加热炉装料机设计说明书

设计说明书一、设计任务概述1、设计题目：加热炉装料机设计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，大修期为3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加热炉装料机设计参考图1电动机2联轴器3蜗杆副4齿轮5连杆6装料推板3、原始技术数据推杆行程200mm所需电机功率,推杆工作周期。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2张。（4）编写设计说明书1份。二、加热炉装料机总体方案设计1、传动方案的确定根据设计任务书，该传动方案的设计分成减速器和工作机两部分：（1）、工作机的机构设计工作机由电动机驱动，电动机功率，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）、减速器设计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。图为高速级输入，低俗级输出，二级齿轮一蜗杆减速器示意图电动机选择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Pd2.8kw0因载荷平稳，电动机额定功率略大于?即可，因此选定电动机额定功率P3为北的3）确定电动机转速：曲柄工作转速=min,减速器传动比为6090,故电动机转速可选范围为ndianW10901636r/min。符合这一范围的同步转速有1500r/min,故选定电动机转速为1500r/min。进而确定电动机型号为Y100L2-4,满载转速1420r/min。分配传动比计算总传动比：ianm1420r/min78.1nw18.18r/min分配减速器的各级传动比：取第一级齿轮传动比ii=3,则第二级蜗杆传动比为运动和动力参数计算滚动轴承效率：=i=闭式齿轮传动效率：n2二O.97蜗杆传动效率：n3=o80联轴器效率：.传动装置的总效率为：n=n?xv2xt3xri4=o.75九二26030轴（电机轴）：Po=Pd=2.8kw口0二%;1420r/minPo2.8T。二9550-二9550X词？m83N?m1轴（高速轴）：PiPoT|oiPqt)i2.8X0.二277kwni=no=1420r/minPlh=9550=18.64N?n2轴（蜗杆轴）：P2=PiXniXt2=2,772X0.99X0,97=2.66kw门2-ni/ii=4733r/minP?T2二955A二53.67N?mQ3轴（蜗轮轴）：Pa=P2xri3xTil=2.66X0,3X0.99=2.11kw3-n“26-03二18.18r/iinifiP33二9550-二1108.39N?m“3运动参数和动力参数的计算结果列表如下:轴名功率P/kW转矩T/Nm转速N（r/min）传动比i效率输入输出输入输出电机轴14201高速轴14201蜗杆轴3蜗轮轴二、传动零件的设计计算1、联轴器根据公式：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，查表得KA1,T二18.83N?m,故%=13.83N?m0由于门1=门。=1420r/min,所以选弹性联轴器。匹配：电动机Y100L2-4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25mm2、齿轮设计计算项目计算内容计算结果1、选材、精度考虑主动轮转速门11420rmin,批量较小，大齿轮用45号钢，调质处理，硬度HB=21入255,平均取230HB小齿轮用40Cr,硬度HB=229-286,平土匀取260HB精度等级选8级精度。初计小轮径3步算齿直因为米用闭式软齿面传动，按齿面接触强度初步估算小齿轮分度圆直径，由附录B表diAd3旦2-由表A1取Ad756,动载荷dHPUdi系数K1.4,初取15转矩Ti=1864M?m由表查取d1.2接触疲劳极限H“mi710MPa,hm580MPaHP10.9HM0.9HP20.9Hlim20.9710MPa580MPaK1.4Ti=18.64N?mHiim1710MPaHiim2580MPaHP1639MPahp2522MPad1Ad 3KT1u12dHPu35.8275631.4臂311.252223取d140mm3、确 定基 本参 数精度等级取8级精 度合理31, Z2 iz13 31 93取 mn 1.254 32z297传动比误差满足 要求d1n1401420r圆周速度v2.97m/s601000601000确定模数z2iz133193确定模数m二由/二40m二1匹，查表取m1.25确定齿数由二,4二40fm7125:32取为32则z2iz133296,“与力互质取973,033校核传动比误差为：7二二一二0.01确定螺旋角mnarccosarccos1.2514.305mt1.29小齿轮分度圆直径d1mtZ11.29大齿轮分度圆直径d2mtZ21.29初步尺宽bdd11.24048mmd141.28mm3241.28mmd2125.13mm97125.13mmb48mm4、校齿核面接触疲劳强度Ftu1KaKvKhKhdibu计算齿面接触应力查图得非变位斜齿轮Zh2.4hZhZeZZHPZh2.4Ze189.8%MPa查表得弹性系数Ze189.8,MPa重合度系数Zt为端面重合度tan n t arctancosx _ tan20 arctancos14.3052Q59db1at1 arccos da1d 1 cos t arccosd1 2ha1t 20.5941.28cos20.59arccos33.5941.2822.5at2arccosdb2d2arccosda2d2cos_t_2ha2arccos125.13cos20.59125.1322.525.82由于没有变位所以端面啮合角tt3.14重合度系数乙为4-T14=0,5353.14纵向重合度bsin48sin14.3053.02m10.561.250.56螺旋角系数cos0.980.98KaKv1.2Ka1Kv1.2齿间载荷分布系数Ft2Tl/d1218.64/41.280.9031kNKaE19031口18.8N/mm100N/mm48Z?0.535=3.49Kh1.170.16d11.1623C103b0.61103481.41齿面接触应力KhKh3.491.41452.4N/mm2903.141.28 482.4189.80.5350.98.11.21.413.49V452.4N/mm2计算许用接触应力.HlimZNTZLZVZRZWZXHPsHrn总工作时间th103001648000h应力循环次数Nl160Rth60114204800094.091099NL2NL1/i1.66109齿面工作硬化系数1 .2HB 213017001 .2(240130 ) /17001.14ZW1ZxiZw2 1.14Zx2 1.0SHlim 1.05接触强度尺寸系数4由查表得润滑油膜影响系数取为ZliZl2ZriZr2ZviZv21HP1678.4N / mm2HP2566.7N / mm2接触疲劳强度较 为合适，齿轮尺寸 无须调整接触最小安全系数Shlim查表得许用接触应力为HP17100.881111.141/1.052678.4N/mm2HP25800.91111.141/1.052566.7N/mm2验算2H452.4N/mmminHP1,HP2566.7MPa中心距a(d1d2)/2(41.28125.13)/283.205mm，取整83mm因为a(z1z2)mncos/2Z2)m n 2a-(3297 ) 1.2 513 .7392 83精确的arccosarccos5、确定 主要传动尺端面模数 ：m t mn /cos 1.287小齿轮直径d1 mtZ11.287 32大齿轮直径d2mtZ2 1.287 9748 mm , b1 54 mm34.9105 .83齿宽b=48Mi,b2rr，3Zv1Z1/cosZV2Z2/cos31.25/cos13.73941.178mm124.822mm13.74d141.178mmd2124.822mmb248mmb154mmFp49YasYayfVKAKFK,21Kv,1齿弯疲强验根曲劳度算KF3.49YF12.55Yf12.55,Yf22.22,1.791.63,Ys2Y0.250.75/v0.250.75,2/cos0.750.2523.14/0.97120.475查表得Y0.88b/h48/2.252.58.531.3齿根弯曲应力为F1KaKvKfKfFtUm。YFalYsalYY11.21.33.49903.11.630.4750.88481.25142.1MPa2.55*22.22X1.79F1YraiYi二1421X2.55X163计算许用弯曲应力HF由式FPFlimYsTYnT丫VrelT丫RrelTYxSFlim试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限Flim查图得Fiim1300MPa,Fiim2220MPa另外取YST1YST22.0,YVrelT1YVrelT21YRrelT1YRrelT21,YNT10.88,Ynt20.9由图确定尺寸系数Yx1=Yx21Yf22.22Ys11.63Ys21.79Y0.475Y0.88Kf1.3F1142.1MPaY,ySMPaFlim1300MPaFlim2220MPaYnt10.88Ynt20.9Yx1=Yx21由查表查最小安全系数Sfmin1.25SFmin1.2530020.88111-Yst1Yst22FP1422.4MPa1.25YVrelT1YVrelT222020.9111cn.cyyRrelT1RrelT2FP2316.8MPa1.251弯曲疲劳强度验算FP1422.4MPaF1142.1MPafp1fp2316.8MPaF2135.9MPaFP2合格7、静静强度校核，因传动无严重过载,故不作静强度校核强度校核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，转速也不很高，选用ZA型蜗杆传动，精度等级为8级。蜗杆用45钢淬火，表面硬度HRC=4550,蜗轮轮缘材料采用ZCuSn10P1砂模铸造。2.确定蜗杆，涡轮齿数传动比i1226.03,取z12,z2iz126.3252.06取Z252i52/226校核传动比误差：26.0326/26.030.1%Zi2z252涡轮转速为：n2n1/i4733/26.0318.18r/min3.确定涡轮许用接触应力蜗杆材料为锡青铜，则HPHPZvsZn_2HP200N/mm初估滑动速度VS2m/s,浸油润滑。滑动速度影响S系数Zvs0.97,单项运转取1,涡轮应力循环次数VS,NL60n2th60118.1810163656.37107查得：Zn0.78HPhpZvsZn2000.970.78151.32N/mm2hp120.6N/mm24.接触强度设计m2d1(竺000)2KT2载荷系数K1HPZ2涡轮转矩：估计蜗杆的传动效率2.660.8,T2i195500.826.03473.31117.7Nm21500023则md1()11117.74061.7mm151.3252选用m2d4445mm3传动基本尺寸：m6.3,d1112,q17.778则蜗杆的宽度b12.5mVz212.56.3521115mmT21117.7Nmm6.3d1112mm5.主要几何尺寸计算涡轮分度圆直径：d2mZ26.352327.6mm蜗杆导程角tanZ1/q2/17.7780.1mm6.4d2327.6mm6.4b261mma220mm涡轮尺宽b22m(0.5q126.3(0.517.7781)60.9mm,传动中心距a0.5(d1d2)219.8mm6.计算涡轮的圆周速度和传动效率涡轮圆周速度v2d2n2/(60100。0.312nYs齿面相对滑动速度vsv1/cosd1n1/(601000)cos6.42.76m/s查表得当量摩擦角V1361.6tantan(v)tan6.4tan(6.41.6)0.798搅油效率滚：封工二096滚动轴承效率：n3二0.991230.7980.960.990.76与估取值近似v20.312m/svs2.76m/s0.767.校核接触强度HZeJ等KaKvKHPdd22.66T2T1i195500.7626.03473.31061.8Nm查得弹性系数Ze155,使用系数H141.9N/mm2HHP合格1Ka1V20.312m/s3m/s取动载荷系数Kv1.01载荷分布系数K1“L24001061.8，H155!厂11.011141.9N/mm1112327.628.轮齿弯曲强度校核666T2KAKVKFYFSYFPd1d2m确定许用弯曲应力FfpYn查出FP51N/mm2查表得弯曲强度寿命系数Yn0.64,故FPfpYn510.6432.64N/mm2确定涡轮的复合齿形系数YFSYFaYSa涡轮当量齿数3一一3一一一Zv2Z2/COS52/cos6.452.98涡轮无变位查图得YFa2.34YSa1.71YFs2.341.714.00导程角丫的系数6.4Y1/12010.947120其他参数同接触强度设计6661061.811.011八八八八f4.000.947112327.66.3211.7N/mmFP32.64N/mm2F11.7N/mm2HFP合格9.蜗杆轴刚度验算Ft2Fr23yLyp48EI10.蜗杆传动热乎 衡计算蜗杆所受圆周力:2000T12000 53.672958.43Nd1112蜗杆所受径向力2000T2Fr1 tan xd22000 1061.8327.6tan202359.4N蜗杆两支撑间距离L取L 0.9d2 0.9 327.6 294.84mm蜗杆危险及面惯性矩 .44,df1(100 2.5 6.3)64I 2.47 10 mm6464许用最大变形yp 0.001 d10.112mm蜗杆轴变形958 .432 2359 .42y1_5_648 2.1 105 2.47 1060.0026 mm y p合格 p294.843Ft1 95843NFr12359.4NI 2.47 1064 mmyp 0.112mmy yp合格tR(1)t95c111295CKA蜗杆传动效率0.85导热率取为K15W/(m2C)(中等通风环境)K工作环境温度t220C传动装置散热的计算面积为a1732t140.6CA0.33().1.291m10095C合格2600(10.85)“cct12040.6C151.291三、轴系结构设计及计算1、轴的强度校核(1)小齿轮轴计算项目计算内容计算结果1、材料选择、热处理45钢，正火，硬度为170至217HB当轴材料为45钢时可取C=11Q则dcVp/n1103/2.77/142013.74mm2、初估轴径考虑有键联接，故轴径增加3%,因需与联轴器匹配，取dmin25mm,轴孔长度L二62m。初选中系列深沟球轴承6006,轴承尺寸外径D=55mm宽度3、初定轴的结B=13mm构该轴所受的外载荷为转矩和大齿轮上的作用力。4、轴的空问受pP277T19.551069.55106n142018629Nmm5、轴支承点的支反力小齿轮圆周力l2218629，广zFt1931.45Nd140小齿轮径向力Fr1Fttgn/COS931.45tg20/cos14.305349.9N小齿轮轴向力Fa1Ft1tg931.45tg14.305237.5N1)垂直回支反力及弯矩计算l931.4542)k.6、合成弯矩Fbv465.7N84FavFbv465.7N-_.-MvcFav4219559.4NmmMvc求量更 e 人当zfeM2）水平间支反力及弯矩计算l349.942 237.520231 .50NF AH84匚349.942 237.520118.40NF BH842. 77前=1862, 2N?mMHCFBH424972.9Nmm.,一MHCFAH429722.9NmmMc.mVcMHC20181.67NmmMc、MvcMhc21842.73NmmT=9.55X10iX-=955X106XnMeM(T)2伟/0b,查表得b600MPa1b55MPa,0b95MPa,则55/950.58危险截面C处当量弯矩：MecMC2(T)224369.07NmmMe0.1d3得危险截面C处的弯曲应力按扭成力核&弯合应校bc24369.07一一30.14033.8MPa查得许用应力1b55MPa轴的强度口端d-1b,安全(2)蜗轮轴计算项目计算内容计算结果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=11Q则dCVP/n1103/2.11/18.185366mm取具轴径为60mm取d=60mm3、初定轴的选圆锥滚子轴承30216(一对)，其尺寸：D=140mm结构d=80mm,B=26mmT=4、轴的空间该轴所受的外载荷为转矩和蜗轮上的作用力。受力分析输入转矩APA211T29.551069.55106n18.181108388Nmm轴向力Fa2Ft1931.45N圆周力Ft22T2/d221108388/327.66766.72N径向力Fr2Ft2tanx2462.88N1）垂直回支反力及弯矩计算6766.72110Fbv3630.92N5、计算轴承支点的支反205l6766.7295FAV3135.80N力绘出水平面和垂直面弯矩2056、计算合成弯矩7、求当量弯矩Me8、按穹扭合成应力校核轴的强度MVCFBV1103630.92110399401.2Nmm2)水平回支反力及弯矩计算F2462.8895931.45163.8NFbh397.08N205l2462.88110931.45163.8c,Fah-2065.8(205MhcFbh12047650Nmm._一MHCFah120249896NmmMC，MVCM；c402233.57NmmMCJMVCMHC470078.45NmmCVVCHC前已计算T21108388NmmMeJm(T)21b/0b,查表得b600MPa1b55MPa,0b95MPa,则55/950.58危险截面C处当量弯矩：MecJMC2(T)27963976.64NmmINcb1b合格MeMebW0.1d31b得危险截面C处的弯曲应力7963976.64o一cbc32.27MPa0.1327.63查得许用应力ib55MPa(3)蜗杆轴(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=11Q则dCVP/n1103/2.66/473.319.56mm最小直径处有单键，故轴径增加3%圆整后取d=35mn左端选深沟球轴承6011,其尺寸：D=90mmd=55mm,B=16mm.右端选圆锥滚子轴承30210,其尺寸：D=90mmd=50mmB=20mmT=.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-661-/-6P_/62.66T9.55109.5510n473.353672.09Nmm根据前面结果，大齿轮处受力为：圆周力Ft3931.45N-径向力Fr3Ft3tann349.9Ncos取d=3515、计算轴承 支点的支反 力绘出水平 面和垂直面 弯矩轴向力 Fa3 Ft3 tan 237.5N蜗杆处受力为：2T圆周力Fti(958.43Ndil2T2轴向力Fai6766.72Nd2径向力 FriFt2 tan x 2462 .88 N1）垂直面支反力及弯矩计算958.43F BV784.89N140 931.45280380F AV958.43 140 931.45 100 811.88N280MVCFav140811.88140113662.6NmmMvb931.4510093145Nmm2)水平面支反力及弯矩计算FAH246288140676672563499100237.562280240723NFBH24628814067667256349910023756228040555N6、计算合成弯矩7、求当量弯矩Me8、按穹扭合成应力校核轴的强度MHC405.55140349.9280237.56255920NmmMhb237.562349.910036415NmmMHC2407.23140337012.2NmmMCJMVCMHc126673.73NmmMCJMVCMHC355663.34NmmMBMvBMHb102882.07NmmT53672.09NmmMeJm(T)21b/0b,查表得b600MPa1b55MPa,0b95MPa,则55/950.58危险截面C处当量弯矩：MecJmC2(T)2357023.08NmmMeMebW0.1d31b357023.08bc32.54MPa0.11123查得许用应力地55MPabc1b合格2、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,设计假定每五年一大修，下为校核过程：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：Cr13200N；C0r8300N；N010000r/minCr13200NC0r8300NN010000r/min轴承受力情况Fri520.1N；Fr2480.5NFa1237.5N,Fa20N；X、Y值Fa/C0r237.5/83000.029,e0.22Fa/Fr237.5/520110.45eX0.56Y1.99冲击载荷系数查表得fd1.1当量动载荷PfdXFrYFaP840.27N轴承寿命dn6c，一10_c（球轴承3）60nPLh45501h24000h,寿命合格载荷变化系数2840.27006查图得Cr13200f11载荷分布系数对于深沟球轴承，查得f20.98许用转速Nfif2N0N9800r/min大于工作转速1420r/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。(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30216,设计假定每五年一次大修，下校核过程：计算项目计算内容计算结果轴承主要性能参数查手册30216轴承主要性能参数如下：Cr160000N；C0r212000N；N02600r/mine=0.44Cr160000NC0r212000NN02600r/mine=0,44轴承受力情况Fr13755.1NFr23652.6NFSFr/Y,Y1.4S1R=93L45NFS12682.2N,方向向左；FS22608.9N,方向向右；Fs2Fa-Fs1858.2N0Fa1FS2Fa3540.4Na1S2AFa2FS22608.9Na2S2X、Y值e0.44,轴承一：Fa/Fr3540.4/3755.10.94eX10.4Y11.4X20.4Y21.4轴承二：Fa/Fr2608.9/3652.60.71e冲击载荷系数查表得fd1.1当量动载荷PfdXFrYFaP17104.46N,P25624.85NP7104.46N轴承寿命LCh60nP（滚子轴承10/3）Lh29572h24000h寿命合格载荷变化系数e7104.46,004查图得Cr160000f11载荷分布系数对于圆锥滚子轴承，Faarctan16杳图得Frf20.92许用转速Nf/zN。N2392r/min大于工作转速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30210;游动端采用一个深沟球轴承，只承受径向力，按轴径初选6011。受力图如下图：卜面进行校核：深沟球轴承6006计算项目1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：Cr30200N；C0r21800N；N06300r/minCr30200NC0r21800NN06300r/min轴承受力情况Fr1931.45N;Fai0N；X、Y值Fa/C0r0/218000,Fa/Fr0eX1Y0冲击载荷系数查表得fd1.1当量动载荷PfdXFrYFaP1024.60N轴承寿命10C（球轴承3）60nPLh901716h48000h寿命合格载荷变化系数匕1024.6003查图得Cr30200f11载荷分布系数对于深沟球轴承，查得f21许用转速NTN。N6300r/min大于工作转速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30210:计算项目计算内容计算结果轴承主要性能参数查手册30210轴承主要性能参数如下：Cr73200N；C0r92000N；N04300r/mine=Cr73200NC0r92000NN04300r/min轴承受力情况Fa6766.72NFr2883.5N；Fr32540.5NFSF/Y,Y1.41Fa20N,Fa3Fa6766.72NX、Y值e0.42,轴承二：Fa/Fr0e轴承三：Fa/Fr6766.72/2540.5afi2.66eX21Y21.9X30.67丫22.8冲击载荷系数查表得fd1.1当量动载荷PfdXFrYFaP2863.38N,P318723.5NP18723.5N轴承寿命10_9匚（滚子轴承h60nP10/3）Lh33130h24000h,寿命合格载荷变化系数旦18723.5025查图得Cr73200f10.94载荷分布系数对于圆锥滚子轴承，a=0查得f21许用转速NMN。N3760r/min大于工作转速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寸，应选用键87GB1096-79转矩T18.83Nm依据轮段长度为60mm选择标准镇长L=56mr1L56mm接触长度_,lLb568一，l48mm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)MPa4T418830001VmP-8.8MPahld74925pp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=80mnm寸，选用键2214GB1096-79转矩T1108.39N依据轮段长度为90mm选择标准镇长L=80mnL80mm接触长度(lLb8022l58mm轴上零件是否需要沿轴向移动，零键的选择主要考虑所传递的扭矩的大小,件的对中要求等等。m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)MPa4T411083902一P_68MPahld145880PP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T53.67Nm依据轮段长度为40mm选择标准镇长L=36mnL36mm接触长度1lLb.l28mm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)MPap工45367031MPahld72835pp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6=+38取6=10mm箱盖厚度61=6=取61=10mm箱座突缘厚度b=6b=15mm箱盖突缘厚度b1=6b1=15mm箱座底突缘厚度b2=6b2=25mm地角螺钉直径df=+12df=16mm地角螺钉数目n=4轴承旁连接螺钉直径d1=df=16取d1=16mm机盖与机座连接螺栓直径d2=df取d2=12mm轴承端盖螺钉直径d3=df取d3=10mm窥视孔盖螺钉直径d4=df取d4=8mm定位销直径d=d2取d=9mm大齿轮顶圆与内机壁跑离A15取A1=12齿轮端面与内机壁跑离A25取A2=12轴承端盖外径D2=+10依轴承而定轴承端盖突缘厚度t=d3t=12机座肋厚m=6取m=10五、润滑与密封1、齿轮、蜗杆及蜗轮的润滑在减速器中，蜗杆相对滑动速度V=s,采用浸油润滑，选用LCPE/P蜗轮蜗杆油(摘自SH009491),用于蜗杆蜗轮传动的润滑，代号为N22。浸油深度一般要求浸没蜗杆螺纹高度，但不高于蜗杆轴承最低一个滚动体中心高。2、滚动轴承的润滑三对轴承处的零件轮缘线速度均小于2m/s,所以应考虑使用油脂润滑，但应5对轴承处dn值进行计算。dn值小于210mmrpm时宜用油脂润滑；否则应设计辅助润滑装置。5三对轴承处均小于210mmrpm,所以可以选择油脂润滑。采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油板将轴承与箱体内部隔开。在选用润滑脂的牌号时，根据手册查得常用油脂的主要性质和用途。因为本设计的减速器为室内工作，环境一般，不是很恶劣，所以6011和6006轴承选用通用锂基润滑脂(SY732487),它适用于20120C宽温度范围内各种机械设备的轴承，选用牌号为1的润滑脂。3、油标及排油装置(1)油标：选择杆式油标A型(2)排油装置：管螺纹外六角螺赛及其组合结构4、密封形式的选择为防止机体内润滑剂外泄和外部杂质进入机体内部影响机体工作，在构成机体的各零件间，如机盖与机座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度不是很大，采用接触式密封，输入轴与轴承盖间V3m/s，采用粗羊毛毡封油圈，输出轴与轴承盖间也为V3m/s，故采用粗羊毛毡封油圈。六、技术要求1) 装配前所有零件用煤油清洗，滚动轴承用汽油浸洗，箱体内不允许有任何杂物存生。2) 保持侧隙不小于。3) 调整、固定轴承时应留轴向间隙，0.250.4mm。4) 涂色检查接触斑点，沿齿高不小于55%，沿齿长不小于50%5) 箱体被隔开为两部分，分别装全损耗系统用油L-AN68至规定高度。6)空载试验，在n1=1000r/min、L-AN68润滑油条件下进行，正反转各1小时,要求减速器平稳，无撞击声，温升不大于600C,无漏油。7) 减速器部分面，各接触面及密封处均不允许漏油，剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用垫片。8) 箱体外表面涂深灰色油漆，内表面涂耐油油漆。七、总结与体会通过机械设计基础课程设计这门课程的训练，我系统的回顾了过去三年学习的画法几何、机械制图、机械原理、机械设计等课程，重新认识了过去所学的知识，同时也获得了机械系统设计的初步知识和经验。这次训练过程比较艰难，虽然很多知识在以前都已经学习过，但是综合运用它们还是第一次。这次设计中，我开始认识到初始设计对于一件工业机械产品的重要性。往往是最开始的设计就决定了以后整个方案的可行性和经济性。这次的设计过程也使我学习到工作习惯的条理和延续的重要性。由于在最开始的设计过程中有些设计数据并没有及时的保存下来，在后来绘制装配图的时候有些地方又经过了二次设计，编写设计说明书的过程也是一个将自己的工作条理化的过程。参考文献1、 王之栎、王大康主编机械设计综合课程设计2010年8月第2版，机械工业出版社。2、 吴瑞祥，王之栋，郭卫东，刘静华主编机械设计基础（下册）2007年2月第2版，北京航空航天大学出版社。