[毕业设计精品]铸造车间碾砂机的传声筒装置设计.doc

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1、 学生课程设计（论文）题 目： 铸造车间碾砂机的传声筒装置设计 学生姓名： 学 号：所在院(系)： 机电工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 2007级机械设计制造及其 自动化1班 （电子一班） 指 导 教 师： 职称： 博士 2009年 1 月 9 日教务处制减速器在国内外的状况 ：1.国内的发展概况 国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点。由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方面没有突破，因此，没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等这些基本要求

2、。 2.国外发展概况 国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。 课题研究的内容及拟采取的技术、方法 本设计是蜗轮蜗杆减速器的设计。设计主要针对执行机构的运动展开。为了达到要求的运动精度和生产率，必须要求传动系统具有一定的传动精度并且各传动元件之间应满足一定的关系，以实现各零部件的协调动作。该设计均采用新国标，运用模块化设计，设计内容包括传动件的设计，执行机构的设计及设备零部件等的设计

3、。 传动装置总体设计 ：1.传动方案的选择 （1） （2）方案分析：对于方案1，因输入与输出轴垂直相交且输出轴在铅垂方向，则采用立式蜗杆蜗轮减速器（蜗杆侧置），又蜗杆蜗轮机构传动比大，零件数目少，故结构很紧凑；在蜗杆传动中，由于蜗杆齿是连续不断的螺旋齿。它和蜗轮齿是逐渐啮合及逐渐退出啮合的，同时啮合的齿对又较多，故冲击载荷小，传动平稳，噪声低，虽然效率较低，但选择双头以上的蜗杆，效率还是可达到0.8以上；对于方案2，采用的是三级减速器，用于输入轴与输出轴相交而传动比较大的传动，传对比可达2575，但是输出的转速只有29r/min，由此算出的输入功率，没有较为合适的电机可供选择，而两级锥齿轮-圆

4、柱齿轮减速器的传对比815，换算过后并不能满足要求。若再考虑更高级别的减速器，则从尺寸，质量，经济上看，都是不理想的。所以综合上述分析，选择立式蜗杆减速器。2、电动机的选择2.1电动机的类型的选择 电动机的类型根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机2.2电动机功率的选择工作机所需要的有效功率为： 为了计算电动机所需要的有效功率，先要确定从电动机到工作机之间的总效率，设分别为联轴器,涡轮效率,滚动轴承效率的效率：查得： 则传动装置的总效率为：=联轴器，蜗杆蜗轮，滚动轴承（一对） 电动机所需的功率为：=4.25/0.74=5.74Kw 选取电动机的额定功率为：7.5Kw 蜗杆涡轮的传动比i

5、=840，则电机的转速=2321160 r/min2.3电动机的选择 选择符合上述条件的同步转速为1000r/min和750r/min两种。2.4根据电动机所需要的功率和同步转速电动机型号为Y160M-6和Y160L-8型。电动机的数据及总传动比表1-2方案号电动机型号额定功率Kw同步转速r/min满载转速r/min1Y160M-67.510009702 Y160L-87.5750720由上表1-2可知传动方案1虽然电动机的转速价格低，但总传动比大，为了能合理地分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方案2，即电动机型号为Y160L-82.5传动比的分配根据表1-2，蜗杆蜗轮的传动比，i=24

6、.82.6电动机装置运动和动力参数的计算1、各轴的转速计算 轴 轴 1、 各轴的转矩计算 轴 轴 2、 各轴的输入功率计算 轴 轴 根据设计要求，蜗杆蜗轮必须满的条件是使用寿命期限为8年（每年工作300天），三班制工作的闭式蜗杆减速器中的普通圆柱蜗杆传动，以知道输入功率为P为7.5Kw，蜗杆转速=720r/min。3、蜗杆蜗轮的设计计算3.1选择蜗杆传动类型根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。3.2选择材料因考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45号钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuS

7、n10P1,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。3.3按齿面接触疲劳强度进行设计将上述计算结果列到表1-3中，以供查用；表1-3轴号转速r/min功率P Kw转矩 T N.m电机I7207.5I7205.6374.68II294.331426 根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲强度。由式：传动中心距1、 确定作用在蜗轮上的转矩T2按估取效率0.8，则： T2=1426000N/mm2、 确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数；由载荷不均匀、有小冲击选取使用系数；由于转速不高，冲击不大，可取动载

8、荷系数为=1.1。则： 3、 确定弹性影响的系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故=。4、 确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距a的比值/a=0.35,由教材机械设计图11.18可查得5、 确定许用接触应力 根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可从教材机械设计表11-7查得蜗轮的基本许用应力=268MPa。 应力循环次数 N=60j寿命系数为： 则： = =6 计算中心距 即 取中心距a=225mm,查机械设计手册i=23.5，取模数蜗杆分度圆直径：。这时,查得接触系数，因为,因此计算结果可用。 3.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸

9、1、 蜗杆主要参数齿顶高： 齿根高：全齿高： 分度圆直径： 齿顶直径： 齿根圆直径： 蜗杆分度圆导程角：蜗杆轴向齿距：蜗杆导程:蜗杆齿宽： 由于变位系数=-0.375位于-1.0和0.5之间 则 （10.5+）m=（10.5+2）8=100 （11+0.1）m=（11+0.14）8=125.6 取较大者=125.6又m10mm，则125.6+25=150.6 取 =180mm2、蜗轮主要参数蜗轮齿数：，变位系数：验算传动比，这时传动比误差为=150.6mm，取=180mm，da1=96mm，d1=80mm d、轴承端盖的总宽度为30mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及

10、便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=10mm，故取=40mm。 e、为了使轴承与蜗轮旋转无干扰，则根据其相对位置取=50mm（3）、轴上零件的周向定位。半联轴器与轴的周向定位采用平键连接，选用平键为12870mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6，滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.（4）、确定轴上圆角和倒角尺寸，由教材表15-2，取轴端倒角为2，各轴肩处的圆角见图。4.2对蜗轮轴的设计4.2.1由前面的计算可知轴的主要参数 又 于是 4.2.2求作用在蜗轮上的力已知轴上的蜗轮的分度圆直径为则 圆周力 径向力 轴向力4.2.3

11、初步定轴的最小直径初步估算低速轴的最小直径，选用45钢，调质处理。取=110mm，于是得 放大10%，=64.2mm根据工作条件选用弹性套柱销联轴器，该轴的计算转矩 ,考虑转矩变化很小和轻微冲击,故取,则:查标准GB/T4342-1984可选取TL10型联轴器，公称转矩 许用转速72r/min选用轴孔直径mm，。取直径为65mm，则可选取联轴器轴孔=65mm。该半联轴器长度L=142mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度=107mm。所以选用TL10型联轴器能满足要求。4.2.4轴的结构设计1、拟定轴上的零件的装配方案 因为轴上零件只有一个蜗轮，则应将蜗轮放在两轴承的中间，如此轴的受力比较合理。2、

12、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为了满足半联轴器的轴向定位要求，12轴段右端需制出一轴肩，故取；半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故12段的长度应比 略短一些，现取 。 2)、初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30217，其尺寸为，所以可取。右端滚动轴承采用档油板进行轴向定位。因此取。 3)、取安装齿轮处的轴段45 的直径；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为105mm ，为了使套筒端面可靠

13、地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，取h=7mm ，则轴环处的直径。轴环宽度b1.4h，取。4)、轴承端盖的总宽度为30mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离，故取。 5)、取齿轮距箱体内壁之距a=15mm ，考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s ，取 s=4.5mm ，已知滚动轴承宽度 T=30.5mm ，所以至此，已初步确定轴的各段直径和长度。3、轴上零件的周向定位蜗轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按蜗轮轴的直径由表6-1查得平键截面bh=25mm14mm，键槽

14、用键槽铣刀加工，长为90mm，同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，故选取蜗轮轮毂与轴的配合为H7/n6 ；半联轴器与轴的联接，用平键为，半联轴器与轴的配合为H7/k6 。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，选轴的直径尺寸公差为m6 。4、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 ，各轴肩处的圆角半径均为2mm。4.2.5、校核1）求轴上的载荷首先根据轴的结构图（参考图15-26）作出轴的计算简图（参考图15-24）。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于单列圆锥滚子轴承30217，查得=30.3mm。因此，作简支梁的轴的支承跨距。根据轴的简图作出轴的弯矩图和扭矩图如下图所示。

15、从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的结果列于下表1-2：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T2）、按弯扭合成应力来校核轴的强度 进行校核时，通常只是校核轴上受最大弯矩和扭矩（即危险截面C）的强度。 此图为轴的结构图以及弯矩和扭矩图 并取=0.6，轴的抗弯截面系数取=。轴的计算应力为前已选定轴的材料为45号钢，调质处理，查得。因此，故此轴的各项要求是安全的。因为此轴不是特别重要的，所以此轴不需要进行精确校核轴的疲劳强度。至此，轴的设计计算已告结束。5、轴承的验算5.1蜗轮轴承的验算查得可知30217圆锥滚子轴承轴承的=178kN1、求两轴承

16、受到的径向载荷和(参考机械设计教材例子) 将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面（上图）和水平面（图c）两个平面力系。其中：图a中的为通过另加转矩而平移到指向轴线；图b中的亦应通过另加弯矩而平移到作用于轴线上（上述两步转化图中均未画出）。由力分析可得：3881.584193.90查轴承的有关系数， 。 则轴承的派生力为=1386.23 =1497.82 则轴向当量荷为 1497.82+1867=3364.82N 1497.82N5.2计算轴承寿命 因为 查出径向载荷系数和轴向载荷系数为 对轴承1 对轴承2 因轴承运转中有冲击载荷，查得1.2，取。则 4163.29N因为，所以按轴承1的受力大小验

17、算（由前面的结果得h 故所选轴承可满足寿命要求。5.3蜗杆轴承校核由于蜗杆轴同时承受轴向力和径向力,于是选用圆锥滚子轴承30213,再此就不对其进行精确校核。6、键的验算6.1低速轴即蜗轮轴上的键验算 由前面轴的设计得出的轴上键的选择为蜗轮周向定位的键为A型平键规格为，半联轴器周向定位为A型平键为。查得平键的验算公式为 键、轴材料为钢，轮毂的材料是铸铁，铸铁的许用压力较小。查得铸铁许用挤压力，取其平均值。A型键的工作长度=90-25=65，键与轮毂槽的接触高度7。由以上公式可得 可见，A型平键不符合要求，于是才用两个键,键的标记为：键A 25x80（GB/T10961979）。 对于半联轴器的

18、A型平键盘，键、轴和半联轴器材料都为钢，查得钢的许作挤压应力，取其平均值。C型键的工作长度，键与轮毂槽的接触高度。由以上公式可得可见，A型平键符合要求，键的标记为：键A （GB/T10961979）。7、润滑的选择7.1润滑油的选择和润滑方式 由前已计算出蜗杆传动的相对滑动速度，查得润滑方式用油池润滑，油的运动粘度为。查得油的牌号为号（GB9503-1986）8、蜗杆传动的热平衡计算8.1蜗杆传动的热平衡计算 蜗杆传动由于效低，所以工作时发热量大。在闭式传动中，如果产生的热量不能及时散逸，将因油温不断升高而使润滑稀释，从而增大磨擦损失，甚至发生胶合。所以，必须根据单位时间内的发热量和同时间内的

19、散热量平稳衡，以保证油温稳定地处于规定的范围内。 查得以下计算公式。 因为，则必须采取措施，以提高散热能力。这里采用在蜗杆端加装风扇以加速成空气流通。 风扇消耗的功率，为风扇叶轮的圆周速度，单位为m/s, ，其中非 为风扇叶轮外径，单位为mm； 为风扇叶轮转速，单位为r/min。 查得 其中，、为风冷及自然冷却面积，单位为； 风冷时的表面传热系数； 、分别为油的工作温度及周围空气的温度，单位为。 由验算可得，在蜗杆端应加装一风扇来散热。满足要求。9、箱体及附件的结构设计9.1箱体的大体结构设计名称符号蜗杆减速器尺寸（mm）箱座厚度/壁厚20/9箱盖壁厚9.3箱盖凸缘厚度17箱座凸缘厚度17箱座

20、底凸缘厚度15地脚螺钉直径20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径10盖与座联结螺栓直径12轴承端盖螺钉直径10，12、至外箱壁距离26、至凸缘边距离26轴承旁凸台半径40外箱壁至轴承座端面距离35齿轮顶圆（蜗轮外圆）与内箱壁距离25.窥视孔螺栓直径D48.窥视孔螺栓直径数目s4启盖螺栓D129.2、通气器的选择查得为的通气器。D=22 D1=19.6 L=23 l=12 a=2 d1=5 s=179.3、油标尺的尺寸设计 选取为的油标D=26 b=8 h=35 d2=12 a=12 D1=22 d1=4结论 本文通过对单级蜗杆减速器的结构形状进行分析，得出总体方案.按总体方案对各零部件的运动关

21、系进行分析得出单级蜗杆减速器的整体结构尺寸，然后以各个系统为模块分别进行具体零部件的设计校核计算，得出各零部件的具体尺寸，再重新调整整体结构，整理得出最后的设计图纸和说明书.此次设计通过对单级蜗杆减速器的设计，使我对成型机械的设计方法、步骤有了较深的认识.熟悉了蜗轮、轴等多种常用零件的设计、校核方法；掌握了如何选用标准件，如何查阅和使用手册，如何绘制零件图、装配图；以及设计非标准零部件的要点、方法. 这次设计贯穿了所学的专业知识，综合运用了各科专业知识，从中使我学习了很多平时在课本中未学到的或未深入的内容.我相信这次设计对以后的工作学习都会有很大的帮助. 由于自己所学知识有限，而机械设计又是一

22、门非常深奥的学科，设计中肯定存在许多的不足和需要改进的地方，希望老师指出，在以后的学习工作中去完善它们. 致谢 首先，我要特别感谢我的指导老师，她对我毕业设计给予了很多的指导，花费了很多的心血，使我最后圆满完成了毕业设计。她严谨的治学态度，给我留下了极为深刻的印象，为我今后的工作、生活树立了良好的榜样。 其次，我要感谢我的同学，他们给予了我无私的帮助和大力的支持，使我顺利的完成了课程设计。 再次感谢关心我，帮助我的老师，同学。 参考文献 1濮良贵，纪名刚等著.机械设计（第七版）.北京：高等教育出版社,2001 2王世刚，张秀亲，苗淑杰.机械设计实践.哈尔滨：哈尔滨工程大学出版社，2003 3唐照民等著.机械设计.西安：西安交通大学出版社，1995 4任金泉等著.机械设计课程设计.西安：西安交通大学出版社，2003 5刘鸿文.材料力学.3版.北京：机械工业出版社,1992 6孙桓，陈作模主编.机械原理.6版.北京：高等教育出版社，2001 7机械设计手册编委会.机械设计手册.新版.北京：机械工业出版社，2004 8林景凡，王世刚，李世恒.互换性与质量控制基础.北京：中国科学技术出版社，1999 9张培金，蔺联芳等著.机械设计课程设计.上海：上海交通大学出版社，1988