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压床机械设计说明书

机械设计课程设计

计算说明书

设计题目：

压床机械传动系统设计（九）

班级：

设计者：

指导老师：

校名：

XXXX

2011年XX月XX日

1、设计题目.......................................................................................2

2、传动方案的确定...........................................................................2

3、电动机类型和功率的选择...........................................................2

4、确定总传动比、分配各级传动比、功率及转矩.......................3

5、皮带传动设计计算.......................................................................3

6、低速级齿轮设计...........................................................................5

7、皮带轮的设计...............................................................................8

8、高速级齿轮设计...........................................................................10

9、轴的设计及校核..........................................................................13

1、第一根轴的设计及校核........................................................13

2、第二根轴的设计及校核........................................................15

3、第三根轴的设计及校核........................................................18

10、键的校核......................................................................................20

11、轴承寿命校核..........................................................................22

十二、减速器机体结构尺寸..............................................................24

十三、总结..........................................................................................24

附录

设计及说明

结果

一、设计题目：

压床机械传动系统设计

二、传动方案的确定（根据电机转速和曲柄轴转速的比值，选择传动机构并比较，确定传动系统方案）

根据此压床的要求，我们选择了电动机、皮带传动、二级展开斜齿轮减速器构成的原动、传动装置。

皮带传动是一种挠行传动，结构简单，传动平稳，价格低廉和缓冲吸振等特点，可以布置在高速机，可以满足压床的一定的波动。

二级展开式减速器结构简单，传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长等优点。

斜齿轮传动平稳性好，冲击和噪声小，可以传递高速的大力矩，

综合上述，所选择的传动装置可以满足条件。

三、电动机类型和功率的选择；

由负载的要求可以推算出联轴器输出端的功率P=2.886KW，转速n=90r/min.查机械设计手册及要所选择的零件可知，皮带传递效

设计及说明

结果

率n1=0.96,齿轮效率n2=0.97，轴承效率n3=0.98，联轴器效率n4=0.99,由此可以推算出总功率

η总=η1×η2^2×η3^3×η4=0.96×0.97^2×0.98^3×0.99=0.8416，

所以，原动机功率P=2.886/0.8416=3.429KW

查Y序列三相异步电动机技术数据可知，应该选择Y112M-4电动机，其额定功率为4KW，转速n=1440r/min。

四、确定总传动比、分配各级传动比、功率及转矩；

总传动比i=1440/90=16,查机械传动比手册，取皮带传动比i1=2.5，齿轮高速级是低速级的1.1倍，则第一级传动比i2=2.64，第二级传动比i3=2.4，从而得到：

一级轴转速n1=1440/2.5=576，功率P1=3.23KW,转矩T1=0.054

二级轴转速n2=576/2.64=218.18,功率P2=3.07KW,转矩T2=0.123

三级轴转速n3=218.18/2.4=90.90,功率P3=2.92KW，转矩T3=0.31

五、皮带传动设计计算

1、确定功率Pca，由课本表8-7得工作情况系数KA=1.1

Pca=1.1×4=4.4KW

2、选择V带传动，根据Pca、n1由图8-19选用A型

3、确定皮带的基准直径dd1，并验算带速V

1）、初选小带轮基准直径dd1，由表8-6和8-8取小带轮dd1=90mm。

2）、验算带速V=

=0.743m/s

设计及说明

结果

满足在5~25m/s范围内，符合条件。

3）、计算大带轮基准直径dd2

dd2=idd1=2.5×90=255mm

查表8-8，圆整为dd2=224mm

4、确定V带的中心距a和基准长度Ld

1）、0.7（dd1+dd2）≤a0≤2×（dd1+dd2）取a0=500mm

2）、Ld0≈2a0+（π/2）（dd1+dd2）+（dd2-dd1）2/（4a0）

=[2×500+（π/2）×314+1342/（4×500）]mm

≈1502mm

表8-2基准长度Ld=1600mm

3）、中心距a≈a0+（Ld-Ld0）/2=（500+（1600-1502）/2）mm≈549mm

中心距变化范围：

525mm~597mm

5、验算小带轮上的包角α1

α1=180°-（dd2-dd1）×57.3°/549≈166°≥90°

6、计算带的根数Z

1）、计算单根V带的额定功率Pr

由dd1=90mm，n1=1440r/min，查表8-4a得P0=1.064KW

由n1=1440r/min，i=2.5和A型带，查表8-4b得△P0=0.17KW

查表8-5得Kα=0.964，查表8-2得KL=0.99

∴P2=（P0+△P0）KαKL=（1.064+0.17）×0.964×0.99KW=1.015KW

2）、计算V带得根数

设计及说明

结果

Z=Pca/Pr=4.4/1.015=4.335，故取5根V带

7、计算单根V带得初拉力的最小值（F0）min

由表8-3得A型带单位长度质量q=0.1Kg/m

∴（F0）min=500×（2.5-Kα）Pca/（Kα×Z×v）+qv2

=500×（2.5-0.964）×4.4/（0.964×5×6.78）+0.1×6.782=108N

应使带的实际初拉力F0＞（F0）min

新安装应为1.5（F0）min=162N

8、计算压轴力Fp

（Fp）min=2×Z×（F0）min×sin（α1/2）=2×5×108×sin（166°/2）N=1075.8N

选A型V带，小带轮直径90mm，大带轮直径224mm，中心距范围是525~597mm，取5根V带，初拉力162N，材料为HT150。

六、低速级齿轮设计

1、选定齿轮类型，精度等级、材料及齿数

1）、按原理图所示，选择斜齿圆柱齿轮传动。

2）、锻压机床，传动速度不高，选用8级精度

3）、材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质）、硬度为280HBS，大齿轮材料为40Cr（调质）、硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS

4）、选小齿轮齿数为Z1=20，大齿轮齿数Z2=20×2.4=48

5）、初选螺旋角为14°

设计及说明

结果

2、按齿面接触强度设计

（1）、确定公式内的各计算数

1）、试选kt=1.6

2）、由图10-30选择区域系数ZH=2.433

3）、由图10-26查取εα1=0.74，εα2=0.82，εα=εα1+εα2=1.56

4）、许用接触应力

取Фd=1,弹性影响系数ZE=189.8MPa½，查бHmin1=550Mpa，бHmin1=500Mpa,循环次数N1=3.1418×108，N2=1.31×108，KHN1=0.95，KHN2=1.06，S=1，[бH1]=522.5Mpa,[бH2]=530Mpa

[бH]=（[бH1]+[бH2]）/2=526.25Mpa，代入公式的d1t=65.05

（2）、计算圆周速度V=（3.14×d1t=n1）/（60×1000）=0.743m/s

（3）、计算齿宽b及模数

b=

=65.05mm

mnt=

=3.16mm

h=2.25mnt=7.11mm,b/h=9.15

（4）、计算重合度，εβ=0.318ФdZtanβ=1.59

（5）、计算载荷系数K

已知使用系数KA=1.25，根据V=0.743m/s、精度等级为8级，可以选择KV=1.1，KHβ=1.455，KFβ=1.4，KHα=KFα=1.4

设计及说明

结果

所以，K=KAKVKFβKHα=1.25×1.1×1.4×1.455=2.8

（6）、按实际载荷系数校正分度圆直径及模数

d1=

=78.39mm，mn=

=3.8

3、按齿根弯曲强度设计

mn=

1）、k=KAKVKFαKFβ=1.25×1.1×1.4×1.4=2.695

2）、εβ=1.59,螺旋影响系数Yβ=0.88

3）、计算当量齿数

ZV1=Z1/cos3β=20/cos314°=21.89

ZV2=Z2/cos3β=48/cos314°=52.54

4）、查取齿形系数，查取表YFa1=2.724,YFa2=2.311

5）、查取应力校正系数，由表10-5查得YSa1=1.569,YSa1=1.701

6）、计算大小的YFa×Ysa/[бF],并加以比较

YFa1×Ysa1/[бF]1=2.724×2.311/289.29=0.02176

YFa2×Ysa2/[бF]2=1.569×1.701/251.43=0.01601

7）、设计计算

mn≥

=2.659mm

所以取模数为3mm。

4、几何尺寸计算

设计及说明

结果

（1）、计算中心距，a=（Z1+Z2）/（2×cosβ）=126.76，取127。

（2）、按圆整后的中心距修正螺旋角的β=14.41°。

（3）、计算大小齿轮的分度圆

d1=Z1×mn/cosβ=74.34

d2=Z2×mn/cosβ=179.66

（4）、计算齿轮宽度

b=Фd×d1=1×74.34=74.34,圆整后取B2=75，B1=80

8、皮带轮的设计

1.确定计算功率Pca，由表8-7查得工作情况系数Ka=1.1，Pca=1.1×4=4.4KW

2.选择V带传动的带型，由Pca，n1据图8-11确定选用A型带

3.确定带轮的基准直径dd并验算带轮速度v

1）初选小带轮的基准直径dd1,由表8-6和表8-8取小带轮dd1=90mm

2）验算带轮的速度v

计算得v=6.78m/s∵5m/s＜v＜30m/s故带轮的速度合适。

3）计算大带轮的基准直径dd2

dd2=i×dd1=2.5×90=225mm

设计及说明

结果

查表8-8，圆整为dd2=224mm

4.确定V带的中心距a和基准长度Ld

1）由公式0.7（dd1+dd2）≤ao≤2（dd1+dd2）取a=500mm

2）Ldo≈2ao+π（dd1+dd2）/2+（dd1+dd2）

由表8-2查得基准长度Ld=1600mm

3）中心距a=ao+（Ld-Ldo）/2=549mm

中心距变化范围525mm～597mm

4）、验算小带轮的包角α1

α1=180°-（dd2-dd1）57.3°/α=166°≥90°

5.计算带的根数Z

1）、计算单根V带的额定功率Pr

由dd1=90mm，n1=1440r/min查表8-4a得Po=1.064KW

由n1=1440rmin，i=2.5和A型带查表8-4b得△Po=0.17KW

查表8-5得Kα=0.964，查表8-2得KL=0.99

∴P2=Kα×KL（Po+△Po）=1.015KW

2）、计算V带的根数Z

Z=Pca/Pr=4.4/1.015=4.335，选Z=5

6.计算单根V带的初拉力的最小值Fomin

由表8-3得A型带单位长度质量q=0.1kg/m

∴Fomin=500（2.5-Kα）Pca/（KL×Z×v）+qv×v=108N

应使带的实际初拉力Fo＞Fomin新安装应为1.5Fomin=162N

设计及说明

结果

7.计算压轴力Fp

Fpmin=2Z×Fominsin（α/2）=1075.8N

选A型V带小带轮直径为90mm大带轮直径为224mm

中心距范围是525mm～597mm取5根V带，初拉力为162N，材料HT150

选取A型V带轮型号（大带轮）

∵大带轮直径为224mm∴选取型号SPA224-5-3020-25，查表的大带轮宽度B=80mm

12、高速级齿轮设计

1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数

（1）、按方案选取斜齿圆柱齿轮

（2）、锻压机床是一般工作机器，速度中等，故选用7级精度（GB10095-88）

（3）、材料选择，根据表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质）硬度为280HBS，大齿轮材料为CoCr（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS

（4）、选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=24×2.64=63.36，取Z2=64

（5）、选取螺旋角，初选螺旋角β=14°

2、按齿面接触强度设计

（1）、确定个计算参数值

1试选Kt=106，选取区域系数ZH=2.433

设计及说明

结果

2由图10-26查得εα1=0.75，εα2=0.86，则εα1+εα2=1.61

3许用接触应力[σH1]=754.4，[σH2]=727.5

4计算模数MnMn=d1×cosβ/Z1=45.055×cos14°/24=1.89mm

3.按齿根弯曲强度设计

（1）、确定技术参数

1）计算载荷系数K=KA×KV×KFα×KFβ=1×1.05×1.2×1.2=1.701

2）根据纵向重合度εβ=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.88

3）计算当量齿数ZV1=Z1/cos³β=24/cos³14°=26.27

ZV2=Z2/cos³β=64/cos³14°=70.05

4）查取齿形系数由表10-5查得YFa1=2.592YFa2=2.264

5）查取应力校正系数由表10-5查得YSa1=1.596YSa2=1.738

6）计算大小齿轮得YFa×YSa/[σF]并加以比较

YFa×YSa1/[σF]1=2.592×1.596/754.4=0.005484

YFa×YSa2/[σF]2=2.264×1.738/727.5=0.005409

设计计算

Mn≥{[（2×1.701×5.355×10^4×0.88×（cos14）^2）]/1×24×2491.61－0.005409}×（1/3）=0.958

对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大

设计及说明

结果

于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数mn=2.0mm，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得分度圆直径

d1=46.743mm，来计算应有的齿数，于是由

Z1=d1×cosβ/mn=46.743×cos14/2=22.68

取z1=23，则z2=2.64×23=61

4.几何尺寸计算

1）计算中心距

a=（z1+z2）×mn/2cosβ=（26+61）×2/2×cos（14）mm=86.6mm

将中心距圆整后为86mm

2）按圆整后的中心距修正螺旋角

β=arccos（z1+z2）×mn/2a=arccos（23+61）×2/2×8=13.83°

因β值变动不大，所以εα，Kβ，ZH不用修正

（3）计算大小齿轮得分度圆直径

d1=Z1×Mn/cosβ=23×2/cos13°50’=47.37mm

d2=Z1×Mn/cosβ=61×2/cos13°50’=125mm

（4）计算齿轮宽度

b=Φd×d1=1×47.37=47.37mm

圆整后取B2=50mm，B1=55mm

设计及说明

结果

九、轴的设计及校核

1、第一根轴的设计（输入轴）：

1.轴的功率P=3.23KW，又n=576r/min，则T1=53560N·mm

2.求作用在齿轮上的力，已知高速级小齿轮的分度圆直径为

d1=m1·Z=1.82×23=41.86mm

Ft=2T1/d1=2559N，Ft=Ft·tanα/cosβ=958.65N

Fa=Ft·tanβ=629.64N

3.初定轴的最小直径

先初步估算轴的最小直径，选择轴的材料为45钢，调质处理，根据表5-3，取A0=120,于是，dmin=21.4mm

输出轴的最小直径显然是安装皮带轮处轴的直径，为了使所选轴的直径与皮带轮孔径相适应，故需要选取皮带轮的型号

皮带轮的型号为SPA224-5-3020-25

4.轴的设计

（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

为了满足皮带轮的轴向定位要求，轴端需输出一轴肩，故取该段的直径为d2=d1+2h12=28mm

取L1=50mm左端用轴端挡圈直径为30mm

（2）初步选取滚动轴承，因为轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d2=28mm，由轴承残品目录初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥

设计及说明

结果

滚子轴承30206，其尺寸为d×D×T=30mm×62mm×17.25mm

（3）因为轴承的d=30mm，故d3=30mm，L3=T+△3+L=28.25mm

（4）∵△4=5mm，∴L4=△2+△3+b3+△4-（L3-T）=96

d4=d3+2h34=34mm

（5）L5=b1=55mm，d5=d1=47.37mm

（6）d6=d轴承=30mm，L6=△3+T+△2+2=39.25mm

校核如下图：

设计及说明

结果

合格

2、第二根轴的设

两齿轮上的力：

初步确定轴的最小直径

查表4-1取△2=10mm查图4.10（b）取△3=10mm查图4.12取△4=5mm

则有各轴段的直径：

d1=30mm

设计及说明

结果

d2=d1+2h12=30+2（0.07～0.1）×30=30+2×0.1×30=36mm

d3≥d2+2h23=36+2×0.1×36=43.2mm取d3=44mm

d4≥d3+2h34=44+2×0.1×44=52.8mm，d5=36mm，d6=30mm

各轴段的长度

L1=△2+△3+（1～2）+B轴承=10+10+2+17.25=39.25mm

L2=B小齿轮-2=80-2=78mm

L3=△4=5mm

L4≥1.4h34=1.4×0.1×44=6.16mm取L4=7mm

L5=B大齿轮-2=50-2=48mm

L6=2+△2+△3+B轴承=2+10+10+17.25=39.25mm

查表12.4得a≈13.8mm

则LAB=64.35mm，LBC=75mm，LCD=51.95mm

LAC=139.35mm，LAD=116.3mm

作图分析轴的负载图，弯矩图

H面∑F=0则FtB=FtC+FrAH+FrDH

∑M=0则FtB×LAB=FtC×LAC+FrDH×LAD

V面∑F=0则FaA+FrC+FaD=FrB

∑M=0则FrB×LAB+FaD×LAD=FrC×LAC

计算得MBH=200385.9N·mm

MCH=274240.8N·mm

MDH=73854.9N·mm

设计及说明

结果

则合成之后有Mmax=283.4N·m

轴受力分析图

轴的强度校核计算如下：

1）抗弯截面系数计算

设计及说明

结果

[σ-1]=60Mpa，σca=72.5Mpa＜1.7×[σ-1]=102Mpa

故轴符合要求

3、第三根轴的设计

1）、选择45号钢，取A0=110，则最小直径

dmin=A0=？

？

？

2）、输出轴应该为最小直径轴，安装在联轴器处，轴d1，把dmin放大1.05倍后查表得，可以取型号为

LH3

即得到d1=38mm,L1=60mm

3）、第二段轴安装轴承端盖，d2=d1+2ha=38+38×0.07=43.32,根据Y型密封圈型号取d2=45mm，长度为L2=50mm。

4）、第三段安装轴承，查表可以取型号为30210，即内径为d3=50mm。

长度根据公式L3=40.25

5）、第四段为不重要段，d4=57mm,L4留在最后取值。

6）、第七段安装轴承，和第三段一样，取d7=50mm,L7=40.25

7）、第六段安装齿轮，取d=57，L6=73

设计及说明

结果

校核

设计及说明

结果

如上图所示，分析如下

T=310N·m，Ft=2T/d=3451N

Fr=Ft·tanα/cosβ=1296.86N，Fa=Ft·tanβ=886.71N

FNH2=3451×61.75/188=1133.51N，FNH1=2317.49N

MH=2317.49×061.75=143105

Ma=Fa·D/2=886.71×179.66/2=17653.16

FNV1=870.90N，FNV2=425.96N

MV1=FNV1·L1=870.961.75=53778.1

MV2=MV1-Ma=53778.1-17653.16=36124.94

M1=152876.18N·m，M2=147594.22N·m

MeB左=M1=152876.18，MeB右=237444.8

Med=186000

b处Wb=15981.75，d处Wd=4667.87

在b处σca=15.1≤[σ-1]=60，在d处σca=39.85≤[σ-1