薄壁零件冲床机构设计计算说明书范本(doc42页)

1、薄壁零件冲床机构设计计算说明书范本（doc 42页）矢京航咳航夭大爭机械设计课程设计计算说明书设计题目： 薄壁零件冲床机构设计学 院设计者：指导教师：2012年6月6日北京航空航天大学目录一、设计任务书11、设计题目：薄壁零件冲床的设计12、设计背景：13、设计参数：24、设计任务2二、总体方案设计21、传动法案的拟定22、电动机的选择43、传动系统的运动和动力参数5三、传动零件的设计61、斜齿圆柱齿轮的设计6 高速及齿轮设计6(2) 低速级齿轮设计112、传送带的设计163、轴的设计18高速轴的设计18(2) 中速轴的设计22(3) 低速轴的设计264、轴承的设计和校核305、键连接设计32

2、四、减速器箱体及附件的设计331.减速器尺寸33Z减速器的润滑34L密封件的选择35五、其他35六、参考资料36前言机械设计综合课程设计是针对机械设计系列课程的要求，由原机械 原理课程设计和机械设计课程设计综合而成的一门设计实践性课程: 是继机械原理与机械设计课程后，理论与实践紧密结合，培养工科学 生机械工程设计能力的课程。此次着重对薄壁零件冲床机构进行了设计，涉及到了冲床的尺寸, 选材，热处理方式，工作条件，应力校核等多方面。对前面所学的知 识进行了回顾以及综合的运用，主要涉及到材料力学，机械原理，机 械设计，工程材料等课程。、设计任务书K 设计题目:薄壁零件冲床的设计2、设计背杲：（1）工

3、作原理：薄壁零件冲床的组成框图如图1所示。8图1薄壁零件冲床的组成框图工作原理如图2d所示。在冲制薄壁零件时，上模（冲头）以较大的速度接 近坯料，然后以匀速进行拉延成形工作，接着上模继续下行将成品推岀型腔， 最后快速返回。上模退出下模后，送料机构从侧面将坯料送至待加工位置，完 成一个工作循环。图2薄壁零件冲制工作原理图（2）设计条件与要求动力源为电动机，上模做上下往复直线运动，其大致运动规律如图2b所示, 要求有快速下沉.匀速工作进给和快速返回的特征。上模工作段的长度 L=40100mm,对应曲柄转角=6090；上模行程长度必须大于工作段长度的两 倍以上，行程速比系数KM1.5。上模到达工作段

4、之前，送料机构己将坯料送至待加工位置（下模上方），如 图2a所示。送料距离L=60250mm。要求机构具有良好的传力特性，特别是工作段的压力角a应尽可能小，一般 取许用压力角a =50o生产率为每分钟70件。按平均功率选用电动机。需要5台冲床。室内工作，载荷有轻微冲击，动力源为三相交流电动机。使用期限为10年，每年工作250天，每天工作16小时。每半年保养一次，每三 年大修一次。(3) 生产状况：中等规模机械厂，可加工7、8级精度的齿轮、蜗轮。3. 设计参数：冲床载荷5500N,上模工作段长度L=90,工作段对应的曲柄转 交 4=854. 设计任务(1) 机构系统总体运动方案；画出系统运动简图

5、，完成运动方案设计论证报告。(2) 成传j系统或执行系统的结构设计，画出传动系统或执行系统的装配图。(3) 设计主要零件，完成2张零件工作图。(4) 编写设计说明书。二、总体方案设计1、传动法案的拟定根据设计任务书，该传动方案的设计分成原动机.传动机构和执 行机构三部分。(1) 原动机的选择按设计要求，动力源为三相交流电动机。(2) 传动机构的选择可选用的传动机构类型有：带传动.链传动. 齿轮传动.蜗轮蜗杆传动。带传动平稳性好，噪音小，有缓冲吸震及过 载保护的能力，精度要求不高，制造、安装.维 护都比较方便，成本也较低，但是传动效率低， 传动比不恒定，寿命短；链传动虽然传动效率髙, 但会引起一

6、定的震动，且缓冲吸震能力差；蜗轮 蜗杆传动对然平稳性好，但效率低，没有缓冲吸 震和过载保护的能力，制造要求精度高；而齿轮 传动传动效率高，使用寿命长，传动比恒定，工 作平稳性好，完全符合设计要求，故选用齿轮传 动。总传动比13. 857,不是很高，也无传动方向 的变化，所以初步决定采用二级圆柱斜齿轮减速 器,以实现在满足传动比要求的同时拥有较高的 效率和比较紧凑的结构，同时封闭的结构有利于 在粉尘较大的工作环境下工作。简图如下：(3) 执行机构的选择工作机应采用往复移动机构。可选择的有：连杆机构、凸轮机构. 齿轮齿条机构、螺旋机构。本设计是要将旋转运动转换为往复运 动，所以连杆机构、凸轮机构、

7、齿轮齿条机构均可，凸轮机构能 够较容易获得理想的运动规律，而齿轮齿条机构加工复杂.成本 高，所以不采用。同时由于不考虑送料机构，同时考虑到凸轮尺 寸以及运动规律实现的可行性，结合前辈的经验和自己的思考, 最终决定一种方案。简图如下：1改进方案ranTHUD2传统方案(4)(1)(2)方案评价传统方案和改进方案都满足设计要求，但是和传统方案相 比，改进方案中由于利用的杠杆原理，工件端传递力矩和运动 规律更简单的通过两平行杠杆传递到传动机构端，同时压力角 更易计算，而且传动更平稳。综上所述，最终决定使用改进后的方案。2. 电动机的选择选择电动机类型按工作要求，选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步

8、电动机，电压380Vo选择电动机容量电动机所需工作效率为凡空冲压载荷F=5500N,上模工作段长度L=90mm,上模工作段对应的曲 柄 0=85, n=70r/min上模工作时间t盏X空=0, 2024ooU 71工作机所需功率R产?巴二246kw3程传动装置的总效率T利1於磅可4耳5其中：联轴器效率 = 099闭式齿轮传动效率 = 0.97 滚动轴承效率 = 0.99 （对） 链传动效率 = 0.97 凸轮曲柄滑块效率心=0.5 计算得耳=0.44 所需电动机功率P沪也5. 59kw因载荷平稳，电动机额定功率En大于几即可。 根据所査数据，选电动机的额定功率为75kw（3）选择电动机转速工作

9、转速nw = 70r/min,通常，耳机圆柱齿轮减 速器减速比为840,则电动机转速可选范围耳= ianw = （840） X70r/min=5602800i7min。 进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选用同步转速为 1000r/min,选定电机型号为Y160M-6,额定功率 = 7.5kw,满载 转速为=970。3、传动系统的运动和动力参数（1） 分配传动比A、总传动比ia = =9= 13.857M W/UB、分配传动装置各级传动比取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比il2 =丽=71.4 X 13.857 = 4.405则低速级得传动比= = 鬻 =3.146（2） 参数的计算A、

10、0轴（电动机轴）5.59Po = Pd = 5.59kwn0 = nm = 970r/minro = 9550g= 9550x= 55.04N.mB I轴（高速轴）P 输入=Po% = 5.59 x 0.99kw = 5.53kwP I输出=P I输入他】=5.48kwn i = n0 = 970r/minP i输入槁入= 955仝= 54.49Nm= 95504F= 53-95N-mII轴（中速轴）Pr输入=卩1输出可2 = 536kw卩11输出=S输入3 = 531kwn tnn = -= 220.20r/minl12=955。晋=25 m=9550卩!1输岀=230.29N mD. m轴

11、（低速轴）Pm输入=卩11输出3“2 = 510kwPm输出=Pm输入3 = 505kwTin输入nn=70r/min= 955 nm = 695,92N mTfll输出=9550 f111 输出=688.96N - mnm轴名功率P/kw转矩T/N-m转速 r/min传动 比i效率T1输入输出输入输出电机轴5. 5955. 0497010. 99I轴5. 535. 4854. 4953. 959704.4050.96II轴5. 365.31232. 62230. 29220.23. 1460. 96m轴5.105. 05695. 92688. 9670三、传动零件的设计1、斜齿圆柱齿轮的设计

12、（1）高速及齿轮设计计算项目计算内容计算结果1.选择材料 和精度等级考虑到主动轮轮速不是很高，故采用斜齿， 小齿轮用40Cr,调制处理，硬度241286HB, 平均取260HB,大齿轮用45钢，调制处理， 硬度为229286HB平均取240HB。8级精度。2.初步计算 小齿轮直径因为采用闭式软齿面传动，按齿面接触强度 初步估算小齿轮分度圆直径，心 码扁,初取B曲九756, 动载荷系数K=1.4,转矩八= 9550么=54.49N-m,齿宽系数屮d = 1査表基础疲劳强度如limi = 710Mpa, Hlim2 = 580Mpa则 Ohpi = O90Hiimi = 639MPahp2 = 9

13、如恤2 = 522MPa初步计算许用接触应力Ohp - 522MPa,估算 心 756 x 咛彎 % 4.4+1 _ 52 981l 1X52224.4初取 d = 53mmK=1.4= 54.49N m= 710Mpa Hlim2 = 580Mpa (Thpi = 639MPa Ohp2 = 522MPa 心=53mm3.确定基本 参数校核圆周速度V和精度等级圆周速度V_ ”心心-71X53X970 - 2.69m/s, 60X100060X10007精度等级取8级精度合理确定齿数Z = 26, Z? = Z x i = 4.405 X26 = 114.53,取Z2 = 115 （互质）确定

14、模数叫=-=| = 2.038mm,査表取 Z126mn = 2 mm确定螺旋角 B = arccos = arccos-=11.08 （与估计值接近）小齿 轮直径 g = mtzx = 2.038 x 26 = 52.988mm大齿轮直径 d? = mtz2 = 234.37mm 初步齿宽b = dWd = lx 53 = 53mm 校核传动比误差：因齿数未做圆整，传动比 不变。Z = 26Z2 = 115B = 11.08 dx = 52.988mm d2 = 234.37mmb = 53mm4校核齿面 接触疲劳强 度由切=乙厶乙ZbQkaKyK佥甲 %校核齿面解除疲劳强度。计算齿面接触应

15、力oh节点区域系数ZH = 2.42弹性系数Ze =189.8jN/mm2重合度系数由端面重合度和和纵向重合度&确定，其中：端面重合度和=- tanaQ +z2(tanaat - tana/tananat = arctan(7-) = 20-35aatl=arccos=arccosdosat=29.33db2(d2cosataat2 = arccos 才二=arccos I =22.80由于无变位，端面啮合角& = t = 29.35解得乙=1-695 纵向重合度为=bsinp _ 53xsinll.08enmn2n1.621 1aHPi = 817MpaOhp = 736MPa螺旋角系数Zp

16、 = Jcosp = 7cosll.08 = 0.99使用系数Ka=1. 50动载荷系数Kv=l. 15 272 X 54490Ft = y =2056.23NKAFt 1.5 X 2059.23b53- 58N/mm lOON/mmfc1.695KH = Kf =y = = 1.75aa cospb0.9842cos0cosan cos/?b - 0.984cosat齿间载荷分布系数，其中：对称支承，调质 齿轮精度等级8级KHp = A + B(#)2 + C 103b = 1.46 齿面接触应力oh = 648.9N/mm2 计算许用接触应力hp HP -c总工作时间：切=10 x 365

17、 x 8 x 2 = 58400h应力循环次数：NL1 = 60丫和总=3.4 x 109hN- 一 s - 7.72 X 10%接触强度寿命系数：Znt = 1.06, nt2 =1.17接触强度寿命系数：ZNTl = 1.06, Zat2 =1.17齿面工作硬化系数：ZW1 = ZW2 = 1.2 “A1700接触强度尺寸系数：z心=ZX2 = 1.0润滑油膜影响系数:Z- = ZL2 = Zri = Z& =Z% = Z”2 = 1接触最小安全系数取S/lim=1.05解得许用接触应力：如心=817MPa, %氏=736MPa验算：aH = 648.9 喝总，初取B曲血756, 动载荷系

18、数K=l. 4,转矩7 = 9550乜=W1 232.62N -m,齿宽系数屮d = 1 查表基础疲劳强度如limi = 710Mpa, 如血2 = 580Mpa 则pi = 0-9（7wijml = 639MPaHP2 = 9如恤2 = 522MPa 初步计算许用接触应力Ohp - 522MPa,估算 心56 x J ix522Z x 44 - 80.23mm 初取必=82mmK=1.47 = 232.62N m = 710Mpa 知 im2 = 580MpaOhpi = 639MPa aHP2 = 522MPa = 82mm3.确定基本 参数校核圆周速度V和精度等级圆周速度V ”心”1 -

19、 -X82X220.2 _*60X100060X10000.945m/s,精度等级取8级精度合理 确定齿数Z = 32 Z2 = Z X ：23 = 3.146 X32 = 100.672,取z? = 101 （互质） 确定模数叫=2.5625mm,査表取mn = 2.5 mm确定螺旋角B = arccos箫=arccos=12.68 （与估计值接近）小齿轮直径 g = mtZi = 2.5625 x 32 = 82.000mm大齿轮直径 d? = mtz2 = 258.813mm 初步齿宽b = 4屮d = 1 x 82 = 82mm 校核传动比误差：因齿数未做圆整，传动比 不变。Z = 3

20、2Z2 101卩=12.68 dx = 82.000mm d2 = 258.813mmb = 82mm4.校核齿面 接触疲劳强 度由引=ZHZEZtzjKAKvKH,缶字 %校核齿面解除疲劳强度。计算齿面接触应力两节点区域系数ZH = 2.44 弹性系数Ze =189.8jN/mm2重合度系数N由端面重合度&和纵向重合度cHP = 817MpaOhp = 736MPa2.32 1站确定，其中:端面重合度乙=舟凶（伽az2(tanaat 一 tana% = man (鈴)=20.459。dbyf dosata 一 = arccos ” = arccos 7d“ d=27.984血(d2cosat

21、=arccos 尸=arccos 7da2=23.796由于无变位，端面啮合角a； = at = 29.35 解得專=1.70纵向重合度为 = bsinP故僵FL螺旋角系数Zp = Vcosp = /cosl2.683 = 0.99使用系数Ka = 1.50 动载荷系数Kv = 1.15272 X 232620=$ =5673.66N心 821.5 X 5673.66b = 103.797N/mm 100N/mm瓯=KFa = 1.2cosBcosancos仇= = 0.978cosat齿间载荷分布系数，其中：对称支承，调质+ C-103d = 1.38Khp = A +齿轮精度等级8级齿面接

22、触应力Oh = 604.56N/mm2 计算许用接触应力HPGHlimNTLvWX HP -cHlim总工作时间：切=10 X 365 X 8 X 2 =58400h应力循环次数：N- = 60皿t总=3.4 x 109hNL2= 7.72 x 108h接触强度寿命系数：Zn7*i = 1.06, nt2 =1.17接触强度寿命系数：ZNT1 = 1.06,=1.17齿面工作硬化系数：ZW1 = ZW2 = 1.2 -h41700接触强度尺寸系数：= Z* = 1.0润滑油膜影响系数:zLl = zLz = zRl = zRz =z% =ZV2 = 1接触最小安全系数取S/lim=1.05解得

23、许用接触应力：如心=817MPa,叽 =736MPa 验算：Qh = 604.56MPa =736MPa接触疲劳强度较为合适,齿轮尺寸无须调整。5.确定主 要尺寸中心距：a心+宀2 170.41mm圆整取a171mm由公式a =竿帘可求得精确的螺旋角2cospB = arccos 也：=13.536 合理端面模数叫=笫= 2.571mmcospcosll.72小齿轮直径心=mn Zj = 82.286mm大齿轮直径“2 =Z2 = 259.714mm齿宽b = 82mm b = 90mm b2 = 82mm小齿轮当量齿数砌=寿=34.82取35 大齿轮当量齿数=寿=109.91取1106.齿根

24、弯曲 疲劳强度验 算aF = KA-Kv-KF/?-KFa-jA-YFa-YSa-YYp Ohp计算齿根弯曲应力使用系数 = 1.50动载荷系数Ky = 1.08 齿间载荷分配系数Kf = 1.2齿向载荷分配系数K* = 1.38重合度系数：Y, = 0.25 + = 0.67fav齿形系数：% = 2.46, % = 2.22应力修正系数:YSai = 1.65, YSa2 = 1.79oFp1 = 427MPaaFP2 = 401MP螺旋角系数： = 0.88“1 = 177.69MPa, % = 173.96MPa 计算需用弯曲应力FliTnSTNTVrelTRrelTXpSF .mm齿

25、根弯曲疲劳极限(JFUm1 = 300MPa, oFUm2 = 270MPa 弯曲强度最小安全系数：5FUm=1.25 弯曲强度尺寸系数：vX1=yX2 = r 弯曲寿命系数：也 =0.89, g = 93 应力修正系数：邑=Yst2 = 2相对齿根圆搅敏感及表面状况系数：K/r 讥右=VrelT2 =讥右=RrelT2 = 1(jFPi = 427MPa, “Pr = 401MP 弯曲疲劳强度的校核V FP1 JFi V (JFP17.静强度校 核无严重过载，无需静载荷校核。2、传送带的设计1.确定计算 功率巴Pc = KaPKa = 1.2 P = 505kwPc = 6.06kwPc =

26、 6.06kw2.确定带型根据Pc和n选取普通V带型号：C型带 小带轮直径“心=200215mm=200215mm3.确定带轮 直径和带速C 型带 n = 970r/min , ddl =210mm, = 0.01ddl = 210mm dd2 = 208mm v = 0.8m/s大带轮直 d2=xddl(l-s) =207.9mm 取 208mm 小带轮转速v =曙益=0.8m/s4.计算带传 动中心距a 和带的基准 长度S 0.55 (ddl +dd2) a02 (ddl + dd2)230mm a0 120满足要求= 1806.确定带根 数F。Po = l.Okw i = 1 bP。=

27、Okw 包角系数匕=1.00长度系数如=0.88 ZS+帆）认6 88取了条z = 77.确定带的 初拉力耳=500欽芝-1) +恥2町0.3Fo = 811.8NFo = 811.8N&计算传动 带在轴上的 作用力Fq = 2zFosmy-= 11365.2NFq = 11365.2N9.确定带宽B = (z - l)e + 2f = 182mm 外径d% = ddl + 2ha h 取 5 dai = 220mm da2 = 218mmB = 182mm3轴的设计(1)高速轴的设计目 项tfi 过 算 H 、VT 设果 结 算 计11.材热旄1240cr踊扭度轴 按强算2.转估径一4870

28、sd 00-列m E _广系m 3 VV 44 2 c M 8 -瞒- d 的L oSS O 曲长 1 Lt -漏帆 C按轴3.初步 设计周 的结构*对一3n计 选S 初g初1-M424轴的 空间受 力分析Ftl = 2052.08NFri = 762.80NFai = 425.71N该轴所受的外载荷为转矩，小齿轮上的作用力，由 于外部连接联轴器故忽略皮带轮的压轴力，空间受 力图如下：输入转矩G = 54.49N m小齿轮的圆周力吃=字=2052.08N1 i小齿轮的径向力乞=竽沪=762.80N 小齿轮的轴向力乙=Ftltanp = 425.71N5.计算 轴承支 撑点的 支反力垂直面支反力

29、和弯矩计算=空竺=1563.49N Fbv =电竺=488.59NMvc = 195.44 X 190 = 1856.64 X 20 = 78174.5N mm受力图和弯矩图如下:Fav = 1563.49NFbv = 488.59N Mc =78174.5Nmm水平面支反力及弯矩Fah = 635.00N Fbh = 127.80NMrHC = 20448N mm MHC = 31750N mm算制弯 计绘成图 &并合矩=80804.53 Nmm=84376.03N mm合成弯矩图图:7计算 并绘制 转矩图T = 9.55 x 106 x- = 54.49N mn转矩图:T = 54.49N

30、 m算制弯 计绘量图 &并当矩=90043.5N m转矩按脉动循环考虑，取 =%oh = 750MPa a_lb = 75MPa aob = 130MPa a = 0.577M= jM2 + (刃)2 c为危险截面，当量弯矩为:Me =+ (aT)2 = 90043.5N mm当量弯矩图：Lai1K弯成校的 按合力轴度9.扭应核强G 75MPa q = ： = 危险截面处的弯曲应力：Mg _ Me _ 6.0lMPabW0.1d3bbVb-b安全ob = 6.01MPa(2)中速轴的设计项目设计计算过程计算结果1.选择 材料和 热处理根据轴的使用条件，选择40Cr,调制处理，硬度241 286

31、HB,平均 260HB40Cr调制处理2.按扭 转强度 估算轴 径C - 100 d C平- 100*23262 一 28.89mm n7 220.2取轴径d = 40mmd = 40mm3.初步 设计周 的结构初选3尺寸系列深沟球轴承6308 一对， d=40mm, D=90mm, B=23mm初步设计轴的结构如下图：深沟球轴承6308一对4轴的 空间受 力分析Ftl = 5653.94NFri = 2116.70NFai = 1361.57NFt2 = 1980.61N = 736.23NFa2 = 410.89N该轴所受的外载荷为转矩，小齿轮上的作用力，由 于外部连接联轴器故忽略皮带轮的

32、压轴力，空间受 力图如下：输入转矩G = 232.62Nm小齿轮的圆周力吃=衮=5653.94N大齿轮的圆周力比=手=1980.61N2 2小齿轮的径向力匚=笔沪=2116.70N 大齿轮的径向力饥=笔沪=736.23N 小齿轮的轴向力為】=Ftgcmp = 1361.57N 大齿轮的轴向力民=Ftztcmp = 410.89N5.计算 轴承支 撑点的 支反力垂直面支反力和弯矩计算Fav = 375.61N Fbv = 3297.72NFav = 357.61NFbv = 3297.72NMy =230840.4Nmmmvc2 =18780.5 NmmMVCl = 78174.5N mm MV

33、C2 = 18780.5N mm 受力图和弯矩图如下：水平面支反力及弯矩Fah = 1762.42N FBH = 1089.87NMHCi = 76290.9N - mm MHCi = 129789.69N mmM$c = 8812IN mm MHC = 39895.27N mmFa! Fa2Fr)BA算制弯 计绘成图 &并合矩= 243120.53N mm = 90100.04N mm=84376.03N mmMCi = 264825.70N mm M： = 44094.67N mm 合成弯矩图图：7计算并绘制转矩图T = 9.55 x 106 x- = 232.62N mn转矩图：T =

34、232.62Nm8.计算 并绘制 当量弯 矩图Mg=296897.5Nm转矩按脉动循环考虑，取& =肌%oh = 750MPa a_lb = 75MPa aob = 130MPa a = 0.577M= JM2 + (qT)2 C为危险截面，当量弯矩为:Me = jM； + (aT)2 = 296897.5N mm 当量弯矩图：M和弯成校的 按合力轴度9.扭应核强心 75MPa q = ： = 危险截面处的弯曲应力：Mg _ m： _ 32.58MPabW0.1d3bbVb-b安全Ob = 3258MPa(3)低速轴的设计项目设计计算过程计算结果1.选择 材料和 热处理根据轴的使用条件，选择4

35、0Cr,调制处理，硬度241 286HB,平均 260HB40Cr调制处理2.按扭 转强度 估算轴 径C - 100 d C平- 1003/695,92 一 41.77mmn770按联轴器的标准系列，取轴径d = 45mmd = 45 mm3.初步 设计周 的结构初选3尺寸系列深沟球轴承6311 一对， d=55mm, D=120mm, B=29mm初步设计轴的结构如下图：深沟球轴承6311一对4轴的 空间受 力分析Ftl = 4706.71NFri = 1762.08NFai = 1133.46N该轴所受的外载荷为转矩，小齿轮上的作用力，由 于外部连接联轴器故忽略皮带轮的压轴力，空间受 力图

36、如下：输入转矩G = 695.92Nm小齿轮的圆周力吃=衮=4706.71N 小齿轮的径向力鸟=弩沪=1762.08N 小齿轮的轴向力耳】=Ftg0 = 1133.46N5.计算 轴承支 撑点的 支反力垂直面支反力和弯矩计算=空 = 1568.9N Fbv =空竺=3137.81NAV 21051210Mvc = 195.44 x 140 = 1856.64 x 70 = 219646.47N - mm 受力图和弯矩图如下：Fav = 1568.9NFbv = 3137.81NMc = 219646.47N mm水平面支反力及弯矩Fah = 1385.41N Fbh = 376.67NMrHC

37、 = 26366.9N mm MHC = 193957.4N mm算制弯 计绘成图 &并合矩合成弯矩图图:=293025.67N mm=221223.38N mm7-计算 并绘制 转矩图T = 9.55 x 106 x- = 695.92N mn转矩图:T = 695.92Nm算制弯 计绘量图 &并当矩=90043.5N m转矩按脉动循环考虑，取& =同%(jb = 750MPa a_lb = 75MPa aob = 130MPa a = 0.577Me = J M2 + (刃)2 C为危险截面，当量弯矩为:Me = Jm； + (aT)2 = 497094.66N mm 当量弯矩图：JLaI

38、X J弯成校的 按合力轴度9.扭应核强a_lb - 75MPa ah - Me -(r lbL lbJb w o 才亠 J危险截面处的弯曲应力：_ m - i9.88MPabWO.ld35,!Pbv + 瑞=3160N当量动载荷：P = fd(XF,. + YFJ査表可得：PrA = 0.56Fa + 2.3 耳=3427.67NPrB = 0.56Fb + 2.3 為=4025.2N 轴承寿命：深沟球轴承 = 3 按寿命短的轴承计算L10h = |(|)3 = 1334462.7h = 152.33y符合寿命要求Fav = 1568.9NPah=1385.41NBV=3137.81NFbh

39、= 376.67N5、键连接设计项目计算内容计算结果速电连的和 高与轴键择核 匚轴机接选校静联接，选用普通平键，圆头，故应选用键10X8, 键长 56,标准 GB/T1096-2003接触长度L=厶一 b = 56 - 10 = 46轴径d = 30(To - L 4y - 19.74MPa av - 120150MPaPhxLfxdL PSOp 0J 故满足要求2中间静联接，选用普通平键，圆头，故应选用键14X9,Op 键长 40,标准 GB/T1096-2003接触长度 =L b = 40 14 = 26故满足要求轴径d = 45dp - h d - 88.36MPa crp - 1201

40、50MPa3.中间静联接，选用普通平键，圆头，故应选用键14X9,% 阮轴与减键长 76,标准 GB/T1096-2003速小齿接触长度厶= L-Z) = 76-14 = 62故满足要求轮连接轴径d = 42键的选 择和校 核5 - 人 丁 d 一 39.7MPaTp - 120150MPa静联接，选用普通平键，圆头，故应选用键18X11,% 阮键长 70,标准 GB/T1096-2003接触长度 = L-Z)= 70-18 = 52故满足要求轴径d = 63连的和帀一人 7 孑 一 77.25MPa ap - 120150MPa5.低速静联接，选用普通平键，圆头，故应选用键14X9,Op 1

41、. 2 S , 10mm齿轮端面与内壁距离a2 S, 10mm2.减速器的润滑 齿轮的润滑闭式齿轮传动，根据齿轮的圆周速度大小选择润滑方式。圆周速度 v2-l5m/s时，常选择将大齿轮浸入油池的浸油润滑。本减速箱中圆周速度 最快的输入级小齿轮，其圆周速度为2.53m/s,故采用浸油润滑。对于圆柱齿轮 而言，齿轮浸入油池深度至少为 广2个齿高，但浸油深度不得大于分度圆半径 的1/3。为避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿 轮齿顶距油池底面距离不小于3050mm。根据以上要求，减速箱使用前须加注润 滑油，使油面高度达到3371mm。从而选择全损耗系统用油(GB 443-1989),牌 号为 L-AN10o