垂直提升机的设计1解读

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1指导任务书 (1 )2. 指导记录表 (2 )3. 写作提纲 (3 )4. 论文提要 (4 )5. 论文正文 (5 )6. 参考文献(33)7. 指导教师情况及评语(34)8. 答辩记录表(35)9. 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 业指导教师张绒 职 称副教授1. 垂直提升机的传动装置。2. 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

2、，说明书1份。毕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10 日2、具体进度安排：时间完成内容2016.03.15广泛收集资料。2016330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

3、4月15 日指导内容：指导学生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。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

4、考文献33十三、心得体会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

5、课本上的理论知识和 实际有机的结合起来，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垂宜斗式握升机1料斗* 2减速器* 3滚筒事4 一帯传动# 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c(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 电动机生产批量中批生产。3. 设计原始数据：滚筒圆周力5kN滚筒圆周速度

6、0.9(m/s)滚筒直径360mm4. 要求：(1) 完成传动系统与传动装置的设计计算。(2) 完成各类零件的设计、选择计算。(3) 认真计算和制图，保证计算正确和图纸质量。(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=360mn滚筒圆周速度速度 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 丫系列的三 相异步电动机。工作机所需的有效功率为 P=F*V=5000N 0.9m/s=4500w电动所需功率Pd = P/ nV带传动效率：=0.96齿轮的效率为：口2=0.98联轴器的效率：n3

7、=0.99滚筒的效率：=0.96滚动轴承的效率：=0.98所以估计传动系统的总效率为口 =4=0.808则 pd =P/T1 =5.569 (KW)60D000V 60心000汉0.9.由公式 nw =47.77r/min由厶式兀D3.14汉360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 =0.808n w =47.77 r/min的转速n d =i 带.i 齿 n w =764.32 r 7643.2符合这一条件的电动机转速有：1500r/mi n,1000r/min查表4.12-1得：两种电动机的可选方案如下表示序 号电

8、动机型 号额定功率/kw同步转速(r/mi n)满载转速(r/min )总传动比1Y132M-47.51500144030.142Y160M-67.5100097020.31综上，选择电动机Y160M-6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/n w=970/47.77=20.31 ；取V带传动传动比i带=2.03 ( i乞10合理)则齿轮的传动比为i齿=丄=10i带分配齿轮各级的传动比：按展开式布置，高速级传动比i j =、1.3i齿及i2 =i齿/i 1得两级圆柱齿轮减速器低速器的

9、传动比i 2=2.77高速器传动比i产3.61i=20.31i 齿=10i 1=3.61i 2 =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 得 2.032 轴（中间轴）n2=n1 = 477.8 =132.35r/minh 齿3.613 轴（低速轴）珏=.压=132.35=47.78r/mini2齿轮2.77n1 =477.8r/mi nn2 =132.35r/min滚筒轴n 4 = rh = 47.78r/m inn3 二 47,78r / min n4 = 47.78r / min2、功率:3、扭矩1 轴 R =叨=5.

10、569 X 0.96=5.346KW2 轴 P2-RS? = RS1% =5.134 kw3 轴 R - R2 23=Pz 2 5 =4.931 kw滚筒轴 P4 =F3 343 5 =4.784 kwP5 569T0 =9550 P0 =9550X 5.569 =54.829N.mrm970T19550R =9550 5.346厲=477.8= 106.85N.m9550R2.= 9550x5.134132.35= 370.45N.m9550 F39550 4.93147.78= 985.51N.m9550汇P4T49550 4.78447.78= 956.14N.m轴名功率R（ KV）转矩

11、T (N m)转速nr/min传动比i效率n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4.784956.1447.78n4则运动的动力参数计算结果见下表:四，V带的设计与计算R =5.346WF2 -5134KWR =4.931KW 哄 4.784WT0=54.829N.m=106.85N.mT2 =370.45N.mT3 =985.51N.mT4 =956.14N.m1原始 数据及 设计内 容2设计 步骤传动比 h=2.03，传递功率P: P=5.569kw，转速:n=

12、970r/min，电动机型号为 Y160M 6； 工作条件：单向 工作，有轻微振动，使用期限为 8年。中等批量生产， 单班制工作，滚筒转速误差不超过 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。即式中：FCa计算功率，单位为kw;P 传递的额定功率，单位为kw；Ka工作情况系数表，由教材表8-7查得工作情况系数Ka=1.3，巳=KaP =5.569 X 1.3=7.24 kw2选择带型根据计算功率Pea和转速n查教材机械设计表8-11选择带型为普通B型V

13、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贝U，从动轮的基准直径为 dd2=125X 2.03常254mm因dd2为标准直径，所以就取dd2 =250mm验算带的速度汁 忆小1 =z12070 =6.092m/s,带速60 勺 000601000合适。4确定窄V带的基准长度的传动中心距根据 0.7(dd1+dd2)玄 2(dd1+dd2),初选取中心距为 a0 = d d1 +dd2 =125+250=375m。计算带需的长1252 1度 一|2汇375 + 汇375 +1349.17mm24 汉 375 一Pea = 7.24kwdd1 =125mmdd2 =250

14、mmv =6.092m/ sa=375mm查表8-2 3选取得带的基准长度为Ld =1400 mmI则实际中心距 a 为 a =a0 + Ld 一 Ld =400.415 mm 400 mm 25计算主动轮上的包角宀0-180d2 - di57.30aLd =1400 mm= 180 - 250 -12557.30400：162 _120a = 400mm因为大于1200满足条件6计算窄V带的根数zPeaz =（P。：P0）K：.Kl由，n= 970r/mindd1=125mm i =2.03 ，查教材表 8-4a 和表 8-4b 得：F0 =1.64 kw，: F0 =0.3kw查表 8-5

15、 得:K. =0.953，Kl =0.90，7.24则 z4.35，(1.64 +0.3H0.953X 0.90取z=5根。：=16207计算预紧力F0F0 =500 2.5 一心 Pea qv2Qv=500汉厂5 一953产724 +0.18汉6.0922 =19997N0.953汇 5 2.092查表 8-3 得 q=0.18kg/m，8计算作用在轴上的压轴力1Fp =2zF0Sin=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=5F0 -199.97N1高速 级齿轮：度。 材料

16、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=22由i1 =3.61大齿轮齿数z2=792按齿面接烛强度设计 设计公式：.“ “ KJ； u!1 Ze 2d1t 12.32；1寸一-_）Y 2u 血 试选载荷系数心=1.6 计算小齿轮传递的转矩T1 =106.85N.m 由查表10-7选取齿宽系数 站=1 由查表10-6查得材料的弹性影响系数1Ze =189.8Mpa2 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册“1 600MPa ；大齿轮接触疲劳强度极限

17、Hlinm2 =550MPa . 计算应力循环次数M =60nJLh =60 汇 477.8汉（仆 8 汇 3006）=1.仆109N2 = NJ3.61 =3.05汉108 由查教材图10-19查得接触疲劳寿命系数Khn1=0.93 ;Khn2=0.97 计算接触疲劳许用应力取失效概率为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10-12得 切 J = KHN1；Hlim1, =0.93600 =558MpatH - Khn2 Hlim2 -0.97 汉550-533.5MpaS1.试算小齿轮分度圆直径d1t，代入Hh中较小的值Fp =617.94NZ1 =22Z2 =

18、79Kt =1.6T1 = 106.85N.m d =11Z=18S0MpaHlin1 =60MPa田诚=55(MPaN1 =1.109N2 =3050 08KtT1 爭島）2=70.152.计算圆周速度v二 dtm60 10003.14 70.15 477.8601000m/s 二 1.75m/sJh 1 =558Mpa2 =5335Mpad1t = 70.153.计算齿宽bb 二 dd1t =1 70.15 = 70.15mm4.计算齿宽与齿高之比b/h模数 口玳二 d1t /乙二 70.15/22 二 3.19mm齿高 h = 2.25mnt =2.25 3.19 = 7.18mmb/h

19、 =70.15/7.18 =9.775.计算载荷系数根据v = 1.75m/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Kh：.二心：.=1 ,；由表10-2查得使用系数KA =1.25;由表10-8查得7级精度、小齿轮相对非对称布置时,心：=1.424查教材表10-13得Kf ： 42所以载荷系数K二心Kv S K” =1.836. 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得d1=d1tJ%T =70.158%6 =75.027. 计算模数 mn nd/乙 =75.02/22=3.413按齿根弯曲强度设计2Kf T1rd z12i-F 1 Yf： Y

20、f Y1.查取齿形系数由教材表 10-5 查得 YFa1 =2.72,YFa2 =2.222.查取应力校正系数v = 1.75m /sb = 70.15mmmnt 二 3.19mmh = 7.18mmb/h =9.77Kv=1.03Ka =1.25;=1.424K = 1.83d1 = 75.02mn 二 3.41由教材表 10-5 查得 Ysai =1.57,Ysa2 =1.773. 由教材图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限ctfe! =500Mpa，大齿轮为 FE2 =380Mpa4. 由教材图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.86， KFN2 = .89 ；5. 计算

21、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rK fn2 fe1 0.86 x 500治F，=MPa = 307.14MPaS1.4r iK fn 2 fe20.89x380f 2 =MPa =241.57MPa2S1.46. 计算载荷系数KK=Ka Kv KfKfB = 1 837. 计算大小齿轮的YFaYSa闪fYFa1YSa12.72 汇 1.57 门“ya 0.0139J307.14YFa2YSa22.22 X1.77-U =0.016266tf2241.57大齿轮数值大8. 设计计算、32 汉 1.83 汉 106850m* 启 32x 0.016266仆22

22、2.=2.36mm对比计算结果，由齿面接舳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2.36并圆整为标准值2.5,按接触强度算得的分度圆直径d 75.02mm.算出小齿轮齿数N - 30.008 ,取乙一30;大齿轮齿数mn2.5Z2 =巴=30汶 3.61 =108.3,取Z2 =108。F 1 =307.14MPaF 2 -241.57MPaK =1.83丫 Fa 1Y Sa1Qf】1=0.0139YFa2Ysa2升】2=0.016266mn

23、 = 2.5mm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4=乙口=30 2.5 = 75mm d2=z2m=108 2.5 = 270mm2. 计算中心距a =dld2,=l72.523. 计算齿轮宽度b =討=1 75 = 75mm圆整后取 B2 = 75mm, B 80mm1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 2低速度。级齿轮： 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4

24、5钢（调质），硬 度为240HBS二者材料硬度差为40HBS 选小齿轮齿数乙=26由i2 = 2.77大齿轮齿数z2 =652按齿面接烛强度设计设计公式：g 一2.323：虫（务）2v d u 二 h 试选载荷系数 Kt =1.6 计算小齿轮传递的转矩T1 =370.45N.m 由查表10-7选取齿宽系数d =1 由查表10-6查得材料的弹性影响系数1Ze =189.8Mpa2 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 Hlinm600MPa ;大齿轮接触疲劳强度极限Z1 = 30 z2 =108_116 mmdi = 75mmd2 二 270mma = 172.5mmB2

25、 二 75mmBi = 80mmZ1 =26z2 = 65Kt =1.6=370.45N.md = 11Ze = 189.8Mpa二 Hiin1 = 600MPacH lim 2 = 550 MPaN1 =3.05 108N2 =1.1 108Jinm2 =550MPa ； 计算应力循环次数M =60nJLh =60 477.8 1 (1 8 300=3.05 108N2 = NJ3.61 =1.1 108 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K HN1- H lim 1S-

26、0.97 600 =582Mpa口邛壮讪299 550 S.5Mpa1.试算小齿轮分度圆直径d1t，代入；H 中较小的值心32愕罗窃2 =106.972.计算圆周速度vgnv 二60 10003.计算齿宽b3.14 106.97 132.3560 X1000m/s = 0.741m/sb 二 dd1t=1 106.97 = 106.97mm4.计算齿宽与齿高之比b/h模数 mnt =d1t/w =106.97/26 =4.11mmbH li = 582Mpa 卜 h 】2 = 544.5Mpad1t =106.97v = 0.741m/ sb = 106.97mmmnt 二 4.11mmh =

27、 9.25mmb/h =11.56齿高 h = 2.25mnt =2.25 4.11 =9.25mmb/h 106.97/9.25 =11.565. 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KhKf：. =1Kv=1.03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时，Kh ,1.424查教材表10-13得Kf ： =1.42所以载荷系数K二Ka Kv Kh_. Kh，1.836.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得= 106.97 疋严 6 =114.47.计算模数

28、 mn -d./z =114.4/26 = 4.4523按齿根弯曲强度设计m, 2KfT1V甲d zj ”E1 0.89 500I 1 FN1 FE1MPa =317.86MPa1 S1.4r 1KfnfE20.91 疋380I=F 2 ： 一fN2_fe2 二MPa =247MPaS1.46. 计算载荷系数KK =Ka Kv Kf：. Kf： =1 837.计算大小齿轮的:f h =317.86MPa二 f2 =247MPaK =1.83込=3=0.01343二 Fh 317.86YFa2Ysa2于 2.23 X76_ 001589Ef】2247大齿轮数值大8.设计计算J2X 1.83X37

29、0450 门m* 312x 0.01589n Y1X262= 3.17mm对比计算结果，由齿面接舳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d1=114.4mm.算出小齿轮齿数Z -32.68,取z1_33,大齿轮齿数mn3.5z2 = Z| =33汇 2.77 = 91.41,取 z2 = 91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

30、 免破费。4几何尺寸计算1. 分度圆直径4 =zm =333.5 = 115.5mmd2 =z2m =91 汉 3.5 = 318.5mm2. 计算中心距a =d1 出2 =21723. 计算齿轮宽度b =酗=仆 115.5 = 115.5mm圆整后取 B2 =115mm,R = 120mm验算传动比：91 081 -9.92733 汉 3010 9 927凶00%0.73% 卞 5%10所以满足设计要求。YFa“Sa1口 F 1=0.01343YFa2Ysa2o_ F 2=0.01589mn = 3.5mmz1 = 33z2 = 91a 116 mmdt =115 .5m md 2 =318

31、 .5 mma = 217mmB2 = 115mmB 120mm六，轴的设计计算已知 n1 =477.8r/min , 5 = 5.346kw ,=106.85N/m。1高速 轴（齿轮 轴）1选轴的材料与齿轮1的材料相同为40Cr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Ao =110，于是得d min. 1103 5-346 477.8=24.6mm，由于开了一个键槽，所以 dmin 14.74 (1 0.05) = 25.8mm,取26mm3.轴的机构设计 设计如下图所示:dmin=26mm（1）根据轴向

32、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段的右边加了一个轴套，所以ddmin =26mm，23段为过度轴，取 d23 二 30mm2）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轴的直径大小 查机械设计手册 选用6307型轴承d D B = 35mm 80mm 21mm所以,d34 =35mm，根据轴承的右端采用轴肩定位，从表中可知d45 =44mm，56断的直径为齿轮的齿顶圆直径， 所以d56 = 80mm， d78 二 d34 = 35mm,d67 二 d45 = 44mm。 轴段12：与带轮相配处，带轮轮毂长 L=75mm取L12

33、= 75 - 2 二 73 mm;轴段23 :为过度段，L23 =70mm ；轴34:轴承段，根据查表可知L34 =21mm ；轴段45 :考虑56段齿轮与中间轴上齿轮2啮合:L45 = 147.5mm ；轴段56：取决于齿轮的尺宽，L56 = 80mm轴段67 :考虑与箱壁的距离L67 =15mm轴段78:装轴承的轴段，查表可得L78 =21mmd12 = 26 mm d23 二 30mm d34 = 35mm d 45 = 44 mm d 56 = 80 mm d67 = 44mmd78 二 35mm已知 n2 =132.35r/min，P2 =5.134kw , T2 = 370.45N

34、 / 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轴承的型号为6307L12 = 73mmL23 二 70mmL34 二 21mmL45 = 147.5mmL56 二 80mmL67 = 15mmL78 二 21mm于是得d min=110舍 5.134V 132.75=37.23mm。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 =110，3轴的结构 设计如下图所示:（1）各轴段直径的确定dmin =40mm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

35、9-16（ GB/T297-1994），根据上面计算的dmin - 37.23mm，选择轴承的型号为6308,其尺寸为 d D B = 40mm 90mm 23mm所以，d12 =d67 =40m m，根据查表得台阶处轴的直径，d23 = d56 =49mm，34 段装齿轮，取 d34 = 60mm，45 段 为轴环取d470mm轴承的型号为（2）各段轴长度的确定轴段12:由轴承宽度和实际位置确定，2 =41mm;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 L23 = 117mm轴段34:轴环，取 L34 = 15mm轴段45:考虑与齿轮一的啮合和齿轮轮毂与轴的安装取L45 = 7

36、2mm轴段56：由轴承宽度和实际位置确定，L56 = 43.5mm3低速轴已知 n3 =47.78r/min, P = 4.931kw,T3 = 985.51N / 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45钢，调质处理。根据教材表15-3，取110，于是d12 = 40mm d23 = 49m m 6308d34 = 60mmd45 二 70mmd56 = 49m md67 二 40mmL12 = 23mmL23 二 15mmL34 = 117mmL45 = 15mmL56 二 72mmL67 二 43.5m

37、m P.4 931得dmin=紳=11呻石矿WE，由于开了一 个键槽，所以 dmin -51.56 (1 0.05) -54.14mm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Tea =KaT1，查教材表14-1取Ka =1.5，又 T1 =985.51 105N 代入数据得Tea =1478N.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dmin=55mm2.轴的机构设计56CJc（1）根据轴向定位的要求确定轴上各段直径和长度1）为

38、了满足联轴器的轴向定位要求，在78段的左边加1高速 轴键选 择及校 核了一个轴套，所以 d?8 =dmin =55mm2)初步选取轴承，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d x D x B = 65mm x140mmx 33mm 所以,d12 = 65mm，轴承的右端上一个台阶，d23 =65 + 5 = 70mm，轴肩的高度 h K0.07d =4.55 取 5mnp34 段为轴环 d34 = 100mm，右轴承左端用轴肩定位，查表得d45 = 77mm67段为过度 段取 d67 =60mm， d

39、56=d12=65mm。(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L,2=51mm轴段23:由齿轮宽度和保证啮合确定L23= 112mm轴段34:轴环处L34 =12mm轴段45:由其他段决定L45 =98mm轴段56:由轴承宽度确定L56 = 33mm轴段67：段过度段取L67 =70mm轴段78：半联轴器与轴配合的毂孔长度 L78 =84mm，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 L, =82mm。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

40、以及键处轴径d-25mm，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参照带轮轮毂长L=75mm及普通平键长度 系列得键长L -60mm .dmin =55mmd12 = 65mmd23 = 70mmd34 = 100mmd45 = 77mmd56 = 65mmd67 = 60mmd78 = 55mm轴承的型号为6013L12 = 51mmL23 = 112mmL34 = 12mmL45 = 98mmL56 = 33mmL67 = 70mmL78 = 82mm2中间 轴键选 择及校 核3低速2强度验算由教材式（6-1 ） ap =Wgp

41、p dlkp式中 T =106.85N md =26mml = L b = 60 8 = 52mmk =0.5h =0.5 疋 7 =3.5由教材表15-1查取许用挤压应力为j=110MPa一 2 106850 MPa - 45.16MPa 】，满足强度要 3.5 疋 52 汇 26p求。键标记为：键 8x60 GB/T 1095-19791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d =49mm，由，由机械设计课程设计表9-14（ GB/T1095-1979）查得键的截面尺寸：b=14mm,h=9mn普通平键长度系列得键长 Lj _ 1

42、00mm，L2 =60mm2强度验算2 T 由教材式（6-1）p = 9=4.5由教材表15-1查取许用挤压应力为bp=110MPa2 汉 370450r 1=MPa =27.38MPa v 丘p1 5.5 汇82 江 602汉370450r 1 、卄口宀黃町2 MPa 73.05MPa v bp，满足强度要2 4.5 汉 46 汉 49p求。键标记为：键14汉60 GB/T 1095-197918X00 GB/T 1095-1979bx h = 8汉 7 L = 60 mmip = 110MPa升=45.16MPabx h =14X9Li = 100mmL2 = 60mmp=110MPaCT

43、F =73.05 MPa轴键的 选择及 校核1. 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，对于安装键处轴径d 70mm ,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=12mr普通平键长度系列得键长L =100mm .2强度验算2T由教材式（6-1） CT p -兰CTpdlk式中 T =985.51N md =70mmh =L| b=100-20 = 80mmk =0.5h=6由教材表15-1查取许用挤压应力为rp=110MPa坊尸=2 985510 MPa =58.66MPa bp】，满足强

44、度要 692x70求。键标记为：键 20 X100GB/T 1095-19792. 联轴器处3确定键的类型及尺寸选用单圆头普通平键联接（A型）对于安装联轴器处轴 径d =55mm,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2T由教材式（6-1）ap=兰竹dlk式中 T =985.51N md =55mmh =Li -b/2 = 70-8= 62mmk =0.5h =0.50 =5由教材表15-1查取许用挤压应力为bp=110MPa町一 2 985510抽卩玄96.34MPa v g】，满足强度要 5汉62江55求。键标记为：键 B

45、16汉70 GB/T 1095-1979八，轴的校核bx h = 20x12 L = 100mm110MPa6 =96 .34 MPaFt1 = 2849NFr1 =1037NFt1 = 2Tl =2849N,Fr1 = Ft1 ta n： =1037N di1输入 轴的校 核1. 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；2. 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。F.1T3312斗56将计算出的危险截面处的Mh,Mv,M的值列入下表:载荷水平面H垂直面V支反力FFNH

46、 -637NFNM = 708NFNH 2 =1056NFNV2 =2141N玩矩MM H1 = 75166N.mmMV1 =0N.mmM H2 =69168N.mmM v 2 =140235 N .mm总弯Mi = 75166N.mm矩M2 = J691682 +1402352 =156365N.mm扭矩T =106850 N.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15 1查得A J-70MPa，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，并取二=0.6 轴的计算应力ca，M：(： T2)2W=23.04MPa 7

47、0MPa_ 751662(0.6 106850)20.仆 753j 22(22r _丫皿2 +( T2) _ ：1563652 +(0.6。06850)2ca3W20.1 35= 4.006MPa 70MPa结论：按弯矩合成应力校核轴的强度，轴的强度足够。Ft2 二 Ft1 = 2849N, Fr2 二 Fr1 = 1037NFt3 =- T2348N, Fr3 = Ft3 tan： - 4494N d21. 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；2. 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。甩=2849N 卩边二1037NFt3 = 12348NFr3 二 4494NFb3将计算出的危险截面处的Mh,Mv,M的值列入下