蜂窩煤成型機設計【工業(yè)型煤成型機的設計】

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第70頁 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，型煤技術有很大的市場空間。同時生產(chǎn)型煤的原料煤的質地不受限制。 2.成型設備概況 成型設備是型煤生產(chǎn)中的關鍵設備,選擇成型設備應以原煤的特性，型煤的用途及成時壓力等諸多因素為基礎。目前工業(yè)上應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)和輥面的設計要根據(jù)使用要求來設計。下面就對輥成型機在成型方面的應用進行描述。 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位的機構，它可以在正常工作時驅動轉距的1.7～1.9倍范圍內調整。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調整壓力的梯度。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。 1.1.2選擇電動機的容量 輥子轉速：n=8~10r/min 輥子圓周速度：v=0.4~0.5m/s ω=nπ/30 v=ωr 初計算型輥半徑 = 型球體積 每塊型煤質量 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/η 從電動機到輥輪主軸之間的傳動裝置的總效率： η=ηηηη 式中 η=0.95 V帶傳動效率 η=0.98 聯(lián)軸器效率 η=0.99 軸承效率 η=0.97 齒輪傳動效率 代入上式得 η=0.95×0.98×0.99×0.97 =0.6777 =P/η =97.4/0.6777 =143.2 KW 選擇電動機額定功率P≥P，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 ===148 1.2.2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帶設計計算 2．1確定計算功率 根據(jù)工作情況 查表12-12選擇工況系數(shù) 設計功率 2．2選擇帶型 根據(jù)和 選擇25N窄V帶(有效寬度制) 2．3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 取標準值 實際轉速 實際傳動比 2．4驗算帶的速度 2．5初定中心距 取 2．6確定基準長度 由表12-10選取相應基準長度 2．7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 2．8驗算小帶輪包角 2．9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 2．10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 2．11V帶的根數(shù) 由表12-13查得 由表12-16查得 根 取7根 2．12單根V帶的預緊力 由表12-14 2.13帶輪的結構 2.13.1小帶輪的結構 小帶輪采用實心輪結構。 由Y280M-4電動機可知，其軸伸直徑，長度， 小帶輪軸孔直徑應取，轂長應小于. 由表12-22查得，小帶輪結構為實心輪 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 ，，以達到傳動比的調節(jié)。則 3．基本參數(shù)計算 各軸的轉速、傳遞功率、轉矩 Ⅰ軸 = = Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 Ⅴ軸 4．同步齒輪減速箱齒輪的設計計算 4.1I軸齒輪設計計算 4.1.1選擇齒輪材料 小齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 56~62 大齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 56~62 齒輪的疲勞極限應力按中等質量（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查得大小齒輪的復合齒形系數(shù)（時） 由于輪齒單向受力，齒輪的許用彎曲應力 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，取標準模數(shù)。 初取β=13°（表14-33），則齒輪中心距 由于單件生產(chǎn)，不必取標準中心距，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。 4.2Ⅱ軸齒輪設計計算 4.2.1選擇齒輪材料 小齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 56~62 大齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 56~62 齒輪的疲勞極限應力按中等質量（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查得大小齒輪的復合齒形系數(shù)（時） 由于輪齒單向受力，齒輪的許用彎曲應力 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，取標準模數(shù)。 初取β=13°（表14-33），則齒輪中心距 由于單件生產(chǎn)，不必取標準中心距，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。 4.3Ⅲ軸齒輪設計計算 4.3.1選擇齒輪材料 小齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 56~62 大齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 56~62 齒輪的疲勞極限應力按中等質量（MQ）要求得 參考我國試驗數(shù)據(jù)（表14-45）后，將適當降低： 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查得大小齒輪的復合齒形系數(shù)（時） 由于輪齒單向受力，齒輪的許用彎曲應力 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，取標準模數(shù)。 初取β=13°（表14-33），則齒輪中心距 由于單件生產(chǎn)，不必取標準中心距，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。 4.4Ⅳ軸齒輪設計計算 4.4.1選擇齒輪材料 小齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 56~62 大齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 56~62 齒輪的疲勞極限應力按中等質量（MQ）要求得 參考我國試驗數(shù)據(jù)后，將適當降低： 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查得大小齒輪的復合齒形系數(shù)（時） 由于輪齒單向受力，齒輪的許用彎曲應力 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，取標準模數(shù)。 初取β=13°（表14-33），則齒輪中心距 由于單件生產(chǎn)，不必取標準中心距，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計計算 5.1Ⅰ軸的設計計算 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，調質處理，其力學性能 5.1.2初步估算軸的的直徑 取軸徑為70mm 5.1.3軸上零部件的選擇和軸的結構設計 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 Ⅰ軸段為圓柱形軸伸，查表21-9，的軸伸長 。Ⅱ軸段直徑為，根據(jù)減速器與軸承端蓋的結構，確定端蓋總寬度為，考慮端蓋與帶輪間隙，。Ⅲ軸段安裝軸承，由于圓柱形軸伸的原因，采用雙列軸承，取，。Ⅳ軸段軸肩長度，按齒輪距箱體內壁這距離取，考慮到箱體的鑄造誤差，滾動軸承應距箱體內壁，取，從各軸的結構選，。Ⅴ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 在水平面內的支反力 由得 由得 彎矩圖 在垂直面內的支反力 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截面的當量彎矩 安全 5.2Ⅱ軸的設計計算 5.2.1選擇軸的材料 選用45號鋼，調質處理。 5.2.2初步估算軸的的直徑 取軸徑為110mm 5.2.3軸上零部件的選擇和軸的結構設計 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 Ⅰ軸段安裝軸承，取，。Ⅱ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，軸段長度應略短于齒輪輪轂寬度取。Ⅲ軸段軸環(huán)，。Ⅳ軸段為齒輪軸寬度取。Ⅴ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 在水平面內的支反力 由得 由得 彎矩圖 在垂直面內的支反力 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截面的當量彎矩 安全 5.3Ⅲ軸的設計計算 5.3.1選擇軸的材料 選用45號鋼，調質處理，其力學性能 5.3.2初步估算軸的的直徑 取軸徑為170mm 5.3.3軸上零部件的選擇和軸的結構設計 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 Ⅰ軸段安裝軸承，取，。Ⅱ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，軸段長度應略短于齒輪輪轂寬度取。Ⅲ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 在水平面內的支反力 由得 得 彎矩圖 在垂直面內的支反力 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截面的當量彎矩 5.4Ⅳ軸的設計計算 5.4.1選擇軸的材料 選用45號鋼，調質處理，其力學性能由表21-1查得 5.4.2初步估算軸的的直徑 取軸徑為170mm 5.4.3軸上零部件的選擇和軸的結構設計 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 Ⅰ軸段安裝軸承，取，。Ⅱ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，軸段長度應略短于齒輪輪轂寬度取。Ⅲ軸段軸肩高度，取，。軸環(huán)寬度，取，則。Ⅳ軸段為中間段, ,。Ⅴ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，。ⅤII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 在水平面內的支反力 由得 由得 彎矩圖 在垂直面內的支反力 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截面的當量彎矩 5.5Ⅴ軸的設計計算 5.5.1選擇軸的材料 選用45號鋼，調質處理。 5.5.2初步估算軸的的直徑 取軸徑為220mm 5.5.3軸上零部件的選擇和軸的結構設計 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 Ⅰ軸段安裝軸承，取，。Ⅱ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。Ⅲ軸段軸肩高度，取，。軸環(huán)寬度，取，則。IⅤ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 在水平面內的支反力 由得 得 彎矩圖 在垂直面內的支反力 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: 170kN 6.1.1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。 基本額定載荷Cr: 180kN e=0.29 Y=2.1 6.2.1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: 245kN 6.3.1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: 520kN 6.4.1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。 基本額定載荷Cr: 760kN 6.5.1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計計算 8.1箱體設計 8.1.1箱體結構設計 箱體是減速器的重要組成部件。它是傳動零件的基座，應具有足夠的強度和剛度。由于本設計中沖擊載荷不大，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)接螺栓應盡量靠近軸承座孔，座旁的凸臺應有足夠的承托面，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構設計應予足夠的重視外，還應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、側隙，并向箱體內注入潤滑油，應在箱體的適當位置設置檢查孔。其大小應允許將手伸入箱內，以便檢查齒輪嚙合情況。 8.2.2通氣器 減速器工作時，箱體內溫度升高，氣體膨脹，壓力增大，為使箱內受熱膨脹的空氣自由排出，以保證箱體內外壓力平衡，通常在箱體頂部裝設通氣器。設計中采用的通氣器結構有濾網(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。設計中采用凸緣式軸承蓋，優(yōu)點是拆裝、調整軸承比較方便。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 為了檢查減速器內油池油面的高度，以便經(jīng)常保證油池內有適當?shù)挠土恳话阍谙潴w便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位，裝設油面指示器。設計中采用油標尺。 8.2.6放油開關 換油時，為了排出污油和清洗劑，應在箱體底部、油池的最低位置處開設放油孔，平時放油孔有帶有管螺紋的龍頭堵住。 8.2.7起吊裝置 當減速器的質量超過25KG時，為了便于搬運，常需在箱體上設置起吊裝置。設計中上箱蓋設有兩個吊耳，下箱座焊接有六個吊鉤。 9機架及成型裝置的設計計算 9.1型輥軸的設計 9.1.1選擇軸的材料 選用45號鋼，調質處理。 9.1.2初步估算軸的的直徑 取軸徑為280mm 9.1.3軸上零部件的選擇和軸的結構設計 9．1．3．1初步選擇滾動軸承 根據(jù)軸的受力，選取20000型調心滾子軸承，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。 9．1．3．2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 Ⅰ軸段安裝聯(lián)軸器，取，。Ⅱ軸段安裝軸承蓋。取軸段直徑， 。Ⅲ軸段加工螺紋M340，長度23mm.IV軸段安裝軸承，取軸段直徑，，V段安裝軸承內端蓋，取軸段直徑，。VI，VII段安裝輥心，便于結構考慮，VI段軸徑略大于VII段，取軸段直徑， ， ， 。VIII段安裝軸承內端蓋，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輥心結構設計 輥心鑄成六邊形結構，便于型板的安裝和更換。 9.3型板的設計 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型板結構的設計 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：55.5×9+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。 結論 此次畢業(yè)設計歷時近三個多月的時間，設計的主要內容是工業(yè)對輥成型機的整機設計。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)而阻止輥輪的轉動。所以設計的聯(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或其他物質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。 在指導老師的悉心指導下，我不僅完成了設計任務，對成型機的成型原理有了更深的了解，而且還學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。 參考文獻 1.吳宗澤 《機械設計手冊上冊》 北京：機械工業(yè)出版社 2002.1 2.吳宗澤 《機械設計手冊下冊》 北京：機械工業(yè)出版社 2002.1 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Workshop Proceedings. Cuatemala City.OK1.1989 致謝 此次畢業(yè)設計忙碌了三個多月的時間。在此期間，指導老師不辭辛勞為 我們悉心指導，使我學到了很多知識。在此，我非常感謝指導老師。 這次的畢業(yè)設計，既鍛煉了我綜合運用所學專業(yè)知識的能力，也讓我學到了很多書本上學不到的知識。此外，我也十分感謝中國礦業(yè)大學以及各位老師四年對我的悉心栽培。使我在畢業(yè)后走向社會能成為一名真正對社會有 用之人。