加熱爐推料機傳動裝置設計說明VIP

1、機械設計課程設計計算說明書 設計題目：三段式加熱爐推料機機構(gòu)設計 班 級： 機械本一班 班制單 學 號： 2014211106 姓 名： 龔超 指導老師： 謝正春 2016年7月目 錄第1章 緒論 3第2章 蝸輪蝸桿的主要參數(shù) 4第3章 齒輪傳動的設計與計算 5第4章 蝸桿軸的設計與計算 6第5章 其他機構(gòu)設計參數(shù) 20第6章 設計總結(jié) 24緒 論機械設計課程設計是培養(yǎng)學生具有設計能力的技術(shù)基礎課。機械設計課程設計則是機械設計課程重要的實踐性教學環(huán)節(jié)。通過課程設計實踐，可以樹立正確的設計思想，增強創(chuàng)新意識，培養(yǎng)綜合運用機械設計課程和有其他先修課程的理論與生產(chǎn)實際知識去分析及解決機械設問題的能力

2、。 此次我們的機械設計題目目的是為了提高加熱爐的加熱效率優(yōu)化機器的結(jié)構(gòu)組成。該機械結(jié)構(gòu)的要求為性能高效、工作可靠、經(jīng)濟實用。計算做為結(jié)構(gòu)設計的依據(jù)，而計算數(shù)據(jù)必須以機械結(jié)構(gòu)為對象，如強度計算必須知道機械的有關(guān)結(jié)構(gòu)尺寸，運動學計算必須知道機械的機構(gòu)方案，計算結(jié)果對這些部分有重要的指導作用。因此，在機械設計中結(jié)構(gòu)設計和計算常是互相交叉、反復進行的。 本次機械設計課程設計本小組擬定課題為<三段式加熱爐推料機結(jié)構(gòu)設計>,通過查閱書籍以及上網(wǎng)尋找資料對推料機的結(jié)構(gòu)進行設計。第1章 緒論1.1設計的目的這次機械設計課程設計本小組擬定課題為三段式加熱爐推料機結(jié)構(gòu)設計，此次我們的機械設計題目目的是

3、為了提高加熱爐的加熱效率優(yōu)化機器的結(jié)構(gòu)組成。 加熱爐推料機傳動簡圖原始數(shù)據(jù)：1) 蝸桿的類型根據(jù)GB/T10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿。2) 選取小齒輪的齒數(shù)為20，大齒輪則為1.8820=37.6，取大齒輪齒數(shù)為38.3) 大齒輪傳遞的功率:Pw=1.2kw 大齒輪軸的轉(zhuǎn)速: =30r/min4) 軸承：參照工作要求并根據(jù) =40mm，選取0基本游隙組、標準精度級的圓錐滾子軸承。其尺寸為d×D×T=40mm×80mm×19.75mm。5) 選定電動機型號為Y100L1-4型號的電動機設計的要求 此次機械結(jié)構(gòu)的要求為性能高效、工作可靠、經(jīng)濟實

4、用。計算做為結(jié)構(gòu)設計的依據(jù)，而計算數(shù)據(jù)必須以機械結(jié)構(gòu)為對象，如強度計算必須知道機械的有關(guān)結(jié)構(gòu)尺寸，運動學計算必須知道機械的機構(gòu)方案，計算結(jié)果對這些部分有重要的指導作用。因此，在機械設計中結(jié)構(gòu)設計和計算常是互相交叉、反復進行的。第2章 蝸輪蝸桿的主要參數(shù)2.1渦輪的主要參數(shù):轉(zhuǎn)矩:按=2，估值效率為0.8，則載荷系數(shù):K=1.3×1.15×1.05=1.57彈性影響系數(shù)和: ； =2.9。許用接觸應力H :由表11-7查得蝸輪的基本許用應力 =268MPa。 應力循環(huán)次數(shù) 壽命系數(shù)，則=0.747268=200MPa2.2 計算中心距 a=取中心距a=125mm，因為=20，

5、選取模數(shù)m=5mm，蝸桿分度圓直徑d1=50mm，這時d1/a=0.4，與假設相近，從表11-18中可查得=2.75<，因此計算結(jié)果可用。2.3蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)及幾何尺寸蝸桿:軸向齒距Pa=15.7；直徑系數(shù)q=10.00；齒頂圓直徑=60mm；齒根圓直徑=38mm；分度圓直徑=50mm；分度圓導程角: =arctan=arctan=11.31°；蝸桿軸向齒厚=7.85mm， 蝸桿法向齒厚。蝸輪:蝸輪齒數(shù)：=41；變位系數(shù)=-0.500驗算傳動比：=20.5，這時傳動誤差為是允許的蝸輪分度圓直徑：蝸輪喉圓直徑：=+=205+22.5=210mm蝸輪齒根圓直徑：=+=205-

6、27=188mm蝸輪咽喉母圓半徑：=a-=125-210=20mm第3章 齒輪傳動的設計計算3.1按齒面接觸強度設計由公式進行計算，即3.2確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)=1.3，計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，由表10-7選取齒寬系數(shù)=1，由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)，由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限=550 MPa；由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)。小齒輪的應力循環(huán)次數(shù)為：N1=，大齒輪的應力循環(huán)次數(shù)為：N2=由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.90, =1.0；計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（1

7、0-12）得 3.3 計算 （1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小值 88.2mm （2） 計算圓周速度， 0.330 （3） 計算齒寬b， （4） 計算齒寬與齒高之比b/h， 模數(shù) 齒高25=2.254.41=9.9mm， b/h=88.2/9.9=8.90 （5） 計算載荷系數(shù)，根據(jù)v=0.330m/s，7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)=1.13； 直齒輪，；由表10-2查得使用系數(shù)；由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，。由b/h=8.89，查圖10-13得，故載荷系數(shù)為 ;（6） 按實際的載荷系數(shù)校正所的分度圓直徑，由式10-10a得 102.1mm（7）

8、計算模數(shù)m: m=5.103.4確定齒根彎曲強度的各計算數(shù)值（1） 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限,大齒輪的彎曲強度極限；（2） 取彎曲疲勞壽命系數(shù),（3） 計算彎曲疲勞許用應力:取彎曲疲勞系數(shù)S=1.4，得 （4） 計算載荷系數(shù)K K=1.251.1311.35=1.91（5） 查取齒形系數(shù) 由表10-5查得, （6） 查取應力校正系數(shù) 由表10-5查得，（7） 計算大、小齒輪的并加以比較 根據(jù)數(shù)值得出大齒輪的數(shù)值大。齒根彎曲強度的計算 m=3.24對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能

9、力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取彎曲疲勞強度算得的模數(shù)5.10，并就近圓整為標準值m=5mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑102.1mm，算出小齒輪的齒數(shù) ，大齒輪的齒數(shù) ，取=48。3.5幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑 小齒輪的分度圓直徑： 大齒輪的分度圓直徑： （2）計算中心距大齒輪的分度圓直徑 170mm (3)計算齒輪寬度 mm， 取.第4章 軸的設計4.1 蝸桿軸機構(gòu)設計參數(shù)求蝸桿軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩由上文可知，。求作用在蝸輪上的力因已知蝸桿的分度圓直徑為50mm，則切向力 軸向力 徑向力 初步確定軸的最小直徑先初步校核估算軸

10、的最小直徑，取A。=112該軸是用聯(lián)軸器與電動機相連的，所以軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器，為了使所選的軸直徑d與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取=1.3，則：按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊，選用LX2（J1型）彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為560Nmm，半聯(lián)軸器的孔徑d=32，孔長度L=60mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=82。4.2 軸的結(jié)構(gòu)設計 軸上零件的周向定位為了保證良好的對中性，與軸承內(nèi)圈配合軸勁選用k6，聯(lián)軸器與軸采用A型普通平鍵聯(lián)接，鍵的型號為10*8 GB1096-2003。求軸上的載荷在確

11、定軸承支點位置時，查得30208圓錐滾子軸承的a=16.9mm，因此，做出簡支梁的軸的跨距為192mm，計算得出軸的彎矩和扭矩分別如下：載荷水平面H 垂直面V支反力F=697.465N =115.695N=292彎矩M=28032Nmm =66956.64Nmm=11106.64Nmm總彎矩 =72587.77Nmm =30152.12Nmm扭矩 =14550Nmm 按彎扭合成應力校核軸的強度，因為軸單向轉(zhuǎn)動，扭轉(zhuǎn)切應力為脈沖循環(huán)變應力，取=0.6，軸的計算應力為=21.67MPa由表15-1查得=60MPa，因此，所以安全。43 裝蝸輪的軸（第二根）的設計44求作用在蝸輪和齒輪上的力已知蝸輪

12、的分度圓直徑為=5×41=205mm，所以得=，; ,。4.5 初步確定軸的最小直徑取A。=112，于是得。4.6軸上零件的周向定位為了保證良好的對中性，渦輪，齒輪與軸選用A型普通平鍵聯(lián)接，鍵的型號分別為16*10,12*8 GB1096-1979,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長分別為56mm和90mm。同時為了保證蝸輪與軸配合有良好的對中性，所以選擇蝸輪與輪轂的配合為；齒輪與軸的配合精度為。與軸承內(nèi)圈配合軸勁選用k6。4.7齒根彎曲疲勞強度校核當量齒數(shù)=根據(jù)=-0.5，=43.48，從圖11-19中可查得齒形系數(shù)2.87螺旋系數(shù)=許用彎曲應力 =從表11-8中查得蝸輪的基本許用彎曲應力=5

13、6MPa壽命系數(shù) =560.5975=33.46MPa所以=<,彎曲強度校核滿足要求。第5章 其他機構(gòu)設計參數(shù)由課程設計表17-5選定電動機型號為Y100L1-4型號的電動機；主要性能如下：電動機型號額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)起動轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩Y100L1-42.214302.22.35.1 電動機到工作機輸送帶間的總效率為 設 1、2、3、4分別為聯(lián)軸器、蝸桿蝸輪、軸承、齒輪的傳動效率。 查表得1=0.99 ，2=0.8 ，3=0.98，4=0.98。 由= 12334 得=0.99×0.8×0.983×0.98=0.7315.2 電動機所需工作功率為：電動機輸出轉(zhuǎn)矩為： 軸： 軸：軸：5.3 計算各軸的轉(zhuǎn)速：軸： 軸：軸：5.4 計算各軸的輸入功率第6 章 設計總結(jié)經(jīng)過近兩個星期的努力，這次課程設計終于完成了，通過這次課程設計學到了很多東西，鞏固和復習了前面所學的知識，對機械設計這個專業(yè)有了更深的了解和認識，明白了許多設計中應當注意到的問題，為以后的設計工作打下了基礎。 通過此次課程設計，我不僅把知識融會貫通而且豐富了大腦，同時在查找資料的