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1、精选优质文档-倾情为你奉上课程设计(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 学 号 系 、专 业 机电工程学院 09机械A 指 导 教 师 刘海潮 2012年 6 月 12 日前 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
2、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。目录第1章 设计任务书1.1 设计带式输送机的传动装置 1.2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=1.1 kw大齿轮轴的转速:=38 r/min每日工作时间：T=8h工作年限：a=10（
3、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2. 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
4、= 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=0.98。 所以=0.990.80.9830.98=0.7312.1.2.2电动机所需工作功率为 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=35。取蜗杆涡轮的传动比i2=16。则总的传动比 i= i1i2=330。根据电动机的类型，容量，转速,要使=，由课程设计指导书中表可选定电动机型号为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Y100L1-42.21
5、4302.22.3第3章 传动比的分配3.1计算传动装置的总传动比并分配传动比3.1.1总传动比为 =/=1430/38=37.63.1.2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25之间；在协调分配传动比，初选圆柱齿轮的传动比为=2；则蜗杆蜗轮的传动比为。3.2计算传动装置各轴的运动和参数3.2.1各轴的转速轴：=1430r/min轴： 轴： 3.2.2各轴的输入功率3.2.3各轴的输入转矩电动机输出转矩为：轴： 轴： 轴：将上述计算结果汇总于下表，以备查用：轴名功率P/kw转矩T/(Nmm)转
6、速n/(r/min)传动比i2.21.4710414301轴2.181.455104143018.8轴1.7082.3310570.12轴1.644.1210538 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（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
7、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 4.3.1 确定作用在蜗轮上的转矩按=2，效率为0.8，则4.3.2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=1.3，由表中选取使用系数=1.15，由于转速不是很高，冲击不大，可选取动载荷系数=1.05，则K=1.31.151.05=1.574.3.3 确定弹性影响系数和因为选用的是锡磷青铜（ZCuSn10P1）的蜗轮和45刚蜗杆相配，故；先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值为=0.35，从图表中查得=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
8、旋齿面硬度45HRC，可从表中查得蜗轮的基本许用应力 =268MPa。应力循环次数N=60=60170.1（）=1.009寿命系数 =0.7490 ，则=0.=200.74MPa4.3.5 计算中心距 a=取中心距a=125mm，因为=18.8，故从表中选取模数m=5mm，蜗杆分度圆直径d1=50mm，这时d1/a=0.4，与假设相近，从图表中可查得=2.75，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=60mm；齿根圆直径=38mm；分度圆导程角=arctan=arctan=11.31；轴向齿厚=7.85
9、mm。4.4.2 蜗轮蜗轮齿数：=39；变位系数=-0.5验算传动比：=19.5，这时传动误差为=3.7%是允许的蜗轮分度圆直径：蜗轮喉圆直径：=+=195+22.5=200mm蜗轮齿根圆直径：=+=195-27=168mm蜗轮咽喉母圆半径：=a-=125-200=25mm4.5 校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数=根据=-0.5，=41.36，从图表中可查得齿形系数2.95螺旋系数=许用弯曲应力 =从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56MPa寿命系数 =560.5783=32.38MPa所以=,弯曲强度校核满足要求。4.6 验算效率已知=11.31，=，与相对滑移
10、速度有关 从表中用插值法查得=0.0246，=1.242代入上式得大于原估计值，因此不用重算。 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）；由表中选择小齿轮材料为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320=60。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5.2.1确定公式内的各计算数值试选载荷系数=1.3，计算小齿轮传递的转
11、矩，由表中选取齿宽系数=1，由表中查得材料的弹性影响系数，由图表中按齿面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=550 MPa；由公式计算应力循环次数，小齿轮的应力循环次数为N1= ，大齿轮的应力循环次数为N2=；由图中取接触疲劳寿命系数=0.90, =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，由公式得,.5.2.2 计算试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值 计算圆周速度，v=；计算齿宽b，b=175.93=75.93；计算齿宽与齿高之比b/h，模数,齿高 h=2.25=2.253.80=8.55mm，b/h=75.55/8.55=8.8
12、4；计算载荷系数，根据v=0.2786m/s，7级精度，由图查得动载荷系数=1.13，直齿轮，由表查得使用系数，由表用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，由b/h=8.84，查图得，故载荷系数为;按实际的载荷系数校正所的分度圆直径,由公式得，计算模数m，m=。 5.2.3 按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为m5.2.3.1 确定公式内的各计算数值由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,大齿轮的弯曲强度极限；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数,;计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳系数S=1.4，由公式得, 计算载荷系数K，K=1.251.1311.35=1.91；查取齿形系数，由表查
13、得,;查取应力校正系数，由表查得，；计算大、小齿轮的并加以比较，大齿轮的数值大。5.2.3.2 设计计算m=2.93对比计算结果，由齿面接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4.39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87.887mm，算出小齿轮的齿数，大齿轮的齿数。5.3 几何尺寸计算计算分度圆直径 小齿轮的分度圆直径mm大齿轮的分度圆直径mm；计算中心距大齿轮的分度圆直径mm；计算齿轮宽度，取，。第6章 轴的设计6.1 蜗杆轴6.1.1 求蜗杆轴上的功率、转速和转矩由第3章可知，。6.1.1.1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 轴向力 径向力 6.1.1.2 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该轴是用联轴器与电动机相连的，
