机械设计说明书-加热炉装料机设计

1、精选优质文档-倾情为你奉上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班设计者：指导教师： 专心-专注-专业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

2、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.

3、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

4、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°- 2

5、9°= 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

6、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=280×2mm3.3s=170

7、mm/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=1r3.3s×60=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=9550×Pednm=1

8、4.8N·m 对于0轴（蜗杆轴）:P0=Ped×0.99=2.18kWn0=nm=1420 r/minT0=9550×P0n0=14.7N·m对于1轴（小齿轮轴）：P1=P02342×0.99=1.77kWn1=n0i1=82.1 r/minT1=9550×P1n1=205.9N·m对于2轴（大齿轮轴）：P2=P114×0.99=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 /N·m转速

9、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=34.63

10、5。校核传动比误差：i=352=17.5,=17.5-17.317.3×100%=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=HP'ZvsZN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=60×1×82.1×10×300×6×2=1.77×108由

11、文献2图3-11查得ZN=0.69，则HP=HP'ZvsZN=200Nmm2×0.93×0.69=128.3N/mm24.接触强度设计载荷系数K=1,涡轮转矩为T2=208.0N·m由文献2式（3-10）得m2d115000HPz22KT2=.3×352×1×208.0=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=6.3×35=220.5mm,取d2=220mm。蜗杆导程角为ta

12、n=z1q=212.698=0.16,则=9.09°=9°5'24''。涡轮齿宽（见文献2表3-5）为b22m0.5+q+1=2×6.3×0.5+12.698+1=52.934mm取b2=54mm。涡杆齿宽（见文献2表3-5）为b12.5mz2+1=2.5×6.3×35+1=94.5mm取b1=96mm。传动中心距为a=0.5d1+d2=0.5×80+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=×220×82.160×1

13、000m/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°=1°12',由文献2式（3-5）得1=tantane+=tan9.09°tan1.2°+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=0.881×0.96×0.99=0.847.校核接触强度涡轮转矩为T2=T1i=9550×2.21420×17.3×0.84N

14、m=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/s<3m/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=(155×9400×215.080×2202×1×1.05×1)N/mm2=114.7N/mm2H<HP，合格。8.轮齿弯曲强度校核确定许用弯曲应力为FP=FP'YN。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

15、出弯曲强度寿命系数YN=0.57，故FP=FP'YN=51N/mm2×0.57=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=2.55×1.64=4.18导程角的系数为Y=1-120°=1-9.09°120°=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=666T2KAKVKd1d2mYFS

16、Y=(666×215.0×1×1.05×180×220×6.3×4.18×0.92)N/mm2=5.15N/mm2F<FP，合格。9.蜗杆轴刚度验算蜗杆所受圆周力为Ft1=2T1d1=2×9.55×106×2.N=369.89N蜗杆所受径向力为Fr1=2T2d2tanx=2×215.0××tan20°N=711.4N蜗杆两支撑间距离L=0.9d2=0.9×220mm=198mm。蜗杆危险截面惯性矩为I=df464=(80-2.5m

17、)464=(80-2.5×6.3)464mm4=8.36×106mm4许用最大变形为yp=0.001d1=0.001×80mm=0.08mm。由文献2式（3-14）得蜗杆轴变形为y1=Ft12+Fr1248EIL3=369.892+711.4248×2.1×105×8.36×106×1983mm=7.4×10-5mm<0.08mmy1<yp，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

18、面积为A=0.3(a100)1.73=0.3×.73m2=0.666m2由文献2式（3-15）得t1=P1(1-)kA+t2=2200×1-0.8415×0.666+20=55.24<95合格。3.2 齿轮设计1、选择材料和精度等级考虑主动轮转速不很高，传动尺寸无严格限制，批量较小，故小齿轮用40Cr，调质处理，硬度HB=241286，平均取为260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度HB=229286,平均取为240HB。同侧齿面精度等级选8级精度。2、初步估算小齿轮直径d1因采用闭式处理传动设计，按齿面接触强度初步估计小齿轮分度圆直径。由文献2附录B式（

19、B-2）d1Ad3KT1dHP2u+1u由文献2附录B表B-1，初取=15°，Ad=756，K=1.8，转矩T1=210.4Nm。由文献2表2-14查取齿宽系数d=1.2，初步计算许用接触应力HP。由文献2图2-24查得4接触疲劳极限Hlim1=710MPa，Hlim2=580MPa，则HP10.9Hlim1=0.9×710MPa=639MPaHP20.9Hlim2=0.9×580MPa=522MPa由文献2附录B中式（B-2）得d1Ad3KT1dHP2u+1u=d1756×31.8×210.41.2×5222×4.5+14

20、.5mm=84.89mm初取d1=90mm。3、确定基本参数校核圆周速度速度v和精度等级v=d1n160×1000=×90×82.160×1000m/s=0.39m/s查文献2表2-1，取8级精度合理。初取齿数为z1=29，z2=iz14.5×29=130.5，取z2=130。确定模数为mt=d1z1=9029=3.103，查文献2表2-4取mn=3mm。确定螺旋角为=arccosmnmt=arccos33.103=14.835°=14°50'6''小齿轮直径为d1=mtz1=3.103×2

21、9=89.987mm。大齿轮直径为d2=mtz2=3.103×130=403.392mm。初取齿宽为b=dd1=1.2×90=108mm。校核传动比误差，因齿数未做圆整，传动比不变。4、校核齿面接触疲劳强度由文献2式（2-5）H=ZHZEZZKAKVKHKHFtd1bu±1uHP校核齿面接触疲劳强度。计算齿面接触应力H。节点区域系数ZH由文献2图2-18查得，非变位斜齿轮ZH=2.43。弹性系数ZE由文献2表2-15查得，ZE=189.8N/mm2。重合度系数Z的计算公式由端面重合度和纵向重合度确定。其中：端面重合度为=12z1tanat1-tant'+z

22、2(tanat2-tant')由文献2表2-5可得t=arctantanncos=arctantan20°cos14.835°=20.632°at1=arccosdb1da1=arccosd1costda1=arccos90×cos20.632°90+2×3=28.673°at2=arccosdb2da2=arccosd2costda2=arccos403.39×cos20.632°403.39+2×3=22.758°由于无变位，端面啮合角t'=t=20.632

23、6;，因此端面重合度=1.68。纵向重合度为=bsinmn=108×sin14.835°×3=2.93因为>1，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=2×=4722NKAFtb=1.50×=65,6N/mm<100N/mmKH=KF=cos2b=1.680.9712=1.78cosb=coscosncost=cos1

24、4.835°×cos20°cos28.673°=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+0.16×1=0.6××+0.61×10-3×108=1.67齿面接触应力为H=2.43×189.8×0.77×0.98×1.5×1.15×1.67×1.78××1084.5±14.5N/mm2=607.3N/

25、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=10×300×6×2h=36000h应力循环次数为NL1=60n1th=60×1×82.1×36000=1.77×108NL2=NL1/i=1.77×108/4.5=3.93×107齿面工作硬化系数ZW1为ZW1=ZW2=1.2-HB2-=1.2-240-=1.14接触强度尺寸系

26、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=710×1.09×1×1×1×1.14×11.10=802MPaHP2=580×1.21×1×1×1×1.14×11.10=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=246.6

27、89mm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)×32×248=15°54'36''合理。端面模数为mt=mncos=3/cos15°54'36''=3.1195mm小齿轮直径d1=mtz1=3.1195×29=90.466mm大齿轮直径d2=mtz2=3.1195×130=405.534mm齿宽b为b=108mm，b1=116mm，b2=108mm小齿轮当量齿数为zv1=z1/cos

28、3=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/(2.25×3)=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

29、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=1.50×1.15×1.51×1.78××3×2.48×1.63×0.67×0.87=159.2MPaF2=F1YFa2YFa1YSa2YSa1=159.2×2.202.48×1.821.63=157.7MPa计算许用弯曲应力FP。由文献2式（2-17）FP=Fli

30、mYSTYNTYVrelTYRrelTYXSFlim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=300

31、5;2×0.90×1×1×11.25MPa=432MPaFP2=270×2×0.95×1×1×11.25MPa=410.4MPa曲疲劳强度的校核：F1=159.2MPa<FP2F2=157.7MPa<FP2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=118×32.21420=13.7mm最小

32、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=370×=185NFAy=370×=185NMy=185×131=24235Nmm弯矩图为：垂

33、直方向受力图为：FBx=711×131-1953×40262=57NFAx=711×131+1953×40262=654NMx1=57×131=7467NmmMx2=654×131=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=M

34、2+(T)2求出危险截面处的当量弯矩为Me=M2+(T)2=+(0.58×14800)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=.1×803=1.68MPab2=0.58×.1×323=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=118×31.7982.1=33.0mm圆整后取d=3

35、5mm3、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=4722×tan20.632°=1778N小齿轮轴向力Fa2=Ft3tan=4722×tan15°54'36''=1346

36、N5、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=1778×195-1953×71-1346×45284=519NFAy=1953+519-1778=694NMy1=694×71=49274NmmMy3=519×89=46191NmmMy2=My3+1346×45=Nmm弯矩图为：垂直方向受力图为：FBx=4722×195-711×71-370×=2921NFAx=4722×89+370×110-711×=1090NMx1=1090×71

37、=77390NmmMx2=Mx1-711×110=-820NmmMx3=2921×89=Nmm弯矩图为：6、计算并绘制合成弯矩图M1=My12+Mx12=91745NmmM2=My12+Mx22=4352NmmM3=My22+Mx32=NmmM4=My32+Mx32=Nmm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=+(0.58&

38、#215;)2=NmmMe2=M32+(T)2=+(0.58×)2=Nmm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=.1×503=12.12MPab2=.1×903=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=118×31.7018.2=36.06mm最小直径处有双键，故轴径增加6%，圆整后取d=40mm。3

39、、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=4722×=3259NFAy=4722-3259=1463NMy=3259×88=Nmm弯矩图为：垂直方向受力图为：FB

40、x=11130×102+1778×196-1346×=4262NFAx=11130×386-1778×88-1346×=13614NMx1=4262×88=NmmMx2=Mx1+1346×203=NmmMx3=11130×102=Nmm弯矩图为：5、计算并绘制合成弯矩图M1=My2+Mx12=NmmM2=My2+Mx22=NmmM3=Mx3=Nmm6、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

41、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=+(0.58×)2=NmmMe2=M32+(T)2=+(0.58×)2=Nmm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=.1×803=17.15MPab2=.1×563=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，F

42、r2=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

43、+Y2Fa2=4092N可得P=P2=4092N轴承寿命为Lh=10660n(CP)=10660n(CrP)=10660×1420×()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Fa

44、1=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

45、)=10660n(CrP)=10660×82.1×()3=h按照每天工作12小时，每年工作300天计算，则有h60.00year，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=+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F

46、a1C0r=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)=10660×18.2×()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

47、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10×50GBT 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=4Thl'd=4××40×32=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