下面是范文网小编整理的教学设计螺旋共4篇 螺旋式编排教学，以供参考。
教学设计螺旋共1
螺旋千斤顶设计方案
班级 A05机械（2） 姓名 金煊 学号 0 指导老师 章海
目录
一
千斤顶设计任务分析 ...............................................................................................................3
千斤顶载荷Q及起重高度L ............................................................................................3 螺旋传动的特点、结构及材料 .....................................................错误！未定义书签。 千斤顶组成 .......................................................................................................................3 二
千斤顶总体示意图 ...................................................................................................................4 三
各部件参数设定及强度校核 ...................................................................................................5
螺母材料、尺寸的选定及校核 .......................................................................................5
螺母材料及尺寸的基本参数 ...............................................................................5 螺纹牙的强度校核 ...............................................................................................5 螺纹自锁性校核 ...................................................................................................7 螺母其他尺寸设定 ...............................................................................................6 螺母凸缘强度校核 ...............................................................................................6 螺杆材料、尺寸的设定及强度校核 .............................................................................7
螺杆材料选取及强度计算 ...................................................................................7 螺杆稳定性校核 ...................................................................................................8 底座及机架材料的选定及校核 .....................................................................................9
底座及机架基本参数与结构的设定 ...................................................................9 底座内外径的设定 ...............................................................................................9 托杯的材料及尺寸的设定 ...........................................................................................10 材料及尺寸的设定 ..............................................................................................10 强度校核 ..............................................................................................................10 手柄材料及尺寸的设定 ...............................................................................................11 手柄材料及长度的选定 .....................................................................................11 手柄直径的选定 .................................................................................................12 其他保险零件的选定 ...................................................................................................12 螺杆及手柄处挡圈及螺杆上端螺钉选取 ..........................................................12 底座与螺母间紧定螺钉得选取 .........................................................................12 四
设计结果（主要参数列表） .................................................................................................13 五
参考文献 .................................................................................................................................14
一
千斤顶设计任务分析
千斤顶载荷Q和重高度L 已知条件：最大载荷Q=KG
起重高度L=180mm 手动
分析已知可得：（1）Q=60KN （2）因为设计的千斤顶是手动，故对螺纹的精度要求不高。可以采用9级梯形螺纹。
（3）可选用45钢作为千斤顶材料，调质HB=217～255,α=315(课本P362表15-1) (4)千斤顶的组成:A)螺纹B)螺母:为青铜或球墨铸铁C)底座:HT180灰铸铁E)手柄D)其他保险圈,螺钉等
材料选择
因为设计的千斤顶是手动的，故对螺纹的精度要求不是很高。因此采用9级梯形螺纹，材料为45钢。
千斤顶组成
A 螺母、B 螺杆、C 拖杯、D 底座（机架）、E 手柄、F 其他保险零件（垫圈、螺钉等）
本文由闰土服务机械外文文献翻译成品淘宝店整理
二
千斤顶总体示意图
托杯手柄螺母底座螺杆
三
各部件参数设定及强度校核
螺母材料、尺寸的选定及校核
螺母材料及尺寸的基本参数
螺母材料：铸铝青铜（ZCuAl9FeNi4Mn2）。材料耐磨性好，强度高，适用于低速重载的传动。
查表5－12得材料 [P]=18-25MPa 取[P]=20MPa 。 对于整体螺母，由于磨损后不能调整间隙，为使受力比较均匀，螺纹工作圈数不宜过多，故取f＝～ ，取f＝2。
Q60?103?? 。 由式5－43，对于梯形螺纹，中径d2??[p]2?20?10查机械设计手册，选取Tr32′6螺纹 基本参数（mm）：P?6,d?34,小径d0,28.?10,31.中径d?,35..大径D?D?1
螺纹牙的强度校核
螺母高度H??d2?2??62mm 工作圈数u?H/p?2?/6?10 计算螺纹根部弯曲强度校核公式由式5－49：
6Ql?[?b]
?Db2uD-D2=2 其中对于梯形螺纹b==?6=,l=2?b?代入得：?b?6Ql6?600?2?? 2?3?32?Dbu??35?10?(?10)?9查表5－13：[sb]=40-60MPa 。 故合适。 计算螺纹根部剪切校核由式5－48：
Q60?103???Dbu???35?10－3??10－3?9＝
查表5－13：[t]=30-40MPa 。 故合适。
螺母其他尺寸设定
凸缘尺寸的设定 ：由抗压强度求凸缘外径 ?Qca?????????
D2243?D??由表5－13得：[sb]=4-0M60Pa，则[s]=[b=][?]?4M0Pa。 代入得：D3=55-59mm 。取D3?58mm。
A?H/3?68/3mm 取a=20mm 。
D4?(?)D3??取D4?80mm。
螺母结构设计：螺母凸缘强度校核
凸缘与底座接触表面的挤压强度：
，8取
?p?Q?4?60?103(D42?D32)??7542?572??10?6??[?p] 故合格。
其中?p??????b??60?102MPa。 凸缘根部的弯曲强度：
3?3MQ(D4?D3)/460?10??80?58??10?6?b?????[?b]，故合格。
W?D3a2/6??80?10?3?202?10?6?4其中[sb]=40-60MPa。
凸缘根部被剪断的情况较少发生，故强度计算从略。
螺杆材料、尺寸的设定及强度校核
螺纹自锁性校核
?螺纹的自锁条件需满足???v?1?2
??查表5－12得：f= 梯形螺母b=j/2=15? 故?v?arctanf?? cos?又tan?? P6?? 得???.λ＜?v 故自锁，安全。 ?d2?? 螺杆材料选取及强度计算
螺杆材料：45＃钢 调质 。
查表15－1：?s?355MPa,?b?640MPa ， 据表5－13： [?]??s3~5?70?120MPa ，
校核螺杆强度，根据第四强度理论求出危险截面计算应力?ca，
?ca??2?3?2?[?]； 其中??Q?4代入数据s= , t= 。
226得：?ca??3??10? ，故不太安全。 d12 ，??T/W，T?Qtan(???v)d2p3d1 。
，W=216
改进方法：1 选用40CrNi调质钢 ；2 增大螺杆尺寸。 选用改进方法1 采用40CrNi调质钢 ，
由表15－1： 毛坯尺寸
=147-245MPa,安全。 3~ 螺杆稳定性校核
查表5－14： 螺杆的长度系数m在一端固定，一端自由时为m= 。
i???? A44螺杆工作长度：
l?H/2?l2?l3?l4?68/2?180??34???34?370mm，
螺杆的柔度： ?s??l/i 代入得：?s?2?370?
查经验公式直线公式的系数得： a=461,b=， 代入数据得：Qsc?(461??)?由螺杆的稳定性条件Ssc??4282? 。
???Ss Q70其中对于传力螺旋 Ss=~ 。符合螺杆稳定性条件。 螺杆两断各钻M10的螺孔，用于安装挡圈。
螺杆结构设计：
底座及机架材料的选定及校核
底座及机架基本参数与结构的设定
查机械设计手册，工程材料选用金属材料性能与特性，用HT150－HT200灰铸铁都可，适用于重载低速等情况。抗拉强度180MPa,抗弯强度240MPa 。
机架厚度与斜度：厚可取 ??8?10mm ，取??10mm。 斜率可取k=111- ，取k= 。
. 底座内外径的设定
底座内径 D5?2?k???L??10~15????D3 ，L＝起重高度180；
??1??180??10~15????58?97mm ，可取D5?97mm ???10Q底座外径D6通过挤压强度求出： ?p????P?
?D62?D524计算得：D5?2???由表5－6得到，当接触表面为混凝土时?p?2~3MPa，取?p?，
4Q4?60?1032?D5??982?10?6?192mm 求得：D6?6???10????p??机架总高：H??(D5?D3)/2?螺母下沿（69-26mm）+(10~20mm),取H??机架及底座结构设计：
托杯的材料及尺寸的设定
材料及尺寸的设定
查机械设计手册，托杯可选用的材料有Q235，Q275或35＃，45＃或铸铁均可。选用Q235钢，毛坯￡100mm, ?s?225MPa 。
111-，取k= 。
壁厚??8~10mm，取??10mm，斜率k=D7??1mm??34?1?21mm，
D0?d3?(2~4)mm??(2~4)mm?50mm，
托杯高度h?(1~)d3?66mm，
托杯开口宽度D8?(2~)d3???d?120mm。
强度校核
对托杯下底面尺寸d0进行强度校核：
?p?Q?4(d02?D72)????p?? 查表5－6，钢对钢???p?????s???225?180MPa， 代入数据算得：?p?60?4(502?212)?109?????p??。故强度合格。
托杯的结构设计：
手柄材料及尺寸的设定
手柄材料及长度的选定
手柄材料可用Q235,Q275或45#,35#调质钢均可。现取用Q235钢。
手柄长度的选定：
拧紧力矩T等于螺旋副间摩擦力矩T1和托杯与螺杆上端支撑面的摩擦阻力矩T2之和，
T?T1?T2?Qd2tan(???v)?fcQrf?FNL?， 2其中fc为接合面的摩擦系数，查表5－5得：fc＝～，取fc＝ ，
rf为支撑面的摩擦半径 rf?d4?d020?50?? ， 44人力FN一般可以取150～250N，考虑到持久耐力性取FN＝150N， 计算得到手柄有效长度L????100?44????100??/150?。
2??手柄实际长度可取L??=L?+d3/2+?50～100?mm?130?28?90?250mm。 手柄一端钻M10的螺孔，用于安装挡圈。
手柄直径的选定
FNL??sM由弯曲强度计算 ?b? ??????bW?dK3/~2得：[sb]==113~150MPa 取[sb]=130MPa
~23整理计算得 ：dK?
32FNL????b??332?150?130?10?3?41mm 取dK=41mm。 6??130? 其他保险零件的选定
螺杆及手柄处挡圈及螺杆上端螺钉选取
手柄一端可自由拆卸，故只用一个挡圈。直径d?dk?(5~10)?41?(5~10)mm,螺钉可取M6～M10。现取M10。
螺杆上端挡圈d?d4?(5~10)mm?20?(5~10)mm， 螺杆下端挡圈d??d?(5~10)mm?34?(5~10)mm。 其中螺杆两端螺钉都取M10。
底座与螺母间紧定螺钉得选取
底座与螺母间紧定螺钉可以选取M8。适用于被紧定零件的表面硬度较低或不经常拆卸的场合。
四
设计结果（主要参数列表）
一
螺母
材料：铸铝青铜（ZCuAl9FeNi4Mn2）， Tr42′7 螺纹基本参数（mm）：P?6,d?34,小径d0,28.?10,31.中径d?,35..大径D?D?1 ，
下断尺寸D3?58mm，凸缘a?20mm， 上断尺寸D4?80mm。
二 螺杆
螺杆材料：40Cr调质钢及以上强度钢，如20CrNi, 40CrNi等， 螺杆尺寸（mm）：l1?H?68,l2?L?180,l15,?0,l?14l?3845l6?357,d35,?20,d4?40,d550?d0?
三
底座
底座材料：用HT150－HT200灰铸铁都可， 尺寸：厚度d=10mm，斜率k=1， 10底座内径D5?97mm，底座外径D6?192mm， 机架总高：H??250mm。 四
托杯
壁厚d=10mm ，斜率k=1， 10下端尺寸：D7=24mm ，d0?50mm ， 托杯高度h?55mm， 托杯开口宽度D8?120mm。
五 手柄
手柄材料可用Q235,Q275或45#,35#调质钢均可， 手柄实际长度可取L???250mm，手柄直径dK=41mm。 六
其他保险零件
手柄挡圈：直径d?41?(5~10)mm,螺钉取M10。
螺杆上端挡圈d?20?(5~10)mm，螺杆下端挡圈d??34?(5~10)mm， 其中螺杆两端螺钉都取M10。
底座与螺母间紧定螺钉可以选取M8。
五
参考文献
[1] 机械设计第八版 濮良责 纪名刚 高等教育出版社。 [2] 机械设计课程设计图册 龚桂义 高等教育出版社。 [3] 机械设计手册 电子版
教学设计螺旋共2
螺旋千斤顶设计计算说明书
精04 张为昭
目录
一、基本结构和使用方法-----------3
二、设计要求---------------------3
三、基本材料选择和尺寸计算-------3
（一）螺纹材料和尺寸---------3
（二）手柄材料和尺寸---------8
（三）底座尺寸---------------9
四、主要部件基本尺寸及材料-------9
五、创新性设计-------------------9
2
一、基本结构及使用方法
要求设计的螺旋千斤顶主要包括螺纹举升结构、手柄、外壳体、和托举部件几个部分，其基本结构如下图所示：
AA
该螺旋千斤顶的使用方法是：将千斤顶平稳放在木质支承面上，调整千 斤顶托举部件到被托举重物合适的托举作用点，然后插入并双手或单手转动 手柄，即可将重物举起。
二、设计要求
（1） 最大起重量：Fmax?25kN； （2） 最大升距：hmax?200mm； （3） 可以自锁；
（4） 千斤顶工作时，下支承面为木材，其许用挤压应力：[?p]?3MPa； （5） 操作时，人手最大可以提供的操作约为：200N。
三、基本部件材料选择及尺寸计算
（一）螺纹材料和尺寸
考虑到螺旋千斤顶螺纹的传力特性选择的螺纹类型为梯形螺纹。 （1） 材料选择
千斤顶螺杆的工作场合是：经常运动，受力不太大，转速较低，故材料选用不热处理的45号钢。千斤顶螺母的工作场合是：低速、手动、不重要，故材料选用耐磨铸铁HT200。 （2） 螺杆尺寸设计
螺旋副受力如下图所示：
1、耐磨性设计
由上图螺旋副的受力分析可知，螺纹传动在旋合接触表面的工作压力为：
p?FPF ??d2hHZ?d2h其中，轴向载荷：F=25kN。螺纹高：h，由选择螺纹的公称直径确定。
为了方便满足自锁性要求，采用单头螺旋，一般旋合圈数：Z?10。
为方便计算，设螺纹参数中间变量：高径比??耐磨性的要求是：
p?[p]
H。 d2其中[p]为满足耐磨性条件时螺纹副的许用压力。对于钢-铸铁螺纹螺母材料，由于千斤顶的工作速度较低，可认为滑动速度不大于3m/s。千斤顶中螺母为整体结构，螺母磨损后不能调整，但螺母兼作支承作用，故设计时可先认为 f=，则可取此时的许用压力[p]为17MPa。
由螺旋副接触表面压力公式及耐磨性公式得到耐磨性设计公式：
D2?FP ?h?[p]对梯形螺纹，
H?，代入上式求得： Pd23
查国标选梯形螺纹为公称直径d为Tr36，导程P为10mm，中径d2=31mm满足要求。代入高径比计算公式：
F=HZP== d2d2求得实际旋和圈数Z=。
故暂定螺纹尺寸是公称直径d为Tr36，导程P为10mm，旋合 圈数Z=。
2、强度设计
已知最大载荷为25kN，则在载荷最大时，螺杆受到扭矩：
DTmax=Fmax2tan(g+rn)
2其中螺纹中径：d2=31mm； 螺纹升角：g=arctannP?°； pd2当量摩擦角：rn=arctanfn； 当量摩擦系数：fn=fcosa。
2由于螺杆－螺母为钢－铸铁材料，考虑到千斤顶既有稳定自锁，又有上升运动过程，故取摩擦系数f=。又由于采用梯形螺纹，故牙型角a=30°。
联立以上各式解得螺杆受到的最大扭矩：
Tmax?×m
已知小径：d1=25mm，则由第四强度理论，危险截面应力：
sca=(4Fmax2Tmax2)+3()? 已知45号钢屈服强度为355MPa，载荷稳定故取许用当量应
力：
[s]=4=
则有：sca
3、自锁性设计
千斤顶由于其用途，要求具有自锁功能。由于自锁是针对停止状态所说，故摩擦系数f可取较大值，由强度设计中的计算结果，此时当量摩擦角：rn?°大于螺旋升角：g=arctan
nP?°，所以自锁性条件可以满足。 pd25
4、稳定性设计
稳定性条件：
sc=Fcr3[S] Fmax由于千斤顶为传力螺旋，故取安全系数［S］=。
由千斤顶结构，螺杆端部结构为一端固定，一自由式支承，长度 系数m为。要求最大升距hmax为200mm，由装配图测量得到此 时从支承螺母中心到千斤顶顶部的等效长度L为325mm，螺杆的 柔度：
??4?L?104 d1已知使用45号钢且不做热处理，则临界载荷：
?2EIa?2E?d12Fcr??? (?L)2(?L)264Sc??故稳定性条件可以满足。
综上所述，螺杆选择Tr36，导程P=10mm即可满足设计条件。
（3） 螺母尺寸设计
由螺杆中的设计，将旋和圈数Z定为。一般来说螺母只需校核螺纹牙即可，而且由于螺母材料为铸铁，强度小于螺杆材料，故只需要校核螺母螺纹牙的剪切强度、弯曲强度和抗挤压强度即可，螺杆上的螺纹牙强度则不用校核。螺母螺纹牙受力如下图所示：
1、剪切强度校核
剪切强度条件：
T=Fmax￡[t] Zpdb其中旋合圈数：Z为； 螺纹公称直径：d=36mm; 螺纹牙根部厚度：b==。 耐磨铸铁许用剪切应力取为：[t]=40MPa。
代入各项数据得上述剪切强度不等式成立，即剪切强度满足要求。
2、弯曲强度校核
弯曲强度条件：
sb=其中牙高：h=；
3Fmaxh￡[sb] 2Zpdb耐磨铸铁许用弯曲应力取为：[sb]=50MPa。
代入各项数据得上述弯曲强度不等式成立，即弯曲强度满足要求。
3、抗挤压强度校核
由螺母螺纹牙受力图可得平均挤压应力：
A2=Fmax? sp=aZpd2hZpd2h/cos2Fmax/cos 已知螺母许用挤压应力：[sp]?[sb]=75MPa，显然满足
sp
4、螺母外部尺寸设计
由基本结构图可以看到，螺母的外部形状可以看作是两个半径不同的同心圆柱连接在一起，这样设计的目的是保证螺母的定位。为了保证千斤顶的正常工作，需要设计这两个圆柱的尺寸以使其在工作中不会失效。
由前述计算已知的螺母尺寸为：H=ZP=，圆整后高度H=78mm，内螺纹大径D4=37mm。设螺母外部形状：小圆柱外径为D1=60mm，大圆柱外径为D2及小圆柱的高度为H1未知待求。
为防止大圆柱与千斤顶壳体的接触面被压坏，需要满足：
Fmax
sp=￡[s]p2p(D2-D12)/4
对耐磨铸铁HT200，许用的抗压应力[sp]=设计大圆柱外径为：
=100MPa,最后 3D2?80mm
为了防止大圆柱突出部分被剪断，需要满足：
T=Fmax￡[t]
pD1(H-H1)对耐磨铸铁许用剪切应力为40MPa，最后设计小圆柱高度为：
H1=60mm
7 综上所述，螺旋千斤顶的螺纹选为公称直径d为Tr36,导程P=10mm。此
时螺母高度H=78mm，螺母外部小圆柱外径60mm，高60mm，大圆柱外径80mm。 小圆柱表面与外壳体之间有基轴制配合关系，故选其公差带为h7。查标准 得：所选螺纹配合为中等旋合长度。由于千斤顶为中等精度机械设备，故查 标准得内螺纹公差带为6H，外螺纹公差带为6g。螺母外部小圆柱装配时对 精度要求不高，圆柱度公差取为9。螺母外部小圆柱与内部螺孔需要有一定 同轴度以保证千斤顶工作正常，但形位度要求不高，取同轴度公差为9。螺 母外部小圆柱轴线与大圆柱和外壳体的接触面还有垂直度的要求，也取公差 为9。整个螺母接触面都较重要，表面粗糙度Ra值选为，未接触面Ra 可选为以降低加工成本。
（二）手柄材料及尺寸 （1） 材料选择
综合考虑成本和强度，手柄的材料选用普通未经热处理的45号钢。 （2） 长度设计
由螺杆的强度设计可知，手柄需要提供最大的扭矩，则 手柄的有效作用长度应为：
TL=max?488mm
200N在实际设计中，由于手柄还要满足插入螺杆上部接头的要求，同时考虑 到千斤顶本身运动部件具有摩擦力，因此实际设计长度还要在此长度上 加上一部分，最终应设计长度为520mm。 （3） 直径设计
手柄在操作时会受到剪力和弯矩的作用，最大操作力为200N,最大扭矩为，则力的分布图如下所示：
剪力图
弯矩图
可见，危险截面在手柄与螺杆接头处。
8 手柄的材料选为未经热处理的45号钢，设计手柄直径为D，则危险截面最大剪应力：
4200N t=23pD/4 危险截面最大弯曲正应力：
×m s=由第四强度理论，要使手柄正常工作，需要满足条件：
sca=s2+3t2￡[s]
当安全系数为2时，许用应力[s]=600MPa=300MPa,代入第
s2 四强度理论计算式，并联立剪应力、切应力计算公式，求得手柄直径：
D=15mm 综上所述，手柄长520mm，直径15mm。
（三）底座尺寸
千斤顶使用时的下支承面为木材，许用挤压应力为3MPa，则由抗击压强度准则：
Fsp=max￡[sp]=3MPa
s=其中S为下支承面尺寸，解上述不等式，得S38334mm2，为满足易于组
sb装及各方向受力均匀的要求，选择下支承面为环形结构，内径尺寸为100mm可以满足准则要求，综合考虑到千斤顶本身具有的重量、体积和使用时的稳定性，将外径尺寸设计为180mm。
综上所述，下支承面设计为环形，内径100mm，外径180mm。
四、主要部件基本尺寸及材料
（1） 螺杆螺纹：Tr36′10-6g，45号钢；
（2） 螺母螺纹：Tr36′10-6H，HT200耐磨铸铁； （3） 手柄：长度500mm，直径15mm，45号钢；
（4） 底座：外径180mm，内径100mm，HT200灰铸铁。
五、创新性设计
（1） 手柄加上橡胶手柄球而非普通塑料手柄球，既节约成本，又易于拆卸，减少千斤顶存放的体积；
（2） 为了携带方便，给千斤顶外壳加上把手； （3） 为提高外壳强度，给外壳加上肋板；
（4） 为了使用过程中省力，在托举部分和旋转的螺杆间加入推力轴承，并在相关旋转部件处涂润滑油以减小使用阻力； （5） 为了增强千斤顶对托举点形状的适应能力，将托举部件顶部由杯状改成平顶，同时为了减小对被托举物的损害，给托件部分加上橡胶保护套；
9 （6） 在千斤顶底部设计成密封用的橡胶盖，使千斤顶在存放时，螺旋运动部件免受灰尘侵扰。
教学设计螺旋共3
一、设计任务书
设计带式输送机的传动装置。
工作条件：带式输送机连续单向运转，工作平稳无过载，空载起动，输送带速度允许误差±5% ；两班制工作（每班按8小时计算），使用期限10年，小批量生产。
具体的设计任务包括： （1）传动方案的分析和拟定；
（2）电动机的选择，传动装置的运动和动力参数的计算； （3）传动零件的设计（带传动、单级齿轮传动）；
（4）轴和轴承组合设计（轴的结构设计，轴承组合设计，低速轴弯、扭组合强度校核，低速轴上轴承寿命计算）；
（5）键的选择及强度校核（低速轴上键的校核）； （6）联轴器的选择； （7）减速器的润滑与密封；
（8）减速器装配草图俯视图设计（箱体、附件设计等）；
二、传动方案的拟定及电动机的选择
已知条件：运输带的有效拉力 F=3000N，传送带的速度为 v=2m/s，滚筒直径为 D=300mm。连续单向运转，工作平稳无过载。
1、传动方案的拟定
采用V带传动及单级圆柱齿轮传动。 （1）、类型：采用Y系列三相异步电动机 （2）、容量选取：工作机有效功率：
pw=FV/1000=3000 2/1000=6KW 设 ：V型带效率
：滚动轴承效率
：闭式齿轮传动（设齿轮精度为8级）效率
:弹性联轴器效率
：卷筒轴效率
?6: 滚筒效率
查表得
?2=
?3= ?4= ?5= ?6=
传动装置总效率为：
?总= ?1 ? 2^2 ?3 ?4 ?5 ?6
=×^2××××= 电动机所需功率为：
pd=FV/1000×= 查《机械设计基础课程设计》附录二， 选取电动机的额定功率 Pe= （3）、确定电动机转速 滚筒转速为：
=60×1000V/πD
=60×1000×2／π×300=／min 因带传动的传动比2-4为宜，齿轮传动的传动比3-5为宜，则 最大适宜传动比为
最小适宜传动比为
则电动机转速可选范围为：
nd=i =×（6~20）=~2548 r／min 可选的同步转速有
1000r／min 1500r／min 3000r／min 三种，三种方案的总传动比分别为： i =
i =
= 考虑到电动机转速越高，价格越低，尺寸越小，结构更紧凑，故选用同步转速为 的电动机。
查《机械设计基础课程设计》附录二，得此电动机的型号为 Y132M-4。 电动机型号：Y132M-4 额定功率 ： 满载转速 ：1440 启动转矩 ： 最大转矩 ：
由电动机具体尺寸参数 ，得 中心高： 132mm 外型尺寸 ： 515*（270/2+210）315 底脚安装尺寸 ：216 178 地脚螺孔直径 ：12 轴外伸尺寸 ：38 80 装键部位尺寸 ：10 33 38
2、计算传动装置的总传动比并分配传动比 （1）、总传动比： i总= （2）、分配传动比：取带传动比
i带=，则减速器传动比
i齿=/=4。
三、传动装置的运动和动力参数计算
1、各轴转速计算
nⅠ= ／i带=1440／= r／min
nⅡ=nⅠ／i齿=／= r／min
滚筒n筒=nⅡ= r／min
2、各轴输入功率计算
pⅠ= Pd ?带=×= PⅡ=PⅠ?2=×096= kw
3、各轴输入转矩计算
Td=9550×Pd／nⅠ=9550×／1440= TⅠ=9550×PⅠ／nⅠ= 9550×／= TⅡ=9550×PⅡ／nⅡ=9550×／=
四、传动零件的设计计算
（一）、V带及带轮的设计
已知条件：电动机型号为 Y132M-4 中心高132mm，电动机的输出功率为 。满载转速为 1440r／min。每天运转时间为16小时（八小时每班，两班制），I轴转速为 r／min 齿轮传动传动比：
i=nⅠ／nⅡ=4 （1）、确定计算功率 每天运转时间为16小时的带式输送机的工况系数 =。则
= Pe=×=9 kw (2)、
选择V带型号
查表知选A型带
并考虑结构紧凑性等因素，初选用窄V带SPA型。 （3）、确定带轮的基准直径 和
i、初选小带轮直径
一般取 ，并取标准值。查表取小带轮直径为125m m。机中心高为 H=132mm，由 ，故满足要求。 II、验算带速
V=пd1n1／60×1000=×125×1440／60×1000
=／s 一般应使 ，故符合要求。 III、计算大带轮直径
要求传动比较精确，考虑滑动率 ，取 =
有 =（1- ）i带 =（）×125×= 取标准值
=350mm 则传动比 i= 对减速器的传动比进行修正，得减速器的传动比 i=4 从动轮转速为 n2=／min IV、确定中心距和带长
【1】 由式
，可 得 mm≤a≤950 mm 取初步中心距 =750mm （需使 a》700） 【2】 初算带长
Dm=（D1+D2）／2= mm Δ=（D2-D1）／2= L= +2a+Δ ／2=2402mm 选取相近的标准长度 Ld=2500mm 【3】 确定中心距
实际中心距
A≈ +(Ld-L) ／2=750+(2500-2402)/2 =800mm
V、验算小轮包角
【1】计算单根V带的许用功率
由SPA带的 =125mm, n=1440r／min
i带=
得
=
又根据SPA带
Δ =
又由 Ld=2500mm 查表，长度系数
=180°-Δ×60°／a=°
同时由
=°得包角系数 Ka= 【2】、计算带的根数z Z=Pc／（P0+ΔP0）Kl Ka= 取z=5 SPA带推荐槽数为1-6，故符合要求。 VI、确定初拉力
单位长度质量 q=／m 单根带适宜拉力为：= VII、计算压轴力
压轴力为：
FQ=2z sin( a1／2)= VIII、张紧装置
此处的传动近似为水平的传动，故可用调节中心距的方案张紧。
VIIII、带轮的结构设计
已知大带轮的直径da2=350mm，小带轮的直径为 da1=125mm。对于小带轮，由于其与电动机输出转轴直接相连，故转速较高，宜采用铸钢材料，
又因其直径小，故用实心结构。
对于大带轮，由于其转速不甚高，可采用铸铁材料，牌号一般为HT150或HT200，
又因其直径大，故用腹板式结构。
（二）、齿轮设计
已知条件：已知输入功率P1= ，转速为 n1= r/min，齿数比 u=4，单向运转，载荷平稳，每天工作时间为16小时，预计寿命为10年。 （1）、选定齿轮类型、材料、热处理方式及精度等级 A、采用直齿圆柱齿轮传动。
B、带式输送机为一般机械，速度不高，选用8级精度。
C、查表
小齿轮材料为45钢，调质处理，平均齿面硬度为250HBS。
大齿轮材料为45钢，正火处理，平均齿面硬度为200 HBS。 （2）、初步计算齿轮参数
因为是闭式齿面齿轮传动，故先按齿面接触疲劳强度设计，按齿根弯曲疲劳强度校核。
小齿轮分度圆的直径为
A、Ad==85 B、计算齿轮转矩
TⅠ=9550×PⅠ／nⅠ= 9550×／= Nm C、取齿宽系数
齿数比为u=4 D、取 ,则大齿轮的齿数: =84 E、接触疲劳极限
[σH]lim =610MPa, [σH]lim =500MPa 应力循环次数
n1=60××10×300×16=×10
n2=N1/u=×10
查图得接触疲劳寿命极限系数为 =1, = 取安全系数SH=1 则接触应力：
[σ ] =[σ ]lim1ZN1/SH=610×1/1=610MPa [σ ] =[σ ]lim2ZN2/SH=550MPa 取
[σ ]=550 MPa
则
=85
>=66mm
取d1=70mm （3）、确定传动尺寸
1、计算圆周速度
V=pd1n1/60*1000=/s
2、计算载荷系数 查表得使用系数
由 v= ，8级精度，查图得动载系数
查表得齿间载荷分配系数
查表得齿向载荷分布系数 （非对称布置，轴刚性小） 得
3、确定模数： m=d1/z1=70/21=，取标准模数为 .5
4、计算中心距：
A=m(z1+z2)/2=
圆整为a=185mm
5、精算分度圆直径
D1=mz1=×21= d2=mz2=×84=294mm
6、计算齿宽
B1= d1=×=80mm 取 b2=80mm，
B1=85mm
7、计算两齿轮的齿顶圆直径、齿根圆直径
小齿轮： 齿顶圆直径：
Da1=m(z1+ha*)=×(21+1)=77mm 齿根圆直径：
Df1=m(z1-2ha*-2c)=×(21-2×1-2×)= 大齿轮： 齿顶圆直径： da2= 齿根圆直径： df2= （4）、校核齿根弯曲强度 由
式中各参数的含义
1、的值同前
2、查表齿形系数
Ya1= Ya2=
应力校核系数
Ysa1= Ysa2=
4、许用弯曲应力
查图6-15（d）、（c）的弯曲疲劳强度系数为
=1
查图得弯曲疲劳寿命系数
，取安全系数 ，故有KFN1= KFN2= 满足齿根弯曲强度。 （5）结构设计
小齿轮的分度圆直径为 ，故可采用实心结构 大齿轮的分度圆直径为 ，故应采用腹板式结构 （6）、速度误差计算
经过带轮和齿轮设计后， 滚筒的实际转速n= /i= =/min 滚筒理论要求转速为 /min 则误差为
故符合要求。
五、轴的设计计算
（一）、低速轴的设计校核 低速轴的设计
已知：输出轴功率为
=，输出轴转矩为
=，输出轴转速为
=/min，寿命为10年。 齿轮参数： z1=21， z2=84，m=，
1、选择轴的材料
该轴无特殊要求，因而选用调质处理的45钢，查得
2、求输入轴的功率，转速及扭矩
已求得 ，PI= , TI=， nI= /min
3、初步估算最小轴径 最小轴径
当选取轴的材料为45钢，C取110
=
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 。
考虑到轴上开有键槽对轴强度的影响，轴径需增大5%。
D=(1+5%)= 则d=45mm 为使所选直径 与联轴器的孔径相适应，故需同时选择联轴器。
联轴器的扭矩 ,查表得 ，又TII=，则有 Tc=kT= = 理论上该联轴器的计算转矩应小于联轴器的公称转矩。 从《机械设计基础课程设计》 查得采用 型弹性套柱联轴器。 该联轴器所传递的公称转矩
取与该轴配合的半联轴器孔径为 d=50mm，故轴径为d1=45mm 半联轴器长 ，与轴配合部分长度 L1=84mm。 轴的结构设计 装联轴器轴段I-II:
=45mm，因半联轴器与轴配合部分的长度为 ，为保证轴端挡板压紧联轴器，而不会压在轴的端面上，故 略小于 ，取 =81mm。 （2）、装左轴承端盖轴段II-III： 联轴器右端用轴肩定位，取 =50mm，
轴段II-III的长度由轴承端盖的宽度及其固定螺钉的范围（拆装空间而定），可取 =45mm.（3）、装左轴承轴段III-VI：
由于圆柱斜齿轮没有轴向力及 =55,初选深沟球轴承，型号为6211，其尺寸为 D×d×B=100×55×21，故 =55。
轴段III-VI的长度由滚动轴承的宽度B=21mm，轴承与箱体内壁的距离s=5～10（取 =10），箱体内壁与齿轮距离a=10～20mm（一般取 ）以及大齿轮轮毂与装配轴段的长度差（此处取4）等尺寸决定： L3=B+s+a+4=21+10+14+4=49mm 取L3=49mm。
（4）、装齿轮轴段IV-V：
考虑齿轮装拆方便，应使d4>d3=55mm， 轴段IV-V的长度由齿轮轮毂宽度 =80mm决定，取 =77mm。 （5）、轴环段V-VI：
考虑齿轮右端用轴环进行轴向定位，取d5=70mm。
轴环宽度一般为轴肩高度的倍，即
==10mm。 （6）、自由段VI-VII：
考虑右轴承用轴肩定位，由6211轴承查得轴肩处安装尺寸为da=64mm，取d6=60mm。
轴段VI-VII的长度由轴承距箱体内壁距离 ，轴环距箱体内壁距离 决定，则 =19mm。
（7）、右轴承安装段VII-VIII：
选用6211型轴承，d7=55mm，轴段VII-VIII的长度由滚动轴承宽度B=21mm和轴承与箱体内壁距离决定，取 。 轴总长为312mm。
3轴上零件的定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均用平键连接。
按 =45mm，由手册查得平键剖面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm。
半联轴器与轴的配合代号为
同理由 =60mm，选用平键为10×8×70，为保证良好的对中性，齿轮轮毂与轴的配合代号为 ，滚动轴承与轴的周向定位是靠过盈配合来保证的，此处选 。 4考虑轴的结构工艺性
轴端倒角取 .为便于加工，齿轮、半联轴器处的键槽分布在同一母线上。
5、轴的强度验算
先作出轴的受力计算简图，如图所示，取集中载荷作用在齿轮的中点， 并找出圆锥滚子轴承的支反力作用点。由表查得代号为6211轴承 ,B=21mm。则
l1=+45+21/2=97mm L2=49+77/2-21/2=77mm L3=77/2+10+19+31-21/2=88mm (1)、计算齿轮上的作用力
输出轴大齿轮的分度圆直径为 d2=294mm，
则圆周力
径向力
轴向力
Fa=Ft tan =Ft tan 0°=0 （2）、计算轴承的支反力
【1】、水平面上支反力 R =Ft L3/(L2+L3)=
r =FtL2/(L2+L3)=
【2】、垂直面上支反力
【3】、画弯矩图
截面C处的弯矩 a、水平面上的弯矩
B、垂直面上的弯矩
C、合成弯矩M
D、扭矩 T=T =Nmm
e、画计算弯矩
因单向运转，视扭矩为脉动循环， ，则截面B、C处的当量弯矩为
=Nmm f、按弯扭组合成应力校核轴的强度可见截面C的当量弯矩最大，故校核该截面的强度
查表得 ，因 ，故安全。
A截面直径最小，故校核其强度
查表得 ，因 ，故安全。 g、判断危险截面
剖面A、B、II、III只受扭矩，虽有键槽、轴肩及过渡配合等所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以剖面A、B、II、III均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，剖面IV和V处过盈配合所引起的应力集中最严重；从受载的情况看，剖面C处 最大。剖面V的应力集中的影响和剖面IV的相近，但剖面V不受扭矩作用，同时轴径也比较大，故不必作强度校核。剖面C上虽然 最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故剖面C也不必校核。剖面VI显然更不必校核，又由于键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只须校核IV既可。
（二）、高速轴的设计校核 高速轴的设计
已知：输入轴功率为PⅠ= kw ，输入轴转矩为TⅠ= ，输入轴转速为nⅠ= r／min，寿命为10年。 齿轮参数： z1=21，z2=84，m=， 。
1、选择轴的材料
该轴无特殊要求，因而选用调质处理的45钢，由表查得
1、求输出轴的功率 ，转速 及扭矩 。 已求得
= r／min = = 初步估算最小轴径 最小轴径 d min=
由表可知，当选取轴的材料为45钢，C取110
D min= mm
此最小直径显然是安装大带轮处轴的直径 。
考虑到轴上开有键槽对轴强度的影响，轴径需增大5%。
则 d min= =，取 =28 mm
2、轴的结构设计
（1）、装带轮轴段I-II:
=28 mm,轴段I-II的长度根据大带轮的轮毂宽度B决定，已知 =60mm，为保证轴端挡板压紧带轮，而不会压在轴的端面上，故 略小于 ，故取 =57mm。 （2）、装左轴承端盖轴段II-III：
联轴器右端用轴肩定位，取 ,轴段II-III的长度由轴承端盖的宽度及其固定螺钉的范围（拆装空间而定），可取
（3）、装左轴承轴段III-IV：
由于圆柱直齿轮无轴向力及
,初选深沟球轴承，型号6207，其尺寸为 , 。 轴段III-VI的长度由滚动轴承的宽度,滚动轴承与箱体内壁距离 ，等尺寸决定： 。 （4）、间隙处IV-V：
高速轴小齿轮右缘与箱体内壁的距离 。 取 ，
（5）、装齿轮轴段V-VI：
考虑齿轮装拆方便，应使 ，取 ，轴段V-VI的长度由齿轮轮毂宽度B=80mm决定，取 。
（6）、轴段VI-VII：
与轴段IV-V同。 。 （7）、右轴承安装段VII-VIII：
选用6207型轴承，
B=17mm ，轴VII-VIII的长度取
轴总长为263mm。
3、轴上零件的定位
小齿轮、带轮与轴的周向定位均用平键连接。
按 =28mm，由手册查得平键剖面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm。
带轮与轴的配合代号为 。同理由
，选用平键为 ，为保证良好的对中性，齿轮轮毂与轴的配合代号为 ，滚动轴承与轴的周向定位是靠过盈配合来保证的，此处选 。
4、考虑轴的结构工艺性 轴端倒角取 。
为便于加工，齿轮、带轮处的键槽分布在同一母线上。
7、轴的强度验算
先作出轴的受力计算简图，如图所示，取集中载荷作用在齿轮的中点，并找出圆锥滚子轴承的支反力作用点。查《机械设计课程设计指导书》得代号为6207的深沟球轴承 a=17mm，则 L1=57/2+50+17/2=87mm L2=17/2+12+10+80/2= L3=17/2+12+10+80/2= (1)、计算齿轮上的作用力
输出轴小齿轮的分度圆直径为
D1=mz1= 21=
则圆周力
径向力
轴向力
Fa=0 （2）、计算轴承的支反力
【1】、水平面上支反力
rHA=FtL3/(L2+L3)=1/2Ft=
rHB=FtL2/(L2+L3)= 1/2Ft=
【2】、垂直面上支反力
rVA=3220N
rVB= =347N
【3】、截面C处的弯矩
1、水平面上的弯矩
2、垂直面上的弯矩
3、
合成弯矩M
4、扭矩
T= TⅠ=
5、计算弯矩
因单向运转，视扭矩为脉动循环， ，则截面C、A、D处的当量弯矩为
6、按弯扭组合成应力校核轴的强度
可见截面A的当量弯矩最大，故校核该截面的强度
查表得 ，因 ，故安全。
截面D的直径最小，故校核该截面的强度
因 ，故安全。
5、判断危险截面
剖面A、B、II、III只受扭矩，虽有键槽、轴肩及过渡配合等所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以剖面A、B、II、III均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，剖面IV和V处过盈配合所引起的应力集中最严重；从受载的情况看，剖面C处 最大。剖面V的应力集中的影响和剖面IV的相近，但剖面V不受扭矩作用，同时轴径也比较大，故不必作强度校核。剖面C上虽然 最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故剖面C也不必校核。剖面VI显然更不必校核，又由于键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只须校核IV既可。
六、键连接的校核计算
键连接设计
i、带轮与输入轴间键连接设计
轴径
，轮毂长度为 ，查手册，选用A型平键，其尺寸为 。 现校核其强度：
, ，
。
查手册得 ，因为 ，故满足要求。 II、小齿轮与输入轴间键连接设计
轴径 d=50mm，轮毂长度为 ，查手册，选用A型平键，其尺寸为 .现校核其强度： TI=Nmm, ， 。
查手册得 ，因为 ，故满足要求。 键连接设计
iII、大齿轮与输出轴间键连接设计
轴径d=60mm，轮毂长度为 ，查手册，选用A型平键，其尺寸为
现校核其强度：
TII= Nm， ， 。
查手册得 ，因为 ，故满足要求。 IV、半联轴器与输出轴间键连接设计
轴径 ，半联轴器的长度为 ，查手册，选用A型平键，其尺寸为 .现校核其强度：
, ， 。
查手册得 ，因为 ，故满足要求。
七、滚动轴承的选择及寿命计算
滚动轴承的组合设计及低速轴上轴承的寿命计算 已知条件：
采用的轴承为深沟球轴承。
一、滚动轴承的组合设计
1、滚动轴承的支承结构
输出轴和输入轴上的两轴承跨距为H1=155mm,H2=150mm ，都小于350mm。且工作状态温度不甚高，故采用两端固定式支承结构。
2、滚动轴承的轴向固定
轴承内圈在轴上的定位以轴肩固定一端位置，另一端用弹性挡圈固定。 轴承外圈在座孔中的轴向位置采用轴承盖固定。
3、滚动轴承的配合
轴承内圈与轴的配合采用基孔制，采用过盈配合，为 。 轴承外圈与座孔的配合采用基轴制。
4、滚动轴承的装拆
装拆轴承的作用力应加在紧配合套圈端面上，不允许通过滚动体传递装拆压力。
装入时可用软锤直接打入，拆卸时借助于压力机或其他拆卸工具。
5、滚动轴承的润滑
对于输出轴承，内径为d=55mm，转速为n= ，则
，查表可知其润滑的方式可为润滑脂、油浴润滑、滴油润滑、循环油润滑以及喷雾润滑等。
同理，对于输入轴承，内径为35，转速为 r/min ，查表可知其润滑的方式可为润滑脂、油 浴润滑、滴油润滑、循环油润滑以及喷雾润滑等
6、滚动轴承的密封
对于输出轴承，其接触处轴的圆周速度
故可采用圈密封。
二、低速轴上轴承寿命的计算 已知条件： 1轴承 ,
2轴承
轴上的轴向载荷为0径向载荷为
查表得 ,则轴承轴向分力 Fs1=Fr1/2Y=567N Fs2=Fr2/2Y=496N
易知此时
Fs1 > Fs2 则轴承2的轴向载荷
轴承1轴向载荷为 .且低速轴的转速为 预计寿命
=16 h I、计算轴承1寿命
6、确定 值
查《机械设计基础课程设计》表，得6207基本动荷 ,基本额定静载荷 。
7、确定e值
对于深沟球轴承，则可得 e=
8、计算当量动载荷P 由
9、计算轴承寿命 由 = 查可得 ,取 ；查表可得 （常温下工作）；6207轴承为深沟球轴承，寿命指数为 ，则
> 故满足要求。 II、计算轴承2寿命
1、确定 值
查《机械设计基础设计》，得6211型轴承基本额定动载荷 ,基本额定静载荷 。
2、确定e值
对于深沟球轴承6200取，则可得e=
4、计算当量动载荷P 由
由表10-5查得 ,则 P=Fr2=1687N
5、计算轴承寿命 由
查表10-7，可得 ,取 ；查表10-6可得 （常温下工作）；深沟球轴承轴承，寿命指数为
，则
> ,故满足要求。
八、联轴器的选择
与低速轴轴端相连的半联轴器为弹性套柱销联轴器，型号为 ，其公称转矩为 ，而计算转矩值为：
，故其强度满足要求。
九、箱体结构设计
箱体采用灰铸铁铸造而成，采用剖分式结构，由箱座和箱盖两部分组 成，取轴的中心线所在平面为剖分面。 箱体的强度、刚度保证
在轴承座孔处设置加强肋，做在箱体外部。外轮廓为长方形。 机体内零件的密封、润滑 低速轴上齿轮的圆周速度为：
由于速度较小，故采用油池浸油润滑，浸油深度为：
高速轴上的小齿轮采用溅油轮来润滑，利用溅油轮将油溅入齿轮啮合处进行润滑。
3、机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便.4.
对附件设计
A 视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8螺钉紧固。 B 油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
C 油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 定位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.F 吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.
总结：机箱尺寸
名称 符号 结构尺寸/mm 箱座壁厚
8 箱盖壁厚
8 箱座凸缘厚度
12 箱盖凸缘厚度
12 箱底座凸缘厚度
20 箱座上的肋厚
7 箱盖上的肋厚
7 轴承旁凸台的高度
39 轴承旁凸台的半径
23 轴承盖的外径
140/112 地 脚 螺 钉 直径
M16 数目
4 通孔直径
20 沉头座直径
32 底座凸缘尺寸
22 20 连 接 螺
栓 轴承旁连接螺栓直径
M12 箱座的连接螺栓直径
M8 连接螺栓直径
M18 通孔直径
9 沉头座直径
26 凸缘尺寸
15 12
定位销直径
6 轴承盖螺钉直径
M8A 视孔盖螺钉直径
M6 吊环螺钉直径
M8 箱体内壁至轴承座端面距离
55 大齿轮顶圆与箱体内壁的距离
12 齿轮端面与箱体内壁的距离
15
十、润滑与密封 滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。 密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定 十
一、设计小结
十
二、参考资料
1《画法几何及工程制图
第六版》朱辉、陈大复等编
上海科学技术出版社
2、《机械设计基础课程设计》 陈立德主编
高等教育出版社
3、《机械设计计算手册
第一版》王三民主编
化学工业出版社
4、《机械设计
第四版》邱宣怀主编
高等教育出版社
我的设计作业F=3000N V=2m/s D=300mm
教学设计螺旋共4
螺旋千斤顶
设计计算说明书
院
系
专业年级
设 计 者
指导教师
成
绩
2010年11月1日
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设计任务书
设计题目：螺旋千斤顶
千斤顶结构简图：
设计条件：
1、最大起重量F = 40kN；
2、最大升距H =200mm；
3、低速。
设计工作量：
绘制出总装配图一张，标注有关尺寸，填写标题栏及零件明细表； 编写设计计算说明书一份。
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表2-1 而作为传动类螺纹的主要有矩形、梯形与锯齿形，常用的是梯形螺纹。
梯形螺纹牙型为等腰梯形，牙形角α=30o，梯形螺纹的内外螺纹以锥面贴紧不易松动。故本实验选梯形螺纹，它的基本牙形按GB/—2005的规定。
三、零件尺寸的计算
、螺杆
、螺杆直径及螺纹的计算
按耐磨性条件确定螺杆中径d2。求出d2后，按标准查表选取相应公称直径d、螺距p及其它尺寸。
螺杆直径：
D2?对于矩形和梯形螺纹，h=,则：
FP
?h?[p]- 56
i?Id1?A4
i为螺杆危险截面的轴惯性矩：I??d1464,mm4
当螺杆的柔度?s＜40时，可以不必进行稳定性校核。计算时应注意正确确定。
、螺杆柔度
（1）计算螺杆危险截面的轴惯性矩I和i ?27?10?3I==6464i?Id327?10=?4A4?3?d34??4=?104mm4
= （2）求起重物后托杯底面到螺母中部的高度l l＝H+5p+(~)d
=200+5×6+×34=281mm 查表得?=（一端固定，一端自由），E=200GPa。 将以上数据代入临界载荷条件，得：
?2EI?2?200?109??10?83Fcr???162?10N 2?32(?l)(2?281?10)所以，Scr?Fcr162??Ss= =、螺母
、螺母设计与计算
根据课本中的说明，螺纹的高度H??d2。上文中已经说明，?=，d2=31mm，所以H=44mm。而螺纹工作圈数n=符合这一要求的。 H?，取8圈。需要说明的是，螺纹的工作圈数不宜超过10圈，8圈显然是、螺母螺纹牙的强度计算
螺纹牙多发生剪切和挤压破坏，一般螺母的材料强度低于螺杆，故只需校核螺母螺纹牙的强度。
如图所示，如果将一圈螺纹沿螺母的螺纹大径D处展开，则可看作宽度为πD的悬臂梁。假设螺母每圈螺纹所承受的平均压力为
F，并作用在以螺纹中u径D2为直径的圆周上，则螺纹牙危险截面a-a的剪切强度条件为
??F?[?] ?Dbu螺纹危险截面a-a的弯曲强度条件为
?? 6Fl?[?b] 2?Dbu40?103? 经计算，????35?10?3??6?10?3?86?40?103??10?3??? ?3?32??35?10?(?6?10)?8又经查表得[?]=35MPa，[?]=50MPa，对比可知均满足强度要求。
、安装要求
螺母压入底座上的孔内，圆柱接触面问的配合常采用
H8H或8等配合。为了安装简便，r7n7需在螺母下端和底座孔上端做出倒角。为了更可靠地防止螺母转动，还应装置紧定螺钉，紧定螺钉直径常根据举重量选取，一般为6～12mm。 螺母的相关尺寸计算 查手册D=d+1=35mm 内螺纹小径D1=d-7=28mm D3= (~)D
=×35= D4= (~)D3 =×= H=44mm
- 910底座结构及尺寸如图 .
图中
H1=H+（14～28）mm =200+20=220mm H-a== D=d+1(查手册) =34+1=35
D6=D3+（5～10）mm =61+6=67mm D7=D6+D8=
220H1=67+=121mm 554F2?D7 π[?]p4?40?10
3=?1112= ?2?取10mm，则S=?×（~2）=20mm
式中：[?]p——底座下枕垫物的许用挤压应力。对于木材，取[?]p=2~。
参考文献：
[1]濮良贵、纪名刚.机械设计[M].北京:高等教育出版社,2006.[2]马兰.机械制图[M]。北京：机械工业出版社，2007.[3] 孙恒.机械设计[M].北京:高等教育出版社,2006.
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