薄壁零件沖床機構(gòu)設計計算說明書范本(doc42頁)

1、薄壁零件沖床機構(gòu)設計計算說明書范本（doc 42頁）矢京航咳航夭大爭機械設計課程設計計算說明書設計題目： 薄壁零件沖床機構(gòu)設計學 院設計者：指導教師：2012年6月6日北京航空航天大學目錄一、設計任務書11、設計題目：薄壁零件沖床的設計12、設計背景：13、設計參數(shù)：24、設計任務2二、總體方案設計21、傳動法案的擬定22、電動機的選擇43、傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)5三、傳動零件的設計61、斜齒圓柱齒輪的設計6 高速及齒輪設計6(2) 低速級齒輪設計112、傳送帶的設計163、軸的設計18高速軸的設計18(2) 中速軸的設計22(3) 低速軸的設計264、軸承的設計和校核305、鍵連接設計32

2、四、減速器箱體及附件的設計331.減速器尺寸33Z減速器的潤滑34L密封件的選擇35五、其他35六、參考資料36前言機械設計綜合課程設計是針對機械設計系列課程的要求，由原機械 原理課程設計和機械設計課程設計綜合而成的一門設計實踐性課程: 是繼機械原理與機械設計課程后，理論與實踐緊密結(jié)合，培養(yǎng)工科學 生機械工程設計能力的課程。此次著重對薄壁零件沖床機構(gòu)進行了設計，涉及到了沖床的尺寸, 選材，熱處理方式，工作條件，應力校核等多方面。對前面所學的知 識進行了回顧以及綜合的運用，主要涉及到材料力學，機械原理，機 械設計，工程材料等課程。、設計任務書K 設計題目:薄壁零件沖床的設計2、設計背杲：（1）工

3、作原理：薄壁零件沖床的組成框圖如圖1所示。8圖1薄壁零件沖床的組成框圖工作原理如圖2d所示。在沖制薄壁零件時，上模（沖頭）以較大的速度接 近坯料，然后以勻速進行拉延成形工作，接著上模繼續(xù)下行將成品推岀型腔， 最后快速返回。上模退出下模后，送料機構(gòu)從側(cè)面將坯料送至待加工位置，完 成一個工作循環(huán)。圖2薄壁零件沖制工作原理圖（2）設計條件與要求動力源為電動機，上模做上下往復直線運動，其大致運動規(guī)律如圖2b所示, 要求有快速下沉.勻速工作進給和快速返回的特征。上模工作段的長度 L=40100mm,對應曲柄轉(zhuǎn)角=6090；上模行程長度必須大于工作段長度的兩 倍以上，行程速比系數(shù)KM1.5。上模到達工作段

4、之前，送料機構(gòu)己將坯料送至待加工位置（下模上方），如 圖2a所示。送料距離L=60250mm。要求機構(gòu)具有良好的傳力特性，特別是工作段的壓力角a應盡可能小，一般 取許用壓力角a =50o生產(chǎn)率為每分鐘70件。按平均功率選用電動機。需要5臺沖床。室內(nèi)工作，載荷有輕微沖擊，動力源為三相交流電動機。使用期限為10年，每年工作250天，每天工作16小時。每半年保養(yǎng)一次，每三 年大修一次。(3) 生產(chǎn)狀況：中等規(guī)模機械廠，可加工7、8級精度的齒輪、蝸輪。3. 設計參數(shù)：沖床載荷5500N,上模工作段長度L=90,工作段對應的曲柄轉(zhuǎn) 交 4=854. 設計任務(1) 機構(gòu)系統(tǒng)總體運動方案；畫出系統(tǒng)運動簡圖

5、，完成運動方案設計論證報告。(2) 成傳j系統(tǒng)或執(zhí)行系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設計，畫出傳動系統(tǒng)或執(zhí)行系統(tǒng)的裝配圖。(3) 設計主要零件，完成2張零件工作圖。(4) 編寫設計說明書。二、總體方案設計1、傳動法案的擬定根據(jù)設計任務書，該傳動方案的設計分成原動機.傳動機構(gòu)和執(zhí) 行機構(gòu)三部分。(1) 原動機的選擇按設計要求，動力源為三相交流電動機。(2) 傳動機構(gòu)的選擇可選用的傳動機構(gòu)類型有：帶傳動.鏈傳動. 齒輪傳動.蝸輪蝸桿傳動。帶傳動平穩(wěn)性好，噪音小，有緩沖吸震及過 載保護的能力，精度要求不高，制造、安裝.維 護都比較方便，成本也較低，但是傳動效率低， 傳動比不恒定，壽命短；鏈傳動雖然傳動效率髙, 但會引起一

6、定的震動，且緩沖吸震能力差；蝸輪 蝸桿傳動對然平穩(wěn)性好，但效率低，沒有緩沖吸 震和過載保護的能力，制造要求精度高；而齒輪 傳動傳動效率高，使用壽命長，傳動比恒定，工 作平穩(wěn)性好，完全符合設計要求，故選用齒輪傳 動?？倐鲃颖?3. 857,不是很高，也無傳動方向 的變化，所以初步?jīng)Q定采用二級圓柱斜齒輪減速 器,以實現(xiàn)在滿足傳動比要求的同時擁有較高的 效率和比較緊湊的結(jié)構(gòu)，同時封閉的結(jié)構(gòu)有利于 在粉塵較大的工作環(huán)境下工作。簡圖如下：(3) 執(zhí)行機構(gòu)的選擇工作機應采用往復移動機構(gòu)?？蛇x擇的有：連桿機構(gòu)、凸輪機構(gòu). 齒輪齒條機構(gòu)、螺旋機構(gòu)。本設計是要將旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換為往復運 動，所以連桿機構(gòu)、凸輪機構(gòu)、

7、齒輪齒條機構(gòu)均可，凸輪機構(gòu)能 夠較容易獲得理想的運動規(guī)律，而齒輪齒條機構(gòu)加工復雜.成本 高，所以不采用。同時由于不考慮送料機構(gòu)，同時考慮到凸輪尺 寸以及運動規(guī)律實現(xiàn)的可行性，結(jié)合前輩的經(jīng)驗和自己的思考, 最終決定一種方案。簡圖如下：1改進方案ranTHUD2傳統(tǒng)方案(4)(1)(2)方案評價傳統(tǒng)方案和改進方案都滿足設計要求，但是和傳統(tǒng)方案相 比，改進方案中由于利用的杠桿原理，工件端傳遞力矩和運動 規(guī)律更簡單的通過兩平行杠桿傳遞到傳動機構(gòu)端，同時壓力角 更易計算，而且傳動更平穩(wěn)。綜上所述，最終決定使用改進后的方案。2. 電動機的選擇選擇電動機類型按工作要求，選用Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步

8、電動機，電壓380Vo選擇電動機容量電動機所需工作效率為凡空沖壓載荷F=5500N,上模工作段長度L=90mm,上模工作段對應的曲 柄 0=85, n=70r/min上模工作時間t盞X空=0, 2024ooU 71工作機所需功率R產(chǎn)?巴二246kw3程傳動裝置的總效率T利1於磅可4耳5其中：聯(lián)軸器效率 = 099閉式齒輪傳動效率 = 0.97 滾動軸承效率 = 0.99 （對） 鏈傳動效率 = 0.97 凸輪曲柄滑塊效率心=0.5 計算得耳=0.44 所需電動機功率P滬也5. 59kw因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率En大于幾即可。 根據(jù)所査數(shù)據(jù)，選電動機的額定功率為75kw（3）選擇電動機轉(zhuǎn)速工作

9、轉(zhuǎn)速nw = 70r/min,通常，耳機圓柱齒輪減 速器減速比為840,則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍耳= ianw = （840） X70r/min=5602800i7min。 進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選用同步轉(zhuǎn)速為 1000r/min,選定電機型號為Y160M-6,額定功率 = 7.5kw,滿載 轉(zhuǎn)速為=970。3、傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)（1） 分配傳動比A、總傳動比ia = =9= 13.857M W/UB、分配傳動裝置各級傳動比取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比il2 =麗=71.4 X 13.857 = 4.405則低速級得傳動比= = 鬻 =3.146（2） 參數(shù)的計算A、

10、0軸（電動機軸）5.59Po = Pd = 5.59kwn0 = nm = 970r/minro = 9550g= 9550x= 55.04N.mB I軸（高速軸）P 輸入=Po% = 5.59 x 0.99kw = 5.53kwP I輸出=P I輸入他】=5.48kwn i = n0 = 970r/minP i輸入槁入= 955仝= 54.49Nm= 95504F= 53-95N-mII軸（中速軸）Pr輸入=卩1輸出可2 = 536kw卩11輸出=S輸入3 = 531kwn tnn = -= 220.20r/minl12=955。晉=25 m=9550卩!1輸岀=230.29N mD. m軸

11、（低速軸）Pm輸入=卩11輸出3“2 = 510kwPm輸出=Pm輸入3 = 505kwTin輸入nn=70r/min= 955 nm = 695,92N mTfll輸出=9550 f111 輸出=688.96N - mnm軸名功率P/kw轉(zhuǎn)矩T/N-m轉(zhuǎn)速 r/min傳動 比i效率T1輸入輸出輸入輸出電機軸5. 5955. 0497010. 99I軸5. 535. 4854. 4953. 959704.4050.96II軸5. 365.31232. 62230. 29220.23. 1460. 96m軸5.105. 05695. 92688. 9670三、傳動零件的設計1、斜齒圓柱齒輪的設計

12、（1）高速及齒輪設計計算項目計算內(nèi)容計算結(jié)果1.選擇材料 和精度等級考慮到主動輪輪速不是很高，故采用斜齒， 小齒輪用40Cr,調(diào)制處理，硬度241286HB, 平均取260HB,大齒輪用45鋼，調(diào)制處理， 硬度為229286HB平均取240HB。8級精度。2.初步計算 小齒輪直徑因為采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?，按齒面接觸強度 初步估算小齒輪分度圓直徑，心 碼扁,初取B曲九756, 動載荷系數(shù)K=1.4,轉(zhuǎn)矩八= 9550么=54.49N-m,齒寬系數(shù)屮d = 1査表基礎疲勞強度如limi = 710Mpa, Hlim2 = 580Mpa則 Ohpi = O90Hiimi = 639MPahp2 = 9

13、如恤2 = 522MPa初步計算許用接觸應力Ohp - 522MPa,估算 心 756 x 嚀彎 % 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.確定基本 參數(shù)校核圓周速度V和精度等級圓周速度V_ ”心心-71X53X970 - 2.69m/s, 60X100060X10007精度等級取8級精度合理確定齒數(shù)Z = 26, Z? = Z x i = 4.405 X26 = 114.53,取Z2 = 115 （互質(zhì)）確定

14、模數(shù)叫=-=| = 2.038mm,査表取 Z126mn = 2 mm確定螺旋角 B = arccos = arccos-=11.08 （與估計值接近）小齒 輪直徑 g = mtzx = 2.038 x 26 = 52.988mm大齒輪直徑 d? = mtz2 = 234.37mm 初步齒寬b = dWd = lx 53 = 53mm 校核傳動比誤差：因齒數(shù)未做圓整，傳動比 不變。Z = 26Z2 = 115B = 11.08 dx = 52.988mm d2 = 234.37mmb = 53mm4校核齒面 接觸疲勞強 度由切=乙厶乙ZbQkaKyK僉甲 %校核齒面解除疲勞強度。計算齒面接觸應

15、力oh節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH = 2.42彈性系數(shù)Ze =189.8jN/mm2重合度系數(shù)由端面重合度和和縱向重合度&確定，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由于無變位，端面嚙合角& = t = 29.35解得乙=1-695 縱向重合度為=bsinp _ 53xsinll.08enmn2n1.621 1aHPi = 817MpaOhp = 736MPa螺旋角系數(shù)Zp

16、 = Jcosp = 7cosll.08 = 0.99使用系數(shù)Ka=1. 50動載荷系數(shù)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齒間載荷分布系數(shù)，其中：對稱支承，調(diào)質(zhì) 齒輪精度等級8級KHp = A + B(#)2 + C 103b = 1.46 齒面接觸應力oh = 648.9N/mm2 計算許用接觸應力hp HP -c總工作時間：切=10 x 365

17、 x 8 x 2 = 58400h應力循環(huán)次數(shù)：NL1 = 60丫和總=3.4 x 109hN- 一 s - 7.72 X 10%接觸強度壽命系數(shù)：Znt = 1.06, nt2 =1.17接觸強度壽命系數(shù)：ZNTl = 1.06, Zat2 =1.17齒面工作硬化系數(shù)：ZW1 = ZW2 = 1.2 “A1700接觸強度尺寸系數(shù)：z心=ZX2 = 1.0潤滑油膜影響系數(shù):Z- = ZL2 = Zri = Z& =Z% = Z”2 = 1接觸最小安全系數(shù)取S/lim=1.05解得許用接觸應力：如心=817MPa, %氏=736MPa驗算：aH = 648.9 喝總，初取B曲血756, 動載荷系

18、數(shù)K=l. 4,轉(zhuǎn)矩7 = 9550乜=W1 232.62N -m,齒寬系數(shù)屮d = 1 查表基礎疲勞強度如limi = 710Mpa, 如血2 = 580Mpa 則pi = 0-9（7wijml = 639MPaHP2 = 9如恤2 = 522MPa 初步計算許用接觸應力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.確定基本 參數(shù)校核圓周速度V和精度等級圓周速度V ”心”1 -

19、 -X82X220.2 _*60X100060X10000.945m/s,精度等級取8級精度合理 確定齒數(shù)Z = 32 Z2 = Z X ：23 = 3.146 X32 = 100.672,取z? = 101 （互質(zhì)） 確定模數(shù)叫=2.5625mm,査表取mn = 2.5 mm確定螺旋角B = arccos簫=arccos=12.68 （與估計值接近）小齒輪直徑 g = mtZi = 2.5625 x 32 = 82.000mm大齒輪直徑 d? = mtz2 = 258.813mm 初步齒寬b = 4屮d = 1 x 82 = 82mm 校核傳動比誤差：因齒數(shù)未做圓整，傳動比 不變。Z = 3

20、2Z2 101卩=12.68 dx = 82.000mm d2 = 258.813mmb = 82mm4.校核齒面 接觸疲勞強 度由引=ZHZEZtzjKAKvKH,缶字 %校核齒面解除疲勞強度。計算齒面接觸應力兩節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH = 2.44 彈性系數(shù)Ze =189.8jN/mm2重合度系數(shù)N由端面重合度&和縱向重合度cHP = 817MpaOhp = 736MPa2.32 1站確定，其中:端面重合度乙=舟兇（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由于無變位，端面嚙合角a； = at = 29.35 解得專=1.70縱向重合度為 = bsinP故僵FL螺旋角系數(shù)Zp = Vcosp = /cosl2.683 = 0.99使用系數(shù)Ka = 1.50 動載荷系數(shù)Kv = 1.15272 X 232620=$ =5673.66N心 821.5 X 5673.66b = 103.797N/mm 100N/mm甌=KFa = 1.2cosBcosancos仇= = 0.978cosat齒間載荷分布系數(shù)，其中：對稱支承，調(diào)質(zhì)+ C-103d = 1.38Khp = A +齒輪精度等級8級齒面接

22、觸應力Oh = 604.56N/mm2 計算許用接觸應力HPGHlimNTLvWX HP -cHlim總工作時間：切=10 X 365 X 8 X 2 =58400h應力循環(huán)次數(shù)：N- = 60皿t總=3.4 x 109hNL2= 7.72 x 108h接觸強度壽命系數(shù)：Zn7*i = 1.06, nt2 =1.17接觸強度壽命系數(shù)：ZNT1 = 1.06,=1.17齒面工作硬化系數(shù)：ZW1 = ZW2 = 1.2 -h41700接觸強度尺寸系數(shù)：= Z* = 1.0潤滑油膜影響系數(shù):zLl = zLz = zRl = zRz =z% =ZV2 = 1接觸最小安全系數(shù)取S/lim=1.05解得

23、許用接觸應力：如心=817MPa,嘰 =736MPa 驗算：Qh = 604.56MPa =736MPa接觸疲勞強度較為合適,齒輪尺寸無須調(diào)整。5.確定主 要尺寸中心距：a心+宀2 170.41mm圓整取a171mm由公式a =竿簾可求得精確的螺旋角2cospB = arccos 也：=13.536 合理端面模數(shù)叫=笫= 2.571mmcospcosll.72小齒輪直徑心=mn Zj = 82.286mm大齒輪直徑“2 =Z2 = 259.714mm齒寬b = 82mm b = 90mm b2 = 82mm小齒輪當量齒數(shù)砌=壽=34.82取35 大齒輪當量齒數(shù)=壽=109.91取1106.齒根

24、彎曲 疲勞強度驗 算aF = KA-Kv-KF/?-KFa-jA-YFa-YSa-YYp Ohp計算齒根彎曲應力使用系數(shù) = 1.50動載荷系數(shù)Ky = 1.08 齒間載荷分配系數(shù)Kf = 1.2齒向載荷分配系數(shù)K* = 1.38重合度系數(shù)：Y, = 0.25 + = 0.67fav齒形系數(shù)：% = 2.46, % = 2.22應力修正系數(shù):YSai = 1.65, YSa2 = 1.79oFp1 = 427MPaaFP2 = 401MP螺旋角系數(shù)： = 0.88“1 = 177.69MPa, % = 173.96MPa 計算需用彎曲應力FliTnSTNTVrelTRrelTXpSF .mm齒

25、根彎曲疲勞極限(JFUm1 = 300MPa, oFUm2 = 270MPa 彎曲強度最小安全系數(shù)：5FUm=1.25 彎曲強度尺寸系數(shù)：vX1=yX2 = r 彎曲壽命系數(shù)：也 =0.89, g = 93 應力修正系數(shù)：邑=Yst2 = 2相對齒根圓攪敏感及表面狀況系數(shù)：K/r 譏右=VrelT2 =譏右=RrelT2 = 1(jFPi = 427MPa, “Pr = 401MP 彎曲疲勞強度的校核V FP1 JFi V (JFP17.靜強度校 核無嚴重過載，無需靜載荷校核。2、傳送帶的設計1.確定計算 功率巴Pc = KaPKa = 1.2 P = 505kwPc = 6.06kwPc =

26、 6.06kw2.確定帶型根據(jù)Pc和n選取普通V帶型號：C型帶 小帶輪直徑“心=200215mm=200215mm3.確定帶輪 直徑和帶速C 型帶 n = 970r/min , ddl =210mm, = 0.01ddl = 210mm dd2 = 208mm v = 0.8m/s大帶輪直 d2=xddl(l-s) =207.9mm 取 208mm 小帶輪轉(zhuǎn)速v =曙益=0.8m/s4.計算帶傳 動中心距a 和帶的基準 長度S 0.55 (ddl +dd2) a02 (ddl + dd2)230mm a0 120滿足要求= 1806.確定帶根 數(shù)F。Po = l.Okw i = 1 bP。=

27、Okw 包角系數(shù)匕=1.00長度系數(shù)如=0.88 ZS+帆）認6 88取了條z = 77.確定帶的 初拉力耳=500欽芝-1) +恥2町0.3Fo = 811.8NFo = 811.8N&計算傳動 帶在軸上的 作用力Fq = 2zFosmy-= 11365.2NFq = 11365.2N9.確定帶寬B = (z - l)e + 2f = 182mm 外徑d% = ddl + 2ha h 取 5 dai = 220mm da2 = 218mmB = 182mm3軸的設計(1)高速軸的設計目 項tfi 過 算 H 、VT 設果 結(jié) 算 計11.材熱旄1240cr踴扭度軸 按強算2.轉(zhuǎn)估徑一4870

28、sd 00-列m E _廣系m 3 VV 44 2 c M 8 -瞞- d 的L oSS O 曲長 1 Lt -漏帆 C按軸3.初步 設計周 的結(jié)構(gòu)*對一3n計 選S 初g初1-M424軸的 空間受 力分析Ftl = 2052.08NFri = 762.80NFai = 425.71N該軸所受的外載荷為轉(zhuǎn)矩，小齒輪上的作用力，由 于外部連接聯(lián)軸器故忽略皮帶輪的壓軸力，空間受 力圖如下：輸入轉(zhuǎn)矩G = 54.49N m小齒輪的圓周力吃=字=2052.08N1 i小齒輪的徑向力乞=竽滬=762.80N 小齒輪的軸向力乙=Ftltanp = 425.71N5.計算 軸承支 撐點的 支反力垂直面支反力

29、和彎矩計算=空竺=1563.49N Fbv =電竺=488.59NMvc = 195.44 X 190 = 1856.64 X 20 = 78174.5N mm受力圖和彎矩圖如下:Fav = 1563.49NFbv = 488.59N Mc =78174.5Nmm水平面支反力及彎矩Fah = 635.00N Fbh = 127.80NMrHC = 20448N mm MHC = 31750N mm算制彎 計繪成圖 &并合矩=80804.53 Nmm=84376.03N mm合成彎矩圖圖:7計算 并繪制 轉(zhuǎn)矩圖T = 9.55 x 106 x- = 54.49N mn轉(zhuǎn)矩圖:T = 54.49N

30、 m算制彎 計繪量圖 &并當矩=90043.5N m轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)考慮，取 =%oh = 750MPa a_lb = 75MPa aob = 130MPa a = 0.577M= jM2 + (刃)2 c為危險截面，當量彎矩為:Me =+ (aT)2 = 90043.5N mm當量彎矩圖：Lai1K彎成校的 按合力軸度9.扭應核強G 75MPa q = ： = 危險截面處的彎曲應力：Mg _ Me _ 6.0lMPabW0.1d3bbVb-b安全ob = 6.01MPa(2)中速軸的設計項目設計計算過程計算結(jié)果1.選擇 材料和 熱處理根據(jù)軸的使用條件，選擇40Cr,調(diào)制處理，硬度241 286

31、HB,平均 260HB40Cr調(diào)制處理2.按扭 轉(zhuǎn)強度 估算軸 徑C - 100 d C平- 100*23262 一 28.89mm n7 220.2取軸徑d = 40mmd = 40mm3.初步 設計周 的結(jié)構(gòu)初選3尺寸系列深溝球軸承6308 一對， d=40mm, D=90mm, B=23mm初步設計軸的結(jié)構(gòu)如下圖：深溝球軸承6308一對4軸的 空間受 力分析Ftl = 5653.94NFri = 2116.70NFai = 1361.57NFt2 = 1980.61N = 736.23NFa2 = 410.89N該軸所受的外載荷為轉(zhuǎn)矩，小齒輪上的作用力，由 于外部連接聯(lián)軸器故忽略皮帶輪的

32、壓軸力，空間受 力圖如下：輸入轉(zhuǎn)矩G = 232.62Nm小齒輪的圓周力吃=袞=5653.94N大齒輪的圓周力比=手=1980.61N2 2小齒輪的徑向力匚=筆滬=2116.70N 大齒輪的徑向力饑=筆滬=736.23N 小齒輪的軸向力為】=Ftgcmp = 1361.57N 大齒輪的軸向力民=Ftztcmp = 410.89N5.計算 軸承支 撐點的 支反力垂直面支反力和彎矩計算Fav = 375.61N Fbv = 3297.72NFav = 357.61NFbv = 3297.72NMy =230840.4Nmmmvc2 =18780.5 NmmMVCl = 78174.5N mm MV

33、C2 = 18780.5N mm 受力圖和彎矩圖如下：水平面支反力及彎矩Fah = 1762.42N FBH = 1089.87NMHCi = 76290.9N - mm MHCi = 129789.69N mmM$c = 8812IN mm MHC = 39895.27N mmFa! Fa2Fr)BA算制彎 計繪成圖 &并合矩= 243120.53N mm = 90100.04N mm=84376.03N mmMCi = 264825.70N mm M： = 44094.67N mm 合成彎矩圖圖：7計算并繪制轉(zhuǎn)矩圖T = 9.55 x 106 x- = 232.62N mn轉(zhuǎn)矩圖：T =

34、232.62Nm8.計算 并繪制 當量彎 矩圖Mg=296897.5Nm轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)考慮，取& =肌%oh = 750MPa a_lb = 75MPa aob = 130MPa a = 0.577M= JM2 + (qT)2 C為危險截面，當量彎矩為:Me = jM； + (aT)2 = 296897.5N mm 當量彎矩圖：M和彎成校的 按合力軸度9.扭應核強心 75MPa q = ： = 危險截面處的彎曲應力：Mg _ m： _ 32.58MPabW0.1d3bbVb-b安全Ob = 3258MPa(3)低速軸的設計項目設計計算過程計算結(jié)果1.選擇 材料和 熱處理根據(jù)軸的使用條件，選擇4

35、0Cr,調(diào)制處理，硬度241 286HB,平均 260HB40Cr調(diào)制處理2.按扭 轉(zhuǎn)強度 估算軸 徑C - 100 d C平- 1003/695,92 一 41.77mmn770按聯(lián)軸器的標準系列，取軸徑d = 45mmd = 45 mm3.初步 設計周 的結(jié)構(gòu)初選3尺寸系列深溝球軸承6311 一對， d=55mm, D=120mm, B=29mm初步設計軸的結(jié)構(gòu)如下圖：深溝球軸承6311一對4軸的 空間受 力分析Ftl = 4706.71NFri = 1762.08NFai = 1133.46N該軸所受的外載荷為轉(zhuǎn)矩，小齒輪上的作用力，由 于外部連接聯(lián)軸器故忽略皮帶輪的壓軸力，空間受 力圖

36、如下：輸入轉(zhuǎn)矩G = 695.92Nm小齒輪的圓周力吃=袞=4706.71N 小齒輪的徑向力鳥=弩滬=1762.08N 小齒輪的軸向力耳】=Ftg0 = 1133.46N5.計算 軸承支 撐點的 支反力垂直面支反力和彎矩計算=空 = 1568.9N Fbv =空竺=3137.81NAV 21051210Mvc = 195.44 x 140 = 1856.64 x 70 = 219646.47N - mm 受力圖和彎矩圖如下：Fav = 1568.9NFbv = 3137.81NMc = 219646.47N mm水平面支反力及彎矩Fah = 1385.41N Fbh = 376.67NMrHC

37、 = 26366.9N mm MHC = 193957.4N mm算制彎 計繪成圖 &并合矩合成彎矩圖圖:=293025.67N mm=221223.38N mm7-計算 并繪制 轉(zhuǎn)矩圖T = 9.55 x 106 x- = 695.92N mn轉(zhuǎn)矩圖:T = 695.92Nm算制彎 計繪量圖 &并當矩=90043.5N m轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)考慮，取& =同%(jb = 750MPa a_lb = 75MPa aob = 130MPa a = 0.577Me = J M2 + (刃)2 C為危險截面，當量彎矩為:Me = Jm； + (aT)2 = 497094.66N mm 當量彎矩圖：JLaI

38、X J彎成校的 按合力軸度9.扭應核強a_lb - 75MPa ah - Me -(r lbL lbJb w o 才亠 J危險截面處的彎曲應力：_ m - i9.88MPabWO.ld35,!Pbv + 瑞=3160N當量動載荷：P = fd(XF,. + YFJ査表可得：PrA = 0.56Fa + 2.3 耳=3427.67NPrB = 0.56Fb + 2.3 為=4025.2N 軸承壽命：深溝球軸承 = 3 按壽命短的軸承計算L10h = |(|)3 = 1334462.7h = 152.33y符合壽命要求Fav = 1568.9NPah=1385.41NBV=3137.81NFbh

39、= 376.67N5、鍵連接設計項目計算內(nèi)容計算結(jié)果速電連的和 高與軸鍵擇核 匚軸機接選校靜聯(lián)接，選用普通平鍵，圓頭，故應選用鍵10X8, 鍵長 56,標準 GB/T1096-2003接觸長度L=厶一 b = 56 - 10 = 46軸徑d = 30(To - L 4y - 19.74MPa av - 120150MPaPhxLfxdL PSOp 0J 故滿足要求2中間靜聯(lián)接，選用普通平鍵，圓頭，故應選用鍵14X9,Op 鍵長 40,標準 GB/T1096-2003接觸長度 =L b = 40 14 = 26故滿足要求軸徑d = 45dp - h d - 88.36MPa crp - 1201

40、50MPa3.中間靜聯(lián)接，選用普通平鍵，圓頭，故應選用鍵14X9,% 阮軸與減鍵長 76,標準 GB/T1096-2003速小齒接觸長度厶= L-Z) = 76-14 = 62故滿足要求輪連接軸徑d = 42鍵的選 擇和校 核5 - 人 丁 d 一 39.7MPaTp - 120150MPa靜聯(lián)接，選用普通平鍵，圓頭，故應選用鍵18X11,% 阮鍵長 70,標準 GB/T1096-2003接觸長度 = L-Z)= 70-18 = 52故滿足要求軸徑d = 63連的和帀一人 7 孑 一 77.25MPa ap - 120150MPa5.低速靜聯(lián)接，選用普通平鍵，圓頭，故應選用鍵14X9,Op 1

41、. 2 S , 10mm齒輪端面與內(nèi)壁距離a2 S, 10mm2.減速器的潤滑 齒輪的潤滑閉式齒輪傳動，根據(jù)齒輪的圓周速度大小選擇潤滑方式。圓周速度 v2-l5m/s時，常選擇將大齒輪浸入油池的浸油潤滑。本減速箱中圓周速度 最快的輸入級小齒輪，其圓周速度為2.53m/s,故采用浸油潤滑。對于圓柱齒輪 而言，齒輪浸入油池深度至少為 廣2個齒高，但浸油深度不得大于分度圓半徑 的1/3。為避免齒輪轉(zhuǎn)動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒 輪齒頂距油池底面距離不小于3050mm。根據(jù)以上要求，減速箱使用前須加注潤 滑油，使油面高度達到3371mm。從而選擇全損耗系統(tǒng)用油(GB 443-1989),牌 號為 L-AN10o