650對輥式壓密機設計【說明書+CAD】,說明書+CAD,650對輥式壓密機設計【說明書+CAD】,對于,輥式壓密機,設計,說明書,仿單,cad 單位代碼 0 2 學 號 080105632 分 類 號 TH6 密 級 畢業(yè)設計說明書 650型對輥式壓密機設計 院（系）名稱 工學院機械系 專業(yè)名稱 機械設計制造及其自動化 學生姓名 黃克勝 指導教師 康紅偉 2012年 5 月 15 日 黃河科技學院畢業(yè)設計說明書 第 I 頁 650式對輥式壓密機 摘要 壓密機是用于粉料成球的設備，目前主要用于冶金白灰篩下料，氧化鐵皮以及各種物料的制球生產，本壓球機是在原高壓壓球機基礎上進行改進設計的，這次改進設計中能使壓球機能夠進行干壓壓球，設計中增大了予壓機的擠壓力矩同時也加大了供料量,并對油壓系統(tǒng)做了重新設計，由于雙傳動占地面積大，這次改為單傳方式，使壓球機更加緊湊 由于成型物料的種類不同，它所要求的壓縮比相差很大為適應這一要求，予壓電機采用滑差調速電機通過對予壓螺旋轉速的改變，實現(xiàn)改變加料量的目的，調速方式采用手控的，通過試驗機的工業(yè)試驗證明，成型單位壓力與供料量有密切的關系，而與總壓力的無明顯的直接關系，所以不必用總壓力的變化作調速的依據(jù)，可觀察主電機工作電流的變化量作為調速的依據(jù)，主電機通過皮帶輪得到兩種速度，如須增加供料量可以取下螺旋襯套換上直徑大的螺旋即可。 關鍵詞：壓密機，成型物料，擠壓力 黃河科技學院畢業(yè)設計說明書 第 II 頁 The 650 type of roller compaction machine Abstract Author: Huang Kesheng Tutor: Kang Hongwei 650 Pressure ball machine is used for powder into a ball of equipment, which are mainly used in metallurgical lime sieve of material, iron oxide and of all kinds of material in the ball production, the ball is in the original machine pressure phi high pressure ball machine based on improving the design, the design improvement can pressure on dry pressing machine can ball pressure ball, design increases the pressure of extrusion machine to torque and increase the feed for, and the hydraulic system to do the design, because the double transmission covers an area of big, the way to request, makes the ball machine more compact Due to the different kinds of material molding, it required is great for adapting to the compression ratio this request, to pressure the motor control motor sliding through the pressure of the spiral speed to change, realize the purpose of the feed and change, the speed adjustment way by hand control, through the test enginery industrial experiments prove, forming units pressure and for shoes have close relations, and total pressure and has no obvious direct relation So don't have to use the total pressure of the variation of the speed, the basis of the main motor can observe the variation of working current speed as the basis, the main motor through two speed by pulley, such as must increase feed can take for spiral bushing change into large diameter spiral can. Key words: Pressure secret machine, Molding materials, extrusion pressure 黃河科技學院畢業(yè)設計說明書 第 5 頁 1緒論 1 1.1壓密機的重要性 1 1.2 壓密機的發(fā)展現(xiàn)狀 1 1.3壓密機在工業(yè)中的作用 2 1.4壓密機設備構造及構造的具體分析 2 1.4.1壓密機的三大系統(tǒng) 2 1.4.2 壓密機的工作過程 3 2基本參數(shù)的確定 5 2.1電動機的選擇 5 2.1.1選擇電動機的類型和結構形式 5 2.1.2選擇電動機的容量 5 2.2傳動比的計算及分配 5 3 v帶帶輪設計 7 3.1設計功率 7 3.2選定帶型 7 3.3傳動比 7 3.4小帶輪的基準直徑 7 3.5大帶輪的基準直徑 7 3.6帶速 7 3.7初定軸間距 8 3.8所需基準長度 8 3.9實際軸間距 8 3.10小帶輪包角 8 3.11單根v帶傳遞的基本額定功率 8 3.12傳動比i≠1時的額定功率增量 8 3.13v帶的根數(shù) 9 3.14單根v帶的預緊力 9 3.15作用在軸上的力 9 3.16帶輪的結構和尺寸 9 4基本參數(shù)計算 10 4.1各軸的轉速 10 4.2各軸功率 10 4.3各軸轉矩 10 5軸的設計計算 11 5.1軸材料的選擇 11 5.2計算Ⅲ軸最小軸徑 11 5.2.1Ⅱ-Ⅲ段的直徑確定 12 5.2.2軸承 12 5.2.3輥子部分的軸的設計 12 5.2.4軸承端蓋 12 5.2.5齒厚的相關計算 12 5.2.6確定軸上圓角和倒角尺寸 13 5.2.7求軸上載荷 13 5.2.8按彎扭合成應力校核軸的強度 14 5.3Ⅳ軸的校核 14 6齒輪的設計與計算 15 6.1選定齒輪的類型，精度等級，材料，初定其模數(shù)及齒數(shù) 15 6.2按齒根彎曲強度設計 15 6.2.1確定公式內的各計算數(shù)值 15 7減速器的選用 17 7.1以下對幾種減速器進行對比： 17 7.1.1圓柱齒輪減速器 17 7.1.2圓錐齒輪減速器 18 7.1.3蝸桿減速器 18 7.1.4齒輪-蝸桿減速器 18 7.2傳統(tǒng)型減速器結構 18 7.3新型減速器結構 19 結論 20 致 謝 21 參考文獻 22 黃河科技學院畢業(yè)設計說明書 第 22 頁 1緒論 1.1壓密機的重要性 原煤不經過入洗而直接用于燃燒，不僅浪費能源，而且產生大量的煤煙和溫室氣體的排放發(fā)。采用清潔煤技術，是提高煤炭利用效率和減少污染的最佳選擇。工業(yè)型煤成套技術就是其中一種比較成熟的方法,通過添加助劑對粉煤進行混捏成型,用作工業(yè)鍋爐和窯爐的燃料,與直接燃燒散煤相比,煙塵排放量可減少60%,SO2排放量可減少50%。 壓球機主要用于壓制難以成型的粉狀物料，其特點是成型壓力大、主機轉數(shù)可調、配有螺旋送料裝置。壓球機可用來壓制煤粉、鐵粉、焦煤、鋁粉、鐵屑、氧化鐵皮、碳粉、炭粉、礦渣、石膏、尾礦、污泥、高嶺土、活性炭、焦末等各種粉末、粉料、廢料、廢渣，廣泛應用于耐材、電廠、冶金、化工、能源、運輸、供暖等行業(yè)，經壓球機制作成型后的物料，節(jié)能環(huán)保，便于運輸，提高了對廢料的利用率，具有良好的經濟效益和社會效益。 1.2 壓密機的發(fā)展現(xiàn)狀 中國目前在工業(yè)上得到普遍應用的型煤主要是通過機制冷壓一次成型的型煤。成型設備有對輥成型機和擠出機。成型壓力較低,一般在25 MPa左右。型煤的形狀大部分為扁圓形,也有方形、枕形、棒形等。其顯著的特征是呈餅狀或柱狀,三維方向的尺寸至少有一個相差較大,而且尺寸單一。所制型煤密度較高,表面比較光潔,具有比較高的強度。 生產型煤所用的粘結劑有無機質(如石灰、粘土、水泥、膨潤土等)和有機質(腐植酸鹽、紙漿廢液、淀粉等)及兩者結合起來的復合粘結劑。從研究方向來看,目前國內型煤對所使用的粘結劑更側重于開發(fā)免烘干工藝,即可使制成的型煤具有理想的冷態(tài)強度和防水性能的粘結劑。 型煤的生產設備則有向引進高壓成型設備的方向和推廣國內研制的低壓爐前成型設備方向并舉的發(fā)展趨勢。以期能夠降低成本,提高質量,加快型煤產業(yè)化進程。成本高于原煤,再加上型煤生產要消耗一定的人力及電能,型煤生產廠家也要獲取一定的利潤,致使鍋爐型煤的售價一般比可代替煤種高出數(shù)十元。 當型煤所帶來的經濟效益不能彌補用戶購置型煤的價差時,在市場經濟條件下,即使采用其他強制辦法,也很難形成市場。這正是中國工業(yè)鍋爐型煤夭折,又轉向推廣鍋爐型煤在爐前即制即用的所謂“爐前成型”方法的根本原因。工業(yè)鍋爐型煤爐前成型技術,從本質上講是增加了鍋爐的輔機。是鍋爐節(jié)能技術改造的一部分。其減少環(huán)境污染效果甚差。按照有關廠家提供的價格資料分析,在中國煤炭資源價格偏低的條件下,由于設備運行狀態(tài)或改變所用的煤質不同,所增加的這一部分投資回收期限大約在幾個月至幾年。根據(jù)對用戶的調查分析,多數(shù)認為這種爐前成型方法不適應中國大量的用戶鍋爐單臺容量小、按季節(jié)運行或間歇式運行的要求。 1.3壓密機在工業(yè)中的作用 目前我國工業(yè)型煤的生產工藝主要采用粉煤添加粘結劑低壓成型,以往的研究主要集中在成型工藝和粘結劑方面,對成型機械的研究開發(fā)甚少。事實上,成型機械是型煤生產的關鍵設備, 國內大部分型煤廠采用有粘結劑的低壓成型, 其工藝過程主要包括原煤的粉碎、配料,粘結劑、固硫劑等助劑的添加,混捏與成型,型煤烘干等,工藝冗長。再加上用電和設備的折舊、添加劑及人員工資,導致型煤的生產成本偏高,最終型煤價格與塊煤相差無幾,從而使型煤用戶在經濟上承受起來較為困難。所以本論文就是設計高壓的成型機械，這樣可以少用甚至不用粘結劑。 1.4壓密機設備構造及構造的具體分析 1.4.1壓密機的三大系統(tǒng) 　　1、給料部分，主要是實現(xiàn)定量給料來保證物料均勻進入對輥間。螺旋送料裝置由電磁調速電機驅動，經皮帶輪、蝸桿減速器轉動，將被壓物料強制壓入主進料口。由于電磁調速電機恒矩特性，當螺旋送料機的壓料量與主機所需物料量相等時，可以保持恒定的供料壓力使球團質量穩(wěn)定。如供料量過大，則送料裝置的電過載;供料量過小則不成球。因此熟練的操作技是保證壓球正常工作的重要條件。 　　2、傳動部分，主傳動系統(tǒng)為：電動機--三角形帶---減速機---開式齒輪---軋輥。主機由電磁調速電機提供動力，經皮帶輪、圓柱齒輪減速機，通過棒銷聯(lián)軸器傳至主動軸。主動軸與被動軸通過開式齒輪保證同步運行。被動軸承座后邊裝有液壓裝置。液壓保護裝置是由液壓泵將高壓油打入液壓缸，使活塞產生軸向位移?；钊麠U的前接頭頂在軸承座上以滿足生產壓力要求。 　　3、成型部分，主要指主機部分，核心部分是軋輥。當兩壓輥之間進料過多或進入金屬塊時，液壓缸活塞桿受壓過載，液壓泵會停機、蓄能器對壓力變化起緩沖作用、溢流閥開啟回油、活塞桿移位使壓輥間縫隙加大從而使硬物通過壓輥，系統(tǒng)壓恢復正常，可以保護壓輥不損壞。本機可以根據(jù)壓球密度的要求調整壓力，生產機動靈活。 ?1.4.2 壓密機的工作過程 ??? 1、固體常能或多或少地把周圍介質中的物質吸附向自由表面。顆料越小其比表面積越大，表面自由焓越高，顆粒間的作用力越大，內力越強，表現(xiàn)出粉狀物料具有粘結性。湘潭電化(002125)旗下的湘潭錳礦公司的錳粉礦物料中電爐收塵灰含量大約在2 0 ％左右使物料的粘結性很大，加之物料在混碾過程中加入了適量的粘結劑使物料粘結性有所提高。因此物料較易產生掛壁現(xiàn)象。 ??? 物料在重力及沖力的作用下，使物料顆粒間形成剪力，并不斷增加，當剪力超過料拱屈服強度時拱層出現(xiàn)崩塌，剪力減小拱層在穩(wěn)定，剪力再積累，這樣不斷循環(huán)，所以這種物料的流動是不穩(wěn)定的。? ??? 2、當物料從溜槽轉人中轉料倉后，主要靠自重和預壓螺旋強制喂料送人對輥。因預壓螺旋安裝在對輥中心線正上方且預壓螺旋喂料為送料的主要方式。所以在對輥中心線方向上的物料受到來自預壓螺旋的強制外力，在外力作用下物料的化學成分及膠結物性質不會發(fā)生變化，但微結構會產生顯著的變化。隨著外力沖壓能量的不斷增加，物料顆粒移動，使物料的結構發(fā)生了漸變，微結構由原來的粒狀架空結構為主轉變?yōu)榱铊偳督Y構為主，由疏松變?yōu)榫o密，使物料顆粒處于密實的狀態(tài)。物料顆粒的微結構由粒狀架空結構變成粒狀鑲嵌結構，接觸關系由點接觸變成面接觸，小孔隙的增加，使得物料的干密度 (單位體積中固體顆粒部分的質量)增加。而在倉壁兩邊的物料主要是靠自重流人料口，很少或沒有受到外力擠壓所以微結構基本上沒有發(fā)生變化，且干密度較小，這樣就必然會導致物料密度分布不均勻，壓制出質量和密度不均勻的小球。 ??? 3、物料從料倉進人對輥。首先進人咬入?yún)^(qū)，在這個區(qū)域內，由于物料粒子的重新排列或聚合而使物料空隙率有所減少。隨著對輥的轉動，物料在兩對輥之間所占有的空間逐漸減少，則成型壓力逐漸增高并達到最大值，在這個區(qū)域內，物料粒子之間的相對運動大大降低，且粒子發(fā)生了彈性變形和塑性變形。隨后成型壓力慢慢減小，物料由壓縮狀態(tài)轉變?yōu)閺椥曰貜蜖顟B(tài)。 2基本參數(shù)的確定 2.1電動機的選擇 2.1.1選擇電動機的類型和結構形式 按工作條件和要求，選用一般用途的y系列三相異步電動機，為臥式封閉結構。 2.1.2選擇電動機的容量 輥子轉速 n=13r/min 輥面切相線壓力 f=4.5kn/cm 輥子寬度 b=350mm 輥子速度v=r*ω=d*π*n/（60*1000）=0.44m/s 工作部分的功率p=f*b*v=4.5*40*0.1885=46.4kw 電動機的功率p0=p/η，其中η是從電動機到輥論主軸之間的傳動裝置總效率：η=η1*η2*η3*η4*η4*η5 η1=0.96 是帶輪的傳動效率 η2=0.96 是減速器的傳動效率 η3=0.99 是聯(lián)軸器的傳動效率 η4=0.98 是軸承的傳動效率 η5=0.97 是齒輪的傳動效率 η=η1*η2*η3*η4*η4*η5=0.86731223 電動機的功率p0=p/η=60.3774kw 選擇電動機的功率pm≥p0，所以選擇ZSY355-17電動機。其同步轉速是1000r/min，滿載轉速是980r/min。 2.2傳動比的計算及分配 總的傳動比i=nm/n=980/13=75，因為所選的減速器是標準減速器，并且?guī)л啿灰顺惺芎艽蟮膫鲃颖?，所以減速器選擇時應該選擇i減≤98的,根據(jù)<<機械設計手冊>>第五版 成大先主編,初步選擇zsy系列的減速器,傳動比i減=75,根據(jù)n=1000r/min和傳動比i=75及功率p≥ 60.3774kw,可以選擇zsy355-17的減速器,由此可知,帶輪的減速比為i帶=i/i減=1.056。 3 v帶帶輪設計 3.1設計功率 由《機械設計》知道Pd=ka*p=1.2*75=89.1kw，其中p為傳遞功率，ka是工況系數(shù)，有《機械設計》》表9.2-13要選擇ka=1.2 3.2選定帶型 根據(jù)pd和n1由《機械設計》圖9.2-1和圖9.2-2選取普通v帶d帶型 3.3傳動比 由《機械設計》知道i=n1/n2=dp1/dp2 若計入滑動率由《機械設計》知道i=n1/n2=dp2/{（1-ε）dp1} n2是大帶輪轉速，dp1是小帶輪的節(jié)圓直徑，dp2是大帶輪的節(jié)圓直徑，ε是彈性滑動率，ε通常取0.01-0.02，通常帶輪的節(jié)圓直徑可視為基準直徑。 3.4小帶輪的基準直徑 Dd1按《機械設計師手冊》表9.2-36和9.2-38選定，為提高v帶的壽命，宜選取較大的直徑，這里選取355mm， 3.5大帶輪的基準直徑 由《機械設計》知道Dd2=i*dd1（1-ε），dd2應按《機械設計師手冊》表9.2-36選取標準值，可選取dd2=400mm。 3.6帶速 由《機械設計》知道V=π*dp1*n1/（60*1000）=18.21m/s 為充分發(fā)揮v帶的能力，一般應使v≈20m/s，故帶的傳動速度還可以。 3.7初定軸間距 《機械設計師手冊》0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2） 既426.3mm≤a0≤1218mm，初步定為a0=7500mm 3.8所需基準長度 由《機械設計》知道Ld0=2a0+π（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）*（dd2-dd1）/4a0=2456.538mm，由《機械設計師手冊》表9.2-8和9.2-9選取相近值取ld0=2470mm。 3.9實際軸間距 由《機械設計》知道a≈a0+（ld-ld0）/2=891.137mm， amin=a-（2bd+0.09ld）=850.631mm amax=a+0.02ld=973.931mm 其中amin是安裝所需的最小軸間距，amax是張緊或補償伸長所需的最大軸間距，bd是基準寬度。 3.10小帶輪包角 由《機械設計》知道α1=180-（dd2-dd1）/a*57.3>120. 如果α1較小應增大α或用張緊輪 3.11單根v帶傳遞的基本額定功率 根據(jù)帶型·dd1·和n1見《機械設計師手冊》表9.2-17到9.2-27可查的p1=16.30kw 3.12傳動比i≠1時的額定功率增量 根據(jù)帶型·dd1·和n1見《機械設計師手冊》表9.2-17到9.2-27可查的Δp1=1.32kw 3.13v帶的根數(shù) 由《機械設計》知道Z=pd/{（p1=Δp1）*kα*kl}=5.433863895，其中kα是小帶輪包角修正系數(shù)，見《機械設計師手冊》表9.2-14，kl是帶長修正系數(shù)，見表9.2-15. Kα=0.995，kl=0.86 所以要選取帶根數(shù)z=5 3.14單根v帶的預緊力 由《機械設計》知道F0=500（2.5/kα-1）*pd/（z*v）+m*v*v=742n 其中m是每米v帶的質量由《機械設計師手冊》表9.2-16可知m=0.66kg/m 3.15作用在軸上的力 由《機械設計》知道Fr=2f0*z*sin（α1/2）=7421n 3.16帶輪的結構和尺寸 根據(jù)表9.2-39v帶輪的輪緣尺寸，基準寬度bd=27mm，基準線上槽深hamin=8.1mm，這里取ha=9mm，基準線下槽深hfmin=19.9mm，這里取做hf=20mm，槽間距fmin=23，這里取做f=24mm，最小輪緣厚度δmin=12mm，這里取做δ=14mm，帶輪寬度b=（z-1）*e+2f=196mm，小帶輪外徑da1=dd1+2ha=373mm，大帶輪外徑da2=dd2+2ha=393mm。在cad中畫出該圖。 4基本參數(shù)計算 4.1各軸的轉速 由《機械設計》知道 Ⅰ軸:n1=n0/i帶=980/1.0889=900r/min Ⅱ軸:n2=n1/i減=900/90=10r/min Ⅲ軸:n3=n2=10r/min Ⅳ軸:n4=n3=10r/min 4.2各軸功率 由《機械設計》知道 Ⅰ軸:p1=p0*η1=42.75kw Ⅱ軸:p2=p1*η2=40.6kw Ⅲ軸:p3=p2*η3=40.2kw Ⅳ軸:p4=p3*η4*η5=38.2kw 4.3各軸轉矩 由《機械設計》知道 Ⅰ軸:t1=9550*p1/n1=453.6n*m Ⅱ軸: t2=9550*p2/n2=38773n*m Ⅲ軸: t3=9550*p3/n3=38391n*m Ⅳ軸: t4=9550*p4/n4=36481n*m 5軸的設計計算 5.1軸材料的選擇 因為傳遞的功率和轉矩很大故應該選擇好點的材料，這里我們選擇40cr，經過調質處理后，其硬度是241-286hbs，抗拉強度δb=685mpa，屈服點δs=490mpa，需用彎曲應力 [δ0]=120mpa，[δ－1]=70mpa 5.2計算Ⅲ軸最小軸徑 由《機械設計》知道Dmin≥A0，由機械設計表15-3可知，A0=97-112，取A0=100，可得到dmin≥190.665mm，對于軸徑d≥100mm的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大3%既dmin≥202.6mm，故選軸徑d=220mm。 輸出軸的最小直徑顯然是安裝在聯(lián)軸器處軸的直徑d 軸的簡易圖 為了使所選的軸直徑dⅠ-Ⅱ與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號，由《機械設計》知道聯(lián)軸器的計算轉矩tca=ka*t3，查表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取ka=1.3，則：tca=78033n*m， 按照計算轉矩tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查機械設計手冊，用鼓型齒式聯(lián)軸器，其公稱轉矩為100000n*m，半聯(lián)軸器的孔徑是d1=220mm，故取dⅠ-Ⅱ=220mm，半聯(lián)軸器的長度L=230mm。 5.2.1Ⅱ-Ⅲ段的直徑確定 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑dⅡ-Ⅲ=228mm 5.2.2軸承 初步選擇滾動軸承，因軸承只承受徑向力，并且徑向力很大，故選擇調心滾子軸承，由新編機械設計手冊可以選取軸承代號20088，尺寸是d*D*B=220mm*440mm*110mm。 5.2.3輥子部分的軸的設計 取安裝輥子部分的軸徑是346mm，即dⅢ-Ⅳ=346mm，根據(jù)設計要求可知輥子長度為350mm，但是為了壓緊輥子，使棍子有效工作，取LⅢ-Ⅳ=346mm，輥子右端用軸肩定位，軸肩高度h≥0.07d=14mm，故取h=15mm，則軸肩處的直徑是d=345mm，軸環(huán)高度是b≥1.4h=18mm，取b=18mm。 5.2.4軸承端蓋 軸承端蓋的總厚度為23mm，軸承兩端都用軸承端蓋，一端端蓋是為了防止軸承軸向移動，另一端軸承端蓋是為了防止落料進入軸承中。根據(jù)端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器的距離為l=72mm，LⅡ-Ⅲ=290mm，LⅢ-Ⅳ=346mm，在Ⅳ-Ⅴ段中取軸承外端蓋到齒輪的距離是26mm，因為對于輥子來說兩端的軸承最好對稱分布這樣受力均勻，所以LⅣ-Ⅴ=290mm。 5.2.5齒厚的相關計算 齒輪的厚度為b=220mm，左端用軸肩定位，所以取 dⅤ-Ⅵ段=240mm，由于其右端還要用螺母進行鎖緊，所以要取小于240mm的長度，這里取做LⅤ-Ⅵ=172mm，墊片的厚度是8mm，螺母的厚度是27mm，但是還是要露出一部分軸的，所以?、?Ⅶ段長度LⅥ-Ⅶ=109mm。 5.2.6確定軸上圓角和倒角尺寸 參考《機械設計師手冊》表15-2，取軸端倒角為2*45,。 5.2.7求軸上載荷 首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖。 Fr和Fnv1即Fnv2都是豎直面內的力，根據(jù)設計要求可知，豎直面內受到最主要的力就是重力，在這里可以忽略不計，水平面內的力很大，由《機械設計》知道的，F(xiàn)t=4.5kn*350=1575kn，因為支撐是對稱分布的，所以Fnv1= Fnv2=Ft/2=787.5kn，L1=L2=270mm，彎矩Mh=Fnv1*L1=236250n*m，T=60025n*m畫出彎矩圖和扭矩圖可知： 由上面的兩個圖可知在輥子的地方所受的彎扭力最大。 5.2.8按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)機械設計公式（15-5）及以上數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取α=0.6，軸的計算應力，由《機械設計》知道的 σca= = 前已選定軸的材料為40cr，經過調質處理，查得[δ－1]=70mpa，因此σca<[δ－1],故安全。 5.3Ⅳ軸的校核 Ⅳ軸的設計與前者相同，它們材料相同，承受的力矩和轉矩相同，支撐相對于輥子也相同，所以不用再設計校核了。 6齒輪的設計與計算 6.1選定齒輪的類型，精度等級，材料，初定其模數(shù)及齒數(shù) 根據(jù)工作要求，選用直齒圓柱齒輪傳動。對輥式壓球機為一般的工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB 10095-88）。材料選擇，選擇齒輪材料為40cr（調質），硬度為280HBS。 根據(jù)結構要求，齒輪的分度圓直徑應該和輥子的直徑相同，這里我們初步選擇其模數(shù)m=16mm，那么由《機械設計》知道的其齒數(shù)Z=d/m=640/16=40 6.2按齒根彎曲強度設計 又由《機械設計》知道的計算公式（10-5）進行試算，即 m≥32KT∮d*Z2*（Yfa*Ysa[σf]） 6.2.1確定公式內的各計算數(shù)值 1、齒輪傳遞的扭矩T≈T3/2=5939705.432n*m 2、由《機械設計師手冊》表10-7選取齒寬系數(shù)，因為該傳動中選的是懸臂式的結構，故∮d=0.5。 3、由《機械設計師手冊》圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞極限σfe1=620mpa， 4、由《機械設計師手冊》圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1=0.88 5、計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由《機械設計師手冊》公式（10-12）得 [σf]1=Kfn1*σfe1S=238.86mpa 6、根據(jù)《機械設計師手冊》v=πdn60*1000=π*360*1060*1000=0.44m/s，7級精度，由《機械設計師手冊》圖10-8查的動載系數(shù)Kv=1.12，由《機械設計師手冊》表10-2查得使用系數(shù)Ka=1，直齒輪Kfα=1.35，由《機械設計師手冊》圖10-13查得Kfb=1.35 7、計算載荷系數(shù)K K=Ka*Kv*Kfa*Kfb=2.0412 8、由《機械設計師手冊》表10-5，查得齒形系數(shù)Yfa1=2.226，應力校正系數(shù)Ysa1=1.764 9、《機械設計師手冊》計算Yfa1*Ysa1[σf]1=2.52*1.652376.4=0.016439 m≥32KT∮d*Z2*（Yfa*Ysa[σf]）=13.34 由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，由m≥13.34mm查標準模數(shù)表，并就近圓整為標準值m=16mm，由齒輪直徑d=640mm，算出齒輪的齒數(shù)z 由《機械設計》Z=d/m=640/16=40，取齒數(shù)為40個，這樣齒輪分度圓直徑變?yōu)榱薲=z*m=40*16=640mm。 7減速器的選用 減速器是一種由封閉在剛性殼體內的齒輪傳動、蝸桿傳動或齒輪—蝸桿傳動所組成的獨立部件，常用在動力機與工作機之間作為減速的傳動裝置；在少數(shù)場合下也用作增速的傳動裝置，這時就稱為增速器。減速器由于結構緊湊、效率較高、傳遞運動準確可靠、使用維護簡單，并可成批生產，故在現(xiàn)代機械中應用很廣。減速器類型很多，按傳動級數(shù)主要分為：單級、二級、多級；按傳動布置方式不同主要分為：展開式、同軸式、分流式；按傳遞功率的大小不同可分為：小型、中型、大型；按傳動件類型又可分為：齒輪、蝸桿、齒輪-蝸桿、蝸桿-齒輪等。 7.1以下對幾種減速器進行對比 7.1.1圓柱齒輪減速器 當傳動比在 8 以下時，可采用單級圓柱齒輪減速器。大于8 時，最好選用二級(i=8—40)和二級以上(i>40)的減速器。單級減速器的傳動比如果過大，則其外廓尺寸將很大。二級和二級以上圓柱齒輪減速器的傳動布置形式有展開式、分流式和同軸式等數(shù)種。展開式最簡單，但由于齒輪兩側的軸承不是對稱布置，因而將使載荷沿齒寬分布不均勻，且使兩邊的軸承受力不等。為此，在設計這種減速器時應注意：軸的剛度宜取大些；轉矩應從離齒輪遠的軸端輸入，以減輕載荷沿齒寬分布的不均勻；采用斜齒輪布置，而且受載大的低速級又正好位于兩軸承中間，所以載荷沿齒寬的分布情況顯然比展開好。這種減速器的高速級齒輪常采用斜齒，一側為左旋，另一側為右旋，軸向力能互相抵消。為了使左右兩對斜齒輪能自動調整以便傳遞相等的載荷，其中較輕的齠輪軸在軸向應能作小量游動。同軸式減速器輸入軸和輸出軸位于同一軸線上，故箱體長度較短。但這種減速器的軸向尺寸較大。 圓柱齒輪減速器在所有減速器中應用最廣。它傳遞功率的范圍可從很小至 40 000kW，圓周速度也可從很低至 60m/s 一 70m／s，甚至高達 150m／s。傳動功率很大的減速器最好采用雙驅動式或中心驅動式。這兩種布置方式可由兩對齒輪副分擔載荷，有利于改善受力狀況和降低傳動尺寸。設計雙驅動式或中心驅動式齒輪傳動時，應設法采取自動平衡裝置使各對齒輪副的載荷能得到均勻分配，例如采用滑動軸承和彈性支承。 圓柱齒輪減速器有漸開線齒形和圓弧齒形兩大類。除齒形不同外，減速器結構基本相同。傳動功率和傳動比相同時，圓弧齒輪減速器在長度方向的尺寸是漸開線齒輪減速器約 30％。 7.1.2圓錐齒輪減速器 它用于輸入軸和輸出軸位置布置成相交的場合。二級和二級以上的圓錐齒輪減速器常由圓錐齒輪傳動和圓柱齒輪傳動組成，所以有時又稱圓錐—圓柱齒輪減速器。因為圓錐齒輪常常是懸臂裝在軸端的，為了使它受力小些，常將圓錐面崧，作為，高速極：山手面錐齒輪的精加工比較困難，允許圓周速度又較低，因此圓錐齒輪減速器的應用不如圓柱齒輪減速器廣。 7.1.3蝸桿減速器 主要用于傳動比較大(j>10)的場合。通常說蝸桿傳動結構緊湊、輪廓尺寸小，這只是對傳減速器的傳動比較大的蝸桿減速器才是正確的，當傳動比并不很大時，此優(yōu)點并不顯著。由于效率較低，蝸桿減速器不宜用在大功率傳動的場合。蝸桿減速器主要有蝸桿在上和蝸桿在下兩種不同形式。蝸桿圓周速度小于 4m/s 時最好采用蝸桿在下式，這時，在嚙合處能得到良好的潤滑和冷卻條件。但蝸桿圓周速度大于 4m/s時，為避免攪油太甚、發(fā)生過多，最好采用蝸桿在上式。 7.1.4齒輪-蝸桿減速器 它有齒輪傳動在高速級和蝸桿傳動在高速級兩種布置形式。前者結構較緊湊，后者效率較高。通過比較，我們選定圓柱齒輪減速器。 7.2傳統(tǒng)型減速器結構 絕大多數(shù)減速器的箱體是用中等強度的鑄鐵鑄成，重型減速器用高強度鑄鐵或鑄鋼。少量生產時也可以用焊接箱體。鑄造或焊接箱體都應進行時效或退火處理。大量生產小型減速器時有可能采用板材沖壓箱體。減速器箱體的外形目前比較傾向于形狀簡單和表面平整。箱體應具有足夠的剛度，以免受載后變形過大而影響傳動質量。箱體通常由箱座和箱蓋兩部分所組成，其剖分面則通過傳動的軸線。為了卸蓋容易，在剖分面處的一個凸緣上攻有螺紋孔，以便擰進螺釘時能將蓋頂起來。聯(lián)接箱座和箱蓋的螺栓應合理布置，并注意留出扳手空間。在軸承附近的螺栓宜稍大些并盡量靠近軸承。為保證箱座和箱蓋位置的準確性，在剖分面的凸緣上應設有 2—3 個圓錐定位銷。在箱蓋上備有為觀察傳動嚙合情況用的視孔、為排出箱內熱空氣用的通氣孔和為提取箱蓋用的起重吊鉤。在箱座上則常設有為提取整個減速器用的起重吊鉤和為觀察或測量油面高度用的油面指示器或測油孔。關于箱體的壁厚、肋厚、凸緣厚、螺栓尺寸等均可根據(jù)經驗公式計算。關于視孔、通氣孔和通氣器、起重吊鉤、油面指示等均可從有關的設計手冊和圖冊中查出。在減速器中廣泛采用滾動軸承。只有在載荷很大、工作條件繁重和轉速很高的減速器才采用滑動軸承。 7.3新型減速器結構 齒輪—蝸桿二級減速器 、圓柱齒輪—圓錐齒輪—圓柱齒輪三級減速器。 這些減速器都具有以下結構特點：在箱體上不沿齒輪或蝸輪軸線開設剖分面。為了便于傳動零件的安裝，在適當部位有較大的開孔。在輸入軸和輸出軸端不采用傳統(tǒng)的法蘭式端蓋，而改用機械密封圈；在盲孔端則裝有沖壓薄壁端蓋.輸出軸的尺寸加大了，鍵槽的開法和傳統(tǒng)的規(guī)定不同，甚至跨越了軸肩，有利于充分發(fā)揮輪轂的作用。和傳統(tǒng)的減速器相比，新型減速器結構上的改進，既可簡化結構，減少零件數(shù)目，同時又改善了制造工藝性。但設計時要注意裝配的工藝性，要提高某些裝配零件的制造精度。 結 論 不同型號的壓密機，對應著不同的減速機。減速機的選型包括原始條件、選擇類型、確定規(guī)格等步驟。 相比之下，類型選擇比較 簡單，而準確提供減速器的工況條件，掌握減速器的設計、制造和使用特點是減速器正確合 理選擇規(guī)格的關鍵。規(guī)格選擇要滿足強度、熱平衡、軸伸部位承受徑向載荷等條件。 在設計的開始，因為對對輥式壓密機不太了解，不知道壓密機機的機架應是什么樣的，總體設計也就不知道應該從那里入手。后來，在導師的帶領下見到了對輥式壓密機機，并親眼目睹了壓密機機的工作過程，對對輥式壓密機機機架總體設計有了基本概念。設計過程中我遇到一些問題，如聯(lián)軸器的選擇，同步帶的設計，軸承座的選用等等。在老師和同學們的幫下我解決了齒輪、帶傳動系統(tǒng)設計中所遇見的問題，以及軸承座的選擇。由于本設計中用到不少標準件，通過設計我學會了怎樣去選擇一些標準件，什么地方用什么樣的標準件更合適。 經過一個多月的忙碌，我已設計出基本符合要求的650對輥式壓密機。由于能力有限，又是初次設計加工機械，我的設計之中難免有一些不足之處，還望老師給予指導。 致 謝 時光如梭，光陰似箭，豐富、充實的求學生活即將成為過去，在此，我衷心感謝所以關心支持我的老師、親人和朋友，并向他們表示崇高的敬意 在這半年的設計學習中，我得到了康紅偉老師的精心指導和幫助，從設計的選題、開題論證、資料的收集整理，到正式的設計、撰寫修改，無不滲透著康老師的心血和汗水，在此表示衷心的感謝！同時與同學和老師間的交流也讓我受益匪淺。通過設計，我深深的感受到了自己知識的淺薄。學海無涯，在將來的學習中我一定會更加的勤奮、謙虛。在這里我向在大學期間教導我、幫助我的各位老師表示最誠摯的謝意!祝老師們身體健康、萬事如意！ 由于時間倉促，自己水平有限，同時缺乏經驗，設計中的不足和錯誤在所難免，懇請各位老師和同學批評指正，提出寶貴意見。 參考文獻 [1]劉龍保,吳宏志,周衛(wèi)平. 高壓對輥工業(yè)型煤成型機的設計研究[J]. 煤礦機械, 1999, (03) . 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