设计加热炉推料机传动装置

课程设计(论文)题 目 名 称 设计加热炉推料机传动装置 课 程 名 称 机械设计 课程设计 学 生 姓 名 学 号 系 、专 业 机电工程学院 09机械A 指 导 教 师 刘海潮 2012年 6 月 12 日前 言机械设计课程设计是培养学生具有设计能力的技术基础课。机械设计课程设计则是机械设计课程重要的实践性教学环节。通过课程设计实践，可以树立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和有其他先修课程的理论与生产实际知识去分析及解决机械设问题的能力。 机械设计工作，可以分为计算和结构设计两部分，它们是紧密相关、互相联系的。机械设计完成的图纸表示的是机械的结构，按图纸加工出的机器，应具有使用者要求的性能。所以，机械设计和加工者直接接触的是机械的结构。为了使机械结构具有要求的性能、工作可靠、经济实用，在很多情况下要进行计算。计算做为结构设计的依据，而计算数据必须以机械结构为对象，如强度计算必须知道机械的有关结构尺寸，运动学计算必须知道机械的机构方案，计算结果对这些部分有重要的指导作用。因此，在机械设计中结构设计和计算常是互相交叉、反复进行的。目录第1章 设计任务书91.1 设计带式输送机的传动装置101.2设计加热炉推料机传动装置10第2章 电动机的选择102.1 电动机的选择112.1.1选择电动机的类型112.1.2选择电动机的容量112.1.2.1电动机到工作机输送带间的总效率为112.1.2.2电动机所需工作功率为112.1.2.3确定电动机的转速11第3章 传动比的分配113.1计算传动装置的总传动比并分配传动比113.1.1总传动比为 =/=1430/38=37.6113.1.2分配传动比113.2计算传动装置各轴的运动和参数123.2.1各轴的转速123.2.2各轴的输入功率123.2.3各轴的输入转矩12第4章 蜗杆蜗轮的设计计算134.1 选择蜗杆的类型134.2 选择材料134.3 按齿面接触强度设计134.3.1 确定作用在蜗轮上的转矩134.3.2确定载荷系数134.3.3 确定弹性影响系数和134.3.4 确定许用接触应力H144.3.5 计算中心距144.4蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸144.4.1蜗杆144.4.2 蜗轮144.5 校核齿根弯曲疲劳强度154.6 验算效率15第5章 齿轮传动的设计计算165.1选择材料，热处理，齿轮精度等级和齿数165.2 按齿面接触强度设计165.2.1确定公式内的各计算数值165.2.2 计算165.2.3 按齿根弯曲强度设计175.2.3.1 确定公式内的各计算数值175.2.3.2 设计计算185.3 几何尺寸计算18第6章 轴的设计186.1 蜗杆轴186.1.1 求蜗杆轴上的功率、转速和转矩186.1.1.1求作用在蜗轮上的力186.1.1.2 初步确定轴的最小直径196.1.2 轴的结构设计196.1.2.1初选轴承196.1.2.2各轴段直径的确定196.1.2.3各轴段长度的确定196.1.2.4 轴上零件的周向定位206.1.2.5轴上倒角与圆角206.1.3 求轴上的载荷206.2 装蜗轮的轴（第二根）的设计216.2.2 初步确定轴的最小直径226.2.3 轴的结构设计226.2.3.1确定轴的各段直径226.2.3.2各轴段长度的确定226.2.2.3 轴上零件的周向定位226.2.2.4轴上倒角与圆角22第7章 联轴器的选择22第8章 角接触球轴承的选择与校核238.1 减速器轴承选取238.2高速级轴承寿命验算：23第9章 键的选择与校核249.1输入轴上键的选择及校核249.2中间轴上键的选择及校核249.2.1与蜗轮连接的键249.2.2与小齿轮连接 的键24第10章 箱体的设计2510.1箱体的基本结构设计2510.2箱体的材料及制造方法：选用铸铁，砂型铸造。2510.3箱体各部分的尺寸25第11章 润滑和密封的设计2611.1润滑2611.2 密封2711.2.1轴伸出处的密封2711.2.2 轴承内侧的密封2711.2.3 箱盖与箱座接合面的密封的接合面上涂上密封胶。2711.3 附件的设计2711.3.1 窥视孔盖和窥视孔2711.3.2 排油孔、放油油塞、通气器、油标2711.3.3 吊耳和吊钩27第12章 设计总结28第13章 参考文献28第1章 设计任务书1.1 设计带式输送机的传动装置 1.2设计加热炉推料机传动装置原始数据：大齿轮传递的功率:Pw=1.1 kw大齿轮轴的转速:=38 r/min每日工作时间：T=8h工作年限：a=10（每年300个工作日）（注：连续单向运转，工作时有轻微振动，输送机大齿轮转速允许误差为5%。）设计工作量:1. 设计说明书一份2. 加热炉推料机装配图一张（A0）3. 零件图两张（A2）第2章 电动机的选择2.1 电动机的选择2.1.1选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相异步电动机。2.1.2选择电动机的容量标准电动机的容量由额定功率表示。所选电动机的额定功率应该等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，则不能保证工作机的正常工作，或使电动机长期过载、发热大而过早损坏；容量过大，则增加成本，并且由于效率和功率因数低而造成电能浪费。2.1.2.1电动机到工作机输送带间的总效率为 = 123341、2、3、4分别为联轴器、蜗杆蜗轮、轴承、齿轮的传动效率。 查表得1=0.99 ，2=0.8 ，3=0.98，4=0.98。 所以=0.990.80.9830.98=0.7312.1.2.2电动机所需工作功率为 2.1.2.3确定电动机的转速取齿轮传动一级减速器传动比的范围i1=35。取蜗杆涡轮的传动比i2=16。则总的传动比 i= i1i2=330。根据电动机的类型，容量，转速,要使=，由课程设计指导书中表可选定电动机型号为Y100L1-4型号的电动机；其主要性能如下：电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y100L1-42.214302.22.3第3章 传动比的分配3.1计算传动装置的总传动比并分配传动比3.1.1总传动比为 =/=1430/38=37.63.1.2分配传动比 为电动机是用联轴器与蜗杆相连接的，之前选用了2头蜗杆的传动效率，而2头蜗杆与蜗轮的荐用传动比在1430之间，圆柱齿轮的传动比在25之间；在协调分配传动比，初选圆柱齿轮的传动比为=2；则蜗杆蜗轮的传动比为。3.2计算传动装置各轴的运动和参数3.2.1各轴的转速轴：=1430r/min轴： 轴： 3.2.2各轴的输入功率3.2.3各轴的输入转矩电动机输出转矩为：轴： 轴： 轴：将上述计算结果汇总于下表，以备查用：轴名功率P/kw转矩T/(Nmm)转速n/(r/min)传动比i2.21.4710414301轴2.181.455104143018.8轴1.7082.3310570.12轴1.644.1210538 第4章 蜗杆蜗轮的设计计算4.1 选择蜗杆的类型根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。4.2 选择材料考虑到蜗杆传动的功率不大，速度中等，故蜗杆采用45刚；而又希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC；蜗轮选用铸锡磷青铜（ZCuSn10P1）,砂模铸造；为了节约贵重有色金属，仅齿圈用青铜铸造，而轮芯用灰铸铁（HT100）制造。 4.3 按齿面接触强度设计根据闭式蜗杆蜗轮的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行计算，再校核齿根弯曲疲劳强度。则传动中心距为 4.3.1 确定作用在蜗轮上的转矩按=2，效率为0.8，则4.3.2确定载荷系数因工作是有轻微振动，故取载荷分布不均匀系数=1.3，由表中选取使用系数=1.15，由于转速不是很高，冲击不大，可选取动载荷系数=1.05，则K=1.31.151.05=1.574.3.3 确定弹性影响系数和因为选用的是锡磷青铜（ZCuSn10P1）的蜗轮和45刚蜗杆相配，故；先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值为=0.35，从图表中查得=2.9。4.3.4 确定许用接触应力H根据蜗轮材料为锡磷青铜（ZCuSn10P1），金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可从表中查得蜗轮的基本许用应力 =268MPa。应力循环次数N=60=60170.1（108300）=1.009寿命系数 =0.7490 ，则=0.7490268=200.74MPa4.3.5 计算中心距 a=取中心距a=125mm，因为=18.8，故从表中选取模数m=5mm，蜗杆分度圆直径d1=50mm，这时d1/a=0.4，与假设相近，从图表中可查得=2.75，因此以上计算结果可用。4.4蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸4.4.1蜗杆轴向齿距Pa=15.7；直径系数q=10.00；齿顶圆直径=60mm；齿根圆直径=38mm；分度圆导程角=arctan=arctan=11.31；轴向齿厚=7.85mm。4.4.2 蜗轮蜗轮齿数：=39；变位系数=-0.5验算传动比：=19.5，这时传动误差为=3.7%是允许的蜗轮分度圆直径：蜗轮喉圆直径：=+=195+22.5=200mm蜗轮齿根圆直径：=+=195-27=168mm蜗轮咽喉母圆半径：=a-=125-200=25mm4.5 校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数=根据=-0.5，=41.36，从图表中可查得齿形系数2.95螺旋系数=许用弯曲应力 =从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56MPa寿命系数 =560.5783=32.38MPa所以=,弯曲强度校核满足要求。4.6 验算效率已知=11.31，=，与相对滑移速度有关 从表中用插值法查得=0.0246，=1.242代入上式得大于原估计值，因此不用重算。 第5章 齿轮传动的设计计算5.1选择材料，热处理，齿轮精度等级和齿数 按第一章的传动方案图，选用直齿圆柱齿轮；推料机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10098-88）；由表中选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45刚（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS；选择小齿轮的齿数为20，大齿轮则为320=60。5.2 按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即5.2.1确定公式内的各计算数值试选载荷系数=1.3，计算小齿轮传递的转矩，由表中选取齿宽系数=1，由表中查得材料的弹性影响系数，由图表中按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限=550 MPa；由公式计算应力循环次数，小齿轮的应力循环次数为N1= ，大齿轮的应力循环次数为N2=；由图中取接触疲劳寿命系数=0.90, =1.0；计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，由公式得,.5.2.2 计算试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值 计算圆周速度，v=；计算齿宽b，b=175.93=75.93；计算齿宽与齿高之比b/h，模数,齿高 h=2.25=2.253.80=8.55mm，b/h=75.55/8.55=8.84；计算载荷系数，根据v=0.2786m/s，7级精度，由图查得动载荷系数=1.13，直齿轮，由表查得使用系数，由表用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，由b/h=8.84，查图得，故载荷系数为;按实际的载荷系数校正所的分度圆直径,由公式得，计算模数m，m=。 5.2.3 按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为m5.2.3.1 确定公式内的各计算数值由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,大齿轮的弯曲强度极限；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数,;计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳系数S=1.4，由公式得, 计算载荷系数K，K=1.251.1311.35=1.91；查取齿形系数，由表查得,;查取应力校正系数，由表查得，；计算大、小齿轮的并加以比较，大齿轮的数值大。5.2.3.2 设计计算m=2.93对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲疲劳强度算得的模数4.39并就近圆整为标准值m=5mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径87.887mm，算出小齿轮的齿数，大齿轮的齿数。5.3 几何尺寸计算计算分度圆直径 小齿轮的分度圆直径mm大齿轮的分度圆直径mm；计算中心距大齿轮的分度圆直径mm；计算齿轮宽度，取，。第6章 轴的设计6.1 蜗杆轴6.1.1 求蜗杆轴上的功率、转速和转矩由第3章可知，。6.1.1.1求作用在蜗轮上的力因已知蜗杆的分度圆直径为50mm，则切向力 轴向力 径向力 6.1.1.2 初步确定轴的最小直径先初步校核估算轴的最小直径，取A。=112该轴是用联轴器与电动机相连的，所以轴的最小直径显然是安装联轴器，为了使所选的轴直径d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表，考虑到转矩变化很小，故取=1.3，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LX2（J1型）弹性柱销联轴器，其公称转矩为560Nmm，半联轴器的孔径d=32，孔长度L=60mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=82。6.1.2 轴的结构设计 6.1.2.1初选轴承初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承轴承；参照工作要求并根据=40mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的圆锥滚子轴承。型号为30208，其尺寸为dDT=40mm80mm19.75mm。6.1.2.2各轴段直径的确定初估轴径后,句可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段I-II为最小端,故该段直径为32mm。III-IV段安装轴承，故该段直径为40mm，为了设计的需要，考虑安装密封装置，设计II-III段的直径为35mm。IV-V段轴承的轴向定位，查表选直径为45mm，取V-VI段直径为40mm。VI-VII段为蜗杆，直径是蜗杆的顶圆直径为60，-直径和V-VI段一样为40mm。-直径和IV-V一样，-段是安装轴承，所以选直径为40 mm。6.1.2.3各轴段长度的确定 I-II段安装联轴器，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度可取70mm。II-III段装端盖，长为40 mm。轴段III-IV的长度为19mm。轴段IV-V装长度为15mm。V-VI段的长度为30，VI-VII的长度为85 mm，-长度与V-VI的长度相同，而-段的长度与IV-V的长度相同，-的长度为25 mm。6.1.2.4 轴上零件的周向定位为了保证良好的对中性，与轴承内圈配合轴劲选用k6，联轴器与轴采用A型普通平键联接，键的型号为10*8 GB1096-2003。6.1.2.5轴上倒角与圆角为保证7208C轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为2*45。6.1.3 求轴上的载荷在确定轴承支点位置时，查得30208圆锥滚子轴承的a=16.9mm，因此，做出简支梁的轴的跨距为192mm，计算得出轴的弯矩和扭矩分别如下：载荷 水平面H 垂直面V支反力F =292 =697.465N =115.695N弯矩M =28032Nmm =66956.64Nmm =11106.64Nmm总弯矩 =72587.77Nmm =30152.12Nmm扭矩 =14550Nmm按弯扭合成应力校核轴的强度，因为轴单向转动，扭转切应力为脉冲循环变应力，取=0.6，轴的计算应力为=5.85MPa前面已选定轴的材料为45刚，调质处理，由表查得=60MPa，因此，所以安全。6.2 装蜗轮的轴（第二根）的设计6.2.1 求作用在蜗轮和齿轮上的力已知蜗轮的分度圆直径为=541=205mm，所以得=，; ,。6.2.2 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45刚，调质处理。根据公式，取A。=112，于是得。6.2.3 轴的结构设计6.2.3.1根据轴向定位的要求确定轴的各段直径初估轴径后,句可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段I-II段装轴承，故该段直径为50mm。为了设计的需要，考虑轴的轴向定位，设计II-III段的直径为55mm。III-IV段为齿轮的轴向定位提供轴肩，根据计算设计直径为62mm。IV-V段安装齿轮，故该段直径为56mm，齿轮左端用套筒固定。V-VI段装套筒和轴承，直径和I-II段一样为50mm。-段安装轴承端盖，采用毡油封，所用直径为45mm。-安装小齿轮，故该段直径为42mm。6.2.3.2各轴段长度的确定I-II段长为轴承的宽度为20mm。II-III加上轴承到箱体的距离加轴间到箱体的距离为12mm, III-IV段为轴间的长度为8mm。IV-V装齿轮，长为66mm。轴段V-VI的长度为42mm。轴段-装轴承端盖，长度为30mm。齿轮宽加齿轮间隙为75mm。-段的长度为小齿轮的轮毂的长度为107mm。6.2.2.3 轴上零件的周向定位为了保证良好的对中性，涡轮，齿轮与轴选用A型普通平键联接，键的型号分别为16*10,12*8 GB1096-1979,键槽用键槽铣刀加工，长分别为56mm和90mm。同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，所以选择蜗轮与轮毂的配合为；小齿轮与轴的配合精度为。与轴承内圈配合轴劲选用k6。6.2.2.4轴上倒角与圆角为保证7210C轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径分别由具体而定。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为2*45。第7章 联轴器的选择 蜗杆轴最小直径 取直径为32 mm查机械手册，根据轴径和计算转矩选用弹性柱销联轴器： 联轴器转矩计算 查表课本14-1， K=1.3，则启动载荷为名义载荷的1.25倍，则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册选择联轴器型号为选用LX2（J1型）弹性柱销联轴器，其允许最大扭矩T=560,许用最高转速 n=6300，半联轴器的孔径d=32，孔长度l=60mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=82。第8章 角接触球轴承的选择与校核8.1 减速器轴承选取高速轴选用 30208中间轴选用 30208减速器各轴所用轴承代号及尺寸型号外形尺寸（mm）安装尺寸（mm）内径d外径D宽度BDaminDbmaxramax高速轴3020840801873751.5中间轴3020840801873751.58.2高速级轴承寿命验算：1） 预期寿命要求使用寿命L=10年300天8小时=24000小时2） 寿命计算高速轴使用30208型圆锥滚子轴承，=63.0KN，=74.0KN轴颈，转速径向载荷，轴向载荷确定e的值： 查表得e=0.8 查表得X=0.44，Y=1.295由公式得即轴承在受径向载荷和轴向载荷时的寿命相当于只承受纯径向载荷时的寿命根据公式，有求得的值远小于预期寿命，所以这个减速器的低速轴正常使用，工作3.8年要换一次轴承。第9章 键的选择与校核 在工作轴中，键的选择大小由轴的大小确定，校核公式为：9.1输入轴上键的选择及校核联轴器要求与蜗杆连接。根据轴径d=32mm。初选A型平键。b =10mm,h=8mm,L=50mm。即：键 108 GB/T1096。L=L-b=50-8=42mm.K=0.5h=0.57=3.5mm查课本表6-2，得轻微冲击载荷时，键联接的许用挤压应力p=100120MPa。MP所以键的挤压强度足够。9.2中间轴上键的选择及校核 输出轴上开有2个键槽，与涡轮、齿轮联接。9.2.1与蜗轮连接的键 选择A型，根据轴径d=56mm。查手册得 bh=1610,即键宽为16，键高为10，取标准长度为L=56mm，所以l=L-b=56-16=40mm。k=0.5h=0.510=5mm。所以键的挤压强度足够。9.2.2与小齿轮连接的键选择A型，根据轴径d=42mm。查手册得 bh=128,即键宽为12，键高为8，取标准长度为L=90mm，所以l=L-b=90-12=78mm。k=0.5h=0.58=4mm。所以键的挤压强度足够。 第10章 箱体的设计10.1箱体的基本结构设计箱体是一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的啮合精度，使箱体有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约占减速器的一半，所以箱体结构对工作性能、加工工艺、材料消耗，重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，各部分民尺寸一般按经验公式在装配草图的设计和绘制过程中确定。10.2箱体的材料及制造方法：选用铸铁，砂型铸造。10.3箱体各部分的尺寸箱体参数表1：名 称称 号一级齿轮减速器计算结果机座壁厚0.04a+3mm8mm15机盖壁厚10.8512机座凸缘厚度b1.512机盖凸缘厚度b11.5112机座底凸缘厚度b22.520地脚螺钉直径df0.036a+12mm16地脚螺钉数目n4轴承旁连接螺栓直径d10.75 df12机座与机盖连接螺栓直径d2(0.50.6) df8连接螺栓d2的间距l150200mm轴承端螺钉直径d3(0.40.5) df6窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4) df5定位销直径d(0.70.8) d26df、d1 、d2至外机壁距离c1见表222,16,13df 、d2至缘边距离c2见表220,11轴承旁凸台半径R1c220凸台高度h根据低速轴承座外径确定42外机壁到轴承端面距离l1c1+ c2+(58)mm48内机壁到轴承端面距离l2+ c1+ c2+(58)mm56蜗轮齿顶圆与内机壁距离11.210蜗轮端面与内机壁的距离28机座肋厚mm0.857轴承端盖外径D2轴承座孔直径+(55.5) d3125轴承端盖凸缘厚度e(11.2) d310轴承旁连接螺栓距离s尽量靠近，以Md1和Md3不发生干涉为准表2：连接螺栓扳手空间c1 、c2值和沉头座直径螺栓直径M8M10M12M16M20M24M30c1min13161822263440 11141620242834沉头座直径28222633404861第11章 润滑和密封的设计11.1润滑蜗轮采用浸油润滑,轴承采用脂润滑。蜗轮圆周速度v5m/s所以采用浸油润滑；轴承Dpwn=1.455104 (23) 105 所以采用脂润滑。浸油润滑不但起到润滑的作用，同时有助箱体散热。为了避免浸油的搅动功耗太大及保证齿轮啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，设计的减速器的合适浸油深度H1 对于蜗杆下置一般为（0.75 1）个齿高，但油面不应高于蜗杆轴承下方滚动体中心。油池太浅易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨损，也不易散热。取浸油深度H1为10mm。换油时间为半年，主要取决于油中杂质多少及被氧化、被污染的程度。查手册选择L-CKB 150号工业齿轮润滑油。11.2 密封减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处、轴承内侧、箱体接受能力合面和轴承盖