机械设计综合课程设计-薄壁零件冲床机构设计

儿京航鎏就天大孚BE3HAN?vN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设计者:指导教师:2012年6月6日北京航空航天大学目录TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"设计任务书 1设计题目：薄壁零件冲床的设计 1设计背景： 1\o"CurrentDocument"设计参数： 2\o"CurrentDocument"设计任务 2\o"CurrentDocument"总体方案设计 2\o"CurrentDocument"传动法案的拟定 2\o"CurrentDocument"电动机的选择 4\o"CurrentDocument"传动系统的运动和动力参数 5传动零件的设计 6斜齿圆柱齿轮的设计 6高速及齿轮设计 6低速级齿轮设计 112、传送带的设计 16\o"CurrentDocument"3、轴的设计 17高速轴的设计 17中速轴的设计 21低速轴的设计 254、轴承的设计和校核 295、键连接设计 31减速器箱体及附件的设计 32减速器尺寸 32\o"CurrentDocument"减速器的润滑 33\o"CurrentDocument"密封件的选择 34\o"CurrentDocument"其他 34\o"CurrentDocument"六、参考资料 35h前百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。■、设计任务书设计题目：薄壁零件冲床的设计设计背景：（1）工作原理： 薄壁零件冲床的组成框图如图1所示。原动机传动装置薄壁零件冲制

执行系统原动机传动装置薄壁零件冲制

执行系统图1薄壁零件冲床的组成框图工作原理如图2a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出型腔，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h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=40〜100mm，对应曲柄转角060-90；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K》.5。上模到达工作段之前，送料机构已将坯料送至待加工位置（下模上方），如图2a所示。送料距离L=60〜250mm。要求机构具有良好的传力特性，特别是工作段的压力角。应尽可能小，一般取许用压力角［目=50。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。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085°。设计任务（1）机构系统总体运动方案；画出系统运动简图，完成运动方案设计论证报告。（2）成传动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h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高，但会引起一定的震动，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：

h(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、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2＞传统方案（4）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。电动机的选择（1）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电动机，电压380V。（2）选择电动机容量电动机所需工作效率为匕4几7]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B=85°,n=70r/min上模工作时间t=^^=0,2024工作机所需功率儿=再=里=亚吧=2.46kwwt少6083传动装置的总效率n=%〃列拜4%h其中：联轴器效率仇=0.99闭式齿轮传动效率出=0.97滚动轴承效率%=0-99（一对）链传动效率〃4=0.97凸轮曲柄滑块效率〃5=0.5计算得n=0.44所需电动机功率匕=4=5.59kw“因载荷平稳，电动机额定功率Qn大于匕即可。根据所查数据，选电动机的额定功率为7.5kw（3）选择电动机转速工作转速加=70r/min，通常，耳机圆柱齿轮减速器减速比为8〜40，则电动机转速可选范围4=%%=（8〜40）x70r/min=560〜2800r/min。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2n=7.5kw,满载转速为%=970。传动系统的运动和动力参数（1）分配传动比A、总传动比q=%=970=13.857B、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电=Ei=V1.4X13.857=4,405h

3.146则低速级得传动比i23=4=招组23 i12 4.4053.146(2)参数的计算A、O轴（电动机轴）PP0

几。=P~=5.59kw=%=970r/min=9550以=9550x5.59=55.04N-mn0n0I轴（高速轴）尸［输入=0o〃1=5.59x0.99kw=5.53kwPi输出=Pi输入〃3“1=5.48kw九I=%=970r/minTI输入=955001TI输入九

I尸T=95501输出=53.95N-mi输出 九II轴（中速轴）0n输入=3输出y5,36kw尸I输出=勺输入％=5.31kw九二^1=220.20r/minTOC\o"1-5"\h\z1 l12尸T=95501】输入=232.62N-mn输入 九n尸T=9550n输出=230.29N-mn输出 九nD、III轴（低速轴）尸in输入二°n输出仅2=5.10kw尸n输出=尸n输入%=5°5kw九二=70r/min1n l23尸=695.92N-mT=9550=695.92N-mn输入 九n尸Tn输出=95501nTn输出九n

h轴名功率P/kw转矩T/N-m转速r/min传动比i效率n输入输出输入输出电机轴5.5955.0497010.99I轴5.535.4854.4953.959704.4050.96II轴5.365.31232.62230.29220.23.1460.96III轴5.105.05695.92688.9670三、传动零件的设计1、斜齿圆柱齿轮的设计(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241〜286HB,平均取260HB,大齿轮用45钢，调制处理，硬度为229〜286HB平均取240HB。8级精度。

h2.初步计算小齿轮直径di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，d1>A』q^.口，初取廿=13。，4=756，r七%pu d动载荷系数K-1.4,转矩71—9550纥—54.49N-m，齿宽系数%—1查表基础疲劳强度%=710Mpa，“iimi%lim2=580Mpa则%P1=0.9%lim1=639MPa%P2=0%iim2=522MPa初步计算许用接触应力。—522MPa,估算“产d1>756x小公54,9x441-—52.98K=1.4T—54.49N-m°Hlim1=710Mpa%lim2=580Mpa0Hpi=639MPa0Hp2-522MPa4—53mm

h初取d1=53mm3.确定基本参数校核圆周速度v和精度等级圆周速度v=兀%%=兀X53X970=2.69m/s,60X1000 60X1000精度等级取8级精度合理确定齿数z1=26,z2=ziXi=4.405X26=114.53,取z2=115（互质）确定模数m=J=53=2.038mm,查表取Z1 26m^=2mm确定螺旋角廿=arccosd=arccos-2—=11.08°（与估计值接近）小齿轮直径d1=mtz1=2.038X26=52.988mm大齿轮直径d2=mtz2=234.37mm初步齿宽b=d»d=1X53=53mm校核传动比误差：因齿数未做圆整，传动比不变。Z1=26z2=115B=11.08°d1=52.988mmd2=234.37mmb=53mmh

h4.校核齿面接触疲劳强度由o=zzzz[kkk土"！<^H HEePVAVHPdbu Hp 1 1 o=817MpaHP1 卜%1=736MPa校核齿面解除疲劳强度。①计算齿面接触应力强H节点区域系数Zh=2.42弹性系数ZE=189.8jN/mm2重合度系数线由端面重合度邑和纵向重合度\确定，其中：P端面重合度彳=—[z.tana —tanaf+a 2q1 at1 tz^tana —tana’]2 at2 ta=arctan =20.35°t cospd dcosaa=arccos-^==arccos-^ 2ati d d%%=29.33°d dcosaa=arccos-^==arccos-2-： £吃 * *=22.80°由于无变位，端面啮合角4=at=29.35°解得邑=1.695^纵向"重^合^度^为f=bsinE=53XSE11.08=“nmn 2兀1,621>1故Zf JJ 0.768% 1-695螺旋角系数为=Jcosp=Jcos11.08。=0.99使用系数Ka=1.50动载荷系数Kv=1.15Ft==2056.23N=58N/mm2TlFt==2056.23N=58N/mm1.5X2059.23= 53<100N/mm人=厘=1.75cos%2 0.9842cosBcosacosQ= ^=0.984bcosat齿间载荷分布系数，其中：对称支承，调质齿轮精度等级8级bK=Z+5(—)2+C•103b=1.46力％齿面接触应力。口=648.9N/mm2H②计算许用接触应力QhpHP° 二W^SSf^HP SHZim总工作时间：气=10x365x8x2=58400h应力循环次数：Nj=60丫4%=3.4X109九%=纥1=7.72X108九接触强度寿命系数：Znt1=1.06,2档2=1.17接触强度寿命系数：Znt1=1.06,2门2=1.17齿面工作硬化系数：Zw=Zq=1.2hb2130=1.141700接触强度尺寸系数：Z/="=1.0

h润滑油膜影响系数：Z4=Z]?=ZR1=Zr2=Z%=Z%=1接触最小安全系数取肉1m1.05|解得许用接触应力：%气=817MPa，aHp2=736MPa③验算：aH=648.9<0叫=736MPa接触疲劳强度较为合适，齿轮尺^须调整。5.确定主要尺寸中心距：a=如一=143.679mm圆整取a=2144mm由公式a=Re2河.可求得精确的螺旋角2COS3B=arccos(z1z2)mn=11,72°合理2a端面模数成=0^=——2——=2.043mmtCOsGCOS11.72°小齿轮直径4=%・Z]=53.107mm大齿轮直径d2=%•z2=234.897mm齿宽b=53mm%=60mm匕2=53mm小齿轮当量齿数47—，——22.70取28"1COS^3大齿轮当量齿数九-^^-122.50取123“2COS^36.齿根弯曲疲劳强度验算a-Ka-K-K-K--^^-Y^-Y-YF AV f^ /^bmn FaSae'YB-aHP①计算齿根弯曲应力使用系数匕-1.50动载荷系数/-1.10齿间载荷分配系数K%-1-75齿向载荷分配系数/夕-1.46啧-427MPao1-401MPf「2h重合度系数：y=0.25+”5=0.67£ £av

h齿形系数：4a-2.6,Yf^—2.2应力修正系数：匕-1.62,4-1,793al 3a2螺旋角系数：“=。，9%-217MPa,j-203MPa②计算需用弯曲应力O-0~F2im%T九T%re2T4「次T左FP S/仇齿根弯曲疲劳极限%叫-300Mpa，Ja2-270Mpa弯曲强度最小安全系数：以iim1.25|弯曲强度尺寸系数：石-兀-1弯曲寿命系数：^^-0.89,1门2-0.93应力修正系数：^-472-2相对齿根圆搅敏感及表面状况系数：%re2Tl=/reZ%={re2Tl-4re2T2-1%p-427MPa，%p-401MP③弯曲疲劳强度的校核九<“fp］，九<"fp17.静载荷校核无严重过载，无需静载荷校核。(2)低速级齿轮设计

h计算项目计算内容计算结果

h1.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241〜286HB,平均取260HB,大齿轮用45钢，调制处理，硬度为229〜286HB平均取240HB。8级精度。2.初步计算小齿轮直径di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，d1>A』~^U，初取B=13。，4=756,r%脸〃 壮动载荷系数K-1.4,转矩71—95502—232.62N-m,齿宽系数号—1查表基础疲劳强度%=710Mpa，“iimi%lim2=580Mpa则%P1=0.9%lim1=639MPa%P2=0%iim2=522MPa初步计算许用接触应力。—522MPa,估算“产d>756x3〃.4X54.49x44^=80.23mm1 \1x5222 4.4初取4—82mmK=1.4T—232.62N-m以lim1—710Mpa%lim2—580Mpa0Hpi—639MPa%p2-522MPa4—82mm3.确定基本参数校核圆周速度v和精度等级圆周速度V=兀叫%—兀x82x220.2—60x1000 60x10000.945m/s，精度等级取8级精度合理确定齿数z1—32，z2―z1x123—3.146x32—100.672，取z2—101（互质）确定模数m,=J—殁=2.5625mm，查表取rZ1 32——2.5mmz1—32z2—101B—12.68°d1—82.000mmd2—258.813mmb—82mmh

h确定螺旋角廿=arccos』=arccos-55--=12.68°（与估计值接近）

h小齿轮直径d1=mtz1=2.5625x32=82.000mm大齿轮直径d2=mtz2=258.813mm初步齿宽b=d1^d—1x82—82mm校核传动比误差：因齿数未做圆整，传动比不变。4.校核齿面接触疲劳强度由o=zzzzKkk£u11<qH HEeB\〔AVHpdbu Hp5p—817Mpa01—736MPa校核齿面解除疲劳强度。①计算齿面接触应力强H节点区域系数ZH―2.44弹性系数ZE—189.8jN/mm2重合度系数线由端面重合度邑和纵向重合度%确定，其中：端面重合度力—工[z/ana面—tana^+z"a几a —tana’]2 at2 ta—arctan —20.459°t cospd dcosaa —arccos-^t—arccos ^明 日口 dq—27.984°d dcosaa —arccos-^2-—arccos-2-； ^吃 d d。2 。2―23.796°由于无变位，端面啮合角4—at—29.35°h

h解得邑=1.70^纵向"重^合^度^为f=bsEB=82xsi九12.68=Pnmn 2.5九2.32>1h故Z，=套=后=0.767螺旋角系数Zg=JcosB=Jcos12.68°=0.99使用系数Ka=1.50动载荷系数Kv=1.152T2X232620产=-^=—————=5673.66Nt4 82KF\,5X5673.66= 82 =103.797N/mm>100N/mm%=K「L2=c0sBe0s”=0.978b cosat齿间载荷分布系数，其中：对称支承，调质齿轮精度等级8级bK=Z+5(—)2+C•103b=1.38%4齿面接触应力。口=604.56N/mm2H②计算许用接触应力QhpHPo=%怎总"右HP SHZim总工作时间：鼠=10x365x8x2=58400h应力循环次数：Nj=60yn1t总=3.4X109九N=S=7.72X108九j接触强度寿命系数：Znt1=1Q6,Zn%=1.17接触强度寿命系数：Znt1=1Q6,2门2=1.17h齿面工作硬化系数：Z%=Z%=1.2-HB2-130=1.141700接触强度尺寸系数：Z%1=Z4=1.0润滑油膜影响系数：Z4=、=Z勺=2勺=Z%=Z%=1接触最小安全系数取1smim1.05解得许用接触应力：%气=817MPa，%p2=736MPa③验算：aH=604.56MPa<*=736MPa接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无须调整。

h5.确定主要尺寸中心距：a=2J=170.41mm圆整取a=2171mm由公式a=Zz2）飞可求得精确的螺旋角2COSfiB=arccos&z?）飞=13.536°合理2a端面模数成=d=—2—=2.571mmtCOsGCOS11.72°小齿轮直径4=%•z1=82.286mm大齿轮直径d2=%•z2=259.714mm齿宽b=82mm%=90mm匕2=82mm小齿轮当量齿数几——34.82取35"1COS^3大齿轮当量齿数Zp—4—109.91取110“2COS^36.齿根弯曲疲劳强度验算a—Ka-K-K-K--^^-Y^-Y-YF AV f^ /^bmnFaSae'YB-aHP①计算齿根弯曲应力使用系数匕=1.50动载荷系数%—1.08齿间载荷分配系数K%=1-2齿向载荷分配系数/夕=1.38重合度系数：y£=0.25”5—0.67%v齿形系数：—2.46,二0—2.22啧—427MPao1—401MPf「2h应力修正系数：Ysa=1.65,4a=1.79

h螺旋角系数：%=0.88%=177.69MPa,j=173.96MPa②计算需用弯曲应力O=0~F2im%TT%re2T{re2T^FP S/仇齿根弯曲疲劳极限aFl,m=300MPa,。式加=270MPa弯曲强度最小安全系数：以1.25|弯曲强度尺寸系数：i1=々2=1弯曲寿命系数：Ynt^=0.89,Ynt^=0.93应力修正系数：匕^二^^二？相对齿根圆搅敏感及表面状况系数：%re2Tl=%re2T2=4re2Tl=4re2T2=1%p=427MPa，%p=401MP③弯曲疲劳强度的校核为<“FP1，%<“FP17.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.确定计算尸C尸C=/0 Ka=1,2P=6.06kw=5.05kwPc=6.06kw功率^

h2.确定带型根据匕和n选取普通V带型号：C型带小带轮直径%1=200〜215mm%41=200〜215mm

h3.确定带轮直径和带速C型带n=970r/min，dd=210mm,£=0.01大带轮直径%2=片xd%(i-£)=207.9mm取208mm小带轮转速v=皿4=0.8m/s60X1000dd=210mmd；=208mmv=0.8m/s4.计算带传动中心距a和带的基准长度4①0.55(%+%)<a0<2("+%)230mm<a0<836mm 取％=600mm②计算带的初步基准长度匚d/， ,7x2L‛=2a+£(d+d)+ 々4 d 02dl d/ 4ao=2056.595mm选取基准长度”=2000mmk2=0-88③求实际中心距aa*%+上Q=600+2000-2056.595=671.7mm取a=672mm%=600mma=672mm5.计算小带轮包角a=180°-20=180°-%+%x57.3°*1 a180°>120°满足要求a=180°16.确定带根数分q=1.0kwi=1AP0=0kw包角系数跖=1.00长度系数勺=0.88z=生= 里 =6.88取7条因 ©。+"。）匕酊z=77.确定带的初拉力产=500纥(25-1)+夕#2p=0.30 "a 1 1F=811.8N分=811.8Nh

h8.计算传动aF=2z尸s讥*=11365.2NQ 0 2Fq=11365.2N带在轴上的作用力分h9.确定带宽B=(z—1)e+2f=182mmB=182mm外径41=d%+23&取5d=220mmd=218mma-i a23、轴的设计(1)高速轴的设计项目设计计算过程计算结果1.选择根据轴的使用条件，由于是齿轮轴故选与齿轮相同40Cr材料和的材料40Cr,调制处理，硬度241〜286HB,平均调制处理热处理260HB2.按扭C=100d>C3也=1003^548=17.81mmd=30mm7n Y970转强度按联轴器的标准系列，取轴径d=30mm估算轴轴孔长度L=82mm径3.初步初选3尺寸系列深沟球轴承6308一对，深沟球轴承6308设计周d=40mm,D=90mm,B=23mm一对的结构初步设计轴的结构如下图：

h京 H 寺 ， « s *T, M. . 料 .制 而F=205208N4.轴的该轴所受的外载荷为转矩，小齿轮上的作用力，由,^1_70；o08r_/o7.o0N31 __F=47571N空间受于外部连接联轴器故忽略皮带轮的压轴力，空间受 4 5力分析力图如下：E ' L A-1 1恰 U 输入转矩7；_54.49N•m小齿轮的圆周力％_券=2052.08N小齿轮的径向力9=Z^=767.8ONri cosG小齿轮的轴向力气_41tm0=475.71Nhh5.计算①垂直面支反力和弯矩计算F4v=1563.49NF=488.59NBV轴承支F=4i*160=1563.49NF=^5°=488.59NAV 210 BV 210M=VC78174.5N-mm撑点的Myc=195.44X190=1856.64X20=78174.5N-mm支反力受力图和弯矩图如下：②水平面支反力及弯矩F^=635.00NFbh=127.80NM，=20448N-mmM"=31750N,mmHC HC7.计算并绘制T7.计算并绘制T=54.49N•m6.计算M，=/M2+M，2=80804.53N•mmC\VC HC并绘制M"=加2+M"2=84376.03N•mmC\VC HC合成弯合成弯矩图图：矩图T=9.55x106x2=54.49N•mn转矩图：转矩图8.计算转矩按脉动循环考虑，取卜Me—90043.5N・m并绘制1 -0b-1%=750MPaG1b]=75MPa[。0/=130MPa当量弯a=0.577.. Me—J"2+(aT)2C为危险截面，当量弯矩为：矩图%=JM"2+(aT)2—90043.5N•mm当量弯矩图：h। Miai9.按弯扭合成应力校核轴的强度［小=75MPa卜广加My』危险截面处的弯曲应力：%=%=M&=6.01MPa1。b＜巴/I安全%=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241〜286HB,平均260HB40Cr调制处理2.按扭转强度估算轴径C=100d>C3,=100^232.62=28.89mm7n N220.2取轴径d=40mmd=40mm

h

h4.轴的空间受力分析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：FF1方«1F「2FT2F。2=5653.94N=2116.70N=1361.57N=1980.61N=736.23N=410.89N；3平一输入转矩T1=232.62N•m小齿轮的圆周力工=当=5653.94N。1 d1大齿轮的圆周力与=2Ii=1980.61Nr2 a2小齿轮的径向力9=々Js4=2116.70N「1 cosG大齿轮的径向力耳=S"=736.23Nr2 COSG小齿轮的轴向力I；1=11m九6=1361.57N大齿轮的轴向力气=12m九6=410.89NA

h5.计算轴承支撑点的支反力①垂直面支反力和弯矩计算以产375.61NFbv=3297.72NMvc1=78174.5N•rnrnMj=18780.5N•rnrn受力图和弯矩图如下：B +AI'm F.齿JlWk②水平面支反力及弯矩Fah=1762-42NFbh=1089-87NMhC1=76290.9N.mmM.j=129789.6呐•rnrn%c2=88121N.mm%c2=39895.2"mmL一一一Fri Fr2B" "A=v=357.61N%=3297.72NM=vcL230840.4N,mmM=vc218780.5N,mmh6.计算合成弯矩图7.计算转矩图M，=243120.53N,mmM，=90100.04N•mmM”=264825.70N-mmM”=44094.67N-mmcT=232,62N-m转矩图:,2C1C19=jM%+M%=84376.03N.mmT=9.55x106x巴=232.62N-mnM，=标2+M，2C VCHC合成弯矩图图:8.计算转矩按脉动循环考虑，取a=巴」[O] 0b—Me=296897.5N当量弯矩图%=750MPaG1b］=75MPa［。比］=130MPaa=0.577Me=向+（叫2j为危险截面，当量弯矩为:M=/M-2+（叫2=296897.5N,mme7C1当量弯矩图:hBrnrrnTm9.按弯扭合成应力校核轴的强度［小=75M心「广加M4巴J危险截面处的弯曲应力：ah=%=^^=32.58MPa匕 W 0.1d31。b＜巴b］安全%=32.58MPa⑶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40Cr,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=100d>C3归=1003/695.92=41.77mm7n Y70按联轴器的标准系列，取轴径d=45mmd=45mm

h

h4.轴的空间受力分析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：B 4.. AT TFGFQF«1=4706.71N=1762.08N=1133.46N输入转矩T1=695.92N•m小齿轮的圆周力％=券=4706.71N小齿轮的径向力尸=Ftitanan=1762.08Nri COSp小齿轮的轴向力£]=Fttanp=1133.46N

h5.计算轴承支撑点的支反力①垂直面支反力和弯矩计算F=^^70=1568.9NF=£钟 210 BVMvc=195-44X140=1856.64219646.47N-mm受力图和弯矩图如下：B.X140210X70二=3137.81NA=v=1568.9N%=3137.81NM=VC219646.47N-mm—Fw一*rh(■i，即②水平面支反力及弯矩M=1385.41N 二MHc=26366.9N-mmFryB二376.67NM"=193957.4^-mmHC1Ahhh6.计算并绘制合成弯矩图M，=/M2+M，2=293025.67N-mmC VCHCM"2=221223.38N-mmHC合成弯矩图图:7.计算并绘制转矩图T=9.55x106x2=695.92N-mn转矩图:T=695.92N-m8.计算并绘制当量弯矩图转矩按脉动循环考虑，取a=巴」[o] 0b-%=750MPaG1b]=75MPa[a0b]=130MPaa=0.577Me=J%+(a7)2C为危险截面，当量弯矩为:Me=Jm-|+(aT')2=497094.66N-mm当量弯矩图：Me=90043.5N-mh9.按弯扭合成应力校核轴的强度小=75Mpa卜广系=备，巴」危险截面处的弯曲应力：%=%==19.88MPa匕W0.1d31。b＜巴b］安全%=19-88Mpa4、轴承的设计和校核(1)高速轴轴承深沟球轴承6308一对项目设计计算依据和过程计算结果查相关机械手册，该轴承基本额定动载荷C=40.8kN,额定静载荷，C0=24.0kN脂润滑的极限转速Wim=12000"min|轴承的受力情况如下图：=1=1563.49NFah=635.00N%=488.59NFbh=127.80N

hRh %1F"[□Fa=425.71N=v=1563.49N Fbv=488.59NhFah=635.00N Fbh=127.80NF=，尸2+户2=1687.52NrAVAV AHFrB=Jr2V+F2H=505.03N当量动载荷：夕二fd（X尸+丐）查表可得：PrA=0.56FrA+2.3/=1924.14N产工=0.56《b+2.37^=1261.95N轴承寿命：深沟球轴承£=3按寿命短的轴承计算L…=辿（£）3=163812.67h=18.7y10h60九'p， ）符合寿命要求(2)中速轴轴承深沟球轴承6308一对项目设计计算依据和过程计算结果

h查相关机械手册，该轴承基本额定动载荷C=40.8kN,额定静载荷，Co=24.0kN〃v=375.61NFAH=1762.42NFBV=3297.72NFBH=1089.87N脂润滑的极限转速2m=12000”min轴承的受力情况如下图：鼠 Hub□Fa=1772.46NFav=375.61N Fbv=3297.72N=1=1762.42N Fbh=1089.87NF=〃2+/2=1802NrAVAV AH%="'金+埠”=3473.3N当量动载荷：P=fd(XF+YFa)查表可得:产用=0.560A+1.55/=3756.43Np；B=0.56fTb+1.55f=4692.28N轴承寿命：深沟球轴承£=3按寿命短的轴承计算L =逆(£)3=49802h=5.68y10h 60hP符合寿命要求(3)低速轴轴承深沟球轴承6311一对项目设计计算依据和过程计算结果

项目设计计算依据和过程计算结果h查相关机械手册，该轴承基本额定动载荷C=40.8kN,额定静载荷，Co=24.0kN脂润滑的极限转速Mim=12000"min|轴承的受力情况如下图：鼠 Hub□Fa=1133.46NFav=1568.9N Fbv=3137.81N=1=1385.41N Fbh=376.67NF=JF2+F2=2093NrAVAV AH噎="'金+埠”=3160N当量动载荷：夕=fd（x尸十匹）查表可得:产用=0.560A+2.3%=3427.67Np；B=0.56噌+2.3弓=4025.2N轴承寿命：深沟球轴承£=3按寿命短的轴承计算L=逆（今3=1334462.7h=152.33y10h 60hP符合寿命要求〃v=1568.9NFAH=1385.41NFBV=3137.81N尸bh=376.67N5、键连接设计项目计算内容计算结果

h1.高速轴与电机轴连接键的选择和校核静联接，选用普通平键，圆头，故应选用键10双，键长56，标准GB/T1096-2003接触长度〃=1-^=56-10=46轴径d=30o=4^—=19.74MPaa=120〜150MPaP 拉x〃xd P%<%故满足要求h2.中间轴与减速大齿轮连接键的选择和校核静联接，选用普通平键，圆头，故应选用键14对,键长40，标准GB/T1096-2003接触长度〃=L-匕=40-14=26轴径d=45o=4^—=88.36MPaa=120〜150MPaP 拉xL,xd P%<%故满足要求3.中间轴与减速小齿轮连接键的选择和校核静联接，选用普通平键，圆头，故应选用键14对,键长76,标准GB/T1096-2003接触长度〃=L-匕=76-14=62轴径d=42a=^Z_=39.7MPaa=120〜150MPaP 拉xL,xd P%<%故满足要求4.低速轴与二级减速大齿轮连接键的选择和校核静联接，选用普通平键，圆头，故应选用键18W1,键长70,标准GB/T1096-2003接触长度〃=L-匕=70-18=52轴径d=63a=^Z—=77.25MPa a=120〜150MPaP 拉xL,xd P%<*故满足要求hh5.低速轴与输静联接，选用普通平键，圆头，故应选用键14#，键长70，标准GB/T1096-2003%<%故满足要求出联轴接触长度〃=L-b=70-14=56器连接轴径d=45键的选o=-^―=122.74MPaa =120〜150MPaP hxL’xd P择和校核四、减速器箱体及附件的设计.减速器尺寸减速器箱体结构的尺寸名称符号尺寸箱座壁厚8二级：0.025a+3美，8mm箱盖壁厚同二级：0.025a+3美，8mm箱座凸缘厚度b1.58,12mm箱盖凸缘厚度b1.58,12mm

h箱座凸缘厚度回2.53,20mm地脚螺栓直径回0.036a+12,20mm轴承旁联接螺栓直径回0.75 ,16mm箱盖与箱座联接螺栓直径回(0.5〜0.6)d1,,10mm联接螺栓回的间距0150〜200mm轴承端盖螺钉直径回(0.4〜0.5)[df|,8mm窥视孔盖螺钉直径回(0.3-0.4)df,,6mm定位销直径d(0.7-0.8)回,6mm安装螺栓直径回16mm外箱壁至轴承座端面距离lLxlc+c+(5-8),48mm大齿轮顶圆与内壁距离回>1.23,10mm齿轮端面与内壁距离国>3,10mm.减速器的润滑①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y412—15m/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，