加热炉装料机设计说明书

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加热炉装料机设计北航推荐度：
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设计说明书

一、设计任务概述

1、设计题目：加热炉装料机设计

2、设计要求

（1）装料机用于向加热炉内送料，由电动机驱动，室内工作，通过传动装置使装料机推杆作往复移动，将物料送入加热炉内。

（2）生产批量为5台。

（3）动力源为三相交流电380/220V，电机单向转动，载荷较平稳。

（4）使用期限为10年，大修期为3年，双班制工作。

（5）生产厂具有加工7、8级精度齿轮、蜗轮的能力。

加热炉装料机设计参考图如图

1加热炉装料机设计参考图

1—电动机2—联轴器3—蜗杆副4—齿轮

5—连杆6—装料推板

3、原始技术数据

推杆行程200mm,所需电机功率,推杆工作周期。

4、设计任务

（1）完成加热炉装料机总体方案设计和论证，绘制总体原理方案图。

（2）完成主要传动部分的结构设计。

（3）完成装配图一张（用A0或A1图纸），零件图2张。

（4）编写设计说明书1份。

二、加热炉装料机总体方案设计

1、传动方案的确定

根据设计任务书，该传动方案的设计分成减速器和工作机两部分：

（1）、工作机的机构设计

工作机由电动机驱动，电动机功率，原动件输出等速圆周运动。传动机构应有运动转换功能，将原动件的回转运动转变为推杆的直线往复运动，因此应有急回运动特性。同时要保证机构具有良好的传力特性，即压力角较小。为合理匹配出力与速度的关系，电动机转速快扭矩小，因此应设置蜗杆减速器，减速增扭。

（2）、减速器设计

为合理匹配出力与速度的关系，电动机转速快扭矩小，因此应设置蜗杆减速器，减速增扭。

图为高速级输入，低俗级输出，二级齿轮—蜗

杆减速器示意图

电动机选择

1) 选择电动机类型：

按工作条件和要求，选用Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异步卧式电动机，电压380v 。

2) 选择电动机容量：

由设计要求得电动机所需功率kw P d 8.2=。因载荷平稳，电动机额定功率略大于d P 即可，因此选定电动机额定功率为。 3) 确定电动机转速：曲柄工作转速 min ，减速器传动比为60～90，故电动机转速可选范围为m in /16361090r n i n W a d -==。符合这一范围的同步转速有1500r/min, 故选定电动机转速为1500r/min 。进而确定电动机型号为Y100L2-4，满载转速1420r/min 。

分配传动比计算总传动比：1.78min /18.18min /1420===r r n n i w m a 分配减速器的各级传动比：

取第一级齿轮传动比，则第二级蜗杆传动比为运动和动力参数计算滚动轴承效率：=

闭式齿轮传动效率：蜗杆传动效率：联轴器效率：

传动装置的总效率为：

0轴（电机轴）：

1轴（高速轴）：

2轴（蜗杆轴）：

3轴（蜗轮轴）：

运动参数和动力参数的计算结果列表如下：

轴名功率P / kW 转矩T /N·m 转速

N（r/min）

传动比

效率输入输出输入输出

电机轴14201高速轴14201蜗杆轴3蜗轮轴

二、传动零件的设计计算

1、联轴器

根据公式：T K T A C =

式中：K 为载荷系数；T 为联轴器传递的工作扭矩（即轴的扭矩）。因为载荷较平稳，查表得1=A K ，，故。由于== 1420r/min ，所以选弹性联轴器。

匹配：电动机Y100L2-4轴径D=28mm 。

综上，查表选择弹性套柱销联轴器，型号LT4，齿轮轴轴径为25mm 。

2、齿轮设计

计算项目

计算内容计算结果 1、选材、精

度考虑主动轮转速，批量较小，大齿轮用45号钢，调质处理，硬度HB=217～255，平均取

230HB ，小齿轮用40Cr ，硬度HB=229～286，平均取

260HB ，精度等级选8级精度。

2、初步计

算小齿轮直径因为采用闭式软齿面传动,按齿面接触强度初步估算小齿轮分度圆直径,由附录B 表

32111u u KT A d HP d d +?ψ≥σ由表A1取756=d A ，动载荷

1d 系数4.1=K ，初取ο15≈β转矩

由表查取2.1=ψd 接触疲劳极限

MPa H 7101lim =σ，MPa H 5802lim =σ

MPa

H HP H HP 5809.09.07109.09.02lim 21lim 1?=≈?=≈σσσσ

82.3531

3522

2.164.184.17561

11=+????=+?ψ≥u

u KT A d HP d d σ

4.1=K

MPa

H H 5807102lim 1lim ==σσ

MPa

HP HP 52263921==σσ

取mm d 401= 3、确

定基本参数

圆周速度s m n d v /97.21000

601420

4010006011=???=?=

ππ 取311=z ，9331312=?==iz z

确定模数9331312=?==iz z 确定模数

，查表取

25.1=m 确定齿数

，取为32 则9632312=?==iz z ，互质取97

校核传动比误差为：

精度等级取8级精度合理

取25.1=n m

321=z 972=z

传动比误差满足

要求

28.412329.1z m d 305.141.29

1.25

arccos m m arccos

1t 1t n =?=?====小齿轮分度圆直径：

确定螺旋角οββ

84402.1d b mm 13.1257929.1z m d 1d 2t 2mm =?===?=?=?初步尺宽大齿轮分度圆直径

84b mm 13.125d mm 28.41d 21=== 4、校

齿核面接触疲

劳强度

HP t H H V A E H H u

u b d F K K K K Z Z Z Z σσα

ββε≤±?=11计算齿面接触应力

查图得非变位斜齿轮4.2=H Z

查表得弹性系数MPa Z E 8.189= 重合度系数为端面重合度

(

)

(

)

???????

?'-+'

αα

ααπεα

tan tan tan tan 212211a a z z

οο59

.20305.14cos 20tan arctan cos tan arctan =???

? ??=???? ??=βααn t ο

.335.2228.4159.20cos 28.41arccos 2cos arccos arccos

11111

1=??? ???+=???

? ??+==a t a b at h d d d d αα

.255.2213.12559.20cos 13.125arccos 2cos arccos arccos

222

2=??

? ???+=???

??+==a t a b at h d d d d αα

4.2=H Z

MPa

Z E 8.189=

?=59.20t α

'α

α=

啮合角

由于没有变位所以端面

∴α

重合度系数为

纵向重合度

3.14

.305

sin1

bsin

∴

螺旋角系数

cos=

=β

K2.1

齿间载荷分布系数

9031

100

903

1.41

-b

Hβ

K2.1

452mm

齿面接触应力

/4.45231

34828.411.90349.341.12.1198

.0535.08.1894.2mm N H =+?

?????????=σ

计算许用接触应力

lim

lim H X

W R V L NT H HP S Z Z Z Z Z Z σσ=

总工作时间h t h 480001630010=??=

111009.448000142016060?=???==h L t n N γ应力循环次数

9121066.1/?==i N N L L

齿面工作硬化系数

14.11700/)130240(2.11700

130

2.1221=--=--

==HB Z Z W W 接触强度尺寸系数由查表得

润滑油膜影响系数取为

1212121======V V R R L L Z Z Z Z Z Z

接触最小安全系数lim H S 查表得许用接触应力为

1/7.56605

.1/114.11119.0580/4.67805

.1/114.111188.0710mm N mm N HP HP =??????==??????=σσ

.121==W W Z Z

0.121==X X Z Z

05.1lim =H S

222

1/7.566/4.678mm N mm N HP HP =

σσ

接触疲劳强度较为合适,齿轮尺寸无须调整

验算

{}MPa

mm N HP HP H 7.566,min /4.452212=<=σσσ

5、确定主

要传

动尺寸

739.133

825

2.1)97(32arccos 2a

m )z (z arccos 2/cos m )z z (a mm 38,205.83213.12528.41(2/)d d (a n 21

n 2121=??+=+=+===+=+=ββ精确的因为取整）中心距mm 287.1739.31cos /25.1cos /m m :n t =?

==β端面模数

小齿轮直径

mm z m d 178.4132287.11t 1=?==

大齿轮直径

mm z m d 822.12479287.12t 2=?==

齿宽

，mm b 482=，mm b 541=

9.34cos /311==βZ Z V 83.105cos /322==βZ Z V

?=74.13β

d 178.411=mm d 822.1242=mm b 482= mm b 541=

6、齿根弯曲疲劳强度验

算

由式 FP Sa Fa n

F F V A F Y Y Y Y m b F K K K K σσβεα

β≤=1 1=A K , 2.1=V K , 49.3==ααH F K K

55.21=αF Y ,22.22=αF Y , 63.11=αS Y ,79.12=αS Y

1=A K

2.1=V K

49.3=αF K 55.21=αF Y

475

.0971.0/14.375

.025.0cos /75.025.0/75.025.02

2=+=+=+=b

v Y βεεααε

查表得88.0=βY

()53.85.225.2/48/=?=h b

3.1=βF K

齿根弯曲应力为

MPa

Y Y Y Y m b F K K K K Sa Fa n

F F V A F 1.14288.0475.063.155.25

2.14890

3.1

49.33.12.111111=??????

???==β

εα

βσ

计算许用弯曲应力

由式lim

lim F X

RrelT VrelT NT ST F FP S Y Y Y Y Y σσ=

试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限lim F σ查图得

MPa F 3001lim =σ，MPa F 2202lim =σ

另外取

.0,88.0,11,0.221212121========NT NT RrelT RrelT VrelT VrelT ST ST Y Y Y Y Y Y Y Y

由图确定尺寸系数1X Y =12=X Y

22.22=αF Y 63.11=αS Y 79.12=αS Y

475.0=εY

88.0=βY

3.1=βF K

MPa

F 1.1421=σMPa

F 9.1352=σ

MPa

F 3001lim =σMPa

F 2202lim =σ88.01=NT Y

9.02=NT Y

1X Y =12=X Y

)mm

d d a mm 8.219)(5.0,9.60)1778.175.0(3.621

q 5.0(2m b 212=+==++??=++≈传动中心距涡轮尺宽

6.计算涡轮的圆周速度和传

动效率涡轮圆周速度

m /s 312.0)100060/(n d v 222=?=π，s /m 76.24.6cos )100060/(n d cos /v v 111s =??==πγ齿面相对滑动速度查表得当量摩擦角?==6.1361οV ρ 798.0)6.14.6tan(4.6tan tan(tan )1=+=+=οοο

V ργγη 搅油效率滚：滚动轴承效率： 76.099.096.0798.0321=??==ηηηη

与估取值近似

76.0/76.2/312.02===ηs m v s

m v s 7.校核接触强度 HP v A E H K K K d d T Z σσβ≤=22

129400m N ?=???

==8.106126.0376.03.47366.29550i T T 112η 查得弹性系数155E =Z ，使用系数

1A =K s m s m v /3/312.02<=

取动载荷系数01.1V =K

载荷分布系数1=βK 2H /9.141mm N =σ 合格HP σσ≤H

mm N /9.141101.116

.3271128

.106194001552

H =??????

=σ 8.轮齿弯曲强度校核

FP FS 21V A 2F

Y Y m

d d K K K 666T σσββ

≤= 确定许用弯曲应力N FP F Y 'σσ= 查出2FP /51'mm N =σ 查表得弯曲强度寿命系数

2N FP FP N mm /N 64.3264.051Y '46.0Y =?===σσ，故

确定涡轮的复合齿形系数

Sa Fa FS Y Y Y ?= 涡

轮

当

量

齿

数52.984.6cos /25cos /Z Z 332V 2=?==γ 涡轮无变位查图得

00.471.134.2Y 71

.1Y 43.2Y Fs Sa Fa =?===

导程角的系数

947.0120

.61120/1Y =-

=-=ο

ογβ 2

F /7.11749.000.43

.67.6231121

01.118.1061666mm N =????????=

σ计

其他参数同接触强度设

FP /64

.32mm

N =σ

F /7

.11mm

N =σ

合格

H σσ<

9.蜗杆轴

刚度验算

32r1

2t1

1y L 48EI

F F y ≤+=

三、轴系结构设计及计算

1、轴的强度校核

（1）小齿轮轴

2、初

估轴径3、初

定轴的结构

4、轴的空间受

5、轴

支承点的支反力

6、合成弯矩考虑有键联接，故轴径增加3%，因需与联轴器匹配，mm

d25

min

取，轴孔长度。

初选中系列深沟球轴承6006，轴承尺寸外径D=55mm，宽度B=13mm。

该轴所受的外载荷为转矩和大齿轮上的作用力。

18629

1420

.96

小齿轮圆周力

931

18629

小齿轮径向力

349

305

cos

931

cos

小齿轮轴向力

237

305

931

=β

1）垂直面支反力及弯矩计算

465

931

19559

7、求

当量

弯矩

8、按

弯扭

合成

应力

校核

2）水平面支反力及弯矩计算

N F

118

237

349

231

237

349

9722

4972

21842

20181

MPa

600

[

)

(

查表得

]

[[]

则

MPa

危险截面C处当量弯矩：

=07

24369

)

2"α

MPa

8.3

1.0

24369

]

[

1.0

≤

处的弯曲应力

得危险截面

MPa

]

[

查得许用应力

轴的

强度

，安全

计算项目计算内容计算结果

1、选择材料、热处理

2、按扭转强度初估轴径

3、初定轴的结构

4、轴的空间受力分析45钢正火，硬度为170至217HB

当轴材料为45钢时可取C=110，则

d66

110

≥

取其轴径为60mm

选圆锥滚子轴承30216（一对），其尺寸：

D=140mm，d=80mm,，B=26mm，T=

该轴所受的外载荷为转矩和蜗轮上的作用力。

输入转矩

取

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