北航机械设计说明书加热炉装料机.docx

《北航机械设计说明书加热炉装料机.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《北航机械设计说明书加热炉装料机.docx（51页珍藏版）》请在淘文阁 - 分享文档赚钱的网站上搜索。

1、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：能源与动力工程学院设 计 者：指导教师：2023 年 6 月 3 日前言加热炉装料机可用于向加热炉内送料。由电动机驱动，于室内工作。通过传动装置使装料机推杆往复运动，将物料送入加热炉内。设计一台由减速器与传动机构组成装料机，配以适当的电动机等零部件，实现自动送料过程。尽量实现占地面积小，工作平稳及急回特性明显等工作特征。名目名目一、设计任务书11、设计题目12、设计要求13、技术数据14、设计任务2二、总体方案设计21、传动方案的拟定2（1） 原动机2（2） 传动机构2（3） 执行机构32、执行机构设计41设计计算过程43推板设计73、

2、电动机的选择7（1） 电动机类型选择7（2） 选择电动机功率74、传动系统运动和动力参数8三、传动零件设计101、蜗轮蜗杆的设计10最终结果:142、直齿圆柱齿轮的设计14最终结果：203、轴的设计和校核计算21（1） 蜗杆轴21（2） 蜗轮轴24（3） 大齿轮轴274、轴承的设计和校核计算30（1） 蜗杆轴轴承30（2） 小齿轮轴33（3） 大齿轮轴345、键连接设计计算36（1） 蜗杆上联轴器轴键36（2） 蜗杆轴键36（3） 大齿轮轴键376、联轴器的选择38（1） 输入轴38（2） 输出轴38四、减速器箱体及附件的设计381、箱体设计382、润滑与密封391、齿轮、蜗杆及蜗轮的润滑39

3、2、滚动轴承的润滑393、油标及排油装置404、密封形式的选择405、技术要求40五、参考资料41一、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） 动力源为三相沟通电 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、蜗轮的力量。加热炉装料机设计参考图如图1电动机2联轴器3蜗杆副4齿轮5连杆6装料推板3、技术数据数据编号6推杆行程/

4、mm推杆所需推力/N25070001推杆工作周期/s2.54、设计任务（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） 完成主要传动局部的构造设计。（3） 完成装配图一张用 A0 或 A1 图纸，零件图 2 张。（4） 编写设计说明书 1 份。二、总体方案设计1、传动方案的拟定传动方案分为原动机、传动机构和执行构造（1） 原动机设计要求：动力源为三相沟通电 380/220v，故原动机选用电动机。（2） 传动机构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。方案一：二级圆锥圆柱齿轮减速器。方案一方案二方案三方案二：齿轮蜗杆减速器。方案三：蜗杆齿轮减速器。

5、电动机输出转速较高，并且输出不稳定。总传动比较大，轴所受到的弯扭矩较大，所以初步打算承受方案三：二级蜗杆圆柱斜齿轮减速器，以实现在满足传动比要求的同时拥有较高的效率，和比较紧凑的构造，同时封闭的构造有利于在粉尘较大的环境下工作。依据设计，电动机通过联轴器，将功率传到蜗轮蜗杆机构中，再通过与蜗轮同轴的一个小齿轮，再与一个直齿圆柱齿轮相连，到达减速目的，最终通过输出轴与执行机构相连接。（3） 执行机构执行机构由电动机驱动，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。方案一：用摇摆

6、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。方案一方案二方案三方案三：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。方案评价：方案一：构造简洁、紧凑，尺寸适中，最小传动角适中，传力性能良好，且慢速行程为工作行程，快速行程为返回行程，时机性能好，工作效率高，寿命长。方案二：构造简洁，但是不够紧凑，且最小传动角偏小，传力性能差。方案三：构造简洁，可实现简单轨迹，但极位夹角小。由于装料机轨迹简洁，不需要较高精度，且单行程工作，考虑到工作效率问题，需要良好的急回特性。综上所述，方案一作为装料机执行机构的实施方案较为适宜。2、执行机构设计（1） 设计

7、计算过程1)选定行程变化系数 K=2，则极位夹角 = 180 𝑘1𝑘1= 60，取工作范围为15。2)取机架𝑜𝑜1= 120𝑚𝑚，由几何关系得：oa = 𝑜𝑜1 O𝑐𝑜𝑠60 = 60𝑚𝑚a3)由行程𝑐𝑐 = 250𝑚𝑚可得：bb = cc = 250mm， 摇杆𝑜1a = bb = 250mm。O1ccbbO

8、124) 取滑轨位置距𝑜1距离L =为：1 (𝑜1𝑏𝑜1𝑏𝑐𝑜𝑠15)，此时滑轨与摇杆轨迹相对位置相等相等L滑轨与摇杆顶端处于工作极限时距离相等，此时最大压力角最小。2取L = 1 (𝑜1𝑏𝑜1𝑏𝑐𝑜𝑠15) = 245.74mm圆整为L = 246mm。5) 最大压力角取25由 4)可知摇杆𝑜1𝑏位于最高点时压力角最大4此时

9、sin 𝛼𝑚𝑎𝑥 =𝑜1𝑏𝐿𝑏𝑐,bc =𝑜1𝑏𝐿sin 𝛼𝑚𝑎𝑥= 40.225𝑚𝑚圆整为bc = 40mm。此时最大压力角𝛼𝑚𝑎𝑥 = 24.35。（2） 机构简图及机构特性机架𝑜𝑜1 = 120mm曲柄oa =

10、 60mm摆杆𝑜1𝑏 = 250𝑚𝑚连杆bc = 40mm导轨与𝑜1距离L = 246mm工作段行程 250mm51) 取行程速度变化系数 K=2，则极位夹角 = 180 𝑘1𝑘1= 602) 机构特性急回特性：行程速度变化系数 K=2传力特性：最大压力角𝛼𝑚𝑎𝑥 = 24.35 30速度特性：由𝑉𝑐 𝑜1 𝑏 𝑜𝑎 

11、9908; 𝑐𝑜𝑠𝛾𝑜1 𝑎经 matlab 数值模拟，推板速度曲线为：由此可见推板在工作段速度平稳且回程速度快。受力特性：arcsin 𝐿𝑜 1𝑏𝑐𝑜𝑠15𝑏𝑐= 12.24取与𝑜𝑜1偏角为15为有效工作行程，明显此时有效工作行程大于推杆行程的35%。受 力 分 析 ： 当 = 15 时 ， 压 力 角 =𝐹0⻒

12、5;= 𝑐𝑜𝑠𝛼= 7162.82𝑁𝐹=𝐹0= 7171.14𝑁0cos(𝛽𝛼)𝑜𝑜1𝑠𝑖𝑛𝛾𝑜𝑎= 𝑠𝑖𝑛𝛽𝐹1 𝑜 1b = 𝐹2 𝑜 1a 𝐹2 = 10719.

13、38𝑁 = 31.17𝑜 1a = 167.247mm𝐹3=𝐹2𝑐𝑜𝑠𝛾= 12527.98𝑁6M = 𝐹3 𝑜𝑎 = 751.68𝑁 𝑚又经简易计算分析，推板受力与转角的关系为如下图：故取M = 751.68𝑁 𝑚时，在15内 F 均大于等于 7000N，即为有效行程。（3） 推板设计3、电动机的选择（1） 电动机类型选择按工作条件和要求，

14、选用 Y 系列三相异步电动机，电压 380v。2选择电动机功率1机械效率弹性联轴器1效率0.99数量1蜗轮蜗杆20.801油润滑 8 级精度圆柱齿轮30.97110滚动轴承40.9934总效率 = 1 2 3 3= 0.7452) 功率𝑃𝑤 = 𝑀 𝑤 = 1889.2𝑊𝑃𝑑= 𝑃𝑤𝜂= 2.54kW电动机额定功率略大于P 即可，因此选定电动机额定功率为 3kW。d3) 确定转速蜗杆𝑖1 = 1040圆柱齿轮Ү

15、94;2 = 25 i = 20200𝑛𝑤= 60 = 24𝑟/𝑚𝑖𝑛𝑇 𝑛𝑑= (4804800)𝑟/𝑚𝑖𝑛可取𝑛𝑑 = 1000𝑟/𝑚𝑖𝑛或𝑛𝑑 = 1500𝑟/𝑚𝑖𝑛重量/kg价格额定电流/AY

16、132S-6664204447.2Y100L2-4357057406.8综合质量和价格等因素，取𝑛𝑑 = 1500𝑟/𝑚𝑖𝑛即取 Y100L2-4 电动机4、传动系统运动和动力参数1 总传动比：i=59.17（2） 安排传动比蜗轮蜗杆𝑖1 = 20圆柱齿轮𝑖2 = 2.96（3） 运动和动力参数计算0 轴电动机轴𝑃0 = 𝑃𝑑 = 2.54𝑘𝑊𝑛0 = 1420ү

17、03;/𝑚𝑖𝑛𝑇0= 9550 𝑃0𝑛0= 17.08𝑁 𝑚 2.0𝑁 𝑚1 轴蜗杆轴𝑃1 = 𝑃0𝜂1 = 2.51𝑘𝑊𝑛1 = 1420𝑟/𝑚𝑖𝑛𝑇1= 9550 𝑃1𝑛1= 16.71𝑁 𝑚2

18、轴蜗轮、小齿轮轴𝑃2 = 𝑃1𝜂2𝜂4 = 1.99𝑘𝑊𝑛2= 𝑛1𝑖𝑇2= 9550 𝑃2𝑛2= 267.7𝑁 𝑚3 轴蜗轮、小齿轮轴𝑃3 = 𝑃2𝜂3𝜂4 = 1.91𝑘𝑊𝑛3= 𝑛2𝑖2= 24r/min𝑇3=

19、 9550 𝑃3𝑛3= 760.42𝑁 𝑚𝑃4 = 𝑃3𝜂4 = 1.89𝑘𝑊𝑛4 = 𝑛3 = 24r/min𝑇4= 9550 𝑃4𝑛4= 752.42𝑁 𝑚功率 P/kW转矩 T/𝑁 𝑚传动比轴名输入输出输入输出i效率02.542.5117.0812.511.9916.9116.7410.9921.991.

20、91267.7212.01200.79231.911.89760.42752.422.960.96三、传动零件设计1、蜗轮蜗杆的设计计算 工程 1选择传动 精度等级， 材料确定 精度2 确定计算内容计算结果考虑传动功率不大，转速也不是很高，批量小。 精度等级为 7 级，选用 ZA 型蜗杆传动，双头右旋蜗杆。蜗杆用 45 号钢淬火，外表硬度 4550HRC，蜗轮轮缘材料用 ZCuSn10P1 砂模铸造。传动比z= 21蜗杆，涡轮齿数i=201参考2表 3-4， 取z1= 2,z2= iz1= 40z=402蜗轮转速为： n = 71r / min23. 确定涡轮 许 用蜗杆材料为锡青铜，则sHP

21、= s ”HPZZ,VSNs= 118.N3/ mm2HP接 触 应力由2表 3-10 sP参考2图 3-8” = 200N / mm2初估滑动速度VS= 5m / s,浸油润滑。滑动速度影响系数Z = 0.91VS单项运转取g = 1，涡轮应力循环次数N = 60g n t = 60 1 71 10 16 365L2 h= 2.49 108由2图3-11 查得：Z = 0.65N4. 接触强s= sZ Z = 118.3N/mm2HP”HP VS N15000度设计由2式 3-10m 2 d1 ( sZHP2) 2 KT2 载荷系数K = 1.3蜗轮转矩：T= 267.7N m2由2表 3-

22、8 估取蜗杆传动效率m= 8h = 0.8 ; T = Tih211= 267.7N m150001118.3 40选用m2d = 5376mm3查2表 3-3传动根本尺寸：m = 8mm,d = 80mm,q = 10.0001则蜗杆的宽度 b = 2.5m z + 1 128mm125. 主 要涡轮分度圆直径：d =mz = 320 mm22几 何 尺tang= z / q = 0.2mm11.3查2表 3-5涡轮尺宽 b 2m(0.5 +q + 1) = 61.066 mm212经圆整，取b = 62mm2d1b1d2gb a= 80mm= 128mm= 320mm= 11.3= 62m

23、m= 200mm则m2d ()2 1.3 267.7 = 3496.91mm31寸计算蜗杆导程角g=传动中心距 a = 0.5(d + d ) = 200 mm6. 计 算涡轮圆周速度：涡 轮 的v = p d n / (60 1000) = 1.19m/s ，22 2圆 周 速齿面相对滑动速度度 和 传v = v / cosg = pd n /(60 1000)cos11.3 = 6.07m/ ss11 1动效率查2表 3-7 出当量摩擦角 r= 111 ” = 1.34 h=tan g=0.9025V搅油效率h= 0.962h = h h= 0.9025 0.96 0.99 = 0.87

24、与估取值1 2近似2v2vh= 1.19m /=m= 0.87s s6.01 /sV1tan( g+r )7. 校 核接 触 强s= ZHE9400Ts2 KK Kd d 2AvbHP12度T =Ti h h=268.04 N m212 4查2表 3-12 得弹性系数Z= 155 ，E查2表 3-13 使用系数 K= 1As= 87.24HN / mm 2s s合格HHPv =1.19 m / s 3 m / s2取动载荷系数K= 1.03V载荷分布系数 K b = 19400 268.04s= 155 1 1.03 1 = 87.24N / mm2 H80 32028. 轮 齿666T KK

25、Ks=2AVb YY sF弯 曲 强d d m12FSbFP度校核确定许用弯曲应力s= s ”YFFPN查2表 3-10 出s ”FP= 51N / mm 2s FP= 27 .642查2图 3-11 出弯曲强度寿命系数N / mm 2Y= 0.542,故Ns= 51 0.542 = 27.642N / mm2 FPY确定涡轮的复合齿形系数 FS= Y YFaSa涡轮当量齿数Ze2= Z / cos3g= 42.422s= 5.25F涡轮无变位查2图 2-20 和图 2-21 得N / mm2Y=2.39s sHFPFa合格Y=1.68SaY=2.39 1.68 =4.02Fsb导程角g 的系

26、数 Y = 1 - g/ 120=0.91其他参数同接触强度设计s=666 268.04 1 1.03 1 4.02 0.91F80 320 8= 5.25 N / mm 29. 蜗 杆F2y=t1+ F2r1L3 y轴 刚 度148EIP验算蜗杆所受圆周力2023T2023 16.91F = 389NF =1t1d1= 389 Nt180蜗杆所受径向力2023TF=2tana=2023 268.04 tan20 F= 609.7Nr1dx2320r1= 609.7 N蜗杆两支撑间距离L 取L = 0.9d = 0.9 320 = 288mm2蜗杆危急及面惯性矩p d 4I =f164 p 6

27、0.8 464=6.36 10 5 mm 4I =6.36 10 5mm 4许用最大变形yp蜗杆轴变形= 0.001 d1= 0.08mmy = 0.08mmp3y =389 2 +609.7 2 288148 2.1 10 5 6.36 10 5y1 = 0.0027mm10. 蜗杆=0.0027 mm y 合格pP (1 -h )y y 合格1p传 动 热t=1+ t1KA2 95o C平 衡 计算蜗杆传动效率h=0.87导热率取为 K = 15W /(m 2 oC)(中等通风环境 K 工作环境温度 t 2 = 20oC传动装置散热的计算面积为A =0.33(a100)1.73= 1.09

28、47m2t =38.31Ct =12510 (1 - 0.87)15 1.0947+ 20 =38.31 1C 1 𝑧𝜀 = 4 e3a 1 𝛽+𝛽 = 0.77eaK= 1.25AK=1.1V螺旋角系数由2表 2-7Z=cos b=0.99bK= 1.25AK由2图 2-6H a= 1.74K=1.1VF =2T / d=4867.27 NK=1.28H bt11A tK F = 55.77N / mm 100N / mmbH查2表 2-8s= 592.28N / mm2K=K= 1 / Z 2= 1.74H aF ae查2表

29、2-9 b 2 11K= A + B 1 + 0.6 b 2+ C 10 -3 bH b= 1.28d d齿面接触应力s= 2.47 189.8 0.77 0.99H 1.25 1.1 1.28 1.74 = 592.28N / mm24867.27 2.96 + 1109.998 662.96Z=1.16NT 1计算许用接触应力s HPZNT 2=1.22s= sHPZZ ZH limNTLVSZ ZZRWXt总工作时间 hH lim= 10 365 16 =58400 hWW单向运转取g= 1 Z= Z= 1.1412应力循环次数Z= Z= 1.0N=60 g nt=60 1 71 584

30、0L 11 h=2.49 10 8X 1X 2Z = Z = ZL1L2R1= Z = Z = Z = 1N=NL 2L 1/ i =8.4 10 7R2SH limV1V2= 1.05NT 1接触寿命系数Z= 1.16 ， Z齿面工作硬化系数NT 2= 1.22sHP1sHP 2= 894.19N / mm2= 768.25N / mm2HB- 130s= 592.2N8/ mm2Z=ZW 1W 2= 1 . 2 -21700H mins,s= 1 . 2 - ( 240- 130) / 1700= 1 . 14HP1HP2= 768.2M5PaX 1X 2接触强度尺寸系数Z=Z= 1.0接

31、触疲乏强度较为合润滑油膜影响系数取为Z= Z= Z= Z= Z= Z= 1L1L 2R1R 2V 1V 2H lim取最小安全系数 S= 1.05许用接触应力:s= 710 1.16 1 1 1 1.14 1 / 1.05HP 1= 894.19 N / mm 2适, 齿轮尺寸无须调整sHP 2= 580 1.22 1 1 1 1.14 1 / 1.05= 768.25 N / mm 2验算:s= 592.2N8 / mm2 mins,s= 768.2M5PaHHP1HP2中心距 a = (d+d ) / 2 =217.959 mm ,125、确定主要圆整取 a =220mm = arccos

32、 (𝑧1 + 𝑧2)𝑚𝑛 = 1324422𝑎𝑡𝑚= 𝑚𝑛𝑐𝑜𝑠𝛽 = 4.112148小齿轮直径d = 111.028 mm传动尺d =m z1t 1= 111.028 mm1d = 328.972 mm寸大齿轮直径2d =m z2t 2= 328.972mmb =66 mm2齿宽b2= y d1=66 mm ， b1=70 mmb =70 mm1𝑧𝑣2

33、= 87𝑧𝑣1𝑧𝑣2𝑧=1𝑐𝑜𝑠3𝛽=2𝑧𝑐𝑜𝑠3𝛽= 29= 87𝑧𝑣1 = 296、齿根计算尺根弯曲应力弯曲 疲s= KKFAVKKFbFaFtYb mFaYY Y sSaebFPK= 1.25A劳强 度验算K= 1.25， K AV1nFa= 1.1， K= K= 1.74H aK= 1.1VK= 1.74𝑏 = 7.3

34、3由2图 2-9、图 2-20、图 2-21F aK= 1.1F bF1K= 1.1Y aF bY0.75=2.6=2.24Y=0.25+eea cos bb=0.68F a 2YS a 1=1.62YF a 1=2.6Y，F a 2=2.24YS a 2=1.75YS a 1Yb=1.62=0.90Y， S a 2=1.75Y=0.68eY=0.90b齿根弯曲应力:Fs= 119.5 MPas=K KF 1AVKKF bF atY Yb mFa 11nY YSa 1 ebF 1s= 111.2 MPa=119.5 MPas= s Y YF 2F 1Fa2Sa2计算许用弯曲应力s FPF 2/ Y/ Y= 111.2MPaFa1Sa1as=sY YF lim STYNT VrelTYYRrelT XFPSF limsF lim 1= 300 MPa试验齿轮的齿根弯曲疲乏极限s F limsF lim 2= 270 MPasF lim 1= 300 MPas， F lim 2= 270 MPaYNT 1=0.93sFP1=300 2 0.93 1 1 11.25=446.4 MPasF 1= 119.5MPasFP2=270