机械设计说明书-加热炉装料机设计.docx

机械设计课程设计
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

宇航学院111511班
设计者：

指导教师：

前言
本设计为机械设计基础课程设计的内容，是在画法几何、机械原理、机械设计、加工工艺学和工程材料等课程之的基础上学习的一门综合课程。设计课题是加热炉装料机设计，在题目所给的一系列要求和目标的前提下完成一系列的设计任务。
此设计课程要求对以前所学的一系列课程掌握较好，并能自主地应用到设计中，是对学生各方面能力的一种考察，对学生快速掌握知识很有帮助。
本说明书正文部分主要分为设计任务书、总体方案设计、电机的选择、涡轮蜗杆设计、齿轮设计、轴系的设计与校核、减速箱体各部分结构尺寸、润滑及密封形式选择和技术要求等内容组成。正文的最后是在计算过程中所调用的公式、参数的来源即参考文献。

目录
前言 1
第一章 设计任务书 3
1.1 设计题目 3
1.2 设计要求 3
1.3 技术数据 3
1.4 设计任务 4
第二章 总体方案设计 4
2.1 执行机构的选型与设计 4
2.2 传动装置方案确定 5
2.3电动机选择 6
2.4 分配传动比 7
2.5 运动和动力参数计算 7
第三章 传动零件的设计计算 8
3.1 蜗轮蜗杆设计 8
3.2 齿轮设计 12
第四章 轴系结构设计及计算 17
4.1 轴的强度计算 17
4.2 轴承的强度计算 28
4.3 键的设计与校核 30
第五章 减速器箱体各部分结构尺寸设计 31
第六章 润滑及密封形式选择 32
6.1 润滑 32
6.2 密封 32
6.3 油标及排油装置 32
第七章 技术要求 33
参考文献 33

第一章 设计任务书
1.1 设计题目
加热炉装料机设计
1.2 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:

1.3 技术数据
推杆行程280mm,推杆所需推力6400N,推杆工作周期3.3s.
1.4 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）完成装配图一张（用A0或A1图纸），零件图两张。
（4）编写设计说明书1份。
第二章 总体方案设计
2.1 执行机构的选型与设计
（1）机构分析
① 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。
② 设计任务要求推杆行程为280mm，推杆所需推力为6400N，推杆工作周期为3.3s。
（2）机构选型
方案一：用偏置曲柄滑块机构实现运动形式的转换功能。
方案二：用摆动导杆机构实现运动形式的转换功能。

方案一 方案二
（3）方案评价
方案一：结构简单，但是不够紧凑，且最小传动角偏小，传力性能差。
方案二：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。
综上所述，方案二作为装料机执行机构的实施方案较为合适。
（4）机构设计
取急回系数k=1.5，则由θ=180°+θ180°-θ得θ=36°。
简图如下：由推杆行程得导杆长280mm,暂定曲柄长80mm,连杆长200mm,则由θ=36° 可得摇杆约为453mm。

（5）性能评价
图示位置即为γ 最小位置，经计算，γmin= 90°- 29°= 61° 。性能良好。
2.2 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。
方案一：三级圆锥—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。

方案一 方案二

方案三
（2）方案评价
由于工作周期为3.3秒，相当于18.2r/min, 而电动机同步转速为1500r/min,故总传动比为i=78,因此方案一级数较高，结构不太紧凑，齿轮相对轴承的位置不对称，轴应有较大的刚度，且更适于载荷平稳的场合，而此处载荷变化，所以不选用方案一，应在方案二用方案三中选择。由于齿轮—蜗杆减速器齿轮在高速级传动比不宜过大，大概在2~2.5之间,因此会使蜗杆涡轮的传动比过大；而方案三齿轮处于低速级，传动比可以取在4.2~4.9之间，这样蜗杆涡轮的传动比满足要求。综上所述，选择方案三。
2.3电动机选择
（所有公式来源为文献[1]第21~26页）
（1）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。
（2） 计算传动效率
已知：圆柱齿轮η1=0.97，蜗杆传动η2=0.85，联轴器η3=0.99（1个），球轴承η4=0.99（7对），移动副η5=0.94（2个）。（查文献[1]表2-5得）
总效率为η总=η1η2η3η47η52=0.67
（3） 选择电动机容量
F=6400N,v=280×2mm3.3s=170mm/s,
电动机所需功率Pd=Fvη总=1.6kW
选定电动机额定功率Ped为2.2kW。
（4）确定电动机型号
电动机转速定为1500r/min，满载转速nm为1420 r/min，进而确定电动机型号为Y100L1-4（查文献[1]表6-164得）。
2.4 分配传动比
（1）计算总传动比：
nI=1r3.3s×60=18.2r/min
i总=nmnI=78
（2）分配减速器的各级传动比：
取第二级齿轮传动比i2=4.5第一级蜗杆传动比i1=17.3，故第一级蜗杆传动比i1=17.3。
2.5 运动和动力参数计算
电机轴：nm=1420 r/min，Ped=2.2kW，T=9550×Pednm=14.8N·m
对于0轴（蜗杆轴）:
P0=Ped×0.99=2.18kW
n0=nm=1420 r/min
T0=9550×P0n0=14.7N·m
对于1轴（小齿轮轴）：
P1=P0η2η3η42×0.99=1.77kW
n1=n0i1=82.1 r/min
T1=9550×P1n1=205.9N·m
对于2轴（大齿轮轴）：
P2=P1η1η4×0.99=1.68kW
n2=n1i2=18.2 r/min
T2=9550*P2n2=881.5N⋅m
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 /N·m
转速n
r/min
传动比i
效率
输入
输出
输入
输出
电机轴

2.2

14.8
1420

1
蜗杆轴
2.20
2.18
14.8
14.7
1420
1
0.99
小齿轮轴
1.79
1.77
208.0
205.9
82.1
17.3
0.81
大齿轮轴
1.70
1.68
890.4
881.5
18.2
4.5
0.95
总体设计方案简图如下：

第三章 传动零件的设计计算
3.1 蜗轮蜗杆设计
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45~50HRC，蜗轮轮缘材料用ZCuSn10P1砂模铸造。
2．确定蜗杆，涡轮齿数
传动比i=17.3，参考文献[2]表3-4，取z1=2,z2=iz1=34.6≈35。
校核传动比误差：
i=352=17.5,
∆=17.5-17.317.3×100%=1.16%
涡轮转速为：
n2=n1i=1420r/min17.3=82.1r/min
3.确定涡轮许用接触应力
蜗轮材料为锡青铜，则
σHP=σHP'ZvsZN
查文献[2]表3-10得σHP'=200N/mm2。
参考文献[2]图3-8初估滑动速度vs=4m/s,浸油润滑。
由文献[2]图3-10查得，滑动速度影响系数Zvs=0.93。
单向运转γ取1，涡轮应力循环次数为
NL=60γn2th=60×1×82.1×10×300×6×2=1.77×108
由文献[2]图3-11查得ZN=0.69，则
σHP=σHP'ZvsZN=200Nmm2×0.93×0.69=128.3N/mm2
4.接触强度设计
载荷系数K=1,涡轮转矩为T2=208.0N·m
由文献[2]式（3-10）得
m2d1≥15000σHPz22KT2=15000128.3×352×1×208.0=2552.99mm3
查文献[2]表3-3可选用m2d1=3175mm3，传动基本尺寸为m=6.3mm, d1=80mm,q=12.698。
5.主要几何尺寸计算
涡轮分度圆直径为d2=mz2=6.3×35=220.5mm,取d2=220mm。
蜗杆导程角为tanγ=z1q=212.698=0.16,则γ=9.09°=9°5'24''。
涡轮齿宽（见文献[2]表3-5）为
b2≈2m0.5+q+1=2×6.3×0.5+12.698+1=52.934mm
取b2=54mm。
涡杆齿宽（见文献[2]表3-5）为
b1≈2.5mz2+1=2.5×6.3×35+1=94.5mm
取b1=96mm。
传动中心距为a=0.5d1+d2=0.5×80+220=150mm。
6.计算涡轮的圆周速度和传动效率
涡轮圆周速度为
v2=πd2n260*1000=π×220×82.160×1000m/s=0.95m/s
齿面相对滑动速度为
vs=v1cosγ=πd1n160*1000cos9.09°=5.87m/s
由文献[2]表3-7查出当量摩擦角为ρe=1.2°=1°12',由文献[2]式（3-5）得
η1=tanγtanρe+γ=tan9.09°tan1.2°+9.09°=0.881
搅油效率η2=0,96，滚动轴承效率η3=0.99，则由文献[2]式（3-4）得
η=η1η2η3=0.881×0.96×0.99=0.84
7.校核接触强度
涡轮转矩为
T2=T1iη=9550×2.21420×17.3×0.84N⋅m=215.0N⋅m
由文献[2]表3-12可查弹性系数为ZE=155。
由文献[2]表3-13查得使用系数为KA=1。
由于v2=0.95m/s<3m/s,因此取动载荷系数KV=1.05;载荷分布系数为Kβ=1，则由文献[2]式（3-11）得
σH=ZE9400T2d1d22KAKVKβ=(155×9400×215.080×2202×1×1.05×1)N/mm2=114.7N/mm2
σH<σHP，合格。
8.轮齿弯曲强度校核
确定许用弯曲应力为σFP=σFP'YN。
由文献[2]表3-10查出σFP'=51 N/mm2（一侧受载）。
由文献[2]图3-11查出弯曲强度寿命系数YN=0.57，故
σFP=σFP'YN=51N/mm2×0.57=29.07N/mm2
涡轮的复合齿形系数的计算公式为
YFS=YFaYSa
涡轮的当量齿数为
ze2=z2cos3γ=35cos39.09°=36.35
涡轮无变位,查文献[2]图2-20和图2-21得YFa=2.55，YSa=1.64，代入复合齿形系数公式得
YFS=YFaYSa=2.55×1.64=4.18
导程角γ的系数为
Yβ=1-γ120°=1-9.09°120°=0.92
其他参数与接触强度计算相同，则由文献[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.蜗杆轴刚度验算
蜗杆所受圆周力为
Ft1=2T1d1=2×9.55×106×2.2142080N=369.89N
蜗杆所受径向力为
Fr1=2T2d2tanαx=2×215.0×103220×tan20°N=711.4N
蜗杆两支撑间距离L=0.9d2=0.9×220mm=198mm。
蜗杆危险截面惯性矩为
I=πdf464=π(80-2.5m)464=π(80-2.5×6.3)464mm4=8.36×106mm4
许用最大变形为yp=0.001d1=0.001×80mm=0.08mm。
由文献[2]式（3-14）得蜗杆轴变形为
y1=Ft12+Fr1248EIL3=369.892+711.4248×2.1×105×8.36×106×1983mm=7.4×10-5mm<0.08mm
y1<yp，合格。
10.蜗杆传动热平衡计算
蜗杆传动效率η=0.84，导热率k取为k=15W/(m2⋅℃)(中等通风环境)，工作环境温度t2取为t2=20℃，传动装置散热的计算面积为
A=0.3(a100)1.73=0.3×1501001.73m2=0.666m2
由文献[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 齿轮设计
1、选择材料和精度等级
考虑主动轮转速不很高，传动尺寸无严格限制，批量较小，故小齿轮用40Cr，调质处理，硬度HB=241~286，平均取为260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度HB=229~286,平均取为240HB。同侧齿面精度等级选8级精度。
2、初步估算小齿轮直径d1
因采用闭式处理传动设计，按齿面接触强度初步估计小齿轮分度圆直径。由文献[2]附录B式（B-2）
d1≥Ad3KT1ψdσHP2⋅u+1u
由文献[2]附录B表B-1，初取β=15°，Ad=756，K=1.8，转矩T1=210.4N⋅m。
由文献[2]表2-14查取齿宽系数ψd=1.2，初步计算许用接触应力σHP。
由文献[2]图2-24查得4接触疲劳极限σHlim1=710MPa，σHlim2=580MPa，则
σHP1≈0.9σHlim1=0.9×710MPa=639MPa
σHP2≈0.9σHlim2=0.9×580MPa=522MPa
由文献[2]附录B中式（B-2）得
d1≥Ad3KT1ψdσHP2⋅u+1u=d1≥756×31.8×210.41.2×5222×4.5+14.5mm=84.89mm
初取d1=90mm。
3、确定基本参数
校核圆周速度速度v和精度等级
v=πd1n160×1000=π×90×82.160×1000m/s=0.39m/s
查文献[2]表2-1，取8级精度合理。
初取齿数为z1=29，z2=iz14.5×29=130.5，取z2=130。
确定模数为mt=d1z1=9029=3.103，查文献[2]表2-4取mn=3mm。
确定螺旋角为
β=arccosmnmt=arccos33.103=14.835°=14°50'6''
小齿轮直径为d1=mtz1=3.103×29=89.987mm。
大齿轮直径为d2=mtz2=3.103×130=403.392mm。
初取齿宽为b=ψdd1=1.2×90=108mm。
校核传动比误差，因齿数未做圆整，传动比不变。
4、校核齿面接触疲劳强度
由文献[2]式（2-5）
σH=ZHZEZεZβKAKVKHβKHαFtd1bu±1u≤σHP
校核齿面接触疲劳强度。
①计算齿面接触应力σH。
节点区域系数ZH由文献[2]图2-18查得，非变位斜齿轮ZH=2.43。
弹性系数ZE由文献[2]表2-15查得，ZE=189.8N/mm2。
重合度系数Zε的计算公式由端面重合度εα和纵向重合度εβ确定。其中：
端面重合度为
εα=12π[z1tanαat1-tanαt'+z2(tanαat2-tanαt')]
由文献[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°
由于无变位，端面啮合角αt'=αt=20.632°，因此端面重合度εα=1.68。
纵向重合度为
εβ=bsinβπmn=108×sin14.835°π×3=2.93
因为εβ>1，故Zε=1εα=11.68=0.77。
螺旋角系数Zβ为
Zβ=cosβ=cos14.835°=0.98
使用系数KA由文献[2]表2-7查得KA=1.50；动载荷系数KV由文献[2]图2-6查得KV=1.15。
齿间载荷分配系数KHα查文献[2]表2-8。其中：
Ft=2T1d1=2×21250090=4722N
KAFtb=1.50×4722108=65,6N/mm<100N/mm
KHα=KFα=εαcos2βb=1.680.9712=1.78
cosβb=cosβcosαncosαt=cos14.835°×cos20°cos28.673°=0.971
齿向载荷分布系数KHβ查文献[2]表2-9.其中：非对称支承，调质齿轮精度等级8级。
KHβ=A+B1+0.6bd12bd12+C⋅10-3b=1.17+0.16×1=0.6×108902×108902+0.61×10-3×108=1.67
齿面接触应力为
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计算许用接触应力σHP。由文献[2]式（2-16）
σHP=σHlimZNTZLZvZRZWZXSHlim
计算许用接触应力σHP。其中，接触强度寿命系数ZNT由文献[2]图2-27查得ZNT1=1.09，ZNT2=1.21。总工作时间为
th=10×300×6×2h=36000h
应力循环次数为
NL1=60γn1th=60×1×82.1×36000=1.77×108
NL2=NL1/i=1.77×108/4.5=3.93×107
齿面工作硬化系数ZW1为
ZW1=ZW2=1.2-HB2-1301700=1.2-240-1301700=1.14
接触强度尺寸系数ZX由文献[2]表2-18查得ZX1=ZX2=1.0。
润滑油膜影响系数为
ZL1=ZL2=ZR1=ZR2=Zv1=Zv2=1
接触最小安全系数SHlim查文献[2]表2-17，取SHlim=1.10。许用接触应力为
σHP1=710×1.09×1×1×1×1.14×11.10=802MPa

σHP2=580×1.21×1×1×1×1.14×11.10=727MPa
强度较为适合，齿轮尺寸无须调整。
5、确定传动主要尺寸
中心距为
a=(d1+d2)2=(89.987+403.39)mm/2=246.689mm
圆整取a=248mm。
由公式
a=(z1+z2)mn2cosβ
可求得精确的螺旋角β为
β=arccos(z1+z2)mn2a=arccos(29+130)×32×248=15°54'36''
合理。
端面模数为mt=mncosβ=3/cos15°54'36''=3.1195mm
小齿轮直径d1=mtz1=3.1195×29=90.466mm
大齿轮直径d2=mtz2=3.1195×130=405.534mm
齿宽b为b=108mm，b1=116mm，b2=108mm
小齿轮当量齿数为zv1=z1/cos3β=33
大齿轮当量齿数为zv2=z2/cos3β=147
6、齿根弯曲疲劳强度验算
由文献[2]式（2-11）
σF=KAKVKFβKFαFtbmnYFaYSaYεYβ≤σFP
校验齿根弯曲疲劳强度。
①计算齿根弯曲应力。使用系数KA、动载荷系数KV及齿间载荷分配系数KFα分别为KA=1.50，KV=1.15，KFα=1.78，同接触疲劳强度校核。
齿向载荷分布系数KFβ由文献[2]图2-9查得。其中：
b/h=108/(2.25×3)=16
KFβ=1.51
齿形系数YFa由文献[2]图2-20（非变位）查得YFa1=2.48，YFa2=2.20；应力修正系数YSa由文献[2]图2-21查得YSa1=1.63，YSa2=1.82。
重合度系数Yε为
Yε=0.25+0.75εαV=0.25+0.75εαcos3βb=0.25+0.751.680.9712=0.67
螺旋角系数Yβ由文献[2]图2-22查得Yβ=0.87。
齿根弯曲应力为
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计算许用弯曲应力σFP。由文献[2]式（2-17）
σFP=σFlimYSTYNTYVrelTYRrelTYXSFlim
计算。
实验齿轮的齿根弯曲疲劳极限σFlim由文献[2]图2-30查得σFlim1=300MPa，σFlim2=270MPa。
弯曲强度最小安全系数SFlim由文献[2]表2-17查得SFlim=1.25。
弯曲强度尺寸系数YX由文献[2]图2-33查得YX1=YX2=1。
弯曲强度寿命系数YNT，由文献[2]图2-32（应力循环次数同接触疲劳强度校核）查得YNT1=0.90，YNT2=0.95。应力修正系数YST为YST1=YST2=2。
相对齿根圆角敏感及表面状况系数为
YVrelT1=YVrelT2=YRrelT1=YRrelT2=1
许用齿根应力为
σFP1=300×2×0.90×1×1×11.25MPa=432MPa
σFP2=270×2×0.95×1×1×11.25MPa=410.4MPa
③曲疲劳强度的校核：
σF1=159.2MPa<σFP2
σF2=157.7MPa<σFP2
合格。
7、静强度校核
因传动无严重过载，故不作静强度校核。
第四章 轴系结构设计及计算
4.1 轴的强度计算
（1）蜗杆轴
1、选择材料、热处理
45钢正火，硬度为170至217HB
2、按扭转强度初估轴径
当轴材料为45钢时可取C=118，则
d≥C3Pn=118×32.21420=13.7mm
最小直径处有单键，故轴径增加3%，圆整后取d=15mm。
3、初定轴的结构
选深沟球轴承6212，其尺寸：D=110mm,d=60mm, B=22mm。
初步设计轴的结构如下图所示。

4、轴的空间受力分析
该轴所受的外载荷为转矩、蜗杆上的作用力。
空间受力如图所示。

输入转矩T=14.8N⋅m
蜗杆圆周力Ft1=2Td=370N
蜗杆径向力Fr1=Ft1tanαncosβ=711N
蜗杆轴向力Fa1=Fr1tanαx=1953N
5、计算轴承支点的支反力，水平面和垂直面的弯矩
水平方向受力如图所示:

FBy=370×131262=185N
FAy=370×131262=185N
My=185×131=24235N⋅mm
弯矩图为：

垂直方向受力图为：

FBx=711×131-1953×40262=57N
FAx=711×131+1953×40262=654N
Mx1=57×131=7467N⋅mm
Mx2=654×131=85674N⋅mm
弯矩图为：

6、计算并绘制合成弯矩图
M1=My2+Mx12=25359N⋅mm
M2=My2+Mx22=85708N⋅mm
合成弯矩图为:

7、计算并绘制转矩图

8、计算并绘制当量转矩图
转矩按脉动循环考虑，取α=[σ-1b][σ0b]。由文献[2]表1-2查得σb=600MPa，由文献[2]表1-4查得σ-1b=55MPa，σ0b=95MPa，则α=5595=0.58。
由公式Me=M2+(αT)2求出危险截面处的当量弯矩为
Me=M2+(αT)2=857082+(0.58×14800)2=86137N⋅mm
绘制当量弯矩图如下：

9、按弯扭合成应力校核轴的强度
由文献[2]式（1-3）
σb=MeW=Me0.1d3≤σ-1b
得危险截面处的弯曲应力为
σb1=861370.1×803=1.68MPa
σb2=0.58×148000.1×323=2.44MPa
σb1<σ-1b，σb2<σ-1b，合格。
（2）小齿轮轴
1、选择材料、热处理
45钢正火，硬度为170至217HB
2、按扭转强度初估轴径
当轴材料为45钢时可取C=118，则
d≥C3Pn=118×31.7982.1=33.0mm
圆整后取d=35mm
3、初定轴的结构
选角接触球轴承7208C，其尺寸：D=80mm,d=40mm, B=18mm。
初步设计轴的结构如下图所示。

4、轴的空间受力分析
该轴所受的外载荷为转矩、涡轮和小齿轮上的作用力。
空间受力如图所示。

输入转矩T=208.0N⋅m
蜗轮圆周力Ft2=-Fa1=1953N
蜗轮径向力Fr2=-Fr1=711N
蜗轮轴向力Fa2=-Ft1=370
小齿轮圆周力Ft3=4722N
小齿轮径向力Fr3=Ft3tanαt=4722×tan20.632°=1778N
小齿轮轴向力Fa2=Ft3tanβ=4722×tan15°54'36''=1346N
5、计算轴承支点的支反力，水平面和垂直面的弯矩
水平方向受力如图所示:

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
弯矩图为：

垂直方向受力图为：

FBx=4722×195-711×71-370×110284=2921N
FAx=4722×89+370×110-711×213284=1090N
Mx1=1090×71=77390N⋅mm
Mx2=Mx1-711×110=-820N⋅mm
Mx3=2921×89=259969N⋅mm
弯矩图为：

6、计算并绘制合成弯矩图
M1=My12+Mx12=91745N⋅mm
M2=My12+Mx22=4352N⋅mm
M3=My22+Mx32=281037N⋅mm
M4=My32+Mx32=264061N⋅mm
合成弯矩图为:

7、计算并绘制转矩图

8、计算并绘制当量转矩图
转矩按脉动循环考虑，取α=[σ-1b][σ0b]。由文献[2]表1-2查得σb=600MPa，由文献[2]表1-4查得σ-1b=55MPa，σ0b=95MPa，则α=5595=0.58。
由公式Me=M2+(αT)2求出危险截面处的当量弯矩为
Me1=M12+(αT)2=917452+(0.58×208000)2=151562N⋅mm
Me2=M32+(αT)2=2810372+(0.58×208000)2=305836N⋅mm
绘制当量弯矩图如下：

9、按弯扭合成应力校核轴的强度
由文献[2]式（1-3）
σb=MeW=Me0.1d3≤σ-1b
得危险截面处的弯曲应力为
σb1=1515620.1×503=12.12MPa
σb2=3058360.1×903=4.20MPa
σb1<σ-1b，σb2<σ-1b，合格。
（3）大齿轮轴
1、选择材料、热处理
合金钢调质处理，硬度为170至217HB
2、按扭转强度初估轴径
当轴材料为45钢时可取C=118，则
d≥C3Pn=118×31.7018.2=36.06mm
最小直径处有双键，故轴径增加6%，圆整后取d=40mm。
3、初定轴的结构
选深沟球轴承6214，其尺寸：D=125mm,d=70mm, B=24mm。
初步设计轴的结构如下图所示。

4、轴的空间受力分析
该轴所受的外载荷为转矩、大齿轮和飞轮上的作用力。
空间受力如图所示。

输入转矩T=890.4N⋅m
大齿轮圆周力Ft4=-Ft3=4722N
大齿轮径向力Fr4=-Fr3=1778N
大齿轮轴向力Fa4=-Fa3=1346N
飞轮圆周力F5=2Td=11130N
计算轴承支点的支反力，水平面和垂直面的弯矩:
水平方向受力如图所示:

FBy=4722×196284=3259N
FAy=4722-3259=1463N
My=3259×88=286792N⋅mm
弯矩图为：

垂直方向受力图为：

FBx=11130×102+1778×196-1346×203284=4262N
FAx=11130×386-1778×88-1346×203284=13614N
Mx1=4262×88=375056N⋅mm
Mx2=Mx1+1346×203=648294N⋅mm
Mx3=11130×102=1085260N⋅mm
弯矩图为：

5、计算并绘制合成弯矩图
M1=My2+Mx12=472141N⋅mm
M2=My2+Mx22=708897N⋅mm
M3=Mx3=1135260N⋅mm
6、计算并绘制合成弯矩图

7、计算并绘制转矩图

8、计算并绘制当量转矩图
转矩按脉动循环考虑，取α=[σ-1b][σ0b]。由文献[2]表1-2查得σb=600MPa，由文献[2]表1-4查得σ-1b=75MPa，σ0b=130MPa，则α=75130=0.58。
由公式Me=M2+(αT)2求出危险截面处的当量弯矩为
Me1=M22+(αT)2=7088972+(0.58×890400)2=877962N⋅mm
Me2=M32+(αT)2=11352602+(0.58×890400)2=1247204N⋅mm
绘制当量弯矩图如下：

9、按弯扭合成应力校核轴的强度
由文献[2]式（1-3）
σb=MeW=Me0.1d3≤σ-1b
得危险截面处的弯曲应力为
σb1=8779620.1×803=17.15MPa
σb2=12472040.1×563=71.02MPa
σb1<σ-1b，σb2<σ-1b，合格。
4.2 轴承的强度计算
（1）深沟球轴承6212
径向载荷Fr1=572+1852=194N，Fr2=6542+1852=680N
附加轴向力Fs1=Fs2=0
轴向工作合力FA=1953N，方向向右
轴向载荷Fa1=Fs1=0；Fa2=FA+Fs1=1953N，方向向右
因为载荷性质为平稳运转，由文献[2]表8-8查得冲击载荷系数fd=1.1。
当量动载荷计算公式为：
P=fd(XFr+YFa)
由文献[1]表6-63查得Cr=47.8kN，C0r=32.8kN
由Fa1C0r=0，Fa1Fr1=0，查文献[2]表8-7得X1=1，Y1=0
P1=fdX1Fr1+Y1Fa1=213N
由Fa2C0r=0.060，Fa2Fr2=2.872查文献[2]表8-7得e=0.26，X2=0.56，Y2=1.71
P2=fdX2Fr2+Y2Fa2=4092N
可得P=P2=4092N
轴承寿命为
Lh=10660n(CP)ε=10660n(CrP)ε=10660×1420×(478004092)3=18708h
按照每天工作12小时，每年工作300天计算，则有18708h≈5.20year，因此该轴承符合要求。
（2）角接触球轴承7208C
径向载荷Fr1=10902+6942=1292N，Fr2=29212+5192=2967N
由文献[2]表8-5查得附加轴向力Fs=0.68Fr
附加轴向力Fs1=0.68Fr1=879N，方向向右；Fs2=0.68Fr2=2018N，方向向左
轴向工作合力FA=1346-370=976N，方向向左
轴向载荷Fa1=FA+Fs2=2994N，方向向右；Fa2=Fs2=2018N，方向向左
因为载荷性质为平稳运转，由文献[2]表8-8查得冲击载荷系数fd=1.1。
当量动载荷计算公式为：
P=fd(XFr+YFa)
由文献[1]表6-66查得Cr=35.2kN
由α=25°，Fa1Fr1=2.317，查文献[2]表8-7得e=0.68，X1=0.41，Y1=0.87
P1=fdX1Fr1+Y1Fa1=3448N
由α=25°，Fa2Fr2=0.6801查文献[2]表8-7得e=0.68，X2=0.41，Y2=0.87
P2=fdX2Fr2+Y2Fa2=3269N
可得P=P1=3448N
轴承寿命为
Lh=10660n(CP)ε=10660n(CrP)ε=10660×82.1×(352003448)3=215989h
按照每天工作12小时，每年工作300天计算，则有215989h≈60.00year，因此该轴承符合要求。
（3）深沟球轴承6214
径向载荷Fr1=42622+32592=5365N，Fr2=136142+14632=13692N
附加轴向力Fs1=Fs2=0
轴向工作合力FA=1346N，方向向右
轴向载荷Fa1=Fs1=0；Fa2=FA+Fs1=1346N，方向向右
因为载荷性质为平稳运转，由文献[2]表8-8查得冲击载荷系数fd=1.1。
当量动载荷计算公式为：
P=fd(XFr+YFa)
由文献[1]表6-63查得Cr=60.8kN，C0r=45.0kN
由Fa1C0r=0，Fa1Fr1=0，查文献[2]表8-7得X1=1，Y1=0
P1=fdX1Fr1+Y1Fa1=5902N
由Fa2C0r=0.030，Fa2Fr2=0.098查文献[2]表8-7得e=0.22，X2=1，Y2=0
P2=fdX2Fr2+Y2Fa2=15061N
可得P=P2=15061N
轴承寿命为
Lh=10660n(CP)ε=10660n(CrP)ε=10660×18.2×(6080015061)3=60246h
按照每天工作12小时，每年工作300天计算，则有60246h≈16.74year，因此该轴承符合要求。
4.3 键的设计与校核
（1）蜗杆轴
1.确定平键的类型及尺寸
选用普通平键（圆头）连接，由轴径d=32mm，选用平键的剖面尺寸为b=10mm，h=8mm，根据轴的长度选用标准键长L=50mm，键的标记为 键10×50GBT 1096-2003。
2.校核强度σp≤[σp]