小小千斤顶，却能顶起重物，这是什么原理呢？

小小千斤顶，却能顶起重物，这是什么原理呢？

小小千斤顶，却能顶起重物，这是什么原理呢？

千斤顶的使用十分广泛，在汽车领域也比较多设计方案，例如维护保养汽车使用的举升机，或是汽车换车胎所使用的液压千斤顶等等都是液压千斤顶，为何小小液压千斤顶但有那么大的力量呢？举升机事实上两边是两个液压千斤顶，能够轻松顶起来二吨左右汽车，额定值较大承载货量一般是三吨左右模样！这种小的液压千斤顶给大家介绍一下基本原理，这是5吨的，小型液压千斤顶，由于液压千斤顶较为偏矮因此能够承受更多的净重！左边的操纵杆上下运动就可以开始液压千斤顶的冉冉升起！

舒张压的是一个液压柱塞泵，并把齿轮油充压传达给中心柱塞泵！事实上根据手夹造成压力并不是很大，可是物理学念书过，气体压强一定时，受力面积越多，压力越大！因此手动式压的活塞杆总面积不大，中央大活塞杆体积大！工作压力能被变大许多倍！但是提升速度还会相对应减少！但是跟车的一般都是这类机械设备螺牙式液压千斤顶，这一使用了平行四边形的设计螺牙！螺牙归属于斜坡！能把旋转力转化成轴向力，主要缺点滑动摩擦力非常大效率不高但是划算，储存便捷，净重低，换一个备用胎充足所使用的！

还有一种油压千斤顶，都是没有螺牙锁紧的功能，这么该怎么办呢？组装制动系统。根据制动系统，我们能够实现吊物的高效降低。可是速率尽管提高了，但是生产制造的时候还繁杂了许多，因此应用人数还不算许多。有关油压千斤顶，小伙伴们一定想要知道，油压千斤顶的极致在哪儿吧？100吨，没有错，平日的一辆小轿车可能就二吨，因此这么一个液压千斤顶可以顶起来50辆轿车。

说到这里大家是不是非常失望呢？但是咱们要记住，千斤顶使用起来相比机械千斤顶要省劲的多。短视频之中的就是这个千斤顶。那样千斤顶又是什么原理呢？帕斯卡原理。这一基本原理怎么理解呢？学术研究一点，在一个密闭的流体系统中，各的部分压强是一样的。什么意思呢？也就是说大家在活塞杆的这里增加一些气体压强，由于各部件气体压强自始至终是一样的，换句话说这里增加的气体压强会传入任何一部分，因此活塞杆的另一边还会承担传送而成的气体压强，承受力扩大，还把吊物顶起来了。并且我们这里总面积越多，那里所受到的力也就越大。

说到这儿，大家对液压千斤顶的基本原理应当就彻底明白了吧。可是应用千斤顶尽管省劲，但也还是比较费劲的，我们应该轻按数次才可以让物件冉冉升起充足相对高度。因此二者到底哪个好，还是要看朋友们的爱好。具体内容确实非常强势，可是大家只要看明白了，就能发现原先看起来繁杂的一种手段身后，基本原理原来这般简易。只需我们用心观察日常生活，大家就能发现原先我们玩儿翘翘板便是杠杆作用，我们平时用的滚轮和斜坡全是力的投机取巧，老祖先四两拨千斤智慧的，在哪里都有。

就是在活塞的上面施加一些压强，然后因为各部分的压强始终都是一样的，施加的压强就是可以直接传到其他的任何一部分，所以活塞的另一边也会承受传递过来的压强，这样的话受力就会增大，就会把重物顶起来了，面积越大，那么受到的力就会越大。

从原理上来说,液压千斤顶所基于的原理为帕斯卡原理,即:液体各处的压强是一致的,这样,在平衡的系统中,比较小的活塞上面施加的压力比较小,而大的活塞上施加的压力也比较大,这样能够保持液体的静止。

遵循的是帕斯卡原理。这主要利用了活塞杆，然后会形成气体压强。

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

<e

由表查得 ,则

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

一种利用阿基米德螺旋线原理制作的千斤顶！

螺旋千斤顶：又称机械千斤顶，是由人力通过螺旋副传动，螺杆或螺母套筒作为顶举件。普通螺旋千斤顶靠螺纹自锁作用支持重物，构造简单，但传动效率低，返程慢。

20t螺旋千斤顶表示的是螺旋千斤顶最大承受质量为20吨。

螺旋千斤顶 又称机械式千斤顶，是由人力通过螺旋副传动，螺杆或螺母套筒作为顶举件。普通螺旋千斤顶靠螺纹自锁作用支持重物，构造简单，但传动效率低，返程慢。自降螺旋千斤顶的螺纹无自锁作用，装有制动器。放松制动器，重物即可自行快速下降，缩短返程时间，但这种千斤顶构造较复杂

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