加热炉推料机的执行机构与整体设计

1、兰州工业高等专科学校毕业设计（论文） 题目： 加热炉推料机系 别 机电工程学院 专 业 机械制造及其自动化 班 级 机械125班 姓 名 董小博 学 号 2012093550 指导教师（职称） 张红霞 日 期 2014年12月18日20摘 要随着机械行业的的发展，热处理伴随其中，热处理是机械电子工业生产中极其重要的工艺，推料机在热处理的工艺中起着举足轻重的地位，从而对推料机的设计有着较深远的意义。本次毕业设计的课题是加热炉推料机设计。加热炉推料机是以间歇的方式将工件输送到加热炉中。其动力源是电动机，电动机通过传动装置、四杆机构，驱动滑架往复运动，工作行程时滑架上的推爪推动工件前移一个步长，当滑

2、架返回时，推爪从工件下滑过，工件不动。当滑架再次向前移动时，推爪已复位，并推动新工件前移，前方推爪也推动前一工件前移。周而复始，工件不断前移。本论文论述的是加热炉推料机的设计过程，主要包括传动系统方案的拟定、电动机的选择、蜗杆减速器的设计、开式齿轮传动及其轴系结构设计、四杆机构的设计等内容。关键词：加热炉推料机；蜗杆减速器；开式齿轮传动；四杆机构目录摘 要IABTRACTII1 绪论11.1 课题背景11.2 在国内外的研究现状11.3 本论文的主要内容12 总体设计22.1 传动方案的拟定23 电动机的选择计算43.1 选择电动机的类型43.2 选择电动机容量43.3 电动机转速的确定43.

3、4 分配减速器的各级传动比53.5 转速、转矩、功率的确定54 飞轮的转动惯量的确定74.1 确定飞轮的转动惯量75 蜗轮蜗杆减速器的设计85.1 蜗轮蜗杆的确定85.1.1 选择材料85.1.2 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比。85.1.3 按齿面接触疲劳强度设计85.1.4 计算传动效率95.1.5 确定传动的主要尺寸95.1.6 校核齿根弯曲疲劳强度105.1.7 验算效率105.1.8 精度等级公差和表面粗糙度的确定115.2 轴的设计115.2.1 蜗杆轴（轴I）的设计115.2.2 蜗轮轴（轴II）的设计135.3 蜗杆蜗轮减速器箱体的设计计算156 开式齿轮传动及其轴系结

4、构设计176.1 开式齿轮传动设计176.2 大齿轮轴（轴III）的设计187 四连杆机构的设计20结论24致 谢25参考文献26兰州工业高等专科学校毕业设计（论文）1 绪论1.1 课题背景推料机是一种间歇的输送工件的机械，其电动机通过传动装置，工件机构驱动输送架作往复移动，工件行程时滑架上的推爪推动工件前移一个步长，当滑架返回时，由于推爪下装有压缩弹簧，推爪得以从工件底面滑过，工件保持不动。当滑架再次向前推进时，推爪已复位并推动新工件前移，与此同时，该推爪前方的推爪前一工位的工件一起再向前移动一个步长。如此周而复始，工件不断前移。1.2 在国内外的研究现状世界工业发展表明，制造技术的先进性是

5、产品竞争能力的保证，而热处理技术的先进程度，则是保证机械产品质量的关键性因素。推料机对热处理技术的先进程度起着举足轻重的地位。1.3 本论文的主要内容研究此项任务，一方面可以对我这几年来所学知识的一个检测，也是对我工作能力的提高。在此次毕业设计中运用到了机械设计，机械制图，互换性，材料，机械原理及工程力学等多学科知识。本文研究内容主要包括：（1）怎样实现间歇进料的问题；（2）分析系统工作时各部分之间的协调问题；（3）对传动系统进行设计计算；（4）推料机各机械部分的结构设计。2 总体设计2.1 传动方案的拟定根据设计任务书，该传动方案的设计包括原动机和传动装置两部分：1. 原动机的选择设计要求：

6、动力源为三相交流电380/220V。故，原动机选用电动机。2. 传动装置的选择1）减速器电动机输出转速较高，并且输出不稳定，同时在运转故障或严重过载时，可能烧坏电动机，所以要有一个过载保护装置。 可选用的有：带传动、链传动、齿轮传动、蜗杆传动。 链传动与齿轮传动虽然传动效率高，但会引起一定的振动，且缓冲吸振能力差，也没有过载保护； 带传动平稳性好，噪音小，有缓冲吸震及过载保护的能力，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，寿命短而蜗杆传动虽然效率低，没有缓冲吸震和过载保护的能力，制造要求精度高，但还是比较符合本设计的要求，所以采用蜗杆传动。 总传动

7、比为45.5，轴所受到的弯扭矩较大，所以初步决定采用蜗轮蜗杆加开式齿轮传动，以实现在满足传动比要求的同时拥有较高的效率，和比较紧凑的结构。2）传动机构工作机应该采用往复移动机构。可选择的有：连杆机构、凸轮机构、齿轮齿条机构、螺旋机构。本设计是要将旋转运动转换为往复运动，且无须考虑是否等速，是否有急回特性。所以连杆机构，凸轮机构，齿轮齿条机构均可，凸轮机构虽然能较容易获得理想的运动规律,但要使执行滑块达到220mm的行程,并保证工作时处于较小的压力角范围,凸轮的径向尺寸较大,此外凸轮与从动件为高副接触,不宜用于低速重载。且凸轮机构和齿轮齿条机构加工复杂，成本都较高，所以还是连杆机构更合适一些。

8、在连杆机构中，可以选择的又有对心曲柄滑快机构，正切机构和多杆机构。根据本设计的要求，工作机应该带动推料推板，且结构应该尽量简单，所以选择四杆机构。传动方案如图2-1所示。图2-1 间歇式推料机传动方案设计参数见表2-1表2-1 设计参数滑块运动行程H/mm220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K1.25构件DC长度lDC/mm1150构件CE长度LCE/mm150滑块工作行程所受阻力（含摩擦阻力）Fr1/N500滑块空回行程所受阻力（含摩擦阻力）Fr2/N1003 电动机的选择计算3.1 选择电动机的类型按工作要求和条件选取Y系列一般用途全封闭自扇冷

9、鼠笼型三相异步电动机。3.2 选择电动机容量1）工作机所需的功率： Pw=1.2kW2）电动机功率计算：传动效率：一对轴承： 齿式联轴器： 蜗轮蜗杆： 一对圆柱齿轮： 总传动效率：0.73所以总传动功率为：Pd=1.64 kW3.3 电动机转速的确定根据已知条件计算出工作机滚筒的工作转速为:nw=30r/min查7表12-1根据电动机的功率为2.2kW，同步转速为1420r/min现将电动机的数据和总传动比列于表3-1表3-1 电动机的数据及总传动比电动机型号额定功率满载转速总传动比Y100L1-4 2.2 1420 47.333.4 分配减速器的各级传动比若蜗轮蜗杆的传动比i蜗=20，则齿轮

10、的传动比为i齿=2.373.5 转速、转矩、功率的确定1. 计算各轴输入转速电机轴：nm=1420 r/min轴：n1=nm=1420 r/min轴：n2=71 r/min轴：n3=29.96 r/min 2. 计算各轴输入功率1轴： P1=1.62KW2轴： P2=1.29KW3轴： P3=1.21KW3. 计算各轴输入转矩电动机输出转矩：Td=11.02 1轴：T1=10.89 N·mm2轴：T2=173.51 N·mm3轴：T3=385.69 N·mm将上述计算结果列于表3-2，以供查阅。表3-2 各轴的运动和动力参数轴名功率P / kW转矩T /N

11、3;mm转速nr/min传动比i效率输入输出输入输出电动机轴2.211.02142010.99轴1.6210.891420200.8轴1.29173.51712.370.99轴1.21385.6929.964齿轮设计Pt=1.2kw i齿=2.37 z1=20 z2=48 n1=72T1=1.71*100000000M=3 d1=mz1=60mmd2=mz2=144mma=102mmb=60mmB2=60 B1=655 蜗轮蜗杆减速器的设计5.1 蜗轮蜗杆的确定 5.1.1 选择材料由机械设计基础，蜗杆用45钢，硬度为4555HRC,蜗轮用铸锡磷青铜。 5.1.2 计算传动装置的总传动比和分配

12、各级传动比。总传动比i=,47.33分配传动装置各级传动比，由机械设计课程设计式（2-5）得： 为圆柱齿轮传动比，为蜗杆蜗轮传动比。由机械设计课程设计表2-1取，即得，见机械设计基础表8-3取 5.1.3 按齿面接触疲劳强度设计1. 初步确定作用在蜗轮上的转矩T2按照机械设计基础式(8-14)有：则T2=174,.321N2. 确定载荷因数K因工作载荷平稳，见表8-7取K=1.213. 确定材料系数见表8-8.取4. 确定许用接触应力见表8-9，查得基本许用接触应力MPa应力循环次数 寿命系数： 故许用接触应力 MPa5. 确定m及蜗杆直径 见机械设计基础表8-2，初选，此时5.1.4 计算传

13、动效率1. 计算滑动速度 涡轮速度 m/s 蜗杆导程角 滑动速度m/s5.1.5 确定传动的主要尺寸1. 中心距：mm2. 蜗杆尺寸 分度圆直径：mm 齿顶圆直径：mm 齿根圆直径：mm 导程角： 轴向齿距：mm 轮齿部分长度：mm 取mm3. 蜗轮尺寸 分度圆直径：mm 齿顶圆直径：mm 齿根圆直径：mm 外圆直径：mm 蜗轮轮齿宽度：mm 螺旋角 齿宽角 故 咽喉母圆半径：mm5.1.6 校核齿根弯曲疲劳强度 1. 确定齿形因数当量齿数利用插值法，见机械设计基础表8-11，查得 2. 确定螺旋角因数 3. 确定许用弯曲应力寿命系数0.521见机械设计基础表8-12，查得基本许用弯曲应力 故

14、许用弯曲应力4. 弯曲强度校核故满足弯曲强度要求。5.1.7 验算效率已知= , 与相对滑动速度有关= =0.279m/s由机械设计基础表8-13查得当量摩擦角 所以啮合效率 由于大于原估计值，故不用重算。5.1.8 精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于用机械减速器。GB/T10089-1988圆柱蜗杆，蜗轮精度中选择38级精度，侧隙种类为f,标注为8f GB/T10089-1988。蜗杆与轴做成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式，与铸造铁心采用H7/S6配合，并加台肩和螺钉固定（螺钉选用4个）。5.2 轴的设计5.2.1 蜗杆轴（轴I）的设计1 轴的材料的选择考虑

15、到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。选材45钢，淬火处理。2. 求输入蜗杆轴上的功率，转速和转矩T1由前表3-2可知：蜗杆轴的功率KW r/min N·mm3. 确定轴的最小直径dmin选取蜗杆轴为45钢，调质处理见机械设计基础表11-19，取C=112，由下式初步估算轴的最小直径 mm4. 轴的结构设计1) 轴段(1)1为使所选的轴直径d与弹性柱销联轴器JC12×27孔径相配，此处轴直径d应等于联轴器孔径12mm，即：d1=12mm为保证半联轴器固定可靠，应使轴端挡圈压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故取mm2) 轴段(2)2为满足联轴器的定位

16、要求，轴端(1)的右端需设计一轴肩轴肩高度mm mm按标准直径取mm由轴段（2）可根据机械设计课程设计表8-145取轴承mm，mm，根据机械设计课程设计表4-6 4-7得：螺钉直径mm，螺钉数为4选择轴承端盖： mm mm mm mm mm mm mm考虑轴承端盖的装拆及便于对轴承加润滑脂，取端盖外端与半联轴器右端面之间的距离为35mm，故取mm3) 轴段(3)3因为轴承mm所以mm mm4) 轴段(4)4轴肩高度mm mm取mm mm5) 轴段(5)5轴肩高度mm mm取mm mm6) 轴段（6）与轴段（5）相一致，即mm mm7） 轴段（7）与轴段（4）相一致，即mm mm8） 轴段（8）

17、取mm mm9） 轴段（9）取mm mm蜗杆轴的结构简图如图5-1所示： 图5-1 轴I的结构简图5.2.2 蜗轮轴（轴II）的设计1 由前表3-2可知：蜗轮输出轴上的功率：KW 转速：r/min转矩：N2 确定轴的最小直径 dmin选取轴的材料为45钢，调制处理。见表11-19，取,由下式初步估算轴的最小直径： mm因轴的最小直径是安装小齿轮(1)处的轴直径此处有一键槽，故轴径应增大5%, 即：mm3. 轴的结构设计1） 轴段（1）1直径d1=23mm2） 轴段（2）2为满足小齿轮的定位要求，轴段(1)的左端需设计一轴肩，轴肩高度为：h10.07d1=0.07×23=1.61mm

18、所以 ：d2=d1+2h1=23+2×1.61=26.22mmmm按标准直径取mmmm3） 轴段（3）3由机械设计课程设计表8-145 选滚动轴承mmmm所以mmmm由机械设计课程设计表4-6可知：轴段(2)的轴承端盖螺钉直径mm，螺钉数目为4，由表4-7可选螺钉联接式轴承盖如下： mm mm mm D-(1015)=62-12=50mm (34)=62-4=58mm mm 0.15)D=0.1562=9.3mm4） 轴段（4）由经验选轴段（4）的直径mm mm5） 轴段（5）轴肩高度h0.07d4=0.07×32=2.24 d5=d4+2h=32+2×2.24=

19、36.48mm 取d5=37mm 由机械设计课程设计表3-3蜗轮L的尺寸可知：mm6） 轴段（6） 轴肩高度： mm 取mm mm7） 轴段（7）由轴段（6）与机械设计课程设计表8-145选的圆锥滚子轴承 mmmm 选轴段（7）的直径mm mm根据机械设计课程设计表4-6由圆锥滚子轴承D=72mm选轴承端盖螺钉直mm 螺钉数为4根据机械设计课程设计表4-7可计算联接式轴承端盖数据如下： mm mm mm mm mm mm mm mm至此已初步确定了轴端各段直径和长度，见图5-2所示. 图5-2 轴II的结构简图5.3 蜗杆蜗轮减速器箱体的设计计算1箱体的结构形式和材料:箱体采用铸造工艺，材料选

20、用HT200，因其属于中型铸件，铸件最小壁厚810mm，取=10mm。2铸铁箱体主要结构尺寸和关系见表5-1。表5-1 箱体的主要结构尺寸名称减速器型式及尺寸关系箱座壁厚=10mm箱盖壁厚11=0.8=9.6mm 取1=10mm箱座凸缘厚度b1，箱盖凸缘厚度b，箱座底凸缘厚度b2b1=1.5×1=12mmb=1.5×=15mmb2=2.5×=2.5×12=20mm地脚螺钉直径及数目a100mm 取df=12mm n=4轴承旁联接螺栓直径d1=0.75df=9mm 取d1=10mm盖与座联接螺栓直径 d2=（0.50.6）df 取d2=8mm联接螺栓d2间

21、的间距150200mm轴承端盖螺栓直径d3=（0.40.5）df 取d3=8mm 检查孔盖螺栓直径d4=（0.30.4）df 取d4=6mmDf，d1，d2至外壁距离 df，d2至凸缘边缘距离 C1=20,16,14 C2=16,14轴承端盖外径 D2=122mm 轴承旁联接螺栓距离 S=122mm轴承旁凸台半径R1=14mm轴承旁凸台高度根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定箱盖，箱座筋厚m1=9mm m2=9mm蜗轮外圆与箱内壁间距离 1=12mm蜗轮轮毂端面与箱内壁距离2=10mm 6 四连杆机构的设计1. 根据题目要求设计一四连杆机构曲柄摇杆机构已知摇杆长度L=1150mm，行程速比

22、系数K=1.25首先确定最大摆角在相似三角形中，如图7-1所示 图6-1 相似三角形已知mm mm=CM=195mm在DCM中由余弦定理可得cos=利用图解法进行设计。由题意可知设计的关键是确定曲柄的回转中心A和曲柄和连杆的长度L,L设计过程如图7-2所示图6-2 曲柄摇杆机构的设计 1 先按照公式计算机位夹角2 选取适当的比例尺 u,任取一点D并以此点为顶点作等腰三角形，使之两腰之长等于uL,C=选取比例尺u=1:53 连接C作C,再作使。与交与点P4 以PC为直径作一辅助圆，再使上任取一点A，连接AC,AC,C所以曲柄的回转中心A在此圆弧上5 由L和确定出曲柄长度L和连杆长度LL=11mm L=97mm6 由图直接量取AD,再按比例计算出实际的长度实L=mm实