机械设计大作业最终

第一篇：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

第二篇：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

第三篇：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

第四篇：机械设计基础作业答案(三)

机械设计基础课程形成性考核作业答案

（三）第8章

齿轮传动

1．渐开线齿廓形状取决于________直径大小。

A．节圆

B．分度圆

C．基圆

D．齿顶圆

2．对于标准直齿圆柱齿轮，决定齿廓形状的基本参数是________，________，________。

3．标准外啮合斜齿轮传动的正确啮合条件是：两齿轮的_________模数和_________都相等，齿轮的_________角相等、旋向_________。

4．采用展成法加工正常齿齿轮时，不发生根切的最少齿数是_______ 5．一对齿轮啮合时，两齿轮的________始终相切。A．分度圆

B．基圆

C．节圆

D．齿根圆

6．已知一标准渐开线直齿圆柱齿轮，其齿顶圆直径da1＝77.5mm，齿数z1＝29。现要求设计一个大齿轮与其相啮合，传动的安装中心距a＝145mm，试计算这个大齿轮的主要尺寸。（分度圆直径d2、齿顶圆直径da2、齿根圆直径df2、基圆直径db2）

7．两级平行轴斜齿圆柱齿轮传动如图所示，高速级mn＝3mm，1＝15°Z2＝51；低速级mn＝5mm，Z3＝17试问：

（1）低速级斜齿轮旋向如何选择才能使中间轴上两齿轮轴向力的方向相反?（2）低速级齿轮取多大螺旋角2才能使中间轴的轴向力相互抵消?

8．单级闭式直齿圆柱齿轮传动，已知小齿轮材料为45钢，调质处理，大齿轮材料为ZG45，正火处理，已知传递功率Pl＝4kW，n1＝720r/min，m＝4mm，zl＝25，z2＝73，b1=84mm，b2=78mm，双向运转，齿轮在轴上对称布置，中等冲击，电动机驱动。试校核此齿轮传动的强度。1．C 2．齿数

压力角

变位系数

3．法面

法面压力角

螺旋角相等

相反 4．17 5．C 6．解：da1(z12ha*)m

m2.5mm

am(z1z2)/2

z287mm

d2mz22.587217.5mm

da2(z22ha*)m222.5mm

df2(z22ha*2c*)m211.25mm

dbd2cos204.38mm

7．解：（1）低速级斜齿轮旋向为左旋，才能使中间轴上两齿轮轴向力相反。

（2）Ft2tg1Ft3tg2

Ft22TIId22TIId

3Ft3

tg1cos1tg2cos22TII2TII

tg1tg

2→

mn2Z2mn3Z3d2d32

sinsin1mn3Z3

mn2Z2

28.27°

8．解：

小齿选用45号钢，轮调质处理，查表硬度220HBS 大齿轮ZG45 硬度180HBC

查表得 Flim1190MPa

Flim 0Pa214M

Hlim247M Hli15Pa0Pam55M

查表得：SH1.SF1.H1Hl1in555SH1.1

50.45MPa H2Hli2n470427.3MPaSH1.1

F1Fl1in190SF1.4

F213.57MPaFl2in140SF1.4 100MPa

计算转矩：

T19.5510645.3104Nmm 720由于原动机为电动机，中等冲击，对称布置，故得K=1.2 由于是闭式齿轮，我们先较核齿面接触疲劳强度，我们按标准中心距进行较核：

am(z1z2)/2196mm uz2732.92 z125 ∴H

KT1(u1)3355221.7MPa427.3（安全）

ub2a2下面，我们再较核齿根弯曲疲劳强度。查表得：

YFS14.22

YFS23.88

F1z1F2z2YFS1YFS2

F12KT1YFS1＜100 ＜135.7(安全)17.2MPa2b2mz1

第9章

齿轮传动

1．为什么将蜗杆分度圆直径dl规定为蜗杆传动中的标准参数？

2．为什么蜗杆的传动比i只能表达为i＝z2/z1，却不能以i＝d2/d1来表示？ 3．图示的各蜗杆传动均以蜗杆为主动件。试标出图中未注明的蜗轮或蜗杆的转向及旋向，并画出蜗杆和蜗轮受力的作用点和三个分力的方向。

（a）

（b）

1．为便于加工蜗轮刀具的标准化，一般将蜗杆的分度圆直径规定为标准值。

2．因为蜗轮蜗杆传动的传动比与蜗杆的直径无关。3．（a）

（b）

第10章

作业题

1．图示所示轮系，已知Z1=18、Z2=20、Z2'=

25、Z3=

25、Z3'=

2、Z4=40，求该轮系的传动比，并判断蜗轮4的转向。

2．在图示轮系中，已知z1、z2、z2'、z3、z4、z4'、z5、z5'、z6。求传动比i16。

3．如图所示的轮系，已知z115,z225,z215,z330,z315,z430,z42（右旋）z560,z520,m4mm,若n1500r/min，求齿条6线速度v的大小和方向。

4．图示行星轮系，已知Z1 = Z2’ = 41，Z2 = Z3 = 39，试计算传动比 iH1。

1．解：i＝z2z3z420254022

转向：逆时针 18252z1z2'z3'2．解：i163．解： z2z3z4z5z6

z1z2'z3z4'z5'z2z3z4z5n1200

in5z1z2'z3'z4'

n5n12.5r/min i

v64．解：

H

i13d5n5'601000mz5n5'6010000.0105m/s10.5mm/s

zzn1nH1521 23n3nHz1z2'1681由于轮3为固定轮（即n30），i1Hzzn13939160H 1i13123 ＝141411681nHz1z2'

iH11/i1H10.51

第五篇：《机械设计基础》第二次作业答案

《机械设计基础》第二次作业

一、填空题

1、常用间歇运动机构有棘轮 机构、槽轮机构和不完全齿轮机构。

2、在国家标准中，规定普通螺纹的牙型角为 60 度，公称直径指的是螺纹的_大径_。

3、螺旋传动是依靠由螺杆和螺母 组成螺旋副传递运动.4、螺纹“M12×1.5LH”的含义是_公称直径12mm、螺距1.5mm的单线左旋普通螺纹。

5、普通V带按截面尺寸由小到大的顺序分为 Y、Z、A、B、C、D、E七种类型。

6、带传动采用张紧轮的目的是提高带的初拉力。

二、选择题

1、带传动主要是依靠（B）来传递运动和功率的，（A）带和两轮之间的正压力（B）带和两轮接触面之间的摩擦力（C）带的紧边拉力(D)带的初拉力

2、在载荷较大的带传动中，若希望价格便宜些，则应优先选用（B）(A)圆带 B．多楔带 C．V带 D．平带

3、带传动中，带轮直径越大，带的弯曲应力就越（B）。

(A)大(B)小

4、采用螺纹联接时，若被联接件总厚度较大，且材料较软，在需要经常装拆的情况下宜采用___ B ___。

(A)螺栓联接(B)双头螺柱联接(C)螺钉联接

5、属于螺旋传动的是（C）

(A)滑板和导轨移动(B)铰链转动(C)螺杆和螺母的相对转动

三、判断题

1、V带的包角限制在α≥1500。（X）

2、在同样条件下，V带截面尺寸大则传递的功率就小。（X）

3、若被联接件总厚度不厚，在需要经常装拆的情况下宜采用螺栓联接（√）

4、机床的丝杆常用梯形螺纹。（√）

5、槽轮机构的槽数z应大于或等于3。（√）

四、计算题

1、答题要求：已有答题过程，只要求在划线处填空。

如下图，已知气缸与缸盖的螺栓联接中，根据紧密性要求，缸盖与缸体间采用橡胶垫圈密封，气缸内径D=200mm，气缸工作压力p=1.2Mpa , 若螺栓数目z=10,，螺栓所受拉力F及残余预紧力F0/ =1.8 F。若螺栓选用30号钢，试确定螺栓直径。

解：

1、确定每个螺栓所受的轴向工作载荷F

F=πD2 p/4z = π×2002×1.2/4×10 = 3770N

2、计算每个螺栓的 总拉力F∑ F∑= F+ F0/ = F+ 1.8F =2.8F = 2.8×3770 = 10556N

3、确定螺栓的公称直径d

（1）螺栓材料选用30号钢,查表得σs = 315Mpa。根据缸盖与缸体间的紧密性要求，查表得安全系数S=3.[σ]= σs/S =315/3 =105 Mpa

（2）计算螺栓的小径d1

d1= √（4×1.3 F∑）/(π×[σ])

=√（4×1.3×10556）/(π×105)= 12.9 mm

根据d1的计算值,查螺纹的 公称直径 的标准值 为16 mm，故能选M16 螺栓.