主要零部件的设计和强度校核(参考)
轮系设计和校核计算(参考)
DA471发动机前端附件驱动系统设计与计算摘要:发动机前端附件传动系统设计的优劣，将直接影响发动机附件的性能及其工作可靠性，进而影响到整机的技术指标。
因此,其设计和开发也越来越引起人们的重视。
附件传动系统是利用带与带轮之间的摩擦力，将发动机的动力传递给附件并使其在合适的转速下运转。
本文结合XXX发动机前端轮系的开发，着重介绍了多楔带的结构及特点。
对发动机多楔带轮系的设计问题进行了探讨，提出了在设计过程中应重点考虑的问题。
关键词: 多楔带、发动机、速比、张紧力、发电机1、多楔带轮系的结构特点传统汽车发动机前端附件传动系多采用V型带传动，但由于其弯曲性能较差，传动的附件较少，已无法满足现代汽车在较小空间内传动多个附件的要求。
两者的主要区别在于多楔带由多个微型三角带组成，传动方式主要包括V 型带传动和多楔带传动。
与V型带相比，多楔带具有以下优点：●传动扭矩大，寿命长；●可以背面传动；●张紧拉力不容易丧失，调整次数少；●传动效率高；●一根带传动轮的数量多，减小了发动机的轴向长度；●可以采用自动张紧机构，无需调整；●带轮直径可尽可能减小。
●2、多楔带的结构多楔带的结构如图1所示。
图1 多楔带的结构它是由楔胶、芯线和顶布三部分构成。
多楔带沿回转方向的楔峰保证了带与带轮良好的接触和摩擦性能, 并使其在整个带宽上受力分布均匀。
楔胶部分的材料一般为氯丁橡胶, 并带有横的沿回转方向的纤维, 使其接触面具有良好的耐磨性、耐油性以及低噪声特性。
芯线为高强度、小延伸率的聚脂绳。
皮带在外力伸长的多少主要与芯线有关，它在整个宽度上以专门的包入技术连续缠绕, 并与楔胶部分牢固结合。
顶布材料也是耐磨的带有增强纤维的氯丁橡胶。
它不仅是芯线的坚固保护层, 而且能够使用背部作为平型带传动。
多楔带分为五种标准断面, PH、PJ、PK、PL、PM 通常根据所要传递的功率大小和速度大小选择多楔带的断面型式。
PK 型带为汽车发动机附件传动通用带型。
强度校核概述
4、高温蠕变 高温下材料受力要发生蠕变，在设计阶段，从材料选用、结构形状等 方面加以考虑，运行时加以必要的监督。 5、热疲劳 由于汽机启停及负荷变动，将引起金属温度不断发生上下变动，热应 力循环变化引起热疲劳，它将决定高温材料的使用寿命。
二、强度校核的基本内容
静强度校核，动强度校核 汽轮机： 转子零件：叶片、叶轮、主轴、联轴器等 静强度、动强度校核（零件自振频率、激振力频率） 静子零件：汽缸、汽缸法兰、法兰螺栓、隔板等 静强度校核（零件静应力和挠度计算） 静应力：稳定工况下不随时间变化的应力。 动应力：周期性激振力引起的振动应力，大小方向随时间而变。
?零部件内部温度场不均匀膨胀量不一样热变形热应力若相配合的零部件之间温度场不均匀膨胀受阻热变形热应力?4高温蠕变高温下材料受力要发生蠕变在设计阶段从材料选用结构形状等方面加以考虑运行时加以必要的监督
汽轮机零件的强度校核与振动
第一节 概述
一、汽轮机强度校核的任务
汽轮机的设计过程可分为三个阶段： 1、热力计算：在选定功率初终参数、转速条件下，进行通流部分的设计， 以求得较高的汽轮机效率，同时根据经验及近似公式初步确定出主要 零件的形状和尺寸； 2、强度计算：在保证汽轮机各零件绝对安全和金属消耗量最少的条件下， 校核各零件的受力，合理修改并确定零件的形状、尺寸、材料。 3、工艺设计—使设计出的零件满足制造过程的工艺需要。 强度计算是在基本尺寸初步选定的条件下进行校核。通过强度计算 可以确定汽机安全运行的工况范围和应该控制的极限值。另外可作为 设备检修，改进设计和改变运行方式的依据，作为事故分析的依据。
强度计算长期正常工作应满足 σ <[σ ] 许用应力 2、振动条件 汽轮机零件有弹性，运行时收到外界周期性扰动的作用时，将引起强 迫振动产生动应力，当强迫振动的频率与自振频率合拍，引起共振。 (1) 进行振动条件下的应力计算 (2) 进行振动频率计算 3、热膨胀，热变形 汽轮机从冷态到热态，直至额定负荷，各个零件温度发生很大的变化。 零部件内部温度场不均匀－膨胀量不一样－热变形－热应力 若相配合的零部件之间温度场不均匀－膨胀受阻－热变形－热应力
煤矿用液压支架工作原理
煤矿⽤液压⽀架⼯作原理摘要本论⽂主要阐述了⼀般掩护式液压⽀架的设计过程。
设计内容包括：选架型、总体设计、主要零部件的设计、主要零部件的校核和液压系统的设计。
由于该煤层厚度适中，选⽤掩护式液压⽀架。
煤层厚度介于m~5.2之8.3间，煤层厚度变化较⼤，选⽤调⾼范围⼤且抗⽔平推⼒强且带护帮装置的掩护式⽀架。
⽀架采⽤正四连杆机构，以改善⽀架受⼒状况。
顶梁、掩护梁、底座均做成箱体结构；⽴柱采⽤双伸缩作⽤液压缸，以增加⼯作⾏程来满⾜⽀架调⾼范围的需要。
推移千⽄顶采⽤框架结构，以减少推溜⼒和增⼤移架⼒。
为了提⾼移架速度，确保对顶板的及时⽀护，采⽤锥阀液压系统。
关键词：液压⽀架液压四连杆机构采煤⽀架选型推溜移架⽬录1 概述 (5)1.1液压⽀架的组成和分类 (5)1.2液压⽀架的⼯作原理 (8)1.3液压⽀架的⽀护⽅式 (11)1.4⽀架选型的基本参数 (12)2 总体设计 (14)2.1选架型 (14)2.2液压⽀架基本参数的确定 (16)2.3采煤机、液压⽀架和输送机的配套 (19)2.4四连杆机构设计 (21)2.5顶梁长度的确定 (28)2.6⽴柱及柱窝位置的确定 (29)2.7平衡千⽄顶位置的确定 (33)2.8其它千⽄顶位置的确定 (36)3 ⽀架的受⼒计算 (39)3.1液压⽀架受⼒分析 (39)3.2确定⽀架的⽀护强度 (40)3.3底座接触⽐压计算 (40)3.4⽀架⽀护效率 (40)4 液压⽀架的主要部件的设计 (42)4.1前梁 (43)4.2主顶梁 (43)4.4前、后连杆 (45)4.5底座 (45)4.6⽴柱 (46)4.7千⽄顶 (47)5 主要零、部件的强度校核 (49)5.1校核的基本要求 (49)5.2前梁的校核 (50)5.3主顶梁的校核 (52)5.4掩护梁的强度校核 (55)5.5底座强度校核 (57)5.6销轴和⽿座的强度校核 (59)5.7⽴柱强度校核 (62)6 液压系统设计 (68)6.1液压⽀架的液压系统的简介 (68)6.2液压⽀架的液压系统拟订 (69)6.3液压元件的选取 (71)6.4液压控制系统 (72)结束语 (76)参考⽂献 (77)1 概述1.1 液压⽀架的组成和分类1.1.1液压⽀架的组成液压⽀架是综采⼯作⾯⽀护设备，它的主要作⽤是⽀护采场顶板，维护安全作业空间，推移⼯作⾯采运设备。
X6130柴油机活塞连杆组设计-
北京建筑工程学院机电与汽车工程学院
毕业设计评价手册
学生姓名刘建
专业机械工程及自动化
班级机084
学号2105120812111
指导教师朱爱华
二O一二年二月七日一、毕业设计论文任务书
三、毕业设计（论文）指导书
三、调研提纲
四、调研报告评语及成绩
五、外文翻译评语及成绩
六、学生期中小结
七、期中检查评语及成绩
八、学生出勤情况
九、指导教师评语及建议成绩
十、审核人意见及建议成绩
十一、答辩记录
十二、答辩委员评定成绩记录
十三、答辩委员会评语及总评成绩
十四、学生对毕业设计（论文）题目及指导教师评价
十五、学生对毕业设计过程管理方法的意见及建议
（论文）题目教师
学生姓名专业班级
学生签字：年月日。
轿车液压盘式制动系统及制动器设计任务书
毕业设计（论文）任务书毕业设计（论文）题目轿车液压盘式制动系统及制动器设计毕业设计（论文）的内容及要求:(一)主要内容毕业设计是学生在学习和掌握基础知识和专业基础知识的基础上进行的，通过毕业设计提高学生综合运用所学知识解决实际问题的能力；本课题要求学生能够运用汽车构造、汽车设计和机械设计等相关专业知识对轿车盘式液压制动系统进行总体设计和主要零部件设计，为毕业后从事汽车技术打下良好基础。
毕业设计内容：1、资料收集、调研，分析各制动型式的优缺点和性能参数；2、轿车盘式液压制动系统方案选择、参数选择、布置方案选择；3、液压盘式制动器设计、主要零部件的结构设计和强度校核；4、写出详细设计说明和计算过程；5、绘制装配图和零件图；6. 撰写设计说明书和英文资料翻译。
主要参数：轴距：2800mm；前后轮距：1540/1530mm；空载质量：1344kg；满载质量：1719kg；质心高度：520mm；质心距前轴：1258mm；质心距后轴：1442mm；轮胎规格：205/65R15；制动力分配系数：0.8；同步附着系数：0.7；（二）基本要求1.编写设计说明书，字数大于1.2万；2.外文翻译大于0.3万字；3.中文摘要译成英文；4.上机时间大于400小时。
（三）参考文献[1] 陈家瑞.汽车构造.北京：机械工业出版社[2] 王望予.汽车设计.北京：机械工业出版社[3] 余志生.汽车理论.北京：机械工业出版社[4] 龚微寒.汽车现代设计制造.北京：人民交通出版社[5] 方泳龙.汽车制动理论与设计.北京：国防工业出版社[6] Julian Happian-Smith.现代汽车设计概论.北京：化学工业出版社指导教师年月日负责教师年月日。
曲柄轴的强度设计、疲劳强度校核及刚度计算
材料力学课程设计计算说明书设计题目：曲柄轴的强度设计、疲劳强度校核及刚度计算数据号：7.7-6学号：姓名：指导教师：目录一、设计目的 (3)二、设计任务和要求 (3)2.1、设计计算说明书的要求 (3)2.2、分析讨论及说明书部分的要求 (4)2.3、程序计算部分的要求 (4)三、设计题目 (4)3.1、数据1）画出曲柄轴的内力图 (5)2）设计主轴颈D和曲柄颈直径d (8)3）校核曲柄臂的强度 (9)4）校核主轴颈飞轮处的疲劳强度 (15)5）用能量法计算A端截面的转角yθ，zθ (16)四、分析讨论及必要说明 (20)五、设计的改进措施及方法 (20)六、设计体会 (21)七、参考文献 (21)附录一.流程图 (24)二.C语言程序 (25)三．计算输出结果 (28)一、设计目的本课程设计是在系统学完材料力学课程之后，结合工程实际中的问题，运用材料力学的基本理论和计算方法，独立地计算工程中的典型零部件，以达到综合利用材料力学知识解决工程实际问题的目的。
同时，可以使学生将材料力学的理论和现代计算方法及手段融为一体，既从整体上掌握了基本理论和现代计算方法，又提高了分析问题、解决问题的能力；既是对以前所学知识（高等数学、工程图学、理论力学、算法语言、计算机和材料力学等）的综合运用，又为后续课程的学习打下基础，并初步掌握工程设计思路和设计方法，使实际工作能力有所提高。
具体有一下六项：(1).使所学的材料力学知识系统化、完整化。
(2).在系统全面复习的基础上，运用材料力学知识解决工程实际中的问题。
(3).由于选题力求结合专业实际，因而课程设计可把材料力学与专业需要结合起来。
(4).综合运用以前所学的各门课程的知识（高等数学、工程图学、理论力学、算法语言、计算机等），使相关学科的知识有机地联系起来。
(5).初步了解和掌握工程实际中的设计思路和设计方法。
(6).为后续课程的教学打下基础。
二、设计任务和要求参加设计者要系统复习材料力学课程的全部基本理论和方法，独立分析、判断设计题目的已知条件和所求问题，画出受力分析计算简图和内力图，列出理论依据并到处计算公式，独立编制计算机程序，通过计算机给出计算结果，并完成设计计算说明书。
时速200公里动力集中动车组结构设计及强度校核刘彤吴磊杨航程春欣柴国利
时速200公里动力集中动车组结构设计及强度校核刘彤吴磊杨航程春欣柴国利发布时间：2022-01-18T01:58:16.738Z 来源：《基层建设》2021年第29期作者：刘彤吴磊杨航程春欣柴国利[导读] 我国铁路近年来得到了突飞猛进的发展，国家经济实力也得到了很大的提升，所以对社会发展和基础设施建设等各方面都提出了更多的要求，为进一步提高既有线铁路运输服务品质，中车唐山机车车辆有限公司河北唐山 063000摘要：我国铁路近年来得到了突飞猛进的发展，国家经济实力也得到了很大的提升，所以对社会发展和基础设施建设等各方面都提出了更多的要求，为进一步提高既有线铁路运输服务品质，充分利用既有线及客货混线的运输资源，提升产品的竞争力。
因此本文基于目前时速160公里动力集中电动车组和高速动车组技术平台，开展时速200公里动力集中电动车组技术研究设计，采用碳钢低成本车体结构材质设计方案及强度校核，保证车体结构功能和安全性的需求。
关健词：200公里；车体设计；碳钢车体；强度校核引言铁路运输行业是国家运输行业中的一根重要支柱，铁路运输在近年来一次次提速，功能性，舒适性的不断完善，已具有便捷、舒适、环保、低成本的特点，为了进一步提升铁路运输运行和服务品质，完善产品谱系，坚持可持续发展，全方位提升产品竞争力。
1车体结构性能要求车辆强度应符合TB/T 3548-2019《机车车辆强度设计及试验鉴定规范总则》和TB/T 3550.1-2019《机车车辆强度设计及试验鉴定规范车体第1部分：客车车体》。
1.1设计依据及目标车体是车辆的承载主体结构，并为其它系统提供安装接口。
拖车车体主要以时速160公里动力集中电动车组车体为基础，在满足车体强度和刚度的前提下，进行提升舒适度、车体适应性和轻量化设计。
车体钢结构采用薄壁筒型整体承载结构。
车体结构强度执TB/T 3548-2019《机车车辆强度设计及试验鉴定规范总则》和TB/T 3550.1-2019《机车车辆强度设计及试验鉴定规范车体第1部分：客车车体》。
机械零件的强度..(精选)
第一篇总论第三章机械零件的强度3-1 某材料的对称循环弯曲疲劳极限σ-1=180，取循环基数N0=5106，9，试求循环次数N分别为7000，2500，620000次是时的有限寿命弯曲疲劳极限。
3-2 已知材料的力学性能为σ260，σ-1=170，σ=0.2,试绘制此材料的简化极限应力线图（参看图3-3中的A’D’G’C）。
3-3 一圆轴的轴肩尺寸为：72，62，3。
材料为40，其强度极限σ900，屈服极限σ750，试计算轴肩的弯曲有效应力集中系数kσ。
3-4 圆轴轴肩处的尺寸为：54，45，3。
如用题3-2中的材料，设其强度极限σ420，试绘制此零件的简化极限应力线图。
3-5 如题3-4中危险截面上的平均应力σ20，应力幅σ900，试分别按：a）；b）σ，求出该截面的计算安全系数。
第二篇联接第五章螺纹联接和螺旋传动5-1 分析比较普通螺纹、管螺纹、梯形螺纹和锯齿形螺纹的特点，各举一例说明它们的应用。
5-2 将承受轴向变载荷的联接螺栓的光杆部分做得细些有什么好处？5-3 分析活塞式空气压缩机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？5-4 图5-49所示的底板螺栓组联接受外力F的作用。
外力F 作用在包含x轴并垂直于底板接合面的平面内。
试分析底板螺栓组的受力情况，并判断哪个螺栓受力最大？保证联接安全工作的必要条件有哪些？5-5 图5-50是由两块边板和一块承重板焊成的龙门起重机导轨托架。
两块边板各用4个螺栓与立柱相联接，托架所承受的最大载荷为20，载荷有较大的变动。
试问：此螺栓联接采用普通螺栓联接还是铰制孔用螺栓联接为宜？为什么？5-6 已知一个托架的边板用6个螺栓与相邻的机架相联接。
托架受一与边板螺栓组的垂直对称轴线相平行、距离为250、大小为60的载荷作用。
现有如图5-51所示的两种螺栓布置型式，设采用铰制孔用螺栓联接，试问哪一种布置型式所用的螺栓直径较小？为什么？5-7 图5-52所示为一拉杆螺栓联接。
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4 主要零部件的设计和强度校核曲轴的尺寸及强度校核
一、曲轴的尺寸设计
曲轴的结构尺寸如下图所示：
二、曲轴的校核
1、受力分析
1）被校核曲轴的结构尺寸如图所示。
靠近轴承B的一列布置Ⅱ级气缸，靠近轴承C的一列布置Ⅰ级气缸。
2）按照强度计算和刚度计算的需要，从动力计算提供的各列活塞力表、切向力表和法向力表，找出曲轴的几个特殊旋转位置，α、2α、3α、······，再找出与1α、2α、3α、······相应的法向力'X R、'X R，切向力T、'T和输入扭矩M。
在表1中，列出根1
据Ⅱ级气缸所在列确定的几个曲轴特殊旋转位置。
3）根据曲轴结构尺寸图和表1中的已知数据，按[1]表5-2公式计算支反力，计算结果填入表1。
4）按照强度计算和刚度计算的需要，根据曲轴结构尺寸图和表1中的数据，按[1]表5-3公式，计算曲轴在各个特殊旋转位置时
有关截面上的弯矩、扭矩、轴力。
计算结果列入表2。
表1 曲轴所受外力
26
表2 曲轴内力
2强度计算
1）静强度计算以9-9截面和8-8-截面为例，按[]n式5-29、5-24、5-26、5-27、5-28进行计算，计算结果列入表3。
表3 静强度计算结果
2）疲劳强度计算以9-9截面和8-8截面所在过渡圆为例，过渡圆角半径为5毫米，按[]n式5-35、5-54、5-51、5-33、图5-49、5-50、5-51进行计算，计算结果列入表4。
表4 疲劳强度计算结果
26
连杆的尺寸设计及强度校核
一、连杆的尺寸设计
根据计算得连杆各主要尺寸，画出连杆结构图，如下所示：
连杆主要尺寸的确定如表一所示
表一连杆的主要尺寸
27
28
二、连杆的强度校核
连杆材料选用45锻钢，连杆螺栓材料选用40Cr钢，根据相关公式校核连杆强度，详见表二：
表二
30
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36
38
5 惯性力的平衡
旋转惯性力的平衡
在该设计中，由于连杆的大小相等，以及曲轴结构特点，可得到旋转质量相等，旋转惯性力为零，即I=0，那么可以不设置平衡重。
往复惯性力的平衡
如右运动图所示，按3⎡⎤⎢⎥⎣
⎦式2-39计算一、二阶往复惯性力。
1、已知条件：
（1）连杆质量： kg
（2）活塞质量： Ⅰ级为 kg Ⅱ级为 kg
（3）活塞杆质量：Ⅰ级为 kg Ⅱ级为 kg
（4）十字头质量：Ⅰ级为 kg Ⅱ级为 kg
（5）曲轴半径：r= m
（6）径长比：λ=
（7）压缩机的角速度：ω= rad s
2、计算一、二阶往复惯性合力
按[]3式2-37计算往复运动部分的总质量为， s m =p m + l m 则, 11s p m m =+ 1l m = + + + ⨯ = kg
22s p m m =+ 2l m = + + + ⨯ = 25.4 kg
当曲轴转角θ不同时，对应的一、二阶往复惯性力也不同。
其中，当曲轴转
角θ=0时，按3⎡⎤⎢⎥⎣
⎦式2-37计算一、二阶往复惯性合力如下， ()2max 12cos s s m m r I ωθI =-
= 2(32.225.4)0.0789.74cos0-⨯⨯⨯= 3833()N
()2max 12cos2s s m m r I ωλθII =+
=2
(32.225.4)0.0789.740.2cos0+⨯⨯⨯⨯= 6494()N
由以上可知，往复惯性力未能平衡。
40。