加热炉推料机的执行机构综合与传动装置设计.docx
《加热炉推料机的执行机构综合与传动装置设计.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《加热炉推料机的执行机构综合与传动装置设计.docx（26页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。
题 目：
加热炉推料机的执行机构综合与传动装置设计
班 级：
姓 名：
指导教师：
完成日期：
2010年1月6日
辽宁工程技术大学课程设计
I
一、设计题目
加热炉推料机的执行机构综合与传动装置设计
二、上交材料
（1）设计图纸
（2）设计说明书
四、进度安排（参考）
（1）熟悉设计任务，收集相关资料
（2）拟定设计方案
（3）绘制图纸
（4）编写说明书
（5）整理及答辩
五、指导教师评语
成 绩：
指导教师
日 期
辽宁工程技术大学课程设计
II
摘 要
推料机是连续式炉的专用机械，推料机布置在加热炉的进料端，用以将工件或料盘推入加热炉加热，其动力源可以是电动机，随着热处理行业的发展，热处理设备在机械行业产生了越来越重要的影响，热处理设备的设计有着较深的意义。
本文对加热炉推料机的传动系统进行了设计，对推料机的系统优化设计和技术改造提供了一定的参考。
关键词：
推料机、加热炉、传动系统、减速器
辽宁工程技术大学课程设计
V
Abstract
Pushermachineisacontinuousfurnacededicatedmachines,pushermachinesarrangedinthefurnacefeedsideofworkpieceormaterialtobepushedintothefurnaceheatingplate,itspowersourcecanbeelectricmotors,heattreatmentequipmentdesignhasadeepersignificance.Inthispaper,furnacepushermachinedrivesystemhasbeendesigned,onthepushermachinesystemdesignoptimizationandtransformationprovidesomereference.
Keywords:
pushermachine.oven.transmission.speedreducer
目录
1电动机的选择 1
1.1机构总传动效率计算 1
1.2滑块所需功率 1
1.3电动机功率与选择 1
2传动系统的运动和动力参数 1
2.1分配传动比 1
2.2计算传动装置的运动和动力参数 2
3.1蜗轮蜗杆设计 3
3.1.1选择材料及确定许用应力 3
3.1.2确定蜗杆，涡轮齿数 3
3.1.3确定许用接触应力 3
3.1.4基本尺寸确定 3
3.1.5接触强度设计 4
3.1.6计算散热条件 4
3.1.7润滑油选择 5
3.1.8主要几何尺寸 5
3.1.9蜗杆轴刚度验算 6
3.2齿轮设计 7
3.2.1齿轮材料的选择 7
3.2.2按齿根弯曲疲劳强度初步确定模数 7
3.2.3校核齿根弯曲疲劳强度 8
3.3四杆机构的设计 8
4轴的设计与校核计算 11
4.1蜗杆轴 11
4.1.1蜗杆轴的最小轴径估算 11
4.1.2按照弯扭合成强度条件校核轴 11
4.1.3计算支撑反力如图 12
4.1.4画弯矩图、转矩图及其的合成图 12
4.2涡轮轴的计算与校核 13
4.2.1初按扭转强度初步计算轴径 13
4.2.2按照弯扭合成强度条件校核轴 13
4.2.3计算支撑反力如图 14
4.2.4画弯矩图、转矩图及其的合成图 14
5轴承选取与校核 16
5.1蜗杆上选用圆锥滚子轴承 30211 16
5.2涡轮轴上选用圆锥滚子轴承 30209 18
6设计体会 19
辽宁工程技术大学课程设计
20
1电动机的选择
1.1机构总传动效率计算
连杆机构：
η连杆=0.98
齿轮是开式传动，选择人工周期性加油润滑：
η齿轮=0.94
涡轮蜗杆选择双头式：
η蜗=0.80
轴承：
η轴承=0.98
联轴器选择弹性联轴器：
η联=0.992
η
3
总传动效率：
η总=η连杆
η齿轮η蜗
轴承 η联=0.98´0.94´0.80´0.98´0.98´0.9
8´0.992=0.688
1.2滑块所需功率
由题目可知，滑块运动频率n=60次/min，则工作周期T=1ｓ，所以：
V滑块=2H/T=360/1=360mm/s=0.36m/s
P滑块=（FV）/1000=0.108kw
1.3电动机功率与选择
P电=P滑块/η总=0.108/0.688=0.157kw
查表选用一般用途的 Y系列三相异步卧式电机 Y801-4，封闭结构。
额定功率P=0.55kw，同步转速n=1500r/min,满载转速
n满=1390r/min.
2传动系统的运动和动力参数
2.1分配传动比
大齿轮转速nd=1/T=1r/s=60r/min
计算总传动比：
i=n满/nd=1390/60=23.17
若蜗轮蜗杆的传动比 i12=15.5，为则齿轮的传动比取
i34=1.49，
2.2计算传动装置的运动和动力参数
（a）.电动机轴转速、输出转矩、输出功率：
n满=1390r/minPd=0.157kw
T=9550Pd
d n
=9550´0.157¸1390=1.08N×m
满
（b）.1轴转速、输入转矩、输入功率：
n1=n满=1390r/min
P1=Pd×h轴承×h联=0.157´0.98´0.992=0.153kwT1=Td×h轴承×h联=1.08´0.98´0.992=1.05N×m
（c）.2轴转速、输入转矩、输入功率：
2
n=n1i12
=1390r/min=89.68r/min15.5
P2=P1´h涡´h轴承=0.153kW´0.8´0.98=0.12kW
T2=T1×h轴承×h涡××i12=1.05N×m´0.98´0.8´15.5=12.76N×m
（d）.3轴转速、输入转矩、输入功率：
3
n=n2i34
=89.68r/min=60.19r/min1.49
P3=P2´h齿轮´h轴承=0.12kW´0.94´0.98=0.11kW
T3=T2×h轴承×h齿轮×i34=12.76N×m´0.98´0.94´1.49=17.51N×m
轴的名称
功率P /kW
转矩T
/（N·m）
转速n
（r/min
）
传动比i
效率h
输入
输出
输入
输出
电机轴
0.15
7
1.08
1390
1
0.972
2
1轴
0.153
1.05
1390
15.5
0.784
2轴
0.12
12.76
89.68
1.49
0.921
2
3轴
0.11
17.51
60.19
3传动零件的设计计算
3.1蜗轮蜗杆设计
3.1.1选择材料及确定许用应力
蜗杆用45钢，蜗杆螺旋部分表面淬火，齿面硬度 45-55HRC。
涡轮齿圈用铸锡青铜，砂模铸造，轮芯用铸铁 HT150，采用齿圈静配式结构。
3.1.2确定蜗杆，涡轮齿数
由表8-4-4查得涡轮蜗杆传动比 i12=15.5，蜗杆头数齿数Z2=15.5×Z1=31。
3.1.3确定许用接触应力
Z1=2，涡轮
由图13-4-10 滑动速度VS=3.9m/s
由图8-4-2
ZS=0.93
2
N=60nt=60´89.68´10´16´300=258278400h=2.58´108h
青铜与铜配对使用，材料弹性系数
ZE=160
MPa。
查图8-4-4
ZN=0.68
许用接触应力[sH]=[sHB]ZSZH
3.1.4基本尺寸确定
=220´0.93´0.68=139.128MPa
由于运转平稳，取
KA=1.0,KV
=1.1,Kb=1.0,K=KA×KV×Kb=1.1.
估算传动效率：
h=（100-3.5
i）%=86.22%，
涡轮转矩：
T2=i×h×T1=15.5´86.22%´1.05=14.03N×m
由表8-4-9m2d
³（15150
1
[ ]
）2KT
æ 15150
=
ç
ö´1.1´14.03=190.42mm3
2
2
÷
sHZ2 è139.13´31ø
1
查表8-4-2，取m2d=5120m=8mm，d1=80mm。
蜗杆分度圆直径
涡轮分度圆直径
d1=80mm，
d2=mZ2=8´31=248mm，
查表8-4-4，x2=-0.5，
中心距
a=0.5（d1+d2+2x2m）=0.5´（80+248-2´0.5´8）=160mm。
14783 KT2
d2 d1
3.1.5接触强度设计
由表8-4-9
sH=
£[sH]
几何参数已经给定，K与T2已经确定，
g按照表8-4-2查的g=11°18’36’’
VS=
d1n1 =
19100cosg
80´1390
19100´cos11.3
=5.94m/s，
根据V由表8-4-15中的插入法算得r=1°11’1’，
h1=
S
tangtan（g+ru）
=tan11.36=
tan12.53
0.2
0.2243
u
=0.899
h轴承=0.98，搅油及溅油效率h3=0.975
h=h1h轴承h3=0.868
由此得T
=9550P1hi=95500.153´0.868´15.5=14.14N×m
2
n1 1390
由于VS=3m/s,查表8-4-9，取Kv=1.15，其他不变，则K=1.15
14783 KT2
d2 d1
147831.15´14.14
248 80
sH= =
=26.87MPa<[sH]
3.1.6计算散热条件
由式8-4-9，传动中损耗的功率为
Ps=P1（1-h）=0.153´（1-0.868）=0.02kw
由式8-4-10和设计要求
P£P，可导出下式A³ （Ps ）
1
c s kt
-t2
自然通风状况良好，取
k=15w/（m2×°c），t=95°c，t=20°c
A³ 265w
=0.236m2
15´（95-20）
若减速器散热的计算面积 A不满足以上要求，则可以采用强迫冷却方式或增大散热计算面积的方法来满足要求。
由表6-1，精度为8级，齿面粗糙度
3.1.7润滑油选择
蜗杆Ra1£6.3，Ra2£6.3
°
由表8-4-44，Vs=6.07m/s，粘度242~198cSt（40C），全损耗系统
用油牌号L-AN220
3.1.8主要几何尺寸齿数Z1=2，Z2=31模数m=8
传动比i=15.5
分度圆直径d1=80mm，d2=248mm
蜗杆直径系数q=10
涡轮变位系数x=-0.5
中心距a=0.5（d1+d2+2x2m）=0.5´（80+248-2´0.5´8）=160mm
蜗杆导程角
g=arctanZ1=11.36°
q Z 2
分度圆上螺旋升角
g’=arctan 1 =arctan
q+2x2
10-1
=12.53°
蜗杆轴面齿形角
a=20°
阿基米德螺线蜗杆
tanan=tana×cosg
径向间隙c=0.2m=0.2´8=1.6mm
蜗杆涡轮齿顶高 ha1=m=8mm，ha2=（1+x）m=4mm
蜗杆涡轮齿根高 hf1=1.2m=9.6mm，hf2=（1.2-x）m=13.6mm
蜗杆涡轮分度圆直径 d1=qm=80mm，d2=mZ=248mm
1
2 2
蜗杆涡轮节圆直径 d’=（q+2x）m=72mm，d’=d=248mm
蜗杆涡轮齿顶圆直径da1=（q+2）m=96mm,da2=（Z+2+2x）m=256mm蜗杆涡轮齿根圆直径df1=（q-2.4）m=60.8mm，df2=（Z+2x-2.4）m=220.8mm
蜗杆沿分度圆圆柱上的轴向齿厚
s1=0.5pm=12.57mm，sn1=scosg=12.32mm
2
L³（8+0法.06向Z弦）齿m=高78.h8=8mm=m8mm
蜗杆螺纹部分长度
涡轮最大外圆直径
L³78.88+25=103.88mm
取dL=1=3d2amm+1.5m=256+12=268mm
a2max 2
涡轮轮缘宽度b=0.73da1=70.08mm
涡轮齿顶圆弧半径 ra2=0.5df1+0.2m=32mm
涡轮齿根圆弧半径 rf2=0.5da1+0.2m=49.6mm
3.1.9蜗杆轴刚度验算
由表13-4-13，
F2+F2
y=t1 r1L3£
1 48EI
[y1]
蜗杆所受径向力
F=2000T2tana=2000´12.76´tan20o=37.45N
d
r1
2
x 248
受圆周力F
=2000T1=2000´1.05=26.25N
d
t1
1 80
蜗杆两端支撑点距离 l=d2´0.9=223.2mm
45钢弹性模量E=201N/mm2
蜗杆危险及面惯性矩
pd2
I=f1´
64
p´（80-2.4´8.0）2
64
=181.46mm2
许用最大变形[y1]=0.001´d1=0.08mm
37.452+26.252
蜗杆轴变形
=
´ 3=
<[]
y1 4.8´201´6.7´107
223.2
0.00787mm
y1合格
3.2齿轮设计
3.2.1齿轮材料的选择
开式传动的主要失效形式为齿面磨粒磨损和轮齿的弯曲疲劳折断。
由于目前齿面磨粒磨损尚无完善的计算方法，因此通常只对其进行抗弯曲疲劳强度计算。
按齿根弯曲疲劳强度设计公式作齿轮的设计计算，不按齿面接触疲劳强度设计公式计算，也无需用齿面接触疲劳强度校核公式进行校核。
开式齿轮传动，将计算所得模数加大 10%-15%。
选用斜齿轮，小齿轮用 40Cr钢，调质处理，查表 8-3-24，硬度
241HB～286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，查表
8-3-24，硬度为229HB～286HB，平均取240HB。
根据表8-3-
124，8级精度。
查图8-3-53弯曲疲劳极限
dFlim2=450MPa。
3.2.2按齿根弯曲疲劳强度初步确定模数
dFlim1=500MPa，
计算应力循环次数
N=60jnL
=60´1´89.68´10´300´16=25.8´107h
1 2h
N
25.8´107 7
N2=1=
i
1.49
=17.3´10h
查手册图8-3-55得YN1=0.80
YN2=0.85
，YX
=1取SFmin=1.8 ，
YST=2，
弯曲疲劳许用应力
[d]
=dFlim1YSTYY
=500´2´0.80=444.5MPa
F1 S
Fmin
N1X
1.8
[d]
=dFlim2YSTYY
=450´2´0.85=425MPa
F2 S
Fmin
N2X
1.8
齿轮传动中，小齿轮
P2=0.12kw，T2=12.56N×m
查图 8-3-46
KA=1
KV=1.05
Kb=1.12
Ka=1.2
则载荷系数
K=KAKVKaKb=1´1.05´1.12´1.2=1.41
查手册 图8-3-38YSa=1.58图，8-3-38
Ye=0.9
YFa=2.85
，yd=0.5，
2KT2×YFaYSaY
y×z[
2
d 1
o]
F1e
2´1.41´12560´1.58´2.85´0.90
0.5´202´444.5
3 3
m= =
=4.02
对于开式齿轮传动，取 m=6mm。
Z1=30， Z2=iZ1=1.49´30=44.7，取Z2=47
重新计算传动比
i=Z2
Z1
=47=1.57。
30
3.2.3校核齿根弯曲疲劳强度
强度验算公式：
sF»sb
=MKYY
W sae
=2KT1Y
Fa
bd1m
YSaYe
£[sF]
YSa1=1.58，YFa1=2.85，Ye=0.90，YFa2=2.4，K=1.41
F1
d=2KT2Y
YY=2´1.41´12560´2.85´1.58´0.90=17.34MPa<[d]
bd1
Fa1
Sa1e
46´180 F1
d=d
YFa2YSa2
=17.34´
2.4´1.53
=14.14MPa<[d]
F2 F1Y Y
2.85´1.58 F2
Fa1Sa1
齿轮分度圆直径
齿轮齿顶圆直径
d1=m×Z1=6´30=180mmd2=m×Z2=6´47=282mm
da1=d1+2ha×m=180+2´1´6=192mmda2=d2+2ha×m=282+2´1´6=294mm
齿轮基圆直径
db1
db2
=d1
=d2
cosa=180´cos20o=169.14mmcosa=282´cos20o=264.99mm
中心距
a=d1+d2
2
=180+282=231mm
2
圆周速度
v=p×d1n21 60´103
=3.14´180´89.68=0.85m./s
60´103
齿宽 b1=0.2a=0.2*231=46mm
b2=40mm
3.3四杆机构的设计
1）执行机构为杆机构，由曲柄摇杆机构和滑块机构串联而成。
滑块的行程h主要与曲柄长度O1A及比值O2C/O2B有关，而其行程速度变化系数K则取决于曲柄摇杆机构。
对于有急回运动要求的机械，在设计时，应先确定行程速度变化系数K，求出极位夹角q后，在设计各杆的尺寸。
q=180（K-1）=180*0.25=20o
K+1
在三角形OCC1
2.25
AB=a
中，设
BC=b
DC=CC1即1100=B1B2得BB
=152.31mm
12
DE EE1 1300 180
1
（a+b）2+（b-a）2-CC2=2（a+b）（b-a）cos20o
对于曲柄摇杆机构，最大压力角出现在主动曲柄与机架共线的两位置之
一处。
这时有：
b2+DC2-（a+d）2
cosa=1
1
1 2b×DC
b2+DC2-（d-a）2
b2+DC2-（a+d）2
cosa=1 或a=180o-arccos 1
1
1
2 2bDC 2 2b×DC
2312+2702
d= =355.32mm
在matlab里编程计算得
[a,b]=solve（'（a+b）^2+（b-a）^2-152.31^2=2*（a+b）*（b-a）*cos（pi/9）,cos（pi/6）*2*b*1100=b^2+1100^2-（152.3-a）^2'）
其解为复数，实数范围内没有解
[a,b]=solve（'（a+b）^2+（b-a）^2-152.31^2=2*（a+b）*（b-
a）*cos（pi/6）','acos（（b^2+1100^2-（355.32+a）^2）/（2200*b））+（pi/6）=3.14'
升级会员 