炕体升降密封驱动装置机械设计毕业设计

毕业设计说明书题目：炕体升降密封驱动装置机械设计产品设计工艺设计方案设计√类型：学生姓名：学号：学院：殡仪学院专业：现代殡仪技术与管理班级：学校指导教师：企业指导教师：2016年5月10日第第页摘要本次设计方案为炕体升降密封驱动装置机械设计，毕业设计是在教学过程的最后阶段采用的一种总结性的实践教学环节，是学习完专业知识课程后必须经历的一个非常关键的环节,也是设备专业整个教学过程的一个最终检测与总结,主要是对学生进行一次较为全面的、综合的考查，同样也是一名学生走上岗位前的最后一次的重要作业。本次设计，是通过计算等方法得到最终理论上可行的成品。本次设计主要以《机械设计课程设计》、《机械设计基础》、《工程力学》、《AUTOCAD制图》等教材为基础，并查阅《机械手册》、《机械原理》等相关资料，根据老师的要求，经过深思熟虑及专业老师的悉心指导下而完成的。本次毕业设计的参数取得，得益于同学在江西南方环保机械制造厂的实习所得。关键词：炕体升降；密封驱动；机械设计前言毕业设计是在教学过程的最后阶段采用的一种总结性的实践教学环节，是学习完专业知识课程后必须经历的一个非常关键的环节,也是设备专业整个教学过程的一个最终检测与总结,主要是对学生进行一次较为全面的、综合的考查，同样也是一名学生走上岗位前的最后一次的重要作业。我们应届毕业生在毕业设计上加深对知识的理解。通过毕业设计，也使我对我们的设备——火化机，进行了专门而且深入系统的研究，培养了运用已有知识独立解决问题的能力。考虑到此次设计是一次较强与较综合的理论与实践相结合的过程，以及是对我们所学的机械知识加以巩固及运用，我选择了较为简单的炕体升降密封驱动装置的机械设计。本次设计主要以《机械设计课程设计》、《机械设计基础》、《工程力学》、《AUTOCAD制图》等教材为基础，并查阅《机械手册》、《机械原理》等相关资料，根据老师的要求，经过深思熟虑及专业老师的悉心指导下而完成的。本次毕业设计的参数取得，得益于同学在江西南方环保机械制造厂的实习所得。江西南方机械厂的师傅们给了我们设备专业的同学很深刻的帮助，李立仁老师作为我的指导、授课老师，使我对该行业有了更深层次的认识，并为我提供了重要的帮助，我在此表示深深地感谢。编写该说明书有一定的难度，此次将所学知识运用于实际问题中，是一项探索性的工作也是学习的过程，我必尽全力完成。由于缺乏经验，不足之处在所难免，敬请老师批评指正，提出宝贵意见和建议。邹欣二零一五年十二月目录摘要……………………1前言……………………2设计任务书……………4毕业设计任务计划表…………………51、传动方案的设定1.1、方案确定…………………62、传动装置的总体设计2.1、电动机的选择……………92.2、确定总传动比及各级分传动比…………112.3、各轴转速及转矩和功率计算……………13减速器的选择与计算3.1、减速器的选择……………163.2、按蜗轮齿面接触疲劳强度校核计算………174、链传动设计4.1、驱动链1的传动设计……………………204.2驱动链2的传动设计……………………225、零件设计5.1、主动轴的设计与计算……………………235.2、偏心轮的设计与计算……………………296、标准件选择计算6.1、轴承的选择与计算………316.2、键、紧固螺栓的选择与计算……………327、零件图的绘制7.1、驱动轴装配图………………377.2、链轮轴图……………………387.3、链轮图………………………39毕业设计总结…………40致谢…………………41参考文献………………42毕业设计任务书学院殡仪学院专业现代殡仪技术与管理班级殡仪1334学生姓名邹欣学号1322013437指导教师(学校/企业)李立仁刘立成毕业设计题目炕体升降密封驱动装置机械设计毕业设计类型方案设计设计目标希望通过本次毕业设计，提高炕体与炉膛的密封性，减少机械上的摩擦，同时提升对燃烧室下的隔热效果主要任务1、选择电动机，确定传动比2、选择减速器，设计链传动3、部件的选择与计算4、零件图的绘制实现步骤和方法1、资料收集2、设计方案3、修改方案4、最终确定；实地考察法；实验法；文献查阅法；上网查阅法；多次计算四、时间安排序号任务开始时间结束时间阶段成果1选题2015.9.152015.9.30确定选题2完成设计初稿2015.10.132015.12.05完成设计初稿3完成设计修改稿2015.12.062016.2．20完成设计修改稿4完成设计终稿2016.2.212016.4.30完成设计终稿5答辩2016.5.42016.5.10完成毕业答辩五、预期成果完成目标任务，实现提高炕体与炉膛的密封性、增强隔热效果的炕体升降密封驱动装置机械设计指导教师签名(学校/企业)年月日教研室审核年月日注：本表一式两份，一份院部留存，一份发学生教务处制毕业设计任务计划表设计题目:

炕体升降密封驱动装置机械设计

姓名：

邹欣

计

划

任

务计划完成时

间实际完成时

间完成任务情况完成未完制定方案及工作计划2015.10.052015.10.07√绘制机构运动简图2015.10.072015.10.08√选择电动机型号、规格及给出有关参数2015.10.122015.10.14√计算总传动比分配各级传动比2015.10.142015.10.16√各级传动轴转速、功率、扭矩计算2015.10.162015.10.21√减速器的选择计算2015.10.212015.10.28√驱动链传动设计2015.10.282015.11.15√零件图的绘制2015.12.072015.12.15√轴承选择计算2015.11.152015.11.20√键连接计算2015.11.242015.11.27√减速器座紧固螺栓选择计算2015.11.272015.12.02√资料整理、参考文献列表，格式调整2016.03.202016.03.25√毕业设计总结2016.03.252016.04.10√1、传动方案的确定1.1方案确定我的设计内容是炕面升降密封装置。1.1.1功能作用偏心轮升降机构的作用主要有三个方面。a、密封性由于火化机在焚化遗体时必须保证炉膛内的微负压，所以炉膛必须保证炕面与炉膛保持密封性。b、对炉膛的保护性并且由于炉膛壁是由耐火材料制成，不能与炕面产生硬性摩擦。通过机构产生的升降动作这样可以减少摩擦。C、隔热性由于固定台车式火化机有一部分机构是被固定在主燃烧室下的，这样通过机构产生的升降动作起到密封作用时，炕面同时也为燃烧室下的机架起到隔热的效果。1.1.2构成炕面升降密封装置的构成是，在小车载遗体入炉时，首先是由电动机直接驱动蜗杆减速器的蜗杆轴，通过蜗轮减速器减速之后，由蜗轮轴带动减速链轮进行第二次减速，然后再通过链条传动将动力传送至偏心轮轴，驱动偏心轮的升降来实现遗体入炉时的密封。电动机：考虑为三相交流感应电动机，在经常启动，制动及反转的场合，需要电动机转动惯性小，过载能力大，所以适用笼型感应电动机，它转速高且价格低廉，由于炉膛温度高，环境恶劣，经常有大量的尘土和油，所以选用封闭电动机。蜗杆减速器：蜗杆转动与齿轮转动比，蜗杆传动结构紧凑，传动比大，在动力传动中，单级传动的转动比i=8~80；在分度结构中，传动比可达1000，传动平稳，噪声低，当蜗杆导程角很小时，能实现行程自锁。偏心轮轴承：偏心轮轴由于在工作时既承受弯矩又传递转矩，所以我选择球墨铸铁的转轴，因为它有良好的吸震性与耐磨性。链传动：链传动没有滑动，能保证准确传动，低速可传递较大的载荷，传动效率高，不需要很大的张紧力，能在恶劣的环境中正常工作。偏心轮：本机构中作为一种普通的升降机械，同时承载物炕面与偏心轮是平面接触，偏心轮与承载物炕体之间的作用力始终与炕体平底垂直，其传力性能好，机构传动效率较高，只要确定适当的偏心轮轮廓，便可以使从动件得到预定的规律运动，因此我选择球墨铸铁即可带到要求。又能节约成并且容易购买。1.1.3运动简图图1.12、传动装置的总体设计2.1电动机的选择2.1.1选择电动机类型因为火化机拣灰车运转速度较低，且不频繁使用，间歇时间长，功率要求不大，运转时间短、为间歇运动；但是由于要处于高温具有微腐蚀气体的环境当中工作，减速器在高温下工作，载荷平稳，对起动无特殊要求，但工作环境灰尘较多，故选用Y型三相笼形感应电动机，封闭式机构，电压为380V。2.1.2选择电动机额定转速、功率，以及电动机安装尺寸及相关参数设计输入：炕体总质量为：500kg炕面上升高度为：50mm炕面上升速度为：0.025m/s计算与说明主要结果1、电动机功确定率工作机所需功率：P=FV==0.125kw电动机的工作工作功率：电动机到偏心轮的总效率为：查机械传动效率表得：η1=0.96（滚子链），η2=0.98（滚子轴承）。代入得：P===0.15kw查表，选电动机额定功率2、确定电动机转速由于偏心轮的工作情况要求（偏心轮转到最高点和最低点之间只需180度即可），而且考虑到偏心轮的预留磨损情况，所以在偏心轮的运动过程中只需偏心轮转135度。炕体上升的时间为：秒偏心轮工作转速为：按各类传动比的数值范围，取链传动的传动比i’1=2~6,蜗杆传动一级减速器i’2=10~40,则总传动比合理范围为i’a=20~240,电动机转速的可选范围为：符合这一范围的同步转速有750、1000、1500、三种，见下表2-1：电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）同步转速满载转速Y801-20.7530002830Y801-40.5515001390Y90s-60.751000910综合考虑减轻电动机及传动装置的重量和节约资金，所以选定电动机型号为Y801-4，其中主要性能见下表2-2：电动机型号额定功率（kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）堵转转矩最大转矩额定转矩额定转矩Y801-40.55150014006.52.23、电动机安装尺寸及相关参数主要外形和安装尺寸见下表：表2.3安装尺寸中心高（mm）H外形尺寸（mm）L*(AC/2+AD)*HD安装尺寸(mm)A*B轴伸尺寸（mm）D*E平键尺寸（mm）F*GD80285*(165/2+150)*170125*10019-0.004+0.009*406*5P=0.125kwPo=0.15kwNd=225~2700r/min设计输出：电动机的类型：Y801-4电动机的额定功率：0.55kw电动机的额定电压：380V电动机的同步转速：1500r/min2.2确定总传动比及各级分传动比设计输入：电动机的满载转速：1400r/min提供的减速器的传动比为：30:1电动机的类型：Y801-4偏心轮工作转速为：11.25r/min电动机型号为Y801-4，满载转速nm=1400r/min。根据运动简图（图1.1）计算与说明主要结果1、总传动比：ia==124.42、分配传动装置传动比ia=i1i2i3i4式中i1：减速器的传动比，已知提供的减速器传动比为：30:1。i2、i3、i4：链传动的传动比。i4是两对偏心轮的传动比，为了保证炕体的运动平稳，所以此处要求采用同步链。即：i4=1则i1=初步取i2=2，i3=2.05转速校核：根据确定后的电动机的转速nm=1400r/min，和计算出的总传动比i=124.4，则小车偏心轮的实际转速n===11.25r/min,转化为炕面的移动速度为满足要求速度0.025m/s的速度允许差5%，与要求速度接近，故此满足要求。电动机型号为：Y801-4ia=124.4i2=2，i3=2.05电动机型号为：Y801-4设计输出：i2=2i3=2.052.3各轴转速及转矩和功率计算根据运动简图（图1.1）计算与说明主要结果设计输出：i2=2i3=2.051、各轴转速1轴（电机轴）n1=1400r/min2轴（减速器轴）3轴（主动轴）n3===23.4r/min4轴（偏心轮轴）n4===11.3r/min5轴（从动轴）n5===11.3r/min2、各轴功率1轴：（电机轴）p1=0.55KW2轴：（减速器轴）p2=p1×η12=p1×η1=0.55×0.96=0.528kw3轴：（主动轴）p3=p2×η23=p2×η1×η2=0.528×0.96×0.98=0.497kw4轴：（偏心轮轴）p4=p3×η34=p3×η1×η2=0.497×0.96×0.98=0.467kw5轴:（从动轴）P5=p4×η45=p4×η1×η2=0.467×0.96×0.98=0.440kw3、各轴转矩1轴：（电机轴）T1=9550=9550×=3.75Nm2轴：（减速器轴）T2=T1i1η12=T1i1η1=3.75×30×0.96=108.0Nm3轴：（主动轴）T3=T2i2η23=T2i2η1η2=3.75×2×0.96×0.98=195.16Nm4轴：（偏心轮轴）T4=T3i3η34=T3i3η1η2=195.1×2.05×0.96×0.98=376.2Nm5轴:（从动轴）T5=T4i4η45=T4i4η1η2=376.2×1×0.96×0.98=354.0Nmn1=1400r/minn3=23.4r/minn4=11.3r/minn5=11.3r/minp1=0.55KWp2=0.528kwp3=0.497kwp4=0.467kwP5=0.440kwT1=3.75NmT2=108.0NmT3=195.16NmT4=376.2NmT5=354.0Nm将所求出的功率、转矩、转速列表如下2.4：相关轴的功率、转矩、转速轴号功率P（kM）转矩T(N*m)转速n（r/min）传动比i效率η1轴：（电机轴）0.55KW3.75Nm1400r/minI12=30I23=2I34=2.05I45=10.962轴：（减速器轴）0.528KW108.0Nm46.7r/min0.943轴：（主动轴）0.497KW195.16Nm23.4r/min0.944轴：（偏心轮轴）0.467KW376.2Nm11.3r/min0.945轴:（从动轴）0.440KW354.0Nm11.3r/min0.94表2.43、减速器的选择计算设计输入：由于提供的减速器速比为：30:13.1减速器的选择：蜗杆转动与齿轮转动相比较的主要优点是：①结构紧凑，传动比大，在动力传动中，单级传动的传动比在8-80之间，在分度机构中，传动比可1000；②传动平稳，噪声低；③当蜗杆导程角很小时，能实现反行程自锁。所以我选择蜗杆转动。减速器为闭式传动，蜗杆选用45钢经表面淬火，齿面硬度＞45HRC,涡轮轮缘选用ZCuSn10Pb1,砂型铸造。已知输入轴传递功率P蜗杆轴=P电动机=0.55Kw,转速n=1400r/min,传动比i减=30，减速器为闭式传动。因其相对滑动速度较高，故蜗杆选用45钢，经表面淬火，齿面硬度＞HRC45，蜗轮轮缘选用（ZCuSn10Pb1）,砂型铸造。根据根据载荷工作情况，应按蜗轮齿面接触疲劳强度设计，并进行热平衡计算，及《机械设计师手册》查询最后我选择减速器的型号是：CWU80-30-ⅡFJB/T7935-19991、各轴转速1轴（电机轴）n1=1400r/min2轴（减速器轴）3轴（主动轴）n3===23.4r/min4轴（偏心轮轴）n4===11.3r/min5轴（从动轴）n5===11.3r/min3、各轴转矩1轴：（电机轴）T1=9550=9550×=3.75Nm2轴：（减速器轴）T2=T1i1η12=T1i1η1=3.75×30×0.96=108.0Nm3轴：（主动轴）T3=T2i2η23=T2i2η1η2=3.75×2×0.96×0.98=195.16Nm4轴：（偏心轮轴）T4=T3i3η34=T3i3η1η2=195.1×2.05×0.96×0.98=376.2Nm5轴:（从动轴）T5=T4i4η45=T4i4η1η2=376.2×1×0.96×0.98=354.0Nmn1=1400r/minn3=23.4r/minn4=11.3r/minn5=11.3r/minT1=3.75NmT2=108.0NmT3=195.16NmT4=376.2NmT5=354.0Nm3.2按蜗轮齿面接触疲劳强度校核计算，计算步骤如下计算与说明主要结果1、按蜗轮齿面接触疲劳强度计算涡轮材料的许用接触应力由表4-5由表4-7蜗杆头数由表4-2蜗轮齿数=涡轮转速==46.7r/min估取齿合效率参考表4-4蜗轮轴转矩=9.55××（）载荷系数载荷平稳，蜗轮转速不高取计算值=1300mm模数由表4-1取标准值m=5mm蜗杆分度圆直径由表4-1取标准值d1=63mm得：≥1300mm2、计算相对滑动速度与传动效率蜗杆导程角γ=arctan（）=arctan()蜗杆分度圆的圆周速度==相对滑动速度==当量摩擦角取ρv=2°30＇验算齿合效率η1===0.91传动总效率η=0.96η1=0.96×0.91=0.873、确定主要几何尺寸蜗轮分度圆直径中心距4、热平衡计算环境温度取=24℃工作温度取=90℃传动系数取kt=13W/(m2.℃)需要的散热面积A=5、蜗轮减速器:蜗轮齿面的接触疲劳强度计算［σ］H≥σH===130MPa蜗轮轮齿的弯曲疲劳强度计算蜗轮当量齿数Zv=Z2/cosγ=30/cos38°24＇=62.5查表4-6YFa=1.59［σ］F≥σF===7.23MPa因为［σ］F≥σF满足条件故，选减速器代号：CWU80-30-ⅡFJB/T7935-1999得到［σ］H=180MPa得［σ］F=35MPa得=1=30=46.7r/min估取=0.75取：K=1.1≥1300mmm=5mmd1=63mm38°25＇=0.46m/s=0.625m/s与初取值相近=0.87，在表4-4所列范围内=189mm=126mm=24℃=90℃kt=13W/(m2.℃)A=0.18［σ］H≥σH=130MPa因为［σ］H≥σH满足要求=62.5YFa=1.59［σ］F≥σF=7.23MPa4、链传动设计4.1驱动链1的传动设计根据如图运动简图（图1.1）计算步骤如下表设计输入：传动比为：2.05:1传动的功率为：0.497KW载荷性质为：间歇式平稳载荷减速器输出轴的转速：23.4r/min驱动链轮齿数38减速器输入的转速n=46.7r/min传动倾角=60度，中等冲击，要求中心距可调计算与说明主要结果1、选定链轮齿数小链轮齿数设链速v≤0.6m/s由机械设计基础表6-12取大链轮齿数Z2=Z1×i2=19×2=38，取Z2=37初定中心距a0=40p一般选a0=(30~50)p3、计算链长Lp===110.5(节），4、链号由机械基础图6—30查的主动轴链轮转速与焦点的位置可知取链号为16A的链条5、计算链速=m/s=0.168m/s6、中心距a===1037.9mm工况系数由机械设计基础表6-13知，取当链速v0.6m/s时，链的主要失效形式是静力拉断，故应进行静强度校核。链传动的静强度安全系数应满足的条件为：其中是S链传动的静强度安全系数n是链排数因为所采用的是单排链FB是单排链极限拉伸载荷，查机械设计基础表6-8F是紧边总拉力F=F1+F2+F3F1为工作拉，工作拉力只作用在紧边上，其值为：F1===3142.9NF2为离心拉力，是由链随链轮转动的离心力产生的拉力，它作用在链的全长上，由机械基础表6-8得：则，F2===0,02NF3为链的垂度拉力，是链的自重产生的拉力，为：F3=107.9NF=F1+F2+F3=3142.9+0.02+107.9N=3250.8N求得：满足静强度要求。由此得：主动轴3上与减速器之间产生链传动的链轮2的分度圆直径为：mm7、链轮2参数：轮毂厚度：=15.2mm轮毂长度：mm膜板厚度：查机械设计师手册：mm圆角半径：mm链轮齿故，驱动链1的型号为：16A-1110GB/T1243—1997Z1=19（≧13）Z2=37取=110节0.168m/s==1037.9mmKA=1.0n=1F1=3142.9Nq=1.5F2=0.02NF3=107.9NF==3250.8N=307.9mm=15.2mm=60.6mm=12.7mm=1.1mm设计输出：驱动链1的型号为：16A-1110GB/T1243—1997驱动链2不赘述，同上5、零件的设计5.1主动轴、偏心轮轴的设计计算设计输入：从动轴转速：11.3r/min从动轮轴功率：0.440KW从动轮轴传递的转矩：354.0Nm主动轴的转速：23.7r/min主动轴的功率：0.497KW主动轴的转矩:195.16Nm计算与说明主要结果选择轴的材料偏心轮轴工作时既承受弯矩又传递转矩所以偏心轮轴的类型为转轴。轴工作时产生的应力多为变应力，使得轴的损坏常具有疲劳性质。因此，轴的材料具有较高的抗疲劳强度、较低的应力集中敏感性和良好的加工性能等特点。碳素钢对应力集中的敏感性较低，而且可以用热处理的方法提高其耐磨性和抗疲劳强度，应用较广。所以选用45钢采用调质处理。查机械制图表7-1得：毛坯直径dmm、硬度217-255HBS力学性能：抗拉强度屈服点弯曲疲劳极限扭转疲劳极限许用弯曲应力：静应力脉动循环应力对称循环应力2、轴的直径估算计算：传动轴工作时收扭，由材料力学可知，圆截面轴的抗扭强度条件为：得：查机械基础表7-4得：45调质钢求得:同步轴直径=38.7mm主动轴直径=32.0mm校核强度由图可知，切向力:轴向力：径向力见图5.1求水平面支反力图cB、绘制水平面弯矩图d求垂直面支反力图e由,即得：在铅垂方向上，由,即,得D、绘制垂直面弯矩图，如图fF、绘制合成弯矩图M图如图g根据合成弯矩：，得C截面左侧弯矩C截面右侧弯矩G、绘制转矩图：如图hH绘制转矩T图，如图h由当量弯矩图和轴的结构图可知，C是危险截面，应分别计算其当量弯矩。此处可将轴的扭切应力视为脉动循环，则C截面左侧当量弯矩==C截面右侧当量弯矩C截面当量弯矩在以上两数值中取较大的值D截面弯矩D截面合成弯矩=D截面的当量弯矩==求危险截面处轴的计算直径许用应力轴的材料选用的是45号调质钢由机械基础表7-1得C截面计算直径计入键槽的影响D截面计算直径J、检查轴的强度经与结构设计图a比较，C截面和D截面的计算直径小于其结构设计确定的直径，故，轴的强度足够。同上所述，可求证得：偏心轮轴直径为=38.7mm取偏心轮轴直径d=40mmd=38.7mmd=32.0mmFt=6665.8NFx=8504.8NFr=1571.5NFAH=3332.9NMCH=2.4X106N.mmFBV=14922NFAV=79.3NMCV=5.8X104M’CV=1.9X105Mc=2.40x106N.mmM’c=2.41x106N.mmT=1.06X105N.mmMce=2.40x105N.mmM’ce=2.41x106N.mmMDH=3.3X105N.mmMDV=7.9X103N.mmMD=3.0x105N.mmMde=6.8x105N.mmdc=32.2mmdc=33.5mmdD=38.7mmd=38.7mmd=40mm图5.1主动轴5.2偏心轮的设计与计算偏心轮的尺寸设计计算过程主要结果因为炕面与偏心轮是曲面接触，偏心轮与承载物炕体之间的作用力始终与炕体平底垂直偏心距e=30，其传力性能好，机构传动效率较高，而且机构比较简单、紧凑，工作可靠。假设偏心轮的升程H=50mm轴径的大小为d=40mm，根据轴径，预留偏心轮轴孔半径r为20已知偏心轮轴孔与偏心轮外缘的厚度l至少为15mm.偏心轮的半径R=l+r+e=20+15+30=60mm偏心轮直径D=130mm出于材料性能和价格的综合考虑，偏心轮的材料我们选定为HT15，根据材料的性质，偏心轮的厚度应为1.00~1.25倍的偏心轮的直径b=(1.00~1.25)Db=1.10×40=44mm图5.2偏心轮零件强度校核偏心轮的横截面积为：偏心轮所受的压力为：5000N的力可用来确定偏心轮轴厚度44合适与否。偏心轮所受的应力为：由可知，偏心轮符合零件要求。6、标准件的选择计算6.1主动轴的轴承选择与计算深沟球轴承支撑轴的工作，工作转速为n=28.95r/min,轴颈直径d=26mm.由于轴很长，轴所承受的轴向力很小，可以忽略不计。校核过程如下：计算与说明主要结果选择轴承类型和材料轴承材料轴承承受径向载荷，可选滚子轴承轴承材料此轴承的载荷大，速度低，由表8-1选轴瓦材料轴承材料的[p]和[pv]值轴承b与d查《机械设计手册》得校核轴承工作能力轴承的平均压强P=（5.1）轴承的PV值PV=（5.2）判断轴承工作能力由P〈[P]，PV〈[PV]故计算轴承实际寿命温度系数由《机械设计基础》表8-6载荷系数由《机械设计基础》表8-7寿命指数滚子轴承轴承基本额定动载荷由《机械设计基础》附表8-3轴承的实际寿命Lh=（5.3）=64798.4h轴承预期寿命滚子轴承HT180[p]=3mpa[pv]=0.2mpa·m/sb=16mmd=30mmP=2.6mpaPV=0.118mpa·m/s满足要求Ft=1.0Fp=1.5C=19500N轴承的实际寿命远高于预期使用寿命，即，故选择6206的轴承能够满足要求。6.2键、紧固螺栓的选择与计算减速器轴上键的选择与校核该设计中，有电动机输出轴与减速器之间的连接为键连接、减速器与链轮之间的连接为键连接、由于电动机与减速器出厂时自配键，且能满足要求，故无需选择设计，，只需要设计传动轴的键。输入条件：该链轮材料为铸铁，轮毂长为110mm，安装链轮处轴的直径d=32mm，传递的转矩T=108.0N.m，工作有轻微冲击。设计过程：计算及说明计算结果选择键的类型，材料，确定键的尺寸键的类型根据工作时靠键与键槽互相挤压及键的剪切传递转矩，受力简单，无特殊要求，按装方便，故选A型普通平键键的材料为方便工厂加工，材料成匹，价格便宜选择45钢键的尺寸已知主动轴d=32mmb=10mmh=8mm轮毂长110mm查《机械设计基础》表2-7L=70mm校核键联接的强度该联接是普通平键构成静联接，故此只需校核轮毂的挤压强度设用挤压应力已知链轮材料为铸铁，由表2-12得[δ]p=50~60mpa键的工作强度l=L-b=（70-7）=63mm（5.1）挤压应力（5.2）许用挤压应力：已知齿轮材料为铸铁，由机械基础表2-12得：结论：由于δp〈[δ]p故键型号键10×70GB/T1096-79螺栓的选择与校核经过长时间的考虑，在紧固螺栓的选择与计算中，我选择校核涡轮减速器的地脚螺栓。首先，减速器由4个螺栓固定，只受预紧力；为方便购买，价格便宜，我们选择螺栓的材料为45钢，等级为5.8级。选择普通平键选择键材料为45钢L=70mml=63mm键10×70GB/T1096-79螺栓固定的选择与校核计算与说明主要结果确定螺栓的直径1、定螺栓材料的力学性能根据螺钉的材料查抗拉强度查《机械设计基础》表2-4的注释和螺栓性能等级为5.8级，得5=螺栓的屈服点δb=500MPaδs=400mpa求螺栓的受力单个螺栓联接所受的横向载荷FS=单个螺栓的预紧力F/=3、求螺栓的直径不控制预紧力（试算法）初选M12mm螺栓查《机械设计基础》表2-1d1=10.106mmSS=4.2[δ]=95.23MPa安全系数，查《机械设计基础》表2-6，按线性插值法求得螺栓的许用应力[δ]==95.23MPa计算螺栓小径d1≥=10.04mm确定螺栓直径综上所述我们选择M12mm的螺钉。螺纹的小径由上已知条件，可知该螺栓只受预紧力，故此只按只受预紧力的螺栓强度校核，根据力平衡条件：校核螺栓的强度δs=400mpaF/=5500Nd1=10.106mmSS=4.2[δ]=95.23MPa与M12mm螺栓直径接近d1=10.106mmδv=≤[δ]d1是螺栓的小径F′是螺栓所受预紧力求得δv=8.076MPa≤[δ]=95.23MPa确定螺钉的长度和确定螺钉、螺母、垫圈的相关参数查《机械设计基础》表2-2得L1≥（0.3-0.5）dL2≈（0.2-0.3）查《机械设计基础》附表2-5得螺母厚度m=10.8mm查《机械设计基础》附表2-6得弹簧垫圈的基本厚度S=3.1蜗轮蜗杆减速器与机座的接触面的厚度分别为25mm、28mm；得：螺钉紧固连接的相关参数如下：螺栓头k=7螺纹大径d=12mm螺栓总长L=70mm螺纹长度b=30mmd1=10.106mm螺母厚度m=10.8mm垫圈厚度s=3.1d1=10.106mmF′=500N螺钉图、螺母图、螺钉装配图如下：图1紧固螺钉图图2紧固螺帽图图3紧固螺栓装配图7、零件图和装配图图7.1驱动轴装配图7.2链轮轴图7.3链轮图7.4偏心轮零件图毕业设计总结经过这段时间的忙绿，终于进入了毕业设计的尾声，在这段时间里，我都尽量按时，保质，认真负责的完成我的任务。当然，肯定也