薄壁零件冲压机设计说明书

薄壁零件冲压机设计 系 别 机械工程系 专 业机械设计制造及其自动化 班 级XXX 学 号XXX 姓 名XXX 指导教师XXX 负责教师 xxxxxxxxxxxxxxxxxxxx 大学 2012 年 6 月 摘摘 要要 本设计是关于薄壁零件冲压机的设计 主要对冲压机的执行机构 传动系统进 行设计和计算 前部分详细阐述了冲压机执行机构及与其相配合的送料机构的设计 根据两种 机构的特点我拟定了三种设计方案 根据运动执行机构需具有急回特性和工作段近 于匀速的特征 为满足这一特性 选择六杆机构 使压力角尽可能小 动力源选择 了 Y 系列 Y90L 4 型电机 它具有结构简单 体积小 重量轻 经济 等优点 其 工作特性优于 Y 系列电机 适用于有轻微震动 正反转且转速不高的场合 后部分所涉及的是冲压机的传动系统的设计 齿轮材料为 40Cr 并经调质及表 面淬火 并对齿轮 轴承 键进行校核 关键词 冲压机 电动机 键 齿轮 I Abstract This design is on the design of thin walled parts machine stamping machine of executing agencies mainly transmission system design and calculation First part elaborates punching machine executing agencies and their complementary feeding mechanism design According to two features I developed three designs according to campaign implementing agencies required with quick return characteristics and near uniform features of the work in order to meet this attribute selecSelect the y series Y90L 4 motor power source it has a simple structure small size light weight economic and so on Its characteristics superior to the y series motors applies a slight vibration reverse and high speed applicationst six bar mechanism the pressure angle as small as possible Is involved in the latter part of machine design of the transmission system Gear materials of 40Cr and through adjusting the quality and surface hardening And check the gears bearings keys Keywords stamping machine motor key gear II 附录附录 符号表符号表 压力角 v K动载荷系数 转角h齿高 传动角 b 齿宽 t k载荷系数 F 弯曲疲劳许用应力 a Mp T 转矩N mm FN K弯曲疲劳强度 d 齿宽系数S安全系数 E Z弹性影响系数a中心距mm limH 接触疲劳强度极限 a Mp K 载荷系数 HN k接触疲劳寿命系数 Fa Y齿形系数 Z 齿数 sa Y应力校正系数 m模数mmp功率 v圆周速度m s i传动比 d分度圆直径mmN应力循环系数 H 接触疲劳许用应力 a Mp 效率 A K使用系数 III 目录目录 摘 要 I Abstract II 附录 符号表 III 1 绪论 1 1 1 设计方案及机械设计 1 1 2 原始数据及设计要求 1 1 3 步骤设计 2 方案论证 3 2 1 三种方案的比较与选择 3 2 1 1 设计方案一 3 2 1 2 设计方案二 3 2 1 3 设计方案三 4 2 2 最终选定方案方案 5 3 机构设计 6 3 1 上模冲压机构的尺寸设计 6 3 2 传动系统的尺寸设计 6 3 3 下模顶出机构尺寸设计 7 3 4 原动机的选择 7 3 5 工作循环图 8 4 传动系统的设计 9 4 1 传动装置总传动比的确定及传动比的分配 9 4 2 计算传动装置的运动和动力参数 9 4 3 V 带传动设计 10 4 3 1 计算 选择 V 带型号 10 IV 4 3 2 确定带轮直径 d1 和 d2 10 4 3 3 确定中心距 带长 验算包角 11 4 3 4 求 V 带根数 11 4 3 5 确定预拉力和作用在轴上的力 11 4 4 齿轮的设计 12 4 4 1 高速轴上的齿轮设计计算 12 4 4 2 低速轴上齿轮的设计 15 4 5 轴的设计计算 19 4 5 1 高速轴 设计 19 4 5 2 轴 的设计计算 21 4 5 3 轴 的设计计算 22 4 6 滚动轴承的选择及计算 23 4 6 1 轴轴承型号为 30206 的圆锥滚子轴承 23 4 6 2 轴轴承型号为 30207 的圆锥滚子轴承 24 4 6 3 轴轴承型号为 30211 的圆锥滚子轴承 25 4 7 键联接的选择及校核计算 26 4 8 联轴器的选择 27 4 8 1 高速输入轴 1 27 4 8 2 低速输出轴 3 27 参考文献 28 致 谢 29 0 1 绪论绪论 1 1 设计方案及机械设计设计方案及机械设计 电动机通过减速装置将其动力和运动传递给冲压机的主要执行机构 设计冲压 薄壁零件的主要执行机构冲压机构及与其相配合的送料机构 设计减速传动装置 如 图 1 1 所示 上模先以比较小的速度接近坯料 然后以匀速进行拉延成形工作 以后 上模继续下行将成品推出型腔 最后快速返回 上模退出下模以后 送料机 构从侧面将坯料送至待加工位置 完成一个工作循环 图 1 1 薄壁零件冲压机是用于将具有良好拉伸延展性的薄壁金属板 如铝板 一次冲 压成所规定形状的机械机构 它的主要加工过程如下 1 将坯料送至待加工位置 2 下模固定在机架上 上模先以较大速度接近坯料 接着以近似匀速将坯料冲压拉 延成形 最后快速返回 1 2 原始数据及设计要求原始数据及设计要求 1 动力源是电动机 作转动 从动件 执行构件 为上模 作上下往复直线运 动 其大致运动规律如图所示 具有快速下沉 等速工作进给和快速返回的特性 2 机构应具有较好的传力性 特别 是工作段的压力角 应尽可能小 传动角 大于或等于许用传动角 1 3 上模到达工作段之前 送料机构已将坯料送至待加工位置 下模上方 4 生产率约每分钟 70 件 5 执行构件 上模 的工作段长度 L 30 100mm 对应曲柄转角 1 3 1 2 上模行程长度必须大于工作段长度的两倍以上 6 行程速度变化系数 K 1 5 7 许用传动角 40 8 送料距离 H 60 250mm 1 3 步骤设计步骤设计 1 方案设计和总体布置 2 计算各机构的尺寸 3 绘制机构总体布置简图和运动循环图 2 2 方案论证方案论证 2 1 三种方案的比较与选择三种方案的比较与选择 2 1 1 设计方案一设计方案一 设计方案一的的冲压机构是由一个四连杆机构串联一个摇杆滑块机构组合而成 送料机构是曲柄滑块机构 此方案自由度为一 自由度数等于原动件数 能够满足 传动要求 机构的加压时间较短 一级传动角最大 效率高 成本低 但工作平稳性 一般 加工装配较难 图一 2 1 2 设计方案二设计方案二 该方案的冲压机构采用了有两个自由度的双曲柄七杆机构 用齿轮副将其封闭 为一个自由度 使自由度为一 自由度数等于原动件数 能够满足传动要求 送料 机构是由凸轮机构和连杆机构串联组成的 3 图二 2 1 3 设计方案三设计方案三 设计方案三是一个凸轮机构附带一个曲柄滑块机构 自由度为一 可以准确的 满足运动要求 并且满足杆件受力的要求 首大作用力的元件设计为凸轮 基本不 受力的杆件设计为连杆 简单合理 最后这样的设计计算十分简单 也就容易对运 动过程进行准确分析 但方案五设计的凸轮可能尺寸太大 浪费材料 图三 4 2 2 最终选定方案最终选定方案方案方案 在 3 个方案全部提出后 进行了对比 各个方案都由不同的基础机构组合而成 且基本都可完成设计要求的运动 但是考虑到机构的性能 加工成本和后期的建模 分析等的方便 最后决定采取第 1 个方案 分析 分析 方案二稳定性 传动角等都较好 但结构过于复杂 不利于加工 成本比较高 方案三凸轮虽然机构简单紧凑 但是凸轮轮廓与推杆之间为点 线接触 易磨损 凸轮机构多用于传力不大的场合 而我们最终确定方案的机构设计中结构在满足其 性能的同时相对其它方案又比较简单 在制造中可以大大减少工序 并且可以降低 成本 较易实现 该机构的加压时间长 传动角大 因此可获得良好的传动效果 且机构的装配简单 成本低 易于投入实际生产 方案一可满足急回运动的要求 输送配料上工作台和上模冲压这 2 个工作步骤 也可较容易的配合出来 使整个机构完成一次送料冲压的周期 考虑到配料被冲压成形之后如果还留有切边 则成品就不能从下模的下部离开 而在方案的设计基础上 成品只可由一机构垂直将其顶出上模 然后同时由下一个 送来的配料将其横向地推出下模工作台面 因此经过研讨在方案一的基础上增加了一个 上顶 机构 此机构的运动方向 基本和上模相同 上模在回程时呈现出急回的特性 而 上顶 机构为了能迅速的将 在下模中的成品顶出 其需要急速向上运动的特性 最终决定的专用精压机的运动简图最终决定的专用精压机的运动简图 5 3 机构设计机构设计 3 1 上模冲压机构的尺寸设计 上模冲压机构的尺寸设计 因上模冲压机构采用曲柄滑块的传动机构 且根据任务书的要求行程速比系数 K 1 5 取 K 1 5 则 极位夹角为 180 K 1 K 1 36 且要求上模冲压的总行程为 480mm 则冲模锤的最高点到最低点的距离 H 为 240mm 可以算出 CD H 2 sin18 388mm 取 AB 250mm 则可算得 AC 250 sin18 809mm 取上模的工作段长度 L 100 经测量计算 对应曲柄转角为 65 1 3 1 2 此时最小传动角最大取值 max min 72 满足许用传动角 40 3 2 传动系统的尺寸设计 传动系统的尺寸设计 为了方便运算以及统一性 且在保证大于冲锤的冲程范围 取三个小齿轮的分 度圆直径为 d 300mm 大齿轮分度圆直径为 D 600mm 所有齿轮为渐开线齿轮 取相同模数 m 10 压力角采用相同的 20 GL 水平距离取 240mm 与此同时 根据输送配料的时推杆的最大行程距离 200mm 以及四连杆机构的行程速比系数 K 1 5 考虑两处极限位置 即 J H G 三点共线的两个极限位置 可以算出 步骤 如下 如附图 1 设 则由图及所给条件可知 1 2 3 极位夹角为 180 K 1 K 1 36 6 363190 9021 1363 901 02 543 307 5mm JH32 5mmHG GH 275cos 340sin mm200JJ 1 1 11 1 连杆曲柄 JHGJGHJHJG mmGJJG mmJJGJ 3 3 下模顶出机构尺寸设计 下模顶出机构尺寸设计 下模采用与上模相称的设计方案 K 值与上移距离均与上模相同 即曲柄 MN AB 250mm 机架 PM AC 809mm 3 4 原动机的选择原动机的选择 考虑到电机输出功率的传递效率问题 电机应该安装在靠近工作件的齿轮轴上 又由于大齿轮输入动力时可以传递较大的扭矩 故选择将电机安装在与齿轮 F 的轴 线上 且根据任务书的要求 生产率约每分钟 70 个工件 则齿轮 F 轴的转速可以确 定为 35r min 故可也算出制造一个工件所以用的时间为 t 0 857s 最大生产阻力为 Fmax 5000N 且假定在拉延区内生产阻力均衡 构件的质量和转动惯量均忽略不计 从而由此根据能量守恒定律在冲压成形的过程中 可以估算出电机的功率 t 2 max LFP 代入数据 5000N L 100mm t 0 857s max F 可得 1167wP 考虑到齿轮传输中的机械损失 取功率为 1 5kw 的电机 经查阅资料可知 电机可采用 Y 系列 Y90L 4 电机 其具体参数如表 3 1 所示 7 表 3 1 电动机的参数 功 率电 流转 速功 率功率因数堵转转距堵转电流最大堵转 1 5kw2 3A1400r min72 5 0 702 06 02 0 电机的安装选择 B3 中的 B8 是机座带底角 端盖无凸缘 其电机参数如表 3 2 所示 表 3 2 Y90L 4 型电动机参数 DEFGDGAAAABACAD 2450872014037180175155 BBBCCAHHAHCKLLC 12516056110901319010310368 根据上表得电动机中心距离 H 90mm 外伸段轴径 D E 24mm 50mm 3 5 工作循环图工作循环图 从循环图看出 顶杆正行程 推杆送料和上模回程同时开始 上模回程和顶杆正行 程结束时推杆送料刚好到位 与此同时在上模回程一小段时间后顶杆开始顶出成型 品并由推杆推走成型品 然后上模正行程开始 在开始冲压前送料已经完毕 同时 在下一个运动周期开始时顶杆完成正行程 8 4 传动系统的设计传动系统的设计 4 1 传动装置总传动比的确定及传动比的分配 传动装置总传动比的确定及传动比的分配 总的传动比 4035 1400 40 nni 取带传动的传动比 则减速器的总传动比 9 1 1 05 219 1 40 12 高速轴的传动比 43 5 05 214 14 1 23 ii 低速轴的传动比 88 3 43 5 05 21 324 iii 4 2 计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数 带传动的效率 96 0 带 齿轮啮合效率 97 0 齿 滚动轴承效率 99 0 轴 联轴器效率 99 0 联 传动装置的总效率为 224 联齿轴带 85 0 99 0 97 099 096 0 224 O 轴 即电动机轴 Kw 5 1 0 r PP r min1400 0 n N m23 10 1400 10005 1 55 9 55 9 0 0 0 n P T I 轴 即减速器高速轴 Kw 426 199 096 05 1 01 联带 PP r min84 7369 1 1400 101 nn N m48 18 84 736 1000426 1 55 9 55 9 0 1 1 n P T 9 II 轴 即减速器中间轴 Kw 369 1 97 0 99 0 426 1 12 齿轴 PP r min70 13543 5 84 736 312 inn mN n P T 34 96 70 135 1000369 1 55 9 55 9 2 2 2 III 轴 即减速器低轴 Kw315 1 97 0 99 0 369 1 23 齿轴 PP r min79 3488 3 70 135 423 inn N m97 360 79 34 1000315 1 55 9 55 9 3 3 3 n P T 二级减速器数据如表 4 1 所示 表 4 1 二级减速器数据 轴序号功率 P kw 转速 n r min 转距 T N m 传动形式传动比效率 O1 5140010 23带传动1 90 96 I1 426736 8418 48齿轮传动5 430 97 II1 369135 796 34 III1 31534 79360 97 齿轮传动3 880 97 4 3 V 带传动设计带传动设计 4 3 1 计算计算 选择 选择 V 带型号 带型号 c P 长期连续工作 工作时间 16 小时 查得 1 2 A K Pc 1 2 1 5 1 8 kw PKA 由 Pc 1 8 kw 1400 r min 查得 采用 Z 型带 1 n 电 n 4 3 2 确定带轮直径确定带轮直径 d1 和和 d2 取 d1 80mm d2 d1 1 1 9 80 1 0 02 148 96mm 1 取 d2 150mm 10 v d1 n1 60 1000 80 1400 60 1000 5 86 m s 因为 5m s v 30m s 故带速合适 4 3 3 确定中心距 带长 验算包角确定中心距 带长 验算包角 0 7 d1 d2 120o 适合 3 57 5 384 80 150 4 3 4 求求 V 带根数 带根数 Z 由 n1 1400 r min d1 80mm 查得 P0 0 35kw La00 c KKPP P 根据 n1 1400 r min 和 Z 型带 查表得 0 02 kw9 1 1 0 P 由表查得 包角系数 0 98 a K Z 4 2取 5 根 La00 c KKPP P 18 1 98 0 02 0 35 0 8 1 4 3 5 确定预拉力和作用在轴上的力确定预拉力和作用在轴上的力 由表查 Z 型带的单位长度质量 q 0 06 kg m 所以 22 a c min0 86 5 06 01 98 0 5 2 86 55 8 1500 qv1 5 2 v 500 K P F 30 7 1 55 2 05 49 64N 应使带的实际初拉力 min00 FF 11 压轴力的最小值为 N 1 494 2 169 sin64 4952 2 sin 2 min0min NFzF P 4 4 齿轮的设计齿轮的设计 4 4 1 高速轴上的齿轮设计计算高速轴上的齿轮设计计算 1 齿轮类型 精度等级 材料及齿数 选用直齿圆柱齿轮传动 小齿轮用 45 钢 调质处理 HB1 280HBS 大齿轮用 45 钢 调质处理 HB2 240HBS 小齿轮齿数 大齿轮齿数 取 13024 1 Z32 1302443 5 12 ZiZ 2 Z 2 齿面接触强度设计 由设计算公式进行试算 即 3 2 1 1 1 32 2 H Et t Z u u d Tk d 确定公式内个数计算值 选择载荷系数 3 1 t K 计算小齿轮转矩 N mm 4 11 3 1 1085 1 1055 9 nPT 选取齿宽系数 1 d 材料的弹性影响系数M P 8 189 E Z 2 1 a 按齿面硬度查得小齿轮的接触度劳强度极限M Pa600 1lim 大齿轮的接触疲劳强度极限M Pa550 2lim 计算应力循环系数 9 11 1018 3 1530082184 7366060 h jLnN 89 2 1086 543 5 1018 3 N 接触疲劳寿命系数 90 0 1 HN K95 0 2 HN K 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 S 1 得 12 M Pa 540M Pa 6009 0 1lim1 1 S K HHN H M Pa 522 5M Pa 55095 0 2lim2 2 S K HHN H 计算 计算小齿轮分度圆直径 代入中较小的值 H mm07 36 5 522 8 189 43 5 43 6 1 1085 13 1 32 2 1 32 2 3 2 4 3 2 1 1 H E d t t Z u uTk d 计算圆周速度 V m s 1 39m s 100060 84 73607 36 100060 11 nd v t 计算齿轮 b mm07 3607 361b 1 tdd 计算齿宽与齿高之比hb 模数mm50 1 24 07 36 11 zdm tt 齿高mm38 308 1 25 225 2 t mh 67 1038 3 07 36 hb 计算载荷系数 根据 V 1 39m s 7 级精度 查得动载系数 1 v k 直齿轮 假设 100N mm 查得 使用系数 bFK tA 2 1 FH KK 1 A K 413 1 93 251023 0 116 0118 0 12 1 322 H K 由 b h 10 67 查得 故载荷系数413 1 H K35 1 F K 695 1 413 1 2 111 HHVA KKKKK 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 mm41 393 1 695 1 07 36 3 3 11 tt kkdd 13 计算模数mm64 124 41 39 11 zdm 3 齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为 F SF d YY z KT m 2 1 1 2 确定公式内各计算数值 齿轮的弯曲疲劳强度极度限M Pa 大齿轮的弯曲疲劳强度极度550 1 FE 限M Pa380 2 FE 弯曲疲劳系数 85 0 1 FN K88 0 2 FN K 计算弯曲疲劳许应力 取弯曲疲劳系数 S 1 4 得 M Pa 303 57M Pa 4 150085 0 11 1 S K FEFN F M Pa 238 86M Pa 4 138088 0 22 2 S K FEFN F 计算载荷系数62 1 35 1 2 111 FFVA KKKKK 齿形系数 65 2 1 F Y156 2 2 FB Y 应力校正系数 58 1 1 sa Y814 1 2 sb Y 计算大 小齿轮的 并加以比较 F SaFaY Y 01379 0 5 303 58 165 2 1 11 F SaFaY Y 01637 0 86 238 814 1 156 2 2 22 F SaFa YY 大齿轮的数值大 计算得mm19 1 241 01637 0 1085 1 62 1 2 3 2 4 m 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强 度计算的模数 由于齿轮模数的大小取决于弯曲强度所决定的承载能力 而 14 齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径 即模数与齿数的乘积 有关 可取有弯曲强度处得的模数 1 19 并就近圆整为 1 5 按接触强度算得 的分度直径mm 算出小齿轮数 大齿轮的齿41 39 1 d26 5 1 41 39 1 1 m d z 数 取 这样设计出的齿轮传动 既满足18 1412643 5 12 uzz142 2 z 了齿面接触疲劳强度 又满下足了齿根弯曲疲劳强度 并做到了结构紧凑 避免浪费 4 何尺寸计 计算分度圆直径 mm395 126 11 mzd mm2135 1142 22 mzd 计算中心距 mm126 2 dd a 21 计算齿轮宽度 mm39391 1 db d 取mm mm40 2 B45 1 B 5 验算 N8 947 39 1048 1822 3 1 1 d T Ft N mm 100N mm 3 24 39 8 9471 N b FK tA 所以合适 4 4 2 低速轴上齿轮的设计低速轴上齿轮的设计 1 选定齿轮类型 精度等级 材料及齿数 选用直齿圆柱齿轮传动 选用 7 级精度 GB10095 88 小齿轮材料为 45 钢 调质 硬度 240HBS 大齿轮材料为 45 钢 调质 硬度为 240HBS 选小 齿轮齿数 大齿轮齿数 取18 1 Z 8 691888 3 2 Z70 2 Z 15 2 按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算 3 2 1 1 1 32 2 H k d t t Z u uTK d 确定公式内的各计算数值 试选载荷系数3 1 t k 计算小齿轮传递的转矩N mm 3 2 1034 96 T 选取齿宽系数1 d 材料的弹性影响系数M Pa 8 189 E Z 按齿面硬度查提小齿轮的接触疲劳强度极限M Pa 大齿轮的600 1lim H 接触疲劳强度极限M Pa550 2lim H 计算应力循环系数 8 11 1086 5 15300821 7 1356060 H jLnN 8 8 2 1051 1 88 3 1086 5 N 接触疲劳寿命系数 90 0 1 HN K95 0 2 HN K 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数是 S 1 得 M Pa 540M Pa 6009 0 1lim1 1 S K HHN H M Pa 522 5M Pa 5509 0 2lim2 1 S K HHN H 计算 试算小齿轮分度圆直径 代入中较小的值 H mm Z u uTK d H E d t t 8 63 5 522 8 189 88 3 88 4 1 1034 963 1 32 2 1 32 2 3 2 3 3 2 1 1 计算圆周速度 16 m s45 0 100060 7 135 8 63 100060 11 nd v t 计算齿宽mm8 63 8 631 1 tdd b 计算齿宽与齿高之比 b h 模数mm54 3 18 8 63 1 1 z d m t t 齿高mm97 7 54 3 25 2 25 2 t mh mm0 8 97 7 8 63 h b 计算载荷系数 根据 V 0 45 m s 7 级精度 查得动载荷系数 直齿轮 假设1 v K 100N mm 查得 查得使用系数bFK tA 2 1 FaHa KK1 A K 查得 7 级精度 小齿轮相对而言支承非对称布置时 423 11023 0 6 0118 0 12 1 322 bK ddH 由 查得80 hb423 1 H K4 1 F K 故载荷系数708 1 423 1 2 111 HHVA KKKKK 按实际的载荷系数校正所算得的公度圆直径得 mm87 693 1708 1 8 63 33 11 tt KKdd 计算模数mm88 3 1887 69 11 zdm 3 按齿根弯曲强度设计 确定公式内的各计算数值 弯曲强度的设计公式为 F SaFa d YY z KT m 2 1 1 2 确定公式内的各计算数值 小齿轮的弯曲疲劳强度极限M Pa 大齿轮的弯曲疲劳强度 极500 1 FE 限M Pa380 2 FE 弯曲疲劳系数 85 0 1 FN K88 0 2 FN K 17 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数得4 1 S M Pa 303 57M Pa 4 1 50085 0 11 1 S K FEFN F M Pa 238 86M Pa 4 1 38088 0 22 2 S K FEFN F 计算载荷系数68 14 12 111 FFVA KKKKK 齿形系数 91 2 1 Fa Y24 2 2 Fa Y 应力校正系数 53 1 1 sa Y75 1 2 sa Y 计算大 小齿轮的 并加以比较 F SaFaY Y 01467 0 5 303 53 1 91 2 1 11 F SaFaY Y 01651 0 86 238 73 1 28 2 2 22 F SaFa YY 大齿轮的数值大 设计计算得mm 55 2 181 01651 0 1034 9668 12 3 2 3 m 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强 度计算的模数 由于齿轮模数的大小取决于齿面接触疲劳强度所决定的承载 能力 而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径 即模数与齿数 的乘积 有关 可取弯曲强度算得的模数 2 55 并就近圆整为 3mm 按接触强 度算得的分度圆直径mm 算出小齿轮齿数8 63 1 d 大齿轮的齿数 取 86223 8 63 11 mdz36 852288 3 12 uzz 这样设计出的齿轮传动 既满足了齿面接触疲劳强度 又满足了齿根弯 曲疲劳强度 并做到了结构紧凑 避免浪费 4 几何尺寸计算 计算分度圆直径 mm66322 11 mzd 18 mm258386 22 mzd 计算中心距 mm162 2 21 dd a 计算齿轮宽度 mm66661 1 db d 取mm mm65 2 B70 1 B 5 验算 N 4 2919661034 9622 3 11 dTFt N mm 100N mm23 44 66 4 29191 b FK tA 所以合适 4 5 轴的设计计算轴的设计计算 4 5 1 高速轴高速轴 设计设计 1 按齿轮轴设计 轴的材料取与高速级小齿轮材料相同 40Cr 调质处理 当 轴的支撑距离未定时 无法由强度确定轴径 要用初步估算的方法 即按纯扭矩并 降低许用扭转切应力确定轴径 d 计算公式为 3 P dA n 轴为外伸轴 初算轴径作为最小直径 应取较小的 A 值 轴为非外伸 轴 初算轴径作为最大直径 应取较大的 A 值 查表取 100 0 A 2 初算轴的最小直径 mm46 12 84 736 426 1 100d 3 3 1 1 0min n p A 因为轴上有键槽 故最小直径加大 6 13 2mm 又因为高速轴 为输入 min d 轴 最小直径应该为安装联轴器的直径 为了使所选的轴直径与联轴器的孔径适 A d 应 故需要同时选取联轴器的型号 联轴器的计算转矩 Tca KaT3 查表 14 1 考 虑到转矩变化不大 取 则 A K 3 1 N mm 1ca TTKA 3 1048 183 1 N mm24024 19 按照计算转矩应该小于联轴器的公称转矩的条件 查标准 GB T5014 2003 或 手册 选用 LH1 型弹性柱销联轴器 其公称转矩为 Nmm 半联轴器的孔径 mm 故取mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度为mm 20d A 20d A 38L1 高速轴轴上零件的装配方案如图所示 首先确定各段直径 A 段 dA 20mm 由联轴器直径得出 1 d B 段 25mm 根据油封标准 选择毡圈孔径为 25mm 2 d C 段 30mm 与圆锥滚子轴承 30206 配合 取轴承内径 3 d D 段 34mm 设计非定位轴肩取轴肩高度 h 2mm 4 d E 段 39mm 将高速级小齿轮设计为齿轮轴 考虑依据 课程设计指导书 5 d F 段 34mm 设计非定位轴肩取轴肩高度 h 2mm 6 d G 段 30mm 与圆锥滚子轴承 30206 配合 取轴承内径 7 d 第二 确定各段轴的长度 A 段 36mm 应该比联轴器毂孔长度 L1 38mm 略短 1 L B 段 54mm 考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取 54mm 2 L C 段 28mm 与轴承 圆锥滚子轴承 30206 配合 加上挡油盘长度 参考 减 速器 3 L 装配草图设计 p24 B 3 2 16 10 2 28mm 3 L 20 D 段 90mm 根据实际情况酌情增减 4 L F 段 8mm 2 2 10 2 8mm 6 L 6 L E 段 45mm 齿轮的齿宽 45mm 5 L 1 B G 段 28mm 与轴承 圆锥滚子轴承 30206 配合 加上挡油盘长度 参考 减 7 L 速器装配草图设计 p24 轴总长 L 289mm 两轴承间距离 不包括轴承长度 S 167mm 4 5 2 轴轴 的设计计算的设计计算 1 按齿轮轴设计 轴的材料取与高速级小齿轮材料相同 40Cr 调质处理 查 表 15 31 依然取 110 0 A 2 初算轴的最小直径 mm77 23 7 135 369 1 110d 3 3 2 2 0min n p A 因为轴上有键槽 故最小直径加大 6 25 2mm 根据减速器的结构 轴 min d 的最小直径应该设计在与轴承配合部分 初选圆锥滚子轴承 30206 故取 30mm min d 轴 的轴上零件设计装配图如下 首先 确定各段的直径 A 段 30mm 与轴承 圆锥滚子轴承 30206 配合 1 d F 段 30mm 与轴承 圆锥滚子轴 6 d 承 30206 配合 21 E 段 38mm 非定位轴肩 取轴肩高度 h 4mm 5 d B 段 48mm 非定位轴肩 与齿轮配合 2 d C 段 66mm 齿轮轴上齿轮的分度圆直径 3 d D 段 50mm 定位轴肩 取轴肩高度为 6mm 4 d 然后确定各段距离 A 段 28mm 考虑轴承 圆锥滚子轴承 30207 宽度与挡油盘的长度 1 L B 段 8mm 根据轴齿轮端面到内壁的距离及其厚度 2 L C 段 70mm 根据齿轮轴上齿轮的齿宽 B3 3 L E 段 38mm 根据高速级大齿轮齿宽 B2 40mm 减去 2mm 为了安装固定 5 L F 段 41 5mm 考虑了轴承和挡油环长度与箱体内壁到齿轮齿面的距离 6 L D 段 13 5mm 由轴 得出的两轴承间距离 不包括轴承长度 S 167mm 减去已知长 4 L 度可得出 轴总长 L2 201mm 4 5 3 轴轴 的设计计算的设计计算 输入功率 P 1 315KW 转速 n 34 79r min T Nmm 轴的材料选用 40Cr 调质 可由表查得 100 所以轴的直径 33 56mm 0 A min d 3 0 n P A 因为轴上有两个键槽 故最小直径加大 12 37 59mm 又因为低速轴 min d 为输出轴 最小直径应该为安装联轴器的直径 为了使所选的轴直径与联轴器的 A d 孔径适应 故需要同时选取联轴器的型号 联轴器的计算转矩 查表 14 3 T A KTca 1 考虑到转矩变化不大 取 则 1 3 N mm N mm3 1 A K 3 T A KTca 按照计算转矩应该小于联轴器的公称转矩的条件 由表 13 1 机械设计课程设计 指导书 选联轴器型号为 LH3 轴孔的直径 45mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度 1 d L1 84mm 轴 轴上零件设计装配图如下 22 首先 确定各轴段直径 A 段 55mm 与轴承 圆锥滚子轴承 30211 配合 1 d E 段 55mm 与轴承 圆锥滚子轴承 30211 配合 5 d B 段 60mm 按照齿轮的安装尺寸确定 2 d C 段 72mm 定位轴肩 取轴肩高 h 6mm 3 d D 段 68mm 非定位轴肩 轴肩高 h 6 5mm 4 d F 段 50mm 非定位轴肩 轴肩高 h 取 2 5mm 6 d G 段 45mm 联轴器的孔径 7 d 然后 确定各段轴的长度 A 段 43 5mm 由轴承长度 3 2 挡油盘尺寸确定 1 L B 段 63mm 齿轮齿宽 B4 65mm 减去 2mm 便于安装 2 L C 段 10mm 轴环宽度 取圆整值 3 L E 段 33mm 由轴承长度 3 2 挡油盘尺寸确定 5 L D 段 59 5mm 由两轴承间 167mm 减去其他已确定长度数据 4 L F 段 65mm 考虑轴承盖及其螺钉长度 圆整得到 6 L G 段 82mm 为保证轴端挡圈只压半联轴器上而不压在轴的端面上 故此段长度应略短 7 L 于该轴器孔长度 轴总长 L2 356mm 23 4 6 滚动轴承的选择及计算滚动轴承的选择及计算 4 6 1 轴轴承型号为轴轴承型号为 30206 的圆锥滚子轴承的圆锥滚子轴承 1 计算轴承的径向载荷 NFFF NFFF rNVrNHr NVrNHr 1002 2 35382 937 365 7 12868 341 222 2 2 22 222 1r 2 11 2 计算轴承的轴向载荷 查指导书 p125 30206 圆锥滚子轴承的基本额定动 载荷 Cr 43 3KN 基本额定静载荷 Cor 50 5KN e 0 37 Y 1 6 两轴承派生轴向力为 N Y F FN Y F F rr 313 2 114 2 2 2d 1 1d 因为NFNNNFF dda 114 7 653313 7 340 12 轴左移 左端轴承压紧 右端轴承放松 NFFF daa 7 800 21 NFF da 114 12 3 计算轴承 1 2 的当量载荷 取载荷系数5 1 p f 因为37 0 19 2 365 7 800 1 1 e F F r a 6 1 4 0 11 YX 2141 111 arp YFXFfp 因为 e F F r a 114 0 1002 114 2 2 0 1 22 YX 1503 222 arp YFXFfp 所以取NPP2141 1 4 校核轴承寿命 hhh P C n Lh143612 2141 10 3 43 96060 10 60 10 3 10 366 按一年 300 个工作日 每天 1 班制 寿命 19 年 故所选轴承适用 4 6 2 轴轴承型号为轴轴承型号为 30207 的圆锥滚子轴承的圆锥滚子轴承 1 计算轴承的径向载荷 NFFF NFFF rNVrNHr NVrNHr 5 116 4 56102 2092 2 7681946 222 2 2 22 222 1r 2 11 24 2 计算轴承的轴向载荷 查指导书 p125 30206 圆锥滚子轴承的基本额定动 载荷 Cr 43 3KN 基本额定静载荷 Cor 50 5KW e 0 37 Y 1 6 两轴承派生轴向力为 N Y F FN Y F F rr 4 36 2 75 653 2 2 2d 1 1d 因为NFFNNNFF d 9 896 5 9947 34075 653 2 a a1d 轴右移 左端轴承放松 右端轴承压紧 NFFF daa 5 994 12 NFF da 4 36 21 3 计算轴承 1 2 的当量载荷 取载荷系数5 1 p f 因为37 0 017 0 2092 4 36 1 1 e F F r a 0 1 11 YX NYFXFfp arp 3138 111 因为 e F F r a 54 8 5 116 5 994 2 2 6 1 4 0 22 YX N 7 2456 222 arp YFXFfp 所以取NPP3138 1 4 校核轴承寿命 hhh P C n Lh207988 3138 10 3 43 53 21060 10 60 10 3 10 366 按一年 300 个工作日 每天 1 班制 寿命 28 年 故所选轴承适用 4 6 3 轴轴承型号为轴轴承型号为 30211 的圆锥滚子轴承的圆锥滚子轴承 1 计算轴承的径向载荷 NFFF NFFF rNVrNHr NVrNHr 1271 2 448 5 1189 2706 5 924 2 2543 222 2 2 22 222 1r 2 11 2 计算轴承的轴向载荷 查指导书 p125 30211 圆锥滚子轴承的基本额定动 载荷 Cr 90 8KN 基本额定静载荷Cor 114KW e 0 4 Y 1 5 25 两轴承派生轴向力为 N Y F FN Y F F rr 423 2 902 2 2 2d 1 1d 因为NFNNNFF d 423 5 1762 5 860902 2a1d 轴右移 左端轴承放松 右端轴承压紧 NFF da 902 11 NFFFa 5 1762 1da2 3 计算轴承 1 2 的当量载荷 取载荷系数5 1 p f 因为37 0 3334 0 2706 902 1 1 e F F r a 0 1 11 YX NYFXFfp arp 4059 111 因为 e F F r a 39 1 1271 5 1762 2 2 5 1 4 0 22 YX NYFXFfp arp 2 4728 222 所以取NPP 2 4728 2 4 校核轴承寿命 hhh P C n Lh213411 2 4728 10 3 43 98 5960 10 60 10 3 10 366 按一年 300 个工作日 每天 1 班制 寿命 87 年 故所选轴承适用 4 7 键联接的选择及校核计算键联接的选择及校核计算 普通平键连接的强度条件为 PP kld 10T4 3 键联接的组成零件均为钢 110MPa P 1 轴上联轴器处 根据课本 P106 表 6