加热炉装料机设计_机械设计说明书.pdf

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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：设 计 者：指导教师：年 月 日 航空航天大学 1/32 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。（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 3、技术数据 推杆行程 200mm,所需电机功率 2kw,

2、推杆工作周期 4.3s.4、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 X（用 A0 或 A1 图纸），零件图两 X。（4）编写设计说明书 1 份。2/32 目录 一、总体方案设计.3 1、执行机构的选型与设计.3 2、传动装置方案确定.4 二、传动零件的设计计算.6 1、联轴器.6 2、齿轮设计.6 3、蜗轮蜗杆设计.12 三、轴系结构设计及计算.16 1、轴的强度计算.16 2、轴承校核计算.24 3、键校核计算.28 四、箱体及附件设计.30 五、润滑与密封.30 1、齿轮、蜗杆及蜗轮的润滑.30 2、滚动轴

3、承的润滑.30 3、油标及排油装置.31 4、密封形式的选择.31 六、技术要求.31 七、总结与体会.32 参考文献.32 3/32 一、总体方案设计 1、执行机构的选型与设计（1）机构分析 执行机构由电动机驱动，电动机功率 2kw，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。为合理匹配出力与速度的关系，电动机转速快扭矩小，因此应设置蜗杆减速器，减速增扭。（2）机构选型 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：

4、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。（3）方案评价 方案一：结构简单，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，工作效率高。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：结构复杂，且滑块会有一段时间作近似停歇，工作效率低，不能满足工作周期4.3 秒地要求。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。（4）机构设计 急回系数 k 定为 2，则1=240,2=120,得=60。简图如下：暂定机架长 100mm，则由=60 可得曲柄长 50mm，导杆长 200mm。方案一 方案二 方案三 4/32 （

5、5）性能评价 图示位置即为最小位置，经计算，min=90 23=67。性能良好。2、传动装置方案确定（1）传动方案设计 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。（2）方案评价 由于工作周期为 4.3 秒，相当于 14r/min,而电动机同步转速为 1000r/min 或 1500r/min,故总传动比为i=71 或 107,i较大，因此传动比较小的方案一不合适，应在方案二与方案一 方案二 方案三 5/32 方案三中选。而方案二与方案三相比，结构较紧凑，且蜗杆在低速级，因此方案二较为合适。（

6、3）电动机选择 选择电动机类型 按工作条件和要求，选用 Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异步卧式电动机，电压380v。选择电动机容量 由设计要求得电动机所需功率kwPd2。因载荷平稳，电动机额定功率略大于dP即可，因此选定电动机额定功率ed为 2.2kw。确定电动机转速 曲柄工作转速=13.95r/min，方案二中减速器传动比为 6090，故电动机转速可选 X 围为min/1260840rninWad。符合这一 X 围的同步转速有 1000r/min,故选定电动机转速为 1000r/min。进而确定电动机型号为Y112M-6。（4）分配传动比 计算总传动比：38.67min/95.13min/9

7、40rrnniWMa 分配减速器的各级传动比：取第一级齿轮传动比31i，故第二级蜗杆传动比46.22/12iiia。（5）运动和动力参数计算 滚动轴承效率：1=0.99 闭式齿轮传动效率：2=0.97 蜗杆传动效率：3=0.80 联轴器效率：4=0.99 故=13 2 3 4=0.68 电机轴：Nm=940r/min,Pd=2kw,T0=9550*P0/Nm=20.319N*M 对于轴（小齿轮轴）:P1=2.0*4=1.98kw N1=940r/min T1=9550*P0/Nm=20.116N*M 对于轴（蜗杆轴）：P2=P1*1*2=1.98*0.99*0.97=1.90kw N2=N10

8、/3=313.3r/min T2=9550*P2/N2=57.934N*M 对于轴（蜗轮轴）：P3=P2*3*1=1.90*0.8*0.99=1.5kw N3=N2/22.46=13.95r/min T3=9550*P3/N3=1026.882 N*M 6/32 运动参数核动力参数的结果加以汇总，列出参数表如下: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 电机轴 2 20.319 940 1 0.99 小 齿 轮轴 1.98 1.96 20.116 19.915 940 1 0.99 蜗杆轴 1.90 1.88 579.34 573.

9、54 313.3 3 0.99 蜗轮轴 1.50 1.48 1026.882 1016.613 13.95 22.46 0.99 总体设计方案简图如下：二、传动零件的设计计算 1、联轴器（1）TKTAC式中：K 为载荷系数；T 为联轴器传递的工作扭矩（即轴的扭矩）。因为载荷较平稳，AK查表得 1，T=20.32N*m，故CT=20.32N*m。（2）由于1=0=1000r/min，所以选弹性联轴器。（3）匹配：电动机 Y112M-6 轴径 D=28mm。综上，查表选择弹性套柱销联轴器，型号 LT4，齿轮轴轴径为 25mm。2、齿轮设计 7/32 计 算项目 计算内容 计算结果 1、选材、精度

10、考虑主动轮转速 n1=940r/min 不是很高，故大小齿轮均用45#，调质处理。小齿轮硬度 HB=229286，取 260HB。大齿轮 HB=217255，取 230HB。精度等级选 8 级。2、初步 计算 小齿 轮直 径1d 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,由附录 A 表32111uuKTAdHPdd由表A1 取756dA，动载荷系数4.1K，初取15转矩mNT11.201，由表 27.11 查取2.1d 接触疲劳极限 MPaH6101limMPaH5802lim MPaMPaHlHPHHP5809.09.06109.09.02lim21lim!74.363

11、135222.111.204.17561323211uuKTAdHPdd 4.1K mNT11.201 MPaMPaHlH5806102lim1limMPaMPaHPHP5225492!取mmd401 3、确定 基本 参数 圆周速度smndv/96.11000609404010006011精度等级取 8 级精度合理 取311z，9331312izz 确 定 模 数290.131/40/11zdmt,查 表 取25.1nm mm99.931329.1zmd小齿轮直径305.141.291.25arccosmmarccos：确定螺旋角1t1tn 8 级精度合理 311z 922z 取25.1nm

12、mm84bmm68.118dmm99.39d21 8/32 84402.1db初步尺宽mm68.1812929.1zmd大齿轮直径1d2t2mm 校核传动比误差：%1.13/967.23，967.231/92i 传动比误差为 1.1%4、校齿 核面 接触 疲劳 强度 HPtHHVAEHHuubdFKKKKZZZZ111计算齿面接触应力 节点区域系数:查图 27-16 非变位斜齿轮43.2HZ 弹性系数:查表 27.11MPaZE8.189 重合度系数Z:端面重合度 tantantantan212211aazz 587.20305.14cos20tanarctancostanarctannt68

13、2.335.2240587.20cos40arccos2cosarccosarccos111111atabathdddd 065.265.2268.118587.20cos68.118arccos2cosarccosarccos222222atabathddddtt啮合角由于没有变位所以端面 10.3 57.01102.325.13.14.3054sin184mbsin纵向重合度nZ 43.2HZ MPaZE8.189 587.20t 10.3 57.0Z 9/32 螺旋角系数98.0cosZ 1AK13.1VK:HKkNdTFt0055.140/11.202/211 mmNmmNbFKtA/

14、100/9.20485.10051 973.0cos/coscoscostnb 27.3973.0/1.3cos/22bHK 1.43481061.02.116.017.11032321bCdbBAKH齿面接触应力 2/49531348404.100527.343.113.1198.057.08.18943.2mmNH 2计算许用接触应力HP limlimHXWRVLNTHHPSZZZZZZ 总工作时间hth480001630010 9111071.24800094016060应力循环次数hLtnN 9121035.1/iNNLL 接触寿命系数NTZ由图 27-23 查出（单向运转取1）齿面工

15、作硬化系数 98.0Z 1AK13.1VK 27.3HK 43.1HK 2/495mmNH 88.01NTZ 9.02NTZ 10/32 14.11700/)130240(2.117001302.1221HBZZWW 接触强度尺寸系数XZ由表 27.15 按调质钢查 润滑油膜影响系数取为 1212121VVRRLLZZZZZZ 由表 27.14 取最小安全系数limHS 许用接触应力:2221/56605.1/114.11119.0580/58305.1/114.111188.0810mmNmmNHPHP 3验算:MPammNHPHPH566,min/495212 14.121WWZZ 0.1

16、21XXZZ 05.1limHS 2221/8.736/9.847mmNmmNHPHP 接触疲劳强度较为合适,齿轮尺寸无须调整 5、确定主要传动尺寸 2041608252.1)29(31arccos2am)z(zarccos精确的2/cosm)zz(a因为mm08a圆整取,335.97）68.18199.39(2/)dd(a中心距n21n2121mm30081.12 0416cos/25.1cos/mm:端面模数nt 小齿轮直径 mmzmd325.403130081.11t1 大齿轮直径 mm746.1192930081.12t2zmd 齿宽 b=48mm,mmb482,mmb541 9.34

17、cos/311ZZV 2 0416 mmd325.401mmd674.1192mmb482 mmb541 11/32 57.103cos/322ZZV 6、齿根 弯曲 疲劳 强度 验算 1由式 27.11 FPSaFantFFVAFYYYYmbFKKKK1 1AK,13.1VK,49.1HFKK 55.21FY,26.22FY,63.11SY,73.12SY 48.0973.0/1.375.025.0cos/75.025.0/75.025.022bvY93.0Y 53.85.225.2/48/hb 4.1FK 齿根弯曲应力:MPaYYYYmbFKKKKSaFantFFVAF0.7393.048

18、.063.155.252.1481005.549.14.113.111111MPaYYYYaSaFaSaFaFF69/1121222计算许用弯曲应力FP 由式 27.17limlimFXRrelTVrelTNTSTFFPSYYYYY 试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限limF查图 27-24cMPaF2301lim，MPaF2002lim 另外取 1AK 13.1VK 49.1FK55.21FY 26.22FY 63.11SY73.12SY 655.0Y 93.0Y 4.1FK MPaF0.731MPaF692 MPaF3301limMPaF3202lim88.01NTY 9.02NTY 12/32

19、9.0,88.0,11,0.221212121NTNTRrelTRrelTVrelTVrelTSTSTYYYYYYYY 由图 27-26 确定尺寸系数1XY=12XY 由表 27.14 查最小安全系数25.1minFS MPaFP32425.1111988.022301MPaFP28825.11119.022002 3弯曲疲劳强度验算 110.73FPFMPa 2269FPFMPa 1XY=12XY 25.1minFS 12212121RrelTRrelTVrelTVrelTSTSTYYYYYYMPaFP3241MPaFP2882 合格 7、静强 度校核 静强度校核,因传动无严重过载,故不作静

20、强度校核 3、蜗轮蜗杆设计 计算项目 计算内容 计算结果 1 选择传动精度等级，材料 考虑传动功率不大，转速也不高，选用 ZA 型蜗杆传动，精度等级为8级。蜗杆用45号钢淬火，表面硬度4550HRC，蜗轮轮缘材料用 ZCuSn10P1 沙模铸造。2 确定蜗杆，涡轮齿数 传动比 44.92222.46izz,2z取,46.2212112i取452z 校核传动比误差：%2.046.22/46.225.22，5.222/45i 涡轮转速为：min/r95.1346.22/3.313i/nn12 21z 452z 13/32 3.确定涡轮许用接触应力 蜗 杆 材 料 为 锡 青 铜，则NVSHPHPZ

21、Z,2/200mmNP,2NVSHPHPN7h2LVSN/mm02.16183.097.0200ZZ83.0Z查得：1002.4300161095.13160tn60N，涡轮应力循环次数1单项运转取97,.0Z系数响浸油润滑。滑动速度影,/2初估滑动速度smVS 2/6.201mmNHP 4.接触强度设计 222HP12KT)Z15000(dm载荷系数1K 蜗轮转矩：估取蜗杆传动效率135mm14585.21z5m.2b 则蜗杆的宽度10q,08d8,m传动基本尺寸：5376dm选用mm7.46049.10401)4502.16115000(dm则9.104022.468.057934iTT;

22、8.0211323212112mmmN mmd808mm040.9N1T12 5.主要几何尺寸计算 涡轮分度圆直径：mmd360458mz22 蜗杆导程角3.112.010/2q/ztan1mmmmddamm220)(5.0传动中心距,066.16)1015.0(821q5.0(2mb涡轮尺宽212 mmd0362 3.11 mm0.202a26b2mm 6.计算涡轮的圆周速度和传动效率 涡轮圆周速度m/s263.0)100060/(ndv222，s/m34.13.11cos)100060/(ndcos/vv齿面相对滑动速度111s79.0/34.1/263.02smvsmvs 14/32 查

23、出当量摩擦角15.2092V 836.0)15.23.11tan(3.11tantan(tan)1V搅 油 效 率96.02滚 动 轴 承 效 率99.0379.099.096.0836.0321 与估取值近似 7.校核接触强度 HPvAEHKKKddTZ22129400mN9.102722.4679.057934iTT112 查 得 弹 性 系 数155EZ，使 用 系 数1AKsmsmv/3/263.02 取动载荷系数01.1VK 载荷分布系数1K mmN/4.150101.11360809.102794001552H 2H/4.150mmN 合格HPH 8.轮齿弯曲强度校核 FPFS21

24、VA2FYYmddKKK666T 确定许用弯曲应力NFPFY 查出2FP/51mmN 查出弯曲强度寿命系数 2NFPFPNmm/N17.3467.051Y故76.0Y 确定涡轮的复合齿形系数SaFaFSYYY 2FP/17.34mmN 15/32 涡轮当量齿数.73743.11cos/45cos/ZZ332V2 涡轮无变位查得3.8973.125.2Y73.1Y25.2YFsSaFa 导程角906.0120.3111120/1Y的系数 2F/62.10069.03.89860308101.119.1027666计其他参数同接触强度设mmN 2F/919.6mmN 合格FPH 9.蜗杆轴刚度验算

25、 P32r12t11yL48EIFFy 蜗杆所受圆周力N35.144880934.572000d2000TF11t1 蜗杆所受径向力 N5.2078tan203609.10272000tand2000TFx22r1 蜗杆两支撑间距离L取324mm3609.09d.0L2 蜗杆危险及面惯性矩 4644f11001.264)0.85.2100(64dImm 许用最大变形mdyp80001.01 合格423241001.2101.2485.207835.1448蜗杆轴变形365221pymy N35.1448Ft1 N5.2078Fr1 46mm1001.2Imyp80 合格pyy 1 16/32

26、10.蜗 杆传动热平衡计算 CtKA95)1(Pt211 蜗杆传动效率79.0 导热率取为中等通风环境)(/(152CmWK）K 工作环境温度2tC20 传动装置散热的计算面积为 C68.4220173.115)97.01(1900tm173.1)100a33(.0A1273.1 合格C9568.42t1C 三、轴系结构设计及计算 1、轴的强度计算（1）小齿轮轴（结构简图、受力图、弯矩、扭矩图附表后）计算项目 计算内容 计算结果 1、材料 选择、热处理 2、初估 轴径 3、初定 轴的 结构 4、轴的 空间 受45 钢，正火，硬度为 170 至 217HB 当轴材料为 45 钢时可取 C=110

27、，则 mmnPCd1.14940/98.1110/33 考 虑有键联 接，故轴径 增加 3%，因 需与联轴 器匹配，mmd25取min，轴孔长度 L=62mm。初选中系列深沟球轴承6006，轴承尺寸外径D=55mm，宽度B=13mm。初步设计轴的结构件图见表后。该轴所受的外载荷为转矩和大齿轮上的作用力。mmd25取min 17/32 力 5、轴承 支点 的支 反力 绘出 水平 面和 垂直 面弯 矩图 6、计算 机合 成弯矩，绘 制合 成弯 矩图 mmNnPT2011694098.11055.91055.9661 小齿轮圆周力NdTFt1006402011822111 小齿轮径向力NtgtgFF

28、ntr3812416cos/201006cos/1 小齿轮轴向力NtgtgFFta2902416100611 1）垂直面支反力及弯矩计算 NFFNFBVAVBV50350384421006 2112642VCAVVCMmmNFM 2）水平面支反力及弯矩计算 NFNFBHAH121842029042381260842029042381 mmNFMmmNFMAHHCBHHC5082421092042 mmNMMMmmNMMMHCVCCHCVCC23781217292222 18/32 7、转矩图 8、求当 量弯矩 eM,绘 制当 量弯 矩图 9、按弯 扭合 成应 力校 核轴 的强度 mmNT 20

29、116 MPaTMMbbbe600,/)(012查表得 58.095/55,95,5501则MPaMPabb 危险截面 C 处当量弯矩：mmTMMCec26489)(22 MPadMWMbcbeeb14401.0264891.0313 MPab551查得许用应力 1bbc 合格 19/32 （2）蜗轮轴（结构简图、受力图、弯矩、扭矩图附表后）计算项目 计算内容 计算结果 1、选择材料、热处理 2、按扭转强度初估轴径 3、初定轴的结构 4、轴的空间受力分析 5、计算轴承支点的支反力绘出水平面和垂直面弯矩图 45钢正火，硬度为 170 至 217HB 当轴材料为 45 钢时可取 C=110，则 m

30、mnPCd31.5295.13/5.1110/33 取其轴径为 55mm 选圆锥滚子轴承 30215（一对），其尺寸：D=130mm,d=75mm,B=25mm.该轴所受的外载荷为转矩和蜗轮上的作用力。输入转矩 mmNnPT102790095.135.11055.91055.9662轴向力NFFta144812 径向力NFFxtr2078tan22 圆周力NdTFt5710/2222；1）垂直面支反力及弯矩计算 NFFNFBVAVBV288528852401205710 mmNFMAVVC3462001202885120 2）水平面支反力及弯矩计算 NFNFAHBH21252401801448

31、12020784724012020781801448 取 d=55 初步结构图见下 空间受力简图见下 20/32 6、计算机合成弯矩，绘制合成弯矩图 7、转矩图 8、求当量弯矩 eM,绘制当量弯矩图 9、按弯扭合成应力校核轴的强度 mmNFMBHHC5640120 mmNFMAHHC255000120 mmNMMMmmNMMMHCVCCHCVCC4299763462462222 前已计算mmNT 10279002 MPaTMMbbbe600,/)(012查表得58.095/55,95,5501则MPaMPabb 危险截面 C 处当量弯矩：mmNTMMCec735059)(22 MPadMWMb

32、cbeeb14801.07350591.0313 MPab551查得许用应力 1bcb 合格 21/32 （3）蜗杆轴（结构简图、受力图、弯矩、扭矩图附表后）计算项目 计算内容 计算结果 1、选择材料、热处理 2、按扭转强度初估轴径 3、初定轴的结构 4、轴的空间受力分析 45 钢正火，硬度为 170 至 217HB 当轴材料为 45 钢时可取 C=110，则 mmnPCd06.203.313/9.1110/33最小直径处有单键，故轴径增加 3%，圆整后取 d=35mm 左端选深沟球轴承 6009，其尺寸：D=75mm,d=45mm,B=16mm.右端选圆锥滚子轴承 32309，其尺寸：D=1

33、00mm,d=45mm,B=36mm.该轴所受的外载荷为转矩、蜗杆和大齿轮上的作用力。输入转矩 mmNnPT579343.3139.11055.91055.966 根据前面结果，大齿轮处受力为：圆周力NFt10063；径向力NFFntr381tancos33 取 d=35 初步结构图见下 空间受力简图 22/32 5、计算轴承支点的支反力绘出水平面和垂直面弯矩图 轴向力NFFta290tan33 蜗杆处受力为：圆周力NdTFt144880579342211 轴向力NdTFa57102221 径向力NFFxtr2078tan21 1）垂直面支反力及弯矩计算 NFNFAVBV93439269100

34、6205144849239246110061871448 mmNFMAVVC174658187934187 mmNMVB69414691006 2）水平面支反力及弯矩计算 NFNFBHAH901392602904613814057101872078155839260290693814057102052078mmNMHC6291160290274381205901 23/32 6、计算机合成弯矩，绘制合成弯矩图 7、转矩图 8、求当量弯矩 eM,绘制当量弯矩图 9、按弯扭合成应力校核轴的强度 mmNMmmNMHCHB2913461871558436896938160290 mmNMMMmmNMM

35、MHCVCCHCVCC3396881856432222 mmNMMMHBVBB8201822 mmNT 57934 MPaTMMbbbe600,/)(012查表得58.095/55,95,5501则MPaMPabb 危险截面 C 处当量弯矩：mmNTMMCec341346)(22 MPadMWMbcbeeb7801.03413461.0313 MPab551查得许用应力 1bbc 合格 24/32 2、轴承校核计算（1）小齿轮轴 该轴采用两端单向固定的方式，所受轴向力比较小，选用一对深沟球轴承，按轴径初选6006。下面进行校核：计算项目 计算内容 计算结果 轴承主要性能参数 查手册 6006

36、轴承主要性能参数如下：NCr14200；NCr83000；min/100000rN NCr14200 NCr83000 min/100000rN 轴承受力情况 NFr5661；NFNFaa0,29021；NFr5172 X、Y 值 035.08300/2900raCF，23.0e，eFFra51.0566/290 1X 0Y 冲击载荷系数 查得 1.1df 25/32 当量动载荷 ardYFXFfP NP691 轴承寿命 PCnLrh1667010（球轴承3）hLh5720210 48000h，寿命合格 载荷变化系数 07.014200961rCP查图得 11f 载荷分布系数 对于深沟球轴承，

37、查得 98.02f 许用转速 021NffN min/9800rN 大于工作转速 940r/min 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）蜗轮轴 该轴采用两端单向固定的方式，所受轴向力比较小，选用一对圆锥滚子轴承，按轴径初选30215。下面进行校核：计算项目 计算内容 计算结果 轴承主要性能参数 查手册 30215 轴承主要性能参数如下：NCr1138000；NCr1850000；min/28000rN 接触角=16.35 e=1.5tan=0.44 NCr113800 NCr185000 min/28000rN=16.35 轴承受力情况 NFr35831；NFr2

38、8852 4.1,/YYFFrS，方向向右；1030方向向左；,128021NFNFSS 01198-12NFFFSAS故NFFNFFFSaASa103024782221 X、Y 值 44.0e，eFFra69.03583/2478轴承一：eFFra36.02885/1030轴承二：4.01X4.11Y 12X02Y 26/32 冲击载荷系数 查得 1.1df 当量动载荷 ardYFXFfP NPNP3173,539321 NP5393 轴承寿命 PCnLrh1667010（滚 子 轴 承3/10）hLh710109.5 48000h，寿命合格 载荷变化系数 04.014200961rCP查图

39、得 11f 载荷分布系数 对于圆锥滚子轴承，22arctanrAFF查得 92.02f 许用转速 021NffN min/2576rN 大于工作转速 13.95r/min 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）蜗杆轴 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轴承，以承受蜗杆轴向力，按轴径初选 32309；游动端采用一个深沟球轴承，只承受径向力，按轴径初选6009。受力图如下图：下面进行校核：深沟球轴承 6009 计算项目 计算内容 计算结果 轴承主要性能参数 查手册 6009 轴承主要性能参数如下：NCr21000；NCr148000；min/8

40、0000rN NCr21000 NCr148000 min/80000rN 27/32 轴承受力情况 NFr10261；NFa01；X、Y 值 014800/00raCF，16.0e，eFFra 0 1X 0Y 冲击载荷系数 查得 1.1df 当量动载荷 ardYFXFfP NP1129 轴承寿命 PCnLrh1667010（球轴承3）hLh34234510 48000h，寿命合格 载荷变化系数 05.014200961rCP查图得 11f 载荷分布系数 对于深沟球轴承，查得 12f 许用转速 021NffN min/8000rN 大于工作转速 313.3r/min 满足要求 结论：所选轴承能

41、满足寿命、静载荷与许用转速的要求。圆锥滚子轴承 32309：计算项目 计算内容 计算结果 轴承主要性能参数 查手册 32309 轴承主要性能参数如下：NCr145000；NCr1880000；min/40000rN e=0.35 NCr145000 NCr1880000 min/40000rN 轴承受力情况 NFa5420 NFr9082；NFr9083 5.1,/YYFFrS，方向向右；303方向向左；,30323NFNFSS 28/32 NFFNFaaa5420,032 X、Y 值 35.0e，eFFra 0轴承二：eFFra7.95908/5420轴承三：12X9.12Y 67.03X8

42、.22Y 冲击载荷系数 查得 1.1df 当量动载荷 ardYFXFfP NPNP17363,99932 NP17363 轴承寿命 PCnLrh1667010（滚 子 轴 承3/10）hLh6285810 48000h，寿命合格 载荷变化系数 12.014200961rCP查图得 94.01f 载荷分布系数 对于圆锥滚子轴承，=13.13查得 12f 许用转速 021NffN min/3760rN 大于工作转速 313.3r/min 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、键校核计算 键的选择主要考虑所传递的扭矩的大小，轴上零件是否需要沿轴向移动，零件的对中要求等等。计

43、算项目 计算内容 计算结果（1）小齿轮轴键的选择与校核 键的选择和参数 与联轴器相联接，为静联接，选用普通平键，圆头。由手册查得 d=25mm 时，应选用 键78 GB1096-79 转矩 mNT116.20 键长 依据轮毂长度为 63mm，选择标准键长 L=57mm mmL57 接触长度 857bLl mml49 29/32 许用挤压应力 P校 核 查表可得钢的许用挤压应力为 P=（70-80）MPa MPadhlTP4.9254972011644 PP 故满足要求（2）蜗轮键的选择和校核 键的选择和参数 静联接,选用普通平键，圆头，由手册查得 d=80mm时，选用键1422 GB1096-

44、79 转矩 mNT6882.102 键长 依据轮毂长度为 117mm，选择标准键长 L=110mm mmL110 接触长度 22110bLl mml88 许用挤压应力 P校 核 查表可得钢的许用挤压应力为 P=（70-80）MPa MPadhlTP42808814102688244 PP 故满足要求（3）蜗杆轴键的选择和校核 键的选择和参数 静联接,选用普通平键，圆头 由手册查得 d=35mm 时，选用键78，GB1096-79 转矩 mNT934.57 键长 依据轮毂长度为 43mm，选择标准键长 L=37mm mmL37 接触长度 bLl mml29 许用挤压应力 P校 核 查表可得钢的许

45、用挤压应力为 P=（70-80）MPa MPadhlTP33352975793444 PP故满足要求 30/32 四、箱体及附件设计 计算项目 计算内容 计算结果 箱座厚度 箱盖厚度 箱座突缘厚度 箱盖突缘厚度 箱座底突缘厚度 地角螺钉直径 地角螺钉数目 轴承旁连接螺钉直径 机盖与机座连接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 窥视孔盖螺钉直径 连接螺栓 d2 的间距 定位销直径 大齿轮顶圆与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离 轴承端盖外径 轴承端盖突缘厚度 机盖肋厚 机座肋厚=0.04a+38 1=0.85=10.2 b=1.5 b1=1.51 b2=2.5 df=0.036a+12 d1=0.75 df

46、=16 d2=(0.50.6)df d3=(0.40.5)df d4=(0.30.4)df l=(120200)mm d=(0.70.8)d2 11.2 2 D2=1.25D+10 t=(1.11.2)d3 m1=0.851 m=0.85 取=12mm 取1=10mm b=18mm b1=15mm b2=30mm df=20mm n=4 取 d1=16mm 取 d2=12mm 取 d3=10mm 取 d4=6mm 取 l=150mm 取 d=9mm 取1=15 取2=12 依轴承而定 t=12 取 m1=8 取 m=10 五、润滑与密封 1、齿轮、蜗杆及蜗轮的润滑 在减速器中，蜗杆相对滑动速度

47、 V=1.34m/s，采用浸油润滑，选用PCPEL/蜗轮蜗杆油（摘自910094SH），用于蜗杆蜗轮传动的润滑，代号为220N。浸油深度一般要求浸没蜗杆螺纹高度，但不高于蜗杆轴承最低一个滚动体中心高。2、滚动轴承的润滑 三对轴承处的零件轮缘线速度均小于sm/2，所以应考虑使用油脂润滑，但应对轴承处nd 值进行计算。nd 值小于rpmmm 5102时宜用油脂润滑；否则应设计辅助润滑装置。三 对 轴 承 处nd 值 分 别 为：rpmmm2820094030，31/32 rpmmm5.104983.31345，rpmmm25.104695.1375均小于rpmmm 5102，所以可以选择油脂润滑。

48、采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油板将轴承与箱体内部隔开。在选用润滑脂的牌号时，根据手册查得常用油脂的主要性质和用途。因为本设计的减速器为室内工作，环境一般，不是很恶劣，所以6212和6214轴承选用通用锂基润滑脂（877324 SY），它适用于C12020宽温度 X 围内各种机械设备的轴承，选用牌号为1的润滑脂。3、油标及排油装置(1)油标：选择杆式油标 A 型(2)排油装置：管螺纹外六角螺赛及其组合结构 4、密封形式的选择 为防止机体内润滑剂外泄和外部杂质进入机体内部影响机体工作，在构成机体的各零件间，如机盖与机座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装

49、置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度不是很大，采用接触式密封，输入轴与轴承盖间 V 3m/s，采用粗羊毛毡封油圈，输出轴与轴承盖间也为 V 3m/s，故采用粗羊毛毡封油圈。六、技术要求 1 装配前所有零件用煤油清洗，滚动轴承用汽油浸洗，箱体内不允许有任何杂物存生。2 保持侧隙不小于 0.115mm。3 调整、固定轴承时应留轴向间隙，mm4.025.0。4 涂色检查接触斑点，沿齿高不小于 55%，沿齿长不小于 50%5 箱体被隔开为两部分，分别装全损耗系统用油 L-AN68 至规定高度。6 空载试验，在 n1=1000r/min、L-AN68 润滑油条件下进行，正反转各 1 小时，要求减速器平稳，无撞击声，温升不大于 60C，无漏油。7 减速器部分面，各接触面及密封处均不允许漏油，剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用垫片。8 箱体外表面涂深灰色油漆，内表面涂耐油油漆。32/32 七、总结与体会 参考文献 1、王之栎、王大康主编机械设计综合课程设计2010 年 8 月第 2 版，机械工业。2、吴瑞祥，王之栋，郭卫东，X 静华主编机械设计基础（下册）2007 年 2 月第 2版，航空航天大学。