北航优秀机械设计说明书_加热炉装料机

1、院 系：能源与动力工程学院机械设计课程设计计算说明书加热炉装料机设计设 计 者： 指导教师：2014 年 6 月 3 日前言加热炉装料机可用于向加热炉内送料。 由电动机驱动， 于室内工作。 通过传 动装置使装料机推杆往复运动，将物料送入加热炉内。设计一台由减速器与传动机构组成装料机， 配以适当的电动机等零部件， 实 现自动送料过程。尽量实现占地面积小，工作平稳及急回特性明显等工作特征。目录、设计任务书1、设计题目2、设计要求3、技术数据4、设计任务二、总体方案设计1、传动方案的拟定1）原动机2）传动机构3）执行机构2、执行机构设计1）设计计算过程3）推板设计3、电动机的选择1）电动机类型选择2

2、）选择电动机功率4、传动系统运动和动力参数三、传动零件设计1、蜗轮蜗杆的设计最终结果:2、直齿圆柱齿轮的设计最终结果：3、轴的设计和校核计算目录错误!未定义书签。错误!未定义书签。错误!未定义书签。错误!未定义书签。错误!未定义书签。错误!未定义书签。错误!未定义书签。错误!未定义书签。错误!未定义书签。错误!未定义书签。错误!未定义书签。错误!未定义书签。错误!未定义书签。错误!未定义书签。错误!未定义书签。错误!未定义书签。错误!未定义书签。错误!未定义书签。错误!未定义书签。错误!未定义书签。错误!未定义书签。错误!未定义书签。错误!未定义书签。（1）蜗杆轴 .（2）蜗轮轴 .（3）大齿

3、轮轴 .错误!未定义书签。 错误!未定义书签。 错误!未定义书签。4、轴承的设计和校核计算 .错误!未定义书签。（1）蜗杆轴轴承 .错误!未定义书签。（2）小齿轮轴 .错误!未定义书签。（3）大齿轮轴 .错误!未定义书签。5、键连接设计计算 .错误!未定义书签。（1）蜗杆上联轴器轴键 .错误!未定义书签。（2）蜗杆轴键 .错误!未定义书签。（3）大齿轮轴键 .错误!未定义书签。6、联轴器的选择 .错误!未定义书签。（1）输入轴 .错误!未定义书签。（2）输出轴 .错误!未定义书签。减速器箱体及附件的设计 .错误!未定义书签。1、箱体设计 .错误!未定义书签。2、润滑与密封 .错误!未定义书签。

4、1、齿轮、蜗杆及蜗轮的润滑 . 错误 !未定义书签。2、滚动轴承的润滑 .错误!未定义书签。3、油标及排油装置 .错误!未定义书签。4、密封形式的选择 .错误!未定义书签。5、技术要求 .错误!未定义书签。参考资料 .错误!未定义书签。四、五、3)5) 生产厂具有加工 7、8 级精度齿轮、蜗轮的能力。5连杆6装料推板、设计任务书1、设计题目加热炉装料机2、设计要求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。生产批量为 5 台。动力源为三相交流电 380/220V，电机单向转动，载荷较平稳。使用期限为 10 年，每年工作 300 天，

5、大修期为三年，双班制工作。加热炉装料机设计参考图如图3、技术数据数据编号6推杆行程 /mm2501电动机 2 联轴器 3 蜗杆副 4 齿轮2）完成主要传动部分的结构设计。4）编写设计说明书 1 份。方案一：二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。推杆所需推力 /N7000推杆工作周期 /s4、设计任务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。完成装配图一张（用 A0或 A1图纸），零件图 2 张。总体方案设计1、传动方案的拟定传动方案分为原动机、传动机构和执行结构1）原动机 设计要求：动力源为三相交流电 380/220v ，故原动机选用电动机。2）

6、传动机构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。方案一电动机输出转速较高， 并且输出不稳定。 总传动比较大， 轴所受到的弯扭矩 较大，所以初步决定采用方案三： 二级蜗杆圆柱斜齿轮减速器， 以实现在满足传动比要求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结构简单、紧凑，尺寸适中，最小传动角适中，传力性能良好，且方案二：方案三：结构简单，可实现复杂轨迹，但极位夹角小。于在粉尘较大的环境下工作。根据设计， 电动机通过联轴器， 将功率传到蜗轮蜗杆机构中， 再通过与蜗轮 同轴的一个小齿轮， 再与一个直齿圆柱齿轮相连， 达到减速目的， 最后通过输出 轴与执行机构

7、相连接。3）执行机构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。方案一：用摆动导杆机构实现运动形式的转换功能。方案二：用偏置曲柄滑块机构实现运动形式的转换功能。方案三：用曲柄摇杆机构和摇杆滑块机构串联组合，实现运动形式的转换功慢速行程为工作行程，快速行程为返回行程，机会性能好，工作效 率高，寿命长。结构简单，但是不够紧凑，且最小传动角偏小，传力性能差。由于装料机轨迹简单， 不需要较高精度， 且单行程工作， 考虑到工作效率问方案一：1)选定行程变化

8、系数 K=2，则极位夹角，取工作范2)取机架 ， 由几 何关系 得：3)由行程可得摇杆O14)O1取滑轨位置距 距离 ，此时滑轨与摇杆轨迹相对位置为：相等相等题，需要良好的急回特性。 综上所述， 方案一作为装料机执行机构的实施方案较 为合适。2、执行机构设计1）设计计算过程围为 。滑轨与摇杆顶端处于工作极限时距离相等，此时最大压力角最小。圆整为 。5) 最大压力角取 由 4) 可知摇杆 位于最高点时压力角最大 此时 圆整为 。此时最大压力角 。2)机构简图及机构特性 机架 曲柄 摆杆 连杆 导轨与 距离 工作段行程 250mm急回特性：行程速度变化系数K=2传力特性：最大压力角1) 取行程速度

9、变化系数 K=2，则极位夹角2) 机构特性速度特性：经 matlab 数值模拟，推板速度曲线为：取与 偏角为 为有效工作行程，显然由此可见推板在工作段速度平稳且回程速度快。受力特性：此时有效工作行程大于推杆行程的 。受 力 分 析 ：当 时 ， 压力 角又经简易计算分析，推板受力与转角 的关系为如图所示：故取 时， 在内 F 均大于等于 7000N，即为有效行程。3）推板设计3、电动机的选择1）电动机类型选择 按工作条件和要求，选用 Y 系列三相异步电动机，电压 380v。2）选择电动机功率1）机械效率效率数量弹性联轴器1蜗轮蜗杆1油润滑 8 级精度圆柱齿轮1滚动轴承3总效率2） 功率电动机额

10、定功率略大于 Pd 即可，因此选定电动机额定功率为 3kW。3） 确定转速蜗杆 圆柱齿轮可取 或重量 /kg价格额定电流 /AY132S-666420444Y100L2-435705740综合质量和价格等因素，取即取 Y100L2-4 电动机4、传动系统运动和动力参数1）总传动比： i=2）分配传动比3）蜗轮蜗杆4）圆柱齿轮5）运动和动力参数计算0轴 （电动机轴）1 轴（蜗杆轴）2 轴（蜗轮、小齿轮轴）3 轴（蜗轮、小齿轮轴）功率 P/kW转矩 T/轴名输入输出输入输出传动比i效率0112203、传动零件设计1、蜗轮蜗杆的设计计算项目计算内容计算结果1选择 传动精 度等 级，材考虑传动功率不大

11、，转速也不是很高，批量小。 精度等级为 7级，选用 ZA型蜗杆传动，双头右旋蜗 杆。蜗杆用 45 号钢淬火，表面硬度 4550HRC，蜗轮轮缘轮齿数3.蜗杆材料为锡青铜，则HPHP ZVS Z N ,HP 118.3N / mm2由2 表 3-10P200N/ mm2应力初估滑动速度 VS 系数 ZVS 0.91 单项运转取1，NL60 n2t h2.49 108由2 图3-11 查得： ZN0.65HP ZVSZN 118.3N/mm25m/ s,浸油润滑。滑动速度影响涡轮应力循环次数60 1 71 10 16 365HP4. 接 触强度设蜗轮转矩：由2 表 3-8 估取蜗杆传动效率0.8

12、; T2T1i 1T2d1267.7N m80mm267.7 Nb1128mm参考2 表 3-4，取z1 2,z2 iz 1 40蜗轮转速为： n 2 71r / min参考 2 图 3-8m2d1 (15000 )2KT 2由2 式 3-10HPZ2载荷系数 K 1.3材料用 ZCuSn10P1砂模铸造。确定精2确定蜗杆，涡传动比i 1 20z1z240则 m2d1 (15000 2 3 )2 1.3 267.73496.91mm3118.3 40选用 m2d 5376mm3 查2 表 3-3传动基本尺寸： m 8mm,d 1 80mm,q 10.000则蜗杆的宽度 b 12.5m z2 1

13、 128mm5. 主 要几何尺寸计算6.涡轮分度圆直径：tan蜗杆导程角查2 表 3-5涡轮尺宽 b2 传动中心距经圆整，取 b2涡轮圆周速度：v2动效率7. 校 核接触强d2z1 /11.3o2m(0.5mz2320mm0.5(d162mm0.2mmq 1) 61.066 mm d2 ) 200mmd2n2 / (60 1000)齿面相对滑动速度v1 / cosd1n1 / (60vs查21.19m/s1000)cos11.3 6.07m/ sd2b2v2vs320mm11.3o62mm200mm1.19 m / s6.01 m/ s表 3-7 出当量摩擦角V1.340.87tantan(搅

14、油效率 20.9612近似T2查2查2v2V ) 0.90250.9025 0.96 0.99 0.87 与估取 值ZE 9d410d02T22 KAKvKT1i 2 4 268.04表 3-12 得弹性系数 Z E表 3-13 使用系数 K A 11.19 m / sHPNm155，3m / sN/87.24mm2HP合格取动载荷系数 KV 1.03载荷分布系数 K 1H 155 9400 2682.04 1 1.03 1 87.24N / mm2H 80 32028. 轮 齿666T2KAK VK YFSY弯曲强d1d2mFP度校核确定许用弯曲应力 FFP YN查2 表 3-10 出 FP

15、 51N / mm2FPN/27 .6422mm查2 图 3-11 出弯曲强度寿命系数YN0.542,故FP251 0.542 27.642N /mm2确定涡轮的复合齿形系数 YFSYFa YSa涡轮当量齿数 Ze2 Z2 / cos342.425.25N/mm2YFa2.39YSa1.68YFs2.39 1.684.02导程角的系数 Y 1/ 120 o0.91涡轮无变位查 2图 2-20 和图2-21 得H合格FP其他参数同接触强度设计666 268.04 180 320 85.25 N / mm21.03 1 4.020.919. 蜗轴刚y1Ft21 Fr21 L348EI LyP验算蜗

16、杆所受圆周力F2000T1Ft1d12000 16.9180389NFt1389N蜗杆所受径向力Fr12000T 2d2tan10. 蜗 杆传动平衡2000 268.04320tan20Fr1609.7N609.7 N蜗杆两支撑间距离L 0.9d 2L取0.9320288mm蜗杆危险及面惯性矩df416460.8 4646.36105 mm4许用最大变形蜗杆轴变形y1yp0.001 d10.08 mmmmyp6.361050.08 mm389 2609.7 248 2.1 10 5 6.36 0.0027 mm y p 合格tP1 (1t1)KAt 2 95 C蜗杆传动效率0.87导热率取为

17、KK工作环境温度y10.0027 mm105288 3y1yp合格15W /(m2 C )(中等通风环境 )t 2 20 C传动装置散热的计算面积为最终结果 :i=20,蜗杆涡轮蜗杆涡轮m=8mm7 级精度ZA型圆柱蜗杆传动45钢轮缘 ZCuSn0P1淬火砂模铸造HRC=4550a=200mm2、直齿圆柱齿轮的设计计算项目计算内容计算结果1选择考虑到主动轮轮速不是很高，故采用选用软尺面斜材料和齿轮，小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度 241HB精度等286HB，平均取 260HB，右旋；大齿轮用 45 钢，调级质处理，硬度为 197HB255HB，平均取 226HB，左 旋。同侧齿面取 8 级

18、精度。2、初步因为采用闭式软齿面传动 , 按齿面接触强度初步估计算小算小齿轮分度圆直径，由 2 附录 B 式 B-2A 0.33( a )1.73100t 1 2510 (1 0.87) 20 38.31 C1 15 1.09471.0947m 238.31 oCt195oC合格齿轮直径d1KT1 u 1d1 Ad 32d H2P u由2 附录 B 表 B-1K 1. 4初取 d 1 110mm取Ad756,13 ，动载荷系数 K1. 4， 转矩T2265 N mT2265 N m ，查 2 表 2-14 取 d0.62接触疲劳极限H lim 1710MPaHl lim 2580MPaH li

19、m1710MPaH lim 2580MPaHP!639MPaHP!0.9 H lim 1639MPaHP2522MPaHP20.9 Hl lim 2522MPad1KT1u 12d HP uAd31.4 265 2.96 1756 3 20.6 52222.96109.46 mm3、确定基本参圆周速度vd1n160 1000110 71 0.407 m / s60 1000查2 表 2-1 ，精度等级取 8 级精度合理取z1 27 z 2iz 179.92 ，取 808 级精度合理z127确定模数，查 2 表 2-4mtd 1 / z1110 / 274.074, mn4 为标准值z280mt

20、4.074螺旋角 = arccosmnmt10.94小齿轮直径d1mtz1109.998mm大齿轮直径d2mtz2325.92mm初步尺宽 bdd10.611066mm校核传动比误差：80 / 272.962.96302.962.960.1%取mnd1d2109.998mm325.92mm66mm传动比误差为 %4、校齿核面接触疲劳强度H ZH ZEZ ZKAKV KH KHFt u 1 d1b uHP计算齿面接触应力节点区域系数 : 查22-18ZH2.47非变位斜齿轮 Z H2.47ZE189 .8 MPa由2 表 2-15弹性系数 : Z E189.8 MPa由2 表 2-5at 1ar

21、ccosdb1da1arccosd 1 cos d1t2ha1at 228.822 oarccosarctan20.372o由于没有变位端面重合度12 z11.68纵向重合度螺旋角系数由2 表 2-7KA1.25db2da223.677 otan ncos, 端面啮合角tant1arccosarctantancosd 2 cos td 2 2ha2tan 20ocos14.305ot 20.372z2 tan t 2 tan0.99KAKV20.3721.680.770.991.251.1由2 图 2-6KVFtKAFtb1.12T1 / d 1 4867.2755.77N / mm查2 表

22、2-8KHKF查2 表 2-9KHA B 10.6 db11.28齿面接触应力H 2.47 189.8100N /1.74bd10.77 0.99mm2C 10 3 b1.25 1.1 1.28 1.74 4867.27109.998 66592.28N / mm2计算许用接触应力 HPHlim ZNT ZL ZV ZRZW Z X HP总工作时间t h单向运转取SH lim101)36516KHKH1.741.28592.28N / m2.96 12.9658400 hZ NT 1Z NT 21.161.22应力循环次数 N L 160 nt12.49NL2h10 86071 5840ZW1

23、ZW 2 1.14NL 1 / i8.410 7ZX1ZX 2 1.0接触寿命系数 Z NT1齿面工作硬化系数1.16 ， ZNT21.22ZL1ZL2ZR1ZR2ZV1 ZV215、确定主要传动尺寸HB 2 130ZW 1 ZW 2 1.2 217001 .2 (240 130 ) / 1700.14SH lim1.05HP1894.19N / mm2接触强度尺寸系数 ZX1润滑油膜影响系数取为ZL1 ZL2 Z R1 Z R2取最小安全系数 SH lim许用接触应力HP1 710894.19 NHP2580768.25 N验算:1.16mm21.22mm2H 592.28N / mm2ZX

24、 21.0ZV11.05minHP2768.25N / mm2592.2N8 / mm2minHP1 HP2HP1ZV 2 11.141.14HP21.051.05768.25MPa中心距 a (d 1d 2 ) / 2 217.959 mm,圆整取 a 220mm小齿轮直径d1mt z1大齿轮直径d2mt z2齿宽 b2d1111.028 mm328.972mm66 mm， b170 mm768.2M5 Pa接触疲劳强度较为合适, 齿轮尺寸无须调d1d2b2b1111.028 mm328.972 mm66 mm70 mm6、齿根弯曲疲劳强度验算计算尺根弯曲应力KAKVKFK FFtYFaYS

25、aYYb1mnFPKA1.25 ， KV1.1 ， KFKH1.74由2 图 2-9 、图 2-20 、 图 2-21KF0.250.7520.682.62.24YS1.62YS1.750.90齿根弯曲应力 :F1KAKVKFb1Fmt n YFa 1YSa 1Y YKA1.25KV1.1KF1.74KF1.1YF 12.6YF 22.24YS 11.62YS 21.75Y0.68Y0.90F1119.5F2111.2MPaMPaF2119.5 MPaF1 YFa2 YSa2 /YFa1 / YSa1a111.2 MPa计算许用弯曲应力 FPFPF lim YSTYNTYVrelT YRrel

26、T YXSF lim试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限F limF lim 1 300 MPaF lim 2 270 MPaF lim 1F lim 2YNT1另外取YNT2300 MPa270 MPa0.930.95YX1=YX 21YVrelT 1YNT1YVrelT 2YRrelT 1 0.93, YNT2确定尺寸系数 YX1 =YX2查最小安全系数 SF minFP1FP27、静强度校核YRrelT0.951.25300 2 0.93 1 1 11.25270 2 0.95 1 1 1弯曲疲劳强度验算1,446.4 MPaSF minFP1FP2F1F2FP11.25446.4 MPa410.

27、4 MPa119.5 MPa111.2 MPa1.25410.4 MPaFP2合格F 1 119.5 MPaF 2 111.2 MPaFP1FP 2静强度校核 , 因传动无严重过载 , 故不作静强度校核最终结果：i=,小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮8 级精度闭式软齿面40Cr45 钢调制调制HB=241286HB=197255a=220mm取平均 HB=260取平均 HB=226右旋左旋3、轴的设计和校核计算1）蜗杆轴计算项目计算内容计算结果1选择材 料，热处 理45钢,淬火, 硬度为 HRC=455。02按扭转 强度估算 轴径查表 得 ，当 轴材 料 为 45 钢 时可 取 C=112， d C3

28、P / n 13.94 mm 根据与联轴器端连接的尺寸， 按联轴器的标准系列， 取弹性套柱销式联轴器 LT6 Y 型，其直径 d=35mm， 轴孔长度 L 80mm。d=35mm,L=80mm3初定轴的结构初定该轴为一端游动，一端固定4轴的空间受力5. 求支反力，并绘出水平面和垂直面的弯矩图及合成弯矩图输入轴转矩T1 9.55 106蜗杆受圆周力t12T1d1径向力Fr1轴向力Fa1P 1691N0 mm n2 16910 422.750 N802T2 tand2608.968 N2T21673.125 Nd21）垂直面支反力2）水平面支反力T1t1Fr1Fa11691N0 mm422.750

29、 N608.968 N1673.125 N3）弯矩计算4）合成弯矩6、计算并T1 16.91 N mT1 16.91 N m绘制转矩图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 HB=170-2177、求当量转矩按脉动循环考虑，取弯矩 M e 1b/ 0b ,查表得 b 600 MPa1b55 MPa, 0b则95MPa,55 / 95 0.579危险截面处当量弯矩：Me143522N mmMeMC 2 ( T )2 143522N mmMeWbcMe0.1 d 3 1435228031b 0.12.8 MPabc 1 b 查得许用应力 1b 55MPa合格

30、2、按扭转 强度初估 轴径查表得，当轴 材料为 45 钢时可 取 C=112， d C3 P / n 34mm dmin35mm, 取 mind min 35mm3、初定轴的结构初定该轴为两端固定，取轴承 30207（一对）4、轴的空涡轮受力与蜗杆受力大小相等，方向相反间受力分析5. 求支反力，并绘出水平面和垂直面的弯矩图及合成弯矩图涡轮 轴向力径向力圆周力小齿轮 圆周力径向力轴向力Fa2Fr2Ft2t3r3Fa3垂直面支反力1442.750 NFa2442.750 N2)Fr1Fa12T2 / d3tan nt3cosFt3 tan608.968 N1673.125 N4822.20N180

31、4.35N1149.87N水平面支反力Fr2t2Ft3Fr3Fa3608.968 N1673.125 N4822.20N1804.35N1149.87N3）弯矩计算4）合成弯矩弯矩MeMe 1b / 0b , 查表得 b 600 MPa1b 55 MPa , 0b 95 MPa , 则 55 / 95 0.58MC 2 ( T )2 247180N mm3）大齿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 HB=170-2176、计算并T2267.7 N mT2267.7 N m绘制转矩7、求当量转矩按脉动循环考虑，取危险截面处当量弯矩：Me247180N mmMe

32、Wbc0.1Me0.1 d 3 247180110 31b 33 MPabc 1 b 合格查得许用应力 1b 55MPa2、按扭转 强度初估 轴径查表 得 ， 当 轴 材 料 为 45 钢 时 可 取 C=112， d C3 P / n 48mm dmin 50mm, 取 mind min50 mm3、初定轴的结构初定该轴为两端固定，取轴承 30212（一对）4、轴的空大齿轮轴间受力分析5. 求支反力，并绘出水平面和垂直面的弯矩图及合成弯矩图圆周力 Ft 4径向力 Fr 4t3Fr3轴向力 Fa4Fa31）垂直面支反力4822.20 N1804.35 N1149.87N2）水平面支反力3）弯矩

33、计算Ft4Fr4Fa44822.20 N1804.35 N1149.87 N4）合成弯矩6、计算并绘制转矩图8、求当量弯矩 M eT3760.42 N m转矩按脉动循环考虑，取 1b/ 0b ,查表得 b 600 MPaT3 760.42 N m4、轴承的设计和校核计算滚动轴承寿命 : Lh16 365 10 58400 h1）蜗杆轴轴承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球轴承，以承受蜗杆轴向力，按轴径初选 30208；游动端采用一个深沟球轴承，只承 受径向力，按轴径初选 6010。1）深沟球轴承 6010（一个），其尺寸： D=80mm,d=50mm, B=16mm

34、计算项目计算内容计算结果Mebbc1b 55MPa , 0b 95MPa , 则 55/ 95 0.58危险截面处当量弯矩：MC 2 ( T)2 503995N mmMeMe W 0.1 d 3 1b 50399562321 MPa0.1查得许用应力 1b 55MPaMe503995N mmebc 1b 合格轴承主 要性能 参数查1 表 6-63 得轴承 6010 主要性能 参数如下：Cr 22.0 KNC0r 16.2 KNnlim9000r / min轴承受力情况球轴承不承担轴向力：X、Y值Fa Fr0X1Y0冲击载查2 表 8-8fd1.2荷系数当量动Pf d XFr YFa1210NP

35、 1210N载荷L 16670 C r轴承寿L 10 hnP满足使用寿命要求命（球轴承 3 ）载荷变化系数载荷分布系数许用转速大于工作转速 1420r/min结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。2）圆锥滚子轴承 30208（一对，且成对安装） ，其尺寸 D=80mm,d=40mm,B=18mm计算项目计算内容计算结果轴承主要性能参数轴承受力情况X、Y值冲击载荷系数当量动载荷轴承寿命载荷变化系数载荷分布系数查1 表 6-67 ，轴承主要性能参数如下：CrnlimY63kN ； C0r74kN6300r / min1.6成对安装：查2 表 8-8P fd XF r YFaP4103N

36、L 10 6 C rLh60 n P滚子轴承10 / 3)0.04 Cr对于圆锥滚子轴承tanFa4.39FrCrC0rn limY63kN74kN6300 r / min1.6f d 1.2P4103NLh636748 h 58400h寿命合格f 1 1f 2 0.45许用转速大于工作转速 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）小齿轮轴采用两端固定的支撑方案。圆锥滚子轴承 30207（一对），其尺寸 D=72mm,d=35mm,B=17mm计算项目计算内容计算结果轴承主要性能参数轴承受力情况查1 表 6-67 ， 30207 轴承主要性能参数如下：C

37、rnlimYCrC0r54.2 kN63.5kN54.2 kN ；C0r63.5kN6700r / min1.6FS1FS2FS1Fa1Fa2nlim6700r / minY 1.6933 N, 方向向右；417 N，方向向左；FA- FS21423N 0FS1933NFS1 FA1660NFa1Fa2933N1660Ne=X 1 1 Y10X、Y值Fa1 Fr 1 0.31 eX 2 0. 4 Y2 1.6Fa2 Fr 2 1.24 e冲击载荷查2 表 8-8f d 1.2系数当量动载P fd XF r YFaP1 3584N, P2 3872N荷P1 3584 N, P2 3872N轴承寿

38、命L 10 6 C rLhh 60 n PLh 1613342 h58400h寿命合格（滚子轴承 10 / 3）载荷变化P0.07 Crf 1 1系数载荷分布对于圆锥滚子轴承f 2 0.7系数FtanFa0.24Fr许用转速大于工作转速 71r/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）大齿轮轴 采用两端固定的支撑方案。圆锥滚子轴承 30212（一对），其尺寸 D=110mm,d=60mm,B=22mm计算项目计算内容计算结果轴承主要性能参数轴承受力情况X、Y值冲击载荷系数当量动载轴承寿命查1 表 6-67 ， 30212 轴承主要性能参数如下：CrnlimCrC0r

39、102kN130kN102kN ； C0r130kN4500r / min1.5FS1FS2FS2Fa1Fa2e=nlim4500r / min1.51348 N , 方向向右；496 N，方向向左；FA- FS1298 N 0FS2 FA1646NFS2496NFa1 Fr 1 0.4 eFa2 Fr 2 0.33 e查2 表 8-8P fd XF r YFaP14853 N, P21784 NL 10 6 C r h60 n PFa1Fa21646N496NX1 1 Y1X 2 1 Y20f d 1.2P1 4853N, P2 1784NLh17793871 h58400h（滚子轴承 10

40、 / 3）寿命合格载荷变化系数P 0.05Crf 1 1载荷分布系数对于圆锥滚子轴承tanFa0.28Frf 2 0.5许用转速大于工作转速 24r/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。5、键连接设计计算查1 表 6-57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。1）蜗杆上联轴器轴键材料选 45 钢，则 P 100 120 MPa键的选择和参数选用普通平键圆头 A 型。根据轴径 d=35mm选, 平键剖 面尺寸 b=10mm,h=8mm根, 据轮毂长 80mm选, 择标准键 长 L=70mm键转矩T 16.91 N mT

41、 16.91 N m接触长度l L b 60mml =24mm校核强度4T4 16910P 4 MPa P hl d8 60 35PP故满足要求键的选择和参数2)蜗杆轴键材料选 45 钢，则 P 100 120 MPa1) 小齿轮键键的选择和参数选用普通平键圆头 A 型。根据轴径 d=42mm选, 平键剖 面尺寸 b=12mm,h=8mm根, 据轮毂长 68mm选, 择标准键 长 L=56mm键转矩T 267.7 NmT 267.7 N m接触长度l L b44mml =44mm校核强度4T Phl d72MPaPP故满足要求2) 蜗轮键键的选择和参数选用普通平键圆头 A 型。根据轴径 d=4

42、2mm选, 平键剖 面尺寸 b=12mm,h=8mm根, 据轮毂长 60mm选, 择标准键 长 L=50mm键转矩T 267.7 NmT 267.7 N m接触长度l L b38mml =38mm校核强度4TPP hl d84 MPaPP故满足要求3)大齿轮轴键材料选 45 钢，则 P 100 120 MPa1) 大齿轮键选用普通平键圆头 A 型。根据轴径 d=62mm选, 平键剖面尺寸 b=18mm,h=11mm根, 据轮毂长 74mm选, 择标准键长 L=63mm转矩T 760.42 N mT 760.42 N m接触长度l L b 45mml =45mm校核强度P4T99MPaP hl

43、dPP故满足要求2）联轴器键键的选择和参数选用普通平键圆头 A 型。根据轴径 d=50mm选, 平键剖 面尺寸 b=14mm,h=9mm根, 据轮毂长 112mm选, 择标准键 长 L=100mm键转矩T 760.42 NmT 760.42 N m接触长度l L b86mml =86mm校核强度4T Phl d63MPaPP故满足要求6、联轴器的选择查1 表 6-991）输入轴选择弹性套柱销式联轴器 LT6 Y 型，轴孔直径，轴孔长度 82mm2）输出轴选择弹性套柱销式联轴器 LT9 Y 型，轴孔直径，轴孔长度 112mm四、减速器箱体及附件的设计1、箱体设计查1 表 3-1计算项目计算内容计算结果箱座厚度=+38取=12mm箱盖厚度1=