机械设计作业集必考-考点

第一篇：机械设计作业集必考-考点

第三章 强度

答：材料的持久疲劳极限σ r∞ 所对应的循环次数为 ND，不同的材料有不同的 ND 值，有时 ND 很大。为了便于材料的疲劳试验，人为地规定一个循环次数 N 0，称为循环基数，所对应的极限应力σ r 称为材料的疲劳极限。σ r∞ 和 ND 为材料所固有的性质，通常是不知道的，在设计计算时，当 > NN 0 时，则取σrN =σ r。

答：在对称循环时，Kσ 是试件的与零件的疲劳极限的比值；在不对称循环时，Kσ 是试件的与零件的极限应力幅的比值。Kσ 与零件的有效应力集中系数kσ、尺寸系数εσ、表面质量系数 βσ 和强化系数 βq有关。K σ 对零件的疲劳强度有影响，对零件的静强度没有影响。

答：承受循环变应力的机械零件，当应力循环次数 N ≤ 103时，应按静强度条件计算；当应力循环次数N > 103 时，在一定的应力变化规律下，如果极限应力点落在极限应力线图中的屈服曲线GC 上时，也应按静强度条件计算；如果极限应力点落在极限应力线图中的疲劳曲线 AG 上时，则应按疲劳强度条件计算；

答：该假说认为零件在每次循环变应力作用下，造成的损伤程度是可以累加的。应力循环次数增加，损伤程度也增加，两者满足线性关系。当损伤达到 100％时，零件发生疲劳破坏。疲劳损伤线性累积假说的数学表达式为∑ni/Ni＝1。

答：影响机械零件疲劳强度的主要因素有零件的应力集中大小，零件的尺寸，零件的表面质量以及零件的强化方式。提高的措施是： 1）降低零件应力集中的影响； 2）提高零件的表面质量； 3）对零件进行热处理和强化处理； 4）选用疲劳强度高的材料； 5）尽可能地减少或消除零件表面的初始裂纹等。

第四章 摩擦、磨损及润滑

答：膜厚比λ是指两滑动表面间的最小公称油膜厚度与两表面轮廓的均方根偏差的比值，边界摩擦状态时λ≤1，流体摩擦状态时λ＞3，混合摩擦状态时 1≤λ≤3。

答：润滑剂的极性分子吸附在金属表面上形成的分子膜称为边界膜。边界膜按其形成机理的不同分为吸附膜和反应膜，吸附膜是由润滑剂的极性分子力（或分子的化学键和力）吸附于金属表面形成的膜，反应膜是由润滑剂中的元素与金属起化学反应形成的薄膜。

在润滑剂中加入适量的油性添加剂或极压添加剂，都能提高边界膜强度。

答：润滑油的粘度即为润滑油的流动阻力。润滑油的粘性定律：在液体中任何点处的切应力均与该处流体的速度梯度成正比（即τ= －η*∂y/∂u）。

在摩擦学中，把凡是服从粘性定律的流体都称为牛顿液体。

答：粘度通常分为以下几种：动力粘度、运动粘度、条件粘度。

按国际单位制，动力粘度的单位为 Pa·s（帕·秒），运动粘度的单位为 m2/s，在我国条件粘度的单位为 E（恩氏度）t。运动粘度νt 与条件粘度ηE 的换算关系见式（4－5）； 动力粘度η与运动粘度νt的关系见式（4－4）。

答：流体动力润滑是利用摩擦面间的相对运动而自动形成承载油膜的润滑。

流体静力润滑是从外部将加压的油送入摩擦面间，强迫形成承载油膜的润滑。区别：流体静力润滑的承载能力不依赖于流体粘度，故能用低粘度的润滑油，使摩擦副既有高的承载能力，又有低的摩擦力矩。流体静力润滑能在各种转速情况下建立稳定的承载油膜。

答：流体动力润滑通常研究的是低副接触零件之间的润滑问题。弹性流体动力润滑是研究在相互滚动（或伴有滑动的滚动）条件下，两弹性体之间的润滑问题。

流体动力润滑把零件摩擦表面视为刚体，并认为润滑剂的粘度不随压力而改变。弹性流体动力润滑考虑到零件摩擦表面的弹性变形对润滑的影响，并考虑到润滑剂的粘度随压力变化对润滑的影响。

第七章 螺栓

答：常用螺纹有普通螺纹、管螺纹、梯形螺纹、矩形螺纹和锯齿形螺纹等。前两种螺纹主要用于连接，后三种螺纹主要用于传动。

对连接螺纹的要求是自锁性好，有足够的连接强度；对传动螺纹的要求是传动精度高，效率高，以及具有足够的强度和耐磨性。

答：螺纹的余留长度越长，则螺栓杆的刚度 Cb 越低，这对提高螺栓连接的疲劳强度有利。因此，承受变载荷和冲击载荷的螺栓连接，要求有较长的余留长度。

答：因为在冲击、振动和变载荷的作用下，螺旋副间的摩擦力可能减少或瞬时消失，高温和温度变化大的情况下，也会使连接松脱。

机械防松：开口销和六角开槽螺母、止动垫片、串联钢丝 摩擦防松：对顶螺母、弹簧垫片、自锁螺母；

破坏螺旋副运动关系防松：铆合、冲点、涂胶粘剂；

答：普通螺栓连接的主要失效形式是螺栓杆螺纹部分断裂，设计准则是保证螺栓的静力拉伸强度或疲劳拉伸强度。

铰制孔用螺栓连接的主要失效形式是螺栓杆和孔壁被压溃或螺栓杆被剪断，设计准则是保证连接的挤压强度和螺栓的剪切强度。

答：普通紧螺栓连接所受轴向工作载荷为脉动循环时，螺栓上的总载荷为不变号的不对称循环变载荷，0

答：在螺纹连接中，约有 1/3 的载荷集中在第一圈上，第八圈以后的螺纹牙几乎不承受载荷。因此采用螺纹牙圈数过多的加厚螺母，并不能提高螺纹连接的强度。

采用悬置螺母，环槽螺母，内斜螺母以及钢丝螺套，可以使各圈螺纹牙上的载荷分布趋于均匀。

第六章 键的连接

答：两平键相隔 180°布置，对轴的削弱均匀，并且两键的挤压力对轴平衡，对轴不产生附加弯矩，受力状态好。

两楔键相隔90 ~ 120° 布置。若夹角过小，则对轴的局部削弱过大；若夹角过大，则两个楔键的总承载能力下降。当夹角为 180°时，两个楔键的承载能力大体上只相当于一个楔键的承载能力。因此，两个楔键间的夹角既不能过大，也不能过小。

半圆键在轴上的键槽较深，对轴的削弱较大，不宜将两个半圆键布置在轴的同一横截面上。故可将两个半圆键布置在轴的同一母线上。通常半圆键只用于传递载荷不大的场合，一般不采用两个半圆键。

答：轴上的键槽是在铣床上用端铣刀或盘铣刀加工的。轮毂上的键槽是在插床上用插刀加工的，也可以由拉刀加工，也可以在线切割机上用电火花方法加工。

第八章 带传动

答：若大带轮上的负载为恒功率负载，则转速高时带轮上的有效拉力小，转速低时有效拉力大。因此，应当按转速为 500r/min 来设计带传动。

若大带轮上的负载为恒转矩负载，则转速高时输出功率大，转速低时输出功率小。因此，应当按转速为 1000r/min 来设计带传动。

答：因为单根普通 V 带的基本额定功率 P0是在 i=1（主、从动带轮都是小带轮）的条件下实验得到的。当 i＞1 时，大带轮上带的弯曲应力小，对带的损伤减少，在相同的使用寿命情况下，允许带传递更大一些的功率，因此引入额定功率增量△P0。

答：在带传动中，带的弹性滑动是因为带的弹性变形以及传递动力时松、紧边的拉力差造成的，是带在轮上的局部滑动，弹性滑动是带传动所固有的，是不可避免的。弹性滑动使带传动的传动比增大。

当带传动的负载过大，超过带与轮间的最大摩擦力时，将发生打滑，打滑时带在轮上全面滑动，打滑是带传动的一种失效形式，是可以避免的。打滑首先发生在小带轮上，因为小带轮上带的包角小，带与轮间所能产生的最大摩擦力较小。

答：小带轮的基准直径过小，将使 V 带在小带轮上的弯曲应力过大，使带的使用寿命下降。小带轮的基准直径过小，也使得带传递的功率过小，带的传动能力没有得到充分利用，是一种不合理的设计。

带速 v 过小，带所能传递的功率也过小（因为 P=Fv），带的传动能力没有得到充分利用；带速 v过大，离心力使得带的传动能力下降过大，带传动在不利条件下工作，应当避免。

答：带传动的中心距 a 过小，会减小小带轮的包角，使得带所能传递的功率下降。中心距 a 过小也使得带的长度过小，在同样的使用寿命条件下，单根带所能传递的功率下降。中心距小的好处是带传动的结构尺寸紧凑。带传动中心距 a 过大的优缺点则相反，且中心距过大使得带传动时松边抖动过大，传动不平稳。

初拉力 F0过小，带的传动能力过小，带的传动能力没有得到充分利用。初拉力 F0大，则带的传动能力大，但是，初拉力过大将使的带的寿命显著下降，也是不合适的。

带的根数 z 过少（例如 z=1），这有可能是由于将带的型号选得过大而造成的，这使得带传动的结构尺寸偏大而不合适。如果带传动传递的功率确实很小，只需要一根小型号的带就可以了，这时使用z=1 完全合适。带的根数 z 过多，将会造成带轮过宽，而且各根带的受力不均匀（带长偏差造成），每根带的能力得不到充分利用，应当改换带的型号重新进行设计。

答：输送机的 F 不变，v提高 30%左右，则输出功率增大 30%左右。三种方案都可以使输送带的速度 v提高，但 V 带传动的工作能力却是不同的。

（1）d d 2 减小，V 带传动的工作能力没有提高（P0，K L，K a，ΔP0 基本不变），传递功率增大 30%将使小带轮打滑。故该方案不合理。

（2）dd1增大，V 带传动的工作能力提高（P0 增大 30%左右，K L，K a，ΔP0 基本不变），故该方案合理。

（3）D 增大不会改变 V 带传动的工作能力。故该方案不合理。

答：应全部更换。因为带工作一段时间后带长会增大，新、旧带的长度相差很大，这样会加剧载荷在各带上分配不均现象，影响传动能力。

第九章 链传动

答：国家标准中没有规定具体的链轮齿形，仅规定了最小和最大齿槽形状及其极限参数，实际齿槽形状位于最小与最大齿槽形状之间，都是合适的滚子链齿形。

答：小链轮的齿数 z1 过小，运动不均匀性和动载荷增大，在转速和功率给定的情况下，z1 过小使得链条上的有效圆周力增大，加速了链条和小链轮的磨损。

小链轮齿数 z1过大将使的大链轮齿数 z2过大，既增大了链传动的结构尺寸和重量，又造成链条在大链轮上易于跳齿和脱链，降低了链条的使用寿命。

答：链的节距越大，则链条的承载能力就越大，动载荷也越大，周期性速度波动的幅值也越大。在高速、重载工况下，应选择小节距多排链。

答：链传动的中心距一般取为 a0=(30～50)p(p 为链节距)。中心距过小，单位时间内链条的绕转次数增多，链条的磨损和疲劳加剧，链的使用寿命下降。中心距过小则链条在小链轮上的包角变小，链轮齿上的载荷增大。

中心距过大，则链条松边的垂度过大，链条上下抖动加剧，且链传动的结构尺寸过大。

第十章 齿轮

答：减小齿根处的应力集中；增大轴和轴承处的支承刚度；采用合适的热处理方法，使齿面具有足够硬度，而齿芯具有足够的韧性；对齿根表面进行喷丸、滚压等强化处理。

答：在节线附近通常为单对齿啮合，齿面的接触应力大；在节线附近齿面相对滑动速度小，不易形成承载油膜，润滑条件差，因此易出现点蚀。

在开式齿轮传动中，由于齿面磨损较快，在点蚀发生之前，表层材料已被磨去，因此，很少在开式齿轮传动中发现点蚀。

答：闭式齿轮传动的主要失效形式为轮齿折断、点蚀和胶合。设计准则为保证齿面接触疲劳强度和保证齿根弯曲疲劳强度。采用合适的润滑方式和采用抗胶合能力强的润滑油来考虑胶合的影响。

开式齿轮传动的主要失效形式为齿面磨损和轮齿折断，设计准则为保证齿根弯曲疲劳强度。采用适当增大齿轮的模数来考虑齿面磨损对轮齿抗弯能力的影响。

答：轴、轴承以及支座的支承刚度不足，以及制造、装配误差等都会导致载荷沿轮齿接触线分布不均，另一方面轴承相对于齿轮不对称布置，也会加大载荷在接触线上分布不均的程度。

改进措施有：增大轴、轴承以及支座的刚度；对称布置轴承；尽量避免将齿轮悬臂布置；适当限制齿轮的宽度；提高齿轮的制造和安装精度等。

答：在任何情况下，大、小齿轮的接触应力都相等。若大、小齿轮的材料和热处理情况相同，许用接触应力不一定相等，这与两齿轮的接触疲劳寿命系数 K HN 是否相等有关，如果 KHN1 = K HN2，则两者的许用接触应力相等，反之则不相等。

答：（1）将齿轮 2 轮齿的两个工作面分别称为 A 面和 B 面。齿轮 1 为主动轮，若齿轮1推动A面使齿轮2转动，则齿轮2靠B面推动齿轮3转动。因此，轮齿的弯曲应力为对称循环，r=-1，齿面接触应力总是脉动循环，r = 0。

（2）在齿轮2上，轮齿的A面和B面接触应力具有相同的循环次数

齿轮2转动一圈，轮齿的A面受力一次，B面受力一次，弯曲应力为一次对称循环。因此，弯曲应力的循环次数

第十一章 涡轮蜗杆

答：在机械系统中，原动机的转速通常比较高，因此，齿轮传动和蜗杆传动通常用于减速传动，故常以蜗杆为主动件。在蜗杆传动中，蜗杆头数少时通常反行程具有自锁性，这时蜗轮不能作为主动件；当蜗杆头数多时，效率提高，反行程传动不自锁，蜗轮可以作为主动件，但这种增速传动与齿轮传动相比，齿面相对滑动速度大，对材料要求高，易发生磨损和胶合破坏，因此很少应用。

答：因为蜗杆传动效率低、发热量大，易发生胶合失效，因此应特别重视发热问题。通过计算单位时间的发热量和单位时间的散热量，可以求得热平衡温度值，要求热平衡温度值在允许的范围内。如果热平衡温度过高，就应当加强散热能力。常用的散热措施有：在箱体上设计散热片以增大散热面积，在蜗杆轴端加装风扇以加速空气的流通，在箱内加装循环冷却管路来降低润滑油的温度。

答：如果蜗杆刚度不足，受力后产生过大的弹性变形，将会影响轮齿间的正确啮合。因此需要对蜗杆进行刚度校核，第十二章 滑动轴承

答：滑动轴承分成轴承座和轴瓦，一方面是为了节省轴承材料，另一方面是当滑动轴承磨损后，可调整或更换轴瓦，而不必更换轴承座。轴瓦上敷一层轴承衬主要是为了节省贵重金属，并使轴承具有良好的摩擦顺应性和抗胶合能力。

答：油孔和油槽应开在轴承的非承载区，轴向油槽在轴承宽度方向上不能开通，以免漏油。剖分式轴承的油槽通常开在轴瓦的剖分面处，当载荷方向变动范围超过 180°时，应采用环形油槽，且布置在轴承宽度中部。

答：磨粒磨损、疲劳磨损、胶合、刮伤、腐蚀

答：对滑动轴承材料的性能有以下几方面的要求：

1）良好的减摩性、耐磨性和抗咬粘性； 2）良好的摩擦顺应性、嵌入性和磨合性； 3）足够的强度和抗腐蚀能力； 4）良好的导热性、工艺性和经济性等。

答：滑动轴承速度高时，油的温升高，为了降低油的温升，设计时相对间隙ψ 应取得大一些；速度低时则取得小一些，这也有利于提高承载能力。

滑动轴承的承载能力 F 与相对间隙ψ 的平方成反比。因此载荷大时，相对间隙ψ 应取得小一些；载荷小时则取得大一些，这也有利于降低油温。

答：液体动力润滑轴承在起动时仍处于不完全润滑状态，因此，仍对轴瓦材料有要求，仍应进行压力 p，速度 v 和压力与速度的乘积 pv 的验算。

答：液体润滑轴承与不完全液体润滑轴承的区别在于前者有一套连续供油系统，保证轴承间隙中充满润滑油，液体润滑轴承用于重要轴承。不完全液体润滑轴承没有连续供油的系统，不能保证连续供油，不完全润滑轴承用于一般轴承。

答：形成动压油膜的必要条件是：

①相对滑动的两表面间必须形成收敛的楔形间隙；

②被油膜分开的两表面必须有足够的相对滑动速度，且使润滑油从大口进小口出 ③润滑油必须有一定的粘度，供油要充分。

答：液体动力润滑径向滑动轴承的承载能力可通过公式（12－21）和（12－24）分析。

（1）转速 n 提高，则承载能力 F 提高。

（2）宽径比B / d 减小，则承载能力 F 降低。（3）润滑油的粘度η 提高，则承载能力 F 提高。

（4）表面粗糙度值减小，则允许的最小油膜厚度减小，偏心率 x增大。因此，承载能力提高。

答：（1）当最小油膜厚度 hmin的计算值小于许用油膜厚度 [h] 时，说明轴承的承载能力不够。可考虑采用以下方法进行改进，如增大 d，B，B/d，η，或减小ψ 等。（2）可考虑改选材料，增大 B 等来提高承载能力。

（3）当入口温度 ti的计算值偏低时，说明轴承的温升过高，承载量过大。可考虑增大d，B等来提高承载能力。

答：液体润滑轴承的润滑油除了起润滑作用外，还起到带走摩擦面间热量的作用； 不完全润滑轴承的润滑油主要起润滑作用。

第十三章 滚动轴承

答：两支点各单向固定的支承方式用于工作温度变化较小且支承跨度不大的短轴； 一支点双向固定，另一支点游动的支承方式用于支承跨度较大或工作温度变化较大的轴；

两支点游动的支承方式用于人字齿轮传动的游动齿轮轴。

答：为了提高轴承的旋转精度、提高轴承装置的刚度、减少轴的振动，常采用具有预紧结构的轴承装置。

答：小锥齿轮轴通常采用悬臂支承方式，将轴和轴承支承在套杯里，这种结构可以通过两组调整垫片方便地调整小锥齿轮的轴向位置以及轴承游隙的大小。

第十五章 轴

答：扭转强度条件用于仅（主要）承受扭矩的传动轴的计算，也用于转轴结构设计时的初步估算轴径。

弯扭合成强度条件用于转轴的强度校核计算。

疲劳强度条件用于校核计算变应力情况下轴的安全程度。静强度条件用于校核计算轴对塑性变形的抵抗能力。

答：按弯扭合成强度校核轴时，危险截面应选在弯曲应力和扭转切应力大的截面，考虑的因素主要是轴上的弯矩、扭矩和轴径。

按疲劳强度校核轴时，危险截面应选在弯曲应力和扭转切应力较大且应力集中系数大的截面，考虑的因素除了轴上的弯矩、扭矩和轴径外，还应考虑综合影响系数的影响。

第二篇：机械设计大作业最终

便携式螺纹千斤顶设计计算说明书

（班级：车辆工程141 姓名：王俊 学号：1608140120）1.设计任务书

1.1 螺旋千斤顶的原理：千斤顶的工作原理是:通过螺杆和螺母组成的螺旋副来实现将物体由低处向高处的传送的，并使托杯中的物体做直线运动，从而实现我们的传动要求。其中，螺母固定，当手柄旋动的时候，螺杆通过与螺母的螺旋副的运动，螺纹之间产生自锁，使装有重物的托杯往上运动。1.2 原始数据

最大起重量： F = 35 kN

最大升程 ： H = 200 mm 2.计算内容和设计步骤

2.1螺杆的设计与计算 2.1.1 螺杆螺纹类型的选择

选择梯形螺纹螺旋传动，右旋，牙型角α=30˚,因为梯形螺纹的牙根强度高，易于对中，易于制造，内外螺纹以锥面贴紧不易松动；它的基本牙型按GB/T5796.1-2005的规定。2.1.2选取螺杆材料

因为螺杆承受的载荷较大，而且是小截面，故选择45#钢。2.1.3确定螺杆直径 按耐磨性条件确定中径d2

对于梯形螺纹，h=0.5p,由耐磨性条件可转化为： d20.8F/[p]

d2:螺纹中径，mm;F：螺旋的轴向载荷，N;Φ:引入系数；[p]:材料的许用压强，Mpa;对于整体式螺母，为使受力分布均匀,螺纹工作圈数不宜过多，宜取1.2～2.5;此处取 1.5,许用压力P20Mpa 从滑动螺旋传动的许用压强表中查得： 人力驱动时，P可提高20% 故P201200024Mpa 带入设计公式，得

d224.9mm

按国家标准选择公称直径和螺距为：

Dd30mmd2d327mm

d1d723mmP6mm2.1.4自锁验算

自锁验算条件是v

varctanf/cosarctan0.08/cos15o 4.73onp/d2arctanarctan6/30

3.64v

且螺纹中径处升角满足比当量摩擦角小1°，符合自锁条件。2.1.5结构设计

根据图1-2进行螺母的结构设计

（1）螺杆上端用于支承托杯10并在其中插装手柄7，因此需要加大直径。手柄孔径dk的大小根据手柄直径dp决定，dk≥dp十0.5mm。（2）为了便于切制螺纹，螺纹上端应设有退刀槽。退刀槽的直径d4应比螺杆小径d1约小0.2~0.5mm。退刀槽的宽度可取为1.5P，取d4d10.534mm。

（3）为了便于螺杆旋入螺母，螺杆下端应有倒角或制成稍小于d1的圆柱体。

（4）为了防止工作时螺杆从螺母中脱出，在螺杆下端必须安置钢制挡圈(GB/T891-1986)，挡圈用紧定螺钉(GB/T68-2000)固定在螺杆端部。

2.1.6螺杆强度计算

螺杆受力较大，应根据第四强度理论校核螺杆的强度

强度计算公式为：

ca232F/A23T/W2

其中T为扭矩

TFtanvd2/2

查表可得s360MPa

s/3120MPa

已知F = 35 kN，又 TFtanvd2/279.82NmA1/4d12572.56mm2W1/16d133864.7mm3代入校核公式，得

ca101.2MPa

ca

满足强度要求。2.1.7稳定性计算

细长螺杆工作时受到较大的轴向压力可能失稳，为此应按稳定性条件验算螺杆的稳定性。

Fcr/F2.5~4

螺杆的临界载荷Fcr与柔度s有关 其中sl/i 取2

lH5t1.5d(200511.530)mm250mmiI/A1/4d123/4mm5.75mm

其中I为螺杆危险截面的轴惯性矩。将以上数据代入柔度计算公式，得

s22505.7587.040

需进行稳定性校核。实际应力的计算公式为

Fcr2EI/l 2其中Id146413736.66mm4 E2.06105MPa 将上述数据代入公式得

Fcr202326.15kN Fcr/F2.5~4

螺杆满足稳定性要求 2.2螺母设计计算 2.2.1选取螺母材料

螺母采用强度高、耐磨、摩擦系数小的铸铝青铜 2.2.2确定螺母高度H'及工作圈数u'

H'd21.52740.5mm

uH'/t40.566.75mm

因为考虑退刀槽的影响，取实际工作圈数为：

u'u1.56.751.58.25mm

'应当圆整，又考虑到螺纹圈数u越多，载荷分布越不均，故u不宜大于10，故取

'9

H'u't9654mm

2.2.3校核螺纹牙强度

螺母的其它尺寸见图1―3，螺纹牙多发生剪切与弯曲破坏。由于螺母的材料强度低于螺杆，故只需校核螺母螺纹牙的强度。（1）剪切强度校核

已知Dd30mm D2d227mm 剪切强度条件为： F≤[] Db查表得：[]30~40MPa，b0.65P0.656mm3.9mm 则剪切强度为：

3500010.58MPa

303.99[]

符合剪切强度条件；（2）弯曲条件校核

弯曲强度条件为：

6Fl[b] 2Db查表得[b]40~60MPa，l（DD2）/2(3027)/21.5mm 则弯曲强度为

6350001.524.42Mpa [b]，符合弯曲强度条件。2303.99

2.2.4配合（1）采用H8配合。r7（2）为了安装简便，需在螺母下端（图1―3）和底座孔上端（图1―7）做出倒角。

（3）为了更可靠地防止螺母转动，还应装置紧定螺钉，查表选择紧定螺钉GB/T711985 M612。2.3托环的设计与计算

2.3.1托杯材料的选择

选择托环材料为Q235钢。2.3.2结构设计

结构尺寸见图1―4。

为了使其与重物接触良好和防止与重物之间出现相对滑动，应在托杯上表面制有切口的沟纹。为了防止托杯从螺杆端部脱落，在螺杆上端应装有挡板。2.3.3接触面强度校核

查表得Q235钢的许用压强为P225MPa 为避免工作时过度磨损，接触面间的压强应满足

PF(D122D112)4P

根据图1-4，取相关尺寸为：

D110.6d0.630mm18mmD102.5d2.530mm75mmD131.8d1.830mm54mmD12D134mm50mmP

3520.5MPaP 22(5018)4接触面压强满足要求，选材合理。2.4手柄的设计计算 2.4.1手柄材料的选择

选择手柄材料为Q235钢 2.4.2计算手柄长度Lp 扳动手柄的力矩：KLpT1T2，则

LpT1T2 K取K200N

又 T1Ftan(v)T2(D12D11)fF/4(5018)0.08335/449.39NmLPd2268.49Nm

T1T268.4949.39m0.589m589mm K200手柄实际长度为：

Lp58954100716mm 2由于手柄长度不超过千斤顶，因此取Lp350mm，使用时在手柄上另加套筒。

2.4.3手柄直径dp的确定

把手柄看成一个悬臂梁，按弯曲强度确定手柄直径Dp，强度条件为

FKLp0.1d3p[F]

得设计公式为 dp3KLp0.1[F]

已知[F]120MPa

dp32001111mm22.9mm

0.1120取dp25mm 2.4.4结构

手柄插入螺杆上端的孔中，为防止手柄从孔中滑出，在手柄两端面应加上挡环，并用螺钉固定，选择开槽沉头螺钉GB/T67 M816 2.5底座设计 2.5.1选择底座材料

选择底座材料为HT200，其p2MPa 2.5.2结构设计 由图1-7可得底座的相应尺寸：

H1(H20)mm(20020)mm220mmD6(D38)mm(588)mm66mmD7D6D84FH15(66D72220)mm110mm54501102mm102mm2

p取10mm，则有

H'（1.5~2）(5418)mm36mm

第三篇：机械设计大作业——千斤顶

机械设计大作业

螺旋起重器设计说明书

一、设计题目（3.1.3）

螺旋起重器（千斤顶）

已知条件：起重量FQ=50KN，最大起重高度H=150mm。

二、螺杆、螺母选材

本千斤顶设计采用梯形螺纹螺旋传动。由于螺杆承受载荷较大，而且是小截面，故选用45#钢，调质处理。查参考文献[2]表10.2得σs=355MPa,[]s3~5,取[σ]=110MPa;σb=600MPa。

由于千斤顶属于低速重载的情况，且螺母与螺杆之间存在滑动磨损，故螺母采用强度高、耐磨、摩擦系数小的铸铝青铜ZCuAl10Fe3(考虑速度低)，查表得螺母材料的许用切应力[]30~40MPa,取[]=35MPa；许用弯曲应力

[σb]=40~60MPa, 取[σb]=50MPa。

托杯和底座均采用铸铁材料。

三、螺杆、螺母设计计算

3.1 耐磨性计算

由耐磨性条件公式：

PsFAFpd2hH[p]

对于梯形螺纹，有h=0.5p,那么耐磨性条件转化为： d20.8式中

d2——螺纹中径，mm;F——螺旋的轴向载荷，N； H——螺母旋合高度，mm; ——引入系数，=H/d2;

F[p] [p]——材料的许用压强，MPa;查机械设计表5.8，得[p]=18~25MPa，取[p]=20MPa，对于整体式螺母，取=2.0，那么有d20.81.2~2.5，50KN2.0*20MPa28.3mm。查参考文献[4]表H.5,试取公称直径d=36mm,螺距p=6mm,中径d2=33mm,小径d1=29mm,内螺纹大径D4=37mm。那么螺母高度Hd22.0*3366mm，螺纹圈数

zHp66611，按要求取10，α=2β=30°。

3.2 螺杆强度校核

千斤顶螺杆危险截面受轴向力F和扭转力矩T1的作用，这里的扭转力矩是螺纹副的摩擦转矩T1。根据第四强度理论，螺杆危险截面的强度条件为

(4Fd12)3(216T1d13)[]

对于梯形螺纹该式可化为 d14*1.25F[] 式中

d1——螺杆螺纹的小径(mm)；

[]——螺杆材料的许用应力(MPa);

F—— 螺杆所受的轴向载荷(N)；

d2

2T1——螺杆所受转矩(N·mm),T1Ftan(')4*1.25*50KN。

代入数据，d1*110MPa26.90mm

而选择d1=29mm,满足螺杆强度要求。3.3螺纹牙强度校核

因为螺母材料强度低于螺杆，所以螺纹牙的剪切和弯曲破坏大多发生在螺母上，故可只校核螺母螺纹牙强度。螺母螺纹牙根部剪切强度条件为：

FzD4b[]

式中

F——轴向载荷(N)；

D4——螺母螺纹大径(mm);

Z——螺纹旋合圈数；

b——螺纹牙根部厚度(mm)，对于梯形螺纹b=0.65p。

代入数据计算

5000010**37*0.65*611.03MPa[]

即螺母满足剪切强度要求。

螺母螺纹牙根部的弯曲强度条件为：

b

3FlzD4b2[b]

式中

l——弯曲力臂，l代入数据计算

bD4d12372924mm；

3*50000*210**37*(0.65*6)216.97MPa[b]

即螺母螺纹牙满足弯曲强度要求。3.4 螺纹副自锁条件校核

由螺纹副自锁条件：

','arctafn'

式中

——螺纹螺旋升角（°），arctan'——当量摩擦角(°);

npd2

n——螺纹线数，n=1;p

——螺纹导程(mm);

d2——螺纹中径(mm);f'——当量摩擦系数,查机械设计表5.10，得f'=0.08~0.10,取

f'=0.09;

1*6代入数据 arctan*293.77

'arctan0.095.14

因为≤'，所以满足螺纹副自锁条件要求。3.5螺杆的稳定性校核

千斤顶的最大上升高度H=150mm.则螺杆的最大工作长度

L150H螺母2h1l退刀槽

式中

H螺母——螺母高度(mm)，H螺母=66mm;l退刀槽——螺杆与手柄座相接处额尺寸，查手册知，l退刀槽=10.5mm。

假设手柄直径为d1=28mm,由尺寸经验公式h1=(1.8~2)d1=50.4~56mm取

h1=52mm,则

L=150+33+52+10.5=250.5mm 则螺杆的柔度

Li4Ld1

式中

——长度系数，对本千斤顶，看做一端固定、一端自有，则可取

=2；

d1——螺纹小径，d1=29mm。

i——螺杆危险截面的惯性半径(mm),i截面的面积(mm2)。

代入数据计算

4*2*250.52969.10

IAd14,其中A为危险对于45#调制钢，此时螺杆稳定的临界载荷Fc为：

Fc34010.00013*69.122944138565.6N

那么，由压杆稳定条件

FcF138565.6500002.772.5

故螺杆满足稳定性要求。

四、螺母外径及凸缘设计

根据经验公式，螺母外径D2≈1.5d=1.5×36=54mm;螺母凸缘外径D3≈1.4D2=1.4×54=75.6mm;螺母凸缘厚b=(0.2~0.3)H=(0.2~0.3)×66=13.2~19.8mm，取b=15mm。

五、手柄设计

加在手柄上的力需要克服螺纹副之间的摩擦阻力矩T1和托杯支撑面间的摩擦力矩T2。设加在手柄上的力F1=250N，手柄长度为L1，则有F1 L1 = T1 + T2。对于T1和T2，有

T1Ftan(')d2250000*tan(3.775.14)*33232129339.1N·mm

T2fF3[D(2~4)](D12)[D(2~4)](D12)23

根据经验公式，D（1.6~1.8）d(1.6~1.8)3657.6~64.8mm,取D=60mm;D1（取D1=25mm。0.6~0.8）d(0.6~0.8)3621.6~28.8mm，托杯材料选择铸铁，手柄选择Q235，摩擦因数f=0.12,则

T2fF3[D(2~4)](D12)[D(2~4)](D12)2332≈

0.12*500003*572757272332131357.1Nmm

那么手柄长度L1筒长700mm。T1T2F1129339.1131357.12501042.8mm，取L1=400mm,加套设手柄所受最大弯曲应力为σ，查参考文献[2]表10.1,s225MPa，查参考文献[3],得bs1.5~2，则b=112.5~150MPa,取b=125MPa。

T1T2Wz32(T1T2)b，转化为： 则手柄直径d1应满足 32(T1T2)d1d13b332*(129339.1131357.1)*12527.7mm

取手柄直径d1=28mm。

六、底座设计

螺杆下落至底面，再留20~30mm的空间，底座铸造起模斜度1:10，壁厚10mm。由经验公式，S=(1.5~2)=12~16mm,取S=16mm。

D5由结构设计确定，D5=128mm。D4=1.4D5=1.4*128=179.2mm。

结构确定后校核下底面的挤压应力：

pF4250000(D4D5)244.052MPa

(179.2128)2底面材料选择铸铁HT100，查表得铸铁件壁厚为10~20mm时，b100MPa，[p](0.4~0.5)b(0.4~0.5)*100(40~50)MPa。

显然，p[p]，下

FAF上表面校核：b1424*50000(D3D2)2*(75.654)2222.74MPa，查表

得[σb]=195MPa, b1<[σb]。

故上表面满足强度要求。为方便，取D4=180mm。

七、其余各部分尺寸及参数

DT(2.0~2.5)d(2.0~2.5)*3672~90mm，取DT=76mm；

D(1.6~1.8)d(1.6~1.8)*3657.6~64.8mm，取D=60mm；

D1(0.6~0.8)d(0.6~0.8)*3621.6~28.8mm，取D1=24mm;h(0.8~1)D(0.8~1)*6048~60mm，取h=55mm；

h1(1.8~2)d1(1.8~2)*2850.4~56mm，取h1=54mm； h2(0.6~0.8)D1(0.6~0.8)*2414.4~19.2mm，取h2=18mm；

d3(0.25~0.3)D1(0.25~0.3)*246~7.2mma6~8mm，取d3=6mm；，取a=6mm；

t6~8mm，取t=6mm。

固定托盘用的挡圈内径8mm，外径26mm，厚5mm；螺钉GB/T5783-2000A M8×16。

螺杆底部挡圈内径8mm，外径42mm，厚5mm；螺钉 GB/T5783-2000A M8×16。

紧定螺钉 GB/T71-1985 M8×20。其余铸造圆角，取R=2mm。

底座高度为205mm，装配后千斤顶的升降范围为360~510mm。

八、参考资料

[1]张锋，宋宝玉.机械设计大作业指导书.北京：高等教育出版社，2009.10 [2]宋宝玉.机械设计课程设计指导书.北京：高等教育出版社，2006 [3]王黎钦，陈铁鸣.机械设计.5版.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2010.1

第四篇：机械设计大作业——千斤顶

螺旋起重器（千斤顶）设计说明书

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

螺旋起重器（千斤顶）设计说明书

一、设计题目

螺旋起重器（千斤顶）

已知条件：起重量FQ=40KN，最大起重高度H=200mm。

二、螺杆、螺母选材

本千斤顶设计采用梯形螺纹螺旋传动。由于螺杆承受载荷较大，而且是小截面，故选用45#钢，调质处理。查参考文献[2]得σs=355MPa,查机械设计表5.9得[]s3~5,取[σ]=110MPa;σb=600MPa。

由于千斤顶属于低速重载的情况，且螺母与螺杆之间存在滑动磨损，故螺母采用强度高、耐磨、摩擦系数小的铸铝青铜ZCuAl10Fe3，查表5.9得螺母材料的许用切应力[]30~40MPa,取[]=35MPa；许用弯曲应力[σb]=40~60MPa, 取[σb]=50MPa。

托盘和底座均采用铸铁材料。

三、螺杆、螺母设计计算

3.1 耐磨性计算

由耐磨性条件公式：

PsFAFpd2hH[p]

对于梯形螺纹，有h=0.5p,那么耐磨性条件转化为： d20.8式中

d2——螺纹中径，mm;F——螺旋的轴向载荷，N； H——螺母旋合高度，mm; ——引入系数，=H/d2;

F[p] [p]——材料的许用压强，MPa;查机械设计表5.8，得[p]=18~25MPa，取[p]=20MPa，对于整体式螺母，取=2.0，那么有d20.81.2~2.5，40KN2.0*20MPa25.3mm。查参考文献[4]表H.5,试取公称直径d=32mm,螺距p=6mm,中径d2=29mm,小径d1=25mm,内螺纹大径D4=33mm。那么螺母高度Hd22.0*2958mm，螺纹圈数zHp5869.7，α=2β=30°。

螺旋起重器（千斤顶）设计说明书

3.2 螺杆强度校核

千斤顶螺杆危险截面受轴向力F和扭转力矩T1的作用，这里的扭转力矩是螺纹副的摩擦转矩T1。根据第四强度理论，螺杆危险截面的强度条件为

(4Fd12)3(216T1d13)[]

对于梯形螺纹该式可化为 d14*1.25F[] 式中

d1——螺杆螺纹的小径(mm)；

[]——螺杆材料的许用应力(MPa);

F—— 螺杆所受的轴向载荷(N)；

d2

2T1——螺杆所受转矩(N·mm),T1Ftan(')4*1.25*40KN。

代入数据，d1*110MPa24.06mm

而选择d1=25mm,满足螺杆强度要求。3.3螺纹牙强度校核

因为螺母材料强度低于螺杆，所以螺纹牙的剪切和弯曲破坏大多发生在螺母上，故可只校核螺母螺纹牙强度。螺母螺纹牙根部剪切强度条件为：

FzD4b[]

式中

F——轴向载荷(N)；

D4——螺母螺纹大径(mm);

Z——螺纹旋合圈数；

b——螺纹牙根部厚度(mm)，对于梯形螺纹b=0.65p。

代入数据计算

400009.3**33*0.65*610.64MPa[]

即螺母满足剪切强度要求。

螺母螺纹牙根部的弯曲强度条件为：

b3FlzD4b2[b]

式中

l——弯曲力臂，l

D4d223

332922mm；

螺旋起重器（千斤顶）设计说明书

其它参数同上。代入数据计算

b3*40000*29.3**33*(0.65*6)216.73MPa[b]

即螺母螺纹牙满足弯曲强度要求。3.4 螺纹副自锁条件校核

由螺纹副自锁条件：

','arctafn'

式中

——螺纹螺旋升角（°），arctan'——当量摩擦角(°);

npd2

n——螺纹线数，n=1;

p——螺纹导程(mm);

d2——螺纹中径(mm);f'——当量摩擦系数,查机械设计表5.10，得f'=0.08~0.10,取

f'=0.09;

1*6代入数据 arctan*293.77

'arctan0.095.14

因为≤'，所以满足螺纹副自锁条件要求。3.5螺杆的稳定性校核

千斤顶的最大上升高度H=200mm.则螺杆的最大工作长度

L200H螺母2h1l退刀槽

式中

H螺母——螺母高度(mm)，H螺母=58mm;h1符号参见参考文献[1]图3.1；

l退刀槽——螺杆与手柄座相接处额尺寸，查手册知，l退刀槽=10.5mm。

假设手柄直径为d1=26mm,由尺寸经验公式h1=(1.8~2)d1=46.8~54mm取

螺旋起重器（千斤顶）设计说明书

h1=50mm,则

L=200+29+50+10.5=289.5mm 则螺杆的柔度

Li4Ld1

式中

——长度系数，对本千斤顶，看做一端固定、一端自有，则可取

=2；

d1——螺纹小径，d1=25mm。

i——螺杆危险截面的惯性半径(mm),i截面的面积(mm2)。

代入数据计算

4*2*289.52592.6490IAd14,其中A为危险

对于45#调制钢，此时螺杆稳定的临界载荷Fc为：

FcEI(L)22

5式中 E——螺杆材料的弹性模量，对于钢 E=2.07×10MPa； I——螺杆危险截面的轴惯性矩(mm),I代入数据计算 Fc2

4d1644；

*2.071025(2*289.5)4*25644148782.9N

那么，由压杆稳定条件

FcF148782.9400003.722.5

故螺杆满足稳定性要求。

四、螺母外径及凸缘设计

根据经验公式，螺母外径D2≈1.5d=1.5×32=48mm;螺母凸缘外径D3≈1.4D2=1.4×48=67.2mm;螺母凸缘厚b=(0.2~0.3)H=(0.2~0.3)×58=11.6~17.4mm，取b=15mm。

五、手柄设计

加在手柄上的力需要克服螺纹副之间的摩擦阻力矩T1和托杯支撑面间的摩擦力矩T2。设加在手柄上的力F1=300N，手柄长度为L1，则有F1 L1 = T1 + T2。对

螺旋起重器（千斤顶）设计说明书

于T1和T2，有

T1Ftan(')d2240000*tan(3.775.14)*32923290929.3N·mm

T2fF3[D(2~4)](D12)[D(2~4)](D12)2

公式中的符号见参考书[1]图3.2和图3.3。

根据经验公式，D(1.6~1.8)d(1.6~1.8)3251.2~57.6mm,取D=55mm;D1(0.6~0.8)d(0.6~0.8)3219.2~26.6mm，取D1=25mm。

托杯材料选择铸铁，手柄选择Q235，摩擦因数f=0.12,则

T2fF3[D(2~4)](D12)[D(2~4)](D12)2332≈

0.12*400003*53275327233299380Nmm

那么手柄长度L1500mm。T1T2F190929.399380300634.4mm，取L1=200mm,加套筒长设手柄所受最大弯曲应力为σ，查参考文献[2]表10.1,s225MPa，查参考文献[3],得bs1.5~2，则b=112.5~150MPa,取b=125MPa。

T1T2Wz32(T1T2)b，转化为： 则手柄直径d1应满足 32(T1T2)d1d13b332*(90929.399380)*12524.9mm

取手柄直径d1=26mm。

六、底座设计

螺杆下落至底面，再留20~30mm的空间，底座铸造起模斜度1:10，壁厚10mm。由经验公式，S=(1.5~2)=12~16mm,取S=16mm。各符号见参考书[1]图3.2和图3.3。

D5由结构设计确定，D5=128mm。D4=1.4D5=1.4*128=179.2mm。

结构确定后校核下底面的挤压应力：

pF4240000(D4D5)243.242MPa

(179.2128)6

螺旋起重器（千斤顶）设计说明书

有结果可知，千斤顶在最大载荷下，可以在木材上使用。底面材料选择铸铁HT100，查表得铸铁件壁厚为

10~20mm。

时，b10M0Pa，[p](0.4~0.5)b(0.4~0.5)*100(40~50)MPa

显然，p[p]，下表面强度满足设计要求。

FAF上表面校核：b1424*40000(D3D2)2*(67.248)2223.03MPa，查参考文献[4]表B.4，得[σb]=195MPa, b1<[σb]。

故上表面满足强度要求。

七、其余各部分尺寸及参数（符号见参考书[1]图3.2和图3.3）

DT(2.0~2.5)d(2.0~2.5)*3264~80mm，取DT=76mm；

D(1.6~1.8)d(1.6~1.8)*3251.2~57.6mm，取D=55mm；

D1(0.6~0.8)d(0.6~0.8)*3219.2~25.6mm，取D1=24mm;h(0.8~1)D(0.8~1)*5544~55mm，取h=55mm；

h1(1.8~2)d1(1.8~2)*2646.8~52mm，取h1=50mm； h2(0.6~0.8)D1(0.6~0.8)*2414.4~19.2mm，取h2=18mm；

d3(0.25~0.3)D1(0.25~0.3)*246~7.2mma6~8mm，取d3=6mm；，取a=6mm；

t6~8mm，取t=6mm。

固定托盘用的挡圈内径8mm，外径26mm，厚5mm；螺钉GB/T5783-2000A M8×10。

螺杆底部挡圈内径8mm，外径34mm，厚5mm；螺钉 GB/T5783-2000A M8×16。

紧定螺钉 GB/T71-1985 M8×20。其余铸造圆角，取R=2mm。

底座高度为284mm，装配后千斤顶的升降范围为414~614mm。螺旋起重器（千斤顶）装配图见A3图纸。

螺旋起重器（千斤顶）设计说明书

八、参考资料

[1]张丰，宋宝玉.机械设计大作业指导书.北京：高等教育出版社，2009.10 [2]宋宝玉.机械设计课程设计指导书.北京：高等教育出版社，2006 [3]王黎钦，陈铁鸣.机械设计.5版.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2010.1 [4]于慧力，张春宜.机械设计课程设计.北京：科学出版社，2007 [5]刘莹，吴宗泽.机械设计教程.2版.北京：机械工业出版社，2007.9 [6]金铃，刘玉光，李立群.画法几何及机械制图.哈尔滨：黑龙江人民出版社，2003.7

第五篇：2016年基金法律法规必考考点

2016年基金法律法规必考考点

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基金的募集程序

基金的募集是指基金管理公司根据有关规定向中国证监会提交募集申请文件、发售基金份额、募集基金的行为。基金的募集一般要经过申请、注册、发售、基金合同生效等四个步骤。

(一)基金募集申请

我国基金管理人进行基金的募集，必须依据《证券投资基金法》的有关规定，向中国证监会提交相关文件。申请募集基金应提交的主要文件包括：基金募集申请报告、基金合同草案、基金托管协议草案、招募说明书草案、律师事务所出具的法律意见书等。

其中，基金合同草案、基金托管协议草案、招募说明书草案等文件是基金管理人向中国证监会提交设立基金的申请注册文本，还未正式生效，因此被称为草案。对于复杂或者创新产品，中国证监会将根据基金的特征与风险，要求基金管理人补充提交证券交易所和证券登记结算机构的授权函、投资者适当性安排、技术准备情况和主要业务环节的制度安排等文件。

申请材料受理后，相关内容不得随意更改。申请期间申请材料涉及的事项发生重大变化的，基金管理人应当自变化发生之日起五个工作日内向中国证监会提交更新材料。

(二)基金募集申请的注册

根据《证券投资基金法》的要求，中国证监会应当自受理基金募集申请之目起6个月内做出注册或者不予注册的决定。中国证监会在基金注册审查过程中，可以委托基金业协会进行初步审查并就基金信息披露文件合规性提出意见，或者组织专家评审会对创新基金募集申请进行评审，也可就特定基金的投资管理、销售安排、交易结算、登记托管及技术系统准备情况等征求证券交易所、证券登记结算机构等的意见，供注册审查时参考。基金募集申请经中国证监会注册后方可发售基金份额。

近年来，中国证监会不断推进基金产品注册制度改革，对基金募集的注册审查以要件齐备和内容合规为基础，不对基金的投资价值及市场前景等作出实质性判断或者保证，并将注册程序分为简易程序和普通程序。对常规基金产品，按照简易程序注册，注册审查时间原则上不超过20个工作日；对其他产品，按照普通程序注册，注册审查时间不超过6个月。适用于简易程序的产品包括常规股票基金、混合基金、债券基金、指数基金、货币基金、发起式基金、合格境内机构投资者(QDII)基金、理财基金和交易型指数基金(含单市场、跨市场／跨境ETF)及其联接基金。分级基金及中国证监会认定的其他特殊产品暂不实行简易程序。

(三)基金份额的发售

基金管理人应当自收到核准文件之日起6个月内进行基金份额的发售。超过6个月开始募集，原注册的事项未发生实质性变化的，应当报国务院证券监督管理机构备案；发生实质性变化的，应当向国务院证券监督管理机构重新提交注册申请。基金的募集不得超过中国证监会核准的基金募集期限。基金的募集期限自基金份额发售之日起计算，募集期限一般不得超过3个月。

基金份额的发信，由基金管理人负责办理。基金管理人应当在基金份额发信的3日前公布招募说明书、基金合同及其他有关文件。在基金募集期间募集的资金应当存入专门账户，在基金募集行为结束前，任何人不得动用。

(四)基金的合同生效

(1)基金募集期限届满，封闭式基金需满足募集的基金份额总额达到核准规模的80％以上，并且基金份额持有人人数达到200人以上；开放式基金需满足募集份额总额不少于2亿份，基金募集金额不少于2亿元人民币，基金份额持有人的人数不少于200人。基金管理人应当自募集期限届满之日起10日内聘请法定验资机构验资。自收到验资报告之日起10日内，向中国证监会提交备案申请和验资报告，办理基金备案手续。中国证监会自收到基金管理人验资报告和基金备案材料之日起3个工作日内予以书面确认；自中国证监会书面确认之日起，基金备案手续办理完毕，基金合同生效。基金管理人应当在收到中国证监会确认文件的次日予以公告。

需要特别说明的是，发起式基金的基金合同生效不受上述条件的限制。发起式基金是指基金管理人在募集基金时，使用公司股东资金、公司固有资金、公司高级管理人员或者基金经理等人员资金认购基金的金额不少于1000万元人民币，且持有期限不少于3年。发起式基金的基金合同生效3年后，若基金资产净值低于2亿元的，基金合同自动终止。发起资金的持有期限自该基金公开发售之日或者合同生效之日孰晚日起计算。

(2)基金募集期限届满，基金不满足有关募集要求的，基金募集失败，基金管理人应承担下列责任： ①以固有财产承担因募集行为而产生的债务和费用； ②在基金募集期限届满后30日内返还投资者已缴纳的款项，并加计银行同期存款利息。提交相关文件： 1．申请报告 2．合同草案 3．基金托管协议草案 4．招募说明书草案 注册 中国证监会 申请注册

常规基金产品按照简易程序

申请注册，注册审查时间原则上不超过20个工作日；对其他产品，按照普通程序注册，注册审查时间不超过6个月

发售 基金管理人

发售基金公布基金招募说明书、基金合同及其他相关文件资金存入专门账户 自收到核准文件之日起6个 月内进行基金份额的发信 募集期限≤3个月 基金合 同生效 基金管理人 中国证监会 机构验资 提交备案申请和验资

报告办理基金备案手续发布基金合同生效公 告

基金管理人应在募集期限届 满之日起10日内聘请法定验资机构验资中国证监会自收到验资报告和基金备案材料之日起3个工作日内予以书面确认自中国证监会书面确认之日起，基金合同生效基金管理人应在收到确认文件的次日发布基金合同生效公告

1．以同有财产承担因募集行为而产生的债务和费用 基金管理人

2．在募集期限届满后30日内返还投资者已缴纳的款项，并加计银行同期存款利息

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