机械设计课程设计说明书-送料机

1、、乙刖百加热炉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往复运动，将物料送入加热炉内。设计一台装料机由减速器与传动机构组成，配以适当的电动机等零部件，实现自动送料过程。要求使用期限是双班制10年。目录一、设计任务书2二、总体方案设计.21、传动方案拟定22、电动机的选择.43、传动系统的运动和动力参数4三、传动零件的设计计算6(1)蜗轮蜗杆设计.6(2)齿轮设计.9(3)轴的设计和校核计算.14(4)滚动轴承的选择及寿命计算.21(5)键联接设计计算25(6)联轴器的选择计算.27四、减速器箱体及附件的设计27(1)润滑和密封形式的选择，润滑油和润滑脂的选择.2

2、7(2)箱体设计27(3)技术要求28五、参考资料.28、设计任务书1、设计题目：加热炉装料机2、设计背景：(1)题目简述：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)使用状况：生产批量为5台；动力源为三相交流电380/220V,电机单向转动，载荷较平稳；使用期限为10年，每年工作300天，每天工作16小时；检修期为三年大修。(3)生产状况：生产厂具有加工7、8级精度齿轮、蜗轮的能力。3、设计参数：推杆行程290mm,推杆所需推力6200N,推杆工作周期3.7s。4、设计任务：(1)设计总体传动方案，画总体机构简图，完成总体方

3、案论证报告。(2)设计主要传动装置，完成主要传动装置的装配图(A0)。(3)设计主要零件，完成两张零件工作图(A3)。(4)编写设计说明书。二、总体方案设计1、传动方案的拟定根据设计任务书，该传动方案的设计分成原动机和传动装置两部分：(1)原动机的选择设计要求：动力源为三相交流电380/220V.故，原动机选用电动机。(2)传动装置的选择减速器电动机输出转速较高，并且输出不稳定，同时在运转故障或严重过载时，可能烧坏电动机，所以要有一个过载保护装置。可选用的有：带传动，链传动，齿轮传动，蜗杆传动。链传动与齿轮传动虽然传动效率高，但会引起一定的振动，且缓冲吸振能力差，也没有过载保护；带传动平稳性好

4、，噪音小，有缓冲吸震及过载保护的能力，精度要求不高，制造、安装、维护都比较方便，成本也较低，但是传动效率较低，传动比不恒定，寿命短；而蜗杆传动虽然效率低，没有缓冲吸震和过载保护的能力，制造要求精度高，但还是比较符合本设计的要求，所以采用蜗杆传动。总传动比为86.4,轴所受到的弯扭矩较大，所以初步决定采用蜗轮蜗杆加斜齿轮减速器，以实现在满足传动比要求的同时拥有较高的效率，和比较紧凑的结构，同时封闭的结构有利于在粉尘较大的环境下工作。传动机构工作机应该采用往复移动机构。可选择的有：连杆机构，凸轮机构，齿轮齿条机构，螺旋机构。本设计是要将旋转运动转换为往复运动，且无须考虑是否等速，是否有急回特性。所

5、以连杆机构，凸轮机构，齿轮齿条机构均可，凸轮机构虽然能较容易获得理想的运动规律，但要使执行滑块达到200mm的行程，并保证工作时处于较小的压力角范围，凸轮的径向尺寸较大，此外凸轮与从动件为高副接触，不宜用于低速重载。且凸轮机构和齿轮齿条机构加工复杂，成本都较高，所以还是连杆机构更合适一些。在连杆机构中，可以选择的又有对心曲柄滑快机构，正切机构和多杆机构。根据本设计的要求，工作机应该带动装料推板，且结构应该尽量简单，所以选择对心曲柄滑快机构。2电动机的选择(D类型和结构形式的选择：按工作条件和要求：电动机所需功率Pd=Pw/ri工作所需功率：Pw=Fv/1000=F*2s/1000*T=6200

6、*2*0.29/1000*3.7=0.972kw选用一般用途的Y系列三相异步卧式电动机，封闭结构。(2)电动机功率计算传动效率：Y一对轴承：40=0.99齿式联轴器：7b=0.99蜗轮蜗杆：油润滑2头蜗杆42=0.84一对圆柱斜齿轮：8级精度43=0.97滑块摩擦：槽形摩擦轮“4=0.90总传动效率：33q=0.9930.990.840.970.90=0.7041 01234(3)电动机转速计算工作机转速60s/minnW60s/min.=16.2r/min，3.7s齿轮传动比范围i齿=1-4；蜗杆传动比范围=1040二电动机转速范围%=%勺蜗MnW之324.33243r/min在相关手册中查

7、阅符合这一转速范围的电机，综合考虑总传动比，结构尺寸及成本，选择堵转转矩和最大转矩较大的Y90L-4型电机。Y90L-4型电机额定功率1.5kW电动机，满载转速nm=1400r/min3.传动系统的运动和动力参数nM1400r/min计算总传动比：1aVM86.4nW16.2r/min1、分配减速器的各级传动比：86.4=28.8若齿轮的传动比取i34=3,则蜗轮蜗杆的传动比为ai12二一i342、计算传动装置的运动和动力参数(1)计算各轴转速电机轴：nM=1400r/minI轴：n1=nM=1400r/minn轴:n2nii121400r/min28.8=48.6r/minm轴:n248.6

8、r/min（二一3一-=16.2r/min(2)计算各轴输入功率电机轴：pd=1.5kw1轴：P=PdM”0=1.5kWx0.99m0.99=1.47kW2轴：p2=pm2m0=1.47.kWx0.84m0.99=1.22kW3轴：P3=P2m“3ko=1.22kWx0.97x0.99=1.17kW推杆：Ph=E4=1.17kW0.90=1.06kWa、计算各轴输入转矩Pd.电动机输出转矩：Td-9550-=95501.5:1400-10.23NmnM1轴：T1=Td，？=10.23N，mM0.99=10.13Nm2轴：T2。2i12-10.13Nm0.840.9928.8-240.18Nm3

9、轴：T3=T203i34=240.18Nm0.990.983=699.07Nm将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表:轴名功率P/kW转矩T/N-m转速nr/min传动比i效率n输入输出输入输出电机轴1.510.23140010.9801I轴1.4710.13140028.80.8316n轴1.22240.1848.630.9702m轴1.17699.0716.2三、传动零件的设计计算1、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，精度等级为7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

10、传动比i12=28.8，沙表28.4,Mz1=1,z2=iz1=28.8父129涡轮转速为：n2=n1/i=1400/29=48.3r/minZi=1,Z2=293.确定涡轮许用接触应力蜗杆材料为锡青铜，则crHP=cthpZvsZn,2pp=200N/mm,初估滑动速度VS=5.3m/s,浸油润滑。滑动速度影响系数Zvs=0.90，单项运转取了=1,涡轮应力循环次数NL=60尸n2th=60父1父48.3父10父16父300=1.39父108由图28-10查得:Zn=0.95，一，2仃hp=。hpZvsZn=200乂0.90M0.95171N/mm仃HP=171N/mm24.接触强度设计m2

11、d1(15000)2KT2载荷系数K=1.1hpZ2蜗轮转矩：由表28.8,估取蜗杆传动效率-一15n=0.8;T2=T1in1=9550父x0.8乂29=237.4Nm1440皿21500023则m2dl()2黑1.1黑237.4=2524.73mm3120.6父40查表28.3可选用m2d=5376mm3传动基本尺寸：m=8,d1=80,q=10则蜗杆的宽度b1=2.5*mjz2+1=2.5父8痛+1上109.5mmT2=237.4Nmm=8d1=80mm5.主要几何尺寸计算涡轮分度圆直径：d2=mz2=8父29=232mmd2=232mm5=5.71二tanz/q=2/10=0.15.7

12、1b2=62mma=156.0mm6.计算涡轮的圆周速度和传动效率v2=1.21m/svs=5.98m/s=0.85由式2837查出当量摩擦角：v=117=1.28涡轮尺宽b2：2m(0.5q1=28(0.5,101)=61.066mE传动中心距a=0.5(d1+d2)=156mm涡轮圆周速度v2=nd2n2/(60m100C)=1.21m/s,齿面相对滑动速度vs=v1/cos=415/(601000)cos5.71=5.98m/s由式28.4=123123tantan11.3由式28.51.0.895tan(:v)tan(11.31.28)搅油效率匕=0.96滚动轴承效率,=0.99=12

13、3=0.8950.960.99=0.85与估取值近似7.校核接触强度由式28.11TH=Ze94吗2KaKvK：MbHP,d1d2入=57.50N/mm2仃HWHP合格由表28.11可查弹性系数ZE=155由表28.13使用系数KA=1v2=1.21m/s3m/s取动载荷系数KV=1.05载荷分布系数K=1二1559400240.18彳11.051=57.50N/mm8046428.轮齿弯曲强度校核由式28.12-f666T2KAKVK:d1d2mYFSY1-CFP确定许用弯曲应力二F=c-fpYn由表28.10查出iFP=51N/mm2由图28.10查出弯曲强度寿命系数确定涡轮的复合齿形系数

14、Yfs=YFaYSa二fp=38.25N/mm2Yn=0.7皿；：FP=；：fpYn=510.75=38.25N/mm2涡轮当量齿数ZV=Z2/cos37=58/cos35.71=61.51V22YFa=2.4涡轮无变位查图27.17,27.20得丫加=1.68saYFs=2.41.68=4.032导程角的系数Yp=1尸/120=1113113-=0.906120其他参数同接触强度设计666240.1811.0518046484.0320.9062=2.066N/mm二F=2.066一，2N/mm二H:二二FP合格9.蜗杆轴刚度验算Ft12000Td1200010.1380=253.25NFt

15、1=253.25N由式28.14y1二化+fl3工48EI蜗杆所受圆周力蜗杆所受径向力2000T2d2tan：x2000240.18464tan20、=376.80N蜗杆两支撑间距离L取Fr1=376.80NL=0.9d2=0.9464-417.6mm10.蜗杆传动热平衡计算I=6.711054mmyp=80mpy1yp合格3=33.7C95二C合格蜗杆危险及面惯性矩.44,.：dfi二(80-2.48.0)54I6.7110mm6464许用最大变形yp=0.001d1=80m蜗杆轴变形,253.252376.802,八3y1=zrx417.6=49myp合格482.11056.71105由式

16、28.15t1;P1+t2Ad3KT1u1由表1丫以。HpUA1取Ad=756,动载荷系数K=1.6,转矩K=1.6校齿核面接触疲劳强度T1=240.18NM,由表27.11查取凡=1.0接触疲劳极限0Hlim1=710MPa0Hliim2=580MPa二hp1=0.9；=Hiim1-0.9710MPa=639MPa二HP2=0.9cHliim2=0.9580MPa=522MPaKT1ch_232ROhp=75631.6240.18311.05222=93.3mmdm二10072-圆周速度v=0.262m/s精601000601000度等级取8级精度合理62取z1=21,z2=62,i=2.9

17、5:321确定模数mt-d1/z1=100/21=4.762,查表取mn-4.5确定螺旋角P:mn4.5-arccos-arccos-19.091mt4.762小齿轮直径d1=mtz1=4.76221=100mm大齿轮直径d2=mtz2=4.76262-295.238mm初步尺宽b=:与弓=1.0100=100校核传动比误差：因齿数未做圆整，传动比不变。二H=ZhZeZZ：,KaKvKh：K1计算齿面接触应力节点区域系数：查图27-16弹性系数：查表27.11ZE重合度系数Z.:端面重合度FtHd1bu1._“-HPu非变位余齿轮ZH=189.8、MPa=2.39T1=240.18Nm:Hii

18、m1=710MPa二Hiiim2=580MPa二HP!-639MPa二HP2=522MPa取d1=100mm8级精度合理4二21z2=62取mn=4.5di=100mmd2=295.238mmb=100mmZhZe二2.39=189.8、MPaz1(tanaa1-tana)+z2(tanc(a2-tanatan、，二t=arctan(一)=arctan(cos：tan20cos19.091)=21.064：-t=21.064db1：-a1=arccos1da1=arccos-J100cos21.06410024.5-31.115db2a2=arccosda2arccos295.238cos21

19、.064295.23824.525.099由于没有变位所以端面啮合角t=一二21.064一.二1.552纵向重合度bsin=2.3111.Z100sin19.0973.144.5=0.803螺旋角系数Z:=cos：=0.972KA=1.25KV=1.05一=1.552Z：=0.797Z=0.972KA=1.25KV=1.05KH.:Ft=2T1/d1=2240.18/100=4.80kN3Ft_1.254.8010b一100=60N/mm：100N/mmKh：=1.684Kh：=1.229；H=466.83N/mm2cosb=cos:cos：n/cos：t=0.96Kh：=./cos2b=1.

20、552/0.962=1.684KHp=A+Bb-+C10b验算：HP2=736.8N/mm2接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无须调整oH=466.83N/mm2由式27.11，/，/，,，/Ft二F=KAKVKFIKF-bimnYFaYsaYY：三二FPKA=1.25,KV=1.05,KF：=KH：=1.708Yu=2.78,Y、2=2.28,Ysm=1.56,Ys：2=1.74Y=0.250.75/-v=0.250.75：./cos2-b：二205822d1=101.205mmd2=298.795mmb2=100mmb1=105mm=0.250.752=0.6551.574/0.962=2.0

21、9,Y：=0.86b/h-124.8/2.25)=11.3KF：=1.15齿根弯曲应力KA=1.25KV=1.05KF：=1.708Yf：=2.78Yf：2=2.28Ys：.i=1.56Ys：.2=1.74Y=0.655Y：=0.86KF：=1.15二F1=63.98MPa二F2=80.34MPa由式27.17.二FP二FlimYSTYNTYVrelTYRrelTYXSFlim试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限。Flim查图27-24c仃Flim1=330MPa,仃Flim2=320MPa另外取二FHm1=330MPa二Flim2=320MPaYNT1=0.93YNT2=0.95仃F1=KAKVKfP

22、KFub展YFalYSalYgYP4800-=1.251.051.151,7082.781054.51.560,6550.86=63.98MPa二F2=；F1YFa2YSa2/YFa1/YSa1a=80,34MPa2计算许用弯曲应力YX1=YX2=1Sfmin=1.25YST1=YST2=2YVrelT1YVrelT2YST1=YST2=2.0,YVrelT1=YVrelT2=1YRrelT1=YRrelT2=1，YNT1=0.93,YNT2=。秫由图27-26确定尺寸系数YX1=YX2=1由表27.14查最小安全系数SFmin=1.25FP133020.93111491MPaYY_1Rrel

23、T1RrelT21.2543020.95111471MPa二FP1=491MPa3弯曲疲劳强度验算1.25二FP2=471MPa合格;F1=63.98MPa二FP1二F2=80.34MPa二FP2静强静强度校核，因传动无严重过载，故不作静强度校核度校核3.轴的设计和校核计算、蜗杆轴的设计水平面反力垂直面受力图水平面受力图垂直面弯矩图FahFbh156Ft1153156153Ft1153156156253.25153156153253.25153156Mx2Fah=127.85NFbh=125.40N计算项目计算内容计算结果材料的选择材料选择45号钢，调质处理仃B=650MPa材料系数查表16.

24、2有C=112估算轴径dC3；=11231.5=11.5mmnnV1400取dmin=30mm蜗杆受转矩T1=29.31N.m圆周力2T22m10.13m103Ft1=-=253.25Nd180Ft1=253.25N径向力l2T2,2M240.18父103,ccFr=tgax=ccc父tg20d2295.238Fr1=592.19N轴向力2T22M240.18m103Fa1=d2295.238Fa1=1627N蜗杆受力图Pz_4ULHL垂直面反力匚156Fr1+40Fa1FAV一,153+156156M592.19540M1627153+156_153Fn40Fa1厂BV-153+156153

25、X592.1940X1627一153+156Fav=509.58NFbv=82.61N水平面弯矩图Mx卡卜Irip合成弯矩图22M=MvMh1/MMH转矩图川UMWI门IIIILT=Ti10230Nmm用插入法由表16.3中求得MPa,I：.ibI-215MPa应力校正系数=0.28当量弯矩图校核轴径L11b1b广600.28215biL：dfi150340=25.1mm0.160合格图5.3、蜗轮轴的设计计算项目计算内容计算结果计算项目计算内容计算结果材料的选择考虑到相互摩擦作用，材料选择与齿轮相同，为40Cr,调质处理，ab=800MPa材料系数查表16.2有C=106估算轴径dC3=10

26、63122-=31.04mmYn48.6取dmin=40mm所受转矩T2=464.27Nm齿轮圆周力2T22x240.18x103K1Ft2=-=4803.6Nd1100Ft2=4803.6N齿轮径向力Fr2=Ft2tgn-=4803.6xtg-20二cosPcos20.973Fr2=1872N齿轮轴向力Fa2=Ft2tgP=4803.6父tg20.973：Fa2=1841Na2蜗轮圆周力FFt2=Fa1=1627NFFt2=1627N蜗轮径向力F：=FM=592.19NF:=592.19N蜗轮轴向力FFa2=Ft1=253.25NFFa2=253.25N轴受力图.|_Ltl_14_AA审1f

27、_跖人ii垂直面反力FFl(136+62)F.2十62Ft2+M2Faz一一一86+136+62FFl86Fr2+(86+136)Ft2-M2FBz,86+136+62FAz=-1537.2NFbz=-3806.2N水平面反力Fl(136+62)Ft2+62Fr2-M2Fav,y86十136十62l86Ft2+(86+136)Fr2+M2FBy,y86+136+62Fav=-11035NFBy=-1836.8N垂直面受力图Fa水平面受力图Fh垂直面弯矩图FD水平面弯矩图3J6174I:；7T下7D195431,5合格合成弯矩图M=XMV2+MH2转矩图应力校正系数见图5.4(i)T=r=464

28、270Nmm用插入法由表16.3中求得，b二b】=75MPa,b*b】=270MPabb75o=f0=0.28h+b1270a=0.28当量弯矩图M=JM2+(T)2d2IC3=1123=46.2mmVn16.2取dmin=50mm所受转矩T3=599.1Nm齿轮圆周力Ft3=Ft2=4803.6NFt3=4803.6N齿轮径向力I=%=1872N114Fr3=1872N齿轮轴向力Fa3=Fa2=1841Na3a2Fa3=1841Na3轴受力图IHHIDAF：垂直面反力匚82Ft3FAz194+82F_194Ft3Bz-194+82FAz=1427.2NFbz=1315.8N水平面反力F_82

29、Fr3+M3Ay-194+82匚194Ft3-M3卜-=y194+82FAy=1562.5NFBy=492.7N垂直向受力图见图5.5(c)计算项目计算内容计算结果水平面受力图JI小七jf31必L.一_%丫垂直面弯矩图水平囿门矩图合成弯矩图M=Jm22V+MH转矩图T=T3=699070N.mm应力校正系数用插入法由表16.3中求得bb】=60MPa,b+b1b1bl60a=,-1=0.28口曲1215=215MPaa=0.28当量弯矩图Errnnihki尾_M=Jm2+(aT)2校核轴径0.1k_J最大弯矩处/】=3631-47.22mmV0.1x60设计时弹键的削弱B3j=1.03d3=4

30、8.63mm33F匕312合格4、滚动轴承的选择和计算.蜗杆轴承的选择蜗杆轴采用一端固定一端游动的支撑方案，固定端采用两个角接触球轴承，以承受蜗杆轴向力，按轴径初选7210AC;游动端采用一个深沟球轴承，只承受径向力，按轴径初选6210。卜面进行校核:计算项目计算内容计算结果轴承主要性能参数查手册7210AC轴承主要性能参数如下：a=25二；Cri=1.71Cr=1.71父40800N=69768NCori=2C0r=2M30500N=61000NN01=(0.60.8)N0=(3780-5040)r/minCr1=69768NC0r1=61000NN01=3780r/min查手册6210轴承

31、主要性能参数如下：Cr2=3500N；C0r2=2320N；N02=6700r/minCr2=3500NC0r2=2320NN02=6700r/min轴承受力情况Fr1=421.9N；Fa1=FA=1627N；Fr2=170.1N；Fa2=0NFr1=421.9NFa1=1627NaFr2=170.1NFa2=0NX、Y值由表18.7查得X10.67Y1=1.41冲击载荷系数由表18.8查得fd=1.1当量动载荷Pi=fd(X1F1+fFa1)=1.1父(0.67父421.9+1.41X1627)P2=fdFr2=187.11NP1=2834.4NP2=187.11N轴承寿命,16670Cr产

32、L10h-n1P/(球轴承名=3)L10m=65791.1hL10h2=16284h48000h寿命合格Xo、Yo查表18.12,升1=1丫01=0.76当量静载荷P0rX0FrYFa两式中取大值P0r=FF0rl=1658.42NF0r2=170.1N安全系数正常使用球轴承，查表18.14S0=1.0计算额定静载荷C0r=S。P0r；C0r1=3186.82N；Cr2=170.1NC0IC0r静载合格载荷系数P12834.4c.-0.041,Cr169768f11=f12=1计算项目计算内容计算结果士二1871=0.053，48000h,寿命合格X、丫0查表18.12,Xo=0.6,丫0=0

33、.5当量静载荷Por=X0Fr+YFa两式中取大值P0r=FrPOr=7166N安全系数正常使用球轴承，查表18.14So=1.O计算额定静载荷Co；=SoPor；C0r=7166N；COrCr静载合格载荷系数P,7882.6_o165查图18.19Cr478OOf1=O.83载荷分布系数史=674.125=oo94查图18.2OFr7166f2=1许用转速N=f1f2NoN=4648r/min大于工作转速72r/min结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。大齿轮轴轴承的选择该轴为工作于普通温度下的短轴，故支点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

34、6215。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6215轴承主要性能参数如下：Cr2=66000N；Cor2=49500N；N02=4500r/minCr=66000NCor=49500NNo=4500r/min轴承受力情况Fr1=1910.1N;Fa1=Fa2=0.5FA=907N;Fr2=3244.8NFr1=1910.1NFr2=3244.8NFa1=Fa2=907N校核轴承2即可X、Y值由表18.7,Fa/C0r=907/49500=0.018,e=0.26,Fa七=907/3244.8=0.18348000h,寿命合格X0、丫。查表18.12,X0=0.6,丫0

35、=0.5当量静载荷PorX0Fr*Y0Fa两式中取大值P0r=FrF0r=5681.6N安全系数正常使用球轴承，查表18.14S0=1.0计算额定静载荷C0r=SP。r；C0r=5681.6N；C0r/静载合格载荷系数载荷分布系数P=3569.28.0245查018.19Cr66000巳-=-90Z=0279查图18.20Fr3244.8.f1=0.65f2=1许用转速N=jN。N=5525r/min大于工作转速22.22r/min结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。5、键联接设计计算蜗杆连接键接触长度li=L1-b=54-10l1=44mm许用挤压应力b匕校核钢的许用挤压应力为b=120MPa4T4M10230pp.一一一一hld8M44x38=30.6Pa仃p=30.6MPabp故满足要求蜗轮轴键的选择与校核键的选择和参数为静联接，选用普通平键，圆头。由表6-57查彳导d=60mm寸，应选用键A18M90GB1096转矢巨T=240180N.mm键长L1=90mm接触长度l1=L1b=9018l1=