1、精選優質文檔-傾情為你奉上課程設計(論文)題 目 名 稱 設計加熱爐推料機傳動裝置 課 程 名 稱 機械設計 課程設計 學 生 姓 名 學 號 系 、專 業 機電工程學院 09機械A 指 導 教 師 劉海潮 2012年 6 月 12 日前 言機械設計課程設計是培養學生具有設計能力的技術基礎課。機械設計課程設計則是機械設計課程重要的實踐性教學環節。通過課程設計實踐，可以樹立正確的設計思想，增強創新意識，培養綜合運用機械設計課程和有其他先修課程的理論與生產實際知識去分析及解決機械設問題的能力。 機械設計工作，可以分為計算和結構設計兩部分，它們是緊密相關、互相聯系的。機械設計完成的圖紙表示的是機械的

2、結構，按圖紙加工出的機器，應具有使用者要求的性能。所以，機械設計和加工者直接接觸的是機械的結構。為了使機械結構具有要求的性能、工作可靠、經濟實用，在很多情況下要進行計算。計算做為結構設計的依據，而計算數據必須以機械結構為對象，如強度計算必須知道機械的有關結構尺寸，運動學計算必須知道機械的機構方案，計算結果對這些部分有重要的指導作用。因此，在機械設計中結構設計和計算常是互相交叉、反復進行的。目錄第1章 設計任務書1.1 設計帶式輸送機的傳動裝置 1.2設計加熱爐推料機傳動裝置原始數據：大齒輪傳遞的功率:Pw=1.1 kw大齒輪軸的轉速:=38 r/min每日工作時間：T=8h工作年限：a=10（

3、每年300個工作日）（注：連續單向運轉，工作時有輕微振動，輸送機大齒輪轉速允許誤差為±5%。）設計工作量:1. 設計說明書一份2. 加熱爐推料機裝配圖一張（A0）3. 零件圖兩張（A2）第2章 電動機的選擇2.1 電動機的選擇2.1.1選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用Y系列三相異步電動機。2.1.2選擇電動機的容量標準電動機的容量由額定功率表示。所選電動機的額定功率應該等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，則不能保證工作機的正常工作，或使電動機長期過載、發熱大而過早損壞；容量過大，則增加成本，并且由于效率和功率因數低而造成電能浪費。2.1.2.1電動機到工作機輸送帶間

4、的總效率為 = 123341、2、3、4分別為聯軸器、蝸桿蝸輪、軸承、齒輪的傳動效率。 查表得1=0.99 ，2=0.8 ，3=0.98，4=0.98。 所以=0.99×0.8×0.983×0.98=0.7312.1.2.2電動機所需工作功率為 2.1.2.3確定電動機的轉速取齒輪傳動一級減速器傳動比的范圍i1=35。取蝸桿渦輪的傳動比i2=16。則總的傳動比 i= i1i2=330。根據電動機的類型，容量，轉速,要使=，由課程設計指導書中表可選定電動機型號為Y100L1-4型號的電動機；其主要性能如下：電動機型號額定功率/kw滿載轉速/(r/min)起動轉矩/額

5、定轉矩最大轉矩/額定轉矩Y100L1-42.214302.22.3第3章 傳動比的分配3.1計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比3.1.1總傳動比為 =/=1430/38=37.63.1.2分配傳動比 為電動機是用聯軸器與蝸桿相連接的，之前選用了2頭蝸桿的傳動效率，而2頭蝸桿與蝸輪的薦用傳動比在1430之間，圓柱齒輪的傳動比在25之間；在協調分配傳動比，初選圓柱齒輪的傳動比為=2；則蝸桿蝸輪的傳動比為。3.2計算傳動裝置各軸的運動和參數3.2.1各軸的轉速軸：=1430r/min軸： 軸： 3.2.2各軸的輸入功率3.2.3各軸的輸入轉矩電動機輸出轉矩為：軸： 軸： 軸：將上述計算結果匯總于下表

6、，以備查用：軸名功率P/kw轉矩T/(Nmm)轉速n/(r/min)傳動比i2.21.47×10414301軸2.181.455×104143018.8軸1.7082.33×10570.12軸1.644.12×10538 第4章 蝸桿蝸輪的設計計算4.1 選擇蝸桿的類型根據GB/T10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。4.2 選擇材料考慮到蝸桿傳動的功率不大，速度中等，故蝸桿采用45剛；而又希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為4555HRC；蝸輪選用鑄錫磷青銅（ZCuSn10P1）,砂模鑄造；為了節約貴重有色金屬，僅齒圈

7、用青銅鑄造，而輪芯用灰鑄鐵（HT100）制造。 4.3 按齒面接觸強度設計根據閉式蝸桿蝸輪的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行計算，再校核齒根彎曲疲勞強度。則傳動中心距為 4.3.1 確定作用在蝸輪上的轉矩按=2，效率為0.8，則4.3.2確定載荷系數因工作是有輕微振動，故取載荷分布不均勻系數=1.3，由表中選取使用系數=1.15，由于轉速不是很高，沖擊不大，可選取動載荷系數=1.05，則K=1.3×1.15×1.05=1.574.3.3 確定彈性影響系數和因為選用的是錫磷青銅（ZCuSn10P1）的蝸輪和45剛蝸桿相配，故；先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心距的比值為=0.3

8、5，從圖表中查得=2.9。4.3.4 確定許用接觸應力H根據蝸輪材料為錫磷青銅（ZCuSn10P1），金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度45HRC，可從表中查得蝸輪的基本許用應力 =268MPa。應力循環次數N=60=60170.1（）=1.009壽命系數 =0.7490 ，則=0.=200.74MPa4.3.5 計算中心距 a=取中心距a=125mm，因為=18.8，故從表中選取模數m=5mm，蝸桿分度圓直徑d1=50mm，這時d1/a=0.4，與假設相近，從圖表中可查得=2.75<，因此以上計算結果可用。4.4蝸桿與蝸輪的主要參數及幾何尺寸4.4.1蝸桿軸向齒距Pa=15.7；直徑系數q=

9、10.00；齒頂圓直徑=60mm；齒根圓直徑=38mm；分度圓導程角=arctan=arctan=11.31°；軸向齒厚=7.85mm。4.4.2 蝸輪蝸輪齒數：=39；變位系數=-0.5驗算傳動比：=19.5，這時傳動誤差為=3.7%是允許的蝸輪分度圓直徑：蝸輪喉圓直徑：=+=195+22.5=200mm蝸輪齒根圓直徑：=+=195-27=168mm蝸輪咽喉母圓半徑：=a-=125-200=25mm4.5 校核齒根彎曲疲勞強度當量齒數=根據=-0.5，=41.36，從圖表中可查得齒形系數2.95螺旋系數=許用彎曲應力 =從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲

10、應力=56MPa壽命系數 =560.5783=32.38MPa所以=<,彎曲強度校核滿足要求。4.6 驗算效率已知=11.31°，=，與相對滑移速度有關 從表中用插值法查得=0.0246，=1.242代入上式得大于原估計值，因此不用重算。 第5章 齒輪傳動的設計計算5.1選擇材料，熱處理，齒輪精度等級和齒數 按第一章的傳動方案圖，選用直齒圓柱齒輪；推料機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10098-88）；由表中選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45剛（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS；選擇小齒輪的齒數為20，大

11、齒輪則為320=60。5.2 按齒面接觸強度設計由設計計算公式（10-9a）進行試算，即5.2.1確定公式內的各計算數值試選載荷系數=1.3，計算小齒輪傳遞的轉矩，由表中選取齒寬系數=1，由表中查得材料的彈性影響系數，由圖表中按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限=550 MPa；由公式計算應力循環次數，小齒輪的應力循環次數為N1= ，大齒輪的應力循環次數為N2=；由圖中取接觸疲勞壽命系數=0.90, =1.0；計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數S=1，由公式得,.5.2.2 計算試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小值 計算圓周速度，v=；計

12、算齒寬b，b=175.93=75.93；計算齒寬與齒高之比b/h，模數,齒高 h=2.25=2.253.80=8.55mm，b/h=75.55/8.55=8.84；計算載荷系數，根據v=0.2786m/s，7級精度，由圖查得動載荷系數=1.13，直齒輪，由表查得使用系數，由表用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，由b/h=8.84，查圖得，故載荷系數為;按實際的載荷系數校正所的分度圓直徑,由公式得，計算模數m，m=。 5.2.3 按齒根彎曲強度設計由式得彎曲強度的設計公式為m5.2.3.1 確定公式內的各計算數值由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限,大齒輪的彎曲強度極限；由圖10-18

13、取彎曲疲勞壽命系數,;計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞系數S=1.4，由公式得, 計算載荷系數K，K=1.251.1311.35=1.91；查取齒形系數，由表查得,;查取應力校正系數，由表查得，；計算大、小齒輪的并加以比較，大齒輪的數值大。5.2.3.2 設計計算m=2.93對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取彎曲疲勞強度算得的模數4.39并就近圓整為標準值m=5mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑87.887mm，算

14、出小齒輪的齒數，大齒輪的齒數。5.3 幾何尺寸計算計算分度圓直徑 小齒輪的分度圓直徑mm大齒輪的分度圓直徑mm；計算中心距大齒輪的分度圓直徑mm；計算齒輪寬度，取，。第6章 軸的設計6.1 蝸桿軸6.1.1 求蝸桿軸上的功率、轉速和轉矩由第3章可知，。6.1.1.1求作用在蝸輪上的力因已知蝸桿的分度圓直徑為50mm，則切向力 軸向力 徑向力 6.1.1.2 初步確定軸的最小直徑先初步校核估算軸的最小直徑，取A。=112該軸是用聯軸器與電動機相連的，所以軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器，為了使所選的軸直徑d與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩，查表，考慮到轉矩變化很小，故取

15、=1.3，則：按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查手冊，選用LX2（J1型）彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為560Nmm，半聯軸器的孔徑d=32，孔長度L=60mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度L1=82。6.1.2 軸的結構設計 6.1.2.1初選軸承初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承軸承；參照工作要求并根據=40mm，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的圓錐滾子軸承。型號為30208，其尺寸為d×D×T=40mm×80mm×19.75mm。6.1.2.2各軸段直徑的確定初估軸徑后,句可按軸上零件的安裝

16、順序,從左端開始確定直徑.該軸軸段I-II為最小端,故該段直徑為32mm。III-IV段安裝軸承，故該段直徑為40mm，為了設計的需要，考慮安裝密封裝置，設計II-III段的直徑為35mm。IV-V段軸承的軸向定位，查表選直徑為45mm，取V-VI段直徑為40mm。VI-VII段為蝸桿，直徑是蝸桿的頂圓直徑為60，-直徑和V-VI段一樣為40mm。-直徑和IV-V一樣，-段是安裝軸承，所以選直徑為40 mm。6.1.2.3各軸段長度的確定 I-II段安裝聯軸器，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度可取70mm。II-III段裝端蓋，長為40 mm。軸段III-

17、IV的長度為19mm。軸段IV-V裝長度為15mm。V-VI段的長度為30，VI-VII的長度為85 mm，-長度與V-VI的長度相同，而-段的長度與IV-V的長度相同，-的長度為25 mm。6.1.2.4 軸上零件的周向定位為了保證良好的對中性，與軸承內圈配合軸勁選用k6，聯軸器與軸采用A型普通平鍵聯接，鍵的型號為10*8 GB1096-2003。6.1.2.5軸上倒角與圓角為保證7208C軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為1mm。其他軸肩圓角半徑均為2mm。根據標準GB6403.4-1986，軸的左右端倒角均為2*45。6.1.3 求軸上的載荷在確定軸承支

18、點位置時，查得30208圓錐滾子軸承的a=16.9mm，因此，做出簡支梁的軸的跨距為192mm，計算得出軸的彎矩和扭矩分別如下：載荷 水平面H 垂直面V支反力F =292 =697.465N =115.695N彎矩M =28032Nmm =66956.64Nmm =11106.64Nmm總彎矩 =72587.77Nmm =30152.12Nmm扭矩 =14550Nmm按彎扭合成應力校核軸的強度，因為軸單向轉動，扭轉切應力為脈沖循環變應力，取=0.6，軸的計算應力為=5.85MPa前面已選定軸的材料為45剛，調質處理，由表查得=60MPa，因此，所以安全。6.2 裝蝸輪的軸（第二根）的設計6.2

19、.1 求作用在蝸輪和齒輪上的力已知蝸輪的分度圓直徑為=5×41=205mm，所以得=，; ,。6.2.2 初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45剛，調質處理。根據公式，取A。=112，于是得。6.2.3 軸的結構設計6.2.3.1根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑初估軸徑后,句可按軸上零件的安裝順序,從左端開始確定直徑.該軸軸段I-II段裝軸承，故該段直徑為50mm。為了設計的需要，考慮軸的軸向定位，設計II-III段的直徑為55mm。III-IV段為齒輪的軸向定位提供軸肩，根據計算設計直徑為62mm。IV-V段安裝齒輪，故該段直徑為56mm，齒輪左端用套筒固定。V-VI段裝套筒和軸

20、承，直徑和I-II段一樣為50mm。-段安裝軸承端蓋，采用氈油封，所用直徑為45mm。-安裝小齒輪，故該段直徑為42mm。6.2.3.2各軸段長度的確定I-II段長為軸承的寬度為20mm。II-III加上軸承到箱體的距離加軸間到箱體的距離為12mm, III-IV段為軸間的長度為8mm。IV-V裝齒輪，長為66mm。軸段V-VI的長度為42mm。軸段-裝軸承端蓋，長度為30mm。齒輪寬加齒輪間隙為75mm。-段的長度為小齒輪的輪轂的長度為107mm。6.2.2.3 軸上零件的周向定位為了保證良好的對中性，渦輪，齒輪與軸選用A型普通平鍵聯接，鍵的型號分別為16*10,12*8 GB1096-19

21、79,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長分別為56mm和90mm。同時為了保證蝸輪與軸配合有良好的對中性，所以選擇蝸輪與輪轂的配合為；小齒輪與軸的配合精度為。與軸承內圈配合軸勁選用k6。6.2.2.4軸上倒角與圓角為保證7210C軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為1mm。其他軸肩圓角半徑分別由具體而定。根據標準GB6403.4-1986，軸的左右端倒角均為2*45。第7章 聯軸器的選擇 蝸桿軸最小直徑 取直徑為32 mm查機械手冊，根據軸徑和計算轉矩選用彈性柱銷聯軸器： 聯軸器轉矩計算 查表課本14-1， K=1.3，則啟動載荷為名義載荷的1.25倍，則按照計算轉矩應小于

22、聯軸器公稱轉矩的條件，查手冊選擇聯軸器型號為選用LX2（J1型）彈性柱銷聯軸器，其允許最大扭矩T=560,許用最高轉速 n=6300，半聯軸器的孔徑d=32，孔長度l=60mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度L1=82。第8章 角接觸球軸承的選擇與校核8.1 減速器軸承選取高速軸選用 30208中間軸選用 30208減速器各軸所用軸承代號及尺寸型號外形尺寸（mm）安裝尺寸（mm）內徑d外徑D寬度BDaminDbmaxramax高速軸3020840801873751.5中間軸3020840801873751.58.2高速級軸承壽命驗算：1） 預期壽命要求使用壽命L=10年×300天

23、5;8小時=24000小時2） 壽命計算高速軸使用30208型圓錐滾子軸承，=63.0KN，=74.0KN軸頸，轉速徑向載荷，軸向載荷確定e的值： 查表得e=0.8 查表得X=0.44，Y=1.295由公式得即軸承在受徑向載荷和軸向載荷時的壽命相當于只承受純徑向載荷時的壽命根據公式，有求得的值遠小于預期壽命，所以這個減速器的低速軸正常使用，工作3.8年要換一次軸承。第9章 鍵的選擇與校核 在工作軸中，鍵的選擇大小由軸的大小確定，校核公式為：9.1輸入軸上鍵的選擇及校核聯軸器要求與蝸桿連接。根據軸徑d=32mm。初選A型平鍵。b =10mm,h=8mm,L=50mm。即：鍵 10×8

24、GB/T1096。L=L-b=50-8=42mm.K=0.5h=0.5×7=3.5mm查課本表6-2，得輕微沖擊載荷時，鍵聯接的許用擠壓應力p=100120MPa。MP所以鍵的擠壓強度足夠。9.2中間軸上鍵的選擇及校核 輸出軸上開有2個鍵槽，與渦輪、齒輪聯接。9.2.1與蝸輪連接的鍵 選擇A型，根據軸徑d=56mm。查手冊得 b×h=16×10,即鍵寬為16，鍵高為10，取標準長度為L=56mm，所以l=L-b=56-16=40mm。k=0.5h=0.5×10=5mm。所以鍵的擠壓強度足夠。9.2.2與小齒輪連接的鍵選擇A型，根據軸徑d=42mm。查手冊

25、得 b×h=12×8,即鍵寬為12，鍵高為8，取標準長度為L=90mm，所以l=L-b=90-12=78mm。k=0.5h=0.5×8=4mm。所以鍵的擠壓強度足夠。 第10章 箱體的設計10.1箱體的基本結構設計箱體是一個重要零件，它用于支持和固定減速器中的各種零件，并保證傳動件的嚙合精度，使箱體有良好的潤滑和密封。箱體的形狀較為復雜，其重量約占減速器的一半，所以箱體結構對工作性能、加工工藝、材料消耗，重量及成本等有很大的影響。箱體結構與受力均較復雜，各部分民尺寸一般按經驗公式在裝配草圖的設計和繪制過程中確定。10.2箱體的材料及制造方法：選用鑄鐵，砂型鑄造。1

26、0.3箱體各部分的尺寸箱體參數表1：名 稱稱 號一級齒輪減速器計算結果機座壁厚0.04a+3mm8mm15機蓋壁厚10.8512機座凸緣厚度b1.512機蓋凸緣厚度b11.5112機座底凸緣厚度b22.520地腳螺釘直徑df0.036a+12mm16地腳螺釘數目n4軸承旁連接螺栓直徑d10.75 df12機座與機蓋連接螺栓直徑d2(0.50.6) df8連接螺栓d2的間距l150200mm軸承端螺釘直徑d3(0.40.5) df6窺視孔蓋螺釘直徑d4(0.30.4) df5定位銷直徑d(0.70.8) d26df、d1 、d2至外機壁距離c1見表222,16,13df 、d2至緣邊距離c2見表

27、220,11軸承旁凸臺半徑R1c220凸臺高度h根據低速軸承座外徑確定42外機壁到軸承端面距離l1c1+ c2+(58)mm48內機壁到軸承端面距離l2+ c1+ c2+(58)mm56蝸輪齒頂圓與內機壁距離11.210蝸輪端面與內機壁的距離28機座肋厚mm0.857軸承端蓋外徑D2軸承座孔直徑+(55.5) d3125軸承端蓋凸緣厚度e(11.2) d310軸承旁連接螺栓距離s盡量靠近，以Md1和Md3不發生干涉為準表2：連接螺栓扳手空間c1 、c2值和沉頭座直徑螺栓直徑M8M10M12M16M20M24M30c1min13161822263440 11141620242834沉頭座直徑28

28、222633404861第11章 潤滑和密封的設計11.1潤滑蝸輪采用浸油潤滑,軸承采用脂潤滑。蝸輪圓周速度v<5m/s所以采用浸油潤滑；軸承Dpw·n=1.455×104 (23) ×105 所以采用脂潤滑。浸油潤滑不但起到潤滑的作用，同時有助箱體散熱。為了避免浸油的攪動功耗太大及保證齒輪嚙合區的充分潤滑，傳動件浸入油中的深度不宜太深或太淺，設計的減速器的合適浸油深度H1 對于蝸桿下置一般為（0.75 1）個齒高，但油面不應高于蝸桿軸承下方滾動體中心。油池太淺易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨損，也不易散熱。取浸油深度H1為10mm。換油時間為半年，主要取決于油中雜質多少及被氧化、被污染的程度。查手冊選擇L-CKB 150號工業齒輪潤滑油。11.2 密封減速器需要密封的部位很多，有軸伸出處、軸承內側、箱體接受能力合面和軸承蓋、窺視孔和放油的接合面等處。11.2.1軸伸出處的密封作用是使滾動軸承與箱外隔絕，防止潤滑油漏出以及箱體外雜質、水及灰塵等侵入軸承室，避免軸承急劇磨損和腐蝕。由脂潤滑選用氈圈密封，氈圈密封結構簡單、價格便宜、安裝方便、但對軸頸接觸的磨損較嚴重，因而工耗大，氈圈壽命短。11.2.2 軸承內側的密封該密封處選用擋油環密封，其作用用于脂潤滑的