北航机械课程设计报告

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：加热炉装料机院 系：宇航学院 111513班设 计 者：石庆利（11151069）指导老师：李继婷2014年6月5日北京航空航天大学目录一、设计任务书：11.设计题目：12.设计背景：13.设计参数：14.设计任务：1二、机械装置整体方案设计：11.执行机构设计：12.电动机选择23.分配传动比24.运动和动力参数计算3三、主要零部件的设计计算41.传动零件的设计及校核41.1高速级蜗杆-蜗轮传动设计41.2低速级齿轮传动设计62.轴的设计与校核122.1蜗杆轴（高速轴）设计与校核122.2小齿轮轴（中间轴）设计与校核142.3大齿轮轴（低速轴）设计与校核1

2、83.轴承的寿命校核203.1蜗杆轴轴承寿命校核203.2蜗轮-小齿轮轴轴承寿命校核213.3大齿轮轴轴承寿命校核234.键的选取及校核242.1高速轴联轴器键242.2中间轴蜗轮键242.3低速轴大齿轮键252.4低速轴外伸键25四、减速器箱体及附件设计261.减速器箱体设计计算：262.附件的设计262.1通气器的设计262.2外六角螺塞设计272.3杆式游标设计272.4启盖螺钉设计272.5轴承端盖设计283.密封装置及润滑剂选择283.1密封装置283.2润滑剂和润滑脂的选择294.技术要求29设计计算依据和过程计算结果一、设计任务书：1. 设计题目：加热炉装料机2. 设计背景：1)

3、 题目简述：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) 使用状况：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，每天工作16小时；检修期为三年大修。3) 生产状况：生产厂具有加工7、8级精度齿轮、蜗轮的能力。3. 设计参数：推杆行程290mm，推杆所需推力6200N，推杆工作周期3.7s。4. 设计任务：（1）设计总体传动方案，画出总体机构简图，完成总体方案论证报告。（2）设计主要传动装置，完成主要传动装置的装配图（A0）。（3）设计主要零件，完成两张零件工作

4、图（A3）。（4）编写设计说明书。二、机械装置整体方案设计：机械装置通常由原动件、传动部分和执行机构组成。机械装置总体设计任务是你定执行机构和传动方案，选定原动机的类型和具体型号，确定传动部分的总传动比，合理分配各级传动比，计算传动机构和执行机构的运动及动力参数，为传动机构和执行机构的设计提供依据。1. 执行机构设计：本设计要使从动件最终执行直线的往复移动，需要最终实现由原动件输出的旋转运动转换为往复运动，且无须考虑是否等速，是否有急回特性，因此为了完成此任务选择最为简单的连杆机构即可。本设计采用一个六杆机构作为执行机构。设计过程示意图如下（已保留作图痕迹）：图 1 执行机构设计图2. 电动机

5、选择推杆行程S=300mm，已知极位夹角=120°，则推杆工作时间t=4.3s×180°+10°360°=2.269s由推程可得推杆工作速度：v=st=300mm2.296s=132.19mm/s=0.1322m/s,取vmax=0.26m/s推杆工作功率 Pw=Fw×vmax=6000×0.26=1560 W=1.56KW现在计算工作效率：从原动件到滑块共经过有联轴器（两个）、球轴承（三对）、蜗杆蜗轮传动、齿轮传动以及一系列转动副和滑动副。传动总效率 =122334556=0.9932×0.993×0.

6、80×0.975×0.995×0.92=0.656所需电机功率 Pd=PW2.38 W电动机额定功率PedPd，选电动机的额定功率为Ped=3 kW选取Y112M-6型电动机Ped=3 kW，nd=1000 r/min, nm=960 r/min工作机主轴转速nw=604.3 r/min= 13.95r/min，传动比i=nmnw=96013.95=68.8，蜗杆齿轮减速器传动比范围6090，综合考虑满足要求，所以选择同步转速为1000 r/min的Y112M-6三相异步电动机。3. 分配传动比1) 总传动比（减速器传动比） i=68.82) 各级传动比 减速器高

7、速级蜗杆-涡轮传动比为： i12=23，i23=2.9914. 运动和动力参数计算0轴（电动机轴）：P0=Pd=2.38 kWn0=nm=960 r/minT0=9550P0n0=23.68 Nm1轴（高速轴）：P1=P001=P01=2.363 kWn1=n0i01=960 r/minT1=9550P1n1=23.51 Nm2轴（中间轴）：P2=P112=P123=1.8715 kWn2=n1i12=41.74 r/minT2=9550P2n2=428.19 Nm3轴（低速轴）：P3=P223=P224=1.825 kWn3=n2i23=13.95 r/minT3=9550P3n3=1249

8、.37 Nm4：滑块P4=P334=P312556=1.56 kW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动机轴2.3823.6896010.991轴2.3632.33923.5123.279604.9440.962轴1.8721.853428.19423.9141.743.8030.963轴1.8251.8071249.31236.513.95表 1 4.运动和动力参数计算结果三、主要零部件的设计计算1. 传动零件的设计及校核图 2 传动零件结构示意图1.1 高速级蜗杆-蜗轮传动设计1) 选择材料和精度等级考虑转速不很高，传动尺寸无严格限制，批量较

9、小，选用ZA型蜗杆传动，蜗杆用45钢，淬火处理，硬度HRC=4550，蜗轮轮缘用ZCuSn10P1，砂模铸造。同侧齿面精度等级选8级精度。2) 确定蜗杆、蜗轮齿数传动比i=23，参考表3-4，取z1=2,z2=23×z1=46蜗轮转速为n2=41.74 r/min3) 确定蜗轮的许用接触应力蜗轮的材料为锡青铜，计算公式为：HP=HP'ZvsZN，由表3-10得HP'=200MPa，参考图3-8出谷滑动速度vs=3.3m/s，浸油润滑，由图3-10得zvs=0.94，单向运转取1，涡轮的应力循环次数：NL=60n2th=60×1×41.74×

10、;10×250×16=1.0×108，由图3-11得：ZN=0.75，则：HP=HP'ZvsZN=200×0.94×0.75=141MPa。4) 接触强度计算载荷系数K=1.05，有表3-8故去我干的传动效率=0.8，则蜗轮的转矩为T2=428.2Nm，m2d115000HPz22KT2=15000139.12×462×1.05×428.2=2470.15mm3，取m2d1=2500mm3，取m=6.3mm，d1=63mm，则q=10。5) 主要尺寸计算:蜗轮分度圆直径为d2=mz2=6.3×46

11、=289.8mm蜗杆导程角tan=z1q=210=0.2,=11°18'36''蜗轮齿宽（表3-5）为：b2=2m0.5+q+1=48.089mm,取b2=50mm传动中心距为：a=0.5d1+d2=176.4mm6) 计算蜗轮圆周速度和传动效率蜗轮圆周速度v2=d2n260×1000=0.63m/s齿面相对滑动速度为：vs=v1cos=d1n160×1000=3.229m/s由表3-7差出当量摩擦角e=1°32'=1.53°，由式（3-5）得：1=tantan(+e)=0.877,2=0.95,3=0.99,=

12、123=0.82，与初取值相近。7) 校核接触强度蜗轮转矩为T2=T1i=443.3Nm由表3-12可查弹性系数为ZE=155，由表3-13得使用系数KA=1由于v2=0.63m/s<3m/s，取Kv=1.02，载荷分布系数K=1，则：H=ZE9400T2d1d22KAKvK=138.9MPa<141MPa=HP，合格。8) 轮齿弯曲强度校核确定许用弯曲应力为：FP=FP'YN由表3-10查FP'=51MPa（单侧受载）由图3-11查YN=0.6，所以FP=FP'YN=30.6MPa蜗轮复合齿形系数计算：YFS=YFaYSa蜗轮当量齿数ze2=z2cos3=

13、48.79蜗轮不变位，查图2-20和2-21得：YFa=2.35，YSa=1.71，所以YFS=YFaYSa=4.14 导程角的系数为Y=1-120°=0.906F=666T2KAKVKd1d2mYFSY=9.81MPa<FP，所以合格。9) 蜗杆轴刚度验算蜗杆所受圆周力为：Ft1=2T1d1=746.35N径向力Fr1=2T2d2tanx=1113.5N，L=0.92d2=260.82mm蜗杆危险截面惯性矩为：I=df464=2.47×106mm4许用最大变形为：yp=0.001d1=0.063mm蜗杆轴变形为：y1=Ft12+Fr1248EIL3=0.000955

14、mm<0.063mm,y1<yp，合格。10) =0.82，导热率K=15W/(m2)，工作环境温度t2=20A=0.33(a100)1.73=0.881m2，由式（3-15）得：t1=P1(1-)KA+t2=52<95，合格。1.2 低速级齿轮传动设计1) 选择材料和精度等级考虑转速不很高，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因采用闭式软齿面传动，按齿面接触强度初步估算小齿轮分度圆直

15、径。查附录B中表B-1，初取=13°，查得Ad=756，K=1.4，转矩T1=443.3 Nm由表2-14取齿宽系数d=1.2，初步计算许用接触应力HP。由图2-24查得接触疲劳极限Hlim1=710 MPa，Hlim2=580 MPa，则HP10.9Hlim1=0.9×710 MPa=639 MPaHP20.9Hlim2=0.9×580 MPa=522 MPa由附录B中式（B-2）得：d1Ad3KT1dHP2u+1u=756×31.4×443.31.2×5222×2.991+12.991=103.05 mm初取d1=105

16、mm。3) 确定基本参数校核圆周速度v和精度等级：v=d1n160×1000=×105×41.7460×1000=0.23m/s查表2-1，取8级精度合理。初取齿数为z1=34，z2=i12z1=2.991×34=101.694 取z2=101。确定模数为mt=d1/z1=105/34=3.088，查表2-4取mn=3。确定螺旋角为：=arccosmnmt=13.729°小齿轮直径为 d1=mtz1=3.088×34=104.992 mm大齿轮直径为 d2=mtz2=3.088×105=311.888 mm初步齿宽

17、为 b=dd1=1.2×105=126 mm校核传动比误差：i=z2z1=10134=2.971,相对误差：2.991-2.9712.991×100%=0.7%，在允许误差范围内。4) 校核齿面接触疲劳强度由式 H=ZHZEZZKAKVKHKHFtd1bu±1uHP 校核接触疲劳强度。计算齿面接触应力 H。节点区域系数ZH由图2-18查得，非变位斜齿轮ZH=2.44。弹性系数ZE由表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'+z2tanat2-tant&

18、#39;由表2-5可得t=arctantanncos=arctantan20°cos13.729°=20.54°at1=arccosdb1da1=arccosd1costda1=arccos105×cos20.54°105+2×3=27.648°at2=arccosdb2da2=arccosd2costda2=arccos311.888×cos20.54°311.888+2×3=23.256°由于无变位，端面啮合角t'=t=20.54°，因此端面重合度=1.69纵向重

19、合度为=bsinmn=126×sin13.729°×3=3.17因为>1，故Z=1=11.69=0.769。螺旋角系数Z为Z=cos=cos15.942°=0.986使用系数KA由表2-7查得KA=1.25；动载荷系数KV由图2-6查得KV=1.02。齿间载荷分配系数KH查表2-8。其中：Ft=2T1d1=2×443.3×1000105=8443.8 NKAFtb=1.25×8443.8126=83.77 N/mm<100 N/mmcosb=coscosn/cost=cos13.729°cos20

20、76;/cos20.54°=0.975KH=KF=cos2b=1.690.9752=1.778齿向载荷分布系数KH查表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×(126105)2×(126105)2+0.61×10-3×126=1.55齿面接触应力为：H=2.44×189.8×0.769×0.986×1.25×1.02×1.778×1.55×8443.8105

21、15;126×2.971+12.971=608 N/mm2计算许用接触应力 HP。由式HP=HlimZNTZLZvZRZWZXSHlim计算许用接触应力 HP。其中，接触强度寿命系数ZNT由图2-27查得ZNT1=1.15，ZNT2=1.21。应力循环次数为：NL1=60n1th=60×1×190.129×10×250×16=1.0×108NL2=NL1i=1.0×1082.971=3.37×107齿面工作硬化系数ZW1为ZW1=ZW2=1.2-HB2-1301700=1.2-240-1301700=1.

22、14接触强度尺寸系数ZX由表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查表2-17（一般可靠度），取SHlim=1.05。许用接触应力为HP1=710×1.04×1×1×1×1.14×11.05=886.5 MPaHP2=580×1.10×1×1×1×1.14×11.05=762.0 MPa验算：H=608 MPa<HP2=762.0 MPa（取HP1和HP2中较小的HP2），接触疲

23、劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。5) 确定传动主要尺寸中心距为a=d1+d22=104.992+311.8882=208.440 mm圆整取a=210 mm。由公式a=z1+z2mn2cos可求得精确的螺旋角为=arccosz1+z2mn2a=arccos34+101×32×210=15.359°=15°21'32''端面模数为：mt=mn/cos=3/cos15°21'32''=3.111 mm小齿轮直径：d1=mn/cosz1=3.111×34=105.778 mm大齿轮直径：d2

24、=mn/cosz2=3.111×101=314.222 mm齿宽b为：b=126 mm，b1=130 mm，b2=126 mm小齿轮当量齿数为zv1=z1/cos3=38小齿轮当量齿数为zv2=z2/cos3=1136) 齿根弯曲疲劳强度验算由式 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=1.25，KV=1.02，KF=1.778，同接触疲劳强度校核。齿向载荷分布系数KF由图2-9查得KF=1.5。其中：b/h=126/2.25×3=18.67齿形系数YFa由图2

25、-20(非变位)查得YFa1=2.42，YFa2=2.24；应力修正系数YSa由图2-21查得YSa1=1.67，YSa2=1.80。重合度系数Y为Y=0.25+0.75e=0.25+0.75/cos2b=0.25+0.751.69/0.9752=0.67螺旋角系数Y由图2-22查得Y=0.87。齿根弯曲应力为F1=KAKVKFKFFtbmnYFa1YSa1YY=1.25×1.02×1.5×1.778×8443.8126×3×2.42×1.67×0.67×0.87=183.3 MPaF2=KAKVKFKF

26、FtbmnYFa2YSa2YY=1.25×1.02×1.5×1.778×8443.3126×3×2.24×1.80×0.67×0.87=182.9 MPa计算许用弯曲应力。FP=FlimYSTYNTYVerlTYRrelTYXSFmin实验齿轮的齿根弯曲疲劳极限Flim由图2-30查得Flim1=300 MPa，Flim2=280 MPa。弯曲强度最小安全系数SFmin由表2-17查得SFmin=1.25。弯曲强度尺寸系数YX由图2-33查得YX1=YX2=1。弯曲强度寿命系数YNT，由图2-32（应力循

27、环次数确定同接触疲劳强度校核）查得YNT1=0.92，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YVerlT1=YVerlT2=YRrelT1=YRrelT2=1许用齿根应力为FP1=300×2×0.92×1×1×11.25 MPa=441.6 MPaFP2=280×2×0.95×1×1×11.25 MPa=425.6 MPa弯曲疲劳强度的校核：F1=140 MPa<FP1=441.6 MPaF2=132 MPa<FP2=425.

28、6 MPa合格。7) 静强度校核因传动无严重过载，故不作静强度校核。2. 轴的设计与校核2.1 蜗杆轴（高速轴）设计与校核1) 选材料，热处理方式：45钢正火，硬度HB=1702172) 查表得45钢取C=106，dC3Pn=106×32.363960mm=14.3mm，根据与联轴器端连接的尺寸，按联轴器标准系列，选择GY4J1型凸缘联轴器，直径d=30mm，轴孔长度L=60mm。3) 初定轴的结构：将支撑布置成一端固定一端游动式结构，轴承初选7208AC。4) 轴空间受力：T1=23.51Nm， Ft1=2T1d1=746.35N， T2=443.3NmFa1=2T2d2=3059

29、.35N， Fr1=2T2d2tan=1113.5N空间受力图如下：图 3 蜗杆轴空间受力图5) 计算支反力：垂直面（YZ平面）支反力及弯矩计算如下： FAV=1113.5×170-3059.35×31.5340=273.31 N FBV=1113.5×170+3059.35×31.5340=840 N M'VC=FAV×170=46462.7 Nmm M''VC=FBV×170=142800 Nmm水平面（XY平面）支反力及弯矩计算如下：FAH=FBH=0.5×Ft1=373.18 NMHC=FBH

30、×170=63439.75 Nmm垂直面、水平面受力图如下：图 4 蜗杆轴垂直面、水平面受力图垂直面、水平面弯矩图如下：图 5 蜗杆轴垂直面、水平面弯矩图6) 计算并绘制弯矩图：M'C=M'VC2+MHC2=46462.72+63439.752=78634.5 NmmM''C=M''VC2+MHC2=1428002+63439.752=156257.6 Nmm图 6 蜗杆轴合成弯矩图7) 计算并绘制转矩图：T1=23.51Nm=2.351×104Nmm 图 7 蜗杆轴转矩图8) 对于不变转矩=-1b0b,由表1-2得：B=60

31、0MPa,0b=95MPa,-1b=55MPa, =0.58由公式 Me=M2+T2求出危险截面C处当量弯矩为MeC=M''C2+T2=156257.62+0.58×235102=156851.4 Nmm当量弯矩图如下：图 8 蜗杆轴当量弯矩图b=MeCW=156851.40.1×633=6.27MPa<-1b=55MPa，所以合格。9) 轴的整体设计如下图所示：图 Error! Main Document Only. 蜗杆轴整体结构设计2.2 小齿轮轴（中间轴）设计与校核1) 选材料，热处理方式：40Cr调质，硬度HB=2412862) 查表得40C

32、r取C=104，dC3Pn=104×31.87241.74mm=36.95mm，该小齿轮轴轴径最小处大于36.95mm即可。3) 初定轴的结构：将支撑布置成两端固定式结构，轴承初选7211AC。4) 轴空间受力计算： Fa2=Ft1=746.35N，Fr2=Fr1=1113.5N，Ft2=Fa1=2T2d2=3059.35NFt3=2000T2d2=8381.71N, Ft4=Ft3=8381.71NFa3=Ft3tan=2302.25N, Fa4=Fa3=2302.25NFr3=Ft3tanncos=3163.68N, Fr4=Fr3=3163.68N轴的空间受力图如下：图 10

33、小齿轮轴空间受力图5) 计算支反力：垂直面、水平面支反力计算简图如下：图 11 垂直面、水平面受力图FAV=8381.71×210+746.35×144.9-1113.5×85315=5630.66 NFBV=8381.71×105-1113.5×230-746.35×144.9315=1637.55NFAH=3163.68×210+2302.25×52.889-3059.35×85315=1670.13 NFBH=3059.35×230-3163.68×105+2302.25

34、5;52.889315=1565.80 N6) 计算弯矩并绘制弯矩图：M'VC=5630.66×105=591219.3 Nmm=M''VCM'VD=5630.66×230-8381.71×125=247338.05NmmM''VD=1637.55×85=139191.75NmmM'HD=1565.80×85=133093Nmm=M''HDM''HC=1565.80×210-3059.35×125=-53600.75 NmmM'H

35、C=-53600.75-2302.25×52.889=-175364.45 NmmM'C=M'VC2+M'HC2=591219.32+175364.452=616678.97 NmmM''C=M''VC2+M''HC2=591219.32+53600.752=593644.10 NmmM'D=M'VD2+MHD'2=247338.052+1330932=280873.38 NmmM''D=M''VD2+MHD''2=139191.752+13

36、30932=192582.68 Nmm垂直面、水平面及合成后弯矩图如下：图 12 小齿轮轴垂直面、水平面弯矩图图 13 小齿轮轴弯矩合成图7) 计算并绘制转矩图：T1=443.3Nm=443300Nmm 图 14 小齿轮轴转矩图8) 对于不变转矩=-1b0b,由表1-2得：B=750MPa,0b=125MPa,-1b=70MPa, =0.56由公式 Me=M2+T2求出危险截面C处当量弯矩为MeC=M'C2+T2=6166792+0.56×4433002=664770.68 Nmm当量弯矩图如下：图 15 小齿轮轴当量弯矩图bc=MeCW=664770.680.1×

37、803=12.98MPa<-1b=70MPa，所以合格。9) 轴的整体设计如下图所示：图 16小齿轮轴整体结构设计图2.3 大齿轮轴（低速轴）设计与校核1) 选材料，热处理方式：45钢，调质处理，硬度HB=2172552) 查表得45钢取C=106，dC3Pn=106×31.82513.95mm=53.75mm，由此可定该大齿轮轴轴径最小处取55mm即可。3) 初定轴的结构：将支撑布置成两端固定式结构，轴承初选7213AC。4) 轴空间受力计算：Ft4=Ft3=8381.71N, Fa4=Fa3=2302.25N, Fr4=Fr3=3163.68N轴空间受力图如下：图 17 大

38、齿轮轴空间受力图5) 计算支反力：垂直面、水平面支反力计算简图如下：图 18 大齿轮轴垂直面、水平面受力图FAV=8381.71×210315=5587.8 N, FBV=8381.71×105315=2793.9NFAH=3163.68×210-2302.25×157.111315=960.8NFBH=3163.68×105+2302.25×157.111315=2202.84 N6) 计算弯矩并绘制弯矩图：M'VC=5587.8×105=586719 Nmm=M''VCM'HC=960.8

39、×105=100884 NmmM''HC=100884+2302.25×157.111=462592.8 NmmM'C=M'VC2+M'HC2=5867192+1008842=595329 NmmM''C=M''VC2+M''HC2=5867192+462592.82=747148.8Nmm图 19 大齿轮轴弯矩图7) 计算并绘制转矩图：T3=1249Nm=1249000Nmm 图 20 大齿轮轴转矩图8) 对于不变转矩=-1b0b,由表1-2得：B=650MPa,0b=105MPa,-

40、1b=50MPa, =0.476由公式 Me=M2+T2求出危险截面C处当量弯矩为：MeC=M'C2+T2=747148.82+0.476×12490002=954824.65 Nmm图 21 大齿轮轴当量弯矩图bc=MeCW=954824.650.1×843=16.1MPa<-1b=50MPa，所以合格。9) 轴的整体设计如下图所示：图 22 大齿轮轴整体结构设计图3. 轴承的寿命校核3.1 蜗杆轴轴承寿命校核工作时间：th=3×250×16h=12000h1) FrAV=273.31 N，FrAH=373.18 N，FrA=373.18

41、2+273.312=462.56 N2) FrBV=840 N，FrBH=373.18 N，FrB=373.182+8402=919.16 NFsA=0.68FrA=314.54 N , FsB=0.68FrB=625 N 3) FsB-Fa-FsA=625-3059.35-314.68=-2748.89 N<0，B端被压紧FaA=FsA=314.54 N, FaB=FsA+Fa=3373.89 N4) 当量动载荷l P1=fdX1FrA+Y1FaA由FaAFrA=0.68=e=0.68，查得X1=1，Y1=0，则P1=1.1×1×462.56+0×314.

42、54=508.82 Nl P2=fdX2FrB+Y2FaB由FaBFrB=3373.89919.16=3.67>e=0.68，查得X2=0.41，Y2=0.87，则P2=1.1×0.41×919.16+0.87×3373.89=3643.35NP=maxP1,P2=3643.35 N5) 轴承寿命为：Lh=10660nCrP=10660×960352003643.353=15656 h>12000 h能满足使用寿命要求。6) 静强度校核：P'or=0.5×919.16+0.38×3373.89=1741.66>

43、;919.16, Por=1741.66NS0=2, PorS0=1741.66×2=3483.32N<24.5KW=Cor, 安全。7) 极限转速：n=f1f2nlim, PC=3643.3535200=0.1035f1=0.97=tan-13059.35462.56=81.4°f2=0.91n=0.97×0.91×7500 r/min=6620 r/min>960r/min，安全3.2 蜗轮-小齿轮轴轴承寿命校核工作时间：th=3×250×16h=12000h1) FrAV=5630.66 N，FrAH=1670.13

44、 N，FrA=1670.132+5630.662=5873.13 N2) FrBV=1637.55 N，FrBH=1565.80 N，FrB=1565.802+1637.552=2265.68 NFsA=0.68FrA=3993.7 N , FsB=0.68FrB=1540.66 N 3) Fa=Fa3-Fa2=2302.25N-746.35N=1555.9NFsB+Fa-FsA=1540.66+1555.9-3993.7=-897.14 N<0，B端被压紧FaA=FsA=3993.7 N, FaB=FsA-Fa=2437.8 N4) 当量动载荷l P1=fdX1FrA+Y1FaA由Fa

45、AFrA=0.68=e=0.68，查得X1=1，Y1=0，则P1=1.1×1×5873.13+0×3993.7=6460.44 Nl P2=fdX2FrB+Y2FaB由FaBFrB=2437.82265.68=1.17>e=0.68，查得X2=0.41，Y2=0.87，则P2=1.1×0.41×2265.68+0.87×2437.8=3354.8NP=maxP1,P2=6460.44 N5) 轴承寿命为：Lh=10660nCrP=10660×41.74505006460.443=190713h>12000 h能满

46、足使用寿命要求。6) 静强度校核：P'or=0.5×5873.13+0.38×3993.7=4454.17<5873.13, Por=5873.13NS0=2, PorS0=5873.13×2=11746.26N<57.5KW=Cor, 安全。7) 极限转速：n=f1f2nlim, PC=6460.4450500=0.128f1=0.92=tan-11555.92342.37=34°f2=0.99n=0.92×0.99×4500 r/min>41.74r/min，安全3.3 大齿轮轴轴承寿命校核工作时间：th

47、=3×250×16h=12000h1) FrAV=5587.8 N，FrAH=960.8 N，FrA=960.82+5587.82=5669.8 N2) FrBV=2793.9 N，FrBH=2202.84 N，FrB=2202.842+2793.92=3557.86 NFsA=0.68FrA=3855.46 N , FsB=0.68FrB=2419.34 N 3) FsB-Fa-FsA=2419.34-2302.25-3855.46=-3738.37 N<0，B端被压紧FaA=FsA=3855.46 N, FaB=FsA+Fa=6157.71 N4) 当量动载荷l

48、P1=fdX1FrA+Y1FaA由FaAFrA=0.68=e=0.68，查得X1=1，Y1=0，则P1=1.1×1×5590.94+0×3855.46=6236.78 Nl P2=fdX2FrB+Y2FaB由FaBFrB=6157.713557.86=1.73>e=0.68，查得X2=0.41，Y2=0.87，则P2=1.1×0.41×3557.86+0.87×6157.71=7497.52NP=maxP1,P2=7497.52 N5) 轴承寿命为：Lh=10660nCrP=10660×13.95665007497.5

49、23=833655 h>12000 h能满足使用寿命要求。6) 静强度校核：A：P'or=0.5×5590.94+0.38×3855.46=4260.5<5590.9, Por=5590.9NB：P'or=0.5×3557.86+0.38×6157.71=4118.9>3557.9, Por=4118.9NS0=2, PorS0=5590.9×2=11181.88N<63KW=Cor, 安全。7) 极限转速：n=f1f2nlim, PC=7497.5266500=0.113f1=0.97=tan-1230

50、2.253557.86=32.9°f2=0.99n=0.97×0.99×4300 r/min>13.95r/min，安全4. 键的选取及校核2.1 高速轴联轴器键1) 确定键的类型及尺寸轴径30mm，圆头普通平键：b×h-l=8×7-50标记为： 键 A8×50 GB/T 1096 2) 校核强度转矩 T=23510 Nmm；键接触长度l'=l-b=50-8=42 mm；轴径d=30 mm；许用挤压应力p由表7-1查得：5060 MPap=4Thl'd=4×235107×42×30=

51、10.66 MPa<p则键的挤压强度满足要求。2.2 中间轴蜗轮键1) 确定键的类型及尺寸轴径70 mm，轮毂长度84mm，圆头普通平键：b×h-l=20×12-70标记为： 键 20×70 GB/T 10962) 校核强度转矩 T=443300 Nmm；键接触长度l'=l-b=70-20=50 mm；轴径d=46 mm；许用挤压应力p由表7-1查得：5060 MPap=4Thl'd=4×44330012×50×70=42.22 MPa<p则键的挤压强度满足要求。2.3 低速轴大齿轮键1) 确定键的类型及尺

52、寸轴径84 mm，轮毂长度124mm圆头普通平键：b×h-l=22×14-110标记为： 键 16×70 GB/T 10962) 校核强度转矩 T=1249000 Nmm；键接触长度l'=l-b=110-22=88 mm；轴径d=84 mm；许用挤压应力p由表7-1查得：5060 MPap=4Thl'd=4×124900014×88×84=48.28 MPa<p则键的挤压强度满足要求。2.4 低速轴外伸键1) 确定键的类型及尺寸轴径55 mm，圆头普通平键：b×h-l=16×10-63标记为：

53、 键 16×63 GB/T 10962) 校核强度转矩 T=1249 Nm；键接触长度l'=l-b=63-16=47 mm；轴径d=55 mm；许用挤压应力p由表7-1查得：p=100120 MPap=4Thl'd=4×124900010×47×55=193.27 MPa>p键的挤压强度不满足要求，故需要调整，现将其改为双键，呈180°分布，则：p=0.5×4Thl'd=0.5×4×124900010×47×55=96.63 MPa<p现在键的挤压强度满足要求。四、减速器箱体及附件设计1. 减速器箱体设计计算：计算项目计算内容计算结果箱座壁厚箱盖壁厚箱座突缘壁厚箱盖突缘壁厚箱座底突缘壁厚地角螺栓直径地角螺栓数目轴承旁连接螺钉直径螺栓至外箱壁距离螺栓至凸缘边距离沉头座直径轴承旁凸台半径箱盖与箱座连接螺栓直径窥视孔盖螺钉直径定位销直径大齿轮顶圆与内壁距离齿轮端面与内壁距离机盖肋厚机座肋厚=0.04a+381=0.858b=1.5b1=1.51b2=2.5df=0.036a+12n=6d1=0.75dfc1min=22mm