机械创新设计说明书
指导老师：康志成
学院：机电工程学院
班级：10机制本一
姓名：廖才生
学号：10011042
2012年11月12日
根据机械创新设计课程要求，要求每个学生以自己创新思维为依据，结合软件工具设计出自己的机械创新设计作品，本文结合课程要求针对设计做出三个部分分析：第一部分为创意构思与前景分析，主要分析推骑婴儿车的创新思想，创新思想结合作品的市场需求，还对机械结构做了简单的介绍；第二部分为设计步骤，具体主要的介绍了推骑婴儿车机械转化结构，通过要实现的推骑功能，实现推骑功能的原理，还具体详细的结合了示意图分析的每次转化结构的具体情况；第三部分结合主要对三维软件（UG）设计作品的结果进行展示，让作品清晰明了的展现在读者面前。
本文只针对机械创新设计课程设计要求作出满足要求的作品设计，对机械结构满足机械性能要求作出简单设计，使用三维软件（UG）对其进行简单建模。
关键词：推骑婴儿车；机械结构；课程设计；三维软件
According to the mechanical innovation design course requirements, each student is required to own innovation as the basis, combined with software tools to design their own mechanical creative design works, this paper combines the course requirements for the design of three parts : the first part is the analysis of conception and prospect analysis, mainly analyses the pram push on innovation idea, innovation ideas works of the market demand, but also on the structure of the machine is piefly introduced; the second part is the design of specific steps, mainly introduces the push ride baby carriage machinery conversion structure, through to achieve the push ride function, realize push ride function principle, also the specific combination of diagram analysis of each conversion structure concrete the third part of the combination of case; mainly on 3D software ( UG ) design results show, let the work clearly displayed in front of the reader.
This article only for innovative mechanical design curriculum design requirements to meet the requirements of the design, the mechanical structure to meet the requirements of the mechanical properties to make a simple design, using 3D software ( UG ) to its simple modeling.
Key word：Push a baby carriage; mechanical structure; curriculum design; three-dimensional softwar
目录
摘 要 .................................................. 1 Abstract ................................................ 2
一、创意构思与前景分析 ................................... 3
二、设计步骤 ............................................ 3
1、功能分析 .................................................... 3
（1）要实现的功能 .................................................. 3
（2）功能实现的原理................................................. 3
2、功能求解 .................................................... 4
（1）婴儿车骑行的整体结构示意图 ..................................... 4
（2）第一次转换结构示意图 ........................................... 5
（3）第二次转换 .................................................... 6
（4）第四次转换示意图 ............................................... 7
（5）旋转前机构的模型 ............................................... 7
（6）旋转后结构模型................................................. 8
三、设计结构模型展示 .................................... 8
1、第一次旋转 .................................................. 8
2、第二次垫旋转装置 ............................................ 9
3、链轮链条和车轮 .............................................. 9
四、设计小结 ........................................... 10
1、设计准备 ................................................... 10
2、创新能力的提高 ............................................. 11
五、参考资料 ........................................... 11
一、创意构思与前景分析
把婴儿车下方扣环向后一拉，前轮变到车的后方，现出藏在车下的车座,婴儿车瞬间“变形”为三轮自行车，而“变形”过程中，用于乘坐婴儿的婴儿车一直在车的前端。
推着婴儿车走累了，“咔咔咔”几下，婴儿车变形成自行车，骑上车载着婴儿走；一个人在家，想要搬动家中大型家具，拿出一个小型搬运器，按一下开关，就能轻松地推着家具往前走；打个电话、发条短信，房门自动打开，如果房门被强制开启，就会自动发送报警到主人的手机上„„
以前，这些场景只能在科幻片中出现，而不久的将来，这些场景就可能出现在我们的日常生活当中。
前面一个轮子，后面两个轮子，乍一看与其他婴儿车没有任何分别，把婴儿车下方的几个扣环打开，向后一拉，最前方的轮子变到车的后方，藏在婴儿车下方的车座也呈现出来。婴儿车瞬间“变形”为三轮自行车，而在“变形”的过程中，用于乘坐婴儿的婴儿车一直在车的前端。
二、设计步骤
1、功能分析
（1）.要实现的功能
这个设计希望推行的婴儿车可以不借助工具在短时间内完成变形，转换为骑行婴儿车，而且可以不影响婴儿座椅的稳定性。
（2）.功能实现的原理
骑行婴儿车整体结构示意图如图2-1所示，通过一个旋转装置，加上定位销的固定作用，使骑行的婴儿车旋转60゜转向竖直方向（如图2-2所示），再用一 个旋转装置的作用可以使旋转之后的婴儿车再次旋转90゜彻底转化为三轮婴儿车（如图2-3所示），但是坐垫还是会给三轮婴儿车一定的阻碍，所以再通过一
个旋转装置使坐垫旋转成水平位置（如图2-4所示），完成骑行的婴儿车转化为推行的婴儿车。
2、功能求解
（1
）婴儿车骑行的整体结构示意图
图2-1婴儿车骑行的整体结构示意图
图2-2 第一次转换结构示意图
图2-3第二次转换示意图
图2-4 第四次转化示意图
（5）旋转前机构的模型
图2-5 旋转前结构模型
（6）旋转后结构模型
图2-6 旋转后结构模型
三、设计结构模型展示
1、第一次旋转
旋转前如图3-1旋转后如图3-2
图3-1 旋转前 图3-2 旋转后
2、第二次垫旋转装置
旋转前如图3-3旋转后如图
3-4
图3-3 旋转前 图3-4 旋转后
3、链轮链条和车轮
图3-5 链轮链条和车轮
四、设计小结
1、设计准备
这次机械创新课程设计为两周进行，两周完成，老师给我们多出了一个星期的时间来更完善，更好好的完成课程设计的机会。这样我们也有足够的时间去探讨研究。
这次是机械创新课程设计，所谓创新之处就是可以做老师制定的题目，也可以自己选题，灵活性非常大。从创新点出发，再加上较强的工作能努力、随机处理问题的自主能力、强烈的责任感和互助互爱的人性美。最终确定了一个题目，题目确定下来之后，就开始了整体的构思和任务的分析，其中有很大的灵活性，可以做自己熟悉的和自己擅长的。约定秉着求是务实的态度做任务的每一个部分，不为结果追逐，只为过程而努力。
2、创新能力的提高
本次课程设计中，最大的收获之一便是通过机构的设计和实现提高了创新能力。我们认为创新是需要理论支持的，通过机械原理这门课的学习，我们系统的了解了各种机构的组成和特点功能及其有关工程背景，因此我们首先从工程背景出发，设计了原始机构，在后来的替代机构的设计过程中，我们通过分析原始机构和工程背景，想出了几大类替代机构。我们认为其实现方式从本质上基本分为两大类，直接和间接。
有了理论支持，我们便从这两个方面和几种机构中挑选替代机构，在整个过程中，从理论分析，筛选机构，参数设计到模型简历和实体的设计，无一不体现我们的创新能力。与此同时我们也对课本知识进行了复习，可谓一举两得。
在报告的最后，感谢我们的学校组建了我们这样的班级，为我们提供了一个很好的学习与实践结合的平台，再就是要感谢我们的指导老师康老师。
五、参考资料
[1] 王红梅，赵静.机械创新设计.科学出版社
[2] 孙恒，陈作模，葛文杰.机械原理.高等教育出版社
[3] 濮良贵，纪名刚.机械设计.高等教育出版社
机械创新设计说明书(压片机)
机械原理课程
机械创新设计说明书
设计名称：某物料压片机加压机构
院 系：机械工程系
专 业：机械设计制造及其自动化
班 级：机制93/94
组 长：
组 员：
指导教师：
2011年 06 月07日——2011年06月17日
目录
一、 前言······························································3
二、 课程设计目的················································4
三、 压片机工作原理及工艺流程························
四、 设计要求及参数·······································
§3-1 设计要求与部分参数································
§3-2 设计提示···········································
五、 设计方案··················································
§4-1 整体机构动作分析·································
§4-2 单元机构动作分析·································
§4-3 单元机构方案拟定······························ §4-4 机构整体系统方案拟定························
§4-5 单元机构参数计算·····························
§4-6 传动比设计及动力选取··························
§4-7 系统综合方案评价······························
六、 自我评价与总结·····································
七、 附图·····················································
八、 参考书目·······································
前言
作为一名机械类专业学生，在今后学习和工作中总会遇到许多关于机械设计和使用方法方面的问题。
现在世界各国间的竞争主要表现为综合和国力的竞争。要提高我国综合国力，就要在一切生产部门实现生产的机械化和自动化，这就需要创造出大量的、种类繁多的、新颖优良的机械来装备各行各业，为各行业的高速发展创造有利条件。而任何新技术、新成果的获得，莫不依赖于机械工业的支持。所以，机械工业是国家综合国力发展的基石。
为了满足各行各业和广大人民群众日益增长的新需求，就需要创造出越来越多的新产品。现代机械工业对创造型人才的渴求与日俱增。当今世界正经历着一场新的技术革命，新概念、新理论、新方法、新工艺不断出现，作为向各行各业提供装备的机械工业也得到了迅猛发展。现代机械日益向高速、重载、高精度、高效率、低噪声等方向发展，对机械行业的要求也越来越苛刻。
本说明书采用图形与文字结合的方式对某物料压片机机进行设计解读。
二、课程设计目的
机械设计是一个逐步求精和细化的过程，随着设计过程的发展，产品结构和参数将逐渐清晰和不断完善。设计方案是多解的，能够满足一定功能和要求的设计方案不是唯一的，所以机械设计过程也是一个创新的过程。
机械设计根据使用要求对机械的工作原理、结构、运动方式、力和能量的传递方式、各个零件的材料和形状尺寸以及润滑方式等进行构思、分析和计算，并将其转化为制造依据。机械设计是机械产品生产的第一步，是决定机械产品性能的最主要环节，整个过程蕴涵着创新和发明。
为了进一步掌握机械原理课程的理论知识，将课堂所学知识运用于实践，理解和加深机械原理和设计方法，为今后专业课程的学习打一定基础，我们积极参加了这次机械创新设计。
三、压片机工作原理及工艺流程
压片机是将陶瓷干粉或煤粉料压制成厚度为5mm的圆形片坯。其工艺流程是：
(1) 干粉料均匀筛入团筒形型腔(图a)；
(2) 下冲头下沉3mm，预防上冲头进入型腔时将粉料扑出(图b)；
(3) 上、下冲头同时加压(图c)，并保压一段时间；
(4) 上冲头退出，下冲头随后顶出压好的片坯(图d)；
(5) 料筛推出片坯。
其设计参数为：冲头压力150ＫＮ；生产率每分钟２５片；机器运转不均匀系数１０％；驱动电机可任选。
四、设计要求及参数
§3-1 设计要求与部分参数
1. 上冲头、下冲头、送料筛的设计要求是：
（1） 上冲头完成往复自移运动（铅锤上下），下移至终点后有短时间的停歇，
起保压作用，保压时间为 0.4S左右。因冲头上升后要留有料筛进人的空间，故冲头行程为 90～100mm 。因冲头压力较大，因而加压机构应有增力功能（图 a）；
（2） 下冲头先下沉3 mm，然后上升8 mm,加压后停歇保压，继而上升16 mm ，
将成形片坯顶到与台内平齐后停歇，待料筛将片坯推离冲头后，再下移 21 mm ，到待料位置（图 b）；
（3）料筛在模具型腔上方往复振动筛料，然后向左退回。待批料成型并被推
出型腔后，料筛在台面上右移约 45～50 mm ，推卸片坯（图c）。
上冲头、下冲头与送料筛的动作关系见表3
表3 动作关系
2．设计要求
（1） 压片成形机一般至少包括连杆机构、凸轮机构、齿轮机构在内的三种
机构。
（2） 画出机器的运动方案简图与运动循环图。拟定运动循环图时，执行构
件的动作起止位置可根据具体情况重叠安排，但必须满足工艺上各个
动作的配合，在时间和空间上不能出现干涉。
（3） 设计凸轮机构，自行确定运动规律，选择基圆半径，校核最大压力角
与最小曲率半径，计算凸轮廓线。
（4） 设计计算齿轮机构。
（5） 对连杆机构进行运动设计。并进行连杆机构的运动分析，绘出运动线
图。如果是采用连杆机构作为下冲压机构，还应进行连杆机构的动态
静力分析，计算飞轮转动惯量。
（6） 编写3000字左右的设计计算说明书。
§3-2 设计提示
（1） 各执行机构应包括：实现上冲头运动的主加压机构、实现下冲头运动的
辅助加压机构、实现料筛运动的上下料机构。各执行机构必须能满足工艺上的运动要求，可以有多种不同型式的机构供选用。如连杆机构。凸轮机构等。
（2） 由于压片成形机的工作压力较大，行程较短，一般采用肘杆式增力冲压
机构作为主体机构。它是由曲柄摇杆机构和摇杆滑块机构串接而成。先设计摇杆滑块机构，为了保压，要求摇杆在铅垂位置的范围内滑块的位移量生成的位移量小于等于0.4mm 。据此可得摇杆长度
式中： -—摇杆滑块机构中连杆与摇杆长度之比，一般取 l～ 2 。根据上冲头的行程长度，即可得摇杆的另一极限位置，摇杆的摆角以小于 60度为宜。设计曲柄摇杆机构时，为了“增力”，曲柄的回转中心可在过摇杆活动铰链、垂直于摇杆铅垂位置的直线上适当选取，以改善机构在冲头下极限位置附近的传力性能。根据摇杆的三个极限位置
（位置和另一极限位置），设定与之对应的曲柄三个位置，其中两个对应于摇杆的两个极限位置，曲柄应在与连杆共线的位置，曲柄另一个位置可根据保压时间来设定，因此可根据两连架杆的三组对应位置来设计此机构。设计完成后，应检查曲柄存在条件，若不满足要求，则重新选择曲柄回转中心。也可以在选择曲柄回转中心以后，根据摇杆两极限位置时曲柄和连杆共线的条件，确定连杆和曲柄长度。在检查摇杆在铅垂位置正负2度时，注意曲柄对应转角是否满足保压时间要求。曲柄回转中心距摇杆铅垂位愈远，机构行程速比系数愈小，冲头在下极限位置附近的位移变化愈小，但机构尺寸愈大。
（3） 辅助加压机构可采用凸轮机构，推杆运动线图可根据运动循环图确定。
设计时，要正确确定凸轮基圆半径。为了便于传动，可将筛料机构置于主体机构曲柄同侧。整个机构系统采用同一电动机集中驱动。要注意主体机构曲柄和凸轮机构起始位置间的相位关系，否则机器将不能正常作。
（4） 可通过对主体机构进行运动分析以及冲头相对于曲柄转角的运动线图，
检查保压时间是否近似满足要求。
五、 设计方案
§4-1 整体机构动作分析
此（机械系统）压片机作用是从外界获取动力和原料（粉料）将它们加工成产品（5mm厚的片坯）。作用关系如下图所示。
压片机单元部分分解图：
其中筛料机构还有把成品片坯推出来的作用，整套传动系统可以让压片
机每个部分动作协调。
§4-2 单元机构动作分析
（1） 上冲头：直线上下运动，最好具有急回特性，在下止点有停歇 或
近似停歇。
（2） 下冲头：直线上下运动，行程较小，运动具有间歇性。
（3） 筛料机构：直线往复运动，具有“推”的动作。
（4） 传动机构：是其他机构动作协调，有减速作用。
§4-3 单元机构方案拟定
（1） 上冲头：机构具有增力功能，初步确定方案有如下几种：
a1. b1. C1.
（2） 下冲头：机构具有间歇运动，行程较小（24mm）,初步确定方案
有下面两种：
a2 . b2.
（3） 筛料机构：具有直线往复运动，且要有“推”的动作。初步方
案有：
a3 b3
C3
§4-4 机构整体系统方案拟定
综合考虑，实行上冲头运动的住加压机构、实现下冲头运动的辅助加压机构、实现筛料运动的上下料机构。上冲头采用肘杆式增力冲压机构，由曲柄摇杆机构和摇杆滑块机构串接而成，因此，选用c1；下冲头要求运动精确，辅助加压，行程小，因此采用a2，下部采用对心直动凸轮机构；筛料机构要求直线往复运动，而且要有“推”的动作，因此采用凸轮机构容易实现，选c3。 系统运动简图综合
:
综合运动协作关系：
§4-5 单元机构参数计算
上冲头机构：
要求摇杆在垂直位置±2º范围内滑块位移量≤0.4mm r(1-)≤ 0.4mm
∴ r≤ 656.6mm
取摇杆摆角为40º，滑块行程90mm，杆L3=L5。 2L(1-)= 90mm
∴ L3= L5 = 192.3mm 据几何关系：L4= L3 取和上冲头一体的杆L6=200mm
取h1=300mm, 1、2、34组成的曲柄摇杆机构，要求L3摆角为40º 两个极限位置方程：
= 229.2mm
∴
下冲头机构：
对心直动凸轮机构，其运动线图：
A、B、C、D、E、F、G、H各处采用正弦修正，以保证无刚性冲击。 正弦加速运动规律推程方程为
s=h[(δ/δ0)-sin(2πδ/δ0)/(2π)]
υ=hω[1-cos(2πδ/δ0)]/δ0 a=2πhω2sin(2πδ/δ0)/δ02 回程时的运动方程为：
s=h[1-(δ/δ0’)+sin(2πδ/δ0’)/(2π)]
υ=hω[cos(2πδ/δ0’)]/δ0’
a=-2πhω2sin(2πδ/δ0’)/δ0’2 取CD段分析：
h1修正区段：将h=2*h1 ；δ0=2δ1带入上述三式，得到： S=h1[(δ/δ1)-sin(πδ/δ1)/π]
υ=h1ω[1-cos(πδ/δ1)]/δ1 ①
a=πh1ω2sin(πδ/δ1)/δ12 式中δ∈(0, δ1)
(h-h1-h2)区段为等速运动区段，其运动方程为： S=h1+(h-h1-h2)(δ-δ1)/(δ0-δ1-δ2)
υ=(h-h1-h2)ω/(δ0-δ1-δ2) ② a=0 式中δ∈(δ
h2区段为正弦加速度减速区段，其运动方程为： s=h-h2{(δ0-δ)/δ+h2sin[π(δ0-δ)/δ2]/π} υ=h2ω/δ2-h2ωcos[π(δ0-δ)/δ2)]/δ2 ③
a=-h2ω2πsin[π(δ0-δ)/δ2)]/δ22 式中δ∈(δ0-δ2,δ0) 令δ=δ1 ，则 ①=② 得到
2h1/δ1=(h-h1-h2)/(δ0-δ1-δ2) ④
令δ=δ0-δ2 ，则 ②=③ 得到
2h2/δ2=(h-h1-h2)/(δ0-δ1-δ2) ⑤
联立方程④⑤，得到
h1=δ1h/(2δ0-δ1-δ2) h2=δ2h/(2δ0-δ1-δ2)
取δ1=δ2=π/12 ，又知δ0=π/6+π/12=π/4，h=8mm ，
进而求解得到：h1=h2=2mm
凸轮基圆半径取80mm,由其修正后的运动线图作为驱动尺寸，绘得凸轮如下：
1
,δ0-δ2)
筛料机构：
也是对心直动凸轮机构，几何封闭。运动线图如下：
各个折点处用二次多项式运动规律修正，凸轮基圆半径取100mm,已修正后的运动线图作为驱动尺寸，绘得其形状为：
§4-6 传动比设计及动力选取
驱动电机选择：转速1450(r/min)，功率：6KW.
每分钟生产25片，目标曲柄、凸轮转速为25r/min. 减速目标：1450r/min→25r/min. į总=58 齿轮模数m=4，压力角α=20º
.
§4-7 系统综合方案评价
系统功能：实现了目标运动功能，能自动完成生产活动；
运动性能：精确传动比，实现精确周期性动作，凸轮摇杆等基圆
较大，而且运动速度不是很快，系统运行平稳；
工作性能：达到目标生产速率；
动力性能：6kw电动机驱动，动力满足要求； 系统整体结构：比较紧凑；
经济性：用到两对锥齿轮，三对蜗轮蜗杆，加工成本可能会高。
六、 自我评价与总结·····································
通过此次机械创新设计，我进一步加深了对机械原理的理解，也
知道了课本和现实实践的差距。“纸上得来终觉浅，绝知此事要躬行。”在教室课堂上根本发现不了太多问题，只有实践中才会发现问题。
这次机械创新设计，我收获了很多。从设计选题，初步构思到动手精确绘图这个过程中，我学会了细心与耐心。综合各科所学知识，运用计算机对设计数据进行模拟仿真，运用计算机辅助设计制造软件对设计零件进行精确绘制。最后设计说明书的编写，让我的计算机操作水平进一步提高。当然，在这个设计过程中也发现了很多问题，感觉到自己所学知识的局限性，这也明确今后专业课学习的方向。
我们小组共4名同学，都积极参加设计工作，一起讨论，确定方案并进行计算，都为设计成果做出了贡献。两周时间很快就过去了，我们积极完成了设计任务，不能说完成的结果很优秀，但至少我们尽自己所能，付出很大努力。
这两周，我们在完成设计的同时，培养了团队协作、不怕困难、勇于挑战、敢于创新的精神，相信我们收获的这些将受益终生。无论在今后学习、工作还是生活中，我们都将抱着一个科学严谨的态度，超越自我、创造价值。
七、 附图·····················································
上冲头运动仿真：
八、 参考书目·······································[1]孙 桓,陈作模,葛文杰.机械原理[M].7版.北京：高等教育出版社,2006. [3]吕仲文.机械创新设计[M].北京：机械工业出版社,2004.
[4]邹慧君.机械运动方案设计手册[M].上海:上海交通大学出版社,1994.
《机械创新设计》说明书撰写格式模板
目
1 前 言············
········
····
····················1 1.1 空腹桁架钢框架的特点及研究意义····················1 1.2 空腹桁架钢框架的研究现状··············································3 1.3 现有研究的不足及本文的研究内容········································5
2 空腹桁架钢框架有限元建模及验证····································8
2.1 引言··································································8 2.2 弹塑性分析方法简介···················································12 2.3 ANSYS在空腹桁架钢框架弹塑性分析中的应用····························18 2.4 ANSYS········20 2.4.1 ANSYS分析模型概述·········21 2.5 小结·························21
3 ·········23
3.1 引言·································································23 3.2 空腹桁架钢框架与普通钢框架力学性能对比·······························26 3.3 影响空腹桁架钢框架力学性能的因素·····································29
4 空腹桁架钢框架极限承载力试验研究·································30
4.1 试验目的·····························································30 4.2 模型设计依据·························································32 4.3 试验概况·····························································35 4.4 试验过程描述·························································38 4.5 试验结果·····························································45 4.6 小结·····························5 结 论····························
课程学习心得与体会···················································57 参考文献·······························································58 附 录··································································59
摘
空腹桁架钢框架是在钢框架的基础上，通过取消框架中间的柱子来增大结构的使用空间，同时为了不增大各个构件的截面尺寸，在框架的隔层增设腹板柱形成空腹桁架与钢框架组合的结构体系。由于在钢框架中增设腹板柱形成空腹桁架结构，进一步增强了结构的水平刚度和竖向刚度，同时提高了结构的整体工作性能，进而实现了结构的大跨度。本文通过大量的算例分析，探讨空腹桁架层的节间数、节间间距、腹板柱的刚度以及结构的跨度对整体结构的受力性能、极限承载力及破坏模式的影响，分
析表明：通过合理的桁架层设计，可以有效的提高结构的竖向刚度和水平刚度，以及结构的极限承载力，并可以使结构的塑性变形首先出现在腹板柱上，这有利于结构内力的重分布，增加结构的延性性能，充分发挥构件的极限承载能力。
关键词：空腹桁架钢框架；受力性能；弹塑性分析；极限承载力；试验研究
课题名称
Frame and Experiment Study
ABSTRACT
Vierendeel truss-steel frame has wide technical application that can be applied to the staggered truss structure and transfer structure. It has important theory significance and value of technical application to research the behavior, the
ultimate load-carrying capacity and structural destroy mode.
····
·····
；elastoplastic
analysis；ultimate load-carrying capacity；experimental research
1
1.1 空腹桁架钢框架的特点及研究意义
用空间，同时为了不增大各个构件的截面尺寸，在框架的隔层增设腹板柱形成空腹桁架与钢框架组合的新型钢结构，结构形式如图1.1。由于在钢框架中增设腹板柱形成空腹桁架结构，进一步增强了结构的侧向刚度和竖向刚度，同时提高了结构的整体工作性能，进而实现了结构的大跨度，而且桁架层的上下弦梁的截面高度不大，不影响建筑物的使用，并可以在一定的建筑高度范围内代替钢框架-剪力墙结构和钢框架-支撑结构。
与实腹式桁架和混合式桁架不同，空腹桁架钢框架的节间无斜杆，在水平荷载作用下，桁架层剪力主要由腹板柱承担。如果桁架层的结构形式布置不合理，当空腹桁架钢框架的跨度很大时，结构在竖向荷载作用下往往会产生过大的挠度，影响建筑物的使用。但是，桁架层节间没有斜杆，可以方便的在建筑物上布置门洞以及走廊，同时，在结构受力分析上，空腹桁架钢框架的内力计算比较简单，并且节点的处理比较定的规律布置且腹板柱的高度等于层高时，就属于交错桁架结构体系（如图1.2）；空腹桁架也可以单独应用，例如作为结构的转换层（如图1.3）或者桁架式框架梁结构（如图1.4）等等。在实际工程的应用中表明：空腹桁架结构的构成相对简单，受力性能良好，能够在重载情况下实现较大的跨度，具有其它结构体系所不具备的优势。而钢结构具有强度高、延性好、自重轻、标准化程度高等优势，因此，将空腹桁架结构应用
于钢结构中也将会具有较好的受力性能。但是，目前人们对空腹桁架钢框架的研究还处于初始阶段，全面分析影响空腹桁架钢框架受力性能的因素以及结构的破坏形式对推广空腹桁架钢框架有重大的意义。
图1.3 空腹桁架转换层 图1.4 桁架式框架梁结构
1.2 空腹桁架钢框架的研究现状
参考现有的理论研究以及在实际工程中的应用，涉及到对空腹桁架结构的受力性能分析的理论和试验研究主要集中在交错桁架钢框架结构体系和转换层结构上，但是由于两者的结构形式不同，其研究的内容也不同。本文分别介绍以下空腹桁架在这两方面的理论和试验研究，进一步分析空腹桁架钢框架的受力性能。 1.2.1 交错桁架结构体系中的空腹桁架
交错桁架结构体系的概念最早是由LeMessurier
学院则在六十年代中期将其开发成为一种新型的结构体系。交错桁架结构体系主要由
柱子、桁架、楼板组成，柱子沿房屋外侧周边布置，中间无柱。桁架在相邻柱列的上下层交错布置，楼板一端搁置在桁架的上弦，另一端则支承在相邻桁架下弦。桁架主要包括空腹桁架、实腹式桁架和混合式桁架。
到目前为止，国外学者对交错桁架结构体系的研究主要集中在结构的整体工作性能上，包括交错桁架的弹性、弹塑性受力性能以及在地震荷载作用下的动力特性等，……（正文略）
①
刘国钧：《图书馆史研究》，高等教育出版社
2.4.2 ANSYS分析结果验证
……（正文略）。如表2.2，由于本文没有对应力应变关系进行简化，虽然计算时间较长，但是计算结果更加接近试验值，同时验证了本文ANSYS参数设置的准确性。
123n量的范数分别是
（1） uui （2.3a）
i1n
（2） u2 （2.3b）
（3） u3maxui（即各元素中绝对值的最大者） （2.3c）
谢 辞
本文是在指导教师张九光教授的悉心指导下完成的，从论文选题、课题调研、试验指导、理论分析到论文撰写，无不倾注了老师的心血和汗水。向所有曾经关心和帮助过我的老师、同学和朋友致以诚挚的谢意！
电大学出版社, 2001：739-740．
[5] Mao Xia, et al． Analysis of Affective Characteristics and Evaluation of Harmonious Feeling of Image Based on 1/f Fluctuation Theory[A] ．International Conference on Industrial & Engineering Applications ：[7] 姜锡洲．一种温热外敷药制备方案[P] ．中国专利：
1996， 汉语拼音正词法基本规则[S] ．
[9] 毛峡．情感工学破解“舒服”之迷[N] ．光明日报, 2000-4-17(B1) ．
LBB分析[R] ．北京：清华大学核能技术设计研究院， 1996.
[11]王明亮．中国学术期刊标准化数据库系统工程的进展[EB/OL] ,http://www.cajcd.cn/pub/wml.txt/980810-2.html, 1998-08-16/1998-10-04．
附 录
一、公式推演 二、符号说明
„„
机械设计说明书
《机械设计课程设计说明书》
设
计 说
设计及说明
明 书
结果
： 一、传动方案的确定（如下图） 传动方案的确定（如下图）
采用普通 V 带传动加一级斜齿轮传动
F=8000N F=8000N 8000 V=1.8m/s V=1.8m/s 1.8 D=400mm D=400mm 400
二、原始数据： 原始数据：
a) c) b) d) e) 带速度： v=1.8m/s 允许误差 允许误差±5% 滚筒直径： D=400mm mm 带拉力： F=8000N
载荷有轻微冲击 两班工作制，连续单向运转 连续单向运转，工作年限 5 年，环境最高温度 35℃，小 小 批量生产。
三、确定电动机的型号： 确定电动机的型号：
1．选择电动机类型： 选择电动机类型 2．选择电动机功率： 选择电动机功率： 选用 Y 系列三相异步电动机 系列三相异步电动机。
运输机主轴上所需要的功率： 运输机主轴上所需要的功率
-1-
《机械设计课程设计说明书》
P = 传动装置的总效率：
1000
8000 1.8 1000
14.4 !
η总
$ η联轴 #轴承 η齿轮 η%带 η
其中，查《机械设计课程设计》P6 表 2-3 η%带，V 带传动的效率η%带 0.95 0.97
η齿轮，闭式圆柱齿轮的效率（精度等级 8）η齿轮 η轴承，滚子轴承的效率η轴承 η联轴，弹性联轴器的效率η联轴 η ，卷筒效率η 所以： η总
$ η联轴 #轴承 η齿轮 η%带 η
0.98 0.993 电动机型号为 225SY225S-8
0.96 0.95
67 8
0.98$
0.97
0.993
0.96
0.861
电动机所需功率：50
14.4/0.861
16.72 !
电动机额定功率 18.5KW Ped 18.5KW
3．选择电动机的转速： 选择电动机的转速： 工作机的转速： n
查 《机械设计课程设计》 P152 的表 16-1， 取电动机的额定功率为18.5 !。
满载转速 730r/min
V 带传动比范围.1
60 1000 *+
2~4，
1.8 60 1000 3.14 400 3~6，
85.99,/-./
单级圆柱齿轮（闭式，斜齿）传动比i$ 电动机转速范围： /0 / .1 .$ 85.99 22~4 23~6
515.94~2063.76,/-./ 730,/-./。
选择电动机同步转750,/-./，满载转速/:
四、确定传动装置的总传动比及各级分配： 确定传动装置的总传动比及各级分配：
传动装置得总传动比： i 取 V 带传动比：.1 4；
;< ;7
730/85.99
8.49
单级圆柱齿轮减速器传动比：.$
2.12
-2-
《机械设计课程设计说明书》
1．计算各轴的输入功率： 计算各轴的输入功率： 电动机轴50
16.72 ! 51 5$
轴Ⅰ（高速轴） 轴Ⅱ（低速轴）
#1 50
#$ #D 51
0.95
0.97
16.72
0.99
15.88 ! 15.88
15.25 !
传动比
2．计算各轴的转速 电动机轴 轴Ⅰ/1 轴Ⅱ/$
;< EF ;F EH
/:
182.5G 2.12
6
730G 4
730,/-./
182.5,/-./ 86.08,/-./
RU
RS
U. SU
T
3．计算各轴的转矩 电动机轴I0 轴ⅠI1 轴ⅡI$ 9550 ; J
6
F <
9550
16.72/730
218.73K · -
9550 ;F
6
9550 9550
15.88/730 15.25/86.08
830.98K · 1691.89K · -
9550 ;H
H
4．上述数据制表如下： 上述数据制表如下 参数 轴名 电动机轴 轴Ⅰ（高速轴）
输入功率 P（kW） 16.72 15.88 转速 n（r/min） 730 182.5 86.08 输入转矩 T（N · m） 218.73 830.98 1691.89 传动比 4 i 效率 0.95 0.97 η
轴Ⅱ（低速轴）
15.25
2.12
五、传动零件的设计计算: 传动零件的设计计算:
确定计算功率P ① 确定计算功率 Q
带传动的设计计算: 1．普通 V 带传动的设计计算: 5A = BC 50 = 1.2 16.72 20.06 !
此处为带式运输机，载荷变动小，相对平稳，每天两班制工作每天工作
-3-
《机械设计课程设计说明书》
16 小时，选择工作情况系数BC ② 选择 V 带型号
1.2 20.06!与小带轮的转速
/:
根据《机械设计》P344 附表 2.5a，此处功率5A 730r/min，选择 C 型 V 带。 确定带轮的基准直径_ ③ 确定带轮的基准直径 `S ，_`U
根据《机械设计》P344/P345，附表 2.5a 和附表 2.5b 取 小带轮直径+01 大带轮的直径+0$ ④ 验证带速 = *+01 /: 60 1000 12.17-/V 250-1000--
在5-/V~25-/V之间。故带的速度合适。 带的基准长度和传动中心距a ⑤ 确定 V 带的基准长度和传动中心距 b 初选传动中心距范围为：0.72+01 Z +0$ c YX c 22+01 Z +0$ ， 即875 c YX c 2500，初定aX V 带的基准长度： WX 1000-$
* 2+0$ [ +01 2YX Z 2+01 Z +0$ Z 2 4YX 2 4103.13-1000 Z 3.14 2
大带轮直径： e`S Ufbgg
21000 [ 250 4 1000
$
2250 Z 1000 Z
小带轮直径： 小带轮直径： e`U Sbbbgg
带基准长度： V 带基准长度：
4000--。 W0 4000--
根据《机械设计》P349 附表 2.9，选取带的基准长度W0 实际中心距： Y YX Z W0 [ WX 2 4000 [ 4103.13 2
1000 Z
948.44--
⑥ 验算主动轮的包角 1 故包角合适。
+0$ [ +01 180° [ 948.44
57.3°
134.69°
带轮中心距： 带轮中心距：
a hTi. TTjj
⑦ 计算 V 带的根数 z
-4-
《机械设计课程设计说明书》
k= 由/: 730,/ min +01
5A 25X Z ∆5X)Bm Bn
250-∆5X 1.02 0.62 !
根据《机械设计》P344/P345，附表 2.5a 和附表 2.5b， 5X = 5.82 ! 根据《机械设计》表 12-7，Bm 根据《机械设计》附表 2.9，Bn k 取k 4根。
0.86
20.06 25.82 Z 0.62 0.86
1.02
3.55
V 带根数：
k 4
带的合适初拉力s ⑧ 计算 V 带的合适初拉力 b
X
根据《机械设计》P343 附表 2.2，q
X
5005A 2.5 o [ 1p Z q k Bm
$
500 20.06 2.5 o [ 1p Z 0.33 4 12.17 0.86
0.33 t/12.17$ 441.79K
⑨ 计算作用在轴上的载荷 r 2k
X sin
1 2
3261.62K r 3261.62K
2．齿轮传动设计计算 （1）选择齿轮类型，材料，精度，及参数 选择齿轮类型，材料，精度， ① 选用斜齿圆柱齿轮传动（外啮合） ② 选择齿轮材料（考虑到齿轮使用寿命较长） ： 根据《机械设计》P382 附表 12.8 小齿轮材料取为 45 号钢，调质，HBS1 大齿轮材料取为 45 号钢，调质，HBS$ 2302GB699 [ 1988 1902GB699 [ 1988
③ 初选取齿轮为 8 级的精度2GB10095 [ 1998 ④ 初选螺旋角β 12° 23；大齿轮的齿数k$ 2.12 23 48.76
⑤ 初选小齿轮的齿数k1 取k$ 49
-5-
《机械设计课程设计说明书》
考虑到闭式软齿面齿轮传动最主要的失效为点蚀，故按接触强度设计，再 按弯曲强度校核。
（2）按齿面接触疲劳强度设计
小齿轮转矩T1 = 830.98K · -
K，载荷系数，试选用K = 1.1
yz ，齿宽系数， 《机械设计》P381 由附表 12.5，得 求许用接触应力•σ| ‚： σ|}~•1 yz = 0.3
σ|}~• ，接触疲劳强度系数， 《机械设计》P387 由附表图 12.6，得 安全系数，取ƒ„ 560MPa •σ| ‚1 1，得 σ|}~•$ 525MPa
因为•σ| ‚1 … •σ| ‚$ 2 计算 取•σ| ‚
•σ| ‚$
σ|}~•1 560 = S| 1
σ|}~•$ 525 = S| 1
560MPa
齿轮初选齿数：
S U
525MPa
U¡ Th
525MPa代入
齿数比 u 2.12
DXŠ 中心距 a ‡ 2u Z 1 ˆ‰•‹ ‚•
’ Œ
$ Ž•
•y‘
F
245.15mm
圆整取中心距 a=246mm 计算模数 m“ 取标准值m“
$” •–— ˜ $ $ŠX •–— 1$ ™F š™H
=
6，模数减小，适当增大齿数，取k1 k$ 53
$›Šš›Š
=6.68 25，
修正螺旋角并计算主要尺寸 β cos•1
•ž 2™F š™H $”
=17.9698°
ž H d$Ÿ •–— ˜ =334.31mm
ž F d1Ÿ •–— ˜ =157.69mm
• ™
• ™
-6-
《机械设计课程设计说明书》
齿宽：b=yz a=0.3 246=73.8mm 圆整后取b$ 74mm b1 80mm
修正后齿轮齿数; 修正后齿轮齿数;
k1 k$ 25 53
（3）校核齿根弯曲疲劳强度 校核齿根弯曲疲劳强度 齿根 许可弯曲应力•σ¢ ‚
齿轮中心距： 齿轮中心距：
取安全系数S¢ σ¢}~•1 = 190Mpa •σ¢ ‚1 •σ¢ ‚$ 当量齿数：z¤1
¥F •–— ˜’
1.3，由《机械设计》P385 由附表图 12.5 得 σ¢}~•$ 175MPa
¯
UT°gg
σ¢}~•1 S¢ σ¢}~•$ S¢
146MPa 135MPa z¤$
¥H •–— ˜’
29.05 2.62
61.58 b1
齿宽：
74mm 80mm
查得齿形系数：Y¢1 σ¢1 σ¢$
1.¦Ž•F •–— ˜ §F ¨F •ž ©ªH ©ªF
H
Y¢$
2.30
Y¢1 50.60Mpa c •σ¢ ‚1 44.42Mpa c •σ¢ ‚$
b$
σ¢1
故强度足够
齿轮传动的几何尺寸，制表如下：(详细见零件图) ② 齿轮传动的几何尺寸
分度圆直径:
代 名称 号 中心距 a . -; -¬ ; β -m -® a -; (k1 Z k$ ) G2 cos « . k$ Gk1 2.12 6 6.31 20° 17.9698° 6mm 7.5mm 计算公式 小齿轮 大齿轮 246mm 结果 d1 157.69mm d$ 334.31mm
传动比 法面模数 端面模数
设计和校核得出 -¬ 标准值 一般为8°~20° -m -® -; 1.25-; -; Gcos «
法面压力角 螺旋角 齿顶高 齿根高
-7-
《机械设计课程设计说明书》
全齿高 齿数 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿轮宽 螺旋角方向
z
h d ³®
h = -m Z -® -; k Gcos « ³ [ 1.25-; ´m Y ³ Z -; 25
13.5mm
³m ³® B
d
³m
157.69mm
53
169.69mm 142.69mm 80mm
334.31mm 346.31mm 319.31mm 74mm
（4）齿轮的结构设计
查表 7-6
B
右旋
左旋
小齿轮采用齿轮轴，大齿轮采用腹板式
六、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计
根据《机械设计课程设计》P
14 表 3-1 经验公式，列出下表： 名称 底座壁厚 箱盖壁厚 底座上部凸缘厚度 箱盖凸缘厚度 底座下部凸缘厚度 底座加强肋厚度 底盖加强肋厚度 地脚螺栓直径 地脚螺栓数目 轴承座联接螺栓直径 箱座与箱盖联接螺栓直径 轴承盖固定螺钉直径 视孔盖固定螺钉直径 轴承盖螺钉分布圆直径 代号 δ 尺寸计算 0.025a Z 1 ‡ 7.5 20.8~0.85 δ ‡ 8 21.5~1.75 δ1 20.8~1 δ 21.5~1.75 δ 结果（mm） 7.5 8 12 12 18 6 6 16 10 10 6 140,170
-X -1 e -$ ·1 d n ³1 d$ dD d¸ +1
¶1
22.25~2.75)δ 20.8~0.85 δ1
7.5 20
表 4-4 表 4-4
0.75d 20.5~0.6 d 20.4~0.5 d 20.3~0.4 d D Z 2.5³¸
-8-
《机械设计课程设计说明书》
轴承座凸缘端面直径 螺栓孔凸缘的配置尺寸 地脚螺栓孔凸缘的配置尺寸 箱体内壁与齿轮距离 箱体内壁与齿轮端面距离 底座深度 底座高度 外箱壁至轴承座端面距离
º1 /º$ /+X
¾ ¾ ¾ º1 /º$ /+X
+$
表 3-2 表 3-3
D1 Z 2.5³¸
170,220
∆1 ¿1 Á1 H
∆
‡ 1.2δ ‡δ
30/25/48 9 7.5
22/18/30 （M12）
0.5³m Z 230~50 º1 Z º$ Z 25~10 ¿1 À a
222.5 250 45
七、轴的设计： 轴的设计：
1．高速轴的设计： 高速轴的设计： （1）选择轴的材料：选取 45 号钢，调质， HBS$ 选择轴的材料 （2）初步估算轴的最小直径
’ 5 ³ ‡ º ˆ 1G/1 = 110
2302GB699 [ 1988 110，
根据《机械设计课程设计》P115 表 16-2，取c
’
（3）轴的结构设计
»15.88/182.5
48.74mm
根据带轮的机构要求和轴的刚度，取安装带轮处轴径³ 根据轴的结构要求，选取轴承处轴径为³ 1 30212 的圆锥滚子轴承，T = 23.75mm。 两轴承支点间的距离： 两轴承支点间的距离： W1 ¼1 Z 2∆1 Z 2½$ Z I 80-12--
60mm。初选取型号为
55mm，
式中：¼1，小齿轮齿宽，¼1
T，轴承宽度， I = 23.75-代入上式得 2 W1 80 Z 2 12 Z 2
∆$ ，箱体内壁与轴承端面的距离，∆$
∆1 ，箱体内壁与小齿轮端面的间隙，∆1
10--（油脂润滑）
10 Z 23.75
147.75mm
带轮对称线到轴承支点的距离： 带轮对称线到轴承支点的距离：
-9-
《机械设计课程设计说明书》
W$ =
式中： l2 ，轴承盖高度 Á$
I Z Á$ Z 2
Z ÁD Z ¼D /2
¶ Z º1 Z º$ Z 5 Z Â [ ∆$ [ ¼ 40.65--
8 Z 26 Z 21 Z 5 Z 14.4 [ 10 [ 23.75 1.2³¸ 14.4--，
lD ，螺栓头端面至带轮端面的距离，ÁD 表 9-2 可得
t，轴承盖凸缘厚度，Â
15mm
k，轴承盖 M12 螺栓头的高度，查《机械设计课程设计》P82 7.5--
BD，带轮宽度，¼D 解得 W$
108.5-129.28--
（4）按弯扭合成应力校核轴的强度 ① 轴的计算简图 ② 计算作用在轴上的力 小齿轮受力分析 圆周力： 径向力：
Ç1 ¬1
23.75 108.5 Z 40.65 Z 7.5 Z 15 Z 2 2
2I1 G³ 1 10539.41
2
830.98
1000G 157.69
10539.41K
I¬1 tan ; Gcos « 轴向力：
m1
带传动作用在轴上的压力 r ③ 计算支反力 水平面：ÆC
„ 垂直面： W1G 2[ ÆÊ„
I¬1 ÂY/ «
tan 20°G cos 17.9698° 10539.41 3261.62K 2
ÂY/ 17.9698°
4032.75K
3418.32K
¬1G
5269.71K
ÆC% W1 [
à ∑MÅ = 0
m1
Ç1
³1G 2 [ r2W1 Z W$
- 10 -
0
《机械设计课程设计说明书》
ÆC%
147.75 [ 4032.75 得：ÆC%
277.03
147.75G [ 3418.32 2 0
157.69G [ 3261.62 2
10103.93K
Ë ÆÊ% ④ 作弯矩图 水平面弯矩： ÌÍ„ [ÆÊ„ ÌC% W1G 2 [rW$
ÆC% [ r [
à ∑F
Ç1
0
2809.56K
[5269.71 [3261.62
147.75G 2 135.98
[389299.83K · -[443515.09K · -147.75G 2
垂直面弯矩： W1G W1 2• Z ÆC„ G2 [3261.62 W1G 2
ÌÍ%1
[r ‰W$ Z
ÌÍ%$
[ÆÊ%
61960.56K · --
‰135.98 Z 147.75G2• Z 10103.93 147.75G 2
[2809.56 [ÌC%
[207556.25K · --
合成弯矩： ÌC 443515.09N · mm
$
ÌÍ$
ÌÍ1
$ $ ˆÌÍ„ Z ÌÍ%$
$ $ ˆÌÍ„ Z ÌÍ%1
»2389299.83 I1
$ $
»2389299.83
$
Z 2207556.25
Z 261960.56
$ $
394199.78K · --
441173.38K · --
⑤ 作转矩图
830980N · mm »0$ Z 20.6 830980
$ $
当扭转剪力为脉动循环应变力时，取系数α ÌAmÎ
$ ˆÌÎ Z 2I1
0.6，则： 830980
ÌAmC
$ ˆÌC Z 2I1
ÌAmÍF
$ ˆÌÍF Z 2I1
667304.75K · -$
»2443515.09
Z 20.6 Z 20.6
498588K · -$
635596.93K · -- 11 -
»2394199.78
$
830980
$
《机械设计课程设计说明书》
$
$ ÌAmÍH = ˆÌÍH Z 2I1 )$ = »2441173.38
665750.66K · --
Z 20.6
830980
$
弯矩图
称循环变应力时的许用应力•Ð•1 ‚Ò
轴的材料是 45 号钢，调质处理，其拉伸强度极限ÐÒ 60Ì5Y
按弯扭合成应力校核轴的强度. ⑥ 按弯扭合成应力校核轴的强度.
650MPa，对
由弯矩图可以知道，Ó剖面的计算弯矩最大，该处的计算应力为： ÐAmÍH ÐAmÎ 30.89Ì5Y Ñ •Ð•1 ‚Ò 29.97Ì5Y Ñ •Ð•1 ‚Ò 60Ì5Y 60Ì5Y
D剖面的轴径最小，该处的计算应力为： ÌAmÎ ÌAmÎ À D !¾ 0.1³Î 498588 0.1 55D
ÌAmC ÌAmC À D ! 0.1³C
667304.75 0.1 60D
均满足强度要求。 2．低速轴的设计
选择轴的材料 （1）选择轴的材料：选取 45 号钢，调质， HBS$
- 12 -
2302GB699 [ 1988
《机械设计课程设计说明书》
（2）初步估算轴的最小直径 /$
根据 《机械设计课程设计》 P115 表 16-2， 取c 86.08 r/min, 所以
’ 5 ³$ ‡ º ˆ $G/$ = 61.78mm
110， $ 5
15.25 kW
（3）轴的结构设计 考虑联轴器的结构要求及轴的刚度，取装联轴器处的轴³ 按轴的结构和强度要求选取轴承处的轴径d 30216 型的圆锥滚子轴承，T 两轴承支点间的距离： 两轴承支点间的距离： W¸ ¼$ Z 2∆1 Z 2½$ Z I 74-12-10-28.25-28.25mm。 70mm，
70mm，初选型号为
式中：¼$，大齿轮齿宽，¼$
∆1 ，箱体内壁与小齿轮端面的间隙，∆1 ∆$ ，箱体内壁与轴承端面的距离，∆$ T，轴承宽度，选取 30216 型轴承，I 代入上式得 W¸ 74 Z 2 12 Z 2 10 Z 28.25
146.25mm
（4）按弯扭合成应力校核轴的强度 1 ○ 计算作用在轴上的
力
大齿轮受力分析 圆周力： 径向力：
Ç$ ¬$
2I$ G³ $
2
1691.89
1000G 334.31
10121.68K
I¬$ tan ; Gcos « 轴向力：
m$
10121.68
tan 20°G cos 17.9698° 10121.68
3872.91K 3282.84K
I¬$ ÂY/ ;
17.9698°
2 ○计算支反力 水平面：ÆC„ 垂直面： Ã ∑MÅ = 0
- 13 -
ÆÊ„
¬$G
2
5060.84K
《机械设计课程设计说明书》
ÆC% W¸ [ ÆC% 146.25 [ 3872.91 得：ÆC% Ë ÆÊ%
Ç$
5493.95K
Ç$
146.25G [ 3282.84 2 Ã ∑F 0
W¸G 2[
m$
³$G 2
0
334.31G 2
0
3 ○作弯矩图 ÌÍ% ÌÍ 点弯矩： C 点弯矩： ÆC% W¸G 2
ÆC% [
5493.95 [ 3872.91
1621.04K
5493.95
146.25G 2
$
423720.89K · -$
合成弯矩：
$ $ ˆÌÍ„ Z ÌÍ%
C 点当量弯矩
»2390317.29
$ ˆÌÍ„ Z α T2
Z 2423720.89
576096.33K · --
10 故 dc ≥ ’ ×
ÌÍ1
ÌÍ1 Ø •Ð•1 ‚Ò =56.59
1087586.61K · --
考虑到键，所以 dc =56.59 × 105%=59.42mm 实际直径为 70mm。所以强度足够。
八、滚动轴承的选择和计算
30212 12， 0216 初定高速轴轴承型号 30212，低速轴上轴承型号 30216. 1．高速轴滚动轴承校核 ÚÛ 初步选取的轴承： 30212 12， ① 初步选取的轴承：选取 30212， Ù hÜ. iÝÞ ÚßÛ
$
② 轴承 A 的径向载荷 RÕ »2R Õ|
ÜT. fÝÞ
b. T
1.5 Y 1.5 11395.58N 5971.89N
轴承 B 的径向载荷： RÅ »2R Å|
$
Z 2R ÕÖ
$
»5269.71$ Z 10103.93$
$
â 轴承轴向载荷：S1 = $© = 3798.53N
Z 2R ÅÖ
á
»5269.71$ Z 2809.56$ S$
áã $©
1990.63N
- 14 -
《机械设计课程设计说明书》
外部轴向力： Fä
F”1
3418.32N
轴承 B 被压紧，轴承 A 被放松
S1 Z Fä … S$
3653.47 A1 GR = Õ 10960.4 查《机械设计》P370 附表 9.1 对于轴承 A 对于轴承 B 求当量动载荷： P1 = 2XÆC Z YÓ1 11395.58N 20.4 X=1 Y X
A$ = S1 Z Fä
A1 = S1 = 3798.53N
7216.85N
A$ GR = 1.21 … · Å
0.33 Ñ ·
0 0.4 cot α 1.5
0.4 Y
P$ = 2XÆÊ Z YÓ$
5971.89 Z 1.5
7216.85
13214.03N
由此可见，轴承 B 的载荷大，应该验算轴承 B。 ③ 验算滚动轴承寿命 Wæ 10¦ Cç è 1000000 97800 2 ) = 2 60/1 51 60 182.5 13214.03
é ’
72154.69h
12.3 年
故选取得轴承合适。 2．低速轴滚动轴承校核 初步选取的轴承：选取 30216， e ① 初步选取的轴承 Cç = 150.8kN
$
② 轴承 A 的径向载荷 RÕ RÅ »2R Õ| »2R Å|
C–ç = 120kN
$
0.42
Y 1.4
Z 2RÕÖ Z 2R ÅÖ
»5060.84$ Z 5493.95$ »5060.84$ Z 1621.04$ S$
áã $©
7469.64N 5314.12N
轴承 B 的径向载荷：
$ $
轴承轴向载荷：S1
áâ $©
轴承 A 被压紧，轴承 B 被放松
S1 Ñ Fä Z S$
2607.73N
1897.9N
- 15 -
《机械设计课程设计说明书》
A1 = Fä Z S$
查《机械设计》P371 附表 9.1 对于轴承 B X P1 = 2XÆC Z YÓ1 20.4 1
1699.45 A$ GR = Å 4758.45 1.4 0
4338.97 A1 GR = Õ 6672.23
A$ = S$ = 1897.9N
5180.74N 0.69 … ·
0.36 Ñ ·
对于轴承 A X = 0.40 Y
P$ = 2XÆÊ Z YÓ$
1
7469.64 Z 1.4 5314.12N
Y
由此可见，轴承 A 的
载荷大，应该验算轴承 A。 ③ 验算滚动轴承寿命 Wæ 10¦ Cç è 1000000 150800 ’ o p = o p 60 86.08 10240.89 60/$ 5$
é
5314.12N
5180.74
10240.89N
1515276.75h
259.47 年
选取得轴承合适。
九、联轴器得选择和计算
电动机，转矩变化小，选取工作系数K TAm = BI$ = 1.5 表 15-4 得，许用转矩•T‚ 轴径d 1691.89 1.5 2537.84K · 2100 ,/-./；配合
根据工作条件，选用弹性注销联轴器，查《机械设计课程设计》P150 70mm，配合长度L 3150K · -，许用转速•n‚ 142mm。
十、键联接的选择和强度校核
1．高速轴与 V 带轮用键联接 选用单圆头普通平键（ ① 选用单圆头普通平键（B 型） 轴径d
选择B16 × 100（GB/T 1096 [ 1979） 强度校核： ② 强度校核：
根据《机械设计课程设计》P95 页表 10-1，
55mm，及带轮宽BD = 108.5--
- 16 -
《机械设计课程设计说明书》
键的材料选为 45 号钢，V 带轮材料为铸铁。 根据《机械设计》P369 表 8-1 载荷轻微冲击，键联接得许用应 50~60Ì5Y，键的工作长度 Á = W = 100--
力ëÐì í
h 10-挤压应力 ÐÒ 满足要求 2I1 -Á³ 2
830.98 5 100
1000 55
60.43MPa À ëÐì í
2．低速轴与齿轮用键联接
选用圆头普通平键（ ① 选用圆头普通平键（B 型） 轴径d
选择B20 × 70（GB/T 1096 [ 1979） ② 强度校核： 强度校核： 键的材料选为 45 号钢。 力ëÐì í
根据《机械设计课程设计》P95 页表 10-1，
70mm，及齿轮宽B$ = 74--
根据《机械设计》P369 表 8-1 载荷轻微冲击，键联接得许用应 100~120Ì5Y，键的工作长度 Á 70--
h 12mm
挤压应力 ÐÒ 满足要求 3．低速轴与联轴器用键联接 2I$ -Á³ 2 1691.89 1000 6 70 70 115.09MPa Ñ ëÐì í
选单圆头普通平键（ ① 选单圆头普通平键（B 型） 轴径d
选择B20 × 140（GB/T 1096 [ 1979）
根据《机械设计课程设计》P95 页表 10-1，
70mm，及轮毂长B$ = 142--
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《机械设计课程设计说明书》
强度校核： ② 强度校核： 键的材料选为 45 号钢。 力ëÐì í
根据《机械设计》P369 表 8-1 载荷轻微冲击，键联接得许用应 100~120Ì5Y，键的工作长度
Á
W
查取弹性柱销联轴器工作情况系数 K = 1.5
2 1.5 1691.89 1000 6 140 70 86.32MPa Ñ ëÐì í
140mm ，h 12mm
挤压应力 ÐÒ 2I K a -Á³
$
故满足要求
十一、 十一、减速器的润滑
1. 齿轮传动的圆周速度 *³1 /1 60 1000 3.14 157.69 182.5 60000 1.51-/V
14-1， 选用L－AN68全损耗系统用油（GB443 [ 1989）,大齿轮浸入油中的深 2．轴承润滑 度大约 1-2 个齿，但不应少于10mm。
因为 Ñ 2-/V，所以采用浸油润滑；由《机械设计课程设计》P153 表
1/2~1/3，并在轴承内侧设挡油环，使油池中的油不能浸入轴承稀释润滑酯。
用钙基润滑酯L－XAAMHA22GB491 [ 1987 ，只需要填充轴承空间的
因为 Ñ 2-/V，采用脂
润滑，由《机械设计课程设计》P154 表 14-2 选
十二： 十二：设计总结
经过两个星期的努力，终于完成了机械课程设计。在这段计算和画图的过程 中，随着设计的需要，感到要认真设计一个机械设备是需要非常全面的知识和仔细 的精神， 而且感到自己对机械设计基础的知识还是不是很了解。 正因为有了这门课， 不仅让我们加深了解了机械设计的知识，还培养了我们综合设计和创新能力，工程 制图的规范和实践与理论结合的能力，对于我们日后从事相关工程类工作，提高自
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《机械设计课程设计说明书》
身综合能力都是十分有用的。 机械设计包括计算和画图 2 个步骤。计算过程，并不是简单的套公式，而是一 个不断修正不断验算的过程；画图过程，也是一个不断发现问题不断修改的过程。 虽然这次的设计存在很多不足和缺点，但这毕竟是自己努力设计出来的成果， 在错误中成长，希望我们能吸收这次的经验。
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