哈工大机械设计大作业-轴系部件-5.1.3
轴系-机械设计大作业
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哈尔滨工业大学机械设计作业设计说明书设计题目：设计液体搅拌机中的齿轮传动高速轴的轴系部件院系：英才学院班级：0936105班设计者：王天啸设计时间：2011年11月20日哈尔滨工业大学哈尔滨工业大学机械设计大作业任务书题目：设计液体搅拌机中的齿轮传动高速轴的轴系部件原始数据：由前两个大作业可知以下数据：n=7102.2r/min=322.73r/min T=65101N∙mmd=68mmb=31.68mmF t=2188.3NF r=765.8NF a=218.8NF Q=1149N目录一、选择轴的材料 (1)二、初算轴径 (1)三、轴承部件的结构设计 (1)1.各轴段直径的确定 (1)2.各轴段长的确定 (2)四、轴的受力分析 (2)1.轴的受力简图及各点力的计算 (2)2.弯矩图 (3)3.扭矩图 (3)五、轴的强度校核 (3)1.弯扭合成强度 (3)2.安全系数 (4)六、键的强度校核 (5)七、校核轴承寿命 (5)八、轴承端盖的设计 (5)九、轴承座的设计 (6)十、轴系部件装配图 (6)参考文献 (7)一、 选择轴的材料因传递的功率不大，且对质量和尺寸无特殊要求，故选择常用材料45钢，调质处理。
二、 初算轴径查[1]表9.4得C =106~118，C 取较小值106。
则得到 d min = C√Pn 3= 106×√ 2.2322.733mm = 20.10mm考虑到键槽对轴的影响，取d min = 20.10×1.05 mm = 21.10mm三、 轴承部件的结构设计为方便轴承部件的拆装，机体采用剖分式结构，因传递功率较小，齿轮减速的效率高，发热小，估计轴承不会长，故轴承结构设计草图如图 ⅠⅠ因为轴承转动线速度小于2000mm/min ，所以采用脂润滑。
1. 各轴段直径的确定（1） d 1和d 7的确定由于dmin = 21.10，即要求d1、d7≥d min ,取d 1=d 7 = 25mm 。
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 。
机械设计大作业-轴系设计-说明书
机械设计基础大作业计算说明书题目轴系部件设计学院材料学院班号1429201学号1142920102姓名胡佳伟日期2016年12月13日哈尔滨工业大学机械设计基础大作业任务书1.1设计题目直齿圆柱齿轮减速器轴系部件设计1.2设计原始数据1.3设计要求1.轴系部件装配图一张。
2.计算说明书一份，包括输出轴，输出轴上的轴承及键的校核计算。
2．设计过程（1）估算轴的基本直径。
选用45号钢，正火处理，σb=600MPa，估计直径<100mm。
查表可得C = 118，由公式得所求的d为受扭部分的最细处，即装联轴器处的轴径处。
但因为该处有一个键槽，故轴径应该增大3%，d=37.46 x 1.03=38.58mm取d=40mm。
（2）轴的结构设计（齿轮圆周速度<2m/s,采用脂润滑）○1.初定各个轴段直径位置轴径/mm 说明联轴器处40 按传递转矩估算的基本直径油封处42 该段轴径应满足油封标准轴承处45 选用6209深沟球轴承，为便于轴承从右端装拆，轴承内径应稍大于油封处轴径，并符合滚动轴承内径标准，故取轴径为45mm，初定轴承型号为6209，两端相同齿轮处48 考虑齿轮从右端装入，故齿轮孔径应大于轴承处轴径，并为标准直径。
轴环处56 齿轮左端用轴环定位，按齿轮处轴径d=48mm，查表知轴环高度a=（0.07-0.1）d=3.36-4.8mm，取a=4mm○2.确定各轴段长度位置轴段长度/mm说明齿轮处78 已知齿轮轮毂宽度为80mm，为保证齿轮能被压紧，此轴段长度应略小于齿轮轮毂宽度，故取78mm右端轴承处39 此轴段包括4部分，轴承内圈宽度19mm；考虑到箱体的铸造误差，装配时留有余地，轴承左端面与箱体内壁的间距取10mm，箱体内壁与齿轮右侧端面间距取8mm，齿轮轮毂宽度与齿轮处轴段长度之差为2mm。
最后该轴段长度为19+10+8+2=39mm油封处30 此段长度由轴承盖的总宽度加上轴承盖外端面与联轴器左端面的间距构成，为20+10=30mm。
哈工大机械设计大作业-v带传动-5.1.3
一、设计题目设计带式运输机中的V带传动：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。
方案电动机工作功率P d/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5.1.3396011021805年2班室外、有尘二、电动机的选择由本方案原始数据，查阅参考文献[2]表15.1 Y系列三相异步电动机的型号和相关数据，选择Y132S-6。
由参考文献[2]表15.2查得轴径D=38mm，轴颈长E=80mm。
三、确定设计功率设计功率是根据需要传递的名义功率再考虑载荷性质、原动机类型和每天连续工作的时间长短等因素而确定的，表达式为P d=K A P式中P——所需传递的名义功率(kW)K A——工况系数，由参考文献[1]表7.6，取K A=1.2考虑到本装置的工作环境，K A值应扩大1.1倍，因此P d=K A P=1.1×1.2×3=3.96kW四、选择带的型号根据P d、n m，查阅参考文献[1]图7.11，选取A型带。
五、确定带轮基准直径d d1和d d2查参考文献[1]表7.7知A型V带最小基准直径d dmin=75mm，再由表7.3选取小带轮基准直径 d d1=125mm，大带轮基准直径 d d2=i·d d1=2×125=250mm。
六、验算带的速度v=πn1d d160×1000=π×960×12560×1000=6.283m/s式中n1 ——电动机转速d d1——小带轮基准直径即v=6.283m/s< v max=25m/s，符合要求。
七、确定中心距a和V带基准长度d L由公式初步确定中心距：0.7(d d1+d d2)≤a0≤2(d d1+d d2)0.7×(125+250)=262.5≤a0≤750=2×(1125+250)故取a0=400mm，据此初算带的基准长度L’dL′d≈2a+π2(d d1+d d2)+(d d2−d d1)24a=2×400+π2×(125+250)+(250−125)24×400 =1398.814mm由参考文献[1]表7.2确定V带的基准长度d L=1400mm，此时的带长修正系数K L=0.96，则实际中心距：a≈a0+L d−L′d2=400+1400−1398,8142=400.593mm八、计算小轮包角根据公式有：a1≈180°−d d2−d d1a×57.3°=180−250−125400.593×57.3°=162.12°九、确定V带根数zz=P d(P0+∆P0)KαK L式中 Kα——包角修正系数，考虑包角α≠180°对传动能力的影响，由参考文献[1]表7.8得Kα=0.95K L——带长修正系数，考虑考虑带长不为特定带长时对使用寿命的影响，在上文中已得K L=0.96P d—— V带的设计功率P0—— V带的基本额定功率查阅参考文献[1]表7.3得单根V带传递的基本额定功率P0=1.37kW。
2021年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: 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。
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：d≥=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 aβ+= 齿轮线速度：-338310175 2.37/6060cos 60cos16n m zn dnv m sπππβ⨯⨯⨯====因3/v m s <, 故轴承用油润滑。
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: 1436005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 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)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的尺寸不满足强度校核，故修改齿轮尺寸为分度圆直径d1 =96.000 mm，其余尺寸齿宽b1 = 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。
哈工大_机械设计_大作业_V带传动设计5.1.2
五确定带轮的基准直 ……………………………………………………………3
六验算带的速度………………………………………………………………………………4
七确定中心距a和V带基准长 …………………………………………………………4
八计算小轮包 ……………………………………………………………………………4
取L=68； ，取 =80mm;
十三参考文献
[1]机械设计王黎钦陈铁鸣主编哈尔滨工业大学出版社
[2]机械设计课程设计王连明 宋宝玉主编 哈尔滨工业大学出版社
四选择带的型号
查看参考文献1图7.11可选取A型带。
五确定带轮的基准直径
查参考文献1表7.7可得V带带轮最小基准直径 知A型带 =75mm,又由参考文献1表7.3选取
小带轮基准直径： ；
大带轮基准直径：
查教材表7.3选取大带轮基准直径 ；
其传动比误差 ，故可用。
六验算带的速度
式中 ；
——小带轮基准直径；
即v=6.28m/s< =25m/s,符合要求。
七确定中心距a和V带基准长度
根据： 初步确定中心距
0.7 （125+250） 2 （125+250）;
262.5 750
考虑到应使结构紧凑，选取中心距 =300mm
初算带的基准长度 ：
式中 ——带的标准基准长度；
——带的初算基准长度；
——初选中心距；
查参考文献1表7.2普通带基准长度 及长度系数 确定
由式 计算功率增量 ；
其中 ——弯曲影响系数；
——传动比系数；
查参考文献1表7.4得 = ；
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。
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以下图所示，机器运行平稳、单向回转、成批生产，其他数据参见下方表格。
方案电动机工作
功率P d/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
5.1.3 3 960 110 2 180 5年2班室外、
有尘二、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;
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。
——许用齿根弯曲应力。
1.小齿轮传递的转矩
根据参考文献[2]表9.1，取。
由此
2.齿数Z的初步确定
为了避免根切，选小齿轮，设计要求中齿轮传动比，故
，取。
此时的传动比误差为
满足误差要求，故可用。
3.载荷系数K的确定
由于v值未知，不能确定，故可初选载荷系数。
4.齿宽系数的确定
根据参考文献[1]表8.6，齿轮在轴承上为悬臂布置，软齿面，选取齿宽系数。
5.齿形系数和应力修正系数的确定
根据参考文献[1]图8.19，。
根据参考文献[2]图8.20，。
6.重合度系数的确定
对于标准外啮合直齿圆柱齿轮传动，端面重合度
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，根据参考文献[1]图8.28，取。
——齿根弯曲强度计算的安全系数；与疲劳点蚀相比，断齿的后果更为严重，故一般取。
——弯曲强度计算的寿命系数。
小齿轮与大齿轮的应力循环次数可按下式计算：
n——齿轮转速，r/min;
a——齿轮转一周，同一侧齿面啮合的次数；
——齿轮的工作寿命，h；
因此，
根据参考文献[1]图8.30，取。
因此，需用弯曲应力：
根据参考文献[1]
因此，
综上，可初算模数：
对于开式齿轮传动，为考虑齿面磨损，要将上式计算出来的模数m后，增大10%~15%，即
四、计算传动尺寸
1.计算载荷系数K
设计要求机器工作平稳，由参考文献[1]表8.3查得使用系数。
由参考文献[1]图8.7得动载荷系数。
由参考文献[1]图8.11得齿向载荷分布系数。
由参考文献[1]表8.4得齿间载荷分布系数。
由于该K值与初设的K t差距很小，故不必修正。
2.圆整
根据参考文献表8.1，圆整取第一系列标准模数4mm。
3.其他传动尺寸
中心距
因此，
五、齿面接触疲劳强度的校核
齿面接触疲劳强度校核计算公式：
式中 u——齿数比，为大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，
——材料弹性系数，由参考文献[1]表8.5，得
——节点区域系数，由参考文献[1]图8.14，得
——重合度系数，由参考文献[1]图8.15，得
许用接触应力：
式中——试验齿轮的齿面接触疲劳极限。
由参考文献[1]图8.28，得——接触强度计算的寿命系数。
由参考文献[1]图8.29，得——接触强度计算的安全系数。
取
因此有，满足齿面接触疲劳强度要求。
六、计算齿轮传动其他尺寸
1.齿轮结构型式的确定
对于大齿轮，齿顶圆直径：
由于，故采用腹板式结构。
为降低成本、提高效率、适于批量生产，采用模锻的加工方法，起模斜度为1:10。
同理对于小齿轮，
由于，采用实心式结构。
2.轮毂孔径的确定
大齿轮轮毂孔径是根据与孔相配合的轴径确定，此处按照扭矩初算轴径
式中 P——轴传递的功率，由参考文献[2]表9.1可知8级精度的一般齿轮传动效率，因此
C——由许用扭转剪应力确定的系数，由参考文献[1]表10.2得C=112~97MPa，对于大齿轮，不安装在轴端部，取较大值C=110MPa，因此
轴和大齿轮连接时用键连接，轴和联轴器连接时用键连接，即轴颈上有2个键槽，应将轴径增大10%，即，根据参考文献[2]表9.4取d=36mm。
对于小齿轮，安装在轴端部，其C值应取较小值，即取C＇=100MPa，因此
轴和小齿轮连接时用键连接，轴和V带大轮连接时用键连接，即轴颈上有2个键槽，应将轴径增大10%，即，取d’=32mm。
3.大齿轮结构尺寸的确定
参照参考文献[1]图8.38：
4.键连接设计
对于大齿轮一侧：
使用圆头普通平键（A型），根据参考文献[2]表11.28，可知公称尺寸，初选L=45mm，材料选用45#优质碳素钢。
根据公式校核强度：
式中——工作面的挤压应力；
T——传递的扭矩，；
L——键的工作长度，对于该A型平键，
k——键与毂槽的接触高度，取k=h/2=4mm；
——许用挤压应力，由参考文献[1]表6.1，取。
参考文献
[1]机械设计/王黎钦，铁鸣主编. —6版. —：工业大学，2015.7
[2] 机械设计课程设计/锋，古乐主编. —5版. —：工业大学，2012.8。