加熱爐裝料機設計說明書

1、設計說明書一、設計任務概述1、設計題目：加熱爐裝料機設計2、設計要求（1）裝料機用于向加熱爐內送料，由電動機驅動，室內工作，通過傳動裝置使裝料機推桿作往復移動，將物料送入加熱爐內。（2）生產批量為5臺。（3）動力源為三相交流電380/220V，電機單向轉動，載荷較平穩(wěn)。（4）使用期限為10年，大修期為3年，雙班制工作。（5）生產廠具有加工7、8級精度齒輪、蝸輪的能力。加熱爐裝料機設計參考圖如圖1加熱爐裝料機設計參考圖1電動機 2聯(lián)軸器 3蝸桿副 4齒輪 5連桿 6裝料推板3、原始技術數(shù)據(jù)推桿行程200mm,所需電機功率 2.8kw,推桿工作周期3.3s。4、設計任務（1）完成加熱爐裝料機總體方

2、案設計和論證，繪制總體原理方案圖。（2）完成主要傳動部分的結構設計。（3）完成裝配圖一張（用A0或A1圖紙），零件圖2張。（4）編寫設計說明書1份。二、加熱爐裝料機總體方案設計1、傳動方案的確定根據(jù)設計任務書，該傳動方案的設計分成減速器和工作機兩部分：（1）、工作機的機構設計工作機由電動機驅動，電動機功率2.8kw，原動件輸出等速圓周運動。傳動機構應有運動轉換功能，將原動件的回轉運動轉變?yōu)橥茥U的直線往復運動，因此應有急回運動特性。同時要保證機構具有良好的傳力特性，即壓力角較小。為合理匹配出力與速度的關系，電動機轉速快扭矩小，因此應設置蝸桿減速器，減速增扭。（2）、減速器設計為合理匹配出力與速度

3、的關系，電動機轉速快扭矩小，因此應設置蝸桿減速器，減速增扭。 圖為高速級輸入，低俗級輸出，二級齒輪蝸桿減速器示意圖電動機選擇1) 選擇電動機類型：按工作條件和要求，選用Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步臥式電動機，電壓380v。2) 選擇電動機容量：由設計要求得電動機所需功率。因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率略大于即可，因此選定電動機額定功率Ped為3kw。3) 確定電動機轉速：曲柄工作轉速nw= 18.18r/min，減速器傳動比為6090，故電動機轉速可選范圍為。符合這一范圍的同步轉速有1500r/min, 故選定電動機轉速為1500r/min。進而確定電動機型號為Y100L2-4，滿載轉速142

4、0r/min。分配傳動比計算總傳動比：分配減速器的各級傳動比：取第一級齒輪傳動比i1=3，則第二級蝸桿傳動比為i2=iai1=26.03運動和動力參數(shù)計算滾動軸承效率： 1=0.99閉式齒輪傳動效率： 2=0.97蝸桿傳動效率： 3=0.80聯(lián)軸器效率： 4=0.99傳動裝置的總效率為：=13×2×3×4=0.750軸（電機軸）：P0=Pd=2.8kwn0=nm=1420r/minT0=9550P0n0=9550×2.81420Nm=18.83Nm1軸（高速軸）：P1=P001=P01=2.8×0.99=2.77kwn1=n0=1420r/mi

5、nT1=9550P1n1=18.64Nm2軸（蝸桿軸）：P2=P1×1×2=2.772×0.99×0.97=2.66kwn2=n1/i1=473.3r/minT2=9550P2n2=53.67Nm3軸（蝸輪軸）：P3=P2×3×1=2.66×0.8×0.99=2.11kwn3=n2i2=n2/26.03=18.18r/minT3=9550P3n3=1108.39Nm運動參數(shù)和動力參數(shù)的計算結果列表如下：軸名功率P / kW轉矩T /N·m轉速N（r/min）傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電機軸2.818.8

6、314201高速軸2.772.7418.6418.45142010.99蝸桿軸2.662.5553.6751.52473.330.96蝸輪軸2.111.671108.39875.6318.1826.030.79二、傳動零件的設計計算1、聯(lián)軸器根據(jù)公式：式中：K為載荷系數(shù)；T為聯(lián)軸器傳遞的工作扭矩（即軸的扭矩）。因為載荷較平穩(wěn)，查表得，T=18.83Nm，故Tc=18.83Nm。由于n1=n0= 1420r/min，所以選彈性聯(lián)軸器。匹配：電動機Y100L2-4軸徑D=28mm。綜上，查表選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器，型號LT4，齒輪軸軸徑為25mm。2、齒輪設計計算項目計算內容計算結果1、選材、精度考

7、慮主動輪轉速n1=1420r/min，批量較小，大齒輪用45號鋼，調質處理，硬度HB=217255，平均取230HB，小齒輪用40Cr，硬度HB=229286，平均取260HB，精度等級選8級精度。2、初步計算小齒輪直徑因為采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?按齒面接觸強度初步估算小齒輪分度圓直徑,由附錄B表由表A1取，動載荷系數(shù)，初取轉矩T1=18.64Nm由表查取接觸疲勞極限，T1=18.64Nm取3、確定基本參數(shù)圓周速度 取，確定模數(shù)確定模數(shù)m=d1z1=40mm31=1.29，查表取確定齒數(shù)z1=d1m=40mm1.25=32，z1取為32則，z1與z2互質取97校核傳動比誤差為：=3.03-33=0

8、.01精度等級取8級精度合理取傳動比誤差滿足要求4、校齒核面接觸疲勞強度計算齒面接觸應力H查圖得非變位斜齒輪查表得彈性系數(shù)重合度系數(shù)Z為端面重合度重合度系數(shù)Z為Z=4-3=4-3.143=0.535縱向重合度螺旋角系數(shù) 齒間載荷分布系數(shù)KHKH=1Z2=10.5352=3.49齒面接觸應力計算許用接觸應力HP總工作時間齒面工作硬化系數(shù)接觸強度尺寸系數(shù)ZX由查表得潤滑油膜影響系數(shù)取為接觸最小安全系數(shù)查表得許用接觸應力為驗算 接觸疲勞強度較為合適,齒輪尺寸無須調整5、確定主要傳動尺寸小齒輪直徑大齒輪直徑齒寬b=48mm，6、齒根彎曲疲勞強度驗算由式, , ,查表得齒根彎曲應力為F2=F1YFa2Y

9、Fa1YSa2YSa1=142.1×2.22×1.792.55×1.63MPa=135.9MPa計算許用彎曲應力FP由式試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限查圖得，另外取由圖確定尺寸系數(shù)=由查表查最小安全系數(shù)彎曲疲勞強度驗算=合格7、靜強度校核靜強度校核,因傳動無嚴重過載,故不作靜強度校核3、蝸輪蝸桿設計計算項目計算內容計算結果1選擇傳動精度等級，材料考慮傳動功率不大，轉速也不很高，選用ZA型蝸桿傳動，精度等級為8級。蝸桿用45鋼淬火，表面硬度HRC =4550，蝸輪輪緣材料采用ZCuSn10P1，砂模鑄造。2確定蝸桿，渦輪齒數(shù)傳動比取校核傳動比誤差：渦輪轉速為：3.確定渦

10、輪許用接觸應力蝸桿材料為錫青銅，則4.接觸強度設計載荷系數(shù)渦輪轉矩：估計蝸桿的傳動效率5.主要幾何尺寸計算渦輪分度圓直徑：蝸桿導程角6.計算渦輪的圓周速度和傳動效率渦輪圓周速度，查表得當量摩擦角攪油效率滾：2=0.96滾動軸承效率：3=0.99與估取值近似7.校核接觸強度查得彈性系數(shù)，使用系數(shù)取動載荷系數(shù)載荷分布系數(shù)8.輪齒彎曲強度校核確定許用彎曲應力查出查表得彎曲強度壽命系數(shù)確定渦輪的復合齒形系數(shù)渦輪當量齒數(shù)渦輪無變位查圖得導程角的系數(shù)9.蝸桿軸剛度驗算蝸桿所受圓周力：蝸桿所受徑向力蝸桿兩支撐間距離L取蝸桿危險及面慣性矩許用最大變形10.蝸桿傳動熱平衡計算蝸桿傳動效率導熱率取為）K工作環(huán)境溫

11、度傳動裝置散熱的計算面積為三、軸系結構設計及計算1、軸的強度校核（1）小齒輪軸計算項目計算內容計算結果1、材料選擇、熱處理2、初估軸徑3、初定軸的結構4、軸的空間受5、軸支承點的支反力6、合成彎矩7、求當量彎矩 8、按彎扭合成應力校核軸的強度45鋼，正火，硬度為170至217HB當軸材料為45鋼時可取C=110，則考慮有鍵聯(lián)接，故軸徑增加3%，因需與聯(lián)軸器匹配，軸孔長度L=62mm。初選中系列深溝球軸承6006，軸承尺寸外徑D=55mm，寬度B=13mm。該軸所受的外載荷為轉矩和大齒輪上的作用力。小齒輪圓周力小齒輪徑向力小齒輪軸向力1）垂直面支反力及彎矩計算2）水平面支反力及彎矩計算T=9.5

12、5×106×Pn=9.55×106×2.771420=18629.2Nm危險截面C處當量彎矩：bC<-1b，安全（2）蝸輪軸計算項目計算內容計算結果1、選擇材料、熱處理2、按扭轉強度初估軸徑3、初定軸的結構4、軸的空間受力分析5、計算軸承支點的支反力繪出水平面和垂直面彎矩6、計算合成彎矩 7、求當量彎矩8、按彎扭合成應力校核軸的強度45鋼正火，硬度為170至217HB當軸材料為45鋼時可取C=110，則取其軸徑為60mm選圓錐滾子軸承30216（一對），其尺寸：D=140mm，d=80mm,，B=26mm，T=28.25mm該軸所受的外載荷為轉矩和

13、蝸輪上的作用力。輸入轉矩軸向力圓周力徑向力1）垂直面支反力及彎矩計算2）水平面支反力及彎矩計算前已計算危險截面C處當量彎矩：取d=60mm合格（3）蝸桿軸（結構簡圖、受力圖、彎矩、扭矩圖附表后）計算項目計算內容計算結果1、選擇材料、熱處理2、按扭轉強度初估軸徑3、初定軸的結構4、軸的空間受力分析5、計算軸承支點的支反力繪出水平面和垂直面彎矩6、計算合成彎矩 7、求當量彎矩8、按彎扭合成應力校核軸的強度45鋼正火，硬度為170至217HB當軸材料為45鋼時可取C=110，則最小直徑處有單鍵，故軸徑增加3%，圓整后取d=35mm左端選深溝球軸承6011，其尺寸：D=90mm，d=55mm, B=1

14、6mm.右端選圓錐滾子軸承30210，其尺寸：D=90mm，d=50mm， B=20mm，T=21.75.該軸所受的外載荷為轉矩、蝸桿和大齒輪上的作用力。輸入轉矩根據(jù)前面結果，大齒輪處受力為：圓周力；徑向力軸向力蝸桿處受力為：圓周力軸向力徑向力1）垂直面支反力及彎矩計算2）水平面支反力及彎矩計算危險截面C處當量彎矩：取d=35合格2、軸承校核計算（1）小齒輪軸該軸采用兩端單向固定的方式，所受軸向力比較小，選用一對深溝球軸承，按軸徑初選6006，設計假定每五年一大修，下為校核過程：計算項目計算內容計算結果軸承主要性能參數(shù)查手冊6006軸承主要性能參數(shù)如下：；軸承受力情況；X、Y值，沖擊載荷系數(shù)查

15、表得當量動載荷軸承壽命（球軸承）>24000h，壽命合格載荷變化系數(shù)查圖得載荷分布系數(shù)對于深溝球軸承，查得許用轉速大于工作轉速1420r/min滿足要求結論：所選軸承能滿足壽命、靜載荷與許用轉速的要求。（2）蝸輪軸該軸采用兩端單向固定的方式，所受軸向力比較小，選用一對圓錐滾子軸承，按軸徑初選30216，設計假定每五年一次大修，下校核過程：計算項目計算內容計算結果軸承主要性能參數(shù)查手冊30216軸承主要性能參數(shù)如下：； e =0.44e =0.44軸承受力情況 FA=931.45NX、Y值，沖擊載荷系數(shù)查表得當量動載荷軸承壽命（滾子軸承）壽命合格載荷變化系數(shù)查圖得載荷分布系數(shù)對于圓錐滾子軸

16、承，查圖得許用轉速大于工作轉速18.18r/min滿足要求結論：所選軸承能滿足壽命、靜載荷與許用轉速的要求。（3）蝸桿軸蝸桿軸采用一端固定一端游動的支撐方案，固定端采用兩個圓錐滾子軸承，以承受蝸桿軸向力，按軸徑初選30210；游動端采用一個深溝球軸承，只承受徑向力，按軸徑初選6011。受力圖如下圖：下面進行校核：深溝球軸承6006計算項目計算內容計算結果軸承主要性能參數(shù)查手冊6006軸承主要性能參數(shù)如下：；軸承受力情況；X、Y值，沖擊載荷系數(shù)查表得當量動載荷軸承壽命（球軸承）壽命合格載荷變化系數(shù)查圖得載荷分布系數(shù)對于深溝球軸承，查得許用轉速大于工作轉速473.3r/min滿足要求結論：所選軸承

17、能滿足壽命、靜載荷與許用轉速的要求。圓錐滾子軸承30210：計算項目計算內容計算結果軸承主要性能參數(shù)查手冊30210軸承主要性能參數(shù)如下：；e=0.42軸承受力情況；X、Y值，沖擊載荷系數(shù)查表得當量動載荷軸承壽命（滾子軸承）>24000h，壽命合格載荷變化系數(shù)查圖得載荷分布系數(shù)對于圓錐滾子軸承，=13.13°查得許用轉速大于工作轉速473.3r/min滿足要求結論：所選軸承能滿足壽命、靜載荷與許用轉速的要求。3、鍵校核計算鍵的選擇主要考慮所傳遞的扭矩的大小，軸上零件是否需要沿軸向移動，零件的對中要求等等。計算項目計算內容計算結果（1）小齒輪軸鍵的選擇與校核鍵的選擇和參數(shù)與聯(lián)軸器

18、相聯(lián)接，為靜聯(lián)接，選用普通平鍵，圓頭。由手冊查得d=25mm時，應選用鍵GB1096-79轉矩鍵長依據(jù)輪轂長度為60mm，選擇標準鍵長L=56mm接觸長度許用擠壓應力校 核查表可得鋼的許用擠壓應力為=（70-80）MPa故滿足要求（2）蝸輪鍵的選擇和校核鍵的選擇和參數(shù)靜聯(lián)接,選用普通平鍵，圓頭，由手冊查得d=80mm時，選用鍵GB1096-79轉矩鍵長依據(jù)輪轂長度為90mm，選擇標準鍵長L=80mm接觸長度許用擠壓應力校 核查表可得鋼的許用擠壓應力為=（70-80）MPa故滿足要求（3）蝸桿軸鍵的選擇和校核鍵的選擇和參數(shù)靜聯(lián)接,選用普通平鍵，圓頭由手冊查得d=35mm時，選用鍵，GB1096-

19、79轉矩鍵長依據(jù)輪轂長度為40mm，選擇標準鍵長L=36mm接觸長度許用擠壓應力校 核查表可得鋼的許用擠壓應力為=（70-80）MPa故滿足要求四、箱體及附件設計計算項目計算內容計算結果箱座厚度箱蓋厚度箱座突緣厚度箱蓋突緣厚度箱座底突緣厚度地角螺釘直徑地角螺釘數(shù)目軸承旁連接螺釘直徑機蓋與機座連接螺栓直徑軸承端蓋螺釘直徑窺視孔蓋螺釘直徑定位銷直徑大齒輪頂圓與內機壁距離齒輪端面與內機壁距離軸承端蓋外徑軸承端蓋突緣厚度機座肋厚=0.04a+381=0.85=10.2b=1.5b1=1.5b2=2.5df=0.036a+12d1=0.75 df =16d2=(0.50.6) dfd3=(0.40.5)

20、 dfd4=(0.30.4) dfd=(0.70.8)d21>1.22>D2=1.25D+10t=(1.11.2)d3m=0.85取=10mm取1=10mmb=15mmb1=15mmb2=25mmdf =16mmn=4取d1=16mm取d2=12mm取d3=10mm取d4=8mm取d=9mm取1=12取2=12依軸承而定t=12取m=10五、潤滑與密封1、齒輪、蝸桿及蝸輪的潤滑在減速器中，蝸桿相對滑動速度V=1.34m/s，采用浸油潤滑，選用蝸輪蝸桿油（摘自），用于蝸桿蝸輪傳動的潤滑，代號為。浸油深度一般要求浸沒蝸桿螺紋高度，但不高于蝸桿軸承最低一個滾動體中心高。2、滾動軸承的潤滑

21、三對軸承處的零件輪緣線速度均小于，所以應考慮使用油脂潤滑，但應對軸承處值進行計算。值小于時宜用油脂潤滑；否則應設計輔助潤滑裝置。三對軸承處均小于，所以可以選擇油脂潤滑。采用脂潤滑軸承的時候，為避免稀油稀釋油脂，需用擋油板將軸承與箱體內部隔開。在選用潤滑脂的牌號時，根據(jù)手冊查得常用油脂的主要性質和用途。因為本設計的減速器為室內工作，環(huán)境一般，不是很惡劣，所以6011和6006軸承選用通用鋰基潤滑脂（），它適用于寬溫度范圍內各種機械設備的軸承，選用牌號為的潤滑脂。3、油標及排油裝置(1)油標：選擇桿式油標A型(2)排油裝置：管螺紋外六角螺賽及其組合結構4、密封形式的選擇為防止機體內潤滑劑外泄和外部雜質進入機體內部影響機體工作，在構成機體的各零件間，如機蓋與機座間、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設置不同形式的密封裝置。對于無相對運動的結合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和結構。本設計中由于密封界面的相對速度不是很大，采用接觸式密封，輸入軸與軸承蓋間V <3m/s，采用粗羊毛氈封油圈，輸出軸與軸承蓋間也為V