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1、机械设计课程设计机械设计课程设计计算说明书设计题目：加热炉装料机设计院系：设 计 者：指导教师：年 月日北京航空航天大学设计任务书1、设计题目：加热炉装料机2、设计要求（1）装料机用于向加热炉内送料，由电动机驱动，室内工作，通过传动装置使装料机推杆作往复移动，将物料送入加热炉内。（2）生产批量为5台。（3）动力源为三相交流电380/220V，电机单向转动，载荷较平稳。（4）使用期限为10年，每年工作300天，大修期为三年，双班制工作。（5）生产厂具有加工7、8级精度齿轮、蜗轮的能力。加热炉装料机设计参考图如图3、技术数据推杆行程200mm,所需电机功率 2kw,推杆工作周期4.3s.4、设计任
2、务（1）完成加热炉装料机总体方案设计和论证，绘制总体原理方案图。（2）完成主要传动部分的结构设计。（3）完成装配图一张（用A0或A1图纸），零件图两张。（4）编写设计说明书1份。目录一、总体方案设计31、执行机构的选型与设计32、传动装置方案确定4二、传动零件的设计计算61、联轴器62、齿轮设计63、蜗轮蜗杆设计12三、轴系结构设计及计算161、轴的强度计算162、轴承校核计算243、键校核计算29四、箱体及附件设计30五、润滑与密封301、齿轮、蜗杆及蜗轮的润滑302、滚动轴承的润滑313、油标及排油装置314、密封形式的选择31六、技术要求31七、总结与体会32参考文献32一、总体方案设计
3、1、执行机构的选型与设计（1）机构分析执行机构由电动机驱动，电动机功率2kw，原动件输出等速圆周运动。传动机构应有运动转换功能，将原动件的回转运动转变为推杆的直线往复运动，因此应有急回运动特性。同时要保证机构具有良好的传力特性，即压力角较小。为合理匹配出力与速度的关系，电动机转速快扭矩小，因此应设置蜗杆减速器，减速增扭。（2）机构选型方案一：用摆动导杆机构实现运动形式的转换功能。方案二：用偏置曲柄滑块机构实现运动形式的转换功能。方案三：用曲柄摇杆机构和摇杆滑块机构串联组合，实现运动形式的转换功能。方案三方案二方案一（3）方案评价方案一：结构简单，尺寸适中，最小传动角适中，传力性能良好，且慢速行
4、程为工作行程，快速行程为返回行程，工作效率高。方案二：结构简单，但是不够紧凑，且最小传动角偏小，传力性能差。方案三：结构复杂，且滑块会有一段时间作近似停歇，工作效率低，不能满足工作周期4.3秒地要求。综上所述，方案一作为装料机执行机构的实施方案较为合适。（4）机构设计急回系数k定为2，则1=240, 2=120, 得=60。简图如下：暂定机架长100mm，则由=60可得曲柄长50mm，导杆长200mm。（5）性能评价图示位置即为最小位置，经计算，min=90-23=67。性能良好。2、传动装置方案确定（1）传动方案设计由于输入轴与输出轴有相交，因此传动机构应选择锥齿轮或蜗轮蜗杆机构。方案一：二
5、级圆锥圆柱齿轮减速器。方案二：齿轮蜗杆减速器。方案三：蜗杆齿轮减速器。方案三方案二方案一（2）方案评价由于工作周期为4.3秒，相当于14r/min, 而电动机同步转速为1000r/min或1500r/min,故总传动比为i=71或107 , i较大，因此传动比较小的方案一不合适，应在方案二与方案三中选。而方案二与方案三相比，结构较紧凑，且蜗杆在低速级，因此方案二较为合适。（3）电动机选择选择电动机类型按工作条件和要求，选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步卧式电动机，电压380v。选择电动机容量由设计要求得电动机所需功率。因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可，因此选定电动机额定功率Ped为2.2
6、kw。确定电动机转速曲柄工作转速nw= 13.95r/min，方案二中减速器传动比为6090，故电动机转速可选范围为。符合这一范围的同步转速有1000r/min, 故选定电动机转速为1000r/min。进而确定电动机型号为Y112M-6。（4）分配传动比计算总传动比：分配减速器的各级传动比：取第一级齿轮传动比，故第二级蜗杆传动比。（5）运动和动力参数计算滚动轴承效率：1=0.99闭式齿轮传动效率：2=0.97蜗杆传动效率：3=0.80联轴器效率：4=0.99故=13*2*3*4=0.68电机轴：Nm=940r/min,Pd=2kw, T0=9550*P0/Nm=20.319N*M对于轴（小齿轮
7、轴）:P1=2.0*4=1.98kwN1=940r/min T1=9550*P0/Nm=20.116N*M对于轴（蜗杆轴）： P2=P1*1*2=1.98*0.99*0.97=1.90kw N2=N10/3=313.3r/min T2=9550*P2/N2=57.934N*M对于轴（蜗轮轴）： P3=P2*3*1=1.90*0.8*0.99=1.5kwN3=N2/22.46=13.95r/minT3=9550*P3/N3=1026.882N*M运动参数核动力参数的结果加以汇总，列出参数表如下:轴名功率P / kW转矩T /Nm转速nr/min传动比i效率输入输出输入输出电机轴220.31994
8、010.99小齿轮轴1.981.9620.11619.91594010.99蜗杆轴1.901.88579.34573.54313.330.99蜗轮轴1.501.481026.8821016.61313.9522.460.99总体设计方案简图如下：二、传动零件的设计计算1、联轴器（1）式中：K为载荷系数；T为联轴器传递的工作扭矩（即轴的扭矩）。因为载荷较平稳，查表得1，T=20.32N*m，故= 20.32N*m。（2）由于n1=n0= 1000r/min，所以选弹性联轴器。（3）匹配：电动机Y112M-6轴径D=28mm。综上，查表选择弹性套柱销联轴器，型号LT4，齿轮轴轴径为25mm。2、齿
9、轮设计计算项目计算内容计算结果1、选材、精度考虑主动轮转速n1=940r/min不是很高，故大小齿轮均用45#，调质处理。小齿轮硬度HB=229286，取260HB。大齿轮HB=217255，取230HB。精度等级选8级。2、初步计算小齿轮直径因为采用闭式软齿面传动,按齿面接触强度初步估算小齿轮分度圆直径,由附录A表由表A1取，动载荷系数，初取转矩，由表27.11查取接触疲劳极限取3、确定基本参数圆周速度精度等级取8级精度合理取，确定模数,查表取校核传动比误差：8级精度合理取传动比误差为1.1%4、校齿核面接触疲劳强度1计算齿面接触应力节点区域系数:查图27-16非变位斜齿轮弹性系数:查表27
10、.11重合度系数:端面重合度螺旋角系数齿面接触应力2计算许用接触应力总工作时间接触寿命系数由图27-23查出（单向运转取）齿面工作硬化系数接触强度尺寸系数由表27.15按调质钢查润滑油膜影响系数取为由表27.14取最小安全系数许用接触应力:3验算:接触疲劳强度较为合适,齿轮尺寸无须调整5、确定主要传动尺寸小齿轮直径大齿轮直径齿宽b=48mm, , 6、齿根弯曲疲劳强度验算1由式27.11, , ,齿根弯曲应力:2计算许用弯曲应力由式27.17试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限查图27-24c，另外取由图27-26确定尺寸系数=由表27.14查最小安全系数3弯曲疲劳强度验算=合格7、静强度校核静强度校核
11、,因传动无严重过载,故不作静强度校核3、蜗轮蜗杆设计计算项目计算内容计算结果1选择传动精度等级，材料考虑传动功率不大，转速也不高，选用ZA型蜗杆传动，精度等级为8级。蜗杆用45号钢淬火，表面硬度4550HRC，蜗轮轮缘材料用ZCuSn10P1沙模铸造。2确定蜗杆，涡轮齿数传动比取校核传动比误差：涡轮转速为：3.确定涡轮许用接触应力蜗杆材料为锡青铜，则, ,4.接触强度设计载荷系数蜗轮转矩：估取蜗杆传动效率5.主要几何尺寸计算涡轮分度圆直径：蜗杆导程角6.计算涡轮的圆周速度和传动效率涡轮圆周速度，查出当量摩擦角搅油效率滚动轴承效率与估取值近似7.校核接触强度查得弹性系数，使用系数取动载荷系数载荷
12、分布系数8.轮齿弯曲强度校核确定许用弯曲应力查出查出弯曲强度寿命系数确定涡轮的复合齿形系数涡轮当量齿数涡轮无变位查得导程角9.蜗杆轴刚度验算蜗杆所受圆周力蜗杆所受径向力蜗杆两支撑间距离L取蜗杆危险及面惯性矩许用最大变形10.蜗杆传动热平衡计算蜗杆传动效率导热率取为）K工作环境温度传动装置散热的计算面积为三、轴系结构设计及计算1、轴的强度计算（1）小齿轮轴（结构简图、受力图、弯矩、扭矩图附表后）计算项目计算内容计算结果1、材料选择、热处理2、初估轴径3、初定轴的结构4、轴的空间受力5、轴承支点的支反力绘出水平面和垂直面弯矩图6、计算机合成弯矩，绘制合成弯矩图7、转矩图8、求当量弯矩,绘制当量弯矩
13、图9、按弯扭合成应力校核轴的强度45钢，正火，硬度为170至217HB当轴材料为45钢时可取C=110，则考虑有键联接，故轴径增加3%，因需与联轴器匹配，轴孔长度L=62mm。初选中系列深沟球轴承6006，轴承尺寸外径D=55mm，宽度B=13mm。初步设计轴的结构件图见表后。该轴所受的外载荷为转矩和大齿轮上的作用力。小齿轮圆周力小齿轮径向力小齿轮轴向力1）垂直面支反力及弯矩计算2）水平面支反力及弯矩计算危险截面C处当量弯矩：合格（2）蜗轮轴（结构简图、受力图、弯矩、扭矩图附表后）计算项目计算内容计算结果1、选择材料、热处理2、按扭转强度初估轴径3、初定轴的结构4、轴的空间受力分析5、计算轴承
14、支点的支反力绘出水平面和垂直面弯矩图6、计算机合成弯矩，绘制合成弯矩图7、转矩图8、求当量弯矩,绘制当量弯矩图9、按弯扭合成应力校核轴的强度45钢正火，硬度为170至217HB当轴材料为45钢时可取C=110，则取其轴径为55mm选圆锥滚子轴承30215（一对），其尺寸：D=130mm,d=75mm, B=25mm.该轴所受的外载荷为转矩和蜗轮上的作用力。输入转矩轴向力径向力圆周力；1）垂直面支反力及弯矩计算2）水平面支反力及弯矩计算前已计算危险截面C处当量弯矩：取d=55初步结构图见下空间受力简图见下合格（3）蜗杆轴（结构简图、受力图、弯矩、扭矩图附表后）计算项目计算内容计算结果1、选择材料
15、、热处理2、按扭转强度初估轴径3、初定轴的结构4、轴的空间受力分析5、计算轴承支点的支反力绘出水平面和垂直面弯矩图6、计算机合成弯矩，绘制合成弯矩图7、转矩图8、求当量弯矩,绘制当量弯矩图9、按弯扭合成应力校核轴的强度45钢正火，硬度为170至217HB当轴材料为45钢时可取C=110，则最小直径处有单键，故轴径增加3%，圆整后取d=35mm左端选深沟球轴承6009，其尺寸：D=75mm,d=45mm, B=16mm.右端选圆锥滚子轴承32309，其尺寸：D=100mm,d=45mm, B=36mm.该轴所受的外载荷为转矩、蜗杆和大齿轮上的作用力。输入转矩根据前面结果，大齿轮处受力为：圆周力；
16、径向力轴向力蜗杆处受力为：圆周力轴向力径向力1）垂直面支反力及弯矩计算2）水平面支反力及弯矩计算危险截面C处当量弯矩：取d=35初步结构图见下空间受力简图合格2、轴承校核计算（1）小齿轮轴该轴采用两端单向固定的方式，所受轴向力比较小，选用一对深沟球轴承，按轴径初选6006。下面进行校核：计算项目计算内容计算结果轴承主要性能参数查手册6006轴承主要性能参数如下：；轴承受力情况；X、Y值，冲击载荷系数查得当量动载荷轴承寿命（球轴承）48000h，寿命合格载荷变化系数查图得载荷分布系数对于深沟球轴承，查得许用转速大于工作转速940r/min满足要求结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。
17、（2）蜗轮轴该轴采用两端单向固定的方式，所受轴向力比较小，选用一对圆锥滚子轴承，按轴径初选30215。下面进行校核：计算项目计算内容计算结果轴承主要性能参数查手册30215轴承主要性能参数如下：；接触角=16.35 e=1.5tan=0.44=16.35轴承受力情况；故X、Y值，冲击载荷系数查得当量动载荷轴承寿命（滚子轴承）48000h，寿命合格载荷变化系数查图得载荷分布系数对于圆锥滚子轴承，查得许用转速大于工作转速13.95r/min满足要求结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。（3）蜗杆轴蜗杆轴采用一端固定一端游动的支撑方案，固定端采用两个圆锥滚子轴承，以承受蜗杆轴向力，按轴径
18、初选32309；游动端采用一个深沟球轴承，只承受径向力，按轴径初选6009。受力图如下图：下面进行校核：深沟球轴承6009计算项目计算内容计算结果轴承主要性能参数查手册6009轴承主要性能参数如下：；轴承受力情况；X、Y值，冲击载荷系数查得当量动载荷轴承寿命（球轴承）48000h，寿命合格载荷变化系数查图得载荷分布系数对于深沟球轴承，查得许用转速大于工作转速313.3r/min满足要求结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。圆锥滚子轴承32309：计算项目计算内容计算结果轴承主要性能参数查手册32309轴承主要性能参数如下：；e=0.35轴承受力情况；X、Y值，冲击载荷系数查得当量动
19、载荷轴承寿命（滚子轴承）48000h，寿命合格载荷变化系数查图得载荷分布系数对于圆锥滚子轴承，=13.13查得许用转速大于工作转速313.3r/min满足要求结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。3、键校核计算键的选择主要考虑所传递的扭矩的大小，轴上零件是否需要沿轴向移动，零件的对中要求等等。计算项目计算内容计算结果（1）小齿轮轴键的选择与校核键的选择和参数与联轴器相联接，为静联接，选用普通平键，圆头。由手册查得d=25mm时，应选用键GB1096-79转矩键长依据轮毂长度为63mm，选择标准键长L=57mm接触长度许用挤压应力校 核查表可得钢的许用挤压应力为=（70-80）MPa
20、故满足要求（2）蜗轮键的选择和校核键的选择和参数静联接,选用普通平键，圆头，由手册查得d=80mm时，选用键GB1096-79转矩键长依据轮毂长度为117mm，选择标准键长L=110mm接触长度许用挤压应力校 核查表可得钢的许用挤压应力为=（70-80）MPa故满足要求（3）蜗杆轴键的选择和校核键的选择和参数静联接,选用普通平键，圆头由手册查得d=35mm时，选用键，GB1096-79转矩键长依据轮毂长度为43mm，选择标准键长L=37mm接触长度许用挤压应力校 核查表可得钢的许用挤压应力为=（70-80）MPa故满足要求四、箱体及附件设计计算项目计算内容计算结果箱座厚度箱盖厚度箱座突缘厚度箱
21、盖突缘厚度箱座底突缘厚度地角螺钉直径地角螺钉数目轴承旁连接螺钉直径机盖与机座连接螺栓直径轴承端盖螺钉直径窥视孔盖螺钉直径连接螺栓d2的间距定位销直径大齿轮顶圆与内机壁距离齿轮端面与内机壁距离轴承端盖外径轴承端盖突缘厚度机盖肋厚机座肋厚=0.04a+381=0.85=10.2b=1.5b1=1.51b2=2.5df=0.036a+12d1=0.75 df=16d2=(0.50.6) dfd3=(0.40.5) dfd4=(0.30.4) dfl=(120200)mmd=(0.70.8)d211.22D2=1.25D+10t=(1.11.2)d3m1=0.851m=0.85取=12mm取1=10m
22、mb=18mmb1=15mmb2=30mmdf =20mmn=4取d1=16mm取d2=12mm取d3=10mm取d4=6mm取l=150mm取d=9mm取1=15取2=12依轴承而定t=12取m1=8取m=10五、润滑与密封1、齿轮、蜗杆及蜗轮的润滑在减速器中，蜗杆相对滑动速度V=1.34m/s，采用浸油润滑，选用蜗轮蜗杆油（摘自），用于蜗杆蜗轮传动的润滑，代号为。浸油深度一般要求浸没蜗杆螺纹高度，但不高于蜗杆轴承最低一个滚动体中心高。2、滚动轴承的润滑三对轴承处的零件轮缘线速度均小于，所以应考虑使用油脂润滑，但应对轴承处值进行计算。值小于时宜用油脂润滑；否则应设计辅助润滑装置。三对轴承处值
23、分别为：，均小于，所以可以选择油脂润滑。采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油板将轴承与箱体内部隔开。在选用润滑脂的牌号时，根据手册查得常用油脂的主要性质和用途。因为本设计的减速器为室内工作，环境一般，不是很恶劣，所以6212和6214轴承选用通用锂基润滑脂（），它适用于宽温度范围内各种机械设备的轴承，选用牌号为的润滑脂。3、油标及排油装置(1)油标：选择杆式油标A型(2)排油装置：管螺纹外六角螺赛及其组合结构4、密封形式的选择为防止机体内润滑剂外泄和外部杂质进入机体内部影响机体工作，在构成机体的各零件间，如机盖与机座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。
24、对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度不是很大，采用接触式密封，输入轴与轴承盖间V3m/s，采用粗羊毛毡封油圈，输出轴与轴承盖间也为V 3m/s，故采用粗羊毛毡封油圈。六、技术要求1 装配前所有零件用煤油清洗，滚动轴承用汽油浸洗，箱体内不允许有任何杂物存生。2 保持侧隙不小于0.115mm。3 调整、固定轴承时应留轴向间隙，。4 涂色检查接触斑点，沿齿高不小于55%，沿齿长不小于50%5 箱体被隔开为两部分，分别装全损耗系统用油L-AN68至规定高度。6 空载试验，在n1=1000r/min、L-AN68润滑油条件下进行，正反转各1小时，要求减速器平稳，无撞击声，温升不大于60C，无漏油。7 减速器部分面，各接触面及密封处均不允许漏油，剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用垫片。8 箱体外表面涂深灰色油漆，内表面涂耐油油漆。七、总结与体会参考文献1、 王之栎、王大康主编机械设计综合课程设计2010年8月第2版，机械工业出版社。2、 吴瑞祥，王之栋，郭卫东，刘静华主编机械设计基础（下册）2007年2月第2版，北京航空航天大学出版社。32
