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1、题目： 加热炉推料机系 别 机电工程学院 专 业 机械制造及其自动化 班 级 机械 125 班 姓 名 董小博 学 号 2012093550 指导教师（职称） 张红霞 日 期 2014 年 12 月 18 日摘摘 要要随着机械行业的的发展，热处理伴随其中，热处理是机械电子工业生产中极其重要的工艺，推料机在热处理的工艺中起着举足轻重的地位，从而对推料机的设计有着较深远的意义。本次毕业设计的课题是加热炉推料机设计。加热炉推料机是以间歇的方式将工件输送到加热炉中。其动力源是电动机，电动机通过传动装置、四杆机构，驱动滑架往复运动，工作行程时滑架上的推爪推动工件前移一个步长，当滑架返回时，推爪从工件下滑
2、过，工件不动。当滑架再次向前移动时，推爪已复位，并推动新工件前移，前方推爪也推动前一工件前移。周而复始，工件不断前移。本论文论述的是加热炉推料机的设计过程，主要包括传动系统方案的拟定、电动机的选择、蜗杆减速器的设计、开式齿轮传动及其轴系结构设计、四杆机构的设计等内容。关键词关键词：加热炉推料机；蜗杆减速器；开式齿轮传动；四杆机构目录目录摘 要I ABTRACTII 1 绪论11.1 课题背景11.2 在国内外的研究现状11.3 本论文的主要内容12 总体设计.22.1 传动方案的拟定23 电动机的选择计算.43.1 选择电动机的类型43.2 选择电动机容量43.3 电动机转速的确定43.4 分
3、配减速器的各级传动比53.5 转速、转矩、功率的确定54 飞轮的转动惯量的确定74.1 确定飞轮的转动惯量75 蜗轮蜗杆减速器的设计85.1 蜗轮蜗杆的确定85.1.1 选择材料85.1.2 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比。85.1.3 按齿面接触疲劳强度设计85.1.4 计算传动效率95.1.5 确定传动的主要尺寸95.1.6 校核齿根弯曲疲劳强度105.1.7 验算效率 .105.1.8 精度等级公差和表面粗糙度的确定115.2 轴的设计115.2.1 蜗杆轴（轴 I）的设计115.2.2 蜗轮轴（轴 II）的设计 135.3 蜗杆蜗轮减速器箱体的设计计算156 开式齿轮传动及其轴
4、系结构设计176.1 开式齿轮传动设计176.2 大齿轮轴（轴 III）的设计.187 四连杆机构的设计.20结论.24致 谢.25参考文献261 绪论绪论1.1 课题背景课题背景推料机是一种间歇的输送工件的机械，其电动机通过传动装置，工件机构驱动输送架作往复移动，工件行程时滑架上的推爪推动工件前移一个步长，当滑架返回时，由于推爪下装有压缩弹簧，推爪得以从工件底面滑过，工件保持不动。当滑架再次向前推进时，推爪已复位并推动新工件前移，与此同时，该推爪前方的推爪前一工位的工件一起再向前移动一个步长。如此周而复始，工件不断前移。1.2 在国内外的研究现状在国内外的研究现状世界工业发展表明，制造技术的
5、先进性是产品竞争能力的保证，而热处理技术的先进程度，则是保证机械产品质量的关键性因素。推料机对热处理技术的先进程度起着举足轻重的地位。1.3 本论文的主要内容本论文的主要内容研究此项任务，一方面可以对我这几年来所学知识的一个检测，也是对我工作能力的提高。在此次毕业设计中运用到了机械设计，机械制图，互换性，材料，机械原理及工程力学等多学科知识。本文研究内容主要包括：（1）怎样实现间歇进料的问题；（2）分析系统工作时各部分之间的协调问题；（3）对传动系统进行设计计算；（4）推料机各机械部分的结构设计。2 总体设计总体设计2.1 传动方案的拟定传动方案的拟定根据设计任务书，该传动方案的设计包括原动机
6、和传动装置两部分：1. 原动机的选择设计要求：动力源为三相交流电 380/220V。故，原动机选用电动机。2. 传动装置的选择1）减速器电动机输出转速较高，并且输出不稳定，同时在运转故障或严重过载时，可能烧坏电动机，所以要有一个过载保护装置。可选用的有：带传动、链传动、齿轮传动、蜗杆传动。链传动与齿轮传动虽然传动效率高，但会引起一定的振动，且缓冲吸振能力差，也没有过载保护；带传动平稳性好，噪音小，有缓冲吸震及过载保护的能力，精度要求不高，制造、安装、维护都比较方便，成本也较低，但是传动效率较低，传动比不恒定，寿命短而蜗杆传动虽然效率低，没有缓冲吸震和过载保护的能力，制造要求精度高，但还是比较符
7、合本设计的要求，所以采用蜗杆传动。总传动比为 45.5，轴所受到的弯扭矩较大，所以初步决定采用蜗轮蜗杆加开式齿轮传动，以实现在满足传动比要求的同时拥有较高的效率，和比较紧凑的结构。2）传动机构工作机应该采用往复移动机构。可选择的有：连杆机构、凸轮机构、齿轮齿条机构、螺旋机构。本设计是要将旋转运动转换为往复运动，且无须考虑是否等速，是否有急回特性。所以连杆机构，凸轮机构，齿轮齿条机构均可，凸轮机构虽然能较容易获得理想的运动规律,但要使执行滑块达到 220mm 的行程,并保证工作时处于较小的压力角范围,凸轮的径向尺寸较大,此外凸轮与从动件为高副接触,不宜用于低速重载。且凸轮机构和齿轮齿条机构加工复
8、杂，成本都较高，所以还是连杆机构更合适一些。在连杆机构中，可以选择的又有对心曲柄滑快机构，正切机构和多杆机构。根据本设计的要求，工作机应该带动推料推板，且结构应该尽量简单，所以选择四杆机构。传动方案如图 2-1 所示。图图 2-1 间歇式推料机传动方案间歇式推料机传动方案设计参数见表 2-1表表 2-1 设计参数设计参数滑块运动行程 H/mm220滑块运动频率 n/(次/min)60滑块工作行程最大压力角30机构行程速比系数 K1.25构件 DC 长度 lDC/mm1150构件 CE 长度 LCE/mm150滑块工作行程所受阻力（含摩擦阻力）Fr1/N500滑块空回行程所受阻力（含摩擦阻力）F
9、r2/N1003 电动机的选择计算电动机的选择计算3.1 选择电动机的类型选择电动机的类型按工作要求和条件选取 Y 系列一般用途全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。3.2 选择电动机容量选择电动机容量1）工作机所需的功率： Pw=1.2kW2）电动机功率计算：传动效率：一对轴承： 99. 00齿式联轴器： 99. 01蜗轮蜗杆： 80. 02一对圆柱齿轮： 97. 03总传动效率：0.73所以总传动功率为：Pd=1.64 kW3.3 电动机转速的确定电动机转速的确定根据已知条件计算出工作机滚筒的工作转速为:nw=30r/min 查7表 12-1根据电动机的功率为 2.2kW，同步转速为 1420
10、r/min现将电动机的数据和总传动比列于表 3-1表表 3-1 电动机的数据及总传动比电动机的数据及总传动比电动机型号额定功率满载转速总传动比Y100L1-4 2.2 1420 47.333.4 分配减速器的各级传动比分配减速器的各级传动比若蜗轮蜗杆的传动比 i 蜗=20，则齿轮的传动比为i 齿齿=2.373.5 转速、转矩、功率的确定转速、转矩、功率的确定1. 计算各轴输入转速 电机轴：nm=1420 r/min轴：n1=nm=1420 r/min轴：n2=71 r/min轴：n3=29.96 r/min 2. 计算各轴输入功率1 轴： P1=1.62KW2 轴： P2=1.29KW3 轴：
11、 P3=1.21KW3. 计算各轴输入转矩 电动机输出转矩：Td=11.02 1 轴：T1=10.89 Nmm2 轴：T2=173.51 Nmm3 轴：T3=385.69 Nmm将上述计算结果列于表 3-2，以供查阅。表表 3-2 各轴的运动和动力参数各轴的运动和动力参数功率 P / kW转矩 T /Nmm轴名输入输出输入输出转速 nr/min传动比i效率电动机轴2.211.02142010.99轴1.6210.891420200.8轴1.29173.51712.370.99轴1.21385.6929.964 齿轮设计Pt=1.2kw i 齿=2.37 z1=20 z2=48 n1=72T1=
12、1.71*100000000M=3 d1=mz1=60mmd2=mz2=144mma=102mmb=60mmB2=60 B1=655 蜗轮蜗杆减速器的设计5.1 蜗轮蜗杆的确定蜗轮蜗杆的确定 5.1.1 选择材料选择材料由机械设计基础，蜗杆用 45 钢，硬度为 4555HRC,蜗轮用铸锡磷青铜166P。 110PZCuSn5.1.2 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比。计算传动装置的总传动比和分配各级传动比。总传动比 i=,47.33 分配传动装置各级传动比，由机械设计课程设计式（2-5）得：gbiii为圆柱齿轮传动比，为蜗杆蜗轮传动比。由机械设计课程设计表 2-1 取，bigi5bi即得
13、，见机械设计基础表 8-3 取 1 . 955 .45bgiii4 .3641 . 94121ZiZZg5.1.3 按齿面接触疲劳强度设计按齿面接触疲劳强度设计1. 初步确定作用在蜗轮上的转矩按照机械设计基础式(8-14)有：则 2221225. 3 ZZKTdmHE9 . 0, 41估估估 ZT2=174,.321N2. 确定载荷因数 K因工作载荷平稳，见表 8-7 取 K=1.213. 确定材料系数EZ见表 8-8.取aEMPZ1554. 确定许用接触应力OH见表 8-9，查得基本许用接触应力MPa220OH应力循环次数71 2108 .28163001011 . 9 910606060j
14、hinjLnNgn寿命系数：65. 0108 .28101037737NZN故许用接触应力MPa 14322065. 0OHNHZ5. 确定 m 及蜗杆直径1d 64.5653714315525. 3567271 . 125. 3222212 ZZKTdmHE见机械设计基础表 8-2，初选，此时4m401d8q100012dm5.1.4 计算传动效率计算传动效率1. 计算滑动速度sV1001 . 9 9102n涡轮速度 m/s77. 010006010037414. 31000601000602222 2nmZndV蜗杆导程角282 . 0arctan84arctanarctan1qZr滑动速
15、度m/s4869. 0489. 02381. 0 sin2rVVs5.1.5 确定传动的主要尺寸确定传动的主要尺寸1. 中心距：mm871.91a2. 蜗杆尺寸分度圆直径：mm 401d齿顶圆直径：mm484124022* 111mhdhddaaa齿根圆直径：mm4 .3042 . 124022* 111mchdhddaff导程角： 28r轴向齿距：mm56.12414. 31 mpx轮齿部分长度：mm88.523706. 011406. 01121Zmb取mm601b3. 蜗轮尺寸分度圆直径：mm14837422 mZd齿顶圆直径：mm156412148222aahdd齿根圆直径：mm4 .13842 . 12148222ffhdd外圆直径：mm 1624
