加热炉装料机设计说明书样本.doc

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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, 经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 , 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 2.8kw,推杆工作周期3.3s。
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2.8kw, 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。因载荷平稳, 电动机额定功率略大于即可, 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 18.18r/min, 减速器传动比为60～90, 故电动机转速可选范围为。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:
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: =0.99
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

2.8

18.83
1420
1

高速轴
2.77
2.74
18.64
18.45
1420
1
0.99
蜗杆轴
2.66
2.55
53.67
51.52
473.3
3
0.96
蜗轮轴
2.11
1.67
1108.39
875.63
18.18
26.03
0.79

二、 传动零件的设计计算
1、 联轴器
根据公式:
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, , 故。
由于== 1420r/min, 因此选弹性联轴器。
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表由表A1取, 动载荷系数, 初取转矩
由表查取
接触疲劳极限
,

取
3、 确定基本参数
圆周速度
取,
确定模数
确定模数, 查表取
确定齿数, 取为32
则, 互质取97
校核传动比误差为:

精度等级取8级精度合理

取

传动比误差满足要求

4、 校齿核面接触疲劳强度
计算齿面接触应力
查图得非变位斜齿轮
查表得弹性系数
重合度系数为
端面重合度

重合度系数为

纵向重合度

螺旋角系数

齿间载荷分布系数

齿面接触应力

计算许用接触应力

总工作时间

齿面工作硬化系数

接触强度尺寸系数由查表得
润滑油膜影响系数取为

接触最小安全系数查表得
许用接触应力为

验算

接触疲劳强度较为合适,齿轮尺寸无须调整
5、 确定主要传动尺寸

小齿轮直径

大齿轮直径

齿宽, ,

6、 齿根弯曲疲劳强度验算
由式

, ,
,,
,

查表得

齿根弯曲应力为

计算许用弯曲应力
由式
试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限查图得,
另外取

由图确定尺寸系数=
由查表查最小安全系数

弯曲疲劳强度验算

=

合格
7、 静强度校核
静强度校核,因传动无严重过载,故不作静强度校核

3、 蜗轮蜗杆设计
计算项目
计算内容
计算结果
1．选择传动精度等级, 材料
考虑传动功率不大, 转速也不很高, 选用ZA型蜗杆传动, 精度等级为8级。蜗杆用45钢淬火, 表面硬度HRC =45~50, 蜗轮轮缘材料采用ZCuSn10P1, 砂模铸造。

2．确定蜗杆, 涡轮齿数
传动比

取
校核传动比误差:
涡轮转速为:

3.确定涡轮许用接触应力
蜗杆材料为锡青铜, 则

4.接触强度设计
载荷系数
涡轮转矩: 估计蜗杆的传动效率

5.主要几何尺寸计算

涡轮分度圆直径:
蜗杆导程角

6.计算涡轮的圆周速度和传动效率

涡轮圆周速度
,
查表得当量摩擦角

搅油效率滚:
滚动轴承效率:

与估取值近似

7.校核接触强度

查得弹性系数, 使用系数
取动载荷系数
载荷分布系数

8.轮齿弯曲强度校核

确定许用弯曲应力
查出
查表得弯曲强度寿命系数

确定涡轮的复合齿形系数

涡轮当量齿数
涡轮无变位查图得

导程角的系数

9.蜗杆轴刚度验算

蜗杆所受圆周力:

蜗杆所受径向力

蜗杆两支撑间距离L取

蜗杆危险及面惯性矩

许用最大变形

10.蜗杆传动热平衡计算

蜗杆传动效率
导热率取为)
K工作环境温度
传动装置散热的计算面积为

三、 轴系结构设计及计算

1、 轴的强度校核

( 1) 小齿轮轴

计算项目
计算内容
计算结果
1、 材料选择、 热处理
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

7、 求当量弯矩

8、 按弯扭合成应力校核轴的强度
45钢, 正火, 硬度为170至217HB

当轴材料为45钢时可取C=110, 则

考虑有键联接, 故轴径增加3%, 因需与联轴器匹配, , 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。

小齿轮圆周力

小齿轮径向力

小齿轮轴向力

1) 垂直面支反力及弯矩计算

2) 水平面支反力及弯矩计算

危险截面C处当量弯矩:

, 安全

( 2) 蜗轮轴
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

5、 计算轴承支点的支反力绘出水平面和垂直面弯矩

6、 计算合成弯矩

7、 求当量弯矩

8、 按弯扭合成应力校核轴的强度
45钢正火, 硬度为170至217HB

当轴材料为45钢时可取C=110, 则

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=28.25mm

该轴所受的外载荷为转矩和蜗轮上的作用力。
输入转矩

轴向力
圆周力
径向力

1) 垂直面支反力及弯矩计算

2) 水平面支反力及弯矩计算

前已计算

危险截面C处当量弯矩:

取

合格

( 3) 蜗杆轴( 结构简图、 受力图、 弯矩、 扭矩图附表后)
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

5、 计算轴承支点的支反力绘出水平面和垂直面弯矩

6、 计算合成弯矩

7、 求当量弯矩

8、 按弯扭合成应力校核轴的强度
45钢正火, 硬度为170至217HB

当轴材料为45钢时可取C=110, 则
最小直径处有单键, 故轴径增加3%, 圆整后取d=35mm

左端选深沟球轴承6011, 其尺寸: D=90mm, d=55mm, B=16mm.
右端选圆锥滚子轴承30210, 其尺寸: D=90mm, d=50mm, B=20mm, T=21.75.

该轴所受的外载荷为转矩、 蜗杆和大齿轮上的作用力。
输入转矩

根据前面结果, 大齿轮处受力为:
圆周力;
径向力
轴向力
蜗杆处受力为:
圆周力
轴向力
径向力

1) 垂直面支反力及弯矩计算

2) 水平面支反力及弯矩计算

危险截面C处当量弯矩:

取d=35

合格

2、 轴承校核计算
( 1) 小齿轮轴
该轴采用两端单向固定的方式, 所受轴向力比较小, 选用一对深沟球轴承, 按轴径初选6006, 设计假定每五年一大修, 下为校核过程:
计算项目
计算内容
计算结果
轴承主要性能参数
查手册6006轴承主要性能参数如下:
; ;

轴承受力情况
;

;

X、 Y值
,

冲击载荷系数
查表得

当量动载荷

轴承寿命
( 球轴承)

>24000h, 寿命合格
载荷变化系数
查图得

载荷分布系数
对于深沟球轴承, 查得

许用转速

大于工作转速1420r/min
满足要求
结论: 所选轴承能满足寿命、 静载荷与许用转速的要求。

( 2) 蜗轮轴
该轴采用两端单向固定的方式, 所受轴向力比较小, 选用一对圆锥滚子轴承, 按轴径初选30216, 设计假定每五年一次大修, 下校核过程:
计算项目
计算内容
计算结果
轴承主要性能参数
查手册30216轴承主要性能参数如下:
; ;

轴承受力情况

X、 Y值
,

冲击载荷系数
查表得

当量动载荷

轴承寿命

( 滚子轴承)

寿命合格
载荷变化系数
查图得

载荷分布系数
对于圆锥滚子轴承, 查图得

许用转速

大于工作转速18.18r/min
满足要求
结论: 所选轴承能满足寿命、 静载荷与许用转速的要求。

( 3) 蜗杆轴
蜗杆轴采用一端固定一端游动的支撑方案, 固定端采用两个圆锥滚子轴承, 以承受蜗杆轴向力, 按轴径初选30210; 游动端采用一个深沟球轴承, 只承受径向力, 按轴径初选6011。受力图如下图:

下面进行校核: 深沟球轴承6006
计算项目
计算内容
计算结果
轴承主要性能参数
查手册6006轴承主要性能参数如下:
; ;

轴承受力情况
;
;

X、 Y值
,

冲击载荷系数
查表得

当量动载荷

轴承寿命
( 球轴承)

寿命合格
载荷变化系数
查图得

载荷分布系数
对于深沟球轴承, 查得

许用转速

大于工作转速473.3r/min
满足要求
结论: 所选轴承能满足寿命、 静载荷与许用转速的要求。

圆锥滚子轴承30210:
计算项目
计算内容
计算结果
轴承主要性能参数
查手册30210轴承主要性能参数如下:
; ;
e=0.42

轴承受力情况

;

X、 Y值
,

冲击载荷系数
查表得

当量动载荷

轴承寿命
( 滚子轴承)

>24000h, 寿命合格
载荷变化系数
查图得

载荷分布系数
对于圆锥滚子轴承, α=13.13°查得

许用转速

大于工作转速473.3r/min
满足要求
结论: 所选轴承能满足寿命、 静载荷与许用转速的要求。
3、 键校核计算
键的选择主要考虑所传递的扭矩的大小, 轴上零件是否需要沿轴向移动, 零件的对中要求等等。
计算项目
计算内容
计算结果
( 1) 小齿轮轴键的选择与校核
键的选择和参数
与联轴器相联接, 为静联接, 选用普通平键, 圆头。
由手册查得d=25mm时, 应选用
键GB1096-79

转矩

键长
依据轮毂长度为60mm, 选择标准键长L=56mm

接触长度

许用挤压应力校 核
查表可得钢的许用挤压应力为
=( 70-80) MPa

故满足要求
( 2) 蜗轮键的选择和校核
键的选择和参数
静联接,选用普通平键, 圆头, 由手册查得d=80mm时, 选用键GB1096-79

转矩

键长
依据轮毂长度为90mm, 选择标准键长L=80mm

接触长度

许用挤压应力校 核
查表可得钢的许用挤压应力为
=( 70-80) MPa

故满足要求
( 3) 蜗杆轴键的选择和校核
键的选择和参数

静联接,选用普通平键, 圆头
由手册查得d=35mm时, 选用键, GB1096-79

转矩

键长
依据轮毂长度为40mm, 选择标准键长L=36mm

接触长度

许用挤压应力校 核
查表可得钢的许用挤压应力为
=( 70-80) MPa

故满足要求

四、 箱体及附件设计

计算项目
计算内容
计算结果
箱座厚度
箱盖厚度
箱座突缘厚度
箱盖突缘厚度
箱座底突缘厚度
地角螺钉直径
地角螺钉数目
轴承旁连接螺钉直径
机盖与机座连接螺栓直径
轴承端盖螺钉直径
窥视孔盖螺钉直径
定位销直径
大齿轮顶圆与内机壁距离
齿轮端面与内机壁距离
轴承端盖外径
轴承端盖突缘厚度
机座肋厚
δ=0.04a+3≥8
δ1=0.85δ=10.2
b=1.5δ
b1=1.5δ
b2=2.5δ
df=0.036a+12

d1=0.75 df =16
d2=(0.5—0.6) df
d3=(0.4—0.5) df
d4=(0.3—0.4) df
d=(0.7—0.8)d2
Δ1>1.2δ
Δ2>δ
D2=1.25D+10
t=(1.1—1.2)d3
m=0.85δ
取δ=10mm
取δ1=10mm
b=15mm
b1=15mm
b2=25mm
df =16mm
n=4
取d1=16mm
取d2=12mm
取d3=10mm
取d4=8mm
取d=9mm
取Δ1=12
取Δ2=12
依轴承而定
t=12
取m=10
五、 润滑与密封
1、 齿轮、 蜗杆及蜗轮的润滑
在减速器中, 蜗杆相对滑动速度 V=1.34m/s, 采用浸油润滑, 选用蜗轮蜗杆油( 摘自) , 用于蜗杆蜗轮传动的润滑, 代号为。浸油深度一般要求浸没蜗杆螺纹高度, 但不高于蜗杆轴承最低一个滚动体中心高。
2、 滚动轴承的润滑
三对轴承处的零件轮缘线速度均小于, 因此应考虑使用油脂润滑, 但应对轴承处值进行计算。值小于时宜用油脂润滑; 否则应设计辅助润滑装置。
三对轴承处均小于, 因此能够选择油脂润滑。
采用脂润滑轴承的时候, 为避免稀油稀释油脂, 需用挡油板将轴承与箱体内部隔开。
在选用润滑脂的牌号时, 根据手册查得常见油脂的主要性质和用途。因为本设计的减速器为室内工作, 环境一般, 不是很恶劣, 因此6011和6006轴承选用通用锂基润滑脂( ) , 它适用于宽温度范围内各种机械设备的轴承, 选用牌号为的润滑脂。
3、 油标及排油装置
(1)油标: 选择杆式油标A型
(2)排油装置: 管螺纹外六角螺赛及其组合结构
4、 密封形式的选择
为防止机体内润滑剂外泄和外部杂质进入机体内部影响机体工作, 在构成机体的各零件间, 如机盖与机座间、 及外伸轴的输出、 输入轴与轴承盖间, 需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面, 常见密封胶、 耐油橡胶垫圈等; 对于旋转零件如外伸轴的密封, 则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度不是很大, 采用接触式密封, 输入轴与轴承盖间V <3m/s, 采用粗羊毛毡封油圈, 输出轴与轴承盖间也为V <3m/s, 故采用粗羊毛毡封油圈。

六、 技术要求
1) 装配前所有零件用煤油清洗, 滚动轴承用汽油浸洗, 箱体内不允许有任何杂物存生。
2) 保持侧隙不小于0.115mm。
3) 调整、 固定轴承时应留轴向间隙, 。
4) 涂色检查接触斑点, 沿齿高不小于55%, 沿齿长不小于50%
5) 箱体被隔开为两部分, 分别装全损耗系统用油L-AN68至规定高度。
6) 空载试验, 在n1=1000r/min、 L-AN68润滑油条件下进行, 正反转各1小时, 要求减速器平稳, 无撞击声, 温升不大于60°C, 无漏油。
7) 减速器部分面, 各接触面及密封处均不允许漏油, 剖分面允许涂以密封胶或水玻璃, 不允许使用垫片。
8) 箱体外表面涂深灰色油漆, 内表面涂耐油油漆。

七、 总结与体会
经过机械设计基础课程设计这门课程的训练, 我系统的回顾了过去三年学习的画法几何、 机械制图、 机械原理、 机械设计等课程, 重新认识了过去所学的知识, 同时也获得了机械系统设计的初步知识和经验。
这次训练过程比较艰难, 虽然很多知识在以前都已经学习过, 可是综合运用它们还是第一次。这次设计中, 我开始认识到初始设计对于一件工业机械产品的重要性。往往是最开始的设计就决定了以后整个方案的可行性和经济性。
这次的设计过程也使我学习到工作习惯的条理和延续的重要性。由于在最开始的设计过程中有些设计数据并没有及时的保存下来, 在后来绘制装配图的时候有些地方又经过了二次设计, 编写设计说明书的过程也是一个将自己的工作条理化的过程。

参考文献
1、 王之栎、 王大康主编《机械设计综合课程设计》 8月第2版, 机械工业出版社。
2、 吴瑞祥, 王之栋, 郭卫东, 刘静华主编《机械设计基础( 下册) 》 2月第2版, 北京航空航天大学出版社。