机械设计大作业——千斤顶

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第一篇: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

第二篇: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

第三篇: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

第四篇: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

系:

理 学 院

专业班级:

机械电子工程0211411班

设 计 者:

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。

第五篇:千斤顶课程设计

千斤顶课程设计

A08机械(2)庞健松 080401227 螺旋千斤顶主要零件:螺杆、螺母、托杯、手柄和底座。

设计的原始数据:最大起重F=45KN、最大升起高度H=250mm。

螺旋起重器的结构见图,螺杆7和螺母6是它的主要零件。螺母6用紧定螺钉5固定在底座8上。转动手柄4时,螺杆即转动并上下运动。托杯1直接顶住重物,不随螺杆转动。

安全板3防止托杯脱落,安全板9防止螺杆由螺母中全部脱出。

对这一装置的主要要求是:保证各零件有足够的强度、耐磨性、能自锁、稳定性合格等。

一、螺杆的设计与计算

1.螺纹的牙型

选用矩形螺纹,采用内径对中,配合选H8/h8,在计算强度时不考虑螺纹的径向间隙。

2.3.螺杆的材料

选用C45

螺杆直径

螺杆工作时,同时受压力与扭矩的作用,因此它的计算可近似按紧螺纹栓联接的计算公式估算出螺纹内径,即:

d15.2F

查式中螺杆的屈服极限s=255MPa,取安全因数n=2,得许用压应力=127.5MPa,取整数=130MPa。

将上述数据带入得螺杆的直径为d10.02764m,取d=30mm。

1千斤顶课程设计

A08机械(2)庞健松 080401227 根据经验公式pd14,得P=7.5mm。

p参考梯形螺纹标准,螺纹牙型高h=,得h=3.75mm。

2d圆整为整数后,取d1dp=38-7.5=30.5mm。

4.自锁验算

在考虑众多因素后,实际应满足的自锁条件为:

1

由tannp/(d2)

n=1,p=7.5mm,d2=得tan=0.07373

当量摩擦角=arctan ,在有润滑油情况下=0.1,得1=4.574 验证结束,左边小于右边,达到自锁条件。

2d1h2=32.375mm 5.结构

手柄孔径dK根据手柄直径dp决定,dkdp0.5mm。根据后面手柄部分的计算得到dp=26mm,所以dk=26.5mm。退刀槽的直径比d1小,取值为28mm。退刀槽的宽度取为1.5P=11.25mm。

6.螺杆的强度校核

对C45进行压应力校核,C45许用弯曲应力 b=120MPa,从后面的计算中得到数值,如下公式:

224FTb3d20.2d3102MPa,符合该压力下的强度要求。

127.螺杆稳定性验算

计算螺杆柔度时,螺杆最大受压长度l可按将重物举到最大起升高度后,托杯底面到螺母中部的高度计算,即:

d

lHH/21.5

式中d为大径,d=34mm,得l=200+56.25/2+1.5X34=279mm 千斤顶课程设计

A08机械(2)庞健松 080401227 由稳定性验算公式Fcr2EIl2

查机械手册得C45的弹性模量E=200GPa,22dd1,得I=1.192105m4 由惯性矩公式I=64式中Fcr为满足条件的轴向压力

将上述数据带入公式得,Fcr=2.456105KN,满足条件,装置稳定

二、螺母的设计与计算

1.2.材料

螺母的材料选择 铸锡青铜56.25mm 螺纹圈数Z与高度H,螺母的圈数通常是根据螺纹牙间强度条件求出,即:

ZF

d2hp式中:螺纹中径d2=32.375mm,螺纹牙高度h=3.75mm 螺纹牙的强度计算

螺纹牙危险截面的抗剪强度条件为:F98MPa,得Z1.7 d1bZ6Flb400MPa,2d1bZ螺纹牙危险截面的抗弯强度条件为:b得Z0.12

对于矩形螺纹b=0.5P,在条件Z10的条件下,取Z=6。考虑到退刀槽的影响,实际螺纹圈数为:ZZ1.5=7.5 所以得到螺母的高度:HZP=56.25mm。

3.螺母其他尺寸(如图): 千斤顶课程设计

A08机械(2)庞健松 080401227

4.螺母与底座的配合

螺母压入底座上的孔内,圆柱面的配合采用H8/n7,为了方便安装,应在螺母下端和底座孔上端制出倒角,紧固螺钉的直径取M8。

三、手柄设计与计算

1.2.材料

选用A5 手柄长度Lp

扳动手柄的转矩KLP必须克服螺纹副的螺纹力矩M1和螺杆与托杯间的摩擦力矩M2,即:

LPM1M2 K

KLpM1M

2式中K为一个工人加于手柄上的臂力,间歇工作时约为150~250N,这里取K=250N。

dM1Ftg2

M2D4D2F

24在加润滑油的情况下,摩擦系数=0.06 千斤顶课程设计

A08机械(2)庞健松 080401227 将以上的数据带入公式得Lp0.71014m 手柄计算Lp是螺杆中心到人手施力点的距离。考虑杆头尺寸及人手握的长度,手柄的实际长度还应该加上为820mm。

D2100mm,最终得到千斤顶的手柄需要的长度23.手柄直径dp

把手柄看成一个悬臂梁,按弯曲强度确定直径dp,其强度条件为:

dp3KL

0.1b式中b为材料的许用弯曲应力,对于A5手柄,b=120MPa。代入数据计算得dp25.8mm,取dp=26mm。

4.结构

手柄插入螺杆上端的孔中,为防止手柄从孔中滑出,在手柄两端应加上挡环(如图),并用螺钉或铆钉固定。

四、底座设计

底座这里选用HT100,铸件壁厚选用=10mm。为了增加底座的稳定性,底部尺寸应大些,因此,可按照1:5的锥度设计。

图中:

D74Fp2D6

式中p为底座下枕垫物的许用应力。对于木材,取p=2MPa。

将以上数据带入公式得D7=232.53mm,最终取D7=240mm。千斤顶课程设计

A08机械(2)庞健松 080401227 1D8D5H1295mm

5五、托杯的设计与计算

杯用来承托重物,此次计算选用ZG230-450,尺寸如图所示,为了使其与重物接触良好,防止重物滑动,在托杯表面制出切口和沟纹。直径D2的配合取H11/a11。

托杯的许用压强可取为P18MPa,由此可确定托杯直径D4,即:

D4取D24F2 D2P=0.634.25=20.55mm,得D468.1mm,取D4=70mm

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