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1、机械设计课程设计 计算说明书 前 言 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…………………………………………………………………...3 二、总体方案设计………………………………………..…………………….…3 １、传动方案拟定…………………………………………..…………………3 ２、电动机的选择……
2、…………………………………………………….….5 ３、传动系统的运动和动力参数………………………………………..........5 三、传动零件的设计计算…………………………………………………………8 （1）蜗轮蜗杆设计………………………………………………………....……..8 （2）齿轮设计……………………………………………………………......……12 （3）轴的设计和校核计算…………………………………………………….….17 （4）键联接设计计算……………………………………………….…………….23 （5）联轴器的选择计算…………………………………………………………
3、25 （6）滚动轴承的选择及寿命计算……………………………..………………....25 四、减速器箱体及附件的设计…………………………........................................28 (1)润滑和密封形式的选择，润滑油和润滑脂的选择………………………...28 (2)箱体设计………………………. ………………………. …………………...29 (3)技术要求………………………. ………………………. …………………...29 五、参考资料…………………………………………………………………..…..29 一、设计任务书 1、设计题目
4、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240mm,所需推力7200N，推杆工作周期2.3s. 4、设计任务： （1）设计总体传动方案，画总体机构简图，完成总体方案论证报告。 （2）设计主要传动装置，完成主要传动
5、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 <1>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
6、保护； 带传动平稳性好，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54.5，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。 <2>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
7、往复运动，且无须考虑是否等速，是否有急回特性。所以连杆机构，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240mm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 （1）类型和结构形式的选择： 按工作条件和要求：F=720
8、0N，推杆工作周期T=2.3S，。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： 一对轴承： 齿式联轴器： 蜗轮蜗杆：油润滑２头蜗杆 一对圆柱斜齿轮：８级精度 滑块摩擦：槽形摩擦轮 总传动效率： （3）电动机转速计算 确定传动比范围：齿轮传动比范围；涡轮传动比范围 在相关手册中查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Y100L2-4型，额定功率3.0kW电动机，满载转速 ３．传动系统的运动和动力参数 计算总传动比
9、 1、 分配减速器的各级传动比： 若齿轮的传动比取，则蜗轮蜗杆的传动比为 Error! No bookmark name given. 2、 计算传动装置的运动和动力参数 （１）计算各轴转速 电机轴： Ⅰ轴： Ⅱ轴： Ⅲ轴： （２）计算各轴输入功率 电机轴： 1轴： 2轴： 3轴： 推杆： a、 计算各轴输入转矩 电动机输出转矩： 1轴： 2轴： 3轴： 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
10、/N·m 转速n r/min 传动比i 效率 输入 输出 输入 输出 电机轴 3.0 20.18 1420 1 0.9801 Ⅰ轴 2.94 19.97 1420 15.5 0.8316 Ⅱ轴 2.45 257.46 91.6 3.5 0.9702 Ⅲ轴 2.35 847.27 26.2 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 考虑主动轮速度不是很高，传动尺寸五严格要求，批量较小，故用40Cr,调至处理，硬度HB=2
11、41~286，取平均值260HB，大齿轮用45钢，调制处理，硬度HB=229~286，平均值240HB。精度等级选8级精度。 2．确定蜗杆，涡轮齿数 传动比 ,取 涡轮转速为： 3.确定涡轮许用接触应力 蜗杆材料为锡青铜，则, 4.接触强度设计 载荷系数 蜗轮转矩：由表28.8，估取蜗杆传动效率；则 可选用， 传动基本尺寸： 则蜗杆宽度 5.主要几何尺寸计算 涡轮分度圆直径： 蜗杆导程角 ， 蜗轮齿宽为 取，传动中心距为 6.计算涡轮的圆周速度和传动效率 涡轮圆周速度 齿面相对滑动速度为
12、由式28.4 由式28.3查出当量摩擦角 搅油效率滚动轴承效率 。与估取值近似 7.校核接触强度 由式28.11 由表28.11可查弹性系数 由表28.13使用系数 取动载荷系数 载荷分布系数 8.轮齿弯曲强度校核 由式28.12 确定许用弯曲应力 由表28.10查出 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 涡轮当量齿数 涡轮无变位查图27.17，27.20得 、 导程角的系数 其他参数和接触强度相同，得
13、 9.蜗杆轴刚度验算 由式28.14 蜗杆所受圆周力 蜗杆所受径向力 蜗杆两支撑间距离L取 蜗杆危险及面惯性矩 许用最大变形 10.蜗杆传动热平衡计算 由式28.15 蜗杆传动效率 导热率取为） K工作环境温度 传动装置散热的计算面积为 2、 齿轮设计 计算项目 计算内容 计算结果 1.选材、精度 选用斜齿轮，批量较小，小齿轮用40Cr
14、调质处理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度为2 29HB～286HB，平均取240HB。8级精度。 2.初步计算小齿轮直径 因为采用闭式软齿面传动,按齿面接触强度初步估算小齿轮分度圆直径,由附录A表由表A1取，动载荷系数， 转矩，由表27.11查取 接触疲劳极限 取 取 3.确定基本参数 圆周速度精度等级取8级精度合理 , 取 确定模数 查表取 确定螺旋角 小轮直径为 大轮直径为 初定齿宽为 校核传动比误差：因齿数未做圆整，传动比不变。 8级
15、精度合理 取 4.校齿核面接触疲劳强度 1〉计算齿面接触应力 节点区域系数:查图27-16非变位斜齿轮 弹性系数:查表27.11 重合度系数: 端面重合度 由于无变位，断面啮合角 因此断面重合度 纵向重合度 因为 ， 故 螺旋角系数 查表得，, 齿面接触应力 2>计算许用接触应力 查表得 、 总工作时间 应力循环次数 接触寿命系数由图27-23查出 （单向运转取） 齿面工作硬化系数 接触强度尺寸系数由表
16、27.15按调质钢查 润滑油膜影响系数取为 由表27.14取最小安全系数 许用接触应力: 3〉验算: 接触疲劳强度较为合适,齿轮尺寸无须调整 5.确定主要传动尺寸 中心距 取整为180mm 从而： 端面模数为 小齿轮直径 大齿轮直径 齿宽b为 、、 小齿轮当量齿数为
17、 大齿轮当量齿数为 6.齿根弯曲疲劳强度验算 1〉由式27.11 , , , 齿根弯曲应力: 2〉计算许用弯曲应力 由式27.17 试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限查图27-24c ， 另外取 、、 其余系数均为1. 由图27-26确定尺寸系数= 由表27.14查最小安全系数 3〉弯曲疲劳强度验算 合格。 = 合格
18、 7.静强度校核 静强度校核,因传动无严重过载,故不作静强度校核 ３．轴的设计和校核计算 1、蜗杆轴 计算项目 计算内容 计算结果 1、选择材料，热处理 45钢,正火,硬度170~217HB。 2、初估轴径 查表得，当轴材料为45钢时可取C=112， 根据与联轴器端连接的尺寸，按联轴器的标准系列，取其直径d=30mm。 3、初定轴的结构 初定该轴为一端游动，一端固定 4、轴的空间受力 输入轴转矩 圆周力 径向力 轴向力 法向力 该轴所受的外载荷为转矩和蜗轮上的作用力。 5、轴
19、承支点的支反力绘出水平面和垂直面弯矩图 1）垂直面支反力及弯矩计算 2）水平面支反力及弯矩计算 6、计算机合成弯矩，绘制合成弯矩图 7、转矩图 8、求当量弯矩 ,绘制当量弯矩图 危险截面C处当量弯矩： 9、按弯扭合成应力校核轴的强度 合格 2、蜗轮轴 由上面计算得蜗轮齿宽为62mm，齿轮齿宽为96mm，故初步估计该轴长度为240mm 计算项目 计算内容 计算结果 1、选择材料，热处理 45钢,正火,硬度170~217HB。 2、初估轴径
20、 查表得，当轴材料为45钢时可取C=112， 取其直径d=30mm。 3、初定轴的结构 采用圆锥滚子轴承30206（一对） 4、轴的空间受力 输入轴转矩 圆周力 径向力 轴向力 该轴所受的外载荷为转矩和蜗轮上的作用力。 5、轴承支点的支反力绘出水平面和垂直面弯矩图 1）垂直面支反力及弯矩计算 2）水平面支反力及弯矩计算 6、计算机合成弯矩，绘制合成弯矩图 7、转矩图 8、求当量弯矩 ,绘制当量弯矩图 危险截面C
21、处当量弯矩： 9、按弯扭合成应力校核轴的强度 合格 3、大齿轮轴 计算项目 计算内容 计算结果 1、选择材料，热处理 45钢,正火,硬度170~217HB。 2、初估轴径 查表得，当轴材料为45钢时可取C=112， 根据与联轴器端连接的尺寸，按联轴器的标准系列，取其直径d=60mm。 3、初定轴的结构 采用圆锥滚子轴承30208（一对） 4、轴的空间受力 输入轴转矩 圆周力 径向力 轴向力 该轴所受的外载荷为转矩和蜗轮上的作用力。
22、 5、轴承支点的支反力绘出水平面和垂直面弯矩图 1）垂直面支反力及弯矩计算 2）水平面支反力及弯矩计算 6、计算机合成弯矩，绘制合成弯矩图 7、转矩图 8、求当量弯矩 ,绘制当量弯矩图 危险截面C处当量弯矩： 9、按弯扭合成应力校核轴的强度 合格 4．键联接设计计算 1〉蜗杆连接键 键的选择和参数 选用普通平键，圆头。 由表6-57查得d=30mm时，应选用 键 GB/T 1096 转 矩 键 长
23、 接触长度 许用挤压应力校 核 查表7-3可得钢的许用挤压应力为 =120MPa 故满足要求 3〉大齿轮键的选择与校核 键的选择和参数 为静联接，选用普通平键，圆头。 由表6-57查得d=50mm时，应选用 键 GB/T 1096 转 矩 键 长 接触长度 许用挤压应力校 核 钢的许用挤压应力为 =120MPa 故满足要求 2〉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查得d=40mm时，应选用 键 GB/T 1096 转 矩
24、 键 长 接触长度 许用挤压应力校 核 钢的许用挤压应力为 =120MPa 故满足要求 4〉大齿轮轴外伸端键的选择与校核 键的选择和参数 为静联接，选用普通平键，圆头。 由表6-57查得d=30mm时，应选用 键 GB/T 1096 转 矩 键 长 接触长度 许用挤压应力校 核 钢的许用挤压应力为 =120MPa 故满足要求 5．联轴器的选择计算 选择Y型联轴器 公称扭矩Tn=160N·m 蜗杆轴扭矩T1=20.18N·m
25、Tn> T1 合格 需用转速[n]=7600r/min 蜗杆轴转速 n1=1420r/min [n]> n1 合格 6．滚动轴承的选择及寿命计算 1>蜗杆轴轴承的校核 深沟球轴承6006（一个），其尺寸：D=55mm,d=30mm, B=13mm 计算项目 计算内容 计算结果 轴承主要性能参数 查表得轴承6006主要性能参数如下： 轴承受力情况 轴承内部轴向力Fs：计算公式为 方向向右 方向向左 因为 所以轴有想左移动的趋势， 故
26、 X、Y值 0.27 0.22 2.82 0.56 1.99 冲击载荷系数 当量动载荷 5352N 轴承寿命 （球轴承） 176089h 、 0.6 ，0.5 当量静载荷 两式中取大值 1584.3N 安全系数 正常使用球轴承,查表 计算额定静载荷 ； 静载合格 许用转速 14000r/min 结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。 2>小齿轮轴轴承的校核 圆锥滚子轴承30206（一对），其尺寸：D=62mm,d=30mm, B=16mm 计算
27、项目 计算内容 计算结果 轴承主要性能参数 查表得轴承7208C主要性能参数如下： 轴承受力情况 轴承内部轴向力Fs：计算公式为 方向向右 方向向左 因为 所以轴有想右移动的趋势，故： X、Y值 0.37 0.31 0.76 0.4 1.6 冲击载荷系数 当量动载荷 7423N 轴承寿命 （柱轴承） 64508h 、 0.5 ，0.9 当量静载荷 两式中取大值 6748N 安全系数 正常使用圆锥滚子轴承,查表 计算额定静载荷 ；
28、 静载合格 许用转速 7500r/min 结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。 3>大齿轮轴轴承的校核 圆锥滚子轴承30208（一对），其尺寸：D=80mm,d=40mm, B=18mm 计算项目 计算内容 计算结果 轴承主要性能参数 查表得轴承7212C主要性能参数如下： 轴承受力情况 轴承内部轴向力Fs：计算公式为 方向向右 方向向左 因为 所以轴有想右移动的趋势，故： X、Y值 0.37 0.80 0.4 1.6 冲击载荷系数 当量动载荷
29、2412N 轴承寿命 （柱轴承） 、 0.5 ，0.9 当量静载荷 两式中取大值 1907N 安全系数 正常使用球轴承,查表 计算额定静载荷 ； 静载合格 许用转速 6300r/min 结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。 四、减速器箱体及附件的设计 1、润滑和密封形式的选择，润滑油和润滑脂的选择 1>润滑形式的选择 (1)油标：选择杆式油标C型 指标：d: (2)排油装置：管螺纹外六角螺赛及其组合结构 指标： 2
30、>密封装置 （1） 蜗杆轴密封： 毡圈油封 d=30mm, （2）大齿轮轴密封：毡圈油封 d=30mm. 2、箱体设计： 计算项目 计算内容 计算结果 箱座厚度 箱盖厚度 箱座突缘厚度 箱盖突缘厚度 箱座底突缘厚度 地角螺钉直径 地角螺钉数目 轴承旁连接螺钉直径 机盖与机座连接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 窥视孔盖螺钉直径 连接螺栓d2的间距 定位销直径 大齿轮顶圆与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离 轴承端盖外径 轴承端盖突缘厚度 机盖肋厚 机座肋厚 δ=0.04a+3≥8 δ1=0.85δ=8.5 b=1.5δ b
31、1=1.5δ1 b2=2.5δ df=0.036a+12 d1=0.75 df =15 d2=(0.5—0.6) df d3=(0.4—0.5) df d4=(0.3—0.4) df l=(120—200)mm d=(0.7—0.8)d2 Δ1>1.2δ Δ2>δ D2=1.25D+10 t=(1.1—1.2)d3 m1=0.85δ1 m=0.85δ 取δ=11mm 取δ1=9.5mm b=16.5mm b1=14mm b2=27.5mm df =20mm n=4 取d1=16mm 取d2=10mm 取d3=8mm 取d4=8mm 取l=
32、150mm 取d=8mm 取Δ1=13.2 取Δ2=11 取D2=116 t=10 取m1=8 取m=10 3、技术要求 1〉 装配前所有零件用煤油清洗，滚动轴承用汽油浸洗，箱体内不允许有任何杂物存生。 2〉 保持侧隙不小于0.115mm。 3〉 调整、固定轴承时应留轴向间隙，。 4〉 涂色检查接触斑点，沿齿高不小于55%，沿齿长不小于50% 5〉 箱体被隔开为两部分，分别装全损耗系统用油L-AN68至规定高度。 6〉 减速器部分面，各接触面及密封处均不允许漏油，剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用垫片。 7〉 箱体外表面涂深灰色油漆，内表面涂耐油油漆。 五、参考资料 1、 王之栎、王大康 《机械设计综合课程设计》2010年8月第二版，机械工业出版社。 2、 吴瑞祥、王之栎、郭卫东、刘静华主编《机械设计基础（下册）》2007年2月第二版，北京航空航天大学出版社。
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