垂直提升机的设计1分析

1、广播电视大学人才培养模式改革和开放教育试点毕业论文题目垂直提升机的设计学生姓名杨阳学号1451201206366入学时间2014春专业机械设计与自动化指导教师张绒试点单位重钢分校重庆广播电视大学2016年4月15日材料目录 TOC o 1-5 h z .指导任务书（1）.指导记录表（2）.写作提纲（3）.论文提要（4）.论文正文（5）.参考文献（33）.指导教师情况及评语（34）.答辩记录表（35）.审查意见（36）毕业论文题目垂直提升机的设计学生姓名杨阳专业机械设计与自动化指导教师张绒职称副教授.垂直提升机的传动装置。.提升机产品图1张，装配图1张，零件图若干张，工艺卡片1套，说明书1份。毕

2、业论文写作进度计划：1、期限：自2016年3月9_日起至2016年6_月0_日2、具体进度安排：时间完成内容2016.03.15广泛收集资料。2016.3.30垂直提升机工艺开发草图设计2012.10.28垂直提升机工艺开发草图修改2012.11.04垂直提升机工艺开发设计说明书初稿2013.04.21完成垂直提升机的设计毕业设计修订与装订工作重庆广播电视大学试点单位重钢分校指导教师张绒学生姓名杨阳学号1451201206366专业机械设计与自动化第次指导指导时间：2016年3月9日指导内容：指导学生确定论文题目，收集资料，撰写论文提纲。第次指导指导时间：2016年4月15日指导内容：指导学生

3、撰写并修改论文第一稿。第次指导指导时间：2016年5月4日指导内容：指导学生撰写并修改论文第二稿。第四次指导指导时间：2016年5月30日指导内容：指导学生撰写并修改论文第三稿。第五次指导指导时间：2016年6月8日指导内容：指导学生按照要求完成论文正稿并做好答辩准备。毕业设计（论文）写作提纲 TOC o 1-5 h z 一、课程设计内容和要求5二、电动机的选择6三、各轴的转速，功率和转矩7四、V带的设计与计算8五、齿轮的设计与计算10六、轴的设计与计算18七、键的选择和校核21八、轴的校核23九、轴承的校核29十、联轴器的选择和润滑31十一、减速器箱体的设计31十二、参考文献33十三、心得体

4、会33毕业设计（论文）论文提要垂直提升机是提升、搬运和输送物料及产品的设备。因为其安装拆卸方便、结构牢固、安全可靠而广泛应用于采矿、冶炼、码头、建筑等行业中，作提升运输物料及产品之用。设计从实际出发，按照优质、安全可靠、经济的设计原则，努力设计出结构合理、便于安装和维护的高质量产品。斗式提升机具有输送量大，提升高度高，运行平稳可靠，寿命长显著优点。关键词：电动机、转速、齿轮、传动比、转矩、轴承、V带、联轴器、润滑、减速器一、课程设计的内容和要求1、题目：垂直提升的设计2、课程设计的目的本课程设计为学生提供了一个既动手又动脑，自学，查资料，独立实践的机会。将本学期课本上的理论知识和实际有机的结合

5、起来，锻炼学生实际分析问题和解决问题的能力，提高学生综合运用所学知识的能力，装配图、零件图的设计绘图能力。3、课程设计的内容和要求1.传动装置简图:垂直斗式提升机1一料斗I2减速器，3滚筒手4一带传动*5电动机2.己知条件(1)机器功用由料斗把散状物料提升到一定高度。(2)工作情况单向工作，有轻微振动。(3)运转要求滚筒转速误差不超过7%。使用寿命8年，每年300天，每天16小时,(5)检修周期半年小修，两年大修。(6)生产厂型中小型机械制造厂。1确定电动机的有效功率2确定电动机(7)生产批量中力匕生产。.设计原始数据：滚筒圆周力5kN滚筒圆周速度0.9(m/s)滚筒宜径360mm.要求：(1

6、)完成传动系统与传动装置的设计计算。完成各类零件的设计、选择计算。(3)认真计算和制图，保证计算止确和图纸质量。(4)按预定计划循序完成任务。(5)按学校规定格式书写说明书，交电子和纸质文档。二，电动机的选择已知：滚筒直径D=360mnit筒圆周速度速度V=0.9m/s.滚筒圆周力F(N)=5KN按工作条件和需求，先选用常用的Y系列的三相异步电动机。工作机所需的肩效功率为P=F*V=5000N0.9m/s=4500w电动所需功率Pd=P/V带传动效率：i=0.96齿轮的效率为：2=0.98联轴器的效率：3=0.99滚筒的效率：40.96滚动轴承的效率：50.98所以估计传动系统的总效率为123

7、454=0.808贝(JPd=P/=5.569(KW)_601000v6010000.9由公式nw-d_3.14360=47.77r/min推算出电动机的转速的范围nd取带的传动比为2:4,齿轮的总传动比为8:40。则电动机转速的可选范围为：1=0.808nw=47.77r/min的转速nd=i带？nw=764.327643.2符合这一条件的电动机转速有：1500r/min,1000r/min查表4.12-1得：两种电动机的可选方案如下表小序电动机型额定功同步转速满载转速总传号号率/kw(r/min)(r/min)动比1Y132M-47.51500144030.142Y160M-67.5100

8、097020.31综上，选择电动机Y160M额定功率7.5KW；满载转速n=970r/min,最大转矩2.0；3传动比分配：电动机满载转速n=970r/min；那么，机构总传动比i=n/nw=970/47.77=20.31;取V带传动传动比i带=2.03（i10合理）则齿轮的传动比为i齿,10i带分配齿轮各级的传动比：按展开式布置，高速级传动比i11=53i齿及i2=i齿/i1得两级圆柱齿轮减速器低速器的传动比i2=2.77高速器传动比i1=3.61i=20.31i齿二10i1=3.61i2=2.771、转速三，各轴的转速，功率和转矩1轴（高速轴）nI-nm=-970=477.8r/min媪2

9、.032轴（中间轴）及二金二包18=132.35r/min工齿3.613轴（彳氐速轴）n3=n2-=132.35=47.78r/mini2齿轮2.77n1=477.8r/minn2=132.35r/min滚筒轴山=n3=47.78r/minn347,78r/minn447.78r/min2、功率：1轴EPd15.569X0.96=5.346KW2轴P2P12R25=5.134kw3轴P3P223P225=4.931kw滚筒轴P4P334R35=4.784kwP5.346KWP25.134KWP34.931KWP44.784KWTo3、扭矩9550Po=9550X5.569nm970=54.82

10、9N.mT19550P=95505.346n1477.8106.85N.m9550P2=95505.134n2132.35370.45N.mTo=54.829N.mT39550P3n395504.93147.78985.51N.m9550P4n495504.78447.78956.14N.m轴名功率p(kvv转矢gT(Nm)转速nr/min传动比i效率T)输入输出输入输出电动机轴5.6954.8299701轴5.346106.85477.82轴5.134370.45132.353轴4.931985.5147.78滚筒轴4.784956.1447.78则运动的动力参数计算结果见下表:T1106.

11、85N.mT2370.45N.mT3985.51N.mT4956.14N.m四，V带的设计与计算1原始数据及设计内容2设计步骤传动比i12.03,传递功率P：P=5.569kw,转速：n=970r/min,电动机型号为Y160MH6;工作条件：单向工作，肩轻微振动，使用期限为8年。中等批量生产，单班制工作，滚筒转速误差/、超过7%。设计内容：确定带的截型，长度，根数，传动中心距，带轮基准直径及结构尺寸等。1确定计算功率计算功率是根据传递的功率P,并考虑到载荷的性质和每天运转的时间长短等因数的影响而确定的。即FCaKaP式中：Ra计算功率，单位为kw；P一传递的额定功率，单位为kw；Ka工作情况

12、系数表，由教材表8-7查得工作情况系数Ka=1.3,PCaKaP=5.569X1.3=7.24kw2选择带型根据计算功率2和转速n查教材机械设计表8-11选择带型为普通B型V带型3确定带轮基准直径由教材表8-8取主动轮直径为dd1=125mm则，从动轮的基准直径为dd2=125X2.03254mm因dd2为标准直径，所以就取dd2=250mm验算带的速度ddf120970acc。/毋、市vd11=6.092m/s,市速601000601000合适。4确定窄V带的基准长度的传动中心距根据0.7(dd1dd2)a。2(dd1dd2),初选取中心距为a0=dddd=125+250=375mmdd1d

13、2计算带需的长41252度=23753751349.17mm24375Pca7.24kwdd1=125mmdd2=250mmv6.092m/sa=375mm查表8-23选取得带的基准长度为Ld=1400mm则实际中心距a为aa0士一Ld400.415mm400mm25计算主动轮上的包角10.1180 d 2 d 157.30Ld =1400 mm= 1800 250 125 573- 1620 1200400因为大于1200满足条件6计算窄V带的根数zz (Po VPo)K Kl由，n 970r/min dd1=125mm i =2.03 ,查教材表 8-4a 和表 8-4b 得：F0=1.6

14、4 kw , VP。=0.3kw查表 8-5 得：K =0.953,Ki =0.90 ,则 z 74 4351.64 0.3 0.953 0.90取z=5根。a 400mm116207计算预紧力F。2.5 K Pea2Fo 500qvK zv25 0.953 7.2425000.18 6.091 19997N0.953 5 6.092查表 8-3 得 q=0.18kg/m,8计算作用在轴上的压轴力FP 2zF0sin=1=617.94N2五，齿轮的设计与计算1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数由传动简图可选用直齿圆柱齿轮传动。运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精Z=5F0199.97

15、N1高速 级齿轮：度。 材料选择，查表10-1选择小齿轮材料为40Cr （调 质），硬度为280HBs大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBs二者材料硬度差为40HBS 选小齿轮齿数 乙二22由ii=3.61大齿轮齿数Z2=792按齿面接烛强度设计设计公式：dit 2.323 箱【7 zE ）2:.d U H 试选载荷系数 Kt 1.6计算小齿轮传递的转矩Ti 106.85N.mFp 617.94NZ122Z279由查表10-7选取齿宽系数d1由查表10-6查得材料的弹性影响系数1Ze189.8Mpa2由查教材图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlinm1600Mpa;大

16、齿轮接触疲劳强度极限Hlinm2550MPa.?计算应力循环次数_9Ni60njLh60477.81（1830016）1.110N2N1/3.613.05108由查教材图10-19查得接触疲劳寿命系数Khn1=0.93;Kt1.6KHN2=0.97计算接触疲劳许用应力T1 106.85 Nd 11Ze 1898MpaHlin1 60MPaHlim2 55(MPa9N11.1 109N2 3.05 108取失效概率为1%安全系数S=1,得取失效概率为1%,安全系数S=1,由教材公式10-12KHN1Hlim10.93600558MpaH1SKHN2Hlim20.97550533.5MpaH2S1

17、.试算小齿轮分度圆直径dit,代入h中较小的值2.323iKLTL_u_J()2=70.15iduh2.计算圆周速度vdt1nl3.1470.15477.8,vm/s6010006010003.计算齿宽b1.75m/sbdd1t170.1570.15mm4.计算齿宽与齿高之比b/h模数mntd1t/470.15/223.19mm齿高h2.25mnt2.253.197.18mmb/h70.15/7.189.775.计算载荷系数根据v1.75m/s,7级精度，由查图10-8查得动载荷系Kv=1.03;查教材表10-3得KhKf1,;由表10-2查得使用系数Ka1.25;由表10-8查得7级精度、小

18、齿轮相对非对称布置时,KH1.424查教材表10-13得Kf1.42所以载荷系数KKaKvKhKh1.836.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得a%70.151.831.675.027.计算模数mnd/Z175.02/223.413按齿根弯曲强度设计2KfT1dZ12FYfYfY1.查取齿形系数h1558Mpah25335Mpad1t70.15v1.75m/sb70.15mmmnt3.19mmh7.18mmb/h9.77Kv=1.03Ka1.25;KH1.424K1.83d175.02mn3.41由教材表10-5查得YFai2.72,YFa22.22.查取应力校正系数由教材表10-

19、5查得Ysai1.57,Ysa21.77.由教材图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500Mpa,大齿轮为FE2380Mpa.由教材图10-18查得弯曲疲劳无命系数Kfn10.86,Kfn20.89;.计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由教材式10-12得KFN1FE10.86500F1MPa307.14MPaS1.4KFN2FE20.89380MPa241.57MPaS1.4.计算载荷系数KKKAKVKFKF183.计算大小齿轮的Ya卫Fg2721.570.0139F1307.14YFa2YSa22.221.77vc-Fa-Sa2-0.016266F2241.57

20、大齿轮数值大8.设计计算21.83106850八mn3|20.0162661222.2.36mm对比计算结果，由齿面接岫疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的系数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触F1307.14MPaF2241.57MPaK1.83YFa1YSa1F10.0139YFa2YSa2F20.016266mn2.5mm2低速级齿轮：疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲强度算得的模数2.36并圆整为标准值2.5,按接触强度算得的分度圆直径di75.02mm.算出小齿轮齿数zi3750230.008，取zi30;大齿轮齿数mn

21、2.5Z2zi303.61108.3，取Z2108这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免破费。4几何尺寸计算.分度圆直径d14m302.575mmd2z2m1082.5270mm.计算中心距ad1一d2172.52.计算齿轮宽度bdd117575mm圆整后取B275mm,B180mmz130z2108a116Tlmd175mmd2270mma172.5mmB275mmB180mm1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数由传动简图可选用直齿圆柱齿轮传动。运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。材料选择，查表10-1选择小齿轮材料为40Cr

22、（调质），硬度为280HBs大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBs二者材料硬度差为40HBS选小齿轮齿数乙二26由i22.77大齿轮齿数z2=652按齿面接烛强度设计设计公式：试选载荷系数Kt1.6计算小齿轮传递的转矩T1370.45N.mZ126z265Kt1.6T1370.45N.md1由查表10-7选取齿宽系数d1由查表10-6查得材料的弹性影响系数1Ze189.8Mpa2由查教材图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlinm1600Mpa；大齿轮接触疲劳强度极限Hiinm2550MPa.?计算应力循环次数N160nljLh60477.81(1830016)3.05

23、108N2Ni/3.611.1108由查教材图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.97；Khn2=0.99计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1,由教材公式10-12得KH1_HN1_Hhml0.97600582MpaSH2KHN2Hlim20.99550544.5MpaS.试算小齿轮分度圆宜径d#,代入h中较小的值KTu1Zf252.323t1(E)=106.97VduH.计算圆周速度vdtm3.14106.97132.35,八，vm/s0.741m/s601000601000.计算齿宽bbdd1t1106.97106.97mm.计算齿宽与齿高之比b/h模数mntd1t/

24、Zi106.97/264.11mm1Ze189.8Mpa?hi600MPaHHm2550MPaN13.05108N21.1108h1582Mpah2544.5Mpad1t106.97v0.741m/sb10697mmmnt4.11mmh9.25mmb/h11.56Kv=1.03齿高 h 2.25mm 2.25 4.11 9.25mm b/h 106.97/9.25 11.56.计算载荷系数根据v 0.741m/s, 7级精度，由查图10-8查得动载 荷系 Kv=1.03 ;查教材表10-3得Kh Kf 1,;由表10-2查得使用系数Ka 1.25；由表10-4查得7级精度、小齿轮相对非对称布置

25、时，KH 1.424查教材表10-13得Kf1.42所以载荷系数K Ka Kv KhKh1.83.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得d1dKKt 106.971.831.6 1144.计算模数 mn dZ1 114.4/26 4.4.2.3按齿根弯曲强度设计Ka 1.25Kh 1.424Kf 1.42K 1.83d1 114.4mn 4.4m2Kf T1d乙2YfYf Y.查取齿形系数由教材表10-5查得YFa12.6,YFa22.23.查取应力校正系数F 1317.86 MPaf2 247MPaK 1.83由教材表10-5查得YSa11.595,YSa21.76.由教材图10-2

26、0查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500Mpa,大齿轮为FE2380Mpa.由教材图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn10.89,Kfn20.91;.计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由教材式10-12得KFN1FE10.895001vl口F1MPa317.86MPaS1.4KfN2FE20.9138n/icf2MPa247MPaS1.4.计算载荷系数KKKAKVKFKf183.计算大小齿轮的YFaYSaf4261.5950.01343F1317.86YFa2%a22.231.76n0.01589f2247大齿轮数值大8.设计计算3Ii，21.83370450_QOmn3

27、20.015891263.17mm对比计算结果，由齿面接岫疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的系数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关,可取弯曲强度算得的模数3.17并圆整为标准值3.5,按接触强度算得的分度圆直径d1114.4mm.算出小齿轮齿数d.1144.Zi32.68，取z133;大四轮凶数mn3.5z2z1332.7791.41,Mz291这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免破费。4几何尺寸计算1.分度圆直径YFaYSa1fi0.01343YF

28、a2YSa2F20.01589mn3.5mmZi33z291a116Tlmd1115.5mmd2318.5mma217mmB2115mmB1120mm1高速 轴（齿轮 轴）b dd11 115.5 115.5mm圆整后取B2115mm, B1 120mm验算传动比:91 108 I 9.92733 3010 9.927I 100%10所以满足设计要求。0.73%5%六，轴的设计计算已知 n1477.8r/min ,p15.346kw, T1106.85N/m。1选轴的材料dmin26mm与齿轮1的材料相同为40Cr调质。d14m333.5115.5mmd2z2m913.5318.5mm.计算中

29、心距ad一空2172.计算齿轮宽度2初步估算轴的最小直径先按教材式（15-2）初步估算轴的最小直径。选轴的材料为40Cr调质处理。根据教材表15-3,取A。110,于是得dminA03P1n15.346110 3 ,477.824.6mm,由于开了一个键槽，所以dmin14.74(10.05)25.8mm,取26mm3.轴的机构设计设计如下图所示:（1）根据轴向定位的要求确定轴上各段直径和长度1）为了满足联轴器的轴向定位要求，在12段的右边加2中间轴了一个轴套，所以di2dmin26mm,23段为过度轴，取d2330mm232）初步选取轴承，由于是直齿轮，所以选用深沟球轴承，根据轴的结构和最小

30、轴的直径大小查机械设计手册选用6307型轴承dDB35mm80mm21mm所以，d3435mm,根据轴承的右端米用轴肩定位，从表中可知d4544mm,56断的直径为齿轮的齿顶圆直径，所以d5680mm,d78d3435mm,d67d4544mm。轴段12:与带轮相配处，带轮轮段长L=75mm_L1275273mm;轴段23:为过度段，L2370mm；轴34:轴承段，根据查表可知L3421mm；轴段45:考虑56段齿轮与中间轴上齿轮2啮合：L45147.5mm;轴段56:取决于齿轮的尺宽，L5680mm轴段67:考虑与箱壁的距离L6715mm轴段78:装轴承的轴段，查表可得L7821mm已知n2

31、132.35r/min,p25.134kw,T2370.45N/m。1选轴的材料选用材料为45钢调质。2初步估算轴的最小直径先按教材式（15-2）初步估算轴的最小直径。选轴的材料为40Cr调质处理。根据教材表15-3,取A。110,于是得dminA0311103；37.23mm0Vn1V132.753轴的结构设计如下图所示：d1226mmd2330mmd3435mmd4544mmd5680mmd6744mmd7835mm轴承的型号为6307L1273mmL2370mmL3421mmL45147.5mmL5680mmL6715mmL7821mmdmin40mm轴承的型号为3低速轴d12 40mm

32、d23 49mm6308 d34 60mmd45 70mmd56 49mmd67 40mmL12 23mmL23 15mmL34 117mmL45 15mmL56 72mmL67 43.5mm3J5：(1)各轴段直径的确定因为轴的最小轴与轴承相配合，所以应该先确定轴承的型号从而确定轴的最小值，选用深沟球轴承。查机械设计课程设计表9-16(GB/T297-1994),根据上面计算的dmin37.23mm,选择轴承白型号为6308,其尺寸为dDB40mm90mm23mm所以，di2d6740mm,根据查表得台阶处轴的直径，d23d5649mm,34段装齿轮，取d3460mm,45段为轴环取d457

33、0mm(2)各段轴长度的确定轴段12:由轴承宽度和实际位置确定，L1241mm；轴段23:考虑齿轮三和齿轮四的啮合和齿轮轮毂与轴的安装L23117mm轴段34:轴环，取L3415mm轴段45:考虑与齿轮一的啮合和齿轮轮毂与轴的安装取L4572mm轴段56:由轴承宽度和实际位置确定，L5643.5mm；已知n347.78r/min,P24.931kw,T3985.51N/m1选轴的材料选用材料为45钢调质。2初步估算轴的最小直径先按教材式(15-2)初步估算轴的最小直径。选轴的材料为45钢，调质处理。根据教材表15-3,取110,于是得dminA03_11034.93151.56mm,由于开了一

34、n147.88个键槽，所以dmin51.56(10.05)54.14mm1高速轴键选择及校核轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使轴的直径和联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器的型号。联轴器的计算转矩TcaKAT1,查教材表14-1取KA1.5,又T1985.51105N代入数据得Tca1478N.m查机械设计课程设计表9-21(GB/T4323-1984),选用HL5型弹性柱销联轴器。联轴器的孔径d=55mm所以dmin55mm2.轴的机构设计(1)根据轴向定位的要求确定轴上各段直径和长度1)为了满足联轴器的轴向定位要求，在78段的左边加了一个轴套，所以d78dmin55mm2)初步

35、选取轴承，选用深沟球轴承，根据轴的结构和最小轴的直径大小查机械设计课程设计表9-16(GB/T297-1994)选用6313型轴承dDB65mm140mm33mm所以，d1265mm,轴承的右端上一个台阶，d2365570mm,轴肩的高度h0.07d4.55取5mm34段为轴环d34100mm,右轴承左端用轴肩定位，查表得d4577mm67段为过度段取d6760mm,d56d1265mm。(2)各段轴长度的确定轴段12:取决于轴承的宽度轴承与箱壁的距离，齿轮与箱壁的距离L1251mm轴段23:由齿轮宽度和保证啮合确定L23112mm轴段34:轴环处L3412mmdmin55mmd1265mmd

36、2370mmd34100mmd4577mmd5665mmd6760mmd7855mm轴承的型-6013L1251mmL23112mmL3412mmL4598mmL5633mmL6770mmL7882mm为2中间轴键选择及校核3低速轴段45:由其他段决定L4598mm轴段56:由轴承宽度确定L5633mm轴段67:段过度段取L6770mm轴段78:半联轴器与轴配合的毂孔长度L7884mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，所以长度应取短些，取L182mm0七，键的选择及强度校核1确定键的类型及尺寸一般7级精度的齿轮有定心精度要求，应选用A型圆头普通平键联接对于安装带轮以及键处轴

37、径d25mm,由机械设计课程设计表9-14(GB/T1095-1979)查得键的截面尺寸：b=8mm,h=7mr#照带轮轮毂长L=75mm及普通平键长度系列得键长L60mm.2强度验算由教材式(6-1)p空ppdlkp式中T106.85Nmd26mmlLb60852mmk0.5h0.573.5由教材表15-1查取许用挤压应力为p110MPaF2106850MPa45.16MPap,满足强度要3.55226求。键标记为：键860GB/T1095-19791确定键的类型及尺寸一般7级精度的齿轮有定心精度要求，应选用A型圆头普通平键联接对于安装键处轴径d49mm,由，由机械设计课程设计表9-14(G

38、B/T1095-1979)查得键的截面尺寸：b=14mm,h=9mmO!平键长度系列得键长L1100mm,L260mm2强度验算bh87L60mmp110MPappF45.16MPabh149L1100mmL260mmp110MPaF73.05MPa轴键的选择及校核2T由教材式（6-1）pppdlkp式中T370.45Nmd49mm11L1b1001882mm12L2b601446mmk10.5h0.5115.5k20.5h0.594.5由教材表15-1查取许用挤压应力为p110MPa2370450fMPa27.38MPap5.58260F2370450MPa73.05MPap,满足强度要4.

39、54649p求。键标记为：键1460GB/T1095-197918100GB/T1095-1979.齿轮处1确定键的类型及尺寸一般7级精度的齿轮有定心精度要求，应选用A型圆头普通平键联，对于女装键处轴径d70mm，机械设计课程设计表9-14（GB/T1095-1979）查得键的截面尺寸：b=20mm,h=12mmO!平键长度系列得键长L100mm.2强度验算2T由教材式（6-1）pppdlkp式中T985.51Nmd70mmLib1002080mmk0.5h0.5126由教材表15-1查取许用挤压应力为p110MPaF2985510MPa58.66MPap,满足强度要69270p求。键标记为：

40、键20100GB/T1095-19792.联轴器处3确定键的类型及尺寸bh2012L100mmp110MPaJpF5866MPabh1610L70mmp110MPaF96.34MPaFt12849NFr11037N1输入轴的校核选用单圆头普通平键联接（A型）对于安装联轴器处轴径d55mm,查得键的截面尺寸：b=16mm,h=10mm参照轴段长度和键的长度系列取键长L=70mm.4强度验算由教材式（6-1）p.2Tppdlkp式中T985.51Nmd55mm11L1b/270862mmk0.5h0.5105由教材表15-1查取许用挤压应力为p110MPaF2985510MPa96.34MPap,

41、满足强度要56255p求。键标记为：键B1670GB/T1095-1979N,轴的校核2TiFt112849N,Fr1Ft1tan1037Nd1.画轴的空间受力图将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上；.作全直平向受力图和水平平向受力图求出作用于轴上的载荷。并确定口能的危险截面。MFt22849NFr21037NFt312348NFr34494NI将计算出的危险截面处的Mh,Mv,M的值列入下表:载荷水平向H垂直向V支反力FFNH1637NFNH21056NFNV1708NFNV22141N玩矩MMH175166N.mmMH26

42、9168NmmMV1ON.mmMV2140235N.mm总弯矩M175166N.mmM2.6916821402352156365N.mm扭矩T106850N.mm3.按弯矩合成应力校核轴的强度已知材料为40Cr钢调质，由教材表151查得i70MPa,由已知条件，对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度进行校核。根据教材式15-5以上表中的数据，并取0.6轴的计算应力2Z一、2.22Mi(T2)75166(0.6106850)caW0.175323.04MPa70MPa,M22(T2)21563652(0.6106850)2caW2.0.13534.006MPa70MPa结论：按弯矩合成应力校核轴的

43、强度，轴的强度足够。Ft2Ft12849N,Fr2Fr11037N2T2Ft3212348N,Fr3Ft3tan4494Nd2.画轴的空间受力图将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上；.作垂直平面受力图和水平平面受力图求出作用于轴上的载荷。并确定可能的危险截面。3输出轴的校核Ft412348NFr44494N将计算出的危险截面处的Mh,Mv,M的值列入下表:载荷水平向H垂直向V支反力FFNH33030NFNH2427NFNV39039NFNV26158N玩矩MMH3262095N.mmMH228395N.mmMV3781873N

44、.mmMV2409507N.mm总弯矩M3226209527818732824632N.mmM2v；2839524095072410490N.mm扭矩T370450N.mm3.按弯矩合成应力校核轴的强度已知材料为45钢调质，由教材表151查得160MPa,由已知条件，对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度进行校核。根据教材式15-5以上表中的数据，并取0.632_3,一一一一一2d3btdt493145.5495.5W210064322d322493243-一2d3btdt603187607W318257322d32260JM：(T2)2J82463220.63704502ca3一W182574

45、6.77MPa60MPaJM：(T2)214104902(0.6370450)2ca3W11006446.38MPa60MPa结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够Ft4Ft312348N,Fr4Fr34494N.画轴的空间受力图将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上；.作全直平向受力图和水平平向受力图求出作用于轴上的载荷。并确定口能的危险截面。Lh 9600h将计1输入轴上轴承的校核算出的危险截面处的Mh,Mv,M的值列入下表:载荷水平向H垂直向V支反力FFNH13001NFNH21493NFNV18247NFNV24

46、101N玩矩MMH274591N.mmMV754600N.mm总弯矩M1.27459127546002803008N.mm扭矩T985510N.mm3.按弯矩合成应力校核轴的强度已知材料为45钢调质，由教材表151查得160MPa,由已知条件，对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度进行校核。根据教材式15-5以上表中的数据，并取0.63、输出 轴上轴 承的校 核W _d3 btd t2 _70320 7.570 7.5 2294893322d32270L2M1(T2)280300822(0.6 985510)2caWV2948933.82MPa60MPa结论：按与矩台成风力校核轴的强度,轴的强度

47、足够九，轴承的校核轴承的预期计算寿命Lh 16 300 2 9600h(1)求两个轴承受到的径向载荷由轴的校核过程可知Fnhi 637N,Fnh2 1056NFnvi 708N,Fnv2 2141N所以 Fr1F2NH1 fNv16372 7082 952NFr2 F2nh2 FNV21 0562 2 1 412 2 3 87N(2)由于轴承只受径向力查教材表13-5得对两个轴承 X 1,Y 0查教材表13-6取冲击载荷因数fp p（三）计算轴的寿命PfpXFr1 1.2 952 11421.2P2fpXFr2 1.2 2387 2864所以Lh110660n限)P110633400 360

48、132.35( 1142)872657hL,hFr1 6172NFr2 9533NP17352 NP2 10905 NLk1 46646hLk2 14294hFr1 8776NFr2 4364NP110531NP25237 NLh1 2464921Lh210660nC 10633400 3(一)()55325b LhPi60 477.8 2864Lh2 2004303h1齿轮 的润滑2滚动 轴承的 润滑3润滑 油的选 择Lh1106（C）1106.52800346646hLh60n60 132.35(7352 )Lh2106(C)106,52800. 314294hLh60n()P160 13

49、2.35()10905所以轴承满足寿命要求。12mm1 10mmb 18mmb1 15mmb2 30mmdf 20mmdf 22 mmn 6D0 40mmG q 62mm所以轴承满足寿命要求。(1)求两个轴承受到的径向载荷由轴的校核过程可知Fnh1427N,Fnh23030NFnv16158N,Fnv29039N所以Fr1F2NH1Fn2v14272615826172NFr2、F2nh2fNV230302903929533N（2）由于轴承只受径向力查教材表13-5得对两个轴承X1,Y0查教材表13-6取冲击载荷因数fp1.2p（三）计算轴的寿命PfpXFr11.261277352P2fpXFr21.2953310905所以(1)求两个轴承受到的径向载荷由轴的校核过程可知Fnh13001N,Fnh28247NFnv11493N,Fnv24101N所以Fr1F2NH1FNv130012824728776N