机械设计任务书

机械设计任务书范本机械设计任务书范本PAGE/NUMPAGES机械设计任务书范本目录机械基程任⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯.3一的定及明⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯.3二机的⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯.3三算装置的运和力参数⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯.4四件的算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯..6的算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯.15承的及算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯.23接的及校核算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯.26高速的疲度校核⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯.⋯.27件减速器机体构尺寸算表及附件的⋯..........30滑与密封方式的、滑的⋯⋯⋯⋯⋯⋯.31参照料目机械设计基础课程设计任务书1.课程设计的内容设计一带式运输机传动装置。设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动部件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和部件工作图设计；设计计算说明书的编写。2.课程设计的要求与数据技术数据：输出带有效拉力：4000N传送带带速：0.80m/s滚筒直径：400mm工作条件及技术要求：电源：380V工作年限：10年工作班制：两班；运输机单项运转，工作平稳3.课程设计应达成的工作1．减速器装配图1张；2．部件工作图2张（轴、齿轮各1张）；3．设计说明书1份。一、传动方案的制定及说明传动方案给定为三级减速器（包含带轮减速和两级圆柱齿轮传动减速），说明如下：为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和制定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nW，即nW601000v6010000.8D38.2rmin400一般常采用同步转速为3000rmin的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为16--23。根据总传动比数值，可采用任务书所提供的传动方案就是以带轮传动加二级圆锥斜齿轮传动二、电动机选择1．电动机种类和构造型式按工作要求和工作条件采用一般用途的Y系列三相笼型异步电动机，全关闭自扇冷式构造，电压380V。2．电动机容量工作的有效功率Pw=Fv/1000=4000X0.80/1000=3.2KW传动装置总效率η=η带η齿2η承4η联2η卷筒按表9-1取：皮带传动效率η带=0.96齿轮啮合效率η齿=0.97（齿轮精度为8级）转动轴承效率η承=0.99联轴器效率η连=0.99卷筒效率η卷筒=0.96则传动总效率η=0.96*0.972*0.994*0.99*0.96=0.8253．电动机额定功率所需电动机效率Pr=Pw/η=3.2/0.825=3.88KW查表14.1、，可选Y系列三相异步电动机Y112M-4型额定功率P0=4KW或选Y系列三相异步电动机Y132M1-6型，额定功率P0=4KW4．电动机的转速按表9.1介绍的传动比合理范围i，二级圆柱齿轮减速器传动比i=8-14滚筒轴转速nw=60X1000v/πd=60X1000X0.80/(Πx400)=38.2r/min所以电动机转速的可选范围为ndnWi238.2(8~40)305.6~1528r/min现以同步转速为1500r/min及1000r/min两种方案进行电动机型额定功率同步转速满载转速总传动比号/kwY112M-441500144037.7Y132M1-64100096025.1比较两方案可见，方案1采用的电动机虽然质量和价钱较低，但总传动比大。为使传动装置构造紧凑，决定采用方案2，5、计算传动装置的总传动比i并分派传动比1）、总传动比i=n0/nw=960/38.2=25.12)、分派传动比假定V带传动分派的传动比i12.5，则二级展开式圆柱齿轮减速器总i10.04传动比i。=i1二级减速器中：高速级齿轮传动比i21.4*i。1.4*10.043.75低速级齿轮传动比i23=i/i12=10.04/3.75=2.67三、计算传动装置的运动和动力参数．各轴转速减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴。各轴转速为：n0nm960r/minnnm960384r/mini2.51nn384102.4r/mini3.752nn102.435r/mini32.6738.2．各轴输入功率按电动机所需功率Pd计算各轴输入功率，即电动机的输入功率，P0Pd3.88kW第一根轴的功率，PPd53.880.966.36kW第二根轴的功率，PP第三根轴的功率，PP3236.360.980.976.05kW6.050.980.975.75kW3．各轴输入转矩T(N?m)T09.55106P09.551066.63Nmm2.183104Nmmn02900TT05i12.183104Nmm09624.191104NmmTT23i24.191104Nmm0.980.974.121.642105NmmTT3i31.642105Nmm0.980.972.954.603105将计算结2Nmm果汇总列表备用。电动高速中间低速轴项目机轴Ⅰ轴ⅡⅢ转速29001450352119r/min）功率6.636.366.055.75kW）转矩T(N?2.1831044.1911041.6421054.603105m)传动24.122.95比效率0.950.980.97四、传动件的设计计算1．设计带传动的主要参数。已知带传动的工作条件：两班制（共16h），连续单向运转，载荷平稳，所需传达的额定功率p=6.63kw小带轮转速n12900r/m大带轮转速n21450r/m，传动比i12。设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及构造尺寸、初拉力和压轴力等等（因为以前已经按5选择了V带传动，所以带的设计按V带传动设计方法进行）1）、计算功率papa=KAP1.16.63kw7.29kw2)、选择V带型根据pa、n1由图8-10《机械设计》p157选择A型带（d1=112—140mm）3）、确定带轮的基准直径dd并验算带速v、初选小带轮的基准直径dd，由（《机械设计》p155表8-6和p157表8-8，取小带轮基准直径dd1125mm（2）、验算带速vvdd1n11252900100060m/s19.0m/s601000因为5m/s<19.0m/s<30m/s,带轮切合介绍范围（3）、计算大带轮的基准直径根据式8-15dd2idd12125mm250mm，初定dd2=250mm4）、确定V带的中心距a和基准长度Lda、根据式8-20《机械设计》p1520.7(dd1dd2)a02(dd1dd2)0.7(125250)a02(125250)262.5a750初定中心距a0=500mmb、由式8-22计算带所需的基准长度2l0=2a0+dd1dd2dd1dd24a02=2×500+π×0.5×（125+250）+（250-125）（250-125）/4×500＝1597mm由表8-2先带的基准长度ld=1600mmc.计算实际中心距a＝a0+(ld-l0)/2＝500+（1600-1597）/2＝501.5mm中心距知足变化范围:262.5—750mm（5）.验算小带轮包角1＝180°-（dd2-dd1）/a×57.3°＝180°-（250-125）/501.5×57.3°＝166°>90°包角知足条件（6）.计算带的根数单根V带所能传达的功率根据n1=2900r/min和dd1=125mm表8-4a用插值法求得p0=3.04kw单根v带的传达功率的增量p0已知A型v带，小带轮转速n1=2900r/min转动比i=n1=dd1/dd2=2n2查表8-4b得p0=0.35kw计算v带的根数查表8-5得包角修正系数k=0.96,表8-2得带长修正系数kL=0.99pr=(p0+p0)×k×kL=(3.04+0.35)×0.96×0.99=5.34KWZ=pc=7.29/5.34=1.37故取2根.Pr（7）、计算单根V带的初拉力和最小值F0min＝500*(2.5k)pc+qVV=190.0NZVk关于新安装的V带,初拉力为:1.5F0min=285N关于运转后的V带,初拉力为:1.3F0min=247N（8）．计算带传动的压轴力FPFP=2ZF0sin(1/2)=754N（9）.带轮的设计构造A.带轮的材料为:HT200B.V带轮的构造形式为:腹板式.C．构造图（略）2、齿轮传动设计选择斜齿轮圆柱齿轮先设计高速级齿轮传动1）、选择材料热办理方式根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面计算说明(HB<=350HBS),8级精度,查表10-1得小齿轮40Cr调质办理HB1=280HBS大齿轮45钢调质办理HB2=240HBS2)、按齿面接触强度计算:取小齿轮z1=20，则z2=i2z1，z2=204.12=82.4，取z2=83并初步选定β＝°确定公式中的各计算数值a.因为齿轮散布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b.由图10-30选用地区系数Zh=2.425c.由图10-26查得10.76,20.84,则121.60d.计算小齿轮的转矩:T14.189104Nmm。确定需用接触应力e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPaf.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限因软齿面闭式传动常因点蚀而无效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力lim1=600MPa大齿轮的为lim2=550MPah.由式10-13计算应力循环次数N160n1jLh6014501(828365)4.065109N24.06510984.129.86610i.由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90KHN2=0.96H1=KHN1lim1/S=540MpaH2=KHN2lim2/S=528MpaH=(H1+H2)/2=543Mpa3）、计算（1）计算圆周速度:V=d1tлn1/60000=3.26m/s（2)计算齿宽B及模数mntB=φdd1t=1X42.9mm=42.9mmmnt=d1tcosβ/z1=2.07mmH=2.25mnt=4.66mmB/H=42.9/4.66=9.206（3）、计算纵向重合度=0.318φdz1tanβ=1.704（4）、计算载荷系数由表分别查得:KA1,KV1.15,KH1.45,KF1.35,KHKF1.2故载荷系数KKAKVKHKH11.151.451.22.001（5）、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，k由式10—10a得d1=d1t3=46.22mm（6）、计算模数mntmnt=d1Cosβ/Z1=2.232mm4）、按齿根弯曲强度设计由式10-1732KT1YF1Ysa1cos2mn1a(u1)z12F1、计算载荷系数:KKAKVKFKF11.151.21.351.863(2)、根据纵向重合度=1.704,从图10-28查得螺旋角影响系数Y0.85、计算当量齿数齿形系数zv12083cos322.19，zv292.1015cos315（4）、由[1]图10-5查得YFa12.72，YFa22.21由表10-5查得YSa11.57，YSa21.776由图10-20C但得FE1=500MPaFE2=380MPa由图10-18取弯曲疲劳极限KFN1=0.85,KFN2=0.88计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得:F1=KFN1FE1/S=303.57MPaF2=KFN2FE2/S=238.86MPa（5）、计算大小齿轮的YF1Ysa1，并比较F1YF1Ysa12.721.570.0147F1303.57YF2Ysa22.2681.7940.01704F2238.84且YF1Ysa1YF2Ysa2，故应将YF2Ysa2代入[1]式（11-15）计算。F1F2F2（6）、计算法向模数mn12KT1YF1Ysa1cos23a(u1)z12F1321.8634.1891040.85cos2150.017041.4811.6202对照计算结果,为同时知足接触疲劳强度,则需按分度圆直径d1=46.22mm来计算应有的数,于是有:取mn12mm；d1cos46.22cos15，故取z1=22（7）、则z122.32mn2.则z2=i2z1=90.64，取z290（8）、计算中心距a1mn(z1z2)2(2290)2cos2115.95mmcos15取a1=116mm（9）、确定螺旋角1arccosmn(z1z2)arccos22a15.0915524(2290)‘”11610）、计算大小齿轮分度圆直径:d1=Z1mn45.58mmcos15.09d2=Z2mn186.42mmcos15.09（11）、确定齿宽b2ad1145.5745.57mm取B245mm，B150mm5）、构造设计。（略）配合后边轴的设计而定低速轴的齿轮计算1）、选择材料热办理方式（与前一对齿轮相同）(HB<=350HBS),8级精度,查表10-1得小齿轮40Cr调质办理HB1=280HBS大齿轮45钢调质办理HB2=240HBS2）、取小齿轮z3=20，则z4=i3z32.9520=59取z4=59，初步选定β＝15°3）、按齿面接触强度计算:确定公式中的各计算数值a.因为齿轮散布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b.由图10-30选用地区系数zH2.425c.由图10-26查得10.76,20.85,则121.61d.计算小齿轮的转矩:T21.64105Nmm确定需用接触应力e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPaf.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限因软齿面闭式传动常因点蚀而无效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力lim1=600MPa大齿轮的为lim2=550MPah.由式10-13计算应力循环系数N160n1jLh603521(828365)9.867108N29.8671083.3451082.95i.由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.96KHN2=0.97H1=KHN1lim1/S=576MpaH2=KHN2lim2/S=533.5MpaH=(H1+H2)/2=554.8Mpa4）、计算(1)、圆周速度:V=d1tлn1/60000=1.21m/s（2）、计算齿宽b及模数mntB=φdd1t=1X65.87=65.87mmmnt=d1tcosβ/z1=3.18mmH=2.25mnt=7.16mmb/h=65.87/7.16=9.200(3)、计算纵向重合度=0.318φdZ1tanβ=1.704a由表分别查得:KA1,KV1.12,KH1.458,KF1.36,KHKH1.2故载荷系数K=1*1.12*1.2*1.458=1.960（4）、按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式10-10a得d1=d1t3kKt=70.48mm（5）计算模数mntmnt=d1cosβ/z3=3.404mm5）、按齿根弯曲强度设计由式10-17mn12KT1YF1Ysa1cos23a(u1)z12F1a上式中KKAKVKFKF11.121.21.361.829b根据纵向重合度=1.704,从图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.85计算当量齿数齿形系数zv12022.19，zv259cos315cos363.3215由[1]图10-5查得YF12.72，YF22.292由图10-20C但得FE1=500MPaFE2=380MPa由图10-18取弯曲疲劳极限KFN1=0.86,KFN2=0.89d计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得:1F2KKFN1FE1FN2FE2/S=307.14MPa/S=241.57MPaYF1Ysa12.7151.5710.01363e比较F1307.14YF2Ysa22.2121.7720.01623241.57F2且YF1Ysa1YF2Ysa2，故应将YF2Ysa2代入[1]式（11-15）计算。F1F2F2f法向模数2KT1YF1Ysa1cos2mn13a(u1)z12F1321.8291.561050.85cos2150.01652.26311.61202对照计算结果,为同时知足接触疲劳强度则需按分度圆直径d=70.48mm来计,1算应有的数,于是有:取mn12.5mmz327.则z480g中心距1mn(z1z2)2(2780)138.47mma2cos2cos15取a1=138mmh确定螺旋角1arccosmn(z1z2)2aarccos2(2780)14.261415‘36“138计算大小齿轮分度圆直径:Z3mn69.64mmd3=cos14.26d4Z4mn206.36mm=cos14.26J齿宽B4ad3169.6469.64mm取B470mm，B375mm4)、齿轮构造设计，（略）配合后边轴的设计而定五、轴的设计计算为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮协力。第一对和第二对啮合齿轮上的作使劲分别为Ft12T124.191104d11839N45.58Fr1Ft1tgn18.9tg20cos693N1cos15524"Fa1Ft1tg11839tg15524"496NFt22T224.603105d34461N206.36Fr2Ft2tgn4461tg20cos1675N2cos141536"Fa2Ft2tg24461tg141536"1134N1．高速轴Ⅰ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，调质办理，查表15-31，取A01002）初算轴的最小直径dminA03p10036.3616.869mmn1450高速轴Ⅰ为输入轴，最小直径处跟V带轮轴孔直径。因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6%，dmin=18.375mm。由《机械设计手册》表22-1-17查得带轮轴孔有20，22，24，25，28等规格，故取dmin=20mm高速轴工作简图如图(a)所示首先确定个段直径A段：d1=20mm有最小直径算出）B段：d2=25mm，根据油封，选择毡圈孔径为25mm的C段：d3=30mm，与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合，取轴承内径D段：d4=36mm，设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mm段：d5=45.58mm，将高速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑依据《课程设计指导书》p116G段，d7=30mm,与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合，取轴承内径F段：d6=36mm,设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mm第二、确定各段轴的长度A段：L1=1.6*20=32mm,圆整取L1=30mmB段：L2=54mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取54mmC段：L3=28mm,与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合,加上挡油盘长度（参照《减速器装配草图设计》p24）L3=B+△3+2=16+10+2=28mmG段：L7=29mm,与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合,加上挡油盘长度（参照《减速器装配草图设计》p24）F段：L68mm，L6=△2-2=10-2=8mmE段：L550mm，齿轮的齿宽B150mmD段：L4=92mm,考虑各齿轮齿宽及其空隙距离，箱体内壁宽度减去箱体内已定长度后圆整得L4=92mm轴总长L=290mm两轴承间距离（不包括轴承长度）S=174mm，2、轴Ⅱ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，调质办理，查表15-31，取A01002）初算轴的最小直径dminA03p10036.0325.78mmn352因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6%，dmin=27.325mm。根据减速器的构造，轴Ⅱ的最小直径应当设计在与轴承配合部分，初选圆锥滚子轴承30206，故取dmin=30mm轴Ⅱ的设计图如下：首先，确定各段的直径A段:d1=30mm,与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合F段：d6=30mm，与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合E段：d5=38mm，非定位轴肩B段：d2=48mm,非定位轴肩，与齿轮配合C段：d3=64.94mm,齿轮轴上齿轮的分度圆直径D段：d4=50mm,定位轴肩然后确定各段距离：A段：L1=29mm,考虑轴承（圆锥滚子轴承30207）宽度与挡油盘的长度B段：L2=8mm,根据轴齿轮到内壁的距离及其厚度C段：L3=75mm,根据齿轮轴上齿轮的齿宽E段：L5=43mm,根据高速级大齿轮齿宽减去2mm（为了安装固定）F段：L6=41.5mm，考虑了轴承长度与箱体内壁到齿轮齿面的距离D段：L4=9.5mm,由轴Ⅰ得出的两轴承间距离（不包括轴承长度）S=174mm减去已知长度得出3、轴Ⅲ的设计计算输入功率P=5.58KW,转速n=119r/min,T=460300Nmm轴的材料采用40Cr（调质），可由表15-3查得A0=110所以轴的直径:dminA03P=39.65mm。因为轴上有两个键槽，故最小直径加n大12%，dmin=44.408mm。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d1=45mm长度L=84mm轴Ⅲ设计图如下：首先，确定各轴段直径A段:d1=45mm,与轴承（圆锥滚子轴承30211）配合B段:d2=60mm,非定位轴肩,h取2.5mmC段:d3=72mm,定位轴肩，取h=6mmD段:d4=68mm,非定位轴肩，h=6.5mmE段:d5=55mm,与轴承（圆锥滚子轴承30211）配合F段:d6=60mm,按照齿轮的安装尺寸确定G段:d7=45mm,联轴器的孔径然后、确定各段轴的长度段:L1=46.5mm,由轴承长度，△3，△2，挡油盘尺寸段:L2=68mm，齿轮齿宽减去2mm，便于安装段:L3=10mm,轴环宽度，取圆整值根据轴承（圆锥滚子轴承30212）宽度需要D段:L4=57.5mm,由两轴承间距减去已知长度确定E段:L5=33mm,由轴承长度，△3，△2，挡油盘尺寸F段:L6=65mm,考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整获得G段:L7=84mm,联轴器孔长度轴的校核计算,第一根轴:求轴上载荷已知：Ft1839N,Fr693N,Fa496N,Fp754N设该齿轮轴齿向是右旋，受力如右图：L181.75mm，L2132.25mmL348.25mm由材料力学知识可求得水平支反力:FNH1703NFNH21136NMH65013Nmm垂直支反力:F'NV1Fa496N,Ma11304Nmm,FNV11360N,FNV287NMV161640Nmm，MV211822NmmMV3106917Nmm合成弯矩M161640Nmm,M2134918Nmm,M3125132Nmm由图可知,危险截面在C右边W=0.1d3=9469ca=Mca/W=14.49MPa<70MPa轴材料采用40Cr查手册170MPa切合强度条件!第二根轴求轴上载荷已知：Ft1839N,FrFa496NF't4461N,F'rF'a1134N693N1675N设该齿轮轴齿向两个都是左旋，受力如右图：L160.75mm，L269.5mmL348.25mm由材料力学知识可求得水平支反力:FNH12446N,FNH2176NMH1148595Nmm,MH28552Nmm垂直支反力:Ma39486Nmm,FNV1917N,FNV265NMV155708Nmm，MV295194NmmMV342513Nmm,MV48664Nmm合成弯矩M115894Nmm,M2176472NmmM343365Nmm，M412174Nmm由图可知,危险截面在B右边W=0.1d3=33774ca=Mca/W=5.98MPa<70MPa轴材料采用40Cr查手册170MPa切合强度条件!第三根轴:求轴上载荷已知：Ft4461N,Fr1675N,Fa1134N设该齿轮齿向是右旋，受力如图：L162.25mm，L2121.25mm由材料力学知识可求得水平支反力:FNH12948NFNH21513NMH186490Nmm垂直支反力:Ma117000Nmm,FNV11107N,FNV2568NMV168897Nmm，MV2185902NmmM1199810Nmm,合成弯矩263321NmmM2由图可知,危险截面在B右边算得W=19300ca=Mca/W=19.77MPa<70MPa轴材料采用40Cr查手册170MPa切合强度条件!六、转动轴承的选择及计算1.Ⅰ轴轴承型号为30206的圆锥滚子轴承1）计算轴承的径向载荷：Fr1FrNH21FrNV217032136021531NFr2FrNH22FrNV221136287221139N2）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：Fd1Fr1478N,Fd2Fr2356N2Y2Y因为FaFd2496N356N852NFd1356N轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松Fa1FaFd2852N、Fa2Fd1356N2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数fp1.5因为Fa18520.56e0.37X10.4,Y11.6Fr1531p1fpXFr1YFa12963因为Fa23560.312e，X21,Y20Fr21139p2fpXFr2YFa21709所以取PP22963N3）校核轴承寿命Lh106(C)h106(43.3103)3h87700h60nP6014502963按一年300个工作日,每日2班制.寿命18年.故所选轴承合用。2．Ⅱ轴轴承1）计算轴承的径向载荷：Fr1FrNH21FrNV212446291722612NFr2FrNH22FrNV221762652188N2）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：Fd1Fr1816N,Fd2Fr259N2Y2Y因为Fd1Fa816N496N1312NF'aFd21193N轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧Fa2FaFd11312N、Fa1Fd259N2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数fp1.5因为Fa1590.026e0.37X11,Y10Fr12612p1fpXFr1YFa13918N因为Fa213126.98e，X20.4,Y21.6Fr21882fpXFr2a23262NpYF所以取PP3918N13）校核轴承寿命Lh106(C)h106(43.3103)3h142356h60nP603523918按一年300个工作日,每日2班制.寿命29年.故所选轴承合用。2．Ⅲ轴轴承1）计算轴承的径向载荷：Fr1FrNH21FrNV2129482110723149NFr2FrNH22FrNV22151322681616N2）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=1.5两轴承派生轴向力为：Fd1Fr11050N,Fd2Fr2539N2Y2Y因为Fd1Fa1134N1050N2184NFd2539N轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧Fa2Fd11050N、Fa2FaFd12184N2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数fp1.5因为Fa110500.3334e0.37X11,Y10Fr13149p1fpXFr1YFa14724N因为Fa221841.35e，X20.4,Y21.5Fr21616p2fpXFr2YFa25885N所以取PP25885N3）校核轴承寿命Lh106(C)h106(90.8103)3h128066h60nP601195885按一年300个工作日,每日2班制.寿命26年.故所选轴承合用。七、键联接的选择及校核计算P4TdhlP125~150P70~80钢铸铁1．Ⅰ轴上与带轮相联处键的校核键A10×28，b×h×L=6×6×20单键键联接的组成部件均为钢，P=125MPaP4Tdhl42.183104P20636.38P=125MPa20知足设计要求2．Ⅱ轴上大齿轮处键键A12×25，b×h×L=10×8×36单键键联接的组成部件均为钢，P=125MPa4T41.642105p125MPaP38860.00Mpadhl36知足设计要求3．Ⅲ轴上１）联轴器处采用键A，b×h×L=14×9×70单键4T44.603105P125MPa知足设计要求Pdhl45964.94Mpa702）联接齿轮处采用A型键AbhL181156单键P4Tdhl44.603105P＝125MpaP451166.42Mpa56知足设计要求八、高速轴的疲劳强度校核第一根轴构造如下：（1）判断危险截面在A-B轴段内只受到扭矩的作用，又因为e<2m高速轴是齿轮轴，轴的最小直径是按照扭转强度较为宽裕是确定的，所以A-B内均无需疲劳强度校核。从应力集中疲劳强度的影响来看，E段左截面和E段右截面为齿轮轴啮合地区，惹起的应力集中最为严重，截面E左端面上的应力最大。可是由于齿轮和轴是同一种材料所受的应力条件是同样的，所以只要校核E段左右截面即可。（2）.截面右侧：抗弯截面系数w0.1d30.13634665.6mm3抗扭截面系数Wt0.2d30.236393312mm3左截面上的扭矩T3为T341970Nmm截面上的弯曲应力截面上的扭转应力M134918bW28.9MPa4665.6T341970TWT0.45MPa93312轴的材料为40Cr,调质处理。由表15-1查得：B685MPa;1335MPa;1185MPa截面上理论应力系数及按附表3-2查取。因r2.00.043;D501.389d31d36经查之为：2.25;1.80；又由附图3-1可查取轴的材料敏性系数q0.83;q0.81；故有效应力集中系数按式（附表3-4）为：K1q(1)10.83(2.251)2.04K1q(1)10.81(1.81)1.65皱眉经过表面硬化办理，即q1，则按式（3-12）及（3-12a）获得综合系数为：Kk112.04112.92；0.720.92有附图3-2的尺寸系数0.72由附图3-3的扭转尺寸系数为r0.85轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：0.92；k11.65112.03K10.850.92又由§3-1及§3-2得到40Cr的特性系数0.10.2，取0.1;0.050.1取0.05则界面安全系数：S133557.43Kam2.801.710.10S118568.42.0310.90.05km10.9SS57.4368.41.5ScaS244S289.32故可知道其右端面安全；同理可知：E段左端面校核为：抗弯截面系数w0.1d30.150312500mm3抗扭截面系数Wt0.2d30.250325000mm3截面IV上的扭矩T3为T341910Nmm截面上的弯曲应力截面上的扭转应力bM12513210.00MPaW12500T341910TWT3.353MPa25000由表15-1查得：B685MPa;1335MPa;1185MPa又由附图3-1可查取轴的材料敏性系数q0.83;q0.81；有附表3-8用插值法查得：k0.8k2.124;其中k2.655轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：0.92；Kk112.65512.74；10.92Kk112.124112.210.92又由§3-1及§3-2得到40Cr的特性系数0.10.2，取0.1;0.050.1取0.05则界面安全系数：S133517.95Km2.745.590.10aS11859.84k2.217.130.057.13mScaSS17.959.841.5S2S220.478.6故E段左端截面的左端面都安全！九、铸件减速器机体构造尺寸计算表及附件的选择1、铸件减速器机体构造尺寸计算表名称符号减速器及其形式关系0.025a+3mm=6.84mm,取机座壁厚δ8mm机盖壁厚δ10.02a+3=6.06mm<8mm,取8mm机座凸缘厚度b1.5δ=12mm机盖凸缘厚度b11.5δ=12mm机座底凸缘厚度p2.5δ=20mm取30mm0.036a+12=12.288mm取地脚螺钉直径df16mm地脚螺钉数目na<250mm,n=4轴承旁连结螺栓直d10.75df=13.15mm取8mm径机盖与机座连结螺(0.5~0.6)df=8.76~10.52mmd2栓直径取10mm连结螺栓d2的间距l150~200mm取180mm(0.4~0.5)df=7.01~8.76mm轴承端盖螺钉直径d3取M8d4(0.3~0.4)df=5.26~7.01mm窥视孔盖螺钉直径取M6(0.7~0.8)df=12.27~14.02m定位销直径dm取M12df、d2、d3至外机c1壁距离d1、d2至凸缘边缘c2距离轴承旁凸台半径R1R1=C2=20凸台高度h外机壁至轴承座端L1c1+c2+(5~8)=44面距离内机壁至轴承座端L2δ+c1+c2+(5~8)=52面距离大齿轮顶圆与内机△1≥1.2δ=9.6mm取14mm壁距离齿轮端面与内机壁△2≥δ=8mm取10mm距离m1,m1=m≈0.85δ1=6.8mm,取机盖、机座肋厚m7mm轴承端盖外径D2轴承端盖凸缘厚度e(1~1.2)d3=9mm取12mm轴承旁连结螺栓距ss≈D2离2、减速器附件的选择，在草图设计中选择包括：轴承盖，窥视孔，视孔盖，压配式圆形油标，通气孔，吊耳，吊钩，螺塞，封油垫，毡圈等。十、润滑与密封(润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择)减速器内传动部件采用浸油润滑，减速器转动轴承采用油脂润滑。