加热炉推料机构传动装置设计

XX学院
毕业设计说明书
课题加热炉推料机构传动装置设计子课题
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加热炉推料机构传动装置设计
一、推料机的工作原理
推料机是一种间歇的输送工件的机械，其电动机通过传动装置，工件机构驱动输送架作往复移动，工件行程时滑架上的推爪推动工件前移一个步长，当滑架返回时，由于推爪下装有压缩弹簧，推爪得以从工件底面滑过，工件保持不动。

当滑架再次向前推进时，推爪已复位并推动新工件前移，与此同时，该推爪前方的推爪前一工位的工件一起再向前移动一个步长。

如此周而复始，工件不断前移。

二、推料机的工作条件与原始数据
输送步长S=450mm；输送时滑架受到的阻力视为常数P=2400N；行程速比系数K=1.2；滑架每分钟往返的次数N=60 次，滑架道路水平面与机架底平面允许最大距离H＝800～1000mm，滑架宽度为250mm，输送机使用寿命为10 年，每天一班制工作，工作时载荷有中等冲击，工作机构机械效率为0.95，按小批量生产规模设计。

要求：滑架往复的次数误差不大于±5％
三、设计内容及工作量
1，根据推料机的工作原理，拟定2～3个工作机构方案，并对这些传动装置进行分析对比，确定传动最优机构设计方案；
2，根据所给数据进行传动装置的设计计算。

3. 用计算机软件完成传动装置中减速器及相关零件的建模；
4. 完成减速器装配图和零件图的绘制。

5．编写毕业设计说明书一份。

应包括设计任务、设计参数、设计计算过程等。

6. 完成一篇英文翻译。

主要设计计算过程主要结果
1 设计题目
1.1 工作原理
推料机是一种间歇的输送工件的机械，其电动机通过传动装置，工件机
构驱动输送架作往复移动，工件行程时滑架上的推爪推动工件前移一个步
长，当滑架返回时，由于推爪下装有压缩弹簧，推爪得以从工件底面滑过，
工件保持不动。

当滑架再次向前推进时，推爪已复位并推动新工件前移，与
此同时，该推爪前方的推爪前一工位的工件一起再向前移动一个步长。

如此
周而复始，工件不断前移。

1.2 设计要求
（1）电动机轴与输出轴平行,允许转速偏差为±5%;
（2）使用寿命10年，每日一班制工作;
（3）载荷有轻微冲击;
=0.95计算；
（4）执行机构的传动效率按
W
（5）要求传动系统有过载保护；
（6）按小批量生产规模设计；
（7）已知工作机工作的最大功率
P=2.4kW。

max
1.3 设计内容
（1）确定传动装置的类型，画出机械系统传动方案简图；
（2）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算；
（3）传动系统中的传动零件设计计算；
（4）绘制减速器装配图草图和装配图各1张（A0）;
（5）绘制减速器箱体零件图1张（A1）、齿轮及轴的零件图各1张（A2）。

2 设计计算过程
2.1 传动方案的拟定与分析
（1）方案1：
图1
（2）方案2：
图2
（3）方案3
图3
（4）三种方案的比较与选择。

选择方案1。

理由如下：
a.方案2中齿轮啮合力及带传动拉力在轴承1上分担较重，方案1中齿轮啮合力在轴承2上分担重于轴承1，两轴承上的载荷接近，结构合理；
b.方案2中带传动拉力会使轴弯曲，带轮距小齿轮距离近，造成齿轮传动沿齿宽方向载荷分布不均匀，方案1中带轮与小齿轮距离远，对齿轮传动影响小，结构合理。

c.方案3优点:结构简单,易于制造,成本较低,能缓冲吸振,有过载保护。

缺点:占用空间较大,不适用于一般小型减速器的场合
2.2 选择电动机 （1）选择电动机类型
按已知工作条件和要求，选用Y 系列一般用途的三相异步电动机 （2）选择电动机的容量 工作机所需功率：
kW kW P P W W 52.295.0/4.2/max ===η 传动装置总效率：
23g r c b ηηηηη=
由《机械设计指导手册》第十章表10-1查得各部分效率如下： V 带传动效率95.0=b η，齿轮（8级精度）效率96.0=g η，一对滚动轴承效率96.0=r η，万向联轴器效率98.0=c η；
636.096.098.095.023=⨯⨯⨯=η
所需电机功率：
kW kW P P w n 96.3636.0/52.2/===η
查Y 系列电动机技术数据，选电动机额定功率ed P 为4kW 的Y112M-4电动机。

(3) 确定电动机转速 电机转速可选范围
v=（450+450）*60/60*1.2=1m/s ，设D=382mm
确定工作机的转速:min /50min /1038214.31
60603
r r D v n w =⨯⨯⨯==
-π min /1800~800min /)12~8()3~2(50r r i i n n g b w d =⨯⨯=='
可选同步转速1500r/min 和1000r/min 。

选用同步转速1000r/min 的电动机，查表10-2额定功率为ed P 为4kW 的Y132M1-6电动机,其满载转速
min /960r n m =。

工作机功率
kW P W 52.2= 总效率
636.0=η
kW P n 96.3= ed P =4kW
min /960r n m =
查表10-3得电动机技术数据和主要尺寸如下表：
型号
额定功
率
ed P /kW
满载转速
)min /(1-⋅r n m 同步转速
)min /(1-⋅r n
电动
机中心高 H/mm
外伸轴直径和长度 D/mm ×E/mm Y132M1-6
4
960
1000
132
38×80
2.3 机械系统运动和动力参数计算
（1）计算传动装置总传动比和分配各级传动比 a.传动装置总传动比
2.1950/960/===w m n n i b.分配传动装置各级传动比
21i i i i i i b g b ==，取带传动传动比5.2=b i
68.75.2/2.19/21===b i i i i 令213.1i i =，代入上式求得：
高速级传动比160.31=i ，低速级传动比431.22=i 。

（2）计算传动装置的运动和动力参数 a.各轴转速
1轴转速 min /3845.2/960/1r i n n b m === 2轴转速 min /52.121160.3/384/112r i n n === 3轴转速 min /99.49431.2/52.121/223r i n n ===
总传动比
2.19=i
高速级传动比
160.31=i
低速级传动比
431.22=i
min /3841r n =
min
/52.1212r n =
min
/99.493r n =
b.各轴功率
1轴功率 kW P P b n 76.395.096.31=⨯==η 2轴功率 kW P P g r 57.397.098.076.312=⨯⨯==ηη 3轴功率 kW P P g r 39.397.098.057.323=⨯⨯==ηη c.各轴转矩
电机轴 mm N mm N n P T m n ⋅=⋅⨯⨯==393901050/26.39550/955030
1轴 mm N mm N n P T ⋅=⋅⨯⨯==9351010384/76.39550/955031
11 2轴 mm N mm N n P T ⋅=⋅⨯⨯==280560105.121/57.39550/95503222 工作机轴mm N mm N n P T w w ⋅=⋅⨯⨯==62206601050/26.39550/95503
计算结果如下表： 轴名 参数 电动机轴
1轴
2轴
3轴
工作机轴
转速
)min /(1
-⋅r n
960=m n 3841=n 52.1212=n 99.493=n
50=w n 功率P/kW 96.3=n P 76.31=P 57.32=P
39.33=P 26.3=w P
转矩T/N ·mm 393900=T
935101=T
2805602=T
647620
3=T 622660
=T
传动比i 2.5 3.16 2.43 1 效率η 0.95
0.960
0.960
0.97
2.4带传动的设计计算
kW P 76.31= kW P 57.32=
kW P 39.33=
mm N T ⋅=393900
mm N T ⋅=935101
mm N T ⋅=2805602 mm N T ⋅=6476203
mm N T ⋅=622660
1 确定设计功率d P
由《机械设计》表5-6查A K =1.1
kW kW P K P n A d 36.496.31.1=⨯=⋅= 2 选择V 带型号
由图5-7取用A 型V 带。

3 选择带轮1D 、2D
由表5-7，查取A 型带轮mm D 75min =，应使min 1D D ≥，小带轮转速较低，选mm D 1101=。

验算带速v
s m D v n
/53.51000
60960
11014.31000
60=⨯⨯⨯=
⨯=
π
带速在5~25m/s 之间，1D 选择合适。

mm iD D 2751105.212=⨯==
参考表5-8给出的带轮直径系列，取mm D 2802=。

转速误差
%5018.0275
275
280±<=-
4 确定中心距a 和带长d L
由式（5-18） )(2)(7.021021D D a D D +≤≤+
mm a mm 7802730≤≤ 初选 mm a 4000= 带长 mm D D D D a L d
1430400
)()(222
12210=-+++≈'
π
查表5-3取mm L d 1400= 中心距 m m L L a a d d 3852
0=-+
≈'
kW P d 36.4=
s m v /53.5=
mm D 1101= mm D 2802=
mm L d 1400=
a 的调整范围 mm L a a d 364015.0min =-= mm L a a d 42703.0max =+= 由式（5-4）︒=︒⨯--︒=1543.571801
21a
D D α 6 确定V 带根数 按式（5-21） c
a d
K K P P P z )(00∆+=
由表5-5,插值求得得kW P 03.10= 由表5-10查得kW P 11.00=∆ 由表5-9查得93.0=a K 由表5-3查得96.0=L K 代入求根数公式（5-21），得
28.496
.093.0)11.003.1(36
.4)(00=⨯⨯+=∆+=
L a d K K P P P z
取z=4,符合表5-7推荐的轮槽数。

7 确定初拉力0F 查表5-4得m kg q /1.0= 按式（5-22） N qv K zv P F a
d 102)15.2(500
20=+-= 8 计算作用在轴上的压力F Q
N zF F Q 7952
sin
21
0==α
带轮直径标准话后，带传动的实际传动比已经与总体设计时发生了变化，准确传动比和各转矩的准确值如下：
mm a 385=
︒=1541α
z=4
N F 1020=
N F Q 795=
轴名 参数 电动机轴
1轴
2轴
3轴
工作机轴
转速
)min /(1
-⋅r n
960=m n 47.3761=n 28.1202=n 91.493=n 50=w n 功率P/kW 96
.3=n P
76.31=P 57.32=P 39.33=P 26.3=w P
转矩T/N ·mm 393900=T
953801=T 2834502=T 648660
3=T 622660=T
传动比i 2.55 3.13 2.41 1 效率η 0.95
0.960
0.960
0.97
2.5高速级斜齿轮传动的设计计算 1 选择齿轮材料和热处理、精度等级
材料选45钢，软齿面传动。

小齿轮调质，齿面硬度230~240HBS ，大齿轮正火，齿面硬度190~200HBS ，精度等级为8级。

2 选取齿轮齿数和螺旋角
初选231=z ，13.31=i ，99.7113.323112=⨯=⋅=i z z ，取722=z ，传动比13.323
72
==
i 不变。

初选β=10° 3 按齿面接触疲劳强度设计。

3
2
11)][(12H
H E d Z Z Z Z u u KT d σψβε±≥
确定式中各项数值：
因载荷有轻微冲击，初选t K =1.8
mm N T ⋅=953801 由表6-6，取9.0=d ψ
齿轮材料 45钢
小齿轮调质，齿面硬度230~240HBS 大齿轮正火，齿硬度190~200HBS 8级精度
231=z
722=z
由表6-5，选MPa z E 8.189= 由图6-14，查得46.2=H z 由式（6-7）得，
67
.110cos )]72
1
231(2.388.1[cos )]1
1(
2.388.1[2
1=︒⨯+⨯-=+-=βεαz z
16.110tan 239.0318.0tan 318.03=︒⨯⨯⨯==βψεβz d
由图6-13，查得77.0=εz
99.0cos ==ββz
由式（6-12），8111042.5103008147.3766060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N
81121073.113
.342
.5⨯===
i N N 由图6-15查得，04.11=N Z ,13.12=N Z
由图6-16d 查得，MPa H 5401lim =σ，MPa H 3902lim =σ，取1min =H S ，则
MPa MPa S Z H N H H 6.5611
04
.1540][min 1
1lim 1=⨯=
=σσ MPa MPa S Z H N H H 7.4401
13.1390][min 22lim 2
=⨯==σσ
取MPa H 7.440][2=σ设计齿轮参数
将确定后的各项数值代入设计公式，求得：
mm
mm Z Z Z Z u u T K d H
H E d t t 0.69)7
.44099.077.046.28.189(13.3113.39.0953808.12)
][(123
2
32
11=⨯⨯⨯⨯+⨯⨯⨯=±≥σψβε
修正t d 1：
s m s m n d v t /36.1/1000
6047
.3760.6914.31000601
1=⨯⨯⨯=
⨯=
π
67.1=αε
16.1=βε
MPa H 6.561][1=σ
MPa H 7.440][2=σ
由表6-3查得，25.1=A K 由图6-7查得，04.1=v K 由图6-19查得，08.1=βK 由表6-4查得，2.1=αK
则685.12.108.104.125.1=⨯⨯⨯==αβK K K K K V A
mm mm K K d d t t 5.678
.1685.10.6933
11=⨯== mm mm z d m n 89.223
10cos 5.67cos 11=︒
⨯==
β 由表6-1，选取第一系列标准模数mm m n 3= 齿轮主要几何尺寸：
mm mm z z m a n 698.14410cos 2)
7223(3cos 2)(211=︒
⨯+⨯=+=β
圆整中心距，取mm a 1451=
则7193101452)
7223(3arccos 2)(arccos 121'''︒=⨯+⨯=+=a z z m n β
4 计算分度圆直径和齿宽
mm mm z m d n 210.707
19310cos 233cos 11='''︒⨯==
β
mm mm z m d n 789.219719310cos 72
3cos 22='
''︒⨯==
β mm mm d b d 189.63210.709.01=⨯==ψ 5 校核齿根弯曲疲劳强度
F Sa Fa F Y Y bd Y Y KT ][21
1σσβ
ε≤=
计算当量齿轮端面重合度 b
a
av βεε2cos =
mm m n 3=
mm a 1451=
mm d 210.701=
mm d 789.2192=
719310'''︒=β
mm B 701=
由《机械原理》可知：
129120)7
19310cos 20tan arctan()cos tan arctan(
'''︒='''︒︒
==βααn t
985.0cos /cos cos cos =⋅=t n b ααββ 所以 72.1985
.067
.1cos 2
2==
=
b
v βεεα
α 由图6-28，查得91.0=βY
24719310cos 23
cos 3
311='''︒==βz z v 75719310cos 72cos 3
322
='
''︒==βz z v 由图6-19、6-20按v z 查得：
66.21=Fa Y ，59.11=Sa Y ；
由图6-21查得，90.01=N Y ,91.02=N Y ;
由图6-22c 查得，MPa F 3401lim =σ,由图6-22b 查得MPa F 3102lim =σ 取25.1min =F S ，有
MPa MPa S Y F N F F 8.24425
.19
.0340][min 1
1lim 1=⨯=
⋅=σσ MPa MPa S Y F N F F 7.22525
.191.0310][min 22lim 2
=⨯=⋅=σσ
将确定出的各项数值代入弯曲疲劳强度校核公式：
11][6259.166.23
210.706591
.069.095380685.12F F MPa MPa σσ<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
2112212
][5459
.166.276.111.262F Sa Fa Sa Fa F F MPa MPa Y Y Y Y σσσ<=⨯⨯⨯==
齿根弯曲疲劳强度足够。

2.6低速级斜齿轮传动的设计计算 1 选择齿轮材料和热处理、精度等级
材料选45钢，软齿面传动。

小齿轮调质，齿面硬度230~240HBS ，大齿轮正火，齿面硬度190~200HBS ，精度等级为8级。

mm B 652=
MPa F 8.244][1=σ
MPa F 7.225][2=σ
MPa F 621=σ MPa F 542=σ
2 选取齿轮齿数和螺旋角
初选253=z ，41.22=i ，25.6041.225234=⨯=⋅=i z z ，取604=z ，传动比4.225
602
==i 不变。

初选β=15°
3 按齿面接触疲劳强度设计。

3
2
22)][(12H
H E d Z Z Z Z u u KT d σψβε±≥
确定式中各项数值：
因载荷有轻微冲击，初选t K =1.8
mm N T ⋅=2834502 由表6-6，取9.0=d ψ 由表6-5，选MPa z E 8.189= 由式（6-7）得，
64.115cos )]60
1
251(
2.388.1[cos )]1
1(2.388.1[43=︒⨯+⨯-=+-=β
εαz z
92.115tan 259.0318.0tan 318.03=︒⨯⨯⨯==βψεβz d
由图6-13，查得78.0=εz
98.0cos ==ββz
由式（6-12），8331073.1103008128.1206060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N
782341021.74.21073.1⨯=⨯==i N N
由图6-15查得，13.13=N Z ,34.14=N Z
由图6-16d 查得，MPa H 5403lim =σ，取1min =H S ；
MPa MPa S Z H N H H 2.6101
13
.1540][min
3
3lim 3=⨯=
=
σσ 齿轮材料 45钢
小齿轮调质，齿面硬度230~240HBS 大齿轮正火，齿面硬度190~200HBS 8级精度
253=z 604=z
64.1=αε
92.1=βε
MPa MPa S Z H N H H 6.5221
34
.1390][min
4
4lim 4=⨯=
=
σσ 取MPa H 6.522][4=σ设计齿轮参数
将确定后的各项数值代入设计公式，求得：
mm
mm Z Z Z Z u u T K d H
H E d t t 8.89)6.52298.078.042.28.189(4.214.29.02834508.12)
][(12323
2
23=⨯⨯⨯⨯+⨯⨯⨯=±≥σψβε 修正t d 3：
s m s m n d v t /57.0/1000
6028
.1208.8914.31000602
3=⨯⨯⨯=
⨯=
π
由表6-3查得，25.1=A K 由图6-7查得，01.1=v K 由图6-19查得，08.1=βK 由表6-4查得，2.1=αK
则636.12.108.101.125.1=⨯⨯⨯==αβK K K K K V A
mm mm K K d d t t 9.868
.1636
.18.8933
33=⨯== mm mm z d m n 36.325
15cos 9.86cos 33=︒
⨯==
β 由表6-1，选取第一系列标准模数mm m n 5.3= 齿轮主要几何尺寸：
mm mm z z m a n 997.15315cos 2)
6025(5.3cos 2)(432=︒
⨯+⨯=+=
β
圆整中心距，取mm a 1552=
则3391161552)
6025(5.3arccos 2)(arccos 243'''︒=⨯+⨯=+=a z z m n β
4 计算分度圆直径和齿宽
MPa H 2.610][3=σ
MPa H 6.522][4=σ
mm m n 5.3=
mm mm z m d n 176.91339116cos 25
5.3cos 33='
''︒⨯==
β mm mm z m d n 823.2183
39116cos 60
5.3cos 44='''︒⨯==
β
mm mm d b d 058.82176.919.03=⨯==ψ 取mm B 854=，mm B 903= 5 校核齿根弯曲疲劳强度
F Sa Fa F Y Y bd Y Y KT ][21
1σσβ
ε≤=
计算当量齿轮端面重合度 b
a
av βεε2
cos =
由《机械原理》可知：
216420)339116cos 20tan arctan()cos tan arctan(
'''︒='
''︒︒==βααn t 964.0cos /cos cos cos =⋅=t n b ααββ 所以 76.1964
.064
.1cos 2
2
==
=
b
v βεεα
α 68.076
.175
.025.075
.025.0=+
=+
=av
Y εε 由图6-28，查得86.0=βY
28339116cos 25
cos 3
33
3='''︒==βz z v 68339116cos 60cos 3
342
='
''︒==βz z v 由图6-19、6-20按v z 查得：
57.23=Fa Y ，62.13=Sa Y 24.24=Fa Y ，75.14=Sa Y ；
由图6-21查得，91.03=N Y ,94.02=N Y ;
由图6-22c 查得，MPa F 3403lim =σ,由图6-22b 查得MPa F 3104lim =σ
mm a 1552=
mm d 176.913=
mm
d 823.2184=
mm B 854=
mm B 903=
取25.1min =F S ，有
MPa MPa S Y F N F F 6.24725
.191.0340][min
3
3lim 3=⨯=⋅=
σσ
将确定出的各项数值代入弯曲疲劳强度校核公式：
33][7.8262.157.25
.3776.918586
.068.028*******.12F F MPa σσ<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
433443
4][7862
.157.275
.124.27.82F Sa Fa Sa Fa F F MPa Y Y Y Y σσσ<=⨯⨯⨯==
齿根弯曲疲劳强度足够。

6 三轴大齿轮精度设计
齿轮材料为45号钢。

线膨胀系数C ︒⨯=-/105.1161α，箱体为铸铁，线膨胀系数C ︒⨯=-/105.106
2α。

齿轮工作温度为C t ︒=601,箱体工作温度为
C t ︒=402。

按选择的8级精度，查《机械设计指导手册》表19-3、表19-4，可得：
m f pt μ18±=±，m F p μ70=，m F μα25=，m F μβ29= 齿厚偏差计算： 由表19-5、19-6知： 分度圆弦齿厚
mm z
z m S n nc 49.560
214
.3sin
605.3)2sin(
=⨯⨯⨯==π
分度圆弦齿高
mm z z m d h n a c 947.760
214.3cos 2605.32823.225)2cos(22=⨯⨯⨯-=-=
π 齿厚上偏差
mm
mm f J j E n a n bn
bn sns 173.0)20tan 0315.020cos 20614.002425.0()
tan cos 2(
min -=︒⨯+︒+-=++-=αα 齿厚公差
mm F br T r n sn 151.0)115.026.1(043.020tan 2tan 2222
2=⨯+⨯︒=+=α
齿厚下偏差 mm T E E sn sns sni 324.0151.0173.0-=--=-=
MPa F 6.247][3=σ
MPa F 1.233][4=σ
MPa F 7.823=σ MPa F 784=σ
安全
单个齿距偏差
m f pt μ18±=± 齿距累积总偏差
m F p μ70= 齿廓总偏差
m F μα25= 螺旋线总偏差
m F μβ29=
假想齿数 5.65=='n
t
inv inv z z αα 跨齿数 878.75.09
5.655.09≈=+=+'=
z k 公法线长度公称值
mm mm inv inv z k m W n n n k 665.80]205.65)5.08(14.3[20cos 5.3]
)5.0([cos =︒+-⨯︒='+-=απα
公法线长度上偏差 mm mm E E n sns bns 163.020cos 173.0cos -=︒⨯-==α 公法线长度下偏差 mm mm E E n sni bni 304.020cos 324.0cos -=︒⨯-==α 2.7 三轴的设计计算及校核
1 拟定轴上零件的装配方案，如下图所示。

2 选择轴的材料
轴的材料选45钢，调质处理。

由《机械设计》表8-1查得，MPa b 640=σ，MPa s 355=σ，MPa 2751=-σ，MPa 1551=-τ，MPa 60][1=-σ。

由表8-3，取1100=A
3 输出轴的功率kW P 39.33=、转速min /99.493r n =，转矩mm N T ⋅=6476203 考虑单键，mm mm d 2.46%)31(88.44min =+⨯≥
从《机械设计指导手册》表16-2查得，采用弹性柱销联轴器
20035014/112
4884
484
-⨯⨯T GB YA JA HL ,其公称转矩mm N T n ⋅=1250，许用转速
min /4000][r n =，故取联轴器轴段直径mm d 48min
=，半联轴器长mm L 84=。

齿厚上偏差
mm E sns 173.0-=
齿厚下偏差
mm E sni 324.0-=
公法线长度上
偏差
mm
E bns 163.0-=公法线长度下偏
差
mm
E bni 304.0-=
轴材料 45钢，调质处
理
MPa b 640=σ
图3
5 轴的结构设计
各段直径和长度如图3所示。

6 按弯扭合成强度条件计算
由所确定的结构图可确定出简支梁的支撑距离mm L 2.651=，
mm L 2.1502=mm L 3.1113=。

（1）画出轴的计算简图 如图4所示。

（2）计算轴上外力 圆周力 N N d T F t 5919823
.218647620
223=⨯== 径向力 N N F F n t r 22453
39116cos 20tan 5919cos tan ='''︒︒
⨯==βα
轴向力
N N F F t a 1733339116tan 5919tan =''''︒⨯==β （3）求支反力
水平面 )(2121L L F L F H t +=
N N L L L F F t H 41272
.1502.652
.6559192121=+⨯=+=
N N N F F F H t H 17924127591912=-=-= 垂直面支反力
mm N mm N d F M a a ⋅=⋅⨯⨯==
189610823.21817332
1
2 MPa s 355=σ MPa 2751=-σ MPa 1551=-τ
MPa 60][1=-σ
最小轴径
mm d 48min =
N F t 5919=
N F r 2245=
N F a 1733=
图4
2211)(L F M L L F r a V =++ N N L L M L F F a r V 6852
.1502.65189610
2.150********=+-⨯=+-=
N N N F F F V r V 1560685224512=-=-= （4）计算轴的弯矩，并画弯矩图
水平面弯矩 mm N mm N L F M H H ⋅=⋅⨯==2690802.65412711 垂直面弯矩 mm N mm N L F M V V ⋅=⋅⨯==446622.65685111
mm N M M M a V V ⋅=+=+=2324721896104466212 水平面和垂直面弯矩如图4. 合成弯矩
mm N mm N M M M V H ⋅=⋅+=+=272465428132690802
22
12
1 mm N mm N M M M V H ⋅=⋅+=+=355594232472269080222
22
2
（5）画转矩图
（6）计算并画当量弯矩图
转矩按脉动循环变化计算，取6.0=α，得
mm N T ⋅⨯=6486606.03α
mm N mm N T M M e ⋅=⋅+=+=385522148931355594)(2222
22α
校核危险截面
MPa MPa MPa W M W T M e ca 60][70.1464
1.0385522
)(13
222=<=⨯==+=
-σασ 可见，轴的强度足够。

7 按疲劳强度的安全系数校核计算 （1）判断危险截面
由于截面C 处过盈配合引起的应力集中最严重，同时所受应力又较大，属危险截面，应进行疲劳强度校核的安全系数计算。

（2）C 截面处疲劳强度安全系数校核
抗弯截面系数 333326214
641.01.0mm mm d W =⨯== 抗扭截面系数 3
33352429642.02.0mm mm d W T =⨯== 合成弯矩
mm N mm N L B L M M ⋅=⋅-⨯=-=2764362
.1502
/852.1503855222/222
转矩 mm N T ⋅=647620
3 弯曲应力幅 MPa MPa W M a 55.1026214
276436
===
σ 弯曲平均应力 MPa m 0=σ
扭转平均切应力 MPa a m 18.6==ττ
轴肩圆角引起的有效应力集中系数,按附图1b 、附图2b 查得
24.2=σk ，52.1=τk
由a b MP 640=σ，mm d 64=按附图5查得尺寸系数76.0=σε，74.0=τε； 由轴精车加工，a b MP 640=σ按附图8查得表面质量系数β=0.93。

综合影响系数值为
17.3==
β
εσσ
σk K
截面C 左侧附近由于键槽引起的有效应力集中系数，按附图3、附图4查得
81.1=σk ，60.1=τk 故得综合影响系数值为
82.3==
β
εσσ
σk K
取上面综合影响系数σK 、τK 中的较大值，故82.3==
β
εσσ
σk K 、
74.2==
β
εττ
τk K 。

轴材料是45钢，查表8-1取弯曲等效系数2.0=d ψ，扭
MPa
ca 70.14=σ 安全
转等效系数1.0=τψ。

只考虑弯矩作用的安全系数，由式（8-7）得，
82.655
.1082.3275
1=⨯=+=
-m a K S σψσσσσσ
只考虑转矩作用的安全系数，由式（8-7）得，
83.818
.61.018.674.2155
1=⨯+⨯=+=-m a K S τψτττττ
由式（8-6）计算安全系数
40.582
.683.883.882.62
2
2
2
=+⨯=
+=
τ
σσS S S S S r ca
取[S]=1.5~1.8，5.1][=>S S ca ,所以截面C 安全。

2.8 滚动轴承的选择计算 1 一轴轴承的选择计算 (1)选择轴承类型和型号 选择圆锥滚子轴承30207。

查《机械设计指导手册》表13-4，30207轴承的kN C r 2.54=，kN C r 5.630=，e=0.37,Y=1.6 （2） 计算轴承的径向载荷。

计算外力： 圆周力 N N d T F t 2717210
.7095380
221=⨯== 径向力
N N F F n t
r 10067
19310cos 20tan 2717cos tan ='''︒︒
⨯==βα
水平面支反力
82.6=σS
83.8=τS
40.5=ca S 安全
选择圆锥滚子轴承30207
kN C r 2.54=
kN C r 5.630= e=0.37 Y=1.6
m m N m m N d F M a a ⋅=⋅⨯⨯==
17939210.7051121
2 )()(3213321L L L F M L F L L F Q A R H ++=+++
N
L L L F M L L L F F R A Q H 788)(3
23
3211=+--++=
N F F F F Q R H H 883795100678812=-+=-+=
垂直方向支反力
3321)(L F L L F t V =+
N N L L L F F t V 80365
15565
27173231=+⨯=+=
N F F F V t V 191412=-=
合成支反力
N N F F F H V r 1125788803222
12
11=+=+= N N F F F H V r 215999919142
2
2
22
22=+=+=
(2) 计算轴承的轴向载荷
N N Y F F r s 3526.121125
211=⨯==
N N Y F F r s 6756.122159222=⨯==
因为 121186s A s F N F F >=+，故轴承1压紧，轴承2放松
N F F F A s a 118621=+=,N F F s a 67522==
(3) 计算动载荷
对于轴承1 e F F r a >==05.11125
1186
11 N N F Y F X f P a r p 2517)11866.111254.0(2.1)(11111=⨯+⨯⨯=+= 对于轴承2
e F F r a <==3.02159
675
22 （4）计算轴承寿命
因为21P P >，该对轴承的最短寿命为
year year P C n L r h
35283001)817.22.54(47.3766010)(6010310
61
1610=⨯⨯⨯⨯==ε year L h 1010>，故该对轴承寿命足够。

2 二轴轴承的选择计算 (1)选择轴承类型和型号 选择圆锥滚子轴承30207。

查《机械设计指导手册》表13-4，30207轴承的kN C r 2.54=，
kN C r 5.630=，e=0.37,Y=1.6
（2） 计算轴承的径向载荷。

计算外力： 圆周力
N N d T F t 6177776.91283450
22321=⨯==
径向力
N N F F n t
r 2343339116cos 20tan 6177cos tan 1='''︒︒
⨯==βα N N F F n t
r 980339116cos 20tan 2579cos tan 2='
''︒︒
⨯==βα
轴承寿命
year L h 35210= 寿命足够
选择圆锥滚子轴承30207
kN C r 2.54=
kN C r 5.630= e=0.37 Y=1.6
轴向力 N N F F t A 1809339116tan 6177tan 11='''︒⨯==β N N F F t A 772339116tan 2579tan 22='''︒⨯==β 水平面支反力
)()(321323211L L F L F L L L F t t H +=+++ N L L L L F L L F F t t H 3590)(3
21323211
=++-+=
N F F F F t H t H 82112=--= 垂直方向支反力
0)()(21323213211=++-++++-A A R R V M M L F L L F L L L F N L L L L F M M L L F F R A A R V 1975)(3
213
2213211=++-+++=
(2) 计算轴承的轴向载荷
N Y F F r s 12806
.124097
211=⨯==
N Y F F r s 1916
.12612
222=⨯==
N F F F A A A 1037772180921=-=-=
因为 1212281037191s A s F N F F <=+=+，故轴承1放松，轴承2压紧
N F F s a 24311==，N F F F A s a 24312=-=
(3) 计算动载荷 对于轴承1
N F F s a 128011== N F F F A s a 24312=-=
e F F r a <==31.04097
1280
11 N N F f P r p 491640972.111=⨯== 对于轴承2
e F F r a >==4.0612
242
22 N F Y F X f P a r p 760)2436.16124.0(2.1)(22222=⨯+⨯⨯=+= （4）计算轴承寿命
因为21P P >，该对轴承的最短寿命为
year year P C n L r h
17183001
)916.42.54(28.1206010)(6010310
61
2610=⨯⨯⨯⨯==ε year L h 1010>，故该对轴承寿命足够。

3 三轴轴承的选择计算 (1)选择轴承类型和型号 选择圆锥滚子轴承30212。

查《机械设计指导手册》表13-4，30212轴承的kN C r 102=，kN C r 1300=，e=0.4,Y=1.5
（2） 计算轴承的径向载荷。

计算轴上外力： 圆周力
N N d T F t 5919823
.218647620
223=⨯==
径向力
N N F F n t
r 2245339116cos 20tan 5919cos tan ='
''︒︒
⨯==βα 轴向力
轴承寿命
year L h 17110=
寿命足够
选择圆锥滚子轴承30212
kN C r 102=
N N F F t a 1733339116tan 5919tan =''''︒⨯==β （3）求支反力
水平面 )(2121L L F L F H t +=
N N L L L F F t H 41272
.1502.652
.6559192121=+⨯=+=
N N N F F F H t H 17924127591912=-=-= 垂直面支反力
mm N mm N d F M a a ⋅=⋅⨯⨯==
189610823.21817332
12
2211)(L F M L L F r a V =++
N N L L M L F F a r V 6852
.1502.651896102.150********=+-⨯=+-=
N N N F F F V r V 1560685224512=-=-= 合成支反力
N F F F H V r 418341276852
2
2
12
11=+=+= N F F F H V r 237617921560222
22
22=+=+=
(2) 计算轴承的轴向载荷
N Y F F r s 13945.124183211=⨯==
N Y F F r s 7145
.122142222=⨯==
因为 21312617331394s A s F N F F >=+=+，故轴承1放松，轴承2压紧
N F F s a 139411==，N F F F A s a 312612=+= (3) 计算当量动载荷 对于轴承1
kN C r 1300= e=0.4 Y=1.5
e F F r a <==33.04183
1394
11 N N F f P r p 502041832.111=⨯== 对于轴承2
e F F r a >==31.12326
3127
22 N F Y F X f P a r p 6769)31276.123764.0(2.1)(22222=⨯+⨯⨯=+=
（4）计算轴承寿命
因为21P P <，该对轴承的最短寿命为
year year P C n L r h
11758
3001
)769.6102(91.496010)(6010310
623610=⨯⨯⨯⨯==ε year L h 1010>，故该对轴承寿命足够。

2.9 键联接的选择及验算 1 二轴大齿轮键联接强度计算
二轴大齿轮周向定位采用A 型普通平键联接，由《机械设计指导手册》表12-1查得平键截面mm mm mm L h b 50812⨯⨯=⨯⨯。

键联接的强度计算： 根据平键联接的挤压强度条件
p p kld
T ][1023
σσ≤⨯=
k=0.5h=0.5×8mm=4mm,l=L-b=50mm-12mm=38mm,d=40mm, 由表4-1查得，
MPa p 120][=σ
所以平键联接的强度足够。

2 二轴小齿轮键联接强度计算
year L h 117510=
轴承寿命足够
A 型普通平键联接
二轴小齿轮周向定位采用A 型普通平键联接，由《机械设计指导手册》表12-1查得平键截面mm mm mm L h b 80812⨯⨯=⨯⨯。

键联接的强度计算： 根据平键联接的挤压强度条件
p p kld
T ][1023
σσ≤⨯=
k=0.5h=0.5×8mm=4mm,l=L-b=80mm-12mm=68mm,d=44mm, 由表4-1查得，
MPa p 120][=σ
p p MPa MPa ][4744
6841045.283232
σσ≤=⨯⨯⨯⨯=
所以平键联接的强度足够。

3 三轴齿轮键联接强度计算
三轴齿轮周向定位采用A 型普通平键联接，由《机械设计指导手册》表12-1查得平键截面mm mm mm L h b 701118⨯⨯=⨯⨯。

键联接的强度计算： 根据平键联接的挤压强度条件
k=0.5h=0.5×11mm=5.5mm,l=L-b=70mm-12mm=52mm,d=64mm, 由表4-1查得，MPa p 120][=σ
p p MPa MPa ][7164
525.51066.648233
σσ≤=⨯⨯⨯⨯=
所以平键联接的强度足够。

4三轴联轴器键联接强度计算
三轴联轴器周向定位采用A 型普通平键联接，由《机械设计指导手册》表12-1查得平键截面mm mm mm L h b 701118⨯⨯=⨯⨯。

键联接的强度计算： 根据平键联接的挤压强度条件
平键截面
mm
mm mm L h b 50812⨯⨯=⨯⨯
MPa p 931=σ 安全
A 型普通平键联接 平键截面
mm
mm mm L h b 80812⨯⨯=⨯⨯
MPa p 472=σ 安全
A 型普通平键联接 平键截面
mm
mm mm L h b 701118⨯⨯=⨯⨯
p p kld
T ][1023
σσ≤⨯=
k=0.5h=0.5×11mm=5.5mm,l=L-b=70mm-12mm=52mm,d=48mm 。

选择钢作为联轴器材料，由表4-1查得，MPa p 120][=σ。

p p MPa MPa ][9448
525.51066.648234
σσ≤=⨯⨯⨯⨯= 所以平键联接的强度足够。

2.10 联轴器的选择
根据轴的计算转矩m N m N T K T A ca ⋅=⋅⨯==214.77366.6223.13，转速
min /91.493r n =和三轴的最小直径，从《机械设计指导手册》表16-2查得，采用弹性柱销联轴器20035014/112
4884
484
-⨯⨯T GB YA JA HL ,其公称转矩m N T n ⋅=1250，许用转速min /4000
][r n =。

由于 n ca T T <，][3n n < 可知联轴器满足要求。

2.11 箱体设计
箱体铸造而成，设计成剖分式，由箱盖和箱座组成。

总体外形尺寸622mm ×290mm ×299mm 。

箱座外形尺寸622mm ×290mm ×163mm ，箱盖外形尺寸622mm ×288mm ×136mm 。

壁厚8mm ，加强筋厚8mm ，吊耳厚8mm ，铸造圆角R3～5。

附件包括通气塞（1个）、检查孔盖（1个）、吊耳、凸缘式轴承盖（6个）、油标尺（1个）、外六角螺塞（1个）。

2.12 润滑方式和密封装置的选择 轴承润滑方式选择计算:
MPa p 713=σ 安全
A 型普通平键联接 平键截面
mm
mm mm L h b 701118⨯⨯=⨯⨯
MPa p 944=σ 安全
弹性柱销联轴器
2003
5014/112
4884
484
-⨯⨯T GB YA JA HL mm
N T n ⋅=1250min /4000][r n =
满足要求
高速轴齿轮分度圆线速度
s m s m n d v /38.1/60
247.37614.3210210.7060223111=⨯⨯⨯⨯⨯==-π
由于v<2m/s,故选择脂润滑。

闭式减速器中的齿轮等传动件采用油浴润滑。

润滑油选择计算：
两级传动圆周速度平均值：
s m n d n d v v v /98.060
2)22(221121=+=+=π
根据《机械设计》表6-11查得，选用运动粘度320cSt 的润滑油。

查《机械设计指导手册》表14-1得，选择牌号为320的L-CKC 工业闭式齿轮油，浸油润滑，润滑油油面添加到指定高度。

由于选择脂润滑，滚动轴承采用毡圈密封，轴承内侧设置挡油盘，防止润滑油稀释润滑脂。

致谢
在我的论文完成之际，我真的很高兴。

从设计资料的收集到论文的撰写编排整个过程中，我得到了很多人的帮助。

首先我要感谢我的指导老师XX教授，在他的热心帮助热情指导下，我得到了很多启发，他对我的研究提出了许多宝贵的意见，使我的设计有了目标和方向。

让我不至于很盲目的去为设计而设计。

我还要感谢我的队友XX和XX。

他们在设计与资料的查询中给了我很大的帮助，使我能顺利的完成设计。

最后，感谢所有关心过我、帮助过我的老师、同学和朋友！
参考文献
1李全利, 迟荣强 .单片机原理及接口技术.高等教育出版社，2004
2蔡骏等. 单片机原理与应用技术.北京：清华大学出版社，2006
3许广清-工业炉节能措施探讨.工程建设与设计,2005（11）
4赵钰,胡江-工业炉窑节能技术探讨.科技情报开发与经济,2002.12（3）5陆维励-工业炉节能的几点意见.江苏机械制造与自动化.1999（1）
6李治岷,魏玉文-工业加热炉的节能关键技术.机械工人,2005（2）。