加熱爐裝料機設(shè)計

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1、機械設(shè)計課程設(shè)計 機械設(shè)計課程設(shè)計 計算說明書 設(shè)計題目：加熱爐裝料機設(shè)計 宇航學(xué)院111511班 設(shè)計者： 指導(dǎo)教師： 前言 本設(shè)計為機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計的內(nèi)容，是在畫法幾何、機械原理、機械設(shè)計、加工工藝學(xué)和工程材料等課程之的基礎(chǔ)上學(xué)習(xí)的一門綜合課程。設(shè)計課題是加熱爐裝料機設(shè)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(shè)計任務(wù)。 此設(shè)計課程要求對以前所學(xué)的一系列課程掌握較好，并能自主地應(yīng)用到設(shè)計中，是對學(xué)生各方面能力的一種考察，對學(xué)生快速掌握知識很有幫助。 本說明書正文部分主要分為設(shè)計任務(wù)書、總體方案設(shè)

2、計、電機的選擇、渦輪蝸桿設(shè)計、齒輪設(shè)計、軸系的設(shè)計與校核、減速箱體各部分結(jié)構(gòu)尺寸、潤滑及密封形式選擇和技術(shù)要求等內(nèi)容組成。正文的最后是在計算過程中所調(diào)用的公式、參數(shù)的來源即參考文獻。  目錄 前言 1 第一章 設(shè)計任務(wù)書 3 1.1 設(shè)計題目 3 1.2 設(shè)計要求 3 1.3 技術(shù)數(shù)據(jù) 3 1.4 設(shè)計任務(wù) 4 第二章 總體方案設(shè)計 4 2.1 執(zhí)行機構(gòu)的選型與設(shè)計 4 2.2 傳動裝置方案確定 5 2.3電動機選擇 6 2.4 分配傳動比 7 2.5 運動和動力參數(shù)計算 7 第三章 傳動零件的設(shè)計計算 8 3.1 蝸輪蝸桿設(shè)計 8 3.2 齒輪設(shè)計 1

3、2 第四章 軸系結(jié)構(gòu)設(shè)計及計算 17 4.1 軸的強度計算 17 4.2 軸承的強度計算 28 4.3 鍵的設(shè)計與校核 30 第五章 減速器箱體各部分結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計 31 第六章 潤滑及密封形式選擇 32 6.1 潤滑 32 6.2 密封 32 6.3 油標及排油裝置 32 第七章 技術(shù)要求 33 參考文獻 33 第一章 設(shè)計任務(wù)書 1.1 設(shè)計題目 加熱爐裝料機設(shè)計 1.2 設(shè)計要求 （1）裝料機用于向加熱爐內(nèi)送料，由電動機驅(qū)動，室內(nèi)工作，通過傳動裝置使裝料機推桿作往復(fù)移動，將物料送入加熱爐內(nèi)。 （2）生產(chǎn)批量為5臺。 （3）動力源為三相交流電380/

4、220V，電機單向轉(zhuǎn)動，載荷較平穩(wěn)。 （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(chǎn)廠具有加工7、8級精度齒輪、蝸輪的能力。 加熱爐裝料機設(shè)計參考圖如圖: 1.3 技術(shù)數(shù)據(jù) 推桿行程280mm,推桿所需推力6400N,推桿工作周期3.3s. 1.4 設(shè)計任務(wù) （1）完成加熱爐裝料機總體方案設(shè)計和論證，繪制總體原理方案圖。 （2）完成主要傳動部分的結(jié)構(gòu)設(shè)計。 （3）完成裝配圖一張（用A0或A1圖紙），零件圖兩張。 （4）編寫設(shè)計說明書1份。 第二章 總體方案設(shè)計 2.1 執(zhí)行機構(gòu)的選型與設(shè)計 （1）機構(gòu)分析 ① 執(zhí)行機構(gòu)由電動機驅(qū)

5、動，原動件輸出等速圓周運動。傳動機構(gòu)應(yīng)有運動轉(zhuǎn)換功能，將原動件的回轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)變?yōu)橥茥U的直線往復(fù)運動，因此應(yīng)有急回運動特性。同時要保證機構(gòu)具有良好的傳力特性，即壓力角較小。 ② 設(shè)計任務(wù)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(gòu)選型 方案一：用偏置曲柄滑塊機構(gòu)實現(xiàn)運動形式的轉(zhuǎn)換功能。 方案二：用擺動導(dǎo)桿機構(gòu)實現(xiàn)運動形式的轉(zhuǎn)換功能。 方案一 方案二 （3）方案評價 方案一：結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)簡單，尺寸適中，

6、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(zhí)行機構(gòu)的實施方案較為合適。 （4）機構(gòu)設(shè)計 取急回系數(shù)k=1.5，則由θ=180°+θ180°-θ得θ=36°。 簡圖如下：由推桿行程得導(dǎo)桿長280mm,暫定曲柄長80mm,連桿長200mm,則由θ=36° 可得搖桿約為453mm。 （5）性能評價 圖示位置即為γ 最小位置，經(jīng)計算，γmin= 90°- 29°= 61° 。性能良好。 2.2 傳動裝置方案確定 （1）傳動方案設(shè)計 由于輸入軸與輸出軸有相交，因此傳動機構(gòu)應(yīng)選擇錐齒輪或蝸輪蝸桿機構(gòu)。 方案一：三

7、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(dāng)于18.2r/min, 而電動機同步轉(zhuǎn)速為1500r/min,故總傳動比為i=78,因此方案一級數(shù)較高，結(jié)構(gòu)不太緊湊，齒輪相對軸承的位置不對稱，軸應(yīng)有較大的剛度，且更適于載荷平穩(wěn)的場合，而此處載荷變化，所以不選用方案一，應(yīng)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

8、級傳動比不宜過大，大概在2~2.5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4.2~4.9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21~26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η1=0.97，蝸桿傳動η2=0.85，聯(lián)軸器η3=0.99（1個），球軸承η4=0.99（7對），移動副η5=0.94（2個）。（查文獻[1]表2-5得） 總效率為η總=η1η2η3η47η52=0.

9、67 （3） 選擇電動機容量 F=6400N,v=280×2mm3.3s=170mm/s, 電動機所需功率Pd=Fvη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(zhuǎn)速定為1500r/min，滿載轉(zhuǎn)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/min i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

10、。 2.5 運動和動力參數(shù)計算 電機軸：nm=1420 r/min，Ped=2.2kW，T=9550×Pednm=14.8N·m 對于0軸（蝸桿軸）: P0=Ped×0.99=2.18kW n0=nm=1420 r/min T0=9550×P0n0=14.7N·m 對于1軸（小齒輪軸）： P1=P0η2η3η42×0.99=1.77kW n1=n0i1=82.1 r/min T1=9550×P1n1=205.9N·m 對于2軸（大齒輪軸）： P2=P1η1η4×0.99=1.68kW n2=n1i2=18.2 r/min T2=9550*P2n2=881.5N?

11、m 運動參數(shù)核動力參數(shù)的結(jié)果加以匯總，列出參數(shù)表如下： 軸名 功率P / kW 轉(zhuǎn)矩T /N·m 轉(zhuǎn)速n r/min 傳動比i 效率 輸入 輸出 輸入 輸出 電機軸 2.2 14.8 1420 1 蝸桿軸 2.20 2.18 14.8 14.7 1420 1 0.99 小齒輪軸 1.79 1.77 208.0 205.9 82.1 17.3 0.81 大齒輪軸 1.70 1.68 890.4 881.5 18.2 4.5 0.95 總體設(shè)計方案簡圖如下： 第三章 傳動零件的設(shè)計計算

12、3.1 蝸輪蝸桿設(shè)計 1．選擇傳動精度等級，材料 考慮傳動功率不大，轉(zhuǎn)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45~50HRC，蝸輪輪緣材料用ZCuSn10P1砂模鑄造。 2．確定蝸桿，渦輪齒數(shù) 傳動比i=17.3，參考文獻[2]表3-4，取z1=2,z2=iz1=34.6≈35。 校核傳動比誤差： i=352=17.5, ?=17.5-17.317.3×100%=1.16% 渦輪轉(zhuǎn)速為： n2=n1i=1420r/min17.3=82.1r/min 3.確定渦輪許用接觸應(yīng)力 蝸輪材料為錫青銅，則 σHP=σHP'ZvsZN 查文獻

13、[2]表3-10得σHP'=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(shù)Zvs=0.93。 單向運轉(zhuǎn)γ取1，渦輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為 NL=60γn2th=60×1×82.1×10×300×6×2=1.77×108 由文獻[2]圖3-11查得ZN=0.69，則 σHP=σHP'ZvsZN=200Nmm2×0.93×0.69=128.3N/mm2 4.接觸強度設(shè)計 載荷系數(shù)K=1,渦輪轉(zhuǎn)矩為T2=208.0N·m 由文獻[2]式（3-10）得 m2d1≥15000σHPz22KT2=15000128.

14、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(dǎo)程角為tanγ=z1q=212.698=0.16,則γ=9.09°=9°5'24''。 渦輪齒寬（見文獻[2]表3-5）為 b2≈2m0.5+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 b1≈2.5mz2+1=2.5×6.3×

15、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=πd2n260*1000=π×220×82.160×1000m/s=0.95m/s 齒面相對滑動速度為 vs=v1cosγ=πd1n160*1000cos9.09°=5.87m/s 由文獻[2]表3-7查出當(dāng)量摩擦角為ρe=1.2°=1°12',由文獻[2]式（3-5）得 η1=tanγtanρe+γ=tan9.09°tan1.2°+9.09°=0.881 攪油效率η2=0,96，滾動軸承效率η3=0.99

16、，則由文獻[2]式（3-4）得 η=η1η2η3=0.881×0.96×0.99=0.84 7.校核接觸強度 渦輪轉(zhuǎn)矩為 T2=T1iη=9550×2.21420×17.3×0.84N?m=215.0N?m 由文獻[2]表3-12可查彈性系數(shù)為ZE=155。 由文獻[2]表3-13查得使用系數(shù)為KA=1。 由于v2=0.95m/s<3m/s,因此取動載荷系數(shù)KV=1.05;載荷分布系數(shù)為Kβ=1，則由文獻[2]式（3-11）得 σH=ZE9400T2d1d22KAKVKβ=(155×9400×215.080×2202×1×1.05×1)N/mm2=114.7N/mm2 σH<

17、σHP，合格。 8.輪齒彎曲強度校核 確定許用彎曲應(yīng)力為σFP=σFP'YN。 由文獻[2]表3-10查出σFP'=51 N/mm2（一側(cè)受載）。 由文獻[2]圖3-11查出彎曲強度壽命系數(shù)YN=0.57，故 σFP=σFP'YN=51N/mm2×0.57=29.07N/mm2 渦輪的復(fù)合齒形系數(shù)的計算公式為 YFS=YFaYSa 渦輪的當(dāng)量齒數(shù)為 ze2=z2cos3γ=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(fù)合齒形系數(shù)公式得 YFS=YFaYSa=2.55×1.64=4.18 導(dǎo)程

18、角γ的系數(shù)為 Yβ=1-γ120°=1-9.09°120°=0.92 其他參數(shù)與接觸強度計算相同，則由文獻[2]式（3-13）得 σF=666T2KAKVKβd1d2mYFSYβ=(666×215.0×1×1.05×180×220×6.3×4.18×0.92)N/mm2=5.15N/mm2 σF<σFP，合格。 9.蝸桿軸剛度驗算 蝸桿所受圓周力為 Ft1=2T1d1=2×9.55×106×2.2142080N=369.89N 蝸桿所受徑向力為 Fr1=2T2d2tanαx=2×215.0×103220×tan20°N=711.4N 蝸桿兩支撐間距離L=0.9d2=0.9×

19、220mm=198mm。 蝸桿危險截面慣性矩為 I=πdf464=π(80-2.5m)464=π(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<0.08mm y1

20、0℃，傳動裝置散熱的計算面積為 A=0.3(a100)1.73=0.3×1501001.73m2=0.666m2 由文獻[2]式（3-15）得 t1=P1(1-η)kA+t2=2200×1-0.8415×0.666+20℃=55.24℃<95℃ 合格。 3.2 齒輪設(shè)計 1、選擇材料和精度等級 考慮主動輪轉(zhuǎn)速不很高，傳動尺寸無嚴格限制，批量較小，故小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度HB=241~286，平均取為260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度HB=229~286,平均取為240HB。同側(cè)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(shè)計，按齒

21、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（B-2） d1≥Ad3KT1ψdσHP2?u+1u 由文獻[2]附錄B表B-1，初取β=15°，Ad=756，K=1.8，轉(zhuǎn)矩T1=210.4N?m。 由文獻[2]表2-14查取齒寬系數(shù)ψd=1.2，初步計算許用接觸應(yīng)力σHP。 由文獻[2]圖2-24查得4接觸疲勞極限σHlim1=710MPa，σHlim2=580MPa，則 σHP1≈0.9σHlim1=0.9×710MPa=639MPa σHP2≈0.9σHlim2=0.9×580MPa=522MPa 由文獻[2]附錄B中式（B-2）得 d1≥Ad3KT1ψdσHP

22、2?u+1u=d1≥756×31.8×210.41.2×5222×4.5+14.5mm=84.89mm 初取d1=90mm。 3、確定基本參數(shù) 校核圓周速度速度v和精度等級 v=πd1n160×1000=π×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(shù)為z1=29，z2=iz14.5×29=130.5，取z2=130。 確定模數(shù)為mt=d1z1=9029=3.103，查文獻[2]表2-4取mn=3mm。 確定螺旋角為 β=arccosmnmt=arccos33.103=14.835°=14°50'6'' 小齒輪直徑為d

23、1=mtz1=3.103×29=89.987mm。 大齒輪直徑為d2=mtz2=3.103×130=403.392mm。 初取齒寬為b=ψdd1=1.2×90=108mm。 校核傳動比誤差，因齒數(shù)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） σH=ZHZEZεZβKAKVKHβKHαFtd1bu±1u≤σHP 校核齒面接觸疲勞強度。 ①計算齒面接觸應(yīng)力σH。 節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH由文獻[2]圖2-18查得，非變位斜齒輪ZH=2.43。 彈性系數(shù)ZE由文獻[2]表2-15查得，ZE=189.8N/mm2。 重合度系數(shù)Zε的計算公式由端面重合度εα和

24、縱向重合度εβ確定。其中： 端面重合度為 εα=12π[z1tanαat1-tanαt'+z2(tanαat2-tanαt')] 由文獻[2]表2-5可得 αt=arctantanαncosβ=arctantan20°cos14.835°=20.632° αat1=arccosdb1da1=arccosd1cosαtda1=arccos90×cos20.632°90+2×3=28.673° αat2=arccosdb2da2=arccosd2cosαtda2=arccos403.39×cos20.632°403.39+2×3=22.758° 由于無變位，端面嚙合角αt'=αt=2

25、0.632°，因此端面重合度εα=1.68。 縱向重合度為 εβ=bsinβπmn=108×sin14.835°π×3=2.93 因為εβ>1，故Zε=1εα=11.68=0.77。 螺旋角系數(shù)Zβ為 Zβ=cosβ=cos14.835°=0.98 使用系數(shù)KA由文獻[2]表2-7查得KA=1.50；動載荷系數(shù)KV由文獻[2]圖2-6查得KV=1.15。 齒間載荷分配系數(shù)KHα查文獻[2]表2-8。其中： Ft=2T1d1=2×21250090=4722N KAFtb=1.50×4722108=65,6N/mm<100N/mm KHα=KFα=εαcos2βb=1.680.

26、9712=1.78 cosβb=cosβcosαncosαt=cos14.835°×cos20°cos28.673°=0.971 齒向載荷分布系數(shù)KHβ查文獻[2]表2-9.其中：非對稱支承，調(diào)質(zhì)齒輪精度等級8級。 KHβ=A+B1+0.6bd12bd12+C?10-3b=1.17+0.16×1=0.6×108902×108902+0.61×10-3×108=1.67 齒面接觸應(yīng)力為 σH=2.43×189.8×0.77×0.98×1.5×1.15×1.67×1.78×472290×1084.5±14.5N/mm2=607.3N/mm2 ②計算許用接觸應(yīng)力σHP。由文獻[2]式（2

27、-16） σHP=σHlimZNTZLZvZRZWZXSHlim 計算許用接觸應(yīng)力σHP。其中，接觸強度壽命系數(shù)ZNT由文獻[2]圖2-27查得ZNT1=1.09，ZNT2=1.21?？偣ぷ鲿r間為 th=10×300×6×2h=36000h 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為 NL1=60γn1th=60×1×82.1×36000=1.77×108 NL2=NL1/i=1.77×108/4.5=3.93×107 齒面工作硬化系數(shù)ZW1為 ZW1=ZW2=1.2-HB2-1301700=1.2-240-1301700=1.14 接觸強度尺寸系數(shù)ZX由文獻[2]表2-18查得ZX1=ZX2=1.0。

28、 潤滑油膜影響系數(shù)為 ZL1=ZL2=ZR1=ZR2=Zv1=Zv2=1 接觸最小安全系數(shù)SHlim查文獻[2]表2-17，取SHlim=1.10。許用接觸應(yīng)力為 σHP1=710×1.09×1×1×1×1.14×11.10=802MPa σHP2=580×1.21×1×1×1×1.14×11.10=727MPa 強度較為適合，齒輪尺寸無須調(diào)整。 5、確定傳動主要尺寸 中心距為 a=(d1+d2)2=(89.987+403.39)mm/2=246.689mm 圓整取a=248mm。 由公式 a=(z1+z2)mn2cosβ 可求得精確的螺旋角β為 β=arcco

29、s(z1+z2)mn2a=arccos(29+130)×32×248=15°54'36'' 合理。 端面模數(shù)為mt=mncosβ=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(dāng)量齒數(shù)為zv1=z1/cos3β=33 大齒輪當(dāng)量齒數(shù)為zv2=z2/cos3β=147 6、齒根彎曲疲勞強度驗算 由文獻[2]式（2-11） σF=KAKVKFβKFαFtbmnYFaYSaYεYβ

30、≤σFP 校驗齒根彎曲疲勞強度。 ①計算齒根彎曲應(yīng)力。使用系數(shù)KA、動載荷系數(shù)KV及齒間載荷分配系數(shù)KFα分別為KA=1.50，KV=1.15，KFα=1.78，同接觸疲勞強度校核。 齒向載荷分布系數(shù)KFβ由文獻[2]圖2-9查得。其中： b/h=108/(2.25×3)=16 KFβ=1.51 齒形系數(shù)YFa由文獻[2]圖2-20（非變位）查得YFa1=2.48，YFa2=2.20；應(yīng)力修正系數(shù)YSa由文獻[2]圖2-21查得YSa1=1.63，YSa2=1.82。 重合度系數(shù)Yε為 Yε=0.25+0.75εαV=0.25+0.75εαcos3βb=0.25+0.751.6

31、80.9712=0.67 螺旋角系數(shù)Yβ由文獻[2]圖2-22查得Yβ=0.87。 齒根彎曲應(yīng)力為 σF1=KAKVKFβKFαFtbmnYFa1YSa1YεYβ=1.50×1.15×1.51×1.78×4722108×3×2.48×1.63×0.67×0.87=159.2MPa σF2=σF1YFa2YFa1YSa2YSa1=159.2×2.202.48×1.821.63=157.7MPa ②計算許用彎曲應(yīng)力σFP。由文獻[2]式（2-17） σFP=σFlimYSTYNTYVrelTYRrelTYXSFlim 計算。 實驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限σFlim由文獻[2]圖2-3

32、0查得σFlim1=300MPa，σFlim2=270MPa。 彎曲強度最小安全系數(shù)SFlim由文獻[2]表2-17查得SFlim=1.25。 彎曲強度尺寸系數(shù)YX由文獻[2]圖2-33查得YX1=YX2=1。 彎曲強度壽命系數(shù)YNT，由文獻[2]圖2-32（應(yīng)力循環(huán)次數(shù)同接觸疲勞強度校核）查得YNT1=0.90，YNT2=0.95。應(yīng)力修正系數(shù)YST為YST1=YST2=2。 相對齒根圓角敏感及表面狀況系數(shù)為 YVrelT1=YVrelT2=YRrelT1=YRrelT2=1 許用齒根應(yīng)力為 σFP1=300×2×0.90×1×1×11.25MPa=432MPa σFP2=2

33、70×2×0.95×1×1×11.25MPa=410.4MPa ③曲疲勞強度的校核： σF1=159.2MPa<σFP2 σF2=157.7MPa<σFP2 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(jié)構(gòu)設(shè)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217HB 2、按扭轉(zhuǎn)強度初估軸徑 當(dāng)軸材料為45鋼時可取C=118，則 d≥C3Pn=118×32.21420=13.7mm 最小直徑處有單鍵，故軸徑增加3%，圓整后取d=15mm。 3、初定軸的結(jié)構(gòu) 選深溝球軸承6212，其尺寸：

34、D=110mm,d=60mm, B=22mm。 初步設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)如下圖所示。 4、軸的空間受力分析 該軸所受的外載荷為轉(zhuǎn)矩、蝸桿上的作用力。 空間受力如圖所示。 輸入轉(zhuǎn)矩T=14.8N?m 蝸桿圓周力Ft1=2Td=370N 蝸桿徑向力Fr1=Ft1tanαncosβ=711N 蝸桿軸向力Fa1=Fr1tanαx=1953N 5、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=370×131262=185N FAy=370×131262=185N My=185×131=24235N?mm 彎矩圖為： 垂直方向受力圖為

35、： FBx=711×131-1953×40262=57N FAx=711×131+1953×40262=654N Mx1=57×131=7467N?mm Mx2=654×131=85674N?mm 彎矩圖為： 6、計算并繪制合成彎矩圖 M1=My2+Mx12=25359N?mm M2=My2+Mx22=85708N?mm 合成彎矩圖為: 7、計算并繪制轉(zhuǎn)矩圖 8、計算并繪制當(dāng)量轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)考慮，取α=[σ-1b][σ0b]。由文獻[2]表1-2查得σb=600MPa，由文獻[2]表1-4查得σ-1b=55MPa，σ0b=95MPa，則α=559

36、5=0.58。 由公式Me=M2+(αT)2求出危險截面處的當(dāng)量彎矩為 Me=M2+(αT)2=857082+(0.58×14800)2=86137N?mm 繪制當(dāng)量彎矩圖如下： 9、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 由文獻[2]式（1-3） σb=MeW=Me0.1d3≤σ-1b 得危險截面處的彎曲應(yīng)力為 σb1=861370.1×803=1.68MPa σb2=0.58×148000.1×323=2.44MPa σb1<σ-1b，σb2<σ-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217HB 2、按扭轉(zhuǎn)強度初估軸徑 當(dāng)軸材料

37、為45鋼時可取C=118，則 d≥C3Pn=118×31.7982.1=33.0mm 圓整后取d=35mm 3、初定軸的結(jié)構(gòu) 選角接觸球軸承7208C，其尺寸：D=80mm,d=40mm, B=18mm。 初步設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)如下圖所示。 4、軸的空間受力分析 該軸所受的外載荷為轉(zhuǎn)矩、渦輪和小齒輪上的作用力。 空間受力如圖所示。 輸入轉(zhuǎn)矩T=208.0N?m 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=Ft3tanαt=4722×tan20.

38、632°=1778N 小齒輪軸向力Fa2=Ft3tanβ=4722×tan15°54'36''=1346N 5、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=519N FAy=1953+519-1778=694N My1=694×71=49274N?mm My3=519×89=46191N?mm My2=My3+1346×45=106761N?mm 彎矩圖為： 垂直方向受力圖為： FBx=4722×195-711×71-370×110284=2921N FAx=4722×8

39、9+370×110-711×213284=1090N Mx1=1090×71=77390N?mm Mx2=Mx1-711×110=-820N?mm Mx3=2921×89=259969N?mm 彎矩圖為： 6、計算并繪制合成彎矩圖 M1=My12+Mx12=91745N?mm M2=My12+Mx22=4352N?mm M3=My22+Mx32=281037N?mm M4=My32+Mx32=264061N?mm 合成彎矩圖為: 7、計算并繪制轉(zhuǎn)矩圖 8、計算并繪制當(dāng)量轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)考慮，取α=[σ-1b][σ0b]。由文獻[2]表1-2查得σb=

40、600MPa，由文獻[2]表1-4查得σ-1b=55MPa，σ0b=95MPa，則α=5595=0.58。 由公式Me=M2+(αT)2求出危險截面處的當(dāng)量彎矩為 Me1=M12+(αT)2=917452+(0.58×208000)2=151562N?mm Me2=M32+(αT)2=2810372+(0.58×208000)2=305836N?mm 繪制當(dāng)量彎矩圖如下： 9、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 由文獻[2]式（1-3） σb=MeW=Me0.1d3≤σ-1b 得危險截面處的彎曲應(yīng)力為 σb1=1515620.1×503=12.12MPa σb2=3058360

41、.1×903=4.20MPa σb1<σ-1b，σb2<σ-1b，合格。 （3）大齒輪軸 1、選擇材料、熱處理 合金鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度為170至217HB 2、按扭轉(zhuǎn)強度初估軸徑 當(dāng)軸材料為45鋼時可取C=118，則 d≥C3Pn=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、初定軸的結(jié)構(gòu) 選深溝球軸承6214，其尺寸：D=125mm,d=70mm, B=24mm。 初步設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)如下圖所示。 4、軸的空間受力分析 該軸所受的外載荷為轉(zhuǎn)矩、大齒輪和飛輪上的作用力。 空間受力如圖所示。 輸入轉(zhuǎn)矩T=

42、890.4N?m 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=4722×196284=3259N FAy=4722-3259=1463N My=3259×88=286792N?mm 彎矩圖為： 垂直方向受力圖為： FBx=11130×102+1778×196-1346×203284=4262N FAx=11130×386-1778×88-1346×203284=

43、13614N Mx1=4262×88=375056N?mm Mx2=Mx1+1346×203=648294N?mm Mx3=11130×102=1085260N?mm 彎矩圖為： 5、計算并繪制合成彎矩圖 M1=My2+Mx12=472141N?mm M2=My2+Mx22=708897N?mm M3=Mx3=1135260N?mm 6、計算并繪制合成彎矩圖 7、計算并繪制轉(zhuǎn)矩圖 8、計算并繪制當(dāng)量轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)考慮，取α=[σ-1b][σ0b]。由文獻[2]表1-2查得σb=600MPa，由文獻[2]表1-4查得σ-1b=75MPa，σ0b=130

44、MPa，則α=75130=0.58。 由公式Me=M2+(αT)2求出危險截面處的當(dāng)量彎矩為 Me1=M22+(αT)2=7088972+(0.58×890400)2=877962N?mm Me2=M32+(αT)2=11352602+(0.58×890400)2=1247204N?mm 繪制當(dāng)量彎矩圖如下： 9、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 由文獻[2]式（1-3） σb=MeW=Me0.1d3≤σ-1b 得危險截面處的彎曲應(yīng)力為 σb1=8779620.1×803=17.15MPa σb2=12472040.1×563=71.02MPa σb1<σ-1b，σb2<σ

45、-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(xiàn)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(zhì)為平穩(wěn)運轉(zhuǎn)，由文獻[2]表8-8查得沖擊載荷系數(shù)fd=1.1。 當(dāng)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，F(xiàn)a1Fr1=0，查文獻[2]表8-7得X1=1，Y1=0 P1=fd

46、X1Fr1+Y1Fa1=213N 由Fa2C0r=0.060，F(xiàn)a2Fr2=2.872查文獻[2]表8-7得e=0.26，X2=0.56，Y2=1.71 P2=fdX2Fr2+Y2Fa2=4092N 可得P=P2=4092N 軸承壽命為 Lh=10660n(CP)ε=10660n(CrP)ε=10660×1420×(478004092)3=18708h 按照每天工作12小時，每年工作300天計算，則有18708h≈5.20year，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，F(xiàn)r2=29212+5192=2967N 由

47、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Fa1=FA+Fs2=2994N，方向向右；Fa2=Fs2=2018N，方向向左 因為載荷性質(zhì)為平穩(wěn)運轉(zhuǎn)，由文獻[2]表8-8查得沖擊載荷系數(shù)fd=1.1。 當(dāng)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α=25°，F(xiàn)a1Fr1=2.317，查文獻[2]表8-7得e=0.68，X1=0.41，Y1=0.87 P

48、1=fdX1Fr1+Y1Fa1=3448N 由α=25°，F(xiàn)a2Fr2=0.6801查文獻[2]表8-7得e=0.68，X2=0.41，Y2=0.87 P2=fdX2Fr2+Y2Fa2=3269N 可得P=P1=3448N 軸承壽命為 Lh=10660n(CP)ε=10660n(CrP)ε=10660×82.1×(352003448)3=215989h 按照每天工作12小時，每年工作300天計算，則有215989h≈60.00year，因此該軸承符合要求。 （3）深溝球軸承6214 徑向載荷Fr1=42622+32592=5365N，F(xiàn)r2=136142+14632=13692

49、N 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(zhì)為平穩(wěn)運轉(zhuǎn)，由文獻[2]表8-8查得沖擊載荷系數(shù)fd=1.1。 當(dāng)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Fa1C0r=0，F(xiàn)a1Fr1=0，查文獻[2]表8-7得X1=1，Y1=0 P1=fdX1Fr1+Y1Fa1=5902N 由Fa2C0r=0.030，F(xiàn)a2Fr2=0.098查文獻[2]表8-7得e=0.22，X2=1，Y2=0 P

50、2=fdX2Fr2+Y2Fa2=15061N 可得P=P2=15061N 軸承壽命為 Lh=10660n(CP)ε=10660n(CrP)ε=10660×18.2×(6080015061)3=60246h 按照每天工作12小時，每年工作300天計算，則有60246h≈16.74year，因此該軸承符合要求。 4.3 鍵的設(shè)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，由軸徑d=32mm，選用平鍵的剖面尺寸為b=10mm，h=8mm，根據(jù)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σp≤[σ

51、p] 轉(zhuǎn)矩T=14800N?mm，鍵的接觸長度l'=l-b=50-10=40mm，軸徑d=32mm，許用擠壓應(yīng)力由文獻[2]表7-1查得，鑄鐵的[σp]值為（70~80）MPa。由式 σp=4Thl'd=4×148008×40×32=5.78MPa 則有σp≤[σp]，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(jù)軸的長度選用標準鍵長L=80mm，鍵的標記為 鍵14×80GBT 1096-2003。 2.校核強度σp≤[σp] 轉(zhuǎn)矩T=208000N?mm，

52、鍵的接觸長度l'=l-b=80-14=66mm，軸徑d=50mm，許用擠壓應(yīng)力由文獻[2]表7-1查得，鑄鐵的[σp]值為（70~80）MPa。由式 σp=4Thl'd=4×2080009×66×50=28.01MPa 則有σp≤[σp]，因此強度滿足要求，合格。 （3） 大齒輪軸 ①固定大齒輪的平鍵 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=80mm，選用平鍵的剖面尺寸為b=22mm，h=14mm，根據(jù)軸的長度選用標準鍵長L=90mm，鍵的標記為 鍵22×90GBT 1096-2003。 2.校核強度σp≤[σp] 轉(zhuǎn)矩T=890400N?mm，鍵的接

53、觸長度l'=l-b=90-22=68mm，軸徑d=80mm，許用擠壓應(yīng)力由文獻[2]表7-1查得，鑄鐵的[σp]值為（70~80）MPa。由式 σp=4Thl'd=4×89040014×68×80=46.76MPa 則有σp≤[σp]，因此強度滿足要求，合格。 ②固定飛輪的平鍵 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=56mm，選用平鍵的剖面尺寸為b=16mm，h=10mm，根據(jù)軸的長度選用標準鍵長L=80mm，鍵的標記為 鍵16×80GBT 1096-2003采用雙鍵對稱布置。 2.校核強度σp≤[σp] 轉(zhuǎn)矩T=890400N?mm，鍵的接觸長度l'=l

54、-b=80-16=64mm，軸徑d=56mm，許用擠壓應(yīng)力由文獻[2]表7-1查得，鑄鐵的[σp]值為（70~80）MPa。由式 σp=4Thl'd=4×89040010×64×56=99.38MPa 由于采用雙鍵，99.38/1.5=66.25<70 則有σp≤[σp]，因此強度滿足要求，合格。 第五章 減速器箱體各部分結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計 箱體各部分尺寸如下： 名稱 符號 尺寸 箱座壁厚 δ δ=13mm 箱蓋壁厚 δ1 δ1=12mm 箱座凸緣厚度 b b=20mm 箱蓋凸緣厚度 b1 b1=18mm 箱座底凸緣厚度 b2 b2=32mm 地腳

55、螺栓直徑 df df=20mm 地腳螺栓數(shù)目 n n=4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1 d1=16mm 箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑 d2 d2=12mm 軸承端蓋螺釘直徑 d3 d31=10mm d32=8mm d33=10mm 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 d4=8mm 定位銷直徑 d d=8mm 起蓋螺釘直徑 d5 d5=8mm 大齒輪頂圓與內(nèi)壁距離 ?1 ?1=16mm 齒輪端面與內(nèi)壁距離 ?2 ?2=14mm 箱蓋、箱座肋厚 m1、m m1=10mm，m=11mm 軸承端蓋外徑 D2 D21=110mm D2

56、2=80mm D23=110mm 軸承端蓋凸緣厚度 t t=12mm 第六章 潤滑及密封形式選擇 6.1 潤滑 軸承：脂潤滑 齒輪：油潤滑 6.2 密封 蝸桿軸 氈圈密封，d=40mm 小齒輪軸 擋油環(huán)油封 大齒輪軸 擋油環(huán)油封，氈圈密封，d=64mm 6.3 油標及排油裝置 (1)油標：選擇桿式油標C型 (2)排油裝置：管螺紋外六角螺賽和封油圈 第七章 技術(shù)要求 1 零件用煤油清洗，軸承用汽油清洗，箱體內(nèi)不允許有任何雜物。 2 保持側(cè)隙不小于0.115mm。 3 角接觸球軸承的軸向游隙值Δ取0.015~0.03mm，深溝球軸承的軸向游隙值取0.25~0.4mm。 4 涂色檢查接觸斑點，沿齒高不小于55%，沿齒長不小于50%。 5 空載試驗，在n1=1500r/min，L-AN68潤滑油條件下進行，正反轉(zhuǎn)各1小時，要求減速器平穩(wěn)五撞擊聲，溫升不大于60度，無漏油。 6 箱體外表面涂深灰色油漆，內(nèi)表面涂耐油油漆。 7 箱內(nèi)裝全損耗系統(tǒng)用油L-AN68至規(guī)定高度。 參考文獻 1 機械設(shè)計綜合課程設(shè)計 王之櫟、王大康主編 第2版 機械工業(yè)出版社 2 機械設(shè)計 王之櫟、馬綱、陳心頤等編著 北京航空航天大學(xué)出版社 34