设计加热炉推料机传动装置 - 副本

课程设计(论文)题目名称设计加热炉推料机传动装置课程名称机械设计课程设计学生姓名米岳华学号0941101154系、专业机械与能源工程系机电专业指导教师雷老师2011年11月20日1前言机械设计课程设计是培养学生具有设计能力的技术基础课。机械设计课程设计则是机械设计课程重要的实践性教学环节。通过课程设计实践，可以树立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和有其他先修课程的理论与生产实际知识去分析及解决机械设问题的能力。机械设计工作，可以分为计算和结构设计两部分，它们是紧密相关、互相联系的。机械设计完成的图纸表示的是机械的结构，按图纸加工出的机器，应具有使用者要求的性能。所以，机械设计和加工者直接接触的是机械的结构。为了使机械结构具有要求的性能、工作可靠、经济实用，在很多情况下要进行计算。计算做为结构设计的依据，而计算数据必须以机械结构为对象，如强度计算必须知道机械的有关结构尺寸，运动学计算必须知道机械的机构方案，计算结果对这些部分有重要的指导作用。因此，在机械设计中结构设计和计算常是互相交叉、反复进行的。2目录第1章设计任务书……………………………………………………………3第2章电动机的选择…………………………………………………………4第3章传动比的分配…………………………………………………………5第4章蜗轮、蜗杆传动的设计计算…………………………………………6第5章齿轮传动的设计计算………………………………………………10第6章轴的设计计算………………………………………………………13第7章联轴器的选择………………………………………………………18第8章滚动轴承的选择与校核……………………………………………18第9章键的选择与校核……………………………………………………20第10章箱体的设计…………………………………………………………20第11章润滑和密封的设计…………………………………………………23第12章设计总结……………………………………………………………24第13章参考文献……………………………………………………………243第1章设计任务书1.1设计带式输送机的传动装置1.1设计加热炉推料机传动装置原始数据：大齿轮传递的功率:Pw=1.2kw大齿轮轴的转速:wn=30r/min每日工作时间：T=8h工作年限：a=10（每年300个工作日）（注：连续单向运转，工作时有轻微振动，输送机大齿轮转速允许误差为±5%。）设计工作量:1.设计说明书一份42.加热炉推料机装配图一张（A0）3.零件图两张（A2）第2章电动机的选择2.1电动机的选择2.1.1选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相异步电动机。2.1.2选择电动机的容量标准电动机的容量由额定功率表示。所选电动机的额定功率应该等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，则不能保证工作机的正常工作，或使电动机长期过载、发热大而过早损坏；容量过大，则增加成本，并且由于效率和功率因数低而造成电能浪费。2.1.2.1电动机到工作机输送带间的总效率为η∑=η1η2η33η4η1、η2、η3、η4分别为联轴器、蜗杆蜗轮、轴承、齿轮的传动效率。查表得η1=0.99，η2=0.8，η3=0.98，η4=0.98。所以η∑=0.99×0.8×0.983×0.98=0.7312.1.2.2电动机所需工作功率为kwPPwd642.1731.02.12.1.2.3确定电动机的转速取齿轮传动一级减速器传动比的范围i1’=3～5，取蜗杆涡轮的传动比i2’=5～80。则总的传动比i∑’=i1’～i2’=15～400。根据电动机的类型，容量，转速,要使dP=kw642.1，由课程设计指导书表17-7选定电5动机型号为Y100L1-4型号的电动机；其主要性能如下：电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y100L1-42.214302.22.3第3章传动比的分配3.1计算传动装置的仲传动比i并分配传动比3.1.1总传动比i为i=mn/wn=1430/30=47.73.1.2分配传动比为电动机是用联轴器与蜗杆相连接的，之前选用了2头蜗杆的传动效率，而2头蜗杆与蜗轮的荐用传动比在14～30之间，圆柱齿轮的传动比在1～5之间；在协调分配传动比，初选蜗杆蜗轮的传动比为1i=20；则圆柱齿轮的传动比为385.2207.4712iii。3.2计算传动装置各轴的运动和参数3.2.1各轴的转速Ⅰ轴：minr1430nnm1Ⅱ轴：minr5.71201430inn112Ⅲ轴：min303rnn3.2.2各轴的输入功率6kwppkwppkwppm64.143708.198.08.0178.232178.21231213.2.3各轴的输入转矩为电动机输出转矩为：mmNnpTmdd4661047.114302.21055.91055.9Ⅰ轴：mmNTTd4110455.11Ⅱ轴：mm108.225.71708.11055.9n1055.9462262NPTⅢ轴：mmNnPT463363102.523064.11055.91055.9将上述计算结果汇总于下表，以备查用：第4章蜗杆蜗轮的设计计算4.1选择蜗杆的类型根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。4.2选择材料考虑到蜗杆传动的功率不大，速度中等，故蜗杆采用45刚；而又希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45～55HRC；蜗轮选用铸锡磷青铜轴名功率P/kw转矩T/(N•mm)转速n/(r/min)传动比i2.21.47×10414301Ⅰ轴2.1781.455×104143020Ⅱ轴1.7082.28×10571.52.385Ⅲ轴1.645.22×105307（ZCuSn10P1）,砂模铸造；为了节约贵重有色金属，仅齿圈用青铜铸造，而轮芯用灰铸铁（HT100）制造。4.3按齿面接触强度设计根据闭式蜗杆蜗轮的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行计算，再校核齿根弯曲疲劳强度。则传动中心距为322)][(HEZZKTa4.3.1确定作用在蜗轮上的转矩按1Z=2，估值效率为20.8，则mm228131n1055.92262NPT4.3.2确定载荷系数因工作是有轻微振动，故取载荷分布不均匀系数K=1.3，由表11-5选取使用系数AK=1.15，由于转速不是很高，冲击不大，可选取动载荷系数VK=1.05，则K=KAKVK=1.3×1.15×1.05=1.574.3.3确定弹性影响系数EZ和Z因为选用的是锡磷青铜（ZCuSn10P1）的蜗轮和45刚蜗杆相配，故EZMPa160；先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值为ad1=0.35，从图11-18中查得Z=2.9。4.3.4确定许用接触应力[]H根据蜗轮材料为锡磷青铜（ZCuSn10P1），金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度＞45HRC，可从表11-7查得蜗轮的基本许用应力'H=268MPa。应力循环次数81003.1)300810(5.71160N寿命系数747.01003.110887HNK，则8H=HNKH=0.747268=200MPa4.3.5计算中心距a322)][(HEZZKT=mmmm38.1242009.216010283.275.1325取中心距a=125mm，因为1i=20，故从表11-2中选取模数m=5mm，蜗杆分度圆直径d1=50mm，这时d1/a=0.4，与假设相近，从图11-18中可查得,Z=2.75Z，因此以上计算结果可用。4.4蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸4.4.1蜗杆轴向齿距Pa=15.7；直径系数q=10.00；齿顶圆直径1ad=60mm；齿根圆直径1fd=38mm；分度圆直径1d=50mm；分度圆导程角=arctanqz1=arctan102=11.31°；蜗杆轴向齿厚as=7.85mm，蜗杆法向齿厚mm7.7sn。4.4.2蜗轮蜗轮齿数：2z=41；变位系数2x=-0.500验算传动比：1i=12zz=20.5，这时传动误差为%5.2%1002020-5.20是允许的蜗轮分度圆直径：mmmzd20541522蜗轮喉圆直径：2ad=2d+22ah=205+22.5=210mm蜗轮齿根圆直径：2fd=2d+22fh=205-27=188mm蜗轮咽喉母圆半径：2gr=a-221ad=125-21210=20mm4.5校核齿根弯曲疲劳强度FFaFYYmddKT][cos53.122129当量齿数vaz=48.43)31.11(cos41cos332z根据2x=-0.5，vaz=43.48，从图11-19中可查得齿形系数2FaY2.87螺旋系数Y=9192.014031.1111401许用弯曲应力F][=/FFNK从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力/F=56MPa寿命系数5975.01003.1101098696NKFNF][=/FFNK=560.5975=33.46MPa所以F=YYmddKTFan221253.1=MPa34.279192.087.252055022830057.153.1FF][,弯曲强度校核满足要求。4.6验算效率η)tan(tan9.0~95.01v已知=11.31°，v=vfarctan，vf与相对滑移速度sv有关smndvs8.39843.0100060143050cos10006011从表11-18中用插值法查得vf=0.0246，v=1.242代入上式得83.0)tan(tan)96.0~95.0(1v大于原估计值0.8，因此不用重算。10第5章齿轮传动的设计计算5.1选择材料，热处理，齿轮精度等级和齿数按第一章的传动方案图，选用直齿圆柱齿轮；推料机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10098-88）；由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45刚（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS；选择小齿轮的齿数为20，大齿轮则为1.8820=37.6，取大齿轮齿数为38.5.2按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即3211)(132.2HEdtZuuKTd5.2.1确定公式内的各计算数值试选载荷系数tK=1.3，计算小齿轮传递的转矩mm1028.25.71708.11055.9n1055.9562261NPT，由表10-7选取齿宽系数d=1，由表10-6查得材料的弹性影响系数218.189MPaZE，由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1limH=600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限2limH=550MPa；由式10-13计算应力循环次数。小齿轮的应力循环次数为：N1=8h11003.130010815.7160jn60）（L，大齿轮的应力循环次数为：N2=721032.4)300108(1306060hjLn由图10-19取接触疲劳寿命系数1NHk=0.90,2NHk=1.0；计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得MPaSKHHNH54016009.0][1lim11a55015500.1][2lim22MPSKHHNH5.2.2计算11（1）试算小齿轮分度圆直径td1，代入][H中较小值mm)5408.189(2)12(1108.223.13