机械基础综合课程设计

1、机械基础综合课程设计 粉料压片机设计说明书目录1.设计任务书12.系统运动方案的设计23. 机构系统的运动协调设计.34.主体机构的尺度综合35.主体机构的运动分析和受力分析46.系统传动方案的设计77.电机的选择88.传动系统的运动参数、动力参数的计算.99.传动零件的设计计算.1010.轴系零件的设计及校核计算1411.润滑与密封的设计.2412.机架设计及说明2413.所选用附件的说明2514.设计小结2615.参考文献26一、设计任务书1设计题目 粉料压片机的设计应用广泛，制药、食品等。2工作情况简介（1）压片过程的工艺流程 粉料成型压片机的工艺流程 a料桶；b料斗；c模具型腔；d上冲

2、头；e片状制品；f下冲头（2）执行机构1）料斗送料机构2）上冲头运动机构3）下冲头运动机构3.已知的设计参数1原动机选择三相交流异步电动机，同步转速为1500 r/min或1000r/min。2该机械系统要求设计为单自由度的机械。3压片时的最大阻力为F。4生产率为每分钟压制N片，即冲头每分钟往复运动N次。5模具厚度为h = 50 mm，料斗高度为30mm。6冲压工艺流程图。7传动装置的使用寿命预定为10年，单班制，每班工作8小时。8原始数据见表。F（N）N（1/min）传动装置方案800025V带传动单级蜗杆减速器4.设计内容如下：（1）机构系统运动方案的设计 根椐成型压片过程的工艺动作要求和

3、给定的已知数据，结合与同类产品的对比，提出机构系统运动方案（含工作执行机构、传动机构和原动机）。其机构系统运动简图画在4号图纸上。鼓励方案的创新设计。（2）对上冲头加压机构进行尺度综合，求出各杆件尺寸。（方法不限）（3）对上冲头加压机构进行运动分析，求出上冲头的位移、速度、加速度线图。（方法不限）（4）对上冲头加压机构进行受力分析，求出各运动副处作用力。（方法不限）（5）传动装置的总体设计（6）传动件的设计计算（7）减速器装配图的设计与绘制（0号图纸一张）（8）典型零件工作图的设计与绘制（齿轮、轴、箱体，图纸三张）（9）编写设计说明书二、系统运动方案的设计图a为各执行机构组成框图（a） （b）

4、执行机构组合示意图（a）执行机构组成框图；（b）执行机构的组合方案示意图设计成单自由度的机器，方法：把三套机构的原动件联接起来，如图。粉料成型压片机的传动示意图三、机构系统的运动协调设计各执行机构的运动协调 粉料成型压片机的运动循环图四、主体机构的尺度综合如右图所示虚线和实现分别表示上冲头运动的两个极限位置由于模具厚度为50mm，且料斗高度为30mm，为使上冲头与料斗不干涉， 令上冲头的冲程为s=60mm（50/2+30）mm设杆l3=l4=90mm在虚线表示的位置中，令lEB=60mm由所设数据可知lAC'=l3+l4-s=120mm通过简单的几何运算可以得到lEB'=lED

5、'+lD'B'=130mm又有所设条件lEB=lDB-lDE=60mm联立解得杆lDE=35mm，lBD=95mm综上所述l3=l4=90mm，l1=lDE=35mm，l2=lBD=95mm通过上述数据即可确定该主体机构的实际尺寸。五、主体机构的运动分析和受力分析运动分析利用Pro|E的模拟仿真功能实现。步骤1)建立主体机构的实体模型根据主体机构的实际尺寸绘制零件图再按照机构的运动关系绘制装配图如右图2)模拟仿真通过在原动件处加载虚拟电机，完成相关设置后，即可进行模拟仿真。运动分析利用Pro|E的运动分析功能对仿真结果进行分析，生成运动关系曲线如下图。速度和转角位置和转

6、角加速度和转角受力分析利用AutoCAD作出杆件的结构简图，如右图，令机构运动到一个位置使杆l3摆过=5.00°的角度。由于l3=l4，即杆l4与竖直方向的夹角=5.00°通过测量可得l2与水平方向的夹角=16.10°l1与l2的夹角BDE=31.88° 已知F=9000N通过分析可知杆DB、BC为二力杆，假设受力方向如图所示。由于杆AB不受转矩作用，因此其所受合力的方向一定为沿着杆的方向，假设方向如图所示。对铰C及冲头（未画出）进行受力分析受力及方向如左图竖直方向受力平衡，有Fy=F-F4'cos=0解得F4'=9034N根据作用力与反

7、作用力，有F4=F4'=9034N对铰B进行受力分析受力及方向如右图竖直方向受力平衡，有Fy=F4'cos-F3'cos-F2'sin=0 水平方向受力平衡，有Fx=F2'cos-F3'sin-F4'sin=0解得F2'=1602N,F3'=8588N则有F2=F2'=1602N,F3=F3'=8588N对DE杆及所带铰链进行受力分析受力及方向如右图由力矩平衡，杆受到的由机架作用的力FE 与杆BD作用于ED杆的力F2'的大小相等，方向相反，与电机提供的转矩相平衡。即 T=F2×l1

8、5;sinBDE解得T=29.6Nm综上，机构在当前位置时，杆DE受到的电机提供的转矩为29.6Nm，杆DB为受拉状态，所受拉力为1602N，杆AB为受压状态，所受压力为8588N，杆BC为受压状态，所受压力为9034N。六、系统传动方案的设计采用 V带传动单级蜗杆减速器 的传动方案V带传动承载能力小，但传动平稳，能缓冲吸振，因此布置在高速级。蜗杆传动可以实现较大的传动比，传动平稳，适用于中、小功率间歇运转的场合。七、电机的选择电动机类型和结构形式的选择按工作要求和工作条件，选用Y系列三相交流异步电动机。电动机功率的确定工作机所需功率Pw由 Pw=2Fv1000kW式中，2表示工作机有两个冲头

9、；F为工作阻力，有F=9000N；v为工作机的平均速度，有v=N×2×s×10-360=5.000×10-2m/s则有Pw=2Fv1000=2×9000×5.000×10-21000=0.900kW所需电动机功率Pd由Pd=Pw式中，Pw已知；为由电动机至工作机的总效率，有=122345其中 1-V带传动效率取0.96 2-滚子轴承传动效率取0.983-双头蜗杆传动效率取0.804-联轴器传动效率取0.995-连杆机构传动效率取0.6故 0.43813 Pd=Pw=2.054kW电动机额定功率Ped对于载荷比较稳定、长期运转

10、的机械，只需使所选电动机的额定功率Ped等于或稍大于所需电动机功率Pd，即PedPd就可以。因此选择额定功率为2.2kW的电动机。电动机转速的确定电动机的转速高，磁极对数少，尺寸和质量小，价格也低，但传动装置的传动比大，从而使传动装置的结构尺寸增大，成本提高；选用低转速的电动机则相反。一般来说，无特殊,通常多选用同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机。本设计选择同步转速为1000r/min的电动机。综上所述，初选电机如下表方案电动机型号额定功率（kW）电动机转速（r/min）电动机质量（kg）同步满载1Y100L1-42.215001430342Y112M-62.210009

11、4045由表中数据可知两个方案均可行，但方案1的电动机质量较小。因此，可采用方案1，选定电动机型号为Y100L1-4。型号额定功率(kw)同步转速(r/min)满载转速(r/min)堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩电机质量（kg）Y100L1-42.2150014302.22.334八、传动系统的运动参数、动力参数的计算总传动比的确定及各级传动比的分配传动装置总传动比根据电机满载转速nm和工作机转速nw，可得传动装置的总传动比为i=nmnw=143025=57.2各级传动比分配取V带传动比为i1=3,则单级蜗杆减速器的传动比为i2=ii1=57.23=19.067所得i2符合一般蜗杆传动减速器

12、传动比的常用范围。各轴输入功率P1=Pd1=1.972 kWP2=P123=1.546 kWPw'=P224=1.500 kWPw=P2245=0.900 kW其中 1-V带传动效率取0.96 2-滚子轴承传动效率取0.983-双头蜗杆传动效率取0.804-联轴器传动效率取0.995-连杆机构传动效率取0.6各轴输入转速n1=nmi1=476.667 r/minn2=n1i2=25.000 r/min各轴输入转矩T1=9550P1n1=39.509 NmT2=9550P2n2=590.572 NmTw=9550*Pw'nw=573.000 Nm标号输入功率(kW)输入转速(r/

13、min)输入转矩(Nm)I轴1.972 476.667 39.509 II轴1.546 25.000 590.572 工作轴1.500 25.000573.000 九、传动零件的设计计算V带传动的设计已知：原动机为Y100L1-4型，额定功率Ped=2.2kW，转速nm=1430r/min，传动比i1=3，单班制工作。由于是带式输送机，查机械设计（V带设计部分未作说明皆查此书）确定计算功率Pc根据给定的工作条件，由表6-8查得工作情况系数KA=1.1，故Pc=KAPed=1.1*2.2=2.42 kW1)选择V带型号按Pc=2.42 kW和nm=1430r/min，由图6-8选择A型V带。2)

14、确定带轮基准直径d1、d2根据V带型号查表6-4，并参考图6-8，选择d1=100mm>dmin。由d2=i1d1，计算从动轮直径为d2=i1d1=3×100=300mm由表6-4选取最接近的标准直径为d2=315mm3)验算带速v=d1nm60×1000=3.14×100×143060×1000=7.484m/sv<25m/s,因此带速适宜。4)确定中心距a和带的基准长度Ld由式（6-19）初定中心距a00.7d1+d2a02d1+d2即 280a0800(mm)初定中心距a0=450mm由式（6-20）计算带的基准长度初值Ld0

15、Ld0=2a0+2d1+d2+d2-d124a0=2×450+2×100+300+300-10024×450=1550.52mm由表6-3选取接近的基准长度Ld=1600mm因此带传动的实际中心距为aaa0+Ld-Ld02=450+1600-1550.522=474.7mm安装时应保证的最小中心距amin、调整时的最大中心距amax分别为 amin=a-0.015Ld=474.7-0.015×1600=450.7mm amax=a+0.03Ld=474.7+0.03×1600=522.7mm 即，中心距的变化范围为450.7522.7mm5)校

16、核小带轮包角11=180°-d2-d1a×57.3°=180°-300-100474.7×57.3°=155.858°1>120°,合格。6)计算所需V带根数Z 查表6-5得其基本额定功率P0=1.31kW；查表6-7得额定功率增量P0=0.17kW；查表6-6得包角系数K=0.936，查表6-3得长度系数KL=0.99，则Z=PcP0+P0KKL=2.421.31+0.17×0.936×0.99=1.76取V带根数Z=2根。7)确定初拉力F0和轴上压力FQ查表6-2得A型V带q=0.10

17、kg/m，由式6-24计算确定带传动的初拉力为F0=500PcZv2.5K-1+qv2=500×2.422×7.484×2.50.936-1+0.10×7.4842=160.678N由式（6-25）计算作用于带轮轴上的压力为FQ=2ZF0sin12=2×2×160.678×sin155.858°2=628.501N涡杆传动设计计算已知：输入功率 P1=1.972 kW，输入转速 n1=476.667 r/min，传动比 i2=19.067，单班制，每班工作8小时，传动装置的使用寿命预定为10年（每年工作365天）。

18、查机械设计（蜗杆传动设计部分未作说明皆查此书）材料选择及热处理方式蜗杆材料选用45钢，表面淬火处理，齿面硬度>45HRC。蜗轮材料选用ZCuSn10P1,砂型铸造。1）选择齿数确定蜗杆头数z1由表11-2取z1=2，则蜗轮齿数z2为z2=i2z1=19.067× 2=38.134,取z2=38涡轮转速n2=25.000r/min2）按蜗轮齿面接触疲劳强度确定主要参数由式11-18d1m29000KT2ZEz2H2蜗轮传递的转矩T2(Nm) 由z1=2，初取=0.80，由式11-12T2=9549P1n2T2=95491.972×0.8025=602.6Nm3）确定载荷

19、系数K 由表11-8查得KA=0.95。假设v2<3m/s,取Kv=1.0。因工作载荷变动较小，蜗轮齿圈材料较软，易磨合，取K=1.0。则K=KAKvK=0.95×1.0×1.0=0.954）确定许用接触应力HH=ZNOH由表11-10查得OH=200MPaN=60an2t=60×1×25×10×365×8×1=4.38×107 N计算值在 2.6×105N25×107的取值范围内则ZN=81074.38×107=0.83故H=ZNOH=0.83×200=16

20、6MPa5）确定弹性系数 ZE=155MPa6）确定蜗杆模数m和分度圆直径d1d1m29000KT2ZEz2H2=9000×0.95×602.6×15538×1662=3110.8mm3查表11-1得m=8mm，d1=80mm7）验算蜗轮圆周速度v2、相对滑动速度vs、及总效率蜗轮分度圆直径d2d2=mz2=8×38=304mm则蜗轮圆周速度v2v2=d2n260×1000=×304×2560×1000=0.40<3m/s与原假设相符，取Kv=1.0合适。由tan=mz1d1=8×280=

21、0.2得=11.3°vs=d1n160×1000cos=×80×476.66760×1000×cos11.3°=2m/s查表11-5得V=2.00° 这时 =0.950.96tantan+V=0.950.96tan11.3°tan11.3°+2.00°=0.8030.811与圆假设=0.80相符。8）验算蜗轮齿根弯曲强度由式11-19F=1530KT2cosYF2d1d2mF上式中K、T2、d1、d2、m和同前9）确定YF2ZV=z2cos3=38cos311.3°=40.3

22、0查表11-12得YF2=1.5510）确定许用弯曲应力FF=YNOF(MPa)由表11-13查得OF=64MPa已知 N=4.38×107，代入公式得YN=9106N=91064.38×107=0.66则F=0.66×64=42.24MPa这时有 F=1530KT2cosYF2d1d2m=1530×0.95×602.6×cos11.3°×1.5580×304×8=6.84MPa即FF蜗轮轮齿弯曲强度足够11）确定蜗轮、蜗杆几何尺寸主要几何参数m=8mm，z1=2，z2=38，=11.3

23、6;=11°18'd1=80mm，d2=304mm，a=12d1+d2=1280+304=192mm齿顶圆直径da1=d1+2ha1=80+2×1×8=96mmda2=d2+2ha2=304+2×1×8=320mm齿根圆直径df1=d1-2hf1=80-2×1.2×8=60.8mmdf2=d2-2hf2=304-2×1.2×8=284.8mm十、轴系零件的设计及校核计算（1）高速轴系高速轴的设计校核1）选择轴的材料及热处理方式该设计中高速轴即蜗杆轴，由前所述，选用的材料为45钢，经渗碳淬火并磨削获

24、得较高的硬度，增加耐磨性。查表13-1可得B=640 MPa，s=355 MPa，-1=275 MPa，-1=155 MPa，-1=60 MPa。2）初估最小直径根据扭转强度法初估轴的最小直径，有公式dC3Pn其中，C为轴材料相关系数，查表13-2得C=120，P为轴所传递的功率，即P=P1=1.972 kW，n为轴的转速，已知n=n1=476.667 r/min则dC3Pn=120×31.972476.667=19.264mm考虑键槽的影响，增大轴径并圆整后得d=25mm3）轴的结构设计确定轴上零件的装配方案蜗杆传动工作时发热量大，蜗杆轴受热伸长量较大，所以轴系的轴向固定方式为一端

25、双向固定、一端游动式。考虑到轴上零件的定位、固定及装拆，拟采用阶梯轴结构，并选用如图所示的装配方案。确定各轴段的结构AB段由于大皮带轮宽为30mm，因此AB轴段的长度为30mm，直径为最小轴径25mm。带轮采用A型平键实现周向固定，该轴段上键槽宽度b=8mm，槽深t=4mm，键槽长度L=28mm。由于蜗杆传动会产生较大的径向力，因此，靠带轮一侧支承选用圆柱滚子轴承N2208E，则CD轴段的直径为40mm。采用内、外圈固定定位，同时综合考虑其结构后，取CD轴段的长度为28.5mm。蜗杆传动同时也会产生较大的轴向力，因此在另一侧采用圆锥滚子轴承32208成对安装支承，则JI段的直径为40mm，采用

26、内、外圈定位，同时综合考虑其结构后，取JI轴段的长度为44.75mm。BC轴段为连接轴段，为便于轴承安装，取其直径为35mm，综合考虑轴承及其端盖结构后，取该轴段长度为81.5mm。对轴承定位，DE轴段的轴肩高度h=0.070.1×40=2.84。因此该轴段直径取为48mm。FG为蜗杆螺纹长度，由经验公式计算得到该段长度为140mm。EF、GH段为连接轴段，无特殊要求，直径取40mm，综合考虑蜗杆结构后，取该段轴长度为59.5mm。JK段安装止动装置，选用圆螺母配合止动垫圈，综合考虑结构后，取该段轴直径为35mm，长度为19mm。如下图4）按弯扭合成法校核该轴的强度建立力学模型对于将

27、两个相同的单列圆锥滚子轴承以面对面安装于一个支点上的轴承计算，可近似地将其视为一个双列轴承，认为该轴承的支反力通过两轴承的中点，派生轴向力相互抵消。蜗杆所受的分布力视作集中载荷，并作用于齿宽中点上。因此，该轴的受力简图如图所示。5）受力分析已知蜗杆传动功率P1=1.972 kW，蜗杆转速n1=476.667 r/min及蜗杆转矩T1=9550P1n1=39.509 Nm，T2=T1i=600.537Nm则蜗杆在蜗轮处各个方向的受力为Ft1=Fa2=2000T1d1=2000×39.50980=988NFa1=Ft2=2000T2d2=2000×600.537304=3951

28、NFr1=Fr2Ft2tan=1438N带传动作用在轴上的力 FQ=628.501N，并认为该力与蜗杆的圆周力在同一平面内。水平方向受力水平面弯矩图MH根据水平面内的受力简图，可以计算出两支点处的支反力FrA1=1247N, FrB1=191N。即可绘制出其水平弯矩（MH）图，如图所示。垂直方向受力垂直面弯矩图MV根据竖直平面内的受力简图，可以计算出两支点处的支反力FrA2=338N，FrB2=697N。即可绘制出其竖直弯矩(MV)图，如图所示。合成弯矩图根据公式M=MH2+MV2计算合成弯矩，并绘制合成弯矩图，如图所示。计算转矩，绘制转矩图，如图所示。T1=39.509 Nm6）确定危险截面

29、，校核轴的强度对蜗杆轴的结构、弯矩图和转矩图进行分析可知，蜗杆螺纹部分的左端面，弯矩和转矩都较大，直径较小，且存在过渡圆角等能引起应力集中的因素，因此，选择该截面为危险截面，进行强度精确校核。将该截面定义为D截面。ca=1000M2+T2W=4.418MPa-1=60 MPa其中，由于轴单向转动，取0.6；根据表13-3中相应公式可求得W=*d332=80332=50265.482因此，根据弯扭合成法，该轴的结构满足强度要求。蜗杆轴的轴承的校核1）查取轴承的基本参数B处的两个圆锥滚子轴承应视为一个双列圆锥滚子轴承，计算当量动载荷时的径向系数和轴向系数均采用双列轴承的数值，由手册查得双列圆锥滚子

30、轴承32208 的相关参数Cr=77.8kN ，e=0.37，Y=1.6A处为单列圆柱滚子轴承，选用N2208E ，由手册查得单列圆柱滚子轴承的相关参数Cr=67.5kN 2）计算轴承预期寿命轴承预期寿命可当做与减速器预期寿命相同。由于该减速器预期寿命为十年，每天工作8小时，单班制，因此轴承预期寿命为Lh=10×365×8=2.12×104h计算径向力由FrA1=1247N及FrA2=338N可得FrA=FrA12+FrA22=12472+3382=1292N由FrB1=191N及FrB2=697N可得FrB=FrB12+FrB22=1912+6972=723N3

31、）计算轴向力A处轴承为圆柱滚子轴承，不能提供轴向力，蜗杆的轴向力全部由B出的轴承平衡，则FaB=Fa1=3951N。4）计算轴承的当量动载荷A处轴承的当量动载荷PrAPrA=FrA=1292NB处轴承的当量动载荷PrBFaBFrB=3951723=5.46>e则有PrB=XFrB+YFaB=0.67×723+1.6×3951=6806N4）计算轴承寿命由表14-4和14-5查得：ft=0.95,fd=1.5,由式14-3L10hA=10660n(ftCrfdPrA)=10660×476.67×0.95×675001.5×1019

32、103=8.9×106hL10hB=10660n(ftCrfdPrB)=10660×476.67×0.95×778001.5×6934103=2.4×105h由于Lh=10×365×8=2.12×104h因此轴承均满足强度要求。蜗杆轴上键的强度校核取圆头普通A型平键： 键8×7×28即键长L=28mm,键宽b=8mm，键高h=7mm因此键的工作长度l=L-b=28-8=20mm由式4-1可得P=4000Tdhl=4000*39.50925×7×28=32.252 M

33、Pa键的材料为45钢，载荷性质为有冲击，许用挤压应力P=70MPa由于P<P,因此该键满足强度要求（2）低速轴系低速轴的设计校核1）选择轴的材料及热处理方式该设计中对轴系没有特殊要求，故选用综合性能好的45钢。2）初估最小直径根据扭转强度法初估轴的最小直径，有公式dC3Pn其中，C为轴材料相关系数，查表13-2得C=120，P为轴所传递的功率，即P=P2=1.546 kW，n为轴的转速，已知n=n2=25.000r/min则dC3Pn=120×31.54625.000=47.454mm考虑键槽的影响，增大轴径并圆整后得d=55mm3）确定轴上零件的装配方案考虑到轴上零件的定位、

34、固定及装拆，拟采用阶梯轴结构，并选用如图所示的装配方案。4）确定各轴段的结构由于蜗轮会产生轴向力，因此，支承选用圆锥滚子轴承30314，AB轴段与轴承30314和封油盘配合，因此直径为70mm，同时考虑到右端使用的套筒定位，因此取该轴段长度为54mm。BC段为过渡轴段，取该段直径为94mm，长度为14mm。CD段与蜗轮配合，因此该轴段的直径应与蜗轮的孔径相同，所以取直径为80mm，为了固定蜗轮，该段长度应小于蜗轮轮毂厚度12mm，因此取该段长度为70mm。蜗轮的右端采用轴环实现轴向定位，因此，轴环处直径取为74mm，长度为14mm。与AB段相同，直径为70mm，考虑轴承与封油盘的厚度，取该段长

35、度为55mm。FG段轴应与密封元件的内孔直径一致，查阅相关手册，取此轴段的直径为65mm，根据箱体和轴承透盖的结构，取该段长度为40mm。GH段与联轴器配合，选择CICL5型鼓型齿式联轴器，取该轴段直径为55mm，因此取该轴段的长度与联轴器的宽度相同，即为84mm。并且联轴器采用A型平键实现周向固定，该轴段上键槽宽度b=16mm，键槽长度L=80mm。如下图5）建立力学模型考虑到30314轴承的接触角，左、右轴承对轴的支反力作用点如图所示。蜗轮作用于轴上的分布力可视作集中载荷，并作用于齿宽中点上。因此，该轴的受力计算简图如图所示。6）受力分析蜗轮在蜗杆处各个方向的受力为Ft2=Fa1=2000

36、T2d2=2000×600.537304=3951NFa2=Ft1=2000T1d1=2000×39.50980=988NFr2=Fr1Ft2tan=1438N水平方向受力水平面弯矩图MH根据水平面内的受力简图，可以计算出两支点处的支反力FrA1=1758N, FrB1=320N。即可绘制出其水平弯矩（MH）图，如图所示。垂直方向受力垂直面弯矩图MV根据竖直平面内的受力简图，可以计算出两支点处的支反力FrA2=FrB2=1976N。即可绘制出其竖直弯矩(MV)图，如图所示。合成弯矩根据公式M=MH2+MV2计算合成弯矩，并绘制合成弯矩图，如图所示。转矩图计算转矩，绘制转矩图

37、，如图所示。T=590.572 Nm7）确定危险截面，校核轴的强度根据蜗轮轴的结构、弯矩图和转矩图进行分析可知，蜗轮集中力所在截面有最大弯矩和转矩，因此，选择该截面为危险截面，进行强度精确校核。将该截面定义为D截面。ca=1000M2+T2W=8.009MPa-1=60 MPa其中，由于轴单向转动，取0.6；根据表13-3中相应公式可求得W=*d332=80332=50265.482因此，根据弯扭合成法，该轴的结构满足强度要求。蜗轮轴的轴承的校核1）查取轴承的基本参数由手册查得圆锥滚子轴承32208 的相关参数Cr=77.8kN ，e=0.37, X=0.4，Y=1.62）计算轴承预期寿命轴承

38、预期寿命可当做与减速器预期寿命相同。由于该减速器预期寿命为十年，每天工作8小时，单班制，因此轴承预期寿命为Lh=10×365×8=2.12×104h3）计算径向力由FrA1=1758N及FrA2=1976N可得FrA=FrA12+FrA22=17582+19762=2644N由FrB1=320N及FrB2=1976N可得FrB=FrB12+FrB22=3202+19762=2002N4）计算派生轴向力由表14-8得SA=FrA2Y=26442×1.6=826N，方向水平向右SB=FrB2Y=20022×1.6=626N，方向水平向左5）计算轴承

39、的轴向载荷SB+Fa2=626+988=1614N>SA可以判断A被“压紧”，B被“放松”。FaA=SB+Fa2=1614NFaB=SB=626N6）计算轴承的当量动载荷A处轴承的当量动载荷PrAFaAFrA=16142644=0.61>eB处轴承的当量动载荷PrBFaBFrB=6262002=0.31<e则有PrA=XFrA+YFaA=0.4×2644+1.6×1614=3640NPrB=FrB=2002N7）计算轴承寿命由表14-4和14-5查得：ft=0.95,fd=1.5,由式14-3L10hA=10660n(ftCrfdPrA)=10660

40、15;25×0.95×778001.5×3640103=3.9×106h由于Lh=10×365×8=2.12×104h因此轴承满足强度要求。蜗轮轴上键的强度校核1.连接蜗轮与轴的键取圆头普通A型平键： 键20×12×63即键长L=63mm,键宽b=20mm，键高h=12mm因此键的工作长度l=L-b=63-20=43mm由式4-1可得P=4000Tdhl=4000*590.57270×12×43=65.4 MPa键的材料为45钢，载荷性质为有冲击，许用挤压应力P=70MPa由于P<

41、;P,因此该键满足强度要求2.连接联轴器与轴的键取圆头普通A型平键： 键16×10×80即键长L=80mm,键宽b=16mm，键高h=10mm因此键的工作长度l=L-b=80-16=64mm由式4-1可得P=4000Tdhl=4000*590.57255×16×64=41.9 MPa由于P<P,因此该键满足强度要求十一、润滑与密封的设计蜗杆传动的润滑蜗杆的线速度小于，应采用油浴润滑。为了有利于动压油膜的形成和散热，在搅油损失不大的情况下，油池中应有适当的油量，以确保传动件有足有的浸油深度。对于蜗杆下置的传动，浸油深度约为蜗杆的12个齿高，且不小于10mm，但不能超过轴承最低滚动体中心。为了防止蜗杆的搅油作用将油推向一侧的轴承，影响轴承润滑，因此在蜗杆轴上轴承的前面加装挡油盘。轴承的润滑蜗杆轴上的轴承采用浸油润滑，蜗轮轴上的轴承由于dn=70×25=1750 mmr/min采用脂润滑。密封装置的选取由于轴与轴承端盖不能接触，即两者之间存在间隙，因此为防止