机械毕业设计930加热炉推料机的执行机构综合与传动装置设计.doc
机械毕业设计930加热炉推料机的执行机构综合与传动装置设计
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机械毕业设计930加热炉推料机的执行机构综合与传动装置设计,机械毕业设计论文
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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
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