JX03-074@加热炉推料机的执行机构综合与传动装置设计
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JX03-074@加热炉推料机的执行机构综合与传动装置设计,机械毕业设计全套
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课 程 设 计 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： nts 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 nts 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 nts III Abstract Pusher machine is a continuous furnace dedicated machines, pusher machines arranged in the furnace feed side of workpiece or material to be pushed into the furnace heating plate, its power source can be electric motors, heat treatment equipment design has a deeper significance.In this paper, furnace pusher machine drive system has been designed, on the pusher machine system design optimization and transformation provide some reference. Keywords: pusher machine.oven.transmission.speed reducer nts IV 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 nts V 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 nts辽宁工程技术大 学课程设计 1 1 电动机的选择 1.1机构总传动效率计算 连杆机构： 连杆=0.98 齿轮是开式传动，选择人工周期性加油润滑：齿轮=0.94 涡轮蜗杆选择双头式：蜗=0.80 轴承：轴承=0.98 联轴器选择弹性联轴器：联=0.992 总传动效率：总=连杆 齿轮 蜗 轴承3 联=0.98 0.94 0.80 0.98 0.98 0.98 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=1，所以： V滑块=2H/T=360/1=360mm/s=0.36m/s P滑块=（ F V） /1000=0.108kw 1.3电动机功率与选择 P电=P滑块/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 i 12 =15.5，为则齿轮的传动比取i34=1.49， nts 2 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： min/r1390n 满 kw157.0Pd mN08.11390157.09550nP9550T dd 满（ b） .1 轴转速、输入转矩、输入功率： m in/r1 3 9 01 满nn kw153.0992.098.0157.0PP d1 联轴承 mN05.1992.098.008.1TT d1 联轴承 （ c） .2 轴转速、输入转矩、输入功率： m in/68.895.15 m in/13902112 rrinn kWkWPP 12.098.08.0153.012 轴承涡 mNmNiTT 76.125.158.098.005.11212 涡轴承 （ d） .3 轴转速、输入转矩、输入功率： m in/19.6049.1 m in/68.893423 rrinn kWkWPP 11.098.094.012.023 轴承齿轮 mNmNiTT 51.1749.194.098.076.123423 齿轮轴承 nts 3 轴的名称 功率 P / kW 转矩 T /（ N m） 转速 n （ r/min） 传动比 i 效率 输入 输出 输入 输出 电机轴 0.157 1.08 1390 1 0.9722 1 轴 0.153 1.05 1390 15.5 0.784 2 轴 0.12 12.76 89.68 1.49 0.9212 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 21Z ，涡轮齿数 315.15 12 ZZ 。 3.1.3 确定许用接触应力 由图 13-4-10 滑动速度 smVS /9.3由图 8-4-2 93.0SZhhtnN 82 1058.2258278400300161068.896060 青铜与铜配对使用，材料弹性系数 MPa160Z E 。 查图 8-4-4 NZ0.68 许用接触应力 M P aZZHSHBH 128.13968.093.0220 nts 4 3.1.4 基本尺寸确定 由于运转平稳，取 .1.1,0.1,1.1,0.1 KKKKKKK VAVA估算传动效率： %22.86)%5.3100( i ， 涡轮转矩： mNTiT 03.1405.1%22.865.1512 由表 8-4-9 32222H12 mm42.19003.141.13113.1391 5 1 5 0KT)Z1 5 1 5 0(d m查表 8-4-2，取 5120dm 12 mm80dmm8m 1 ， 。 蜗杆分度圆 直径 mm80d1 ， 涡轮分度圆直径 mm248318md 22 Z ， 查表 8-4-4， 5.0x2 ， 中心距 mm16085.02248805.0mx2dd5.0a 221 。 3.1.5 接触强度设计 由表 8-4-9 H122H dKTd1 4 7 8 3 几何参数已经给定， K 与 T2 已经确定， 查的按照表 361811248 sV S /m94.53.11c o s19100 139080c o s19100 nd 11 ， 根据 中的插入法算得由表 11111548VS ， 899.02243.0 2.053.12t a n 36.11t a nt a n t a n1 975.098.0 3 ，搅油及溅油效率轴承 868.031 轴承 由此得 m14.141390 5.15868.0153.09550n i9550 112 NPT 由于 ，其他不变，取查表 15.1948,/m3v KsV S，则 K=1.15 H122a87.2680 14.1415.124814783dd14783 MPKTH nts 5 3.1.6 计算散热条件 由式 8-4-9，传动中损耗的功率为 kw02.0868.01153.01PP1s 由式 8-4-10 和设计要求 21 ssc t-tk PAPP ，可导出下式自然通风状况良好，取 c20tc95tcm/w15k 2 ， 2m236.0209515 w265A ）（ 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 3.63.62a1a RR ，蜗杆3.1.7 润滑油选择 由表 8-4-44， s/m07.6s V，粘度 242198cSt（ 40C ），全损耗系统用油牌号 L-AN 220 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 mm16085.02248805.0mx2dd5.0a 221 蜗杆导程角 36.11qarc tan 1Z分度圆上螺旋升角 53.12110 2a r c t a nx2q Za r c t a n21蜗杆轴面齿形角 20 阿基米德螺线蜗杆 c o sta nta n n 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 nts 6 蜗杆涡轮分度圆直径 d1 =qm=80mm， d2 =mZ=248mm 蜗杆涡轮节圆直径 d1 =（ q+2x） m=72mm， d 2 =d2 =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 df 1 = （ 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 s 1 =0.5 m=12.57mm ，s 1n =scos =12.32mm 法向弦齿高 h=m=8mm 蜗杆螺纹部分长度mm132mm88.1032588.78Lmm88.78mZ06.08 2LL取）（ 涡轮最大外圆直径 dmax2a=da2 +1.5m=256+12=268mm 涡轮轮缘宽度 b=0.73da1 =70.08mm 涡轮齿顶圆弧半径 r2a=0.5df1 +0.2m=32mm 涡轮齿根圆弧半径 r 2f =0.5da1 +0.2m=49.6mm 3.1.9 蜗杆轴刚度验算 由表 13-4-13， 132r12t11 yL4 8 E IFFy 蜗杆所受径向力 N45.37t a n 2 024876.122000t a nd2000TFx2 2r1 受圆周力 N25.268005.12000d2000TF11t1 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 222f1 46.18164 )0.84.208(64dI mm 许用最大变形 mm08.0001.0 11 dy 合格蜗杆轴变形137221 mm00787.02.223107.62018.425.2645.37 yy nts 7 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 241HB286HB，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 MPaF 5001lim ， MPaF 4502lim 。 3.2.2 按齿根弯曲疲劳强度初步确定模数 计算应力循环次数 h108.25163001068.8916060 721 hLjnNh103.1749.1 108.25 7712 iNN 查手册图 8-3-55 得 80.01 NY85.02 NY， 1XY 取 8.1min FS ， 2STY ， 弯曲疲劳许用应力 M P aYYSYM P aYYSYXNFSTFFXNFSTFF42585.08.124505.44480.08.125002m i n2l i m21m i n1l i m1齿轮传动中，小齿轮 m56.12Tkw12.0 22 NP ， 查图 8-3-46 1AK 05.1VK12.1K2.1K则载荷系数 41.12.112.105.11 KKKKK VA查 手 册 图 8-3-38 58.1SaY图， 8-3-38 85.2FaY， 5.0d， 9.0Y nts 8 02.45.444205.0 90.085.258.11256041.122m 2312123 FdSaFazYYYKT 对于开式齿轮传动，取 m=6mm。 301 Z ， 7.443049.112 iZZ ， 取 472Z 重新计算传动比 57.1304712 ZZi。 3.2.3 校核齿根弯曲疲劳强度 强度验算公式： FSaFasabF YYYmbdKTYKYWM 1 12 58.11 SaY ， 85.21 FaY ， 90.0Y ， 4.22 FaY ， 41.1K 211221211112114.1458.185.253.14.234.1734.1790.058.185.2180461256041.122FSaFaSaFaFFFSaFaFM P aYYYYM P aYYYbdKT 齿轮 分度圆直径 mmZmdmmZmd2824761803062211 齿轮齿顶圆直径 mmmhddmmmhddaaaa 2946122822 19261218022211 齿轮基圆直径 mmddmmddbb99.26420c o s282c o s14.16920c o s180c o s2211 中心距 mmdda 2312 2821802 21 圆周速度 smndv /.85.01060 68.8918014.31060 33211 齿宽 mmbmmab4046231*2.02.021 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 hnts 9 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 后，在设计各杆的尺寸。2025.2 25.0*1801 )1(180 K K 在三角形 1OCC 中， 设bBC aABmmBBEECCDEDC 31.152BB18013001100212111 得即20c o s)(2)()( 2122 abbaCCabba 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 ： 122121 2)(c o sDCbdaDCb 或122122 2)(c o sb DCadDCb 122122 2)(a r c c o s180DCbdaDCb nts 10 mmd 32.355270231 22 在 matlab 里编程计算得 a,b=solve(a+b)2+(b-a)2-152.312=2*(a+b)*(b-a)*cos(pi/9),cos(pi/6)*2*b*1100=b2+11002-(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)2-152.312=2*(a+b)*(b-a)*cos(pi/6),acos(b2+11002-(355.32+a)2)/(2200*b)+(pi/6)=3.14) 其解为复数，实数范围内没有解 a,b=solve(a+b)2+(b-a)2-152.312=2*(a+b)*(b-a)*cos(pi/9),cos(pi/6)*2*b*1100=b2+11002-(152.3+a)2) a = 157.12*i - 108.89 -157.12*i - 108.89 141.46*i + 99.70 86.72 b=570.47*i + 964.58 883.2 - 513.64*i 513.64*i + 883.22 964.58 a 取 87mm， b 取 965mm 4 轴的设计与校核计算 4.1蜗杆轴 4.1.1 蜗杆轴的最小轴径估算 蜗杆用 45 钢，蜗杆螺旋部分采用淬火，齿面硬度 45-55HRC。a268b MP 。 按扭转硬度初步计算轴径 nPAd 30查表取 1100 AmmnPAd 86.91390 153.0110330 ，取轴端最小直径为 mm28d min 蜗杆的结构设计，各部分尺寸如图 nts 11 在轴的输入端安装联轴器，联轴器的尺寸可以从手册中查得，采用4TL 弹性联轴器。 4.1.2 按照弯扭合成强度条件校核轴 a） 画出轴的力学模型图 b） 求蜗杆上的作用力 mNnpT 05.11390153.095509550111NdTFt 25.26801005.122 3111 NdTFr 45.3720t a n24812760220t a n2221 NdTFFta 9.10224812760222221 4.1.3 计算支撑反力如图 nts 12 水平面支撑反力 NFRNFRtbtaHH13.132475.12313.1324725.265.1232475.12311垂直面支撑反力 NdFFRNdFFRarbaravv06.2247409.10245.375.12324725.12331.35247409.10245.375.12324725.1231111114.1.4 画弯矩图、转矩图及其的合成图 水平弯矩图 mmNRMHaH 94.1620125.135.1235.123垂直弯矩图 mmNRMmmNRMvvbvav41.25406.25.1235.12379.436031.355.1235.12321合成弯矩图 mmNMMMmmNMMMvHvH78.164041.25494.162030.465279.436094.16202222222221211 转矩按脉动循环变化处理 即 6.0 mmNTMMmmNTMMcaca57.1757)1050*6.0(78.1640)(76.4694)1050*6.0(30.4652)(2222222121 前已计算 mmNT 10501 MP aTMMbbbe6 0 0/)(012查表得58.095/55,95,55 01则M P aM P a bb nts 13 mN63010500 . 5 8T3M c a 危险截面处当量弯矩： mmNTMM Cc 3.186707)( 22 2aa M P adMWMbe33.0801.03.1 8 6 7 0 71.03ca13caca 4.2涡轮轴的计算与校核 该轴传动中小功率，无特殊要求，选用 45 优质碳素钢调质处理，其机械性能查表得 MPaB 637 ， MPas 353， MPa3531 ，MPa1551 ， 2.0 ， 1.0 ， MPab 60 1 4.2.1 初按扭转强度初步计算轴径 mmnpAd 58.2468.8912.0110 32230 取 mmd 30min 4.2.2 按照弯扭合成强度条件校核轴 画出轴的力学模型图 a） 求蜗杆上的作用力 nts 14 NdTF t 90.1022481276022222 NdTF r 45.3720t a n24812760220t a n2222 NdTF a 25.268010502211 NTFq 673.2121201 2 7 6 021202 2 4.2.3 计算支撑反力如图 水平面支撑反力 NFRRNFFRHHbqta14.2919067.2127290.10295190729590.35519067.21227290.1029519027295q2t2垂直面支撑反力 NdFFRNdFFRarbaravv43.481901249.10245.379519029559.119012425.2645.3795190295222114.2.4 画弯矩图、转矩图及其的合成图 水平弯矩图 mmNFMmmNFMqHqH65.2020367.212959524.1531267.212727221 垂直弯矩图 nts 15 mmNRMmmNRMvvbvav85.460043.48959505.15159.1959521合成弯矩图 mmNMMmmNMMMmmNMMMHvHvH24.1531289.2072085.460065.2020323.2020405.15165.202031322222222222121转矩按脉动循环变 化处理 即 6.0 mmNTMMmmNTMMmmNTMMcacaca34.17119)127606.0(24.15312)(03.22090)127606.0(89.20720)(14.21606)127606.0(23.20204)(2222332222222121M P aTMMbbbe600,/)(012 查表得58.095/55,95,55 01则M P aM P a bb m.N12760T 2 危险截面第一处当量弯矩： mmNTMM C 6.573267)( 22 1a1 危险截面第二处当量弯矩： mmNTMM 6.354215)( 22 3ca2 M P ab 55 1 查得许用应力 1.056.41501.06.5 7 3 2 6 71313abeecdMWMM P aMP a45.21 2 51.0 6.3 3 4 2 1 5 32 nts 16 5 轴承选取与校核 5.1蜗杆上选用圆锥滚子轴承 30211 查手册得 mmd 55 86500rc 65500orc4.0e 5.1Y YRs 2水平面支撑反力 NFRNFRtbtaHH13.132475.12313.1324725.265.1232475.12311垂直面支撑反力 nts 17 NdFFRNdFFRarbaravv06.2247409.10245.375.12324725.12331.35247409.10245.375.12324725.123111111NRRRNRRRaVaHbVbH66.373.3513.1329.1306.213.132222222221 NYRSNYRS55.125.1266.37243.45.1229.1322211NdTFF ta 9.10224812760222221 12 45.11555.129.102 SNSF a NSANSFA55.1245.1 1 5222a1 4.033.066.3755.124.069.829.1345.1152211eRAeRA按轴承 1 校核 查手册 1df5.1mf查表得 4.01X 5.11Y 则 NYAxRffPmd 74.267)45.1155.129.134.0(5.11)( 11 查手册 1tfhPcfnL rth 27744486)74.267 865001(139060 10)(6010 3106310610 hh LL 1010 4 8 0 0 0 016*10*300 额定安全 nts 18 5.2涡轮轴上选用圆锥滚子轴承 30209 查手册得 mmd 45 kN64200rc kN47800orc4.0e 5.1Y YRs 2水平面支撑反力 NFRNFRtbtaHH5 1 . 4 52475.1235 1 . 4 52471 0 2 . 95.1232475.12322垂直面支撑反力 NdFFRNdFFRarbaravv06.2247409.10245.375.12324725.12331.35247409.10245.375.12324725.123111111NRRRNRRRaVaHbVbH6 2 . 4 33.355 1 . 4 55 1 . 4 906.25 1 . 4 52222222221 NYRSNYRS2 0 .8 15.126 2 .4 321 7 .1 65.125 1 .4 922211Fq=212.673N NSANSA86.191F-81.02q2221 4.071.349.51 86.19122 eRA按轴承 1 校核 查手册 1df5.1mf查表得 4.01X 5.11Y nts 19 则 NYAxRffPmd 85.273)86.1915.149.514.0(5.11)( 11 查手册 1tfhPcfnL rth 84525856)120642001(8906860 10)(6010 3106310610 hh LL 1010 4 8 0 0 0 016*10*300 额定安全 6 设计体会 在期末课程设计中，我们所选择的是设计一个加热炉推料机，这对我们来说是又一次尝试与创新的过程，现在利用自己学到的知识设计一个传动系统。在设计过程中，对具体的设计步骤、思路、方法、技巧都有了进一步的了解，并感受深刻。在设计过程中也认识到了自己的不足，在设计中方法比较生硬，只是按照书上步骤按部就班，主与次也没能很好把握住，这些方面通过这次我们都要加强了解。在这次设计中也谢谢老师和同学的帮助。 nts 20 参考文献 1 吴宗泽 . 机械设计实用手册 M . 北京 ： 化 学工业出版社 ， 2000. 2 巩云鹏，田万禄，张祖立，黄秋波 .机械设计课程设计 M.沈阳：东北大学出版社 3 孙恒，陈作模，葛文杰 .机械原理 M.西安：高等教育出版社 ， 2006 4 辽工大机械基础教研室 .机械原理课程设计 M.阜新， 2006.11 5 刘会英，杨志强 .机械基础综合课程设计 M.机械工业出版社 6 王三民 .机械原理与设计课程设计 M.西安：机械工业出版社 8 周品 .MATLAB 数值分析 M.北京 .机械工业出版社， 2009. 9 Tunay, I., Rodin, E., & Beck, A. (2001). Modeling and robust control design for aircraft brake hydraulics. IEEE Transactions on Control System Technology, 9, 319-329. nts 课 程 设 计 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： nts辽宁工程技术大学课程设计 I 一、设计题目及要求 加热炉推料机的执行机构综合与传动装置设计 图 6 20 为加热炉推料机结构总图与机构运动示意图。该机器用于向热处理加热炉内送料。推料机由电动机驱动，通过传动装置使推料机的执行构件（滑块） 5做往复移动，将物料 7送入加热炉内。设计该推料机的执行机构和传动装置。 图 6 20 加热炉推料机结构总图与机构运动示意图 二、设计参数与要求 加热炉推料机设计参数如表 6 8 所示。该机器在室内工作，要求冲击振动小。原动机为三相交流电动机，电动机单向转动，载荷较平稳，转速误差 4%；使用期限为 10 年，每年工作 300天，每天工作 16小时。 分组 参数 1 滑块运动行程 H(mm) 220 滑块运动频率 n(次 /min) 20 滑块工作行程最大压力角 30 机构行程速比系数 K 1.25 构件 DC 长度 (mm) 1150 构件 CE 长度 (mm) 150 滑块工作行程所受阻力 (含摩擦阻力 )(N) 500 滑块空回行程所受阻力（含摩擦阻力） Fr1(N) 100 三、设计任务 (1) 针对图 6 20 所示的加热炉推料机传动方案，依据设计要求和已知参数，nts辽宁工程技术大学课程设计 II 确定各构件的运动尺寸，绘制机构运动简图 (2) 在工作行程中，滑块 F所受的阻力为常数 Fr1，在空回行程中，滑块 F所受的阻力为常 Fr2；不考虑各处摩擦、其他构件重力和惯性力的条件下，分析曲柄所需的驱动力矩； （ 3） 确定电动机的功率与转速 ； （ 4） 设计减速传动系统中各零部件的结构尺寸； （ 5） 绘制减速传动系统的装配图和齿轮、轴的零件图； （ 6） 编写课程设计说明书 四、进度安排 (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 nts辽宁工程技术大学课程设计 III 摘 要 这次课程设计主要是设计了 加热炉 推料装置的减速系统和执行系统。 推料机代替人工加料，即安全又方便， 它包括机架，在机架上安装有电动机，在电动机的驱动轴上装有 联轴器 ， 联轴器与蜗杆 相连， 蜗杆涡轮减速器 ，在推 料小车上装有推杆 。 用 ProE 建立了减速器的三维装配图。计算了蜗轮蜗杆的各种参数，减速器外大小齿轮的参数，并进行校核。执行系统（六连杆机构）的设计，根据要求，计算出了各杆的工作尺寸。通过这次课程设计，最重要的是催促我又学习了一个新的应用软件，其功能之强大，以后工作或学习必备之。也在一次体会到了设计任务的过程，需细心与较真，不管做的怎么样，但是过程对自己很重要。 关键 词：减速器 齿轮 曲柄连杆结构 滑块机构 推料式加热炉 nts辽宁工程技术大学课程设计 IV Abstract The curriculum is mainly designed furnace pusher device deceleration systems and delivery systems. Pusher machine instead of artificial feeding, that is safe and convenient, which includes rack, the rack is installed on the motor, the motor drive shaft is equipped with coupling, coupling with the worm attached to turbine worm reducer, in the push feed a small car equipped with a putter. ProE established a reducer with the three-dimensional assembly. Calculated the various parameters of the worm, the size of gear reducer outside the parameters and carry out checking. Execution System (6 linkage) design, upon request, to calculate the size of the work of each rod. Through this curriculum, the most important thing is to press I learn a new application software, the function of the powerful, after the necessary work or study. Is also a feel of the design task of the process, need to carefully and seriously, no matter how kind of do, but the process on their own is very important。 Key words： Reducer gear Crank and connecting rod structure Slider Pusher-type furnace nts目录 1 电动机的选择计算 . 1 1.1 电 动机系列的选择 . 1 1.2 选择电动机功率 . 1 1.3 分配传动比 . 1 2 传动装置的运动和动力参数计算 . 2 2.1 减速器外齿轮的设计 . 2 2.1.1 选择齿轮材料、确定精度等级 . 3 2.1.2 校核齿根弯曲疲劳强度 . 4 2.1.3 外齿轮的参数计算 . 4 2.2 涡轮蜗杆的计算 . 5 2.2.1 选择材料及确定许用应力 . 5 2.2.2 验算涡轮齿根弯曲疲劳强度 . 6 2.2.3 涡轮蜗杆主要几何尺寸 . 6 2.2.4 热平衡计算 . 7 2.2.5 蜗杆的结构设计 . 7 2.2.6 蜗杆轴的强度计算 （按轴进行计算） . 8 2.2.7 计算、校核蜗杆轴承 . 10 2.2.8 涡轮轴的计算与校核 . 10 3 键的选择和参数 . 13 3.1 蜗杆与电机的键 . 13 3.2 涡轮轴与齿轮的键 . 13 3.3 涡轮轴与涡轮的键 . 14 4 六杆机构的设计（执行机构） . 14 5 参考文献 . 17 nts辽宁工程技术大学课程设计 1 1 电动机的选择计算 1.1电动机系列的选择 按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，电压 380V， Y 系列。 1.2选择电动机功率 根据工作行程 H=220mm，滑块的 f=31， 滑块来回的平均速度为 v=2Hf。推动滑块实际所需功率为 kwH F fFvpw 074.01000 33.0*500*220*2100021000 查手册得各个部分的效率 ： 执行机构 ： 96.00 轴承 ： 99.01 涡轮蜗杆的啮合 ： 88.02 联轴器： 99.03 齿轮： 93.04 传动的 总效率： 679.093.0*99.0*88.0*99.0*96.0* 4432410 则所需电动机功率为 kwppwr 11.06 7 9.0 0 7 4.0 查手册选择电动机型号为 Y801-4， 功率为 0.55kw，同步转速为1500r/min，满载转速为 1390r/min。 1.3 分配传动比 总传动比为： 5.692013900 nni查手册初步分配传动比为 涡轮蜗杆 5.250 i齿轮 73.25.25 5.6901 iiints辽宁工程技术大学课程设计 2 2 传动装置的运动和动力参数计算 0轴：电动机轴 kwp 11.00 min/13500 rn mNnPT 778.01350 11.095509550000 轴： 蜗杆 kWPP 1089.099.099.011.0 221301 m in/13501 rnn M mNnpT 771.01350 77.0*9550*9550111轴：涡轮轴 kWPP 0939.099.088.011.0 221202 m in/94.525.251 3 5 0012 rinn mNnpT 94.1694.52 0939.0*9550*9550222轴：外齿轮轴 kWpP 428.093.099.00939.0* 242123 m in/18.1973.2 94.52123 rinn mNnpT 1.21318.19 428.0*9550*95503332.1减速器外齿轮的设计 对于开式齿轮传动，磨损是其主要的失效形式，因磨损后轮齿变薄易发生折断，故按齿根弯曲疲劳强度计算，通过降低许用应力 的方法来考虑磨损的影响。 开式齿轮的主要失效形式是齿面磨损和轮齿折断，不会发生点蚀。由于当前尚无较成熟的磨损计算方法，因此只进nts辽宁工程技术大学课程设计 3 行齿根弯曲疲劳强度计算，把求得的模数增大 10 20，以考虑轮齿磨薄的影响。 用于低速传动对于开式齿轮传动中的齿轮，齿面磨损为其主要失效形式，故通常按照齿根弯曲疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的模数，考虑磨损因素，再将模数增大 10% 20%，而无需校核接触强度。 软齿面， 齿面硬度 350HBS，常用中碳钢和中碳合金钢，如 45钢 40Cr， 35SiMn 等材料，进行调质或正火处理。这种齿轮 适用于强度。精度要求不高 的场合，轮坯经过热处理后进行插齿或滚齿加工，生产便利、成本较低。在确定大， 小齿轮硬度时应注意使小齿轮的齿面硬度比大齿轮的齿面硬度高 30 一 50HBS，这是因为小齿轮受载荷次敷比大齿轮多，且小齿轮齿根较薄为使两齿轮的轮齿接近等强度，小齿轮的齿面要比大齿轮的齿面硬一些。 2.1.1 选择齿轮材料、确定精度等级 直齿圆柱齿轮， 小齿轮采用 40cr 钢，调质处理，查手册，硬度为241 286HBS。 大齿轮材料选用 45 钢调质处理，硬度为 162 217HBS。选齿轮精度等级为九级。查手册可得 MPaF 2201lim MPaF 1902lim 计算应力循环次数 721 10*2.1516*300*10*94.52*1*6060 hLjnN7712 10*57.573.2 10*2.15 iNN 查手册得 5.1min FS 2STY 1XY 86.01 NY 88.02 NY 弯曲疲劳许用应 力 M P aYYSYM P aYYSYXNFSTFFXNFSTFF07.12988.0*5.12*22013.12686.0*5.12*2202m i n2l i m21m i n1l i m1查手册 1AK 02.1VK1.1K2.1K则 35.12.1*1.1*02.1*1 KKKKK VA查手册 55.1SaY8.2FaY5.0d902.0Ynts辽宁工程技术大学课程设计 4 mNnpT 94.1694.52 0939.0*9550*9550222 77.4902.0*8.2*55.113.126*20*5.0 16940*35.1*22 3 23 121 2 YYYzKTm SaFaFd对于开式齿轮传动，取 m=6mm。 201 Z 6.5420*73.212 iZZ 取 552Z 重新计算传动比 75.2205512 ZZi2.1.2 校核齿根弯曲疲劳强度 强度验算 公式： FSaFasabF YYYmbdKTYKYWM 1 12 55.11 SaY8.21FaY902.0Y4.22FaY211221211112167.2516.332FSaFaSaFaFFFSaFaFM P aYYYYM P aYYYbdKT 2.1.3 外齿轮的参数计算 齿轮分度圆直径 mmmZdmmmZd33055*612020*62211 齿轮齿顶圆直径 mmmhddmmmhddaaaa3426*1*233021326*1*21202*22*11 齿轮基圆直径 mmddmmddbb10.31020c o s*330c o s76.11220c o s*120c o s2211 中心距 mmdda 225)330120(*5.0)(5.0 21 圆周速度 smndv /33.010*60 3211 齿宽 mmbmmab4045225*2.02.021 nts辽宁工程技术大学课程设计 5 2.2涡轮蜗杆的计算 2.2.1 选择材料及确定许用应力 蜗杆用 45 钢，蜗杆螺旋部分采用淬火，齿面硬度 45-55HRC。涡轮齿圈用铸锡青铜，沙漠铸造，轮芯用 HT150. 查 手 册 涡 轮 的 许 用 接 触 应 力 为 MPaH 150 1 , 许用弯曲应力为MPaF 40 1 。 选择蜗杆头数和涡轮齿数： 5.250 i 21z 515.25*2* 102 ziz 按涡轮齿面接触疲劳强度设计 如下： 蜗杆转矩 ： mmNmNT 3.7 7 07 7 1.01 涡轮转矩 ： mmNmNT 1694094.162 载荷较平稳， 取 0.1AK 1.1VK0.1K则载荷系数 K= 1.1* KKK VA应力循环次数为 72 10*2.1516*300*10*94.52*1*6060 hLjnNM P aHH 75.10610*2.15 10 8 771 MP aFF 5.710*2.15 10 9 761 青铜与钢配对，材料的弹性系数 MPazE 160 从手册查得公式 3222212 15.155)51*75.106 160(*16940*1.1*64.9)(64.9 mmZZkTdmHE 由手册取 m=4 401 d 蜗杆导程角 31.11 蜗杆分度圆直径 mmd 401 涡轮分度圆直径 mmmzd 20451*422 nts辽宁工程技术大学课程设计 6 涡轮变位系数 75.0x 涡轮圆周速度 smndv /56.060000 94.52*204*14.310*60 3222 传动中心距 mmxmdda 125)4*75.0*220440(*5.0)2(*5.0 21 2.2.2 验算涡轮齿根弯曲疲劳强度 按 515.25*2*102 ziz查手册的涡轮齿形系数 15.22 aFY查手册得式 85.1c o s53.12212 FFF M PaYmddKTa 合格 46.491 4 7 8 3122HH MP adKTd 合格 2.2.3 涡轮蜗杆 主要几何尺寸 蜗杆直径系数 mmq 10 涡轮蜗杆的齿顶高 mmmxhmmmhaa7)1(421 涡轮蜗杆的齿根高 mmmxhmmmhff8.1)2.1(8.42.121 涡轮蜗杆齿 顶圆直径 mmmxzdmmmqdaa2 1 8)22(48)2(221 涡轮蜗杆节圆直径 mmddmmmxqd20446)2(2,2,1 涡轮蜗杆齿根园直径 mmmxzdmmmqdff4.200)4.22(4.30)4.2(221 蜗杆轴向齿距 mmmPx 56.12 蜗杆沿分度圆柱上的轴向齿厚 mmms 28.65.01 蜗杆沿分度圆柱上的法向齿厚 mmssn 15.6c o s11 涡轮轮缘宽度 mmdba 347.0 1 涡轮齿顶圆弧半径 mmmdrfa 162.05.0 12 涡轮齿根圆弧半径 mmmdraf 8.242.05.0 12 nts辽宁工程技术大学课程设计 7 蜗杆螺旋部分长度 mmmzL 10535)1.012( 2 2.2.4 热平衡计算 smndv /826.210*60 3111 滑动速度 smvvs /88.2c o s 1 根据滑动速度查手册得当量摩擦角为 4.1v传动效率 85.0)ta n ( ta n955.0 v 取油的允许温度为 ct 80 ， 环境空气温度为 ct 20 ， 按自然 通风条件散热系数为 ccmwK d 2/16 散热面积 201 0 1 7 2.0)( )1(1 0 0 0 mttK PAd 2.2.5 蜗杆的结构设计 蜗杆轴的刚度计算 将蜗杆螺旋部分看做是以齿根圆直径为直径的轴来校核蜗杆轴的弯曲刚度，具有最大弯曲挠度可近似按下式计算 482211 yLEIFFy rt 蜗杆两支撑间的距离 mmdL 6.183204*9.09.0 2 蜗杆危险截面的惯性矩 444 15.4 1 9 2 4644.30*64 1 mmdI f 蜗杆所受的圆周力 NdTFt 515.38403.770*22111 蜗杆所受的径向力 NdTFr 45.6020t a n20416940*220t a n*2221 45 钢 取 E=201 nts辽宁工程技术大学课程设计 8 mmy 0011.06.183*10*15.41924*48*20145.60515.38 3322 mmdy 04.01000401000 1 yy 所以安全 2.2.6 蜗杆轴的强度计算 （按轴进行计算） 蜗 杆用 45 钢，蜗杆螺旋部分采用 淬火，齿面硬度 45-55HRC。 按扭转硬度初步计算轴径 30 nPAd 查表取 1100 AmmnPAd 739.41350 108.0*110 330 取轴端最小直径为 30mm。 在轴的输入端安装联轴器，联轴器的尺寸可以从手册中查得，采用38*2242*19113 cJ cJTL联轴器。 mNnpT 771.0135077.0*9550*9550111=770N mm NdTFt 515.38403.770*22111 NdTFr 45.6020t a n20416940*220t a n*2221 NdTFFta 08.1662041 6 9 4 0*222221 计算支撑反力 如下 ： 水平面支撑反力 NFRNFRtbtaHH41.0186*9341.0186515.38*93186*9311nts辽宁工程技术大学课程设计 9 垂直面支撑反力 NdFFRNdFFRarbaravv37.1218620*08.16645.60*931862*9308.4818620*08.16645.60*931862*93111111水平弯矩图 mmNRMHaH 13.3841.0*9393垂直弯矩图 mmNRMmmNRMvvbvav41.1 1 5 037.12*939344.4 4 7 108.48*939321合成弯矩图 mmNMMMmmNMMMvHvH05.115141.115013.3861.447144.447113.382222222221211 转矩按脉动循环变化处理 即 6.0 mmNTMMmmNTMMcaca38.1239)770*6.0(05.1151)(41.4495)770*6.0(61.4471)(22222221121 mmNFMmmNFMBHVCAHHC74.769214669.52146112816005.7160mmNMMMmmNMMMHCVCCHCVCC01.5 0 2 0 882.4 9 6 2 82222 前已计算 mmNT 22.2 5 9 9 71 M P aTMMbbbe600/)(012查表得58.095/55,95,55 01则M P aM P a bb 危险截面 C处当量弯矩： nts辽宁工程技术大学课程设计 10 mmNTMM Cec 61.52536)( 22 M P adMWMcbbeeb03.1801.061.525361.0313 2.2.7 计算、校核蜗杆轴承 选用圆锥滚子轴承 32006 查手册得 mmd 30 23200rc 26.0e 3.2Y YRs 2NRRRNRRRaVaHbVbH081.4808.4841.0371.1237.1241.02222222221 NYRSNYRS45.103.2*2081.48269.23.2*2371.122221112 53.17645.1008.166 SNSF a 1紧 2松 NANA45.1053.17621 eRAeRA22.008.4845.1027.1437.1253.1762211按轴承 1校核 查表得 4.0x 6.1Y 1df5.1mf1tf则 10.431)53.176*6.1371.12*4.0(*5.1*1)(11 YAxRffP mdhPcfnL rth 7264643)1.431 23200*1(1350*60 10)(6010 3106310610 hh LL 1010 4 8 0 0 0 016*10*300 安全 2.2.8 涡轮轴的计算与校核 该轴传动中小功率，无特殊要求，选用 45 优质碳素钢调质处理，其机械性能查表得 MPaB 637 MPas 353MPa3531 nts辽宁工程技术大学课程设计 11 MPa1551 2.0 1.0 MPab 60 1 初按扭转强度初步计算轴径 mmnpAd 32.1394.520939.0*110 330 取 mmd 30min NdTF t 08.16620416940*22222 Nd TF r 45.6020t a n20416940*220t a n*2222 NdTF a 515.3840 3.770*2211 NTFq 33.28212016940*21202 2 计算支撑反力 如下： 水平面支撑反力 NFRRNFFRtaHbqtaHH63.872151488106.536134)67*281(*67 2垂直面支撑反力 NdFFRNdFFRarbaravv00.1134102*515.3845.60*671342*9354.5913426722211水平弯矩图 mmNFMmmNFqMqHH84.4178433.282*14814873.2286833.282*818121 垂直弯矩图 mmNRMmmNRMvvbvav671*676718.3 9 8 954.59*676721合成弯矩图 nts辽宁工程技术大学课程设计 12 mmNMMmmNMMMmmNMMMHvHvH73.2286889.417486784.4174883.4197418.398984.4178413222222222221211转矩按脉动循环变化处理 即 6.0 mmNTMMmmNTMMmmNTMMcacaca7.25025)16940*6.0(73.22868)(32.42968)16940*6.0(85.41748)(64.43161)16940*6.0(83.41947)(22223322222221121M P aTMMbbbe600,/)(012 查表得58.095/55,95,55 01则M P aM P a bb 危险截面 C处当量弯矩： mmNTMM Cec 56.443999)( 22 危险截面 D处当量弯矩： mmNTMM DeD 06.712323)( 22 M P adMWMcbbeeb15.40481.056.4 4
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