660 加熱爐推料機的執(zhí)行機構(gòu)綜合與傳動裝置設計,660,加熱爐推料機的執(zhí)行機構(gòu)綜合與傳動裝置設計,加熱爐,推料機,執(zhí)行機構(gòu),綜合,傳動,裝置,設計 課 程 設 計 題 目： 加熱爐推料機的執(zhí)行機構(gòu)綜合 與傳動裝置設計 一、設計題目 　　加熱爐推料機的執(zhí)行機構(gòu)綜合與傳動裝置設計 二、上交材料 (1) 設計圖紙 (2) 設計說明書 四、進度安排(參考) (1) 熟悉設計任務，收集相關(guān)資料 (2) 擬定設計方案 (3) 繪制圖紙 (4) 編寫說明書 (5) 整理及答辯 五、指導教師評語 成 績： 指導教師　　　　　　　 日　　期　　　　　　　 摘　要 推料機是連續(xù)式爐的專用機械，推料機布置在加熱爐的進料端，用以將工件或料盤推入加熱爐加熱，其動力源可以是電動機，隨著熱處理行業(yè)的發(fā)展，熱處理設備在機械行業(yè)產(chǎn)生了越來越重要的影響，熱處理設備的設計有著較深的意義。本文對加熱爐推料機的傳動系統(tǒng)進行了設計，對推料機的系統(tǒng)優(yōu)化設計和技術(shù)改造提供了一定的參考。 關(guān)鍵詞：推料機、加熱爐、傳動系統(tǒng)、減速器 Abstract Pusher machine is a continuous furnace dedicated machines, pusher machines arranged in the furnace feed side of workpiece or material to be pushed into the furnace heating plate, its power source can be electric motors, heat treatment equipment design has a deeper significance.In this paper, furnace pusher machine drive system has been designed, on the pusher machine system design optimization and transformation provide some reference. Keywords: pusher machine.oven.transmission.speed reducer 目 錄 1電動機的選擇 1 1.1機構(gòu)總傳動效率計算 1 1.2滑塊所需功率 1 1.3電動機功率與選擇 1 2傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù) 1 2.1分配傳動比 1 2.2計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 2 3.1蝸輪蝸桿設計 3 3.1.1選擇材料及確定許用應力 3 3.1.2確定蝸桿，渦輪齒數(shù) 3 3.1.3確定許用接觸應力 3 3.1.4基本尺寸確定 3 3.1.5接觸強度設計 4 3.1.6計算散熱條件 4 3.1.7潤滑油選擇 5 3.1.8主要幾何尺寸 5 3.1.9蝸桿軸剛度驗算 6 3.2齒輪設計 7 3.2.1齒輪材料的選擇 7 3.2.2按齒根彎曲疲勞強度初步確定模數(shù) 7 3.2.3校核齒根彎曲疲勞強度 8 3.3四桿機構(gòu)的設計 8 4軸的設計與校核計算 11 4.1蝸桿軸 11 4.1.1蝸桿軸的最小軸徑估算 11 4.1.2按照彎扭合成強度條件校核軸 11 4.1.3計算支撐反力如圖 12 4.1.4畫彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖及其的合成圖 12 4.2渦輪軸的計算與校核 13 4.2.1初按扭轉(zhuǎn)強度初步計算軸徑 13 4.2.2按照彎扭合成強度條件校核軸 13 4.2.3計算支撐反力如圖 14 4.2.4畫彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖及其的合成圖 14 5軸承選取與校核 16 5.1蝸桿上選用圓錐滾子軸承30211 16 5.2渦輪軸上選用圓錐滾子軸承30209 18 6設計體會 19 1電動機的選擇 1.1機構(gòu)總傳動效率計算 連桿機構(gòu)：η=0.98 齒輪是開式傳動，選擇人工周期性加油潤滑：η=0.94 渦輪蝸桿選擇雙頭式：η=0.80 軸承：η=0.98 聯(lián)軸器選擇彈性聯(lián)軸器：η=0.992 總傳動效率：η=ηηηηη=0.980.940.800.980.980.980.992=0.688　 1.2滑塊所需功率 由題目可知，滑塊運動頻率n=60次/min，則工作周期T=1ｓ，所以： V=2H/T=360/1=360mm/s=0.36m/s P=（FV）/1000=0.108kw 1.3電動機功率與選擇 P=P/η=0.108/0.688=0.157kw 查表選用一般用途的Y系列三相異步臥式電機Y801-4，封閉結(jié)構(gòu)。額定功率P=0.55kw，同步轉(zhuǎn)速n=1500r/min,滿載轉(zhuǎn)速n=1390r/min. 2傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)　　　　　　　　 2.1分配傳動比 大齒輪轉(zhuǎn)速n=1/T=1r/s=60r/min 計算總傳動比：i=n/n=1390/60=23.17 若蝸輪蝸桿的傳動比i=15.5，為則齒輪的傳動比取i=1.49， 2.2計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) （a）.電動機軸轉(zhuǎn)速、輸出轉(zhuǎn)矩、輸出功率： （b）.1軸轉(zhuǎn)速、輸入轉(zhuǎn)矩、輸入功率： （c）.2軸轉(zhuǎn)速、輸入轉(zhuǎn)矩、輸入功率： （d）.3軸轉(zhuǎn)速、輸入轉(zhuǎn)矩、輸入功率： 軸的名稱 功率P / kW 轉(zhuǎn)矩T /（N·m） 轉(zhuǎn)速n （r/min） 傳動比i 效率 輸入 輸出 輸入 輸出 電機軸 0.157 1.08 1390 1 0.9722 1軸 0.153 1.05 1390 15.5 0.784 2軸 0.12 12.76 89.68 1.49 0.9212 3軸 0.11 17.51 60.19 3傳動零件的設計計算 3.1蝸輪蝸桿設計 3.1.1選擇材料及確定許用應力 蝸桿用45鋼，蝸桿螺旋部分表面淬火，齒面硬度45-55HRC。 渦輪齒圈用鑄錫青銅，砂模鑄造，輪芯用鑄鐵HT150，采用齒圈靜配式結(jié)構(gòu)。 3.1.2確定蝸桿，渦輪齒數(shù) 由表8-4-4查得渦輪蝸桿傳動比i=15.5，蝸桿頭數(shù)，渦輪齒數(shù)。 3.1.3確定許用接觸應力 由圖13-4-10 滑動速度 由圖8-4-2 青銅與銅配對使用，材料彈性系數(shù)。 查圖8-4-4 0.68 許用接觸應力 3.1.4基本尺寸確定 由于運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，取 估算傳動效率：， 渦輪轉(zhuǎn)矩： 由表8-4-9 查表8-4-2，取 。 蝸桿分度圓直徑， 渦輪分度圓直徑， 查表8-4-4，， 中心距。 3.1.5接觸強度設計 由表8-4-9 幾何參數(shù)已經(jīng)給定，K與T已經(jīng)確定， ， 根據(jù)， 由此得 由于，則K=1.15 3.1.6計算散熱條件 由式8-4-9，傳動中損耗的功率為 由式8-4-10和設計要求 自然通風狀況良好，取 若減速器散熱的計算面積A不滿足以上要求，則可以采用強迫冷卻方式或增大散熱計算面積的方法來滿足要求。 由表6-1，精度為8級，齒面粗糙度 3.1.7潤滑油選擇 由表8-4-44，，粘度242~198cSt（40），全損耗系統(tǒng)用油牌號L-AN 220 3.1.8主要幾何尺寸 齒數(shù)Z=2，Z=31 模數(shù)m=8 傳動比i=15.5 分度圓直徑d=80mm，d=248mm 蝸桿直徑系數(shù)q=10 渦輪變位系數(shù)x=-0.5 中心距 蝸桿導程角 分度圓上螺旋升角 蝸桿軸面齒形角 阿基米德螺線蝸桿 徑向間隙c=0.2m=0.28=1.6mm 蝸桿渦輪齒頂高ha=m=8mm，ha=（1+x）m=4mm 蝸桿渦輪齒根高hf=1.2m=9.6mm，hf=（1.2-x）m=13.6mm 蝸桿渦輪分度圓直徑d=qm=80mm，d=mZ=248mm 蝸桿渦輪節(jié)圓直徑d=（q+2x）m=72mm，d=d=248mm 蝸桿渦輪齒頂圓直徑da=（q+2）m=96mm,da=(Z+2+2x)m=256mm 蝸桿渦輪齒根圓直徑df=（q-2.4）m=60.8mm，df=(Z+2x-2.4)m=220.8mm 蝸桿沿分度圓圓柱上的軸向齒厚s=0.5m=12.57mm，s=scos=12.32mm 法向弦齒高h=m=8mm 蝸桿螺紋部分長度 渦輪最大外圓直徑d=da+1.5m=256+12=268mm 渦輪輪緣寬度b=0.73da=70.08mm 渦輪齒頂圓弧半徑r=0.5df+0.2m=32mm 渦輪齒根圓弧半徑r=0.5da+0.2m=49.6mm 3.1.9蝸桿軸剛度驗算 由表13-4-13， 蝸桿所受徑向力 受圓周力 蝸桿兩端支撐點距離l=d0.9=223.2mm 45鋼彈性模量E=201N/mm 蝸桿危險及面慣性矩 許用最大變形 3.2齒輪設計 3.2.1齒輪材料的選擇 開式傳動的主要失效形式為齒面磨粒磨損和輪齒的彎曲疲勞折斷。由于目前齒面磨粒磨損尚無完善的計算方法，因此通常只對其進行抗彎曲疲勞強度計算。按齒根彎曲疲勞強度設計公式作齒輪的設計計算，不按齒面接觸疲勞強度設計公式計算，也無需用齒面接觸疲勞強度校核公式進行校核。開式齒輪傳動，將計算所得模數(shù)加大10%-15%。 選用斜齒輪，小齒輪用40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表8-3-24，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表8-3-24，硬度為229HB～286HB，平均取240HB。根據(jù)表8-3-124，8級精度。查圖8-3-53彎曲疲勞極限，。 3.2.2按齒根彎曲疲勞強度初步確定模數(shù) 計算應力循環(huán)次數(shù) 查手冊圖8-3-55得 ，取 ， ， 彎曲疲勞許用應力 齒輪傳動中，小齒輪 查圖 8-3-46 則載荷系數(shù) 查手冊 圖8-3-38圖，8-3-38 ，， 對于開式齒輪傳動，取m=6mm。 ， ， 取 重新計算傳動比 。 3.2.3校核齒根彎曲疲勞強度 強度驗算公式： ，，，， 齒輪分度圓直徑 齒輪齒頂圓直徑 齒輪基圓直徑 中心距 圓周速度 齒寬 3.3四桿機構(gòu)的設計 1）執(zhí)行機構(gòu)為桿機構(gòu)，由曲柄搖桿機構(gòu)和滑塊機構(gòu)串聯(lián)而成?；瑝K的行程h主要與曲柄長度O1A及比值O2C/O2B有關(guān)，而其行程速度變化系數(shù)K則取決于曲柄搖桿機構(gòu)。 對于有急回運動要求的機械，在設計時，應先確定行程速度變化系數(shù)K，求出極位夾角后，在設計各桿的尺寸。 在三角形中，設 對于曲柄搖桿機構(gòu)，最大壓力角出現(xiàn)在主動曲柄與機架共線的兩位置之一處。這時有： 在matlab里編程計算得 [a,b]=solve('(a+b)^2+(b-a)^2-152.31^2=2*(a+b)*(b-a)*cos(pi/9),cos(pi/6)*2*b*1100=b^2+1100^2-(152.3-a)^2') 其解為復數(shù)，實數(shù)范圍內(nèi)沒有解 [a,b]=solve('(a+b)^2+(b-a)^2-152.31^2=2*(a+b)*(b-a)*cos(pi/6)','acos((b^2+1100^2-(355.32+a)^2)/(2200*b))+(pi/6)=3.14') 其解為復數(shù)，實數(shù)范圍內(nèi)沒有解 [a,b]=solve('(a+b)^2+(b-a)^2-152.31^2=2*(a+b)*(b-a)*cos(pi/9),cos(pi/6)*2*b*1100=b^2+1100^2-(152.3+a)^2') a = 157.12*i - 108.89 -157.12*i - 108.89 141.46*i + 99.70 86.72 b=570.47*i + 964.58 883.2 - 513.64*i 513.64*i + 883.22 964.58 a取87mm，b取965mm 4軸的設計與校核計算 4.1蝸桿軸 4.1.1蝸桿軸的最小軸徑估算 蝸桿用45鋼，蝸桿螺旋部分采用淬火，齒面硬度45-55HRC。。 按扭轉(zhuǎn)硬度初步計算軸徑 查表取 ，取軸端最小直徑為 蝸桿的結(jié)構(gòu)設計，各部分尺寸如圖 在軸的輸入端安裝聯(lián)軸器，聯(lián)軸器的尺寸可以從手冊中查得，采用 彈性聯(lián)軸器。 4.1.2按照彎扭合成強度條件校核軸 a） 畫出軸的力學模型圖 b） 求蝸桿上的作用力 4.1.3計算支撐反力如圖 水平面支撐反力 垂直面支撐反力 4.1.4畫彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖及其的合成圖 水平彎矩圖 垂直彎矩圖 合成彎矩圖 轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)變化處理 即 前已計算 危險截面處當量彎矩： 4.2渦輪軸的計算與校核 該軸傳動中小功率，無特殊要求，選用45優(yōu)質(zhì)碳素鋼調(diào)質(zhì)處理，其機械性能查表得，，，，，， 4.2.1初按扭轉(zhuǎn)強度初步計算軸徑 取 4.2.2按照彎扭合成強度條件校核軸 畫出軸的力學模型圖 a） 求蝸桿上的作用力 4.2.3計算支撐反力如圖 水平面支撐反力 垂直面支撐反力 4.2.4畫彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖及其的合成圖 水平彎矩圖 垂直彎矩圖 合成彎矩圖 轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)變化處理 即 危險截面第一處當量彎矩： 危險截面第二處當量彎矩： 5軸承選取與校核 5.1蝸桿上選用圓錐滾子軸承30211 查手冊得 水平面支撐反力 垂直面支撐反力 按軸承1校核 查手冊 查表得 則 查手冊 安全 5.2渦輪軸上選用圓錐滾子軸承30209 查手冊得 水平面支撐反力 垂直面支撐反力 Fq=212.673N 按軸承1校核 查手冊 查表得 則 查手冊 安全 6設計體會 在期末課程設計中，我們所選擇的是設計一個加熱爐推料機，這對我們來說是又一次嘗試與創(chuàng)新的過程，現(xiàn)在利用自己學到的知識設計一個傳動系統(tǒng)。在設計過程中，對具體的設計步驟、思路、方法、技巧都有了進一步的了解，并感受深刻。在設計過程中也認識到了自己的不足，在設計中方法比較生硬，只是按照書上步驟按部就班，主與次也沒能很好把握住，這些方面通過這次我們都要加強了解。在這次設計中也謝謝老師和同學的幫助。 參考文獻 [1] 吳宗澤. 機械設計實用手冊［M］. 北京：化學工業(yè)出版社，2000. 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