加熱爐裝料機設計機械設計說明書

1、機械設計課程設計計算說明書設計題目：加熱爐裝料機設計院系： 設 計 者： 指導教師： 年 月 日北京航空航天大學設計任務書1、設計題目：加熱爐裝料機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，每年工作300天，大修期為三年，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3、技術數(shù)據(jù)推桿行程200mm,所需電機功率 2kw,推桿工作周期4.3s.4、設計任務（1）

2、完成加熱爐裝料機總體方案設計和論證，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），零件圖兩張。（4）編寫設計說明書1份。目錄一、總體方案設計31、執(zhí)行機構的選型與設計32、傳動裝置方案確定4二、傳動零件的設計計算61、聯(lián)軸器62、齒輪設計63、蝸輪蝸桿設計12三、軸系結構設計及計算161、軸的強度計算162、軸承校核計算243、鍵校核計算29四、箱體及附件設計30五、潤滑與密封301、齒輪、蝸桿及蝸輪的潤滑302、滾動軸承的潤滑313、油標及排油裝置314、密封形式的選擇31六、技術要求31七、總結與體會32參考文獻32一、總體方案設計1、執(zhí)行

3、機構的選型與設計 （1）機構分析 執(zhí)行機構由電動機驅動，電動機功率2kw，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）機構選型 方案一：用擺動導桿機構實現(xiàn)運動形式的轉換功能。 方案二：用偏置曲柄滑塊機構實現(xiàn)運動形式的轉換功能。 方案三：用曲柄搖桿機構和搖桿滑塊機構串聯(lián)組合，實現(xiàn)運動形式的轉換功能。方案三方案二方案一 （3）方案評價 方案一：結構簡單，尺寸適中，最小傳動角適中，傳力性能良好，

4、且慢速行程為工作行程，快速行程為返回行程，工作效率高。 方案二：結構簡單，但是不夠緊湊，且最小傳動角偏小，傳力性能差。 方案三：結構復雜，且滑塊會有一段時間作近似停歇，工作效率低，不能滿足工作周期4.3秒地要求。 綜上所述，方案一作為裝料機執(zhí)行機構的實施方案較為合適。（4）機構設計 急回系數(shù)k定為2，則1=240°, 2=120°, 得=60°。簡圖如下：暫定機架長100mm，則由=60° 可得曲柄長50mm，導桿長200mm。（5）性能評價 圖示位置即為 最小位置，經計算，min= 90°- 23°= 67° 。性能良好。

5、2、傳動裝置方案確定（1）傳動方案設計 由于輸入軸與輸出軸有相交，因此傳動機構應選擇錐齒輪或蝸輪蝸桿機構。 方案一：二級圓錐圓柱齒輪減速器。 方案二：齒輪蝸桿減速器。 方案三：蝸桿齒輪減速器。方案三方案二方案一（2）方案評價 由于工作周期為4.3秒，相當于14r/min, 而電動機同步轉速為1000r/min或1500r/min,故總傳動比為i=71或107 , i 較大，因此傳動比較小的方案一不合適，應在方案二與方案三中選。而方案二與方案三相比，結構較緊湊，且蝸桿在低速級，因此方案二較為合適。（3）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

6、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2.2kw。<3> 確定電動機轉速曲柄工作轉速nw= 13.95r/min，方案二中減速器傳動比為6090，故電動機轉速可選范圍為。符合這一范圍的同步轉速有1000r/min, 故選定電動機轉速為1000r/min。進而確定電動機型號為Y112M-6。（4）分配傳動比 <1> 計算總傳動比： <2> 分配減速器的各級傳動比：取第一級齒輪傳動比，故第二級蝸桿傳動比。（5）運動和動力參數(shù)計算 滾動軸承

7、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故=13*2*3*4=0.68電機軸：Nm=940r/min, Pd=2kw, T0=9550* P0/ Nm=20.319N*M 對于軸（小齒輪軸）:P1=2.0*4=1.98kw N1=940r/min T1=9550* P0/ Nm=20.116N*M對于軸（蝸桿軸）： P2=P1*1*2=1.98*0.99*0.97=1.90kw N2=N10/3=313.3r/min T2=9550* P2/ N2=57.934N*M對于軸（蝸輪軸）： P3=P2*3*1=1.90*0.8*0.99=

8、1.5kwN3=N2/22.46=13.95r/minT3=9550* P3/ N3=1026.882 N*M 運動參數(shù)核動力參數(shù)的結果加以匯總，列出參數(shù)表如下:軸名功率P / kW轉矩T /N·m轉速nr/min傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電機軸220.31994010.99小齒輪軸1.981.9620.11619.91594010.99蝸桿軸1.901.88579.34573.54313.330.99蝸輪軸1.501.481026.8821016.61313.9522.460.99總體設計方案簡圖如下：二、傳動零件的設計計算1、聯(lián)軸器 （1）式中：K為載荷系數(shù)；T為聯(lián)軸器傳遞的工

9、作扭矩（即軸的扭矩）。因為載荷較平穩(wěn)，查表得1，T=20.32N*m，故 = 20.32N*m。 （2）由于n1=n0= 1000r/min，所以選彈性聯(lián)軸器。 （3）匹配：電動機Y112M-6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、精度考慮主動輪轉速n1=940r/min不是很高，故大小齒輪均用45#，調質處理。小齒輪硬度HB=229286，取260HB。大齒輪HB=217255，取230HB。精度等級選8級。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

10、錄A表由表A1取，動載荷系數(shù)，初取 轉矩，由表27.11查取接觸疲勞極限 取3、確定基本參數(shù)圓周速度精度等級取8級精度合理取， 確定模數(shù),查表取校核傳動比誤差：8級精度合理取傳動比誤差為1.1%4、校齒核面接觸疲勞強度1計算齒面接觸應力節(jié)點區(qū)域系數(shù):查圖27-16非變位斜齒輪彈性系數(shù):查表27.11重合度系數(shù):端面重合度螺旋角系數(shù) 齒面接觸應力2>計算許用接觸應力總工作時間接觸壽命系數(shù)由圖27-23查出 （單向運轉?。X面工作硬化系數(shù)接觸強度尺寸系數(shù)由表27.15按調質鋼查潤滑油膜影響系數(shù)取為由表27.14取最小安全系數(shù)許用接觸應力:3驗算: 接觸疲勞強度較為合適,齒輪尺寸無須調整5、確

11、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1由式27.11, , ,齒根彎曲應力:2計算許用彎曲應力由式27.17試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限查圖27-24c ，另外取由圖27-26確定尺寸系數(shù)=由表27.14查最小安全系數(shù)3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，轉速也不高，選用ZA型蝸桿傳動，精度等級為8級。蝸桿用45號鋼淬火，表面硬度4550HRC，蝸輪輪緣材料用ZCuSn10P1沙模鑄造。2確定蝸桿，渦輪齒數(shù)傳動比取校核傳動比

12、誤差：渦輪轉速為：3.確定渦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)蝸輪轉矩：估取蝸桿傳動效率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， 查出當量摩擦角 攪油效率滾動軸承效率 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出彎曲強度壽命系數(shù)確定渦輪的復合齒形系數(shù)渦輪當量齒數(shù)渦輪無變位查得導程角 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)

13、境溫度 傳動裝置散熱的計算面積為三、軸系結構設計及計算1、軸的強度計算（1）小齒輪軸（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、材料選擇、熱處理2、初估軸徑3、初定軸的結構4、軸的空間受力5、軸承支點的支反力繪出水平面和垂直面彎矩圖6、計算機合成彎矩，繪制合成彎矩圖7、轉矩圖8、求當量彎矩,繪制當量彎矩圖9、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。初步設計軸的結構件圖

14、見表后。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危險截面C處當量彎矩：合格（2）蝸輪軸（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圖6、計算機合成彎矩，繪制合成彎矩圖7、轉矩圖8、求當量彎矩,繪制當量彎矩圖9、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55mm選圓錐滾子軸承30215（一對），其尺

15、寸：D=130mm,d=75mm, B=25mm.該軸所受的外載荷為轉矩和蝸輪上的作用力。輸入轉矩軸向力徑向力圓周力；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=55初步結構圖見下空間受力簡圖見下合格（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圖6、計算機合成彎矩，繪制合成彎矩圖7、轉矩圖8、求當量彎矩,繪制當量彎矩圖9、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

16、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6009，其尺寸：D=75mm,d=45mm, B=16mm.右端選圓錐滾子軸承32309，其尺寸：D=100mm,d=45mm, B=36mm.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初步結構圖見下空間受力簡圖合格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6

17、006。下面進行校核：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)查得當量動載荷軸承壽命（球軸承）>48000h，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940r/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30215。下面進行校核：計算項目計算內容計算結果軸承主要性能參數(shù)查手冊30215軸承主要性能參數(shù)如下：；接觸角=16.35° e=1.5tan=0.4

18、4=16.35°軸承受力情況；故X、Y值，沖擊載荷系數(shù)查得當量動載荷軸承壽命（滾子軸承）>48000h，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，查得許用轉速大于工作轉速13.95r/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32309；游動端采用一個深溝球軸承，只承受徑向力，按軸徑初選6009。受力圖如下圖：下面進行校核：深溝球軸承6009計算項目計算內容計算結果軸承主要性能參數(shù)查手冊6009軸承主要性能參數(shù)如下：；軸承受力情況；X、

19、Y值，沖擊載荷系數(shù)查得當量動載荷軸承壽命（球軸承）>48000h，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313.3r/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。圓錐滾子軸承32309：計算項目計算內容計算結果軸承主要性能參數(shù)查手冊32309軸承主要性能參數(shù)如下：；e=0.35軸承受力情況；X、Y值，沖擊載荷系數(shù)查得當量動載荷軸承壽命（滾子軸承）>48000h，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313.3r/min滿足要求結論：所選軸承能滿足壽命、靜

20、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63mm，選擇標準鍵長L=57mm 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117mm，選擇標

21、準鍵長L=110mm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， GB1096-79轉 矩鍵 長依據(jù)輪轂長度為43mm，選擇標準鍵長L=37mm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連接螺栓d2的間距定位銷直徑大齒輪頂圓與

22、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蓋肋厚機座肋厚=0.04a+381=0.85=10.2b=1.5b1=1.51b2=2.5df=0.036a+12d1=0.75 df =16d2=(0.50.6) dfd3=(0.40.5) dfd4=(0.30.4) dfl=(120200)mmd=(0.70.8)d21>1.22>D2=1.25D+10t=(1.11.2)d3m1=0.851m=0.85取=12mm取1=10mmb=18mmb1=15mmb2=30mmdf =20mmn=4取d1=16mm取d2=12mm取d3=10mm取d4=6mm取l=150mm

23、取d=9mm取1=15取2=12依軸承而定t=12取m1=8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。三對軸承處值分別為：，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