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40
45
50
55
60
65
最大起升高度
l(mm)
150
160
170
180
190
200
210
220
230
240
二、工作要求:
1.总装配图一张。
2.计算说明书一份。
螺旋千斤顶作业指导书
一、作业目的
1.熟悉螺旋千斤顶的工作原理,设计与计算的方法;
2.运用所学的知识解决设计中所遇到的具体实际问题,培养独立工作能力,以及初步学会综合运用所学知识,解决材料的选择,强度计算和刚度计算,制造工艺与装配工艺等方面的问题。
3.熟悉有关设计资料,学会查阅手册和运用国家标准。
二、螺旋千斤顶的设计
千斤顶一般由底座1,螺杆4、螺母5、托杯10,手柄7等零件所组成(见图1—1)。
螺杆在固定螺母中旋转,并上下升降,把托杯上的重物举起或放落。
设计时某些零件的主要尺寸是通过理论计算确定的,其它结构尺寸则是根据经验公式或制造工艺决定的,必要时才进行强度验算。
设计的原始数据是;
最大起重量Q(KN)和最大提升高度l(mm)。
螺旋千斤顶的设计步骤如下:
1.螺杆的设计与计算
(1)螺杆螺纹类型的选择
螺纹有矩(方)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=300,梯形螺纹的内外螺纹以锥面贴紧不易松动;
它的基本牙形按GB5796.1—86的规定。
(2)选取螺杆材料
螺杆材料常用Q235、Q275、40、45、55等。
(3)确定螺杆直径
按耐磨性条件确定螺杆中径d2。
求出d2后,按标准选取相应公称直径d、螺距t及其它尺寸。
(4)自锁验算
自锁条件是λ≤φv
式中:
λ为螺纹中径处升角;
φv为摩擦角(非矩形螺纹应为当量摩擦角φv=tg-1fv,为保证自锁,螺纹中径处升角至少要比摩擦角小1°
。
即φv-λ≥l°
(5)结构(见图1—2)
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。
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小,其值可查手册按退刀槽规范确定。
退刀槽的宽度可取为1.5t。
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。
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,挡圈用螺钉固定在螺杆端部。
(6)螺杆强度计算
对受力较大的螺杆应根据第四强度理论校核螺杆的强度。
强度计算方法参阅教材。
(7)稳定性计算
细长的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,计算时应注意正确确定螺杆长度系数μ。
当螺杆的柔度λs<40时,可以不必进行稳定性校核。
2.螺母设计与计算
(1)选取螺母材料
螺母材料一般可选用青铜,对于尺寸较大的螺母可采用钢或铸铁制造,其内孔浇注青铜或巴氏合金。
(2)确定螺母高度H及螺纹工作圈数u
螺母高度H=φd2(H应圆整为整数)螺纹工作圈数
,考虑到螺纹圈数u越多,载荷分布越不均,故u不宜大于10,否则应改选螺母材料或加大d。
(3)校核螺纹牙强度
一般螺母的材料强度低于螺杆,故只校核螺母螺纹牙的强度。
螺母的其它尺寸见图1—3。
必要时还应对螺母外径D3进行强度验算。
(4)螺母压入底座上的孔内,圆柱接触面问的配合常采用
或
等配合。
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。
为了更可靠地防止螺母转动,还应装置紧定螺钉(图1—1),紧定螺钉直径常根据举重量选取,一般为6~12mm。
3.托杯的设计与计算
托杯用来承托重物,可用铸钢铸成,也可用Q235钢模锻制成,其结构尺寸见图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,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。
当螺杆转动时,托杯和重物都不作相对转动。
因此在起重时,托杯底部与螺杆和接触面间有相对滑动,为了避免过快磨损,一方面需要润滑,另一方面还需要验算接触面间的压力强度。
≤[p](或1-1)
[p]——许用压强,应取托杯与螺杆材料[p]的小者。
4.手柄设计与计算
(1)手柄材料
常用Q235和Q215
(2)手柄长度Lp
板动手柄的力矩F·
Lp=T1+T2则
(式1-2)
F——加于手柄上一个工人的臂力,间歇工作时,约为150~250N,工作时间较长时为100~150N。
T1——螺旋副间的摩擦阻力矩
T2——托杯与轴端支承面的摩擦力矩
手柄计算长度Lp是螺杆中心到人手施力点的距离,考虑螺杆头部尺寸及工人握手距离,手柄实际长度还应加上
+(50~150)mm。
手柄实际长度不应超过千斤顶,使用时可在手柄上另加套管。
(3)手柄直径dp
把手柄看成一个悬臂梁按弯曲强度确定其直径dp,按弯曲强度条件,手柄弯曲应力
≤[σ]F(式1-3)
故dp≥
(式1-4)
[σ]F——手柄材料许用弯曲应力,当手柄材料为Q215和Q235时,[σ]F=120Mpa
(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(图1-6),并用螺钉或铆合固定。
5.底座设计
底座材料常用铸铁(HT150及HT200)(图1—7),铸件的壁厚δ不应小于8~12mm,为了增加底座的稳定性,底部尺寸应大些,因此将其外形制成1∶10的斜度。
图中H1=l+(14~28)mm
D6=D3+(5~10)mm
D7=D6+
D8=
[σ]p——底座下枕垫物的许用挤压应力。
三、设计要求
1.总装配图一张
设计前应仔细阅读作业指导书,了解图中各零件的结构、作用和各零件间的相互关系。
作图时应先画主要部分,并从中心线开始,由上到下,由内到外地进行。
线型粗细、尺寸标准和字体,都应符合制图规定。
装配图应注的尺寸包括:
总体尺寸(长、宽、高)、安装尺寸、工作性能尺寸及配合尺寸,配合尺寸应标出配合公差。
零件明细表的内容包括:
件号、名称(包括主要规格尺寸)、数量、材料(注出牌号)和备注(对于标准件应注明该标准的代号)。
2.设计说明书一份
说明书的内容包括:
目录,设计题目及已知数据,计算内容及步骤,说明书的字迹要清楚整洁,计算装确,步骤分明,计算过程要列出公式,代入数字并写出结果,而中间的数字演算不必书写。
说明书的格式如下:
2.V带传动作业任务书
设计由电机驱动的
——3500——1A型鼓风机的V带传动(图2—1)
原始数据:
主轴转速(转/分)n2
560
340
电
机
型号
Y200L-4
Y225M-4
功率(千瓦)P1
转速(转/分)n1
1470
1480
1.绘制V带传动张紧装置的结构图。
3.绘制带轮零件图。
V带传动作业指导书
1.利用课堂所学的基本知识设计驱动鼓风机的V型带传动。
2.了解带传动常见的张紧装置及设计张紧装置。
二、V带传动设计
传动设计的原始数据是:
电动机功率P1与转速n1,鼓风机转速n2。
V带传动的设计步骤详见教材。
设计时注意初定的传动中心距不宜过小,否则张紧带传动的滑轨(见图2—1)与鼓风机底座相碰。
三、V带传动的张紧装置
V带传动是靠摩擦传动,为使传动带与带轮接触面具有一定压力和摩擦力,在新装传动带时必须张紧。
工作一段时间后,传动带会产生塑性伸长,张紧力减小,影响传递的功率,因此要求把传动带再张紧。
根据调节张紧力的方法,张紧分为人工定期调节张紧和自动调节张紧。
人工定期调节张紧装置有:
1.图2—1所示的滑轨张紧。
电动机装在滑轨上,旋转调整螺栓推动电机移动,加大传动中心距而把传动带张紧。
这种张紧适用于水平或接近水平的带传动。
2.图2—2所示的摆动架张紧。
电机固定在摆动板上,调节摆动板在调整螺杆上的位置,使电机与摆动板绕摆动销轴摆动,加大传动中心距张紧传动带,适用于垂直或接近垂直传动的张紧。
3.图2—3适用于传动中心距为不可调时三角带传动的张紧装置。
利用改变张紧轮在立柱上的位置使三角带张紧,张紧轮应压在三角带松边的内侧,并靠近大带轮。
张紧轮的节圆直径可取为小带轮节圆直径的0.65~0.75倍,张紧轮轮缘尺寸、材料与带轮相同。
3.滚动轴承组合结构设计任务书
题目:
(1)直齿圆柱齿轮——轴承组合结构设计(见图3-1)
输出轴转速(转/分)
137
145
输出功率(千瓦)
3.8
3.9
大齿轮齿数Z2
101
107
齿轮模数m(mm)
齿轮宽度B(mm)
80
轴承间距L(mm)
齿轮中心线到轴承中心距离a(mm)
轴承中点到外伸端轴头中心距离b(mm)
100
外伸端轴头长度(mm)
工作要求:
1)输出轴轴承组合部件装配图一张。
2)轴与轴承计算说明书一份。
(2)斜齿圆柱齿轮——轴承组合结构设计(见图3—2)
大齿轮齿数Z2
齿轮模数m(mm)
齿轮螺旋角β(左旋)
齿轮宽度B(mm)
轴承中点距离L(mm)
齿轮中心线到轴承中点距离a(mm)
轴承中点到外伸端轴头中点距离b(mm)
2)输出轴轴承组合结构设计计算说明书一份。
(3)圆锥齿轮——轴承组合结构设计(见图3—3)
输入轴转速n(转/分)
960
输入功率P1(千瓦)
3.84
3.82
小圆锥齿轮齿数Z1
23
21
小圆锥齿轮圆锥角δ1
14.380
14.280
两轴承中点距离a(mm)
轴承中点到圆锥齿轮平均分度圆的距离b(mm)
轴承中点到外伸端轴头中点距离c(mm)
75
1)输入轴轴承组合部件装配图一张。
2)轴与轴承设计计算说明书一份。
轴承组合结构设计作业指导书
1.明确轴承组合设计的原则。
2.掌握轴承组合结构设计的步骤。
二、轴承组合设计要满足以下要求:
1.简化结构,尽量使轴装在两个相同的轴承上,这样可使箱体上两轴承孔直径相等,加工时可以一次走刀镗出,从而易于保证两轴承孔的同轴度。
2.当有类型不同而内外圈直径相同的轴承时,则载荷较大的支承要安装承载能力较强的轴承,如滚子轴承,而载荷较小的支承应优先选用球轴承。
3.使用向心推力轴承时应成对使用,其轴向间隙应该可调整,以保证轴承正常工作。
此外,为保证轴承可靠而长久地工作,还要正确地选择密封方式、固定方法、调整方法、润滑装置和轴承配合及便于拆装等问题,具体可参考滚动轴承结构设计有关内容。
三、直齿圆柱齿轮——轴承组合结构
直齿圆柱齿轮传动的一个特点是不产生轴向力,但为了运转可靠,定位准确,所以轴也必须轴向固定。
轴承组合结构一般有两种固定方式,第一种方式是两端轴承都是单向固定;
另一种是一端轴承双向固定,另一端轴承游动(参考教材轴承固定方式)。
第一种固定方式轴上零件少,轴承座的孔是通孔,结构和工艺都比较简单,能很好地工作在载荷不大的减速器中。
在支承距离不大时(L≤250mm)也能很好地工作在重载荷减速器中。
第二种固定方式用于传递功率较大,轴承间距离较大,工作时温度变化较大的轴,使轴能自由热膨胀。
如采用第一种安装形式,建议采用下述轴承:
1.深沟球轴承
2.短圆柱滚子轴承
3.调心滚子轴承
4.向心推力轴承
如采用第二种安装形式,建议采用下述轴承:
1.固定支承——深沟球轴承、角接触球轴承和圆锥滚子轴承。
2.游动支承——深沟球轴承,单列向心短圆柱滚子轴承。
采用第一种安装方式,在外圈处应留出少量膨胀间隙以备轴伸长。
间隙的大小可用选择垫片来控制,如图3—4,垫片在图中画出。
四、斜齿圆柱齿轮——轴承组合结构
斜齿圆柱齿轮传动的一个特点是有轴向力,所以在选轴承组合时要充分考虑这个问题。
斜齿圆柱齿轮传动其轴承组合同样也可以采用二种安装形式,即两端轴承单向固定和一端轴承双向固定而另一端游动。
应当注意,轴承的选择及安装方式是随轴向力的大小而定的,而轴向力的大小是随传递功率和斜齿轮螺旋角β而改变。
当功率较小,螺旋角不大或轴向力不超过径向力1/3时,可以采用深沟球轴承,当功率较大或轴向力大于径向载荷1/3时,必须采用角接触球轴承或圆锥滚子轴承;
轴向力越大,越应选用接触角α大的轴承。
在功率较大的减速器或跨距较大且温度变化也较大的场合,可在固定支承端安装两个角接触球轴承(或圆锥滚子轴承),而在游动支承端装一个短圆柱滚子轴承或深沟球轴承。
无论采用哪种安装形式,轴承间隙都要进行调整,其调整方法是依靠轴承盖和箱壳之间的组合垫圈来实现,在图中应画出,如图3—4。
图3—5用螺纹盖和螺钉来调整间隙,这二种结构能方便和顺利地调整间隙,但结构较复杂。
角接触球轴承或圆锥滚子轴承有两种安装结构,如图3—6。
“正装”结构简单,安装、调整方便。
“正装”有利于用轴承端盖和垫片调整轴承内部间隙。
“反装”虽支承刚度稍大,但结构较复杂,安装和调整也不方便,故应用不广泛。
还应注意,由于斜齿轮有沿齿轮轴向排油作用,如小齿轮直径小于轴承外径,将迫使润滑油冲向轴承,尤其在高速下更为严重,故应采用挡油盘如图3—7。
五、圆锥齿轮——轴承组合结构
圆锥齿轮的一个特点是有轴向力,其结构需要进行轴向调整,以保证锥齿轮的啮合间隙,所以在有圆锥齿轮的减速器里为了承受轴向力常采用角接触球轴承或圆锥滚子轴承;
象斜齿轮轴承组合那样,角接触球轴承或圆锥滚子轴承也可采用正装和反装两种安装方法,如图3—8(a)(b)所示,但一般都采用正装,因为反装虽组合机构刚度略有提高,但轴承装配困难,间隙调整也不方便。
为保证圆锥齿轮传动啮合精度,装配时两齿轮分度锥锥顶必须重合,因此要调整大小齿轮的轴向位置,为此,小齿轮通常放在套杯里,用套杯凸缘端面与轴承座外端之间的一组垫片来调整小齿轮的轴向位置,如图3—3所示。
利用套杯结构也便于固定轴承(如图3—3套杯右端凸肩)。
套杯厚度可取8~10mm,其凸肩高度要考虑两个问题,一是轴承拆卸要满足轴承安装的尺寸要求,二是凸肩内径比圆锥齿轮的外径大些;
如满足不了此要求,则可把齿顶沿轴向削去一部分或选取较大的轴承。
如果这些都不便于采用,则用圆锥齿轮和轴分开的结构。
通常把小齿轮作成悬臂结构如图3—3,小齿轮左端面与箱壳内壁的距离可取(10~15)mm,轴承支点距离a可取(2~2.5)b。
b可根据小齿轮宽度,齿轮端面与箱壳内壁距离,套杯壁厚与轴承宽度来确定。
六、设计步骤(设计过程中需采用计算与绘图交叉进行的方法):
1.根据轴传递的功率P和轴的转速n,初步估算轴径d,此直径d作为轴的最小直径dmin,计算公式可参看教材。
2.根据轴承受载情况选出相应的轴承组合结构(包括选择轴承型号和轴承的固定方式)。
3.以所计算的轴径dmin为基础,考虑轴上零件的装配以及轴自身的定位,画出轴的结构草图。
这一阶段主要通过画图确定轴及轴承的结构和尺寸,布置各零件间的相对位置;
定出跨距。
轴的结构往往选用阶梯轴,设计时要考虑轴的加工工艺,轴上各零件的轴向定位和固定,轴上相配零件孔径大小,并尽量减少应力集中。
阶梯轴各段的长度可根据轴上零件的相互位置、配合长度及支承结构等因素,通过画图来确定,通常先从安装传动零件的中间轴段画起,然后确定机件内壁及轴承座端面位置。
4.轴、轴承及键联接的精确校核计算。
计算轴承载荷时,如果采用向心推力轴承,其支承点位置的确定请参阅机械零件设计手册或教材。
5.选择合适的轴承配合和密封方式(参考教材)。
6.完成轴承部件装配图:
根据精确校核计算的结果,修改、完善草图,使各零件强度和部件结构都满足设计要求。
七、设计要求
1.轴承部件装配图一张
设计前应仔细阅读作业指导书,了解图中各零件的结构、作用和各零件之间的相互关系。
最好按1:
1比例尺画图。
图的位置要安排适当,注意留出标题栏和零件明细表位置。
绘图时先画中心线,然后由里向外进行;
线型粗细、尺寸标注和字体等应符合机械制图有关规定。
装配图应标注配合尺寸及其配合公差(轴外伸端与轴上零件、齿轮与轴、轴承与轴、轴承座等的配合尺寸及其公差)。
内容包括:
目录、设计题目,原始数据,计算内容及设计步骤。
计算过程要列出公式,代入数字并写出结果,而中间的数字演算不必书写。
4.设计圆锥一圆柱齿轮减速器的中间轴轴系结构
一、原始数据:
图示为圆锥—圆柱齿轮减速器的简图,该减速器用于连续使用的运输机传动装置。
已知数据见下表:
方案
输入轴转速
n1(r.p.m)
输入轴功率
p1(KW)
Z1
Z2
m12
(mm)
b1
Z3
Z4
m34
b3
970
4.5
70
800
22
62
18
600
24
2.5
400
72
77
二、作业要求:
1.设计说明书一份,主要内容包括:
中间轴的强度计算,轴承类型选择和寿命计算。
2.画出中间轴的结构图。
5.设计直齿圆锥齿轮减速器的大锥齿轮轴轴系结构
一、原始数据
图中所示为一级直齿圆锥齿轮减速器简图,该减速器用于铸工车间运输机的传动装置。
m
b
56
520
1.8
28
3.6
85
大锥齿轮轴的强度计算,轴承类型选择和寿命计算。
2.画出大锥齿轮轴的结构图(此题也可以设计小锥齿轮轴,要求同上)。
6.设计蜗杆减速器的蜗杆轴轴系结构
图示为圆柱蜗杆减速器的简图,其中图a为上置式蜗杆,图b为下置式蜗杆。
该减速器用于升降机的传动装置,间断使用,平均每天工作(使用)2小时,寿命10年。
其它已知条件见下表。
P1(KW)
传动比
i
270
720
4.2
20.5
6.6
15
1450
7.5
蜗杆轴的强度计算,轴承类型选择和寿命计算。
2.画出蜗杆轴系的结构图。
此题也可设计蜗轮轴,要求同上。
提示:
在设计蜗杆轴系时,可以取蜗杆轴承跨度=(0.9~1)蜗轮分度圆直径。
7.设计二级斜齿圆柱齿轮减速器中间轴轴系
图示为二级斜齿圆柱齿轮减速器简图。
该减速器用于机械加工车间起重机械的起重机构的传动系统中。
输入轴转速n1
(r.p.m)
输入轴功率p1
(KW)
高速级
低速级
Z2/Z1
mn(mm)
a1
b2
Z4/Z3
81/18
82/17
80/18
78/20
746
77/21
500
78/19
300
120
76/22
表中给出的b2、b4为两级大齿轮的宽度,小齿轮的宽度应增加(5~10)mm。
8.设计气缸盖螺栓组联接
图示为一气缸盖螺栓组结构简图,气缸盖与气缸用Z个直径为d(mm)的螺栓联接,缸盖与缸体均为钢制,气缸内工作压力为p(MPa),气缸内径为D(mm),壁厚δ=20mm,气缸盖厚度C=25mm,气缸体凸缘厚度e=25mm,方案参数见下表。
为避免气缸漏气,螺栓间距t0不能太大,可参考教材表5—8确定。
气缸内径D(mm)
工作压力p(MPa)
螺栓中心所在圆直径b(mm)
140
1.5
1.设计说明书一份,主要包括:
螺栓布置和螺栓直径计算等。
2.绘出螺栓联接结构图。
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