加热炉装料机设计.docx

机械设计课程设计机械设计课程设计计算说明书设计题目：加热炉装料机设计宇航学院111511班设计者：指导教师： 前言本设计为机械设计基础课程设计的内容，是在画法几何、机械原理、机械设计、加工工艺学和工程材料等课程之的基础上学习的一门综合课程。设计课题是加热炉装料机设计，在题目所给的一系列要求和目标的前提下完成一系列的设计任务。此设计课程要求对以前所学的一系列课程掌握较好，并能自主地应用到设计中，是对学生各方面能力的一种考察，对学生快速掌握知识很有帮助。本说明书正文部分主要分为设计任务书、总体方案设计、电机的选择、涡轮蜗杆设计、齿轮设计、轴系的设计与校核、减速箱体各部分结构尺寸、润滑及密封形式选择和技术要求等内容组成。正文的最后是在计算过程中所调用的公式、参数的来源即参考文献。目录前言1第一章 设计任务书31.1 设计题目31.2 设计要求31.3 技术数据31.4 设计任务4第二章 总体方案设计42.1 执行机构的选型与设计42.2 传动装置方案确定52.3电动机选择62.4 分配传动比72.5 运动和动力参数计算7第三章 传动零件的设计计算83.1 蜗轮蜗杆设计83.2 齿轮设计12第四章 轴系结构设计及计算174.1 轴的强度计算174.2 轴承的强度计算284.3 键的设计与校核30第五章 减速器箱体各部分结构尺寸设计31第六章 润滑及密封形式选择326.1 润滑326.2 密封326.3 油标及排油装置32第七章 技术要求33参考文献33第一章 设计任务书1.1 设计题目加热炉装料机设计1.2 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:1.3 技术数据推杆行程280mm,推杆所需推力6400n,推杆工作周期3.3s.1.4 设计任务（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。第二章 总体方案设计2.1 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，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。 设计任务要求推杆行程为280mm，推杆所需推力为6400n，推杆工作周期为3.3s。（2）机构选型方案一：用偏置曲柄滑块机构实现运动形式的转换功能。方案二：用摆动导杆机构实现运动形式的转换功能。 方案一 方案二（3）方案评价方案一：结构简单，但是不够紧凑，且最小传动角偏小，传力性能差。方案二：结构简单，尺寸适中，最小传动角适中，传力性能良好，且慢速行程为工作行程，快速行程为返回行程，工作效率高。综上所述，方案二作为装料机执行机构的实施方案较为合适。（4）机构设计取急回系数k=1.5，则由=180+180-得=36。简图如下：由推杆行程得导杆长280mm,暂定曲柄长80mm,连杆长200mm,则由=36 可得摇杆约为453mm。（5）性能评价图示位置即为 最小位置，经计算，min= 90- 29= 61 。性能良好。2.2 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。方案一：三级圆锥圆柱齿轮减速器。方案二：齿轮蜗杆减速器。方案三：蜗杆齿轮减速器。 方案一 方案二 方案三（2）方案评价由于工作周期为3.3秒，相当于18.2r/min, 而电动机同步转速为1500r/min,故总传动比为i=78,因此方案一级数较高，结构不太紧凑，齿轮相对轴承的位置不对称，轴应有较大的刚度，且更适于载荷平稳的场合，而此处载荷变化，所以不选用方案一，应在方案二用方案三中选择。由于齿轮蜗杆减速器齿轮在高速级传动比不宜过大，大概在22.5之间,因此会使蜗杆涡轮的传动比过大；而方案三齿轮处于低速级，传动比可以取在4.24.9之间，这样蜗杆涡轮的传动比满足要求。综上所述，选择方案三。2.3电动机选择（所有公式来源为文献1第2126页）（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） 计算传动效率已知：圆柱齿轮1=0.97，蜗杆传动2=0.85，联轴器3=0.99（1个），球轴承4=0.99（7对），移动副5=0.94（2个）。（查文献1表2-5得）总效率为总=1234752=0.67（3） 选择电动机容量 f=6400n,v=2802mm3.3s=170mm/s,电动机所需功率pd=fv总=1.6kw选定电动机额定功率ped为2.2kw。（4）确定电动机型号电动机转速定为1500r/min，满载转速nm为1420 r/min，进而确定电动机型号为y100l1-4（查文献1表6-164得）。2.4 分配传动比（1）计算总传动比： ni=1r3.3s60=18.2r/mini总=nmni=78（2）分配减速器的各级传动比：取第二级齿轮传动比i2=4.5第一级蜗杆传动比i1=17.3，故第一级蜗杆传动比i1=17.3。2.5 运动和动力参数计算电机轴：nm=1420 r/min，ped=2.2kw，t=9550pednm=14.8nm 对于0轴（蜗杆轴）:p0=ped0.99=2.18kwn0=nm=1420 r/mint0=9550p0n0=14.7nm对于1轴（小齿轮轴）：p1=p023420.99=1.77kwn1=n0i1=82.1 r/mint1=9550p1n1=205.9nm对于2轴（大齿轮轴）：p2=p1140.99=1.68kwn2=n1i2=18.2 r/mint2=9550*p2n2=881.5nm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转矩t /nm转速nr/min传动比i效率输入输出输入输出电机轴2.214.814201蜗杆轴2.202.1814.814.7142010.99小齿轮轴1.791.77208.0205.982.117.30.81大齿轮轴1.701.68890.4881.518.24.50.95总体设计方案简图如下：第三章 传动零件的设计计算3.1 蜗轮蜗杆设计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砂模铸造。2确定蜗杆，涡轮齿数传动比i=17.3，参考文献2表3-4，取z1=2,z2=iz1=34.635。校核传动比误差：i=352=17.5,=17.5-17.317.3100%=1.16%涡轮转速为： n2=n1i=1420r/min17.3=82.1r/min3.确定涡轮许用接触应力蜗轮材料为锡青铜，则hp=hpzvszn查文献2表3-10得hp=200n/mm2。参考文献2图3-8初估滑动速度vs=4m/s,浸油润滑。由文献2图3-10查得，滑动速度影响系数zvs=0.93。单向运转取1，涡轮应力循环次数为nl=60n2th=60182.11030062=1.77108由文献2图3-11查得zn=0.69，则hp=hpzvszn=200nmm20.930.69=128.3n/mm24.接触强度设计载荷系数k=1,涡轮转矩为t2=208.0nm由文献2式（3-10）得m2d115000hpz22kt2=15000128.33521208.0=2552.99mm3查文献2表3-3可选用m2d1=3175mm3，传动基本尺寸为m=6.3mm, d1=80mm,q=12.698。5.主要几何尺寸计算涡轮分度圆直径为d2=mz2=6.335=220.5mm,取d2=220mm。蜗杆导程角为tan=z1q=212.698=0.16,则=9.09=9524。涡轮齿宽（见文献2表3-5）为b22m0.5+q+1=26.30.5+12.698+1=52.934mm取b2=54mm。涡杆齿宽（见文献2表3-5）为b12.5mz2+1=2.56.335+1=94.5mm取b1=96mm。传动中心距为a=0.5d1+d2=0.580+220=150mm。6.计算涡轮的圆周速度和传动效率涡轮圆周速度为v2=d2n260*1000=22082.1601000m/s=0.95m/s齿面相对滑动速度为vs=v1cos=d1n160*1000cos9.09=5.87m/s由文献2表3-7查出当量摩擦角为e=1.2=112,由文献2式（3-5）得1=tantane+=tan9.09tan1.2+9.09=0.881搅油效率2=0,96，滚动轴承效率3=0.99，则由文献2式（3-4）得=123=0.8810.960.99=0.847.校核接触强度涡轮转矩为t2=t1i=95502.2142017.30.84nm=215.0nm由文献2表3-12可查弹性系数为ze=155。由文献2表3-13查得使用系数为ka=1。由于v2=0.95m/s3m/s,因此取动载荷系数kv=1.05;载荷分布系数为k=1，则由文献2式（3-11）得h=ze9400t2d1d22kakvk=(1559400215.080220211.051)n/mm2=114.7n/mm2hhp，合格。8.轮齿弯曲强度校核确定许用弯曲应力为fp=fpyn。由文献2表3-10查出fp=51 n/mm2（一侧受载）。由文献2图3-11查出弯曲强度寿命系数yn=0.57，故fp=fpyn=51n/mm20.57=29.07n/mm2涡轮的复合齿形系数的计算公式为yfs=yfaysa涡轮的当量齿数为ze2=z2cos3=35cos39.09=36.35涡轮无变位,查文献2图2-20和图2-21得yfa=2.55，ysa=1.64，代入复合齿形系数公式得yfs=yfaysa=2.551.64=4.18导程角的系数为y=1-120=1-9.09120=0.92其他参数与接触强度计算相同，则由文献2式（3-13）得f=666t2kakvkd1d2myfsy=(666215.011.051802206.34.180.92)n/mm2=5.15n/mm2ffp，合格。9.蜗杆轴刚度验算蜗杆所受圆周力为ft1=2t1d1=29.551062.2142080n=369.89n蜗杆所受径向力为fr1=2t2d2tanx=2215.0103220tan20n=711.4n蜗杆两支撑间距离l=0.9d2=0.9220mm=198mm。蜗杆危险截面惯性矩为i=df464=(80-2.5m)464=(80-2.56.3)464mm4=8.36106mm4许用最大变形为yp=0.001d1=0.00180mm=0.08mm。由文献2式（3-14）得蜗杆轴变形为y1=ft12+fr1248eil3=369.892+711.42482.11058.361061983mm=7.410-5mm0.08mmy1yp，合格。10.蜗杆传动热平衡计算蜗杆传动效率=0.84，导热率k取为k=15w/(m2)(中等通风环境)，工作环境温度t2取为t2=20，传动装置散热的计算面积为a=0.3(a100)1.73=0.31501001.73m2=0.666m2由文献2式（3-15）得t1=p1(1-)ka+t2=22001-0.84150.666+20=55.241，故z=1=11.68=0.77。螺旋角系数z为z=cos=cos14.835=0.98使用系数ka由文献2表2-7查得ka=1.50；动载荷系数kv由文献2图2-6查得kv=1.15。齿间载荷分配系数kh查文献2表2-8。其中：ft=2t1d1=221250090=4722nkaftb=1.504722108=65,6n/mm100n/mmkh=kf=cos2b=1.680.9712=1.78cosb=coscosncost=cos14.835cos20cos28.673=0.971齿向载荷分布系数kh查文献2表2-9.其中：非对称支承，调质齿轮精度等级8级。kh=a+b1+0.6bd12bd12+c10-3b=1.17+0.161=0.6108902108902+0.6110-3108=1.67齿面接触应力为h=2.43189.80.770.981.51.151.671.784722901084.514.5n/mm2=607.3n/mm2计算许用接触应力hp。由文献2式（2-16）hp=hlimzntzlzvzrzwzxshlim计算许用接触应力hp。其中，接触强度寿命系数znt由文献2图2-27查得znt1=1.09，znt2=1.21。总工作时间为th=1030062h=36000h应力循环次数为nl1=60n1th=60182.136000=1.77108nl2=nl1/i=1.77108/4.5=3.93107齿面工作硬化系数zw1为zw1=zw2=1.2-hb2-1301700=1.2-240-1301700=1.14接触强度尺寸系数zx由文献2表2-18查得zx1=zx2=1.0。润滑油膜影响系数为zl1=zl2=zr1=zr2=zv1=zv2=1接触最小安全系数shlim查文献2表2-17，取shlim=1.10。许用接触应力为hp1=7101.091111.1411.10=802mpahp2=5801.211111.1411.10=727mpa强度较为适合，齿轮尺寸无须调整。5、确定传动主要尺寸中心距为a=(d1+d2)2=(89.987+403.39)mm/2=246.689mm圆整取a=248mm。由公式a=(z1+z2)mn2cos可求得精确的螺旋角为=arccos(z1+z2)mn2a=arccos(29+130)32248=155436合理。端面模数为mt=mncos=3/cos155436=3.1195mm小齿轮直径d1=mtz1=3.119529=90.466mm大齿轮直径d2=mtz2=3.1195130=405.534mm齿宽b为b=108mm，b1=116mm，b2=108mm小齿轮当量齿数为zv1=z1/cos3=33大齿轮当量齿数为zv2=z2/cos3=1476、齿根弯曲疲劳强度验算由文献2式（2-11）f=kakvkfkfftbmnyfaysayyfp校验齿根弯曲疲劳强度。计算齿根弯曲应力。使用系数ka、动载荷系数kv及齿间载荷分配系数kf分别为ka=1.50，kv=1.15，kf=1.78，同接触疲劳强度校核。齿向载荷分布系数kf由文献2图2-9查得。其中：b/h=108/(2.253)=16kf=1.51齿形系数yfa由文献2图2-20（非变位）查得yfa1=2.48，yfa2=2.20；应力修正系数ysa由文献2图2-21查得ysa1=1.63，ysa2=1.82。重合度系数y为y=0.25+0.75v=0.25+0.75cos3b=0.25+0.751.680.9712=0.67螺旋角系数y由文献2图2-22查得y=0.87。齿根弯曲应力为f1=kakvkfkfftbmnyfa1ysa1yy=1.501.151.511.78472210832.481.630.670.87=159.2mpaf2=f1yfa2yfa1ysa2ysa1=159.22.202.481.821.63=157.7mpa计算许用弯曲应力fp。由文献2式（2-17）fp=flimystyntyvreltyrreltyxsflim计算。实验齿轮的齿根弯曲疲劳极限flim由文献2图2-30查得flim1=300mpa，flim2=270mpa。弯曲强度最小安全系数sflim由文献2表2-17查得sflim=1.25。弯曲强度尺寸系数yx由文献2图2-33查得yx1=yx2=1。弯曲强度寿命系数ynt，由文献2图2-32（应力循环次数同接触疲劳强度校核）查得ynt1=0.90，ynt2=0.95。应力修正系数yst为yst1=yst2=2。相对齿根圆角敏感及表面状况系数为yvrelt1=yvrelt2=yrrelt1=yrrelt2=1许用齿根应力为fp1=30020.901111.25mpa=432mpafp2=27020.951111.25mpa=410.4mpa曲疲劳强度的校核：f1=159.2mpafp2f2=157.7mpafp2合格。7、静强度校核因传动无严重过载，故不作静强度校核。第四章 轴系结构设计及计算4.1 轴的强度计算（1）蜗杆轴1、选择材料、热处理45钢正火，硬度为170至217hb2、按扭转强度初估轴径当轴材料为45钢时可取c=118，则dc3pn=11832.21420=13.7mm最小直径处有单键，故轴径增加3%，圆整后取d=15mm。3、初定轴的结构选深沟球轴承6212，其尺寸：d=110mm,d=60mm, b=22mm。初步设计轴的结构如下图所示。4、轴的空间受力分析该轴所受的外载荷为转矩、蜗杆上的作用力。空间受力如图所示。输入转矩t=14.8nm蜗杆圆周力ft1=2td=370n蜗杆径向力fr1=ft1tanncos=711n蜗杆轴向力fa1=fr1tanx=1953n5、计算轴承支点的支反力，水平面和垂直面的弯矩水平方向受力如图所示:fby=370131262=185nfay=370131262=185nmy=185131=24235nmm弯矩图为：垂直方向受力图为：fbx=711131-195340262=57nfax=711131+195340262=654nmx1=57131=7467nmmmx2=654131=85674nmm弯矩图为：6、计算并绘制合成弯矩图m1=my2+mx12=25359nmmm2=my2+mx22=85708nmm合成弯矩图为:7、计算并绘制转矩图8、计算并绘制当量转矩图转矩按脉动循环考虑，取=-1b0b。由文献2表1-2查得b=600mpa，由文献2表1-4查得-1b=55mpa，0b=95mpa，则=5595=0.58。由公式me=m2+(t)2求出危险截面处的当量弯矩为me=m2+(t)2=857082+(0.5814800)2=86137nmm绘制当量弯矩图如下：9、按弯扭合成应力校核轴的强度由文献2式（1-3）b=mew=me0.1d3-1b得危险截面处的弯曲应力为b1=861370.1803=1.68mpab2=0.58148000.1323=2.44mpab1-1b，b2-1b，合格。（2）小齿轮轴1、选择材料、热处理45钢正火，硬度为170至217hb2、按扭转强度初估轴径当轴材料为45钢时可取c=118，则dc3pn=11831.7982.1=33.0mm圆整后取d=35mm3、初定轴的结构选角接触球轴承7208c，其尺寸：d=80mm,d=40mm, b=18mm。初步设计轴的结构如下图所示。4、轴的空间受力分析该轴所受的外载荷为转矩、涡轮和小齿轮上的作用力。空间受力如图所示。输入转矩t=208.0nm蜗轮圆周力ft2=-fa1=1953n蜗轮径向力fr2=-fr1=711n蜗轮轴向力fa2=-ft1=370小齿轮圆周力ft3=4722n小齿轮径向力fr3=ft3tant=4722tan20.632=1778n小齿轮轴向力fa2=ft3tan=4722tan155436=1346n5、计算轴承支点的支反力，水平面和垂直面的弯矩水平方向受力如图所示:fby=1778195-195371-134645284=519nfay=1953+519-1778=694nmy1=69471=49274nmmmy3=51989=46191nmmmy2=my3+134645=106761nmm弯矩图为：垂直方向受力图为：fbx=4722195-71171-370110284=2921nfax=472289+370110-711213284=1090nmx1=109071=77390nmmmx2=mx1-711110=-820nmmmx3=292189=259969nmm弯矩图为：6、计算并绘制合成弯矩图m1=my12+mx12=91745nmmm2=my12+mx22=4352nmmm3=my22+mx32=281037nmmm4=my32+mx32=264061nmm合成弯矩图为:7、计算并绘制转矩图8、计算并绘制当量转矩图转矩按脉动循环考虑，取=-1b0b。由文献2表1-2查得b=600mpa，由文献2表1-4查得-1b=55mpa，0b=95mpa，则=5595=0.58。由公式me=m2+(t)2求出危险截面处的当量弯矩为me1=m12+(t)2=917452+(0.58208000)2=151562nmmme2=m32+(t)2=2810372+(0.58208000)2=305836nmm绘制当量弯矩图如下：9、按弯扭合成应力校核轴的强度由文献2式（1-3）b=mew=me0.1d3-1b得危险截面处的弯曲应力为b1=1515620.1503=12.12mpab2=3058360.1903=4.20mpab1-1b，b2-1b，合格。（3）大齿轮轴1、选择材料、热处理合金钢调质处理，硬度为170至217hb2、按扭转强度初估轴径当轴材料为45钢时可取c=118，则dc3pn=11831.7018.2=36.06mm最小直径处有双键，故轴径增加6%，圆整后取d=40mm。3、初定轴的结构选深沟球轴承6214，其尺寸：d=125mm,d=70mm, b=24mm。初步设计轴的结构如下图所示。4、轴的空间受力分析该轴所受的外载荷为转矩、大齿轮和飞轮上的作用力。空间受力如图所示。输入转矩t=890.4nm大齿轮圆周力ft4=-ft3=4722n大齿轮径向力fr4=-fr3=1778n大齿轮轴向力fa4=-fa3=1346n飞轮圆周力f5=2td=11130n计算轴承支点的支反力，水平面和垂直面的弯矩:水平方向受力如图所示:fby=4722196284=3259nfay=4722-3259=1463nmy=325988=286792nmm弯矩图为：垂直方向受力图为：fbx=11130102+1778196-1346203284=4262nfax=11130386-177888-1346203284=13614nmx1=426288=375056nmmmx2=mx1+1346203=648294nmmmx3=11130102=1085260nmm弯矩图为：5、计算并绘制合成弯矩图m1=my2+mx12=472141nmmm2=my2+mx22=708897nmmm3=mx3=1135260nmm6、计算并绘制合成弯矩图7、计算并绘制转矩图8、计算并绘制当量转矩图转矩按脉动循环考虑，取=-1b0b。由文献2表1-2查得b=600mpa，由文献2表1-4查得-1b=75mpa，0b=130mpa，则=75130=0.58。由公式me=m2+(t)2求出危险截面处的当量弯矩为me1=m22+(t)2=7088972+(0.58890400)2=877962nmmme2=m32+(t)2=11352602+(0.58890400)2=1247204nmm绘制当量弯矩图如下：9、按弯扭合成应力校核轴的强度由文献2式（1-3）b=mew=me0.1d3-1b得危险截面处的弯曲应力为b1=8779620.1803=17.15mpab2=12472040.1563=71.02mpab1-1b，b2-1b，合格。4.2 轴承的强度计算（1）深沟球轴承6212径向载荷fr1=572+1852=194n，fr2=6542+1852=680n附加轴向力fs1=fs2=0轴向工作合力fa=1953n，方向向右轴向载荷fa1=fs1=0；fa2=fa+fs1=1953n，方向向右因为载荷性质为平稳运转，由文献2表8-8查得冲击载荷系数fd=1.1。当量动载荷计算公式为：p=fd(xfr+yfa)由文献1表6-63查得cr=47.8kn，c0r=32.8kn由fa1c0r=0，fa1fr1=0，查文献2表8-7得x1=1，y1=0p1=fdx1fr1+y1fa1=213n由fa2c0r=0.060，fa2fr2=2.872查文献2表8-7得e=0.26，x2=0.56，y2=1.71p2=fdx2fr2+y2fa2=4092n可得p=p2=4092n轴承寿命为lh=10660n(cp)=10660n(crp)=106601420(478004092)3=18708h按照每天工作12小时，每年工作300天计算，则有18708h5.20year，因此该轴承符合要求。（2）角接触球轴承7208c径向载荷fr1=10902+6942=1292n，fr2=29212+5192=2967n由文献2表8-5查得附加轴向力fs=0.68fr附加轴向力fs1=0.68fr1=879n，方向向右；fs2=0.68fr2=2018n，方向向左轴向工作合力fa=1346-370=976n，方向向左轴向载荷fa1=fa+fs2=2994n，方向向右；fa2=fs2=2018n，方向向左因为载荷性质为平稳运转，由文献2表8-8查得冲击载荷系数fd=1.1。当量动载荷计算公式为：p=fd(xfr+yfa)由文献1表6-66查得cr=35.2kn由=25，fa1fr1=2.317，查文献2表8-7得e=0.68，x1=0.41，y1=0.87p1=fdx1fr1+y1fa1=3448n由=25，fa2fr2=0.6801查文献2表8-7得e=0.68，x2=0.41，y2=0.87p2=fdx2fr2+y2fa2=3269n可得p=p1=3448n轴承寿命为lh=10660n(cp)=10660n(crp)=1066082.1(352003448)3=215989h按照每天工作12小时，每年工作300天计算，则有215989h60.00year，因此该轴承符合要求。（3）深沟球轴承6214径向载荷fr1=42622+32592=5365n，fr2=136142+14632=13692n附加轴向力fs1=fs2=0轴向工作合力fa=1346n，方向向右轴向载荷fa1=fs1=0；fa2=fa+fs1=1346n，方向向右因为载荷性质为平稳运转，由文献2表8-8查得冲击载荷系数fd=1.1。当量动载荷计算公式为：p=fd(xfr+yfa)由文献1表6-63查得cr=60.8kn，c0r=45.0kn由fa1c0r=0，fa1fr1=0，查文献2表8-7得x1=1，y1=0p1=fdx1fr1+y1fa1=5902n由fa2c0r=0.030，fa2fr2=0.098查文献2表8-7得e=0.22，x2=1，y2=0p2=fdx2fr2+y2fa2=15061n可得p=p2=15061n轴承寿命为lh=10660n(cp)=10660n(crp)=1066018.2(6080015061)3=60246h按照每天工作12小时，每年工作300天计算，则有60246h16.74year，因此该轴承符合要求。4.3 键的设计与校核（1）蜗杆轴1.确定平键的类型及尺寸选用普通平键（圆头）连接，由轴径d=32mm，选用平键的剖面尺寸为b=10mm，h=8mm，根据轴的长度选用标准键长l=50mm，键的标记为 键1050gbt 1096-2003。 2.校核强度pp转矩t=14800nmm，键的接触长度l=l-b=50-10=40mm，轴径d=32mm，许用挤压应力由文献2表7-1查得，铸铁的p值为（7080）mpa。由式p=4thld=41480084032=5.78mpa则有pp，因此强度满足要求，合格。（2） 小齿轮轴1.确定平键的类型及尺寸选用普通平键（圆头）连接，由轴径d=50mm，选用平键的剖面尺寸为b=14mm，h=9mm，根据轴的长度选用标准键长l=80mm，键的标记为 键1480gbt 1096-2003。 2.校核强度pp转矩t=208000nmm，键的接触长度l=l-b=80-14=66mm，轴径d=50mm，许用挤压应力由文献2表7-1查得，铸铁的p值为（7080）mpa。由式p=4thld=420800096650=28.01mpa则有pp，因此强度满足要求，合格。（3）