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前 言 加熱爐裝料機用于向加熱爐內(nèi)送料，由電動機驅(qū)動，室內(nèi)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(nèi)。 設計一臺裝料機由減速器與傳動機構組成，配以適當?shù)碾妱訖C等零部件，實現(xiàn)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………………………………………..…………………….…2 １、傳動方案擬定…………………………………………..…………………2 ２、電動機的選擇………………………………………………………….….4 ３、傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)………………………………………..........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）鍵聯(lián)接設計計算……………………………………………….……………21 （5）聯(lián)軸器的選擇計算………………………………………………………….22 （6）滾動軸承的選擇及壽命計算……………………………..………………...22 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(nèi)送料，由電動機驅(qū)動，室內(nèi)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(nèi)。 （2）使用狀況：生產(chǎn)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(wěn)；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(chǎn)狀況：生產(chǎn)廠具有加工7、8級精度齒輪、蝸輪的能力。 3、設計參數(shù)： 推桿行程200mm,所需電機功率 3.9kw,推桿工作周期2.5s. 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(jù)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 <1>減速器 電動機輸出轉速較高，并且輸出不穩(wěn)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(wěn)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60，軸所受到的彎扭矩較大，所以初步?jīng)Q定采用蝸輪蝸桿加斜齒輪減速器，以實現(xiàn)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(huán)境下工作。 <2>傳動機構 工作機應該采用往復移動機構?？蛇x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(guī)律,但要使執(zhí)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(jù)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：Ｐ＝３.9kW，推桿工作周期T=2.5ｓ，即（轉／分）。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(lián)軸器： 蝸輪蝸桿：油潤滑２頭蝸桿　 一對圓柱斜齒輪：８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 確定傳動比范圍：齒輪傳動比范圍；渦輪傳動比范圍 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Y112Ｍ-４型，額定功率４.0kW電動機，滿載轉速 ３．傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù) 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(shù) （１）計算各軸轉速 電機軸： Ⅰ軸： Ⅱ軸： Ⅲ軸： （２）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(shù)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n r/min 傳動比i 效率 輸入 輸出 輸入 輸出 電機軸 4.0 26.53 1440 1 0.9801 Ⅰ軸 3.92 26.26 1440 20 0.8316 Ⅱ軸 3.26 436.80 72 3 0.9702 Ⅲ軸 2.82 1271.34 24 三、傳動零件的設計計算 1、 蝸輪蝸桿設計 計算項目 計算內(nèi)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45~50HRC，蝸輪輪緣材料用ZCuSn10P1沙模鑄造。 2．確定蝸桿，渦輪齒數(shù) 傳動比 渦輪轉速為： 3.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(shù) 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(shù) 由表28.13使用系數(shù) 取動載荷系數(shù) 載荷分布系數(shù) 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(shù) 確定渦輪的復合齒形系數(shù) 渦輪當量齒數(shù) 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(huán)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(nèi)容 計算結果 選材、精度 選用斜齒輪，批量較小，小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為2 29HB～286HB，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?zhèn)鲃?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(shù)，轉矩，由表27.11查取 接觸疲勞極限 取 確定基本參數(shù) 圓周速度精度等級取8級精度合理 取, 確定模數(shù),查表取 校核傳動比誤差：因齒數(shù)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(jié)點區(qū)域系數(shù):查圖27-16非變位斜齒輪 彈性系數(shù):查表27.11 重合度系數(shù): 端面重合度 螺旋角系數(shù) 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(shù)由圖27-23查出 （單向運轉?。? 齒面工作硬化系數(shù) 接觸強度尺寸系數(shù)由表27.15按調(diào)質(zhì)鋼查 潤滑油膜影響系數(shù)取為 由表27.14取最小安全系數(shù) 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(diào)整 確定主要傳動尺寸 小齒輪直徑 大齒輪直徑 齒寬b=110mm, , 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(shù)= 由表27.14查最小安全系數(shù) 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 ３．軸的設計和校核計算 1、蝸桿軸 計算項目 計算內(nèi)容 計算結果 1、選擇材料，熱處理 2、初估軸徑 3、初定軸的結構 4、軸的空間受力 支撐反力 圓周力 徑向力 軸向力 法向力 5、軸承支點的支反力繪出水平面和垂直面彎矩圖 6、計算機合成彎矩，繪制合成彎矩圖 7、轉矩圖 8、求當量彎矩 ,繪制當量彎矩圖 9、按彎扭合成應力校核軸的強度 45鋼,正火,硬度170至27HB。 查表得，當軸材料為45鋼時可取C=112， 根據(jù)與聯(lián)軸器端連接的尺寸，按聯(lián)軸器的標準系列，取其直徑d=28mm，軸孔長度50mm. 初定該軸為一端游動，一端固定 選角接觸球軸承7214C（一對），其尺寸：D=125mm,d=70mm, B=24mm 該軸所受的外載荷為轉矩和蝸輪上的作用力。 1）垂直面支反力及彎矩計算 2）水平面支反力及彎矩計算 前已計算 危險截面C處當量彎矩： d=28 初步結構圖見下 空間受力簡圖 合格 2、蝸輪軸 計算項目 計算內(nèi)容 計算結果 1、選擇材料、熱處理 2、按扭轉強度初估軸徑 3、初定軸的結構 4、軸的空間受力分析 5、軸承支點的支反力繪出水平面和垂直面 6、計算機合成彎矩，繪制合成彎矩圖 7、轉矩圖 8、求當量彎矩 ,繪制當量彎矩圖 9、按彎扭合成應力校核軸的強度 45鋼正火，硬度為170至217HB 當軸材料為45鋼時可取C=112，則 取其軸徑為40mm 該軸與小齒輪制成整體式。選角接觸球軸承7208C（一對），其尺寸：D=80mm,d=40mm, B=18mm. 該軸所受的外載荷為轉矩、蝸輪和大齒輪上的作用力。 輸入轉矩 根據(jù)前面結果，C點受力為： ； D點受力為： 1）垂直面支反力及彎矩計算 2）水平面支反力及彎矩計算 前已計算 危險截面C處當量彎矩： 危險截面D處當量彎矩： 取d=40 初步結構圖見下 空間受力簡圖 合格 3、大齒輪軸 計算項目 計算內(nèi)容 計算結果 1、材料選擇、熱處理 2、初估軸徑 3、初定軸的結構 4、軸的空間受力 5、軸承支點的支反力繪出水平面和垂直面彎矩圖 6、計算機合成彎矩，繪制合成彎矩圖 7、轉矩圖 8、求當量彎矩 ,繪制當量彎矩圖 9、按彎扭合成應力校核軸的強度 45鋼，正火，硬度為170至217HB 當軸材料為45鋼時可取C=112，則 考慮有鍵聯(lián)接，取其直徑d=60mm，軸孔長度50mm. 處選角接觸球軸承7212C，其尺寸：D=110mm,d=60mm, B=22mm. 處選角接觸球軸承7213C，其尺寸：D=120mm,d=65mm, B=23mm. 該軸所受的外載荷為轉矩和大齒輪上的作用力。 前面已算得 1）垂直面支反力及彎矩計算 2）水平面支反力及彎矩計算 危險截面C處當量彎矩： 取d=60 合格 4．鍵聯(lián)接設計計算 1〉蝸桿連接鍵 鍵的選擇和參數(shù) 選用普通平鍵，圓頭。 由表6-57查得d=28mm時，應選用 鍵 GB1096 轉 矩 鍵 長 接觸長度 許用擠壓應力校 核 查表7-3可得鋼的許用擠壓應力為 =120MPa 故滿足要求  3〉大齒輪鍵的選擇與校核 鍵的選擇和參數(shù) 為靜聯(lián)接，選用普通平鍵，圓頭。 由表6-57查得d=64mm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 2〉蝸輪軸鍵的選擇與校核 鍵的選擇和參數(shù) 為靜聯(lián)接，選用普通平鍵，圓頭。 由表6-57查得d=48mm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 4〉大齒輪軸外伸端鍵的選擇與校核 鍵的選擇和參數(shù) 為靜聯(lián)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 5．聯(lián)軸器的選擇計算 選擇Y型聯(lián)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 6．滾動軸承的選擇及壽命計算 1>蝸桿軸軸承的校核 角接觸球軸承7214C（一對），其尺寸：D=125mm,d=70mm, B=24mm 計算項目 計算內(nèi)容 計算結果 軸承主要性能參數(shù) 查表得軸承7214C主要性能參數(shù)如下： 軸承受力情況 X、Y值 沖擊載荷系數(shù) 當量動載荷 軸承壽命 （球軸承） 、 ， 當量靜載荷 兩式中取大值 安全系數(shù) 正常使用球軸承,查表 計算額定靜載荷 ； 靜載合格 載荷系數(shù) 載荷分布系數(shù) 許用轉速 結論：所選軸承能滿足壽命、靜載荷與許用轉速的要求。 2>小齒輪軸軸承的校核 角接觸球軸承7208C（一對），其尺寸：D=80mm,d=40mm, B=18mm 計算項目 計算內(nèi)容 計算結果 軸承主要性能參數(shù) 查表得軸承7208C主要性能參數(shù)如下： 軸承受力情況 X、Y值 沖擊載荷系數(shù) 當量動載荷 軸承壽命 （球軸承） 、 ， 當量靜載荷 兩式中取大值 安全系數(shù) 正常使用球軸承,查表 計算額定靜載荷 ； 靜載合格 載荷系數(shù) 載荷分布系數(shù) 許用轉速 結論：所選軸承能滿足壽命、靜載荷與許用轉速的要求。 3>大齒輪軸軸承的校核 角接觸球軸承7212C，其尺寸：D=110mm,d=60mm, B=22mm 角接觸球軸承7214C，其尺寸：D=120mm,d=65mm, B=23mm 計算項目 計算內(nèi)容 計算結果 軸承主要性能參數(shù) 查表得軸承7212C主要性能參數(shù)如下： 軸承受力情況 X、Y值 沖擊載荷系數(shù) 當量動載荷 軸承壽命 （球軸承） 、 ， 當量靜載荷 兩式中取大值 安全系數(shù) 正常使用球軸承,查表 計算額定靜載荷 ； 靜載合格 載荷系數(shù) 載荷分布系數(shù) 許用轉速 結論：所選軸承能滿足壽命、靜載荷與許用轉速的要求。 計算項目 計算內(nèi)容 計算結果 軸承主要性能參數(shù) 查表得軸承7212C主要性能參數(shù)如下： 軸承受力情況 X、Y值 沖擊載荷系數(shù) 當量動載荷 軸承壽命 （球軸承） 、 ， 當量靜載荷 兩式中取大值 安全系數(shù) 正常使用球軸承,查表 計算額定靜載荷 ； 靜載合格 載荷系數(shù) 載荷分布系數(shù) 許用轉速 結論：所選軸承能滿足壽命、靜載荷與許用轉速的要求。 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C型 指標：d: M20 d1=6 d2=20 d3=8 h=42 a=15 b=10 c=6 D=32 D1=26 (2)排油裝置：管螺紋外六角螺賽及其組合結構 指標： M20*1.5 d1=17.8 D=30 e=24.2 S=21 L=30 h=15 b=4 b1=3 C=1.5 D0=40 2>密封裝置 （1） 蝸桿軸密封：氈圈油封 d=50, 擋油盤內(nèi)密封 （2）大齒輪軸密封：氈圈油封 d=65 3>潤滑油和潤滑脂的選擇 （1）蝸輪蝸桿的潤滑：L—CKE220 運動粘度198—242（40℃） 2、箱體設計： 計算項目 計算內(nèi)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(shù)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(nèi)機壁距離 齒輪端面與內(nèi)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 δ=0.04a+3≥8 δ1=0.85δ=8.5 b=1.5δ b1=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=150mm 取d=8mm 取Δ1=13.2 取Δ2=11 取D2=116 t=10 取m1=8 取m=10 3、技術要求 1〉 裝配前所有零件用煤油清洗，滾動軸承用汽油浸洗，箱體內(nèi)不允許有任何雜物存生。 2〉 保持側隙不小于0.115mm。 3〉 調(diào)整、固定軸承時應留軸向間隙，。 4〉 涂色檢查接觸斑點，沿齒高不小于55%，沿齒長不小于50% 5〉 箱體被隔開為兩部分，分別裝全損耗系統(tǒng)用油L-AN68至規(guī)定高度。 6〉 減速器部分面，各接觸面及密封處均不允許漏油，剖分面允許涂以密封膠或水玻璃，不允許使用墊片。 7〉 箱體外表面涂深灰色油漆，內(nèi)表面涂耐油油漆。 五、參考資料 1、 任嘉卉、李建平、王之櫟、馬綱《機械設計課程設計》2001年1月出版，北京航空航天大學出版社。 2、 吳瑞祥主編《機械設計基礎（下冊）》2004年8月版，北京航空航天大學出版社。 31