=4.73 cos15 ° ■- =3.77 o '、=4.73o v 满足自锁性条 件 2.5螺杆强度计算 根据第四强度理论求出危险截面的计算应力二ca，其 强度条件为: d=32.00mm d1=25.00mm d2=29.00mm P=6mm