機械設(shè)計(論文)說明書2

1、第七部分 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設(shè)計軸的設(shè)計1 輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1:P1 = 9.54 KW n1 = 584 r/min T1 = 156 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 65 mm 則:Ft = = = 4800 NFr = Ft× = 4800× = 1807.8 NFa = Fttanb = 4800×tan14.90 = 1276.5 N3 初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機械設(shè)計（第八版）表15-3，取A0 = 112，得：dmin = A

2、0× = 112× = 28.4 mm 顯然，輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大4%，故選取:d12 = 30 mm。帶輪的寬度：B = (Z-1)×e+2×f = (4-1)×18+2×8 = 70 mm，為保證大帶輪定位可靠?。簂12 = 68 mm。大帶輪右端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為:d23 = 35 mm。大帶輪右端距箱體壁距離為20，取:l23 = 35 mm。4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度: 初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，

3、其段滿足軸承內(nèi)徑標準，故取:d34 = d78 = 40 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用：30208型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為:d×D×T = 40×80×19.75 mm，軸承右端采用擋油環(huán)定位，取:l34 = 19.75 mm。右端軸承采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得30208。型軸承的定位軸肩高度：h = 3.5 mm，故?。篸45 = d67 = 47 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于:d12d56 ，所以小齒輪應(yīng)該和輸入軸制成一體，所以:l56 = 70 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則:l67

4、 = s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 104+12+10+8 = 134 mml78 = T =19.75 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)30208圓錐滾子軸承查手冊得a = 20 mm 帶輪中點距左支點距離L1 = (70/2+35+20)mm = 90 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (70/2+19.75+134-20)mm = 168.8 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (70/2+18+19.75-20)mm = 52.8 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 1143.7

5、 NFNH2 = = = 3656.3 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = -1785 NFNV2 = = = 1883.9 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 1143.7×168.8 Nmm = 193057 Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0 = FQL1 = 1708.9×90 Nmm = 153801 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = -1785×168.8 Nmm = -301308 NmmMV2 = FNV2L3 = 1883.9×52.8 Nmm = 99470

6、Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1 = = 357851 NmmM2 = = 217176 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 13.5 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：II軸的設(shè)計1 求中間軸上的功率P

7、2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2：P2 = 9.07 KW n2 = 152.5 r/min T2 = 568 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知高速級大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 248 mm 則:Ft = = = 4580.6 NFr = Ft× = 4580.6× = 1725.1 NFa = Fttanb = 4580.6×tan14.90 = 1218.2 N 已知低速級小齒輪的分度圓直徑為:d3 = 99 mm 則:Ft = = = 11474.7 NFr = Ft× = 11474.7× = 4286.2 NFa = Fttanb = 1

8、1474.7×tan130 = 2647.8 N3 確定軸的各段直徑和長度: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機械設(shè)計（第八版）表15-3，?。篈0 = 107，得:dmin = A0× = 107× = 41.8 mm 中間軸最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑d12和d67,選定軸承型號為：30209型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：d×D×T = 45×85×20.75 mm，則：d12 = d67 = 45 mm。取高速大齒輪的內(nèi)孔直徑為：d23 = 50 mm，由于安裝齒輪處的軸段長度應(yīng)略小于輪轂

9、長度，則：l23 = 63 mm，軸肩高度：h = 0.07d = 0.07×50 = 3.5 mm，軸肩寬度：b1.4h = 1.4×3.5 = 4.9 mm，所以：d34 = d56 = 58 mm，l34 = 14.5 mm。由于低速小齒輪直徑d3和2d34相差不多，故將該小齒輪做成齒輪軸，小齒輪段軸徑為：d45 = 99 mm，l45 = 104 mm，則：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 軸的受力分析和校核：1）作軸的計

10、算簡圖（見圖a）: 根據(jù)30209圓錐滾子軸承查手冊得a = 20 mm 高速大齒輪齒寬中點距左支點距離L1 = (65/2-2+43.25-20)mm = 53.8 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點距離L2 = (65/2+14.5+b3/2)mm = 99 mm 低速小齒輪齒寬中點距右支點距離L3 = (b3/2+7+31.75-20)mm = 70.8 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 7111.8 NFNH2 = = = 8943.5 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 1214.6 NFNV2 = = = -3775.7 N3）計算軸的彎矩，

11、并做彎矩圖：截面B、C處的水平彎矩：MH1 = FNH1L1 = 7111.8×53.8 Nmm = 382615 NmmMH2 = FNH2L3 = 8943.5×70.8 Nmm = 633200 Nmm截面B、C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L1 = 1214.6×53.8 Nmm = 65345 NmmMV2 = FNV2L3 = -3775.7×70.8 Nmm = -267320 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面B、C處的合成彎矩：M1 = = 388155 NmmM2 = = 687315 Nmm作合成彎矩圖

12、（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面B）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 41.3 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：III軸的設(shè)計1 求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3：P3 = 8.62 KW n3 = 55.7 r/min T3 = 1479.4 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知低速級大齒輪的分

13、度圓直徑為:d4 = 271 mm 則:Ft = = = 10918.1 NFr = Ft× = 10918.1× = 4078.3 NFa = Fttanb = 10918.1×tan130 = 2519.3 N3 初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機械設(shè)計（第八版）表15-3，取:A0 = 112，得:dmin = A0× = 112× = 60.1 mm 輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處d12，所以同時需要選取聯(lián)軸器的型號，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩:Tca = KAT3，查機械設(shè)計（第八版）表14

14、-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取:KA = 1.2，則:Tca = KAT3 = 1.2×1479.4 = 1775.3 Nm 由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號為:LT10型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑63 mm，軸孔長度107 mm，則：d12 = 63 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠取：l12 = 105 mm。半聯(lián)軸器右端采用軸端擋圈定位，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：D = 73 mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為：d23 = 68 mm。4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度： 初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，其段滿足軸

15、承內(nèi)徑標準，故取：d34 = d78 = 70 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用:30214型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：d×D×T = 70mm×125mm×26.25mm。由軸承樣本查得30214型軸承的定位軸肩高度為：h = 4.5 mm，故?。篸45 = 79 mm。軸承端蓋的總寬度為：20 mm，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為：l = 20 mm，l23 = 35 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。取低速大齒輪的內(nèi)徑為：d4 = 79 mm，所以：d67 = 79 mm，為使齒輪定位可靠?。簂67 = 9

16、7 mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度：h 0.07d = 0.07×79 = 5.53 mm，軸肩寬度：b 1.4h = 1.4×5.53 = 7.74 mm，所以：d56 = 91 mm，l56 = 10 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則：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 軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)30214圓錐滾子

17、軸承查手冊得a = 27.5 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (99/2+10+92.5+26.25-27.5)mm = 150.8 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (99/2-2+48.75-27.5)mm = 68.8 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 3420.6 NFNH2 = = = 7497.5 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 2832.2 NFNV2 = = = -1246.1 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 3420.6×150.8 Nmm = 515826 N

18、mm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = 2832.2×150.8 Nmm = 427096 NmmMV2 = FNV2L3 = -1246.1×68.8 Nmm = -85732 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1 = = 669692 NmmM2 = = 522902 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0

19、.6，則有：sca = = = MPa = 22.6 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1 輸入軸鍵計算： 校核大帶輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 8mm×7mm×63mm，接觸長度:l' = 63-8 = 55 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×7×55×30×120/1000 = 346.5 NmTT1，故鍵

20、滿足強度要求。2 中間軸鍵計算： 校核高速大齒輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 14mm×9mm×50mm，接觸長度:l' = 50-14 = 36 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×9×36×50×120/1000 = 486 NmTT2，故鍵滿足強度要求。3 輸出軸鍵計算：(1) 校核低速大齒輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 22mm×14mm×90mm，接觸長度:l&#

21、39; = 90-22 = 68 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×14×68×79×120/1000 = 2256.2 NmTT3，故鍵滿足強度要求。(2) 校核聯(lián)軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 18mm×11mm×100mm，接觸長度:l' = 100-18 = 82 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×11×82×63×120/1000 =

22、 1704.8 NmTT3，故鍵滿足強度要求。第九部分 軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命：Lh = 10×2×8×300 = 48000 h1 輸入軸的軸承設(shè)計計算:(1) 初步計算當(dāng)量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×1807.8+0×1276.5 = 1807.8 N(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 1807.8× = 16821 N(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-

23、5，選擇:30208軸承，Cr = 63 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 3.9×106Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。2 中間軸的軸承設(shè)計計算:(1) 初步計算當(dāng)量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×4286.2+0×2647.8 = 4286.2 N(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 4286.2× = 26648 N(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:30209軸承，Cr = 67.8

24、 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 1.08×106Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。3 輸出軸的軸承設(shè)計計算:(1) 初步計算當(dāng)量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數(shù)X和軸向動載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×4078.3+0×2519.3 = 4078.3 N(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 4078.3× = 18738 N(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:30214軸承，Cr = 132 KN，由課本式11-3有：Lh = =

25、 = 3.2×107Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。第十部分 減速器及其附件的設(shè)計1 箱體（箱蓋）的分析： 箱體是減速器中較為復(fù)雜的一個零件，設(shè)計時應(yīng)力求各零件之間配置恰當(dāng)，并且滿足強度，剛度，壽命，工藝、經(jīng)濟性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量輕，成本低廉的機器。2 箱體（蓋）的材料： 由于本課題所設(shè)計的減速器為普通型，故常用HT15-33灰鑄鐵制造。這是因為鑄造的減速箱剛性好,易得到美觀的外形,易切削,適應(yīng)于成批生產(chǎn)。3 箱體的設(shè)計計算，箱體尺寸如下： 代號 名稱 計算與說明 結(jié)果 d 箱體壁厚 d = 0.025a+3 8 取d = 10 mm d1 箱蓋壁厚 d1 = 0

26、.02a+3 8 取d1 = 10 mm d' 箱體加強筋厚 d' = 0.85d1 = 0.85×10 = 8.5 取d' = 10 mm d1' 箱蓋加強筋厚 d1' = 0.85d1 = 0.85×10 = 8.5 取d1' = 10 mm b 箱體分箱面凸緣厚 b1.5d = 1.5×10 = 15mm 取b = 15 mm b1 箱蓋分箱面凸緣厚 b11.5d11.5×10 = 15mm 取b1 = 15 mm b2 平凸緣底厚 b22.35d = 2.35×10 = 23.5mm取b2 = 24 mm df 地腳螺栓 df = 0.036a+12 = 18.37 取df = 20 mm d1 軸承螺栓 d1 = 0.7df = 12.86 取d1 = 14