1、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
2、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 1
3、3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: =30r/minwn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（A
4、0）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 = 123341、 2、 3、 4 分别为联轴器、蜗杆蜗轮、轴承、齿轮的传动效率。查表得 1=0.99 ， 2=0.8 ， 3=0.98， 4
5、=0.98。所以 =0.990.80.9830.98=0.7312.1.2.2 电动机所需工作功率为kwPwd642.173.02.1.2.3 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=35，取蜗杆涡轮的传动比 i2=580。则总的传动比 i= i1i 2=15400。根据电动机的类型，容量，转速,要使 = ，由课程设计指导书表 17-7 选定dPkw62.5电动机型号为 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Y100L1-4 2.2 1430 2.2 2.3第 3 章 传动比的分配3
6、.1 计算传动装置的仲传动比 并分配传动比i3.1.1 总传动比 为 = / =1430/30=47.7iimnw3.1.2 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 1430 之间，圆柱齿轮的传动比在 15 之间；在协调分配传动比，初选蜗杆蜗轮的传动比为 =20；则圆柱齿轮的传动比为1i。385.207412i3.2 计算传动装置各轴的运动和参数3.2.1 各轴的转速轴： minr1430n1轴： i5.72i12轴： in303rn3.2.2 各轴的输入功率6kwpkwm64.13708.19.8072.231 3.2
7、.3 各轴的输入转矩为电动机输出转矩为：mNnpTmdd 466 107.143205.9105.9轴： d1.轴： 108.25.7105.9n05.9 46262 PT轴： mN46363 .3.1.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 4555HRC；蜗轮选用铸锡磷青铜轴名 功率 P/kw 转矩 T/(Nmm) 转速 n/(r/min)
8、 传动比 i2.2 1.47104 1430 1轴 2.178 1.455104 143020轴 1.708 2.28105 71.52.385轴 1.64 5.22105 307（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)(HEZKTa4.3.1 确定作用在蜗轮上的转矩按 =2，估值效率为 0.8，则1Z2m813n05.9262 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
9、数 =1.3，由表 11-5 选取K使用系数 =1.15，由于转速不是很高，冲击不大，可选取动载荷系数AK=1.05，则VK= =1.31.151.05=1.57AV4.3.3 确定弹性影响系数 和EZ因为选用的是锡磷青铜（ZCuSn10P1）的蜗轮和 45 刚蜗杆相配，故 EZ； 先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值为 =0.35，从图 11-MPa160 ad118 中查得 =2.9。Z4.3.4 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 =268MPa。H应力循环次数 8103.
10、)810(5.760N寿命系数 ，则4.3.88HK8= =0.747 268=200MPaHNKH4.3.5 计算中心距 a =322)(HEZT m38.124209.16283.75135取中心距 a=125mm，因为 =20，故从表 11-2 中选取模数 m=5mm，蜗杆分度圆1i直径 d1=50mm，这时 d1/a=0.4，与假设相近，从图 11-18 中可查得=2.75 ，因此以上计算结果可用。,Z4.4 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 =60mm；齿根圆直1ad径 =38mm；分度圆直径 =50mm；分
11、度圆导程角1fd1d=arctan =arctan =11.31；蜗杆轴向齿厚 =7.85mm，蜗杆法向齿厚qz02as。m7.sn4.4.2 蜗轮蜗轮齿数： =41；变位系数 =-0.5002z2x验算传动比： = =20.5，这时传动误差为 是允许的1i %5.2102-5.蜗轮分度圆直径： mzd04152蜗轮喉圆直径： = + =205+2 2.5=210mmaah蜗轮齿根圆直径： = + =205-27=188mm2f2f蜗轮咽喉母圆半径： =a- =125- 210=20mmgr21ad4.5 校核齿根弯曲疲劳强度9FFaFYmdKTcos53.122当量齿数 =vaz 48.3)
12、1.(cs432根据 =-0.5， =43.48，从图 11-19 中可查得齿形系数 2.872xva 2FaY螺旋系数 =Y92.014.01许用弯曲应力 =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 =56MPa/F寿命系数 597.013.1098696FN= =56 0.5975=33.46MPaF/K所以 = =YmdTFan2153. MPa34.2791.0872507. ,弯曲强度校核满足要求。F4.6 验算效率 )tan(9.05.1 v已知 =11.31， = ， 与相对滑移速度 有关vvfrcsvsmnds 8.394.0165os106从表 11-18 中用插值法查得 =0.0246， =1.242 代入上式得vfv83.0)tan()96.05.(1 v大于原估计值 0.8，因此不用重算。
