粉料壓片機的減速器設計【干粉壓片機】【說明書+CAD】,干粉壓片機,說明書+CAD,粉料壓片機的減速器設計【干粉壓片機】【說明書+CAD】,壓片,減速器,設計,干粉,說明書,仿單,cad 機械基礎綜合設計說明書——BIT 機械基礎綜合課程設計說明書 設計題目：粉料壓片機 班級： 姓名: 學號： 設計題目：粉料壓片機 Ⅰ、已知數據： 1．原動機選擇三相交流異步電動機，同步轉速 為1500 r/min或1000r/min。 2．該機械系統(tǒng)要求設計為單自由度的機械。 3．壓片時的最大阻力為F=6000N 4．生產率為每分鐘壓制40片，即沖頭每分鐘往 復運動40次 5．模具厚度為h=50mm，料斗高度為30mm。 （設計上沖頭最高極限位置參考） 6．沖壓工藝流程圖。 7．傳動裝置的使用壽命預定為10年，單班制， 每班工作8小時。 8．減速器方案為：V帶加錐、圓柱齒輪減速器 Ⅱ、設計計算 ㈠ 機構系統(tǒng)運動方案： ㈡ 上沖頭加壓機構尺度綜合 各桿長度設計： ㈢ 上沖頭加壓機構運動分析 ㈣ 上沖頭加壓機構受力分析 其中一個位置上的受力分析： （五）電機的選擇 電動機類型和結構形式的選擇 按工作要求和工作條件，選用Y系列三相交流異步電動機。 電動機功率的確定 工作機所需功率Pw 由 Pw=2Fv1000kW 式中，2表示工作機有兩個沖頭；F為工作阻力，有F=6000N；v為工作機的平均速度，令上沖頭的沖程為s=60mm＞（50/2+30）mm有 v=N×2×s×10-360=8.000×10-2m/s 則有 Pw=2Fv1000=2×6000×8.000×10-21000=0.960kW 所需電動機功率Pd 由 Pd=Pwη 式中，Pw已知；η為由電動機至工作機的總效率，有 η=η1η24η32η43η5 其中 η1-V帶傳動效率取0.96 η2-滾子軸承傳動效率取0.98 η3-齒輪傳動效率取0.97 η4-聯(lián)軸器傳動效率取0.99 η5-連桿機構傳動效率取0.6 故 η≈0.4850 Pd=Pwη=1.979kW 電動機額定功率Ped 對于載荷比較穩(wěn)定、長期運轉的機械，只需使所選電動機的額定功率Ped等于或稍大于所需電動機功率Pd，即Ped≥Pd就可以。因此選擇額定功率為2.2kW的電動機。 電動機轉速的確定 電動機的轉速高，磁極對數少，尺寸和質量小，價格也低，但傳動裝置的傳動比大，從而使傳動裝置的結構尺寸增大，成本提高；選用低轉速的電動機則相反。一般來說，無特殊,通常多選用同步轉速為1500r/min或1000r/min的電動機。 綜上所述，初選電機如下表 方案 電動機型號 額定功率（kW） 電動機轉速（r/min） 電動機質量（kg） 同步 滿載 1 Y100L1-4 2.2 1500 1420 34 2 Y112M-6 2.2 1000 940 45 本設計選擇同步轉速為1000r/min的電動機。具體參數如下： 型號 額定功率(kw) 同步轉速 (r/min) 滿載轉速 (r/min) 堵轉轉矩額定轉矩 最大轉矩額定轉矩 電機質量（kg） Y112M-6 2.2 1000 940 2.0 2.0 34 （六）、傳動系統(tǒng)的運動參數、動力參數的計算 總傳動比的確定及各級傳動比的分配 傳動裝置總傳動比 根據電機滿載轉速nm和工作機轉速nw，可得傳動裝置的總傳動比為 i=nmnw=94040=23.5 各級傳動比分配 取V帶傳動比為i1=2.5,則減速器的傳動比為 i減=ii1=23.52.5=9.4 查《機械設計課程設計指導書》根據圓錐-圓柱齒輪減速器傳動比的分配，取錐齒輪的傳動比i2=0.25i減 則取i2=2.35 i3=4 運動條件及運動參數分析計算 各軸的標記如下： 0代表電動機的輸出軸，1代表小帶輪軸，2代表大帶輪，3代表減速器高速軸，4代表減速器中間軸，5代表減速器低速軸 0軸： 1軸： 2軸： 3軸： 4軸： 5軸： 各軸運動和動力參數匯總表 軸名 功率P/KW 轉矩T/(N·mm) 轉速n/(r/min) 0軸 1.979 20105.8 940 1軸 1.959 20104.7 940 2軸 1.806 45870.5 376 3軸 1.717 43610.0 376 4軸 1.632 97410.0 160 5軸 1.551 370391.8 40 （七）V帶傳動裝置設計校核 已知條件：電機為Y112M-6型電動機,額定功率P=2.2KW,同步轉速=1000r/min，傳動比i=2.5,單班制工作 解： 1. 確定計算功率 根據給定的工作條件，查表得工作情況系數=1.2，∴=2.64kW 2. V帶截面型號選擇 由額定功率和轉速查圖并驗證后，選A型V帶 3. 確定帶輪基準直徑， 根據型號查表選擇：=90mm> 根據傳動比確定從動輪直徑:=225mm 據表選取最接近的標準直徑為=224mm 4. 驗算帶速v V帶傳動帶速為 =4.427m/s<25m/s，帶速適宜 5. 確定中心距a和帶的基準長度 初定中心距 , 得219.8≤≤628(mm), 初定中心距=500mm 帶的基準長度初值 =1502mm 查表確定基準長度=1600mm 實際中心距 =547.5mm 安裝時應保證的中心距a在下面的范圍內： 523.5==595.5(mm) 6. 校核小帶輪包角 =166°,大于120°，合格 7. 確定傳動V帶根數Z 查表得： 長度系數=0.99，包角系數=0.96 單根帶基本額定功率=0.77kW，單根帶額定功率增量=0.02kW =3.516，取V帶根數Z=4 8. 確定初拉力和軸上壓力 查表得,帶單位長度質量 q=0.1kg/m 初拉力 =120.9N 軸上壓力 =962.7N （八） 減速器設計 直齒圓錐齒輪傳動設計（主要參照教材《機械設計（第八版）》） 已知輸入功率為=1.717kw、小齒輪轉速為=376r/min、齒數比為2.35由電動機驅動。工作壽命10年，單班制，工作平穩(wěn)，轉向不變。 1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 （1）圓錐圓錐齒輪減速器為通用減速器，其速度不高，故選用7級精度（GB10095-88） （2）材料選擇 由《機械設計（第八版）》表10-1 小齒輪材料可選為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料取45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度相差40HBS。 （3) 選小齒輪齒數,則大齒輪齒數 2、按齒面接觸疲勞強度設計 設計計算公式： ≥ （1） 、確定公式內的各計算值 1） 試選載荷系數=1.8 2） 小齒輪傳遞的轉矩=95.5×10×=43.61KN.Mm 3） 取齒寬系數 4） 查圖10-21齒面硬度得小齒輪的接觸疲勞強度極限650Mpa 大齒輪的接觸疲勞極限550Mpa 5） 查表10-6選取彈性影響系數=189.8 6） 由教材公式10-13計算應力值環(huán)數 N=60nj =60×376×1×（8×365×10）=6.59×10h N=2.8×10h 7) 查教材10-19圖得：K=0.91 K=0.95 8) 齒輪的接觸疲勞強度極限：取失效概率為1%,安全系數S=1,應用公式（10-12）得: []==0.91×650=591.5 []==0.95×550=522.5 設計計算 1） 試算小齒輪的分度圓直徑，帶入中的較小值得 2） 計算圓周速度V 1.52m/s 3） 計算載荷系數 系數=1，根據V=1.52m/s，7級精度查圖表（圖10-8）得動載系數=1.05 查圖表（表10-3）得齒間載荷分布系數=1.1 根據大齒輪兩端支撐，小齒輪懸臂布置查表10-9得=1.25的=1.5X1.25=1.875 得載荷系數 =2.16 4） 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，得 = 5）計算模數M 3、按齒根彎曲疲勞強度設計 設計公式： m≥ （1） 確定公式內各計算數值 1） 計算載荷系數 =1X1.15X1X1.875=2.16 2） 計算當量齒數 =27.17 =150.6 3） 由教材表10-5查得齒形系數 應力校正系數 4) 由教材圖20-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限 5) 由《機械設計》圖10-18取彎曲疲勞壽命系數K=0.87 K=0.89 6) 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數，得 []= []= 7) 計算大小齒輪的,并加以比較 大齒輪的數值大,選用大齒輪的尺寸設計計算. （2） 設計計算 取M=2.5mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲強度所承載的能力。而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，取決于齒輪直徑。按GB/T1357-1987圓整為標準模數,取m=2. 5mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=81.7來計算應有的齒數. 計算齒數 z=32.68 取z=33 那么z=2.35×33=77.55 取z=78 4、計算幾何尺寸 （1） d==82.5 （2） d==195 （3） =22. （4） （5） =105.9mm mm （6） =37.07圓整取=40mm =45mm 斜齒圓柱齒輪傳動的設計（主要參照教材《機械設計（第八版）》） 已知輸入功率為=1.632kw、小齒輪轉速為=160r/min、齒數比為4。工作壽命10年，單班制，工作平穩(wěn)，轉向不變。 1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 （1）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。（GB10095-88） （2）材料選擇 由《機械設計（第八版）》表10-1小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度相差40HBS。 （3) 選小齒輪齒數,則大齒輪齒數 初選螺旋角。 2、按齒面接觸疲勞強度計算按下式設計計算 （1）確定公式內的各計算數值 1） 試選載荷系數=1.6 2） 查教材圖表（圖10-30）選取區(qū)域系數=2.435 3） 查教材表10-6選取彈性影響系數=189.8 4） 查教材圖表（圖10-26）得 =0.765 =0.88 =1.645 5） 由教材公式10-13計算應力值環(huán)數 N=60nj =60×160×1×（8×365×10）=2.8×10h N=0.7X10h 6） 查教材10-19圖得：K=0.95 K=0.99 7） 查取齒輪的接觸疲勞強度極限650Mpa 550Mpa 8） 由教材表10-7查得齒寬系數=1 9） 小齒輪傳遞的轉矩=97.41N.m 10） 齒輪的接觸疲勞強度極限：取失效概率為1%,安全系數S=1,應用公式（10-12）得: []==0.95×650=617.5 []==0.99×550=544.5 許用接觸應力為 （2） 設計計算 1） 按式計算小齒輪分度圓直徑 = 2） 計算圓周速度0.445m/s 3） 計算齒寬b及模數 b==53.12mm = 4) 計算齒寬與高之比 齒高h= =2.25×2.34=5.27 = =10.08 5) 計算縱向重合度 =0.318tanβ=0.318x1x22tan=1.744 6) 計算載荷系數K 系數=1，根據V=0.445m/s，7級精度查圖表（圖10-8）得動載系數=1.01 查教材圖表（表10-3）得齒間載荷分布系數=1.2 由教材圖表(表10-4）查得=1.420 查教材圖表（圖10-13）得=1.32 所以載荷系數 =1.72 7) 按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑 = 8) 計算模數 = 3、按齒根彎曲疲勞強度設計 由彎曲強度的設計公式≥設計 （1） 確定公式內各計算數值 1） 計算載荷系數 =1.60 2） 根據縱向重合度=1.744 查教材圖表（圖10-28）查得螺旋影響系數=0.88 3） 計算當量齒數 =24.09 =96.37 4） 查取齒形系數 查教材圖表（表10-5）=2.6476 ，=2.18734 5） 查取應力校正系數 查教材圖表（表10-5）=1.5808 ，=1.78633 6） 查教材圖表（圖10-20c）查得小齒輪彎曲疲勞強度極限=520MPa ，大齒輪彎曲疲勞強度極限=400MPa 。 7） 查教材圖表（圖10-18）取彎曲疲勞壽命系數K=0.89 K=0.92 8） 計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式得 []= []= 9） 計算大、小齒輪的，并加以比較 大齒輪的數值大.選用大齒輪的參數計算. （2） 設計計算 1） 計算模數 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲強度所承載的能力。而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅取決于齒輪直徑。按GB/T1357-1987圓整為標準模數,取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=54.39來計算應有的齒數. 2）計算齒數 z==26.4 取z=27 那么z=4×27=108 4、 幾何尺寸計算 （1）計算中心距 a===139 取a=140mm （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 =arccos 因值改變不多,故參數,,等不必修正. （3）計算大.小齒輪的分度圓直徑 d==56.25 d==225 （4）計算齒輪寬度 B= 圓整取 ⑷ 高速軸、中間軸、輸出軸設計計算 Ⅰ軸的設計計算 已知條件：軸的傳遞功率P=1.717kW，轉速n＝376r/min，小錐齒輪的分度圓直徑為：d＝82.5mm，寬度為：b=45 mm 1. 選擇軸材料及熱處理方式； 由于減速器為一般用途軸，故選45鋼，調質，查表得，；；；；； 2. 最小軸徑估算 對軸均使用扭轉強度法，根據公式 mm 可知，對于軸，P=1.717kW, C=120,n＝376r/min .故最小軸徑為dmin=17.9mm; 經圓整，取最小軸徑d=18mm; 3． 軸的結構設計 高速軸軸系的結構如圖所示。 (1)各軸段直徑的確定 從左到右： 1） 最小直徑，安裝大帶輪軸段，確定軸徑18mm。 2） 端蓋處軸的直徑為20mm 2）軸承處軸段，根據角接觸軸承7205C確定軸徑25mm 3）軸環(huán)段取32mm 4）軸承處根據角接觸軸承7205C取25mm 5）小錐齒輪處取20mm （2）軸各段長度 從左到右： 1） 由選擇的大帶輪取70mm 2） 由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系等確定26mm 3） 由角接觸軸承確定15mm 4） 由裝配關系、箱體結構確定46mm 5） 由角接觸軸承確定15mm 6） 由套筒及小錐齒輪確定42mm 4． 按彎扭合成法校核軸的強度 (1) 計算小錐齒輪的受力 水平面內受力 Me=71.36N.m (2) 計算水平面內彎矩，繪制水平彎矩（MH）圖 (3) 垂直面內受力 繪制垂直面彎矩（M）圖 Me=77.89 N.m ME=100.97 N.m N.m 8 合成彎矩（M）圖 T=49.24 N.m 轉矩（T）圖 (4) 確定危險截面，校核軸的強度 E截面處受轉矩和彎矩最大 W=0.1d3 為軸的抗彎截面系數，∝取0.6 ，代入數據 則有=20.56MPa=60MPa 結論：軸的結構滿足強度要求 5. 按安全系數法精確校核軸的強度 （1）查表可得，對于A型平鍵，軸上鍵槽的應力集中系數為： （2）查表可得，45鋼的絕對尺寸系數為： （3）對于45鋼，彎矩和轉矩作用下軸的平均應力折算為應力幅的等效系數分別為： （4）查表可得，該軸段的加工表面質量系數： , （5）由于該軸所受彎曲應力為對稱循環(huán)變應力，故 平均應力 彎曲應力幅 =9.75Mpa （6）由于該軸所受扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，故 扭轉切應力 =30.48MPa 轉矩應力幅和平均應力 =15.24MPa （7）根據上式可得，僅考慮彎曲應力和僅考慮扭轉切應力時的工作安全系數分別為： =5.6, =7.2 （8）可得軸的工作安全系數為： =4.42 查表，取軸疲勞強度的許用安全系數為 結論：，滿足強度要求。 D截面的強度精確校核方法與C截面相同。計算后得到D截面的工作安全系數：=5.61 結論：，滿足強度要求。 Ⅱ軸的設計計算 已知條件：軸的傳遞功率P=1.632kW，轉速n＝160r/min,兩齒輪的分度圓直徑分別為：d1＝195mm，d2＝56.25mm。 1. 選擇軸材料及熱處理方式； 由于減速器為一般用途軸，故選45鋼，調質，查表得，；；；；； 2. 最小軸徑估算 對軸均使用扭轉強度法，根據公式 mm 可知，對于軸，P=1.632kW，n＝160r/min, C=120.故最小軸徑為dmin1=24.68mm; 經圓整，取最小軸徑d=25mm; 3．軸的結構設計 軸的結構設計如圖所示 (1)各軸段直徑的確定 從左到右： 1）最小直徑，安裝角接觸軸承7205C，確定軸徑25mm，長35mm。 2）安裝小斜齒輪確定軸徑30mm，長58mm 3）軸環(huán)段軸徑取40mm，長13mm 4）安裝大錐齒輪軸徑取30mm，長38mm 5）安裝角接觸軸承7205C，確定軸徑25mm，長42mm。 4．按彎扭合成法校核軸的強度 （1）建立力學模型 計算齒輪2、3的受力 根據大錐齒輪與小錐齒輪的作用力與反作用力的關系則有： 大錐齒輪： Ft=1281.5N, Fr=181.9N, Fa=429.1N 小圓柱斜齒輪 ： 水平面內受力 (2)計算水平面內彎矩，繪制水平彎矩（MH）圖 Me=158.1 N.m Mc=106.6 N.m (3)垂直面內受力 繪制垂直面彎矩（M）圖 MC=67.3N.m ME=40.7 N.m MC=132.4 N.m ME=171.8 N.m 合成彎矩（M）圖 轉矩（T）圖 T=101 N.m (4) 確定危險截面，校核軸的強度 E截面處受轉矩和彎矩最大 C截面處雖然彎矩、轉矩不是最大，但軸徑較小 該軸的危險截面為C、E兩截面。 C截面 =38.54MPa E截面 =49.35MPa 結論：軸的結構滿足強度要求。 5. 按安全系數法精確校核軸的強度 （1）查表可得，對于A型平鍵，軸上鍵槽的應力集中系數為： （2）查表可得，45鋼的絕對尺寸系數為： （3）對于45鋼，彎矩和轉矩作用下軸的平均應力折算為應力幅的等效系數分別為： （4）查表可得，該軸段的加工表面質量系數： , （5）由于該軸所受彎曲應力為對稱循環(huán)變應力，故 平均應力 彎曲應力幅 =19.36Mpa （6）由于該軸所受扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，故 扭轉切應力 =14.24MPa 轉矩應力幅和平均應力 =7.1MPa （7）根據上式可得，僅考慮彎曲應力和僅考慮扭轉切應力時的工作安全系數分別為： =3.02，=2.85 （8）可得軸的工作安全系數為： =2.10 查表，取軸疲勞強度的許用安全系數為 結論：，滿足強度要求。 D截面的強度精確校核方法與C截面相同。計算后得到D截面的工作安全系數：=2.68 結論：，滿足強度要求。 Ⅲ軸的設計計算 已知條件：軸的傳遞功率P=1.551kW，轉速n＝40r/min， 1. 軸材料及熱處理方式； 由于減速器為一般用途軸，故選45鋼，調質，查表得，；；；；； 2. 最小軸徑估算 對軸均使用扭轉強度法，根據公式 mm 可知，對于軸，P=1.551kW, C=120,n＝40r/min .故最小軸徑為dmin1=31.58mm; 經圓整，取最小軸徑d=32mm; 3．軸的結構設計 軸的結構如圖所示 從左到右： 1）根據角接觸軸承7207C，軸直徑35mm，長度38mm。 2)安裝大斜齒輪，軸段直徑41mm，長度53mm。 3）軸肩直徑52mm 長度10mm 4）此段用來軸承的軸向定位軸徑為41mm，長度為70mm 5）根據角接觸軸承7207C，軸直徑35mm，長度57mm。 6）軸端最小直徑，用來連接連桿機構，軸直徑32mm,長度82mm 4．按彎扭合成法校核軸的強度 （1）計算大圓柱齒輪的受力 根據大圓柱齒輪與小圓柱齒輪的作用力與反作用力有： Ft=3607.8N, Fr=1367.96N，F(xiàn)a=1313.2N 水平面內受力 (2)計算水平面內彎矩，繪制水平彎矩（MH）圖 Me=131.7N.m (3)垂直面內受力 ME1=81.9N.m N.m 繪制垂直面彎矩（M）圖 ME2=54.3N.m 合成彎矩（M）圖 ME2=102.5N.m ME1=155.1N.m T=390.9N.m 轉矩（T）圖 (4) 確定危險截面，校核軸的強度 E截面處受轉矩和彎矩最大 =16.8MPa 結論：軸的結構滿足強度要求。 5. 按安全系數法精確校核軸的強度 （1）查表可得，對于A型平鍵，軸上鍵槽的應力集中系數為： （2）查表可得，45鋼的絕對尺寸系數為： （3）對于45鋼，彎矩和轉矩作用下軸的平均應力折算為應力幅的等效系數分別為： （4）查表可得，該軸段的加工表面質量系數： , （5）由于該軸所受彎曲應力為對稱循環(huán)變應力，故 平均應力 彎曲應力幅 =32.6Mpa （6）由于該軸所受扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，故 扭轉切應力 =19.8MPa 轉矩應力幅和平均應力 =9.9MPa （7）根據上式可得，僅考慮彎曲應力和僅考慮扭轉切應力時的工作安全系數分別為： =4.5, =7.6 （8）可得軸的工作安全系數為： =3.88 查表，取軸疲勞強度的許用安全系數為 結論：，滿足強度要求。 D截面的強度精確校核方法與C截面相同。計算后得到D截面的工作安全系數：=3.12 結論：，滿足強度要求。 ⑸ 軸承設計與壽命計算 Ⅰ軸的滾動軸承的設計計算與校核 已知：小錐齒輪平均分度圓直徑dm＝82.5mm,所受圓周力Ft=1281.5N,徑向力Fr=429.1N,軸向力Fa=181.9N,軸的轉速n=376r/min,工作溫度低于100oC. 解： 1. 查取7205C軸承的基本參數 由手冊得：Cr=16500N，e=0.38,X=0.44， Y=1.47; 2. 計算派生軸向力 1)計算滾動軸承的徑向支反力Fr2, Fr1 水平支反力兩軸承之間的距離為61mm，右軸承離錐齒輪的距離為35mm 得：735N 得：2017N 垂直支反力 得：166N 得：425N 合成支反力 753.5N 2061.3N 2)計算派生軸向力S1和S2 =286.33N =783.29N 3．求軸承的軸向載荷Fa1和Fa2 =468.23N=783.29N 軸承1為“壓緊”軸承, 軸承2為“放松”軸承 軸承1: =97.23N 軸承2: =783.29N 4. 計算軸承的當量動載荷P Fa1Fr1=0.12929200h(10年) Ⅱ軸的滾動軸承的設計計算與校核 已知：大錐齒輪平均分度圓直徑dm＝195mm,所受圓周力Ft1=1281.5N,徑向力Fr1=181.9N,軸向力Fa1=429.1N,軸的轉速n=160r/min,工作溫度低于100oC。小圓柱齒輪分度圓直徑為d2=56.25mm,所受切向力Ft2=3607.8N,徑向力Fr2=1367.96N，軸向力Fa2=1313.2N。 解： 1. 查取7008C軸承的基本參數 由手冊得：Cr=16500N，e=0.38,X=0.44 Y=1.47; 2. 計算派生軸向力 1)計算滾動軸承的徑向支反力Fr2, Fr1 水平支反力左軸承至第一個齒輪的距離為50mm，兩齒輪的距離為64mm，第二個齒輪離右軸承的距離為60mm. 得：2157.4N 得：2731.9N 垂直支反力 得：187N 得：1373N 合成支反力 2165.1N 3057.6N 2)計算派生軸向力S1和S2 =822.7N =1161.9N 3．求軸承的軸向載荷Fa1和Fa2 =1706.7N>1161.9N 軸承2為“壓緊”軸承, 軸承1為“放松”軸承 軸承1: Fa1=S1=822.7 軸承2:Fa2=S1+Fa=1706.7 4. 計算軸承的當量動載荷P Fa1Fr1=0.38=e Fa2Fr2=0.55>e 軸承1: P1=Fr1=2165 軸承2: P2=XFr+YFa=3854.3 5. 計算軸承的壽命 工作溫度低于1000C: ft=1 =37020h>29200h(10年) Ⅲ軸的滾動軸承的設計計算與校核 已知：大圓柱齒輪分度圓直徑d＝225mm,所受圓周力Ft=3607.8N,徑向力Fr=1367.9N,軸向力Fa=1313.2N,軸的轉速n=40r/min,工作中有中等沖擊,工作溫度低于100oC 解： 1.查取7207C軸承的基本參數 由手冊得：Cr=30500N，e=0.38,X=0.4,Y=1.47; 2.計算派生軸向力 1)計算滾動軸承的徑向支反力Fr2, Fr1 水平支反力 得：2426.3N 得：1181.5N 垂直支反力 得：1869.2N 得：782.6N 合成支反力 3186N 3697N 2)計算派生軸向力S1和S2 =1211N =1405N 3．求軸承的軸向載荷Fa1和Fa2 =3052N=1211N 軸承1為“壓緊”軸承, 軸承2為“放松”軸承 軸承1: =3052N 軸承2: =1405N 4. 計算軸承的當量動載荷P =0.38 軸承1: =5888N 軸承2: =3697N 5. 計算軸承的壽命 工作溫度低于1000C: ft=1 =40365h>29200h(10年) (6) 鍵連接的設計計算 Ⅰ軸帶輪上的鍵： 已知條件：Ⅰ軸傳遞的扭矩T=43.61Nm；軸的直徑d=20mm; 鍵的長度=63mm; 鍵的高度=6mm.;材料:45鋼; =150 MPa。 根據普通平鍵的擠壓強度條件： =23.07MPa Ⅱ軸大齒輪上的鍵： 已知條件：Ⅱ軸傳遞的扭矩T=97.41Nm；軸的直徑d=30mm; 鍵的長度=32mm; 鍵的高度=8mm.;材料:45鋼; =150 MPa。 根據普通平鍵的擠壓強度條件： =50.73MPa Ⅲ軸大齒輪上的鍵： 已知條件：鍵傳遞的扭矩T=370.39Nm；軸的直徑d=41mm; 鍵的長度=50mm; 鍵的高度=8mm.;材料:45鋼; =150 MPa。 根據普通平鍵的擠壓強度條件： =90.24MPa （六） 減速器箱體設計 減速器箱體尺寸如下表所示： 名稱 符號 尺寸關系 結果mm 機座壁厚 0.0125（d1+d2）8 8 機蓋壁厚 8 機座凸緣厚度 b 1.5 12 機蓋凸緣厚度 b1 1.5 12 機座底凸緣厚度 P 2.5 20 地腳螺釘直徑 12 地腳螺釘數目 n 查手冊 6 軸承旁連接螺栓直徑 d1 0.75 df 12 機蓋機座連接螺栓直徑 d2 (0.5～0.6)df 8 連接螺栓d2的間距 ｌ 150～200 160 軸承端蓋螺釘直徑 d3 (0.4～0.5)df 7 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3～0.4)df 5 定位銷直徑 d (0.7～0.8) d2 7 df d1 d2 至外機壁距離 c1 20 20 df、d2之凸緣的距離 c2 18 18 軸承旁凸臺半徑 R1 9 9 凸臺高度 h 40 40 外機壁至軸承座端面距離 L1 c1+c2+(5～10) 40 內機壁至軸承座端面距離 L2 58 大齒輪頂圓與內機壁距離 12 齒輪端面與內機壁距離 25 機蓋、機座肋厚 m1,m2 m1＝0.85,m2＝0.85 7 軸承端蓋外徑 D2 D+(5～5.5)d3 90 10 軸承端蓋凸緣厚度 e 1.2d3 8 軸承旁連接螺栓距離 s 110 （七） 體會 通過這二十多天的課程設計，我深深體會到，要設計一個機械產品，哪怕機構并不復雜，也不是一件輕松的事情，需要綜合運用學過的一切機械設計方面的知識和理論力學、材料力學、數學、工程材料等各方面的知識，綜合運用各種先進的繪圖、計算軟件，減少工作量和提高設計效率。我還深刻的體會到，機械的設計不是一項一個兩個人能完成的工作，需要團隊合作，集思廣益，充分調動大家的積極性，互相鼓勵、互相幫助、互相批評。對于一個新的機械產品，首先必須舍得拿出時間從總體上綜合考慮、分析，參考已有的、成熟的機構，盡可能地考慮到一切可能出現(xiàn)的技術細節(jié)，磨刀不誤砍柴工，只有這樣做了，才能在在接下來的設計中少走彎路，提高效率。這次課程設計，我感覺工作量相當大，每天都是在加班加點地干，對我的體力和毅力是個很大的考驗，這一點上我明白了作為一個優(yōu)秀的設計人員，必須有好的身體和堅韌不拔的精神，看似枯燥無味的工作，堅持到最后就會有巨大的成就感，就會有看到產品成功問世的喜悅感！ （八） 參考資料 《機械制圖》 《機械原理》 《機械設計》 《機械基礎綜合課程設計》 其中：曲柄AB=56.6mm,連桿BC=80mm,擺桿CD=150mm，連桿DE=170mm 5mm =2.0625 35