压床机械设计说明书.doc

机械设计课程设计计算说明书设计题目：压床机械传动系统设计（九） 班 级： 设 计 者： 指导老师： 校名：XXXX2011年XX月XX日目录1、 设计题目.22、 传动方案的确定.23、 电动机类型和功率的选择.24、 确定总传动比、分配各级传动比、功率及转矩.35、 皮带传动设计计算.36、 低速级齿轮设计.57、 皮带轮的设计.88、 高速级齿轮设计.109、 轴的设计及校核.13 1、第一根轴的设计及校核.132、第二根轴的设计及校核.15 3、第三根轴的设计及校核.1810、 键的校核.2011、 轴承寿命校核.22十二、减速器机体结构尺寸.24十三、总结.24附录设 计 及 说 明结 果一、设计题目：压床机械传动系统设计二、传动方案的确定（根据电机转速和曲柄轴转速的比值，选择传动机构并比较，确定传动系统方案） 根据此压床的要求，我们选择了电动机、皮带传动、二级展开斜齿轮减速器构成的原动、传动装置。 皮带传动是一种挠行传动，结构简单，传动平稳，价格低廉和缓冲吸振等特点，可以布置在高速机，可以满足压床的一定的波动。 二级展开式减速器结构简单，传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长等优点。斜齿轮传动平稳性好，冲击和噪声小，可以传递高速的大力矩，综合上述，所选择的传动装置可以满足条件。 三、电动机类型和功率的选择； 由负载的要求可以推算出联轴器输出端的功率P=2.886KW，转速n=90r/min.查机械设计手册及要所选择的零件可知，皮带传递效设 计 及 说 明结 果率n1=0.96,齿轮效率n2=0.97，轴承效率n3=0.98，联轴器效率n4=0.99,由此可以推算出总功率总=122334= 0.960.9720.9830.99=0.8416，所以，原动机功率P=2.886/0.8416=3.429KW查Y序列三相异步电动机技术数据可知，应该选择Y112M-4电动机，其额定功率为4KW，转速n=1440r/min。四、确定总传动比、分配各级传动比、功率及转矩；总传动比i=1440/90=16,查机械传动比手册，取皮带传动比i1=2.5，齿轮高速级是低速级的1.1倍，则第一级传动比i2=2.64，第二级传动比i3=2.4，从而得到：一级轴转速n1=1440/2.5=576，功率P1=3.23KW,转矩T1=0.054二级轴转速n2=576/2.64=218.18,功率P2=3.07KW,转矩T2=0.123三级轴转速n3=218.18/2.4=90.90,功率P3=2.92KW，转矩T3=0.31五、皮带传动设计计算1、确定功率Pca，由课本表8-7得工作情况系数KA=1.1 Pca=1.14=4.4KW2、选择V带传动，根据Pca、n1由图8-19选用A型3、确定皮带的基准直径dd1，并验算带速V 1）、初选小带轮基准直径dd1，由表8-6和8-8取小带轮 dd1=90mm。 2）、验算带速V=0.743m/s设 计 及 说 明结 果满足在525m/s范围内，符合条件。3）、计算大带轮基准直径dd2 dd2=i dd1=2.590=255mm 查表8-8，圆整为dd2=224mm4、确定V带的中心距a和基准长度Ld 1）、0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2) 取a0=500mm 2）、Ld02a0+(/2)(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/(4a0) =2500+(/2)314+1342/(4500)mm 1502mm 表8-2基准长度Ld=1600mm3）、中心距 aa0+(Ld-Ld0)/2=(500+(1600-1502)/2)mm549mm 中心距变化范围：525mm597mm5、验算小带轮上的包角1 1=180-(dd2-dd1)57.3/549166906、计算带的根数Z 1）、计算单根V带的额定功率Pr由dd1=90mm ，n1=1440r/min，查表8-4a得P0=1.064KW由n1=1440r/min ，i=2.5和A型带，查表8-4b得P0=0.17KW查表8-5得 K=0.964 ，查表8-2得KL=0.99P2=(P0+P0) KKL=(1.064+0.17)0.9640.99KW=1.015KW 2）、计算V带得根数设 计 及 说 明结 果 Z=Pca/Pr=4.4/1.015=4.335， 故取5根V带7、计算单根V带得初拉力的最小值(F0)min由表8-3得A型带单位长度质量q=0.1Kg/m(F0)min =500(2.5-K) Pca/( KZv)+qv2=500(2.5-0.964)4.4/( 0.96456.78)+0.16.782=108N应使带的实际初拉力F0(F0)min 新安装应为1.5(F0)min =162N8、计算压轴力Fp(Fp)min =2Z(F0)minsin(1/2)=25108sin(166/2)N=1075.8N选A型V带，小带轮直径90mm，大带轮直径224mm，中心距范围是525597mm，取5根V带，初拉力162N，材料为HT150。六、低速级齿轮设计1、选定齿轮类型，精度等级、材料及齿数1）、按原理图所示，选择斜齿圆柱齿轮传动。2）、锻压机床，传动速度不高，选用8级精度3）、材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质）、硬度为280HBS，大齿轮材料为40Cr（调质）、硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS4)、选小齿轮齿数为Z1=20，大齿轮齿数Z2=202.4=485）、初选螺旋角为14设 计 及 说 明结 果2、按齿面接触强度设计(1)、确定公式内的各计算数1）、试选kt=1.62)、由图10-30 选择区域系数ZH=2.4333）、由图10-26查取1=0.74，2=0.82，=1+2=1.564）、许用接触应力 取d =1,弹性影响系数ZE=189.8MPa ，查H min1=550Mpa， H min1=500Mpa,循环次数N1=3.1418108 ，N2=1.31108，KHN1=0.95，KHN2=1.06，S=1，H1=522.5Mpa, H2=530Mpa H =（H1+ H2）/2=526.25 Mpa，代入公式的d1t=65.05（2）、计算圆周速度V=（3.14d1t=n1）/(601000)=0.743m/s(3)、计算齿宽b及模数 b= =65.05mm mnt=3.16mm h=2.25mnt=7.11mm, b/h=9.15(4)、计算重合度，=0.318dZtan=1.59(5)、计算载荷系数K已知使用系数KA=1.25，根据V=0.743m/s、精度等级为8级，可以选择KV=1.1，KH=1.455，KF=1.4，KH=KF=1.4设 计 及 说 明结 果所以，K=KAKV KFKH=1.251.11.41.455=2.8(6)、按实际载荷系数校正分度圆直径及模数d1=78.39mm， mn=3.83、按齿根弯曲强度设计mn=1）、k= KAKV KFKF=1.251.11.41.4=2.6952）、=1.59,螺旋影响系数Y=0.883）、计算当量齿数 ZV1=Z1/cos3=20/cos314=21.89 ZV2=Z2/cos3=48/cos314=52.544）、查取齿形系数，查取表YFa1=2.724, YFa2=2.3115)、查取应力校正系数，由表10-5查得YSa1=1.569, YSa1=1.7016）、计算大小 的YFaYsa/ F ,并加以比较 YFa1Ysa1/ F 1=2.7242.311/289.29=0.02176 YFa2Ysa2/ F 2=1.5691.701/251.43=0.016017）、设计计算 mn=2.659mm所以取模数为3mm。4、几何尺寸计算设 计 及 说 明结 果（1）、计算中心距，a=（Z1+ Z2）/（2cos）=126.76，取127。（2）、按圆整后的中心距修正螺旋角的=14.41。（3）、计算大小齿轮的分度圆 d1= Z1 mn/ cos=74.34 d2= Z2 mn/ cos=179.66（4）、计算齿轮宽度 b=d d1=174.34=74.34,圆整后取B2=75，B1=808、 皮带轮的设计1. 确定计算功率Pca，由表8-7查得工作情况系数Ka=1.1，Pca=1.14=4.4KW2. 选择V带传动的带型，由Pca，n1据图8-11确定选用A型带3. 确定带轮的基准直径dd并验算带轮速度v1) 初选小带轮的基准直径dd1,由表8-6和表8-8取小带轮dd1=90mm2）验算带轮的速度v 计算得v=6.78m/s 5m/s v 30m/s 故带轮的速度合适。3）计算大带轮的基准直径dd2dd2=idd1 =2.590=225mm设 计 及 说 明结 果查表8-8，圆整为dd2=224mm4. 确定V带的中心距a和基准长度Ld1） 由公式 0.7（dd1+dd2） ao 2（dd1+dd2） 取a=500mm2） Ldo2ao+（dd1+dd2）/2+（dd1+dd2）由表8-2查得基准长度Ld=1600mm3）中心距 a=ao+（Ld-Ldo）/2=549mm中心距变化范围 525mm597mm4）、验算小带轮的包角11=180-（dd2-dd1）57.3/=166905. 计算带的根数Z1）、计算单根V带的额定功率Pr由dd1=90mm，n1=1440r/min查表8-4a得Po=1.064KW由n1=1440rmin，i=2.5和A型带查表8-4b得Po=0.17KW查表8-5得K=0.964，查表8-2得KL=0.99P2=KKL（Po+Po）=1.015KW2)、计算V带的根数ZZ=Pca/Pr=4.4/1.015=4.335，选Z=56. 计算单根V带的初拉力的最小值Fomin由表8-3得A型带单位长度质量q=0.1kg/mFomin=500（2.5-K）Pca/（KLZv）+qvv=108N应使带的实际初拉力FoFomin 新安装应为1.5Fomin=162N设 计 及 说 明结 果7. 计算压轴力FpFpmin=2ZFomin sin（/2）=1075.8N选A型V带小带轮直径为90mm大带轮直径为224mm中心距范围是525mm597mm取5根V带，初拉力为162N，材料HT150选取A型V带轮型号（大带轮）大带轮直径为224mm 选取型号SPA224-5-3020-25 ，查表的大带轮宽度B=80mm12、 高速级齿轮设计1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数（1）、按方案选取斜齿圆柱齿轮（2）、锻压机床是一般工作机器，速度中等 ，故选用7级精度（GB10095-88）（3）、材料选择，根据表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质）硬度为280HBS，大齿轮材料为CoCr（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS（4）、选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=242.64=63.36，取Z2=64（5）、选取螺旋角，初选螺旋角=142、按齿面接触强度设计（1）、确定个计算参数值 试选Kt=106，选取区域系数ZH=2.433设 计 及 说 明结 果 由图10-26查得1=0.75，2=0.86，则1+2=1.61 许用接触应力H1=754.4，H2=727.5 计算模数Mn Mn=d1cos/Z1=45.055cos14/24=1.89mm3. 按齿根弯曲强度设计 （1）、确定技术参数1）计算载荷系数 K=KAKVKFKF=11.051.21.2=1.7012）根据纵向重合度=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数 Y=0.883）计算当量齿数 ZV1=Z1/cos=24/ cos14=26.27 ZV2=Z2/cos=64/ cos14=70.054）查取齿形系数 由表10-5查得YFa1=2.592 YFa2=2.2645）查取应力校正系数 由表10-5查得YSa1=1.596 YSa2=1.7386）计算大小齿轮得YFaYSa/F并加以比较 YFaYSa1/F1=2.5921.596/754.4=0.005484 YFaYSa2/F2=2.2641.738/727.5=0.005409设计计算 Mn（21.7015.3551040.88（cos14）2）/1242491.610.005409（1/3）=0.958对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大设 计 及 说 明结 果于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数mn=2.0mm，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=46.743mm，来计算应有的齿数，于是由 Z1=d1cos/mn=46.743cos14/2=22.68取z1=23，则z2=2.6423=614.几何尺寸计算1）计算中心距 a=（z1+z2）mn/2cos=(26+61)2/2cos(14)mm=86.6mm将中心距圆整后为86mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos（z1+z2）mn/2a=arccos(23+61)2/28=13.83因值变动不大，所以，K，ZH不用修正(3)计算大小齿轮得分度圆直径d1=Z1Mn/cos=232/cos1350=47.37mmd2=Z1Mn/cos=612/cos1350=125mm(4)计算齿轮宽度 b=dd1=147.37=47.37mm圆整后取B2=50mm ， B1=55mm设 计 及 说 明结 果九、轴的设计及校核1、第一根轴的设计（输入轴）：1.轴的功率P=3.23KW，又n=576r/min，则T1=53560Nmm2.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=m1Z=1.8223=41.86mmFt=2T1/d1=2559N， Ft=Fttan/cos=958.65NFa=Fttan=629.64N3.初定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径，选择轴的材料为45钢，调质处理，根据表5-3，取A0=120,于是，dmin=21.4mm输出轴的最小直径显然是安装皮带轮处轴的直径，为了使所选轴的直径与皮带轮孔径相适应，故需要选取皮带轮的型号皮带轮的型号为SPA224-5-3020-254.轴的设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足皮带轮的轴向定位要求，轴端需输出一轴肩，故取该段的直径为d2=d1+2h12=28mm取L1=50mm左端用轴端挡圈直径为30mm（2）初步选取滚动轴承，因为轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d2=28mm，由轴承残品目录初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥设 计 及 说 明结 果滚子轴承30206，其尺寸为dDT=30mm62mm17.25mm（3）因为轴承的d=30mm，故d3=30mm，L3=T+3+L=28.25mm（4）4=5mm，L4=2+3+b3+4-（L3-T）=96d4=d3+2h34=34mm（5）L5=b1=55mm，d5=d1=47.37mm（6）d6=d轴承=30mm，L6=3+T+2+2=39.25mm校核如下图：设 计 及 说 明结 果 合格2、第二根轴的设两齿轮上的力：初步确定轴的最小直径查表4-1取2=10mm 查图4.10（b）取3=10mm 查图4.12取4=5mm则有各轴段的直径：d1=30mm设 计 及 说 明结 果d2=d1+2h12=30+2(0.070.1)30=30+20.130=36mmd3d2+2h23=36+20.136=43.2mm 取d3=44mmd4d3+2h34=44+20.144=52.8mm， d5=36mm， d6=30mm各轴段的长度L1=2+3+(12)+B轴承=10+10+2+17.25=39.25mmL2=B小齿轮-2=80-2=78mmL3=4=5mmL41.4h34=1.40.144=6.16mm 取L4=7mmL5=B大齿轮-2=50-2=48mmL6=2+2+3+ B轴承=2+10+10+17.25=39.25mm查表12.4得a13.8mm则 LAB=64.35mm，LBC=75mm，LCD=51.95mmLAC=139.35mm，LAD=116.3mm作图分析轴的负载图，弯矩图H面 F=0则FtB=FtC+FrAH+FrDH M=0 则FtBLAB=FtCLAC+FrDHLADV面 F=0则FaA+FrC+FaD=FrB M=0则FrBLAB+FaDLAD=FrCLAC计算得 MBH=200385.9Nmm MCH=274240.8 Nmm MDH=73854.9 Nmm设 计 及 说 明结 果则合成之后有Mmax=283.4 Nm轴受力分析图轴的强度校核计算如下：1） 抗弯截面系数计算设 计 及 说 明结 果 -1=60 Mpa，ca=72.5 Mpa1.7-1=102 Mpa故轴符合要求3、第三根轴的设计1）、选择45号钢，取A0=110，则最小直径 dmin=A0 =？ 2)、输出轴应该为最小直径轴，安装在联轴器处，轴d1，把dmin放大1.05倍后查表得，可以取型号为LH3 即得到d1=38mm, L1=60mm3)、第二段轴安装轴承端盖，d2=d1+2ha=38+380.07=43.32,根据Y型密封圈型号取d2=45mm，长度为L2=50mm。4）、第三段安装轴承，查表可以取型号为30210，即内径为d3=50mm。长度根据公式L3=40.255)、第四段为不重要段，d4=57mm,L4留在最后取值。6）、第七段安装轴承，和第三段一样，取d7=50mm, L7=40.257)、第六段安装齿轮，取d=57，L6=73设 计 及 说 明结 果校核设 计 及 说 明结 果如上图所示，分析如下T=310Nm， Ft=2T/d=3451NFr=Fttan/cos=1296.86N， Fa=Fttan=886.71NFNH2=345161.75/188=1133.51N， FNH1=2317.49NMH=2317.49061.75=143105 Ma=FaD/2=886.71179.66/2=17653.16 FNV1=870.90 N， FNV2=425.96 NMV1=FNV1L1=870.961.75=53778.1 MV2=MV1-Ma=53778.1-17653.16=36124.94 M1=152876.18 Nm ， M2=147594.22 NmMeB左=M1=152876.18， MeB右=237444.8Med=186000b处Wb=15981.75，d处Wd=4667.87在b处ca=15.1-1=60，在d处ca=39.85-1=60所以该轴合格十、键的校核1、高速级齿轮键的校核（1）、小齿轮键的选择，根据T2=123Nm试选取A型平键，查表6-2取p=100120Mpa键宽键高=108，键的长度L=70mm，键的工作长度l=L-b=70-10=60mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=4mm设 计 及 说 明结 果则p1=28.47Mpap，此键合格（2）、大齿轮键的选择，键宽键高=108，键的长度L=450mm，键的工作长度l=45-b=45-10=35mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=4mm则p2=48.76Mpap，此键合格故有小齿轮选取键1070GBT/1096-2003大齿轮选取键1045GBT/1096-20032、低速级键的校核1）、齿轮键为键1610，L=63，p=2T103/kldp,其中k=0.5h=5，l=L-b=47，d=57，T=310Nm，取p=100200取110。计算得p=47.3p，合格。2）、联轴器键为键1060，L=50，p=2T103/kld 其中： k=0.5h=4 ，l=L-b=40， d=38 ，T=310Nm取p=100200取110，计算得p=101.97p，合格。故有齿轮键为：键1663GBT/1096-2003 键1050GBT/1096-2003设 计 及 说 明结 果十一、轴承寿命校核1、输入轴承的验算已知轴上齿轮受到的切向力Ft=2261N，径向力Fr=848N，轴向力Fa=557N，齿轮的分度圆直径d=47.33mm，齿轮的转速n=576r/min，运转中有中等冲击载荷，轴承预期寿命Lh=300108=24000h，选轴承的型号为30206，查滚动轴承样本可知圆锥滚子轴承30206的基本额定动载荷C=43300N基本额定静载荷C0=50500N（1）求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2Fr1V=548N，Fr2V=Fr-Fr1V=300NFr1H=1633N，Fr2H=628NFr1=1722N，Fr2=696N（2）计算派生轴向力Fd查表得Y=1.6Fd1=Fr1/2Y=538N，Fd2=Fr2/2Y=217.5N（3）求轴向力FaFa1=538N，Fa2=Fa+Fd2=774.5N（4）求轴承当量载荷P，查表得e=0.37因为 Fa1/Fr1=538/1722=0.314e由表13-5分别进行查表或差只计算径向载荷系数和轴向载荷系数为：设 计 及 说 明结 果对轴承1 X1=1 Y1=0对轴承2 X2=0.4 Y2=1.6因轴承运转中有中等冲击载荷,按表13-6 ，fp=1.21.8 取fp=1.8，则P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=1.8(11722+0538)=3099.6NP2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1.8(0.4696+1.6774.5)=2732N（5）验算寿命因为P1P2，所以按轴承1的受力大小验算Lh=106/60n(C/P1)=36762.36h29200h=10年工作时间故所选轴承满足寿命要求2、圆锥滚子轴承的寿命校核Fre=Fr=Fttan/cos=1296.86N， Fae=Fttan=886.71NFr1V= Fre126.25/188=870.9 N，Fr2V=Fre-Fr1V=425.96NFr1H=Fte126.25/188=2317.49N，Fr2H=Fte-Fr1H=1133.51NFr1=2475.73N，Fr2=1210.903N查表13-6，fp=1.21.8取fp=1.8，查表12.4，e=0.42,Y=1.4Fd2=Fr2/2Y=432.47N，Fa2=Fd2=432.47NFa1=Fd1=Fae+Fd2=1319.18N， Fte=3451N， Fa1/Fr1=0.