压床机械设计说明书.docx
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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
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