加熱爐推料機傳動裝置設計【推桿行程220mm；電機功率3.6kW】【含5張CAD圖】【需要咨詢購買全套設計請加QQ1459919609】圖紙預覽詳情如下：
充值購買- 下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙I加熱爐推料機傳動裝置設計Design of machine transmission device of pushing reheating furnace摘 要這 次 課 程 設 計 主 要 是 設 計 了 加 熱 爐 推 料 裝 置 的 傳 動 系 統 。 加 熱 爐 推 料 機 代替 了 人 工 加 料 ， 即 安 全 又 方 便 ， 它 包 括 機 架 ， 機 架 上 裝 有 電 動 機 ， 在 電 動機 的 驅 動 軸 上 又 裝 有 聯 軸 器 ， 聯 軸 器 與 蝸 桿 相 連 ， 蝸 桿 渦 輪 減 速 器 ， 在 推料 小 車 上 裝 有 推 桿 。 按 任 務 書 要 求 設 計 計 算 了 蝸 輪 蝸 桿 的 各 種 參 數 ， 減 速 器外 大 小 齒 輪 的 參 數 ， 并 進 行 校 核 。 執(zhí) 行 系 統 （ 六 連 桿 機 構 ） 的 設 計 ， 根 據 要 求 ，計 算 出 了 各 桿 的 工 作 尺 寸 。 讓 我 在 一 次 體 會 到 了 設 計 任 務 的 過 程 ， 需 細 心 與 較真 ， 不 管 做 的 怎 么 樣 ， 但 是 過 程 對 自 己 很 重 要 。關鍵詞 蝸 桿 減 速 器 齒 輪 加 熱 爐 六 連 桿 結 構 充值購買- 下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙IIAbstractThis course design mainly furnace pushing device of the drive system is designed. Pusher heating furnace to replace the artificial feeding, safe and convenient, it consists of frame, motor mounted on the frame, on the drive shaft of the motor is equipped with a coupling, coupling are connected to the worm, the worm turbine reducer, equipped with push rod on pushing the car. According to the requirements of specification design and calculation of the various parameters of the worm gear and worm gear reducer outer size of parameter, and carry on the check. The design of the execution system (six bar linkage), according to the requirements, calculate the size of each bar work. Let me in an experienced the process of the design task, need to carefully and seriously, no matter what do, but the process is very important for yourselfKeywords Worm gearreducerfor heatingfurnace Thesixconnectingrodstructure 充值購買- 下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙III目 錄摘要 ...............................................................IAbstract .........................................................II第 1 章 總體方案設計 ............................................11.1 傳動方案擬定 ................................................11.2 電動機的選擇 ................................................21.3 傳動系統的運動和動力參數 ....................................5第 2 章 傳動裝置設計計算 .........................................72.1 蝸輪蝸桿設計 ................................................102.2 齒輪的設計 ..................................................122.3 軸的設計與校核 .............................................142.4 鍵連接設計計算 .............................................162.5 聯軸器的選擇與計算 .........................................182.6 滾動軸承的選擇及壽命計算 ...................................20第 3 章 減速器箱體設計 ..........................................223.1 潤滑與密封形式的選擇，潤滑油和潤滑脂的選擇 .................233.2 箱體設計 ..................................................243.3 技術要求 ..................................................25結論 ..............................................................26參考文獻 .........................................................27致謝 ..............................................................28 充值購買- 下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙1第 1章 總體方案設計1.1 傳動方案擬定設計內容：（1）選擇電動機三相交流電動機，電壓 380/220v.（2）傳動部分的設計減速器蝸輪蝸桿傳動效率低下，緩沖吸震和過載保護的能力較弱，制造精度高，但符合本次設計要求，采用蝸輪蝸桿傳動?？偟膫鲃颖葹?60，因為軸受到的扭矩力比較大，所以采用蝸桿齒輪減速器，以滿足本次設計的要求 傳動機構工作機采用反復移動的結構。本次設計以旋轉運動轉換為往復運動為目標，并不要求考慮到要不要等速、急回的特性。所以以六連桿機構為傳動裝置是比較符合本次的設計要求。根據本次設計要求，推料機應帶動裝料推板前進，設計結構越簡單越好，對心曲柄滑快機構恰恰符合。圖 1-1 加熱爐推料機 充值購買- 下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙21.2 電動機的選擇（1）選擇電動機型號：按本次設計的要求：Ｐ＝３.6kW， T=2.5ｓ，即 n4=24（轉／分）。選則 Y系列的電動機。（2）計算功率軸承效率： η0=0.99聯軸器效率： η1=0.99蝸輪蝸桿： η2=0.84斜齒輪的效率： η3=0.98滑塊的效率： η4=0.90總的效率為：η=η0^3η1η2η3η4=0.99^×0.99×0.84×0.970.90=0.704（3）計算電動機所需的轉速傳動比的范圍為： 齒輪傳動比 i 齒=2-5； 蝸輪傳動比 i 蝸=10－40查閱相關資料，并結合實際情況初步選擇 Y112m-4 型電動機，其功率為４kW 轉速為 1440r/min1.3 傳動系統的運動和動力參數總傳動比為：ia=nM/nw=1440/24=601、各級的傳動比為：取齒輪傳動比 i34=3，蝸輪和蝸桿的傳動比i12=ia/i34=60/3=20Error! No bookmark name given.2、計算各軸功率、轉速、轉矩各軸轉速電機軸： nm=1440r/minⅠ軸： n1= nM=1440r/minⅡ軸: n2=n1/i12=1440rmin/20=72rminⅢ軸: n3=n2/i34=72rmin/3=24rmin各軸功率電機軸：pd=4.0kwⅠ軸：P1=pd×η1×η0=4.0kw×0.99×0.99=3.92KW Ⅱ軸：P2=p1×η2×η0=3.92kw×0.84×0.99=3.26KWⅢ軸：P3=p2×η3×η0=3.26kw×0.98×0.99=3.13KW推桿： P 出=p3×η4=3.13kw×0.90=2.82KW各軸轉矩電動機輸出轉矩： Td=9550×pd/nM=9550×4.0÷1440=26.53N.MⅠ軸：T1=Td×η1=26.53×0.99=26.26N.m Ⅱ軸：T2=T1×η0×η2×i34=26.26×0.84×0.99×20=436.8N.mⅢ軸：T3=T2×η0×η3×i34=436.8×0.98×0.99×3=1271.3N.m 充值購買- 下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙3表 1-1 各軸功率、轉速、轉矩一覽表功率 P / kW 轉矩 T /N·m軸名輸入 輸出 輸入 輸出轉速nr/min傳動比 i效率?電機軸 4.0 26.53 1440 1 0.9801Ⅰ軸 3.92 26.26 144020 0.8316Ⅱ軸 3.26 436.80 72Ⅲ軸 2.82 1271.34 243 0.9702 充值購買- 下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙4第 2章 傳動裝置設計計算2.1蝸輪蝸桿的設計1．精度等級，材料7 級精度等級，蝸桿采用 45 鋼，淬火處理，硬度為 45~50HRC，沙模鑄造。2．確定蝸桿，渦輪齒數傳動比 i12=20，參考資料取 Z1=2，Z2=Iz1=20×2＝40 渦輪轉速為： n2=n1/i=960/20=480r/min3.確定渦輪許用接觸應力蝸桿材料為錫青銅，則 σHP=σ′HP×ZVS×ZN, σp=200N/MM^2初估滑動速度 VS=5.3m/s，浸油潤滑。滑動速度影響系數 ZVS=0.90,單項運轉取γ=1，渦輪應力循環(huán)次數 NL=60γ×n2th=60×1×72×10×16×300=2.07×10^8，查圖可得 ZN=0.67, σHP=σhp×zvs×zn=2000.90.67=120.6N/mm4.接觸強度設計載荷系數 K=1.1M^2d1≥﹙15000/σhpz2﹚^2KT^2蝸輪轉矩：由表 28.8，估取蝸桿傳動效率η=0.8,T2=T1iη1=9550×4/1440×0.8×20=424.44Nm則 M^2d1≥15000/120.6×40×1.1×424.44=4514.16mm^3查表可選用 M^2d=5376mm^3,傳動基本尺寸 m=8，d1=80,q=10則蝸桿寬度 b1=2.58m√Z2﹢1=2.5×8×√40＋1≈128MM5.主要幾何尺寸計算渦輪分度圓直徑： d2=mz2=8×40=320mm蝸桿導程角 tanγ=z1/q=2/10=0.2mm渦輪尺寬 b2≈2m﹙0.5﹢√q﹢1﹚=2×8×﹙0.5﹢√10﹢1﹚=61.066中心距 a=200mm6.計算渦輪的圓周速度和傳動效率渦輪圓周速度 v2=πd2n2/﹙60×1000﹚=1.21m/s齒面滑動速度 vξ=v1/cosγ=πd1n1/﹙60×1000﹚cos11.3°=6.15m/sη=η1η2η3 查表得出當量摩擦角 PV=1°17′=1.28°由式可得 η1=tanγ/tan﹙γ﹢pv﹚=tan11.3°/tan﹙11.3°﹢1.28°﹚=0.895攪油效率 η2=0.96 滾動軸承效率 η3=0.99 η=η1η2η3=0.895×0.96×0.99=0.85與估取值近似7.校核接觸強度σH=ZE√9400T2/d1d2^2KAKVKβ≤σHP彈性系數 ZE=155 使用系數 KA=1 V2=1.21m/s＜3m/s取動載荷系數 KV=1.05 載荷分布系數 Kβ=1 充值購買- 下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙5σH=155√9400436.8/80320^2×1×1.05×1=112.44N/mm 8.輪齒彎曲強度校核σF=666T2KAKVKβ/d1d2MYFSYβ≤σFP許用彎曲應力為 σF=σ′FPYN查閱相關資料得出 σ′FP=51N/MM^2查閱相關資料彎曲強度壽命系數為YN=0.53,故 σFP=σ′FPYN=51×0.53=27.03 N/MM^2確定渦輪的復合齒形系數 YFS=YFA×YSA渦輪當量齒數 ZV2=Z2/COS^3γ=40/COS^311.3°=42.42渦輪無變位查圖 27.17，27.20 得Yfa=2.4Ysa=1.68Yfs=2.4×1.68=4.032導程角 γ 的系數 Yβ=1-γ／120°=1－11.3°／120°=0.906其他參數同接觸強度設計σF=666×436.8×1×1.05×1/80×320×6.3×4.032×0.906=6.919N/MM ^29.蝸桿軸剛度驗算Y1=√FT1^2﹢Fr1^2/48EIL^3≤YP圓周力 Ft1=2000T1/d1=(2000×26.26)/80=656.5N 徑向力 Fr1 =(2000T2/d2)tanαx=(2000×436.8) /tan20°=993.646N蝸桿支撐距 LL=0.9d2=0.9×320=288mm蝸桿的危險面慣性矩I=﹙πdf1^4÷64﹚=π×﹙80-2.4×8﹚^4÷64=6.71×10^5mm^4許用最大變形 YP=0.001×d1=80μm蝸桿軸變形 Y1=﹙√656.5^2﹢993,64^2﹚÷﹙482.110^56.7110^5﹚×288^3=42μM＜γp 合格10.蝸桿傳動熱平衡計算t1=p1﹙1-η﹚/KA﹢t2≤95°蝸桿傳動效率 η=0.85導熱率取為 K=15W 中等通風環(huán)境K 工作環(huán)境溫度 t2=20°傳動裝置散熱面積為A=0.33﹙a÷100﹚^1.73=1.0947m^2 t1=4000×﹙1-0.85﹚÷﹙15×1.0497﹚﹢20=56.5° 充值購買- 下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙62.2齒輪的設計1 材料和精度的選擇斜齒小齒輪采用 40Cr，調質處理，硬度 241HB～186HB，大齒輪采用 45 鋼，調質處理，硬度 241HB～186HB，精度等級 8 級2 估算小齒輪直徑閉式軟齒面?zhèn)鲃?齒面接觸強度估算小齒輪的分度圓直徑d1≥Ad^3√﹙KT1÷ψdσ^2HP﹚×﹙u﹢1﹚÷u 由表 A1 取 Ad＝756，動載荷系數K=1.6，轉矩 T1=436.8N.m，由表 27.11 查取 ψd=1.0σhlim2=580paσHP1=0.9σHlim1=0.9×710MPa=639MPaσHP2=0.9σHlim2=0.9×580MPa=522MPad1≥Ad^3√﹙KT1÷ψdσ^2HP﹚×﹙u﹢1﹚÷u=756^3√﹙1.6×436.8÷1×522^2﹚×﹙3﹢1﹚÷3=104.85mm3 確定基本參數圓周速度 V=πd1n1／60×100=π×100×72／60×1000=0.415m/s 精度等級取 8 級精度合理取 Z1=21,Z2=62，i=62/21=2.95≈3確定模數 mt=d1/z1=110/21=5.238,查表取 mn=5確定螺旋角 ββ=arccos×mn/mt=arccos5/5.238=17.341°小齒輪直徑 d1=mt×z1=5.238×21=110mm大齒輪直徑 d2=mt×z2=5.238×62=324.762mm初步尺寬 b=ψdd1=1.0×110=110mm校核傳動比誤差：因齒數未做圓整，傳動比不變。σH=ZH×ZE×Zε×Zβ√KA×KV×KH×Kβ×KHα×Ft/d1b×u﹢1/u≤ΣHP1節(jié)點區(qū)域系數:查圖 27-16 非變位斜齒輪 ZH=2.39彈性系數:查表 27.11 ZE=189.8MPa4.重合度系數 =1?Zεα=1/2π[Z1﹙tanαa1-tanα′﹚﹢Z2﹙tanαa2-tanα′﹚αt=arctan﹙tanαn/cosβ﹚= arctan﹙tan20°/cos7.914°﹚=20.87°αa1=arccosdb1/da1=arccos﹙110cos20.872°/110+2×5﹚=31.073°αa2=arccosdb2/da2=arccos﹙307cos20.117°/307.048+2×5﹚=224.978°?728.0'tt??嚙 合 角由 于 沒 有 變 位 所 以 端 面∴εa=1.574縱向重合度 εβ=bsinβ/πmn=110×sin7.341°/3.14×5=2.09°∵εβ＞1∴Zt=√1÷εa=√1÷1.574=0.797螺旋角系數Zβ=√COSβ=0.977 KA=1.25 KV=1.05 KHα∶Ft=2ti/d1=2×436.8/110=7.94kNKaFt/b=1.5×7.94×10^3/110=90.25N/mm＜100N/mmCosβb=cosβcosαn/cosαt=0.96 充值購買- 下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙7KHα=ε/cos^2βb=1.574/0.96^2=1.708KHβ=A+b﹙b/d1﹚^2+c10-^3b=1.11+0.16×1﹢0.47×10-^3×124.8=1.2995.齒面接觸應力σH=2.49×189.8×0.77×0.995×√1.25×1.05×1.229×1.708×8400/110×110﹢3+1/3=564.07N/mm^26.計算許用接觸應力 σHPσHP=σHlim×ZNT×ZL×ZV×ZR×ZW×ZX／SHlim=2.49×189.8×0.77×0.995×1.25×1.05×1.229×840=610 N/mm^2總工作時間 Th=10×300×16=48000h應力循環(huán)次數NL1=60γn1th=60×1×48×48000=2.0736×10^8NL2=NL1/i=6.912×10^7ZW1=ZW2=1.2﹣HB2-130/1700=1.14ZL1=ZL2=ZR1=ZR2=ZV1=ZV2=1由表 27.14 取最小安全系數 =105limHS7.許用接觸應力σHp1=710×1.1×1×1×1×1×1.14／1.05=847.9N/MM^2σHp2=580×1.17×1×1×1×1×1.14／1.05=736.8N/MM^2驗算:σH=564.7 N/MM^2＜min﹛σHp1,σHp2﹜=736.8Mpa接觸疲勞強度較為合適,齒輪尺寸無須調整8. 確定主要傳動尺寸中心距 a=﹙d1+d2﹚/2=﹙110+324.762﹚=217.381mm圓整取 a=220mm β= arccos﹙z1﹢z2﹚m/2a=arccos﹙21+62﹚×5/2×226=8°50′59″端面模數 Mt=mε/cosβ=5/cos19.407°=5.301205小齒輪直徑 d1=mt×z1=5.301250×21=111,325mm大齒輪直徑 d2=mt×z2=5.301250×62=328.675mm齒寬 b=110mm, b1=115mm,b2=110mmZV1=Z1/COS^3β=24.145 ZV2=Z2/COS^3β=71.2859. 齒根彎曲疲勞強度驗算由式 27.11σf=KA×KV×KFβ×KFα×Ft/b1mn×YFa×YSa×Yε×Yβ≤σFPKA=1.25 KV=1.05 KFα＝KHα=1.708 YFa1=2.78 YFa2=2.28σf =1.25×1.05×1.15×1.708×﹙8400/115×5﹚×2.78×1.560.655×0.86=92MPaYSa1=1.56 YSa2=1.74 Yζ=0.25+0.75/ζαn=0.25+0.75/ζa/cos^2βb=0.25+0.75/1.574/0.96^2=0.655εβ=2.09 Yβ=0.86 b/h=124.8/﹙2.2×5﹚=11.3 KFβ=1.15 充值購買- 下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙8齒根彎曲應力 σF1=KA×KV×KFβ×KFα×Ft/b1mn×YFa1×YSa1×Yε×Yβ≤σFP=1.25×1.05×1.15×1.708×﹙8400/115×5﹚×2.78×1.560.655×0.86=92MPaσF2=σF1× YFa2× YSa2 /YFa1 /YSa1α=87.99MPaσFp=σFlim×Yst×YNT×Yvrelt×﹙YRreltYX/SFlim﹚試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限查表得 σFlim1=330MPa σFlim1=320MPa另外取 KA=1.25 KV=1.05 YST1＝YST2=2.0 YVrelT1= YVrelT12=1 YRrelT1 = YRrelT2=1YNT1=0.93 YNT2=0.95 由圖 27-26 確定尺寸系數 YX1=YX2=1 由表 27.14 查最小安全系數 SFMIN=1.25σfp1=330×2×0.93×1×1×1=491Mpaσfp2=﹙430×2×0.95×1×1×1﹚÷1.25=471Mpa10．彎曲疲勞強度驗算σf1=92Mpa＜σfp1σf2=87.99Mpa＜σfp2 合格11.靜強度校核靜強度校核,因傳動無嚴重過載,故不作靜強度校核2.3 軸的設計與校核1 蝸桿軸的設計選擇材料，并確定許用應力45 鋼,正火,硬度 170 至 27HB。查的強度極限為 600N/MM2彎曲應力為 55NMM2確定軸輸出端直徑查表得，當軸材料為 45 鋼時可取 C=112，考慮到有鍵槽，將直徑增大百分之五，則d≥c^3√p/n=112×^3√4/1440=15.74mm 根據與聯軸器端連接的尺寸，選取 TL4 彈性柱銷聯軸器，軸孔直徑為 20mm，和軸配合長度為 38mm,故伸出端直接 dmin=20mm設計軸的結構 1 蝸桿軸零件定位、固定和裝配 充值購買- 下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙9蝸桿軸采用一端固定，一端游動。固定端可采用兩個角接觸球軸承，在兩個軸承內環(huán)之間必須墊一套筒，保證兩軸承外端面互不接觸，以便調整軸承間隙。擋油環(huán)、角接觸球軸承、聯軸器、端蓋、密封圈依次從軸的左端向右端裝入，擋油環(huán)，角接觸球軸承依次從軸的右端裝入。2 確定各軸段直徑和長度Ⅰ段直徑即向外伸出端的直徑為 d1=40mm，長度應比聯軸器孔的長度稍微短一些，取L1=43mm。Ⅱ段直徑 d2=26mm(由機械設計手冊查的輪轂孔倒角 C1=1.5mm，取軸高度H=2C1=2×1.5=3mm，故 d2=d1+2h=20+2×3=26mm)，考慮到套筒有一定的長度，則取套筒長度為 20mm，為此取該段長為 55mm。初步選擇選 32207 型的角接觸球軸承，其中內徑為 35mm，寬度為 24mm?？紤]到齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁具有一定的距離，所以取該套筒長度為20mm。通常密封軸段的長度應該根據密封蓋的寬度而選擇其長度，并且考慮到聯軸器和箱體外壁應該有一定距離，因此取該段長度為 44mm。所以Ⅲ段長 L2=44mm。Ⅳ段的直徑為 40mm，長度為 25mm。Ⅴ段的直徑為嚙合齒頂圓直徑，因此其直徑為 96mm，長度為 112mm。Ⅵ段和Ⅶ段的直徑與Ⅲ段和Ⅳ段的直徑相等。圖 2-2 蝸桿軸 充值購買- 下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙103 軸的空間受力該軸所受的外載荷為轉矩和蝸輪上的作用力。（見受力分析圖）支撐反力 T1=9.55×10^6×﹙p/n﹚=9.55×10^6×﹙3.92/1440﹚=25997.22N.MM圓周力 Ft1=-Fa2=2T1/d1=(2×25997.22)/80=649.93N徑向力 Fr1=-Fr2=(2000T2/d2)tanαx=(2000×26.26) /320tan20°=59.7366N軸向力 Fa1=-Ft2=(2000T2/d2)tanαx=(2000×26.26) /320=164.125N法向力 –Fn2=(2000T2/d2×cosαx×cosγ)=2000×26.26/320×cos20×cos11.3°=178.111N4 軸承支點的支反力繪出水平面和垂直面彎矩圖和垂直面支反力及彎矩計算FBV=160×649.93/306=339.83NFAV=649.93-339.83=310.10NM′VC=FAV×160=310.1×160=49616N.mmM″VC=FBH×146=393.8×146=49615.18N.mm水平面支反力及彎矩計算FBH=160×59.74﹢40×164.13=52.69NFAH=59.74-52.69=7.05NM′HC=FAH×160=7.05×160=1128N.mmM″VC=FBH×146=52.69×146=7962.74N.mmM′C=√M′^2VC×M′^2HC =49628.82N.mmM″VC=√M″^2VC×M″^2HC =50208.01N.mm前已計算 T1=25997.22N.mmMε=√M+(αT)^2α=[σ-1b/σ0b]查表得 σb=600MPaσ-1b=55MPa, σ0b=95MPa,則 α=55、95=0.5危險截面 C 處當量彎矩：MC=√M″^2+(αT)^2=52536.61N.MM σb=Mε/W=Mε/0.1d^3≤[σ-1b],查的許用應力[σ-1b]=55MPaσcb=52536.61/（0.1×80^3）=1.03MPa σcb＜[σ-1b] σDb＜[σ-1b] 合格 充值購買- 下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙11圖 2-3 合成彎矩圖 充值購買- 下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙12蝸輪軸的設計1 選擇材料，并確定許用應力45 鋼,正火,硬度 170 至 27HB。查的強度極限為 600N/MM2彎曲應力為 55NMM22 確定軸輸出端直徑按扭矩強度估算軸輸出端直徑，查表得，當軸材料為 45 鋼時可取 C=112，則dmin=A^3√p2/n2=112×^3√3.26/72=39.8mm 故輸出端直徑 dmin=402 蝸輪軸零件定位、固定和裝配蝸輪蝸桿減速器減速裝置中，可以將蝸輪安裝在箱體的中央，相對于兩軸承之間對稱分布，蝸輪的左面用軸肩定位，右端面則采用軸承端蓋定位，軸向采用鍵和過度配合，兩軸承分別以軸承肩和軸承端蓋定位。而周向定位則采用過度配合或者是過盈配合，軸的形狀呈階梯狀。左軸承從左面裝入，右軸承從右面裝入Ⅱ段直徑 d2=50mm（c1=2.5，取軸肩高度 h=2c1=2x2.5=5mm。故d2=d1+2h=40+2x5=50mm），安裝齒輪的長度應該比輪轂的寬度小 2mm，故Ⅱ段長L2=128-2=126mm。Ⅲ段 d3=62mm（c1=3，取軸肩高度 h=2c1=2x3=6mm。故 d3=d2+2h=50+2x6=66mm），套筒長為 20mm，取該段長度 L3=20mm。Ⅳ段直徑 d4=110mm，長度 L4=110-2=108mmⅤ段直徑 d5=55mm，長度 L5=23+10=33mm圖 2-4 蝸輪軸3 軸的空間受力分析該軸所受的外載荷為轉矩、蝸輪和大齒輪上的作用力。輸入轉矩T2=9.55×10^6×﹙p/n﹚=9.55×10^6×﹙3.62/72﹚=432402N.MM根據前面結果，C 點受力為： 充值購買- 下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙13Fa2=649.93NFr2=59.7366NFt2=164.125ND 點受力為：Ft3=2T3/d3=2×432402.78/111,325=7768.349NFn3=Ft3/cosαncosβ=7768.349/cos20°×cos19.407°=8764.908NFr3=Ft3/COSβ×tanαn=7768.349/cos19.407°tan20°=2997.78NFa3=Fttanβ=7768.349tan19.407°=2736.73NFn1=-Fn2=2000T2/﹙d2×cosα×xcosγ﹚=2000×26.26/(320×cos20×cos11.3°﹚=178.111N4 軸承支點的支反力繪出水平面和垂直面垂直面支反力及彎矩計算FBV=﹙87×164.125+227×2997.78-2736.73×111.325﹚/310=1258.41NFAV=3161.91-1258.41=1903.50M′VC=FAV×87=1903.50×87=165604.5N.mm= M″VCM′VD=FBV×83=1258.41×83=104448.03N.mmM″VD=104448.03+2736.73×111.325=409114.05Nmm水平面支反力及彎矩計算FBH=﹙227×7768.349+320×649.93-87×59.737﹚/310=6342.57NFAH=7768.35-6342.57=1366NM′HC=FAH×87=1366.04×87=118845.48N.mmM′HD=FBH×83=6342.57×83=526433.31N.mm=M″HDM″HC=118845.48+Fa2×320=326823.08N.mm5 計算機合成彎矩，繪制合成彎矩圖M′C=√M′^2VC×M′^2HC =203835N.mmM″VC=√M″^2VC×M″^2HC =366385.28N.mM′D =√M″^2VD×M″^2HD =536694.90N.mM″D=√M″^2VD×M″^2HD =666713.36N.m前已計算 T2=432402.78Nmm6 求當量彎矩 ,繪制當量彎矩圖見圖二合成彎矩圖Mε=√M+(αT)^2α=[σ-1b/σ0b]查表得 σb=600MPaσ-1b=55MPa, σ0b=95MPa,則 α=55/95=0.58危險截面 C 處當量彎矩：MεC=√MC″^2+(αT)^2=443999.56N.MM危險截面 D 處當量彎矩：MεD=√MD″^2+(αT)^2=712323.06N.Mσb=Mε/W=Mε/0.1d^3≤[σ-1b], σεb=443999.56/(0.1×48^3)=40.15MPaσcb=52536.61/（0.1×80^3）=1.03MPa 充值購買- 下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙14圖 2-5 合成彎矩圖大齒輪軸的設計1 選擇材料，并確定許用應力45 鋼,正火,硬度 170 至 27HB。查的強度極限為 600N/MM2彎曲應力為 55NMM22 確定軸輸出端直徑按扭矩強度估算軸輸出端直徑，查表得，當軸材料為 45 鋼時可取 C=112，考慮到有鍵槽，將直徑增大百分之五，則 dmin=A^3√p2/n2=112×^3√2.82/24=53.877mm，此軸段直徑和長度應和聯軸器相等，選取 TL9 型彈性柱銷聯軸器，其軸孔直徑56mm，和軸部分配合長度長 84mm，故輸出端直徑 dmin=56mm 充值購買- 下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙15Ⅰ段即外伸端的直徑 d1=56mm，長度應該比聯軸器軸孔的長度稍微短一些，因此取L1=80mm。Ⅱ段直徑 d2=66mm（c1=2.5，取軸肩高度 h=2c1=2x2.5=5mm。故d2=d1+2h=56+2x5=66mm），L2=90mm。Ⅲ段 d3=76mm（查手冊得 c1=2.5，取軸肩高度 h=2c1=2x2.5=5mm。故d3=d2+2h=66+2x2.5=71mm），初選 6315 深溝球軸承，內徑 75，寬度 37，考慮考慮到齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與與箱體內壁應有一定距離，則取套筒長 20，齒輪長度應比輪轂寬度小 2mm,故取此段長 L3=20+37=57mm。Ⅳ段直徑 d4=76mm（查手冊得 c1=2.5，取軸肩高度 h=2c1=2x2.5=5mm。故d4=d3+2h=71+2x2.5=76mm），長度 L4=156-2=154mmⅤ段直徑 d5=70mm，長度 L5=108-2=106mmⅥ段直徑 d6=71mm，長度 L6=57mm圖 2-6 大齒輪軸4、軸的空間受力該軸所受的外載荷轉矩和作用在大齒輪上的作用力T3=9.55×10^6×﹙p/n﹚=9.55×10^6×﹙3.13/24﹚=11245479.17N.MM根據前面算得結果：Ft4=7768.349NFn4=8764.908NFr4=2997.78N 充值購買- 下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙16Fa4=2736.73N5、軸承支點的支反力繪出水平面和垂直面彎矩圖垂直面支反力及彎矩計算FBV=2T3/d3=230×7768.349/312=5726.67NFAV=Ft3/cosαncosβ=7768.35-5726.67=2041.68NM′VC=FAV×230=469587N.mm=M″VCFBH=﹙230×2997.78+328.675×2736.73﹚/312=5092.9NFAH=2997.78-5092.9=-2995.1NM′HC=FAH×230=688877N.mmM″VC= FBH×83=422710N.mm6、計算機合成彎矩，繪制合成彎矩圖M′C=√M′^2VC×M′^2HC =833704N.mmM″C=√M″^2VC×M″^2HC =631820N.mM′D =√M″^2VD×M″^2HD =536694.90N.mM″D=√M″^2VD×M″^2HD =666713.36N.mT3=1245479.17Nmm7 當量彎矩 Mε,繪制當量彎矩圖Mε=√M+(αT)^2α=[σ-1b/σ0b] 充值購買- 下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙17查表得 σb=600MPaσ-1b=55MPa, σ0b=95MPa,則 α=55/95=0.58危險截面 C 處當量彎矩：MεC=√MC″^2+(αT)^2=959701N.MM9、按彎扭合成應力校核軸的強度σb=Mε/W=Mε/0.1d^3≤[σ-1b], σεb=443999.56/(0.1×48^3)=36.6MPa查的許用應力[σ-1b]=55MPa σcb＜[σ-1b] σdb＜[σ-1b] 合格 充值購買- 下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙18圖 2-7 合成彎矩圖2.4連接的設計計算1． 蝸桿連接鍵選用普通平鍵，圓頭，查表得 d=28mm 時，應選用鍵 A8×50 GB1096轉 矩 T=25997.22N.MM 鍵 長 L1=50MM接觸長度 I1=L1-b=50-8=42mm許用擠壓應[σ]p 校 核查表 7-3 可得鋼的許用擠壓應力為[σ]p =120MPaσp=4T/hI′d=﹙4×25997.22﹚/﹙7×42×28﹚=3.19MPa 充值購買- 下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙19σp =3.19MPa＜[σ] 故滿足要求2． 蝸輪軸鍵的選擇與校核為靜聯接，選用普通平鍵，圓頭由表 6-57 查得 d=48mm 時，應選用鍵 A14×70 GB1096 轉 矩 T=432403N.mm鍵 長 L1=70 接觸長度 I1=L1-b=70-14=56mm鋼的許用擠壓應力為[σ]p =120MPaσp=4T/hI′d=﹙4×432403﹚/﹙9×56×48﹚=71.5MPaσp =71.5MPa＜[σ] 故滿足要求3．大齒輪鍵的選擇與校核為靜聯接，選用普通平鍵，圓頭。由表 6-57 查得 d=64mm 時，應選用鍵 A18×90GB1096 轉 矩 T=1245479N.mm鍵 長 L1=90mm 接觸長度 I1=L1-b=90-18=72mm許用擠壓應力 校 核鋼的許用擠壓應力為[σ]p =120MPaσp=4T/hI′d=﹙4×1245479﹚/﹙11×72×64﹚=98.3MPaσp =98.3MPa＜[σ] 故滿足要求4．大齒輪軸外伸端鍵的選擇與校核為靜聯接，選用普通平鍵，圓頭。由表 6-57 查得 d=64mm 時，應選用鍵 A18×100 GB1096 轉 矩 T=1245479鍵 長 接觸長度 I1=L1-b=100-18=82mm許用擠壓應力 校 核鋼的許用擠壓應力為[σ]p =120MPaσp=4T/hI′d=﹙4×1245479﹚/﹙11×82×60﹚=94.4MPaσp =94.4MPa＜[σ] 故滿足要求2.5聯軸器的選擇與計算選擇 TL4 型聯軸器 公稱扭矩 Tn=160N?m 蝸桿軸扭矩 T1=25.997N?m Tn> T1 合格需用轉速[n]=7600r/min 蝸桿軸轉速 n1=1440r/min [n]> n1 合格 充值購買- 下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙202.6滾動軸承的選擇及壽命計算LK=16×300×10=480001>蝸桿軸軸承的校核圓錐滾子球軸承 32207（一對），其尺寸：D=72mm,d=35mm, B=23mm2>蝸輪軸軸承深溝球球軸承 6308（一對），其尺寸：D=90mm,d=40mm, B=23mm3>大齒輪軸軸承角接觸球軸承 7212C，其尺寸：D=110mm,d=60mm, B=22mm角接觸球軸承 7214C，其尺寸：D=120mm,d=65mm, B=23mm 充值購買- 下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙21第 3章 減速器箱體設計3.1潤滑與密封形式的選擇，潤滑油和潤滑脂的選擇1 潤滑形式的選擇(1)油標：選擇桿式油標 C 型指標：d: M20 d1=6 d2=20 d3=8 h=42 a=15 b=10 c=6 D=32 D1=26(2)排油裝置：管螺紋外六角螺賽及其組合結構指標： M20*1.5 d1=17.8 D=30 e=24.2 S=21 L=30 h=15 b=4 b1=3 C=1.5 D0=402 密封裝置（1） 蝸桿軸密封：氈圈油封 d=50, 擋油盤內密封（2）大齒輪軸密封：氈圈油封 d=653 潤滑油和潤滑脂的選擇（1）蝸輪蝸桿的潤滑：L—CKE220 運動粘度 198—242（40℃）3.2箱體設計 表 1-2計算項目 計算內容 計算結果箱座厚度箱蓋厚度箱座突緣厚度箱蓋突緣厚度箱座底突緣厚度地角螺釘直徑地角螺釘數目軸承旁連接螺釘直徑機蓋與機座連接螺栓直徑軸承端蓋螺釘直徑窺視孔蓋螺釘直徑連接螺栓 d2 的間距定位銷直徑大齒輪頂圓與內機壁距離齒輪端面與內機壁距離軸承端蓋外徑軸承端蓋突緣厚度機蓋肋厚機座肋厚δ=0.04a+3≥8δ1=0.85δ=8.5b=1.5δb1=1.5δ1b2=2.5δdf=0.036a+12d1=0.75 df =15d2=(0.5—0.6) dfd3=(0.4—0.5) dfd4=(0.3—0.4) dfl=(120—200)mmd=(0.7—0.8)d2Δ1>1.2δΔ2>δD2=1.25D+10t=(1.1—1.2)d3m1=0.85δ1m=0.85δ取 δ=11mm取 δ1=9.5mmb=16.5mmb1=14mmb2=27.5mmdf =20mmn=4取 d1=16mm取 d2=10mm取 d3=8mm取 d4=8mm取 l=150mm取 d=8mm取 Δ1=13.2取 Δ2=11取 D2=116t=10取 m1=8取 m=10 充值購買- 下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙223.3 技術要求 裝配前所有零件用煤油清洗，滾動軸承用汽油浸洗，箱體內不允許有任何雜物存生。1〉保持側隙不小于 0.115mm。2〉調整、固定軸承時應留軸向間隙， 。m4.0~25.??3〉涂色檢查接觸斑點，沿齒高不小于 55%，沿齒長不小于 50%4〉箱體被隔開為兩部分，分別裝全損耗系統用油 L-AN68 至規(guī)定高度。5〉減速器部分面，各接觸面及密封處均不允許漏油，剖分面允許涂以密封膠或水玻璃，不允許使用墊片。箱體外表面涂深灰色油漆，內表面涂耐油油漆。 充值購買- 下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙23結 論本次畢業(yè)設計，包括傳動部分的選擇，設計計算等，完整的設計出一套關于加熱爐推料機傳動裝置的設計。從頭到尾都有詳細的公式計算作支撐，且配有 CAD 圖紙作說明 充值購買- 下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙24參考文獻[1] 吳宗澤.機械設計課程設計手冊.高等教育出版社，2000。[2] 龔桂義機械設計課程設計圖冊高等教育出版社，2002。[3] 羅圣國主編.機械設計課程設計手冊.(第二版)北京科技大學出版社，2006。[4] 馬貴飛.機械設計基礎（第一版）高等教育出版社，2013。[5] 游文明、李業(yè)農.機械設計基礎課程設計指導書.高等教育出版社 2011。 充值購買- 下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙25致 謝五個月的畢業(yè)設計結束了，本次畢業(yè)設計經歷了從最原始的條件推出數據，經過確定加熱爐推料機系統工況分析確定計算的尺寸，然后進行尺寸校核，最終確定尺寸的過程。這次畢業(yè)設計讓我感觸頗深，最主要的是不懂的地方經過請教老師最終都弄懂了，還鞏固了以前的知識，CAD 繪圖的水平也有了進一步提升，提高了我的動手能力，查看資料能力，對加熱爐推料機工作流程，內部結構有了更深的了解，可以說收獲很多。完美總是可望而不可求的，不在同一個地方跌倒兩次才是最重要的。抱著這個心里我一步步走了過來，最終完成了我的任務。在整個設計完成后，發(fā)現自己在機械設計方面的設計知識有很多局限性，應該在今后工作的設計過程中，多問，多看，多請教，多積累知識，多積累設計經驗。