加熱爐裝料機設計含CAD圖紙

加熱爐裝料機設計含CAD圖紙,加熱爐,裝料,設計,CAD,圖紙 摘 要 本次畢業(yè)設計是關于加熱爐裝料機的設計。首先對裝料機作了簡單的概述；接著分析了裝料機的選型原則及計算方法；然后根據(jù)這些設計準則與計算選型方法按照給定參數(shù)要求進行選型設計；接著對所選擇的裝料機各主要零部件進行了校核。在加熱爐裝料機的設計、制造以及應用方面,目前我國與國外先進水平相比仍有較大差距,國內在設計制造加熱爐裝料機過程中存在著很多不足。 整機結構主要由電動機產(chǎn)生動力將需要的動力傳遞到齒輪上，然后通過齒輪傳遞到齒輪，通過齒輪再過渡到另外一組齒輪上，然后再通過齒輪過渡到蝸輪蝸桿上。同時本文對該方案裝料機的關鍵零部件設計過程進行了詳細闡述，其主要內容包括系統(tǒng)總體方案的設計、電動機的選擇、執(zhí)行機構的設計、傳動零部件的設計、飛輪的設計、軸的設計與校核以及軸承的選擇、等。 本文主要介紹裝料機的發(fā)展狀況，裝料機結構設計原理，裝料機總體方案分析及確定，裝料機結構設計內容所包含的機械圖紙的繪制，的計算，結構設計結論與建議。 本論文研究內容： (1) 裝料機總體結構設計。 (2) 裝料機工作性能分析。 (3)電動機的選擇。 (4) 裝料機的傳動系統(tǒng)、執(zhí)行部件。 (5)對設計零件進行設計計算分析和校核。 (6)繪制整機裝配圖及重要部件裝配圖和設計零件的零件圖。? 關鍵詞：加熱爐裝料機，傳動裝置，連桿，減速器 56 Abstract This graduation design is the design of a heating furnace charging machine. The loader is summarized; then analyzes the selection principle and the calculation method of the filling machine; then calculated based on these design criteria and selection method in accordance with the requirements of the given parameters selection and design; then check on the major components of loader selected. In the design, heating furnace charging machine manufacturing and application, at present our country compared with foreign advanced level there are still large gaps, China in the design and manufacture of heating furnace charging machine process there are many shortcomings. The structure is mainly produced by the motor power will need to transfer the power to the gear, and then transferred to the gear through the gear, the gear and the transition to another set of gear, and then through the transition to the worm gear. Design of key parts and the scheme of charging machine were introduced in detail, the main contents include system overall plan design, the choice of motor, actuator design, transmission parts of the design, the flywheel design, shaft design and checking and bearing selection, etc.. This paper introduces the development situation of the filling machine, filling machine structure design principle, analysis of loader and determine the overall scheme, drawing, mechanical drawings charging machine structure design content contained in the calculation, the conclusion and suggestion of structure design. The research of this thesis: (1) the overall structure design of loading machine. (2) analysis of loader working performance. (3) the choice of motor. (4) transmission system, executive component loading machine. (5) the design of components for the design calculation and check. (6) to draw the assembly drawing and parts assembly diagram and parts diagram design. Key words heating furnace charging machine, transmission device, connecting rod, gear reducer 目 錄 摘 要 II Abstract III 1 緒論 1 1.1 加熱爐裝料機的發(fā)展史 1 1.2 加熱爐裝料機的用途 1 1.3 加熱爐裝料機的優(yōu)越性 1 1.3.1 加熱爐裝料機的特點 1 1.3.2 加熱爐裝料機與其他工件裝料機的比較 2 1.4加熱爐裝料機減速器 2 2 加熱爐裝料機總體方案 6 2.1 加熱爐裝料機設計方案 6 2.1.1加熱爐裝料機方案一 6 2.1.2 加熱爐裝料機方案二 6 2.1.3加熱爐裝料機方案三 7 2.1.4加熱爐裝料機方案四 7 2.2 加熱爐裝料機執(zhí)行機構的選型與設計 8 2.3 加熱爐裝料機傳動裝置方案確定 9 3 電動機選擇、傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)計算 11 3.1電動機的選擇 11 3.2 傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配 12 3.3 運動參數(shù)和動力參數(shù)計算 13 4 圓柱齒輪傳動零件的設計計算 15 4.1 選擇齒輪材料及精度等級 15 4.2按齒面接觸疲勞強度設計 15 4.3 根據(jù)齒根彎曲疲勞強度設計 17 5 蝸輪蝸桿傳動設計計算 20 5.1 選擇蝸桿傳動類型 20 5.2 選擇材料 20 5.3 按齒面接觸疲勞強度進行設計 20 5.4 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 22 5.5 校核齒根彎曲疲勞強度 23 5.6 驗算效率 24 5.7 精度等級公差和表面粗糙度的確定 24 5.8 熱平衡核算 24 6 軸的設計計算 25 6.1 Ⅰ軸的結構設計 25 6.2 Ⅱ軸的結構設計 28 6.3 Ⅲ軸的結構設計 29 6.4 校核Ⅱ軸的強度 32 7 軸承的選擇和校核 36 7.1 高速軸軸承的校核 36 7.2 低速軸軸承的校核 37 7.3 計算輸入軸軸承 39 7.4 計算輸出軸軸承 42 8 鍵聯(lián)接的選擇和校核 44 8.1 鍵的選擇 44 8.2 鍵的校核 44 8.3 聯(lián)軸器的選擇 45 9 減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇 46 9.1 傳動零件的潤滑 46 9.1.1 齒輪傳動潤滑 46 9.1.2滾動軸承的潤滑 46 9.2 減速器密封 46 9.2.1 軸外伸端密封 46 9.2.2 軸承靠箱體內側的密封 46 9.2.3 箱體結合面的密封 46 10 減速器箱體設計及附件的選擇和說明 47 11 加熱爐裝料機其他零件設計 49 結束語 51 參考文獻 52 致謝 53 1 緒論 進入21世紀，我國工件工業(yè)快速發(fā)展，深加工產(chǎn)業(yè)規(guī)模也在飛速擴大,現(xiàn)有工件機械設備生產(chǎn)能力小,不能滿足大型加工廠的生成要求。因此,改進和擴大現(xiàn)有工件機械設備是完全必要的。加熱爐裝料機作為工件加工的基礎設備， 在我國廣泛應用幾十年。生產(chǎn)實踐證明,該設備對品種、粒度、外在水份等適應性強,與其他給料設備相比,具有運行安全可靠、性能穩(wěn)定、噪音低、維護工作量少等優(yōu)點,仍不失推廣使用的價值。 1.1 加熱爐裝料機的發(fā)展史 運輸機設備是礦生產(chǎn)系統(tǒng)的主要設備之一,給設備的可靠性,特別是關鍵咽喉部位給設備的可靠性,直接影響整個生產(chǎn)系統(tǒng)的正常運行。目前,我國礦使用的給設備主要是加熱爐裝料機和電振工件裝料機。 加熱爐裝料機最早研制于20世紀60年代初,70年代,國外工件裝料機發(fā)展狀況也與國內大相徑庭,并沒有更高的技術含量,但價格卻是國內同類產(chǎn)品的4～5倍。 1.2 加熱爐裝料機的用途 最通用的加熱爐裝料機為K型，一般用于或其他磨琢性小、黏性小的松散粒狀物料的給料。加熱爐裝料機適用于礦井和選廠，將碳經(jīng)倉均勻地裝載到裝料機或其它篩選、貯存裝置上。 1.3 加熱爐裝料機的優(yōu)越性 1.3.1 加熱爐裝料機的特點 (1) 結構簡單,維修量小 在加熱爐裝料機中,電動機和減速器均采用標準件,其余大部分是焊接件,易損部件少,用在礦惡劣條件下,其適用性深受使用單位的好評。 (2) 性能穩(wěn)定 加熱爐裝料機對的牌號,粒度組成,水分、物理性質等要求不嚴,當來料不均勻,水分不穩(wěn)定且夾有大塊、橡膠帶、木頭及鋼絲等時,仍能正常工作。 (3) 噪音低 加熱爐裝料機是非振動式給料設備,其噪音發(fā)生源只有電動機和減速器,而這兩個的噪音都很低。尤其在井下或倉等封閉型場所,噪音無法擴散,這一點是電動給料機所無法達到的。 (4) 安裝方便、高度小 加熱爐裝料機一般安裝在倉倉口,不需另外配制倉口閘門溜槽及電動機支座,安裝可一步到位,調整工作量小,而電動工件裝料機由于不能直接承受倉壓,需要另外安放倉口過渡溜槽,相比之下,加熱爐裝料機占有高度小,節(jié)省了建筑面積和投資。 1.3.2 加熱爐裝料機與其他工件裝料機的比較 往復式與振動式工件裝料機兩種給料方式不同點是給料頻率和幅值以及運動軌跡不同。在使用過程中，由于振動式給料機給料頻率高，噪聲也大；由于它是靠高頻振動給料，其振動和頻率受物料密度及比重影響較大，所以，給料量不穩(wěn)定，給料量的調整也比較困難；由于是靠振動給料，給料機必須起振并穩(wěn)定在一定的頻率和振幅下，但振動參數(shù)對底板受力狀態(tài)很敏感，故底板不能承受較大的倉壓，需增加倉下給料槽的長度，結果是增加了料倉的整體高度，使工程投資加大；由于給料高度加大，無法用于替換目前大量使用的加熱爐裝料機。減速器是一種由封閉在剛性殼體內的齒輪傳動、蝸桿傳動或齒輪—蝸桿傳動所組成的獨立部件，常用在動力機與工作機之間作為減速的傳動裝置；在少數(shù)場合下也用作增速的傳動裝置，這時就稱為增速器。減速器由于結構緊湊、效率較高、傳遞運動準確可靠、使用維護簡單，并可成批生產(chǎn)，故在現(xiàn)代機械中應用很廣。 1.4加熱爐裝料機減速器 減速器類型很多，按傳動級數(shù)主要分為：單級、二級、多級；按傳動件類型又可分為：齒輪、蝸桿、齒輪-蝸桿、蝸桿-齒輪等。 電動機 聯(lián)軸器 高速軸 中間軸 低速軸 減速器系統(tǒng)框圖 以下對幾種減速器進行對比： 1）圓柱齒輪減速器 當傳動比在8以下時，可采用單級圓柱齒輪減速器。大于8時，最好選用二級(i=8—40)和二級以上(i>40)的減速器。單級減速器的傳動比如果過大，則其外廓尺寸將很大。二級和二級以上圓柱齒輪減速器的傳動布置形式有展開式、分流式和同軸式等數(shù)種。展開式最簡單，但由于齒輪兩側的軸承不是對稱布置，因而將使載荷沿齒寬分布不均勻，且使兩邊的軸承受力不等。為此，在設計這種減速器時應注意：1)軸的剛度宜取大些；2)轉矩應從離齒輪遠的軸端輸入，以減輕載荷沿齒寬分布的不均勻；3)采用斜齒輪布置，而且受載大的低速級又正好位于兩軸承中間，所以載荷沿齒寬的分布情況顯然比展開好。這種減速器的高速級齒輪常采用斜齒，一側為左旋，另一側為右旋，軸向力能互相抵消。為了使左右兩對斜齒輪能自動調整以便傳遞相等的載荷，其中較輕的齠輪軸在軸向應能作小量游動。同軸式減速器輸入軸和輸出軸位于同一軸線上，故箱體長度較短。但這種減速器的軸向尺寸較大。 圓柱齒輪減速器在所有減速器中應用最廣。它傳遞功率的范圍可從很小至40 000kW，圓周速度也可從很低至60m/s一70m／s，甚至高達150m／s。傳動功率很大的減速器最好采用雙驅動式或中心驅動式。這兩種布置方式可由兩對齒輪副分擔載荷，有利于改善受力狀況和降低傳動尺寸。設計雙驅動式或中心驅動式齒輪傳動時，應設法采取自動平衡裝置使各對齒輪副的載荷能得到均勻分配，例如采用滑動軸承和彈性支承。 圓柱齒輪減速器有漸開線齒形和圓弧齒形兩大類。除齒形不同外，減速器結構基本相同。傳動功率和傳動比相同時，圓弧齒輪減速器在長度方向的尺寸要比漸開線齒輪減速器約30％。 2）圓錐齒輪減速器 它用于輸入軸和輸出軸位置布置成相交的場合。二級和二級以上的圓錐齒輪減速器常由圓錐齒輪傳動和圓柱齒輪傳動組成，所以有時又稱圓錐—圓柱齒輪減速器。因為圓錐齒輪常常是懸臂裝在軸端的，為了使它受力小些，常將圓錐面崧，作為，高速極：山手面錐齒輪的精加工比較困難，允許圓周速度又較低，因此圓錐齒輪減速器的應用不如圓柱齒輪減速器廣。 3）蝸桿減速器 主要用于傳動比較大(j>10)的場合。通常說蝸桿傳動結構緊湊、輪廓尺寸小，這只是對傳減速器的傳動比較大的蝸桿減速器才是正確的，當傳動比并不很大時，此優(yōu)點并不顯著。由于效率較低，蝸桿減速器不宜用在大功率傳動的場合。 蝸桿減速器主要有蝸桿在上和蝸桿在下兩種不同形式。蝸桿圓周速度小于4m/s時最好采用蝸桿在下式，這時，在嚙合處能得到良好的潤滑和冷卻條件。但蝸桿圓周速度大于4m/s時，為避免攪油太甚、發(fā)熱過多，最好采用蝸桿在上式。 4）齒輪-蝸桿減速器 它有齒輪傳動在高速級和蝸桿傳動在高速級兩種布置形式。前者結構較緊湊，后者效率較高。 通過比較，我們選定圓柱齒輪減速器。 減速器結構 近年來，減速器的結構有些新的變化。為了和沿用已久、國內目前還在普遍使用的減速器有所區(qū)別，這里分列了兩節(jié)，并稱之為傳統(tǒng)型減速器結構和新型減速器結構。 1）傳統(tǒng)型減速器結構 絕大多數(shù)減速器的箱體是用中等強度的鑄鐵鑄成，重型減速器用高強度鑄鐵或鑄鋼。少量生產(chǎn)時也可以用焊接箱體。鑄造或焊接箱體都應進行時效或退火處理。大量生產(chǎn)小型減速器時有可能采用板材沖壓箱體。減速器箱體的外形目前比較傾向于形狀簡單和表面平整。箱體應具有足夠的剛度，以免受載后變形過大而影響傳動質量。箱體通常由箱座和箱蓋兩部分所組成，其剖分面則通過傳動的軸線。為了卸蓋容易，在剖分面處的一個凸緣上攻有螺紋孔，以便擰進螺釘時能將蓋頂起來。聯(lián)接箱座和箱蓋的螺栓應合理布置，并注意留出扳手空間。在軸承附近的螺栓宜稍大些并盡量靠近軸承。為保證箱座和箱蓋位置的準確性，在剖分面的凸緣上應設有2—3個圓錐定位銷。在箱蓋上備有為觀察傳動嚙合情況用的視孔、為排出箱內熱空氣用的通氣孔和為提取箱蓋用的起重吊鉤。在箱座上則常設有為提取整個減速器用的起重吊鉤和為觀察或測量油面高度用的油面指示器或測油孔。關于箱體的壁厚、肋厚、凸緣厚、螺栓尺寸等均可根據(jù)經(jīng)驗公式計算，見有關圖冊。關于視孔、通氣孔和通氣器、起重吊鉤、油面指示Oe等均可從有關的設計手冊和圖冊中查出。在減速器中廣泛采用滾動軸承。只有在載荷很大、工作條件繁重和轉速很高的減速器才采用滑動軸承。 2）新型減速器結構 下面列舉兩種聯(lián)體式減速器的新型結構，圖中未將電動機部分畫出。 1）齒輪—蝸桿二級減速器；2）圓柱齒輪—圓錐齒輪—圓柱齒輪三級減速器。 這些減速器都具有以下結構特點： ——在箱體上不沿齒輪或蝸輪軸線開設剖分面。為了便于傳動零件的安裝，在適當部位 有較大的開孔。 ——在輸入軸和輸出軸端不采用傳統(tǒng)的法蘭式端蓋，而改用機械密封圈；在盲孔端則裝有沖壓薄壁端蓋。 ——輸出軸的尺寸加大了，鍵槽的開法和傳統(tǒng)的規(guī)定不同，甚至跨越了軸肩，有利于充分發(fā)揮輪轂的作用。 和傳統(tǒng)的減速器相比，新型減速器結構上的改進，既可簡化結構，減少零件數(shù)目，同時又改善了制造工藝性。但設計時要注意裝配的工藝性，要提高某些裝配零件的制造精度。 2 加熱爐裝料機總體方案 2.1 加熱爐裝料機設計方案 設計方案： 1.采用分離氣缸和定位夾緊氣缸實現(xiàn)物料的運送和分離 2.利用機械手進行送料 3.采用伺服電機控制工作臺進行送料 4、采用電機帶動減速器，然后帶動連桿機構實現(xiàn)往復運動 2.1.1加熱爐裝料機方案一 方案一采用雙作用缸實現(xiàn)物料的分離功能和定位夾緊功能 氣動送料機由兩個基本應用模塊組成：物料分離模塊及傳送模塊。物料分離模塊由兩個雙作用氣缸組成，分別實現(xiàn)物料的分離功能和定位夾緊功能。 為保證真空系統(tǒng)的氣流通暢，以提高真空發(fā)生器的真空度，回路4中的真空控制回路不安裝節(jié)流閥。同時，回路4中的所有連接氣管應盡可能的短， 以減小空氣流通阻力，提高真空度。 采用氣缸的優(yōu)點： 減少了物料的運送步驟，縮短了加工時間，操作簡單。 缺點： 對物料的放置有很高的精度要求，造價高昂，一般的小型企業(yè)不采用 2.1.2 加熱爐裝料機方案二 方案二利用機械手進行送料 機械手是以小車形式通過鋼繩同滑塊聯(lián)接起來， 由沖床滑塊上升運動牽引小車作前進的水平運動完成送料，由通過鋼繩連接的重物使小車作復位運動。 由小車機械手將工件送至沖床下進行沖孔，提高了生產(chǎn)效率，保證了質量，改善了勞動強度，確保了人生安全。 采用機械手送料的優(yōu)點： 送料與沖床節(jié)拍相同，可以連續(xù)生產(chǎn)。 缺點： 首先由于整個過程均由機械手實現(xiàn)，所以對機械手的要求度很高，其次，如果工件大小不一要經(jīng)常更換。 2.1.3加熱爐裝料機方案三 方案三采用伺服電機控制工作臺進行送料 由單片機產(chǎn)生驅動脈沖信號，步進電機的驅動器收到驅動脈沖信號后，步進電機將會按照設定的方向轉動一個固定的角度，將電脈沖轉化成交位移。電機的轉速由脈沖信號頻率來控制決定，再由電機控制工作臺進行送料沖壓。 優(yōu)點： 1、可以連續(xù)生產(chǎn)，并且能實現(xiàn)一人控制幾臺機器 2、可靠性高，由于送料機構外部由步進電機控制，所以每次的行程都是固定值。 3、低功耗，低電壓。在許多沒有電力供應的應用場合，較低的功耗和工作電壓是生產(chǎn)便捷化的必要條件。 4、維護方便，經(jīng)濟實用。 加熱爐裝料機結構是由電動機、減速器、聯(lián)軸器、H形架、連桿、底板(給料槽)、傳動平臺、漏斗閘門、托輥等組成。 2.1.4加熱爐裝料機方案四 方案四采用電機帶動減速器，然后帶動連桿機構實現(xiàn)往復運動 傳動原理：當電動機開動后，經(jīng)彈性聯(lián)軸器、減速器、曲柄連桿機構拖動傾斜的底板在托輥上作直線往復運動，當?shù)装逭袝r,將倉和槽形機體內的帶到機體前端;底板逆行時,槽形機體內的被機體后部的斜板擋住,底板與之間產(chǎn)生相對滑動,機體前端的自行落下。將均勻地卸到運輸機械或其它篩選設備上。該機設有帶漏斗、帶調節(jié)閥門和不帶漏斗、不帶調節(jié)閥門兩種形式。 綜合以上的比較，選擇方案4來設計加熱爐裝料機機構。 2.2 加熱爐裝料機執(zhí)行機構的選型與設計 （1）機構分析 ① 執(zhí)行機構由電動機驅動，電動機功率2kw，原動件輸出等速圓周運動。傳動機構應有運動轉換功能，將原動件的回轉運動轉變?yōu)橥茥U的直線往復運動，因此應有急回運動特性。同時要保證機構具有良好的傳力特性，即壓力角較小。 ② 為合理匹配出力與速度的關系，電動機轉速快扭矩小，因此應設置蝸桿減速器，減速增扭。 （2）機構選型 方案一：用擺動導桿機構實現(xiàn)運動形式的轉換功能。 方案二：用偏置曲柄滑塊機構實現(xiàn)運動形式的轉換功能。 方案三：用曲柄搖桿機構和搖桿滑塊機構串聯(lián)組合，實現(xiàn)運動形式的轉換功能。 方案三 方案二 方案一 （3）方案評價 方案一：結構簡單，尺寸適中，最小傳動角適中，傳力性能良好，且慢速行程為工作行程，快速行程為返回行程，工作效率高。 方案二：結構簡單，但是不夠緊湊，且最小傳動角偏小，傳力性能差。 方案三：結構復雜，且滑塊會有一段時間作近似停歇，工作效率低，不能滿足工作周期4.3秒地要求。 綜上所述，方案一作為裝料機執(zhí)行機構的實施方案較為合適。 （4）機構設計 急回系數(shù)k定為2，則, , 得。 簡圖如下：暫定機架長100mm，則由可得曲柄長50mm，導桿長200mm。 （5）性能評價 圖示位置即為最小位置,經(jīng)計算。性能良好。 2.3 加熱爐裝料機傳動裝置方案確定 （1）傳動方案設計 由于輸入軸與輸出軸有相交，因此傳動機構應選擇錐齒輪或蝸輪蝸桿機構。 方案一：二級圓錐——圓柱齒輪減速器。 方案二：齒輪——蝸桿減速器。 方案三：蝸桿——齒輪減速器。 方案三 方案二 方案一 （2）方案評價 由于工作周期為4.3秒，相當于14r/min, 而電動機同步轉速為1000r/min或1500r/min,故總傳動比為71或107 , 較大，因此傳動比較小的方案一不合適，應在方案二與方案三中選。而方案二與方案三相比，結構較緊湊，且蝸桿在低速級，因此方案二較為合適。 3 電動機選擇、傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)計算 3.1電動機的選擇 1.確定電動機類型 按工作要求和條件,選用y系列三相交流異步電動機。 2.確定電動機的容量 由于工作周期為4.3 秒,電動機功率2kw 根據(jù)周期計算公式 3.選擇電動機轉速 由[2]表13-2推薦的傳動副傳動比合理范圍 圓柱齒輪傳動 i齒小于8 蝸輪蝸桿傳動 i齒=8～40 則傳動裝置總傳動比的合理范圍為 i‘總=（2～8）×（8～40）=（16～200） 電動機轉速的可選范圍為 故電動機轉速可選范圍為。符合這一范圍的同步轉速 根據(jù)電動機所需功率和同步轉速，查[2]表12-1，符合這一范圍的常用同步轉速有1500、1000。 4 確定電動機的型號 選上述不同轉速的電動機進行比較，查《機械基礎》P499附錄50及相關資料得電動機數(shù)據(jù)和計算出總的傳動比，列于下表： 表3-1 電機參數(shù)比較表 方案 電機型號 額定功率kW 電機轉速r/min 電機質量kg 參考 價格（元） 總傳動比 同步 轉速 滿載轉速 1 Y100L1-4 2.2 1500 1420 38 760 13.27 2 Y112M -6 2.2 1000 940 63 1022 8.97 3 Y132S-8 2.2 750 710 79 800 6.63 選用同步轉速為:1500 r/min 為降低電動機重量和價格，由表二選取同步轉速為1500r/min的Y系列電動機，型號為Y100L1-4。 查《機械基礎》P500附錄51，得到電動機的主要參數(shù)以及安裝的有關尺寸(mm)，見以下兩表： 具體參數(shù)表如下： 表3-2 電動機的技術數(shù)據(jù) 電動機型號 額定功率 （kw） 同步轉速 （r/min） 滿載轉速 （r/min） Y100L1-4 2.2 1500 1420 2.2 2.2 圖3-1 電動機 3.2 傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配 1.傳動裝置總傳動比 == 式中nm----電動機滿載轉速:1420r/min; nw----工作機的轉速:13.95 r/min。 2.分配傳動裝置各級傳動比 齒輪傳動比為2 那么取蝸輪蝸桿減速比為50.895 其中、、、分別為 、單級圓柱齒輪、滾動軸承、蝸桿傳動、聯(lián)軸器和效率，查取《機械基礎》P459的附錄3 選取、=0.98（8級精度）、=0.99（球軸承）、、=0.99、 3.3 運動參數(shù)和動力參數(shù)計算 1.各軸轉速計算 2.各軸輸入功率 3.各軸輸入轉矩 表3-3 傳動裝置各軸運動參數(shù)和動力參數(shù)表 項目 軸號 功率 轉速 轉矩 傳動比 0軸 2.2 1420 14.79 1 Ⅰ軸 2.178 1420 14.6478 2 Ⅱ軸 2.0915 710 28.132 50. Ⅲ軸 1.6564 13.95 1133.95 總體設計方案簡圖3-2如下： 圖3-2 總體設計方案簡圖 4 圓柱齒輪傳動零件的設計計算 4.1 選擇齒輪材料及精度等級 根據(jù)傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。 運輸機為一般工作機器，速度不高，選用7級精度，要求齒面粗糙度。 因為載荷中有輕微振動，傳動速度不高，傳動尺寸無特殊要求，屬于一般的齒輪傳動，故兩齒輪均可用軟齒面齒輪。查《機械設計》P322表14－10，小齒輪選用45號鋼，調質處理，硬度236HBS；大齒輪選用45號鋼，正火處理，硬度為190HBS。 取小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù)，使兩齒輪的齒數(shù)互為質數(shù)，取值,選取螺旋角。初選螺旋角 則實際傳動比： 傳動比誤差： ，可用 齒數(shù)比： 由表[1]?。ㄒ蚍菍ΨQ布置及軟齒面）。 4.2按齒面接觸疲勞強度設計 因兩齒輪均為鋼制齒輪，所以由課本公式得： 確定有關參數(shù)如下： 1）確定公式內的各計算數(shù)值 1)試選=1.2 2）選取區(qū)域系數(shù) Z=2.43 3） 則 4)計算小齒輪傳遞的轉矩 5)由表10-7選取齒寬系數(shù)=0.9 6）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) （4）、許用接觸應力 由圖[1]查得， 由式[1]計算應力循環(huán)次數(shù) 由圖[1]查得接觸疲勞的壽命系數(shù)， 通用齒輪和一般工業(yè)齒輪按一般可靠度要求選取安全系數(shù)。所以計算兩輪的許用接觸應力： 故得： 則模數(shù)： 由表[1]取初步選擇標準模數(shù)： （5）、校核齒根彎曲疲勞強度 4.3 根據(jù)齒根彎曲疲勞強度設計 由式（10-17） （1） 確定計算參數(shù) 1） 計算載荷系數(shù) 2） 根據(jù)縱向重合度從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 3） 計算當量齒數(shù) 4） 查齒形系數(shù) 由表10-5查得, 5)查應力校正系數(shù) 由表10-3查得，, 6)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限 7）由圖10-18取彎曲疲勞系數(shù), 8）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得 9）計算大小齒輪的,并加以比較 大齒輪的數(shù)值較大 （1） 設計計算 對比計算結果，由齒根接觸疲勞強度計算法面模數(shù)大于齒面彎曲疲勞強度計算帶模數(shù)，去，以滿足彎曲強度。 確定有關參數(shù)和系數(shù)： 1）計算中心距 修正后的中心距為80mm. 2)按圓整后的中心距修整螺旋角 因改變不多，故參數(shù),等不必修正。 3）計算大小齒輪分度圓直徑 ① 齒度： 取 ， 其他幾何尺寸的計算（，） 齒頂高 由于正常齒輪， 所以 齒根高，由于正常齒 所以 全齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 表4-1 齒輪參數(shù)表 名 稱 計 算 公 式 結 果 /mm 模數(shù) m 2.5 壓力角 n 分度圓直徑 d1 53.33 d2 106.66 齒頂圓直徑` 齒根圓直徑 中心距 80 齒 寬 5 蝸輪蝸桿傳動設計計算 5.1 選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB/T10085—1988的推薦,采用漸開線蝸桿(ZI) 。 5.2 選擇材料 考慮到蝸桿傳動功率不大,速度只是中等,故蝸桿采用45鋼;因希望效率高些,耐磨性好些,故蝸桿螺旋齒面要求淬火,硬度為45～55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬,僅齒圈用青銅制造,而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。 5.3 按齒面接觸疲勞強度進行設計 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則,先按齒面接觸疲勞強度進行設計,再校核齒根彎曲疲勞強度。由教材【1】P254式(11—12),傳動中心距 (1) 確定作用在蝸桿上的轉矩=1274.26 Nm (2)確定載荷系數(shù)K 因工作載荷有輕微沖擊,故由教材【1】P253取載荷分布不均系數(shù)=1;由教材P253表11—5選取使用系數(shù)由于轉速不高,沖擊不大,可取動載系數(shù);則由教材P252 (3)確定彈性影響系數(shù) 因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配,故=160。 (4)確定接觸系數(shù) 先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心距的比值=0.35從教材P253圖11—18中可查得=2.9。 (5)確定許用接觸應力 根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造, 蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC,可從從教材【1】P254表11—7查得蝸輪的基本許用應力=268。由教材【1】P254應力循環(huán)次數(shù) 應力循環(huán)次數(shù)N=60=60127.28（2810365）=9.56 j為蝸輪每轉一周每個輪齒嚙合的次數(shù)j=1 兩班制，每班按照8小時計算，壽命10年。 壽命系數(shù) 則 (6)計算中心距 (6)取中心距a=200mm,因i=50,故從教材【1】P245表11—2中取模數(shù)m=6.3mm, 蝸輪分度圓直徑=63mm這時=0.315從教材【1】P253圖11—18中可查得接觸系數(shù)=2.9因為=,因此以上計算結果可用。 5.4 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 (1) 蝸桿 軸向尺距mm;直徑系數(shù); 齒頂圓直徑; 齒根圓直徑; 蝸桿齒寬B1>=(9.5+0.09)m+25=112mm 蝸桿軸向齒厚mm；分度圓導程角; (2) 蝸輪 蝸輪齒數(shù)53; 變位系數(shù)mm; 演算傳動比mm,這時傳動誤差比為, 是允許的。 蝸輪分度圓直徑mm 蝸輪喉圓直徑=346.5mm 蝸輪齒根圓直徑 蝸輪咽喉母圓半徑 蝸桿和軸做成一體，即蝸桿軸。由參考文獻【1】P270圖蝸輪采用齒圈式，青銅輪緣與鑄造鐵心采用H7/s6配合，并加臺肩和螺釘固定，螺釘選6個 5.5 校核齒根彎曲疲勞強度 當量齒數(shù) 根據(jù)從教材【1】P255圖11—19中可查得齒形系數(shù) 螺旋角系數(shù) 從教材P25知許用彎曲應力 從教材【1】P256表11—8查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力=56 由教材P255壽命系數(shù) <56Mpa可見彎曲強度是滿足的。 5.6 驗算效率 已知=;;與相對滑動速度有關。 從教材P【1】264表11—18中用插值法查得=0.0264, 代入式中得=0.884,大于原估計值,因此不用重算。 5.7 精度等級公差和表面粗糙度的確定 考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動,屬于通用機械減速器,從GB/T10089—1988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇7級精度,則隙種類為f,標注為8f GB/T10089—1988。然后由參考文獻【3】P187查得蝸桿的齒厚公差為 =71μm, 蝸輪的齒厚公差為 =130μm;蝸桿的齒面和頂圓的表面粗糙度均為1.6μm, 蝸輪的齒面和頂圓的表面粗糙度為1.6μm和3.2μm。 5.8 熱平衡核算 初步估計散熱面積： 取(周圍空氣的溫度)為。 6 軸的設計計算 6.1 Ⅰ軸的結構設計 1．選擇軸的材料及熱處理方法 查[1]表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質碳素結構鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火。 2．確定軸的最小直徑 查[1]的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式： mm 再查 [1]表15-3， 考慮鍵：因為鍵槽對軸的強度有削弱作用，開有一個鍵槽，所以軸的軸徑要相應增大 mm 3．確定各軸段直徑并填于下表內 表6-1 各軸段直徑表 名稱 依據(jù) 單位 確定結果 mm 且由前面的齒輪的設 計可得，齒輪的孔徑為30，mm ＝30 ＝30 查 [2]表7-12　35 35 因為處裝軸承，所以只要＞即可，選取7類軸承，查 [2]表6-6，選取7208AC，故 ＝40 ＝40 46 由于是齒輪軸所以等于高速級小齒輪的分度圓直徑： 40 40 4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。 查 [2]（2）“潤滑方式”，及說明書“（12）計算齒輪圓周速度” = 1.54，故選用脂潤滑。 將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表 表6-2 與軸長度有關的各參數(shù) 名稱 依據(jù) 單位 確定結果 箱體壁厚 查 [2]表11-1 8 地腳螺栓直徑及數(shù)目n 查 [2]表11-1 查 [2]表3-13， 取＝20， ＝16 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 查 [2]表11-1 查 [2]表3-9，?。?6 ＝12 軸承旁聯(lián)接螺栓扳手空間、 查 [2] 表11-1 軸承蓋聯(lián)接螺釘直徑 查 [2]表11-2 查 [2]表11-10，得當取 軸承蓋厚度 查 [2]表11-10 ， 小齒輪端面距箱體內壁距離 查 [2] =10 軸承內端面至箱體內壁距離 查 [2] 因為選用脂潤滑，所以 ＝10 軸承支點距軸承寬邊端面距離a 查 [2]表6-6，選取7208AC軸承， 故 5.計算各軸段長度。 表6-3各軸段長度表 名稱 計算公式 單位 計算結果 由于與大齒輪配合，則： 63 由公式 ＝56 由公式 32 由公式 ＝110.5 齒輪1輪轂寬度： ＝65 由公式 ＝40 L（總長） ＝365.5 （支點距離） ＝197.5 6.2 Ⅱ軸的結構設計 1．選擇軸的材料及熱處理方法 查[1]表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質碳素結構鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。 2．確定軸的最小直徑 查[1]的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式： =(126~103) 再查 [1]表15-3， 3．確定各軸段直徑并填于下表內 表6-4 各軸段直徑表 名稱 依據(jù) 單位 確定結果 由于和軸承配合，取標準軸徑為： =45 由于和齒輪配合，取 查 [2]表1-6，?。?0 =50 查 [2]表1-6，取=60 =60 與高速級大齒輪配合，取： ＝=45 ＝45 4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。 查 [2]（二）“滾動軸承的潤滑”，及說明書“六、計算齒輪速度” ，故選用脂潤滑。 將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表 表6-5 與軸長度有關的各參數(shù)表 名稱 依據(jù) 單位 確定結果 軸承支點距軸承寬邊端面距離a 選用7209AC軸承，查 [2]表6-6 得 5.計算各軸段長度 表6-6 各軸段長度表 名稱 計算公式 單位 計算結果 ＝43 ＝93 ＝10 齒輪配合長度： ＝58 ＝45.5 L（總長） L＝249.5 （支點距離） 196.1 6.3 Ⅲ軸的結構設計 1．選擇軸的材料及熱處理方法 查[1]表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質碳素結構鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。 2．確定軸的最小直徑 查[1]的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式： = 再查 [1]表15-3， 考慮鍵：因為鍵槽對軸的強度有削弱作用，開有一個鍵槽，所以軸的軸徑要相應增大 3．確定各軸段直徑并填于下表內 表6-7 各軸段直徑表 名稱 依據(jù) 單位 確定結果 由于與聯(lián)軸器配合，配合軸徑為d1=60mm ＝60 考慮聯(lián)軸器定位： 查 [2]表7-12，?。?0 ＝70 為了軸承裝配的方便： ，取符合軸承標準孔徑大小為 ＝75 考慮軸肩定位，查（1）表1-16，取標準值=86 ＝86 考慮齒輪的定位： 92 由于與齒輪配合=80mm =80 由于軸承配合：＝＝75 ＝75 4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。 表6-8 軸承支點距軸承寬邊端面距離表 查 [2]（二）“滾動軸承的潤滑”，及說明書“六、計算齒輪速度”， ，故選用脂潤滑。將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表 名稱 依據(jù) 單位 確定結果 軸承支點距軸承寬邊端面距離a 選用7015AC軸承，查 [2]表6-6 得 5.計算各軸段長度 表6-9 各軸段長度表 名稱 計算公式 單位 計算結果 選聯(lián)軸器軸孔長度為107mm，則： 105 由公式 ＝47 由公式 ＝39 由公式 ＝73 由公式 ＝10 配合齒輪4： 88 ＝51.5 L（總長） 413.5 （支點距離） ＝184.3 6.4 校核Ⅱ軸的強度 齒輪的受力分析： 斜齒輪上的圓周力：；徑向力：；軸向力： 分別將: 代入以上3式，得： 表6-10和軸長度有關的參數(shù)表 齒輪2上的圓周力 齒輪上的徑向力 齒輪上的軸向力 3189.49 1195.80 788.14 齒輪3上的圓周力 齒輪上的徑向力 齒輪上的軸向力 4958.7 2720.77 1750.14 求支反力、繪彎矩、扭矩圖 軸Ⅱ受力簡圖 圖6-1 Ⅱ軸的受力圖 其中， 方向均向外；方向都指向軸心；向左，向右。 1.垂直平面支反力，如圖a) 軸向力平移至軸心線形成的彎矩分別為： 圖6-2(a) Ⅱ軸的受力圖 2.垂直平面彎矩圖，如圖b) 計算特殊截面的彎矩： 圖6-2(b) 垂直平面彎矩圖 3.水平平面支反力，如圖c) 圖6-2(c) 水平平面支反力圖 4.水平平面彎矩圖,如圖d) 計算特殊截面的彎矩： 圖6-2(d) 水平平面彎矩圖 5.合成彎矩圖, 如圖e) 圖6-2(e) 合成彎矩圖 6.扭矩圖,如圖f) 圖6-2(f) 扭矩圖 2．按彎扭合成校核軸的強度 （1）確定軸的危險截面 根據(jù)軸的結構尺寸和彎矩圖可知：截面3受到的合力矩最大，且大小為： （2）按彎矩組合強度校核軸危險截面強度 （軸的抗彎截面系數(shù)，初選鍵：b=12,t=5,d=50;解得W=11050.63 mm3） 取，則： 查表15-1得[]=60mpa,因此,故安全。 7 軸承的選擇和校核 7.1 高速軸軸承的校核 ①根據(jù)軸承型號30307查設計手冊取軸承基本額定動載荷為：C=75200N；基本額定靜載荷為： 圖7-1 高速軸軸承 ② 求兩軸承受到的徑向載荷 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。有力分析可知： ③求兩軸承的計算軸向力 對于圓錐滾子軸承，軸承派生軸向力，Y由設計手冊查得為1.9，因此可以估算： 則軸有向右竄動的趨勢，軸承1被壓緊，軸承2被放松 ④求軸承當量動載荷 查設計手冊知e=0.31 查課本表13-5得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù) 軸承1 軸承2 因軸承運轉中有輕微沖擊,查課本表13-6得 則 ⑤ 驗算軸承壽命 因為,所以按軸承1的受力大小驗算 選擇軸承滿足壽命要求. 7.2 低速軸軸承的校核 ①根據(jù)軸承型號30306查設計手冊取軸承基本額定動載荷為：C=59000N；基本額定靜載荷為： 圖7-2 低速軸軸承 ② 求兩軸承受到的徑向載荷 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。有力分析可知： ③求兩軸承的計算軸向力 對于圓錐滾子軸承，軸承派生軸向力，Y由設計手冊查得為1.9，因此可以估算： 則軸有向左竄動的趨勢，軸承1被壓緊，軸承2被放松 ④求軸承當量動載荷 查設計手冊知e=0.31 查課本表13-5得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù) 軸承1 軸承2 因軸承運轉中有輕微沖擊,查課本表13-6得 則 ⑤ 驗算軸承壽命 因為,所以按軸承1的受力大小驗算 選擇軸承滿足壽命要求. 兩班制，每班按照8小時計算，壽命10年。 =2810365=58400小時。 7.3 計算輸入軸軸承 初選兩軸承30208型單列圓錐滾子軸承查參考文獻【3】可知蝸桿承軸Ⅰ30208兩個，蝸輪軸承30213兩個，(GB/T297-1994)表7-1： 表7-1 輸入軸軸承計算表 軸承代號 基本尺寸/mm 計算系數(shù) 基本額定/kN d D T a 受力點 e Y 動載荷Cr 靜載荷Cor 30208 40 80 19.75 16.9 0.37 1.6 63.0 74.0 30212 60 110 23.75 22.4 0.4 1.5 103 130 圖7-3 圖7-3 輸入軸軸承受力圖 (1)求兩軸承受到的徑向載荷和 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面圖(2)和水平面圖(3)兩個平面力系。其中圖(3)中的為通過另加轉矩而平移到指定軸線;圖(1)中的亦通過另加彎矩而平移到作用于軸線上。由力分析知: N （2）求兩軸承的計算軸向力 對于30208型軸承,按教材P322表13-7,其中,e為教材P321表13-5中的判斷系數(shù)e=0.37,因此估算 按教材P322式(13-11a) =284N (3)求軸承當量動載荷和 因為 46720h故所選軸承滿足壽命要求。 7.4 計算輸出軸軸承 圖7-3 輸出軸軸承受力圖 初選兩軸承為30212型圓錐滾子軸承查圓錐滾子軸承手冊可知其基本額定動載荷=103KN基本額定靜載荷=130KN (1)求兩軸承受到的徑向載荷和 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面圖(2)和水平面圖(3)兩個平面力系。其中圖(3)中的為通過另加轉矩而平移到指定軸線;圖(1)中的亦通過另加彎矩而平移到作用于軸線上。由力分析知: N （2）求兩軸承的計算軸向力 對于30213型軸承,按教材P322表13-7,其中,e為教材P321表13-5中的判斷系數(shù)e=0.4,因此估算 按教材P322式(13-11a) =415N (3) 求軸承當量動載荷和 46720h故所選軸承滿足壽命要求 8 鍵聯(lián)接的選擇和校核 8.1 鍵的選擇 在本設計中，所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，在帶輪1上鍵的尺寸如下表8-1所示： 表8-1 上鍵的尺寸表 軸 鍵 鍵 槽 半徑 r 公 稱 直 徑 d 公稱 尺寸 bh 寬度b 深度 公稱 尺寸 b 極限偏差 軸t 轂 一般鍵聯(lián)結 軸N9 轂9 公稱 尺寸 極限 偏差 公稱尺寸 極限偏差 最小 最大 28 87 8 0 -0.036 0.018 4.0 +0.2 0 3.3 +0.2 0 0.25 0.40 8.2 鍵的校核 1 鍵的剪切強度校核 鍵在傳遞動力的過程中，要受到剪切破壞，其受力如下圖8-1所示： 圖8-1 鍵剪切受力圖 鍵的剪切受力圖如圖3-6所示，其中b=8 mm,L=25 mm.鍵的許用剪切應力為[τ]=30 ，由前面計算可得，軸上受到的轉矩T=55 Nm ，由鍵的剪切強度條件： （其中D為帶輪輪轂直徑） （5-1） =10 M30 （結構合理） 2.鍵的擠壓強度校核 鍵在傳遞動力過程中，由于鍵的上下兩部分之間有力偶矩的作用，迫使鍵的上下部分產(chǎn)生滑移，從而使鍵的上下兩面交界處產(chǎn)生破壞，其受力情況如下圖8-2所示：（初取鍵的許用擠壓應力=100 ） 圖8-2 鍵擠壓受力圖 由 （5-2） =2000 N 又有 （5-3） 8 結構合理 8.3 聯(lián)軸器的選擇 聯(lián)軸器的計算轉矩，查課本表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取，則 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器