壓床機械設計說明書

1、壓床機械設計說明書壓床機械設計說明書機械設計課程設計計算說明書設計題目：壓床機械傳動系統(tǒng)設計（九）班級：設計者：指導老師：校名：XXXX2011年XX月XX日目錄1、設計題目.22、傳動方案的確定.23、電動機類型和功率的選擇.24、確定總傳動比、分配各級傳動比、功率及轉矩.35、皮帶傳動設計計算.36、低速級齒輪設計.57、皮帶輪的設計.88、高速級齒輪設計.109、軸的設計及校核131、第一根軸的設計及校核132、第二根軸的設計及校核153、第三根軸的設計及校核1810、鍵的校核2011、軸承壽命校核22十二、減速器機體結構尺寸24十三、總結24附錄設計及說明結果一、設計題目：壓床機械傳動

2、系統(tǒng)設計二、傳動方案的確定（根據(jù)電機轉速和曲柄軸轉速的比值，選擇傳動機構并比較，確定傳動系統(tǒng)方案）根據(jù)此壓床的要求，我們選擇了電動機、皮帶傳動、二級展開斜齒輪減速器構成的原動、傳動裝置。皮帶傳動是一種撓行傳動，結構簡單，傳動平穩(wěn)，價格低廉和緩沖吸振等特點，可以布置在高速機，可以滿足壓床的一定的波動二級展開式減速器結構簡單，傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長等優(yōu)點。斜齒輪傳動平穩(wěn)性好，沖擊和噪聲小，可以傳遞高速的大力矩，綜合上述，所選擇的傳動裝置可以滿足條件。三、電動機類型和功率的選擇；由負載的要求可以推算由聯(lián)軸器輸由端的功率P=2.886KW,轉速n=90r/min.查機械設計手

3、冊及要所選擇的零件可知，皮帶傳遞效設計及說明結果率n1=0.96，齒輪效率n2=0.97,軸承效率n3=0.98,聯(lián)軸器效率n4=0.99,由此可以推算由總功率刀總=n1xn143X刀4=0.96x0狗0.98x0.99=0.8416所以，原動機功率P=2.886/0.8416=3.429KW查Y序列三相異步電動機技術數(shù)據(jù)可知，應該選擇Y112M-4電動機，具額定功率為4KW,轉速n=1440r/min。四、確定總傳動比、分配各級傳動比、功率及轉矩；總傳動比i=1440/90=16,查機械傳動比手冊，取皮帶傳動比i1=2.5,齒輪高速級是低速級的1.1倍，則第一級傳動比i2=2.64,第二級傳

4、動比i3=2.4,從而得到：一級軸轉速n1=1440/2.5=576,功率P1=3.23KW,轉矩T1=0.054二級軸轉速n2=576/2.64=218.18，功率P2=3.07KW,轉矩T2=0.123三級軸轉速n3=218.18/2.4=90.90,功率P3=2.92KW,轉矩T3=0.31五、皮帶傳動設計計算1、確定功率Pca由課本表8-7得工作情況系數(shù)KA=1.1Pca=1.14=4.4KW2、選擇V帶傳動,根據(jù)Pca、n1由圖8-19選用A型3、確定皮帶的基準直徑dd1,并驗算帶速V1)、初選小帶輪基準直徑dd1,由表8-6和8-8取小帶輪dd1=90mm。2)、驗算帶速V=0.7

5、43m/s設計及說明結果滿足在525m/s范圍內，符合條件。3)、計算大帶輪基準直徑dd2dd2=idd1=2.5泡0=255mm查表8-8,圓整為dd2=224mm4、確定V帶的中心距a和基準長度Ld1)、0.7(dd1+dd2)<a0<2X(dd1+dd取a0=500mm2)、Ld02a0+(兀/2)(dd1+dd2)+(dd2d1)2/(4a0)=2X500+(兀/2)X314+1342/(4X500150mmm表8-2基準長度Ld=1600mm3)、中心距aa0+(LdLd0)/2=(500+(1600-1502)/2)mm弋549mm心距變化范圍：525mm597mm5、

6、驗算小帶輪上的包角a1a1=180-(dd2-dd1)X57.3/549弋1666、<帶的根數(shù)Z1)、計算單根V帶的額定功率Pr由dd1=90mm,n1=1440r/min,查表8-4a得P0=1.064KW由n1=1440r/min,i=2.5和A型帶，查表8-4b得P0=0.17KW查表8-5得Ka=0.964，查表8-2得KL=0.99，P2=(P0+AP0)KaKL=(1.064+0.17)X0.964X0.99KW=1.015KW2算V帶得根數(shù)設計及說明結果Z=Pca/Pr=4.4/1.015=4.335,故取5根V帶7、計算單根V帶得初拉力的最小值(F0)min由表8-3得A

7、型帶單位長度質量q=0.1Kg/m，(F0)min=500R2.5-Ka)Pca/(KaxZXv)+qv2=500X2.5-0.964)4.4/(0.964SX6.78)+0.16782=108N應使帶的實際初拉力F0>(F0)min新安裝應為1.5(F0)min=162N8、計算壓軸力Fp(Fp)min=2XZX(F0)minxsin(a1/2)=2x5X108xsin(166°/2)N=1075.8NA型V帶，小帶輪直徑90mm,大帶輪直徑224mm,中心距范圍是525597mm,取5根V帶，初拉力162N,材料為HT150O六、低速級齒輪設計1、選定齒輪類型，精度等級、材

8、料及齒數(shù)1)、按原理圖所示，選擇斜齒圓柱齒輪傳動。2)、鍛壓機床，傳動速度不高，選用8級精度3)、材料選擇，由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr(調質)、硬度為280HBS,大齒輪材料為40Cr(調質)、硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS4)、選小齒輪齒數(shù)為Z1=20,大齒輪齒數(shù)Z2=20X2.4=485)、初選螺旋角為14°設計及說明結果2、按齒面接觸強度設計(1)、確定公式內的各計算數(shù)1)、試選kt=1.62)、由圖10-30選擇區(qū)域系數(shù)ZH=2.4333)、由圖10-26查取&11=0.74&22=0.82&=£a1+ea2=1.5

9、64用接觸應力取d=1,彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa?，查6Hmin1=550Mpa,6Hmin1=500Mpa,循環(huán)次數(shù)N1=3.1418M08,N2=1.31X108,KHN1=0.95,KHN2=1.06,S=1,6H1=522.5Mpa,6H2=530Mpa(S5H)=1+6H2/2=526.25Mpa,代入公式的d1t=65.05(2)、計算圓周速度V=(3.14W1t=n1)/(601000)=0.743m/s(3)、計算齒寬b及模數(shù)b=65.05mmmnt=3.16mmh=2.25mnt=7.11mm,b/h=9.15(4)、計算重合度，£B=0.318dZtan

10、B=1.59慚載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)KA=1.25,根據(jù)V=0.743m/s、精度等級為8級，可以選擇KV=1.1,KHB=1.455,KF0=1.4,KHa=KFa=1.4設計及說明結果所以，K=KAKVKFBKHa=1.25X1.1X1.4X1.45(5=2破實際載荷系數(shù)校正分度圓直徑及模數(shù)d1=78.39mm,mn=3.83、按齒根彎曲強度設計mn=1)、k=KAKVKFaKFB=1.25X1.1X1.4X1.4=2.6952=1.59旋影響系數(shù)YB=0.883)、計算當量齒數(shù)ZV1=Z1/cos3B=20/cos314=21.89ZV2=Z2/cos3B=48/cos314=52)54

11、杳取齒形系數(shù)，查取表YFa1=2.724,YFa2=2.3115)、查取應力校正系數(shù)，由表10-5查得YSa1=1.569,YSa1=1.7016)、計算大小的YFaXYsa/6F,并力口以比較YFa1XYsa1/6F1=2.724X2.311/289.29=0.02176YFa2XYsa2/6F2=1.569X1.701/251.43=0.016071)、設計計算mri>=2.659mm所以取模數(shù)為3mm。4、幾何尺寸計算設計及說明結果(1)、計算中心距,a=(Z1+Z2)/(2XcosE=126.76,取127。(2)、按圓整后的中心距修正螺旋角的0=14.41。°(3)、

12、計算大小齒輪的分度圓d1=Z1Xmn/cosB=74.34d2=Z2Xmn/cosB=179.66(4)、計算齒輪寬度b=OdXd1=1>74.34=74.34，圓整后取B2=75,B1=808、皮帶輪的設計1.確定計算功率Pca,由表8-7查得工作情況系數(shù)Ka=1.1,Pca=1.14=4.4KW2.選擇V帶傳動的帶型，由Pca,n1據(jù)圖8-11確定選用A型帶3.確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶輪速度v1)初選小帶輪的基準直徑dd1,由表8-6和表8-8取小帶輪dd1=90mm2)驗算帶輪的速度v計算得v=6.78m/s:5m/s<v<30m/s故帶輪的速度合適。3)計算大帶

13、輪的基準直徑dd2dd2=iXd1=2.5溜0=225mm設計及說明結果查表8-8,圓整為dd2=224mm4.確定V帶的中心距a和基準長度Ld1)由公式0.7(dd1+dd2)<ao<2(dd1+dd2)取a=500mm2)Ldo2ao+Kdd1+dd2)/2+(dd1+dd2)由表8-2查得基準長度Ld=1600mm3)中心距a=ao+(Ld-Ldo)/2=549mm中心距變化范圍525mm597mm4)、驗算小帶輪的包角oc1a1=180-(dd2-dd1)57.3/a=166°A90MWJ根數(shù)Z1)、計算單根V帶的額定功率Pr由dd1=90mm,n1=1440r/

14、min查表8-4a得Po=1.064KW由n1=1440rmin,i=2.5和A型帶查表8-4b得APo=0.17KW查表8-5得Ka=0.964,查表8-2得KL=0.99/.P2=FKcXKL(Po+APo)=1.015KW2)、計算V帶的根數(shù)ZZ=Pca/Pr=4.4/1.015=4.335,選Z=56.計算單根V帶的初拉力的最小值Fomin由表8-3得A型帶單位長度質量q=0.1kg/m，F(xiàn)omin=500(2.5-Ka)Pca/(KLXZXv)+qvXv=108N應使帶的實際初拉力Fo>Fomin新安裝應為1.5Fomin=162N設計及說明結果7.計算壓軸力FpFpmin=2

15、ZXFominsin(a/2=1075.8N選A型V帶小帶輪直徑為90mm大帶輪直徑為224mm中心距范圍是525mm597mm取5根V帶，初拉力為162N,材料HT150選取A型V帶輪型號(大帶輪)大帶輪直徑為224mm，選取型號SPA224-5-3020-25,查表的大帶輪寬度B=80mm12、高速級齒輪設計1、選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)(1)、按方案選取斜齒圓柱齒輪(2)、鍛壓機床是一般工作機器，速度中等，故選用7級精度(GB10095-88)(3)、材料選擇，根據(jù)表10-1選擇小齒輪材料為40Cr(調質)硬度為280HBS,大齒輪材料為CoCr(調質)硬度為240HBS,二者材

16、料硬度差為40HBS(4)、選小齒輪齒數(shù)Z1=24,大齒輪齒數(shù)Z2=24X2.64=63.36,取Z2=64(5)、選取螺旋角，初選螺旋角B=14°、2按齒面接觸強度設計(1)、確定個計算參數(shù)值試選Kt=106,選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433設計及說明結果由圖10-26查得£a1=0.75£a2=0.86貝U£a1+2=1.61許用接觸應力（yH1=754.4,bH2=727.5計算模數(shù)MnMn=d1xcosB/Z1=45.055xcos14/24=1.89mm3.按齒根彎曲強度設計（1）、確定技術參數(shù)1）計算載荷系數(shù)K=KA<KWXKFaXKF0=

17、1X1.05X1.2X1.2=1.700）根據(jù)縱向重合度£3=1.9（03從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)YB=0.883）計算當量齒數(shù)ZV1=Z1/cos3B=24os314=26.27ZV2=Z2/cos3B=640s3l4=70.054）查取齒形系數(shù)由表10-5查得YFa1=2.592YFa2=2.2645）查取應力校正系數(shù)由表10-5查得YSa1=1.596YSa2=1.7386）計算大小齒輪得YFaXYSa/>F并力口以比較YFaXYSa1/aF1=2.592X1.596/754.4=0.005484YFaXYSa2/aF2=2.264X1.738/727.5=0.0

18、05409計計算Mn>(2X1.7015.35510X0.88Kcos14)/124>2491.61-0.005409X(1/3)=0.958對比計算結果，由于齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大設計及說明結果于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)mn=2.0mm,已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得分度圓直徑d1=46.743mm,來計算應有的齒數(shù)，于是由Z1=d1Xcos0/mn=46.743Xcos14/2=22.68取z1=23,貝Uz2=2.6423=614.幾何尺寸計算1)計算中心距a=(z1+z2)Xmn/2cosB=(26+61)x2/2

19、xcos(14)mm=861卷由曲)距圓整后為86mm2)按圓整后的中心距修正螺旋角B=arccos(z1+z2)xmn/2a=arccos(23+61)%/2>8=13.83°因B值變動不大，所以£qKB,ZH不用修正(3)計算大小齒輪得分度圓直徑d1=Z1xMn/cosB=23X2/cos1350=47.37mmd2=Z1xMn/cosB=61x2/So50'=125mm(4)計算齒輪寬度b=(DdXd1=1X47.37=47.37mn0整后取B2=50mm,B1=55mm設計及說明結果九、軸的設計及校核1、第一根軸的設計(輸入軸)：1.軸的功率P=3.2

20、3KW,又n=576r/min,貝UT1=53560Nmm2.求作用在齒輪上的力，已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d1=m1Z=1.82)23=41.86mmFt=2T1/d1=2559N,Ft=Fttana/cosB=958a=5NItan629.64N3.初定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑，選擇軸的材料為45鋼，調質處理，根據(jù)表5-3,取A0=120,于是，dmin=21.4mm輸曲軸的最小直徑顯然是安裝皮帶輪處軸的直徑，為了使所選軸的直徑與皮帶輪孔徑相適應，故需要選取皮帶輪的型號皮帶輪的型號為SPA224-5-3020-254.軸的設計(1)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了

21、滿足皮帶輪的軸向定位要求，軸端需輸由一軸肩，故取該段的直徑為d2=d1+2h12=28mm取L1=50mm左端用軸端擋圈直徑為30mm(2)初步選取滾動軸承，因為軸承同時受到徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)d2=28mm,由軸承殘品目錄初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐設計及說明結果滾子軸承30206,其尺寸為d>DXT=30mm<62m/17.25mm(3)因為軸承的d=30mm,故d3=30mm,L3=T+L=28.25mm(4):4=5mm,，L4=A2+A3+b3+-(L3-T)=96d4=d3+2h34=34mm(5)L5=b1=5

22、5mm,d5=d1=47.37mm(6)d6=d軸承=30mm,L6=+T+A2+2=39.25mm校核如下圖：設計及說明結果合格2、第二根軸的設兩齒輪上的力：初步確定軸的最小直徑查表4-1取2=10mm查圖4.10(b)取3=10mm查圖4.12取4=5mm則有各軸段的直徑：d1=30mm設計及說明結果d2=d1+2h12=30+2(0.070.1)30=30+2X0.1W0=36mmd3Ad2+2h23=36+2X0.1X36=43.2mm取d3=44mmd4Ad3+2h34=44+2X0.1X44=52.8mm5=36mm,d6=30mm各軸段的長度L1=A2+A3+(12)+B軸承=1

23、0+10+2+17.25=39.25mmL2=B小齒輪-2=80-2=78mmL3=A4=5mmL4>1.4h34=1.4X0.1X44=6.16rmmL4=7mmL5=B大齒輪-2=50-2=48mmL6=2+A2+B軸承=2+10+10+17.25=39.25mm查表12.4得a13.8mm則LAB=64.35mm,LBC=75mm,LCD=51.95mmLAC=139.35mm,LAD=116.3mm作圖分析軸的負載圖，彎矩圖H面EF=0則FtB=FtC+FrAH+FrDH匯M=0則FtB>LAB=FtCXLAC+FrDHXLADV面匯F=0則FaA+FrC+FaD=FrBE

24、M=0貝UFrBXLAB+FaDXLAD=FrCXLAC計算得MBH=200385.9NmmMCH=274240.8NmmMDH=73854.9Nlmm設計及說明結果則合成之后有Mmax=283.4Nlm軸受力分析圖軸的強度校核計算如下：1）抗彎截面系數(shù)計算設計及說明結果（-1=60Mpa,（yca=72.5Mp率1.7X-1產(chǎn)102Mpa故軸符合要求3、第三根軸的設計1）、選擇45號鋼，取A0=110,則最小直徑dmin=A0=?2）、輸由軸應該為最小直徑軸，安裝在聯(lián)軸器處，軸d1,把dmin放大1.05倍后查表得，可以取型號為LH3即得到d1=38mm,L1=60mm3）、第二段軸安裝軸承

25、端蓋，d2=d1+2ha=38+38<0.07=43.32，根據(jù)Y型密封圈型號取d2=45mm,長度為L2=50mm。4）、第三段安裝軸承，查表可以取型號為30210,即內徑為d3=50mm。長度根據(jù)公式L3=40.255）、第四段為不重要段，d4=57mm,L4留在最后取值。6）、第七段安裝軸承，和第三段一樣，取d7=50mm,L7=40.257）、第六段安裝齒輪，取d=57,L6=73設計及說明結果校核設計及說明結果如上圖所示，分析如下T=310N-m,Ft=2T/d=3451NFr=Fttana/cosB=1296.86NFa=FttanB=886.71NFNH2=3451X61.

26、75/188=1133.51N,FNH1=2317.49NMH=2317.49X061.75=143105Ma=FaD/2=886.71179.66/2=17653.16FNV1=870.90N,FNV2=425.96NMV1=FNV1-L1=870.961.75=53778.1MV2=MV1-Ma=53778.1-17653.16=36124.94M1=152876.18Nm,M2=147594.22NmMeB左=乂1=152876.18,MeB右=237444.8Med=186000b處Wb=15981.75,d處Wd=4667.87在b處aca=15.1=60，在d處(yca=39.85

27、W=60所以該軸合格十、鍵的校核1、高速級齒輪鍵的校核(1)、小齒輪鍵的選擇，根據(jù)T2=123N-m試選取A型平鍵，查表6-2取(yp=100120Mpa鍵寬雌高二10X8,鍵的長度L=70mm,鍵的工作長度l=L-b=70-10=60mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=4mm設計及說明結果則ap1=28.47Mpa<crp此鍵合格(2)、大齒輪鍵的選擇，鍵寬X鍵高=10X8,鍵的長度L=450mm,鍵的工作長度l=45-b=45-10=35mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=4mm貝Uap2=48.76Mpa<crp止匕鍵合格故有小齒輪選取鍵10X70GBT/1096

28、-2003大齒輪選取鍵10必5GBT/1096-20032、低速級鍵的校核1)、齒輪鍵為鍵16X10,L=63,6P=2TX10/kldW6蔭，中k=0.5h=5,l=L-b=47,d=57,T=310NXm,取6p=10020眼110。計算得6P=47.3W,6窗格。2)、聯(lián)軸器鍵為鍵10X60,L=50,6P=2TX10/kld其中：k=0.5M=4,l=L-b=40,d=38,T=310N?m取6p=100200取110,計算得6P=101.97W6,附格。故有齒輪鍵為：鍵16X63GBT/1096-2003鍵10X50GBT/1096-2003設計及說明結果十一、軸承壽命校核1、輸入軸

29、承的驗算已知軸上齒輪受到的切向力Ft=2261N,徑向力Fr=848N,軸向力Fa=557N,齒輪的分度圓直徑d=47.33mm,齒輪的轉速n=576r/min,運轉中有中等沖擊載荷，軸承預期壽命Lh'=300X10X8=24000h,選軸承的型號為30206,查滾動軸承樣本可知圓錐滾子軸承30206的基本額定動載荷C=43300N基本額定靜載荷C0=50500N(1)求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2Fr1V=548N,Fr2V=Fr-Fr1V=300NFr1H=1633N,Fr2H=628NFr1=1722N,Fr2=696N(2)計算派生軸向力Fd查表得Y=1.6Fd1=Fr1

30、/2Y=538N,Fd2=Fr2/2Y=217.5N(3)求軸向力FaFa1=538N,Fa2=Fa+Fd2=774.5N(4)求軸承當量載荷P,查表得e=0.37因為Fa1/Fr1=538/1722=0.314e由表13-5分別進行查表或差只計算徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為：設計及說明結果對軸承1X1=1Y1=0對軸承2X2=0.4Y2=1.6因軸承運轉中有中等沖擊載荷，按表13-6,fp=1.21.8取fp=1.8,則P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=1.8(1乂722+0>538)=3099.6NP2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1.8(0.4696+1.6漢74.5)=2

31、732N(5)驗算壽命因為P1>P2,所以按軸承1的受力大小驗算Lh=106/60n(C/P1)=36762.36h>29200h=10年工作時間故所選軸承滿足壽命要求2、圓錐滾子軸承的壽命校核Fre=Fr=Fttana/cosB=1Z96F86=FttanB=886.71NFr1V=Fre¥26.25/188=870.9N,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=0.533>e取X1=0.4,