东北大学机械设计课程设计zl10

机械设计课程设计机械设计课程设计-I-K均为有应力集中的剖面，均有可能是危险剖面。其中I -m剖面计算弯矩相同，n、m剖面相比较，只是应力集中影响不同。可取应力集中系数值较大的值进行验算即可。同理％、毗剖面承载情况也接近，可取应力集中系数较大者进行验算。校核i、n剖面的疲劳强度I剖面因键槽引起的应力集中系数查附表1-1（插值）k1.808，k1.603n剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查附表1-251^04 --0.0851^04 --0.082 d50r因I、U剖面主要受转矩作用，k起主要作用，按因I、max5937603 23.75Mpa0.20503maxmax5937603 23.75Mpa0.20503maxa m C211.875Mpa查表8-1 1344Mpa1 199Mpa查附表1-40.730.78查附表1-50.9160.916查表1-50.34，0.21Wt1SS k199 ccc 6.82——11.8750.2111.8750.9160.78取S1.5~1.8,S安全校核W、％的疲劳强度W剖面因配合（H7/r6）引起的应力集中系数查附表1-1k2.598，k1.872W剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查附表1-2Dd54二02 匚20042 d50k1.895，k1.60%剖面因键槽引起的应力集中系数查附表 1-1

k1.808，k1.603按W配合引起的应力集中系数校核％剖面W剖面承受的弯矩和转矩分别为：mMcLiB26876672 13950/2 340437.84N.mmmMcLiB26876672 13950/2 340437.84N.mm290^剖面产生正应力maxM12.663Mpaamax12.663Mpa，%剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为maxT哼23.75Mpa0.250maxT哼23.75Mpa0.2503maxa m211.875Mpa查附表1-40.680.74查附表1-50.94,0.92查表1-50.34,0.211Wt3442.598 7.521 12.63300.920.78 524TOC\o"1-5"\h\z1872 5.24 11.8750.2123.750.920.74SSJSSJs2S2/ 4.2177.5212 5.242S1.5~1.8，SS安全其它剖面与上述剖面相比，危险性小，不予校核7低速轴轴承的选择及其寿命验算低速轴轴承选择一对30210圆锥滚子轴承条件：d=50mm转速n=96.6r/min，工作环境多灰尘，载荷稍有波动，工作温度低于100，预计寿命L10h 288300 38000h

7.1确定轴承的承载能力查表21-3轴承30210的Co=552OON7.2计算轴承的径向支反力JRAxRAz2986.13NR27.3JrBxRBz2453.12N作弯矩图（如前）计算派生轴向力S7.4查表9-830210轴承丫=1.5,C=722000，e=0.4SR1/2Y995.38NR2/2Y817.71NSi,S2的方向如图FaFaS1115.24995.38 2110.62NS2故1松2紧A S1995.38N,A2S1Fa2110.62N7.6计算轴承的当量动载荷P由A1 2110.630.71e0.4R1 2986.13查表9-6X1 0.4,Y1 1.5由A2 2110.620.86e0.4R22453.12查表9-6X2 0.4,Y2 1.57.5求轴承轴向载荷817.71N查表9-7fd1.1根据合成弯矩图取fm1P fdfP fdfm1X1R, YA11.110.42986.131.5*2110.63 4796.44NR fdfm2XR fdfm2X2R2Y2A24561.90N1.10.42453.121.52110.62F2 R，故按P计算查表9-4L10h10660nftC10TL10h10660nftC10T1066096.610172200亏4796.441453444.21h故圆锥滚子轴承38000hLoh30210适用8键联接的选择和验算8.1低速轴上键的选择与验算8.1.1齿轮处选择键16X10其参数为L=56mmt=6.0mm,R=b/2=8mmk=h-t=10-6=4mm,l=L-2R=56-2X8=40mmd=54mm齿轮材料为40Cr，载荷平稳，静联接查表2-1查表2-1p120MpaI4晋I4晋600119.58Mpa[P]120mpa安全Pdkl8.1.2联轴器处选择键14X9,其参数为L=70mmt=5.5mm,45#钢，载荷稍有波动，静联接R=b/2=7mmk=h-t=9-5.5=3.5mm，l=L-2R=70-2X7=56mmd=48mm45#钢，载荷稍有波动，静联接查表2-1p120Mpa查表2-1p120Mpa2TPdkl4^109.82Mpa P120Mpm8.2中间轴上键的选择与验算选择键14X9GB1096-2003A型，其参数为L=40mmt=5.5mm,R=b/2=7mmk=h-t=9-5.5=3.5mm，l=L-2R=50-2X7=26mmd=50mm齿轮材料为45#钢，载荷稍有波动，静联接查表2-1p查表2-1p120Mpap 2T 218913090.36Mpa[p]120Mpa安全dkl463.5268.3高速轴上键的选择与验算选择键10X8GB1096-2003A型，其参数为L=45mmt=5mmR=b/2=5mmk=h-t=8-5=3mm,l=L-2R=45-2X5=35mmd=32mm齿轮材料为45#钢，载荷稍有波动，静联接由表2-1，查得p 120MpaP空25937635.34Mpa[卩]120Mpa安全dkl323359联轴器的选择9.1低速轴轴端处选择TL8联轴器,GB/T4323-2002名义转矩T9.55名义转矩T9.55Pn5.38610 528.90Nm96.6计算转矩TcKT3计算转矩TcKT31.5516.6 774.9Nm公称转矩Tn774.9NmT774.9Nm许用转速[n] 4000r/min 96.6r/min减速器低速轴外伸段d148mm,L82mm9.2高速轴轴端处选择TL5联轴器，GB/T4323-20023名义转矩T9.55P9.55 5.870510名义转矩Tn 1440计算转矩TcKT1.540.246 60.369Nm公称转矩Tn250NmTc60.369Nm许用转速[n] 3300r/min①1440r/min减速器高速轴外伸段d132mm,L58mm从动端d2 38mm,L58mm10减速器的润滑及密封形式选择

减速器的润滑采用脂润滑。油标尺M16材料Q235A密封圈选用毛毡，JB/ZQ4606-198611箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量,1.机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度大于 2m/s，故采用侵油润油。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，接表面应精创，其表面粗糙度为6.33.机体结构有良好的工艺性有足够的宽度，接表面应精创，其表面粗糙度为6.33.机体结构有良好的工艺性铸件壁厚为8,圆角半径为R=2。机体外型简单，拔模方便4.对附件设计4.对附件设计视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固油螺塞:以便放油，放油孔放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧,以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块， 由机械加工成螺塞头部的支承面， 并加封油圈加以密封。油标和油尺:油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出通气孔:由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡盖螺钉:启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹定位销:

为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度， 在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度G吊钩:在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体名称符号计算公式结果箱座壁厚0.025a 388箱盖壁厚11 0.02a 388箱盖凸缘厚度bib1 1.5112箱座凸缘厚度bb1.512箱座底凸缘厚度b2b2 2.520轴承旁联接螺栓直径did1 0.72dfM16轴承旁联接螺栓通孔直径17.5轴承旁接沉头座直径DO26轴承旁凸台凸缘尺寸C1C2C1=32mmC2=24mm机盖与机座联接螺栓直径d2d2=（0.5~0.6）dfM12机盖与机座联接螺栓通孔直径D213.5机盖与机座联接螺栓沉头座直径26箱缘尺寸（扳手空间）C1C2C1=20mmC2=16mm地脚螺钉数目n6地脚螺钉直径M20mm地脚螺钉通孔直径25mm地脚螺钉沉头座直径48mm底角凸缘尺寸L1L2L1=32mmL2=30mm轴承端盖螺钉直径d3d3=（0.4~0.5）df8mm视孔盖螺钉直径d4d4=（0.3~0.4）df8mm减速器中心高HH=（1~1.12）a*180

圆锥定位销直径dd=(0.7~0.8)d212轴承旁凸台半径R20外机壁至轴承座端面距离KK=C1+C2+(5~8)52轴承座孔长度K+62大齿轮顶圆与内机壁距离11>1.21