机械毕业设计56螺旋式制棒机设计说明书

目录 一设计任务书 .（ 1） 二前言 .（ 2） 三电机的选择 .（ 5） 四传动零件的设计计算 .（ 6） 五轴的设计计算及校核 .（ 10） 六螺杆和套筒的设计 计算 . （ 20） 七 轴承的选择和计算 （ 25） 八 键 、销 连接的选择和校核 （ 28） 九 箱体的设计 .（ 30） 十 润滑和密封的选择 （ 32） 十一 传动装置的附件及说明 （ 32） 十二 .设计小结 （ 33） 十三 .参考 文献 （ 34） 机械设计课程设计 - 1 - 一设计任务书 设计题目： 螺旋挤棒机传动系统设计 工作简图： 图 1-1 工作简图 技术要求 ： 螺杆将松木等木屑挤压成圆木棒，挤棒长度 L=500mm 时，停止两秒，由切刀将木棒切断，传送带将木棒运走。 主要参数： 出棒口直径 D： 45mm 挤 棒长度 L： 500mm 生产率： 125 根 /h 电机功率 P： 15kw 设计要求 ： 1) 拟定机构系统总体运动方案 ,画出系统运动方案简图，完成论证报告。 2) 完成传动系统或执行系统的结构设计，画出传动系统或执行系统的装配图。 3) 设计主要构件和零件，完成 1 张 装配 图和 3 张零件工作图。 4) 编写设计说明书。 1 2 3 4 6 5 1料斗 螺旋轴 传动系统 联轴器 5 电动机 6 出棒口 机械设计课程设计 - 2 - 二前言 植物细胞中除含有纤维素、半纤维素还含有木质素（木素），木素是具有芳香族特性的结构单体，为丙烷型的立体结构高分子化合物。在阔叶木、针叶木中木素含量为 27% 32%（干基），禾草类木素含量为 14% 25%。虽然在各种植物中都含有木素，但它们的组成、结构并不完全一样。木素属非晶体，没有熔点但有软化点，当温度为 70 110时粘合力开始增加，木素在适当温度下（ 200 300）会软化、液化，此时加以一定的压力使其与纤维素紧密粘接并与相邻颗粒互相胶接 ，冷却后即可固化成型，因此采用热压法成型秸秆（或木屑）燃料可不用任何添加剂、粘接剂，大大降低了加工成本 ， 而且利用木素软化、液化的特点，适当提高热压成型时的温度有利于减小挤压动力。生物质成型燃料就是利用这一原理以生物质固化成型机经热挤压制得的。 螺旋制棒机 的工作原理就是 利用 电机的带动 螺杆快 速旋转 ， 用自身的螺旋将 木屑挤 入套筒， 木屑 在套筒内受到高温，其中的木质素成分软化 ， 黏合能力增强，加之 螺杆 螺旋的高强度挤压，最终得到得到高密度高硬度的成型棒 。 图 2-1 工作原理 螺旋制棒机 制棒机的电机的输出轴与传动皮 带的一端相连接，传动皮带的另一端与主轴的一端相连接，主轴与螺旋形的推进器以 榫 接 相连 ，进料斗固定在料斗座的上部并与料斗座座体内沿主轴轴向设置的轴向通孔相连通，在料斗座的轴向通孔孔端座壁处沿主轴轴向连接固定有设置内孔的 成型 套 筒 ，推进器设置在料斗座座体内的轴向通孔和 成型 套 筒 内孔中，主轴和推进器的两旋转轴心线与料斗座座体内轴向通孔和 成型 套 筒 的内孔的两孔轴心线设置在同一轴心连线上。 机械设计课程设计 - 3 - 图 2-2 总体结构 方案 当电机电源接通后，电机转动，经传动皮带传动而带动主轴旋转，主轴带动推进器旋转，推进器的螺旋形结构旋转挤压由 进料斗进入料斗座的轴向通孔腔内的 木 渣 ,，而连续不断地挤压制作出一根根紧实合格的半成品 碳 棒，半成品 碳 棒从 成型 套 筒 内孔挤出 。 温控 颗粒原料 加热 软化 高压成型 薪棒 由于成型螺杆的工作环境极端恶劣，使得螺杆使用寿命很短。 物料的压缩是螺杆和出料筒配合完成的，即螺杆的几何尺寸和出料筒几何尺寸必须在一定的范围内才能在较快的挤出速度下获得较大密度的成型燃料。螺杆是在较高温度和压力下工作的，螺杆与物料始终处于干磨擦状态，导致螺杆的磨损非常快。当螺杆磨损到一定程度时，螺杆与出料筒失去尺寸配合，成型就无法进行。 因此， 压缩区螺纹的磨损 决定了螺杆的使用寿命，螺杆的使用寿命成为生物质固化成型设备和技术实用价值的决定性因素。所以我们采用以下措施来解决螺杆的磨损 ： 机械设计课程设计 - 4 - 1. 螺杆前端磨损后可修复使用，损坏后可更换。 1-螺杆 2-销 3-螺杆前端 图 2-3 可更换的螺旋头 2 提高螺杆前端的耐磨性能。 同时， 根据文献 8生物质固化成型的最佳条件为物 料含水率为 6%-10%， 成型 温度为240-260C ，螺杆与套筒间隙为 5-6mm，根据条件我们进行了 设计。 机械设计课程设计 - 5 - 三 电机的选择 设计内容 计算及说明 结 果 三相异步电动机 的选择 给定 电机功率 P： 15kw 查文献 1表 9.1-4 常用电动机的特点及用途 选择 Y 系列（ IP44）封闭式三相异步电动机 性能： 效率高，耗电少，噪声低，振动小，体积小，重量轻，运行可靠，维修方便。 为 B 级绝缘。 结构为全封闭、自扇冷式，能防止灰尘、铁屑、杂物侵入电机内部。 冷却方式为 IC0141。 多用于灰尘多、土扬水溅的场合。 工作条件： 额定电压为 380V，额定频率为 50Hz 环境温度不超过 40 海拔不超过 1000m 联结 工作方式为连续使用（ SI） 查文献 1表 9.1-5Y 系列（ IP44）三相异步电动机技术数据 电 机 型 号 Y160L-4 额定功率 15kw 转速 1460r/min 电流 30.3 A 效率 88.5% 功率因数 0.85 额定转矩 2.3Nm 机械设计课程设计 - 6 - 四传动零件的设计计算 设计内容 计算及说明 结 果 带传动的设计计算 1. 确定设计功率d2. 选定带型 3. 粗略 计算传参考文献 4表 33.1-1 传动带的类型、特点和应用 选择普通 V 带， 应用于 转速 V smsm /30/25 ，P 10,700 ikw 轴间距小的传动 查文献 1表 2.1-22 机械传动效率的概略数值 =0.95 查文献 1 表 9.1-5Y 系列（ IP44）三相异步电机技术数据电动机=88.5 电动机总 =0.841 总 0=15 0.841=12.62KW 查文献 4表 33.1-12 =1.2 d =1.2 12.62=15.14KW 小带轮转速 1n =1460r/min， 根据d和 1n 查文献 4图 33.1-2 选择带型为 B 型 1dd=160200mm 2n -大带轮转速 1n -小带轮转速 2dd-小带轮的节圆直径 1dd-大带轮的节圆直径 -弹性滑动率。通常 =0.010.02 取 =0.01 0i=21nn=12)1(dd dd=3761460=3.88 =12.62KW d=15.14KW 0i=21nn=3.88 机械设计课程设计 - 7 - 动比0i4. 确定小带轮的基准直径1dd5. 确 定 大 带 轮 了 直径2dd6. 实际传动 比 i 7. 确定皮带轮带速 v 8. 定轴间距0a和带的基准长度0dL9. 计算实际轴间距 a 10. 计算轴间距查文献 2 表 33.1-8 V 带的基准直径系列选定1dd=200mm， 2dd=i1dd（ 1- ） =3.88 200（ 1-0.01） =768.24mm 查文献 2表 33.1-18 得2dd=800mm i12)1(dd dd=4 v =100060 11ndp =100060 146020014.3 =15.28m/s 0.7（1dd+2dd） 0a2(1dd+2dd) 0.7(200+800) 0a2(200+800) 7000a2000 取0a=900mm 0dL=20a+2（1dd+2dd） + 0212 4add dd =2 900+214.3（ 200+800 ）+ 9004 2008002=3470mm 查文献 2 表 33.1-7 普通 V 带的基准长度系列（摘自 GB/T11544-1997），选dL=3550 a 0a +2 0dd LL =900+2 34703550 =940mm dLaa 015.0m in 1dd=200mm 2dd=800mm i =4 v =15.28m/s 7000a2000 0a=900mm 0dL=3470mm dL=3550mm a 965mm mina =897.5mm 机械设计课程设计 - 8 - 的变动范围mina mana 11. 计算小带轮的包角 1 12. 确定 V 带的根数 Z 13. 单根 V 带的预紧力0F和轴压力 F =940-0.015 3550=886.75mm dLaa 03.0max =940+0.03 3550=1046.5mm 3.57180 121 a dd dd = 3.57940 200800180=143.43 一般小轮的包角不应小于 120 所以 1 满足要求 查文献 2 表 33.1-17 单根 V 带传递的额定功率 KW13.51 传动比 1i 的额定功率增量 1p 根据带型， 1n 和 i ，查表 33.1-17d B 型 1n =1460， i =4 得出 1p =0.46KW 查文献 2 表 33.1-13，得K（小带轮包角修正系数）=0.91 查文献 2 表 33.1-15，得 LK （带长修正系数） =1.10 V 带的根数 Ld KKpp 11 = 10.191.046.013.5 1 5 .1 4 =2.77 为整数 取 Z =3 根 V 带每米长的质量，查文献 2 表 33.1-14，得q =0.17Kg/m 20 15.2500 qvvZPKF d mana=1100mm 1 =143.37 1 满要求 Z=3 NF 23.3280 机械设计课程设计 - 9 - = 20 28.1517.028.15314.15191.0 5.2500 F =328.23N 2sin2 10 ZFF =2 43.143s in23.32832 =1869.94N NF 94.8691 图 4-1 大带轮 机械设计课程设计 - 10 - 五轴的设计计算及校核 轴的结构示意图 ： 图 5-1 轴 结构图轴受力简图垂直面受力图弯矩图转矩受力图转矩 图图 5-2 轴的受力分析 机械设计课程设计 - 11 - 设计内容 计算及说明 结果 1 选择轴的材料、热处理方式，确定许用应力 2 初步 计算 轴径mind 3 计算aD4 计算bD5 计算cD6 计算dD 计算轴各段直径 选择轴的材料为 45 优质碳素结构钢（最常用）， 调制处理， 查 文献 2 表 38.1-1 材料力学性能数据为 b=650MPa, s=360MPa, 1 =270MPa, 1 =155MPa,E=2.15x105 MPa。 查文献 4 表 38.3-1 初步计算轴径，由于材料为45 钢，查文献 2表 38.3-2 得 :A=118, =1/4。 mind =A 3 /np )1/(13 4 =118 3 365/54.12 3 4 )1/(1 =39mm 考虑该轴主要承受扭矩，将轴改成空心轴。 在 a 段， 轴外伸， 所以在 a 段不受力 ，圆整后 轴端用大螺母夹紧，查文献 3表 25.1-61 取aD=42mm，ad=15mm，退刀槽直径 35mm。 (ad是a 端内径 , aD是 a 端的外径 ) 考虑装皮 带轮的加键需将其轴径增加 4%5%故取锥形轴的小端直径 39 （ 1+0.5%） =41mm， 在 b 段 ,圆整后，bd=15，bD=50mm. 在 c 段 ，cD=bD+2a =bD+2 (0.070.1) bD =57.5mm.因 cD 必须符合轴承密封元件毡圈油封的要求查文献 3 表 29.8-9 取cD=60mm , cd=15mm. 在 d 段 ，dD=cD+(15)mm=63mm ，dD必须与轴轴 ： 45 b=650MPa s=360MPa 1 =270MPa 1 =155MPa E=2.15x105 MPa mind =39mm aD=40mm bD=50mm cD=60mm 机械设计课程设计 - 12 - 7 计算eD 8 计算fD9 计算hD10 计算gD11.计算iD1 计算aL2 计算bL3 计算cL承内径一致 , 圆整后dD=65mm,查文献 4 表39.2-23,圆锥滚子轴承型号为 30213, d=15mm. 在 e 段 ，eD=dD+(15)mm=70mm 因轴还需要承受轴向载荷且轴向载荷比径向载荷大 ,采用 50000型与60000 型轴承组合 .分别承受轴向及径向载荷。查文献 4 表 39.2-26，单向推力球轴承型号为 51314。eD=70mm ed=20mm. 在 f段，为单向推力球轴承的安装尺寸，查文献 4表 39.2-26 得fD= mind =103mm，fd=20mm。 在 h段，hD=eD=70mm，查文献 4 表 39.2-14 选球轴承型号为 6214 空心处为与螺杆铆接的六棱形边长 a=20mm.退刀槽 直径为 45mm。 在 g 段，为球轴承的安装尺寸gD= ad =84mm，gd=20mm。 在 i 段， h 段的球轴承和轴是过盈配合， 为了保证球轴承的安装精度， i 段的直径要略小于 h 段的直径，取iD=68mm 计算轴各段长度 在 a 段， 查文献 3表 25.1-61,aL=34.9+1.1=36mm,包括 3mm 的退刀槽 在 b 段，bL（ 1.5 2）bd大端 =100mm， 在 c 段，毡圈式 密封cL= +L， 查文献 3表 29.8-9取 =12mm，取 L=10mm，所以cL=22mm。 dD=65mm eD=70mm fD=103mm hD=70mm gD=84mm iD=68mm aL 20mm bL=100mm 机械设计课程设计 - 13 - 4 计算dL5 计算 Le 6 计算fL7计算gL8计算hL9.计算 Li 1轴上受力分析 在 d 段， Ld= 1T ， 查文献 4表 39.2-23圆锥滚子轴承的宽度 1T =24.75mm，取dL=25mm 在 e 段，采用油润滑0L=5mm， Le = L + 2T +0L查文献 4表 39.2-26 推力球轴承 2T =44mm，所以Le = L + 2T + 0L =5+44+201=250mm。 在 f段，考虑径向推力，所以取宽一些，fL=35mm。 在 g段，一般取 3-5mm之间 ,所以取gL=3mm. hL=B 查文献 4表 39.2-14 的轴承宽度得 B=24mm,所以hL= B=24mm. Li 视与螺杆铆接部分而定取 Li =76mm.其中退刀槽 5mm 轴强度 的 校核 轴传递的转矩 222 9549 nT =min/365 6.129549 r KW=329.7 mN 皮带轮的轴压力 1870N 画垂直受力图求支点反力 03018300321132 FFM FFFTTz 得 NF 65.5153 NF 65.23851 做弯矩和转矩图 mNFM TD 21.1 5 583 2 T=380.944 mN cL 22mm dL 25mm Le 250mm fL 35mm gL=3mm hL=100mm Li =76mm NmT 7.3292 NF 65.5153 NF 65.23851 机械设计课程设计 - 14 - 2轴的强度校核 确定危险截面：根据轴的结构尺寸及弯矩图、转矩图、截面 C处转矩较大直径又较小、截面A、 B处弯矩较大、直径又较小。 计算 A、 B、 C处的当量弯矩、转矩引起的为脉动循环变应力取 a=0.6 CM=aT=0.6 329700=197820 mmN BM = 212 )11()( FaT =199554 mmN AM = 212 )12()( FaT =199881 mmN 较核轴的强度 由 45 钢 B =650MPa，查文献 5机械设计表2-7 用插值法得 b1=60MPa。 A 截 面：a= AM /W 式中 W 为抗弯断面系数。查文献 4表 38.3-15 得 W=0.13d 1-（ 0d /d） 4 =0.1 365 1-（ 15/65） 4 =27385mm3 a=199881/27385=7.3MPa b1 B 截面： W= 43.34071)7020(1701.0 43 mm3 MP ab 86.543.3 4 0 7 11 9 9 5 5 4 b1 C 截面： W=343 4.25371)7050(1701.0 mmMP ac 8.74.2 5 3 7 11 9 7 8 2 0 A、 B、 C 三截面均安全。 NmM D 21.155T=380.944Nm CM 197820 mmN BM = 199554 mmN AM = 199881 mmN A 截面：a=7.3MPa B 截 面 ：MPab 86.5 机械设计课程设计 - 15 - 安全系数校核计算： A 截面： 查 文献 4公式 38.3-2 maKS 1由于是对称循环弯曲应力，故平均应力m=0； 1 45 钢弯曲对称循环应力时的疲劳极限，查文献 4表 38.1-1 得 1 =270MPa； K 正应力有效应力集中系数，查文献 4表38.3-6 插值法得K=1.89； 表面质量系数，轴经车削加工，查文献 4表38.3-8 用插值法得 =0.92； 尺寸系数，查文献 4表 38.3-11 得=0.81。 maKS 1=01086.1181.092.0 89.11027066 =8.9 切应力幅Pm WT283.388472 380944 1Wp 抗扭断面系数，查文献 4表 38.3-15 得 mmdddW P8.38847)6015(1582.0)(12.0434103MP am 9.483.3 8 8 4 72 3 8 0 9 4 4 C 截 面 ：MPac 8.7 9.8S Wp=38847.83 3mm MPam 9.4 机械设计课程设计 - 16 - mKS 1式中： 1 45 钢扭转疲劳极限查文献 4表 38.1-1得 1 =155MPa； K 切应力有效应力集中系数，查文献 4表38-3-6 得K=1.59； , 同正应力情况； 平均应力折算系数，查文献 4表 38.3-13 得，=0.21。 mKS 1=5.139.421.09.481.092.0 59.11 5 5 轴 A 截面的安全系数，查文 献 438.3-1 确定 S=cSSSS22 =22 9.85.139.85.13 =7.43 查文献 4表 38.3-4 可知， S=1.82.5，故 S S 该轴 A 截面是安全的。 B 截面 : 查文献 4公式 38.3-2 maKS 1由于是对称循环弯曲应力，故平均应力m=0； 1 45 钢弯曲对称循环 应力时的疲劳极限，查文献 4表 38.1-1 得 1 =270MPa； 5.13S S=7.43 S A 截面安全 机械设计课程设计 - 17 - K 正应力有效应力集中系数，查文献 4表38.3-6 插值法得K=1.89； 表面质量系数，轴经车削加工，查文献 4表38.3-8 用插值法得 =0.92； 尺寸系数，查文献 4表 38.3-11 得=0.81。 maKS 1=01086.1181.092.0 89.11027066=8.9 切应力幅Pm WT283.388472 380944 1Wp 抗扭断面系数，查文献 4表 38.3-15 得 Wp= mmddd 54769)6515(1652.0)(12.0 434103 M P am 35 4 7 6 92 3 2 9 7 0 0 mKS 1式中： 1 45 钢扭转疲劳极限查文献 4表 38.1-1得 1 =155MPa； K 切应力有效应力集中系数，查文献 4表38-3-6 得K=1.59； , 同正应力情况； 平均应力折算系数，查文献 4表 38.3-13 得，=0.21。 机械设计课程设计 - 18 - mKS 1=22321.0381.092.0 59.1155 轴 B 截面的安全系数，查文献 438.3-1 确定 S=cSSSS22 =22 9.8229.822 =8 查文献 4表 38.3-4 可知， S=1.82.5，故 S S 该轴 B 截面是安全的。 C 截面： 查文献 4公式 38.3-2 maKS 1由于是对称循环弯曲应力， 故平均应力m=0； 1 45 钢弯曲对称循环应力时的疲劳极限，查文献 4表 38.1-1 得 1 =270MPa； K 正应力有效应力集中系数，查文献 4表38.3-6 插值法得K=1.89； 表面质量系数，轴经车削加工，查文献 4表38.3-8 用插值法得 =0.92； 尺寸系数，查文献 4表 38.3-11 得=0.81。 maKS 1=01086.1181.092.0 89.11027066=8.9 切应力幅Pm WT2 1B 截面是安全 机械设计课程设计 - 19 - Wp 抗扭断面系数，查文献 4表 38.3-15 得 mmdddWP5 0 7 4 2)7050(1702.0)(12.0434103MP am 75.35 0 7 4 22 3 8 0 9 4 4 mKS 1式中： 1 45 钢扭转疲劳极限查文献 4表 38.1-1得 1 =155MPa； K 切应力有效应力集中系数，查文献 4表38-3-6 得K=1.59； , 同正应力情况； 平均应力折算系数，查文献 4表 38.3-13 得，=0.21。 mKS 164.1775.321.075.381.092.0 59.1155 轴 A 截面的安全系数，查文献 438.3-1 确定 S=cSSSS22 =22 9.86.179.86.17 =8 查文献 4表 38.3-4 可知， S=1.82.5，故 S S 该轴 C 截面是安全的。 C 截面是安全的 机械设计课程设计 - 20 - 六 .螺杆 和套筒 的设计 设计内容 计算及 说明 结 果 1.螺纹升角 的计算 根据螺杆的受力情况，选用 3 /30锯齿形螺纹，它综合了 矩形螺纹效率高和梯形螺纹牙根强度高的特点。 螺杆的轴向力 F=100000N 螺杆的螺纹大径D=60mm，螺杆的螺纹小径 d=40mm，螺杆的螺纹中径1d =50mm，螺杆顶部直径 2d =10mm,牙型角 =33，螺杆总长 L=685mm，螺纹的线数 n=1 螺纹牙的受力分析： 图 6-1螺纹牙的受力分析 设螺旋升角为 ，fF为摩檫力 2F =Fcos fF= 2F =0.2 2F (取 =0.2) tan21 FF fFF 1 的 临 界 值 ：fFF 1 22 2.0tan FF 2.0tan 31.112.0a rc ta n 取 12 为了便于加工 153 153 取 12 机械设计课程设计 - 21 - 2.螺纹的螺距 P 3.螺纹牙根部厚度 b及牙顶厚度 x 4.螺纹牙的强度校核 P图 6-2 螺纹升角 P= 1d tan =3.14 50 tan12 =33.37mm b=0.75P=0.75 33.37=25.03mm x=b-htan3-htan30=18.73mm 图 6-3 螺纹牙 查文献 1表 3.2-30， 45 号钢的许用拉应力 =600MPa 根据第四强度理论得 和 的关系是： =3 =360 =346.41MPa 剪切强度条件： 61014.303.254010000003.2540 FbdFP=33.37mm b=25.03mm x= 18.73mm =346.41MPa =31.81MPa 机械设计课程设计 - 22 - 5螺杆材料的选用 6. 套筒的设计 =31.81MPa 346.41MPa 弯曲强度条件： M=F2dD=10000024060 310 =1000N m W=62Db =6 03.256014.32 910 =19672.13 910 m3 b=WM=91013.196721000=50.83 610 =50.83MPa b=100MPa 螺杆主体部分选用 45 号钢； 螺杆头部分选用 CrWMn（淬火、低温回火）。 (a) (b) b=50.83MPa b=100MPa bb 满足强度要求 机械设计课程设计 - 23 - 7.棒料的形状 (c) 图 6-4套筒 图 6-5棒料形状 每根棒料的体积： 0V= LA = 5 0 0)1014.3413030( 2 = 361075.410 m 制棒机每小时的产量为 125 根，所以每小时的生产的棒料体积： hV= ZV0=410.75 610 125=51.34 3310 m 螺杆每转一圈所输送的物料 体积 ： PLhbxPdDQ )(21)(41 225010)03.2573.18(2137.33)4060(14.341 22=17177.66 3910 m 螺杆每小时所输送的物料体积： 603651066.17177 9 NQQ h 0V361075.410 mhV= 51.3 3310 m Q = 361075.410 m 机械设计课程设计 - 24 - = 331019.376 m 物料的压缩比 ： 3hhVQ 3 331034.511019.376 =1.94 hQ331019.376 m =1.94 螺杆的结构： 图 6-5 螺旋推杆 机械设计课程设计 - 25 - 七轴承的选择和校核 设计内容 计算及说明 结 果 1 寿命计算 （ 1） 选轴承型号 NF0000 基本额定静载荷rC0基本额定动载荷 rC 极限转速 limn （ 2） 计算当量动载荷 （ 3） 寿命hL的计算 2 静载荷验算 （ 1） 极限转速验算 1.选轴承型号 51314 圆 柱滚子 轴承的校核 由轴颈直径及载荷性质（忽略轴向力） 查文献 4表 39.2-19 查文献 4表 39.2-19 查文献 4表 39.2-19 查文献 4式 39.3-4b rP = rF = 1F rF =2386N 由文献 4式 39.3-12 hL=)(60108 PCn式中 C-基本额定动载荷（ N ）； P-当量动载荷； -寿命指数 球轴承 =3，滚子轴承 =310n-轴承转速 n=365r/min 由文献 4式 39.3-14 rP0= rF 由文献 4式 39.3-14 rP0= rF 载荷系数 1f 查文献 4图 39.2-2 载荷分布系数 2f 查文献 4图 39.2-3 lim21 nff =4800r/min 单向推力球轴承 由轴颈直径及载荷性质 rC0=46.5KN rC =39KN limn =4800r/min rP =2386N hL=4607094h 2386rC01f =1 2f =1 4800r/min n 机械设计课程设计 - 26 - 基本额定静载荷rC0基本额定动载荷 rC 极限转速 limn 2.计算当量动载荷 3.寿命hL的计算 4.静载荷验算 5.极限转速验算 1.选轴承型号 6214 基本额定静载荷rC0基本额定动载荷 rC 极限转速 limn 查文献 4表 39.2-26 查文献 4表 39.2-26 查文献 4表 39.2-26 查文献 4式 39.3-5baP=aFaF=100KN 由文献 4式 39.3-12 hL=)(60108 PCn式中 C-基本额定动载荷（ N ）； P-当量动载荷； -寿命指数 球轴承 =3，滚子轴承 =310n-轴承转速 n=365r/min 由文献 4式 39.3-14 aP0= aF载荷系数 1f 查文献 4图 39.2-2 载荷分布系数 2f 查文献 4图 39.2-3 lim21 nff =1200r/min (3)深沟球轴承 由轴颈直径及载荷性质（忽略轴向力） 查文献 4表 39.2-14 查文献 4表 39.2-14 查文献 4表 39.2-14 rC0=340KN rC =148KN limn =1200r/min aP=100KN hL=14795h 100KNrC01f =1 2f =1 1200r/min n rC0=68.0KN rC =105KN 机械设计课程设计 - 27 - 2.计算当量动载荷 3.寿命hL的计算 4.静载荷验算 5.极限转速验算 查文献 4表 39.2-14 查文献 4式 39.3-4b rP = rF =3FrF =515.65N 由文献 4式 39.3-12 hL=)(60108 PCn式中 C-基本额定动载荷（ N ）； P-当量动载荷； -寿命指数 球轴承 =3，滚子轴承 =310n-轴承转速 n=365r/min 由文献 4式 39.3-14 rP0= rF 载荷系数 1f 查文献 4图 39.2-2 载荷分布系数 2f 查文献 4图 39.2-3 lim21 nff =2900r/min limn =2900r/min rP =515.65N hL=311867h 515.65rC01f =1 2f =1 2900r/min n 机械设计课程设计 - 28 - 八键、销联接的选择和校核 设计内容 计算及说明 结 果 1.电动机上 键的类型 及其尺寸选择 2 验算挤压 强度 3.确定键槽尺寸及相应的公差 1.主轴外伸端处 键 主动轴外伸端处键的校核 轴与 小 带轮采用键联接， 传递的转矩为 TI 98.12N.m， 轴径为 d1 42mm，轴长 L1 110mm。 带轮材料为铸铁， 轴和键的材料为 45 号钢，有轻微冲击 带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择 A 型平键联接。 根据轴径 d=42mm，查文献 5表 8-61 查得：键宽b=12mm，键高 h=8mm，因轴长 L1 110，故取键长 L=50 将 l L b， k 0.5h 代入公式得挤压应力为 p=dlkT2=50384 1012.9823 =25.82 MPa， 查 文献 6机械设计表 13-1， 轻微冲击时的许用挤压应力 p 100120Mpa，p p， 故挤压强度足够。 查文献 5表 8-61 查得 : 轴槽宽为 12，极限偏差 0043.0， 轴槽深 t=5.0mm，极限偏差 2.00。毂槽深 t1=3.3mm， 极限偏差为 2.00， 毂槽宽为 12， 极限偏差为 215.0 mm 主轴与大带轮的键联接 轴与 大 带轮采用键联接，传递的转矩为 T2392N.m，轴径为 d1 50mm，轴长 L1 100mm。带轮键 b h=12 8 键长 L 50mm p=25.82Mpa p p 强度足够 机械设计课程设计 - 29 - 的类型及其尺寸选择 2 验算挤压 强度 3 确定键槽尺寸及相应的公差 1.销 的类 型 及 材料、尺寸 选择 2销联接的强度校核 材料为铸铁，轴和键的材料为 45 号钢，有轻微冲击 选择 A 型平键联接。 根据轴径 d=50mm，查文献 5表 8-61 查得：键 宽b=14mm，键高 h=9mm，因轴长 L1 100 mm，取键长 L=80mm 将 l L b， k 0.5h 代入公式得挤压应力为 p=dlkT2=506695.0 1039223 = 52.8Mpa， 查 文献 6表 13-1， 轻微冲击时的许用挤压应力 p 100120Mpa， p p， 故挤压强度足够。 查文献 5表 8-6 查得 : 轴槽宽为 14，极限偏差 0043.0， 轴槽深 t=5.5mm，极限偏差 2.00。毂槽深 t1=3.8mm， 极限偏差为 2.00， 毂槽宽为 12， 极限偏差为 215.0 mm 螺杆 销联接的校核 查文献 3表 25.34-1 选择弹性圆柱销，用于有冲击、振 动的场合； 选择 65Mn，热处理后硬度为 420560HV，表面氧化处理 ,查文献 1表 3.2-31 得 MPa1000 M P a5005.0 ； 查文献 3表 25.4-7，根据螺杆直径 mml 40 ，选择销长度 mml 40 ，公称直径 mmd 6 ，最小剪切载荷 26.04kN；销孔公差带为 H12 查表 25.4-2 按销的抗剪强度校核 3544 2 MP azdR 键 b h=12 8 键长 L 50mm p p 挤压强度足够 弹性圆柱销： 65Mn mml 40 mmd 6 强度足够 机械设计课程设计 - 30 - 九箱体的设计 图 9-1 箱体 设计内容 计算及说明 结 果 1 箱体毛坯的选择 2 铸造箱体的壁厚 选择铸造毛坯，铸铁铸造性能好，易于切削加工，吸振能力强 查文献 6表 17-1，按式（ 17-1）计算 N=30002 HBL ， L=1720mm， H=1030mm， B=1560mm， 所以N=30002 HBL = 01.23000 1030156017202 N=2.01mm 机械设计课程设计 - 31 - 3加强肋的壁厚厚度 t 4铸造斜度 5铸造外圆角 6铸造内圆角 7轴与箱内壁间的距离 8挡盘螺 钉 的直径及数目 9法兰盘螺栓直径及数目 10料斗螺栓的直径及数 目 11隔板联接螺栓的直径及数目 12轴承盖螺 钉 及数目 13 箱体的 其他 结构尺寸 mm， 式中 N（ mm） 为当量尺寸， L、 B、 H 为箱体的长、宽、高（ mm） 查文献 6表 17-1，得箱体壁厚 t=16mm。 为了改善箱体的刚度，最常用的措施是在箱壁上设置加强肋。肋的厚度一般取为有关壁厚的 0.8 倍。 即 t =12.8mm。 查文献 5表 8-9，斜度 20:1: ha 查文献 5表 8-11， 90 ； r=2mm 查文献 5表 8-12， 90 ； r=6mm 开槽盘头自攻螺钉 mmda 9.4， n=4 六角头螺栓 全螺纹 M16， n=4 开槽平端紧定