千斤顶设计计算说明书

第一篇：千斤顶设计计算说明书

螺旋千斤顶设计计算说明书

精04 张为昭 2010010591

目录

一、 基本结构和使用方法-----------3

二、 设计要求---------------------3

三、 基本材料选择和尺寸计算-------3

(一)螺纹材料和尺寸---------3

(二)手柄材料和尺寸---------8

(三)底座尺寸---------------9

四、 主要部件基本尺寸及材料-------9

五、 创新性设计-------------------9

2

一、 基本结构及使用方法

要求设计的螺旋千斤顶主要包括螺纹举升结构、手柄、外壳体、和托举部件几个部分，其基本结构如下图所示：

AA

该螺旋千斤顶的使用方法是：将千斤顶平稳放在木质支承面上，调整千 斤顶托举部件到被托举重物合适的托举作用点，然后插入并双手或单手转动 手柄，即可将重物举起。

二、 设计要求

(1) 最大起重量：Fmax25kN; (2) 最大升距：hmax200mm; (3) 可以自锁;

(4) 千斤顶工作时，下支承面为木材，其许用挤压应力：[p]3MPa; (5) 操作时，人手最大可以提供的操作约为：200N。

三、 基本部件材料选择及尺寸计算

(一)螺纹材料和尺寸

考虑到螺旋千斤顶螺纹的传力特性选择的螺纹类型为梯形螺纹。 (1) 材料选择

千斤顶螺杆的工作场合是：经常运动，受力不太大，转速较低，故材料选用不热处理的45号钢。千斤顶螺母的工作场合是：低速、手动、不重要，故材料选用耐磨铸铁HT200。 (2) 螺杆尺寸设计

螺旋副受力如下图所示：

1、耐磨性设计

由上图螺旋副的受力分析可知，螺纹传动在旋合接触表面的工作压力为：

pFPF d2hHZd2h其中，轴向载荷：F=25kN。螺纹高：h，由选择螺纹的公称直径确定。

为了方便满足自锁性要求，采用单头螺旋，一般旋合圈数：Z10。

为方便计算，设螺纹参数中间变量：高径比耐磨性的要求是：

p[p]

H。 d2其中[p]为满足耐磨性条件时螺纹副的许用压力。对于钢-铸铁螺纹螺母材料，由于千斤顶的工作速度较低，可认为滑动速度不大于3m/s。千斤顶中螺母为整体结构，螺母磨损后不能调整，但螺母兼作支承作用，故设计时可先认为 f=2.5，则可取此时的许用压力[p]为17MPa。

由螺旋副接触表面压力公式及耐磨性公式得到耐磨性设计公式：

d2FP h[p]对梯形螺纹，

h0.5，代入上式求得： Pd2³19.352mm

查国标选梯形螺纹为公称直径d为Tr36，导程P为10mm，中径d2=31mm满足要求。代入高径比计算公式：

f=HZP==2.5 d2d2求得实际旋和圈数Z=7.75。

故暂定螺纹尺寸是公称直径d为Tr36，导程P为10mm，旋合 圈数Z=7.75。

2、强度设计

已知最大载荷为25kN，则在载荷最大时，螺杆受到扭矩：

dTmax=Fmax2tan(g+rn)

2其中螺纹中径：d2=31mm; 螺纹升角：g=arctannP»5.863°; pd2当量摩擦角：rn=arctanfn; 当量摩擦系数：fn=fcosa。

2由于螺杆-螺母为钢-铸铁材料，考虑到千斤顶既有稳定自锁，又有上升运动过程，故取摩擦系数f=0.14。又由于采用梯形螺纹，故牙型角a=30°。

联立以上各式解得螺杆受到的最大扭矩：

Tmax»97.408N×m

已知小径：d1=25mm，则由第四强度理论，危险截面应力：

sca=(4Fmax2Tmax2)+3()»74.220MPa 23pd10.2d1 已知45号钢屈服强度为355MPa，载荷稳定故取许用当量应

力：

[s]=ss4=88.75MPa

则有：sca<[s]，即已选定螺纹可以达到强度条件。

3、自锁性设计

千斤顶由于其用途，要求具有自锁功能。由于自锁是针对停止状态所说，故摩擦系数f可取较大值0.14，由强度设计中的计算结果，此时当量摩擦角：rn»8.247°大于螺旋升角：g=arctan

nP»5.863°，所以自锁性条件可以满足。 pd25

4、稳定性设计

稳定性条件：

Sc=Fcr³[S] Fmax由于千斤顶为传力螺旋，故取安全系数[S]=3.5。

由千斤顶结构，螺杆端部结构为一端固定，一自由式支承，长度 系数m为2.0。要求最大升距hmax为200mm，由装配图测量得到此 时从支承螺母中心到千斤顶顶部的等效长度L为325mm，螺杆的 柔度：

4L104 d1已知使用45号钢且不做热处理，则临界载荷：

2EIa2Ed12Fcr89.585kN (L)2(L)264Sc3.583.5故稳定性条件可以满足。

综上所述，螺杆选择Tr36，导程P=10mm即可满足设计条件。

(3) 螺母尺寸设计

由螺杆中的设计，将旋和圈数Z定为7.75。一般来说螺母只需校核螺纹牙即可，而且由于螺母材料为铸铁，强度小于螺杆材料，故只需要校核螺母螺纹牙的剪切强度、弯曲强度和抗挤压强度即可，螺杆上的螺纹牙强度则不用校核。螺母螺纹牙受力如下图所示：

1、剪切强度校核

剪切强度条件：

t=Fmax£[t] Zpdb其中旋合圈数：Z为7.75; 螺纹公称直径：d=36mm; 螺纹牙根部厚度：b=0.65P=6.5mm。 耐磨铸铁许用剪切应力取为：[t]=40MPa。

代入各项数据得上述剪切强度不等式成立，即剪切强度满足要求。

2、弯曲强度校核

弯曲强度条件：

sb=其中牙高：h=5.5mm;

3Fmaxh£[sb] 2Zpdb耐磨铸铁许用弯曲应力取为：[sb]=50MPa。

代入各项数据得上述弯曲强度不等式成立，即弯曲强度满足要求。

3、抗挤压强度校核

由螺母螺纹牙受力图可得平均挤压应力：

a2=Fmax»6.023MPa sp=aZpd2hZpd2h/cos2Fmax/cos 已知螺母许用挤压应力：[sp]»1.5[sb]=75MPa，显然满足

sp<[sp]的抗挤压强度准则。

4、螺母外部尺寸设计

由基本结构图可以看到，螺母的外部形状可以看作是两个半径不同的同心圆柱连接在一起，这样设计的目的是保证螺母的定位。为了保证千斤顶的正常工作，需要设计这两个圆柱的尺寸以使其在工作中不会失效。

由前述计算已知的螺母尺寸为：H=ZP=77.5mm，圆整后高度H=78mm，内螺纹大径D4=37mm。设螺母外部形状：小圆柱外径为D1=60mm，大圆柱外径为D2及小圆柱的高度为H1未知待求。

为防止大圆柱与千斤顶壳体的接触面被压坏，需要满足：

Fmax

sp=£[s]p2p(D2-D12)/4

对耐磨铸铁HT200，许用的抗压应力[sp]=设计大圆柱外径为：

1.5sb=100MPa,最后 3D280mm

为了防止大圆柱突出部分被剪断，需要满足：

t=Fmax£[t]

pD1(H-H1)对耐磨铸铁许用剪切应力为40MPa，最后设计小圆柱高度为：

H1=60mm

7 综上所述，螺旋千斤顶的螺纹选为公称直径d为Tr36,导程P=10mm。此

时螺母高度H=78mm，螺母外部小圆柱外径60mm，高60mm，大圆柱外径80mm。 小圆柱表面与外壳体之间有基轴制配合关系，故选其公差带为h7。查标准 得：所选螺纹配合为中等旋合长度。由于千斤顶为中等精度机械设备，故查 标准得内螺纹公差带为6H，外螺纹公差带为6g。螺母外部小圆柱装配时对 精度要求不高，圆柱度公差取为9。螺母外部小圆柱与内部螺孔需要有一定 同轴度以保证千斤顶工作正常，但形位度要求不高，取同轴度公差为9。螺 母外部小圆柱轴线与大圆柱和外壳体的接触面还有垂直度的要求，也取公差 为9。整个螺母接触面都较重要，表面粗糙度Ra值选为3.2，未接触面Ra 可选为12.5以降低加工成本。

(二)手柄材料及尺寸 (1) 材料选择

综合考虑成本和强度，手柄的材料选用普通未经热处理的45号钢。 (2) 长度设计

由螺杆的强度设计可知，手柄需要提供最大97.408Nm的扭矩，则 手柄的有效作用长度应为：

TL=max»488mm

200N在实际设计中，由于手柄还要满足插入螺杆上部接头的要求，同时考虑 到千斤顶本身运动部件具有摩擦力，因此实际设计长度还要在此长度上 加上一部分，最终应设计长度为520mm。 (3) 直径设计

手柄在操作时会受到剪力和弯矩的作用，最大操作力为200N,最大扭矩为97.408Nm，则力的分布图如下所示：

剪力图

弯矩图

可见，危险截面在手柄与螺杆接头处。

8 手柄的材料选为未经热处理的45号钢，设计手柄直径为D，则危险截面最大剪应力：

4200N t=23pD/4 危险截面最大弯曲正应力：

97.408N×m s=30.1D由第四强度理论，要使手柄正常工作，需要满足条件：

sca=s2+3t2£[s]

当安全系数为2时，许用应力[s]=600MPa=300MPa,代入第

s2 四强度理论计算式，并联立剪应力、切应力计算公式，求得手柄直径：

D=15mm 综上所述，手柄长520mm，直径15mm。

(三)底座尺寸

千斤顶使用时的下支承面为木材，许用挤压应力为3MPa，则由抗击压强度准则：

Fsp=max£[sp]=3MPa

S=其中S为下支承面尺寸，解上述不等式，得S³8334mm2，为满足易于组

sb装及各方向受力均匀的要求，选择下支承面为环形结构，内径尺寸为100mm可以满足准则要求，综合考虑到千斤顶本身具有的重量、体积和使用时的稳定性，将外径尺寸设计为180mm。

综上所述，下支承面设计为环形，内径100mm，外径180mm。

四、 主要部件基本尺寸及材料

(1) 螺杆螺纹：Tr36´10-6g，45号钢;

(2) 螺母螺纹：Tr36´10-6H，HT200耐磨铸铁; (3) 手柄：长度500mm，直径15mm，45号钢;

(4) 底座：外径180mm，内径100mm，HT200灰铸铁。

五、 创新性设计

(1) 手柄加上橡胶手柄球而非普通塑料手柄球，既节约成本，又易于拆卸，减少千斤顶存放的体积;

(2) 为了携带方便，给千斤顶外壳加上把手; (3) 为提高外壳强度，给外壳加上肋板;

(4) 为了使用过程中省力，在托举部分和旋转的螺杆间加入推力轴承51105，并在相关旋转部件处涂润滑油以减小使用阻力; (5) 为了增强千斤顶对托举点形状的适应能力，将托举部件顶部由杯状改成平顶，同时为了减小对被托举物的损害，给托件部分加上橡胶保护套;

9 (6) 在千斤顶底部设计成密封用的橡胶盖，使千斤顶在存放时，螺旋运动部件免受灰尘侵扰。

第二篇：φ200千斤顶设计计算

一、 千斤顶的初始基本参数

千斤顶推力计算：

F=π(D/2)2*P

D---缸筒的内径，mm 为φ200mm

P---泵站压力，一般为31.5MPa F=π(D/2)2*P=3.14*(200/2)2*31.5=990KN 千斤顶的安全系数一般为N=2.2

二、 缸筒的壁厚计算

δ=δ0+C1+C2 δ---缸筒壁厚，mm δ0---缸筒材料强度要求的最小值，mm C1---缸筒外径公差余量，mm,此处取1mm C2---腐蚀余量，mm, 此处取1mm 则：δ0=P额D/(2.3σP-3Pmax) P额---缸筒内最高工作压力，MPa 取P额=35Mpa σP---缸筒材料的许用应力，MPa σP=σb/n σb---缸筒材料的抗拉强度，MPa

材料为27SiMn, 取σb=1000MPa n---安全系数，取5 σP=σb/n=1000/5=200MPa 则：δ0=P额D/(2.3σP-3Pmax)

=35*200/(2.3*200-3*35)=19.7mm 取为21mm 则：缸筒壁厚δ=δ0+C1+C2=21+1+1=23mm。 由此算出缸筒的外径为D1=D+2δ=200+2*23=246mm. 根据钢管的规格尺寸，选取缸筒的外径为D1=245mm, 则缸筒壁厚为δ=(D1-D)/2=(245-200)/2=22.5mm.

三、 缸筒壁厚的验算

1. 额定压力低于一定极限值， 即P额≤0.35δs(D12-D2)/D12=P极 δs---缸筒材料的屈服点，MPa 材料为27SiMn,取δs=850 MPa P极=0.35δs(D12-D2)/D12

=0.35*850*(2452-2002)/2452=99.24 MPa 则：P极/P额=99.24/35=2.83>N 经过测算壁厚为22.5mm时，能够满足设计要求。 故，千斤顶的缸筒规格为φ245/φ200

四、 活塞杆的设计计算

d=(4F*103/πσP)1/2=[4*990*103/(3.14*200)]1/2=79.4mm 考虑到支架的最大推溜力，选取活塞杆直径为140mm.

五、 活塞杆强度计算

σ=F*103/(πd2/4) =990*10-3/(3.14*0.14*0.14/4)=64.3 MPa<σP

经计算活塞杆的直径为φ140mm时，能够满足设计要求。 综上所诉：φ200千斤顶的规格为外径φ245/内径φ200/杆径φ140能够满足设计要求。

第三篇：机械设计千斤顶设计

机制081 胡凯雷 3080611009 5—11 设计简单千斤顶的螺纹和螺母的主要尺寸。起重量为20000N，起重高度为150mm，材料自选。

解：1.、螺杆的设计与计算

(1)选用材料。

螺杆材料选用45号钢， s=300MPa。查表确定需用[p]=15MPa。

(2)确定螺纹牙型。

梯形螺纹的工艺性好，牙根强度高，对中性好，本设计采用梯形螺纹。

(3)按耐磨性计算初选螺纹的中径。

因选用梯形螺纹且螺母兼作支承,故取=2.5,根据教材式(5--43)得

d20.8F2000018.5mm p2.515000000

(4)按螺杆抗压强度初选螺纹的内径。

根据第四强度理论,其强度条件为

ca232[]

但对中小尺寸的螺杆,可认为0.5,所以上式可简化为

ca2321.31.3Q[]s AS4mm;S为螺杆稳定性

2d1 式中,A为螺杆螺纹段的危险截面,A=安全系数,对于传力螺纹,S=3.5—5.0;对于传导螺旋,S=2.5—4.0;对于精密螺杆或水平,S>4.本千斤顶取值S=5.故

d141.3SQ41.352000023.5mm

s3.14300(5) 综合考虑,确定螺杆直径.

比较耐磨性计算和抗压强度计算的结果,可知本例螺杆直径的选定应以抗压强度计算的结果为准,按国家标准GB/T5796—1986选定螺杆尺寸参数:公称自径 d=24mm,螺纹外径d124.5mm;螺纹内径d218.5mm;螺纹中径d021.5mm;螺纹线数n=1,螺距P=5mm. (6) 校核螺旋的自锁能力。

对传力螺纹传动来说,一般应确保自锁性要求,以避免事故.本螺旋的材料为钢,螺母的材料为青铜,钢对青铜的摩擦系数f=0.09(查<<机械设计手册>>).因梯形螺纹牙型角=30,arctannP7arctan39 d23.1440.5f0.09arctan519 coscos15215,所以

varctanfvarctan因v,可以满足自锁要求. 注意:若自锁型不足,可增大螺杆直径或减小螺距进行调整. (7) 螺纹牙的强度计算. 由于螺杆材料强度一般远大于螺母材料强度,因此只需要校核螺母螺纹的牙根强度. (8)螺杆的稳定性计算. 当轴向压力大于某一临界值时,螺杆会发生测向弯曲,丧失稳定性. 取B=40mm, 则螺杆的工作长度

lLBH1504025215mm 2螺杆危险截面的惯性半径

i d118.54.6mm 44

螺杆的长度系数:按一端自由,一端固定考虑,取

2 螺杆的柔度: sli221593.48 4.6

因此本例螺杆40<s<100,为中柔度压杆,其失稳时的临界载荷按欧拉公式计算得

3.1422.061033.1418.542EI64Qc613.29KN 22l2215ScQc613.2930.663.55.0 Q20所以满足稳定性要求.

2、螺母的设计与计算

(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,次选青铜。此螺母要兼作支撑，因选2.5,所以

Hd22.521.553.8mm

取为54mm.螺纹圈数计算: zH5410.8 P5螺纹圈数最好不要超过10圈,因此宜作调整. 一般手段是在不影响自锁性要求的前提下,可适当增大螺距P,而本螺杆直径的选定以抗压强度计算结果为准,耐磨性已相当富裕,所以可适当减低螺母高度. 现取螺母高度H=50mm,则螺纹圈数z=10,满足要求. (2) 螺纹牙的强度计算.

根据教材表5—13,对于青铜螺母[]30—40MPa，这里取[]=30MPa，由教材式(5--50)得螺纹牙危险截面得剪切应力为

F200008.0MPa Dbu3.1424.50.65510满足要求.

螺母螺纹根部一般不会弯曲折断,通过可以不进行弯曲强度校核. (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r7n7装简便，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。

螺母的相关尺寸计算 查手册D=d+1=25mm 内螺纹小径D1=d-7=17mm D3= (1.6~1.8)D

=1.7×25 D4= (1.3~1.4)D

3=1.3×43 H=54mm a=H/3=54/3=18mm

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。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F ≤[p]

(式1-1) 22(D12D11)4式中：[p]——许用压强，应取托杯与螺杆材料[p]的小者。 D10=(2.4~2.5)d

=2.4524 D11=(0.6~0.7)d=0.6524 D13=(1.7~1.9)d=1.824 D12=D13-(2~4) 故 pF ≤[p] 22(D12D11)4= 20000 223.140.0400.016

44、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：

K·Lp=T1+T

2则Lp

式中：K——加于手柄臂力，间歇工作时，约为作时间较长时为100～T1——螺旋副间的摩擦阻力矩，

T1Ftan(v)d2。2T1T2

(式K1-2)

上一个工人的150～250N，工150N。

=20×103tan(5.32°+3.15°) ×18.5103 2T2——托杯与轴端支承面的摩擦力矩，

T2 = (D12+D11) f F/4。 (f查手册取0.06)

=(40+16) ×0.06×20/4

T1T2 K27.5516.8

=

230则 Lp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D13+(50～150)mm。

2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。 因此，手柄实际长度Lp`=Lp+

3、手柄直径dp

把手柄看成一个悬臂梁，按弯曲强度确定手柄直径dp，其强度条件为

72+55 2

FKLp0.1d3p ≤[]F

(式1-3)

KLp故 dp≥3 ≥30.1[]F

2301.186=28.33mm 60.112010

dp取30mm

式中：[]F——手柄材料许用弯曲应力， 当手柄材料为Q215和Q235时，[]F=120Mpa。

5. 底座设计

底座材料常用铸铁(HT150及HT200)，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。

底座结构及尺寸如图1―7

图中

H1= H0+(14～28)mm =150+20=170mm H-a=54-18=36mm D=d+1(查手册) =24+1

D6=D3+(5～10)mm =43+6 D7=D6+D8=

170H1=49+

554F2D7 π[]p=420000832 3.142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

[1]邱宣怀.机械设计[M].北京:高等教育出版社,1997. [2]孙维连,魏凤兰.工程材料[M].北京:中国农业大学出版社,2006. [3]于惠力.机械设计[M].科学出版社,2007. [4]吴宗泽.机械设计课程设计手册[M].北京:高等教育出版社,2006 [5]濮良贵，机械设计第八版，高等教育出版社。

第四篇：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。

d

1 M1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

第五篇：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

=1

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

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。

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

15

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