GD956-160工業(yè)型蜂窩煤對輥成型機設(shè)計-蜂窩煤成型機含SW三維及7張CAD圖
GD956-160工業(yè)型蜂窩煤對輥成型機設(shè)計-蜂窩煤成型機含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
任務(wù)書學(xué)院 專業(yè)年級 學(xué)生姓名 任務(wù)下達日期:20* 年 1 月11 日畢業(yè)論文日期: 20*年 3 月 25 日至 20*年 6月20 日畢業(yè)論文題目: GD956-160工業(yè)型蜂窩煤對輥成型機設(shè)計畢業(yè)論文主要內(nèi)容和要求:結(jié)合畢業(yè)實習(xí),采用蜂窩煤成型機設(shè)計成型技術(shù)原理;利用自重加料方式,設(shè)計一臺工業(yè)型煤成型機。輥子轉(zhuǎn)速:8-10轉(zhuǎn)/分(輥子圓周速度0.4-0.5米/秒);成型壓力:15-30kn/cm;小時產(chǎn)量: 30-35噸;型球尺寸:mm;采用液壓加載;鉸接式框架結(jié)構(gòu):采用同步式齒輪箱傳動。1、 明確該裝置的工作原理及相關(guān)的受力分析,參考設(shè)計參數(shù)確定電動機功率,完成該裝置的總體設(shè)計。2、 利用三維輔助設(shè)計,完成同步式齒輪箱設(shè)計。3、 同步齒輪傳動箱組件設(shè)計、零件圖工作圖設(shè)計。4、 編寫完成整機設(shè)計計算說明書。院長簽字: 指導(dǎo)教師簽字:緒論1.型煤概況 隨著機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。另外,還有沖壓式成型機,環(huán)式成型機和螺旋式成型機等3.對輥成型機概況對輥成型機可用于成型、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。下面就對輥成型機在成型方面的應(yīng)用進行描述。對輥成型機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.電機選型及傳動比計算1.1選擇電動機1.1.1選擇電動機的類型和結(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,為臥式封閉結(jié)構(gòu)。1.1.2選擇電動機的容量輥子轉(zhuǎn)速:n=810r/min輥子圓周速度: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 工作機所需的功率:P=式中 =93000Nm n=10 r/min 代入上式得 P=KW電動機所需功率:P=P/從電動機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,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確定帶輪基準直徑 小帶輪的基準直徑 參考表12-19和圖12-4取 傳動比 取彈性滑動系數(shù) 大帶輪基準準直徑 取標(biāo)準值 實際轉(zhuǎn)速 實際傳動比 24驗算帶的速度 25初定中心距 取26確定基準長度 由表12-10選取相應(yīng)基準長度 27確定實際軸間距 安裝時所需最小軸間距 張緊或補償伸長所需最大軸間距 28驗算小帶輪包角 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帶輪的結(jié)構(gòu)2.13.1小帶輪的結(jié)構(gòu) 小帶輪采用實心輪結(jié)構(gòu)。 由Y280M-4電動機可知,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)為實心輪 由V帶的實際傳動比,對減速器的傳動比進行重新分配。 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度計算模數(shù) 采用斜齒輪,按表14-2,取標(biāo)準模數(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)準中心距,取。準確的螺旋角 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 計算接觸強度強度安全系數(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度計算模數(shù) 采用斜齒輪,按表14-2,取標(biāo)準模數(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)準中心距,取。準確的螺旋角 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 計算接觸強度強度安全系數(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度計算模數(shù) 采用斜齒輪,按表14-2,取標(biāo)準模數(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)準中心距,取。準確的螺旋角 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 計算接觸強度強度安全系數(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度計算模數(shù) 采用斜齒輪,按表14-2,取標(biāo)準模數(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)準中心距,取。準確的螺旋角 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 計算接觸強度強度安全系數(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軸的強度計算按彎扭合成強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軸的強度計算按彎扭合成強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軸的強度計算按彎扭合成強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軸的強度計算按彎扭合成強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,通常只進行擠壓強度計算., 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軸的鍵用于齒輪和軸的聯(lián)接,軸徑為,選用選用圓頭普通平鍵(C型),b=32mm,h=18mm,L=125mm,II軸傳遞的扭矩T=8072570Nmm.采用雙鍵聯(lián)接。成對稱布置,考慮到制造誤差使鍵上載荷分布不均,按1.5個鍵計算。合格7.4IV軸健的校核IV軸的鍵用于齒輪和軸的聯(lián)接,鍵1軸徑為,選用普通平鍵(B型),b=45mm,h=25mm,L=160mm,II軸傳遞的扭矩T=28054080Nmm.采用雙鍵聯(lián)接。成對稱布置,考慮到制造誤差使鍵上載荷分布不均,按1.5個鍵計算。合格鍵2軸徑為,選用選用圓頭普通平鍵(C型),b=45mm,h=25mm,L=250mm,II軸傳遞的扭矩T=28054080Nmm.采用雙鍵聯(lián)接。成對稱布置,考慮到制造誤差使鍵上載荷分布不均,按1.5個鍵計算。合格7.5V軸鍵的校核V軸的鍵用于齒輪和軸的聯(lián)接,軸徑為,選用選用普通平鍵(B型),b=50mm,h=28mm,L=250mm,II軸傳遞的扭矩T=66668550Nmm.采用雙鍵聯(lián)接。成對稱布置,考慮到制造誤差使鍵上載荷分布不均,按1.5個鍵計算。合格8.同步齒輪減速箱箱體及附件設(shè)計計算8.1箱體設(shè)計8.1.1箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計箱體是減速器的重要組成部件。它是傳動零件的基座,應(yīng)具有足夠的強度和剛度。由于本設(shè)計中沖擊載荷不大,箱體采用灰鑄鐵鑄造箱體。為了便于軸系零件的安裝和拆卸,箱體制成沿軸心線水平剖分式。上箱蓋和下箱座用普通螺栓聯(lián)接成一整體。軸承座的聯(lián)接螺栓應(yīng)盡量靠近軸承座孔,座旁的凸臺應(yīng)有足夠的承托面,并保證旋緊螺栓時需要的扳手空間。為了保證箱體有足夠的剛度,在軸承座附近加支承肋。為了保證減速器安置在基座的穩(wěn)定性,并盡可能減少箱體底座平面的機械加工面積。8.2減速器附件為了保證減速器的正常工作,除了對齒輪、軸、軸承組合和箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計應(yīng)予足夠的重視外,還應(yīng)考慮到為減速器潤滑油池油池注油、排油、檢查油面高度、檢修折裝時的上下箱的精確定位、吊運等輔助零部件的合理選擇和設(shè)計。8.2.1檢查孔及其蓋板為了檢查傳動零件的嚙合情況、接觸斑點、側(cè)隙,并向箱體內(nèi)注入潤滑油,應(yīng)在箱體的適當(dāng)位置設(shè)置檢查孔。其大小應(yīng)允許將手伸入箱內(nèi),以便檢查齒輪嚙合情況。8.2.2通氣器減速器工作時,箱體內(nèi)溫度升高,氣體膨脹,壓力增大,為使箱內(nèi)受熱膨脹的空氣自由排出,以保證箱體內(nèi)外壓力平衡,通常在箱體頂部裝設(shè)通氣器。設(shè)計中采用的通氣器結(jié)構(gòu)有濾網(wǎng),用于工作環(huán)境多塵的場合,防塵效果較好。8.2.3軸承蓋和密封裝置為了固定軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷,軸承座孔兩端軸承蓋封閉。軸承蓋有凸緣式和嵌入式兩種。設(shè)計中采用凸緣式軸承蓋,優(yōu)點是拆裝、調(diào)整軸承比較方便。在軸伸處的軸承蓋是透蓋,透蓋中裝有密封裝置。8.2.4定位銷 為了精確地加工軸承座孔,并保證每次拆裝后軸承座的上下半孔始終保持加工時的位置精度,應(yīng)在精加工軸承座孔前,在上箱蓋和下箱座的聯(lián)接凸緣上配裝定位銷,并呈對稱布置以加強定位效果。8.2.5油面指示器為了檢查減速器內(nèi)油池油面的高度,以便經(jīng)常保證油池內(nèi)有適當(dāng)?shù)挠土恳话阍谙潴w便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位,裝設(shè)油面指示器。設(shè)計中采用油標(biāo)尺。8.2.6放油開關(guān)換油時,為了排出污油和清洗劑,應(yīng)在箱體底部、油池的最低位置處開設(shè)放油孔,平時放油孔有帶有管螺紋的龍頭堵住。8.2.7起吊裝置當(dāng)減速器的質(zhì)量超過25KG時,為了便于搬運,常需在箱體上設(shè)置起吊裝置。設(shè)計中上箱蓋設(shè)有兩個吊耳,下箱座焊接有六個吊鉤。9機架及成型裝置的設(shè)計計算9.1型輥軸的設(shè)計9.1.1選擇軸的材料 選用45號鋼,調(diào)質(zhì)處理。9.1.2初步估算軸的的直徑 取軸徑為280mm9.1.3軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計9131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。9132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聯(lián)軸器,取,。軸段安裝軸承蓋。取軸段直徑, 。軸段加工螺紋M340,長度23mm.IV軸段安裝軸承,取軸段直徑,V段安裝軸承內(nèi)端蓋,取軸段直徑,。VI,VII段安裝輥心,便于結(jié)構(gòu)考慮,VI段軸徑略大于VII段,取軸段直徑, , , 。VIII段安裝軸承內(nèi)端蓋,取軸段直徑,。IX軸段安裝軸承,取軸段直徑,。9.2輥心的設(shè)計9.2.1選擇輥心的材料選用碳素鑄鋼材料,強度和加工性良好。9.2.2輥心結(jié)構(gòu)設(shè)計 輥心鑄成六邊形結(jié)構(gòu),便于型板的安裝和更換。9.3型板的設(shè)計9.3.1型板材料的選擇由于成型壓力大,球窩的接觸線磨損大,選用15Cr3Mo材料。持久強度較高。9.3.2型板結(jié)構(gòu)的設(shè)計輥輪的輥面分成六塊型板,每一塊用螺釘固定在輥心上,由于球窩的接觸線磨損較大,所以球窩交錯排列。這樣有利于提高輥面的利用率,并且可以減少物料在輥面上非工作“突臺區(qū)”產(chǎn)生的峰壓。由前計算可得:輥子沿周向布排球窩數(shù):=54輥子沿寬度方向可布排球窩:=10.01 圓整取10排輥子寬度:55.59+50+70+10=630mm單塊型板的球窩布排沿周向是9個,布10排。10 液壓加載裝置的選型選用UZ系列微型液壓泵站,油箱容積20L,最大壓力200MPa。結(jié)論此次畢業(yè)設(shè)計歷時近三個多月的時間,設(shè)計的主要內(nèi)容是工業(yè)對輥成型機的整機設(shè)計。GD1146/90型對輥成型機,基本上可以滿足年產(chǎn)10萬噸的要求。該機型具有剛性好、效率高、操作靈活等特點。此次設(shè)計對輥成型機,主要有以下幾方面的優(yōu)點:1由于采用了安全聯(lián)軸器,可以避免成型機在工作時由于物料(粉煤)帶有的小件鐵器等堅硬物進入輥輪嚙合區(qū)而阻止輥輪的轉(zhuǎn)動。所以設(shè)計的聯(lián)軸器具有退讓和安全保護的功能。2采用方形軸承座。對于固定對輥組件,其軸承座由定位平衡固定在機架的上、下端架之間;對于活動對輥組件,其軸承座可以沿上、下端架上的導(dǎo)向平鍵平移。在活動對輥組件有液壓加載裝置,可以提高成型力,并且在有較硬的鐵器物質(zhì)或其他物質(zhì)進入輥輪間時可以避讓,以免損壞對輥組件。3本成型機采用自重加料裝置。在指導(dǎo)老師的悉心指導(dǎo)下,我不僅完成了設(shè)計任務(wù),對成型機的成型原理有了更深的了解,而且還學(xué)到了很多書本上沒有的知識,拓寬了自己的知識面。另外還提高了綜合運用知識的能力,為將來工作打下了扎實的基礎(chǔ)。參考文獻1.吳宗澤 機械設(shè)計手冊上冊 北京:機械工業(yè)出版社 2002.12.吳宗澤 機械設(shè)計手冊下冊 北京:機械工業(yè)出版社 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Workshop Proceedings. Cuatemala City.OK1.1989致謝此次畢業(yè)設(shè)計忙碌了三個多月的時間。在此期間,
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