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1、0 设计题目：设计题目：三段式加热炉推料机机构设计三段式加热炉推料机机构设计 班班 级：级： 机械本一班机械本一班 学学 号：号： 2014211106 姓姓 名：名： 龚超龚超 指导老师：指导老师： 谢正春谢正春 2016 年 7 月 机械设计课程设计 计算说明书 1 目 录 第 1 章 绪论 3 第 2 章 蜗轮蜗杆的主要参数 4 第 3 章 齿轮传动的设计与计算 5 第 4 章 蜗杆轴的设计与计算 6 第 5 章 其他机构设计参数 20 第 6 章 设计总结 24 2 绪绪 论论 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。
2、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。 此次我们的机械设计题目目的是为了提高加热炉的加热效率优化机器的结构组 成。该机械结构的要求为性能高效、工作可靠、经济实用。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。 本次机械设计课程设计本小组拟定课题为,通过 查阅书籍以及上网寻找资料对推料机的结构进行设计。 3
3、 第 1 章 绪论 1.1 设计的目的 这次机械设计课程设计本小组拟定课题为三段式加热炉推料机结构设计 ，此次我 们的机械设计题目目的是为了提高加热炉的加热效率优化机器的结构组成。 加热炉推料机传动简图 原始数据原始数据： 1) 蜗杆的类型根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆。 2) 选取小齿轮的齿数为 20，大齿轮则为 1.88 20=37.6，取大齿轮齿数为 38. 3) 大齿轮传递的功率:Pw=1.2kw 大齿轮轴的转速: =30r/min 4) 轴承：参照工作要求并根据 =40mm，选取 0 基本游隙组、标准精度级的圆锥滚 子轴承。其尺寸为 dDT=40mm80mm1
4、9.75mm。 5) 选定电动机型号为 Y100L1-4 型号的电动机 设计的要求设计的要求 此次机械结构的要求为性能高效、工作可靠、经济实用。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。 第 2 章 蜗轮蜗杆的主要参数 2.1 涡轮的主要参数: 转矩:按=2，估值效率为0.8，则 1 Z 2 mm228131 n 1055. 9 2 2 6 2 N P T 载荷系数:K=1.31.151.05=1.57 K A
5、 K V K 4 弹性影响系数和: ； =2.9。 E Z Z E ZMPa160 Z 许用接触应力H :由表 11-7 查得蜗轮的基本许用应力 =268MPa。 H 应力循环次数 8 1003 . 1 )300810(5 .71160N 寿命系数，747 . 0 1003 . 1 10 8 8 7 HN K 则=0.747 268=200MPa H HN K H 2.2 计算中心距 a= 3 2 2 ) ( H EZ Z KT mmmm38.124 200 9 . 2160 10283 . 2 75 . 1 3 2 5 取中心距 a=125mm，因为 =20，选取模数 m=5mm，蜗杆分度圆
6、直径 d1=50mm，这 1 i 时 d1/a=0.4，与假设相近，从表 11-18 中可查得=2.75，因此计算结果可用。 , Z Z 2.3 蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸 蜗杆: 轴向齿距 Pa=15.7； 直径系数 q=10.00； 齿顶圆直径=60mm； 1a d 齿根圆直径=38mm； 1 f d 分度圆直径=50mm； 1 d 分度圆导程角: =arctan=arctan q z1 =11.31； 10 2 蜗杆轴向齿厚=7.85mm， a s 蜗杆法向齿厚。mm7 . 7sn 蜗轮: 蜗轮齿数：=41；变位系数=-0.500 2 z 2 x 验算传动比： =20.5，这时传动误
7、差为是允许的 1 i 1 2 z z %5 . 2%100 20 20- 5 . 20 蜗轮分度圆直径：mmmzd205415 22 蜗轮喉圆直径：=+=205+2 2.5=210mm 2a d 2 d 2 2 a h 蜗轮齿根圆直径：=+=205-27=188mm 2 f d 2 d 2 2 f h 5 蜗轮咽喉母圆半径：=a-=125-210=20mm 2 g r 2 2 1 a d 2 1 第 3 章 齿轮传动的设计计算 3.1 按齿面接触强度设计 由公式进行计算，即 3 21 1 )( 1 32 . 2 H E d t Z u uKT d 3.2确定公式内的各计算数值 试选载荷系数=1
8、.3，计算小齿轮传递的转矩 t K ，由表 10-7 选取齿宽系数mm1028. 2 5 . 71 708. 1 1055. 9 n 1055 . 9 56 2 2 6 1 N P T =1，由表 10-6 查得材料的弹性影响系数，由图 10-21d 按齿面 d 2 1 8 . 189 MPaZE 硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限 1limH =550 MPa；由式 10-13 计算应力循环次数。 2limH 小齿轮的应力循环次数为：N1=， 8 h1 1003 . 1 3001081 5 . 7160jn60）（L 大齿轮的应力循环次数为：N2= 7
9、 2 1032. 4)300108(1306060 h jLn 由图 10-19 取接触疲劳寿命系数=0.90, =1.0；计算接触疲劳许用应力，取 1 N H k 2 N H k 失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（10-12）得 MPa S K HHN H 540 1 6009 . 0 1lim1 1 a550 1 5500 . 1 2lim 2 2 MP S K HHN H 3.3 计算 （1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值 t d1 H 88.2mm mm) 540 8 . 189 ( 2 ) 12( 1 10 8 . 223 . 1 32 . 2 u 1u 32 . 2 d
10、 3 2 4 3 2 d 2t lt ）（ H E ZTK 6 （2）计算圆周速度 ， 0.330 60000 5 . 71 2 . 8814 . 3 100060 nd v 1t1 sm （3）计算齿宽 b， mm 2 . 88 2 . 881db t1d （4）计算齿宽与齿高之比 b/h， 模数 齿高 25=2.254.41=9.9mm， 41 . 4 20 2 . 88 z d m 1 t 1 t t m b/h=88.2/9.9=8.90 （5）计算载荷系数，根据 v=0.330m/s，7 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数 =1.13； V K 直齿轮，；由表 10-2 查得使用
11、系数； 1 FH KK 25 . 1 A K 由表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， 。427 . 1 H K 由 b/h=8.89，查图 10-13 得，故载荷系数为207 . 1 H K35 . 1 F K ;016 . 2 427 . 1 113 . 1 25 . 1 HHVA KKKKK （6）按实际的载荷系数校正所的分度圆直径，由式 10-10a 得 102.1mm 3 3 t t 11 3 . 1 016. 2 2 . 88dd K K （7）计算模数 m: m=5.10 20 1 . 102 z d 1 1 3.4确定齿根弯曲强度的各计算数值 （1
12、）由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,大齿轮的弯曲MPa EF 500 1 强度极限；MPa EF 380 2 （2）取弯曲疲劳寿命系数,91 . 0 1 NF K95 . 0 2 NF K （3）计算弯曲疲劳许用应力:取弯曲疲劳系数 S=1.4，得 MPa S K FEFN F 325 4 . 1 50091 . 0 11 1 7 MPa S K FEFN F 86.257 4 . 1 38095. 0 11 2 （4）计算载荷系数 K K=1.25 1.13 1 1.35=1.91 A k V k F K F K （5）查取齿形系数 由表 10-5 查得, 8 . 2 1 a
13、FY 4 . 2 2 aFY （6）查取应力校正系数 由表 10-5 查得，55. 1 1 aSY 67. 1 2 aSY （7）计算大、小齿轮的并加以比较 F SF aaY Y 01335 . 0 325 55 . 1 8 . 2 1 11 F aSaF YY 01554 . 0 86.257 670 . 1 4 . 2 2 22 F aSaF YY 根据数值得出大齿轮的数值大。 齿根弯曲强度的计算齿根弯曲强度的计算 m=3.24 3 2 5 3 2 1 2 01554 . 0 201 10283 . 2 91 . 1 2 ) ( 2 F aSaF d YY Z KT 对比计算结果，由齿面接
14、触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计 算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面 接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可 取弯曲疲劳强度算得的模数 5.10，并就近圆整为标准值 m=5mm，按接触疲劳强度算 得的分度圆直径102.1mm，算出小齿轮的齿数 ，大齿轮的齿数 1 d20 m d z 1 1 ，取=48。7 .47385. 220ziz 122 2 z 3.5几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 小齿轮的分度圆直径： mm100520mzd 11 大齿轮的分度圆直径： mm240548mzd 22 （2）
15、计算中心距大齿轮的分度圆直径 170mm 2 240100 2 dd a 21 (3)计算齿轮宽度 mm， 1001001db 1d 取.105100 12 BB， 第 4 章 轴的设计 8 4.1 蜗杆轴机构设计参数 求蜗杆轴上的功率、转速和转矩 由上文可知，。kwp178 . 2 1 1430 1 nmmNT 4 1 10455. 1 求作用在蜗轮上的力 因已知蜗杆的分度圆直径为 50mm，则 切向力 N d T Ft584 50 10455122 4 1 1 1 轴向力 N d T FF ta 40.2224 205 1028 . 2 22 5 2 2 21 径向力 NFFF trr 6
16、 . 809tan 221 初步确定轴的最小直径 先初步校核估算轴的最小直径，取 A。=112 mm n P A d 86.12 1430 178 . 2 112 3 3 1 1 min 该轴是用联轴器与电动机相连的，所以轴的最小直径显然是安装联轴器，为了 使所选的轴直径 d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计 算转矩，查表 14-1，考虑到转矩变化很小，故取=1.3，则： 1 TKT Aca A K mmNTKT Aca 44 1 108915 . 1 10455 . 1 3 . 1 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用 LX2（J1 型）弹性柱销 联轴
17、器，其公称转矩为 560Nmm，半联轴器的孔径 d=32，孔长度 L=60mm，半联轴器 与轴配合的毂孔长度 L1=82。 4.2 轴的结构设计 轴上零件的周向定位 为了保证良好的对中性，与轴承内圈配合轴劲选用 k6，联轴器与轴采用 A 型普通平键联接，键的型号为 10*8 GB1096-2003。 求轴上的载荷 9 在确定轴承支点位置时，查得 30208 圆锥滚子轴承的 a=16.9mm，因此，做出简 支梁的轴的跨距为 192mm，计算得出轴的弯矩和扭矩分别如下： 按弯扭合成应力校核轴的强度，因为轴单向转动，扭转切应力为脉冲循环变应 力，取=0.6，轴的计算应力为 =21.67MPa ac
18、2 2 3 2 1 )( W TM 23 22 )501 . 0( )4350006 . 0(77.72587 由表 15-1 查得=60MPa，因此，所以安全。 1 ca 1 43 装蜗轮的轴（第二根）的设计 载荷水平面 H 垂直面 V 支反力 F =697.465N =115.695N 1V N F 2V N F =292 1H N F 2H N F 2 t F 弯矩 M =28032Nmm H M=66956.64Nmm=11106.64Nmm 1V M 2V M 总弯矩 =72587.77Nmm 1 M=30152.12Nmm 2 M 扭矩 =14550Nmm 3 T 10 44求作用
19、在蜗轮和齿轮上的力 已知蜗轮的分度圆直径为=541=205mm， 2 d 2 zmt 所以得=，; 2t F 2 2 2 d T N15.2234 205 1028. 22 5 NFFa t 584 12 NFF rr 6 . 809 12 ,。NFt 2 . 4490 , NFr 3 . 1634 , 4.5 初步确定轴的最小直径 取 A。=112，于是得。mm n P Ad264.32 5 . 71 708 . 1 112 3 3 2 2 min 4.64.6 轴上零件的周向定位 为了保证良好的对中性，涡轮，齿轮与轴选用 A 型普通平键联接，键的型号 分别为 16*10,12*8 GB10
20、96-1979, ,键槽用键槽铣刀加工，长分别为 56mm 和 90mm。同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，所以选择蜗轮与轮毂的配合 为；齿轮与轴的配合精度为。与轴承内圈配合轴劲选用 k6。 6 7 r H 6 7 k H 11 4.74.7 齿根弯曲疲劳强度校核 FFaF YY mdd KT cos 53 . 1 2 21 2 当量齿数= va z48.43 )31.11(cos 41 cos 33 2 z 根据=-0.5，=43.48，从图 11-19 中可查得齿形系数2.87 2 x va z 2Fa Y 螺旋系数= Y9192 . 0 140 31.11 1 140 1 许用弯曲
21、应力 = F / F FN K 从表11-8中查得蜗轮的基本许用弯曲应力=56MPa / F 寿命系数 5975 . 0 1003 . 1 1010 9 8 6 9 6 N KFN =56 0.5975=33.46MPa F / F FN K 所以= F YY mdd KT Fa n 2 21 2 53. 1 MPa34.279192 . 0 87 . 2 520550 22830057 . 1 53 . 1 12 ,弯曲强度校核满足要求。 F F 第 5 章 其他机构设计参数 由课程设计表 17-5 选定电动机型号为Y100L1-4型号的电动机；主要性能如下： 电动机型号额定功率/kw 满载
22、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 5.15.1 电动机到工作机输送带间的总效率为电动机到工作机输送带间的总效率为 设 1、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=0.98。 由= 12334 得 =0.990.80.9830.98=0.731 5.25.2 电动机所需工作功率为电动机所需工作功率为：kw P P w d 642 . 1 731 . 0 2 . 1 电动机输出转矩为： mmN n p T m d d 466 1047 . 1 143
23、0 2 . 2 1055 . 9 1055 . 9 轴： mmNTT d 4 1 10455 . 1 1 轴：mm10 8 . 22 5 .71 708 . 1 1055. 9 n 1055 . 9 46 2 2 6 2 N P T 轴：mmN n P T 46 3 3 6 3 10 2 . 52 30 64 . 1 1055 . 9 1055 . 9 5.35.3 计算各轴的转速：计算各轴的转速： 轴： 轴：minr1430nn m1 minr5 .71 20 1430 i n n 1 1 2 轴： min 30 3 r nn 5.4 计算各轴的输入功率计算各轴的输入功率 13 第 6 章
24、设计总结 经过近两个星期的努力，这次课程设计终于完成了，通过这次课程设计学到了很多 东西，巩固和复习了前面所学的知识，对机械设计这个专业有了更深的了解和认识， 明白了许多设计中应当注意到的问题，为以后的设计工作打下了基础。 通过此次课程设计，我不仅把知识融会贯通而且丰富了大脑，同时在查找资 料的过程中也了解了许多课外知识，开拓了视野，也认识到了机械的发展方向，使 自己在专业知识方面和动手能力方面有了质的飞跃，在设计过程中，我通过查阅有 关资料，与同学交流经验和自学，使自己学到了不少知识，也经历了不少艰辛，但 收获同样巨大。在整个设计中我懂得了许多东西，也培养了我独立工作的能力，树 立了对自己工作能力的信心，相信会对今后的学习工作生活非常重要的影响。而且 大大提高了动手的能力，使我充分体会到了在创造过程中探索的艰难和成功时的喜 悦。