薄壁零件沖床機構(gòu)設(shè)計(公式WORD手寫)

機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書設(shè)計題目： 薄壁零件沖床機構(gòu)設(shè)計 機械自動化學(xué)院 設(shè) 計 者： 指導(dǎo)教師： xxxx年x月xx日北京航空航天大學(xué)目錄一、設(shè)計任務(wù)書11、設(shè)計題目：薄壁零件沖床的設(shè)計12、設(shè)計背景：13、設(shè)計參數(shù)：24、設(shè)計任務(wù)2二、總體方案設(shè)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(shè)計61、斜齒圓柱齒輪的設(shè)計6（1）高速及齒輪設(shè)計6（2）低速級齒輪設(shè)計112、傳送帶的設(shè)計163、軸的設(shè)計17(1)高速軸的設(shè)計17(2)中速軸的設(shè)計21(3)低速軸的設(shè)計254、 軸承的設(shè)計和校核295、鍵連接設(shè)計31四、減速器箱體及附件的設(shè)計321.減速器尺寸322.減速器的潤滑333.密封件的選擇34五、其他34六、參考資料35前言 機械設(shè)計綜合課程設(shè)計是針對機械設(shè)計系列課程的要求，由原機械原理課程設(shè)計和機械設(shè)計課程設(shè)計綜合而成的一門設(shè)計實踐性課程：是繼機械原理與機械設(shè)計課程后，理論與實踐緊密結(jié)合，培養(yǎng)工科學(xué)生機械工程設(shè)計能力的課程。 此次著重對薄壁零件沖床機構(gòu)進行了設(shè)計，涉及到了沖床的尺寸，選材，熱處理方式，工作條件，應(yīng)力校核等多方面。對前面所學(xué)的知識進行了回顧以及綜合的運用，主要涉及到材料力學(xué)，機械原理，機械設(shè)計，工程材料等課程。一、 設(shè)計任務(wù)書1、 設(shè)計題目：薄壁零件沖床的設(shè)計2、 設(shè)計背景：（1） 工作原理： 薄壁零件沖床的組成框圖如圖1所示。圖1 薄壁零件沖床的組成框圖 工作原理如圖2a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)下行將成品推出型腔，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(shè)計條件與要求動力源為電動機，上模做上下往復(fù)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(yīng)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)K1.5。上模到達工作段之前，送料機構(gòu)已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應(yīng)盡可能小，一般取許用壓力角=50。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(shè)計參數(shù)：沖床載荷5500N，上模工作段長度L=90，工作段對應(yīng)的曲柄轉(zhuǎn)交=85。4、 設(shè)計任務(wù)（1） 機構(gòu)系統(tǒng)總體運動方案；畫出系統(tǒng)運動簡圖，完成運動方案設(shè)計論證報告。（2） 成傳動系統(tǒng)或執(zhí)行系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計，畫出傳動系統(tǒng)或執(zhí)行系統(tǒng)的裝配圖。（3） 設(shè)計主要零件，完成2張零件工作圖。（4） 編寫設(shè)計說明書。二、 總體方案設(shè)計1、 傳動法案的擬定根據(jù)設(shè)計任務(wù)書，該傳動方案的設(shè)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(shè)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高，但會引起一定的震動，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(shè)計要求，故選用齒輪傳動。總傳動比13.857，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(yīng)采用往復(fù)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(shè)計是要將旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換為往復(fù)運動，所以連桿機構(gòu)、凸輪機構(gòu)、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(fù)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2 傳統(tǒng)方案（4） 方案評價傳統(tǒng)方案和改進方案都滿足設(shè)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（1） 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電動機，電壓380V。（2） 選擇電動機容量電動機所需工作效率為Pn=Pw沖壓載荷F=5500N，上模工作段長度L=90mm,上模工作段對應(yīng)的曲柄=85，n=70r/min上模工作時間t=8536060n=0,2024工作機所需功率Pw=Flt=Fl=2nFl60=2.46kw傳動裝置的總效率=1223345其中：聯(lián)軸器效率1=0.99 閉式齒輪傳動效率2=0.97 滾動軸承效率3=0.99（一對） 鏈傳動效率4=0.97 凸輪曲柄滑塊效率5=0.5計算得=0.44所需電動機功率Pn=Pw=5.59kw因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率Pen大于Pn即可。 根據(jù)所查數(shù)據(jù)，選電動機的額定功率為7.5kw（3） 選擇電動機轉(zhuǎn)速工作轉(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nn=ianw=（840）70r/min=5602800r/min。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Pen=7.5kw,滿載轉(zhuǎn)速為nm=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=nmnw=97070=13.857B、 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i12=1.4i=1.413.857=4.405 則低速級得傳動比i23=iai12=13.8574.405=3.146（2） 參數(shù)的計算A、 O軸（電動機軸） PO=Pd=5.59kw nO=nm=970r/min TO=9550POnO=95505.59970=55.04NmB、 軸（高速軸）P輸入=PO1=5.590.99kw=5.53kwP輸出=P輸入31=5.48kwn=nO=970r/minT輸入=9550P輸入n=54.49NmT輸出=9550P輸出n=53.95NmC、 軸（中速軸）P輸入=P輸出2=5.36kwP輸出=P輸入3=5.31kwn=ni12=220.20r/minT輸入=9550P輸入n=232.62NmT輸出=9550P輸出n=230.29NmD、軸（低速軸）P輸入=P輸出32=5.10kwP輸出=P輸入3=5.05kwn=ni23=70r/minT輸入=9550P輸入n=695.92NmT輸出=9550P輸出n=688.96Nm軸名功率P/kw轉(zhuǎn)矩T/ Nm轉(zhuǎn)速r/min傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電機軸5.5955.0497010.99軸5.535.4854.4953.959704.4050.96軸5.365.31232.62230.29220.23.1460.96軸5.105.05695.92688.9670三、 傳動零件的設(shè)計1、 斜齒圓柱齒輪的設(shè)計（1） 高速及齒輪設(shè)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d1因為采用閉式軟齒面?zhèn)鲃樱待X面接觸強度初步估算小齒輪分度圓直徑，d1Ad3KT1dHP2u+1u，初取=13，Ad=756，動載荷系數(shù)K=1.4，轉(zhuǎn)矩T1=9550P1n1=54.49Nm，齒寬系數(shù)d=1查表基礎(chǔ)疲勞強度Hlim1=710Mpa，Hlim2=580Mpa則HP1=0.9Hlim1=639MPaHP2=0.9Hlim2=522MPa初步計算許用接觸應(yīng)力HP=522MPa,估算d175631.454.49152224.4+14.4=52.98初取d1=53mmK=1.4T1=54.49NmHlim1=710MpaHlim2=580MpaHP1=639MPaHP2=522MPad1=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=d1n1601000=53970601000=2.69m/s，精度等級取8級精度合理確定齒數(shù)z1=26，z2=z1i=4.40526=114.53,取z2=115（互質(zhì)）確定模數(shù)mt=d1z1=5326=2.038mm，查表取mn=2mm確定螺旋角=arccosmnmt=arccos22.038=11.08（與估計值接近）小齒輪直徑d1=mtz1=2.03826=52.988mm大齒輪直徑d2=mtz2=234.37mm初步齒寬b=d1d=153=53mm校核傳動比誤差：因齒數(shù)未做圓整，傳動比不變。z1=26z2=115=11.08d1=52.988mmd2=234.37mmb=53mm4.校核齒面接觸疲勞強度由校核齒面解除疲勞強度。計算齒面接觸應(yīng)力H節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.42 彈性系數(shù)ZE=189.8N/mm2重合度系數(shù)Z由端面重合度a和縱向重合度確定，其中：端面重合度a=12z1tanat1-tant+z2tanat2-tant t=arctantanncos=20.35at1=arccosdb1da1=arccosd1costda1=29.33at2=arccosdb2da2=arccosd2costda2=22.80由于無變位，端面嚙合角t=t=29.35解得a=1.695縱向重合度為=bsinmn=53sin11.082=1.6211故Z=1=11.695=0.768螺旋角系數(shù)Z=cos=cos11.08=0.99使用系數(shù)KA=1.50 動載荷系數(shù) KV=1.15Ft=2T1d1=2=2056.23NKAFtb=1.52059.2353=58N/mm100N/mmKH=KF=cosb2=1.6950.9842=1.75cosb=coscosncost=0.984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KH=A+B(bd1)2+C10-3b=1.46齒面接觸應(yīng)力H=648.9N/mm2計算許用接觸應(yīng)力HPHP=HlimZNTZLZvZWZXSHlim總工作時間：t總=1036582=58400h應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NL1=60n1t總=3.4109h NL2=NL1i=7.72108h接觸強度壽命系數(shù)：ZNT1=1.06, ZNT2=1.17接觸強度壽命系數(shù)：ZNT1=1.06, ZNT2=1.17齒面工作硬化系數(shù)：ZW1=ZW2=1.2-HB2-=1.14接觸強度尺寸系數(shù)：ZX1=ZX2=1.0潤滑油膜影響系數(shù)：ZL1=ZL2=ZR1=ZR2=Zv1=Zv2=1 接觸最小安全系數(shù)取解得許用接觸應(yīng)力：HP1=817MPa，HP2=736MPa驗算：H=648.9HP2=736MPa接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無須調(diào)整。HP1=817MpaHP2=736MPa5. 確定主要尺寸中心距：a=d1+d22=143.679mm圓整取a=144mm由公式a=(z1+z2)mn2cos可求得精確的螺旋角=arccos(z1+z2)mn2a=11.72 合理端面模數(shù)mt=mncos=2cos11.72=2.043mm小齒輪直徑d1=mnz1=53.107mm大齒輪直徑d2=mnz2=234.897mm齒寬b=53mm b1=60mm b2=53mm小齒輪當(dāng)量齒數(shù)ZV1=z1cos3=22.70取28大齒輪當(dāng)量齒數(shù)ZV2=z2cos3=122.50取1236.齒根彎曲疲勞強度驗算F=KAKVKFKFFtbmnYFaYSaYYHP計算齒根彎曲應(yīng)力使用系數(shù)KA=1.50 動載荷系數(shù)KV=1.10齒間載荷分配系數(shù)KF=1.75齒向載荷分配系數(shù)KF=1.46重合度系數(shù)：Y=0.25+0.75av=0.67齒形系數(shù)：YFa1=2.6, YFa2=2.2應(yīng)力修正系數(shù)：YSa1=1.62，YSa2=1.79螺旋角系數(shù)：Y=0.9F1=217MPa, F2=203MPa計算需用彎曲應(yīng)力FP=FlimYSTYNTYVrelTYRrelTYXSFmin齒根彎曲疲勞極限Flim1=300MPa, Flim2=270MPa彎曲強度最小安全系數(shù)：彎曲強度尺寸系數(shù)： YX1=YX2=1彎曲壽命系數(shù)：YNT1=0.89, YNT2=0.93應(yīng)力修正系數(shù)：YST1=YST2=2相對齒根圓攪敏感及表面狀況系數(shù)：YVrelT1=YVrelT2=YRrelT1=YRrelT2=1FP1=427MPa，F(xiàn)P2=401MP彎曲疲勞強度的校核F1FP1，F(xiàn)11故Z=1=11.70=0.767螺旋角系數(shù)Z=cos=cos12.68=0.99使用系數(shù)KA=1.50 動載荷系數(shù) KV=1.15Ft=2T1d1=2=5673.66NKAFtb=1.55673.6682=103.797N/mm100N/mmKH=KF=1.2cosb=coscosncost=0.978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KH=A+B(bd1)2+C10-3b=1.38齒面接觸應(yīng)力H=604.56N/mm2計算許用接觸應(yīng)力HPHP=HlimZNTZLZvZWZXSHlim總工作時間：t總=1036582=58400h應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NL1=60n1t總=3.4109h NL2=NL1i=7.72108h接觸強度壽命系數(shù)：ZNT1=1.06, ZNT2=1.17接觸強度壽命系數(shù)：ZNT1=1.06, ZNT2=1.17齒面工作硬化系數(shù)：ZW1=ZW2=1.2-HB2-=1.14接觸強度尺寸系數(shù)：ZX1=ZX2=1.0潤滑油膜影響系數(shù)：ZL1=ZL2=ZR1=ZR2=Zv1=Zv2=1 接觸最小安全系數(shù)取解得許用接觸應(yīng)力：HP1=817MPa，HP2=736MPa驗算：H=604.56MPaHP2=736MPa接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無須調(diào)整。HP1=817MpaHP2=736MPa5. 確定主要尺寸中心距：a=d1+d22=170.41mm圓整取a=171mm由公式a=(z1+z2)mn2cos可求得精確的螺旋角=arccos(z1+z2)mn2a=13.536 合理端面模數(shù)mt=mncos=2cos11.72=2.571mm小齒輪直徑d1=mnz1=82.286mm大齒輪直徑d2=mnz2=259.714mm齒寬b=82mm b1=90mm b2=82mm小齒輪當(dāng)量齒數(shù)ZV1=z1cos3=34.82取35大齒輪當(dāng)量齒數(shù)ZV2=z2cos3=109.91取1106.齒根彎曲疲勞強度驗算F=KAKVKFKFFtbmnYFaYSaYYHP計算齒根彎曲應(yīng)力使用系數(shù)KA=1.50 動載荷系數(shù)KV=1.08齒間載荷分配系數(shù)KF=1.2齒向載荷分配系數(shù)KF=1.38重合度系數(shù)：Y=0.25+0.75av=0.67齒形系數(shù)：YFa1=2.46, YFa2=2.22應(yīng)力修正系數(shù)：YSa1=1.65，YSa2=1.79螺旋角系數(shù)：Y=0.88F1=177.69MPa, F2=173.96MPa計算需用彎曲應(yīng)力FP=FlimYSTYNTYVrelTYRrelTYXSFmin齒根彎曲疲勞極限Flim1=300MPa, Flim2=270MPa彎曲強度最小安全系數(shù)：彎曲強度尺寸系數(shù)： YX1=YX2=1彎曲壽命系數(shù)：YNT1=0.89, YNT2=0.93應(yīng)力修正系數(shù)：YST1=YST2=2相對齒根圓攪敏感及表面狀況系數(shù)：YVrelT1=YVrelT2=YRrelT1=YRrelT2=1FP1=427MPa，F(xiàn)P2=401MP彎曲疲勞強度的校核F1FP1，F(xiàn)1120 滿足要求1=1806.確定帶根數(shù)F0Po=1.0kw i=1 Po=0kw包角系數(shù)k=1.00 長度系數(shù)kL=0.88z=PcP=Pc(Po+ Po)kkL=6.88 取7條z=77.確定帶的初拉力F0=500Pcvz2.5k-1+lv2 l=0.3F0=811.8N F0=811.8N 8.計算傳動帶在軸上的作用力FQFQ=2zF0sin12=11365.2NFQ=11365.2N 9.確定帶寬B=z-1e+2f=182mm 外徑da1=dd1+2ha ha取5 da1=220mm da2=218mmB=182mm 3、軸的設(shè)計(1) 高速軸的設(shè)計項目設(shè)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，由于是齒輪軸故選與齒輪相同的材料40Cr,調(diào)制處理，硬度241286HB,平均260HB40Cr調(diào)制處理2.按扭轉(zhuǎn)強度估算軸徑C=100 dC3Pn=10035.48970=17.81mm按聯(lián)軸器的標準系列，取軸徑d=30mm 軸孔長度L=82mmd=30mm 3.初步設(shè)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(shè)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T1=54.49Nm小齒輪的圓周力Ft1=2T1d1=2052.08N小齒輪的徑向力Fr1=Ft1tanncos=762.80N小齒輪的軸向力Fa1=Ft1tan=425.71NFt1=2052.08N Fr1=762.80N Fa1=425.71N 5.計算軸承支撐點的支反力垂直面支反力和彎矩計算FAV=Ft1=1563.49N FBV=Ft150210=488.59NMVC=195.44190=1856.6420=78174.5Nmm 受力圖和彎矩圖如下：水平面支反力及彎矩FAH=635.00N FBH=127.80NMHC=20448Nmm MHC=31750Nmm FAV=1563.49N FBV=488.59N MVC=78174.5Nmm 6.計算并繪制合成彎矩圖MC=MVC2+MHC2=80804.53Nmm MC=MVC2+MHC2=84376.03Nmm 合成彎矩圖圖：7.計算并繪制轉(zhuǎn)矩圖T=9.55106Pn=54.49Nm 轉(zhuǎn)矩圖：T=54.49Nm 8.計算并繪制當(dāng)量彎矩圖轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)考慮，取 b=750MPa -1b=75MPa 0b=130MPa=0.577 Me=M2+(T)2 C為危險截面，當(dāng)量彎矩為：Me=MC2+(T)2=90043.5Nmm 當(dāng)量彎矩圖：Me=90043.5Nm9.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度-1b=75MPa 危險截面處的彎曲應(yīng)力：b=MeW=Me0.1d3=6.01MPa 安全b=6.01MPa (2) 中速軸的設(shè)計項目設(shè)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241286HB,平均260HB40Cr調(diào)制處理2.按扭轉(zhuǎn)強度估算軸徑C=100 dC3Pn=.62220.2=28.89mm取軸徑d=40mm d=40mm 3.初步設(shè)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(shè)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T1=232.62Nm小齒輪的圓周力Ft1=2T1d1=5653.94N大齒輪的圓周力Ft2=2T1d2=1980.61N小齒輪的徑向力Fr1=Ft1tanncos=2116.70N大齒輪的徑向力Fr2=Ft2tanncos=736.23N小齒輪的軸向力Fa1=Ft1tan=1361.57N大齒輪的軸向力Fa2=Ft2tan=410.89NFt1=5653.94N Fr1=2116.70N Fa1=1361.57NFt2=1980.61N Fr2=736.23N Fa2=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=3297.72NMVC1=78174.5Nmm MVC2=18780.5Nmm受力圖和彎矩圖如下：水平面支反力及彎矩FAH=1762.42N FBH=1089.87NMHC1=76290.9Nmm MHC1=.69NmmMHC2=88121Nmm MHC2=39895.27Nmm FAV=357.61N FBV=3297.72N MVC1=.4Nmm MVC2=18780.5Nmm 6.計算并繪制合成彎矩圖MC=MVC2+MHC2 MC1=.53Nmm MC2=90100.04NmmMC=MVC2+MHC2=84376.03Nmm MC1=.70Nmm MC2=44094.67Nmm合成彎矩圖圖：7.計算并繪制轉(zhuǎn)矩圖T=9.55106Pn=232.62Nm 轉(zhuǎn)矩圖：T=232.62Nm 8.計算并繪制當(dāng)量彎矩圖轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)考慮，取 b=750MPa -1b=75MPa 0b=130MPa=0.577 Me=M2+(T)2 C1為危險截面，當(dāng)量彎矩為：Me=MC12+(T)2=.5Nmm 當(dāng)量彎矩圖：Me=.5Nm9.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度-1b=75MPa 危險截面處的彎曲應(yīng)力：b=MeW=Me0.1d3=32.58MPa 安全b=32.58MPa (3) 低速軸的設(shè)計項目設(shè)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241286HB,平均260HB40Cr調(diào)制處理2.按扭轉(zhuǎn)強度估算軸徑C=100 dC3Pn=.9270=41.77mm按聯(lián)軸器的標準系列，取軸徑d=45mm d=45mm 3.初步設(shè)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(shè)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T1=695.92Nm小齒輪的圓周力Ft1=2T1d1=4706.71N小齒輪的徑向力Fr1=Ft1tanncos=1762.08N小齒輪的軸向力Fa1=Ft1tan=1133.46NFt1=4706.71N Fr1=1762.08N Fa1=1133.46N 5.計算軸承支撐點的支反力垂直面支反力和彎矩計算FAV=Ft170210=1568.9N FBV=Ft1=3137.81NMVC=195.44140=1856.6470=.47Nmm 受力圖和彎矩圖如下：水平面支反力及彎矩FAH=1385.41N FBH=376.67NMHC=26366.9Nmm MHC=.4NmmFAV=1568.9N FBV=3137.81N MVC=.47Nmm 6.計算并繪制合成彎矩圖MC=MVC2+MHC2=.67Nmm MC=MVC2+MHC2=.38Nmm 合成彎矩圖圖：7.計算并繪制轉(zhuǎn)矩圖T=9.55106Pn=695.92Nm 轉(zhuǎn)矩圖：T=695.92Nm 8.計算并繪制當(dāng)量彎矩圖轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)考慮，取 b=750MPa -1b=75MPa 0b=130MPa=0.577 Me=M2+(T)2 C為危險截面，當(dāng)量彎矩為：Me=MC2+(T)2=.66Nmm 當(dāng)量彎矩圖：Me=90043.5Nm9.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度-1b=75MPa 危險截面處的彎曲應(yīng)力：b=MeW=Me0.1d3=19.88MPa 安全b=19.88MPa 4、 軸承的設(shè)計和校核 （1） 高速軸軸承深溝球軸承6308一對項目設(shè)計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果查相關(guān)機械手冊，該軸承基本額定動載荷C=40.8kN,額定靜載荷，C0=24.0kN脂潤滑的極限轉(zhuǎn)速軸承的受力情況如下圖：Fa=425.71N FAV=1563.49N FBV=488.59NFAH=635.00N FBH=127.80NFrA=FAV2+FAH2=1687.52N FrB=FBV2+FBH2=505.03N 當(dāng)量動載荷：查表可得：PrA=0.56FrA+2.3Fa=1924.14N PrB=0.56FrB+2.3Fa=1261.95N 軸承壽命：深溝球軸承=3按壽命短的軸承計算L10h=10660n(CP)3=.67h=18.7y 符合壽命要求FAV=1563.49NFAH=635.00NFBV=488.59NFBH=127.80N（2） 中速軸軸承深溝球軸承6308一對項目設(shè)計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果查相關(guān)機械手冊，該軸承基本額定動載荷C=40.8kN,額定靜載荷，C0=24.0kN脂潤滑的極限轉(zhuǎn)速軸承的受力情況如下圖：Fa=1772.46N FAV=375.61N FBV=3297.72NFAH=1762.42N FBH=1089.87NFrA=FAV2+FAH2=1802N FrB=FBV2+FBH2=3473.3N 當(dāng)量動載荷：查表可得：PrA=0.56FrA+1.55Fa=3756.43N PrB=0.56FrB+1.55Fa=4692.28N 軸承壽命：深溝球軸承=3按壽命短的軸承計算L10h=10660n(CP)3=49802h=5.68y 符合壽命要求FAV=375.61NFAH=1762.42NFBV=3297.72NFBH=1089.87N (3) 低速軸軸承 深溝球軸承6311一對項目設(shè)計計算依據(jù)和過程計算結(jié)果查相關(guān)機械手冊，該軸承基本額定動載荷C=40.8kN,額定靜載荷，C0=24.0kN脂潤滑的極限轉(zhuǎn)速軸承的受力情況如下圖：Fa=1133.46N FAV=1568.9N FBV=3137.81NFAH=1385.41N FBH=376.67NFrA=FAV2+FAH2=2093N FrB=FBV2+FBH2=3160N 當(dāng)量動載荷：查表可得：PrA=0.56FrA+2.3Fa=3427.67N PrB=0.56FrB+2.3Fa=4025.2N 軸承壽命：深溝球軸承=3按壽命短的軸承計算L10h=10660n(CP)3=.7h=152.33y 符合壽命要求FAV=1568.9NFAH=1385.41NFBV=3137.81NFBH=376.67N 5、鍵連接設(shè)計項目計算內(nèi)容計算結(jié)果1.高速軸與電機軸連接鍵的選擇和校核靜聯(lián)接,選用普通平鍵，圓頭，故應(yīng)選用鍵108，鍵長56，標準GB/T1096-2003接觸長度L=L-b=56-10=46軸徑d=30 P=4ThLd=19.74MPa p=120150MPaPp 故滿足要求2.中間軸與減速大齒輪連接鍵的選擇和校核靜聯(lián)接,選用普通平鍵，圓頭，故應(yīng)選用鍵149，鍵長40，標準GB/T1096-2003接觸長度L=L-b=40-14=26軸徑d=45 P=4ThLd=88.36MPa p=120150MPaPp 故滿足要求3.中間軸與減速小齒輪連接鍵的選擇和校核靜聯(lián)接,選用普通平鍵，圓頭，故應(yīng)選用鍵149，鍵長76，標準GB/T1096-2003接觸長度L=L-b=76-14=62軸徑d=42 P=4ThLd=39.7MPa p=120150MPaPp 故滿足要求4.低速軸與二級減速大齒輪連接鍵的選擇和校核靜聯(lián)接,選用普通平鍵，圓頭，故應(yīng)選用鍵1811，鍵長70，標準GB/T1096-2003接觸長度L=L-b=70-18=52軸徑d=63 P=4ThLd=77.25MPa p=120150MPaPp 故滿足要求5.低速軸與輸出聯(lián)軸器連接鍵的選擇和校核靜聯(lián)接,選用普通平鍵，圓頭，故應(yīng)選用鍵149，鍵長70，標準GB/T1096-2003接觸長度L=L-b=70-14=56軸徑d=45 P=4ThLd=122.74MPa p=120150MPaP1.2,10mm齒輪端面與內(nèi)壁距離,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12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-AN10。 滾動軸承的潤滑滾動軸承的潤滑劑可以是脂潤滑、潤滑油或固體潤滑劑。選擇何種潤滑方式可以根據(jù)速度因數(shù)值來判斷。其中：為軸頸直徑，為工作轉(zhuǎn)速。當(dāng)時宜用脂潤滑；否則應(yīng)使用其他方式的潤滑。輸入級一對軸承值為： dn=40970=38800mm/rpm中間級一對軸承值為： dn=40220=8800mm/rpm輸出級一對軸承值為：dn=557