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

目录

一、设计题目.......................................................................................2 二、传动方案的确定...........................................................................2 三、电动机类型和功率的选择...........................................................2 四、确定总传动比、分配各级传动比、功率及转矩.......................3 五、皮带传动设计计算.......................................................................3 六、低速级齿轮设计...........................................................................5 七、皮带轮的设计...............................................................................8 八、高速级齿轮设计...........................................................................10 九、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 十、键的校核......................................................................................20 十一、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

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设 计 及 说 明 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） 结 果 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

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设 计 及 说 明 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， 结 果 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=d1tπn160?1000=0.743m/s

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设 计 及 说 明 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=i dd1=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 结 果 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

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设 计 及 说 明 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°

结 果 5

设 计 及 说 明 2、按齿面接触强度设计 结 果 (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ε4）、许用接触应力 取Фd =1,弹性影响系数ZE=189.8MPa? ，查бб8 H min1α1=0.74，εα2=0.82，εα=εα1+εα2=1.56 =550Mpa， 8，N2=1.31×10，H min1=500Mpa,循环次数N1=3.1418×10KHN1=0.95，KHN2=1.06，S=1，[бH1]=522.5Mpa, [бH2]=530Mpa [ бH ]=（[бH1]+ [бH2]）/2=526.25 Mpa，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= φdd1t=65.05mm mnt=d1tcos?Z1=3.16mm h=2.25mnt=7.11mm, b/h=9.15 (4)、计算重合度，ε(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 β=0.318ФdZtanβ=1.59

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设 计 及 说 明 所以，K=KAKV KFβKHα=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=d1t3kkt结 果 =78.39mm， mn=d1cos?Z1=3.8 3、按齿根弯曲强度设计 mn=32KT1Y?cos?22?dZ1???YFaYSa??F? 1）、k= KAKV KFαKFβ=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≥32KT1Y?cos?221?dZ???YFaYSa??F?=2.659mm 所以取模数为3mm。 4、几何尺寸计算

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设 计 及 说 明 （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 八、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 结 果 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

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设 计 及 说 明 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） 2） 由公式 0.7（dd1+dd2）≤ ao ≤2（dd1+dd2） 取a=500mm Ldo≈2ao+π（dd1+dd2）/2+（dd1+dd2） 结 果 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

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设 计 及 说 明 7. 计算压轴力Fp Fpmin=2Z×Fomin sin（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 十二、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 结 果 Kt=106，选取区域系数ZH=2.433 10

设 计 及 说 明 ② 由图10-26查得ε结 果 α1=0.75，εα2=0.86，则εα1+εα2=1.61 H1]=754.4，[σH2]=727.5 ③ 许用接触应力[σ④ 计算模数Mn Mn=d1×cosβ/Z1=45.055×cos14°/24=1.89mm 3.按齿根弯曲强度设计 Mn?32kT1Y?cos?φdZ1??22?3YF?YS?[?F] （1）、确定技术参数 1）计算载荷系数 K= KA×KV×KF×KF=1×1.05×1.2×αβ1.2=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=2.592 YFa2=2.264 5）查取应力校正系数 由表10-5查得YSa1=1.596 YSa2=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

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设 计 及 说 明 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 结 果 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

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设 计 及 说 明 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

结 果 13

设 计 及 说 明 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： 结 果

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设 计 及 说 明 L1?103.8mm,L2?137.95mm,L3?52.95mmMHC?FrBH?L2?86495N?mmFt?2T1d1?2261N,FrDH?1634N,FrBH?627N结 果 MCV1 ?FQ(L1?L2)?FrBV?L2?456792N?mm,MCV2?63434N?mmMB? M2HB?M2VB2??2251577,MC?M2HC?M2VC2?464909T?53560N?mmMea??T?32136,MeB?M2B?M2C?253621,MeC?466018?MeC2 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

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设 计 及 说 明 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=274240.8 N·mm MDH=73854.9 N·mm

结 果 16

设 计 及 说 明 则合成之后有Mmax=283.4 N·m 轴受力分析图 结 果 轴的强度校核计算如下： 1）

抗弯截面系数计算 17

设 计 及 说 明 结 果 [σ-1]=60 Mpa，σca=72.5 Mpa＜1.7×[σ-1]=102 Mpa 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

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设 计 及 说 明 校核 结 果

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设 计 及 说 明 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=870.90 N， FNV2=425.96 N MV1=FNV1·L1=870.961.75=53778.1 MV2=MV1-Ma=53778.1-17653.16=36124.94 M1=152876.18 N·m ， M2=147594.22 N·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]=60 所以该轴合格 十、键的校核 1、高速级齿轮键的校核 （1）、小齿轮键的选择，根据T2=123N·m 试选取A型平键，查表6-2取[σp]=100~120Mpa 键宽×键高=10×8，键的长度L=70mm，键的工作长度 l=L-b=70-10=60mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=4mm

结 果 20

设 计 及 说 明 则 σp1=28.47Mpa＜[σp]，此键合格 （2）、大齿轮键的选择，键宽×键高=10×8，键的长度L=450mm，键的工作长度l=45-b=45-10=35mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=4mm 则 结 果 σp2=48.76Mpa＜[σp]，此键合格 故有小齿轮选取键10×70GBT/1096-2003 大齿轮选取键10×45GBT/1096-2003 2、低速级键的校核 1）、齿轮键为键16×10，L=63，бp=2T×10^3/kld≤[бp],其中k=0.5h=5，l=L-b=47，d=57，T=310N×m，取[бp]=100~200取110。计算得бp=47.3≤[бp]，合格。 2）、联轴器键为键10×60，L=50，бp=2T×10^3/kld 其中： k=0.5×h=4 ，l=L-b=40， d=38 ，T=310N?m取[бp]=100~200取110，计算得бp=101.97≤[бp]，合格。 故有齿轮键为：键16×63GBT/1096-2003 键10×50GBT/1096-2003

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设 计 及 说 明 十一、轴承寿命校核 1、输入轴承的验算 已知轴上齿轮受到的切向力Ft=2261N，径向力Fr=848N，轴向力Fa=557N，齿轮的分度圆直径d=47.33mm，齿轮的转速n=576r/min，运转中有中等冲击载荷，轴承预期寿命Lh’=300×10×8=24000h，选轴承的型号为30206，查滚动轴承样本可知圆锥滚子轴承30206的基本额定动载荷C=43300N基本额定静载荷C0=50500N （1）求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2 Fr1V=548N，Fr2V=Fr-Fr1V=300N Fr1H=1633N，Fr2H=628N Fr1=1722N，Fr2=696N （2）计算派生轴向力Fd 查表得Y=1.6 Fd1=Fr1/2Y=538N，Fd2=Fr2/2Y=217.5N （3）求轴向力Fa Fa1=538N，Fa2=Fa+Fd2=774.5N （4）求轴承当量载荷P，查表得e=0.37 因为 Fa1/Fr1=538/1722=0.314e 由表13-5分别进行查表或差只计算径向载荷系数和轴向载荷系数为：

结 果 22

设 计 及 说 明 对轴承1 X1=1 Y1=0 对轴承2 X2=0.4 Y2=1.6 因轴承运转中有中等冲击载荷,按表13-6 ，fp=1.2~1.8 取fp=1.8，则 P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=1.8×(1×1722+0×538)=3099.6N P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1.8×(0.4×696+1.6×774.5)=2732N （5）验算寿命 因为P1>P2，所以按轴承1的受力大小验算 Lh=106/60n(C/P1)=36762.36h>29200h=10年工作时间 故所选轴承满足寿命要求 2、圆锥滚子轴承的寿命校核 Fre=Fr=Ft·tanα/cosβ=1296.86N， Fae=Ft·tanβ=886.71N Fr1V= Fre×126.25/188=870.9 N，Fr2V=Fre-Fr1V=425.96N Fr1H=Fte·126.25/188=2317.49N，Fr2H=Fte-Fr1H=1133.51N Fr1=2475.73N，Fr2=1210.903N 查表13-6，fp=1.2~1.8取fp=1.8，查表12.4，e=0.42,Y=1.4 Fd2=Fr2/2Y=432.47N，Fa2=Fd2=432.47N Fa1=Fd1=Fae+Fd2=1319.18N， Fte=3451N， Fa1/Fr1=0.533>e 取X1=0.4,Y1=1.4，Fa2/Fr2=0.359

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设 计 及 说 明 因为P1>P2,按轴1的受力验算寿命 查表12.4，动载系数Cr=73.3KN,静载系数Cor=92.1KN 取ε=10/3 Lh=1317656h， Lh`=29200h 则Lh>Lh’故所选的轴承满足寿命要求。 十二、减速器机体结构尺寸 （详见附录） 结 果 十三、总结 时间过得真快，一转眼两个星期的实习已经结束了。经过这两个星期的学习，我学到了很多东西，受益匪浅。 。。。。。。“自己写”。。。。。。 这次我们的任务是对压床机械传动部分的设计。我们选择了电动机，皮带轮，二级展开式圆柱斜齿轮减速器。主要设计了V带轮、传动轴、齿轮、减速器箱体及联轴器等。完成了减速器装配图、齿轮轴零件图、大齿轮零件图等CAD图纸。 经过这次的学习，我进一步掌握了机械设计的要点，对机器的传动部分的要求及特点也有所了解，让我对机械设计产生了很大的兴趣。我也从中发现了许多问题，如在查找数据方面，还是有待加强的。因为机械设计很多数据都是标准值，需要查表。 希望以后还有更多的这种机会，参加这方面的实习。

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附录：减速器机体结构尺寸

名称 机座壁厚 机盖壁厚 机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 机座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁连接螺栓直径 机盖与机座连接螺栓直径 连接螺栓d2的间距 轴承端盖螺钉直径 窥视孔盖螺钉直径 定位销直径 df、d1、d2至外机壁距离 d1、d2至凸缘边缘距离 轴承旁凸台半径 凸台高度 外机壁至轴承座端面距离 内机壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离 机盖、机座肋厚 轴承端盖外径 轴承端盖凸缘厚度 轴承旁连接螺栓距离 符号 ? ?1 b b1 p df n d1 d2 L d3 d4 d c1 c2 R1 h L1 L2 △1 △2 计算公式 0.0125（d1m+d2m）+1mm?8mm 0.01（d1m+d2m）+1mm?8mm 1.5? 1.5? 2.5? 0.018（d1m+d2m）+1mm?12mm n=机座底凸缘周长之半/（200-300）mm 0.75 df （0.5~0.6）df 150~200mm （0.4~0.5）df （0.3~0.4）df （0.7~0.8）df 见表4-2 见表4-2 c2 根据低速级轴承座外径确定见图4.44 c1+ c2+（5~8）mm ?+ c1+ c2+（5~8）mm ?1.2?结果 8mm 8mm 12mm 12mm 20mm 20mm 4 10mm 10mm 8mm 8mm 7mm 20mm 32mm 50mm 58mm 10mm 10mm 7、7mm 102、102、130mm 8mm ?? m1、m1?0.85?1，m?0.85?1 m D2 e s 轴承座孔直径+（5~5.5）d3 （1~1.2）d3 一般取s? D2

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附录：减速器机体结构尺寸

名称 机座壁厚 机盖壁厚 机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 机座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁连接螺栓直径 机盖与机座连接螺栓直径 连接螺栓d2的间距 轴承端盖螺钉直径 窥视孔盖螺钉直径 定位销直径 df、d1、d2至外机壁距离 d1、d2至凸缘边缘距离 轴承旁凸台半径 凸台高度 外机壁至轴承座端面距离 内机壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离 机盖、机座肋厚 轴承端盖外径 轴承端盖凸缘厚度 轴承旁连接螺栓距离 符号 ? ?1 b b1 p df n d1 d2 L d3 d4 d c1 c2 R1 h L1 L2 △1 △2 计算公式 0.0125（d1m+d2m）+1mm?8mm 0.01（d1m+d2m）+1mm?8mm 1.5? 1.5? 2.5? 0.018（d1m+d2m）+1mm?12mm n=机座底凸缘周长之半/（200-300）mm 0.75 df （0.5~0.6）df 150~200mm （0.4~0.5）df （0.3~0.4）df （0.7~0.8）df 见表4-2 见表4-2 c2 根据低速级轴承座外径确定见图4.44 c1+ c2+（5~8）mm ?+ c1+ c2+（5~8）mm ?1.2?结果 8mm 8mm 12mm 12mm 20mm 20mm 4 10mm 10mm 8mm 8mm 7mm 20mm 32mm 50mm 58mm 10mm 10mm 7、7mm 102、102、130mm 8mm ?? m1、m1?0.85?1，m?0.85?1 m D2 e s 轴承座孔直径+（5~5.5）d3 （1~1.2）d3 一般取s? D2

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