第一篇：2013年機械設計大作業(yè)軸設計

湖 北 民 族 學 院

HUBEI MINZU UNIVERSITY 大作業(yè)設計說明書

課程名稱： 機 械 設 計 設計題目：

設計攪拌機用單級斜齒圓柱

齒輪減速器中的低速軸

院

系：

理 學 院

專業(yè)班級：

機械電子工程0211411班

設 計 者：

學

號：

設計時間： 2013年12月20日

目錄(宋體，三號，加粗，居中)

1、設計任務書 …………………………………………………………1

2、……………………………………………………………

3、軸結構設計 …………………………………………………

3.1軸向固定方式 ……………………………………………………… 3.2選擇滾動軸承類型 ……………………………………………………… 3.3鍵連接設計 ………………………………………………… 3.4階梯軸各部分直徑確定…………………………………………………… 3.5階梯軸各部段長度及跨距的確定 ………………………………………

4、軸的受力分析 ……………………………………………………………

4.1畫軸的受力簡圖 ……………………………………………………… 4.2計算支反力 ……………………………………………………… 4.3畫彎矩圖 ……………………………………………………… 4.4畫扭矩圖 ………………………………………………………

5、校核軸的彎扭合成強度……………………………………………………

6、軸的安全系數(shù)校核計算………………………………………………

7、參考文獻……………………………………………

注：其余小四，宋體。自己按照所需標題編號，排整齊。

設計任務書

1.已知條件

某攪拌機用單級斜齒圓柱減速器簡圖如上所示。已知：電動機額定功率P=4kW，轉速n1=750r/min，低速軸轉速n2=130r/min，大齒輪節(jié)圓直徑d2=300mm，寬度B2=90mm，輪齒螺旋角β=12°，法向壓力角αn=20°。

2．設計任務

設計攪拌機用單級斜齒圓柱減速器中的高速級/低速軸（包括選擇兩端的軸承及外伸端的聯(lián)軸器）。

要求：（1）完成軸的全部結構設計；

（2）根據(jù)彎扭合成理論驗算軸的強度；（3）精確校核軸的危險截面是否安全。

第二篇：機械設計大作業(yè)最終

便攜式螺紋千斤頂設計計算說明書

（班級：車輛工程141 姓名：王俊 學號：1608140120）1.設計任務書

1.1 螺旋千斤頂?shù)脑恚呵Ы镯數(shù)墓ぷ髟硎?通過螺桿和螺母組成的螺旋副來實現(xiàn)將物體由低處向高處的傳送的，并使托杯中的物體做直線運動，從而實現(xiàn)我們的傳動要求。其中，螺母固定，當手柄旋動的時候，螺桿通過與螺母的螺旋副的運動，螺紋之間產生自鎖，使裝有重物的托杯往上運動。1.2 原始數(shù)據(jù)

最大起重量： F = 35 kN

最大升程 ： H = 200 mm 2.計算內容和設計步驟

2.1螺桿的設計與計算 2.1.1 螺桿螺紋類型的選擇

選擇梯形螺紋螺旋傳動，右旋，牙型角α=30?,因為梯形螺紋的牙根強度高，易于對中，易于制造，內外螺紋以錐面貼緊不易松動；它的基本牙型按GB/T5796.1-2005的規(guī)定。2.1.2選取螺桿材料

因為螺桿承受的載荷較大，而且是小截面，故選擇45#鋼。2.1.3確定螺桿直徑 按耐磨性條件確定中徑d2

對于梯形螺紋，h=0.5p,由耐磨性條件可轉化為： d2?0.8F/?[p]

d2:螺紋中徑，mm;F：螺旋的軸向載荷，N;Φ:引入系數(shù)；[p]:材料的許用壓強，Mpa;對于整體式螺母，為使受力分布均勻,螺紋工作圈數(shù)不宜過多，宜取??1.2～2.5;此處取 ??1.5,許用壓力P?20Mpa 從滑動螺旋傳動的許用壓強表中查得： 人力驅動時，?P?可提高20% 故?P??20??1?2000??24Mpa 帶入設計公式，得

d2?24.9mm

按國家標準選擇公稱直徑和螺距為：

D?d?30mmd2?d?3?27mm

d1?d?7?23mmP?6mm2.1.4自鎖驗算

自鎖驗算條件是???v

?v?arctan?f/cos???arctan0.08/cos15o ?4.73o???np/?d2???arctan?arctan?6/30??

?3.64????v

且螺紋中徑處升角滿足比當量摩擦角小1°，符合自鎖條件。2.1.5結構設計

根據(jù)圖1-2進行螺母的結構設計

（1）螺桿上端用于支承托杯10并在其中插裝手柄7，因此需要加大直徑。手柄孔徑dk的大小根據(jù)手柄直徑dp決定，dk≥dp十0.5mm。（2）為了便于切制螺紋，螺紋上端應設有退刀槽。退刀槽的直徑d4應比螺桿小徑d1約小0.2~0.5mm。退刀槽的寬度可取為1.5P，取d4?d1?0.5?34mm。

（3）為了便于螺桿旋入螺母，螺桿下端應有倒角或制成稍小于d1的圓柱體。

（4）為了防止工作時螺桿從螺母中脫出，在螺桿下端必須安置鋼制擋圈(GB/T891-1986)，擋圈用緊定螺釘(GB/T68-2000)固定在螺桿端部。

2.1.6螺桿強度計算

螺桿受力較大，應根據(jù)第四強度理論校核螺桿的強度

強度計算公式為：

?ca??2?3?2??F/A?2?3?T/W?????2

其中T為扭矩

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????

滿足強度要求。2.1.7穩(wěn)定性計算

細長螺桿工作時受到較大的軸向壓力可能失穩(wěn)，為此應按穩(wěn)定性條件驗算螺桿的穩(wěn)定性。

Fcr/F?2.5~4

螺桿的臨界載荷Fcr與柔度?s有關 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為螺桿危險截面的軸慣性矩。將以上數(shù)據(jù)代入柔度計算公式，得

?s?2?250?5.75?87.0?40

需進行穩(wěn)定性校核。實際應力的計算公式為

Fcr??2EI/??l? 2其中I??d1464?13736.66mm4 E?2.06?105MPa 將上述數(shù)據(jù)代入公式得

Fcr?202326.15kN Fcr/F?2.5~4

螺桿滿足穩(wěn)定性要求 2.2螺母設計計算 2.2.1選取螺母材料

螺母采用強度高、耐磨、摩擦系數(shù)小的鑄鋁青銅 2.2.2確定螺母高度H'及工作圈數(shù)u'

H'??d2?1.5?27?40.5mm

u?H'/t?40.5?6?6.75mm

因為考慮退刀槽的影響，取實際工作圈數(shù)為：

u'?u?1.5?6.75?1.5?8.25mm

?'應當圓整，又考慮到螺紋圈數(shù)u越多，載荷分布越不均，故u不宜大于10，故取

?'?9

H'?u'?t?9?6?54mm

2.2.3校核螺紋牙強度

螺母的其它尺寸見圖1―3，螺紋牙多發(fā)生剪切與彎曲破壞。由于螺母的材料強度低于螺桿，故只需校核螺母螺紋牙的強度。（1）剪切強度校核

已知D?d?30mm D2?d2?27mm 剪切強度條件為： ??F≤[?] ?Db?查表得：[?]?30~40MPa，b?0.65P?0.65?6mm?3.9mm 則剪切強度為：

??35000?10.58MPa

??30?3.9?9??[?]

符合剪切強度條件；（2）彎曲條件校核

彎曲強度條件為：

??6Fl?[?b] 2?Db?查表得[?b]?40~60MPa，l?（D?D2）/2?(30?27)/2?1.5mm 則彎曲強度為

??6?35000?1.5?24.42Mpa ??[?b]，符合彎曲強度條件。2??30?3.9?9

2.2.4配合（1）采用H8配合。r7（2）為了安裝簡便，需在螺母下端（圖1―3）和底座孔上端（圖1―7）做出倒角。

（3）為了更可靠地防止螺母轉動，還應裝置緊定螺釘，查表選擇緊定螺釘GB/T71?1985 M6?12。2.3托環(huán)的設計與計算

2.3.1托杯材料的選擇

選擇托環(huán)材料為Q235鋼。2.3.2結構設計

結構尺寸見圖1―4。

為了使其與重物接觸良好和防止與重物之間出現(xiàn)相對滑動，應在托杯上表面制有切口的溝紋。為了防止托杯從螺桿端部脫落，在螺桿上端應裝有擋板。2.3.3接觸面強度校核

查表得Q235鋼的許用壓強為?P??225MPa 為避免工作時過度磨損，接觸面間的壓強應滿足

P?F?(D122?D112)4??P?

根據(jù)圖1-4，取相關尺寸為：

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接觸面壓強滿足要求，選材合理。2.4手柄的設計計算 2.4.1手柄材料的選擇

選擇手柄材料為Q235鋼 2.4.2計算手柄長度Lp 扳動手柄的力矩：K?Lp?T1?T2，則

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手柄實際長度為：

Lp?589?54?100?716mm 2由于手柄長度不超過千斤頂，因此取Lp?350mm，使用時在手柄上另加套筒。

2.4.3手柄直徑dp的確定

把手柄看成一個懸臂梁，按彎曲強度確定手柄直徑Dp，強度條件為

?F?KLp0.1d3p?[?F]

得設計公式為 dp?3KLp0.1[?F]

已知[?F]?120MPa

?dp?3200?1111mm?22.9mm

0.1?120取dp?25mm 2.4.4結構

手柄插入螺桿上端的孔中，為防止手柄從孔中滑出，在手柄兩端面應加上擋環(huán)，并用螺釘固定，選擇開槽沉頭螺釘GB/T67 M8?16 2.5底座設計 2.5.1選擇底座材料

選擇底座材料為HT200，其???p?2MPa 2.5.2結構設計 由圖1-7可得底座的相應尺寸：

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，則有

H'?（1.5~2）??(54?18)mm?36mm

第三篇：機械設計大作業(yè)——千斤頂

機械設計大作業(yè)

螺旋起重器設計說明書

一、設計題目（3.1.3）

螺旋起重器（千斤頂）

已知條件：起重量FQ=50KN，最大起重高度H=150mm。

二、螺桿、螺母選材

本千斤頂設計采用梯形螺紋螺旋傳動。由于螺桿承受載荷較大，而且是小截面，故選用45#鋼，調質處理。查參考文獻[2]表10.2得σs=355MPa,[?]??s3~5,取[σ]=110MPa;σb=600MPa。

由于千斤頂屬于低速重載的情況，且螺母與螺桿之間存在滑動磨損，故螺母采用強度高、耐磨、摩擦系數(shù)小的鑄鋁青銅ZCuAl10Fe3(考慮速度低)，查表得螺母材料的許用切應力[?]?30~40MPa,取[?]=35MPa；許用彎曲應力

[σb]=40~60MPa, 取[σb]=50MPa。

托杯和底座均采用鑄鐵材料。

三、螺桿、螺母設計計算

3.1 耐磨性計算

由耐磨性條件公式：

Ps?FA?F?p??d2?h?H?[p]

對于梯形螺紋，有h=0.5p,那么耐磨性條件轉化為： d2?0.8式中

d2——螺紋中徑，mm;F——螺旋的軸向載荷，N； H——螺母旋合高度，mm;? ——引入系數(shù)，?=H/d2;

F?[p] [p]——材料的許用壓強，MPa;查機械設計表5.8，得[p]=18~25MPa，取[p]=20MPa，對于整體式螺母，取?=2.0，那么有d2?0.8??1.2~2.5，50KN2.0*20MPa?28.3mm。查參考文獻[4]表H.5,試取公稱直徑d=36mm,螺距p=6mm,中徑d2=33mm,小徑d1=29mm,內螺紋大徑D4=37mm。那么螺母高度H???d2?2.0*33?66mm，螺紋圈數(shù)

z?Hp?666?11，按要求取10，α=2β=30°。

3.2 螺桿強度校核

千斤頂螺桿危險截面受軸向力F和扭轉力矩T1的作用，這里的扭轉力矩是螺紋副的摩擦轉矩T1。根據(jù)第四強度理論，螺桿危險截面的強度條件為

??(4F?d12)?3(216T1?d13)?[?]

對于梯形螺紋該式可化為 d1?4*1.25F?[?] 式中

d1——螺桿螺紋的小徑(mm)；

[?]——螺桿材料的許用應力(MPa);

F—— 螺桿所受的軸向載荷(N)；

d2

2T1——螺桿所受轉矩(N·mm),T1?Ftan(???')4*1.25*50KN。

代入數(shù)據(jù)，d1??*110MPa?26.90mm

而選擇d1=29mm,滿足螺桿強度要求。3.3螺紋牙強度校核

因為螺母材料強度低于螺桿，所以螺紋牙的剪切和彎曲破壞大多發(fā)生在螺母上，故可只校核螺母螺紋牙強度。螺母螺紋牙根部剪切強度條件為：

??Fz?D4b?[?]

式中

F——軸向載荷(N)；

D4——螺母螺紋大徑(mm);

Z——螺紋旋合圈數(shù)；

b——螺紋牙根部厚度(mm)，對于梯形螺紋b=0.65p。

代入數(shù)據(jù)計算

??5000010*?*37*0.65*6?11.03MPa?[?]

即螺母滿足剪切強度要求。

螺母螺紋牙根部的彎曲強度條件為：

?b?

3Flz?D4b2?[?b]

式中

l——彎曲力臂，l?代入數(shù)據(jù)計算

?b?D4?d12?37?292?4mm；

3*50000*210*?*37*(0.65*6)2?16.97MPa?[?b]

即螺母螺紋牙滿足彎曲強度要求。3.4 螺紋副自鎖條件校核

由螺紋副自鎖條件：

???',?'?arctafn'

式中

?——螺紋螺旋升角（°），??arctan'?——當量摩擦角(°);

np?d2

n——螺紋線數(shù)，n=1;p

——螺紋導程(mm);

d2——螺紋中徑(mm);f'——當量摩擦系數(shù),查機械設計表5.10，得f'=0.08~0.10,取

f'=0.09;

1*6代入數(shù)據(jù) ??arctan?*29?3.77?

?'?arctan0.09?5.14?

因為?≤?'，所以滿足螺紋副自鎖條件要求。3.5螺桿的穩(wěn)定性校核

千斤頂?shù)淖畲笊仙叨菻=150mm.則螺桿的最大工作長度

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——螺桿與手柄座相接處額尺寸，查手冊知，l退刀槽=10.5mm。

假設手柄直徑為d1=28mm,由尺寸經驗公式h1=(1.8~2)d1=50.4~56mm取

h1=52mm,則

L=150+33+52+10.5=250.5mm 則螺桿的柔度

???Li?4?Ld1

式中

?——長度系數(shù)，對本千斤頂，看做一端固定、一端自有，則可取

?=2；

d1——螺紋小徑，d1=29mm。

i——螺桿危險截面的慣性半徑(mm),i?截面的面積(mm2)。

代入數(shù)據(jù)計算

??4*2*250.529?69.10

IA?d14,其中A為危險對于45#調制鋼，此時螺桿穩(wěn)定的臨界載荷Fc為：

Fc???3401?0.00013*69.12?2944?138565.6N

那么，由壓桿穩(wěn)定條件

FcF?138565.650000?2.77?2.5

故螺桿滿足穩(wěn)定性要求。

四、螺母外徑及凸緣設計

根據(jù)經驗公式，螺母外徑D2≈1.5d=1.5×36=54mm;螺母凸緣外徑D3≈1.4D2=1.4×54=75.6mm;螺母凸緣厚b=(0.2~0.3)H=(0.2~0.3)×66=13.2~19.8mm，取b=15mm。

五、手柄設計

加在手柄上的力需要克服螺紋副之間的摩擦阻力矩T1和托杯支撐面間的摩擦力矩T2。設加在手柄上的力F1=250N，手柄長度為L1，則有F1 L1 = T1 + T2。對于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

根據(jù)經驗公式，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，?托杯材料選擇鑄鐵，手柄選擇Q235，摩擦因數(shù)f=0.12,則

T2?fF3?[D?(2~4)]?(D1?2)[D?(2~4)]?(D1?2)2332≈

0.12*500003*57?2757?272332?131357.1N?mm

那么手柄長度L1?筒長700mm。T1?T2F1?129339.1?131357.1250?1042.8mm，取L1=400mm,加套設手柄所受最大彎曲應力為σ，查參考文獻[2]表10.1,?s?225MPa，查參考文獻[3],得??b???s1.5~2，則??b?=112.5~150MPa,取??b?=125MPa。

T1?T2Wz32(T1?T2)???b?，轉化為： 則手柄直徑d1應滿足 ??32(T1?T2)??d1d1?3???b??332*(129339.1?131357.1)?*125?27.7mm

取手柄直徑d1=28mm。

六、底座設計

螺桿下落至底面，再留20~30mm的空間，底座鑄造起模斜度1:10，壁厚??10mm。由經驗公式，S=(1.5~2)?=12~16mm,取S=16mm。

D5由結構設計確定，D5=128mm。D4=1.4D5=1.4*128=179.2mm。

結構確定后校核下底面的擠壓應力：

?p?F?4?250000(D4?D5)2?4?4.052MPa

(179.2?128)2底面材料選擇鑄鐵HT100，查表得鑄鐵件壁厚為10~20mm時，?b?100MPa，[?p]?(0.4~0.5)?b?(0.4~0.5)*100?(40~50)MPa。

顯然，?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]。

故上表面滿足強度要求。為方便，取D4=180mm。

七、其余各部分尺寸及參數(shù)

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。

固定托盤用的擋圈內徑8mm，外徑26mm，厚5mm；螺釘GB/T5783-2000A M8×16。

螺桿底部擋圈內徑8mm，外徑42mm，厚5mm；螺釘 GB/T5783-2000A M8×16。

緊定螺釘 GB/T71-1985 M8×20。其余鑄造圓角，取R=2mm。

底座高度為205mm，裝配后千斤頂?shù)纳捣秶鸀?60~510mm。

八、參考資料

[1]張鋒，宋寶玉.機械設計大作業(yè)指導書.北京：高等教育出版社，2009.10 [2]宋寶玉.機械設計課程設計指導書.北京：高等教育出版社，2006 [3]王黎欽，陳鐵鳴.機械設計.5版.哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社，2010.1

第四篇：機械設計大作業(yè)——千斤頂

螺旋起重器（千斤頂）設計說明書

目錄

一、設計題目--------2

二、螺母、螺桿選材-----------------------------2

三、螺桿、螺母設計計算

3.1 耐磨性計算--2 3.2 螺桿強度校核------------------------------3 3.3 螺紋牙強度校核---------------------------3 3.4 螺紋副自鎖條件校核--------------------4 3.5 螺桿穩(wěn)定性校核---------------------------4

四、螺母外徑及凸緣設計----------------------5

五、手柄設計-------5

六、底座設計-------6

七、其余各部分尺寸及參數(shù)-------------------7

八、參考資料--------8

螺旋起重器（千斤頂）設計說明書

一、設計題目

螺旋起重器（千斤頂）

已知條件：起重量FQ=40KN，最大起重高度H=200mm。

二、螺桿、螺母選材

本千斤頂設計采用梯形螺紋螺旋傳動。由于螺桿承受載荷較大，而且是小截面，故選用45#鋼，調質處理。查參考文獻[2]得σs=355MPa,查機械設計表5.9得[?]??s3~5,取[σ]=110MPa;σb=600MPa。

由于千斤頂屬于低速重載的情況，且螺母與螺桿之間存在滑動磨損，故螺母采用強度高、耐磨、摩擦系數(shù)小的鑄鋁青銅ZCuAl10Fe3，查表5.9得螺母材料的許用切應力[?]?30~40MPa,取[?]=35MPa；許用彎曲應力[σb]=40~60MPa, 取[σb]=50MPa。

托盤和底座均采用鑄鐵材料。

三、螺桿、螺母設計計算

3.1 耐磨性計算

由耐磨性條件公式：

Ps?FA?F?p??d2?h?H?[p]

對于梯形螺紋，有h=0.5p,那么耐磨性條件轉化為： d2?0.8式中

d2——螺紋中徑，mm;F——螺旋的軸向載荷，N； H——螺母旋合高度，mm;? ——引入系數(shù)，?=H/d2;

F?[p] [p]——材料的許用壓強，MPa;查機械設計表5.8，得[p]=18~25MPa，取[p]=20MPa，對于整體式螺母，取?=2.0，那么有d2?0.8??1.2~2.5，40KN2.0*20MPa?25.3mm。查參考文獻[4]表H.5,試取公稱直徑d=32mm,螺距p=6mm,中徑d2=29mm,小徑d1=25mm,內螺紋大徑D4=33mm。那么螺母高度H???d2?2.0*29?58mm，螺紋圈數(shù)z?Hp?586?9.7，α=2β=30°。

螺旋起重器（千斤頂）設計說明書

3.2 螺桿強度校核

千斤頂螺桿危險截面受軸向力F和扭轉力矩T1的作用，這里的扭轉力矩是螺紋副的摩擦轉矩T1。根據(jù)第四強度理論，螺桿危險截面的強度條件為

??(4F?d12)?3(216T1?d13)?[?]

對于梯形螺紋該式可化為 d1?4*1.25F?[?] 式中

d1——螺桿螺紋的小徑(mm)；

[?]——螺桿材料的許用應力(MPa);

F—— 螺桿所受的軸向載荷(N)；

d2

2T1——螺桿所受轉矩(N·mm),T1?Ftan(???')4*1.25*40KN。

代入數(shù)據(jù)，d1??*110MPa?24.06mm

而選擇d1=25mm,滿足螺桿強度要求。3.3螺紋牙強度校核

因為螺母材料強度低于螺桿，所以螺紋牙的剪切和彎曲破壞大多發(fā)生在螺母上，故可只校核螺母螺紋牙強度。螺母螺紋牙根部剪切強度條件為：

??Fz?D4b?[?]

式中

F——軸向載荷(N)；

D4——螺母螺紋大徑(mm);

Z——螺紋旋合圈數(shù)；

b——螺紋牙根部厚度(mm)，對于梯形螺紋b=0.65p。

代入數(shù)據(jù)計算

??400009.3*?*33*0.65*6?10.64MPa?[?]

即螺母滿足剪切強度要求。

螺母螺紋牙根部的彎曲強度條件為：

?b?3Flz?D4b2?[?b]

式中

l——彎曲力臂，l?

D4?d223

?33?292?2mm；

螺旋起重器（千斤頂）設計說明書

其它參數(shù)同上。代入數(shù)據(jù)計算

?b?3*40000*29.3*?*33*(0.65*6)2?16.73MPa?[?b]

即螺母螺紋牙滿足彎曲強度要求。3.4 螺紋副自鎖條件校核

由螺紋副自鎖條件：

???',?'?arctafn'

式中

?——螺紋螺旋升角（°），??arctan'?——當量摩擦角(°);

np?d2

n——螺紋線數(shù)，n=1;

p——螺紋導程(mm);

d2——螺紋中徑(mm);f'——當量摩擦系數(shù),查機械設計表5.10，得f'=0.08~0.10,取

f'=0.09;

1*6代入數(shù)據(jù) ??arctan?*29?3.77?

?'?arctan0.09?5.14?

因為?≤?'，所以滿足螺紋副自鎖條件要求。3.5螺桿的穩(wěn)定性校核

千斤頂?shù)淖畲笊仙叨菻=200mm.則螺桿的最大工作長度

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符號參見參考文獻[1]圖3.1；

l退刀槽——螺桿與手柄座相接處額尺寸，查手冊知，l退刀槽=10.5mm。

假設手柄直徑為d1=26mm,由尺寸經驗公式h1=(1.8~2)d1=46.8~54mm取

螺旋起重器（千斤頂）設計說明書

h1=50mm,則

L=200+29+50+10.5=289.5mm 則螺桿的柔度

???Li?4?Ld1

式中

?——長度系數(shù)，對本千斤頂，看做一端固定、一端自有，則可取

?=2；

d1——螺紋小徑，d1=25mm。

i——螺桿危險截面的慣性半徑(mm),i?截面的面積(mm2)。

代入數(shù)據(jù)計算

??4*2*289.525?92.64?90IA?d14,其中A為危險

對于45#調制鋼，此時螺桿穩(wěn)定的臨界載荷Fc為：

Fc??EI(?L)22

5式中 E——螺桿材料的彈性模量，對于鋼 E=2.07×10MPa； I——螺桿危險截面的軸慣性矩(mm),I?代入數(shù)據(jù)計算 Fc??2

4?d1644；

*2.07?1025(2*289.5)?4*25644?148782.9N

那么，由壓桿穩(wěn)定條件

FcF?148782.940000?3.72?2.5

故螺桿滿足穩(wěn)定性要求。

四、螺母外徑及凸緣設計

根據(jù)經驗公式，螺母外徑D2≈1.5d=1.5×32=48mm;螺母凸緣外徑D3≈1.4D2=1.4×48=67.2mm;螺母凸緣厚b=(0.2~0.3)H=(0.2~0.3)×58=11.6~17.4mm，取b=15mm。

五、手柄設計

加在手柄上的力需要克服螺紋副之間的摩擦阻力矩T1和托杯支撐面間的摩擦力矩T2。設加在手柄上的力F1=300N，手柄長度為L1，則有F1 L1 = T1 + T2。對

螺旋起重器（千斤頂）設計說明書

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

公式中的符號見參考書[1]圖3.2和圖3.3。

根據(jù)經驗公式，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。

托杯材料選擇鑄鐵，手柄選擇Q235，摩擦因數(shù)f=0.12,則

T2?fF3?[D?(2~4)]?(D1?2)[D?(2~4)]?(D1?2)2332≈

0.12*400003*53?2753?272332?99380N?mm

那么手柄長度L1?500mm。T1?T2F1?90929.3?99380300?634.4mm，取L1=200mm,加套筒長設手柄所受最大彎曲應力為σ，查參考文獻[2]表10.1,?s?225MPa，查參考文獻[3],得??b???s1.5~2，則??b?=112.5~150MPa,取??b?=125MPa。

T1?T2Wz32(T1?T2)???b?，轉化為： 則手柄直徑d1應滿足 ??32(T1?T2)??d1d1?3???b??332*(90929.3?99380)?*125?24.9mm

取手柄直徑d1=26mm。

六、底座設計

螺桿下落至底面，再留20~30mm的空間，底座鑄造起模斜度1:10，壁厚??10mm。由經驗公式，S=(1.5~2)?=12~16mm,取S=16mm。各符號見參考書[1]圖3.2和圖3.3。

D5由結構設計確定，D5=128mm。D4=1.4D5=1.4*128=179.2mm。

結構確定后校核下底面的擠壓應力：

?p?F?4?240000(D4?D5)2?4?3.242MPa

(179.2?128)6

螺旋起重器（千斤頂）設計說明書

有結果可知，千斤頂在最大載荷下，可以在木材上使用。底面材料選擇鑄鐵HT100，查表得鑄鐵件壁厚為

10~20mm。

時，?b?10M0Pa，[?p]?(0.4~0.5)?b?(0.4~0.5)*100?(40~50)MPa

顯然，?p?[?p]，下表面強度滿足設計要求。

FA?F上表面校核：?b1??4?24*40000(D3?D2)2?*(67.2?48)22?23.03MPa，查參考文獻[4]表B.4，得[σb]=195MPa, ?b1<[σb]。

故上表面滿足強度要求。

七、其余各部分尺寸及參數(shù)（符號見參考書[1]圖3.2和圖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。

固定托盤用的擋圈內徑8mm，外徑26mm，厚5mm；螺釘GB/T5783-2000A M8×10。

螺桿底部擋圈內徑8mm，外徑34mm，厚5mm；螺釘 GB/T5783-2000A M8×16。

緊定螺釘 GB/T71-1985 M8×20。其余鑄造圓角，取R=2mm。

底座高度為284mm，裝配后千斤頂?shù)纳捣秶鸀?14~614mm。螺旋起重器（千斤頂）裝配圖見A3圖紙。

螺旋起重器（千斤頂）設計說明書

八、參考資料

[1]張豐，宋寶玉.機械設計大作業(yè)指導書.北京：高等教育出版社，2009.10 [2]宋寶玉.機械設計課程設計指導書.北京：高等教育出版社，2006 [3]王黎欽，陳鐵鳴.機械設計.5版.哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社，2010.1 [4]于慧力，張春宜.機械設計課程設計.北京：科學出版社，2007 [5]劉瑩，吳宗澤.機械設計教程.2版.北京：機械工業(yè)出版社，2007.9 [6]金鈴，劉玉光，李立群.畫法幾何及機械制圖.哈爾濱：黑龍江人民出版社，2003.7

第五篇：機械設計課程設計展開式二級直齒圓柱齒輪減速器的軸的設計

7.1 輸入軸的設計計算

1.求軸上的功率，轉速和轉矩

由前面算得Pr/min,T1?25.48N?m 1?2.74kw,n1?10252.求作用在齒輪上的力

已知高速級小齒輪的分度圓直徑為：d1?70mm

Ft?2T12?25.48?1000??5096Nd170

Fr?Ft?tan??5096N?tan20o?1855N3.初步確定軸的最小直徑

現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。據(jù)[2]表15-3，取A0?112，于是得：dmin?A03P1?15.54mm d1因為軸上應開鍵槽，所以軸徑應增大5%得d?16.317mm，又此段軸與大帶輪裝配，綜合考慮兩者要求取dmin?25mm，查知帶輪寬B?75mm故此段軸長取73mm。

4.軸的結構設計

（1）擬定軸上零件的裝配方案

通過分析比較，得出輸入軸示意圖

（2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）第一段是與帶輪連接的其d1?25mm l1?73mm

2）第二段用于安裝軸承端蓋，軸承端蓋的e?21mm（由減速器及軸的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋與第一段右端的距離為38mm。故取l2?60mm，因其右端面需制出一軸肩故取d2?30mm。

3）初選軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求并據(jù)d2?30mm，查表初選6207號軸承，其尺寸為d?D?B?35mm?72mm?17mm故d3?35mm，取l3?44mm。又右邊采用軸肩定位取d4?48mm所以l4?75mm。

4）因為該軸是齒輪軸，故齒輪段軸徑為d5?48mm，l5?50mm。齒輪左端與左軸承之間用套筒定位，已知齒輪寬度為50mm為使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于齒輪寬度，且繼續(xù)選用6207軸承，則此處故取d6?35mm，l6?43mm。

（3）軸上零件的周向定位

帶輪與軸之間的定位采用平鍵連接。按

d1?25由表查得平鍵截面b?h?8?7鍵槽用鍵槽銑刀加工長為63mm。同時為了保證帶輪與軸之間配合有

H7良好的對中性，故選擇帶輪與軸之間的配合為

n6（4）確定軸上圓角和倒角尺寸

參考[2]表15-2取軸端倒角為2?45?.其他軸肩處圓倒角見圖。7.2 中間軸的設計計算

1.求軸上的功率，轉速和轉矩

由前面的計算得P2?2.60kw,n2?266.23r/min,T2?93.25N?m 2.求作用在齒輪上的力

已知中間軸大小齒輪的分度圓直徑為 d2?174mm,d3?68mm

Ft1?2T2?1071.84N?md2

Fr1?Ft1?tan??1071.84N?tan200?390.12N?m 同理可解得： Ft2?2T2?2742.65N?md3

Fr2?Ft2tan??2742.65N?m?tan200?998.24N?m 3.初步確定軸的最小直徑

現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理.據(jù)[2]表15-3，取A0?112，于是得：dmin?A03P2?23.934mm T2 因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大5% 故dmin?25.13mm，又此段軸與軸承裝配，故同時選取軸承，因為軸承上承受徑向力，故選用深溝球軸承，參照工作條件可選6206號其尺寸為：d?D?B?30mm?62mm?16mm故d1?30mm右端用套筒與齒輪定位，套筒長度取24mm所以l1?44mm。

4.軸的結構設計

（1）擬定軸上零件的裝配方案

通過分析比較，得出中間軸示意圖

（2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度

1）第二段為高速級大齒輪，由前面可知其寬度為45mm，為了使套筒端面與大齒輪可靠地壓緊此軸段應略短于齒輪輪轂寬度。故取l2?40mm，d2?38mm。

2）第三段為大小齒輪的軸向定位，此段軸長度應由同軸條件計算得l3?6mm，d3?50mm。

3）第四段為低速級小齒輪的軸向定位，由其寬度為73mm可取l4?70mm，d4?38mm。

4）第五段為軸承同樣選用深溝球軸承6206號，左端用套筒與齒輪定位，取套筒長度為24mm則 l5?44mm，d5?30mm。

（3）軸上零件的周向定位

兩齒輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d2由表查得平鍵b?h?L?10?8?32,按d4查得平鍵截面b?h?L?10?8?63其與軸的配合均為H7。軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差n6為m6。

（4）確定軸上圓角和倒角尺寸

參考[2]表15-2取軸端倒角為2?45?.個軸肩處圓倒角見圖。7.3 輸出軸的設計計算

1.求軸上的功率，轉速和轉矩

由前面算得P3?2.47kw，n3?95.42r/minT3?247.32N?m 2.求作用在齒輪上的力

已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 d4?190mm

Ft?2T3?2603.37N?md4

Fr?Fttan200?947.55N?m3.初步確定軸的最小直徑

現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理,據(jù)[2]表15-3，取A0?112，于是得：dmin?A03P3?33.14mm T3同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩Tca?KAT3查[2]表14-1取KA?1.3。則Tca?KAT3?1.3?247.32N?m?321.516N?m

按計算轉矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件查[5]P99表8-7可選用LT7型彈性柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉矩為500N?m。半聯(lián)軸器孔徑d?40mm，故取d1?40mm半聯(lián)軸器長度L?112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為82mm。4.軸的結構設計

（1）擬定軸上零件的裝配方案

通過分析比較，得出輸出軸示意圖

（2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度

1）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，第一段右端需制出一軸肩故第二段的直徑d2?46mm；左端用軸端擋圈定位取軸端擋圈直徑D?65mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長為84mm，為保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸上，故第一段長度應比L1略短一些，現(xiàn)取l1?82mm。

2）第二段是固定軸承的軸承端蓋e?21mm。據(jù)d2?46mm和方便拆裝可取l2?75mm。

3）初選軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求d2?46mm。查

表選6210型號其尺寸為d?D?B?50mm?90mm?20mm，故l3?20mm由于右邊是軸肩定位，d4?62mm，l4?64mm。

4）第五段軸肩定位，取d5?68mm，l5?12mm。

4）取安裝齒輪段軸徑為d6?60mm，已知齒輪寬為68mm取l6?64mm。齒輪右邊為軸套定位，軸肩高h?5mm則此處d7?50mm，取l7?51mm。（3）軸上零件的周向定位

齒輪，半聯(lián)軸器與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d1由表查得平鍵截面b?h?12?8鍵槽用鍵槽銑刀加工長為70mm。選擇半聯(lián)軸器與軸之間的配合為H7，齒輪與軸的連接用平鍵b?h?18?11鍵槽用鍵槽銑刀加工長為56mm。齒k6H7輪與軸之間的配合為軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選

n6軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸

參考[2]表15-2取軸端倒角為2?45?.個軸肩處圓倒角見圖。