螺旋桨设计计算说明书

2023-01-17

第一篇：螺旋桨设计计算说明书

螺旋千斤顶设计计算说明书PB12009032-杜文文

《精密机械设计基础》大作业

螺旋千斤顶设计计算说明书

PB12009032 杜文文

1.设计题目......................................................2 2.设计任务......................................................2 3.设计要求......................................................2 4.工作原理及结构简图............................................3 5.螺杆设计......................................................4 6.螺母设计......................................................7 7.手柄设计......................................................8 8.底座设计......................................................9 9.托盘设计......................................................9 10.参考资料.....................................................10

一.设计题目

螺旋千斤顶

最大起重量：

Qmax=10kN，最大升距：

Hmax=200mm

二.设计任务

1.设计计算说明书一份(10页，3000字)。 2.装配图一张(1号)，主要零件图。

(螺杆、螺母、支座等)

3.选择螺旋材料，设计螺旋尺寸，

校核螺旋自锁条件、强度和稳定性。 4.选择螺母材料，

设计螺纹圈数和螺母其它部分尺寸。 5.确定手柄的截面尺寸和长度。 6.要求运动轻便灵活。

7.设计其它部分的结构和尺寸。

三.设计要求

1.装配图

a.视图符合国家标准，装配关系正确，结构布置合理，能满足设计要求。

b.正确标注装配尺寸及轮廓尺寸，主要配合尺寸要标注配合精度。

c.列出零件明细表及标题栏，提出必要的装配技术要求。 2.零件图

a.零件图表达完整合理，比例合适，尺寸形状与装配图一致。

b.尺寸标注完整合理，标注粗糙度、尺寸公差、材料、热处理和技术要求等。 3.写出设计计算说明书(16开纸10页3000字左右)应包括:

a.设计任务和设计原始数据;

b.结构方案的分析和选择(结构,牙形,材料,强度,失效,安装,工艺,标准化等);

c.设计计算应参考有关资料按步骤进行，写明计算公式，代入原始数据，写出结果和单位。计算公式和设计参数标明来源[1],[2]...。 d.列出参考资料[1],[2]...。

四.工作原理及结构简图

从图中可以看出，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有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。

从其工作原理中可以看出，这对螺杆与螺母螺纹的耐磨性、稳定性等要求较高，同时对底座及其他相应材料的强度也有一定的要求。

其机构特点是简单易操作，便宜制造。

五.螺杆设计

1.材料选择

螺杆材料常用Q2

35、Q27

5、40、

45、55等。这里我选45钢。

2.螺杆结构选择

(1)螺旋传动选择：螺旋传动按其螺旋副的摩擦性质不同，分为滑动螺旋副，滚动螺旋副和静压螺旋副。滑动螺旋副结构简单，便于制造，易于自锁，所以螺旋千斤顶选择滑动螺旋副。

(2)滑动螺旋采用的螺纹类型有矩形、梯形和锯齿形。其中以梯形和锯齿形螺纹应用最广。本设计中千斤顶的螺纹选择梯形螺纹，并为右旋的方式。因为其内外螺纹以锥面贴紧不易松动，对中性好，并牙根强度高，同时采用单线螺纹，螺纹的自锁性也比较高。

3.螺杆尺寸设计及校核

(1)按耐磨性计算螺纹中径

利用教材表9-1，由螺旋副材料得许用压强[P]=18～25 Mpa，取为均值18Mpa;螺距为P;螺纹工作高度为h=0.5P;ζ=H/d2;采用整体式螺纹，ζ=1.2-2.5，则取ζ=1.4;而千斤顶载荷10KN，Fa=10000N;则：

d2≥FP = hζp10000FP =15.9mm;

0.53.141.4181060.5Pζp根据计算得的错误!未找到引用源。选择螺纹及螺杆的尺寸(GB/T 5796.2-2005，GB/T 5796.3-2005，)：

螺距(外螺纹)P=4mm;公称尺寸d=20mm;中径错误!未找到引用源。=18mm;外螺纹小径d3=15.5mm; 查询机械设计手册(第五版)12篇第一章螺旋传动，依次计算得轴的径向尺寸：

D=32mm; D1=14mm; D2=30mm;

(2)螺杆轴向尺寸设计(参考图12-1-2)

工作行程为200mm;

则轴向从上依次取：l1=12mm;h1=26mm; 螺母高度H=ζ*d2=25.2mm,取26mm; 此时螺母螺纹圈数Z=H/P=6.5;

则轴的螺纹部分长度l2200+24mm,取230mm; 螺纹退刀槽取2mm;

螺杆轴端螺钉为标准件，取M610， (3)螺纹自锁校核

自锁条件是v，式中：为螺纹升角;v为螺旋副当量摩擦角，v=arctanfv，当螺旋副材料为钢对青铜时取f0.08～0.10,n=1;fv1.155f0.104;

=arctan(n*P / d2)=arctan(1*4/3.14/18)4.05°

v=arctan0.1045.94° <5.94°，所以满足自锁条件. =4.05°

(4)螺杆强度校核

由机械设计手册(第五版)表12-1-3，螺纹摩擦力矩： 45号钢屈服极限S355Mpa;

Mt1=1/2*d2*Ftan(+V)=0.5×18×10000×tan(4.05°+5.94°)=15853 N·mm; 带入表12-1-2中式4：

4FT cad230.2d311对45号钢： 22故 s3~5s435588.75MPa4

ca88.75Mpa符合强度要求。 (5)稳定性校核

在正常情况下，螺杆承受的轴向力

410103158533F必须小于临界载荷Fcr。则螺杆稳3.1415.520.215.5364.56MPa定性条件为：

22Ssc 又临界载荷可按欧拉公式计算，即

FcrSs F2EIa FscL2d化简为：Facm32;

L4d344同时，m2mm ，取m2.510; 644Fac36075N 又螺杆的稳定性安全系数Ss为：2.5-4，则：

SscFsc360753.6Ss F10000由上式可知，本设计满足螺杆的稳定性设计。

六.螺母设计

1.螺母材料选择为铸锡青铜

则：许用应力b40～60Mpa，30～40Mpa; 其挤压许用应力为：1.4b56～84Mppa，取其平均值为70Mpa; 拉伸许用应力为：0.832b32.28～49.92 Mpa，取其平均值为41.1Mpa。

2.螺母尺寸设计：

根据图12-1-2：H=26mm;D2=30mm;D3=42mm;b=6mm;内螺纹大径D4=20.5mm;D1=16mm;

3.强度校核

(1)螺纹牙强度校核

梯形螺纹的螺纹牙根部宽度b0.65P0.6542.6mm 青铜螺母的30~40MPa 考虑剪切强度

F101039.19MPa，所以满足条件 33D4bZ3.1420.5102.6106.5

(2)螺母凸缘拉伸强度校核拉伸应力：  1.2FD422d21.210000(3010432)(20103)230.56Mpa，满足条件

螺母凸缘与底座接触表面的挤压强度：

pF42(D3D2)242104101033230103214.7MPap，

满足条件;

七.手柄设计

1.手柄材料

由于螺旋千斤顶是手动产生力矩，普通碳素钢即可满足强度要求，这里手柄材料选择Q235,许用弯曲应力120Mpa; 2.由前面知道，驱动螺旋运动的驱动力矩

T1=Mt1=1/2*d2*Ftan(+V)=0.5×18×10000×tan(4.05°+5.94°)=15853 N·mm; 同时考虑托杯与螺杆间的摩擦力矩

1D3D1;其中f取0.1-0.12; T2Ff223DD11323143312087Nmm 则T210100.123321423而通常人手施加的力Fb取100N;

故手柄长度L(T1T2)Fb(1585312087)100279.4mm，取280mm; 3.手柄直径设计考虑手柄弯曲应力：

aTWaa32TT (材料力学第6章) 3132d13227940d13312010613.3mm，取15mm; 4.锁定手柄的球状螺钉

为方便手持，球直径取25mm，螺钉M48;; 八.底座设计

1.材料

底座需要较好的抗压强度，选用灰口铸铁即可 2.尺寸设计

由于该千斤顶为最大起重10KN，壁厚一般取8-10mm，取10mm; 斜度取1:10;底座下底D5取80mm;则各部分尺寸可以计算得到：

D41.4D598mm，取112mm

螺母凸缘直径D3=42mm;底座上底宽度取60mm则底座高度底座厚度S(1.52)15mm;

HdD5D3斜度SHb(8060)1015266235mm;

九.托盘设计

1.材料

托盘相对比较薄，需要承受较大的弯曲应力及压应力，且与载重接触面间摩擦很大，需要有较低缺口灵敏性，因此选择铸钢ZG230-450;

2.尺寸

由前面的参数的托盘参数：

厚度1取8mm;D1=14mm;h=D=32mm;底面直径Df=螺杆D直径除去倒角，取30mm;

为了增加稳定性，斜度取1:4，则支撑面直径DWDf2h1; 446mm在工作面上开槽减少加工面大小：槽数取4;宽度取10mm;

参考资料

1.《精密机械设计》.庞振基、黄其圣.机械工业出版社 2.《Mechanics of materials fifth eddition》R.C.HIBBELER. 3.《工程材料及成型技术》.林建榕.高等教育出版社. 4.《机械设计手册(第五版)》第3卷. 5.《金属工艺学》.邓文英.郭晓鹏.

第二篇：地质螺旋钻杆应用说明（推荐）

地质螺旋钻杆应用说明

直径73mm以下(含73mm)地质螺旋钻杆可与各种矿用坑道钻机直接配套使用，不需要改变使用方式，由钻机直接夹持外圆进行钻进和更换钻杆，方便快捷，大大降低了工人的劳动强度。在高压松软煤层地质条件下，采用套管钻进施工工艺时，可选用直径为90mm、113mm、133mm、146mm的超大叶片地质螺旋钻杆配合钻进，实现套管的高效铺设安装。本系列钻杆产品为矿井的高效深孔钻探提供的保证，填补了国内空白。

第三篇：法兰盘设计计算说明书

湖南科技大学潇湘学院专业模块课程设计

制定输出连接法兰数控加工工艺

摘

要

本课题完成法兰盘工艺设计与数控加工。法兰盘是使管子与管子相互连接的零件，连接于管端。法兰上有孔眼，两个法兰盘之间，加上法兰垫，用螺栓紧固在一起，完成了连接。

本次设计主要完成以下设计内容：法兰盘的零件图纸与技术要求分析、零件二维图绘制及三维建模;制定数控加工工艺卡片文件;零件的夹具设计并进行夹具图二维图绘制;对零件进行加工仿真。根据锻件的形状特点、零件尺寸及精度，选定合适的机床设备以及夹具设计，通过准确的计算并查阅设计手册，确定了法兰盘的尺寸及精度，在材料的选取及技术要求上也作出了详细说明，并在结合理论知识的基础上，借助于计算机辅助软件绘制了各部分零件及装配体的工程图,以保障法兰盘的加工制造。

在夹具的设计过程中，主要以可换圆柱销、可换菱形销、定位心轴和支承钉来定位，靠六角厚螺母来夹紧。首先在数控车床上，完成零件的外圆及端面加工;再在数控铣床上，完成零件端面上侧槽及顶部6-M12螺纹孔的加工;最后采用专用夹具以侧槽、底部圆环以及6-M12螺纹孔其中两孔定位进行外圆上Φ22孔的加工。

关键字：法兰盘，数控加工工艺，数控编程，夹具设计，仿真加工

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制定输出连接法兰数控加工工艺

法兰盘工艺设计与数控加工

0 引言

0.1 概述

本课题起源于装配制造业法兰盘工艺设计与数控技术，通过此次毕业设计，可以初步掌握对中等复杂零件进行数控加工工艺规程的编制，学会查阅有关资料，能合理编制数控加工过程卡片、数控加工工序卡片、数控加工刀具卡片、数控编程等工艺文件，能合理的确定加工工序的定位与夹紧方案。

能使用AutoCAD正确绘制机械零件的二维图形，能通过使用UGNX7.0软件对零件进行三维图的绘制，可以提高结构设计能力及建模能力。

编写符合要求的设计说明书，并正确绘制有关图表。在毕业设计工作中，学会综合运用多学科的理论知识与实际操作技能，分析与解决设计任务书中的相关问题。在毕业设计中，综合运用数控加工刀具和数控工艺、工装夹具的设计等专业知识来分析与解决毕业设计中的相关问题。

依据技术课题任务，进行资料的调研、收集、加工与整理和正确使用工具书;掌握有关工程设计的程序、方法与技术规范;掌握实验、测试等科学研究的基本方法;以及与解决工程实际问题的能力。 0.2 本设计的主要工作内容

本次对于法兰盘工艺设计及数控加工的主要任务是： (1)分析零件图纸与技术要求;

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(2)三维建模。根据零件二维视图建立三维视图;

(3)制定机械加工工艺文件。根据产品技术资料、生产条件与生产纲领，制定零件机械加工工艺规程，编写工艺规程卡片;

(4)夹具设计。绘制工件夹具图;

(5)编制数控加工程序、仿真加工与课题制作

(6)工件检验。选用合理的测量工具与设备检验工件的加工质量。在这整个过程中，综合运用多学科的理论、知识与技能，分析与解决实际相关问题。

1 零件分析

1.1 零件图分析

图1.1所示为法兰盘零件二维图，其结构形状较复杂，中批量生产1000件。图1.2为零件的三维图。

图1.1 法兰盘零件二维图

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图1.2 法兰盘三维图

该零件材料为45钢，毛坯为锻件，主要应用于装配管子，起管子的连接及固定作用，为中批量生产类型产品。该零件为由外圆、内圆、沉孔、内孔、倒斜角等表面组成，加工表面较多且都为平面及各种孔，因此适合采用加工中心加工。 1.2 技术要求分析 (1)结构分析

零件由外圆、内圆、沉孔、内孔、倒斜角等构成。 (2)尺寸精度分析

加工精度是指零件在加工后的几何参数的实际值和理论值符合的程度。尺寸精度是指实际尺寸变化所达到的标准公差的等级范围。

如图1.1所示，加工要求较高的尺寸列出如下表格，如表1.1所示。

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(3)形位公差分析

加工后的零件不仅有尺寸误差，构成零件几何特征的点、线、面的实际形状或相互位置与理想几何体规定的形状和相互位置还不可避免地存在差异，这种状上的差异就是形状误差，而相互位置的差异就是位置误差，统称为形位误差。 (4)毛坯加工余量分析

工件粗加工的余量为0.8，半精加工为0.5，精加工为0.2。 (5)粗糙度分析

表面粗糙度，是指加工后的零件表面上具有的较小间距和微小峰谷所组成的微观几何形状特征，一般是由所采取的加工方法和(或)其他因素形成的。表面粗糙度高度参数有3种：轮廓算术平均偏差Ra，微观不平度十点高度Rz以及轮廓最大高度Ry。

该零件主要由外圆、内圆、沉孔及内孔组成，具体表示为φ55外圆、φ52外圆、φ90外圆、6-φ11沉孔、3-φ5内孔、φ10内孔、φ32内圆、φ16内圆。粗糙度皆为Ra3.2。

表1.1尺寸精度

结构 Φ10mm的孔 Φ11mm的沉孔 C1.5mm倒角 Φ5mm内孔

尺寸 Φ10mm Φ11mm 1.5mm×45° Φ5mm

形状孔沉孔倒角内孔

位置 Φ90mm圆柱面 Φ90mm圆柱面 Φ32mm圆柱面内侧 Φ10mm圆柱面湖南科技大学潇湘学院专业模块课程设计

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2 零件的数控加工工艺设计

2.1 选定毛坯

根据零件的加工前尺寸及考虑夹具方案的设计，选择的毛坯材料牌号为45钢，毛坯种类为锻件，毛坯外形尺寸为Φ95mm×45mm。如图1.3所示。

图1.3 法兰盘加工前三维图

2.2 选择定位基准

选择定位基准时，首先是从保证工件加工精度要求出发的，因此，选择定位基准时先选择粗基准，再选择精基准。 2.2.1 粗基准的选择：

按照粗基准的选择原则，为保证不加工表面和加工表面的位置要求，

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应选择不加工表面为粗基准，故在加工Φ16mm内圆、Φ90外圆及Φ55外圆时，选择Φ95mm毛坯外圆作为粗基准。 2.2.2 精基准的选择：

按照精基准的选择原则，为符合基准重合原则以及基准统一原则，故在加工Φ700外圆、Φ440外圆、Φ340外圆、Φ224内孔、12-Φ22孔及6-M12内孔时，选择Φ700外圆及Φ224内圆作为精基准。 2.3 工艺路线的设计

(1)工艺路线的设计

为保证几何形状、尺寸精度、位置精度及各项技术要求，必须判定合理的工艺路线。

由于生产纲领为成批生产，所以XH714立式加工中心配以专用的工、夹、量具，并考虑工序集中，以提高生产率和减少机床数量，使生产成本下降。

针对零件图样确定零件的加工工序为：工序一：(Φ700毛坯外圆定位) 1)粗车外圆及端面。

2)精车外圆至尺寸要求，留总厚余量2mm。 3)钻Φ140孔中心孔。 4)粗钻扩Φ140孔。

5)精钻扩Φ140孔至尺寸要求。 6)倒圆角R2。

工序二：(Φ224圆柱面定位) 1)粗车外圆及端面。

2)精车外圆及端面至尺寸要求。

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3)钻Φ224孔中心孔。 4)粗钻铰锪Φ224孔。

5)精钻铰锪Φ224孔至尺寸要求。 6)倒角C1.5。

工序三：(Φ22孔及工件下平面定位) 1)钻12-Φ22孔。 2)粗钻铰12-Φ22孔。

3)精钻铰12-Φ22孔至尺寸要求。工序四：(Φ22孔及工件上平面定位) 1)钻6-M12螺纹孔。 2)粗铰6-M12螺纹孔。

3)精铰6-M12螺纹孔至尺寸要求。 4)所有面去锐边毛刺。 2.4 确定切削用量和工时定额

切削用量包括背吃刀量、进给速度或进给量、主轴转速或切削速度(用于恒线速切削)。其具体步骤是：先选取背吃刀量，其次确定进给速度，最后确定切削速度。(参考资料《数控加工工艺及设备》)

工时定额包括基本时间、辅助时间、地点工作服务时间、休息和自然需要时间以及准备终结时间。 2.4.1 背吃刀量ap的确定

根据零件图样知工件表面粗糙度要求为全部3.2，故分为粗车、半精车、精车三步进行。

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因此选择粗车的背吃刀量为3.5mm，半精车的背吃刀量取1.5mm，精车时背吃刀量取0.35mm。 2.4.2 进给量f的确定

由文献[10]表2.4-73，选择粗车时：fz=0.20mm/z;精车时：fz=0.5mm/z

2.4.3 切削速度vc的确定

由文献[10]表3.1-74，选择粗车时：主轴转速n=900r/min;精车时：主轴转速n=1000r/min。

因此，相应的切削速度分别为：粗铣时：vc精铣时：vcdn10001690010001000m/min45.2m/min m/min62.8m/min

dn10002010002.4.4 工时定额的确定

根据夹具的设计，下面计算工序四中Φ10mm孔的时间定额。 (1)基本时间由文献[8]得，钻孔的计算公式为： T基本式中：L1DcotKy(1~2); 2LL1L2 nf L21~4，钻盲孔时，L2=0; L=17，L2=0，f=0.3，n=1000;

101181.57.

5因此 L1cot22 所以 T基本177.500.082min

0.31000(2)辅助时间文献[8]确定

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开停车 0.015min 升降钻杆 0.015min 主轴运转 0.02min 清除铁屑 0.04min 卡尺测量 0.10min 装卸工件时间由文献[8]取1min

所以辅助时间

T辅助=(0.015+0.015+0.02+0.04+0.10+1)min=1.19min (3)地点工作服务时间由文献[8]确定

取3%，

(0.0821.19)3%min0.03815min

则T服务(T基本T辅助)(4)休息和自然需要时间由文献[8]确定

取3%，

(0.0821.19)3%min0.03815min

则T休息(T基本T辅助)(5)准备终结时间由文献[8]，部分时间确定

简单件 26min 深度定位 0.3min 升降钻杆 6min 由设计给定1000件，则

min

T准终/n(260.36)/1000min0.0323(6)单件时间

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T总T基本T辅助T休息T服务T准终0.038150.0323)min

(0.0821.190.038151.381min(7)单件计算时间

)min1.4129min

T单件T总T准终/n(1.3810.0323

2.5 各工序的设备、刀具、量具的设计

(1) 选择NC加工机床

根据2.3 工艺路线的设计的工序安排，由于零件的复杂性及加工部位多，故选择立式加工中心。加工内容有：车外圆、钻孔、铰孔及倒角等，所需刀具不超过20把。选用立式加工中心即可满足上述要求。

本设计选用FANUC 18i-MateMC系统XH714立式数控加工中心，如图1所示。

图1 XH714立式数控加工中心

(2) 机床主要技术参数

工作台面积(长×宽) 900×400 mm

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工作台左右行程(X向) 630 mm 工作台前后行程(Y向) 400 mm 主轴上、下行程(Z向) 500 mm 工作台最大承重 600 kg 主轴端面至工作台面距离 250—760 mm 主轴锥孔 MAS403 BT40 刀库容量 ≥12 把刀具最大尺寸 φ100×250 mm 主轴最高转速 8000 rpm 进给速度 5-8000 mm/min 快速移动速度 20000 mm/min 主电机功率 7.5/11KW 定位精度 X:0.016 mm，Y、Z：0.014 mm全程重复定位精度 X:0.010 mm，Y、Z:0.008mm全程进给电机扭矩 FANUC 8 N.m 数控系统 FANUC 0i-MateMC 插补方式直线插补、圆弧插补 (3)机床性能

XH714为纵床身，横工作台，单立柱立式加工中心机床;可以实现X、Y、Z任意坐标移动以及三坐标联动控制;X、Y、Z三坐标轴伺服进给采用交流伺服电机，运动平稳;X、Y、Z三轴采用进口精密滚珠丝杠副，及进口滚珠丝杠专用轴承支承;主轴采用交流伺服调速电机，其额定功率

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11KW;主轴最高转速为8000rpm。主轴轴承采用高速、高精度主轴轴承，油循环冷却;采用蝶形弹簧夹紧刀具，气压松刀;刀库为20把刀的斗笠式刀库，无机械手换刀。 2.6 工艺文件的设计

根据2.3 工艺路线的设计的工序安排，编出机械加工工艺过程卡片及工序卡片。见附表1~3：机械加工工艺过程卡片;附表4~7：数控加工工序卡;附表11~16：数控加工进给路线图。 2.7 数控加工刀具卡片的设计

根据2.3 工艺路线的设计的工序安排，编出机械加工刀具卡片。见附表8~10：机械加工刀具卡片。 2.8 数控编程

根据2.3 工艺路线的设计的工序安排，编出数控加工程序。见附表17：数控加工程序。

3 法兰盘钻Φ10孔夹具工序工艺装备的设计

3.1 夹具设计方案的设计

根据法兰盘的特点对夹具提出了两个基本要求：一是保证夹具的坐标方向与机床的坐标方向相对固定。二是要能协调法兰盘零件与机床坐标系的尺寸。除此之外，重点考虑以下几点：

1、在成批生产时，才考虑采用专用夹具，并力求结构简单。

2、夹具上个零件部件应不妨碍机床对零件各表面的加工，即夹具要敞开，其定位。夹紧原件不能影响加工中的走刀。

根据课题要求，批量生产1000件法兰盘零件，故需要设计专用夹具

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进行装夹。

3.1.1 夹具的定位方案的设计

工件定位方案的确定，首先应考虑满足加工要求。按基准重合原则，选用Φ18孔以及工件底平面作为定位基准，定位方案如图3-1所示。

平面机构自由度计算公式为：F3n2PLPH，其中：n 为活动构件，n=N-1，N为构件; PL — 低副;

PH — 高副;

所以：F3n2PLPH322300

即2个支承钉及定位心轴限制工件的x、y方向的转动度以及z方向的移动度，可换圆柱销及可换菱形销限制工件的x、y方向的的移动度以及z方向的转动度。

图3-1 法兰盘的定位方案

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3.1.2 夹具的夹紧方案的确定

工件夹紧方案的确定，取工件的Φ55圆柱端面进行夹紧，采用六角厚螺母夹紧机构，如图3-2所示。采用六角厚螺母夹紧机构，在夹具设计过程中，以考虑工件的受力情况，故在Φ55圆柱端面与六角厚螺母之间增加平垫圈，平垫圈在此处起到缓冲、平衡受力及保护端面不受伤害的作用。采用六角厚螺母通过平垫圈将工件在侧面夹紧，其结构紧凑、操作方便。

图3-2 法兰盘的夹紧方案

3.1.3 夹具对刀装置方案的确定

因考虑零件的复杂性，故将夹具本次零件加工选择机床对刀点在工件

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坐标系的Φ95外圆上，这有利于保证精度，减少误差。

采用试切的对刀方法：具体步骤为该零件选择Φ95外圆为编程零点，本次试切首先选择零件的右侧面为试切点，左右拨动主轴，手轮移动X轴，使刀具微碰零件，此时记下X的机械坐标输入到G54或G55的X中，本次试切再选择零件的外圆顶点为试切点，上下拨动主轴，手轮移动Y轴，使刀具微碰零件，此时记下Y的机械坐标输入到G54或G55的Y中，至此，X，Y轴对刀完成;Z轴的对刀，如以工件外圆顶点为0点，将铣刀擦到工件表面，记下此时Z轴的机械坐标，输入到G54或G55中。 3.1.4 夹具与机床连接方案的设计

因考虑零件的加工复杂性，本套夹具选择孔系夹具，它的元件以孔定位，螺纹连接，元件定位精度高，夹具的组装简便，刚性好，又便于数控机床编制加工程序。

3.2 夹具的结构设计

在选择夹具体的毛坯的结构时，从结构合理性、工艺性、经济性、标准化的可能性以及工厂的具体条件为依据综合考虑。在《机床夹具设计手册》表1-9-1为各种夹具体毛坯结构的特点和应用场合。则选铸造结构，因为其可铸造出复杂的结构形状。抗压强度大，抗振性好。易于加工，但制造周期长，易产生内应力，故应进行时效处理。材料多采用HT15-30或HT20-40。在夹具体上还进行倒角，以便增加夹具的强度及刚度。

3.3 夹具的理论计算

3.3.1 定位误差的分析与计算

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本套夹具是定位误差主要是一面两孔定位所产生的，因此只需计算两定位销的定位误差即可。

1)确定定位销中心距及尺寸公差取LdLD0.12mm0.04mm1313

故两定位销中心距为71±0.02mm 2)确定圆柱销尺寸及公差

取Φ11H8=Φ1

10.0060.017mm 3)参考文献[8]中表4-3选取菱形销的b1及B值

取b1=4mm，B=d-2=(11-2)mm=9mm 4)确定菱形销的直径尺寸及公差

取补偿值：a=Ld+LD=(0.06+0.02)mm=0.08mm，则

X2min2ab120.084mm0.053mmD2min12

所以d2maxD2minX2min(110.053)mm10.947mm

菱形销与孔的配合取h6，其下偏差为-0.011mm，故菱形销直径为

0.053 Φ10.94700.011mm=Φ110.064mm 0.053 所以d2maxΦ110.064mm 5) 计算定位误差

基准位移误差为：

YD1d1X1min[0.027(0.0060.017)(00.006)]mm0.044mm

转角误差为： arctanX1maxX2max(0.0270.017)(0.0270.064)0.135arctanarctan

2L271142 则314，双向转角误差为628。

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3.3.2 夹紧力的分析与计算

本套夹具靠六角厚螺母实现夹紧。因此，夹紧力的计算则在于六角厚螺母所需的力。

六角厚螺母夹紧力P按3.2公式计算：

TQrtanf ……………………………………………(3.2)

Q — 夹紧力，;

 — 螺纹升角，M16选229;

 — 螺纹摩擦角，=10;

 — 支撑表面摩擦力矩的计算力臂，选择d0155; f — 螺母支撑面的摩擦因素，选择f=0.178;

1313通过计算，M16孔定位的螺钉所需夹紧力为：T=180N 因为六角厚螺母需在两端进行夹紧，故夹紧力为双倍。因此总共所需夹紧力为：T总=2T=180N×2=360N

3.4 夹具的使用操作说明

本夹具用于加工法兰盘的∅11孔(工件材料45钢)。工件以∅32和∅16孔、∅11孔分别在定位心轴

8、可换定位销7及可换定位销9上定位，通过在定位心轴8上旋动六角厚螺母4使平垫圈3接触工作，从而达到夹紧工件的效果。

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4 数控加工零件的三维仿真图

图4-1 钻6-M12螺纹孔

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4 数控加工零件的三维仿真图

图4-4 铰12-Φ22孔

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4 数控加工零件的三维仿真图

图4-6铣侧槽

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5 结论

(1)通过对零件和夹具的三维造型，实战练习了UG三维造型软件的造型模块和AtuoCAD工程图模块，加深了AutoCAD二维软件的操作和理解。

(2)通过对夹具的理论计算，证明本套夹具具有可行性。 (3)通过对零件的加工仿真，证明数控加工程序具有可行性。 (4)通过对夹具的三维建模，证明夹具的设计具有可行性。 (5)对使用Office办公软件时，还需要多加熟练。

(6)在进行UG三维建模时，了解了计算机辅助制图编程软件的功能及使用方法。

(7)在用Auto CAD、UGNX7.0等软件时，还需要多熟练快捷键的使用，从而提高效率。

(8)设计过程中应用到的材料力学、机械原理、机械设计、数控编程等方面的知识。通过设计，加深了对所学知识在脑海中的印象，并提高了在实际中应用所学知识的能力。

同时，也认识到数控技术的应用不但给传统制造业带来了革命性的变化，是制造业成为工业化的象征，而且随着数控技术的不断发展和应用领域的扩大，它对国际民生的一些重要行业的发展起着越来越重要的作用，因为这些行业所需装备的数字化已是现代发展的大趋势。

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参考文献

[1] 洪如瑾.UG NX4 CAD快速入门指导.清华大学出版社，2006. [2] 毕承恩等.现代数控机床(上、下册).北京：机械工业出版社，1993. [3] 数字化手册编委会.机床夹具设计手册.机械工业出版社，2004. [4] 李福生等.实用数控机床技术手册.北京：北京出版社，1993. [5] 于华等.数控机床的编程及实例.北京：机械工业出版社，1996. [6] 朱耀祥等.现代夹具设计手册.北京：机械工业出版社，2009. [7] 夏伯雄.数控机床的产生发展及其趋势[J].精密制造与自动化.2008. [8] 赵长明等.数控加工工艺及设备.北京：高等教育出版社，2008. [9] AMT Statistical Department.1998-1999 Economic Handbook of the Machine Tool Industry.1998. [10] 李洪等.机械加工工艺手册.北京.北京出版社，1990.

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附录

附录1.机械加工工艺过程卡片附录2.机械加工工艺过程卡片附录3.机械加工工艺过程卡片附录4.数控加工工序卡附录5.数控加工工序卡附录6.数控加工工序卡附录7.数控加工工序卡附录8.数控加工刀具卡片附录9.数控加工刀具卡片附录10.数控加工刀具卡片附录11.数控加工进给路线图附录12.数控加工进给路线图附录13.数控加工进给路线图附录14.数控加工进给路线图附录15.数控加工进给路线图附录16.数控加工进给路线图附录17.数控加工程序附录18.法兰盘二维图及三维图

附录19.法兰盘钻Φ10孔专用夹具装配图附录20.专用夹具中夹具体二维图附录21.专用夹具中可换圆柱销二维图附录22.专用夹具中可换菱形销销二维图附录23.专用夹具中定位心轴二维图

第四篇：螺旋千斤顶的设计

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

ŋ6: 滚筒效率

查表得

ŋ2=0.99

ŋ3=0.97 ŋ4=0.97 ŋ5=0.98 ŋ6=0.96

传动装置总效率为：

ŋ总= ŋ1 ŋ 2^2 ŋ3 ŋ4 ŋ5 ŋ6

=0.96×0.99^2×0.97×0.97×0.98×0.96=0.83 电动机所需功率为：

Pd=FV/1000×0.83=7.23KW 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=7.5kW (3)、确定电动机转速滚筒转速为：

=60×1000V/πD

=60×1000×2/π×300=127.4r/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 =127.4×(6~20)=764.4~2548 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 =7.61

i =11.3

=22.76 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：7.5 满载转速：1440 启动转矩：2.2 最大转矩：2.2

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=11.3 (2)、分配传动比：取带传动比

i带=2.8，则减速器传动比

i齿=11.3/2.8=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=1440/2.8=514.286 r/min

nⅡ=nⅠ/i齿=514.286/4.0=127.4 r/min

滚筒n筒=nⅡ=127.4 r/min

2、各轴输入功率计算

PⅠ= Pd ŋ带=7.23×0.96=6.94kw PⅡ=PⅠŋ2=6.94×096=6.66 kw

3、各轴输入转矩计算

Td=9550×Pd/nⅠ=9550×7.23/1440=47.95Nm TⅠ=9550×PⅠ/nⅠ= 9550×6.94/514.286=128.87Nm TⅡ=9550×PⅡ/nⅡ=9550×6.66/172.4=499.286Nm

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 7.5kw。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 514.286 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 =1.2。则

= Pe=1.2×7.5=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=3.14×125×1440/60×1000

=9.42m/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 =0.01

有 =(1- )i带 =(1-0.01)×125×2.825=346.959mm 取标准值

=350mm 则传动比 i=2.8 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=127.4r/min IV、确定中心距和带长

【1】由式

，可得332.5 mm≤a≤950 mm 取初步中心距 =750mm (需使 a》700) 【2】初算带长

Dm=(D1+D2)/2=237.5 mm Δ=(D2-D1)/2=112.5mm 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=2.8

得

=1.93kw

又根据SPA带

Δ =0.17kw

又由 Ld=2500mm 查表，长度系数

=180°-Δ×60°/a=164.7°

同时由

=164.7°得包角系数 Ka=0.964 【2】、计算带的根数z Z=Pc/(P0+ΔP0)Kl Ka=4.079 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=0.1kg/m 单根带适宜拉力为：=161.1N VII、计算压轴力

压轴力为：

FQ=2z sin( a1/2)= 1596.66N 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=6.94kw ，转速为 n1=514.286 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= 9550×6.94/514.286=128.87 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=60×514.286×10×300×16=1.48×10

N2=N1/u=3.7×10

查图得接触疲劳寿命极限系数为 =1, =1.1 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=1.77m/s

2、计算载荷系数查表得使用系数

由 v=1.77 ，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=3.33mm，取标准模数为 .5

4、计算中心距：

a=m(z1+z2)/2=183.75mm

圆整为a=185mm

5、精算分度圆直径

d1=mz1=3.5×21=73.5mm d2=mz2=3.5×84=294mm

6、计算齿宽

b1= d1=1.1×73.5=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*)=3.5×(21+1)=77mm 齿根圆直径：

df1=m(z1-2ha*-2c)=3.5×(21-2×1-2×0.25)=64.75mm 大齿轮：齿顶圆直径： da2=297.5mm 齿根圆直径： df2=285.25mm (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=2.8 Ya2=2.23

应力校核系数

Ysa1=1.55 Ysa2=1.77

4、许用弯曲应力

查图6-15(d)、(c)的弯曲疲劳强度系数为

查图得弯曲疲劳寿命系数

，取安全系数，故有KFN1=0.85 KFN2=0.8 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= =127.57r/min 滚筒理论要求转速为 127.4r/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

=6.66KW，输出轴转矩为

=499.286Nm，输出轴转速为

=127.4r/min，寿命为10年。齿轮参数： z1=21， z2=84，m=3.5，

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=6.94KW , TI=128.872Nm， nI= 514.286r/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%)41.3=43.4mm 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=499.286Nm，则有 Tc=kT=1.5 499.286Nm=748.9Nm 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1.4倍，即

=1.4h=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=41.5+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 =499286Nmm

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

=299939Nmm 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=6.94 kw ，输入轴转矩为TⅠ= 128.87Nm ，输入轴转速为nⅠ=514.286 r/min，寿命为10年。齿轮参数： z1=21，z2=84，m=3.5，。

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

=127.4 r/min =6.66kw =499.286Nm 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=26.2 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=1.05 26.2=27.5mm，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=70.5mm L3=17/2+12+10+80/2=70.5mm (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=3.5 21=73.5mm

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=1753.4N

RHB=FtL2/(L2+L3)= 1/2Ft=1753.4N

【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= 128.87Nm

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

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=128872Nmm, ，。

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=499.286 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=127.4 ，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514.286 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127.4 预计寿命

=16 57600h 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=0.44

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=0.44

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

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GB894.1-86-25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

第五篇：螺旋千斤顶课程设计

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

- 11234444455566788899101111111112

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。

- 3

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/T5796.1—2005的规定。

三、零件尺寸的计算

3.1、螺杆

3.1.1、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=0.5P,则：

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。

3.1.5、螺杆柔度

(1)计算螺杆危险截面的轴惯性矩I和i 3.1427103I==6464iId32710=4A43d344=2.6104mm4

=6.75mm (2)求起重物后托杯底面到螺母中部的高度l l=H+5p+(1.4~1.6)d

=200+5×6+1.5×34=281mm 查表得=2.00(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2.61083Fcr16210N 232(l)(228110)所以，ScrFcr1624.6Ss=4.0 =F403.2、螺母

3.2.1、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，=1.4，d2=31mm，所以H=44mm。而螺纹工作圈数n=符合这一要求的。 H7.2，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P3.2.2、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11.95MPa 经计算，351030.634610386401031.510326.9MPa 3323510(0.65610)8又经查表得[]=35MPa，[]=50MPa，对比可知均满足强度要求。

3.2.3、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。 2.4.1 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= (1.6~1.8)D

=1.7×35=59.5mm D4= (1.3~1.4)D3 =1.3×59.5=77.35mm H=44mm

- 910底座结构及尺寸如图 .

图中

H1=H+(14～28)mm =200+20=220mm H-a=44-14.5=29.5mm 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=194.0mm 3.142取10mm，则S=×(1.5~2)=20mm

式中：[]p——底座下枕垫物的许用挤压应力。对于木材，取[]p=2~2.5MPa。

参考文献：