加热炉推料机课程设计(为后来人造福).docx

机械设计课程设计 设计者： 班级： 学号： 指导老师：1总体设计1、 传动方案的拟定（1） 原动机的选择设计要求：动力源为三相交流电380/22ov，所以选择电动机（2） 传动装置选择A、 减速器电动机输出转速比较高，而且输出不稳定，同时在运转故障或者严重过载时，可能烧坏电动机，所以一定要有过载保护装置。 可选用：带传动、链传动、齿轮传动、蜗杆涡轮 链传动与齿轮传动虽然传动效率高，但是会引起一定的震动，而且缓冲减震能力差，也没有过载保护。 带传动平稳性号，噪音小，有缓冲减震和过载保护能力，精度要求不高，制造、安装、维护都比较方便，成本也较低，但是传动效率较低，传动比不恒定，寿命短。 蜗杆传动虽然效率较低，没有缓冲减震和过载保护能力，制造要求精度高，但是比较符合设计需要，而且现实中都是用涡轮，所以我也选用涡轮传动。B、 传动机构 连杆机构可以选择有对心曲柄滑块机构、正切和多杆机构。根据设计要求，工作机应该带动推料机，且结构应该尽量简单，所以选择六杆机构。如下图滑块运动行程H(mm)250滑块运动频率n(次/min)60滑块工作行程最大压力角30机构行程速比系数K1.5构件DC长度(mm)380构件CE长度(mm)150滑块工作行程所受阻力(含摩擦阻力)(N)3000滑块空回行程所受阻力（含摩擦阻力）Fr1(N)9002、 六连杆的设计计算（上期是乱算的）（传动方案）（a） 图是机构的运动简图示意图，现将其分解为曲柄摇杆机构（b）和滑块机构（c）来计算已知CD=380、CE=150、F左右移动距离为60，根据查资料假设AB=130、BC=220、AD=320、DE=530，现在求EF长度？对于（b）cosC2AD=AC2+AD-C22*AC2*AD=90+360-3202*90*360C2AD=57cosAC2D=AC2+C2D-AD2*AC2*AD=90+320-3602*220*140AC2D=107则ADC2=30cosADC1=C1D+AD-AC12*DC1*AD=320+360-3502*250*140ADC1=62则C2DC1=32对于（c）cosE2DH=DHE2DDH=cosE1DHE1D=510mmF1G1=GF2+E1G=100+(125-60)E2F2=120mm即EF为120mm六连杆机构仿真图2电机选择1、 电机类型选择：按工作要求和条件选取Y系列一般用途全封闭鼠笼型三相异步电动机即可2、 电机功率的选择：1） 工作机所需的功率：Pw=FV1000=30000.560601000=1.5(kw)2） 电动机功率计算：传动效率：一对轴承： 0=0.99齿式联轴器 ： 1=0.99涡轮蜗杆： 2=0.84一对圆柱齿轮：8级精度 3=0.97滑轮摩擦： 4=0.90总效率：=031234=0.9940.9920.840.970.90=0.690所以总传动功率为Pd=Pwa=1.50.690=2.17kw参照选取电动机额定功率为3kw3、电机转速确定：根据已知条件计算出工作机滚筒的工作转速为：n=60r/min根据电机功率3kw和同步转速1500r/min确定用Y100L2-4型鼠笼式电动机，电机数据如下：4、分配减速器各级传动比假设齿轮的传动比i34=2，则蜗杆涡轮的传动比为 i12=23.82=11.95、确定转速、转矩、功率1） 计算各轴转速电机轴：nM=1430r/min轴：n1=nM=1430r/min轴：n2=n1i12=1430r/min11.9=120.17r/min轴：n3=n2=120.17r/min轴：n4=n3i34=120.172=60.08r/min2) 计算各轴输入功率 电机轴：Pd=3kw 轴： P1=Pd*1*0=3kw0.990.99=2.94kw 轴： P2=P120=2.94kw0.840.99=2.44kw 轴： P3=P11=2.44kw0.99=2.41kw 轴： P4=P303=2.41kw0.990.97=2.31kw 推杆： P出=P34=2.31kw0.90=2.08kw 3)计算各轴输入转矩 电动机输出转矩：Td=9550PdnM=955031430=20.03N.m 轴： T1=Td.1=20.03N.m0.99=19.83N.m 轴： T2=T1.0.2.i12=19.83N.m0.840.9911.9=196.24N.m 轴： T3=T2.1=196.24N.m0.99=194.28N.m 轴： T4=T3.0.3.i34=194.08N.m0.990.972=373.13N.m将上述计算结果列表，如下轴名功率P/KW转矩T/N.m转速nr/min传动比i输入输出输入输出电机轴320.0314301轴2.9419.83143011.9轴2.44196.24120.171轴2.41194.28120.172轴2.31373.1360.083 蜗杆涡轮减速器的设计3.1 蜗杆传动设计 1.选择涡轮蜗杆的传递类型 根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆ZI。 2.选择材料 考虑到蜗杆的传动功率不大，速度也只是中等，故选择45 钢。 3.按齿面接触强度进行设计 根据闭式蜗杆蜗轮传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，在校核齿根弯曲疲劳强度。由传动中心距公式a3KT(ZZH)1) 确定作用在蜗轮上的转矩 T2=196.242) 确定载荷系数K因工作载荷稳定，故取载荷分布系数K=1，KA=1.11，由于转速不高、冲击不太大，可选取动载荷系数Kv=1.05，则KKAKKv3) 确定弹性影响系数查表知道1601/24) 确定接触面系数Z先假设蜗杆分度圆d1和传动中心距a的比值d1a=0.3，查的Z=3.15) 确定需用接触应力H根据蜗轮材料可查到H=268Mpa 6）计算中心距 a3KT(ZZH)=31.17196.241000（1603.1179.29）=120.65取中心距a=180mm,因为i=11.9取m=6.3mm 蜗杆分度圆直径d1=63mm这时d1a=63180=0.35,则Z=2.93.1=Z 因此以上计算结果可用4、蜗轮与蜗杆的主要参数和几何尺寸1） 蜗杆：分度圆直径d1=63mm模数m=6.3直径系数q=10齿顶圆da1=m(q+2)=6.3(10+2)=75.6mm齿根圆df1=m(q-2.4)= 6.3(10-2.4)47.88mm分度圆导程角=214805蜗杆轴向齿厚Sa=1/2m=9.92mm2） 蜗轮：蜗轮齿数Z2=48变位系数X2=-0.4286验算传动比i=Z2Z1=484=12传动比误差12-11.911.9=0.8%，是允许的分度圆直径d2=mZ2=6.348=302.4mm喉圆直径da2=d2+2ha=302.4+7.2=309.6齿根直径df2=d2-2hf2=304.2-2*10.26=281.9咽喉母圆直径rg2=a-1/2d2=180-1/2*302.4=28.85、校核齿根弯曲疲劳强度 F=1.53KT2d1d2mYFY F当量齿数Zv2=Z2cosrcosr=47cos214805cos214805=58.75根据x2=-0.4286 Zv2=58.75查表可得齿形系数YFa2=2.56 螺旋角系数Y=1-21.8140=0.8443需用弯曲应力 F= FKFN 查表知 F=56Mpa KFN=0.541 F=560.541=30.32Mpa F=1.53KT2d1d2mYFY=1.531.17196.24100063302.46.32.560.8443 =6.5MPaP2，所以按轴承的手里大小计算：=2015959h48000h 所以轴承满足寿命要求。4.3.2大齿轮轴承的校核 校核7310C 查表GB/T297-1994额定载荷，基本静载荷1） 求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2由前面设计蜗轮时求的：Fr1v=FNV1=1184.9NFr2v=FNV2=582.9NFr1H=FH1=2350.35NFr2H=FH2=2350.35NFr1=Fr2=2） 求两轴承计算轴向力Fa1和Fa2查表GB/T297-84可知道e=0.35Fd1=Fr10.35=26320.35=921NFd2=Fr20.35=24220.35=848N轴向力Fae=1223.6N因为Fae+Fd2=1223.6+848=2071.6N=Fa1Fa2=Fd2=848N3） 求当量动载荷P1和P2由表13-5分别计算P1和P2，取fp=1.5,则P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1) =1.5(0.42632+1.72071.6) =6861.7NP2=fp(X2Fr2+Y2Fa2) =1.52422 =3633N4） 验算轴承寿命因为P1P2，所以按轴承的手里大小计算：=2220373h48000h 所以轴承满足寿命要求。4.4键的校核4.4.1与联轴器相配合的键 键选择的是：根据轴的直径d=42mm。查9表6-1 L=L-b=70-12=58mm k=0.5h=0.5*8=4mm p=p=110MPa 故合格。4.4.2与小齿轮相配合的键 键选择的是：根据轴的直径d=55mm。查9表6-1 L=L-b=70-16=54mm k=0.