压床机械设计说明书(5)

设 计 及 说 明 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=870.90 N， FNV2=425.96 N MV1=FNV1·L1=870.961.75=53778.1 MV2=MV1-Ma=53778.1-17653.16=36124.94 M1=152876.18 N·m ， M2=147594.22 N·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]=60 所以该轴合格 十、键的校核 1、高速级齿轮键的校核 （1）、小齿轮键的选择，根据T2=123N·m 试选取A型平键，查表6-2取[σp]=100~120Mpa 键宽×键高=10×8，键的长度L=70mm，键的工作长度 l=L-b=70-10=60mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=4mm

结 果 20

设 计 及 说 明 则 σp1=28.47Mpa＜[σp]，此键合格 （2）、大齿轮键的选择，键宽×键高=10×8，键的长度L=450mm，键的工作长度l=45-b=45-10=35mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=4mm 则 结 果 σp2=48.76Mpa＜[σp]，此键合格 故有小齿轮选取键10×70GBT/1096-2003 大齿轮选取键10×45GBT/1096-2003 2、低速级键的校核 1）、齿轮键为键16×10，L=63，бp=2T×10^3/kld≤[бp],其中k=0.5h=5，l=L-b=47，d=57，T=310N×m，取[бp]=100~200取110。计算得бp=47.3≤[бp]，合格。 2）、联轴器键为键10×60，L=50，бp=2T×10^3/kld 其中： k=0.5×h=4 ，l=L-b=40， d=38 ，T=310N?m取[бp]=100~200取110，计算得бp=101.97≤[бp]，合格。 故有齿轮键为：键16×63GBT/1096-2003 键10×50GBT/1096-2003

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设 计 及 说 明 十一、轴承寿命校核 1、输入轴承的验算 已知轴上齿轮受到的切向力Ft=2261N，径向力Fr=848N，轴向力Fa=557N，齿轮的分度圆直径d=47.33mm，齿轮的转速n=576r/min，运转中有中等冲击载荷，轴承预期寿命Lh’=300×10×8=24000h，选轴承的型号为30206，查滚动轴承样本可知圆锥滚子轴承30206的基本额定动载荷C=43300N基本额定静载荷C0=50500N （1）求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2 Fr1V=548N，Fr2V=Fr-Fr1V=300N Fr1H=1633N，Fr2H=628N Fr1=1722N，Fr2=696N （2）计算派生轴向力Fd 查表得Y=1.6 Fd1=Fr1/2Y=538N，Fd2=Fr2/2Y=217.5N （3）求轴向力Fa Fa1=538N，Fa2=Fa+Fd2=774.5N （4）求轴承当量载荷P，查表得e=0.37 因为 Fa1/Fr1=538/1722=0.314e 由表13-5分别进行查表或差只计算径向载荷系数和轴向载荷系数为：

结 果 22

设 计 及 说 明 对轴承1 X1=1 Y1=0 对轴承2 X2=0.4 Y2=1.6 因轴承运转中有中等冲击载荷,按表13-6 ，fp=1.2~1.8 取fp=1.8，则 P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=1.8×(1×1722+0×538)=3099.6N P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1.8×(0.4×696+1.6×774.5)=2732N （5）验算寿命 因为P1>P2，所以按轴承1的受力大小验算 Lh=106/60n(C/P1)=36762.36h>29200h=10年工作时间 故所选轴承满足寿命要求 2、圆锥滚子轴承的寿命校核 Fre=Fr=Ft·tanα/cosβ=1296.86N， Fae=Ft·tanβ=886.71N Fr1V= Fre×126.25/188=870.9 N，Fr2V=Fre-Fr1V=425.96N Fr1H=Fte·126.25/188=2317.49N，Fr2H=Fte-Fr1H=1133.51N Fr1=2475.73N，Fr2=1210.903N 查表13-6，fp=1.2~1.8取fp=1.8，查表12.4，e=0.42,Y=1.4 Fd2=Fr2/2Y=432.47N，Fa2=Fd2=432.47N Fa1=Fd1=Fae+Fd2=1319.18N， Fte=3451N， Fa1/Fr1=0.533>e 取X1=0.4,Y1=1.4，Fa2/Fr2=0.359

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设 计 及 说 明 因为P1>P2,按轴1的受力验算寿命 查表12.4，动载系数Cr=73.3KN,静载系数Cor=92.1KN 取ε=10/3 Lh=1317656h， Lh`=29200h 则Lh>Lh’故所选的轴承满足寿命要求。 十二、减速器机体结构尺寸 （详见附录） 结 果 十三、总结 时间过得真快，一转眼两个星期的实习已经结束了。经过这两个星期的学习，我学到了很多东西，受益匪浅。 。。。。。。“自己写”。。。。。。 这次我们的任务是对压床机械传动部分的设计。我们选择了电动机，皮带轮，二级展开式圆柱斜齿轮减速器。主要设计了V带轮、传动轴、齿轮、减速器箱体及联轴器等。完成了减速器装配图、齿轮轴零件图、大齿轮零件图等CAD图纸。 经过这次的学习，我进一步掌握了机械设计的要点，对机器的传动部分的要求及特点也有所了解，让我对机械设计产生了很大的兴趣。我也从中发现了许多问题，如在查找数据方面，还是有待加强的。因为机械设计很多数据都是标准值，需要查表。 希望以后还有更多的这种机会，参加这方面的实习。

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附录：减速器机体结构尺寸

名称 机座壁厚 机盖壁厚 机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 机座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁连接螺栓直径 机盖与机座连接螺栓直径 连接螺栓d2的间距 轴承端盖螺钉直径 窥视孔盖螺钉直径 定位销直径 df、d1、d2至外机壁距离 d1、d2至凸缘边缘距离 轴承旁凸台半径 凸台高度 外机壁至轴承座端面距离 内机壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离 机盖、机座肋厚 轴承端盖外径 轴承端盖凸缘厚度 轴承旁连接螺栓距离 符号 ? ?1 b b1 p df n d1 d2 L d3 d4 d c1 c2 R1 h L1 L2 △1 △2 计算公式 0.0125（d1m+d2m）+1mm?8mm 0.01（d1m+d2m）+1mm?8mm 1.5? 1.5? 2.5? 0.018（d1m+d2m）+1mm?12mm n=机座底凸缘周长之半/（200-300）mm 0.75 df （0.5~0.6）df 150~200mm （0.4~0.5）df （0.3~0.4）df （0.7~0.8）df 见表4-2 见表4-2 c2 根据低速级轴承座外径确定见图4.44 c1+ c2+（5~8）mm ?+ c1+ c2+（5~8）mm ?1.2?结果 8mm 8mm 12mm 12mm 20mm 20mm 4 10mm 10mm 8mm 8mm 7mm 20mm 32mm 50mm 58mm 10mm 10mm 7、7mm 102、102、130mm 8mm ?? m1、m1?0.85?1，m?0.85?1 m D2 e s 轴承座孔直径+（5~5.5）d3 （1~1.2）d3 一般取s? D2

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