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机械毕业设计论文
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机械毕业设计49加热炉装料机设计,机械毕业设计论文
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机械设计基础课程设计说明书 第 1 页 共 23 页 一、 设计任务书 1、 设计题目： 加热炉装料机设计 2、 设计背景： a、 题目简述 ：该机器用于向加热炉内运送燃料。装料机由电机驱动，通过传动装 置使装料机推杆做往复运动，将物料送入加热炉内。 b、 使用状况 ：室内工作，需要 5 台；动力源为三相交流电 380/220V，电机单向转动，载荷较平稳，转速误差 4%；使用期限为 10 年，每年工作 300 天，每天工作 16 小时；检修期为三年大修。 c、 生产状况 ：中等规模机械厂，可加工 7、 8 级精度齿轮、蜗轮。 3、 设计参数： 推杆行程 200mm；电机所需功率 3.4kW；推杆工作周期 2.7s。 4、 设计任务 ： a、 设计总体传动方案，画总体机构简图，完成总体方案论证报告。 b、 设计主要传动装置，完成主要传动装置的装配图（ A0）。 c、 设计主要零件，完成两张零件工作图（ A3）。 d、 编写设计说明书。 二、 传动方案的拟定 根据设计任务书，该传动方案的设计分成减速器和工作机两部分： 1、 减速器采用蜗轮 -齿轮二级减速器，以实现在满足较大传动比的同时拥有较高的效率，和比较紧凑的结构，同时封闭的结构有利于在粉尘较大的环境下工作。蜗杆传动布置在高速级，有利于啮合处油膜的形成，齿轮传动布置在低速级，可适当降低制造精度，降低成本。 图 2.1 轴2轴1减速器传动简图：轴32、 工作机采用如下图所示六杆机构。机构工作原理：原动件 1 由减速器输出轴 3 驱动旋转，同时带动杆 2，杆 2 通过铰接处牵动杆 3 从而带动杆 4，进而推动滑块完成往复运动。且六杆机构的急回特性可以使滑块以较高的效率完成送料任务。 nts机械设计基础课程设计说明书 第 2 页 共 23 页 图 2.2 三、 电动机的选择 1、 类型和结构形式的选择： 按工作条件和要求，选用一般用途的 Y 系列三相异步卧式电动机，封闭结构。 2、 已知电动机所需功率 KWPd 4.3。推杆工作周期 T=2.7s 3、 确定电动机转速 工作机转速 m in/22.227.2 m in/60m in/60 rssTsn W ； 齿轮传动比范围 41齿i；蜗杆传动比范围 4010 蜗i 电动机转速范围 m in/3552200 rniin Wd 蜗齿 在相关手册中查阅符合这一转速范围的电机，综合考虑总传动比，结构尺寸及成本，选择堵转转矩和最大转矩较大的 Y11-2M-4 型电机。 结论： 电动机型号定为 Y11-2M-4，其技术数据如下表： 同步转速 r/min 满载转速 r/min 额定功率 kW 1550 1440 4.0 四、 传动系统的运动和动力参数 1、 计算总传动比： 8.64min/22.22min/1440 rrnniWMa2、 分配减速器的各级传动比： nts机械设计基础课程设计说明书 第 3 页 共 23 页 在蜗杆传动比范围内取 201 i ，故齿轮传动比 24.3/12 iii a，符合齿轮传动比的推荐值范围 88.394.106.003.02 aii3、 计算传动装置的运动 和动力参数 a、 计算各轴转速 电机轴： min/1440 rn M 1 轴： m in/14 401 rnn M 2 轴： min/7220min/1440112 rrinn 3 轴： min/22.2224.3min/72223 rrinn b、 计算各轴输入功率 3 轴： kWP 4.33 2 轴： kWkWPP 5.398.0/99.0/4.3/32 齿承 1 轴： kWkWPP 42.48.0/99.0/5.3/21 蜗承 dP=联/1P=4.42/0.99=4.465KW c、 计算各轴输入转矩 电动机输出转矩 mNnPTMdd 61.291440 465.495509550 1 轴： mNmNTTd 31.2999.061.291 联2 轴： mNmNiTT 27.464208.099.031.29112 蜗承 3 轴： mNmNiTT 4.145964.298.099.027.464223 齿承 将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表： 轴名 功率 P / kW 转矩 T /N m 转速 n r/min 传动比i 效率 输入 输出 输入 输出 电机轴 3.4 29.61 1440 1 0.99 1 轴 4.42 29.31 1440 20 0.792 2 轴 3.5 464.27 72 3.24 0.97 nts机械设计基础课程设计说明书 第 4 页 共 23 页 3 轴 3.4 1459.4 22.22 五、 传动零件的设计计算 1、 齿轮设计 斜齿轮啮合好，且可以抵销一部分蜗杆轴向力，降低轴承轴向负荷，故选用斜齿轮，批量较小，小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度 241HB 286HB，平均取 260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度为 229HB 286HB，平均取 240HB。计算步骤如下： 计算项目 计算内容 计算结果 （ 1）初步计算 转矩 1T 72 5.31055.91055.9 6161 nPTmNT 27.4641 齿宽系数d由表 9.3-11 查取 9.0d9.0d接触疲劳极限 limH 由图 9.3-22b MPaMPaHlH 5807102lim1lim 初步计算需用接触应力 HP M PaM PaHlHPHHP 5809.09.0 7109.09.02l i m21l i m! MPaMPaHPHP 5226392! dA值 由表 B1，估计 13 取 756dA， 756dA 动载荷系数 K 4.1K 4.1K 初步计算小齿轮直径 1d 44.11424.3124.35229.027.4644.17561323 211uuKTAdHPdd 取 mmd 1161 初步齿宽 b mmdb d 4.1041169.01 mmb 106 （ 2）校核计算 圆周速度 100060 72116100060 11 ndvsmv /437.0 精度等级 由表 9.3-1 选择 8 级精度 =齿数 z 、模数 m和螺旋角 取 281 z 72.902824.312 izz nts机械设计基础课程设计说明书 第 5 页 共 23 页 一般 1z 与 2z 应取为互质数 取 281 z ， 932 z %47.224.3/24.332.3 32.328/93 ，i传动比误差为 2.47% 1 4 2 8 5 7.428/1 1 6/ 11 zdm t 28.385931 4 2 8 5 7.422 zmd t mmm t 142857.4 2d =385.28mm 由表 9.3-4 取 4nmmmmn 414 28 57.44a r c c osa r c c os tnmm09.15 使用系数 由表 9.3-6 原动机均匀平稳，工作机有中等冲击 5.1AK 动载系数 由图 9.3-6 0.1VK 齿间载荷分配系数 先求 1 1 6/4 6 4 2 7 02/211 dTF tNFt 66.800427.113116 66.80045.1 b FK tA mmNb FK tA /10 0 由表 9.3-7，非硬齿面斜齿轮，精度等级 8 级 2.1HK 齿向载荷分布系数 1061061.011610616.017.11032321 bCdbBAKH 37.1HK 区域系数 由图 .3-17 查出 28.2HZ 28.2HZ 弹性系数 由表 9.3-11 查出 M PaZE 8.189 M PaZ E 8.189 重合度系数 由表 9.3-5 09.15c os20t a na r c t a nc ost a na r c t a n nt7.29505.4211666.20c os116a r c c os2c osa r c c osa r c c os111111atabat hdddd 66.20t 7.291 at nts机械设计基础课程设计说明书 第 6 页 共 23 页 89.23505.42883.38229.26c os883.382a r c c os2c osa r c c osa r c c os222222atabat hdddd 由于无变位，端面啮合角tt tattatzz t a nt a nt a nt a n212211 409.15s in1 0 6s innmb 837.1 11 Z89.232 at 66.20t 837.1 1197.2 738.0Z 螺旋角系数 cosZ 98.0Z 许用接触应力 由表 9.3-14 取最小安全系数 limHS 总工作时间 1630010 ht05.1lim HS hth 48000 应力循环次数 hL tnN 11 60 （单向运转取 1 ） 24.3 1015.4 912 iNN LL91 1015.4 LN 92 1028.1 LN 接触寿命系数NTZ由图 9.3-23 查出 89.01 NZ92.02 NZ 齿面工作硬化系数 1700 1302.1 221 HBZZ WW1 3 5.121 WW ZZ接触强度尺寸系数 XZ 由表 9.3-15 安调质钢查 0.121 XX ZZ 润滑油膜影响系数取为 1212121 VVRRLL ZZZZZZ l i ml i mHXWRVLNTHHP S ZZZZZZ 2221/80.576/05.683mmNmmNHPHP nts机械设计基础课程设计说明书 第 7 页 共 23 页 验算 21/98.2951mmNuubdFKKKKZZZZ tHHVAEHH 21 ,m in HPHPH 合格 （ 3）确定主要传动尺寸 中心距 92.2452/11 ida 取 整 250a 螺旋角 2502)9328(4c os2)(c os1211aZZm n53.14切向模数 53.14c o s/4c o s/ nt mm 132.4tm 分度圆直径 cos/zmd nmmd mmd 29.384 7.11521 齿宽 1169.01 db d mmb mmb 34610521 取（ 4）齿根弯曲疲劳强度验算 齿 形系数FaY53.10253.14c os/93c os/87.3053.14c os/28c os/33223311zzzzVV由图 9.3-19,查得FaY19.255.221 FaFaYY 应力修正系数SaY由图 9.3-20 查得 80.163.121SaSaYY 螺旋角系数Y由图 9.3-21 查取 75.0Y 齿向载荷分布系数FK 78.11425.2/106/ hb 由图 9.3-9 查取 38.1FK 许用弯曲应力FP 试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限 limF 由表 9.3-14 查最小安全系数 minFS 22l i m21l i m/250/270mmNmmNFFnts机械设计基础课程设计说明书 第 8 页 共 23 页 由图 9.3-26 确定尺寸系数 XY 由图 9.3-25 确定弯曲寿命系数NTY另外取112212121R relTR relTV relTV relTSTSTYYYYYY l i ml i mFXR r e l TV r e l TNTSTFFP S YYYYY 25.1min FS 0.121 XX YY 90.089.021NTNTYY 2221/360/48.384mmNmmNFPFP 验算 YYYYmbFKKKKSaFantFFVAF 1222121/08.69/84.72FPFFPFmmNmmN合格 （ 5）小结：齿轮主要传动尺寸列表 模数 nmm4.0mm 压力角 n20 螺旋角 53.14 分度圆直径 d mmd 7.1151 mmd 29.38 42 齿顶 高ah0.41 mhh aa 4.0 齿根高fh0.425.1 mhhff5.0 齿顶间隙 C 0.425.025.0 mC 1.0 nts机械设计基础课程设计说明书 第 9 页 共 23 页 齿根圆直径fd0.527.115211 ff hdd0.5229.384222 ff hdd mmd f 7.1051 mmd f 29.3741 中 心 距 a 2121 dda 250 齿 宽 b 7.1159.012 dbb d mmbb 1051 mmb 1061 mmb 1162 齿顶圆直径ad0.427.115211 aa hdd 0.4229.384222 aa hdd mmd a 7.1231 mmda 29.3922 2、 蜗轮蜗杆设计 蜗杆采用 45 钢，调质处理，表面硬度大于 45HRC，蜗轮采用 ZcuSn10P1 沙型铸造，计算步骤如下： 计算项目 计 算 内 容 计 算 结 果 （ 1）按齿面接触强度设计 齿数 由表 9.4-4取1z , 12 izz 40,2 21 zz 载荷系数 由于载荷平稳 1.1K 传动效率 由表 9.4-8估取 8.01 蜗轮转矩 mNT 27.4642 蜗轮材料许用接触应力 由表 9.4-10 2/2 0 0 mmNHP 滑动速度影响系数 由图 9.4-7 初估滑动速度 smv S /5.3 ，浸油润滑，由图 9.4-9可查出 92.0VSZ 应力循环次数 )1(601 取单向运转 hL tinN 710736.20 LN 寿命系数 由图 9.4-10 查出 68.0NZ 蜗轮许用接触应力 NVSHPHP ZZ 2/12.125 mmNHP 模数 直径系数 分度圆直径 由 14.3 7 361 5 00 02222 KTzdm HP查表 9.4-3 确定基本传动尺寸 mmdqm8000.1081 nts机械设计基础课程设计说明书 第 10 页 共 23 页 计算项目 计 算 内 容 计 算 结 果 蜗轮分度圆直径 mmmZd 32 040822 mmd 3202 蜗杆导程角 00.10 21 a rc tgqZa rc tg 31.11 蜗轮齿宽 mmqmb16.611105.08215.022 mmb 622 蜗杆圆周速度 100060 14408014.3100060 111 ndV smV /03.61 相对滑动速度 31.11c o s 03.6c o s 1 VV ssmVs /15.6当量摩擦角 由表 9.4-7 * 16.1101 V 16.1V 当量摩擦系数 16.1tgtg VV 020.0V （ 2）按齿面接触疲劳强度校核验算 弹性系数 由表 9.4-12 155EZ 使用系数 原动机为电动机，工作平稳，由表 9.4-13 1AK 动载 荷系数 smndV /31 0 0060 222 05.1VK 载荷分布系数 载荷平稳 1K 接触应力 M P aKKKddTZ VAEH93.115105.113208027.46494 00 0155940022212 HPH 合格 （ 3）按轮齿弯曲疲劳强度校核验算 材料许用弯曲应力 一侧受载，由表 9.4-10查出 2/51 mmNFP 寿命系数 由图 9.4-10 查出 55.0NY 许用弯曲应力 NFPFP Y 2/05.28 mmNFP 蜗轮当量 齿数： 42.4231.11c o s 40c o s 3322 ZZ V 42.422 VZ 蜗轮的齿形 系数 蜗轮无变位 ,变位系数 X=0， 由图 9.3-19 47.2FSY 导程角系数 91.01 2 031.1111 2 01 Y 91.0Y nts机械设计基础课程设计说明书 第 11 页 共 23 页 计算项目 计 算 内 容 计 算 结 果 蜗轮弯曲应力 22212/05.28/56.391.047.2832080105.1127.464666666mmNmmNYYmddKKKTFPFSVAF 合格 （ 4）按蜗杆轴挠度校核验算 圆周力 80 1031.29223111 dTF tNFt 75.7321 径向力 20320 1027.46422 3221 tgtgdTF Xr NF r 12.10 561 蜗杆两支撑间距离 3209.09.0 2 dL mmL 288 危险截面惯性矩 6485.28014.3645.26314.364444 mdI f461064.0 mmI 许用最大挠度 8000 1.000 1.0 1 dy P mmy P 08.0 蜗杆轴挠度 mmLEIFFy rt004 8.02881064.0101.24812.105 675.7324836322321211Pyy 1 合格 （ 5）蜗杆传动热平衡计算 啮合效率 16.131.11 31.111 tg tgtg tg V 905.01 搅油率 自定 98.02 轴承率 自定 99.03 总效率 99.098.0905.0321 878.0 导热率 中等通风环境 CmWK 2/15 工作环境温度 一般情况 Ct 202 传动中心距 32 0805.05.0 21 dda mma 200 散热面积 73.173.110020033.010033.0 aA2095.1 mA 润滑油工作温度 CtKAPt8.5220095.115878.0144201211 Ct 951 合格 nts机械设计基础课程设计说明书 第 12 页 共 23 页 3、 蜗杆轴的设计 计算项目 计算内容 计算结果 材料的选择 材料选择 45 号钢，调质处理 MPaB 650 材料系数 查表 16.2有 C=112 估算轴径 mmnPCd 3.161440 42.4112 33 mmd 30min 取 蜗杆受转矩 mNT 31.291 圆周力 NdTF t 75.73280 1031.29223121 NFt 75.7321 径向力 20320 1027.464223221 tgtgdTF Xr NF r 12.10 561 轴向力 3 2 0 1027.4 6 4223221 dTF aNFa 29021 蜗杆受力图 见图 5.3（ c） 垂直面反力 15615329024012.105615615615340156 11 arAVFFF 15615329024012.105615315615340153 11 arBVFFFNF AV 85.908 NF BV 52.157 水平面反力 15615375.732156156153156 1 tAH FF 156153 75.732153156153153 1 tBH FFNF AH 93.369 NF BH 82.362 垂直面受力图 见图 5.3（ d） 水平面受力图 见图 5.3（ f） 垂直面弯矩图 见图 5.3（ e） 水平面弯矩图 见图 5.3（ g） 合成弯矩图 见图 5.3（ h） 22HV MMM 转矩图 见图 5.3（ i） mmNTT 2 9 3 1 01 应力校正系数 用插入法由表 16.3 中求得 ， M P aM P a bb 215,60 11 28.02156011 bb28.0 当量弯矩图 见图 5.3（ j） 22 )( TMM nts机械设计基础课程设计说明书 第 13 页 共 23 页 计算项目 计算内容 计算结果 校核轴径 311.0 bMd最大弯矩处 mmd 3.29601.015 0 34 031 11 fdd 合格 图 5.3 4、 高速轴的设计 计算项目 计算内容 计算结果 材料的选择 考虑到相互摩擦作用，材料选择与齿轮相同，为40Cr，调质处理，MPaB 800 材料系数 查表 16.2有 C=106 估算轴径 mmnPCd 69.3872 5.3106 33 mmd 40mi n取 所受转矩 mNT 27.4642 齿轮圆周力 NdTF t 80267.115 1027.464223122 NFt 80262 齿轮径向力 53.14c os 20802 6c os22 tgtgFF ntr NFr 30182 齿轮轴向力 53.14802622 tgtgFF ta NFa 20812 蜗轮圆周力 NFFat 29 0212 NFt 29022 蜗轮径向力 NFFrr 12.105612 NF r 12.1 0 5 62 蜗轮轴向力 NFFta 75.73 212 NFa 75.7322 轴受力图 见图 5.4（ b） 垂直面反力 621 3 68662)621 3 6( 222 MFFFtrAz 6213686)13686(86 222 MFFFtrBz NF Az 3.2901 NF Bz 8.6180 水平面反力 621368662)62136( 222 MFFF rtAyNF Ay 7.2293 nts机械设计基础课程设计说明书 第 14 页 共 23 页 计算项目 计算内容 计算结果 6213686)13686(86 222 MFFFrtBy NF By 27.3626 垂直面受力图 见图 5.4（ d） 水平面受力图 见图 5.4（ f） 垂直面 弯矩图 见图 5.4（ e） 水平面弯矩图 见图 5.4（ g） 合成弯矩图 见图 5.4（ h） 22HV MMM 转矩图 见图 5.4（ i） mmNTT 4 6 4 27 01 应力校正系数 用插入法由表 16.3 中求得 ， M P aM P a bb 270,75 11 28.02707511 bb28.0 当量弯矩图 见 图 5.3（ j） 22 )( TMM 校核轴径 311.0 bMd最大弯矩处 mmd 52.39751.04629 2132 设计时弹键的削弱 mmdd 8.4003.1 22 mmdd 5222 合格 图 5.4 nts机械设计基础课程设计说明书 第 15 页 共 23 页 5、 低速轴的设计 计算项目 计算内容 计算结果 材料的选择 考虑到相互摩擦作用，材料选择与齿轮相同，为 45号钢，调质处理，MPaB 650 材料系数 查表 16.2有 C=112 估算轴径 mmnPCd 9.5922.22 4.3112 33 mmd 60min 取 所受转矩 mNT 4.1 4 5 93 齿轮圆周力 NFF tt 8 0 2 623 NFt 80263 齿轮径向力 NFF rr 301823 NFr 30183 齿轮轴向力 NFF aa 208123 NFa 20813 轴受力图 见图 5.5（ b） 垂直面反力 8219482 3 tAz FF82194194 3 tBz FFNF Az 5.2384 NF Bz 5.5641 水平面反力 8219482 33 MFF rAyNF Ay 3.2344NF By 7.673 nts机械设计基础课程设计说明书 第 16 页 共 23 页 计算项目 计算内容 计算结果 82194194 33 MFF tBy垂直面受力图 见图 5.5（ c） 水平面受力图 见图 5.5（ e） 垂直面弯矩图 见图 5.5（ d） 水平面弯矩图 见图 5.5（ f） 合成弯矩图 见图 5.5（ g） 22HV MMM 转矩图 见图 5.5（ h） mmNTT 1 4 5 9 4 0 03 应力校正系数 用插入法由表 16.3 中求得 ， M P aM P a bb 215,60 11 28.02156011 bb28.0 当量弯矩图 见图 5.3（ j） 22 )( TMM 校核轴径 311.0 bMd最大弯矩处 mmd 33.54601.096201933 设计时弹键的削弱 mmdd 88.5103.133 mmdd 6833 合格 图 5.5 六、滚动轴承的选择和计算 1、 蜗杆轴承的选择 蜗杆轴采用一端固定一端游动的支撑方案，固定端采用两个角接触球轴承，以承 受蜗杆轴向力，按轴径初选 7211AC；游动端采用一个深沟球轴承，只承受径向力，按轴径初选 6202。如下图示： 图 6.1 下面进行校核： 计算项目 计算内容 计算结果 nts机械设计基础课程设计说明书 第 17 页 共 23 页 计算项目 计算内容 计算结果 轴承主要性能参数 查手册 7211AC 轴承主要性能参数如下： 25 ；NNCC rr 86 3 5550 5 0071.171.11 NNCC rr 770003850022 010 m in/)44803360()8.06.0( 001 rNN NC r 863551 NC r 7700010 min/336001 rN 查手册 6202轴承主要性能参数如下： NC r 76502 ； NC r 372020 ；m in/1 7 0 0 002 rN NC r 76502 NC r 372020 min/1700002 rN 轴承受力情况 NFr 3.9811 ； NFF Aa 29021 ； NFr 5.3952 ； NFa 02 NFr 3.9811 NFa 29021 NFr 5.3952 NFa 02 X、 Y 值 由表 18.7 查得 67.01 X41.11 Y 冲击载荷系数 由表 18.8 查得 1.1df 当量动载荷 290241.13.98167.01.1 11111 ard FYFXfP NFfP rd 05.43522 NP 3.47491 NP 05.4352 轴承寿命 PCnL rh 1667010 （球轴承3 ） hL h 9.69589110 hL h 62961210 48000h，寿命合格 0X、0Y查表 18.12， 6.00 X， 5.00 Y当量静载荷 rrarr FP FYFXP 0000两式中取大值 NPr 71660 nts机械设计基础课程设计说明书 第 19 页 共 23 页 安全系数 正常使用球轴承 ,查表 14.18 0.10 S 计算额定静载荷 rr PSC 000 ； NC r 71660 ； rr CC 00 静载合格 载荷系数 1 6 5.04 7 8 0 0 6.7 8 8 2 rCP查图 19.18 83.01 f 载荷分布系数 094.07166 125.674 raFF查图 18.20 12 f 许用转速 021 NffN min/4648 rN 大 于 工 作 转 速72r/min 结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。 3、低速轴轴承的选择 该轴为工作于普通温度下的短轴，故支点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 6207。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 6207轴承主要性能参数如下： NC r 25500 NC r 152000 min/85000 rN 轴承受力情况 NF r 9.33431 ； NFFF Aaa 5.10405.021 ； NF r 6.56812 NF r 9.33431 NF r 6.56812 NFF aa 5.104021 校核轴承 2 即可 X、 Y 值 由表 18.7， 068.01 5 2 0 0/5.1 0 4 00 ra CF， 26.0e ， eFF ra 1 8 3.06.5 6 8 1/5.1 0 4 0 1X 0Y 冲击载荷系数 由表 18.8 查得 1.1df 当量动载荷 ard YFXFfP NP 76.6249 轴承寿 命 PCnL rh1667010 （球轴承 3 ） hL h 5095910 48000h，寿命合格 0X、0Y查表 18.12， 6.00 X， 5.00 Ynts机械设计基础课程设计说明书 第 20 页 共 23 页 当量静载荷 rrarr FP FYFXP 0000两式中取大值 NPr 6.56810 安全系数 正常使用球轴承 ,查表 14.18 0.10 S 计算额定静载荷 rr PSC 000 ； NCr 6.56810 ； rr CC 00 静载合格 载荷系数 245.02 5 5 00 76.6249 rCP查图 19.18 65.01 f 载荷分布系数 1 8 3.06.5 6 8 1 5.1 0 4 0 raFF查图 18.20 12 f 许用转速 021 NffN min/5525 rN 大 于 工 作 转 速22.22r/min 结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。 七、键和联轴器的选择 1、键的选择和校核 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动，零件的对中要求等等。 计算项目 计算内容 计 算 结 果 （ 1）蜗杆轴键的选择与校核 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=32mm 时，应选用 键 3610 GB1096-79 转 矩 mNT 31.29 键 长 mmL 36 接触长度 1036 bLl mml 26 许用挤压应力 P 校 核 查表可得钢的许用挤压应力为 P =（ 125-150） MPa M P adhl TP 6.1732268 2 9 31 044 PP 故满足要求 （ 2） 高速轴键的选择和校核 键的选择和参数 静联接 ,选用普通平键，圆头，由手册查得 d=60mm时，同时考虑到同一跟轴上尽量选用相同公称尺寸的键，故应选用键 7018 ， 键 11018 GB1096-79 转 矩 mNT 27.464键 长 mmL 701 mmL 1102 nts机械设计基础课程设计说明书 第 21 页 共 23 页 接触长度 1870 bLl mml 521 mml 922 许用挤压应力 P 校 核 查表可得钢的许用挤压应力为 P =（ 125-150） MPa M P aldhl TP 6011 46427044 MPaP 1.541 MPaP 6.302 PP 故满足要求 （ 3） 低速轴键的选择和校核 键的选择和参数 静联接 ,选用普通平键，圆头 由手册查得 d=60/76mm 时，同时考虑到同一根轴尽量选用相同公称尺寸的键，故两键应分别选用键11018 ， 键 9018 GB1096-79 转 矩 mNT 4.1459 键 长 mmL 1101 mmL 902 接触长度 bLl mml 921 mml 722 许用挤压应力 P 校 核 查表可得钢的许用挤压应力为 P =（ 125-150） MPa M P adldhl TP 111 4 5 9 4 0 044 MPaP 89.751 MPaP 8.1222 PP 故满足要求 2、联轴器的选择 联 轴器的尺寸（型号）可根据配合处轴 径 d 及计算扭矩CT进行选择，选择时应满足强度条件：nC TKTT 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）；nT为公称扭距，它决定于联轴器的型号。 查 手册有：对于载荷系数可 选择扭矩变化较小的情况，工作机类型为中间轴，传动轴，照明用发电机等，故取 K=1.3。 根据工作情况可选择凸缘联轴器， 查手册有当轴径 d=60mm，应选择型号为 YLD12，公称扭矩为 mNTn 1600。校核：nC TMNKTT 105.3831.293.1。 nts机械设计基础课程设计说明书 第 22 页 共 23 页 八、减速器机体各部分结构尺寸 名称 符号 减速器型式及尺寸 mm 机匣壁厚 考虑铸造工艺，壁厚取 10 机座底凸缘厚度 2b mm255.2 取 mmb 202 地脚螺钉直径 fd mma 2.19120 3 6.0 取 mmd f 20 地脚螺钉数目 n 取 6n 轴承端盖螺钉直径 3d fd5.04.0 取 mmd 83 窥视孔盖螺钉直径 4d fd4.03.0 取 mmd 103 定位销直径 d 取 mmd 10 蜗轮外圆与内机壁距离 1 mm122.1 取 1= mm16 齿轮轮毂端面与内机壁距离 2 mm10 取 2= mm12 轴承端盖外径 2D 35.55 dD 取 mmD 19 014 02 轴承端盖凸缘厚度 t 32.11 d 取 mmt 12 九、润滑和密封
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