加热炉装料机设计机械设计说明书

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：加热炉装料机设计院系:设计者:指导教师:年月日北京航空航天大学内容为网络收集 仅供参考设计任务书1、设计题目：加热炉装料机2、设计要求(1)装料机用于向加热炉内送料，由电动机驱动，室内工作，通过传动装置使装料机推杆作往复移动，将物料送入加热炉内。(2)生产批量为5台。(3)动力源为三相交流电380/220V,电机单向转动，载荷较平稳。(4)使用期限为10年，每年工作300天，大修期为三年，双班制工作。(5)生产厂具有加工7、8级精度齿轮、蜗轮的能力。加热炉装料机设计参考图如图3、技术数据推杆行程200mm,所需电机功率2kw,推杆工作周期4.3s.4、设计任

2、务(1)完成加热炉装料机总体方案设计和论证，绘制总体原理方案图。(2)完成主要传动部分的结构设计。(3)完成装配图一张(用A0或A1图纸)，零件图两张。(4)编写设计说明书1份。目录一、总体方案设计31 、执行机构的选型与设计32 、传动装置方案确定4二、传动零件的设计计算61 、联轴器62 、齿轮设计73、蜗轮蜗杆设计12三、轴系结构设计及计算161 、轴的强度计算162 、轴承校核计算243 、键校核计算28四、箱体及附件设计30五、润滑与密封301、齿轮、蜗杆及蜗轮的润滑302、滚动轴承的润滑304 、油标及排油装置315 、密封形式的选择31六、技术要求31七、总结与体会32参考文献3

3、2一、总体方案设计1、执行机构的选型与设计(1)机构分析执行机构由电动机驱动，电动机功率2kw,原动件输出等速圆周运动。传动机构应有运动转换功能，将原动件的回转运动转变为推杆的直线往复运动，因此应有急回运动特性。同时要保证机构具有良好的传力特性，即压力角较小。为合理匹配出力与速度的关系，电动机转速快扭矩小，因此应设置蜗杆减速器，减速增扭。(2)机构选型方案一：用摆动导杆机构实现运动形式的转换功能。方案二：用偏置曲柄滑块机构实现运动形式的转换功能。方案三：用曲柄摇杆机构和摇杆滑块机构串联组合，实现运动形式的转换功能。(3)方案评价方案一：结构简单，尺寸适中，最小传动角适中，传力性能良好，且慢速行

4、程为工作行程，快速行程为返回行程，工作效率高。方案二：结构简单，但是不够紧凑，且最小传动角偏小，传力性能差。方案三：结构复杂，且滑块会有一段时间作近似停歇，工作效率低，不能满足工作周期4.3秒地要求。综上所述，方案一作为装料机执行机构的实施方案较为合适。(4)机构设计，得0 =效。n*急回系数k定为2,则51=24。，pz=120简图如下：暂定机架长100mm,则由°二6°可得曲柄长50mm,导杆长200mm。2、传动装置方案确定(1)传动方案设计由于输入轴与输出轴有相交，因此传动机构应选择锥齿轮或蜗轮蜗杆机构。二级圆锥一一圆柱齿轮减速器。齿轮蜗杆减速器。蜗杆齿轮减速器。万

5、案一万案一万案一 万案一 万案二(2)方案评价由于工作周期为4.3秒，相当于14r/min,而电动机同步转速为1000r/min或1500r/min,故总传动比为i=71或107,i较大，因此传动比较小的方案一不合适，应在方案二与方案三中选。而方案二与方案三相比，结构较紧凑，且蜗杆在低速级，因此方案二较为合适。(3)电动机选择<1>选择电动机类型按工作条件和要求，选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步卧式电动机，电压380v。<2>选择电动机容量由设计要求得电动机所需功率Pd2kwo因载荷平稳，电动机额定功率略大于Fd即可，因此选定电动机额定功率B也为2.2kwo<

6、3>确定电动机转速速可选范围为nd曲柄工作转速%=13.95r/min,方案二中减速器传动比为6090,故电动机转故选定电动机转速为1000r/min 。进而确定电动机型号为ianw8401260r/min。符合这一范围的同步转速有1000r/min,Y112M-6。(4)分配传动比<1>计算总传动比：i anMnw940r / min67. 3813. 95r / min取第一级齿轮传动比i 1<2>分配减速器的各级传动比:3,故第二级蜗杆传动比i2ia/i122.46。(5)运动和动力参数计算滚动轴承效率：Y1=0.99闭式齿轮传动效率：Y2=0.97蜗杆传动

7、效率：Y3=0.80联轴器效率：Y4=0.99故刀=一仔二斗电机轴：Nm=940r/min,Pd=2kw,T0=9550*F0/Nm=20.319N*M对于I轴（小齿轮轴）：F1=2.0*r4=1.98kwN1=940r/minT1=9550*F0/Nm=20.116N*M对于n轴（蜗杆轴）：F2=F1*Y1*Y2=1.98*0.99*0.97=1.90kwN2=N10/3=313.3r/minT2=9550*F2/N2=57.934N*M对于出轴（蜗轮轴）：P3=P2*引3*刀i=1.90*0.8*0.99=1.5kwN3=N2/22.46=13.95r/minT3=9550*P3/N3=1

8、026.882N*M运动参数核动力参数的结果加以汇总，列出参数表如下轴名功率P/kW转矢巨T/Nm转速nr/min传动比i效率输入输出输入输出电机轴220.31994010.99小齿轮轴1.981.9620.11619.91594010.99蜗杆轴1.901.88579.34573.54313.330.99蜗轮轴1.501.481026.8821016.61313.9522.460.99总体设计方案简图如下:二、传动零件的设计计算1、联轴器(1)TcKAT式中：k为载荷系数；T为联轴器传递的工作扭矩(即轴的扭矩)。因为载荷较平稳，KA查表得1,T=20.32N*m,故TC=20.32N*m。(

9、2)由于%=的=1000r/min,所以选弹性联轴器。(3)匹配：电动机Y112M-6轴径D=28mm。综上，查表选择弹性套柱销联轴器，型号LT4,齿轮轴轴径为25mm。2、齿轮设计计算项目计算内容计算结果1、选考虑主动轮转速n1=940r/min不是很高，故大小齿轮均用材、45”,调质处理。小齿轮硬度HB=229286,取260HB。精度大齿轮HB=217255,取230HB。精度等级选8级。2、初因为米用闭式软齿面传动，按齿面接触强度初步估算小齿一步计算小轮分度圆直径，由附录人表1Ad3!KTl2上由表齿轮dHPU直径K1.4A1取Ad756,动载荷系数K1.4,初取15转di矩工,20.

10、11Nm,由表27.11查取d1.2T120.11Nm接触疲劳极限Hiim1610MPaHiim2580MPaHim1610MPaHllim2580MPaHP0.9Hhm10.9610MPaHP20.9Hlhm20.9580MPaHP549MPaHP2522MPa“KTu1d1A；|12dHPU1.42Q1131.7563136.7411.252223Bd140mm3、确8级精度合理d1n140940,“，定基圆周速度v1.96m/s本参601000601000数精度等级取8级精度合理Bz131z2iz133193Z131确定模数md1/Z140/311.290,查表取Z292n1.25取G1

11、.254、齿面确定螺旋角：dmnarccos_arccos1.2514.305dmt1.29b小齿轮直径d10z11.293139.99mm大齿轮直径d2mZ21.2992118.68mm初步尺宽bdd11.24048mmi248mm校核传动比误差:92/312.967,2.967/31.1%hZhZeZZ,KaKvKhKh1计算齿面接触应力节点区域系数：查图27-16非变位斜齿轮39.99mm118.68mm传动比误差为1.1%Ftd1bZh弹性系数：查表27.11ZE189.8jMPa重合度系数端面重合度Z1tana1tanat1at2Z2tana2tanHP2.43ZhZe2.43189

12、.8MPa,tannarctancosdgarccosda1x_tan20arctan-cos14305d1costarccosd12ha140cos20.587arccos33.6824022.5db2d2costarccosarccosda2d22ha2118.68cos20.587arccos118.6822.5由于没有变位所以端面啮合角t3.102Q58726.06520.5873.10纵向重合度bsin48sin14.3053.141.253.020.57螺旋角系数Zcos0.98Ka1.13KaKhFt2T1/d120.11/401.0055kNKaF1100554820.9N/m

13、m10CN/mmcoscoscosn/cost0.973Kh1.17/2/cosBdb0.16齿面接触应力1.一一一一2一一3.1/0.97323.27C103b220.61103481.43H2.43189.80.570.9811.131.433.271005.44048495N/mn22计算许用接触应力HPHlimZNTZLZVZRZWZXHPSHlim总工作时间th103001648000h应力循环次数NL160n1th6012.7110994048000KhKh0.570.9811.133.271.43495N/mrmNL2NL1/i1.35109接触寿命系数ZNT由图27-23查出（

14、单向运转取1）齿面工作硬化系数ZW1ZW21.21.2（240130接触强度尺寸系数Zx润滑油膜影响系数取为HB21301700)/17001.14由表27.15按调质钢查ZliZl2ZriZR2ZV1Zv21由表27.14取最小安全系数SHlim许用接触应力：HP18100.8811583N/mm2HP25800.911566N/mnm3验算：2.h495N/mmmin11.141/1.0511.141/1.05HP1,HP2566MPaZnt10.88Znt20.9ZW1ZxiSHlimZw21.14Zx21.01.05HP12847.9N/mm2HP2736.8N/mm2接触疲劳强度较为

15、合适，齿轮尺寸无须调整5、确定主要传动尺寸中心距a79.335因为a(d1d2mm,圆整取(Ziz2)m)/2ancos(39.99180mm/218.68)精确的arccos亿1z2)mn2aarccos(3192)1.251604'2"1604'2"280端面模数:Bmn/cos1.25/cos1604'2"1.30081小齿轮直径d1mz11.3008131大齿轮直径40.325mmd140.325mmd2mz21.3008192119.674mm齿宽b=48mm,b248mm,b154mmrr，3Zv1Z1/cos34.9d2b2b

16、1119.674mm48mm54mmrr，3Zv2Z2/cos103.576、齿根弯曲疲劳强度验算1由式27.11KaKvKfKf1,K/1.13,Yf2.55,Yf2Ys1.63,Ys20.250.750.25KfFt-YFaYsaYYbmnKfKh1.49FP0.753.1/0.0.9348/2.251.4齿根弯曲应力：KaKvKfKf1.131.41.630.480.F2F1YFa22计算许用弯曲应力由式27.17FP2.26,1.7397322.Ftb1mn0.250.488.53YFa1Ysa¥丫1.491005.593FP0.75cosK/KfYF1YsYsKf1.131

17、.492.552.261.631.730.6550.931.4481.2573.0MPa2.5F1F2YFa1/Ysa1a69MPaFlimYsTYNTYVrelT丫RrelT丫XsflimFlim73.0MPa69MPa330MPa试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限Flim查图320MPa27-24CFlim1230MPa,Fig2200MPa另外取YST1YST22.0，YVrelT1YRrelT1YRrelT21，YNT1YVrelT210.88420.9由图27-26确定尺寸系数YX1=YX21由表27.14查最小安全系数SFmin1.2523020.9881111.2520020.91111

18、.25FP1FP2Y.NT10.88YNT20.9Yxi=YX21Flim2minSF1.25YST1YST22YVrelT1YVrelT2324M互问YRrelT21288MPafpi324MpaFP2288MPa3弯曲疲劳强度验算F173. 0MPaFP169MPa合格FP27、静强度 校核静强度校核，因传动无严重过载，故不作静强度校核3、蜗轮蜗杆设计计算项目计算内容计算结果1.选择传动精度等级，材料考虑传动功率不大，转速也不高，选用ZA型蜗杆传动，精度等级为8级。蜗杆用45号钢淬火，表面硬度4550HRC,蜗轮轮缘材料用ZCuSn10P1沙模铸造。2.确定蜗杆，涡轮齿数传动比i1222.

19、46，取z12,z2iz122.46244.92Bz245Zi2Z245i45/222.5,校核传动比误差：22.522.46/22.460.2%涡轮转速为：n2n1/i313.3/22.4613.95r/min3.确定涡轮许用接触应力蜗杆材料为锡青铜，则HP'HPZVSZN,P200N/mm2,初估滑动速度Vs2m/s,浸油润滑。滑动速度影响系数ZVS0.97，单项运转取1,涡轮应力循环次数NL60n2th60113.9510163004.02107查得：Zn0.83HP'HPZVSZN2000.970.83161.02N/mn2HP120.6N/mmi4.接触强度设计215

20、0002.md1()KT2载荷系数K1HPZ2蜗轮转矩：估取蜗杆传动效率0.8ETi157.9340.822.461040.9Nm则m2dl(15000)211040.94460.7mm3161.0245选用m2d5376mm3传动基本尺寸：m8,d180,q10则蜗杆的宽度b12.5mjz212.58V451135mmT21040.9Nmm8d180mm5.主要几何尺寸计算涡轮分度圆直径：d2mz2845360mm蜗杆导程角tan乙/q2/100.2mm11.3涡轮尺宽b22m0.5v'q128(0.5V101)61.066mm传动中心距a0.5(d1d2)220mmd2360mm1

21、1.3b262mma220.0mm6.计算涡轮的圆周速度和传动效率涡轮圆周速度V2d2n2/(60100()0.263m/s,齿面相对滑动速度VsVi/cosdini/(601000cos11.31.34m/s查出当量摩擦角V2092.15tantan11.3一“八10.836tan(V)tan(11.32.15)搅油效率20.96滚动轴承效率30.991 230.8360.960.990.79与估取值近似v20.263m/svs1.34m/s0.797.校核接触强度)，9400T2HZeJKaKvKHPd«2T2T1i157.9340.7922.461027.9Nm查得弹性系数Ze

22、155,使用系数KA1V20.263m/s3m/s取动载荷系数Kv1.01载荷分布系数K1h150.4N/mrnHHP合格1940010279彳彳彳H155J：11.01115Q4N/mm88036(28.轮齿弯曲强度校核666T2KaKvKF.YFSYFPd1d2m确定许用甯曲应力F'FPyn查出'FP51N/mm2查出弯曲强度寿命系数YN0.6椒FP'FPYN510.673417N/mm确定涡轮的复合齿形系数YfsYFaYSa涡轮当量齿数ZvZ2/cod45/cos311.347.73YFa2.25涡轮无变位查得YSa1.73YFs2.251.733.89导程角,一

23、，113的系数Y1/12010.906120其他参数同接触强度设计6661027.911.011CF3.890.90680360810.62N/mm29.蜗杆轴刚度验算/Ft2Fr2,3ylVp48EI蜗杆所受圆周力l2000T200057.9340。广Ft11448.35Nd180蜗杆所受径向力l2000T220001027.92Fr1tanxtan20d23602078.5N蜗杆两支撑间距离L取L0.9d20.9360324mm蜗杆危险及面惯性矩I端(1002.58.0)42.01106mm6464许用最大变形yp0.001d180mFP34.17N/mm2F6.919N/mm2HFP合格

24、Ft1144835NFr12078.5NI2.011064mmyp80mpyyp合格蜗杆轴笠形J1448.3522078.523y156324482.11052.0110642myp合格pp10.蜗杆传动热平衡计算P1(1)3t295CKA蜗杆传动效率0.79导热率取为K15W/(m2C)(中等通风环境)K工作环境温度1220C传动装置散热的计算面积为A0.33()1.731.173m21001900(10.79)112042.68C151.173t142.68C95C合格三、轴系结构设计及计算1、轴的强度计算(1)小齿轮轴(结构简图、受力图、弯矩、扭矩图附表后)计算项目计算内容计算结果1、材

25、料选择、热处理2、初45钢，正火，硬度为170至217HB当轴材料为45钢时可取C=110,则dC3JP/n1103/1.98/94014.1mm估轴考虑有键联接，故轴径增加3%,因需与联轴器匹配，径取dmin25mm轴孔长度L=62mm取dmin25mm3、初定轴的结初选中系列深沟球轴承6006，轴承尺寸外径初步设计轴的结构件图见表后。D=55mm宽度B=13mm4、的间力该轴所受的外载荷为转矩和大齿轮上的作用力。T19.551069.551061.9894020116Nmm小齿轮圆周力Ft12T1d1220118401006N小齿轮径向力小齿轮轴向力Fr1Fttgn/8s1006381Nt

26、g20/cos1642Fa11006tg1642290N5、承占八、支力出平和直弯图轴支的反绘水面垂面矩6、管合BV84FAVFBV503NMVCFAV4221126N2）水平面支反力及弯矩计算FAH381422902084260NFBH381422902084MHCFBH4210920NMHCFAH425082NMcMVCMHC21729MevMVCMhC237811）垂直面支反力及弯矩计算100642"mmMVC121Nmmmmmmmm，制成矩矩弯绘合弯图T20116Nmm制量矩绘当弯图按扭成力核的度*弯合应校轴强bMeMeW0. 1d31bbc1b 2648914MPa合格bc

27、0. 1403查得许用应力 体55MPa2MekM(T)21b/0b,查表得b600MPa1b55MPa,0b95MPa,则55/950.58危险截面C处当量弯矩：映c<MC2(T)226489mm（2）蜗轮轴（结构简图、受力图、弯矩、扭矩图附表后）计算项目计算内容计算结果1、选择材料、热处理2、按扭转强度初估轴径45钢正火，硬度为170至217HB当轴材料为45钢时可取C=110,则dC3；P/n110Vl.5/13.955231mm取其轴径为55mm取d=553、初定轴的结构选圆锥滚子轴承30215（一对），其尺寸：D=130mm,d=75mmB=25mm.,初步结构图见下4、轴的空

28、间受力分析该轴所受的外载荷为转矩和蜗轮上的作用力。输入转矩空间受力简图见下T29.55106P9.551065n13.1027900Nmm轴向力Fa2F11448N径向力Fr2Ft2tanx207队95内容为网络收集仅供参考圆周力Ft22T2/d25710N；5、计算轴承支 点的支反力绘 出水平面和垂 直面弯矩图1)垂直面支反力及弯矩计算F BV57101202402885NFavFbv2885 NMVeFav1202885120346200 N mm2)水平面支反力及弯矩计算F BH1448180207812024047NMHc207812014482401802125NFBHFAH1201

29、205640N mm25500Nmm6、计算机合成 弯矩，绘制合 成弯矩图MemCe346246N429976Nmmmm7、转矩图8、求当量弯矩M e，绘制当量弯矩图前已计算T21027900 N mmMe M ( T)2化/ 0b,查表得 b 600 MPa1b则55MPa, 0b 95MPa, 55/950.58危险截面e处当量弯矩：Mec、MC2( T)2735059 N mm内容为网络收集 仅供参考9、按驾扭合成应力校核轴的强度MeMeib14MPabW0.1d3735059bc30.1803查得许用应力1biriv11a55MPacb合格1b计算项目计算内容计算结果计算项目计算内容计

30、算结果1、选择材料、热处理2、按扭转强度初估轴径3、初定轴的结构4、轴的空间受力分析45钢正火，硬度为170至217HB当轴材料为45钢时可取C=110,则dC3/P/n1103/1.9/313.320.06mm最小直径处有单键，故轴径增加3%圆整后取d=35mm左端选深沟球轴承6009,其尺寸：D=75mm,d=45mmB=16mm.右端选圆锥滚子轴承32309,其尺寸：D=100mm,d=45mmB=36mm.该轴所受的外载荷为转矩、蜗杆和大齿轮上的作用力。输入转矩取d=351初步结构图见下,空间受力简图,9.55106P9.551061.313.357934Nmm大齿轮处受力为5、计算轴

31、承支点的支反力绘出水平面和垂直面弯矩图圆周力Ft31006N径向力Fr3Ft3cos轴向力Fa3a3Ft3tan蜗杆处受力为：Ft12T圆周力d1Fa12T2轴向力d2径向力Fr1Ft2tan根据前面结果,1）垂直面支反力及弯矩计算tann381N290N579341448N805710NX2078NxFBV14481871006461392492N1448205100669934N392187934187174658NmmMVB10066969414Nmm2）水平面支反力及弯矩计算6、计算机合成弯矩，绘制合成弯矩图7、转矩图8、求当量弯矩Me,绘制当量弯矩图9、按弯扭合成应力校核轴的强度FA

32、H20782055710403816929060bc1b合格3921558NFBH207818757104038146129060392901N.-1Mhc9012053812742906062911NmmMhb290603816943689Nmm_n_Mhc1558187291346NmmMc7MVCMHC185643Nmm22Mc，MV/CMhc339688NmmMbJM'BMhb82018NmmT57934NmmMe，M(T)21b/0b,查表得b600MPa1b55MPa,0b95MPa,则55/950.58危险截面C处当量弯矩：Mec"MC2(T)2341346Nm

33、m火工b.31bW0.1d3341346bcT7MPa0.1803查得许用应力小55MPa2、轴承校核计算(1)小齿轮轴该轴采用两端单向固定的方式，所受轴向力比较小，选用一对深沟球轴承，按轴径初选6006。下面进行校核：计算项目计算内容计算结果轴承主要性能参数查手册6006轴承主要性能参数如下：Cr14200N；Cgr8300N；N010000r/minCr14200NC°r8300NN010000r/min轴承受力情况Fr1566N；Fai290N,Fa20N；Fr2517N°&0Bw吊2XlX、Y值Fa/Cor290/83000.035,X1Y0e0.23,Fa

34、/Fr290/5660.51e冲击载荷系数查得fd1.1当量动载荷PfdXFrYFaP691N轴承寿命16670CrL10hnP（球轴承3）L57202h>48000h,寿命合格载荷变化系数_P_961007<®得Cr14200f11载荷分布系数对于深沟球轴承，查得f20.98许用转速NMNoN9800r/min大丁工作转速940r/min满足要求轴承受力情况X、Y值Fr13583 N ；Fr22885 NFsFr / Y,Y 1.4Fsi1280N,方向向左；FS21030N,方向向右;FS2Fa - Fsi1198NFa1Fs2 弓2478J匕FS21030NS2e

35、0. 44结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。(2)蜗轮轴该轴采用两端单向固定的方式，所受轴向力比较小，选用一对圆锥滚子轴承，按轴径初选30215。下面进行校核：计算项目计算内容计算结果轴承主要性能参数查手册30215轴承主要性能参数如下：Cr1138000N；C0r185000N；N02800r/min接触角a=16.35°e=1.5tana=0.44Cr113800NCor18500NN02800r/mina=16.35°轴承一：Fa/Fr2478/35830.69e轴承二：Fa折1030/28850.36eX10.4丫11.4X21丫20冲击载荷系数查得

36、fd1.1当量动载荷PfdXFrYFaPi5393N,P23173NP5393N轴承寿命16670CrL10hnP（滚子轴承10/3）L10h5.9107h>48000h,寿命合格载荷变化系数_P_961_004查图得Cr14200f11载荷分布系数对于圆锥滚子轴承，arctan22杳得Frf20.92许用转速N取2比N2576r/min大于工作转速13.95r/min满足要求结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。(3)蜗杆轴蜗杆轴采用一端固定一端游动的支撑方案，固定端采用两个圆锥滚子轴承，以承受蜗杆轴向力，按轴径初选32309;游动端采用一个深沟球轴承，只承受径向力，按轴径

37、初选6009。受力图如下图：卜面进行校核：深沟球轴承6009计算项目计算内容计算结果轴承主要性能参数查手册6009轴承主要性能参数如下：Cr21000N；C0r14800N；N08000r/minCr21000NC0r14800NN08000r/min轴承受力情况Fri1026N；Fai0N；X、Y值Fa/C°r0/148000,e0.16,Fa/Fr0eX1Y0冲击载荷系数查得fd1.1当量动载荷PfdXFrYFaP1129N轴承寿命16670CrL10hnP（球轴承3）L10h342345h>48000h,寿命合格载荷变化系数29610.05查图得Cr14200f11载荷分

38、布系数对于深沟球轴承，查得f21许用转速NfN。N8000r/min大于工作转速313.3r/min满足要求结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。圆锥滚子轴承32309:计算项目计算内容计算结果轴承主要性能参数查手册32309轴承主要性能参数如下：Cr145000N；C0r188000N；N04000r/mine=0.35Cr145000NC0r188000NN04000r/min轴承受力情况Fa5420NaFr2908N；Fr3908NFsFr/Y,Y1.5Fs3303N,方向向左；Fs2303N,方向向右；Fa20N,Fa3巳542CNX、Y值e0.35,轴承二：Fa/Fr0e

39、轴承三：Fa/Fr5420/9085.97eX21Y21.9X30.67丫22.8冲击载荷系数查得fd1.1当量动载荷PfdXFrYFaP2999N,P317363NP17363N轴承寿命16670CrL10hnP（滚子轴承10/3）L10h62858h>48000h,寿命合格载荷变化系数_P_961012查图得Cr14200f10.94载荷分布系数对于圆锥滚子轴承，a=13.130查得f21许用转速NMMN3760r/min大于工作转速313.3r/min满足要求结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。3、键校核计算键的选择主要考虑所传递的扭矩的大小，轴上零件是否需要沿轴向移

40、动，零件的对中要求等等。计算项目计算内容计算结果(1)小齿轮轴键的选择与校核键的选择和参数与联轴器相联接，为静联接，选用普通平键，圆头。由手册查得d=25mm时，应选用键87GB1096-79转矩T20.116Nm依据轮载长度为63mm选择标准键长L=57mmL57mm接触长度lLb578'l49mm许用挤压应力P校核查表可得钢的许用挤压应力为P=(70-80)MPa4T420116Rgp9.4MPahld74925PP故满足要求(2)蜗轮键的选择和校核键的选择和参数静联接选用普通平键，圆头，由手册查得d=80mm时，选用键2214GB1096-79转矩T102.6882N依据轮载长度

41、为117mm选择标准健长L=110mmL110mm接触长度'._lLb11022l88mm许用挤压应力P校核查表可得钢的许用挤压应力为p=(70-80)MPa4T41026882皿p42MPahld148880pp故满足要求(3)蜗杆轴键的选择和校核键的选择和参数静联接，选用普通平键，圆头由手册查得d=35mm时，选用键87,GB1096-79转矩T57.934Nm依据轮载长度为43mm,选择标准键长L=37mmL37mm接触长度'lLb.'l29mm许用挤压应力P校核查表可得钢的许用挤压应力为p=(70-80)Mpa4T457934-P：-33MPahld72935pp故满足要求四、箱体及附件设计计算项目计算内容计算结果箱座厚度8=0.04a+3>8取6=12mm箱盖厚度61=0.856=10.2取61=10mm箱座突缘厚度b=1.56b=18mm箱盖突缘厚度b1=1.581b1=15mm箱座底突缘厚度b2=2.56b2=30mm地角螺钉直径df=0.036a+12df=20mm地角螺钉数目n=4轴承旁连接螺钉直径d1=0.75df=16取d1=16mm机盖与机座连接螺栓直径d2=(0.50.6)df取d2=12mm轴承端盖螺钉直径d3=(0