加热炉推料机传动装置设计说明

0设计题目：三段式加热炉推料机机构设计班级：机械本一班学号：2014211106姓名：龚超指导老师：谢正春2016年7月机械设计课程设计计算说明书1目录第1章绪论……………………………………………………………………3第2章蜗轮蜗杆的主要参数…………………………………………………4第3章齿轮传动的设计与计算………………………………………………5第4章蜗杆轴的设计与计算…………………………………………………6第5章其他机构设计参数……………………………………………………20第6章设计总结………………………………………………………………242绪论机械设计课程设计是培养学生具有设计能力的技术基础课。机械设计课程设计则是机械设计课程重要的实践性教学环节。通过课程设计实践，可以树立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和有其他先修课程的理论与生产实际知识去分析及解决机械设问题的能力。此次我们的机械设计题目目的是为了提高加热炉的加热效率优化机器的结构组成。该机械结构的要求为性能高效、工作可靠、经济实用。计算做为结构设计的依据，而计算数据必须以机械结构为对象，如强度计算必须知道机械的有关结构尺寸，运动学计算必须知道机械的机构方案，计算结果对这些部分有重要的指导作用。因此，在机械设计中结构设计和计算常是互相交叉、反复进行的。本次机械设计课程设计本小组拟定课题为三段式加热炉推料机结构设计,通过查阅书籍以及上网寻找资料对推料机的结构进行设计。3第1章绪论1.1设计的目的这次机械设计课程设计本小组拟定课题为《三段式加热炉推料机结构设计》，此次我们的机械设计题目目的是为了提高加热炉的加热效率优化机器的结构组成。加热炉推料机传动简图原始数据：1)蜗杆的类型根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆。2)选取小齿轮的齿数为20，大齿轮则为1.8820=37.6，取大齿轮齿数为38.3)大齿轮传递的功率:Pw=1.2kw大齿轮轴的转速:=30r/min4)轴承：参照工作要求并根据=40mm，选取0基本游隙组、标准精度级的圆锥滚子轴承。其尺寸为d×D×T=40mm×80mm×19.75mm。5)选定电动机型号为Y100L1-4型号的电动机设计的要求此次机械结构的要求为性能高效、工作可靠、经济实用。计算做为结构设计的依据，而计算数据必须以机械结构为对象，如强度计算必须知道机械的有关结构尺寸，运动学计算必须知道机械的机构方案，计算结果对这些部分有重要的指导作用。因此，在机械设计中结构设计和计算常是互相交叉、反复进行的。第2章蜗轮蜗杆的主要参数2.1涡轮的主要参数:转矩:按1Z=2，估值效率为20.8，则mm228131n1055.92262NPT载荷系数:K=KAKVK=1.3×1.15×1.05=1.574弹性影响系数EZ和Z:EZMPa160；Z=2.9。许用接触应力[]H:由表11-7查得蜗轮的基本许用应力'H=268MPa。应力循环次数81003.1)300810(5.71160N寿命系数747.01003.110887HNK，则H=HNKH=0.747268=200MPa2.2计算中心距a322)][(HEZZKT=mmmm38.1242009.216010283.275.1325取中心距a=125mm，因为1i=20，选取模数m=5mm，蜗杆分度圆直径d1=50mm，这时d1/a=0.4，与假设相近，从表11-18中可查得,Z=2.75Z，因此计算结果可用。2.3蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸蜗杆:轴向齿距Pa=15.7；直径系数q=10.00；齿顶圆直径1ad=60mm；齿根圆直径1fd=38mm；分度圆直径1d=50mm；分度圆导程角:=arctanqz1=arctan102=11.31°；蜗杆轴向齿厚as=7.85mm，蜗杆法向齿厚mm7.7sn。蜗轮:蜗轮齿数：2z=41；变位系数2x=-0.500验算传动比：1i=12zz=20.5，这时传动误差为%5.2%1002020-5.20是允许的蜗轮分度圆直径：mmmzd20541522蜗轮喉圆直径：2ad=2d+22ah=205+22.5=210mm蜗轮齿根圆直径：2fd=2d+22fh=205-27=188mm5蜗轮咽喉母圆半径：2gr=a-221ad=125-21210=20mm第3章齿轮传动的设计计算3.1按齿面接触强度设计由公式进行计算，即3211)(132.2HEdtZuuKTd3.2确定公式内的各计算数值试选载荷系数tK=1.3，计算小齿轮传递的转矩mm1028.25.71708.11055.9n1055.9562261NPT，由表10-7选取齿宽系数d=1，由表10-6查得材料的弹性影响系数218.189MPaZE，由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1limH=600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限2limH=550MPa；由式10-13计算应力循环次数。小齿轮的应力循环次数为：N1=8h11003.130010815.7160jn60）（L，大齿轮的应力循环次数为：N2=721032.4)300108(1306060hjLn由图10-19取接触疲劳寿命系数1NHk=0.90,2NHk=1.0；计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得MPaSKHHNH54016009.0][1lim11a55015500.1][2lim22MPSKHHNH3.3计算（1）试算小齿轮分度圆直径td1，代入][H中较小值mm)5408.189(2)12(1108.223.132.2][u1u32.2d32432d2tlt）（HEZTK88.2mm6（2）计算圆周速度ν，600005.712.8814.3100060ndv1t10.330sm（3）计算齿宽b，mm2.882.881dbt1d（4）计算齿宽与齿高之比b/h，模数41.4202.88zdm1t1t齿高25tm=2.254.41=9.9mm，b/h=88.2/9.9=8.90（5）计算载荷系数，根据v=0.330m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数VK=1.13；直齿轮，1FHKK；由表10-2查得使用系数25.1AK；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，427.1HK。由b/h==8.89，207.1HK，查图10-13得35.1FK，故载荷系数为016.2427.1113.125.1HHVAKKKKK;（6）按实际的载荷系数校正所的分度圆直径，由式10-10a得33tt113.1016.22.88ddKK102.1mm（7）计算模数m:m=201.102zd115.103.4确定齿根弯曲强度的各计算数值（1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaEF5001,大齿轮的弯曲强度极限MPaEF3802；（2）取弯曲疲劳寿命系数91.01NFK,95.02NFK（3）计算弯曲疲劳许用应力:取弯曲疲劳系数S=1.4，得MPaSKFEFNF3254.150091.0][111MPaSKFEFNF86.2574.138095.0][1127（4）计算载荷系数KK=AkVkFKFK=1.251.1311.35=1.91（5）查取齿形系数由表10-5查得8.21aFY,4.22aFY（6）查取应力校正系数由表10-5查得55.11aSY，67.12aSY（7）计算大、小齿轮的][FSFaaYY并加以比较01335.032555.18.2][111FaSaFYY01554.086.257670.14.2][222FaSaFYY根据数值得出大齿轮的数值大。齿根弯曲强度的计算m325321201554.020110283.291.12)][(2FaSaFdYYZKT=3.24对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲疲劳强度算得的模数5.10，并就近圆整为标准值m=5mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径1d102.1mm，算出小齿轮的齿数20mdz11，大齿轮的齿数7.47385.220ziz122，取2z=48。3.5几何尺寸计算（1）计算分度圆直径小齿轮的分度圆直径：mm100520mzd11大齿轮的分度圆直径：mm240548mzd22（2）计算中心距大齿轮的分度圆直径22401002dda21170mm(3)计算齿轮宽度1001001db1dmm，取10510012BB，.第4章轴的设计4.1蜗杆轴机构设计参数8求蜗杆轴上的功率、转速和转矩由上文可知kwp178.21，14301n，mmNT4110455.1。求作用在蜗轮上的力因已知蜗杆的分度圆直径为50mm，则切向力NdTFt58450104551224111轴向力NdTFFta40.22242051028.22252221径向力NFFFtrr6.809tan221初步确定轴的最小直径先初步校核估算轴的最小直径，取A。=112mmnPAd86.121430178.21123311min该轴是用联轴器与电动机相连的，所以轴的最小直径显然是安装联轴器，为了使所选的轴直径d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩1TKTAca，查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取AK=1.3，则：mmNTKTAca441108915.110455.13.1按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LX2（J1型）弹性柱销联轴器，其公称转矩为560Nmm，半联轴器的孔径d=32，孔长度L=60mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=82。4.2轴的结构设计轴上零件的周向定位为了保证良好的对中性，与轴承内圈配合轴劲选用k6，联轴器与轴采用A型普通平键联接，键的型号为10*8GB1096-2003。求轴上的载荷在确定轴承支点位置时，查得30208圆锥滚子轴承的a=16.9mm，因此，做出简支梁的轴的跨距为192mm，计算得出轴的弯矩和扭矩分别如下：9按弯扭合成应力校核轴的强度，因为轴单向转动，扭转切应力为脉冲循环变应力，取=0.6，轴的计算应力为ac=22321)(WTM=2322)501.0()4350006.0(77.72587=21.67MPa由表15-1查得][1=60MPa，因此，][ca＜][1，所以安全。4．3装蜗轮的轴（第二根）的设计载荷水平面H垂直面V支反力F1VNF=697.465N2VNF=115.695N1HNF=2HNF=2tF=292弯矩MHM=28032Nmm1VM=66956.64Nmm2VM=11106.64Nmm总弯矩1M=72587.77Nmm2M=30152.12Nmm扭矩3T=14550Nmm104．4求作用在蜗轮和齿轮上的力已知蜗轮的分度圆直径为2d=2zmt=5×41=205mm，所以得2tF=222dT=N15.22342051028.225，NFFat58412，NFFrr6.80912;NFt2.4490,,NFr3.1634,。4.5初步确定轴的最小直径取A。=112，于是得mmnPAd264.325.71708.1112332