加热炉推料机传动装置设计说明

计算说明书设计题目：三段式加热炉推料机机构设计班级：机械本一班学号：2014211106姓名：龚超指导老师：谢正春2016年7月目录13243546520624绪论机械设计课程设计是培养学生拥有设计能力的技术基础课。机械设计课程设计则是机械设计课程重要的实践性授课环节。经过课程设计实践，可以成立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和有其他先修课程的理论与生产实质知识去解析及解决机械设问题的能力。此次我们的机械设计题目目的是为了提高加热炉的加热效率优化机器的结构组成。该机械结构的要求为性能高效、工作可靠、经济合用。计看作为结构设计的依照，而计算数据必定以机械结构为对象，如强度计算必定知道机械的有关结构尺寸，运动学计算必定知道机械的机构方案，计算结果对这些部分有重要的指导作用。因此，在机械设计中结构设计和计算常是互相交织、屡次进行的。本次机械设计课程设计本小组拟订课题为<三段式加热炉推料机结构设计>,经过查阅书籍以及上网搜寻资料对推料机的结构进行设计。第1章绪论1.1设计的目的此次机械设计课程设计本小组拟订课题为《三段式加热炉推料机结构设计》，此次我们的机械设计题目目的是为了提高加热炉的加热效率优化机器的结构组成。加热炉推料机传动简图原始数据：蜗杆的种类依照GB/T10085-1988的介绍，采用渐开线蜗杆。采用小齿轮的齿数为20，大齿轮则为1.8820=37.6，取大齿轮齿数为38.3)大齿轮传达的功率:Pw=1.2kw大齿轮轴的转速:=30r/min轴承：参照工作要求并依照=40mm，采用0基本游隙组、标准精度级的圆锥滚子轴承。其尺寸为d×D×T=40mm×80mm×19.75mm。选定电动机型号为Y100L1-4型号的电动机设计的要求此次机械结构的要求为性能高效、工作可靠、经济合用。计看作为结构设计的依照，而计算数据必定以机械结构为对象，如强度计算必定知道机械的有关结构尺寸，运动学计算必定知道机械的机构方案，计算结果对这些部分有重要的指导作用。因此，在机械设计中结构设计和计算常是互相交织、屡次进行的。第2章蜗轮蜗杆的主要参数2.1涡轮的主要参数:转矩:按Z1=2，估值效率为20.8，则T29.55106P2228131Nmmn2载荷系数:K=KKAKV=1.3×1.15×1.05=1.57弹性影响系数ZE和Z:ZE160MPa；Z=2.9。:由表11-7'许用接触应力[]查得蜗轮的基本许用应力H。应力循环次数N60171.5(108300)1.03108寿命系数KHN1070.747，81.03108则H=KHNH=0.747268=200MPa2.2计算中心距ZEZ1602.92)2=31.752.283105mm124.38mma3KT2(]H200[取中心距a=125mm，由于，蜗杆分度圆直径d1=50mm，这i1=20，采用模数m=5mm时d1/a=0.4，与假设周边，从表11-18中可查得Z,=2.75<Z，因此计算结果可用。2.3蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸蜗杆:轴向齿距Pa=15.7；分度圆导程角:直径系数q=10.00；=arctanz1=arctan2=11.31°；齿顶圆直径da1=60mm；q10齿根圆直径df1=38mm；蜗杆轴向齿厚sa=7.85mm，分度圆直径d1=50mm；蜗杆法向齿厚sn7.7mm。蜗轮:蜗轮齿数：z2=41；变位系数x2=-0.500验算传动比：i1=z2=20.5，这时传动误差为20.5-20100%2.5%是赞同的z120蜗轮分度圆直径：d2mz2541205mm蜗轮喉圆直径：da2=d2+2ha2=205+22.5=210mm蜗轮齿根圆直径：df2=d2+2hf2=205-27=188mm蜗轮咽喉母圆半径：rg21da2=125-1210=20mm=a-22第3章齿轮传动的设计计算3.1按齿面接触强度设计由公式进行计算，即d1t2.323KT1?u1?(ZE)2duH3.2确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt=1.3，计算小齿轮传达的转矩T19.55106P29.551061.7082.28105Nmm，由表10-7采用齿宽系数n271.51d=1，由表10-6查得资料的弹性影响系数ZE189.8MPa2，由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲倦强度极限Hlim1=600MPa，大齿轮的接触疲倦强度极限Hlim2=550MPa；由式10-13计算应力循环次数。小齿轮的应力循环次数为：N1=60n1jLh6071.51（810300）1.03108，大齿轮的应力循环次数为：N60n2jLh60301(810300)4.321072=由图10-19取接触疲倦寿命系数kHN=0.90,kHN=1.0；计算接触疲倦许用应力，取12无效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得[KHN1Hlim10.9600H]1S1540MPa[KHN2Hlim21.0550H]2S1550MPa3.3计算（1）试算小齿轮分度圆直径d1，代入[H]中较小值tdltKtT2u1ZE22.3231.322.8104(21)(189.82mm88.2mm2.323（[]H）12)du540（2）计算圆周速度ν，vd1tn13.140.330ms60100060000（3）计算齿宽b，bdd1t188.288.2mm（4）计算齿宽与齿高之比b/h，d1t88.24.41齿高25mt=2.254.41=9.9mm，模数mt20z1b/h=88.2/9.9=8.90（5）计算载荷系数，依照v=0.330m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数KV=；1.13直齿轮，KHKF1；由表10-2查得使用系数KA1.25；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称部署时，KH1.427。由b/h==8.89，KH1.207，查图10-13得KF1.35，故载荷系数为KKAKVKHKH1.251.131;（6）按实质的载荷系数校正所的分度圆直径，由式10-10a得d1d1t3K88.232.016102.1mmKt1.3（7）计算模数m:m=d1102.15.10z1203.4确定齿根波折强度的各计算数值（1）由图10-20c查得小齿轮的波折疲倦强度极限MPa,大齿轮的波折强FE1500度极限FE2MPa；380（2）取波折疲倦寿命系数KFN10.91,KFN20.953）计算波折疲倦许用应力:取波折疲倦系数S=1.4，得[KFN1FE1F]1S[KFN1FE1F]2S

0.91500325MPa1.40.95380257.86MPa1.4（4）计算载荷系数KK=kAkVKFKF=1.35=1.91（5）查取齿形系数由表10-5查得Y2.8,Y2.4Fa1Fa2（6）查取应力校正系数由表10-5查得YSa11.55，YSa21.67（7）计算大、小齿轮的YFaYSa并加以比较[F]YFa1YSa1YFa2YSa22.41.670[F]13250.01335F]20.01554[257.86依照数值得出大齿轮的数值大。齿根波折强度的计算m2KT2(YFaYSa)321.912.2831053比较计算结果，由齿面接触疲倦强度计算的模数m大于由齿根波折疲倦强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于波折强度所决定的承载能力，而齿面接触疲倦强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取波折疲倦强度算得的模数5.10，并就近圆整为标准值m=5mm，按接触疲倦强度算得的分度圆直径d1102.1mm，算出小齿轮的齿数z1d120，大齿轮的齿数mz2i2z1202.38547.7，取z2=48。3.5几何尺寸计算（1）计算分度圆直径小齿轮的分度圆直径：d1z1m205100mm大齿轮的分度圆直径：d2z2m485240mm（2）计算中心距大齿轮的分度圆直径ad1d2100240170mm22(3)计算齿轮宽度bd1100100，dmm1取B2100，B1105.第4章轴的设计4.1蜗杆轴机构设计参数求蜗杆轴上的功率、转速和转矩由上文可知p12.178kw，n11430，T11.455104Nmm。求作用在蜗轮上的力因已知蜗杆的分度圆直径为50mm，则切向力Ft12T121455104584Nd150轴向力Fa1Ft22T222.28105d22052224.40N径向力Fr1Fr2Ft2tan809.6N初步确定轴的最小直径先初步校核估计轴的最小直径，取A。=112dminA3P111232.17812.86mmn11430该轴是用联轴器与电动机相连的，因此轴的最小直径显然是安装联轴器，为了使所选的轴直径d与联轴器的孔径相适应，故需同时采用联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca

KA

T1，查表

14-1，考虑到转矩变化很小，故取

KA=1.3，则：Tca

KA

T1

4

1.8915

104Nmm依照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，采用LX2（J1

型）弹性柱销联轴器，其公称转矩为560Nmm，半联轴器的孔径d=32，孔长度L=60mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=82。4.2轴的结构设计轴上零件的周向定位为了保证优异的对中性，与轴承内圈配合轴劲采用k6，联轴器与轴采用A型一般平键联接，键的型号为10*8GB1096-2003。求轴上的载荷在确定轴承支点地址时，查得30208圆锥滚子轴承的a=16.9mm，因此，做出简支梁的轴的跨距为192mm，计算得出轴的弯矩和扭矩分别以下：载荷水平面H垂直面V支反力FNV1=697.465NFNV2=115.695NFt=292FFNH1=FNH2=2弯矩MMH=28032NmmMV1=66956.64NmmMV2=11106.64Nmm总弯矩M1=72587.77NmmM2=30152.12Nmm扭矩T3=14550Nmm按弯扭合成应力校核轴的强度，由于轴单向转动，扭转切应力为脉冲循环变应力，取=0.6，轴的计算应力为M12(T3)2=72587.772(0.6435000)2ca=W2(0.1503)2=21.67MPa由表15-1查得[1]=60MPa，因此，[ca]＜[1]，因此安全。4．3装蜗轮的轴（第二根）的设计4．4求作用在蜗轮和齿轮上的力已知蜗轮的分度圆直径为d2=mtz2=5×41=205mm，因此得Ft2=2T2=22.281052234.15N，Fa2Ft1584N，d2205Fr2Fr1809.6N;Ft,4490.2N,Fr,1634.3N。4.5初步确定轴的最小直径取A。=112，于是得'P21.708dminA112mm。n271.54.6轴上零件的周向定位为了保证优异的对中性，涡轮，齿轮与轴采用A型一般平键联接，键的型号分别为16*10,12*8GB1096-1979,键槽用键槽铣刀加工，长分别为56mm和90mm。同时为了保证蜗轮与轴配合有优异的对中性，因此选择蜗轮与轮毂的配合为H7；r6H7齿轮与轴的配合精度为。与轴承内圈配合轴劲采用k6。4.7齿根波折疲倦强度校核1.53KT2YFa2Y[]FFd1d2mcos当量齿数zva=z24143.483(cos11.31)3cos依照x2=-0.5，zva=43.48，从图11-19中可查得齿形系数YFa22.87螺旋系数Y=111.310.91921140140许用波折应力[]F=F/KFN从表11-8中查得蜗轮的基本许用波折应力F/=56MPa寿命系数KFN910691060.5975N1.03108[]F=/KFN=560.5975=33.46MPaF因此F=1.53KT2YFa2Y=228300d1d2mn502055F<[]F,波折强度校核满足要求。第5章其他机构设计参数由课程设计表17-5选定电动机型号为Y100L1-4型号的电动机；主要性能以下：额定功率/kw满载转速起动转矩/额最大转矩/额电动机型号/(r/min)定转矩定转矩Y100L1-42.214302.22.35.1电动机到工作机输送带间的总效率为设η1、η2、η3、η4分别为联轴器、蜗杆蜗轮、轴承、齿轮的传动效率。查表得η1=0.99，η2=0.8，η3=0.98，η4=0.98。η3得η=0.99×0.8×0.983由=ηηηη4×0.98=0.731∑123∑5.2Pw1.21.642kw电动机所需工作功率为：Pd0.731电动机输出转矩为：Td9.556pd9.5562.24Nmm101014301.4710nmⅠ轴：T1Td11.455104NmmⅡ轴：T29.55106P29.551061.70822.8104Nmmn271.5Ⅲ轴：T39.55106P39.551061.6452.2104Nmmn3305.3计算各轴的转速：Ⅰ轴：Ⅲ轴：

n1nm1430rminn11430Ⅱ轴：n271.5rmini120n3n30rmin5.4计算各轴的输入功率第6章设计总结经过近两个星期的努力，此次课程设计终于完成了，经过此次课程设计学到了好多东西，牢固和复习了前面所学的知识，对机械设计这个专业有了更深的认识