北航优秀机械设计说明书_加热炉装料机

1、谨I趺京航玄骯夭大孝'Mb B E I H A N G UNIVERSITY机械设计课程设计计算说明书加热炉装料机设计院 系:能源与动力工程学院设计者: 指导教师:2014年6月3日刖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、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

2、）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）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1）蜗杆轴2）蜗轮轴目录错误!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

3、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。（3）大齿轮轴 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

4、误!未定义书签。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、设计任务书1、设计题目加热炉装料机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。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，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

5、。 加热炉装料机设计参考图如图ft46n1电动机 2 联轴器3 蜗杆副 4 齿轮5连杆6装料推板1C3、技术数据数据编号6推杆行程/mm250推杆所需推力/N7000推杆工作周期/s4、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。完成主要传动部分的结构设计。完成装配图一张(用 A0或A1图纸)，零件图2张。编写设计说明书1份。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) 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。方案一:二级圆锥

6、一一圆柱齿轮减速器。方案二:齿轮 蜗杆减速器。方案三:蜗杆 齿轮减速器。方案一方案二二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一一圆柱斜齿轮减速器，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 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

7、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方案评价:方案一:方案二:方案三:结构简单，可实现复杂轨迹，但极位夹角小。结构简单、紧凑，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，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 题，需要良好的急

8、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1) 选定行程变化系数K=2，则极位夹角k = 1e二180° X甘=60° ，取工作范围为2)3)4)± 15"。取机架ool = 120mn,由几何关系得：oa = ooi?cos60' = dOmna由行程cc 兰 250mn可得：bb'二 2- 250mfn ,摇杆oia = bb， = 25O(nm oI 01，-M01取滑轨位置距G距离L = jCoib + oibcoslS ），此时滑轨与摇杆轨迹相对位置为:相等Ii r相等滑

9、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。二取L 二 toib + oibcos15"）二 245 lAtrn圆整为L盍246俪。5）最大压力角取2h由4）可知摇杆。由位于最高点时压力角最大Gib L此时sin a计-Dibmax圆整为 bG = 40fTnio此时最大压力角aE" = 24.35。(2) 机构简图及机构特性机架 gi = 120mm曲柄 oa = dOim导轨与B距离L = 246m工作段行程250mm1)取行程速度变化系数K=2,则极位夹角e = I8cr2) 机构特性急回特性:行程速度变化系数K=2传力特性:最大压力角Gemx - 2比3

10、5< 30速度特性:由 Vq ?oa?w?cos Y经matlab数值模拟，推板速度曲线为:由此可见推板在工作段速度平稳且回程速度快。受力特性:取与偏角为± 15巾为有效工作行程，显然此时有效工作行程大于推杆行程的35嚣。受力分析：当0=15”时，压力角a = arxsi J '囂皿二 12 24°Fo =二 7162. 82Ncos flFd =M 7171. 14Ncos ( B - a )FoOOjs in Y s i n pV = 31, 17"oia = 167.247mmoia3BNFl? oib = F?/. F2 = 10719Fa

11、= 12527. 96Ncos yM = Fj?oa = 751.68N?m又经简易计算分析，推板受力与转角 P的关系为如图所示:故取M n68N?E时，B在± 15”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 丫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nz1油润滑8级精度圆柱齿轮利1滚动轴承口 43总效率 T1 = T i?Tl 2?T13?T14 = 0 745 2)功率P” = M?w = 1889. 21N)PhPd = = 2 54kWT1电动机

12、额定功率略大于Pd即可，因此选定电动机额定功率为 3kW3) 确定转速60严=二 24r/rTii n蜗杆H二10 40圆柱齿轮12 = 25i = 20200/. rid = (480f4800)"min可取nd = WOOr/min或ri(i = 1500r/m( n重量/kg价格额定电流/AY132S-666420444Y100L2-435705740综合质量和价格等因素，取呪=1500"rnin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) 运动和动力参数计算0轴(电动机轴)Po 二 Pdi 二 2.54kWno =

13、 1420r/mi riPoTo = 9550- = 17 08NI?m < 2 ON?nimI1轴（蜗杆轴）p 1 = Pom 2.51kWni = 1420r/ni( nPlTi = 9550= = 16.71N?irTjni2轴（蜗轮、小齿轮轴）P?二 Pi n 7 n 4 = 1- 99ktfni02 =P3T3 = 9550- = 267. 7N?m23轴（蜗轮、小齿轮轴）P3 = P7TI3TU = 1.91kW2 *3 = = 24r/mIn12Tg = 9550= = 760. 42N?fn31P4 二 PsTU 二 1 - 89kVfri4 = ns = 24r/mii

14、 nP4T4 = 9550= = 752. 42N?niM1轴名功率P/kW转矩T/ N?e传动比i效率输入输岀输入输岀0112203三、传动零件设计1、蜗轮蜗杆的设计计算项1.选择传动精确定精2 .确定蜗杆，涡轮齿数3.确应力4.接触强度设计算内容考虑传动功率不大，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蜗轮轮缘材料用ZCuSn10P砂模铸造。传动比i 120参考2表 3-4，取z12,z2 iz140蜗轮转速为：门271r / min蜗杆材料为锡青铜，则 HP 'HP ZvsZn ,由2表 3-10 P参考

15、2图3-8计算结果Z12Z240HP 118.N/ mm200N / mm初估滑动速度VS系数 Zvs0.91单项运转取1，Nl 60 nt h2.49108由2图3-11 查得：Z 0.652'HP ZvsZn118.3N/mm5m/ s,浸油润滑。滑动速度影响涡轮应力循环次数601711016365HPm2d1（箜瞥2"由2式3-10hpZ2 载荷系数K 1.38蜗轮转矩:T2267.7N m由2表3-8估取蜗杆传动效率0.8 ; T 2 Ti 1267.7 N md180mmb1128mm3496.91mm则 m2d1(二)2267.7选用 md5376mm查2表3-3

16、10.000传动基本尺寸：m8mnti 180mnq则蜗杆的宽度 b 12.5m 1128mm5.主要几何尺寸计算6.动效率涡轮分度圆直径: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:V2d2Zi /11.3 o2n(0.5mz,320 mm0.5(d162mmd2320mm0.2 mm11.3ob262mm200mmVq1)61.066 mmd2)200 mmd2n 2 / (601000)齿面相对滑动速度v1 / cosd1n1 / (60Vs查2表3-7出当量摩擦角tantan(V)1.19m/s1000)cos11.36.07m/ s0.9025V2

17、Vs1.341.19m / s6.01 m/ s0.87搅油效率20.960.90250.960.990.87 与估取值近似7.校核8.轮齿弯曲强度校核T2查2查2V2I，'940CT2Ze帀tKaKvKTi 24268.04表3-12得弹性系数Ze表3-13使用系数KA 11.19HP155 ,3m / s取动载荷系数载荷分布系数Kv1.03H 155 严00 笔.。4 1 1.03 187.24N/mmHV 80 320666T2KaKvKFd1d2mYfsYFP87.24mmHP合格确定许用弯曲应力FFP YN查2表 3-10 出'fp251N / mmFP27 .642

18、2 mm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译SYFa绻a涡轮当量齿数J乙 / cos342.425.25涡轮无变位查2图2-20和图2-21得mm2.39H合格FPYsa1.68Yfs2.391.684.02导程角的系数丫/ 120 o0.919.蜗验算10.蜗杆传动热平衡计其他参数同接触强度设计yi666268.041 倔 14.020.918032085.25 N / mmFt2 Fr2 l348EI蜗杆所受圆周力Fti2000T1d1蜗杆所受径向力Fri2000T2d2609.7 N蜗杆两支撑间距离L

19、0.9d 2yP200016.9180389Ntan0.9蜗杆危险及面惯性矩64许用最大变形蜗杆轴变形y1t132060.8 4642000268.04320288mmyp0.001 d1tan20 o6.36105mm0.08 mm2609.7482.11056.360.0027 mm y p合格<389 2105288 3FiFrimmypy1y1P1(1KA ) t295 C389N609.7N6.361050.08 mm0.0027 mmyp合格蜗杆传动效率0.87导热率取为K15w/(m2 C)(中等通风环境)K工作环境温度t220 C传动装置散热的计算面积为A 0.33( )

20、1.731002510(10.87) CC ccc, c2038.31 C 151.09471.0947m 2ti38.31 oC95oC合格ti最终结果:i=20，耳二 0.85&口1 二"2°7口冷巾二"7(nin蜗杆涡轮蜗杆涡轮m=8mm7级精度zi = 2zi = 40ZA型圆柱蜗杆传动di = 80mmd2 = 320(nni45钢轮缘 ZCuSn0P1bl = 128mmbj = 62rrm淬火砂模铸造Y = 11,3”(右旋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.选择材料和 精度等 级考虑到主动轮轮速不

21、是很高，故米用选用软尺面斜 齿轮，小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度 241HL 286HB平均取260HB右旋；大齿轮用 45钢，调质处理，硬度为197HL255HB平均取226HB左 旋。同侧齿面取8级精度。2、初步计算小因为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径，由2附录B式B-2齿轮直径d1d1勺 d H P1.43、确定基本参取Ad756,13，动载荷系数K1.4，T2265 N m查2表2-14取 d0.6接触疲劳极限H lim1710 MPaH lim 2580MPaHP!0.9 H lim1639M PaHP20.9 Hl lim2522MPa由2附录B表B

22、-1转矩d1KT u 12d HPU756屮.4笔込JV0.652222.96初取 d1110mm圆周速度v60 1000T2265N mHlim1 710M PaHl lim2 580MPaHP! 639M PaHP2 522M Pa109.46 mm8级精度合理竺Z0.407 m/ s60 1000查2表2-1，精度等级取8级精度合理取Z127 Z2iz 179.92 ，取 80z127确定模数，查2表2-4m d1 / z1110 / 274.074,叶4为标准值Z2804.074螺旋角 =arccosm10.94小齿轮直径d1z1109.998mmd1109.998mm大齿轮直径d2Z

23、2325.92mmd2325.92mm初步尺宽bdd10.611066 mmb 66mm校核传动比误差:传动比误差为%4、校齿核面接触疲劳强度80 / 272.962.9630H ZhZeZZ计算齿面接触应力节点区域系数：查2非变位斜齿轮Zh由2表 2-15弹性系数：Ze由2表2-5at 1arccosat 22.96/ 2.96JkaKvKh Kh1892-182.47.8jM Padb1arccos0.1%Ftu 1d1b ud 1 cos d12 ha；HPZhZe2.47189 .8jMPa28.822 oarccos23.677d b2d a 2oarccosd 2 cos t d

24、22 ha220.372arcta ntan narcta ncostan 20COS14.30520.372由于没有变位,端面啮合角t 20.3721.68端面重合度11.68tant1tanz2 tan t2 tan 't纵向重合度nnsi0- 996750.77二启d -+上-Z-=0.77Ka1.0 99螺旋角系数0.99Kv1.1由2表2-7Ka1.25由2图2-6Kv1.1FtKaFKh1.742T1 / d14867.2755.77N / mm查2表2-8KHKf查2表2-9Kh a B 10.6 d1.28齿面接触应力10ON /mmKh1.281.74bd12C 10

25、 3 bH 2.47189.8J1.251.11.281.74Y109.99866592.28N / mm计算许用接触应力HP592.28N / m0.770.994867.272.9612.96H lim ZNT ZL ZV ZRZWZXHP总工作时间t h（单向运转取SH lim103651658400 hZ NT1Z NT 21.161.22应力循环次数NL160 nt2.49Nl2h10860715840Nl1 / i8.4107ZW1Zw2 1.145、确定主要传动尺寸接触寿命系数ZnT1齿面工作硬化系数1 .2(240接触强度尺寸系数1.16，Znt21.22Z X 1 Z X 2

26、1 .0Z.1ZL2ZR1Zx1润滑油膜影响系数取为c HB 2130.2 21700130 ) / 仃00.14Z L1 Z L2 Z R1 Z R2取最小安全系数SH'im许用接触应力HP1710894.19 NHP2580768.25 N验算:Zr.SH lim1.16mm1.22mmH592.2N / mmZx21.0ZV11.05minHP1HP2Zv2 11.141.051.141.05HPPHe768.2M Pa中心距 a (d 1 d2 ) / 2217.959mm,圆整取 a 220mmP = arccos(Z1 + 21" mn _13,24'42

27、' *小齿轮直径d1mtz1大齿轮直径d2m|z2齿宽b2d12a4. 112148111.028 mm328.972mm66 mm，b170 mm1.05894.19N /768.25N /mrfimm592.2N/ mmminHR， Hf2768.2M Pa接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无须调d1d2b2b1111.028 mm328.972 mm66 mm70 mm 876齿根弯曲疲劳强度验算计算尺根弯曲应力KaKvKfKf 旦 YFaY sa YY bmFP3vi -= 29ka1.25, Kv1.1KfKh1.74二 7, 33由2图 2-9、图 2-20、图 2-21Kf0

28、.250.7520.682.62.24Ys1.62Ys1.750.90齿根弯曲应力：KaKvKf盒"YY1.25Kv1.1Kf1.74Kf1.1Yf 12.6Yf 22.24Ys 11.62Ys 21.75Y0.68y0.90F 1119.5F2111.2MPaMPaF2119.5 MPaF1YFa2Ysa /YFa1 / YSa1a111.2 MPa计算许用弯曲应力FPF lim YstYntIT YRrelT YxFPSF lim试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限F |imFlim1 300 MPaF lim 2270 MPaF lim 1F lim 2另外取300 MPa270 MPa

29、YnT10.93Y'VrelT 1Y'NT1YVrelT 2YRrelT 1O.93, YnT2确定尺寸系数YX1 = Yx2查最小安全系数SFminFP1FP27、静强度校核YRrelT0.951.2530020.931111.2527020.95111弯曲疲劳强度验算1,446.4 MPa1.25F1119.5 MPaF2111.2 MPaFP1FP2YnT20.95Yx1_Yx2 1SF min1.25FP1FP2410.4 MPaF1F2FP1FP2合格静强度校核，因传动无严重过载，故不作静强度校核446.4 MPa410.4 MPa119.5M Pa111.2M Pa

30、最终结果:小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮% 二 4mm 叭=4. 11218级精度23 - 27)Z4 80闭式软齿面dj = 11L 028mnid4 = 328. 97亦40Cr45钢ba = 70nini= 66mni调制调制P = 13* 24'43' HB=241286HB=197255a=220mm S = 20"取平均HB=260取平均HB=226右旋左旋 29臥 4 = 87|i=, r - Q. 97, nj -71r ?_ 24r /rnirv"4i f min3、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4

31、5钢，淬火,硬度为HRC=455。2.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/P / n13.94 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 丫型，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T 9.55 10蜗杆受圆周力ti2T7径向力Fr1轴向力Fai1)P 16910 mm n216910422.750 N802tand2608.968 N221673.125 Nd2垂直

32、面支反力(Frih i FeJ (605. 96& X 347 » 1673. 125 X131 + 3471002Hn Fay = 3?JW；水平面支反力Ftik 422. 750 X 347h + Is 131 + 347=307HFr1Fa11691N mm422.750 N608.968 N1673.125 NBy = 1002NF 覘=393NF 如=307Nb. = 116N敗，=131262N?rTm -= 136731N*inn = 40217N*?!駅& 二 l372EbhPim Me、142522H?nwn2)F% = Fti Fax = 116N

33、4）合成弯矩3）弯矩计算贮4 = by I = 13126ZN?iii H；*FAyl* Fin = 136731N?mn> 叫1 = 402l7N?rTin' = Ju* 4= 137Z85NimiM J 二 JhJ 2 + W*/ = 142522N?i!m6计算并T116.91 N mT116.91 N m绘制转矩7、求当量转矩按脉动循环考虑，取弯矩M e1b/ 0b,查表得 b 600 MPa1b则55M Pa 0b95M Pa55 / 950.579危险截面处当量弯矩:MeJM7"( T)2143522N mmMe143522N mmbeMeMeW0.1 d

34、3143522 01801b2.8 MPabe 1b 查得许用应力 ib55M Pa合格(2)蜗轮轴计算项目计算内容计算结果1、选择材45钢，正火，硬度 HB=170-217料、热处2、按扭转强度初估轴径3、初定轴的结构查表得，当轴材料为45钢时可取C=112，dC" 34mm 取九 35mm初定该轴为两端固定，取轴承30207 (一对)dmin35mm4、轴的空涡轮受力与蜗杆受力大小相等，方向相反间受力分乃=267 2Ninfn2)轴向力Fa2Fi442.750 NFa2442.750径向力Fr 2Fri608.968 NFr2608.968圆周力Ft2Fal1673.125 NF

35、21673.125圆周力F3兀/d34822.20NF34822.20NFr3F tan nF 31804.35JFr31804.35J径向力COS匕31149.8N轴向力Fa3F3 tan1149.8N涡轮N小齿轮5.求支反力，并绘=3035N出水平面=1178N和垂直面的弯矩图及合成弯460H矩图垂直面支反力FuCi 2 卜 b） = Fr?! 3 =乓2中=3035H=337H11 + Ig + I3Fuh = Fr2（ll + b） " Fair：=169960NninIITSHk'pH.C=87l72Nr-16332N?rTm2608Nnin=-9002dN*?nm

36、hv = 2493QNfTini肌'二 l7l96?NiTin W J = 192330N?nirNip '二 90669HW水平面支反力=fr3（ll *13）+ Ftllj + F甜5二 MBN6计算并绘制转矩F"F血7匚竺川3）弯矩计算卅“ =FjJi 二 169960H?nwn Hrf> 二 Fuj 13 二 e7l72hPim-F*l3=Fax'i 二Hx'd%;4)=FmIi=FfjJs =合成弯矩F 虢2 = 16332N?262QeH?nwnFgjfj = 90026Ninimi24938M'!»rnn'

37、= 典 r + MyJ = 171969N*rn M J M JhJ + M低=192330M?M.«b ' =林 J 4= 90669N'?mi J M J幅 2 +=29810N?血12267.7 N mT2267.7 N m7、求当量转矩按脉动循环考虑，取弯矩1b/ 0b,查表得 b 600 MPa1b则55M Pa, Ob 95 M Pa,55 /950.58危险截面处当量弯矩:Me247180N mmMeJMC '' 2（ T）2247180N mmbeMeMeW 0.1 d3247180110 31b33 M Pabc 1b0.1合格查得许

38、用应力 1b55M Pa(3)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=170-2172、按扭转 强度初估 轴径查表得，当轴材料为45钢时可取C=112，dcVp / n48mm 取50mmdmin50 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F4Ft34822.20 NFt44822.20 N径向力Fr4Fr31804.35 NFr41804.35 N轴向力Fa4Fa31149.87NFa41149.87 NBy=3572N=125ON=2

39、212H1）垂直面支反力I Ftdb卜厂ttttt 35叫Few = Ft4 F 的=1250W；407H*k'cHxc=123072N?iim塞 65139N?im=210112NninM, ' = 243903N?rTiii = 219978N-5n<n2）水平面支反力Fdz 4 F胡4民-m二 2212NF% = 1 Fa, = 4O7N；123872H（nn3）弯矩计算二 hJ 1 二Hyc 塞 F& 11 Fjii| r 1 =65139N?nTn= FjJi - 21IOI12H?（n4）合成弯矩He * = J纵/ + M肿=243908脱血H J

40、= JvJ += 219978H?n6计算并T3760.42 N mT3760.42 N m绘制转矩8、求当量转矩按脉动循环考虑，取弯矩M eib/ 0b,查表得 b 600 MPa1b 55 M Pa, Ob 95 M Pa, 则55/950.58危险截面处当量弯矩:Me2 ( T)2503995N mmMe503995N mmbbeMeMeW 0.1 d 3503995R 仆321 MPa 0.1 6231bbe 1b合格查得许用应力1b 55M Pa4、轴承的设计和校核计算滚动轴承寿命：Lh163651058400 h（1）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

41、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计算项目计算内容计算结果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：Cr22.0 KNC0r16.2 KNnlim9000r / min轴承受力情况Fn 二 Jf詁,+ F羸=1008. 69N球轴承不承担轴向力：Ki = 0Fri = 1008, 69NF.1 = 0X、丫值Fa /Fr0/. X 1 Y = 0X1Y 0冲击载荷系数查2表8-8fd1.2当量动载荷P fd X

42、F YFa1210NP 1210N轴承寿命L16670 CrL 10 hLh = 70546h > 58400h满足使用寿命要求n（球轴承P3)载荷变化系数P=0. 055 Crfl = 1载荷分布系数= 1许用转速n = fif jni ,(ii = 9000r/nii nn 二 9000r/imiiin大于工作转速 1420r/mi n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 （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查1表6-67，轴承主要性能参数如下:Cr63kN ； Gr74kNCr63kNGr74kNnlim6300r / minnlim6300 r / m