下面是范文網(wǎng)小編整理的教學設計螺旋共4篇 螺旋式編排教學，以供參考。
教學設計螺旋共1
螺旋千斤頂設計方案
班級 A05機械（2） 姓名 金煊 學號 0 指導老師 章海
目錄
一
千斤頂設計任務分析 ...............................................................................................................3
千斤頂載荷Q及起重高度L ............................................................................................3 螺旋傳動的特點、結構及材料 .....................................................錯誤！未定義書簽。 千斤頂組成 .......................................................................................................................3 二
千斤頂總體示意圖 ...................................................................................................................4 三
各部件參數(shù)設定及強度校核 ...................................................................................................5
螺母材料、尺寸的選定及校核 .......................................................................................5
螺母材料及尺寸的基本參數(shù) ...............................................................................5 螺紋牙的強度校核 ...............................................................................................5 螺紋自鎖性校核 ...................................................................................................7 螺母其他尺寸設定 ...............................................................................................6 螺母凸緣強度校核 ...............................................................................................6 螺桿材料、尺寸的設定及強度校核 .............................................................................7
螺桿材料選取及強度計算 ...................................................................................7 螺桿穩(wěn)定性校核 ...................................................................................................8 底座及機架材料的選定及校核 .....................................................................................9
底座及機架基本參數(shù)與結構的設定 ...................................................................9 底座內外徑的設定 ...............................................................................................9 托杯的材料及尺寸的設定 ...........................................................................................10 材料及尺寸的設定 ..............................................................................................10 強度校核 ..............................................................................................................10 手柄材料及尺寸的設定 ...............................................................................................11 手柄材料及長度的選定 .....................................................................................11 手柄直徑的選定 .................................................................................................12 其他保險零件的選定 ...................................................................................................12 螺桿及手柄處擋圈及螺桿上端螺釘選取 ..........................................................12 底座與螺母間緊定螺釘?shù)眠x取 .........................................................................12 四
設計結果（主要參數(shù)列表） .................................................................................................13 五
參考文獻 .................................................................................................................................14
一
千斤頂設計任務分析
千斤頂載荷Q和重高度L 已知條件：最大載荷Q=KG
起重高度L=180mm 手動
分析已知可得：（1）Q=60KN （2）因為設計的千斤頂是手動，故對螺紋的精度要求不高?？梢圆捎?級梯形螺紋。
（3）可選用45鋼作為千斤頂材料，調質HB=217～255,α=315(課本P362表15-1) (4)千斤頂?shù)慕M成:A)螺紋B)螺母:為青銅或球墨鑄鐵C)底座:HT180灰鑄鐵E)手柄D)其他保險圈,螺釘?shù)?/p>
材料選擇
因為設計的千斤頂是手動的，故對螺紋的精度要求不是很高。因此采用9級梯形螺紋，材料為45鋼。
千斤頂組成
A 螺母、B 螺桿、C 拖杯、D 底座（機架）、E 手柄、F 其他保險零件（墊圈、螺釘?shù)龋?
本文由閏土服務機械外文文獻翻譯成品淘寶店整理
二
千斤頂總體示意圖
托杯手柄螺母底座螺桿
三
各部件參數(shù)設定及強度校核
螺母材料、尺寸的選定及校核
螺母材料及尺寸的基本參數(shù)
螺母材料：鑄鋁青銅（ZCuAl9FeNi4Mn2）。材料耐磨性好，強度高，適用于低速重載的傳動。
查表5－12得材料 [P]=18-25MPa 取[P]=20MPa 。 對于整體螺母，由于磨損后不能調整間隙，為使受力比較均勻，螺紋工作圈數(shù)不宜過多，故取f＝～ ，取f＝2。
Q60?103?? 。 由式5－43，對于梯形螺紋，中徑d2??[p]2?20?10查機械設計手冊，選取Tr32′6螺紋 基本參數(shù)（mm）：P?6,d?34,小徑d0,28.?10,31.中徑d?,35..大徑D?D?1
螺紋牙的強度校核
螺母高度H??d2?2??62mm 工作圈數(shù)u?H/p?2?/6?10 計算螺紋根部彎曲強度校核公式由式5－49：
6Ql?[?b]
?Db2uD-D2=2 其中對于梯形螺紋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 。 故合適。 計算螺紋根部剪切校核由式5－48：
Q60?103???Dbu???35?10－3??10－3?9＝
查表5－13：[t]=30-40MPa 。 故合適。
螺母其他尺寸設定
凸緣尺寸的設定 ：由抗壓強度求凸緣外徑 ?Qca?????????
D2243?D??由表5－13得：[sb]=4-0M60Pa，則[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。
螺母結構設計：螺母凸緣強度校核
凸緣與底座接觸表面的擠壓強度：
，8取
?p?Q?4?60?103(D42?D32)??7542?572??10?6??[?p] 故合格。
其中?p??????b??60?102MPa。 凸緣根部的彎曲強度：
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。
凸緣根部被剪斷的情況較少發(fā)生，故強度計算從略。
螺桿材料、尺寸的設定及強度校核
螺紋自鎖性校核
?螺紋的自鎖條件需滿足???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 故自鎖，安全。 ?d2?? 螺桿材料選取及強度計算
螺桿材料：45＃鋼 調質 。
查表15－1：?s?355MPa,?b?640MPa ， 據(jù)表5－13： [?]??s3~5?70?120MPa ，
校核螺桿強度，根據(jù)第四強度理論求出危險截面計算應力?ca，
?ca??2?3?2?[?]； 其中??Q?4代入數(shù)據(jù)s= , t= 。
226得：?ca??3??10? ，故不太安全。 d12 ，??T/W，T?Qtan(???v)d2p3d1 。
，W=216
改進方法：1 選用40CrNi調質鋼 ；2 增大螺桿尺寸。 選用改進方法1 采用40CrNi調質鋼 ，
由表15－1： 毛坯尺寸
=147-245MPa,安全。 3~ 螺桿穩(wěn)定性校核
查表5－14： 螺桿的長度系數(shù)m在一端固定，一端自由時為m= 。
i???? A44螺桿工作長度：
l?H/2?l2?l3?l4?68/2?180??34???34?370mm，
螺桿的柔度： ?s??l/i 代入得：?s?2?370?
查經(jīng)驗公式直線公式的系數(shù)得： a=461,b=， 代入數(shù)據(jù)得：Qsc?(461??)?由螺桿的穩(wěn)定性條件Ssc??4282? 。
???Ss Q70其中對于傳力螺旋 Ss=~ 。符合螺桿穩(wěn)定性條件。 螺桿兩斷各鉆M10的螺孔，用于安裝擋圈。
螺桿結構設計：
底座及機架材料的選定及校核
底座及機架基本參數(shù)與結構的設定
查機械設計手冊，工程材料選用金屬材料性能與特性，用HT150－HT200灰鑄鐵都可，適用于重載低速等情況?？估瓘姸?80MPa,抗彎強度240MPa 。
機架厚度與斜度：厚可取 ??8?10mm ，取??10mm。 斜率可取k=111- ，取k= 。
. 底座內外徑的設定
底座內徑 D5?2?k???L??10~15????D3 ，L＝起重高度180；
??1??180??10~15????58?97mm ，可取D5?97mm ???10Q底座外徑D6通過擠壓強度求出： ?p????P?
?D62?D524計算得：D5?2???由表5－6得到，當接觸表面為混凝土時?p?2~3MPa，取?p?，
4Q4?60?1032?D5??982?10?6?192mm 求得：D6?6???10????p??機架總高：H??(D5?D3)/2?螺母下沿（69-26mm）+(10~20mm),取H??機架及底座結構設計：
托杯的材料及尺寸的設定
材料及尺寸的設定
查機械設計手冊，托杯可選用的材料有Q235，Q275或35＃，45?；蜩T鐵均可。選用Q235鋼，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，
托杯開口寬度D8?(2~)d3???d?120mm。
強度校核
對托杯下底面尺寸d0進行強度校核：
?p?Q?4(d02?D72)????p?? 查表5－6，鋼對鋼???p?????s???225?180MPa， 代入數(shù)據(jù)算得：?p?60?4(502?212)?109?????p??。故強度合格。
托杯的結構設計：
手柄材料及尺寸的設定
手柄材料及長度的選定
手柄材料可用Q235,Q275或45#,35#調質鋼均可。現(xiàn)取用Q235鋼。
手柄長度的選定：
擰緊力矩T等于螺旋副間摩擦力矩T1和托杯與螺桿上端支撐面的摩擦阻力矩T2之和，
T?T1?T2?Qd2tan(???v)?fcQrf?FNL?， 2其中fc為接合面的摩擦系數(shù)，查表5－5得：fc＝～，取fc＝ ，
rf為支撐面的摩擦半徑 rf?d4?d020?50?? ， 44人力FN一般可以取150～250N，考慮到持久耐力性取FN＝150N， 計算得到手柄有效長度L????100?44????100??/150?。
2??手柄實際長度可取L??=L?+d3/2+?50～100?mm?130?28?90?250mm。 手柄一端鉆M10的螺孔，用于安裝擋圈。
手柄直徑的選定
FNL??sM由彎曲強度計算 ?b? ??????bW?dK3/~2得：[sb]==113~150MPa 取[sb]=130MPa
~23整理計算得 ：dK?
32FNL????b??332?150?130?10?3?41mm 取dK=41mm。 6??130? 其他保險零件的選定
螺桿及手柄處擋圈及螺桿上端螺釘選取
手柄一端可自由拆卸，故只用一個擋圈。直徑d?dk?(5~10)?41?(5~10)mm,螺釘可取M6～M10。現(xiàn)取M10。
螺桿上端擋圈d?d4?(5~10)mm?20?(5~10)mm， 螺桿下端擋圈d??d?(5~10)mm?34?(5~10)mm。 其中螺桿兩端螺釘都取M10。
底座與螺母間緊定螺釘?shù)眠x取
底座與螺母間緊定螺釘可以選取M8。適用于被緊定零件的表面硬度較低或不經(jīng)常拆卸的場合。
四
設計結果（主要參數(shù)列表）
一
螺母
材料：鑄鋁青銅（ZCuAl9FeNi4Mn2）， Tr42′7 螺紋基本參數(shù)（mm）：P?6,d?34,小徑d0,28.?10,31.中徑d?,35..大徑D?D?1 ，
下斷尺寸D3?58mm，凸緣a?20mm， 上斷尺寸D4?80mm。
二 螺桿
螺桿材料：40Cr調質鋼及以上強度鋼，如20CrNi, 40CrNi等， 螺桿尺寸（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灰鑄鐵都可， 尺寸：厚度d=10mm，斜率k=1， 10底座內徑D5?97mm，底座外徑D6?192mm， 機架總高：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， 托杯開口寬度D8?120mm。
五 手柄
手柄材料可用Q235,Q275或45#,35#調質鋼均可， 手柄實際長度可取L???250mm，手柄直徑dK=41mm。 六
其他保險零件
手柄擋圈：直徑d?41?(5~10)mm,螺釘取M10。
螺桿上端擋圈d?20?(5~10)mm，螺桿下端擋圈d??34?(5~10)mm， 其中螺桿兩端螺釘都取M10。
底座與螺母間緊定螺釘可以選取M8。
五
參考文獻
[1] 機械設計第八版 濮良責 紀名剛 高等教育出版社。 [2] 機械設計課程設計圖冊 龔桂義 高等教育出版社。 [3] 機械設計手冊 電子版
教學設計螺旋共2
螺旋千斤頂設計計算說明書
精04 張為昭
目錄
一、基本結構和使用方法-----------3
二、設計要求---------------------3
三、基本材料選擇和尺寸計算-------3
（一）螺紋材料和尺寸---------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、創(chuàng)新性設計-------------------9
2
一、基本結構及使用方法
要求設計的螺旋千斤頂主要包括螺紋舉升結構、手柄、外殼體、和托舉部件幾個部分，其基本結構如下圖所示：
AA
該螺旋千斤頂?shù)氖褂梅椒ㄊ牵簩⑶Ы镯斊椒€(wěn)放在木質支承面上，調整千 斤頂托舉部件到被托舉重物合適的托舉作用點，然后插入并雙手或單手轉動 手柄，即可將重物舉起。
二、設計要求
（1） 最大起重量：Fmax?25kN； （2） 最大升距：hmax?200mm； （3） 可以自鎖；
（4） 千斤頂工作時，下支承面為木材，其許用擠壓應力：[?p]?3MPa； （5） 操作時，人手最大可以提供的操作約為：200N。
三、基本部件材料選擇及尺寸計算
（一）螺紋材料和尺寸
考慮到螺旋千斤頂螺紋的傳力特性選擇的螺紋類型為梯形螺紋。 （1） 材料選擇
千斤頂螺桿的工作場合是：經(jīng)常運動，受力不太大，轉速較低，故材料選用不熱處理的45號鋼。千斤頂螺母的工作場合是：低速、手動、不重要，故材料選用耐磨鑄鐵HT200。 （2） 螺桿尺寸設計
螺旋副受力如下圖所示：
1、耐磨性設計
由上圖螺旋副的受力分析可知，螺紋傳動在旋合接觸表面的工作壓力為：
p?FPF ??d2hHZ?d2h其中，軸向載荷：F=25kN。螺紋高：h，由選擇螺紋的公稱直徑確定。
為了方便滿足自鎖性要求，采用單頭螺旋，一般旋合圈數(shù)：Z?10。
為方便計算，設螺紋參數(shù)中間變量：高徑比??耐磨性的要求是：
p?[p]
H。 d2其中[p]為滿足耐磨性條件時螺紋副的許用壓力。對于鋼-鑄鐵螺紋螺母材料，由于千斤頂?shù)墓ぷ魉俣容^低，可認為滑動速度不大于3m/s。千斤頂中螺母為整體結構，螺母磨損后不能調整，但螺母兼作支承作用，故設計時可先認為 f=，則可取此時的許用壓力[p]為17MPa。
由螺旋副接觸表面壓力公式及耐磨性公式得到耐磨性設計公式：
D2?FP ?h?[p]對梯形螺紋，
H?，代入上式求得： Pd23
查國標選梯形螺紋為公稱直徑d為Tr36，導程P為10mm，中徑d2=31mm滿足要求。代入高徑比計算公式：
F=HZP== d2d2求得實際旋和圈數(shù)Z=。
故暫定螺紋尺寸是公稱直徑d為Tr36，導程P為10mm，旋合 圈數(shù)Z=。
2、強度設計
已知最大載荷為25kN，則在載荷最大時，螺桿受到扭矩：
DTmax=Fmax2tan(g+rn)
2其中螺紋中徑：d2=31mm； 螺紋升角：g=arctannP?°； pd2當量摩擦角：rn=arctanfn； 當量摩擦系數(shù)：fn=fcosa。
2由于螺桿－螺母為鋼－鑄鐵材料，考慮到千斤頂既有穩(wěn)定自鎖，又有上升運動過程，故取摩擦系數(shù)f=。又由于采用梯形螺紋，故牙型角a=30°。
聯(lián)立以上各式解得螺桿受到的最大扭矩：
Tmax?×m
已知小徑：d1=25mm，則由第四強度理論，危險截面應力：
sca=(4Fmax2Tmax2)+3()? 已知45號鋼屈服強度為355MPa，載荷穩(wěn)定故取許用當量應
力：
[s]=4=
則有：sca
3、自鎖性設計
千斤頂由于其用途，要求具有自鎖功能。由于自鎖是針對停止狀態(tài)所說，故摩擦系數(shù)f可取較大值，由強度設計中的計算結果，此時當量摩擦角：rn?°大于螺旋升角：g=arctan
nP?°，所以自鎖性條件可以滿足。 pd25
4、穩(wěn)定性設計
穩(wěn)定性條件：
sc=Fcr3[S] Fmax由于千斤頂為傳力螺旋，故取安全系數(shù)［S］=。
由千斤頂結構，螺桿端部結構為一端固定，一自由式支承，長度 系數(shù)m為。要求最大升距hmax為200mm，由裝配圖測量得到此 時從支承螺母中心到千斤頂頂部的等效長度L為325mm，螺桿的 柔度：
??4?L?104 d1已知使用45號鋼且不做熱處理，則臨界載荷：
?2EIa?2E?d12Fcr??? (?L)2(?L)264Sc??故穩(wěn)定性條件可以滿足。
綜上所述，螺桿選擇Tr36，導程P=10mm即可滿足設計條件。
（3） 螺母尺寸設計
由螺桿中的設計，將旋和圈數(shù)Z定為。一般來說螺母只需校核螺紋牙即可，而且由于螺母材料為鑄鐵，強度小于螺桿材料，故只需要校核螺母螺紋牙的剪切強度、彎曲強度和抗擠壓強度即可，螺桿上的螺紋牙強度則不用校核。螺母螺紋牙受力如下圖所示：
1、剪切強度校核
剪切強度條件：
T=Fmax￡[t] Zpdb其中旋合圈數(shù)：Z為； 螺紋公稱直徑：d=36mm; 螺紋牙根部厚度：b==。 耐磨鑄鐵許用剪切應力取為：[t]=40MPa。
代入各項數(shù)據(jù)得上述剪切強度不等式成立，即剪切強度滿足要求。
2、彎曲強度校核
彎曲強度條件：
sb=其中牙高：h=；
3Fmaxh￡[sb] 2Zpdb耐磨鑄鐵許用彎曲應力取為：[sb]=50MPa。
代入各項數(shù)據(jù)得上述彎曲強度不等式成立，即彎曲強度滿足要求。
3、抗擠壓強度校核
由螺母螺紋牙受力圖可得平均擠壓應力：
A2=Fmax? sp=aZpd2hZpd2h/cos2Fmax/cos 已知螺母許用擠壓應力：[sp]?[sb]=75MPa，顯然滿足
sp
4、螺母外部尺寸設計
由基本結構圖可以看到，螺母的外部形狀可以看作是兩個半徑不同的同心圓柱連接在一起，這樣設計的目的是保證螺母的定位。為了保證千斤頂?shù)恼９ぷ?，需要設計這兩個圓柱的尺寸以使其在工作中不會失效。
由前述計算已知的螺母尺寸為：H=ZP=，圓整后高度H=78mm，內螺紋大徑D4=37mm。設螺母外部形狀：小圓柱外徑為D1=60mm，大圓柱外徑為D2及小圓柱的高度為H1未知待求。
為防止大圓柱與千斤頂殼體的接觸面被壓壞，需要滿足：
Fmax
sp=￡[s]p2p(D2-D12)/4
對耐磨鑄鐵HT200，許用的抗壓應力[sp]=設計大圓柱外徑為：
=100MPa,最后 3D2?80mm
為了防止大圓柱突出部分被剪斷，需要滿足：
T=Fmax￡[t]
pD1(H-H1)對耐磨鑄鐵許用剪切應力為40MPa，最后設計小圓柱高度為：
H1=60mm
7 綜上所述，螺旋千斤頂?shù)穆菁y選為公稱直徑d為Tr36,導程P=10mm。此
時螺母高度H=78mm，螺母外部小圓柱外徑60mm，高60mm，大圓柱外徑80mm。 小圓柱表面與外殼體之間有基軸制配合關系，故選其公差帶為h7。查標準 得：所選螺紋配合為中等旋合長度。由于千斤頂為中等精度機械設備，故查 標準得內螺紋公差帶為6H，外螺紋公差帶為6g。螺母外部小圓柱裝配時對 精度要求不高，圓柱度公差取為9。螺母外部小圓柱與內部螺孔需要有一定 同軸度以保證千斤頂工作正常，但形位度要求不高，取同軸度公差為9。螺 母外部小圓柱軸線與大圓柱和外殼體的接觸面還有垂直度的要求，也取公差 為9。整個螺母接觸面都較重要，表面粗糙度Ra值選為，未接觸面Ra 可選為以降低加工成本。
（二）手柄材料及尺寸 （1） 材料選擇
綜合考慮成本和強度，手柄的材料選用普通未經(jīng)熱處理的45號鋼。 （2） 長度設計
由螺桿的強度設計可知，手柄需要提供最大的扭矩，則 手柄的有效作用長度應為：
TL=max?488mm
200N在實際設計中，由于手柄還要滿足插入螺桿上部接頭的要求，同時考慮 到千斤頂本身運動部件具有摩擦力，因此實際設計長度還要在此長度上 加上一部分，最終應設計長度為520mm。 （3） 直徑設計
手柄在操作時會受到剪力和彎矩的作用，最大操作力為200N,最大扭矩為，則力的分布圖如下所示：
剪力圖
彎矩圖
可見，危險截面在手柄與螺桿接頭處。
8 手柄的材料選為未經(jīng)熱處理的45號鋼，設計手柄直徑為D，則危險截面最大剪應力：
4200N t=23pD/4 危險截面最大彎曲正應力：
×m s=由第四強度理論，要使手柄正常工作，需要滿足條件：
sca=s2+3t2￡[s]
當安全系數(shù)為2時，許用應力[s]=600MPa=300MPa,代入第
s2 四強度理論計算式，并聯(lián)立剪應力、切應力計算公式，求得手柄直徑：
D=15mm 綜上所述，手柄長520mm，直徑15mm。
（三）底座尺寸
千斤頂使用時的下支承面為木材，許用擠壓應力為3MPa，則由抗擊壓強度準則：
Fsp=max￡[sp]=3MPa
s=其中S為下支承面尺寸，解上述不等式，得S38334mm2，為滿足易于組
sb裝及各方向受力均勻的要求，選擇下支承面為環(huán)形結構，內徑尺寸為100mm可以滿足準則要求，綜合考慮到千斤頂本身具有的重量、體積和使用時的穩(wěn)定性，將外徑尺寸設計為180mm。
綜上所述，下支承面設計為環(huán)形，內徑100mm，外徑180mm。
四、主要部件基本尺寸及材料
（1） 螺桿螺紋：Tr36′10-6g，45號鋼；
（2） 螺母螺紋：Tr36′10-6H，HT200耐磨鑄鐵； （3） 手柄：長度500mm，直徑15mm，45號鋼；
（4） 底座：外徑180mm，內徑100mm，HT200灰鑄鐵。
五、創(chuàng)新性設計
（1） 手柄加上橡膠手柄球而非普通塑料手柄球，既節(jié)約成本，又易于拆卸，減少千斤頂存放的體積；
（2） 為了攜帶方便，給千斤頂外殼加上把手； （3） 為提高外殼強度，給外殼加上肋板；
（4） 為了使用過程中省力，在托舉部分和旋轉的螺桿間加入推力軸承，并在相關旋轉部件處涂潤滑油以減小使用阻力； （5） 為了增強千斤頂對托舉點形狀的適應能力，將托舉部件頂部由杯狀改成平頂，同時為了減小對被托舉物的損害，給托件部分加上橡膠保護套；
9 （6） 在千斤頂?shù)撞吭O計成密封用的橡膠蓋，使千斤頂在存放時，螺旋運動部件免受灰塵侵擾。
教學設計螺旋共3
一、設計任務書
設計帶式輸送機的傳動裝置。
工作條件：帶式輸送機連續(xù)單向運轉，工作平穩(wěn)無過載，空載起動，輸送帶速度允許誤差±5% ；兩班制工作（每班按8小時計算），使用期限10年，小批量生產。
具體的設計任務包括： （1）傳動方案的分析和擬定；
（2）電動機的選擇，傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算； （3）傳動零件的設計（帶傳動、單級齒輪傳動）；
（4）軸和軸承組合設計（軸的結構設計，軸承組合設計，低速軸彎、扭組合強度校核，低速軸上軸承壽命計算）；
（5）鍵的選擇及強度校核（低速軸上鍵的校核）； （6）聯(lián)軸器的選擇； （7）減速器的潤滑與密封；
（8）減速器裝配草圖俯視圖設計（箱體、附件設計等）；
二、傳動方案的擬定及電動機的選擇
已知條件：運輸帶的有效拉力 F=3000N，傳送帶的速度為 v=2m/s，滾筒直徑為 D=300mm。連續(xù)單向運轉，工作平穩(wěn)無過載。
1、傳動方案的擬定
采用V帶傳動及單級圓柱齒輪傳動。 （1）、類型：采用Y系列三相異步電動機 （2）、容量選?。汗ぷ鳈C有效功率：
pw=FV/1000=3000 2/1000=6KW 設 ：V型帶效率
：滾動軸承效率
：閉式齒輪傳動（設齒輪精度為8級）效率
:彈性聯(lián)軸器效率
：卷筒軸效率
?6: 滾筒效率
查表得
?2=
?3= ?4= ?5= ?6=
傳動裝置總效率為：
?總= ?1 ? 2^2 ?3 ?4 ?5 ?6
=×^2××××= 電動機所需功率為：
pd=FV/1000×= 查《機械設計基礎課程設計》附錄二， 選取電動機的額定功率 Pe= （3）、確定電動機轉速 滾筒轉速為：
=60×1000V/πD
=60×1000×2／π×300=／min 因帶傳動的傳動比2-4為宜，齒輪傳動的傳動比3-5為宜，則 最大適宜傳動比為
最小適宜傳動比為
則電動機轉速可選范圍為：
nd=i =×（6~20）=~2548 r／min 可選的同步轉速有
1000r／min 1500r／min 3000r／min 三種，三種方案的總傳動比分別為： i =
i =
= 考慮到電動機轉速越高，價格越低，尺寸越小，結構更緊湊，故選用同步轉速為 的電動機。
查《機械設計基礎課程設計》附錄二，得此電動機的型號為 Y132M-4。 電動機型號：Y132M-4 額定功率 ： 滿載轉速 ：1440 啟動轉矩 ： 最大轉矩 ：
由電動機具體尺寸參數(shù) ，得 中心高： 132mm 外型尺寸 ： 515*（270/2+210）315 底腳安裝尺寸 ：216 178 地腳螺孔直徑 ：12 軸外伸尺寸 ：38 80 裝鍵部位尺寸 ：10 33 38
2、計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比 （1）、總傳動比： i總= （2）、分配傳動比：取帶傳動比
i帶=，則減速器傳動比
i齒=/=4。
三、傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算
1、各軸轉速計算
nⅠ= ／i帶=1440／= r／min
nⅡ=nⅠ／i齒=／= r／min
滾筒n筒=nⅡ= r／min
2、各軸輸入功率計算
pⅠ= Pd ?帶=×= PⅡ=PⅠ?2=×096= kw
3、各軸輸入轉矩計算
Td=9550×Pd／nⅠ=9550×／1440= TⅠ=9550×PⅠ／nⅠ= 9550×／= TⅡ=9550×PⅡ／nⅡ=9550×／=
四、傳動零件的設計計算
（一）、V帶及帶輪的設計
已知條件：電動機型號為 Y132M-4 中心高132mm，電動機的輸出功率為 。滿載轉速為 1440r／min。每天運轉時間為16小時（八小時每班，兩班制），I軸轉速為 r／min 齒輪傳動傳動比：
i=nⅠ／nⅡ=4 （1）、確定計算功率 每天運轉時間為16小時的帶式輸送機的工況系數(shù) =。則
= Pe=×=9 kw (2)、
選擇V帶型號
查表知選A型帶
并考慮結構緊湊性等因素，初選用窄V帶SPA型。 （3）、確定帶輪的基準直徑 和
i、初選小帶輪直徑
一般取 ，并取標準值。查表取小帶輪直徑為125m m。機中心高為 H=132mm，由 ，故滿足要求。 II、驗算帶速
V=пd1n1／60×1000=×125×1440／60×1000
=／s 一般應使 ，故符合要求。 III、計算大帶輪直徑
要求傳動比較精確，考慮滑動率 ，取 =
有 =（1- ）i帶 =（）×125×= 取標準值
=350mm 則傳動比 i= 對減速器的傳動比進行修正，得減速器的傳動比 i=4 從動輪轉速為 n2=／min IV、確定中心距和帶長
【1】 由式
，可 得 mm≤a≤950 mm 取初步中心距 =750mm （需使 a》700） 【2】 初算帶長
Dm=（D1+D2）／2= mm Δ=（D2-D1）／2= L= +2a+Δ ／2=2402mm 選取相近的標準長度 Ld=2500mm 【3】 確定中心距
實際中心距
A≈ +(Ld-L) ／2=750+(2500-2402)/2 =800mm
V、驗算小輪包角
【1】計算單根V帶的許用功率
由SPA帶的 =125mm, n=1440r／min
i帶=
得
=
又根據(jù)SPA帶
Δ =
又由 Ld=2500mm 查表，長度系數(shù)
=180°-Δ×60°／a=°
同時由
=°得包角系數(shù) Ka= 【2】、計算帶的根數(shù)z Z=Pc／（P0+ΔP0）Kl Ka= 取z=5 SPA帶推薦槽數(shù)為1-6，故符合要求。 VI、確定初拉力
單位長度質量 q=／m 單根帶適宜拉力為：= VII、計算壓軸力
壓軸力為：
FQ=2z sin( a1／2)= VIII、張緊裝置
此處的傳動近似為水平的傳動，故可用調節(jié)中心距的方案張緊。
VIIII、帶輪的結構設計
已知大帶輪的直徑da2=350mm，小帶輪的直徑為 da1=125mm。對于小帶輪，由于其與電動機輸出轉軸直接相連，故轉速較高，宜采用鑄鋼材料，
又因其直徑小，故用實心結構。
對于大帶輪，由于其轉速不甚高，可采用鑄鐵材料，牌號一般為HT150或HT200，
又因其直徑大，故用腹板式結構。
（二）、齒輪設計
已知條件：已知輸入功率P1= ，轉速為 n1= r/min，齒數(shù)比 u=4，單向運轉，載荷平穩(wěn)，每天工作時間為16小時，預計壽命為10年。 （1）、選定齒輪類型、材料、熱處理方式及精度等級 A、采用直齒圓柱齒輪傳動。
B、帶式輸送機為一般機械，速度不高，選用8級精度。
C、查表
小齒輪材料為45鋼，調質處理，平均齒面硬度為250HBS。
大齒輪材料為45鋼，正火處理，平均齒面硬度為200 HBS。 （2）、初步計算齒輪參數(shù)
因為是閉式齒面齒輪傳動，故先按齒面接觸疲勞強度設計，按齒根彎曲疲勞強度校核。
小齒輪分度圓的直徑為
A、Ad==85 B、計算齒輪轉矩
TⅠ=9550×PⅠ／nⅠ= 9550×／= Nm C、取齒寬系數(shù)
齒數(shù)比為u=4 D、取 ,則大齒輪的齒數(shù): =84 E、接觸疲勞極限
[σH]lim =610MPa, [σH]lim =500MPa 應力循環(huán)次數(shù)
n1=60××10×300×16=×10
n2=N1/u=×10
查圖得接觸疲勞壽命極限系數(shù)為 =1, = 取安全系數(shù)SH=1 則接觸應力：
[σ ] =[σ ]lim1ZN1/SH=610×1/1=610MPa [σ ] =[σ ]lim2ZN2/SH=550MPa 取
[σ ]=550 MPa
則
=85
>=66mm
取d1=70mm （3）、確定傳動尺寸
1、計算圓周速度
V=pd1n1/60*1000=/s
2、計算載荷系數(shù) 查表得使用系數(shù)
由 v= ，8級精度，查圖得動載系數(shù)
查表得齒間載荷分配系數(shù)
查表得齒向載荷分布系數(shù) （非對稱布置，軸剛性?。?得
3、確定模數(shù)： m=d1/z1=70/21=，取標準模數(shù)為 .5
4、計算中心距：
A=m(z1+z2)/2=
圓整為a=185mm
5、精算分度圓直徑
D1=mz1=×21= d2=mz2=×84=294mm
6、計算齒寬
B1= d1=×=80mm 取 b2=80mm，
B1=85mm
7、計算兩齒輪的齒頂圓直徑、齒根圓直徑
小齒輪： 齒頂圓直徑：
Da1=m(z1+ha*)=×(21+1)=77mm 齒根圓直徑：
Df1=m(z1-2ha*-2c)=×(21-2×1-2×)= 大齒輪： 齒頂圓直徑： da2= 齒根圓直徑： df2= （4）、校核齒根彎曲強度 由
式中各參數(shù)的含義
1、的值同前
2、查表齒形系數(shù)
Ya1= Ya2=
應力校核系數(shù)
Ysa1= Ysa2=
4、許用彎曲應力
查圖6-15（d）、（c）的彎曲疲勞強度系數(shù)為
=1
查圖得彎曲疲勞壽命系數(shù)
，取安全系數(shù) ，故有KFN1= KFN2= 滿足齒根彎曲強度。 （5）結構設計
小齒輪的分度圓直徑為 ，故可采用實心結構 大齒輪的分度圓直徑為 ，故應采用腹板式結構 （6）、速度誤差計算
經(jīng)過帶輪和齒輪設計后， 滾筒的實際轉速n= /i= =/min 滾筒理論要求轉速為 /min 則誤差為
故符合要求。
五、軸的設計計算
（一）、低速軸的設計校核 低速軸的設計
已知：輸出軸功率為
=，輸出軸轉矩為
=，輸出軸轉速為
=/min，壽命為10年。 齒輪參數(shù)： z1=21， z2=84，m=，
1、選擇軸的材料
該軸無特殊要求，因而選用調質處理的45鋼，查得
2、求輸入軸的功率，轉速及扭矩
已求得 ，PI= , TI=， nI= /min
3、初步估算最小軸徑 最小軸徑
當選取軸的材料為45鋼，C取110
=
輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 。
考慮到軸上開有鍵槽對軸強度的影響，軸徑需增大5%。
D=(1+5%)= 則d=45mm 為使所選直徑 與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選擇聯(lián)軸器。
聯(lián)軸器的扭矩 ,查表得 ，又TII=，則有 Tc=kT= = 理論上該聯(lián)軸器的計算轉矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩。 從《機械設計基礎課程設計》 查得采用 型彈性套柱聯(lián)軸器。 該聯(lián)軸器所傳遞的公稱轉矩
取與該軸配合的半聯(lián)軸器孔徑為 d=50mm，故軸徑為d1=45mm 半聯(lián)軸器長 ，與軸配合部分長度 L1=84mm。 軸的結構設計 裝聯(lián)軸器軸段I-II:
=45mm，因半聯(lián)軸器與軸配合部分的長度為 ，為保證軸端擋板壓緊聯(lián)軸器，而不會壓在軸的端面上，故 略小于 ，取 =81mm。 （2）、裝左軸承端蓋軸段II-III： 聯(lián)軸器右端用軸肩定位，取 =50mm，
軸段II-III的長度由軸承端蓋的寬度及其固定螺釘?shù)姆秶ú鹧b空間而定），可取 =45mm.（3）、裝左軸承軸段III-VI：
由于圓柱斜齒輪沒有軸向力及 =55,初選深溝球軸承，型號為6211，其尺寸為 D×d×B=100×55×21，故 =55。
軸段III-VI的長度由滾動軸承的寬度B=21mm，軸承與箱體內壁的距離s=5～10（取 =10），箱體內壁與齒輪距離a=10～20mm（一般取 ）以及大齒輪輪轂與裝配軸段的長度差（此處取4）等尺寸決定： L3=B+s+a+4=21+10+14+4=49mm 取L3=49mm。
（4）、裝齒輪軸段IV-V：
考慮齒輪裝拆方便，應使d4>d3=55mm， 軸段IV-V的長度由齒輪輪轂寬度 =80mm決定，取 =77mm。 （5）、軸環(huán)段V-VI：
考慮齒輪右端用軸環(huán)進行軸向定位，取d5=70mm。
軸環(huán)寬度一般為軸肩高度的倍，即
==10mm。 （6）、自由段VI-VII：
考慮右軸承用軸肩定位，由6211軸承查得軸肩處安裝尺寸為da=64mm，取d6=60mm。
軸段VI-VII的長度由軸承距箱體內壁距離 ，軸環(huán)距箱體內壁距離 決定，則 =19mm。
（7）、右軸承安裝段VII-VIII：
選用6211型軸承，d7=55mm，軸段VII-VIII的長度由滾動軸承寬度B=21mm和軸承與箱體內壁距離決定，取 。 軸總長為312mm。
3軸上零件的定位
齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均用平鍵連接。
按 =45mm，由手冊查得平鍵剖面 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70mm。
半聯(lián)軸器與軸的配合代號為
同理由 =60mm，選用平鍵為10×8×70，為保證良好的對中性，齒輪輪轂與軸的配合代號為 ，滾動軸承與軸的周向定位是靠過盈配合來保證的，此處選 。 4考慮軸的結構工藝性
軸端倒角取 .為便于加工，齒輪、半聯(lián)軸器處的鍵槽分布在同一母線上。
5、軸的強度驗算
先作出軸的受力計算簡圖，如圖所示，取集中載荷作用在齒輪的中點， 并找出圓錐滾子軸承的支反力作用點。由表查得代號為6211軸承 ,B=21mm。則
l1=+45+21/2=97mm L2=49+77/2-21/2=77mm L3=77/2+10+19+31-21/2=88mm (1)、計算齒輪上的作用力
輸出軸大齒輪的分度圓直徑為 d2=294mm，
則圓周力
徑向力
軸向力
Fa=Ft tan =Ft tan 0°=0 （2）、計算軸承的支反力
【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】、畫彎矩圖
截面C處的彎矩 a、水平面上的彎矩
B、垂直面上的彎矩
C、合成彎矩M
D、扭矩 T=T =Nmm
e、畫計算彎矩
因單向運轉，視扭矩為脈動循環(huán)， ，則截面B、C處的當量彎矩為
=Nmm f、按彎扭組合成應力校核軸的強度可見截面C的當量彎矩最大，故校核該截面的強度
查表得 ，因 ，故安全。
A截面直徑最小，故校核其強度
查表得 ，因 ，故安全。 g、判斷危險截面
剖面A、B、II、III只受扭矩，雖有鍵槽、軸肩及過渡配合等所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，所以剖面A、B、II、III均無需校核。
從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，剖面IV和V處過盈配合所引起的應力集中最嚴重；從受載的情況看，剖面C處 最大。剖面V的應力集中的影響和剖面IV的相近，但剖面V不受扭矩作用，同時軸徑也比較大，故不必作強度校核。剖面C上雖然 最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故剖面C也不必校核。剖面VI顯然更不必校核，又由于鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只須校核IV既可。
（二）、高速軸的設計校核 高速軸的設計
已知：輸入軸功率為PⅠ= kw ，輸入軸轉矩為TⅠ= ，輸入軸轉速為nⅠ= r／min，壽命為10年。 齒輪參數(shù)： z1=21，z2=84，m=， 。
1、選擇軸的材料
該軸無特殊要求，因而選用調質處理的45鋼，由表查得
1、求輸出軸的功率 ，轉速 及扭矩 。 已求得
= r／min = = 初步估算最小軸徑 最小軸徑 d min=
由表可知，當選取軸的材料為45鋼，C取110
D min= mm
此最小直徑顯然是安裝大帶輪處軸的直徑 。
考慮到軸上開有鍵槽對軸強度的影響，軸徑需增大5%。
則 d min= =，取 =28 mm
2、軸的結構設計
（1）、裝帶輪軸段I-II:
=28 mm,軸段I-II的長度根據(jù)大帶輪的輪轂寬度B決定，已知 =60mm，為保證軸端擋板壓緊帶輪，而不會壓在軸的端面上，故 略小于 ，故取 =57mm。 （2）、裝左軸承端蓋軸段II-III：
聯(lián)軸器右端用軸肩定位，取 ,軸段II-III的長度由軸承端蓋的寬度及其固定螺釘?shù)姆秶ú鹧b空間而定），可取
（3）、裝左軸承軸段III-IV：
由于圓柱直齒輪無軸向力及
,初選深溝球軸承，型號6207，其尺寸為 , 。 軸段III-VI的長度由滾動軸承的寬度,滾動軸承與箱體內壁距離 ，等尺寸決定： 。 （4）、間隙處IV-V：
高速軸小齒輪右緣與箱體內壁的距離 。 取 ，
（5）、裝齒輪軸段V-VI：
考慮齒輪裝拆方便，應使 ，取 ，軸段V-VI的長度由齒輪輪轂寬度B=80mm決定，取 。
（6）、軸段VI-VII：
與軸段IV-V同。 。 （7）、右軸承安裝段VII-VIII：
選用6207型軸承，
B=17mm ，軸VII-VIII的長度取
軸總長為263mm。
3、軸上零件的定位
小齒輪、帶輪與軸的周向定位均用平鍵連接。
按 =28mm，由手冊查得平鍵剖面 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm。
帶輪與軸的配合代號為 。同理由
，選用平鍵為 ，為保證良好的對中性，齒輪輪轂與軸的配合代號為 ，滾動軸承與軸的周向定位是靠過盈配合來保證的，此處選 。
4、考慮軸的結構工藝性 軸端倒角取 。
為便于加工，齒輪、帶輪處的鍵槽分布在同一母線上。
7、軸的強度驗算
先作出軸的受力計算簡圖，如圖所示，取集中載荷作用在齒輪的中點，并找出圓錐滾子軸承的支反力作用點。查《機械設計課程設計指導書》得代號為6207的深溝球軸承 a=17mm，則 L1=57/2+50+17/2=87mm L2=17/2+12+10+80/2= L3=17/2+12+10+80/2= (1)、計算齒輪上的作用力
輸出軸小齒輪的分度圓直徑為
D1=mz1= 21=
則圓周力
徑向力
軸向力
Fa=0 （2）、計算軸承的支反力
【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處的彎矩
1、水平面上的彎矩
2、垂直面上的彎矩
3、
合成彎矩M
4、扭矩
T= TⅠ=
5、計算彎矩
因單向運轉，視扭矩為脈動循環(huán)， ，則截面C、A、D處的當量彎矩為
6、按彎扭組合成應力校核軸的強度
可見截面A的當量彎矩最大，故校核該截面的強度
查表得 ，因 ，故安全。
截面D的直徑最小，故校核該截面的強度
因 ，故安全。
5、判斷危險截面
剖面A、B、II、III只受扭矩，雖有鍵槽、軸肩及過渡配合等所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，所以剖面A、B、II、III均無需校核。
從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，剖面IV和V處過盈配合所引起的應力集中最嚴重；從受載的情況看，剖面C處 最大。剖面V的應力集中的影響和剖面IV的相近，但剖面V不受扭矩作用，同時軸徑也比較大，故不必作強度校核。剖面C上雖然 最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故剖面C也不必校核。剖面VI顯然更不必校核，又由于鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只須校核IV既可。
六、鍵連接的校核計算
鍵連接設計
i、帶輪與輸入軸間鍵連接設計
軸徑
，輪轂長度為 ，查手冊，選用A型平鍵，其尺寸為 。 現(xiàn)校核其強度：
, ，
。
查手冊得 ，因為 ，故滿足要求。 II、小齒輪與輸入軸間鍵連接設計
軸徑 d=50mm，輪轂長度為 ，查手冊，選用A型平鍵，其尺寸為 .現(xiàn)校核其強度： TI=Nmm, ， 。
查手冊得 ，因為 ，故滿足要求。 鍵連接設計
iII、大齒輪與輸出軸間鍵連接設計
軸徑d=60mm，輪轂長度為 ，查手冊，選用A型平鍵，其尺寸為
現(xiàn)校核其強度：
TII= Nm， ， 。
查手冊得 ，因為 ，故滿足要求。 IV、半聯(lián)軸器與輸出軸間鍵連接設計
軸徑 ，半聯(lián)軸器的長度為 ，查手冊，選用A型平鍵，其尺寸為 .現(xiàn)校核其強度：
, ， 。
查手冊得 ，因為 ，故滿足要求。
七、滾動軸承的選擇及壽命計算
滾動軸承的組合設計及低速軸上軸承的壽命計算 已知條件：
采用的軸承為深溝球軸承。
一、滾動軸承的組合設計
1、滾動軸承的支承結構
輸出軸和輸入軸上的兩軸承跨距為H1=155mm,H2=150mm ，都小于350mm。且工作狀態(tài)溫度不甚高，故采用兩端固定式支承結構。
2、滾動軸承的軸向固定
軸承內圈在軸上的定位以軸肩固定一端位置，另一端用彈性擋圈固定。 軸承外圈在座孔中的軸向位置采用軸承蓋固定。
3、滾動軸承的配合
軸承內圈與軸的配合采用基孔制，采用過盈配合，為 。 軸承外圈與座孔的配合采用基軸制。
4、滾動軸承的裝拆
裝拆軸承的作用力應加在緊配合套圈端面上，不允許通過滾動體傳遞裝拆壓力。
裝入時可用軟錘直接打入，拆卸時借助于壓力機或其他拆卸工具。
5、滾動軸承的潤滑
對于輸出軸承，內徑為d=55mm，轉速為n= ，則
，查表可知其潤滑的方式可為潤滑脂、油浴潤滑、滴油潤滑、循環(huán)油潤滑以及噴霧潤滑等。
同理，對于輸入軸承，內徑為35，轉速為 r/min ，查表可知其潤滑的方式可為潤滑脂、油 浴潤滑、滴油潤滑、循環(huán)油潤滑以及噴霧潤滑等
6、滾動軸承的密封
對于輸出軸承，其接觸處軸的圓周速度
故可采用圈密封。
二、低速軸上軸承壽命的計算 已知條件： 1軸承 ,
2軸承
軸上的軸向載荷為0徑向載荷為
查表得 ,則軸承軸向分力 Fs1=Fr1/2Y=567N Fs2=Fr2/2Y=496N
易知此時
Fs1 > Fs2 則軸承2的軸向載荷
軸承1軸向載荷為 .且低速軸的轉速為 預計壽命
=16 h I、計算軸承1壽命
6、確定 值
查《機械設計基礎課程設計》表，得6207基本動荷 ,基本額定靜載荷 。
7、確定e值
對于深溝球軸承，則可得 e=
8、計算當量動載荷P 由
9、計算軸承壽命 由 = 查可得 ,取 ；查表可得 （常溫下工作）；6207軸承為深溝球軸承，壽命指數(shù)為 ，則
> 故滿足要求。 II、計算軸承2壽命
1、確定 值
查《機械設計基礎設計》，得6211型軸承基本額定動載荷 ,基本額定靜載荷 。
2、確定e值
對于深溝球軸承6200取，則可得e=
4、計算當量動載荷P 由
由表10-5查得 ,則 P=Fr2=1687N
5、計算軸承壽命 由
查表10-7，可得 ,取 ；查表10-6可得 （常溫下工作）；深溝球軸承軸承，壽命指數(shù)為
，則
> ,故滿足要求。
八、聯(lián)軸器的選擇
與低速軸軸端相連的半聯(lián)軸器為彈性套柱銷聯(lián)軸器，型號為 ，其公稱轉矩為 ，而計算轉矩值為：
，故其強度滿足要求。
九、箱體結構設計
箱體采用灰鑄鐵鑄造而成，采用剖分式結構，由箱座和箱蓋兩部分組 成，取軸的中心線所在平面為剖分面。 箱體的強度、剛度保證
在軸承座孔處設置加強肋，做在箱體外部。外輪廓為長方形。 機體內零件的密封、潤滑 低速軸上齒輪的圓周速度為：
由于速度較小，故采用油池浸油潤滑，浸油深度為：
高速軸上的小齒輪采用濺油輪來潤滑，利用濺油輪將油濺入齒輪嚙合處進行潤滑。
3、機體結構有良好的工藝性.鑄件壁厚為8mm，圓角半徑為R=5。機體外型簡單，拔模方便.4.
對附件設計
A 視孔蓋和窺視孔
在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件嚙合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M8螺釘緊固。 B 油螺塞：
放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。
C 油標：
油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。 油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.D 通氣孔：
由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.E 定位銷：
為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.F 吊鉤：
在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體.
總結：機箱尺寸
名稱 符號 結構尺寸/mm 箱座壁厚
8 箱蓋壁厚
8 箱座凸緣厚度
12 箱蓋凸緣厚度
12 箱底座凸緣厚度
20 箱座上的肋厚
7 箱蓋上的肋厚
7 軸承旁凸臺的高度
39 軸承旁凸臺的半徑
23 軸承蓋的外徑
140/112 地 腳 螺 釘 直徑
M16 數(shù)目
4 通孔直徑
20 沉頭座直徑
32 底座凸緣尺寸
22 20 連 接 螺
栓 軸承旁連接螺栓直徑
M12 箱座的連接螺栓直徑
M8 連接螺栓直徑
M18 通孔直徑
9 沉頭座直徑
26 凸緣尺寸
15 12
定位銷直徑
6 軸承蓋螺釘直徑
M8A 視孔蓋螺釘直徑
M6 吊環(huán)螺釘直徑
M8 箱體內壁至軸承座端面距離
55 大齒輪頂圓與箱體內壁的距離
12 齒輪端面與箱體內壁的距離
15
十、潤滑與密封 滾動軸承的潤滑
由于軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。 潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用GB443-89全損耗系統(tǒng)用油L-AN15潤滑油。 密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定 十
一、設計小結
十
二、參考資料
1《畫法幾何及工程制圖
第六版》朱輝、陳大復等編
上?？茖W技術出版社
2、《機械設計基礎課程設計》 陳立德主編
高等教育出版社
3、《機械設計計算手冊
第一版》王三民主編
化學工業(yè)出版社
4、《機械設計
第四版》邱宣懷主編
高等教育出版社
我的設計作業(yè)F=3000N V=2m/s D=300mm
教學設計螺旋共4
螺旋千斤頂
設計計算說明書
院
系
專業(yè)年級
設 計 者
指導教師
成
績
2010年11月1日
-
設計任務書
設計題目：螺旋千斤頂
千斤頂結構簡圖：
設計條件：
1、最大起重量F = 40kN；
2、最大升距H =200mm；
3、低速。
設計工作量：
繪制出總裝配圖一張，標注有關尺寸，填寫標題欄及零件明細表； 編寫設計計算說明書一份。
- 3
表2-1 而作為傳動類螺紋的主要有矩形、梯形與鋸齒形，常用的是梯形螺紋。
梯形螺紋牙型為等腰梯形，牙形角α=30o，梯形螺紋的內外螺紋以錐面貼緊不易松動。故本實驗選梯形螺紋，它的基本牙形按GB/—2005的規(guī)定。
三、零件尺寸的計算
、螺桿
、螺桿直徑及螺紋的計算
按耐磨性條件確定螺桿中徑d2。求出d2后，按標準查表選取相應公稱直徑d、螺距p及其它尺寸。
螺桿直徑：
D2?對于矩形和梯形螺紋，h=,則：
FP
?h?[p]- 56
i?Id1?A4
i為螺桿危險截面的軸慣性矩：I??d1464,mm4
當螺桿的柔度?s＜40時，可以不必進行穩(wěn)定性校核。計算時應注意正確確定。
、螺桿柔度
（1）計算螺桿危險截面的軸慣性矩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。 將以上數(shù)據(jù)代入臨界載荷條件，得：
?2EI?2?200?109??10?83Fcr???162?10N 2?32(?l)(2?281?10)所以，Scr?Fcr162??Ss= =、螺母
、螺母設計與計算
根據(jù)課本中的說明，螺紋的高度H??d2。上文中已經(jīng)說明，?=，d2=31mm，所以H=44mm。而螺紋工作圈數(shù)n=符合這一要求的。 H?，取8圈。需要說明的是，螺紋的工作圈數(shù)不宜超過10圈，8圈顯然是、螺母螺紋牙的強度計算
螺紋牙多發(fā)生剪切和擠壓破壞，一般螺母的材料強度低于螺桿，故只需校核螺母螺紋牙的強度。
如圖所示，如果將一圈螺紋沿螺母的螺紋大徑D處展開，則可看作寬度為πD的懸臂梁。假設螺母每圈螺紋所承受的平均壓力為
F，并作用在以螺紋中u徑D2為直徑的圓周上，則螺紋牙危險截面a-a的剪切強度條件為
??F?[?] ?Dbu螺紋危險截面a-a的彎曲強度條件為
?? 6Fl?[?b] 2?Dbu40?103? 經(jīng)計算，????35?10?3??6?10?3?86?40?103??10?3??? ?3?32??35?10?(?6?10)?8又經(jīng)查表得[?]=35MPa，[?]=50MPa，對比可知均滿足強度要求。
、安裝要求
螺母壓入底座上的孔內，圓柱接觸面問的配合常采用
H8H或8等配合。為了安裝簡便，r7n7需在螺母下端和底座孔上端做出倒角。為了更可靠地防止螺母轉動，還應裝置緊定螺釘，緊定螺釘直徑常根據(jù)舉重量選取，一般為6～12mm。 螺母的相關尺寸計算 查手冊D=d+1=35mm 內螺紋小徑D1=d-7=28mm D3= (~)D
=×35= D4= (~)D3 =×= H=44mm
- 910底座結構及尺寸如圖 .
圖中
H1=H+（14～28）mm =200+20=220mm H-a== D=d+1(查手冊) =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，則S=?×（~2）=20mm
式中：[?]p——底座下枕墊物的許用擠壓應力。對于木材，取[?]p=2~。
參考文獻：
[1]濮良貴、紀名剛.機械設計[M].北京:高等教育出版社,2006.[2]馬蘭.機械制圖[M]。北京：機械工業(yè)出版社，2007.[3] 孫恒.機械設計[M].北京:高等教育出版社,2006.
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