加熱爐推料機(jī)傳動裝置設(shè)計【推桿行程220mm；電機(jī)功率3.6kW】【含5張CAD圖】【需要咨詢購買全套設(shè)計請加QQ1459919609】圖紙預(yù)覽詳情如下：
Abstract加熱爐推料機(jī)傳動裝置設(shè)計Design of machine transmission device of pushing reheating furnace摘 要這 次 課 程 設(shè) 計 主 要 是 設(shè) 計 了 加 熱 爐 推 料 裝 置 的 傳 動 系 統(tǒng) 。 加 熱 爐 推 料 機(jī) 代替 了 人 工 加 料 ， 即 安 全 又 方 便 ， 它 包 括 機(jī) 架 ， 機(jī) 架 上 裝 有 電 動 機(jī) ， 在 電 動機(jī) 的 驅(qū) 動 軸 上 又 裝 有 聯(lián) 軸 器 ， 聯(lián) 軸 器 與 蝸 桿 相 連 ， 蝸 桿 渦 輪 減 速 器 ， 在 推料 小 車 上 裝 有 推 桿 。 按 任 務(wù) 書 要 求 設(shè) 計 計 算 了 蝸 輪 蝸 桿 的 各 種 參 數(shù) ， 減 速 器外 大 小 齒 輪 的 參 數(shù) ， 并 進(jìn) 行 校 核 。 執(zhí) 行 系 統(tǒng) （ 六 連 桿 機(jī) 構(gòu) ） 的 設(shè) 計 ， 根 據(jù) 要 求 ，計 算 出 了 各 桿 的 工 作 尺 寸 。 讓 我 在 一 次 體 會 到 了 設(shè) 計 任 務(wù) 的 過 程 ， 需 細(xì) 心 與 較真 ， 不 管 做 的 怎 么 樣 ， 但 是 過 程 對 自 己 很 重 要 。關(guān)鍵詞 蝸 桿 減 速 器 齒 輪 加 熱 爐 六 連 桿 結(jié) 構(gòu)AbstractIAbstractThis course design mainly furnace pushing device of the drive system is designed. Pusher heating furnace to replace the artificial feeding, safe and convenient, it consists of frame, motor mounted on the frame, on the drive shaft of the motor is equipped with a coupling, coupling are connected to the worm, the worm turbine reducer, equipped with push rod on pushing the car. According to the requirements of specification design and calculation of the various parameters of the worm gear and worm gear reducer outer size of parameter, and carry on the check. The design of the execution system (six bar linkage), according to the requirements, calculate the size of each bar work. Let me in an experienced the process of the design task, need to carefully and seriously, no matter what do, but the process is very important for yourselfKeywords Worm gearreducerfor heatingfurnace ThesixconnectingrodstructureAbstractII目 錄摘要 ...............................................................IAbstract .........................................................II第 1 章 總體方案設(shè)計 ............................................11.1 傳動方案擬定 ................................................11.2 電動機(jī)的選擇 ................................................21.3 傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力參數(shù) ....................................5第 2 章 傳動裝置設(shè)計計算 .........................................72.1 蝸輪蝸桿設(shè)計 ................................................102.2 齒輪的設(shè)計 ..................................................122.3 軸的設(shè)計與校核 .............................................142.4 鍵連接設(shè)計計算 .............................................162.5 聯(lián)軸器的選擇與計算 .........................................182.6 滾動軸承的選擇及壽命計算 ...................................20第 3 章 減速器箱體設(shè)計 ..........................................223.1 潤滑與密封形式的選擇，潤滑油和潤滑脂的選擇 .................233.2 箱體設(shè)計 ..................................................243.3 技術(shù)要求 ..................................................25結(jié)論 ..............................................................26參考文獻(xiàn) .........................................................27致謝 ..............................................................280第 1章 總體方案設(shè)計1.1 傳動方案擬定設(shè)計內(nèi)容：（1）選擇電動機(jī)三相交流電動機(jī)，電壓 380/220v.（2）傳動部分的設(shè)計減速器蝸輪蝸桿傳動效率低下，緩沖吸震和過載保護(hù)的能力較弱，制造精度高，但符合本次設(shè)計要求，采用蝸輪蝸桿傳動?？偟膫鲃颖葹?60，因為軸受到的扭矩力比較大，所以采用蝸桿齒輪減速器，以滿足本次設(shè)計的要求 傳動機(jī)構(gòu)工作機(jī)采用反復(fù)移動的結(jié)構(gòu)。本次設(shè)計以旋轉(zhuǎn)運(yùn)動轉(zhuǎn)換為往復(fù)運(yùn)動為目標(biāo)，并不要求考慮到要不要等速、急回的特性。所以以六連桿機(jī)構(gòu)為傳動裝置是比較符合本次的設(shè)計要求。根據(jù)本次設(shè)計要求，推料機(jī)應(yīng)帶動裝料推板前進(jìn)，設(shè)計結(jié)構(gòu)越簡單越好，對心曲柄滑快機(jī)構(gòu)恰恰符合。圖 1-1 加熱爐推料機(jī)第 1 章 總體方案設(shè)計11.2 電動機(jī)的選擇（1）選擇電動機(jī)型號：按本次設(shè)計的要求：Ｐ＝３.6kW， T=2.5ｓ，即 n4=24（轉(zhuǎn)／分）。選則 Y系列的電動機(jī)。（2）計算功率軸承效率： η0=0.99聯(lián)軸器效率： η1=0.99蝸輪蝸桿： η2=0.84斜齒輪的效率： η3=0.98滑塊的效率： η4=0.90總的效率為：η=η0^3η1η2η3η4=0.99^×0.99×0.84×0.970.90=0.704（3）計算電動機(jī)所需的轉(zhuǎn)速傳動比的范圍為： 齒輪傳動比 i 齒=2-5； 蝸輪傳動比 i 蝸=10－40查閱相關(guān)資料，并結(jié)合實際情況初步選擇 Y112m-4 型電動機(jī)，其功率為４kW 轉(zhuǎn)速為 1440r/min1.3 傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力參數(shù)總傳動比為：ia=nM/nw=1440/24=601、各級的傳動比為：取齒輪傳動比 i34=3，蝸輪和蝸桿的傳動比i12=ia/i34=60/3=20Error! No bookmark name given.2、計算各軸功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩各軸轉(zhuǎn)速電機(jī)軸： nm=1440r/minⅠ軸： n1= nM=1440r/minⅡ軸: n2=n1/i12=1440rmin/20=72rminⅢ軸: n3=n2/i34=72rmin/3=24rmin各軸功率電機(jī)軸：pd=4.0kwⅠ軸：P1=pd×η1×η0=4.0kw×0.99×0.99=3.92KW Ⅱ軸：P2=p1×η2×η0=3.92kw×0.84×0.99=3.26KWⅢ軸：P3=p2×η3×η0=3.26kw×0.98×0.99=3.13KW推桿： P 出=p3×η4=3.13kw×0.90=2.82KW各軸轉(zhuǎn)矩電動機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩： Td=9550×pd/nM=9550×4.0÷1440=26.53N.MⅠ軸：T1=Td×η1=26.53×0.99=26.26N.m Ⅱ軸：T2=T1×η0×η2×i34=26.26×0.84×0.99×20=436.8N.mⅢ軸：T3=T2×η0×η3×i34=436.8×0.98×0.99×3=1271.3N.m2表 1-1 各軸功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩一覽表功率 P / kW 轉(zhuǎn)矩 T /N·m軸名輸入 輸出 輸入 輸出轉(zhuǎn)速nr/min傳動比 i效率?電機(jī)軸 4.0 26.53 1440 1 0.9801Ⅰ軸 3.92 26.26 144020 0.8316Ⅱ軸 3.26 436.80 72Ⅲ軸 2.82 1271.34 243 0.9702第 2 章 傳動裝置設(shè)計計算3第 2章 傳動裝置設(shè)計計算2.1蝸輪蝸桿的設(shè)計1．精度等級，材料7 級精度等級，蝸桿采用 45 鋼，淬火處理，硬度為 45~50HRC，沙模鑄造。2．確定蝸桿，渦輪齒數(shù)傳動比 i12=20，參考資料取 Z1=2，Z2=Iz1=20×2＝40 渦輪轉(zhuǎn)速為： n2=n1/i=960/20=480r/min3.確定渦輪許用接觸應(yīng)力蝸桿材料為錫青銅，則 σHP=σ′HP×ZVS×ZN, σp=200N/MM^2初估滑動速度 VS=5.3m/s，浸油潤滑?；瑒铀俣扔绊懴禂?shù) ZVS=0.90,單項運(yùn)轉(zhuǎn)取γ=1，渦輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) NL=60γ×n2th=60×1×72×10×16×300=2.07×10^8，查圖可得 ZN=0.67, σHP=σhp×zvs×zn=2000.90.67=120.6N/mm4.接觸強(qiáng)度設(shè)計載荷系數(shù) K=1.1M^2d1≥﹙15000/σhpz2﹚^2KT^2蝸輪轉(zhuǎn)矩：由表 28.8，估取蝸桿傳動效率η=0.8,T2=T1iη1=9550×4/1440×0.8×20=424.44Nm則 M^2d1≥15000/120.6×40×1.1×424.44=4514.16mm^3查表可選用 M^2d=5376mm^3,傳動基本尺寸 m=8，d1=80,q=10則蝸桿寬度 b1=2.58m√Z2﹢1=2.5×8×√40＋1≈128MM5.主要幾何尺寸計算渦輪分度圓直徑： d2=mz2=8×40=320mm蝸桿導(dǎo)程角 tanγ=z1/q=2/10=0.2mm渦輪尺寬 b2≈2m﹙0.5﹢√q﹢1﹚=2×8×﹙0.5﹢√10﹢1﹚=61.066中心距 a=200mm6.計算渦輪的圓周速度和傳動效率渦輪圓周速度 v2=πd2n2/﹙60×1000﹚=1.21m/s齒面滑動速度 vξ=v1/cosγ=πd1n1/﹙60×1000﹚cos11.3°=6.15m/sη=η1η2η3 查表得出當(dāng)量摩擦角 PV=1°17′=1.28°由式可得 η1=tanγ/tan﹙γ﹢pv﹚=tan11.3°/tan﹙11.3°﹢1.28°﹚=0.895攪油效率 η2=0.96 滾動軸承效率 η3=0.99 η=η1η2η3=0.895×0.96×0.99=0.85與估取值近似7.校核接觸強(qiáng)度σH=ZE√9400T2/d1d2^2KAKVKβ≤σHP彈性系數(shù) ZE=155 使用系數(shù) KA=1 V2=1.21m/s＜3m/s取動載荷系數(shù) KV=1.05 載荷分布系數(shù) Kβ=14σH=155√9400436.8/80320^2×1×1.05×1=112.44N/mm 8.輪齒彎曲強(qiáng)度校核σF=666T2KAKVKβ/d1d2MYFSYβ≤σFP許用彎曲應(yīng)力為 σF=σ′FPYN查閱相關(guān)資料得出 σ′FP=51N/MM^2查閱相關(guān)資料彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)為YN=0.53,故 σFP=σ′FPYN=51×0.53=27.03 N/MM^2確定渦輪的復(fù)合齒形系數(shù) YFS=YFA×YSA渦輪當(dāng)量齒數(shù) ZV2=Z2/COS^3γ=40/COS^311.3°=42.42渦輪無變位查圖 27.17，27.20 得Yfa=2.4Ysa=1.68Yfs=2.4×1.68=4.032導(dǎo)程角 γ 的系數(shù) Yβ=1-γ／120°=1－11.3°／120°=0.906其他參數(shù)同接觸強(qiáng)度設(shè)計σF=666×436.8×1×1.05×1/80×320×6.3×4.032×0.906=6.919N/MM ^29.蝸桿軸剛度驗算Y1=√FT1^2﹢Fr1^2/48EIL^3≤YP圓周力 Ft1=2000T1/d1=(2000×26.26)/80=656.5N 徑向力 Fr1 =(2000T2/d2)tanαx=(2000×436.8) /tan20°=993.646N蝸桿支撐距 LL=0.9d2=0.9×320=288mm蝸桿的危險面慣性矩I=﹙πdf1^4÷64﹚=π×﹙80-2.4×8﹚^4÷64=6.71×10^5mm^4許用最大變形 YP=0.001×d1=80μm蝸桿軸變形 Y1=﹙√656.5^2﹢993,64^2﹚÷﹙482.110^56.7110^5﹚×288^3=42μM＜γp 合格10.蝸桿傳動熱平衡計算t1=p1﹙1-η﹚/KA﹢t2≤95°蝸桿傳動效率 η=0.85導(dǎo)熱率取為 K=15W 中等通風(fēng)環(huán)境K 工作環(huán)境溫度 t2=20°傳動裝置散熱面積為A=0.33﹙a÷100﹚^1.73=1.0947m^2 t1=4000×﹙1-0.85﹚÷﹙15×1.0497﹚﹢20=56.5°第 2 章 傳動裝置設(shè)計計算52.2齒輪的設(shè)計1 材料和精度的選擇斜齒小齒輪采用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB～186HB，大齒輪采用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB～186HB，精度等級 8 級2 估算小齒輪直徑閉式軟齒面?zhèn)鲃?齒面接觸強(qiáng)度估算小齒輪的分度圓直徑d1≥Ad^3√﹙KT1÷ψdσ^2HP﹚×﹙u﹢1﹚÷u 由表 A1 取 Ad＝756，動載荷系數(shù)K=1.6，轉(zhuǎn)矩 T1=436.8N.m，由表 27.11 查取 ψd=1.0σhlim2=580paσHP1=0.9σHlim1=0.9×710MPa=639MPaσHP2=0.9σHlim2=0.9×580MPa=522MPad1≥Ad^3√﹙KT1÷ψdσ^2HP﹚×﹙u﹢1﹚÷u=756^3√﹙1.6×436.8÷1×522^2﹚×﹙3﹢1﹚÷3=104.85mm3 確定基本參數(shù)圓周速度 V=πd1n1／60×100=π×100×72／60×1000=0.415m/s 精度等級取 8 級精度合理取 Z1=21,Z2=62，i=62/21=2.95≈3確定模數(shù) mt=d1/z1=110/21=5.238,查表取 mn=5確定螺旋角 ββ=arccos×mn/mt=arccos5/5.238=17.341°小齒輪直徑 d1=mt×z1=5.238×21=110mm大齒輪直徑 d2=mt×z2=5.238×62=324.762mm初步尺寬 b=ψdd1=1.0×110=110mm校核傳動比誤差：因齒數(shù)未做圓整，傳動比不變。σH=ZH×ZE×Zε×Zβ√KA×KV×KH×Kβ×KHα×Ft/d1b×u﹢1/u≤ΣHP1節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù):查圖 27-16 非變位斜齒輪 ZH=2.39彈性系數(shù):查表 27.11 ZE=189.8MPa4.重合度系數(shù) =1?Zεα=1/2π[Z1﹙tanαa1-tanα′﹚﹢Z2﹙tanαa2-tanα′﹚αt=arctan﹙tanαn/cosβ﹚= arctan﹙tan20°/cos7.914°﹚=20.87°αa1=arccosdb1/da1=arccos﹙110cos20.872°/110+2×5﹚=31.073°αa2=arccosdb2/da2=arccos﹙307cos20.117°/307.048+2×5﹚=224.978°?728.0'tt??嚙 合 角由 于 沒 有 變 位 所 以 端 面∴εa=1.574縱向重合度 εβ=bsinβ/πmn=110×sin7.341°/3.14×5=2.09°∵εβ＞1∴Zt=√1÷εa=√1÷1.574=0.797螺旋角系數(shù)Zβ=√COSβ=0.977 KA=1.25 KV=1.05 KHα∶Ft=2ti/d1=2×436.8/110=7.94kNKaFt/b=1.5×7.94×10^3/110=90.25N/mm＜100N/mmCosβb=cosβcosαn/cosαt=0.966KHα=ε/cos^2βb=1.574/0.96^2=1.708KHβ=A+b﹙b/d1﹚^2+c10-^3b=1.11+0.16×1﹢0.47×10-^3×124.8=1.2995.齒面接觸應(yīng)力σH=2.49×189.8×0.77×0.995×√1.25×1.05×1.229×1.708×8400/110×110﹢3+1/3=564.07N/mm^26.計算許用接觸應(yīng)力 σHPσHP=σHlim×ZNT×ZL×ZV×ZR×ZW×ZX／SHlim=2.49×189.8×0.77×0.995×1.25×1.05×1.229×840=610 N/mm^2總工作時間 Th=10×300×16=48000h應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL1=60γn1th=60×1×48×48000=2.0736×10^8NL2=NL1/i=6.912×10^7ZW1=ZW2=1.2﹣HB2-130/1700=1.14ZL1=ZL2=ZR1=ZR2=ZV1=ZV2=1由表 27.14 取最小安全系數(shù) =105limHS7.許用接觸應(yīng)力σHp1=710×1.1×1×1×1×1×1.14／1.05=847.9N/MM^2σHp2=580×1.17×1×1×1×1×1.14／1.05=736.8N/MM^2驗算:σH=564.7 N/MM^2＜min﹛σHp1,σHp2﹜=736.8Mpa接觸疲勞強(qiáng)度較為合適,齒輪尺寸無須調(diào)整8. 確定主要傳動尺寸中心距 a=﹙d1+d2﹚/2=﹙110+324.762﹚=217.381mm圓整取 a=220mm β= arccos﹙z1﹢z2﹚m/2a=arccos﹙21+62﹚×5/2×226=8°50′59″端面模數(shù) Mt=mε/cosβ=5/cos19.407°=5.301205小齒輪直徑 d1=mt×z1=5.301250×21=111,325mm大齒輪直徑 d2=mt×z2=5.301250×62=328.675mm齒寬 b=110mm, b1=115mm,b2=110mmZV1=Z1/COS^3β=24.145 ZV2=Z2/COS^3β=71.2859. 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度驗算由式 27.11σf=KA×KV×KFβ×KFα×Ft/b1mn×YFa×YSa×Yε×Yβ≤σFPKA=1.25 KV=1.05 KFα＝KHα=1.708 YFa1=2.78 YFa2=2.28σf =1.25×1.05×1.15×1.708×﹙8400/115×5﹚×2.78×1.560.655×0.86=92MPaYSa1=1.56 YSa2=1.74 Yζ=0.25+0.75/ζαn=0.25+0.75/ζa/cos^2βb=0.25+0.75/1.574/0.96^2=0.655εβ=2.09 Yβ=0.86 b/h=124.8/﹙2.2×5﹚=11.3 KFβ=1.15第 2 章 傳動裝置設(shè)計計算7齒根彎曲應(yīng)力 σF1=KA×KV×KFβ×KFα×Ft/b1mn×YFa1×YSa1×Yε×Yβ≤σFP=1.25×1.05×1.15×1.708×﹙8400/115×5﹚×2.78×1.560.655×0.86=92MPaσF2=σF1× YFa2× YSa2 /YFa1 /YSa1α=87.99MPaσFp=σFlim×Yst×YNT×Yvrelt×﹙YRreltYX/SFlim﹚試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限查表得 σFlim1=330MPa σFlim1=320MPa另外取 KA=1.25 KV=1.05 YST1＝Y(jié)ST2=2.0 YVrelT1= YVrelT12=1 YRrelT1 = YRrelT2=1YNT1=0.93 YNT2=0.95 由圖 27-26 確定尺寸系數(shù) YX1=YX2=1 由表 27.14 查最小安全系數(shù) SFMIN=1.25σfp1=330×2×0.93×1×1×1=491Mpaσfp2=﹙430×2×0.95×1×1×1﹚÷1.25=471Mpa10．彎曲疲勞強(qiáng)度驗算σf1=92Mpa＜σfp1σf2=87.99Mpa＜σfp2 合格11.靜強(qiáng)度校核靜強(qiáng)度校核,因傳動無嚴(yán)重過載,故不作靜強(qiáng)度校核2.3 軸的設(shè)計與校核1 蝸桿軸的設(shè)計選擇材料，并確定許用應(yīng)力45 鋼,正火,硬度 170 至 27HB。查的強(qiáng)度極限為 600N/MM2彎曲應(yīng)力為 55NMM2確定軸輸出端直徑查表得，當(dāng)軸材料為 45 鋼時可取 C=112，考慮到有鍵槽，將直徑增大百分之五，則d≥c^3√p/n=112×^3√4/1440=15.74mm 根據(jù)與聯(lián)軸器端連接的尺寸，選取 TL4 彈性柱銷聯(lián)軸器，軸孔直徑為 20mm，和軸配合長度為 38mm,故伸出端直接 dmin=20mm設(shè)計軸的結(jié)構(gòu) 1 蝸桿軸零件定位、固定和裝配8蝸桿軸采用一端固定，一端游動。固定端可采用兩個角接觸球軸承，在兩個軸承內(nèi)環(huán)之間必須墊一套筒，保證兩軸承外端面互不接觸，以便調(diào)整軸承間隙。擋油環(huán)、角接觸球軸承、聯(lián)軸器、端蓋、密封圈依次從軸的左端向右端裝入，擋油環(huán)，角接觸球軸承依次從軸的右端裝入。2 確定各軸段直徑和長度Ⅰ段直徑即向外伸出端的直徑為 d1=40mm，長度應(yīng)比聯(lián)軸器孔的長度稍微短一些，取L1=43mm。Ⅱ段直徑 d2=26mm(由機(jī)械設(shè)計手冊查的輪轂孔倒角 C1=1.5mm，取軸高度H=2C1=2×1.5=3mm，故 d2=d1+2h=20+2×3=26mm)，考慮到套筒有一定的長度，則取套筒長度為 20mm，為此取該段長為 55mm。初步選擇選 32207 型的角接觸球軸承，其中內(nèi)徑為 35mm，寬度為 24mm?？紤]到齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面與箱體內(nèi)壁具有一定的距離，所以取該套筒長度為20mm。通常密封軸段的長度應(yīng)該根據(jù)密封蓋的寬度而選擇其長度，并且考慮到聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)該有一定距離，因此取該段長度為 44mm。所以Ⅲ段長 L2=44mm。Ⅳ段的直徑為 40mm，長度為 25mm。Ⅴ段的直徑為嚙合齒頂圓直徑，因此其直徑為 96mm，長度為 112mm。Ⅵ段和Ⅶ段的直徑與Ⅲ段和Ⅳ段的直徑相等。圖 2-2 蝸桿軸第 2 章 傳動裝置設(shè)計計算93 軸的空間受力該軸所受的外載荷為轉(zhuǎn)矩和蝸輪上的作用力。（見受力分析圖）支撐反力 T1=9.55×10^6×﹙p/n﹚=9.55×10^6×﹙3.92/1440﹚=25997.22N.MM圓周力 Ft1=-Fa2=2T1/d1=(2×25997.22)/80=649.93N徑向力 Fr1=-Fr2=(2000T2/d2)tanαx=(2000×26.26) /320tan20°=59.7366N軸向力 Fa1=-Ft2=(2000T2/d2)tanαx=(2000×26.26) /320=164.125N法向力 –Fn2=(2000T2/d2×cosαx×cosγ)=2000×26.26/320×cos20×cos11.3°=178.111N4 軸承支點(diǎn)的支反力繪出水平面和垂直面彎矩圖和垂直面支反力及彎矩計算FBV=160×649.93/306=339.83NFAV=649.93-339.83=310.10NM′VC=FAV×160=310.1×160=49616N.mmM″VC=FBH×146=393.8×146=49615.18N.mm水平面支反力及彎矩計算FBH=160×59.74﹢40×164.13=52.69NFAH=59.74-52.69=7.05NM′HC=FAH×160=7.05×160=1128N.mmM″VC=FBH×146=52.69×146=7962.74N.mmM′C=√M′^2VC×M′^2HC =49628.82N.mmM″VC=√M″^2VC×M″^2HC =50208.01N.mm前已計算 T1=25997.22N.mmMε=√M+(αT)^2α=[σ-1b/σ0b]查表得 σb=600MPaσ-1b=55MPa, σ0b=95MPa,則 α=55、95=0.5危險截面 C 處當(dāng)量彎矩：MC=√M″^2+(αT)^2=52536.61N.MM σb=Mε/W=Mε/0.1d^3≤[σ-1b],查的許用應(yīng)力[σ-1b]=55MPaσcb=52536.61/（0.1×80^3）=1.03MPa σcb＜[σ-1b] σDb＜[σ-1b] 合格10圖 2-3 合成彎矩圖第 2 章 傳動裝置設(shè)計計算11蝸輪軸的設(shè)計1 選擇材料，并確定許用應(yīng)力45 鋼,正火,硬度 170 至 27HB。查的強(qiáng)度極限為 600N/MM2彎曲應(yīng)力為 55NMM22 確定軸輸出端直徑按扭矩強(qiáng)度估算軸輸出端直徑，查表得，當(dāng)軸材料為 45 鋼時可取 C=112，則dmin=A^3√p2/n2=112×^3√3.26/72=39.8mm 故輸出端直徑 dmin=402 蝸輪軸零件定位、固定和裝配蝸輪蝸桿減速器減速裝置中，可以將蝸輪安裝在箱體的中央，相對于兩軸承之間對稱分布，蝸輪的左面用軸肩定位，右端面則采用軸承端蓋定位，軸向采用鍵和過度配合，兩軸承分別以軸承肩和軸承端蓋定位。而周向定位則采用過度配合或者是過盈配合，軸的形狀呈階梯狀。左軸承從左面裝入，右軸承從右面裝入Ⅱ段直徑 d2=50mm（c1=2.5，取軸肩高度 h=2c1=2x2.5=5mm。故d2=d1+2h=40+2x5=50mm），安裝齒輪的長度應(yīng)該比輪轂的寬度小 2mm，故Ⅱ段長L2=128-2=126mm。Ⅲ段 d3=62mm（c1=3，取軸肩高度 h=2c1=2x3=6mm。故 d3=d2+2h=50+2x6=66mm），套筒長為 20mm，取該段長度 L3=20mm。Ⅳ段直徑 d4=110mm，長度 L4=110-2=108mmⅤ段直徑 d5=55mm，長度 L5=23+10=33mm圖 2-4 蝸輪軸3 軸的空間受力分析該軸所受的外載荷為轉(zhuǎn)矩、蝸輪和大齒輪上的作用力。輸入轉(zhuǎn)矩T2=9.55×10^6×﹙p/n﹚=9.55×10^6×﹙3.62/72﹚=432402N.MM根據(jù)前面結(jié)果，C 點(diǎn)受力為：12Fa2=649.93NFr2=59.7366NFt2=164.125ND 點(diǎn)受力為：Ft3=2T3/d3=2×432402.78/111,325=7768.349NFn3=Ft3/cosαncosβ=7768.349/cos20°×cos19.407°=8764.908NFr3=Ft3/COSβ×tanαn=7768.349/cos19.407°tan20°=2997.78NFa3=Fttanβ=7768.349tan19.407°=2736.73NFn1=-Fn2=2000T2/﹙d2×cosα×xcosγ﹚=2000×26.26/(320×cos20×cos11.3°﹚=178.111N4 軸承支點(diǎn)的支反力繪出水平面和垂直面垂直面支反力及彎矩計算FBV=﹙87×164.125+227×2997.78-2736.73×111.325﹚/310=1258.41NFAV=3161.91-1258.41=1903.50M′VC=FAV×87=1903.50×87=165604.5N.mm= M″VCM′VD=FBV×83=1258.41×83=104448.03N.mmM″VD=104448.03+2736.73×111.325=409114.05Nmm水平面支反力及彎矩計算FBH=﹙227×7768.349+320×649.93-87×59.737﹚/310=6342.57NFAH=7768.35-6342.57=1366NM′HC=FAH×87=1366.04×87=118845.48N.mmM′HD=FBH×83=6342.57×83=526433.31N.mm=M″HDM″HC=118845.48+Fa2×320=326823.08N.mm5 計算機(jī)合成彎矩，繪制合成彎矩圖M′C=√M′^2VC×M′^2HC =203835N.mmM″VC=√M″^2VC×M″^2HC =366385.28N.mM′D =√M″^2VD×M″^2HD =536694.90N.mM″D=√M″^2VD×M″^2HD =666713.36N.m前已計算 T2=432402.78Nmm6 求當(dāng)量彎矩 ,繪制當(dāng)量彎矩圖見圖二合成彎矩圖Mε=√M+(αT)^2α=[σ-1b/σ0b]查表得 σb=600MPaσ-1b=55MPa, σ0b=95MPa,則 α=55/95=0.58危險截面 C 處當(dāng)量彎矩：MεC=√MC″^2+(αT)^2=443999.56N.MM危險截面 D 處當(dāng)量彎矩：MεD=√MD″^2+(αT)^2=712323.06N.Mσb=Mε/W=Mε/0.1d^3≤[σ-1b], σεb=443999.56/(0.1×48^3)=40.15MPaσcb=52536.61/（0.1×80^3）=1.03MPa第 2 章 傳動裝置設(shè)計計算13圖 2-5 合成彎矩圖大齒輪軸的設(shè)計1 選擇材料，并確定許用應(yīng)力45 鋼,正火,硬度 170 至 27HB。查的強(qiáng)度極限為 600N/MM2彎曲應(yīng)力為 55NMM22 確定軸輸出端直徑按扭矩強(qiáng)度估算軸輸出端直徑，查表得，當(dāng)軸材料為 45 鋼時可取 C=112，考慮到有鍵槽，將直徑增大百分之五，則 dmin=A^3√p2/n2=112×^3√2.82/24=53.877mm，此軸段直徑和長度應(yīng)和聯(lián)軸器相等，選取 TL9 型彈性柱銷聯(lián)軸器，其軸孔直徑56mm，和軸部分配合長度長 84mm，故輸出端直徑 dmin=56mm14Ⅰ段即外伸端的直徑 d1=56mm，長度應(yīng)該比聯(lián)軸器軸孔的長度稍微短一些，因此取L1=80mm。Ⅱ段直徑 d2=66mm（c1=2.5，取軸肩高度 h=2c1=2x2.5=5mm。故d2=d1+2h=56+2x5=66mm），L2=90mm。Ⅲ段 d3=76mm（查手冊得 c1=2.5，取軸肩高度 h=2c1=2x2.5=5mm。故d3=d2+2h=66+2x2.5=71mm），初選 6315 深溝球軸承，內(nèi)徑 75，寬度 37，考慮考慮到齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面與與箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離，則取套筒長 20，齒輪長度應(yīng)比輪轂寬度小 2mm,故取此段長 L3=20+37=57mm。Ⅳ段直徑 d4=76mm（查手冊得 c1=2.5，取軸肩高度 h=2c1=2x2.5=5mm。故d4=d3+2h=71+2x2.5=76mm），長度 L4=156-2=154mmⅤ段直徑 d5=70mm，長度 L5=108-2=106mmⅥ段直徑 d6=71mm，長度 L6=57mm圖 2-6 大齒輪軸4、軸的空間受力該軸所受的外載荷轉(zhuǎn)矩和作用在大齒輪上的作用力T3=9.55×10^6×﹙p/n﹚=9.55×10^6×﹙3.13/24﹚=11245479.17N.MM根據(jù)前面算得結(jié)果：Ft4=7768.349NFn4=8764.908NFr4=2997.78N第 2 章 傳動裝置設(shè)計計算15Fa4=2736.73N5、軸承支點(diǎn)的支反力繪出水平面和垂直面彎矩圖垂直面支反力及彎矩計算FBV=2T3/d3=230×7768.349/312=5726.67NFAV=Ft3/cosαncosβ=7768.35-5726.67=2041.68NM′VC=FAV×230=469587N.mm=M″VCFBH=﹙230×2997.78+328.675×2736.73﹚/312=5092.9NFAH=2997.78-5092.9=-2995.1NM′HC=FAH×230=688877N.mmM″VC= FBH×83=422710N.mm6、計算機(jī)合成彎矩，繪制合成彎矩圖M′C=√M′^2VC×M′^2HC =833704N.mmM″C=√M″^2VC×M″^2HC =631820N.mM′D =√M″^2VD×M″^2HD =536694.90N.mM″D=√M″^2VD×M″^2HD =666713.36N.mT3=1245479.17Nmm7 當(dāng)量彎矩 Mε,繪制當(dāng)量彎矩圖Mε=√M+(αT)^2α=[σ-1b/σ0b]16查表得 σb=600MPaσ-1b=55MPa, σ0b=95MPa,則 α=55/95=0.58危險截面 C 處當(dāng)量彎矩：MεC=√MC″^2+(αT)^2=959701N.MM9、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度σb=Mε/W=Mε/0.1d^3≤[σ-1b], σεb=443999.56/(0.1×48^3)=36.6MPa查的許用應(yīng)力[σ-1b]=55MPa σcb＜[σ-1b] σdb＜[σ-1b] 合格第 2 章 傳動裝置設(shè)計計算17圖 2-7 合成彎矩圖2.4連接的設(shè)計計算1． 蝸桿連接鍵選用普通平鍵，圓頭，查表得 d=28mm 時，應(yīng)選用鍵 A8×50 GB1096轉(zhuǎn) 矩 T=25997.22N.MM 鍵 長 L1=50MM接觸長度 I1=L1-b=50-8=42mm許用擠壓應(yīng)[σ]p 校 核查表 7-3 可得鋼的許用擠壓應(yīng)力為[σ]p =120MPaσp=4T/hI′d=﹙4×25997.22﹚/﹙7×42×28﹚=3.19MPa18σp =3.19MPa＜[σ] 故滿足要求2． 蝸輪軸鍵的選擇與校核為靜聯(lián)接，選用普通平鍵，圓頭由表 6-57 查得 d=48mm 時，應(yīng)選用鍵 A14×70 GB1096 轉(zhuǎn) 矩 T=432403N.mm鍵 長 L1=70 接觸長度 I1=L1-b=70-14=56mm鋼的許用擠壓應(yīng)力為[σ]p =120MPaσp=4T/hI′d=﹙4×432403﹚/﹙9×56×48﹚=71.5MPaσp =71.5MPa＜[σ] 故滿足要求3．大齒輪鍵的選擇與校核為靜聯(lián)接，選用普通平鍵，圓頭。由表 6-57 查得 d=64mm 時，應(yīng)選用鍵 A18×90GB1096 轉(zhuǎn) 矩 T=1245479N.mm鍵 長 L1=90mm 接觸長度 I1=L1-b=90-18=72mm許用擠壓應(yīng)力 校 核鋼的許用擠壓應(yīng)力為[σ]p =120MPaσp=4T/hI′d=﹙4×1245479﹚/﹙11×72×64﹚=98.3MPaσp =98.3MPa＜[σ] 故滿足要求4．大齒輪軸外伸端鍵的選擇與校核為靜聯(lián)接，選用普通平鍵，圓頭。由表 6-57 查得 d=64mm 時，應(yīng)選用鍵 A18×100 GB1096 轉(zhuǎn) 矩 T=1245479鍵 長 接觸長度 I1=L1-b=100-18=82mm許用擠壓應(yīng)力 校 核鋼的許用擠壓應(yīng)力為[σ]p =120MPaσp=4T/hI′d=﹙4×1245479﹚/﹙11×82×60﹚=94.4MPaσp =94.4MPa＜[σ] 故滿足要求2.5聯(lián)軸器的選擇與計算選擇 TL4 型聯(lián)軸器 公稱扭矩 Tn=160N?m 蝸桿軸扭矩 T1=25.997N?m Tn> T1 合格需用轉(zhuǎn)速[n]=7600r/min 蝸桿軸轉(zhuǎn)速 n1=1440r/min [n]> n1 合格第 2 章 傳動裝置設(shè)計計算192.6滾動軸承的選擇及壽命計算LK=16×300×10=480001>蝸桿軸軸承的校核圓錐滾子球軸承 32207（一對），其尺寸：D=72mm,d=35mm, B=23mm2>蝸輪軸軸承深溝球球軸承 6308（一對），其尺寸：D=90mm,d=40mm, B=23mm3>大齒輪軸軸承角接觸球軸承 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=23mm20第 3章 減速器箱體設(shè)計3.1潤滑與密封形式的選擇，潤滑油和潤滑脂的選擇1 潤滑形式的選擇(1)油標(biāo)：選擇桿式油標(biāo) C 型指標(biāo)：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(jié)構(gòu)指標(biāo)： 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=402 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=653 潤滑油和潤滑脂的選擇（1）蝸輪蝸桿的潤滑：L—CKE220 運(yùn)動粘度 198—242（40℃）3.2箱體設(shè)計 表 1-2計算項目 計算內(nèi)容 計算結(jié)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(jī)蓋與機(jī)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(jī)壁距離齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離軸承端蓋外徑軸承端蓋突緣厚度機(jī)蓋肋厚機(jī)座肋厚δ=0.04a+3≥8δ1=0.85δ=8.5b=1.5δb1=1.5δ1b2=2.5δdf=0.036a+12d1=0.75 df =15d2=(0.5—0.6) dfd3=(0.4—0.5) dfd4=(0.3—0.4) dfl=(120—200)mmd=(0.7—0.8)d2Δ1>1.2δΔ2>δD2=1.25D+10t=(1.1—1.2)d3m1=0.85δ1m=0.85δ取 δ=11mm取 δ1=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 Δ1=13.2取 Δ2=11取 D2=116t=10取 m1=8取 m=10第 3 章 減速器箱體設(shè)計213.3 技術(shù)要求 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。1〉保持側(cè)隙不小于 0.115mm。2〉調(diào)整、固定軸承時應(yīng)留軸向間隙， 。m4.0~25.??3〉涂色檢查接觸斑點(diǎn)，沿齒高不小于 55%，沿齒長不小于 50%4〉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。5〉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。箱體外表面涂深灰色油漆，內(nèi)表面涂耐油油漆。結(jié)論22結(jié) 論本次畢業(yè)設(shè)計，包括傳動部分的選擇，設(shè)計計算等，完整的設(shè)計出一套關(guān)于加熱爐推料機(jī)傳動裝置的設(shè)計。從頭到尾都有詳細(xì)的公式計算作支撐，且配有 CAD 圖紙作說明參考文獻(xiàn)23參考文獻(xiàn)[1] 吳宗澤.機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊.高等教育出版社，2000。[2] 龔桂義機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計圖冊高等教育出版社，2002。[3] 羅圣國主編.機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊.(第二版)北京科技大學(xué)出版社，2006。[4] 馬貴飛.機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)（第一版）高等教育出版社，2013。[5] 游文明、李業(yè)農(nóng).機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計指導(dǎo)書.高等教育出版社 2011。致謝24致 謝五個月的畢業(yè)設(shè)計結(jié)束了，本次畢業(yè)設(shè)計經(jīng)歷了從最原始的條件推出數(shù)據(jù)，經(jīng)過確定加熱爐推料機(jī)系統(tǒng)工況分析確定計算的尺寸，然后進(jìn)行尺寸校核，最終確定尺寸的過程。這次畢業(yè)設(shè)計讓我感觸頗深，最主要的是不懂的地方經(jīng)過請教老師最終都弄懂了，還鞏固了以前的知識，CAD 繪圖的水平也有了進(jìn)一步提升，提高了我的動手能力，查看資料能力，對加熱爐推料機(jī)工作流程，內(nèi)部結(jié)構(gòu)有了更深的了解，可以說收獲很多。完美總是可望而不可求的，不在同一個地方跌倒兩次才是最重要的。抱著這個心里我一步步走了過來，最終完成了我的任務(wù)。在整個設(shè)計完成后，發(fā)現(xiàn)自己在機(jī)械設(shè)計方面的設(shè)計知識有很多局限性，應(yīng)該在今后工作的設(shè)計過程中，多問，多看，多請教，多積累知識，多積累設(shè)計經(jīng)驗。