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32111uu 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 =σMPaMPaH HP H HP 5809.09.07109.09.02lim 21lim 1⨯=≈⨯=≈σσσσ82.353135222.164.184.17561323211=+⋅⨯⨯⨯=+⋅ψ≥uu KT A d HP d d σ4.1=KMPaMPaH H 5807102lim 1lim ==σσMPaMPaHP HP 52263921==σσ取mm d 401= 3、确定基本参数圆周速度s m n d v /97.210006014204010006011=⨯⨯⨯=⨯=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 m321=z 972=z传动比误差满足要求mm28.412329.1z m d 305.141.291.25arccos m m arccos1t 1t n =⨯=⨯====小齿轮分度圆直径：确定螺旋角οββ84402.1d b mm 13.1257929.1z m d 1d 2t 2mm =⨯===⨯=⨯=ϕ初步尺宽大齿轮分度圆直径mm84b 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 uu b d F K K K K Z Z Z Z σσαββε≤±⋅=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()()⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡'-+'-=ααααπεαtan tan tan tan 212211a a z zοοο59.20305.14cos 20tan arctan cos tan arctan =⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛=βααn t ο59.335.2228.4159.20cos 28.41arccos 2cos arccos arccos111111=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+==a t a b at h d d d d ααο82.255.2213.12559.20cos 13.125arccos 2cos arccos arccos222222=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+=⎪⎪⎭⎫⎝⎛+==a t a b at h d d d d αα4.2=H ZMPaZ E 8.189=︒=59.20t αtt'αα=啮合角由于没有变位所以端面14.3=∴αε重合度系数为纵向重合度56.01102.325.13.14.3054sin184mbsinn==∴>=⨯⨯==αεββεεπβεZΘο螺旋角系数98.0cos==ββZ1=AK2.1=VK齿间载荷分布系数kNdTFt9031.028.41/64.182/211=⨯==mmNmmNbFKtA/100/8.18481.9031<=⨯=1.41481061.016.116.017.11032321=⨯⨯+⨯+=⋅⋅+⎪⎪⎭⎫⎝⎛+=--bCdbBAKHβ14.3=αε56.0=αZ98.0=βZ1=AK2.1=VK49.3=αHK41.1=βHK2/4.452mmNH=σ齿面接触应力2/4.4523134828.411.90349.341.12.1198.0535.08.1894.2mm N H =+⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=σ计算许用接触应力limlim H XW R V L NT H HP S Z Z Z Z Z Z σσ=总工作时间h t h 480001630010=⨯⨯=9111009.448000142016060⨯=⨯⨯⨯==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(2.117001302.1221=--=--==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2221/7.56605.1/114.11119.0580/4.67805.1/114.111188.0710mm N mm N HP HP =⨯⨯⨯⨯⨯⨯==⨯⨯⨯⨯⨯⨯=σσ14.121==W W Z Z0.121==X X Z Z05.1lim =H S2221/7.566/4.678mm 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{}MPamm N HP HP H 7.566,min /4.452212=<=σσσ5、确定主要传动尺寸ο739.1338252.1)97(32arccos 2am )z (z arccos 2/cos m )z z (a mm 38,205.83213.12528.41(2/)d d (a n 21n 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︒=74.13βmmd 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 ntF F V A F Y Y Y Y m b F K K K K σσβεαβ≤=1 1=A K , 2.1=V K , 49.3==ααH F K K55.21=αF Y ,22.22=αF Y , 63.11=αS Y ,79.12=αS Y1=A K2.1=V K49.3=αF K 55.21=αF Y475.0971.0/14.375.025.0cos /75.025.0/75.025.022=+=+=+=bv Y βεεααε查表得88.0=βY()53.85.225.2/48/=⨯=h b3.1=βF K齿根弯曲应力为MPaY Y Y Y m b F K K K K Sa Fa ntF F V A F 1.14288.0475.063.155.252.148903.149.33.12.111111=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==βεαβσ计算许用弯曲应力由式limlim F XRrelT 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 Y22.22=αF Y 63.11=αS Y 79.12=αS Y475.0=εY88.0=βY3.1=βF KMPaF 1.1421=σMPaF 9.1352=σMPaF 3001lim =σMPaF 2202lim =σ88.01=NT Y9.02=NT Y1X Y =12=X Y)mmd d a mm 8.219)(5.0,9.60)1778.175.0(3.621q 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 ρ798.0)6.14.6tan(4.6tan tan(tan )1=+=+=οοοV 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 sm v s7.校核接触强度 HP v A E H K K K d d T Z σσβ≤=22129400mN ⋅=⨯⨯⨯==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=βK2H /9.141mmN =σ合格HP σσ≤Hmm N /9.141101.116.3271128.106194001552H =⨯⨯⨯⨯⨯⨯=σ 8.轮齿弯曲强度校核FP FS 21V A 2FY Y md 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947.01204.61120/1Y =-=-=οοογβ 2F /7.11749.000.43.67.623112101.118.1061666mm N =⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=σ计其他参数同接触强度设2FP /64.32mmN =σ2F /7.11mmN =σ合格FPH σσ<9.蜗杆轴刚度验算P32r12t11y L 48EIF 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，mmd25min=取，轴孔长度。