机械设计(论文)说明书2

1、第七部分 传动轴承和传动轴及联轴器的设计轴的设计1 输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1:P1 = 9.54 KW n1 = 584 r/min T1 = 156 Nm2 求作用在齿轮上的力: 已知高速级小齿轮的分度圆直径为:d1 = 65 mm 则:Ft = = = 4800 NFr = Ft× = 4800× = 1807.8 NFa = Fttanb = 4800×tan14.90 = 1276.5 N3 初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取A0 = 112，得：dmin = A

2、0× = 112× = 28.4 mm 显然，输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大4%，故选取:d12 = 30 mm。带轮的宽度：B = (Z-1)×e+2×f = (4-1)×18+2×8 = 70 mm，为保证大带轮定位可靠取：l12 = 68 mm。大带轮右端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为:d23 = 35 mm。大带轮右端距箱体壁距离为20，取:l23 = 35 mm。4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度: 初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承，

3、其段满足轴承内径标准，故取:d34 = d78 = 40 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用：30208型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为:d×D×T = 40×80×19.75 mm，轴承右端采用挡油环定位，取:l34 = 19.75 mm。右端轴承采用挡油环定位，由轴承样本查得30208。型轴承的定位轴肩高度：h = 3.5 mm，故取：d45 = d67 = 47 mm。 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。由于:d12d56 ，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以:l56 = 70 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则:l67

4、 = s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 104+12+10+8 = 134 mml78 = T =19.75 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据30208圆锥滚子轴承查手册得a = 20 mm 带轮中点距左支点距离L1 = (70/2+35+20)mm = 90 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (70/2+19.75+134-20)mm = 168.8 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (70/2+18+19.75-20)mm = 52.8 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 1143.7

5、 NFNH2 = = = 3656.3 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = -1785 NFNV2 = = = 1883.9 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 1143.7×168.8 Nmm = 193057 Nmm截面A处的垂直弯矩：MV0 = FQL1 = 1708.9×90 Nmm = 153801 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = -1785×168.8 Nmm = -301308 NmmMV2 = FNV2L3 = 1883.9×52.8 Nmm = 99470

6、Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：M1 = = 357851 NmmM2 = = 217176 Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 13.5 MPas-1 = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：II轴的设计1 求中间轴上的功率P

7、2、转速n2和转矩T2：P2 = 9.07 KW n2 = 152.5 r/min T2 = 568 Nm2 求作用在齿轮上的力: 已知高速级大齿轮的分度圆直径为:d2 = 248 mm 则:Ft = = = 4580.6 NFr = Ft× = 4580.6× = 1725.1 NFa = Fttanb = 4580.6×tan14.90 = 1218.2 N 已知低速级小齿轮的分度圆直径为:d3 = 99 mm 则:Ft = = = 11474.7 NFr = Ft× = 11474.7× = 4286.2 NFa = Fttanb = 1

8、1474.7×tan130 = 2647.8 N3 确定轴的各段直径和长度: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取：A0 = 107，得:dmin = A0× = 107× = 41.8 mm 中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径d12和d67,选定轴承型号为：30209型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：d×D×T = 45×85×20.75 mm，则：d12 = d67 = 45 mm。取高速大齿轮的内孔直径为：d23 = 50 mm，由于安装齿轮处的轴段长度应略小于轮毂

9、长度，则：l23 = 63 mm，轴肩高度：h = 0.07d = 0.07×50 = 3.5 mm，轴肩宽度：b1.4h = 1.4×3.5 = 4.9 mm，所以：d34 = d56 = 58 mm，l34 = 14.5 mm。由于低速小齿轮直径d3和2d34相差不多，故将该小齿轮做成齿轮轴，小齿轮段轴径为：d45 = 99 mm，l45 = 104 mm，则：l12 = T2+s+a+2.5+2 = 43.25 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 20.75+8+10-7 = 31.75 mm4 轴的受力分析和校核：1）作轴的计

10、算简图（见图a）: 根据30209圆锥滚子轴承查手册得a = 20 mm 高速大齿轮齿宽中点距左支点距离L1 = (65/2-2+43.25-20)mm = 53.8 mm 中间轴两齿轮齿宽中点距离L2 = (65/2+14.5+b3/2)mm = 99 mm 低速小齿轮齿宽中点距右支点距离L3 = (b3/2+7+31.75-20)mm = 70.8 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 7111.8 NFNH2 = = = 8943.5 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 1214.6 NFNV2 = = = -3775.7 N3）计算轴的弯矩，

11、并做弯矩图：截面B、C处的水平弯矩：MH1 = FNH1L1 = 7111.8×53.8 Nmm = 382615 NmmMH2 = FNH2L3 = 8943.5×70.8 Nmm = 633200 Nmm截面B、C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L1 = 1214.6×53.8 Nmm = 65345 NmmMV2 = FNV2L3 = -3775.7×70.8 Nmm = -267320 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面B、C处的合成弯矩：M1 = = 388155 NmmM2 = = 687315 Nmm作合成弯矩图

12、（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面B）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 41.3 MPas-1 = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：III轴的设计1 求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3：P3 = 8.62 KW n3 = 55.7 r/min T3 = 1479.4 Nm2 求作用在齿轮上的力: 已知低速级大齿轮的分

13、度圆直径为:d4 = 271 mm 则:Ft = = = 10918.1 NFr = Ft× = 10918.1× = 4078.3 NFa = Fttanb = 10918.1×tan130 = 2519.3 N3 初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取:A0 = 112，得:dmin = A0× = 112× = 60.1 mm 输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩:Tca = KAT3，查机械设计（第八版）表14

14、-1，由于转矩变化很小，故取:KA = 1.2，则:Tca = KAT3 = 1.2×1479.4 = 1775.3 Nm 由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:LT10型，其尺寸为：内孔直径63 mm，轴孔长度107 mm，则：d12 = 63 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 105 mm。半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：D = 73 mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 = 68 mm。4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度： 初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承，其段满足轴

15、承内径标准，故取：d34 = d78 = 70 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用:30214型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：d×D×T = 70mm×125mm×26.25mm。由轴承样本查得30214型轴承的定位轴肩高度为：h = 4.5 mm，故取：d45 = 79 mm。轴承端盖的总宽度为：20 mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为：l = 20 mm，l23 = 35 mm。 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。取低速大齿轮的内径为：d4 = 79 mm，所以：d67 = 79 mm，为使齿轮定位可靠取：l67 = 9

16、7 mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：h 0.07d = 0.07×79 = 5.53 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.4×5.53 = 7.74 mm，所以：d56 = 91 mm，l56 = 10 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：l34 = T3 = 26.25 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 65+10+8+5+12+2.5-10 = 92.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 26.25+8+10+2.5+2 = 48.75 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据30214圆锥滚子

17、轴承查手册得a = 27.5 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (99/2+10+92.5+26.25-27.5)mm = 150.8 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (99/2-2+48.75-27.5)mm = 68.8 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 3420.6 NFNH2 = = = 7497.5 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 2832.2 NFNV2 = = = -1246.1 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 3420.6×150.8 Nmm = 515826 N

18、mm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = 2832.2×150.8 Nmm = 427096 NmmMV2 = FNV2L3 = -1246.1×68.8 Nmm = -85732 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：M1 = = 669692 NmmM2 = = 522902 Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0

19、.6，则有：sca = = = MPa = 22.6 MPas-1 = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：第八部分 键联接的选择及校核计算1 输入轴键计算： 校核大带轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 8mm×7mm×63mm，接触长度:l' = 63-8 = 55 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×7×55×30×120/1000 = 346.5 NmTT1，故键

20、满足强度要求。2 中间轴键计算： 校核高速大齿轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 14mm×9mm×50mm，接触长度:l' = 50-14 = 36 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×9×36×50×120/1000 = 486 NmTT2，故键满足强度要求。3 输出轴键计算：(1) 校核低速大齿轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 22mm×14mm×90mm，接触长度:l&#

21、39; = 90-22 = 68 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×14×68×79×120/1000 = 2256.2 NmTT3，故键满足强度要求。(2) 校核联轴器处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 18mm×11mm×100mm，接触长度:l' = 100-18 = 82 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×11×82×63×120/1000 =

22、 1704.8 NmTT3，故键满足强度要求。第九部分 轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：Lh = 10×2×8×300 = 48000 h1 输入轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×1807.8+0×1276.5 = 1807.8 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 1807.8× = 16821 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-

23、5，选择:30208轴承，Cr = 63 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 3.9×106Lh所以轴承预期寿命足够。2 中间轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×4286.2+0×2647.8 = 4286.2 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 4286.2× = 26648 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:30209轴承，Cr = 67.8

24、 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 1.08×106Lh所以轴承预期寿命足够。3 输出轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×4078.3+0×2519.3 = 4078.3 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 4078.3× = 18738 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:30214轴承，Cr = 132 KN，由课本式11-3有：Lh = =

25、 = 3.2×107Lh所以轴承预期寿命足够。第十部分 减速器及其附件的设计1 箱体（箱盖）的分析： 箱体是减速器中较为复杂的一个零件，设计时应力求各零件之间配置恰当，并且满足强度，刚度，寿命，工艺、经济性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量轻，成本低廉的机器。2 箱体（盖）的材料： 由于本课题所设计的减速器为普通型，故常用HT15-33灰铸铁制造。这是因为铸造的减速箱刚性好,易得到美观的外形,易切削,适应于成批生产。3 箱体的设计计算，箱体尺寸如下： 代号 名称 计算与说明 结果 d 箱体壁厚 d = 0.025a+3 8 取d = 10 mm d1 箱盖壁厚 d1 = 0

26、.02a+3 8 取d1 = 10 mm d' 箱体加强筋厚 d' = 0.85d1 = 0.85×10 = 8.5 取d' = 10 mm d1' 箱盖加强筋厚 d1' = 0.85d1 = 0.85×10 = 8.5 取d1' = 10 mm b 箱体分箱面凸缘厚 b1.5d = 1.5×10 = 15mm 取b = 15 mm b1 箱盖分箱面凸缘厚 b11.5d11.5×10 = 15mm 取b1 = 15 mm b2 平凸缘底厚 b22.35d = 2.35×10 = 23.5mm取b2 = 24 mm df 地脚螺栓 df = 0.036a+12 = 18.37 取df = 20 mm d1 轴承螺栓 d1 = 0.7df = 12.86 取d1 = 14