加热炉推料机的执行机构与传动装置设计.docx
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加热炉推料机的执行机构与传动装置设计.docx
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加热炉推料机的执行机构与传动装置设计
加热炉推料机的执行机构与传动装置设计
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:
2010年1月6日
辽宁工程技术大学课程设计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
辽宁工程技术大学课程设计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
辽宁工程技术大学课程设计III
Abstract
Pushermachineisacontinuousfurnacededicatedmachines,pushermachinesarrangedinthefurnacefeedsideofworkpieceormaterialtobepushedintothefurnaceheatingplate,itspowersourcecanbeelectricmotors,heattreatmentequipmentdesignhasadeepersignificance.Inthispaper,furnacepushermachinedrivesystemhasbeendesigned,onthepushermachinesystemdesignoptimizationandtransformationprovidesomereference.
Keywords:
pushermachine.oven.transmission.speedreducer
辽宁工程技术大学课程设计IV
1电动机的选择.....................................11.1机构总传动效率计算..........................11.2滑块所需功率................................11.3电动机功率与选择............................1
2传动系统的运动和动力参数.........................12.1分配传动比..................................12.2计算传动装置的运动和动力参数................23.1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.........................63.2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...................83.3四杆机构的设计..............................8
4轴的设计与校核计算..............................114.1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
辽宁工程技术大学课程设计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.............186设计体会.......................................19
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:
η=0.98连杆
齿轮是开式传动,选择人工周期性加油润滑:
η=0.94齿轮涡轮蜗杆选择双头式:
η=0.80蜗
轴承:
η=0.98轴承
联轴器选择弹性联轴器:
η=0.992联
3,,,,总传动效率:
η=ηηηηη总连杆蜗齿轮轴承
,,,,,,=0.980.940.800.980.980.980.992=0.688联
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=2H/T=360/1=360mm/s=0.36m/s滑块
P=(FV)/1000=0.108kw滑块
1.3电动机功率与选择
P=P/η=0.108/0.688=0.157kw总电滑块
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=1390r/min.满
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n=1/T=1r/s=60r/mind
计算总传动比:
i=n/n=1390/60=23.17d满
若蜗轮蜗杆的传动比i=15.5,为则齿轮的传动比取12
i=1.49,34
辽宁工程技术大学课程设计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:
n,1390r/min满
P,0.157kwdPdT,9550,9550,0.157,1390,1.08N,mdn满(b).1轴转速、输入转矩、输入功率:
n,n,1390r/min1满
P,P,,,,,0.157,0.98,0.992,0.153kw1d联轴承
T,T,,,,,1.08,0.98,0.992,1.05N,m1d联轴承
(c).2轴转速、输入转矩、输入功率:
n1390r/min1n,,,89.68r/min2i15.512
P,P,,,,,0.153kW,0.8,0.98,0.12kW21涡轴承
T,T,,,,,,i,1.05N,m,0.98,0.8,15.5,12.76N,m2112涡轴承
(d).3轴转速、输入转矩、输入功率:
n89.68r/min2n,,,60.19r/min3i1.4934
P,P,,,,,0.12kW,0.94,0.98,0.11kW32齿轮轴承
T,T,,,,,i,12.76N,m,0.98,0.94,1.49,17.51N,m3234轴承齿轮
辽宁工程技术大学课程设计3
轴的功率P/kW转矩T/转速n传动效率,
名称(N?
m)(r/min比i
)输入输出输入输出
电机0.151.08139010.972
轴72
1轴0.1531.051390
15.50.784
2轴0.1212.7689.68
1.490.921
23轴0.1117.5160.19
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
Z,2121由表8-4-4查得涡轮蜗杆传动比i=15.5,蜗杆头数,涡轮齿
Z,15.5,Z,3121数。
3.1.3确定许用接触应力
由图13-4-10滑动速度V,3.9m/sS
由图8-4-2Z,0.93S
8N,60nt,60,89.68,10,16,300,258278400h,2.58,10h2
青铜与铜配对使用,材料弹性系数。
Z,160MPaE
Z,查图8-4-40.68N
许用接触应力,,,,,,,ZZ,220,0.93,0.68,139.128MPaHHBSH
辽宁工程技术大学课程设计4
3.1.4基本尺寸确定
由于运转平稳,取K,1.0,K,1.1,K,1.0,K,K,K,K,1.1.AV,AV,
估算传动效率:
,,,(100,3.5i)%,86.22%
涡轮转矩:
T,i,,,T,15.5,86.22%,1.05,14.03N,m21
21515015150,,223由表8-4-9md,()KT,,1.1,14.03,190.42mm,,12,,,Z139.13,31,,H2
2查表8-4-2,取md,51201
。
m,8mm,d,80mm1
蜗杆分度圆直径,d,80mm1
涡轮分度圆直径,d,mZ,8,31,248mm22
查表8-4-4,,x,,0.52
中心距。
,,,,a,0.5d,d,2xm,0.5,80,248,2,0.5,8,160mm122
3.1.5接触强度设计
14783KT2由表8-4-9,,,,,,HHdd21
’’’几何参数已经给定,K与T已经确定,,按照表8,4,2查的,,11:
18362
dn80,139011,V,,,5.94m/sS,19100cos19100,cos11.3
:
’’’根据,V由表8,4,15中的插入法算得,,1111S,
tantan11.360.2,,,,,0.8991,,,,tan,tan12.530.2243,
,0.98,搅油及溅油效率,,0.9753轴承
,,,,,0.86813轴承
Pi0.153,0.868,15.5,1由此得T,9550,9550,14.14N,m2n13901
由于,则K=1.15V,3m/s,查表8,4,9,取K,1.15,其他不变Sv
14783KT147831.15,14.142,,,,26.87MPa,,,,HHdd2488021
辽宁工程技术大学课程设计5
3.1.6计算散热条件
由式8-4-9,传动中损耗的功率为,,,,P,P1,,,0.153,1,0.868,0.02kws1
PsP,P,可导出下式A,由式8-4-10和设计要求cs,,kt-t12
2:
:
:
自然通风状况良好,取,,k,15w/m,c,t,95c,t,20c
265w2A,,0.236m15,(95,20)
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,齿面粗糙度蜗杆R,6.3,R,6.3a1a23.1.7润滑油选择
:
由表8-4-44,,粘度242~198cSt(40),全损耗系统V,6.07m/sCs
用油牌号L-AN220
3.1.8主要几何尺寸
齿数Z=2,Z=3112
模数m=8
传动比i=15.5
分度圆直径d=80mm,d=248mm12
蜗杆直径系数q=10
涡轮变位系数x=-0.5
中心距,,,,a,0.5d,d,2xm,0.5,80,248,2,0.5,8,160mm122
Z:
1蜗杆导程角,arctan,11.36,qZ2’:
1分度圆上螺旋升角,,arctan,arctan,12.53q,2x10,12:
蜗杆轴面齿形角,,20
阿基米德螺线蜗杆tan,,tan,,cos,n
,径向间隙c=0.2m=0.28=1.6mm
蜗杆涡轮齿顶高ha=m=8mm,ha=(1+x)m=4mm12
蜗杆涡轮齿根高hf=1.2m=9.6mm,hf=(1.2-x)m=13.6mm12
辽宁工程技术大学课程设计6
蜗杆涡轮分度圆直径d=qm=80mm,d=mZ=248mm12
’’蜗杆涡轮节圆直径d=(q+2x)m=72mm,d=d=248mm212蜗杆涡轮齿顶圆直径da=(q+2)m=96mm,da=(Z+2+2x)m=256mm12蜗杆涡轮齿根圆直径df=(q-2.4)m=60.8mm,1df=(Z+2x-2.4)m=220.8mm2
蜗杆沿分度圆圆柱上的轴向齿厚s=0.5m=12.57mm,,1s=scos=12.32mm,n1
法向弦齿高h=m=8mmL,(8,0.06Z)m,78.88mm2
蜗杆螺纹部分长度L,78.88,25,103.88mm
取L,132mm涡轮最大外圆直径d=da+1.5m=256+12=268mma2max2
涡轮轮缘宽度b=0.73da=70.08mm1
涡轮齿顶圆弧半径r=0.5df+0.2m=32mma21
涡轮齿根圆弧半径r=0.5da+0.2m=49.6mmf21
3.1.9蜗杆轴刚度验算
22F,Ft1r13y,L,,,y由表13-4-13,1148EI
2000T2000,12.76,2F,tan,,tan20,37.45N,蜗杆所受径向力r1xd2482
2000T2000,1.051F,,,26.25N受圆周力t1d801
,蜗杆两端支撑点距离l=d0.9=223.2mm2
245钢弹性模量E=201N/mm
22d,(80,2.4,8.0),,2f1蜗杆危险及面惯性矩I,,,181.46mm
6464许用最大变形,,y,0.001,d,0.08mm11
蜗杆轴变形
2237.45,26.253y,,223.2,0.00787mm,,,y合格1174.8,201,6.7,10
辽宁工程技术大学课程设计73.2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241HB,286HB,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,。
,500MPa,,450MPaFlim1Flim2
3.2.2按齿根弯曲疲劳强度初步确定模数
7计算应力循环次数N,60jnL,60,1,89.68,10,300,16,25.8,10hh12
7N25.8,1071N,,,17.3,10h2i1.49
查手册图8-3-55得,取,Y,1Y,0.80Y,0.85S,1.8XN1N2Fmin
,Y,2ST
弯曲疲劳许用应力
Y500,2Flim1ST,[],YY,,0.80,444.5MPaF1N1XS1.8FminY450,2,Flim2ST[],YY,,0.85,425MPa,F2N2XS1.8Fmin
齿轮传动中,小齿轮P,0.12kw,T,12.56N,m22
查图8-3-46K,1K,1.12K,1.05K,1.2A,V,则载荷系数K,KKKK,1,1.05,1.12,1.2,1.41AV,,
查手册图8-3-38图,8-3-38,,Y,1.58Y,2.85,,0.5SaFadY,0.9,
辽宁工程技术大学课程设计8
33KTYYY2,2,1.41,12560,1.58,2.85,0.90FaSa2m,,,4.02220.5,20,444.5,z,,,,dF11,
对于开式齿轮传动,取m=6mm。
,,取Z,30Z,47Z,iZ,1.49,30,44.71221
Z472i,,,1.57重新计算传动比。
Z301
3.2.3校核齿根弯曲疲劳强度
KT2M1强度验算公式:
,,,,,KYY,YYY,,Fbsa,FaSa,FWbdm1
,,,,Y,1.58Y,2.85Y,0.90Y,2.4K,1.41Sa1Fa1,Fa2
2KT2,1.41,125602,,,YYY,,2.85,1.58,0.90,17.34MPa,[]F1Fa1Sa1F1,bd46,1801YY2.4,1.53Fa2Sa2,,,,17.34,,14.14MPa,[,]F2F1F2YY2.85,1.58Fa1Sa1
d,m,Z,6,30,180mm11齿轮分度圆直径d,m,Z,6,47,282mm22
d,d,2h,m,180,2,1,6,192mma11a齿轮齿顶圆直径d,d,2h,m,282,2,1,6,294mma22a
,d,dcos,180,cos20,169.14mmb11齿轮基圆直径,d,dcos,,282,cos20,264.99mmb22
d,d180,28212中心距a,,,231mm
22
dn3.14,180,89.68,12v,,,0.85m./s圆周速度13360,1060,10
b,0.2a,0.2*231,46mm1齿宽b,40mm2
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h
辽宁工程技术大学课程设计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。
180(K,1)180*0.25,,,,,20K,12.25
AB,a在三角形中,设OCC1BC,b
DCCC1100BB112,即,得BB,152.31mm12DEEE13001801
2,22(a,b),(b,a),CC,2(a,b)(b,a)cos201
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:
222b,DC,(a,d)1cos,,12b,DC1
222222b,DC,(a,d)b,DC,(d,a)11,,180,arccoscos,,或,222bDC2b,DC11
辽宁工程技术大学课程设计10
22d,231,270,355.32mm
在matlab里编程计算得
[a,b]=solve('(a+b)^2+(b-a)^2-152.31^2=2*(a+b)*(b-a)*cos(pi/9),cos(pi/6)*2*b
*1100=b^2+1100^2-(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)^2-152.31^2=2*(a+b)*(b-a)*cos(pi/6)','acos((b^2+1
100^2-(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)^2-152.31^2=2*(a+b)*(b-a)*cos(pi/9),cos(pi/6)*2*b
*1100=b^2+1100^2-(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。
。
,268MPab
3PdA按扭转硬度初步计算轴径查表取,A,11000n
33P0.153,取轴端最小直径为d,28mmd,A,110,,9.86mmmin0n1390
蜗杆的结构设计,各部分尺寸如图
辽宁工程技术大学课程设计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
TL弹性联轴器。
4
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
p0.1531T,9550,9550,,1.05N,m1n13901
32T2,1.05,101F,,,26.25Nt1d801
2T2,12760,,2F,tan20,tan20,37.45Nr1d2482
2T2,127602F,F,,,102.9Nat12d2482
4.1.3计算支撑反力如图
辽宁工程技术大学课程设计12
123.5F123.5,26.25t1R,,,13.13NaH247247水平面支撑反力123.5Ft1R,,13.13NbH247
垂直面支撑反力
d1123.5F,F,ra11123.5,37.45,102.9,402R,,,35.31Nav247247d1123.5F,F,ra11123.5,37.45,102.9,402R,,,2.06Nbv2472474.1.4画弯矩图、转矩图及其的合成图水平弯矩图
M,123.5R,123.5,13.125,1620.94N,mmHaH
垂直弯矩图
M,123.5R,123.5,35.31,4360.79N,mmva1vM,123.5R,123.5,2.06,254.41N,mmvb2v
合成弯矩图
2222M,M,M,16
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