哈工大装备设计大作业
哈工大机械设计大《作业》轴系部件设计完美版
Harbin Institute of Technology课程设计说明书课程名称：机械设计设计题目：轴系部件设计院系：班级：设计者：学号：指导教师：郑德志设计时间：2014年11月哈尔滨工业大学目录一、选择轴的材料 (1)二、初算轴径 (1)三、轴承部件结构设计 (2)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 (3)3.5阶梯轴各部段长度及跨距的确定 (4)四、轴的受力分析 (5)4.1画轴的受力简图 (5)4.2计算支反力 (5)4.3画弯矩图 (6)4.4画转矩图 (6)五、校核轴的弯扭合成强度 (8)六、轴的安全系数校核计算 (9)七、键的强度校核 (10)八、校核轴承寿命 (11)九、轴上其他零件设计 (12)十、轴承座结构设计 (12)十一、轴承端盖（透盖） (13)参考文献 (13)一、 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：d ≥√9.55×106P n10.2[τ]=C √P n13式中 d ——轴的直径；P ——轴传递的功率，kW ；n1——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；由大作业四知P =3.802kw所以：d ≥36.99mm本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大5%，即d ≥36.99×(1+5%)=38.84mm按照GB2822-2005的a R 20系列圆整，取d =40 mm 。
根据GB/T1096—1990，键的公称尺寸b ×h =12×8，轮毂上键槽的尺寸 b=12mm ，1t =3.3mm 3、设计轴的结构3.1轴承机构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采用两端固定方式。
哈工大机械设计大作业方案
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：螺纹传动设计设计题目：千斤顶班级：1202201设计者：设计时间：2014.10.20哈尔滨工业大学目录1任务书-----------------------------------------------------------------------------------------------------------1 2螺母、螺杆选材----------------------------------------------------------------------------------------------2 3耐磨性计算-----------------------------------------------------------------------------------------------------2 4螺杆强度校核-------------------------------------------------------------------------------------------------2 5螺纹牙强度校核----------------------------------------------------------------------------------------------3 6螺纹副自锁条件校核---------------------------------------------------------------------------------------4 7螺杆稳定性校核----------------------------------------------------------------------------------------------4 8螺母外径及凸缘设计---------------------------------------------------------------------------------------5 9手柄设计--------------------------------------------------------------------------------------------------------5 10底座设计-------------------------------------------------------------------------------------------------------6 11其余各部分尺寸及参数-----------------------------------------------------------------------------------6 12参考资料-------------------------------------------------------------------------------------------------------71、任务书2、螺杆、螺母选材本千斤顶设计采用梯形螺纹螺旋传动。
哈工大机械设计大作业螺旋传动设计(千斤顶)(DOC)
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：机械设计大作业设计题目：螺旋传动设计班级：设计者：学号：指导教师：宋宝玉设计时间：2014·10·03哈尔滨工业大学目录1设计题目-------------------------------------------------------------------------------------------------------3 2螺母、螺杆选材----------------------------------------------------------------------------------------------3 3耐磨性计算-----------------------------------------------------------------------------------------------------3 4螺杆强度校核-------------------------------------------------------------------------------------------------3 5螺纹牙强度校核----------------------------------------------------------------------------------------------4 6螺纹副自锁条件校核---------------------------------------------------------------------------------------5 7螺杆稳定性校核----------------------------------------------------------------------------------------------5 8螺母外径及凸缘设计---------------------------------------------------------------------------------------6 9手柄设计--------------------------------------------------------------------------------------------------------6 10底座设计-------------------------------------------------------------------------------------------------------7 11各部分尺寸及参数-----------------------------------------------------------------------------------712参考资料-------------------------------------------------------------------------------------------------------81、设计题目螺旋起重器（千斤顶）已知条件：3.1.2起重量Q F =40KN ，最大起重高度H=200mm 。
哈工大机械设计大作业-轴系部件-5.1.3
一、设计题目设计带式运输机中的齿轮传动：带式运输机的传动方案如下图所示，机器运行平稳、单向回转、成批生产，其他数据参见下方表格。
二、选择齿轮材料、热处理方式、精度等级考虑到带式运输机为一般机械，且仅有一级齿轮减速传动，故大、小齿轮均选用40Cr 合金钢，调质处理，采用软齿面。
大小齿面硬度为241~286HBW，平均硬度264HBW。
由要求，该齿轮传动按8级精度设计。
三、初步计算传动主要尺寸本装置的齿轮传动为采用软齿面开式传动，齿面磨损是其主要失效形式。
其设计准则按齿根疲劳强度进行设计，并考虑磨损的影响将模数增大10%~15%。
齿根弯曲疲劳强度设计公式;m≥2KT1ϕd z12∙Y F Y s Yε[σ]F 3式中Y F——齿形系数，反映了轮齿几何形状对齿根弯曲应力σF的影响。
Y s——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。
Yε——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。
[σ]F——许用齿根弯曲应力。
1.小齿轮传递的转矩T1=9.55×106×P1 n1p1=η1η2P d根据参考文献[2]表9.1，取η1=0.96，η2=0.97。
由此P1=η1η2P d=0.96×0.97×3=2.7936KWT1=9.55×106×P1n1=9.55×106×2.79369602=55581N∙mm2.齿数Z的初步确定为了避免根切，选小齿轮z1=17，设计要求中齿轮传动比i=n1n w =960/2110=4.3636，故z2=i×z1=4.3636×17=74.1818，取z2=75。
此时的传动比误差为ε=i−i0×100%=4.3636−75/17×100%=1.1%<5%满足误差要求，故可用。
哈工大机械设计大作业螺旋千斤顶共6页文档
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 。
哈工大 机电产品现代设计方法大作业
雷达底座转台设计姓名：学号：班级：所在学院：机电工程学院任课教师：***一设计任务：雷达底座转台设计：一个回转自由度.承载能力：500kg被测件最大尺寸：Ф500×600mm台面跳动：0.02mm，台面平面度：0.02mm台面布置T型槽，便于负载安装方位转角范围：±120°具有机械限位和锁紧机构角位置测量精度：±5′角位置测量重复性：±3′角速度范围：0.001°/s～60°/s二设计思路：（一）设计流程：设计流程与设计内容和设计方法上图所示，整个设计过程分为功能设计、总体方案设计、详细设计和设计总结四大部分。
其中，在功能设计部分，我们要结合所给出的性能要求以及我们设计的转台的目标客户可能存在的功能需求，对转台的功能进行定义。
然后将转台的功能细化为一个个小的功能单元，对应于一个个要实现功能的结构单元，为后续的设计打下基础。
然后利用QFD图对要实现的各种功能实现综合评估，评价出功能需求的相对重要性及解决方案的相对重要性，在以后的设计中，要对比较重要的功能投入比较多的精力重点设计。
在总体方案设计部分，我们首先利用SysML语言来明确各部分功能的参数以及参数约束之间的关系，然后综合考虑各种参数，设计出整体的设计草图。
在详细设计部分，首先要使得零件实现其所对应的功能，使其满足其精度及强度的要求。
在此基础上，要综合考虑工件的可加工性，可装配性以及价格等多方面因素，从而选出最符合我们需求的设计。
然后根据确定的参数和方案，利用三维建模软件CATIA来进行三维建模，并将3D图进行投影，得出适合工业加工的2D图，完成整个设计。
设计总结部分，对整个过程中进行反思，考虑这个过程中存在的不足以及设计过程种学到的知识，以便应用于以后的设计当中。
（二）QFD设计：QFD(全称Qualification Function Deployment)一种用来进行设计总体规划的工具。
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Harbin Institute of Technology机械制造装备设计大作业设计说明书题目：卧式升降台铣床院系：班级：姓名：学号：指导教师：哈尔滨工业大学目录一、设计任务 (2)1.1机械制造装备设计大作业的目的 (2)1.2机械制造装备设计大作业的内容 (2)1.3设计任务书 (2)二、运动设计 (2)2.1确定转速系列 (2)2.2绘制转速图 (3)三、动力设计 (8)3.1传动轴直径初定 (8)3.2主轴轴颈直径的确定 (9)3.3齿轮模数的初步计算 (9)四、参考文献 (11)一、 设计任务1.1机械制造装备设计大作业的目的机械制造装备设计大作业,是机械制造装备设计课程进行过程中的一个重要教学环节。
其目的在于通过机床主传动系统设计，使学生进一步理解设计理论，得到设计构思、方案分析、零件计算、查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，培养学生具有初步机械系统设计和计算能力。
1.2机械制造装备设计大作业的内容1、运动设计根据给定的机床用途、规格、极限速度、转速数列公比（或转速级数），分析比较拟定传动结构方案（包括结构式和结构网，转速图）和传动系统图，确定传动副的传动比及齿轮的齿数，并计算主轴的实际转速与标准转速的相对误差。
2、动力设计根据给定的电动机功率和传动件的计算转速，初步计算传动轴直径、齿轮模数；确定皮带类型及根数、摩擦片式离合器的尺寸和摩擦片数及制动器尺寸、选择机床主轴结构尺寸。
1.3设计任务书设计题目：卧式升降台铣床主传动系统设计已知条件：工作台面积232012500mm ⨯最低转速min /30r n =，公比 1.41φ=，级数12=Z ，切削功率kw P 4=。
铣床 机床主参数公比φ 最低转速n级数Z 功率（kW ）工作台面积320×12500mm 2 卧式升降台铣床主传动系统设计1.4130124二、 运动设计2.1确定转速系列已知设计参数为：电机额定功率4w P K =额，铣床最低转速min =30/min N r ，级数12=Z ，公比=1.41ϕ。
由铣床的最低转速min =30N 、公比=1.41ϕ、级数12=Z ，可知转速调整范围4441.1111===-Z n R ϕ，主轴的极限转速min /1320min max r N R N n =⋅=，查文献[1]表3-6可知主轴实际最大转速min /1320max r N =，且主轴的转速数列为30/min r ，42.5/min r ，60/min r ，85/min r ，118/min r ， 170/min r ，236/min r ，335/min r ，475/min r ，670/min r ，950/min r ，min /1320r 。
因两轴间变速组的传动副数多采用2或3，在设计简单变速系统时，变速级数应选择m n z=32的形式，m n 、均为正整数，即选用三联齿轮和两联齿轮进行变速。
由参考文献[1]，主变速传动系设计的一般原则是：传动副前多后少原则，传动顺序与扩大顺序相一致原则和变速组降速前慢后快原则，确定变速结构式如下：63122312⨯⨯=，其最末扩大组的调速范围886.741.16)12(62<===-⨯ϕR ，满足要求。
设计机床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，一般限制降速最小传动比min 14u ≥主；为避免扩大传动误差，减少振动噪声，一般限制直齿圆柱齿轮的最大升速比max 2u ≤主，由于铣床箱体尺寸较大，可选择最后扩大组的最小降速比min 14u =主，最大升速比max 1u =主。
2.2绘制转速图1、选定电动机根据机床主轴最大转速，由参考文献[2]表15.1，选用Y 系列封闭自扇冷式鼠笼式三相异步电动机，电机型号1124Y M -，其级数4P =，同步转速1500/min r ，满载转速为1440/min r 。
2、分配总降速传动比总降速传动比为0227.0132030min ===d n n n u ，又电动机转速为1440/min r ，不在所要求标准转速数列当中，因而需增加一定比传动副。
3、确定传动轴的轴数传动轴数=变速组数+定比传动副数+1=3+1+1=5。
4、齿轮齿数确定由传动结构式可知，变速组a 有3个传动副，其传动比分别是 1a U 、2a U 、3a U 。
传动比小于1时取其倒数，由参考文献[1]表3-9可得到以下数据：011a U ϕ== 74,72,70,68,66,64,62,60=Z S 12 1.41a U ϕ== 60,63,65,67,68,70,7Z S =232a U ϕ== 78,75,72,69,66,63,60=Z S取72=Z S同理，在变速组b 中，可以得到：011b U ϕ== 74,76,78,80,82,84,86Z S =32 2.82b U ϕ== 72,73,76,77,80,81,8Z S =取84=Z S在变速组c 中，可以得到：2/1/121==ϕc U 90,89,87,84,81,78=Z S42 3.98c U ϕ== 95,94,90,89,85=Z S取90=Z S一般变速组内所有齿轮的模数相同，并是标准齿轮，因而三对传动副的齿数和Z S 是相同的。
由此可以确定各传动之间的齿数，如下所示：基本组 72=Z S{363612==Z Z{304234==Z Z{244856==Z Z第一扩大组 84=Z S{424278==Z Z{2262910==Z Z第二扩大组 90=Z S{60301112==Z Z{18721314==Z Z5、核算主轴转速误差齿轮齿数确定后，株洲的各级实际转速即确定，实际传动比所造成的主轴转速误差，应满足：10(1)% 4.1%n n n ϕ-≤⋅-=实标标所得结果如下表（表1）所示：标号实n标n误差 结论1 1340 1320 1.5% 合格2 957.1 950 0.7% 合格3 670 670 0% 合格4 475.5 475 0.1% 合格 5 339.6 335 1.4% 合格 6 237.7 236 0.7% 合格 7 167.5 170 1.5% 合格8 119.6 118 1.4% 合格9 83.8 85 1.4% 合格 10 59.4 60 1% 合格 11 42.5 42.5 0% 合格 1229.7301%合格表1 主轴转速误差6、绘制转速图如下图（图1）所示：7、绘制传动系统图由参考文献[1]，根据各级变速组传动比，可绘制出一种合理的传动系统图，如下图（图2）所示。
三、 动力设计3.1传动轴直径初定由参考文献[1]，按扭转刚度估算轴的直径4][91jin P d φ≥式中 d ——传动轴直径（m m ）i P ——该轴传递的功率（KW ）j n ——该轴的计算转矩（r /min ）[]φ——该轴每米长度允许扭转角（deg/m ），取m /6.0][︒=φ由图1可知各轴的计算转速为：1670r /min j n =，2335r /min j n =，3118r /min j n =，485r /min j n =经过查阅资料，一般情况下，滚动轴承的效率98.01=η，齿轮副的效率95.02=η。
主轴所需功率kw P 4=，往前依次求出：III 轴：kw PP III 30.495.098.0421=⨯==ηηII 轴：kw P P IIIII 61.495.098.03.421=⨯==ηηI 轴：kw P P III 96.495.098.061.421=⨯==ηη所以，各传动轴的直径为：I 轴：mm n P d j I I 33.306.067096.491][91441=⨯==ϕ，取mm d I 32=II 轴：mm n P d j II II 41.356.033561.491][91442=⨯==ϕ，取mm d II 36=III 轴：mm n P d j III III 18.456.011830.491][91443=⨯==ϕ取mm d III 46=3.2主轴轴颈直径的确定没有特殊要求的时候，主轴材料优先选用价格低廉的优质结构钢，如45号钢，调质到220~250HB ，在端部锥孔，定心轴颈或定心锥面等部位，采用高频淬火至50~55HRC 。
由参考文献[3]表5.7，功率为4KW 的卧式升降台铣床选用前轴颈直径160~95mm D =，取180mm D =。
后轴颈为前轴颈的70%~85%，即为42~80.75mm 。
为了选用轴承的方便，由参考文献[2]轴承型号，选择后轴颈直径mm D 652=。
3.3齿轮模数的初步计算只需计算变速组内最小的也是强度最弱的齿轮即可。
a 变速组内的最小齿轮齿数是z=24，只有一个转速670r/min ，取为计算转速。
b 变速组内的最小齿轮齿数是z=22，使III 轴获得236、170、118r/min 三个转速，118r/min 是III 轴的计算转速，所以该齿轮的计算转速为335r/min 。
c 变速组内的最小齿轮数是z=18，使主轴获得30、42.5、60、85、118、170r/min ，85r/min 是主轴的计算转速，所以该齿轮的计算转速为335r/min 。
一般同一变速组中的齿轮取同一模数，选择各组负荷最重的小齿轮，由参考文献[2]，其计算得到的齿轮模数为：322][)1(16338jj i m dj n i Z N i m σϕ+=式中：j m ——按接触疲劳强度计算的齿轮模数(mm)；d N ——驱动电机的功率(kW)；j n ——计算尺轮的计算转速(r/min)；i ——大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，1i ≥，外啮合取“＋”号，内啮合取“－”号；i Z ——小齿轮的齿数；mϕ——齿宽系数，m Bmϕ=（B 为齿宽，m 为模数）， 一般为6~10，此处均选用8m ϕ=；[]j σ——许用接触应力()MPa ，取450][=j σMPa 。
基本组：m m n i Z N i m j j m d 65.1670137024482484)12448(16338][)1(16338322312211=⨯⨯⨯⨯⨯+=+=σϕ 按标准模数表取mm m 2=；第一扩大组：m m n i Z N i m j j m d 13.2335137022622284)12262(16338][)1(16338322322222=⨯⨯⨯⨯⨯+=+=σϕ 按标准模数表取mm m 5.2=；第二扩大组：m m n i Z N i m j j m d 37.2335137018721884)11872(16338][)1(16338322332233=⨯⨯⨯⨯⨯+=+=σϕ 按标准模数表取mm m 5.2=。