机械设计论文说明书2.docx
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机械设计论文说明书2
第七部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计
Ⅰ轴的设计
1输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1:
P1=9.54KWn1=584r/minT1=156Nm
2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=65mm
则:
Ft=
=
=4800N
Fr=Ft×
=4800×
=1807.8N
Fa=Fttanβ=4800×tan14.90=1276.5N
3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×
=28.4mm
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=30mm。
带轮的宽度:
B=(Z-1)×e+2×f=(4-1)×18+2×8=70mm,为保证大带轮定位可靠取:
l12=68mm。
大带轮右端用轴肩定位,故取II-III段轴直径为:
d23=35mm。
大带轮右端距箱体壁距离为20,取:
l23=35mm。
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,其段满足轴承内径标准,故取:
d34=d78=40mm;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=40×80×19.75mm,轴承右端采用挡油环定位,取:
l34=19.75mm。
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=3.5mm,故取:
d45=d67=47mm。
齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。
由于:
d1≤2d56,所以小齿轮应该和输入轴制成一体,所以:
l56=70mm;齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位,则:
l67=s+a=10+8=18mm
l45=b3+c+a+s=104+12+10+8=134mm
l78=T=19.75mm
5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=20mm
带轮中点距左支点距离L1=(70/2+35+20)mm=90mm
齿宽中点距左支点距离L2=(70/2+19.75+134-20)mm=168.8mm
齿宽中点距右支点距离L3=(70/2+18+19.75-20)mm=52.8mm
2)计算轴的支反力:
水平面支反力(见图b):
FNH1=
=
=1143.7N
FNH2=
=
=3656.3N
垂直面支反力(见图d):
FNV1=
=
=-1785N
FNV2=
=
=1883.9N
3)计算轴的弯矩,并做弯矩图:
截面C处的水平弯矩:
MH=FNH1L2=1143.7×168.8Nmm=193057Nmm
截面A处的垂直弯矩:
MV0=FQL1=1708.9×90Nmm=153801Nmm
截面C处的垂直弯矩:
MV1=FNV1L2=-1785×168.8Nmm=-301308Nmm
MV2=FNV2L3=1883.9×52.8Nmm=99470Nmm
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=
=357851Nmm
M2=
=217176Nmm
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α=0.6,则有:
σca=
=
=
MPa
=13.5MPa≤[σ-1]=60MPa
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P2、转速n2和转矩T2:
P2=9.07KWn2=152.5r/minT2=568Nm
2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=248mm
则:
Ft=
=
=4580.6N
Fr=Ft×
=4580.6×
=1725.1N
Fa=Fttanβ=4580.6×tan14.90=1218.2N
已知低速级小齿轮的分度圆直径为:
d3=99mm
则:
Ft=
=
=11474.7N
Fr=Ft×
=11474.7×
=4286.2N
Fa=Fttanβ=11474.7×tan130=2647.8N
3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×
=41.8mm
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=45×85×20.75mm,则:
d12=d67=45mm。
取高速大齿轮的内孔直径为:
d23=50mm,由于安装齿轮处的轴段长度应略小于轮毂长度,则:
l23=63mm,轴肩高度:
h=0.07d=0.07×50=3.5mm,轴肩宽度:
b≥1.4h=1.4×3.5=4.9mm,所以:
d34=d56=58mm,l34=14.5mm。
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=99mm,l45=104mm,则:
l12=T2+s+a+2.5+2=43.25mm
l56=10-3=7mm
l67=T2+s+a-l56=20.75+8+10-7=31.75mm
4轴的受力分析和校核:
1)作轴的计算简图(见图a):
根据30209圆锥滚子轴承查手册得a=20mm
高速大齿轮齿宽中点距左支点距离L1=(65/2-2+43.25-20)mm=53.8mm
中间轴两齿轮齿宽中点距离L2=(65/2+14.5+b3/2)mm=99mm
低速小齿轮齿宽中点距右支点距离L3=(b3/2+7+31.75-20)mm=70.8mm
2)计算轴的支反力:
水平面支反力(见图b):
FNH1=
=
=7111.8N
FNH2=
=
=8943.5N
垂直面支反力(见图d):
FNV1=
=
=1214.6N
FNV2=
=
=-3775.7N
3)计算轴的弯矩,并做弯矩图:
截面B、C处的水平弯矩:
MH1=FNH1L1=7111.8×53.8Nmm=382615Nmm
MH2=FNH2L3=8943.5×70.8Nmm=633200Nmm
截面B、C处的垂直弯矩:
MV1=FNV1L1=1214.6×53.8Nmm=65345Nmm
MV2=FNV2L3=-3775.7×70.8Nmm=-267320Nmm
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=
=388155Nmm
M2=
=687315Nmm
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α=0.6,则有:
σca=
=
=
MPa
=41.3MPa≤[σ-1]=60MPa
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=8.62KWn3=55.7r/minT3=1479.4Nm
2求作用在齿轮上的力:
已知低速级大齿轮的分度圆直径为:
d4=271mm
则:
Ft=
=
=10918.1N
Fr=Ft×
=10918.1×
=4078.3N
Fa=Fttanβ=10918.1×tan130=2519.3N
3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×
=60.1mm
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14-1,由于转矩变化很小,故取:
KA=1.2,则:
Tca=KAT3=1.2×1479.4=1775.3Nm
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63mm,轴孔长度107mm,则:
d12=63mm,为保证联轴器定位可靠取:
l12=105mm。
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=73mm,左端用轴肩定位,故取II-III段轴直径为:
d23=68mm。
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,其段满足轴承内径标准,故取:
d34=d78=70mm;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=4.5mm,故取:
d45=79mm。
轴承端盖的总宽度为:
20mm,取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为:
l=20mm,l23=35mm。
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=79mm,所以:
d67=79mm,为使齿轮定位可靠取:
l67=97mm,齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度:
h≥0.07d=0.07×79=5.53mm,轴肩宽度:
b≥1.4h=1.4×5.53=7.74mm,所以:
d56=91mm,l56=10mm;齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位,则:
l34=T3=26.25mm
l45=B2+a+s+5+c+2.5-l56=65+10+8+5+12+2.5-10=92.5mm
l78=T3+s+a+2.5+2=26.25+8+10+2.5+2=48.75mm
5轴的受力分析和校核:
1)作轴的计算简图(见图a):
根据30214圆锥滚子轴承查手册得a=27.5mm
齿宽中点距左支点距离L2=(99/2+10+92.5+26.25-27.5)mm=150.8mm
齿宽中点距右支点距离L3=(99/2-2+48.75-27.5)mm=68.8mm
2)计算轴的支反力:
水平面支反力(见图b):
FNH1=
=
=3420.6N
FNH2=
=
=7497.5N
垂直面支反力(见图d):
FNV1=
=
=2832.2N
FNV2=
=
=-1246.1N
3)计算轴的弯矩,并做弯矩图:
截面C处的水平弯矩:
MH=FNH1L2=3420.6×150.8Nmm=515826Nmm
截面C处的垂直弯矩:
MV1=FNV1L2=2832.2×150.8Nmm=427096Nmm
MV2=FNV2L3=-1246.1×68.8Nmm=-85732Nmm
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=
=669692Nmm
M2=
=522902Nmm
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α=0.6,则有:
σca=
=
=
MPa
=22.6MPa≤[σ-1]=60MPa
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=55mm,则键联接所能传递的转矩为:
T=0.25hl'd[σF]=0.25×7×55×30×120/1000=346.5Nm
T≥T1,故键满足强度要求。
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=36mm,则键联接所能传递的转矩为:
T=0.25hl'd[σF]=0.25×9×36×50×120/1000=486Nm
T≥T2,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'=90-22=68mm,则键联接所能传递的转矩为:
T=0.25hl'd[σF]=0.25×14×68×79×120/1000=2256.2Nm
T≥T3,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=82mm,则键联接所能传递的转矩为:
T=0.25hl'd[σF]=0.25×11×82×63×120/1000=1704.8Nm
T≥T3,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=48000h
1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=1807.8N
(2)求轴承应有的基本额定载荷值C为:
C=P
=1807.8×
=16821N
(3)选择轴承型号:
查课本表11-5,选择:
30208轴承,Cr=63KN,由课本式11-3有:
Lh=
=
=3.9×106≥Lh
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=4286.2N
(2)求轴承应有的基本额定载荷值C为:
C=P
=4286.2×
=26648N
(3)选择轴承型号:
查课本表11-5,选择:
30209轴承,Cr=67.8KN,由课本式11-3有:
Lh=
=
=1.08×106≥Lh
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=4078.3N
(2)求轴承应有的基本额定载荷值C为:
C=P
=4078.3×
=18738N
(3)选择轴承型号:
查课本表11-5,选择:
30214轴承,Cr=132KN,由课本式11-3有:
Lh=
=
=3.2×107≥Lh
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
δ箱体壁厚δ=0.025a+3≥8取δ=10mm
δ1箱盖壁厚δ1=0.02a+3≥8取δ1=10mm
δ'箱体加强筋厚δ'=0.85δ1=0.85×10=8.5取δ'=10mm
δ1'箱盖加强筋厚δ1'=0.85δ1=0.85×10=8.5取δ1'=10mm
b箱体分箱面凸缘厚b≈1.5δ=1.5×10=15mm取b=15mm
b1箱盖分箱面凸缘厚b1≈1.5δ11.5×10=15mm取b1=15mm
b2平凸缘底厚b2≈2.35δ=2.35×10=23.5mm取b2=24mm
df地脚螺栓df=0.036a+12=18.37取df=20mm
d1轴承螺栓d1=0.7df=12.86取d1=14mm
d2联接分箱螺栓d2=(0.5-0.7)df=10-14取d2=10mm
d3轴承盖螺钉d3=10mm取d3=10mm
d4检查孔螺钉M8×22
n地脚螺栓数取:
n=6
第十一部分润滑与密封设计
对于二级圆柱齿轮减速器,因为传动装置属于轻型的,且传速较低,所以其速度远远小于150-200m/min,所以采用脂润滑,箱体内选用CKC150润滑油,装至规定高度。
油的深度为:
H+h1:
H=30mmh1=34mm
所以:
H+h1=30+34=64mm。
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为Ra=6.3,密封的表面要经过刮研。
而且,凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大,为150mm。
并匀均布置,保证部分面处的密封性。
设计小结
这次关于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验,对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。
通过两个星期的设计实践,使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础。
机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程,它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《互换性与技术测量》、《工程材料》、《机械设计(机械设计基础)课程设计》等于一体。
这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想、训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反应和解决工程实际问题的能力,巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。
本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。
衷心的感谢老师的指导和帮助。
设计中还存在不少错误和缺点,需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识,继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。
参考文献
1《机械设计(第八版)》 高等教育出版社。
2《机械设计(机械设计基础)课程设计》 高等教育出版社。
3《机械零件手册》天津大学机械零件教研室。
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