前 言加熱爐裝料機用于向加熱爐內送料，由電動機驅動，室內工作，通過傳動裝置使裝料機推桿往復運動，將物料送入加熱爐內。設計一臺裝料機由減速器與傳動機構組成，配以適當的電動機等零部件，實現自動送料過程。要求使用期限是雙班制10年。 目錄一、設計任務書2二、總體方案設計.21、傳動方案擬定.22、電動機的選擇.43、傳動系統的運動和動力參數.4三、傳動零件的設計計算6（1）蝸輪蝸桿設計.6（2）齒輪設計.9（3）軸的設計和校核計算.14（4）滾動軸承的選擇及壽命計算.21（5）鍵聯接設計計算.25（6）聯軸器的選擇計算.27四、減速器箱體及附件的設計.27（1）潤滑和密封形式的選擇，潤滑油和潤滑脂的選擇.27（2）箱體設計. . 27（3）技術要求. . 28五、參考資料.28一、設計任務書1、設計題目：加熱爐裝料機2、設計背景：（1）題目簡述：裝料機用于向加熱爐內送料，由電動機驅動，室內工作，通過傳動裝置使裝料機推桿作往復移動，將物料送入加熱爐內。（2）使用狀況：生產批量為5臺；動力源為三相交流電380/220V，電機單向轉動，載荷較平穩；使用期限為10年，每年工作300天，每天工作16小時；檢修期為三年大修。（3）生產狀況：生產廠具有加工7、8級精度齒輪、蝸輪的能力。3、設計參數：推桿行程290mm，推桿所需推力6200N，推桿工作周期3.7s。4、設計任務：（1）設計總體傳動方案，畫總體機構簡圖，完成總體方案論證報告。（2）設計主要傳動裝置，完成主要傳動裝置的裝配圖（A0）。（3）設計主要零件，完成兩張零件工作圖（A3）。（4）編寫設計說明書。二、總體方案設計1、傳動方案的擬定根據設計任務書，該傳動方案的設計分成原動機和傳動裝置兩部分：（1）原動機的選擇設計要求：動力源為三相交流電380/220v.故，原動機選用電動機。（2）傳動裝置的選擇減速器 電動機輸出轉速較高，并且輸出不穩定，同時在運轉故障或嚴重過載時，可能燒壞電動機，所以要有一個過載保護裝置。可選用的有：帶傳動，鏈傳動，齒輪傳動，蝸桿傳動。鏈傳動與齒輪傳動雖然傳動效率高，但會引起一定的振動，且緩沖吸振能力差，也沒有過載保護；帶傳動平穩性好，噪音小，有緩沖吸震及過載保護的能力，精度要求不高，制造、安裝、維護都比較方便，成本也較低，但是傳動效率較低，傳動比不恒定，壽命短； 而蝸桿傳動雖然效率低，沒有緩沖吸震和過載保護的能力，制造要求精度高，但還是比較符合本設計的要求，所以采用蝸桿傳動。總傳動比為86.4，軸所受到的彎扭矩較大，所以初步決定采用蝸輪蝸桿加斜齒輪減速器，以實現在滿足傳動比要求的同時擁有較高的效率，和比較緊湊的結構，同時封閉的結構有利于在粉塵較大的環境下工作。傳動機構工作機應該采用往復移動機構。可選擇的有：連桿機構，凸輪機構，齒輪齒條機構，螺旋機構。本設計是要將旋轉運動轉換為往復運動，且無須考慮是否等速，是否有急回特性。所以連桿機構，凸輪機構，齒輪齒條機構均可，凸輪機構雖然能較容易獲得理想的運動規律,但要使執行滑塊達到200mm的行程,并保證工作時處于較小的壓力角范圍,凸輪的徑向尺寸較大,此外凸輪與從動件為高副接觸,不宜用于低速重載。且凸輪機構和齒輪齒條機構加工復雜，成本都較高，所以還是連桿機構更合適一些。 在連桿機構中，可以選擇的又有對心曲柄滑快機構，正切機構和多桿機構。根據本設計的要求，工作機應該帶動裝料推板，且結構應該盡量簡單，所以選擇對心曲柄滑快機構。2電動機的選擇（1）類型和結構形式的選擇：按工作條件和要求：電動機所需功率dW工作所需功率：W=Fv/1000=F*2s/1000*T=6200*2*0.29/1000*3.7=0.972kw選用一般用途的Y系列三相異步臥式電動機，封閉結構。（2）電動機功率計算傳動效率：一對軸承： 齒式聯軸器： 蝸輪蝸桿：油潤滑2頭蝸桿 一對圓柱斜齒輪：級精度 滑塊摩擦：槽形摩擦輪 總傳動效率：（3）電動機轉速計算工作機轉速；齒輪傳動比范圍；蝸桿傳動比范圍電動機轉速范圍在相關手冊中查閱符合這一轉速范圍的電機，綜合考慮總傳動比，結構尺寸及成本，選擇堵轉轉矩和最大轉矩較大的Y90L-4型電機。Y90L-4型電機額定功率1.5kW電動機，滿載轉速 傳動系統的運動和動力參數 計算總傳動比： 1、 分配減速器的各級傳動比：若齒輪的傳動比取，則蝸輪蝸桿的傳動比為 2、 計算傳動裝置的運動和動力參數（）計算各軸轉速電機軸：軸： 軸： 軸： （）計算各軸輸入功率電機軸： 1軸： 2軸： 3軸： 推桿：a、 計算各軸輸入轉矩電動機輸出轉矩：1軸：2軸：3軸：將運動和動力參數計算結果進行整理并列于下表：軸名功率P / kW轉矩T /Nm轉速nr/min傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電機軸1.510.23140010.9801軸1.4710.13140028.80.8316軸1.22240.1848.630.9702軸1.17699.0716.2三、傳動零件的設計計算1、 蝸輪蝸桿設計計算項目計算內容計算結果1選擇傳動精度等級，材料考慮傳動功率不大，精度等級為7級，蝸桿用45號鋼淬火，表面硬度4550HRC，蝸輪輪緣材料用ZCuSn10P1沙模鑄造。2確定蝸桿，渦輪齒數傳動比渦輪轉速為：Z1=1，Z2=293.確定渦輪許用接觸應力蝸桿材料為錫青銅，則, , 4.接觸強度設計 載荷系數蝸輪轉矩：由表28.8，估取蝸桿傳動效率5.主要幾何尺寸計算渦輪分度圓直徑：蝸桿導程角 6.計算渦輪的圓周速度和傳動效率渦輪圓周速度， 由式28.4 由式2837查出當量摩擦角 由式28.5攪油效率滾動軸承效率 與估取值近似7.校核接觸強度由式28.11由表28.11可查彈性系數由表28.13使用系數 取動載荷系數載荷分布系數8.輪齒彎曲強度校核由式28.12 確定許用彎曲應力由表28.10查出由圖28.10查出彎曲強度壽命系數確定渦輪的復合齒形系數渦輪當量齒數渦輪無變位查圖27.17，27.20得導程角 9.蝸桿軸剛度驗算由式28.14 蝸桿所受圓周力蝸桿所受徑向力蝸桿兩支撐間距離L取蝸桿危險及面慣性矩許用最大變形10.蝸桿傳動熱平衡計算由式28.15 蝸桿傳動效率導熱率取為）K工作環境溫度 傳動裝置散熱的計算面積為 2、 齒輪設計計算項目計算內容計算結果選材、精度選用斜齒輪，批量較小，小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度為2 29HB286HB，平均取240HB。8級精度。初步計算小齒輪直徑因為采用閉式軟齒面傳動,按齒面接觸強度初步估算小齒輪分度圓直徑,由附錄A表由表A1取，動載荷系數，轉矩，由表27.11查取接觸疲勞極限取確定基本參數圓周速度精度等級取8級精度合理取,確定模數,查表取校核傳動比誤差：因齒數未做圓整，傳動比不變。8級精度合理取校齒核面接觸疲勞強度1計算齒面接觸應力節點區域系數:查圖27-16非變位斜齒輪彈性系數:查表27.11重合度系數:端面重合度螺旋角系數 齒面接觸應力2計算許用接觸應力總工作時間接觸壽命系數由圖27-23查出 （單向運轉取）齒面工作硬化系數接觸強度尺寸系數由表27.15按調質鋼查潤滑油膜影響系數取為由表27.14取最小安全系數許用接觸應力:3驗算: 接觸疲勞強度較為合適,齒輪尺寸無須調整確定主要傳動尺寸小齒輪直徑大齒輪直徑齒寬b=100mm, , 齒根彎曲疲勞強度驗算1由式27.11, , , 齒根彎曲應力:2計算許用彎曲應力由式27.17試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限查圖27-24c ，另外取由圖27-26確定尺寸系數=由表27.14查最小安全系數3彎曲疲勞強度驗算=合格靜強度校核靜強度校核,因傳動無嚴重過載,故不作靜強度校核軸的設計和校核計算、蝸桿軸的設計計算項目計算內容計算結果材料的選擇材料選擇45號鋼，調質處理材料系數查表16.2有 C=112估算軸徑蝸桿受轉矩 圓周力徑向力軸向力蝸桿受力圖垂直面反力水平面反力垂直面受力圖水平面受力圖垂直面彎矩圖水平面彎矩圖合成彎矩圖轉矩圖應力校正系數用插入法由表16.3中求得 ，當量彎矩圖校核軸徑最大彎矩處合格圖5.3、蝸輪軸的設計計算項目計算內容計算結果材料的選擇考慮到相互摩擦作用，材料選擇與齒輪相同，為40Cr，調質處理，材料系數查表16.2有 C=106估算軸徑所受轉矩齒輪圓周力齒輪徑向力齒輪軸向力蝸輪圓周力蝸輪徑向力蝸輪軸向力軸受力圖垂直面反力水平面反力垂直面受力圖水平面受力圖垂直面彎矩圖水平面彎矩圖合成彎矩圖轉矩圖見圖5.4（i）應力校正系數用插入法由表16.3中求得 ，當量彎矩圖校核軸徑最大彎矩處設計時彈鍵的削弱合格、大齒輪軸的設計計算項目計算內容計算結果材料的選擇考慮到相互摩擦作用，材料選擇與齒輪相同，為45號鋼，調質處理，材料系數查表16.2有 C=112估算軸徑所受轉矩齒輪圓周力齒輪徑向力齒輪軸向力軸受力圖垂直面反力水平面反力垂直面受力圖見圖5.5（c）水平面受力圖垂直面彎矩圖水平面彎矩圖合成彎矩圖轉矩圖應力校正系數用插入法由表16.3中求得 ，當量彎矩圖校核軸徑最大彎矩處設計時彈鍵的削弱合格4、滾動軸承的選擇和計算蝸桿軸承的選擇蝸桿軸采用一端固定一端游動的支撐方案，固定端采用兩個角接觸球軸承，以承受蝸桿軸向力，按軸徑初選7210AC；游動端采用一個深溝球軸承，只承受徑向力，按軸徑初選6210。下面進行校核：計算項目計算內容計算結果軸承主要性能參數查手冊7210AC軸承主要性能參數如下：；查手冊6210軸承主要性能參數如下：；軸承受力情況；X、Y值由表18.7查得沖擊載荷系數由表18.8查得當量動載荷軸承壽命（球軸承）48000h，壽命合格、查表18.12，當量靜載荷兩式中取大值安全系數正常使用球軸承,查表計算額定靜載荷；靜載合格載荷系數查圖載荷分布系數查圖18.20許用轉速大于工作轉速72r/min結論：所選軸承能滿足壽命、靜載荷與許用轉速的要求。大齒輪軸軸承的選擇該軸為工作于普通溫度下的短軸，故支點采用兩端單向固定的方式，所受軸向力比較小，選用一對深溝球軸承，按軸徑初選6215。下面進行校核：計算項目計算內容計算結果軸承主要性能參數查手冊6215軸承主要性能參數如下：；軸承受力情況； 校核軸承2 即可X、Y值由表18.7，沖擊載荷系數由表18.8查得當量動載荷軸承壽命（球軸承）48000h，壽命合格、查表18.12，當量靜載荷兩式中取大值安全系數正常使用球軸承,查表計算額定靜載荷；靜載合格載荷系數查圖載荷分布系數查圖18.20許用轉速大于工作轉速22.22r/min結論：所選軸承能滿足壽命、靜載荷與許用轉速的要求。5、鍵聯接設計計算 蝸桿連接鍵鍵的選擇和參數為靜聯接，選用普通平鍵，圓頭。由表6-57查得d=38mm時，應選用鍵 GB1096轉 矩鍵 長接觸長度許用擠壓應力校 核鋼的許用擠壓應力為=120MPa故滿足要求 蝸輪軸鍵的選擇與校核鍵的選擇和參數為靜聯接，選用普通平鍵，圓頭。由表6-57查得d=60mm時，應選用鍵 GB1096轉 矩鍵 長接觸長度許用擠壓應力校 核鋼的許用擠壓應力為=120MPa故滿足要求 大齒輪鍵的選擇與校核鍵的選擇和參數為靜聯接，選用普通平鍵，圓頭。由表6-57查得d=80mm時，應選用鍵 GB1096轉 矩鍵 長接觸長度許用擠壓應力校 核鋼的許用擠壓應力為=120MPa故滿足要求 大齒輪軸外伸端鍵的選擇與校核鍵的選擇和參數為靜聯接，選用普通平鍵，圓頭。由表6-57查得d=59mm時，應選用鍵 GB1096轉 矩鍵 長接觸長度許用擠壓應力校 核鋼的許用擠壓應力為=120MPa故滿足要求6聯軸器的選擇計算選擇Y型聯軸器 公稱扭矩Tn=160Nm 蝸桿軸扭矩T1=25.997Nm Tn T1 合格 需用轉速n=7600r/min 蝸桿軸轉速 n1=1440r/min n n1 合格四、減速器箱體及附件的設計1、潤滑和密封形式的選擇，潤滑油和潤滑脂的選擇1潤滑形式的選擇(1)油標：選擇桿式油標B型指標：d: M16 d1=4 d2=16 d3=6 h=35 a=12 b=8 c=5 D=26 D1=22(2)排油裝置：管螺紋外六角螺賽及其組合結構指標： M14*1.5 d1=11.8 D=23 e=20.8 S=18 L=25 h=12 b=3 b1=3 C=1.0 D0=22 2密封裝置（1） 蝸桿軸密封：氈圈油封 d=44, 擋油盤內密封（2）大齒輪軸密封：氈圈油封 d=673潤滑油和潤滑脂的選擇（1）蝸輪蝸桿的潤滑：LCKE220 運動粘度198242（40）2、箱體設計：計算項目計算內容計算結果箱座厚度箱蓋厚度箱座突緣厚度箱蓋突緣厚度箱座底突緣厚度地角螺釘直徑地角螺釘數目軸承旁連接螺釘直徑機蓋與機座連接螺栓直徑軸承端蓋螺釘直徑窺視孔蓋螺釘直徑連接螺栓d2的間距定位銷直徑大齒輪頂圓與內機壁距離齒輪端面與內機壁距離軸承端蓋外徑軸承端蓋突緣厚度機蓋肋厚機座肋厚=0.04a+381=0.85=8.5b=1.5b1=1.51b2=2.5df=0.036a+12d1=0.75 df =15d2=(0.50.6) dfd3=(0.40.5) dfd4=(0.30.4) dfl=(120200)mmd=(0.70.8)d211.22D2=1.25D+10t=(1.11.2)d3m1=0.851m=0.85取=11mm取1=9.5mmb=16.5mmb1=14mmb2=27.5mmdf =20mmn=4取d1=16mm取d2=10mm取d3=8mm取d4=8mm取l=150mm取d=8mm取1=13.2取2=11取D2=116t=10取m1=8取m=103、技術要求1 裝配