搓丝机设计说明书

《机械设计基础课程设计说明书》学号：姓名：指导老师:20XX-X-XX前言机械设计课程是设在机械制图，机械原理，机械设计之后的一门必修课。综合考察学生对前序课程的掌握及综合创新能力。通过对一个机械系统的总体设计使学生在实践中对机械系统的各个组成部分，所学过的理论知识，设计过程的基本步骤和基本原理都有了较深层次的认识。与此同时，可以充分发挥学生的创新能力。作为机械传动的核心，减速器的设计无疑是至关重要的。课程设计中也充分突出了其重要性。本课程设计是围绕对减速器的设计展开的。从主体部件一一齿轮，到轴，到箱体，到油标，油塞，到吊环等的设计，甚至螺栓，轴承的选择，都严格按照工程设计要求展开，不放过一个细节。每一个设计都做到有原则可依，有原理可循。本设计是搓丝机传动装置设计。通过训练，不但使学生牢固掌握了基本知识，掌

握了基本技能，熟悉了机械设计的全过程，还能体会到机械设计制造在国民经济

中的基础性地位。目录TOC\o"1-5"\h\z机械设计课程设计任务书(3)\o"CurrentDocument"传动方案的拟定(4)\o"CurrentDocument"传动装置设计(5)V带传动设计(9)齿轮传动的设计(11)I轴的设计(21)II轴的设计(25)m轴的设计(28)键的校核(31)附表一结构设计(34)参考资料(36)设计任务书

设计题目：搓丝机传动装置设计1—电动机2—传动装置3一床身4一搓丝机（一）设计要求（1）该机用于加工轴辊螺纹，基本结构如上图所示。上搓丝板安装在机头上，下搓丝板安装在滑块上。加工时，下挫丝板随着滑块作往复运动。在起始（前端）位置时，送料装置将工件送入上、下搓丝板之间。滑块向后运动时，工件在上、下搓丝板之间滚动，搓制出与搓丝板一致的螺纹。搓丝板共两对，可同时搓制出工件两端的螺纹。滑块往复运动一次，加工一个工件。（2）室内工作，生产批量为5台。（3）动力源为三相交流380/220V，电动机单向运转，载荷较平稳。（4）使用期限为10年，大修期为3年，双班制工作。（5）专业机械厂制造，可加工7、8级精度的齿轮、蜗轮。（二）原始技术数据最大加工直径/mm最大加工长度/mm滑块行程/mm搓丝动力/kN生产率/（件/min）818032032传动方案的拟定根据系统要求可知：需要机构具有急回特性。要有运动形式转换功能，即单向连续转动一往复直线运动。根据上述要求，可以选择若干机构组合成多种机构系统，现列出以下方案加以比较，在所有方案中齿轮1、2可看作传动部分的最后一级齿轮。方案1:万案2万案2：方案1采用了曲柄滑块机构，曲柄长度仅为滑块行程的一半，故机构尺寸较小，结构简洁。利用曲柄和连杆共线，滑块处于极限位置时，可得到瞬时停歇的功能。同时该机构能承受较大的载荷。方案2采用凸轮机构，该机构随能满足运动规律，然而系统要求的滑块行程为300〜320mm，因而凸轮的径向尺寸较大，于是其所需要的运动空间也较大，同时很难保证运动速度的平稳性。综合分析可知：方案1最为可行。

一、机构设计简图传动装置设计0二、各部分功能1、动力装置：选择合适的电动机，动力源为三相交流380/220V,电动机单向运转，载荷较平稳。一、机构设计简图传动装置设计02、传动装置：因传动比较大，故采用两级传动减速，为使传动更平稳，在加一级带传动。3、执行装置：曲柄滑块机构，有急回特性，可提高生产率。三、工作流程开动电动机，经过皮带传到1轴，经过两级减速，由3轴输出，带动曲柄滑块机构，使滑块（搓丝板）水平运动进行搓丝。

执行机构的设计本设计是要将旋转运动转换为往复运动，所以连杆机构、凸轮机构、齿轮齿条机构均可，但凸轮机构和齿轮齿条机构加工复杂，成本都较高，所以还是连杆机构更合适一些。根据设计的要求，工作机应该带动上搓丝板，且结构应该尽量简单，所以选择曲柄滑快机构。可设压力角为a=30°，e=1.5L，代入直角三角形OBC得sina=e:1，133L2即e2)=(L1+L2L2=5L在直角三角形OAC和OAC中列方程得即e2)=(L1+L2解得L1=L=152.38mm1L=761.9mm<2e=228.57mmH=320mm三、电动机选择和运动、动力参数计算1、电动机选择选择类型采用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V（1）选择容量V带传动：气=0.96一对轴承：n2=0.99二级圆柱齿轮：n3=0.97

摩擦传动:n4=0.96曲柄滑块:七=0.874n公称搓动力：F=8500N总传动率：n=nn摩擦传动:n4=0.96曲柄滑块:七=0.874n公称搓动力：F=8500N总传动率：n=nn2nn=0.96X0.994X0.972x0.96x0.87=0.68456032滑快平均速度：V==0.341m/6032电动机功率：七F-v8500x0.341—max门=电动机功率：七—max门载荷平稳，电动机额定功率Ped略大于Pd即可，取Ped=4kwo(2)确定电动机转速曲柄转速n=32r/minw确定传动比范围：V带传动比范围i；=2~4；二级齿轮传动比范围i；=8〜40,JL匕电动机转速范围n=ixixnr(512〜5920)r/min在相关手册中查阅符合这一转速范围的电机，综合考虑总传动比，结构尺寸及成本选取电动机型号定为Y132S-4，其技术数据如下表：a)b)a)b)计算总传动比:.n1440r/min45an32r/min分配减速器的各级传动比:同步转速r/min满载转速r/min额定功率kW堵转转距额定转距最大转矩额定转矩150014405.5分配传动比若V带的传动比取.广3，则减速器的传动比为竺=1501取两级的圆柱齿轮减速器高速级的传动比为i]2=TT4?=J1.4x15=4.583则低速级的传动比为i23i_15

厂-4.58312=3.2733、计算传动装置的运动和动力参数a）、计算各轴转速电机轴：n=n-1440r/min1轴:n1440

—o=i0i3=480r/minn480r/min2轴：n=—==104.735r/min2i124.5833轴:n104.735r/min—=i233.273=32.000r/minb）、计算各轴输入功率电机轴：〃广S62即1轴：p1=pdxn1=4.262kWx0.96=4.092kW2轴：p=pxnxn=4.092kWx0.99x0.97=3.929kW21233轴：p=pxnxn=3.929kWx0.99x0.97=3.773kW3223c）、计算各轴输入转矩电动机输出转矩：p4.262T=9550•与=9550x=28.265N-m0n01440__p__4.092轴：T=9550•匕=9550x——=81.414N•m1n1480p3.929轴：T=9550•p=9550x104735=358.26N•m2p3773轴：T=9550.乙=9550x3——=1126.0N•m3n332将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表:轴名功率比P/kW转矩T/N•m转速nr/min传动比i效率门输入输出输入输出电机轴144031轴4802轴3轴四、传动零件设计及校核1、V带传动设计项目计算内容计算结果1、确定计算功率Pc工作情况：每天工作16小时，载荷较平稳，交流异步重载。由表取KA=1.2计算功率：P=K-pd=1.2x4.262=5.114kw七=1.2p=5.114kw2、确定带型由p=5.114kwn^=1440r/min查表31-15取A型传动带取A型3、确定带轮直径和带速由表取小带轮直径，由A型，n取dd=125mm大带轮直径：d=(1-s)nd=(1-0.01)x3x125=371.25mmd2nd12大带轮转速：取£=1%，dd=370mm取标准值d=125mmd1d=370mmd2n、dn1125x1440•n=(1-s)%11-(1-0.01)x——375=712.8r/mind2由L=2a+—(d+d)+^L^_"d1)得d02d1d24a0L=2x600+-(125+370)+(370-125)2=2002.16mmd24x600几？=712.8r/min

设计项目计算内容计算结果查表取标准值L—2000mmd(3)、求实际中心距a1T*2000-2002.16aaa+d2d0—600H%—599.92mm5、小带轮包角a1d-da—180-20—180-dix57.3°1a245—180-——x57.3—156.6°>120°600a1—156.6。6、确定带的根数z由表得P0-1.93知查表得单根v带额定功率增量AP0—0.17kwp=1.93kw由表查得包角修正系数K—0.94a由表查得带长修正系数Kl=1.03pp5.114Ap0—0.17kwK=0.94%=1.03z—3Z—=—LpJ(p+Ap)kk(1.93+0.17)x0.94x1.03—2.515取z=3根7、确定v带初拉力F0由表得q=0.10kg/m卅_兀dn_兀x125x1440_943带速V—60x1000'60x1000—.mF-500pf尹-1[+qv20VZ1kaJ5114f25\—500x1+9.4252x0.13x9.42510.94J—159.03NF—159.03N8、计算作用在轴上的力FQF=2-F-z-sinL=2x3x159.03xsin1566—857.8NQ022Fq=857.8N

2、齿轮设计a）高速级齿轮设计设计项目计算内容计算结果1、选择材料精度等级斜齿轮啮合好，且可以抵消一部分蜗杆轴向力，降低轴承轴向负荷，故选用斜齿轮，批量较小，小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB〜286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度为229HB〜286HB，平均取240HB。8级精度2、初步估算小齿轮直径d1米用软齿面传动，按齿面接触疲劳强度初步估算小齿轮分度圆直径：由附录A表A1取A=756，K=1.4d初取P=15°u=4转矩T=81.414N-m1由表查取中=1.1d查图27-24:接触疲劳极限b=710MPab刖：2=580MPab.=0.9b..=0.9x710=639MPabhp2=0.9bw，？=0.9x580=522MPa/、4JKTu+11-d3tb\'udHPr”(1.4x81.4145.02+15r=756x3=54.7mm31.2x52225.02K=1.4T=81.414N-m1匕=1.1b=710MPab"I=580MPabHP取bHP1bHP2中较小值.•.b押=522MPa3、确定基本参数校核圆周速度v和精度等级_兀dn_兀x54x48069V=60xl000=60x1000=.mS查表8级精度合理确定齿数：七=29%=«=4.583x29=138.45取z2=1408级精度合理z1=29z2=140

设计项目计算内容计算结果确定模数：m广d1/z广55/29=2.015查表取m=2mmn确定螺旋角：p=arccosm=arccos—-—=14.98。m2.115小齿轮直径：d=mz=2.015x29=55mm大齿轮直径：d2=mz2=2.015x140=251.7mm初步尺宽：b=中d=1.2x60=72mmm=2mmnd=55mmd=251.7mm2b=72mm4、校核齿面接触疲劳强度1)计算齿面接触应力。H查图2717非变位斜齿轮ZH=2.42查表弹性系数Ze=189.8^MPa重合度系数Z:£由表a=arctanf咚Larctan［即泌］tIcosp)Icos14.98°)=20.5650。a=arccos叽=arccosf快氾t}at1d1"d1+2hJf55xcos20.5650°)=arccosI55+2x2J=29.3950Z日=2.42Ze=189.8^MPaa=20.56500t设计项目=arccos2兀18P「％88J21计算内容计算结果da_arccos—b2_arccosat2d\d+2h/、2a27(251.7cos20.5650。)I251.7+2x2)=22.708。无变位，端面啮合角a_a=20.5650。，)]<+一一')zYana-tana/2at2zIana-tana1at1t29.395°-tan20.5650°)+一2兀10923.467-tan20.5650)1.785>1・•・Zbsin°72xsin14.98°_?。7=2.07>118a1.785=0.748Z^=0.780螺旋角系数:(cos14.98°=0.985使用系数七查表’取KI5动载系数k查图27-5,

V齿间载荷分配系数Kha取K^=1.27:查表F_2T/舟_2x81.414x103/55_2960NZ°=0.985Ka=1.5七=1.27设计项目计算内容计算结果K=K=«——HaFaC0S2。b

焉祟T.896齿向载荷分配系数：K邳非对称支撑，8级精度，由表/b¥1+0.6-"d)+C・103・bKHa=K=1.896Fa=1.17+0.16x[1+0.6x12]x12+0.61x103x55=1.47=1.47齿面接触应力:KKKKF.土AVHPHadbU1=2.47x189.8x0.780x0.986x29605.02+11.5x1.1x1.47x1.896xx5525.02=601.59MPa2）计算许用接触应力:接触强度寿命系数Zn:由图27-23[=10x300x16=48000hZN1=1.14Z^2=1.23齿面工作硬化系数：Z=Z=1.2-HB2一130=1.14W1w21700接触强度尺寸系数气:查表Zx1=Zx2=1.0润滑油膜影响安全系数：Z—Z—Z—Z—Z—Z—1由表查最小安全系数S=1.05Hlimqh=601.59MPZN1=1.14Zn2=1.23!1=K2=1.14Zx1=Zx2=1.0SH「=1.05设计项目计算内容计算结果许用接触应力：b二气阮WAHPSHlimb=878.8MPbg=774.55MP3)验算b<min{b,b}合格5、确定传动主要尺寸中心距a=(d+d)/2二(55+251.7)/2=153.3mm圆整取a=153mm精确螺旋角：p二arccos(七+耻二arccos印+140虫二2a2x15314.250m=mn==2.069mmtcospcos9.9866°d=m-z=2.069x29=55.001mmd=m-z=2.015x140=251.72mm齿宽b=66mmb=70mma=167.59mmp=14.25°m=2.069mmtd=55.001mmd=251.72mm2b=66mm1b=70mm6、齿根弯曲疲劳强度计算1）计算齿根弯曲应力KA、K,、%同前查图27-8得K邓二1.49齿型系数YFa:查图27-19非变位七广2.7Y^2=2.17应力修正系数Y^:查图27-20七笊=2.32匕=1.5K,=1.2K=K=1.73HaFaK邓=1.32L=2.7

七2=*重合度系数K=0.25+—07^=0.685468/C0S2pavb螺旋角系数七：查图27-21Yp=0.89Q=KKKK-^^YYYYFAVFpFabmFaSa6pbf1=171MPbf2=163MP2）计算许用弯曲应力bFPbFp「由图27-24cb我［.广300MPbFPlim2=270MPYa2=2.171=2.32Ya2=2.2=0.6854Yp=0.89bf1=171MPbf2=163MPb璞i.1=600MPbfpi.2=450MPSFmin林SFmini=SFmin2=1.25由图27-26得七1=七=1.0由图27-25得Y^1=0.86Y^2=0.97取^ST1^ST22VrelT1VrelT2RrelT1RrelT2bYYYYYb=―F4iffi~ST—NT—VrelT~RrelT―X-FlimbYYYYYb=—F4im1—ST1NT1VrelT1RrelT1X1Flim1_300x2x0.89x1x1x11.25=427MPaSFmin1=SFmin2=1.2511=YX2=1.0Ynt1=0.86Y^2=0.97YST1=YST2=2\elT1^VrelT2RrelT1RrelT2bFP1=825.6MP

bYYYYYb=―Flim2ST2NT2VrelT2RrelT2~X-2-Flim2_270x2x0.93x1x1x11.25=401MPa3）校核bf1=140.4MP<bFp1bf2=134.4MP<b璞2bFp2=698.4MP合格b）、低速级齿轮设计项目计算内容计算结果1、选择材料精度等级斜齿轮啮合好，且可以抵消一部分蜗杆轴向力，降低轴承轴向负荷，故选用斜齿轮，批量较小，小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB〜286HB，平均取250HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度为229HB〜286HB，平均取250HB。8级精度2、初步估算小齿轮直径d1米用软齿面传动，按齿面接触疲劳强度初步估算小齿轮分度圆直径：由附录A表A1取A=756，K=1.5d初取P=13°转矩T=339.6N-m1由表查取中=1.1d查图27-22b:接触疲劳极限b=710MPab^i|m2=550MPab.=0.9b..=0.9x710=639MPabhp2=。.。丑：2=0.9x550=522MPaK=1.4T=339.6N-m1匕二1.1b=710MPab^i|m2=550MPabhp取b/hp2中较小值b押=522MPa

八-[KTu+11-d3中。12UTdHP|1.5x251.493.162+1“=756x3x=82mm31.1x58523.162取d=82mm1d=82mm3、确定基本参数校核圆周速度v和精度等级_ndn_兀x82x104.735V=60xl000=60x1000=.m/S查表8级精度合理确定凶数：七=29%=气=3.273x29=88.6取z2=88确定模数：m广《/z1=82/29=2.828取m-3确定螺旋角：p=arccosm=arccos2'28=14.720°m3.0小齿轮直径：《=mz1=2.828x29=82mm大齿轮直径：d=mz=2.828x88=268.6mm初步尺宽：b=中d《=1.1x82=90.2mm8级精度合理z1=29z2=88mt=2.828m=3d=82mm1d=268.6mm2b=90mm4、校核齿面接触疲劳强度1）计算齿面接触应力。H查图27-16非变位斜齿轮乞日=2.43查表弹性系数Ze=189.8jMPaZ^=2.43Ze=189.8jMPa

设计项目计算内容计算结果重合度系数Z:8由表a=arctantan匕=arctan—"度°——t1cosPJ"cos14.720°J=20.62。ddcosaa=arccos—=arccos-4卜^^da13+%J(294.76xcos20.62°)=arccos[294.76+2x3J=27.55。〃(/rnca)a=arccos—^2=arccos扣at2d2Id2+2hJ(294.76cos20.63°)=arccos[294.76+2x3J=23.03°无变位，端面啮合角a'=a=20.4083。tt1z(ana—tana^+11/at1t、寥况z(ana—tanQ|_2at2t」1F29(tan27.55°—tan20.063°)+]2兀109(tan23.03°—tan20.63°)=1.428=空虫=90xsin14.8。=2.27>1pKm兀x3Z==J1=0.848VsV1.41"a螺旋角系数：Zp^/cos?=Jcos14.720。=0.98a七=20.62°Z8=0.84Z?=0.98

设计项目计算内容计算结果使用系数kA查表，取KA=1.25动载系数kv查图275，取%=1.1齿间载荷分配系数K:查表haF=2T、/di=2x251.49x103/92=5467.17NKF=1-25x5467-17=67.53<100MPb101.2acosPcosPcosabcosat=cos11.9717°cos20°=0.9808cos20.4083°K=K=七=1.700=1.767HaFacos2p0.98082b齿向载荷分配系数：Khp，由表对称支撑，8级精度(b¥KhP=A+BL了J+010—3.b=1.17+0.16x1.12+0.61x10—3x101.2=1.47许用接触应力：a二脸HPSHlima=878.8MPaHp2=868MPa3)验算a=849.42MP<min{a,a}KA=1.25%=1.1K=K=1.767HaFaK=1.47HP合格

设计项目计算内容计算结果5、确定传动主要尺寸中心距a=(d+d)/2二(82+268.6)/2=175.3mm圆整取a=175mm精确螺旋角：p=arccos(，1+七如2a(29+88)x3=arccos=15.48°2x175m=%==3.115mmtcospcos15.48°d=m-z=3.115x29=82mmd=m-z=3.115x88=268mm齿宽b一90mmb一102mma=175mmp=15.480m=3.115d=82mm1d=268mm2b=90mm1b=102mm2校核齿根疲劳强度3）校核^f〈°即合格3、轴的设计a）高速轴的设计1、选择材料、热处理为齿轮轴，材料选择与齿轮相同，为45#钢，调质处理，217~255HB°b=650MP°$=360MP°1=300MPt1=155MP°b=650MP°$=360MP°=300MP—1at=155MP—1a计算项目计算内容计算结果2、按扭转强度估算轴径查表262取C=112d>C3P=104J4092=21.25mmyn3480有一个键，扩大7%d=(1+7%)x21.25=25.5mmd=35mm3、初步设计轴的结构初选深沟球轴承6207d=35mmD=72mmB=17mm设计图14■L»"jQL.—SS5D4、轴的空间T=81.414N-m受力分析1圆周力：F=

t2T了i2x81.414x10358=2806.9NT=81.414N-m1F=2806.9Nt,上土F=F=2806.9x—径向力：rtcosPcos14.80°=1075.43N轴向力：F=FtgP=2806.9xtg9.9866°=965.39N带传动对轴的作用力：Fq=859.4N5、支反力及1)、水平面支反力及弯矩计算弯矩计算—Fi3PrA1r.fACfk-if皓Fah=368.99NF=1075.43NF=965.39N=859.4NFAHFBH368.99N=706.43NMHCHCM''=68263.15HCFbh=706.43NM'=M=68263.15HCHC2）、垂直面支反力及弯矩计算Fv=661.125NFv=2571.91NM'=146598.87N.mmvcFv=661.125NFv=2571.91NM'=146598.87N.mmvc1M"=102936N.mmvc2vc1''M=102936N.mmvc2合成弯矩M'C=k：‘M2亿+M'HC2=152028.35MC==152028.35M"C==123513.87合成弯扭图

b）中间轴的设计计算项目计算内容计算结果1、选择材料、热处理材料选择与齿轮相同，为45#钢，调质处理，217~255HB2、按扭转强度估算轴径查表26-2取C=112d>Cp=34.81mm有两个键，扩大10%d=(1+10%)x34.81=41.78mmd=42mmmin3、初步设计轴的结构初选深沟球轴承6210d=50mmD=90mmB=20mmM6111⑵城■=——察■——耳—a—4、轴的空间受力分析T=358.26N-m圆周力：Ft1=2T/d1=Ft2=2T/d2=N径向力：Fr1=Ft1xtanan/cos&1=Fr2=Ft2xtanan/cos&2=轴向力：Fa1=Ft1xtan^1=Fa2=Ft2xtan&=

5、支反力1）、水平面支反力及弯矩计算及弯矩计一楷Fi--FAH=FAH=FBH=NFBH=Fr1+Fr2-FAH=NM'HC=FAH=FAH=FBH=NFBH=Fr1+Fr2-FAH=NM'HC=FAHx51=NmM"HC=5Nm2）、垂直面支反力及弯矩计算2）、垂直面支反力及弯矩计算FAV=FBV=Ft1+Ft2-FAV=M=16817.4N.mmvc1M=36940.75N.mm3）、合成弯矩图MC=(MVC2+M"HC2)1/2MD=(MVD2+M"HD2)1/2各自弯矩图n■m6、转矩图T=358.26N-mT7、进行弯扭强度校核则：a=65/110=转矩按脉动循环考虑有：a=[o1b]/[o0b]。由表26-2查得ob=650MPa，由表26-4查得[。_比]=65MPa,[o0b]=110Mpa,MeC=(MC2+aT2)1/2贝b——<65。——D<65bcWbDWcDbbC，气D均小于[b1b]，所以能符合要求。8、校核滚动轴承的寿命P=f(X-F+Y-F)f=BdrBaBdFBr=NFAr=NF=F=0.5(F-F)=416Nala2ala2F/F=416/23.2x10io=0.018<ea2r2X=1Y=0选用6210轴承C=23.2KNC=35KN106C“匕=60--(-)e=18652.04h根据要求L10h应满足大于三年，即>365x3x16=17520h,由计算结果可知：所用轴承满足要求。合格c）低速轴的设计

计算项目计算内容计算结果1、选择材料、热处理为齿轮轴，材料选择与齿轮相同，为45#钢，调质处理，217~255HBbb=650MPb$=360MPb]=300MPt1=155MPbb=650MPb$=360MPb=300MP—1at=155MP—1a2、按扭转强度估算轴径查表26-2取C=112d>C尸=50.99mm有两个键，扩大10%d=(1+10%)x50.99=57.79mmd.=58mm3、初步设计轴的结构初选深沟球轴承6213d=65mmd=120mmB=23mm■H二iJb-3(E<>1114n4、轴的空间受力分析T=1126N-m3圆周力：F=斗=2^16=8384.2Ntd268.62径向力：F=F石=3166.47Nrtcosp轴向力：F=Ftgp=2322NF=8384.2VtF=3166.47N计算项目计算内容计算结果5、支反力及弯矩计算1）、水平面支反力及弯矩计算尸r1115、支反力及弯矩计算1）、水平面支反力及弯矩计算尸r111flFx78-Fx身+"x328Fih201=13547.9F2H=1881.43N2）、垂直面支反力及弯矩计算Fx78+Fx3281V—201=11261.8NFv=2029.88N各自弯矩图6、转矩图F^=13547.9F2H=1881.43NFv=11261.8N吭=2029.88N7、求当量弯

矩由表26.1ab=650MP。由表la0J=102.5MP卜J=60MP

……^]…应力矫正系数a=房勺=°.590bM'HC=1079500NmmM"HC=M'=623249.96N.mmvc1M"=158330.64N.mmvc2M]'=M1M1=』M；2+(aT)2=114261.3N.mmMM2=216428.37N•mm则由ab=而^得b<[a]a<[a]bc-1b2-1b安全设计项目计算内容计算结果8.校核滚动轴承的寿命选用6213轴承C=40.0KNC=57.2KNF1=F2=0.5F=1161NFa/C=0.029e=Fr1=Fr2=X=1Y=0由表得/^=1.1当量动载荷P=fMLYFI=1.1X1X17617.43=19378.77N合格

L_16670（C丫寿命10广n1PJ_尝f57-2X103L17253.3h32119378.77J预期寿命L'_3x300x16_14400hhL10h>Lh5、键的选择与校核a）高速轴大带轮键的选择与校核设计项目计算内容计算结果1、键的选择及参数为静联接，选用普通平键A型（圆头）。查课程设计手册p122得d_23mm时，应选用键bxh_8x7b_8mmh_7mmL_40mml'=L-b_40-8_32mmT_81.414N-m1bxh_8x72、挤压应力校核c_-4T^_4X81414_54.67MPphld7x32x23a由表得[c]_120MPpac<[c]合格3、许用切应力校核…登_2x81414_19.67MPdbL23x8x40a由《机械零件设计问题解析》p102表4-1查得|r]_120MPaT<[T]合格

b）中间轴键的选择与校核设计项目计算内容计算结果1、键的选择及参数为静联接，选用普通平键A型（圆头）。查课程设计手册p122得d=62mm时，应选用键bxh=18x11b=18mmh=11mmL=50mmiL2=100mmT=251.490N-ml；=%-b=50-12=38mmbxh=18x112、挤压应力校核。=二=4x358260=41.2"whld8x38x62a由表得[c]=120MPpac<[c]合格3、许用切应力校核2T2x358260小…”t=——==10.2MP1dbL]62x18x50a由《机械零件设计问题解析》p102表4-1查得|t]=120MPat<[t]合格c）低速轴键的选择与校核设计项目计算内容计算结果1、键的选择及参数为静联接，选用普通平键A型（圆头）。查课程设计手册P122得d=56mm，应选用键bxh=18x11b=18mmh=11mmL=85mmT3=1126N-m11=L-b=85-18=67mm:=80mm应选用键bxh=22x14b=22mmh=14mmL=100mm1；=L2-b=100-18=82mmbxh=12x82、挤压应力校核由表得[c]=120MPpac1=hTd=101.55MPc=-4T^=4x1126—=45.7MPp2hl2'd14x82x80ac<[c]合格3、许用切应力校核2T2x1126x103c.eT1=dbL^=56x18x70='a2T2x1126x103「八川T2液280x22x100.a由《机械零件设计问题解析》P102表4-1查得|r]=120MPaT<[T]合格

五、减速器机体各部分结构尺寸名称符号减速器型式及尺寸/mm箱座壁厚5考虑铸造工艺，壁厚取5=10mm箱盖壁厚51考虑铸造工艺，壁厚取5i=10mm箱座凸缘厚度b取b=15mm1名称符号减速器型式及尺寸/mm箱盖凸缘厚度b1b=1.55=15mm取为b=15mm箱座底凸缘厚度b2b2=2.55=23.375mm取b2=24mm地脚螺钉直径df取df=16mm地脚螺钉数目na<210mm取n=4轴承旁联接螺栓直径did=0.75d=12mm箱盖与箱座联接螺栓直径d2d=(0.5~0.6)d取d-12mm联接螺栓d2的间距ll=150~200mm轴承端盖螺钉直径d3d3=(0.4~0.5)d寸窥视孔盖螺钉直径d4d4=(0.3~0.4)d§取d4=8mm定位销直径dd=(0.7~0.8)d2取d=8mm

名称符号减速器型式及尺寸/mm螺栓扳手空间与凸缘宽度安装螺栓直径dxM8M12M16M20至外箱壁距离c1min13182226至凸