加热炉装料机设计说明书
更新时间:2023-04-29 15:35:01 阅读量: 实用文档 文档下载
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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
i
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
MPa
H HP H HP 5809.09.07109.09.02lim 21lim 1?=≈?=≈σσσσ
82.3531
3522
2.164.184.17561
32
32
11=+????=+?ψ≥u
u KT A d HP d d σ
4.1=K
MPa
MPa
H H 5807102lim 1lim ==σσ
MPa
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
mm
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
mm
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
ο
οο59
.20305.14cos 20tan arctan cos tan arctan =???
? ??=???? ??=βααn t ο
59
.335.2228.4159.20cos 28.41arccos 2cos arccos arccos
11111
1=??? ???+=???
? ??+==a t a b at h d d d d αα
ο
82
.255.2213.12559.20cos 13.125arccos 2cos arccos arccos
22
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
t
t
'α
α=
啮合角
由于没有变位所以端面
14
.
3
=
∴α
ε
重合度系数为
纵向重合度
56
.0
1
1
02
.3
25
.1
3.14
.305
4
sin1
8
4
m
bsin
n
=
=
∴
>
=
?
?
=
=
α
ε
β
β
ε
ε
π
β
ε
Z
Θ
ο
螺旋角系数
98
.0
cos=
=β
β
Z
1
=
A
K2.1
=
V
K
齿间载荷分布系数
kN
d
T
F
t
9031
.0
28
.
41
/
64
.
18
2
/
2
1
1
=
?
=
=
mm
N
mm
N
b
F
K
t
A/
100
/
8.
18
48
1.
903
1
<
=
?
=
1.41
48
10
61
.0
16
.1
16
.0
17
.1
10
3
2
3
2
1
=
?
?
+
?
+
=
?
?
+
??
?
?
?
?
+
=
-
-b
C
d
b
B
A
K
Hβ
14
.3
=
α
ε
56
.0
=
α
Z
98
.0
=
β
Z
1
=
A
K2.1
=
V
K
49
.3
=
α
H
K
41
.1
=
β
H
K
2
/
4.
452mm
N
H
=
σ
齿面接触应力
2
/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=??=
9
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
2
22
1/7.56605
.1/114.11119.0580/4.67805
.1/114.111188.0710mm N mm N HP HP =??????==??????=σσ
14
.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
ο
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
mm
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
t
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
t
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
9
.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
4
.61120/1Y =-
=-=ο
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
2
FP /64
.32mm
N =σ
2
F /7
.11mm
N =σ
合格
FP
H σσ<
9.蜗杆轴
刚度验算
P
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。
mm
N
n
P
T
?
=
?
?
=
?
?
=
18629
1420
77
.2
10
55
.9
10
55
.96
6
1
小齿轮圆周力
N
d
T
F
t
45
.
931
40
18629
2
2
1
1
1
=
?
=
=
小齿轮径向力
N
tg
tg
F
F
n
t
r
9.
349
305
.
14
cos
/
20
45
.
931
cos
/
1
=
?
?
=
=
ο
β
α
小齿轮轴向力
N
tg
tg
F
F
t
a
5.
237
305
.
14
45
.
931
1
1
=
?
?
=
=β
1)垂直面支反力及弯矩计算
N
F
F
N
F
BV
AV
BV
7.
465
7.
465
84
42
45
.
931
=
=
=
?
=
"
4.
19559
42
VC
AV
VC
M
mm
N
F
M=
?
=
?
=
7、求
当量
弯矩
e
M
8、按
弯扭
合成
应力
校核
2)水平面支反力及弯矩计算
N F
N F
BH
AH
40
.
118
84
20
5.
237
42
9.
349
50
.
231
84
20
5.
237
42
9.
349
=
?
-
?
=
=
?
+
?
=
mm
N
F
M
mm
N
F
M
AH
HC
BH
HC
?
=
?
=
?
=
?
=
9.
9722
42
9.
4972
42
"
'
mm
N
M
M
M
mm
N
M
M
M
HC
VC
C
HC
VC
C
?
=
+
=
?
=
+
=
73
.
21842
67
.
20181
2
"
2
"
2'
2
'
MPa
T
M
M
b
b
b
e
600
],
/
[
)
(
1
2
=
=
+
=
-
σ
σ
σ
α
α
查表得
]
[[]
58
.0
95
/
55
,
95
,
55
1
=
=
=
=
-
α
σ
σ
则
MPa
MPa
b
b
危险截面C处当量弯矩:
mm
N
T
M
M
C
ec
?
=
+
=07
.
24369
)
(2
2"α
MPa
C
d
M
W
M
bc
b
e
e
b
8.3
40
1.0
07
.
24369
]
[
1.0
3
1
3
=
?
=
≤
=
=
-
σ
σ
σ
处的弯曲应力
得危险截面
MPa
b
55
]
[
1
=
-
σ
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
mm
n
P
C
d66
.
53
18
.
18
/
11
.2
110
/3
3=
?
=
≥
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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