1、精選優質文檔-傾情為你奉上機械設計課程設計計算說明書設計題目：加熱爐裝料機設計宇航學院班設計者：指導教師： 專心-專注-專業前言本設計為機械設計基礎課程設計的內容，是在畫法幾何、機械原理、機械設計、加工工藝學和工程材料等課程之的基礎上學習的一門綜合課程。設計課題是加熱爐裝料機設計，在題目所給的一系列要求和目標的前提下完成一系列的設計任務。此設計課程要求對以前所學的一系列課程掌握較好，并能自主地應用到設計中，是對學生各方面能力的一種考察，對學生快速掌握知識很有幫助。本說明書正文部分主要分為設計任務書、總體方案設計、電機的選擇、渦輪蝸桿設計、齒輪設計、軸系的設計與校核、減速箱體各部分結構尺寸、潤滑

2、及密封形式選擇和技術要求等內容組成。正文的最后是在計算過程中所調用的公式、參數的來源即參考文獻。目錄第一章 設計任務書1.1 設計題目加熱爐裝料機設計1.2 設計要求（1）裝料機用于向加熱爐內送料，由電動機驅動，室內工作，通過傳動裝置使裝料機推桿作往復移動，將物料送入加熱爐內。（2）生產批量為5臺。（3）動力源為三相交流電380/220V，電機單向轉動，載荷較平穩。（4）使用期限為10年，每年工作300天，大修期為三年，雙班制工作。（5）生產廠具有加工7、8級精度齒輪、蝸輪的能力。加熱爐裝料機設計參考圖如圖:1.3 技術數據推桿行程280mm,推桿所需推力6400N,推桿工作周期3.3s.1.

3、4 設計任務（1）完成加熱爐裝料機總體方案設計和論證，繪制總體原理方案圖。（2）完成主要傳動部分的結構設計。（3）完成裝配圖一張（用A0或A1圖紙），零件圖兩張。（4）編寫設計說明書1份。第二章 總體方案設計2.1 執行機構的選型與設計（1）機構分析 執行機構由電動機驅動，原動件輸出等速圓周運動。傳動機構應有運動轉換功能，將原動件的回轉運動轉變為推桿的直線往復運動，因此應有急回運動特性。同時要保證機構具有良好的傳力特性，即壓力角較小。 設計任務要求推桿行程為280mm，推桿所需推力為6400N，推桿工作周期為3.3s。（2）機構選型方案一：用偏置曲柄滑塊機構實現運動形式的轉換功能。方案二：用擺

4、動導桿機構實現運動形式的轉換功能。 方案一 方案二（3）方案評價方案一：結構簡單，但是不夠緊湊，且最小傳動角偏小，傳力性能差。方案二：結構簡單，尺寸適中，最小傳動角適中，傳力性能良好，且慢速行程為工作行程，快速行程為返回行程，工作效率高。綜上所述，方案二作為裝料機執行機構的實施方案較為合適。（4）機構設計取急回系數k=1.5，則由=180°+180°-得=36°。簡圖如下：由推桿行程得導桿長280mm,暫定曲柄長80mm,連桿長200mm,則由=36° 可得搖桿約為453mm。（5）性能評價圖示位置即為 最小位置，經計算，min= 90°- 2

5、9°= 61° 。性能良好。2.2 傳動裝置方案確定（1）傳動方案設計由于輸入軸與輸出軸有相交，因此傳動機構應選擇錐齒輪或蝸輪蝸桿機構。方案一：三級圓錐圓柱齒輪減速器。方案二：齒輪蝸桿減速器。方案三：蝸桿齒輪減速器。 方案一 方案二 方案三（2）方案評價由于工作周期為3.3秒，相當于18.2r/min, 而電動機同步轉速為1500r/min,故總傳動比為i=78,因此方案一級數較高，結構不太緊湊，齒輪相對軸承的位置不對稱，軸應有較大的剛度，且更適于載荷平穩的場合，而此處載荷變化，所以不選用方案一，應在方案二用方案三中選擇。由于齒輪蝸桿減速器齒輪在高速級傳動比不宜過大，大概在

6、22.5之間,因此會使蝸桿渦輪的傳動比過大；而方案三齒輪處于低速級，傳動比可以取在4.24.9之間，這樣蝸桿渦輪的傳動比滿足要求。綜上所述，選擇方案三。2.3電動機選擇（所有公式來源為文獻1第2126頁）（1）選擇電動機類型按工作條件和要求，選用Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步臥式電動機，電壓380V。（2） 計算傳動效率已知：圓柱齒輪1=0.97，蝸桿傳動2=0.85，聯軸器3=0.99（1個），球軸承4=0.99（7對），移動副5=0.94（2個）。（查文獻1表2-5得）總效率為總=1234752=0.67（3） 選擇電動機容量 F=6400N,v=280×2mm3.3s=170

7、mm/s,電動機所需功率Pd=Fv總=1.6kW選定電動機額定功率Ped為2.2kW。（4）確定電動機型號電動機轉速定為1500r/min，滿載轉速nm為1420 r/min，進而確定電動機型號為Y100L1-4（查文獻1表6-164得）。2.4 分配傳動比（1）計算總傳動比： nI=1r3.3s×60=18.2r/mini總=nmnI=78（2）分配減速器的各級傳動比：取第二級齒輪傳動比i2=4.5第一級蝸桿傳動比i1=17.3，故第一級蝸桿傳動比i1=17.3。2.5 運動和動力參數計算電機軸：nm=1420 r/min，Ped=2.2kW，T=9550×Pednm=1

8、4.8N·m 對于0軸（蝸桿軸）:P0=Ped×0.99=2.18kWn0=nm=1420 r/minT0=9550×P0n0=14.7N·m對于1軸（小齒輪軸）：P1=P02342×0.99=1.77kWn1=n0i1=82.1 r/minT1=9550×P1n1=205.9N·m對于2軸（大齒輪軸）：P2=P114×0.99=1.68kWn2=n1i2=18.2 r/minT2=9550*P2n2=881.5Nm運動參數核動力參數的結果加以匯總，列出參數表如下：軸名功率P / kW轉矩T /N·m轉速

9、nr/min傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電機軸2.214.814201蝸桿軸2.202.1814.814.7142010.99小齒輪軸1.791.77208.0205.982.117.30.81大齒輪軸1.701.68890.4881.518.24.50.95總體設計方案簡圖如下：第三章 傳動零件的設計計算3.1 蝸輪蝸桿設計1選擇傳動精度等級，材料考慮傳動功率不大，轉速也不高，選用ZA型蝸桿傳動，精度等級為8級。蝸桿用45號鋼淬火，表面硬度4550HRC，蝸輪輪緣材料用ZCuSn10P1砂模鑄造。2確定蝸桿，渦輪齒數傳動比i=17.3，參考文獻2表3-4，取z1=2,z2=iz1=34.63

10、5。校核傳動比誤差：i=352=17.5,=17.5-17.317.3×100%=1.16%渦輪轉速為： n2=n1i=1420r/min17.3=82.1r/min3.確定渦輪許用接觸應力蝸輪材料為錫青銅，則HP=HP'ZvsZN查文獻2表3-10得HP'=200N/mm2。參考文獻2圖3-8初估滑動速度vs=4m/s,浸油潤滑。由文獻2圖3-10查得，滑動速度影響系數Zvs=0.93。單向運轉取1，渦輪應力循環次數為NL=60n2th=60×1×82.1×10×300×6×2=1.77×108由

11、文獻2圖3-11查得ZN=0.69，則HP=HP'ZvsZN=200Nmm2×0.93×0.69=128.3N/mm24.接觸強度設計載荷系數K=1,渦輪轉矩為T2=208.0N·m由文獻2式（3-10）得m2d115000HPz22KT2=.3×352×1×208.0=2552.99mm3查文獻2表3-3可選用m2d1=3175mm3，傳動基本尺寸為m=6.3mm, d1=80mm,q=12.698。5.主要幾何尺寸計算渦輪分度圓直徑為d2=mz2=6.3×35=220.5mm,取d2=220mm。蝸桿導程角為ta

12、n=z1q=212.698=0.16,則=9.09°=9°5'24''。渦輪齒寬（見文獻2表3-5）為b22m0.5+q+1=2×6.3×0.5+12.698+1=52.934mm取b2=54mm。渦桿齒寬（見文獻2表3-5）為b12.5mz2+1=2.5×6.3×35+1=94.5mm取b1=96mm。傳動中心距為a=0.5d1+d2=0.5×80+220=150mm。6.計算渦輪的圓周速度和傳動效率渦輪圓周速度為v2=d2n260*1000=×220×82.160×1

13、000m/s=0.95m/s齒面相對滑動速度為vs=v1cos=d1n160*1000cos9.09°=5.87m/s由文獻2表3-7查出當量摩擦角為e=1.2°=1°12',由文獻2式（3-5）得1=tantane+=tan9.09°tan1.2°+9.09°=0.881攪油效率2=0,96，滾動軸承效率3=0.99，則由文獻2式（3-4）得=123=0.881×0.96×0.99=0.847.校核接觸強度渦輪轉矩為T2=T1i=9550×2.21420×17.3×0.84N

14、m=215.0Nm由文獻2表3-12可查彈性系數為ZE=155。由文獻2表3-13查得使用系數為KA=1。由于v2=0.95m/s<3m/s,因此取動載荷系數KV=1.05;載荷分布系數為K=1，則由文獻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.輪齒彎曲強度校核確定許用彎曲應力為FP=FP'YN。由文獻2表3-10查出FP'=51 N/mm2（一側受載）。由文獻2圖3-11查

15、出彎曲強度壽命系數YN=0.57，故FP=FP'YN=51N/mm2×0.57=29.07N/mm2渦輪的復合齒形系數的計算公式為YFS=YFaYSa渦輪的當量齒數為ze2=z2cos3=35cos39.09°=36.35渦輪無變位,查文獻2圖2-20和圖2-21得YFa=2.55，YSa=1.64，代入復合齒形系數公式得YFS=YFaYSa=2.55×1.64=4.18導程角的系數為Y=1-120°=1-9.09°120°=0.92其他參數與接觸強度計算相同，則由文獻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.蝸桿軸剛度驗算蝸桿所受圓周力為Ft1=2T1d1=2×9.55×106×2.N=369.89N蝸桿所受徑向力為Fr1=2T2d2tanx=2×215.0××tan20°N=711.4N蝸桿兩支撐間距離L=0.9d2=0.9×220mm=198mm。蝸桿危險截面慣性矩為I=df464=(80-2.5m

17、)464=(80-2.5×6.3)464mm4=8.36×106mm4許用最大變形為yp=0.001d1=0.001×80mm=0.08mm。由文獻2式（3-14）得蝸桿軸變形為y1=Ft12+Fr1248EIL3=369.892+711.4248×2.1×105×8.36×106×1983mm=7.4×10-5mm<0.08mmy1<yp，合格。10.蝸桿傳動熱平衡計算蝸桿傳動效率=0.84，導熱率k取為k=15W/(m2)(中等通風環境)，工作環境溫度t2取為t2=20，傳動裝置散熱的計算

18、面積為A=0.3(a100)1.73=0.3×.73m2=0.666m2由文獻2式（3-15）得t1=P1(1-)kA+t2=2200×1-0.8415×0.666+20=55.24<95合格。3.2 齒輪設計1、選擇材料和精度等級考慮主動輪轉速不很高，傳動尺寸無嚴格限制，批量較小，故小齒輪用40Cr，調質處理，硬度HB=241286，平均取為260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度HB=229286,平均取為240HB。同側齒面精度等級選8級精度。2、初步估算小齒輪直徑d1因采用閉式處理傳動設計，按齒面接觸強度初步估計小齒輪分度圓直徑。由文獻2附錄B式（

19、B-2）d1Ad3KT1dHP2u+1u由文獻2附錄B表B-1，初取=15°，Ad=756，K=1.8，轉矩T1=210.4Nm。由文獻2表2-14查取齒寬系數d=1.2，初步計算許用接觸應力HP。由文獻2圖2-24查得4接觸疲勞極限Hlim1=710MPa，Hlim2=580MPa，則HP10.9Hlim1=0.9×710MPa=639MPaHP20.9Hlim2=0.9×580MPa=522MPa由文獻2附錄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、確定基本參數校核圓周速度速度v和精度等級v=d1n160×1000=×90×82.160×1000m/s=0.39m/s查文獻2表2-1，取8級精度合理。初取齒數為z1=29，z2=iz14.5×29=130.5，取z2=130。確定模數為mt=d1z1=9029=3.103，查文獻2表2-4取mn=3mm。確定螺旋角為=arccosmnmt=arccos33.103=14.835°=14°50'6''小齒輪直徑為d1=mtz1=3.103×2

21、9=89.987mm。大齒輪直徑為d2=mtz2=3.103×130=403.392mm。初取齒寬為b=dd1=1.2×90=108mm。校核傳動比誤差，因齒數未做圓整，傳動比不變。4、校核齒面接觸疲勞強度由文獻2式（2-5）H=ZHZEZZKAKVKHKHFtd1bu±1uHP校核齒面接觸疲勞強度。計算齒面接觸應力H。節點區域系數ZH由文獻2圖2-18查得，非變位斜齒輪ZH=2.43。彈性系數ZE由文獻2表2-15查得，ZE=189.8N/mm2。重合度系數Z的計算公式由端面重合度和縱向重合度確定。其中：端面重合度為=12z1tanat1-tant'+z

22、2(tanat2-tant')由文獻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°由于無變位，端面嚙合角t'=t=20.632

23、6;，因此端面重合度=1.68。縱向重合度為=bsinmn=108×sin14.835°×3=2.93因為>1，故Z=1=11.68=0.77。螺旋角系數Z為Z=cos=cos14.835°=0.98使用系數KA由文獻2表2-7查得KA=1.50；動載荷系數KV由文獻2圖2-6查得KV=1.15。齒間載荷分配系數KH查文獻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齒向載荷分布系數KH查文獻2表2-9.其中：非對稱支承，調質齒輪精度等級8級。KH=A+B1+0.6bd12bd12+C10-3b=1.17+0.16×1=0.6××+0.61×10-3×108=1.67齒面接觸應力為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計算許用接觸應力HP。由文獻2式（2-16）HP=HlimZNTZLZvZRZWZXSHlim計算許用接觸應力HP。其中，接觸強度壽命系數ZNT由文獻2圖2-27查得ZNT1=1.09，ZNT2=1.21。總工作時間為th=10×300×6×2h=36000h應力循環次數為NL1=60n1th=60×1×82.1×36000=1.77×108NL2=NL1/i=1.77×108/4.5=3.93×107齒面工作硬化系數ZW1為ZW1=ZW2=1.2-HB2-=1.2-240-=1.14接觸強度尺寸系

26、數ZX由文獻2表2-18查得ZX1=ZX2=1.0。潤滑油膜影響系數為ZL1=ZL2=ZR1=ZR2=Zv1=Zv2=1接觸最小安全系數SHlim查文獻2表2-17，取SHlim=1.10。許用接觸應力為HP1=710×1.09×1×1×1×1.14×11.10=802MPaHP2=580×1.21×1×1×1×1.14×11.10=727MPa強度較為適合，齒輪尺寸無須調整。5、確定傳動主要尺寸中心距為a=(d1+d2)2=(89.987+403.39)mm/2=246.6

27、89mm圓整取a=248mm。由公式a=(z1+z2)mn2cos可求得精確的螺旋角為=arccos(z1+z2)mn2a=arccos(29+130)×32×248=15°54'36''合理。端面模數為mt=mncos=3/cos15°54'36''=3.1195mm小齒輪直徑d1=mtz1=3.1195×29=90.466mm大齒輪直徑d2=mtz2=3.1195×130=405.534mm齒寬b為b=108mm，b1=116mm，b2=108mm小齒輪當量齒數為zv1=z1/cos

28、3=33大齒輪當量齒數為zv2=z2/cos3=1476、齒根彎曲疲勞強度驗算由文獻2式（2-11）F=KAKVKFKFFtbmnYFaYSaYYFP校驗齒根彎曲疲勞強度。計算齒根彎曲應力。使用系數KA、動載荷系數KV及齒間載荷分配系數KF分別為KA=1.50，KV=1.15，KF=1.78，同接觸疲勞強度校核。齒向載荷分布系數KF由文獻2圖2-9查得。其中：b/h=108/(2.25×3)=16KF=1.51齒形系數YFa由文獻2圖2-20（非變位）查得YFa1=2.48，YFa2=2.20；應力修正系數YSa由文獻2圖2-21查得YSa1=1.63，YSa2=1.82。重合度系數

29、Y為Y=0.25+0.75V=0.25+0.75cos3b=0.25+0.751.680.9712=0.67螺旋角系數Y由文獻2圖2-22查得Y=0.87。齒根彎曲應力為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計算許用彎曲應力FP。由文獻2式（2-17）FP=Fli

30、mYSTYNTYVrelTYRrelTYXSFlim計算。實驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限Flim由文獻2圖2-30查得Flim1=300MPa，Flim2=270MPa。彎曲強度最小安全系數SFlim由文獻2表2-17查得SFlim=1.25。彎曲強度尺寸系數YX由文獻2圖2-33查得YX1=YX2=1。彎曲強度壽命系數YNT，由文獻2圖2-32（應力循環次數同接觸疲勞強度校核）查得YNT1=0.90，YNT2=0.95。應力修正系數YST為YST1=YST2=2。相對齒根圓角敏感及表面狀況系數為YVrelT1=YVrelT2=YRrelT1=YRrelT2=1許用齒根應力為FP1=300

31、5;2×0.90×1×1×11.25MPa=432MPaFP2=270×2×0.95×1×1×11.25MPa=410.4MPa曲疲勞強度的校核：F1=159.2MPa<FP2F2=157.7MPa<FP2合格。7、靜強度校核因傳動無嚴重過載，故不作靜強度校核。第四章 軸系結構設計及計算4.1 軸的強度計算（1）蝸桿軸1、選擇材料、熱處理45鋼正火，硬度為170至217HB2、按扭轉強度初估軸徑當軸材料為45鋼時可取C=118，則dC3Pn=118×32.21420=13.7mm最小

32、直徑處有單鍵，故軸徑增加3%，圓整后取d=15mm。3、初定軸的結構選深溝球軸承6212，其尺寸：D=110mm,d=60mm, B=22mm。初步設計軸的結構如下圖所示。4、軸的空間受力分析該軸所受的外載荷為轉矩、蝸桿上的作用力。空間受力如圖所示。輸入轉矩T=14.8Nm蝸桿圓周力Ft1=2Td=370N蝸桿徑向力Fr1=Ft1tanncos=711N蝸桿軸向力Fa1=Fr1tanx=1953N5、計算軸承支點的支反力，水平面和垂直面的彎矩水平方向受力如圖所示:FBy=370×=185NFAy=370×=185NMy=185×131=24235Nmm彎矩圖為：垂

33、直方向受力圖為：FBx=711×131-1953×40262=57NFAx=711×131+1953×40262=654NMx1=57×131=7467NmmMx2=654×131=85674Nmm彎矩圖為：6、計算并繪制合成彎矩圖M1=My2+Mx12=25359NmmM2=My2+Mx22=85708Nmm合成彎矩圖為:7、計算并繪制轉矩圖8、計算并繪制當量轉矩圖轉矩按脈動循環考慮，取=-1b0b。由文獻2表1-2查得b=600MPa，由文獻2表1-4查得-1b=55MPa，0b=95MPa，則=5595=0.58。由公式Me=M

34、2+(T)2求出危險截面處的當量彎矩為Me=M2+(T)2=+(0.58×14800)2=86137Nmm繪制當量彎矩圖如下：9、按彎扭合成應力校核軸的強度由文獻2式（1-3）b=MeW=Me0.1d3-1b得危險截面處的彎曲應力為b1=.1×803=1.68MPab2=0.58×.1×323=2.44MPab1<-1b，b2<-1b，合格。（2）小齒輪軸1、選擇材料、熱處理45鋼正火，硬度為170至217HB2、按扭轉強度初估軸徑當軸材料為45鋼時可取C=118，則dC3Pn=118×31.7982.1=33.0mm圓整后取d=3

35、5mm3、初定軸的結構選角接觸球軸承7208C，其尺寸：D=80mm,d=40mm, B=18mm。初步設計軸的結構如下圖所示。4、軸的空間受力分析該軸所受的外載荷為轉矩、渦輪和小齒輪上的作用力。空間受力如圖所示。輸入轉矩T=208.0Nm蝸輪圓周力Ft2=-Fa1=1953N蝸輪徑向力Fr2=-Fr1=711N蝸輪軸向力Fa2=-Ft1=370小齒輪圓周力Ft3=4722N小齒輪徑向力Fr3=Ft3tant=4722×tan20.632°=1778N小齒輪軸向力Fa2=Ft3tan=4722×tan15°54'36''=1346

36、N5、計算軸承支點的支反力，水平面和垂直面的彎矩水平方向受力如圖所示:FBy=1778×195-1953×71-1346×45284=519NFAy=1953+519-1778=694NMy1=694×71=49274NmmMy3=519×89=46191NmmMy2=My3+1346×45=Nmm彎矩圖為：垂直方向受力圖為：FBx=4722×195-711×71-370×=2921NFAx=4722×89+370×110-711×=1090NMx1=1090×71

37、=77390NmmMx2=Mx1-711×110=-820NmmMx3=2921×89=Nmm彎矩圖為：6、計算并繪制合成彎矩圖M1=My12+Mx12=91745NmmM2=My12+Mx22=4352NmmM3=My22+Mx32=NmmM4=My32+Mx32=Nmm合成彎矩圖為:7、計算并繪制轉矩圖8、計算并繪制當量轉矩圖轉矩按脈動循環考慮，取=-1b0b。由文獻2表1-2查得b=600MPa，由文獻2表1-4查得-1b=55MPa，0b=95MPa，則=5595=0.58。由公式Me=M2+(T)2求出危險截面處的當量彎矩為Me1=M12+(T)2=+(0.58&

38、#215;)2=NmmMe2=M32+(T)2=+(0.58×)2=Nmm繪制當量彎矩圖如下：9、按彎扭合成應力校核軸的強度由文獻2式（1-3）b=MeW=Me0.1d3-1b得危險截面處的彎曲應力為b1=.1×503=12.12MPab2=.1×903=4.20MPab1<-1b，b2<-1b，合格。（3）大齒輪軸1、選擇材料、熱處理合金鋼調質處理，硬度為170至217HB2、按扭轉強度初估軸徑當軸材料為45鋼時可取C=118，則dC3Pn=118×31.7018.2=36.06mm最小直徑處有雙鍵，故軸徑增加6%，圓整后取d=40mm。3

39、、初定軸的結構選深溝球軸承6214，其尺寸：D=125mm,d=70mm, B=24mm。初步設計軸的結構如下圖所示。4、軸的空間受力分析該軸所受的外載荷為轉矩、大齒輪和飛輪上的作用力。空間受力如圖所示。輸入轉矩T=890.4Nm大齒輪圓周力Ft4=-Ft3=4722N大齒輪徑向力Fr4=-Fr3=1778N大齒輪軸向力Fa4=-Fa3=1346N飛輪圓周力F5=2Td=11130N計算軸承支點的支反力，水平面和垂直面的彎矩:水平方向受力如圖所示:FBy=4722×=3259NFAy=4722-3259=1463NMy=3259×88=Nmm彎矩圖為：垂直方向受力圖為：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彎矩圖為：5、計算并繪制合成彎矩圖M1=My2+Mx12=NmmM2=My2+Mx22=NmmM3=Mx3=Nmm6、計算并繪制合成彎矩圖7、計算并繪制轉矩圖8、計算并繪制當量轉矩圖轉矩按脈動循環考慮，取=-1b0b。由文獻2表1-2查得b=600MPa，由文獻2表1-4查

41、得-1b=75MPa，0b=130MPa，則=75130=0.58。由公式Me=M2+(T)2求出危險截面處的當量彎矩為Me1=M22+(T)2=+(0.58×)2=NmmMe2=M32+(T)2=+(0.58×)2=Nmm繪制當量彎矩圖如下：9、按彎扭合成應力校核軸的強度由文獻2式（1-3）b=MeW=Me0.1d3-1b得危險截面處的彎曲應力為b1=.1×803=17.15MPab2=.1×563=71.02MPab1<-1b，b2<-1b，合格。4.2 軸承的強度計算（1）深溝球軸承6212徑向載荷Fr1=572+1852=194N，F

42、r2=6542+1852=680N附加軸向力Fs1=Fs2=0軸向工作合力FA=1953N，方向向右軸向載荷Fa1=Fs1=0；Fa2=FA+Fs1=1953N，方向向右因為載荷性質為平穩運轉，由文獻2表8-8查得沖擊載荷系數fd=1.1。當量動載荷計算公式為：P=fd(XFr+YFa)由文獻1表6-63查得Cr=47.8kN，C0r=32.8kN由Fa1C0r=0，Fa1Fr1=0，查文獻2表8-7得X1=1，Y1=0P1=fdX1Fr1+Y1Fa1=213N由Fa2C0r=0.060，Fa2Fr2=2.872查文獻2表8-7得e=0.26，X2=0.56，Y2=1.71P2=fdX2Fr2

43、+Y2Fa2=4092N可得P=P2=4092N軸承壽命為Lh=10660n(CP)=10660n(CrP)=10660×1420×()3=18708h按照每天工作12小時，每年工作300天計算，則有18708h5.20year，因此該軸承符合要求。（2）角接觸球軸承7208C徑向載荷Fr1=10902+6942=1292N，Fr2=29212+5192=2967N由文獻2表8-5查得附加軸向力Fs=0.68Fr附加軸向力Fs1=0.68Fr1=879N，方向向右；Fs2=0.68Fr2=2018N，方向向左軸向工作合力FA=1346-370=976N，方向向左軸向載荷Fa

44、1=FA+Fs2=2994N，方向向右；Fa2=Fs2=2018N，方向向左因為載荷性質為平穩運轉，由文獻2表8-8查得沖擊載荷系數fd=1.1。當量動載荷計算公式為：P=fd(XFr+YFa)由文獻1表6-66查得Cr=35.2kN由=25°，Fa1Fr1=2.317，查文獻2表8-7得e=0.68，X1=0.41，Y1=0.87P1=fdX1Fr1+Y1Fa1=3448N由=25°，Fa2Fr2=0.6801查文獻2表8-7得e=0.68，X2=0.41，Y2=0.87P2=fdX2Fr2+Y2Fa2=3269N可得P=P1=3448N軸承壽命為Lh=10660n(CP

45、)=10660n(CrP)=10660×82.1×()3=h按照每天工作12小時，每年工作300天計算，則有h60.00year，因此該軸承符合要求。（3）深溝球軸承6214徑向載荷Fr1=42622+32592=5365N，Fr2=+14632=13692N附加軸向力Fs1=Fs2=0軸向工作合力FA=1346N，方向向右軸向載荷Fa1=Fs1=0；Fa2=FA+Fs1=1346N，方向向右因為載荷性質為平穩運轉，由文獻2表8-8查得沖擊載荷系數fd=1.1。當量動載荷計算公式為：P=fd(XFr+YFa)由文獻1表6-63查得Cr=60.8kN，C0r=45.0kN由F

46、a1C0r=0，Fa1Fr1=0，查文獻2表8-7得X1=1，Y1=0P1=fdX1Fr1+Y1Fa1=5902N由Fa2C0r=0.030，Fa2Fr2=0.098查文獻2表8-7得e=0.22，X2=1，Y2=0P2=fdX2Fr2+Y2Fa2=15061N可得P=P2=15061N軸承壽命為Lh=10660n(CP)=10660n(CrP)=10660×18.2×()3=60246h按照每天工作12小時，每年工作300天計算，則有60246h16.74year，因此該軸承符合要求。4.3 鍵的設計與校核（1）蝸桿軸1.確定平鍵的類型及尺寸選用普通平鍵（圓頭）連接，由軸

47、徑d=32mm，選用平鍵的剖面尺寸為b=10mm，h=8mm，根據軸的長度選用標準鍵長L=50mm，鍵的標記為 鍵10×50GBT 1096-2003。 2.校核強度pp轉矩T=14800Nmm，鍵的接觸長度l'=l-b=50-10=40mm，軸徑d=32mm，許用擠壓應力由文獻2表7-1查得，鑄鐵的p值為（7080）MPa。由式p=4Thl'd=4××40×32=5.78MPa則有pp，因此強度滿足要求，合格。（2） 小齒輪軸1.確定平鍵的類型及尺寸選用普通平鍵（圓頭）連接，由軸徑d=50mm，選用平鍵的剖面尺寸為b=14mm，h=9mm，根據