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1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：加热炉装料机设计院系：能源与动力工程学院设计者:指导教师：2014 年 6 月 3 日、八 、-刖言加热炉装料机可用于向加热炉送料。 由电动机驱动，于室工作。通过传动装置使装料机推杆往复运动，将物料送入加热炉。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。目录目录一、设计任务书 1.1、设计题目 1.2、设计要求 1.3、技术数据 2.4、设计任务 2.二、总体方案设计 2.1、传动方案的拟定 2.（1）原动机 2.（2）传动机构 2.（3）执行机构 3.2、执行机构
2、设计 4.（1）设计计算过程 4.（3）推板设计 8.3、电动机的选择 9.（1）电动机类型选择 9.（2）选择电动机功率 9.4、传动系统运动和动力参数 1.0三、传动零件设计 1.1.1、蜗轮蜗杆的设计 1.1.最终结果 : 1.7.2、直齿圆柱齿轮的设计 1.7最终结果： 2.4.3、轴的设计和校核计算 2.5（1）蜗杆轴 2.5.（2）蜗轮轴 2.9.（3）大齿轮轴 3.4.4、轴承的设计和校核计算 3.7（1）蜗杆轴轴承 3.7（2）小齿轮轴 4.0.（3）大齿轮轴 4.2.5、键连接设计计算 4.4.（1）蜗杆上联轴器轴键 4.5（2）蜗杆轴键 4.5.（3）大齿轮轴键 4.66、
3、联轴器的选择 4.7.（1）输入轴 4.7.（2）输出轴 4.7.四、减速器箱体及附件的设计 4.71、箱体设计 4.7.2、润滑与密封 4.8.1、齿轮、蜗杆及蜗轮的润滑 4.82、滚动轴承的润滑 4.83、油标及排油装置 4.94、密封形式的选择 4.95、技术要求 4.9.五、参考资料 5.0.一、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送料，由电动机驱动，室工作，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。（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
4、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电动机2联轴器3蜗杆副4齿轮5连杆6装料推板3、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/s2.54、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（用A0或A1图纸），零件图2。（4）编写设计说明书1份。二、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
5、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
6、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 能。方案评价:方案一：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。方案二：结构简单，但是不够紧凑，且最小传动角偏小，传力性能差。方案三：结构简单，可实现复杂轨迹，但极位夹角小。由于装料机轨迹简单，不需要较高精度，且
7、单行程工作，考虑到工作效率问 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1)选定行程变化系数K=2，则极位夹角，取工作围为2)取机架oo. = 120mm丄口 * 步 /曰，由几何关系得：oa = oo, '= 60mm3)可得：''_ '_ ' 1O01b04)取滑轨位置距5距离"紗+讣W ),此时滑轨与摇杆轨迹相对位置为：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。取- 討mm小-245.74mm圆整为 皿5)最大压力角取主由4)可知摇杆.位于最高点时压力
8、角最大此时o.bLhe = 40.22Sniinsi" %血此时最大压力角竝=岁竺(2)机构简图及机构特性曲柄 oa = 60H1TM连杆:导轨与距离 ：二也的工作段行程250mm1）取行程速度变化系数K=2则极位夹角 = 1800x1 = 60-2）机构特性急回特性：行程速度变化系数K=2传力特性：最大压力角速度特性:t 7严ocp w * cosy由经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。1I受力特性:取与"5偏角为±1产为有效工作行程，显然此 时有效工作行程大于推杆行程的35%0受力分析：当时，压力角L D.bcQS
9、 IS*a = arcs in：= 12.24*5beFR.=7162,82f cosa尸7171.14JVcos(/?- a)oasiny sinpa F2 = W719.38/Vcosy=1252738N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M = 751.68/V-rn时，冷在±15罕均大于等于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勿0.991蜗轮蜗杆0.801油润滑8级精度圆柱齿轮陛0.971滚动轴承0.993
10、总效率呼；伐“釦筑厂匕如2) 功率Pw = M w= 1889.2 IVP = - = 2. 54kMdn电动机额定功率略大于Pd即可，因此选定电动机额定功率为 3kW<3) 确定转速圆柱齿轮 = 25- i = 20*200:. nf = (4804900)r/mi!i可取;：-：'：；：或'"少 一 1 U'm重量/kg价格额定电流/AY132S-6664204447.2Y100L2-4357057406.8综合质量和价格等因素，取N = 1500r/mbl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=59.17(2) 分
11、配传动比(3)运动和动力参数计算0轴(电动机轴)P。= pd = 2.54= 14 20= 9550 二=m V 2.0AM 用1轴(蜗杆轴)P1 = Poil1 = 2,51* = 1420r/wnri = 9550 = 16-71/v2轴（蜗轮、小齿轮轴）niP2Pz = P1nzil4=L99kWfl2 = 7ra = 9SS°= 2677JV-»J3轴（蜗轮、小齿轮轴）®hpP厂巧 y = 1刖测® = l广如/加忆=955丐=760.42/Vm= P3 n + = lB9kWn4 = ng = 24r/minr4 = 9550 = 752A2N
12、 - m轴名功率P/kW转矩T/N5传动比i效率输入输岀输入输岀02.542.5117.0812.511.9916.9116.7410.9921.991.91267.7212.01200.79231.911.89760.42752.422.960.96三、传动零件设计1、蜗轮蜗杆的设计计算项目计算容计算结果1 选择传动精考虑传动功率不大，转速也不是很咼，批量小。度等 级，材 料确定精 度精度等级为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ZCuSn10P1砂模铸造。2 .确定传动比Z12蜗杆，涡i.20轮齿数1Z240参考2表3-4，
13、取z12,z2 iz 140蜗轮转速为：n 271r / min3.确定涡蜗杆材料为锡青铜，则HP'hP ZVSZN ,HP118.N/ mm轮许用接触应由2表 3-10 P '200N / mm力参考2图3-8初估滑动速度Vs5m/ s,浸油润滑。滑动速度影响系数 ZVS0.91单项运转取1,涡轮应力循环次数Nl60n2t h6017110163652.49108由2图3-11查得:Zn0.65HP'HP ZVSZN118.3N/mm4.接触强2 .m d1()KT 2度设计由2式 3-10hpZ2载荷系数K1.3蜗轮转矩：T2267.7N mm8由2表3-8估取蜗杆
14、传动效率d180mm0.8 ; T 2 尹 1267.7 N m21500023则()2 1.3 267.7 3496.91mm1118.340选用 Hd5376mmb1128mm查2表3-3传动基本尺寸：则蜗杆的宽度m8mmd 180mmq10.000b 12.5m Jz21128mm5.主要涡轮分度圆直径：d2mz320mmd2320mm几何尺寸计算tanz1 / q 0.2 mm113'蜗杆导程角11.3b262mm查2表3-5a200mm涡轮尺宽b22n(0.5Jq1)61.066 mm传动中心距a0.5(d1d2)200 mm经圆整，取b262mm6.计算涡轮圆周速度：涡轮的
15、v2d2n2 /(601000)1.19m/s，圆周速齿面相对滑动速度度和传vsv1 / cos切 / (60 1000)cos11.36.07m/ sV21.19m / s动效率查2表3-7出当量摩擦角V111 '1.34Vs6.01 m/ s0.87tan10.9025tan(v)搅油效率20.961 20.902近似50.960.990.87与估取值7.校核'940CT2HZ_KaKvKHP接触强v did2度T2T1i2 4268.04 N mh87.24查2表3-12得弹性系数ZE 155,N / mm查2表3-13使用系数KA 1HHP合格v21.19 m /s3m
16、 / s取动载荷系数KV1.03载荷分布系数K1,'9400268.04187.24N / mmH 155 丿21 1.03HV 803208.轮齿666丁2心心kF.丫 FS丫FP弯曲强d1d2m度校核确定许用弯曲应力F'fP Y N查2表 3-10 出'FP251N / mmFP 27 .642查2图3-11出弯曲强度寿命系数N / m m2Yn 0.542 故FP 51 0.542 27.642N / mm2确定涡轮的复合齿形系数冷SYFa丫Sa冲於立=*浙 ZZ / cos3d42.425.25涡轮当量齿数2厶2 1 5JbF涡轮无变位查2图2-20和图2-21
17、 得N /mmYFa2.39Ysa1.68H合格FPYfs2.391.684.02导程角的系数丫1/120 “0.91其他参数同接触强度设计666268.0411.0314.020.91F803205.25 N / mm89.蜗轴刚杆度pF； F；（ 3 y1L yp48EI验算蜗杆所受圆周力厂2000T1200016.91389N389NFt1_|d180F1蜗杆所受径向力2000T2L2小2000268.04tan20 “Fr1,tan xd2609.7 N320Fr1609.7N蜗杆两支撑间距离 L取L0.9d 20.9320288mm蜗杆危险及面惯性矩d：60.8 45If16 361
18、05mm6464许用最大变形yp0.001 d10.08 mmI6.361054 mm蜗杆轴变形yp0.08 mmyJ389 2609.7 2288 3y 1482.110 56.3610 50.0027 mmy p合格y10.0027 mmy1yp合格10.传蜗杆动热P1 (1)t1-t2 95 CKA平衡计算蜗杆传动效率0.87导热率取为K 15W/(m2C)(中等通风环境)K工作环境温度 1220 C传动装置散热的计算面积为A0.33( -)1.731.0947m 21002510(10.87)“Ct 12038.3 11151.0947J38.31C95C合格7"/ mlnt
19、j = 0+858,!1 =最终结果:蜗杆涡轮蜗杆涡轮m=8mm7级精度巧=2Zj = 40ZA型圆柱蜗杆传动£ 二 80 mj?:d2 = 320mm45钢轮缘 ZCuSn0P1打=128mm% = 62 mm淬火砂模铸造y = 113（右旋厂HRC=4550a=200mmi=202、直齿圆柱齿轮的设计计算项目计算容计算结果1 选择材料和 精度等 级考虑到主动轮轮速不是很高，故米用选用软尺面斜 齿轮，小齿轮用 40Cr,调质处理，硬度 241HB 286HB,平均取260HB,右旋；大齿轮用45钢，调 质处理，硬度为197HB255HB,平均取226HB,左 旋。同侧齿面取8级精度
20、。2、初步计算小齿轮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2附录B式B-2径d1.1 KTidiAd3 2-d HP由2附录B表B-1u 1uK 1.4取 A756,13，动载荷系数K1.4，转矩T2265N m,查2表2-14取 d0.6T2265Nm接触疲劳极限H lim1710MPaH liml710MPaH lim 2580MPaHllim2580MPaHP!639MPaHP!°.9 h liml639MPaHP2522MPaHP 2°.9 Hl lim2522MPa“nru 1Y d HPuLC J 1.42652.961756310
21、9.46 mmV0.652222.96初取 d1110mm3、确定圆周速度8级精度合理基本参d1 n,11071数v1 10.407 m/ s60 100060 1000查2表2-1,精度等级取8级精度合理取 Z127 Z25iz 179.92，取80Z127确定模数，查2表2-4Z280md1 / z1110 / 274.074, m4为标准值螺旋角 二 arccos 2L10.94m 取md1 d2 b4.0744109.998mm325.92mm66mm小齿轮直径大齿轮直径d2 初步尺宽b校核传动比误差：mmZ1mZ2dd10.6109.998mm325.92mm11066mmi80 /
22、272.96传动比误差为0.1%2.96302.96/ 2.960.1%4、校齿核面接HZ h Z eZ ZKhFtu 1.HPdbu触疲劳计算齿面接触应力强度节点区域系数:查2图 2-18非变位斜齿轮Zh2.47Zh2.47由2表 2-15Ze189 .8jMPa弹性系数：ZE189 .8 JMPa由2表2-5氏1arccosdb1arccosda1d 1 cos td12ha128.822 “d b 2d2 cos tat 2Cll LrkyUOCll uuuod a 2d 22 ha223.677”tarcta ntanarcta ntan 20t20.372cosCOS14.305、2
23、0.372端面重合度纵向重合度cos由2表2-7由2图2-61.14867.27 N55.77N/ mm 100N / mm查2表2-8查2表2-9KfKhFt2T1 / d1121.68KA1.251 / Z 21.744 (l-£>) + = 0.77由于没有变位，端面啮合角't t 20.372z1 tan t1 tan 'tz2 tan t2 tan曲=0.99675螺旋角系数KaFb0.99KaKhKh1.680.770.991.251.11.741.282 2KhA B 10.6 一C 10 3 bHd,d,1.28齿面接触应力H 2.47189.8
24、0.770.99H 592.28N / mZ NT11.16Z NT 21.22ZW1ZW21 .14Z X 1Z X 21.0“4867.272.961J1.251.11.281.74V109.998662.96592.28N / mm计算许用接触应力HPH lim ZNT ZLZV ZRZWZXHPSh lim总工作时间J103651658400 h(单向运转取1 )应力循环次数NL160 nt h6017158402.49108NL2NL1 / i8.4107接触寿命系数ZnT11.16，ZNT21.22齿面工作硬化系数HB 2130Zw 1Zw 21 .217001 .2(240130
25、 ) /17001 .14接触强度尺寸系数ZX1ZX21.0润滑油膜影响系数取为5、确定主要传动尺寸Z L1Z L2Z R1ZR2ZV1ZV21取最小安全系数SH lim1.05许用接触应力：HP17101.161 111.141 /1.05894.19 N /2 mmHP25801.221 111.141 /1.05768.25 N /mm验算：H 592.2N /mmmin HR，HP!768.2MPa中心距 a (d 1 d2 ) / 2217.959 mm圆整取 a 220mm空J 讣 w2am./叫二 /c =4112148d1mz1111.028mm大齿轮直径d2mz2328.97
26、2mm齿宽b2d166 mm,b1小齿轮直径ZliZL2ZR1ZR2ZV1Z/21Sh lim1.05HP1HP2894.19N768.25Nmrnmrn592.2N/ mmminHP， HP768.2MPa接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无须调d1111.028 mmd2328.972 mmb266 mm70 mmb170 mmI2诫=876齿根 弯曲疲 劳强度 验算计算尺根弯曲应力F KaK/Kf Kf盐YFa YSaYY金 1.25, K/1.1 ,KfFP1.74K/1.251.1由2图 2-9、图 2-20、图 2-21Kf1.10.252.240.68Yf2.6Yf 2Kf1.74K
27、f1.1Yf 12.6Yf 22.24Ys 11.62Ys 21.75Ys1.62Ys1.750.680.900.90齿根弯曲应力：KaK/KfKfbFmn "YYF1119.5 MPa119.5 MPaF2111.2 MPaF2F1YFa2丫$良 /YFa1 / YSa1a111.2 MPa计算许用弯曲应力FPF lim YSTYNTYVrelT YRrelT YXSf lim试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限F limF lim 1300 MPaF lim 1300 MPaF lim 2270 MPaF lim 2270MPa另外取丫 NT10.93YYY1 VrelT 11 VrelT
28、 2X RrelT1YRrelT 21,Y1 NT 20.95Ynti0.93, Ynt20.95Yx1=Y x 21确定尺寸系数YX1= Yx21SF min1.25查最小安全系数Sf min 1.25FP1446.4 MPa30020.9311 1446.4 MPaFP2410.4 MPaFP11.2527020.9511 1410.4 MPa119.5MPaFP21.25F1弯曲疲劳强度验算FP1F1119.5 MPaFP1F2111.2MPaFP2F2111.2 MPaFP 2合格7、静强静强度校核，因传动无严重过载，故不作静强度校核度校核最终结果：i=2.96° =
29、76;"力=F尬沁"="人加小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮mn = 4 rm ii 叫-4.112148 ml8级精度闭式软齿面z3 = 27z4= 8040Cr45钢d3 = HL028/nmd4 = 328.972mm见7Qjnrnb町6百打iJTi调制调制0 = 13°24f43'v|HB=241286HB=255a=220mm珀=2吓取平均HB=260取平均HB=226右旋左旋张=29认=6713、轴的设计和校核计算(1)蜗杆轴计算项目计算容计算结果1 选择材 料，热处 理45钢，淬火,硬度为HRC=4550。2.按扭转 强度估算 轴径查表得，
30、当轴材料为45钢时可取C=112,dC>/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 丫型，其直径d=35mm 轴孔长度L 80 mm。d=35mm,L=80mm3.初定轴的结构初疋该轴为一端游动，一端固疋4.轴的空间受力输入轴转矩T 9.55 10 P16910 mmnT1691N mm蜗杆受圆周力2T1216910Zlpp 7CH Mdi422.7 50 N80Ft1422.750 N径向力2 tand2608.968 N轴向力Fr1608.968 NFai1673.125N d2Fa11673.125N5.求支反%=100
31、2 A/力，并绘出水平面 和垂直面 的弯矩图 及合成弯 矩图FRy=z393N1垂直面支反力_ 尸川2 + Falrl) _ (608.96B X 347 + 1673J25 X 40) 尸旳 _ _ 片 + fj131-?-347=1002/V恂=5二丄的射2）水平面支反力| = 307N%=1讪131262/V'77i?7i 1M；c=- 136731A mmMyr = 40217/ mmM/ = 1372RS/V mmM：二 142522/V mm3）弯矩计算Myr = mi7N mm4）合成弯矩6、计算并 t 16.91N mT；16.91N绘制转矩图7、求当量弯矩Me,转矩按
32、脉动循环考虑，取1b/ Ob,查表得 b 600 MPa1b 55 MPa Ob95MPa贝y55 / 950.579危险截面处当量弯矩：MtJmc 2 ( T)2143522N mmMeMebwo.i d31bbc143522 32.8 MPabc 0.1 803查得许用应力1b 55MPaMe143522N mmbc1b合格(2)蜗轮轴计算项目计算容计算结果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 / n34mm怖九山35mm,取dmin35mm3、初定轴初定该轴为两端固定，取轴承30207
33、 (一对)的结构4、轴的空涡轮受力与蜗杆受力大小相等,方向相反间受力分几=267.2Nmm析涡轮轴向力Fa2Fl442.750 NFa2442.750 NFr 2608.968 N径向力Fr 2Fr1608.968 NF21673.125 N圆周力Ft2Fa 11673.125 NF34822.20N小齿轮圆周力F3巫/d34822.2CNFr31804.3NFr3F tan nFt31804.3N径向力COSFa31149.8N轴向力F3F3 tan1149.8N5.求支反力，并绘出水平面 和垂直面 的弯矩图 及合成弯 矩图1垂直面支反力F(3 十 Q - F/g -加2=3035/V= 1
34、1782）水平面支反力-Fr3p2 + (3)+ Ft2l3 + Ffl3r3fl + + l3F風+ h) -FrlFa3r3；± , ± .=337/V爲=3035JVFBy = U7SN厶=-468% =丽加M( = 169Q60/V 期mMxD S7172/V mmAfr0- 16332/V mmM =- 2620R.V 771771Myc =- 90026/V " mmMyD = 24938/V mm= 171969W mmAf = 192330JV mmMH - rnniMp = 29B10V mm3）弯矩计算Jtf砂=F梅人=16996IW 齐 m肚
35、m FByh -2= 16332Af -= 2620BiV mm4）合成弯矩=91)669JV - mmMp-MyD = FBjtl3 = 24938/V - mmAffD =卩亦3 = 87172N - mmyr = F存 1 - Fn3r3 二r 90026/V - mmx/ + M * = 171969A/ mm叫=財兀£ + M/'二 192330/V mm=mm6计算并T2267.7N m267.7 N m绘制转矩图7、求当量转矩按脉动循环考虑，取弯矩1b / 0b ,查表得b 600 MPaMeib 55 MPa , ob 95 MPa ,则55 /950.58危
36、险截面处当量弯矩：MeJmj2 ( T)2247180 N mmMe247180N mmMeMe1bbWo.i d324718033 MPabc 0.1 110 3bc1b查得许用应力1b55MPa合格(3)大齿轮轴计算项目计算容计算结果1、选择材45钢，正火，硬度 HB=170-217料、热处理2、按扭转查表得，当轴材料为45钢时可取C=112，d min50mm强度初估轴径dC3/P / n48mm dmin50mmv,取3、初定轴初定该轴为两端固定，取轴承 30212 (一对)的结构4、轴的空大齿轮轴间受力分析圆周力 F4 F34822.20 NFt44822.20 N径向力 Fr4Fr
37、31804.35 NFr41804.35 N轴向力Fa4匕31149.87NFa41149.87 N5.求支反力，并绘出水平面 和垂直面 的弯矩图 及合成弯 矩图1垂直面支反力2）水平面支反力3）弯矩计算如 257FfJv = 1250N弘=-407NAf l,l. = 123872Af' 771771Af'r =-65139/V mm=2101121M/ = 243908 ?nmAf = 2VJM7BjV mmMri. = 12SB72N mmMyi: = Oi - Fnlrj 二-65139 - mmMrc = FAylx = 21ftnZ/Vmm4）合成弯矩6、计算并 T
38、3760.42N mT3760.42N绘制转矩图8、求当量转矩按脉动循环考虑，取弯矩Me,1b / 0b,查表得 b 600 MPa1b 55 MPa,0b 95 MPa ,则55 / 950.58危险截面处当量弯矩：Me尿(T)2503995N mmMeMe虬503995N mmbW0.1 d 31b503995 21 MPabc 0.162 3bc1b查得许用应力1b 55MPa合格4、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
39、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Frl =1008.697V球轴承不承担轴向力：耳l =(）X、Y值巴/Fr0X1Y 0冲击载荷系数查2表8-8fd1.2当量动载荷P fd XFr YFa1210NP 1210N轴承寿命,16670 CrLh = 70546h> 58400ftL10 hnP（球轴承3）满足使用寿命要求载荷变化
40、系数A = 1载荷分布系数=02 = 1许用转速n = f J 0伽=9000r/minn=_9000r/min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计算项目计算容计算结果查1表6-67，轴承主要性能参数如下：Cr63kNCr63kN ； C0r74kNnlim6300r / min轴承主要 性能参数| 吕二 0. 37Y 1.6成对安装：C逞=2 %丫 = 108fc/V1= 37805040r/min轴承受力情况F厂2+F厂倾INC0r74kNnli
41、m 6300 r / min|e = 0. 37Y 1.67IC吃=2 Vr = 108/c/V切=（°£°8）打瓯=37805040r/mf?iF5 = 128AfF = 1801NX、Y值=439 > e|X = 0.67 Y = 16冲击载荷系数查2表8-8fd1.2当量动载Pfd XFr YFaP4103N荷P4103NLh106 CrLh636748 h>58400h轴承寿命60 n P寿命合格（滚子轴承10/ 3）载荷变化P Cr0.04f1 1系数对于圆锥滚子轴承f 20.45载荷分布系数tanFl4.39Frn - f乙呵伽=1701*
42、2268r/mitin= 1701*2268r/mln许用转速大于工作转速 1420r/mi n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 （对），其尺寸 D=72mm,d=35mm,B=17mm计算项目计算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：Cr54.2kN ; C0r63.5kNnlim6700r / mine - 0.37Y 1.6环匕帝十嚅"翊A/Fs2 疋/(2K)二Cr54.2kNC0r63.5kNnlim6700r / mine = 0. 37
43、Y 1.6Fr = 2987NFr2 = 1333NFa1933NFa21660NF汁瞩0 = 72加FS1933N,方向向右；FS2417N,方向向左；FsiFa-Fs21423N 0Fa1Fs1933NFa?Fs1 Fa1660NX、Y值e=0.37Fa1 片0.31eFa2 Fr2匸24X 11 Y10X 2 0.4 Y21.6冲击载荷系数查2表8-8fd1.2当量动载Pfd XFr YFaP3584N, p3872N荷P3584N, P,3872NLh106 Cr-1613342h>58400h轴承寿命60 n P寿命合格（滚子轴承10/ 3）载荷变化系数P Cr0.07f1 1
44、载荷分布对于圆锥滚子轴承f20.7系数tanFa0.24FrIn =flf2nlim= 4690r/min= 4690r/min许用转速大于工作转速71r/mi n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计算项目计算容计算结果轴承主要性能参数轴承受力情况查1表6-67, 30212轴承主要性能参数如下：Cr102kN ; C0r13CkNnlim 4500r / mine - 0» 4Y 1.5环=J帝十嚅二4044N= 1348/VFs2 =门=495加F. = 11
