设计加热炉推料机传动装置_-_副本

1、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 课程设计学生姓名米岳华学 号0941101154系、专业 机械与能源工程系机电专业指导教师雷老师2011年11 月 20日、乙刖 百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

2、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。26第1章设计任务书 3第2章电动机的选择 4第3章传动比的分配 5第4章蜗轮、蜗杆传动的设计计算 6第5章齿轮传动的设计计算 10第6章轴的设计计算 13第7章联轴器的选择 18第8章滚动轴承的选择与校核 18第9章键的选择与

3、校核 20第10章箱体的设计 20第11章润滑和密封的设计 23第12章设计总结 24第13章参考文献 24第1章设计任务书1.1设计带式输送机的传动装置1.1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=1.2kw大齿轮轴的转速：nw=30r/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土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

4、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_3=4 t213 t4毛、电耶、3分别为联轴器、蜗杆蜗轮、轴承、齿轮的传动效率。查表得耳=0.99 , 12=0.8 为=0.98, 3=0.98。所以0=0.99 0.8 0.983x0.98=0.7312.1.2.2 电动机所需工作功率为pw1.2pd =1.642kw.0

5、.7312.1.2.3 确定电动机的转速 取齿轮传动一级减速器传动比的范围i/ =35,取蜗杆涡轮的传动比i2 580。则总的传动比ij =i ii2 15400。根据电动机的类型，容量，转速，要使r = 1.642kw,由课程设计指导书表17-7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 计算传动装置的仲传动比ie并分配传动比3.1.1 总传动比卜为 k=nm/nw =1430/30=47.73.1.2 分配传动比为电动机是

6、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15之间；在协调 分配传动比，初选蜗杆蜗轮的传动比为i1 =20 ；则圆柱齿轮的传动比为i . 47.7i2 = 3 = 2.385。ii 203.2 计算传动装置各轴的运动和参数3.2.1 各轴的转速i 轴：n1 = nm =1430r. minu 轴：n2 =n1 =1430 =71.5r mini120hi 轴：n3 = n= 30%3.2.2 各轴的输入功率p1 = pm 1=2.178kwp2. 2 3=2.178 0.8 0.98=1.708kwp3 = p2

7、3 4 h.64kw3.2.3 各轴的输入转矩为电动机输出转矩为：p2 2“td =9.55 106 巴=9.55 106=1.47 1 04 n mm nm1430i 轴：t1 =td1 =1.455 104 n mmii 轴：t2 =9.55 父106 mp2 =9.55106 1.708 =22.8x104 n mm 171.56 pq6 1.644.田轴：t3 =9.55 106 =9.55 106 52.2 104 n mmn330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/(n ?mm)转速 n/(r/min)传动比i2.21.47 10414301i轴2.178

8、1.455 x04143020n轴1.7082.28 x0571.52.385出轴1.645.22 x0530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再校核齿根弯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, 曲疲劳强度

9、。则传动中心距为a -3 kt2(zez2二h4.3.1 确定作用在蜗轮上的转矩按zi=2,估值效率为 =0.8,则t2 =9.55 106 p =228131n mm n24.3.2 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kp=1.3,由表11-5选取使 用系数ka =1.15,由于转速不是很高，冲击不大，可选取动载荷系数 kv=1.05,贝uk= kpka kv=1.3x 1.15x 1.05=1.574.3.3 确定弹性影响系数ze和zp因为选用的是锡磷青铜（zcusn10pd的蜗轮和45刚蜗杆相配，故 ze=160mpa；先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值为 d1/

10、=0.35,从图 11-18 中查得 zp=2.9。4.3.4 确定许用接触应力oh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11-7查得蜗轮的基本许用应力=268mpa。应力循环次数 n =60 1 71.5 (10 8 300)=1.03 108寿命系数khn10 8 =0.747,则1.03 10t h = khn t h =0.747 268=200mpa4.3.5 计算中心距zez zezpx2 j5 八60父2.9、a至3,kt2(l) = 31.75m 2.283m 10 父i m m= 124.38mmvohv 200 j取中心距a

11、=125mm,因为i1=20,故从表11-2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11-18中可查得zp=2.75z p,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da1 =60mm；齿根圆直径df =38mm；分度圆直径 d=50mm 分度圆导程角=arctanz1 =arctan- =11.31 ;1 q10蜗杆轴向齿厚sa=7.85mm,蜗杆法向齿厚sn=7.7mm。4.4.2 蜗轮蜗轮齿数：z2=41；变位系数x2=-0.500验算传动比：i1=

12、9=20.5,这时传动误差为20.5-20父100% = 2.5%是允许的 420蜗轮分度圆直径：d2 = mz2 = 5父41 = 205mm蜗轮喉圆直径：da2 = d2 + 2ha2=205+2 2.5=210mm蜗轮齿根圆直径：df 2 = d2 + 2hf 2=205-27=188mm蜗轮咽喉母圆半径：rg =a-da2 =125- 210=20mm g22224.5 校核齿根弯曲疲劳强度1.53kt2d1d2mcosyfa2y ：十当量齿数zvaz23 cos41(cos11.31 )3=43.48根据x2=-0.5 , zva =43.48 ,从图11-19中可查得齿形系数yfh

13、2 =2.87 一一11 31螺旋系数 y：=1 一 =1 - =0.9192140140许用弯曲应力二f = l- l kfn从表11-8中查得由zcusn10p1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 ki=56mpa寿命系数kfn =9；-108 =0.5975,n 1.03 108二f = r f kfn =56 0.5975=33.46mpa所以修察旷飞:晨300 0 2-34mpa5 tf ,弯曲强度校核满足要求。4.6 验算效率41 = 0.950.9tantan(已知 =11.31v= arc tan ffv与相对滑移速度vs有关60一点11000cos1 =(0.95 0.96)tan

14、tan( ,1)= 0.83二 50 1430 c c3.860 1000 0.9843从表11-18中用插值法查得0.0246, q = 1.242代入上式得大于原估计值0.8,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10-1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1.88 20=37.6,取大齿轮齿数为38.5

15、.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kt =1.3,计算小齿轮传递的转矩t1 =9.55父106 皂=9.55父106 ml708 =2.28m105n .mm ,由表 10-7 选取齿宽系数 n271.51电=1,由表10-6查得材料的弹性影响系数ze =189.8mpa ,由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限二h iim1 =600 mpa,大齿轮的接触疲劳强度极限仃hm2=550 mpa；由式10-13计算应力循环次数。小齿轮的应力循环次数为：刈=60nljlh =60x71.5x1父（8父10父

16、300） =1.03父108 ,大齿轮的应力循环次数为：n2=60n2jlh =60 30 1 （8 10 300）=4.32 107由图10-19取接触疲劳寿命系数khn1 =0.90, khn2=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,由式（10-12）得k3=_型0=540mpa s1khn2：hi im 1.0 5 5 0、h 2 = = =55 mpas15.2.2计算（1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入oh中较小值dit _ 2.323ktt2 u 1(-ze-)2 =2.323、h1.3 x 22.8x104 ( 2 +1)(189.8540)2mm =

17、 88.2mm计算圆周速度二d/13.14 88.2 71.50.330m s60 100060000(3)计算齿宽b,b= ：，dd1t=l 88.2 = 88.2mm(4)计算齿宽与齿高之比b/h ,模数mtd1t 88.2=4.41乙 20齿高 h=2.25mt=2.25x4.41=9.9mrmb/h=88.2/9.9=8.90;(5)计算载荷系数，根据 v=0.330m/s, 7级精度，由图10-8查得动载荷系数kv=1.13;直齿轮，khg= kfo(=1 ；由表10-2查得使用系数ka =1.25；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，kh p = 1.42

18、7。由 b/h=8.89 ,=1.207,查图 10-13 得心0 = 1.35,故载荷系数为k =ka kv kh_ kh ： =1.25 1.13 1 1.427 = 2.016;(6)按实际的载荷系数校正所的分度圆直径，由式 10-10a得人人 k ooo . 2.0 1 6 d1 =d1t388.2 3- 102.1mmk k t; 1.3(7)计算模数m。d1102.1m= 一 =z120= 5.105.2.3按齿根弯曲强度设计由式(10-5)得弯曲强度的设计公式为m 32kt2(yfaysa) ; dz12(m)5.2.3.1确定公式内的各计算数值(1)由图10-20c查得小齿轮的

19、玩去疲劳强度极限qfe1= 500mpa,大齿轮的弯曲强度极限 tfe2 =380mpa ;(2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数kfn1 =0.91,kfn2 =0.95(3)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳系数s=1.4,由式(10-12)得二 f 1k fn 1；- fe10.91 5001.4二 325mpa二 f 2k fn 10 fe1s0.95 3801.4= 257.86mpa(4)计算载荷系数kk=ka kv kf . kf ：=1.25 1.13 1 1.35=1.91(5)查取齿形系数由表 10-5 查得 yfa1=2.8,yfa2=2.4(6)查取应力校正系数由表 10

20、-5 查得 ys =1.55, ys =1.67y sa1y sa2(7)计算大、小齿轮的yjsl并加以比较kfyfa1ysa12.8 1.55325=0.01335yf,2ys-f22.4 1.670257.86= 0.01554大齿轮的数值大。5.2.3.2 设计计算32kt2(yfaysa：dz12二 f2 1.91 2.283 105_ 21 200.01554 =3.24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

21、，可取弯曲 疲劳强度算得的模数5.10,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d1 = 102.1mm算出小齿轮的齿数乙=电全20,m大齿轮的齿数z2=i2z1= 20父2.385 =47.7,取22=48。5.3几何尺寸计算(1)计算分度圆直径小齿轮的分度圆直径：d1 =z1m =20x5 = 100mm大齿轮的分度圆直径：d2 = z2 m = 48 5 = 240mm(2)计算中心距 大齿轮的分度圆直径d1 d2100 240a = = = 170mm22(3)计算齿轮宽度b = & =1父1 0 01 0 mm,取 b2 =100, b1 -105.第6章轴的设计6

22、.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 p1=2.178kw, n1=1430, t1 =1.455104n mm。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d150切向力 ft1=2t= 2 1 455 104 =584n2t 2 2 28 105轴向力 fa1 = ft2 =二=2224.40n12 d2205径向力 fr1 =fr2 =ft2 tan： =809.6n6.1.1.2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。=112dminp2.178=a3 1 =112 312.86mmn1, 1430该轴是用联轴器与

23、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tca =ka 11,查表14-1 ,考虑到转矩变化很小，故取 ka=1.3,则：ta =ka =1.3 1.455 104 =1.8915 104n mm ca a 1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=82o6.1.2 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

24、选用圆锥滚子轴承 轴承；参照工作要求并根据 a=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dxdxt=40mm 80m由19.75mm6.1.2.2 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.该轴轴段第 一段为最小端，故该段直径为32mm第二段白直径为3mm第为了设计的需要， 考虑安装密封装置，设计第四段的直径为40mm五段安装轴承，故该段直径为44mm第六段轴承的轴向定位，查表选直径为 50mm取第七段直径为32mm八 段为蜗杆，直径是蜗杆的顶圆直径为 60mm九段直径和七段一样为32mm十段 直径和

25、六段一样；十一段是安装轴承，所以选直径为44mm十二、十三直径分别取值为40mm,38mm6.1.2.3 各轴段长度的确定第一段安装联轴器，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，故第一段的长度可取58mm第二段长度取51mm第三段取长度等于15mm第四段装 端盖，长为20 mm；轴段五安装轴承所以长度为 30mm第六段为定位轴段装长度为 8mm第七段白长度为20,第八段蜗杆长度为76 mm第九段长度与第七段的长度相 同；第十段为定位轴，所以取长度为10mm第十一、三段分别取长度为33mm 30mm 20mm6.1.2.4 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

26、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 ffnh1 = fnh2=ft =292fnv1=697.465n fnv2=115.695n2弯矩mm

27、h =28032nmmm vi =66956.64nmmmv2 =11106.64nmm总弯矩m1=72587.77nmmm2=30152.12nmm扭矩t3 =14550nmm按弯扭合成应力校核轴的强度, 取豆=0.6,轴的计算应力为因为轴单向转动，扭转切应力为脉冲循环变应力,(j c am 12 (： t3)2 _ 72587.772 (0.6 43500c)2w2(0.1 503)2=21.67mpa前面已选定轴的材料为45刚，调质处理，由表15-1查得叵j二60mpa因此，仃cae 查表 13-5 得 x=0.44, y=1.295由式16-4得p=pf(xr f )yf1.2*(0.

28、4 43 5 21.2 n即轴承在受径向载荷fr=352n和轴向载荷fa = 2450n时的寿命相当于只承受纯径向载荷p = 3993n时的寿命根据式16-3,有lh = 9117h106 c ；1061 36.8 1000 ：60n p - 60 14303993求得的l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:2tdlk9.1 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 10x8 gb/t1096。l=

29、l-b=50-8=42mm.k=0.5h=0.5 x 7=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(rp=100120mpa_. 一 一 42t1 _ 2 1.455 10dlk - 3.5 50 32= 5.19mpv。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bxh=16x10，即 键宽为16,键高为10,取标准长度为l=56mm所以l=l-b=56-16=40mmo k=0.5h=0.5 x 10=5mm2tdlk2 2.304 10560 38

30、 5.5= 36.7mpa 二p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bxh=12x8，即 键宽为12,键高为8,取标准长度为l=56mm所以l=l-b=56-12=44mm。k=0.5h=0.5 x 8=4mm_ _ _ 52t 2 2.29 105dlk - 42 44 4= 61.96mpa 8mmi5机盖壁厚50.85 si2机座凸缘厚度bi.5 s22.5机盖凸缘厚度bii.5 ii8机座底凸缘厚度b22.5 537.5地脚螺钉直径df0.036a+12mmi6地脚螺钉数目n4轴承旁连接螺栓直径di0.75 cfi2机座与机盖连

31、接螺栓直径d2(0.50.6) dfi0连接螺栓d2的间距li50200mm轴承端螺钉直径d3(0.40.5) df8窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4) df5定位销直径d(0.70.8) d26df、di、d2至外机壁距离ci见表222,i6,i3df、d2至缘边距离c2见表220,ii轴承旁凸台半径ric220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lici+ c2+(58)mm48内机壁到轴承端面距离l2s + c+ c2+(58)mm56蜗轮齿顶圆与内机壁距离11.2 s18蜗轮端面与内机壁的距离2 s15机座肋厚mm 0.85 s12.75轴承端盖外径d2轴承座孔直

32、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m8m10m12m16m20m24m30c1min1316182226344011141620242834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 dpw n=1.455 x 104 (23) x 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 h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 h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