2013年机械设计大作业轴设计（5篇范文）

第一篇：2013年机械设计大作业轴设计

湖 北 民 族 学 院

HUBEI MINZU UNIVERSITY 大作业设计说明书

课程名称： 机 械 设 计 设计题目：

设计搅拌机用单级斜齿圆柱

齿轮减速器中的低速轴

院

系：

理 学 院

专业班级：

机械电子工程0211411班

设 计 者：

学

号：

设计时间： 2013年12月20日

目录(宋体，三号，加粗，居中)

1、设计任务书 …………………………………………………………1

2、……………………………………………………………

3、轴结构设计 …………………………………………………

3.1轴向固定方式 ……………………………………………………… 3.2选择滚动轴承类型 ……………………………………………………… 3.3键连接设计 ………………………………………………… 3.4阶梯轴各部分直径确定…………………………………………………… 3.5阶梯轴各部段长度及跨距的确定 ………………………………………

4、轴的受力分析 ……………………………………………………………

4.1画轴的受力简图 ……………………………………………………… 4.2计算支反力 ……………………………………………………… 4.3画弯矩图 ……………………………………………………… 4.4画扭矩图 ………………………………………………………

5、校核轴的弯扭合成强度……………………………………………………

6、轴的安全系数校核计算………………………………………………

7、参考文献……………………………………………

注：其余小四，宋体。自己按照所需标题编号，排整齐。

设计任务书

1.已知条件

某搅拌机用单级斜齿圆柱减速器简图如上所示。已知：电动机额定功率P=4kW，转速n1=750r/min，低速轴转速n2=130r/min，大齿轮节圆直径d2=300mm，宽度B2=90mm，轮齿螺旋角β=12°，法向压力角αn=20°。

2．设计任务

设计搅拌机用单级斜齿圆柱减速器中的高速级/低速轴（包括选择两端的轴承及外伸端的联轴器）。

要求：（1）完成轴的全部结构设计；

（2）根据弯扭合成理论验算轴的强度；（3）精确校核轴的危险截面是否安全。

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：机械设计课程设计展开式二级直齿圆柱齿轮减速器的轴的设计

7.1 输入轴的设计计算

1.求轴上的功率，转速和转矩

由前面算得Pr/min,T125.48Nm 12.74kw,n110252.求作用在齿轮上的力

已知高速级小齿轮的分度圆直径为：d170mm

Ft2T1225.4810005096Nd170

FrFttan5096Ntan20o1855N3.初步确定轴的最小直径

现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。据[2]表15-3，取A0112，于是得：dminA03P115.54mm d1因为轴上应开键槽，所以轴径应增大5%得d16.317mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取dmin25mm，查知带轮宽B75mm故此段轴长取73mm。

4.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

通过分析比较，得出输入轴示意图

（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）第一段是与带轮连接的其d125mm l173mm

2）第二段用于安装轴承端盖，轴承端盖的e21mm（由减速器及轴的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与第一段右端的距离为38mm。故取l260mm，因其右端面需制出一轴肩故取d230mm。

3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求并据d230mm，查表初选6207号轴承，其尺寸为dDB35mm72mm17mm故d335mm，取l344mm。又右边采用轴肩定位取d448mm所以l475mm。

4）因为该轴是齿轮轴，故齿轮段轴径为d548mm，l550mm。齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为50mm为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，且继续选用6207轴承，则此处故取d635mm，l643mm。

（3）轴上零件的周向定位

带轮与轴之间的定位采用平键连接。按

d125由表查得平键截面bh87键槽用键槽铣刀加工长为63mm。同时为了保证带轮与轴之间配合有

H7良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为

n6（4）确定轴上圆角和倒角尺寸

参考[2]表15-2取轴端倒角为245.其他轴肩处圆倒角见图。7.2 中间轴的设计计算

1.求轴上的功率，转速和转矩

由前面的计算得P22.60kw,n2266.23r/min,T293.25Nm 2.求作用在齿轮上的力

已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为 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.初步确定轴的最小直径

现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理.据[2]表15-3，取A0112，于是得：dminA03P223.934mm T2 因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5% 故dmin25.13mm，又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，故选用深沟球轴承，参照工作条件可选6206号其尺寸为：dDB30mm62mm16mm故d130mm右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取24mm所以l144mm。

4.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

通过分析比较，得出中间轴示意图

（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）第二段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为45mm，为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取l240mm，d238mm。

2）第三段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得l36mm，d350mm。

3）第四段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为73mm可取l470mm，d438mm。

4）第五段为轴承同样选用深沟球轴承6206号，左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为24mm则 l544mm，d530mm。

（3）轴上零件的周向定位

两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按d2由表查得平键bhL10832,按d4查得平键截面bhL10863其与轴的配合均为H7。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差n6为m6。

（4）确定轴上圆角和倒角尺寸

参考[2]表15-2取轴端倒角为245.个轴肩处圆倒角见图。7.3 输出轴的设计计算

1.求轴上的功率，转速和转矩

由前面算得P32.47kw，n395.42r/minT3247.32Nm 2.求作用在齿轮上的力

已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d4190mm

Ft2T32603.37Nmd4

FrFttan200947.55Nm3.初步确定轴的最小直径

现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理,据[2]表15-3，取A0112，于是得：dminA03P333.14mm T3同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩TcaKAT3查[2]表14-1取KA1.3。则TcaKAT31.3247.32Nm321.516Nm

按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查[5]P99表8-7可选用LT7型弹性柱销联轴器。其公称转矩为500Nm。半联轴器孔径d40mm，故取d140mm半联轴器长度L112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为82mm。4.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

通过分析比较，得出输出轴示意图

（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）为满足半联轴器的轴向定位，第一段右端需制出一轴肩故第二段的直径d246mm；左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径D65mm。半联轴器与轴配合的毂孔长为84mm，为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故第一段长度应比L1略短一些，现取l182mm。

2）第二段是固定轴承的轴承端盖e21mm。据d246mm和方便拆装可取l275mm。

3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求d246mm。查

表选6210型号其尺寸为dDB50mm90mm20mm，故l320mm由于右边是轴肩定位，d462mm，l464mm。

4）第五段轴肩定位，取d568mm，l512mm。

4）取安装齿轮段轴径为d660mm，已知齿轮宽为68mm取l664mm。齿轮右边为轴套定位，轴肩高h5mm则此处d750mm，取l751mm。（3）轴上零件的周向定位

齿轮，半联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按d1由表查得平键截面bh128键槽用键槽铣刀加工长为70mm。选择半联轴器与轴之间的配合为H7，齿轮与轴的连接用平键bh1811键槽用键槽铣刀加工长为56mm。齿k6H7轮与轴之间的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选

n6轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸

参考[2]表15-2取轴端倒角为245.个轴肩处圆倒角见图。