GD956-160工業(yè)型蜂窩煤對輥成型機(jī)設(shè)計-蜂窩煤成型機(jī)含SW三維及7張CAD圖
GD956-160工業(yè)型蜂窩煤對輥成型機(jī)設(shè)計-蜂窩煤成型機(jī)含SW三維及7張CAD圖,gd956,工業(yè),蜂窩煤,對于,成型,設(shè)計,sw,三維,cad
GD956-160工業(yè)型蜂窩煤對輥成型機(jī)設(shè)計摘要 型煤加工對于有效地利用粉煤資源和保護(hù)環(huán)境是十分重要的,在我國的能源構(gòu)成中,煤炭占有十分重要的地位。據(jù)統(tǒng)計,在我國能源生產(chǎn)和消費(fèi)中,煤炭約占總量的75%左右。但是,隨著采煤機(jī)械化程度的不斷的提高,粉煤在原煤中所占的比例也越來越大。粉煤比例的增加不僅降低了散煤的燃燒效率,而且嚴(yán)重地污染了環(huán)境。發(fā)展型煤是提高粉煤利用率和減少環(huán)境污染的重要途徑,研究表明,工業(yè)鍋爐,窯爐使用型煤后可比燒散煤節(jié)煤10%27%,煙塵排放量可減少50%60%,添加固硫劑后,二氧化硫的排放量可減少35%50%。因此,發(fā)展型煤對我國具有十分重要的現(xiàn)實(shí)意義。 本設(shè)計為一種用于煤炭成型加工的高壓對輥成型機(jī),包括有機(jī)架,定對輥軸和動對輥軸設(shè)置在機(jī)架中部,動對輥軸的兩端設(shè)置有加壓裝置,通過加壓裝置,動對輥軸能移動一定距離,在定對輥軸的軸端有同步外掛齒輪與聯(lián)軸裝置及三級設(shè)計減速器相連,在定對輥軸和動對輥軸上方的機(jī)架上安置有加料裝置。該機(jī)采用強(qiáng)制加料方式,液壓加載和使用安全聯(lián)軸器,從而使其型煤產(chǎn)品滿足生產(chǎn)要求。 關(guān)鍵詞:型煤; 型煤加工; 粉煤; 對輥成型機(jī)ABSTRACTCoal processing for the effective use of coal resources and environmental protection is very important, Coal occupy a very important position in our energy mix. According to statistics, Chinas energy production and consumption, coal accounts for about 75% of total. However, as the mining mechanization of a continuous increase in coal pulverized coal as a proportion is also growing. Coal proportion of the increase not only reduced the casual coal combustion efficiency, but also seriously polluted the environment. Development of coal briquette is to improve utilization and reduce environmental pollution in important ways, the study shows that industrial boilers, Kiln use briquette after comparable saving coal burning coal powder 10% 27%, soot emissions can be reduced 50% 60%. After the addition of sorbent , and sulfur dioxide emissions can be reduced 35% 50%. Therefore, the development of Chinas coal is of great practical significance.The design of the coal used in a high-pressure molding and processing of roll forming machines, including rack, set to roll axis and move on roller shaft installed in the central rack, moving to the ends of roller shaft equipped with pressure device, through compression devices, move to roll axis can move a certain distance. In determining the roll axis of the shaft to keep pace with the pylon gear coupling device design and three-reducer, In determining the roll axis and move right side of the roll axis rack placed on the feeder. The aircraft introducing compulsory feeding, hydraulic loading and the use of safety coupling, thus briquette products meet production requirements.Keywords : briquette; Coal processing; Coal; Right roll forming machine目 錄摘要1ABSTRACT2緒論71.電機(jī)選型及傳動比計算81.1選擇電動機(jī)81.1.1選擇電動機(jī)的類型和結(jié)構(gòu)形式81.1.2選擇電動機(jī)的容量81.2計算傳動裝置的總傳動比并分配各級傳動比91.2.1傳動裝置的總傳動比91.2.2分配各級傳動比92.V帶設(shè)計計算1021確定計算功率1022選擇帶型1023確定帶輪基準(zhǔn)直徑1024驗(yàn)算帶的速度1125初定中心距1126確定基準(zhǔn)長度1127確定實(shí)際軸間距1228驗(yàn)算小帶輪包角1229單根V帶的基本額定功率12210單根V帶的功率增量12211V帶的根數(shù)12212單根V帶的預(yù)緊力132.13小帶輪的結(jié)構(gòu)133基本參數(shù)計算144同步齒輪減速箱齒輪的設(shè)計計算154.1I軸齒輪設(shè)計計算154.1.1選擇齒輪材料154.1.2初定齒輪主要參數(shù)154.1.3校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度184.2軸齒輪設(shè)計計算204.2.1選擇齒輪材料204.2.2初定齒輪主要參數(shù)204.2.3校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度234.3軸齒輪設(shè)計計算254.3.1選擇齒輪材料254.3.2初定齒輪主要參數(shù)254.3.3校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度284.4軸齒輪設(shè)計計算304.4.1選擇齒輪材料304.4.2初定齒輪主要參數(shù)304.4.3校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度325同步齒輪減速箱軸的設(shè)計計算355.1軸的設(shè)計計算355.1.1選擇軸的材料355.1.2初步估算軸的的直徑355.1.3軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計355.1.4軸的受力分析365.1.5軸的強(qiáng)度計算395.2軸的設(shè)計計算405.2.1選擇軸的材料405.2.2初步估算軸的的直徑405.2.3軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計405.2.4軸的受力分析405.2.5軸的強(qiáng)度計算445.3軸的設(shè)計計算455.3.1選擇軸的材料455.3.2初步估算軸的的直徑455.3.3軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計455.3.4軸的受力分析465.3.5軸的強(qiáng)度計算515.4軸的設(shè)計計算515.4.1選擇軸的材料515.4.2初步估算軸的的直徑515.4.3軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計525.4.4軸的受力分析525.5.5軸的強(qiáng)度計算606.同步齒輪減速箱軸承的校核616.1I軸軸承的校核616.1.1計算軸承支反力616.1.2軸承的派生軸向力616.1.3軸承所受的軸向載荷616.1.4軸承的當(dāng)量動載荷626.1.5軸承壽命626.2II軸軸承的校核626.2.1計算軸承支反力636.2.2軸承的派生軸向力636.2.3軸承所受的軸向載荷636.2.4軸承的當(dāng)量動載荷636.2.5軸承壽命646.3III軸軸承的校核646.3.1計算軸承支反力646.3.2軸承的派生軸向力646.3.3軸承所受的軸向載荷646.3.4軸承的當(dāng)量動載荷656.3.5軸承壽命656.4IV軸軸承的校核656.4.1計算軸承支反力666.4.2軸承的派生軸向力666.4.3軸承所受的軸向載荷666.4.4軸承的當(dāng)量動載荷666.4.5軸承壽命676.5V軸軸承的校核676.5.1計算軸承支反力676.5.2軸承的派生軸向力676.5.3軸承所受的軸向載荷676.5.4軸承的當(dāng)量動載荷686.5.5軸承壽命687.同步齒輪減速箱鍵的校核687.1I軸鍵的校核687.2II軸健的校核697.3III軸健的校核697.4IV軸健的校核697.5V軸鍵的校核708.同步齒輪減速箱箱體及附件設(shè)計計算708.1箱體設(shè)計708.1.1箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計708.2減速器附件708.2.1檢查孔及其蓋板708.2.2通氣器708.2.3軸承蓋和密封裝置718.2.4定位銷718.2.5油面指示器718.2.6放油開關(guān)718.2.7起吊裝置719機(jī)架及成型裝置的設(shè)計計算719.1型輥軸的設(shè)計719.1.1選擇軸的材料719.1.2初步估算軸的的直徑719.1.3軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計719.2輥心的設(shè)計729.2.1選擇輥心的材料729.2.2輥心結(jié)構(gòu)設(shè)計729.3型板的設(shè)計7310 液壓加載裝置的選型73結(jié)論74參考文獻(xiàn)75致謝76緒論1.型煤概況 隨著機(jī)械化采煤程度的提高,產(chǎn)生了大量的粉煤。粉煤的市場價值很低,造成大量的積壓。市場對型煤的需求量較大,型煤技術(shù)有很大的市場空間。同時生產(chǎn)型煤的原料煤的質(zhì)地不受限制。2.成型設(shè)備概況 成型設(shè)備是型煤生產(chǎn)中的關(guān)鍵設(shè)備,選擇成型設(shè)備應(yīng)以原煤的特性,型煤的用途及成時壓力等諸多因素為基礎(chǔ)。目前工業(yè)上應(yīng)用最廣的是對輥式成型機(jī)。另外,還有沖壓式成型機(jī),環(huán)式成型機(jī)和螺旋式成型機(jī)等3.對輥成型機(jī)概況對輥成型機(jī)可用于成型、壓塊和顆粒的高壓破碎,它的給料系統(tǒng)和輥面的設(shè)計要根據(jù)使用要求來設(shè)計。下面就對輥成型機(jī)在成型方面的應(yīng)用進(jìn)行描述。對輥成型機(jī)主要包括以下幾個主要部件:3.1同步齒輪傳動系統(tǒng)對輥成型機(jī)的同步齒輪傳動系統(tǒng)由包括兩個同步齒輪在內(nèi)的減速器,安全聯(lián)軸器等組成。安全聯(lián)軸器是一個能自動復(fù)位的機(jī)構(gòu),它可以在正常工作時驅(qū)動轉(zhuǎn)距的1.71.9倍范圍內(nèi)調(diào)整。最主要的是,同步齒輪和齒輪聯(lián)軸器的連接保證了提供給型輥完全均勻的線速度。3.2成型系統(tǒng)對輥成型機(jī)的最主要部分是型輥。由于成型壓力大,直徑大,所以采用八塊型板拼裝的方式,輥芯由鑄鋼材料鑄造而成,型板由強(qiáng)度高的耐磨材料制造。3.3液壓加載系統(tǒng)液壓加載系統(tǒng)用于提供壓力迫使浮輥向被壓實(shí)的物料和固定輥靠近。為滿足特殊的工作需要,壓力的高低和大小可以自由調(diào)整。壓力的梯度隨間距的變化而升高,通過改變液壓儲能器中氮的分壓可以在很大范圍內(nèi)調(diào)整壓力的梯度。在其他尖硬物料被壓入壓輥的間隙時液壓系統(tǒng)也用作安全裝置。1.電機(jī)選型及傳動比計算1.1選擇電動機(jī)1.1.1選擇電動機(jī)的類型和結(jié)構(gòu)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(jī),為臥式封閉結(jié)構(gòu)。1.1.2選擇電動機(jī)的容量輥?zhàn)愚D(zhuǎn)速:n=810r/min輥?zhàn)訄A周速度:v=0.40.5m/s=n/30 v=r初計算型輥半徑 = 型球體積 每塊型煤質(zhì)量 型輥周向上分布型窩個數(shù) (個)型輥軸向上分布型窩數(shù) 取整 型輥長度 取整B=630 mm輥上合力 KN阻力矩 工作機(jī)所需的功率:P=式中 =93000Nm n=10 r/min 代入上式得 P=KW電動機(jī)所需功率:P=P/從電動機(jī)到輥輪主軸之間的傳動裝置的總效率:=式中 =0.95 V帶傳動效率 =0.98 聯(lián)軸器效率 =0.99 軸承效率 =0.97 齒輪傳動效率代入上式得 =0.950.980.990.97 =0.6777 =P/=97.4/0.6777=143.2 KW選擇電動機(jī)額定功率PP,根據(jù)傳動系統(tǒng)圖和推薦的傳動比合理范圍V帶傳動的傳動比 2-4 ;單級圓柱齒輪傳動比 3-6 。所以選擇Y315L1-4電動機(jī),額定功率160kw,滿載轉(zhuǎn)速1480 r/min 。1.2計算傳動裝置的總傳動比并分配各級傳動比1.2.1傳動裝置的總傳動比=1481.2.2分配各級傳動比該傳動裝置中使用的是三級圓柱齒輪減速器,考慮到以下原則:1)使各級傳動的承載能力大致等(齒面接觸強(qiáng)度大致相等)2)使減速器能獲得最小外形尺寸和重量3)使各級傳動中大齒輪的浸油深度大致相等,潤滑最為簡便分配各級齒輪傳動比為=4。25 =4 =1.8輥輪的直徑為956mm,兩輥輪這間的間隙取1mm,所以兩輥輪的中心距為957mm。由此調(diào)節(jié)可初定同步齒輪的傳動比為2.4 。則V帶傳動的傳動比為2。2.V帶設(shè)計計算 21確定計算功率 根據(jù)工作情況 查表12-12選擇工況系數(shù) 設(shè)計功率 22選擇帶型 根據(jù)和 選擇25N窄V帶(有效寬度制)23確定帶輪基準(zhǔn)直徑 小帶輪的基準(zhǔn)直徑 參考表12-19和圖12-4取 傳動比 取彈性滑動系數(shù) 大帶輪基準(zhǔn)準(zhǔn)直徑 取標(biāo)準(zhǔn)值 實(shí)際轉(zhuǎn)速 實(shí)際傳動比 24驗(yàn)算帶的速度 25初定中心距 取26確定基準(zhǔn)長度 由表12-10選取相應(yīng)基準(zhǔn)長度 27確定實(shí)際軸間距 安裝時所需最小軸間距 張緊或補(bǔ)償伸長所需最大軸間距 28驗(yàn)算小帶輪包角 29單根V帶的基本額定功率 根據(jù)和 由表12-17n查得25N型窄V帶 210單根V帶的功率增量考慮傳動比的影響,額定功率的增量由表12-17n查得211V帶的根數(shù) 由表12-13查得 由表12-16查得 根 取7根212單根V帶的預(yù)緊力 由表12-142.13小帶輪的結(jié)構(gòu) 小帶輪采用實(shí)心輪結(jié)構(gòu)。 由Y280M-4電動機(jī)可知,其軸伸直徑,長度,小帶輪軸孔直徑應(yīng)取,轂長應(yīng)小于. 由表12-22查得,小帶輪結(jié)構(gòu)為實(shí)心輪 由V帶的實(shí)際傳動比,對減速器的傳動比進(jìn)行重新分配。 傳動裝置總傳動比 V帶傳動傳動比 同步齒輪的傳動比 則三級減速器的傳動比為 ,以達(dá)到傳動比的調(diào)節(jié)。則 3基本參數(shù)計算各軸的轉(zhuǎn)速、傳遞功率、轉(zhuǎn)矩軸 = =軸 軸 軸 軸 4同步齒輪減速箱齒輪的設(shè)計計算4.1I軸齒輪設(shè)計計算4.1.1選擇齒輪材料小齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 5662大齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 5662 齒輪的疲勞極限應(yīng)力按中等質(zhì)量(MQ)要求從圖14-32和圖14-24中查得 參考我國試驗(yàn)數(shù)據(jù)(表14-45)后,將適當(dāng)降低:4.1.2初定齒輪主要參數(shù)初定齒輪主要參數(shù) 考慮載荷有輕微沖擊、非對稱軸承布置,取載荷系數(shù)K=2 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度估算齒輪尺寸,計算模數(shù): 按表14-34,并考慮傳動比,選用小齒輪齒數(shù)=24, 大齒輪齒數(shù) 取 = 102 按表14-33,選齒寬系數(shù)由圖14-14查得大小齒輪的復(fù)合齒形系數(shù)(時) 由于輪齒單向受力,齒輪的許用彎曲應(yīng)力 由于,故按小齒輪的抗彎強(qiáng)度計算模數(shù) 采用斜齒輪,按表14-2,取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。初取=13(表14-33),則齒輪中心距 由于單件生產(chǎn),不必取標(biāo)準(zhǔn)中心距,取。準(zhǔn)確的螺旋角 齒輪分度圓直徑 工作齒寬 為了保證,取。齒輪圓周速度 按此速度查表14-78,齒輪精度選用8級即可,齒輪精度8-7-7(GB10095-1988)校核重合度縱向重合度 (圖14-8) 端面重合度 (圖14-3) 總重合度 4.1.3校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 分度圓上的切向力 由表14-39查得使用系數(shù) 動載荷系數(shù)式中 (表14-40)齒數(shù)比 將有關(guān)數(shù)據(jù)代入計算式 齒向載荷分布系數(shù) 齒向載荷分配系數(shù),根據(jù) 查表14-43 得 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù),按和查圖14-11 得材料彈性系數(shù)查表14-44 得重合度系數(shù) 查圖14-12 得螺旋角系數(shù) 查圖14-13 得 由于可取 計算接觸強(qiáng)度強(qiáng)度安全系數(shù) 式中各系數(shù)的確定計算齒面應(yīng)力循環(huán)數(shù) 按齒面不允許出現(xiàn)點(diǎn)蝕,查圖14-37 得壽命系數(shù) 潤滑油膜影響系數(shù) 查表14-47 得 齒面工作硬化系數(shù) 按圖14-39 查得尺寸系數(shù) 按,查圖14-40 得將以上數(shù)據(jù)代入計算式 由表14-49,按一般可靠度要求,選用最小安全系數(shù)。和均大于,故安全。4.2軸齒輪設(shè)計計算4.2.1選擇齒輪材料小齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 5662大齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 5662 齒輪的疲勞極限應(yīng)力按中等質(zhì)量(MQ)要求從圖14-32和圖14-24中得 參考我國試驗(yàn)數(shù)據(jù)(表14-45)后,將適當(dāng)降低:4.2.2初定齒輪主要參數(shù)按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度估算齒輪尺寸,計算模數(shù) 按表14-34,并考慮傳動比,選用小齒輪齒數(shù)=26, 大齒輪齒數(shù) 取整 =102 按表14-33,選齒寬系數(shù)由圖14-14查得大小齒輪的復(fù)合齒形系數(shù)(時) 由于輪齒單向受力,齒輪的許用彎曲應(yīng)力 由于,故按小齒輪的抗彎強(qiáng)度計算模數(shù) 采用斜齒輪,按表14-2,取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。初取=13(表14-33),則齒輪中心距 由于單件生產(chǎn),不必取標(biāo)準(zhǔn)中心距,取。準(zhǔn)確的螺旋角 齒輪分度圓直徑 工作齒寬 為了保證,取。齒輪圓周速度 按此速度查表14-78,齒輪精度選用8級即可,齒輪精度8-7-7(GB10095-1988)校核重合度縱向重合度 (圖14-8) 端面重合度 (圖14-3) 總重合度 4.2.3校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 分度圓上的切向力 由表14-39查得使用系數(shù) 動載荷系數(shù)式中 (表14-40)齒數(shù)比將有關(guān)數(shù)據(jù)代入計算式 齒向載荷分布系數(shù) 齒向載荷分配系數(shù),根據(jù) 查表14-43 得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù),按和查圖14-11 得材料彈性系數(shù)查表14-44 得重合度系數(shù) 查圖14-12 得螺旋角系數(shù) 查圖14-13 得 由于可取 計算接觸強(qiáng)度強(qiáng)度安全系數(shù) 式中各系數(shù)的確定計算齒面應(yīng)力循環(huán)數(shù) 按齒面不允許出現(xiàn)點(diǎn)蝕,查圖14-37 得壽命系數(shù) 潤滑油膜影響系數(shù) 查表14-47 得 齒面工作硬化系數(shù) 按圖14-39 查得尺寸系數(shù) 按,查圖14-40 得將以上數(shù)據(jù)代入計算式 由表14-49,按一般可靠度要求,選用最小安全系數(shù)。和均大于,故安全。4.3軸齒輪設(shè)計計算4.3.1選擇齒輪材料小齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 5662大齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 5662 齒輪的疲勞極限應(yīng)力按中等質(zhì)量(MQ)要求得 參考我國試驗(yàn)數(shù)據(jù)(表14-45)后,將適當(dāng)降低:4.3.2初定齒輪主要參數(shù) 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度估算齒輪尺寸,計算模數(shù) 按表14-34,并考慮傳動比,選用小齒輪齒數(shù)=40, 大齒輪齒數(shù) 取72 按表14-33,選齒寬系數(shù)由圖14-14查得大小齒輪的復(fù)合齒形系數(shù)(時) 由于輪齒單向受力,齒輪的許用彎曲應(yīng)力 由于,故按小齒輪的抗彎強(qiáng)度計算模數(shù) 采用斜齒輪,按表14-2,取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。初取=13(表14-33),則齒輪中心距 由于單件生產(chǎn),不必取標(biāo)準(zhǔn)中心距,取。準(zhǔn)確的螺旋角 齒輪分度圓直徑 工作齒寬 為了保證,取。齒輪圓周速度 按此速度查表14-78,齒輪精度選用8級即可,齒輪精度8-7-7(GB10095-1988)校核重合度縱向重合度 (圖14-8) 端面重合度 (圖14-3) 總重合度 4.3.3校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 分度圓上的切向力 由表14-39查得使用系數(shù) 動載荷系數(shù)式中 (表14-40)齒數(shù)比將有關(guān)數(shù)據(jù)代入計算式 齒向載荷分布系數(shù) 齒向載荷分配系數(shù),根據(jù) 查表14-43 得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù),按和查圖14-11 得材料彈性系數(shù)查表14-44 得重合度系數(shù) 查圖14-12 得螺旋角系數(shù) 查圖14-13 得 由于可取 計算接觸強(qiáng)度強(qiáng)度安全系數(shù) 式中各系數(shù)的確定計算齒面應(yīng)力循環(huán)數(shù) 按齒面不允許出現(xiàn)點(diǎn)蝕,查圖14-37 得壽命系數(shù) 潤滑油膜影響系數(shù) 查表14-47 得 齒面工作硬化系數(shù) 按圖14-39 查得尺寸系數(shù) 按,查圖14-40 得將以上數(shù)據(jù)代入計算式 由表14-49,按一般可靠度要求,選用最小安全系數(shù)。和均大于,故安全。4.4軸齒輪設(shè)計計算4.4.1選擇齒輪材料小齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 5662大齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 5662 齒輪的疲勞極限應(yīng)力按中等質(zhì)量(MQ)要求得 參考我國試驗(yàn)數(shù)據(jù)后,將適當(dāng)降低:4.4.2初定齒輪主要參數(shù)按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度估算齒輪尺寸,計算模數(shù) 按表14-34,并考慮傳動比,選用小齒輪齒數(shù)=24, 大齒輪齒數(shù) 取58 按表14-33,選齒寬系數(shù)由圖14-14查得大小齒輪的復(fù)合齒形系數(shù)(時) 由于輪齒單向受力,齒輪的許用彎曲應(yīng)力 由于,故按小齒輪的抗彎強(qiáng)度計算模數(shù) 采用斜齒輪,按表14-2,取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。初取=13(表14-33),則齒輪中心距 由于單件生產(chǎn),不必取標(biāo)準(zhǔn)中心距,取。準(zhǔn)確的螺旋角 齒輪分度圓直徑 工作齒寬 為了保證,取。齒輪圓周速度 按此速度查表14-78,齒輪精度選用8級即可,齒輪精度8-7-7(GB10095-1988)校核重合度縱向重合度 (圖14-8) 端面重合度 (圖14-3) 總重合度 4.4.3校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 分度圓上的切向力 由表14-39查得使用系數(shù) 動載荷系數(shù)式中 (表14-40)齒數(shù)比將有關(guān)數(shù)據(jù)代入計算式 齒向載荷分布系數(shù) 齒向載荷分配系數(shù),根據(jù) 查表14-43 得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù),按和查圖14-11 得材料彈性系數(shù)查表14-44 得重合度系數(shù) 查圖14-12 得螺旋角系數(shù) 查圖14-13 得 由于可取 計算接觸強(qiáng)度強(qiáng)度安全系數(shù) 式中各系數(shù)的確定計算齒面應(yīng)力循環(huán)數(shù) 按齒面不允許出現(xiàn)點(diǎn)蝕,查圖14-37 得壽命系數(shù) 潤滑油膜影響系數(shù) 查表14-47 得 齒面工作硬化系數(shù) 按圖14-39 查得尺寸系數(shù) 按,查圖14-40 得將以上數(shù)據(jù)代入計算式 由表14-49,按一般可靠度要求,選用最小安全系數(shù)。和均大于,故安全。5同步齒輪減速箱軸的設(shè)計計算5.1軸的設(shè)計計算5.1.1選擇軸的材料該軸上的齒輪的分度圓直徑和軸徑相差不大,故做成齒輪軸,選用45號鋼,調(diào)質(zhì)處理,其力學(xué)性能 5.1.2初步估算軸的的直徑 取軸徑為70mm5.1.3軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計5.1.3.1初步選擇滾動軸承根據(jù)軸的受力,選取30000型圓錐滾子軸承,為了便于軸承的裝配,取裝軸承處的直徑。初選滾動軸承為33015型,其尺寸為,定位軸肩高度5.1.3.2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度軸段為圓柱形軸伸,查表21-9,的軸伸長。軸段直徑為,根據(jù)減速器與軸承端蓋的結(jié)構(gòu),確定端蓋總寬度為,考慮端蓋與帶輪間隙,。軸段安裝軸承,由于圓柱形軸伸的原因,采用雙列軸承,取,。軸段軸肩長度,按齒輪距箱體內(nèi)壁這距離取,考慮到箱體的鑄造誤差,滾動軸承應(yīng)距箱體內(nèi)壁,取,從各軸的結(jié)構(gòu)選,。軸安裝軸承,5.1.4軸的受力分析5.1.4.1作出軸的計算簡圖 5.1.4.2軸受外力的計算軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 齒輪的軸向力 5.1.4.3求支反力在水平面內(nèi)的支反力 由得 由得 彎矩圖 在垂直面內(nèi)的支反力由得 由得 彎矩圖 扭矩圖 5.1.5軸的強(qiáng)度計算按彎扭合成強(qiáng)度條件計算由于齒輪作用力在D截面的最大合成彎矩 D截面的當(dāng)量彎矩 安全 5.2軸的設(shè)計計算5.2.1選擇軸的材料選用45號鋼,調(diào)質(zhì)處理。 5.2.2初步估算軸的的直徑 取軸徑為110mm5.2.3軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計5.2.3.1初步選擇滾動軸承根據(jù)軸的受力,選取30000型圓錐滾子軸承,為了便于軸承的裝配,取裝軸承處的直徑。初選滾動軸承為30222型,其尺寸為。5.2.3.2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度軸段安裝軸承,取,。軸段安裝齒輪,齒輪左端采用套筒定位,右端使用軸肩定位。取軸段直徑,齒輪寬度為110mm,為了全套筒端面可靠地壓緊齒輪,軸段長度應(yīng)略短于齒輪輪轂寬度取。軸段軸環(huán),。軸段為齒輪軸寬度取。軸段安裝軸承,5.2.4軸的受力分析5.2.4.1作出軸的計算簡圖 5.2.4.2軸受外力的計算軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 大齒輪的圓周力 大齒輪的徑向力 大齒輪的軸向力 小齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 齒輪的軸向力 5.2.4.3求支反力在水平面內(nèi)的支反力由得 由得 彎矩圖 在垂直面內(nèi)的支反力由得 由得 彎矩圖 扭矩圖 5.2.5軸的強(qiáng)度計算由于齒輪作用力在D截面的最大合成彎矩 D截面的當(dāng)量彎矩 由于齒輪作用力在E截面的最大合成彎矩 E截面的當(dāng)量彎矩 安全 5.3軸的設(shè)計計算5.3.1選擇軸的材料選用45號鋼,調(diào)質(zhì)處理,其力學(xué)性能 5.3.2初步估算軸的的直徑 取軸徑為170mm5.3.3軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計5.3.3.1初步選擇滾動軸承根據(jù)軸的受力,選取30000型圓錐滾子軸承,取裝軸承處的直徑。初選滾動軸承為32034型,其尺寸為。5.3.3.2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度軸段安裝軸承,取,。軸段安裝齒輪,齒輪左端采用套筒定位,右端使用軸肩定位。取軸段直徑,齒輪寬度為230mm,為了套筒端面可靠地壓緊齒輪,軸段長度應(yīng)略短于齒輪輪轂寬度取。軸段軸肩高度,取,為。5.3.4軸的受力分析5.3.4.1作出軸的計算簡圖 5.3.4.2軸受外力的計算軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 大齒輪的圓周力 大齒輪的徑向力 大齒輪的軸向力 小齒輪的圓周力 小齒輪的徑向力 小齒輪的軸向力 5.3.4.3求支反力在水平面內(nèi)的支反力 由得 得 彎矩圖 在垂直面內(nèi)的支反力由得 由得 彎矩圖 扭矩圖 5.3.5軸的強(qiáng)度計算按彎扭合成強(qiáng)度條件計算由于齒輪作用力在D截面的最大合成彎矩 D截面的當(dāng)量彎矩 5.4軸的設(shè)計計算5.4.1選擇軸的材料選用45號鋼,調(diào)質(zhì)處理,其力學(xué)性能由表21-1查得 5.4.2初步估算軸的的直徑 取軸徑為170mm5.4.3軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計5.4.3.1初步選擇滾動軸承根據(jù)軸的受力,選取30000型圓錐滾子軸承,為了便于軸承的裝配,取裝軸承處的直徑。初選滾動軸承為32034型,其尺寸為。5.4.3.2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度軸段安裝軸承,取,。軸段安裝齒輪,齒輪左端采用套筒定位,右端使用軸肩定位。取軸段直徑,齒輪寬度為130mm,為了全套筒端面可靠地壓緊齒輪,軸段長度應(yīng)略短于齒輪輪轂寬度取。軸段軸肩高度,取,。軸環(huán)寬度,取,則。軸段為中間段, ,。軸段為軸肩,。VI軸段安裝齒輪,齒輪右端采用套筒定位,左端使用軸肩定位。取軸段直徑,。II軸段安裝軸承,。5.4.4軸的受力分析5.4.4.1作出軸的計算簡圖 5.4.4.2軸受外力的計算軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 大齒輪的圓周力 大齒輪的徑向力 大齒輪的軸向力 小齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 齒輪的軸向力 5.4.4.3求支反力在水平面內(nèi)的支反力由得 由得 彎矩圖 在垂直面內(nèi)的支反力 由得 由得 彎矩圖 扭矩圖 5.4.5軸的強(qiáng)度計算按彎扭合成強(qiáng)度條件計算由于齒輪作用力在D截面的最大合成彎矩 D截面的當(dāng)量彎矩 5.5軸的設(shè)計計算5.5.1選擇軸的材料選用45號鋼,調(diào)質(zhì)處理。 5.5.2初步估算軸的的直徑 取軸徑為220mm5.5.3軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計5.5.3.1初步選擇滾動軸承根據(jù)軸的受力,選取20000型調(diào)心滾子軸承,為了便于軸承的裝配,取裝軸承處的直徑。初選滾動軸承為23072型,其尺寸為。5.5.3.2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度軸段安裝軸承,取,。軸段安裝齒輪,齒輪左端采用套筒定位,右端使用軸肩定位。取軸段直徑,齒輪寬度為300mm,取。軸段軸肩高度,取,。軸環(huán)寬度,取,則。I軸段安裝軸承,。V軸段伸出軸,聯(lián)接聯(lián)軸器,取,。5.5.4軸的受力分析5.5.4.1作出軸的計算簡圖 5.5.4.2軸受外力的計算軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 齒輪的軸向力 5.5.4.3求支反力在水平面內(nèi)的支反力由得 得 彎矩圖 在垂直面內(nèi)的支反力由得 得 彎矩圖 扭矩圖 5.5.5軸的強(qiáng)度計算按彎扭合成強(qiáng)度條件計算由于齒輪作用力在D截面的最大合成彎矩 D截面的當(dāng)量彎矩 6.同步齒輪減速箱軸承的校核6.1I軸軸承的校核初選滾動軸承為32215型,其尺寸為基本額定載荷Cr: 170kN6.1.1計算軸承支反力合成支反力 6.1.2軸承的派生軸向力 6.1.3軸承所受的軸向載荷因 6.1.4軸承的當(dāng)量動載荷 , , 6.1.5軸承壽命 因,故按計算 查得, 6.2II軸軸承的校核初選滾動軸承為32317型,尺寸為?;绢~定載荷Cr: 180kNe=0.29 Y=2.16.2.1計算軸承支反力合成支反力 6.2.2軸承的派生軸向力 6.2.3軸承所受的軸向載荷因 6.2.4軸承的當(dāng)量動載荷 , , 6.2.5軸承壽命因,故按計算查得, 6.3III軸軸承的校核初選滾動軸承為32022型,其尺寸為。e=0.43 Y=1.4基本額定載荷Cr: 245kN6.3.1計算軸承支反力合成支反力 6.3.2軸承的派生軸向力 6.3.3軸承所受的軸向載荷因 6.3.4軸承的當(dāng)量動載荷 , , 6.3.5軸承壽命因,故按計算 查得, 6.4IV軸軸承的校核初選滾動軸承為32034型,其尺寸為。e=0.44 Y=1.4基本額定載荷Cr: 520kN6.4.1計算軸承支反力合成支反力 6.4.2軸承的派生軸向力 6.4.3軸承所受的軸向載荷因 6.4.4軸承的當(dāng)量動載荷 , , 6.4.5軸承壽命因,故按計算 查得, 6.5V軸軸承的校核初選滾動軸承為23044型,其尺寸為?;绢~定載荷Cr: 760kN6.5.1計算軸承支反力合成支反力 6.5.2軸承的派生軸向力 6.5.3軸承所受的軸向載荷因 6.5.4軸承的當(dāng)量動載荷 , , 6.5.5軸承壽命因,故按計算 查得, 7.同步齒輪減速箱鍵的校核7.1I軸鍵的校核I軸的伸出軸,選用圓頭普通平鍵(C型),b=18mm,h=11mm,L=125mm,I軸傳遞的扭矩T=676940Nmm.當(dāng)鍵用45鋼制造時,主要失效形式為壓潰,通常只進(jìn)行擠壓強(qiáng)度計算., 合格7.2II軸健的校核II軸的鍵用于齒輪和軸的聯(lián)接,軸徑為,選用選用圓頭普通平鍵(C型),b=25mm,h=14mm,L=90mm,II軸傳遞的扭矩T=2509780Nmm.7.3III軸健的校核III軸的鍵用于
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