2665 蜂窩煤成型機(jī)設(shè)計(jì)
2665 蜂窩煤成型機(jī)設(shè)計(jì),蜂窩煤,成型,設(shè)計(jì)
第 1 頁(yè) 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(chǎng)價(jià)值很低,造成大量的積壓。市場(chǎng)對(duì)型煤的需求量較大,型煤技術(shù)有很大的市場(chǎng)空間。同時(shí)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(shí)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(duì)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(duì)輥成型機(jī)概況對(duì)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(jì)要根據(jù)使用要求來(lái)設(shè)計(jì)。下面就對(duì)輥成型機(jī)在成型方面的應(yīng)用進(jìn)行描述。對(duì)輥成型機(jī)主要包括以下幾個(gè)主要部件:3.1 同步齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)對(duì)輥成型機(jī)的同步齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)由包括兩個(gè)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(gè)能自動(dòng)復(fù)位的機(jī)構(gòu),它可以在正常工作時(shí)驅(qū)動(dòng)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(duì)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(chǔ)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(shí)液壓系統(tǒng)也用作安全裝置。 第 2 頁(yè) 1.電機(jī)選型及傳動(dòng)比計(jì)算1.1 選擇電動(dòng)機(jī)1.1.1 選擇電動(dòng)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(dòng)機(jī),為臥式封閉結(jié)構(gòu)。1.1.2 選擇電動(dòng)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(jì)算型輥半徑 = Rwv0.5478m3型球體積 4321V每塊型煤質(zhì)量 4980.50.8kgv型輥周向上分布型窩個(gè)數(shù) (個(gè))74.CZ型輥軸向上分布型窩數(shù) 取整 15408SS=1型輥長(zhǎng)度 取整B=.9+32069.5mB=630 mm輥上合力 KNFpl阻力矩 1865KNTeA工作機(jī)所需的功率:P= 950n式中 =93000Nm n=10 r/min 代入上式得 TP= KW317.4 第 3 頁(yè) 電動(dòng)機(jī)所需功率:P =P/0從電動(dòng)機(jī)到輥輪主軸之間的傳動(dòng)裝置的總效率:= 1428354式中 =0.95 V 帶傳動(dòng)效率1 =0.98 聯(lián)軸器效率2 =0.99 軸承效率 3 =0.97 齒輪傳動(dòng)效率4代入上式得=0.950.98 0.99 0.97495=0.6777=P/0P=97.4/0.6777=143.2 KW選擇電動(dòng)機(jī)額定功率 P P ,根據(jù)傳動(dòng)系統(tǒng)圖和推薦的傳動(dòng)比合理范m0圍 V 帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比 2-4 ;單級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比 3-6 。所以選擇 Y315L1-4 電動(dòng)機(jī),額定功率 160kw,滿載轉(zhuǎn)速 1480 r/min 。1.2 計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比并分配各級(jí)傳動(dòng)比1.2.1 傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比= = =148inm10481.2.2 分配各級(jí)傳動(dòng)比該傳動(dòng)裝置中使用的是三級(jí)圓柱齒輪減速器,考慮到以下原則:1)使各級(jí)傳動(dòng)的承載能力大致等(齒面接觸強(qiáng)度大致相等) 第 4 頁(yè) 2)使減速器能獲得最小外形尺寸和重量3)使各級(jí)傳動(dòng)中大齒輪的浸油深度大致相等,潤(rùn)滑最為簡(jiǎn)便分配各級(jí)齒輪傳動(dòng)比為=4。25 =4 =1.8i1i2i3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(dòng)比為 2.4 。則 V 帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比為2。2.V 帶設(shè)計(jì)計(jì)算 21 確定計(jì)算功率根據(jù)工作情況 查表 12-12 選擇工況系數(shù) 2.1AK設(shè)計(jì)功率 1.2609WdAPK22 選擇帶型根據(jù) 和 選擇 25N 窄 V 帶(有效寬度制)192Wd1480r/minn23 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 135med傳動(dòng)比 2i取彈性滑動(dòng)系數(shù) 0.大帶輪基準(zhǔn)準(zhǔn)直徑 21()edei35.0267.4m取標(biāo)準(zhǔn)值 20ed 第 5 頁(yè) 實(shí)際轉(zhuǎn)速 122()pdn300.4865719r/min實(shí)際傳動(dòng)比 22.7i24 驗(yàn)算帶的速度13.410824.0m/s606pdnv25 初定中心距 120120.7eedad0.(356)(3560).m89a取 012a26 確定基準(zhǔn)長(zhǎng)度 22110 0()()4eeddLaa23.(65)(635)905.7m由表 12-10 選取相應(yīng)基準(zhǔn)長(zhǎng)度 40dL 第 6 頁(yè) 27 確定實(shí)際軸間距00460395.71212.meLa安裝時(shí)所需最小軸間距min.57. 6.e張緊或補(bǔ)償伸長(zhǎng)所需最大軸間距ax0.312.03419.3eL28 驗(yàn)算小帶輪包角2118057.3eda6.5.729 單根 V 帶的基本額定功率 根據(jù) 和 由表 12-17n 查得 25N 型窄135med1480r/innV 帶 28.7KWP210 單根 V 帶的功率增量考慮傳動(dòng)比的影響,額定功率的增量由表 12-17n 查得13.78P211V 帶的根數(shù)LadKPz1由表 12-13 查得 0.96由表 12-16 查得 4L 第 7 頁(yè) 根1926.548.7530.z取 7 根212 單根 V 帶的預(yù)緊力2015.2mvzPKFda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(shí)心輪結(jié)構(gòu)。由 Y280M-4 電動(dòng)機(jī)可知,其軸伸直徑 ,長(zhǎng)度 ,md75mL140小帶輪軸孔直徑應(yīng)取 ,轂長(zhǎng)應(yīng)小于 .md750140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(dòng)比 ,對(duì)減速器的傳動(dòng)比進(jìn)行重新分配。 2.1i傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比 8V 帶傳動(dòng)傳動(dòng)比 7.帶i同步齒輪的傳動(dòng)比 5.24則三級(jí)減速器的傳動(dòng)比為248.7.1i, ,以達(dá)到傳動(dòng)比的調(diào)節(jié)。則1i3調(diào) 節(jié)不 變 29.1i6.3i 38.6.9312i 第 8 頁(yè) 3基本參數(shù)計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)速、傳遞功率、轉(zhuǎn)矩軸 1480721.95r/min.vni= =P0d6.0.48KW119519N72.5TnA軸 21.68r/min4i50.9.14.KP22 5982N6.7TnA軸 321.843r/mini.509.18.KWP339327.N4.TnA軸 43.7819r/mini1.0.73.KP4495526.N.9TnA軸 542.10r/mini3.32KWP5519060NTnA 第 9 頁(yè) 4同步齒輪減速箱齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算4.1I 軸齒輪設(shè)計(jì)計(jì)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 MPaF4502lim1liHlili參考我國(guó)試驗(yàn)數(shù)據(jù)(表 14-45)后,將 適當(dāng)降低:limFPaF402li1lim4.1.2 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(duì)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(jì)算模數(shù):FPSmYZKT135.2按表 14-34,并考慮傳動(dòng)比 ,選用小齒輪齒數(shù) =24,i 1大齒輪齒數(shù) 214.520取 = 102Z按表 14-33,選齒寬系數(shù) 第 10 頁(yè) 16m10.6724dZ1 0.25.5.5421mau 由圖 14-14 查得大小齒輪的復(fù)合齒形系數(shù)( 時(shí))2x35.41FSY95.32FSY由于輪齒單向受力,齒輪的許用彎曲應(yīng)力12lim.61.406MPaFPFP由于 ,故按小齒輪的抗彎強(qiáng)度計(jì)算模數(shù)SSY3014.352.5.186m采用斜齒輪,按表 14-2,取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) 。6mn初取 =13(表 14-33) ,則齒輪中心距cos21nza406387.9m由于單件生產(chǎn),不必取標(biāo)準(zhǔn)中心距,取 。8a準(zhǔn)確的螺旋角azn2arcos1406r38 第 11 頁(yè) 13.062齒輪分度圓直徑 cos1nmzd2463.07.8cos2nzd1063.8.m工作齒寬 10.74.10.5bd為了保證 ,取 。51.478d齒輪圓周速度 061nv47.82.955.m/s按此速度查表 14-78,齒輪精度選用 8 級(jí)即可,齒輪精度 8-7-7(GB10095-1988)校核重合度縱向重合度 (圖 14-8) 1.3端面重合度 (圖 14-3) 07.8164總重合度 .2.9. 第 12 頁(yè) 4.1.3 校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度HVAtEHBD KubdFZ1分度圓上的切向力120tTFd47.89N由表 14-39 查得使用系數(shù) 25.1AK動(dòng)載荷系數(shù) 21210uvZbFKtAV 式中 (表 14-40)9.231 87.2齒數(shù)比 1045Zu將有關(guān)數(shù)據(jù)代入 計(jì)算式VK223.9245.9.110.875110V.齒向載荷分布系數(shù)442108.7.18.07. ddHbK 4.5.7134齒向載荷分配系數(shù),根據(jù)1.257932.8N/m0/0AtKFb 第 13 頁(yè) 查表 14-43 得 2.1HK節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù),按 和30021x查圖 14-11 得 45.HZ材料彈性系數(shù)查表 14-44 得 189.MPaE重合度系數(shù) 查圖 14-12 得 0.78Z螺旋角系數(shù) 查圖 14-13 得 95由于 可取1.31BDB2794.512.4589.07.85.21.3421.0H MPa 7MPa計(jì)算接觸強(qiáng)度強(qiáng)度安全系數(shù)HXWLVRNTHZSlim式中各系數(shù)的確定計(jì)算齒面應(yīng)力循環(huán)數(shù)91160721.5301.LNjnt982.4.u按齒面不允許出現(xiàn)點(diǎn)蝕,查圖 14-37 得壽命系數(shù)10.8NTZ20.93NTZ潤(rùn)滑油膜影響系數(shù) 查表 14-47 得 2.LVR齒面工作硬化系數(shù) 按圖 14-39 查得 1W尺寸系數(shù) 按 ,查圖 14-40 得6nmXZ 第 14 頁(yè) 將以上數(shù)據(jù)代入 計(jì)算式HS150.89217.2.3HS1.6由表 14-49,按一般可靠度要求,選用最小安全系數(shù) 。1.minHS和 均大于 ,故安全。1HS2minHS4.2軸齒輪設(shè)計(jì)計(jì)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 MPaF4502lim1liHlili參考我國(guó)試驗(yàn)數(shù)據(jù)(表 14-45)后,將 適當(dāng)降低:limFPaF402li1lim4.2.2 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(jì)算模數(shù)FPSmYZKT135.2 第 15 頁(yè) 按表 14-34,并考慮傳動(dòng)比 ,選用小齒輪齒數(shù) =26,i 1Z大齒輪齒數(shù) 213.82610.8mZ取整 =102按表 14-33,選齒寬系數(shù) 18m10.692dZ180.284.5.5316mau 由圖 14-14 查得大小齒輪的復(fù)合齒形系數(shù)( 時(shí))02x35.41FSY0.42FSY由于輪齒單向受力,齒輪的許用彎曲應(yīng)力12lim.61.6MPaFPFP由于 ,故按小齒輪的抗彎強(qiáng)度計(jì)算模數(shù)21FPSSY3814.35.57.m60采用斜齒輪,按表 14-2,取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) 。n初取 =13(表 14-33) ,則齒輪中心距cos21nmza60135.8由于單件生產(chǎn),不必取標(biāo)準(zhǔn)中心距,取 。657ma準(zhǔn)確的螺旋角 第 16 頁(yè) amzn2arcos160r5.813 13齒輪分度圓直徑 cos1nmzd2603.89cos2nzd10346.8m工作齒寬 10.92.184.2mdb為了保證 ,取 。110.726.839d齒輪圓周速度 01nv26.839.71.5m/s按此速度查表 14-78,齒輪精度選用 8 級(jí)即可,齒輪精度 8-7-7(GB10095-1988)校核重合度縱向重合度 (圖 14-8) 1.3端面重合度 (圖 14-3) 07.8165 第 17 頁(yè) 總重合度 1.3652.9.4.2.3 校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度HVAtEHBD KubdFZ1分度圓上的切向力120dTFtt843.6776N由表 14-39 查得使用系數(shù) 25.1AK動(dòng)載荷系數(shù) 21210uvZbFKtAV 式中 (表 14-40)9.231 87.2齒數(shù)比 10396Zu將有關(guān)數(shù)據(jù)代入 計(jì)算式VK223.9261.953.110.875760V.0齒向載荷分布系數(shù)442108.7.18.7. ddHbK 4.0.5.735 第 18 頁(yè) 齒向載荷分配系數(shù),根據(jù)1.257603N/m10/AtKFb查表 14-43 得 .H節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù),按 和1345621x查圖 14-11 得 .2HZ材料彈性系數(shù)查表 14-44 得 MPaE8.19重合度系數(shù) 查圖 14-12 得 78.0Z螺旋角系數(shù) 查圖 14-13 得 9由于 可取1.31BDB7603.912.4589.07.8.2501.3221.5H MPa 0MPa計(jì)算接觸強(qiáng)度強(qiáng)度安全系數(shù)HXWLVRNTHZSlim式中各系數(shù)的確定計(jì)算齒面應(yīng)力循環(huán)數(shù)8116074.130.10LNjnt8723.9u按齒面不允許出現(xiàn)點(diǎn)蝕,查圖 14-37 得壽命系數(shù)10.97NTZ20.8NTZ潤(rùn)滑油膜影響系數(shù) 查表 14-47 得 92.LVR 第 19 頁(yè) 齒面工作硬化系數(shù) 按圖 14-39 查得 1WZ尺寸系數(shù) 按 ,查圖 14-40 得mn8X將以上數(shù)據(jù)代入 計(jì)算式HS150.9721.32.8HS1.7由表 14-49,按一般可靠度要求,選用最小安全系數(shù) 。1.minHS和 均大于 ,故安全。1HS2minHS4.3軸齒輪設(shè)計(jì)計(jì)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 MPaF4502lim1liHlili參考我國(guó)試驗(yàn)數(shù)據(jù)(表 14-45)后,將 適當(dāng)降低:limFPaF402li1lim4.3.2 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(jì)算模數(shù) 第 20 頁(yè) FPSmYZKT135.2按表 14-34,并考慮傳動(dòng)比 ,選用小齒輪齒數(shù) =40,i 1Z大齒輪齒數(shù) 取 7221.84072.2按表 14-33,選齒寬系數(shù) m180.45dZ1 0.32.5.814mau 由圖 14-14 查得大小齒輪的復(fù)合齒形系數(shù)( 時(shí))21x35.41FSY98.32FSY由于輪齒單向受力,齒輪的許用彎曲應(yīng)力12lim.61.406MPaFPFP由于 ,故按小齒輪的抗彎強(qiáng)度計(jì)算模數(shù)2SSY3074.351.510.786m采用斜齒輪,按表 14-2,取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) 。2mn初取 =13(表 14-33) ,則齒輪中心距cos21nza4073689.m由于單件生產(chǎn),不必取標(biāo)準(zhǔn)中心距,取 。690ma 第 21 頁(yè) 準(zhǔn)確的螺旋角amzn2arcos1407r6913. 13657齒輪分度圓直徑 cos1nmzd4023.69.857cos2nzd13.687.4m工作齒寬 10.592.871.5mdb為了保證 ,取 。12310.492.857d齒輪圓周速度 061nv492.8573.1.m/s按此速度查表 14-78,齒輪精度選用 8 級(jí)即可,齒輪精度 8-7-7(GB10095-1988)校核重合度縱向重合度 (圖 14-8) 1.3 第 22 頁(yè) 端面重合度 (圖 14-3) 0.821.70總重合度 32.4.3.3 校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度HVAtEHBD KubdFZ1分度圓上的切向力120TFtt37492.8586N由表 14-39 查得使用系數(shù) .1AK動(dòng)載荷系數(shù) 21210uvZbFKtAV 式中 (表 14-40)9.231 87.2齒數(shù)比 71.40Zu將有關(guān)數(shù)據(jù)代入 計(jì)算式VK223.9401.811.87560V.齒向載荷分布系數(shù)442108.7.18.7. ddHbK 4.0.5.23.53 第 23 頁(yè) 齒向載荷分配系數(shù),根據(jù)1.25863N/m10/0AtKFb查表 14-43 得 .H節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù),按 和1365721x查圖 14-11 得 4.2HZ材料彈性系數(shù)查表 14-44 得 189.MPaE重合度系數(shù) 查圖 14-12 得 78.0Z螺旋角系數(shù) 查圖 14-13 得 9由于 可取1.1BDB7803.712.4589.07.9.2501.392MPa24.61H MPa1計(jì)算接觸強(qiáng)度強(qiáng)度安全系數(shù)HXWLVRNTHZSlim式中各系數(shù)的確定計(jì)算齒面應(yīng)力循環(huán)數(shù)811 106.304.960tjnNL782.u按齒面不允許出現(xiàn)點(diǎn)蝕,查圖 14-37 得壽命系數(shù)96.01NTZ12NTZ潤(rùn)滑油膜影響系數(shù) 查表 14-47 得 92.0LVR 第 24 頁(yè) 齒面工作硬化系數(shù) 按圖 14-39 查得 1WZ尺寸系數(shù) 按 ,查圖 14-40 得10mn97.0X將以上數(shù)據(jù)代入 計(jì)算式HS917.02.651 4.02HS7.1由表 14-49,按一般可靠度要求,選用最小安全系數(shù) 。1.minHS和 均大于 ,故安全。1HS2minHS4.4軸齒輪設(shè)計(jì)計(jì)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 MPaF4502lim1liHlili參考我國(guó)試驗(yàn)數(shù)據(jù)后,將 適當(dāng)降低:limFPa402li1li4.4.2 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(jì)算模數(shù)FPSmYZKT135.2 第 25 頁(yè) 按表 14-34,并考慮傳動(dòng)比 ,選用小齒輪齒數(shù) =24,i 1Z大齒輪齒數(shù) 取 5821.4257.6mZ2按表 14-33,選齒寬系數(shù) 8m10.7524dZ180.4.5.241mau 由圖 14-14 查得大小齒輪的復(fù)合齒形系數(shù)( 時(shí))2x35.41FSY98.32FSY由于輪齒單向受力,齒輪的許用彎曲應(yīng)力12lim.61.406MPaFPFP由于 ,故按小齒輪的抗彎強(qiáng)度計(jì)算模數(shù)SSY3564.312. 1.7980m采用斜齒輪,按表 14-2,取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) 。6mn初取 =13(表 14-33) ,則齒輪中心距cos21nza458637.2m由于單件生產(chǎn),不必取標(biāo)準(zhǔn)中心距,取 。674ma準(zhǔn)確的螺旋角zn2arcos1 第 26 頁(yè) 245816arcos713. 1365齒輪分度圓直徑 7cosnzmd24163.29.58cosnzd163.2795.4m工作齒寬 70.569.02mdb為了保證 ,取 。137.794.536d齒輪圓周速度 4601nv39.52.m/s按此速度查表 14-78,齒輪精度選用 8 級(jí)即可,齒輪精度 8-7-7(GB10095-1988)校核重合度縱向重合度 (圖 14-8) 1.3端面重合度 (圖 14-3) 082.170總重合度 32. 第 27 頁(yè) 4.4.3 校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度HVAtEHBD KubdFZ1分度圓上的切向力720ttTF56394.N由表 14-39 查得使用系數(shù) 25.1AK動(dòng)載荷系數(shù) 21210uvZbFKtAV 式中 (表 14-40)9.231 87.2齒數(shù)比 71.40Zu將有關(guān)數(shù)據(jù)代入 計(jì)算式VK223.9401.811.87560V.齒向載荷分布系數(shù)442108.7.18.7. ddHbK 4.0.5.23.53齒向載荷分配系數(shù),根據(jù)1.2586N/m10/30AtKFb 第 28 頁(yè) 查表 14-43 得 2.1HK節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù),按 和3657021x查圖 14-11 得 4.HZ材料彈性系數(shù)查表 14-44 得 189.MPaE重合度系數(shù) 查圖 14-12 得 78.0Z螺旋角系數(shù) 查圖 14-13 得 9由于 可取1.1BDB7803.712.4589.07.9.2501.392MPa24.61H MPa1計(jì)算接觸強(qiáng)度強(qiáng)度安全系數(shù)HXWLVRNTHZSlim式中各系數(shù)的確定計(jì)算齒面應(yīng)力循環(huán)數(shù)811 106.304.960tjnNL782.u按齒面不允許出現(xiàn)點(diǎn)蝕,查圖 14-37 得壽命系數(shù)96.01NTZ12NTZ潤(rùn)滑油膜影響系數(shù) 查表 14-47 得 92.0LVR齒面工作硬化系數(shù) 按圖 14-39 查得 W尺寸系數(shù) 按 ,查圖 14-40 得10mn7.XZ 第 29 頁(yè) 將以上數(shù)據(jù)代入 計(jì)算式HS917.02.6051 4.2HS7.1由表 14-49,按一般可靠度要求,選用最小安全系數(shù) 。1.minHS和 均大于 ,故安全。1HS2minHS5同步齒輪減速箱軸的設(shè)計(jì)計(jì)算5.1軸的設(shè)計(jì)計(jì)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(hào)鋼,調(diào)質(zhì)處理,其力學(xué)性能MPab640Pas35MPa2751Pa151s207.0.05A5.1.2 初步估算軸的的直徑33min150.486.729Pdm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(jì)5.1.3.1 初步選擇滾動(dòng)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(dòng)軸承為 33015 型,其尺寸為md75,定位軸肩高度BDd31 mh5 第 30 頁(yè) 5.1.3.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度軸段為 圓柱形軸伸,查表 21-9, 的軸伸長(zhǎng)md60md60。軸段直徑為 ,根據(jù)減速器與軸承端蓋的結(jié)構(gòu),12l d68確定端蓋總寬度為 ,考慮端蓋與帶輪間隙, 。軸段安裝929l軸承,由于圓柱形軸伸的原因,采用雙列軸承,取 ,75。軸段軸肩長(zhǎng)度,按齒輪距箱體內(nèi)壁這距離取 ,考慮到l853 1箱體的鑄造誤差,滾動(dòng)軸承應(yīng)距箱體內(nèi)壁 ,取 ,從各軸的結(jié)3構(gòu)選 , 。軸安裝軸承, ,ml75d856dml65.1.4 軸的受力分析5.1.4.1 作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖14a7b654321 第 31 頁(yè) a=174b=75RH1 RH2Rv1 Rv2FrFtFa5.1.4.2 軸受外力的計(jì)算軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 nPT6105.91.487295Nm齒輪的圓周力 10.46tFNd齒輪的徑向力 1antan278593coscos1.rt齒輪的軸向力 0t68at5.1.4.3 求支反力在水平面內(nèi)的支反力 第 32 頁(yè) 由 得 10M2()0HtRabF27851364t N由 得 0Z1251239Ht彎矩圖 0m在垂直面內(nèi)的支反力 第 33 頁(yè) 由 得 10M 12()02VradRabF2 17.469368235raVdFR Nb由 得 0Z12930VrVRF彎矩圖 80Nm扭矩圖 T679415.1.5 軸的強(qiáng)度計(jì)算按彎扭合成強(qiáng)度條件計(jì)算由于齒輪作用力在 D 截面的最大合成彎矩22DVHM3104957378NmD 截面的當(dāng)量彎矩 22TMDca279580.679443Nm安全 1331090.85caDMPaPad 第 34 頁(yè) 5.2軸的設(shè)計(jì)計(jì)算5.2.1 選擇軸的材料選用 45 號(hào)鋼,調(diào)質(zhì)處理。 15A5.2.2 初步估算軸的的直徑33min14.5026987PdAm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(jì)5.2.3.1 初步選擇滾動(dòng)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(dòng)軸承為 30222 型,其尺寸為20dm。138dDB5.2.3.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度軸段安裝軸承,取 , 。軸段安裝齒輪,1106lm齒輪左端采用套筒定位,右端使用軸肩定位。取軸段直徑 ,219d齒輪寬度為 110mm,為了全套筒端面可靠地壓緊齒輪,軸段長(zhǎng)度應(yīng)略短于齒輪輪轂寬度取 。軸段軸環(huán) , 。205l 395l30軸段為齒輪軸寬度取 。軸段安裝軸承, ,19m58l5.2.4 軸的受力分析5.2.4.1 作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖 12a157b108cm 第 35 頁(yè) 1 2 3 4 55.2.4.2 軸受外力的計(jì)算軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 nPT62105.94.5987Nm大齒輪的圓周力 210ttF大齒輪的徑向力 3rr大齒輪的軸向力 2182a小齒輪的圓周力 150971832.tTFNd齒輪的徑向力 antan256coscos.rt齒輪的軸向力 130675t1290at 第 36 頁(yè) 5.2.4.3 求支反力在水平面內(nèi)的支反力由 得 10M212()()0HttRabcFab122837503718ttHFabR Nc由 得 0Z12125012HttRF彎矩圖 4360Mm在垂直面內(nèi)的支反力 第 37 頁(yè) 由 得 10M1221()()0VrardRabcFFa212()raarVdFc9.67.5381560829151250N由 得0Z1281562937VrrRFN 第 38 頁(yè) 彎矩圖 14360HMNm扭矩圖 25978T5.2.5 軸的強(qiáng)度計(jì)算由于齒輪作用力在 D 截面的最大合成彎矩22DVHM890417565NmD 截面的當(dāng)量彎矩 22TMDca246510.5978Nm13310156042.609caD PaMPad由于齒輪作用力在 E 截面的最大合成彎矩22EVHM 第 39 頁(yè) 22748539196NmE 截面的當(dāng)量彎矩 22TMEca29360.5978178Nm安全 1331065.caEPaad5.3軸的設(shè)計(jì)計(jì)算5.3.1 選擇軸的材料選用 45 號(hào)鋼,調(diào)質(zhì)處理,其力學(xué)性能640MPab35Pas1275MPa15Pa1207.0.05A5.3.2 初步估算軸的的直徑33min18.56.947Pdm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(jì)5.3.3.1 初步選擇滾動(dòng)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(dòng)軸承為 32034 型,其尺寸為170md 第 40 頁(yè) 。170m2657dDB5.3.3.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度軸段安裝軸承,取 , 。軸段安裝齒輪,10d1lm, ,齒輪左端采用套筒定位,右端使用軸肩定位。282l取軸段直徑 ,齒輪寬度為 230mm,為了套筒端面可靠地壓緊齒輪,10d軸段長(zhǎng)度應(yīng)略短于齒輪輪轂寬度取 。軸段軸肩高度25l,取 , ,為.76.h4.h380d。39lm5.3.4 軸的受力分析5.3.4.1 作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖107a153bm1c1 3 42 第 41 頁(yè) 5.3.4.2 軸受外力的計(jì)算軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 nPT62105.94.27Nm8大齒輪的圓周力 2103ttF大齒輪的徑向力 56rr大齒輪的軸向力 212a小齒輪的圓周力 180714976.tTFNd小齒輪的徑向力 antan2601coscos3.rt小齒輪的軸向力 10497t45at 5.3.4.3 求支反力在水平面內(nèi)的支反力 第 42 頁(yè) 由 得 10M122()()0tHtFabRcFa122604971837455ttHR Nc得 0Z1232ttF彎矩圖 487HMNm在垂直面內(nèi)的支反力由 得 101221()()0VrardRabcFFa 第 43 頁(yè) 1212()raarVdFbFRc6.8780.2604055156071312978N由 得0Z126012978561423VrrRFN彎矩圖 45MNm 第 44 頁(yè) 扭矩圖 NmT807251 第 45 頁(yè) 5.3.5 軸的強(qiáng)度計(jì)算按彎扭合成強(qiáng)度條件計(jì)算由于齒輪作用力在 D 截面的最大合成彎矩22DVHM2149061458NmD 截面的當(dāng)量彎矩 22TMDca21495680.751Nm1330.60caDMPaPad5.4軸的設(shè)計(jì)計(jì)算5.4.1 選擇軸的材料選用 45 號(hào)鋼,調(diào)質(zhì)處理,其力學(xué)性能由表 21-1 查得MPab640Pas35MPa2751Pa151s207.0.05A5.4.2 初步估算軸的的直徑mnPd7.16425.313min 取軸徑為 170mm 第 46 頁(yè) 5.4.3 軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)5.4.3.1 初步選擇滾動(dòng)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(dòng)軸承為 32034 型,其尺寸為md170。265dDB5.4.3.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度軸段安裝軸承,取 , 。軸段安裝齒輪,178lm齒輪左端采用套筒定位,右端使用軸肩定位。取軸段直徑 ,2175d齒輪寬度為 130mm,為了全套筒端面可靠地壓緊齒輪,軸段長(zhǎng)度應(yīng)略短于齒輪輪轂寬度取 。軸段軸肩高度 ,取215lm0.h, 。軸環(huán)寬度 ,取.h30d1475bm,則 。軸段為中間段, ,0bl 210d。軸段為軸肩, , 。VI 軸段安2l520d5l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, ,6175dm62l 710dm。9l5.4.4 軸的受力分析5.4.4.1 作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖 12am50b193c 第 47 頁(yè) 5.4.4.2 軸受外力的計(jì)算軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 nPT62105.973.428Nm大齒輪的圓周力 21609ttF大齒輪的徑向力 rr大齒輪的軸向力 45a小齒輪的圓周力 12812430.tTNd齒輪的徑向力1tantan024358coscos1.62rF齒輪的軸向力1tata.3N5.4.4.3 求支反力在水平面內(nèi)的支反力 第 48 頁(yè) 由 得 10M122()()0tHtFabRcFa2436704911539ttHRcN由 得 0Z12695321HtHRFN彎矩圖 84Mm在垂直面內(nèi)的支反力 第 49 頁(yè) 由 得 10M212()()02tVaraddFabRcF21122 975.23458.2643067140621925traaVRbcN由 得 0Z1212905486032VrRFN 第 50 頁(yè) 彎矩圖 251903VMNm扭矩圖 84T5.4.5 軸的強(qiáng)度計(jì)算按彎扭合成強(qiáng)度條件計(jì)算由于齒輪作用力在 D 截面的最大合成彎矩22DVHM218543195036NmD 截面的當(dāng)量彎矩 22TMDca2316890.85405Nm133101086.807caD PaMPad5.5軸的設(shè)計(jì)計(jì)算5.5.1 選擇軸的材料選用 45 號(hào)鋼,調(diào)質(zhì)處理。 15A 第 51 頁(yè) 5.5.2 初步估算軸的的直徑33min69.81520PdAm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(jì)5.5.3.1 初步選擇滾動(dòng)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(dòng)軸承為 23072 型,其尺寸為360dm。541dDB5.5.3.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度軸段安裝軸承,取 , 。軸段安裝齒輪,齒360d10lm輪左端采用套筒定位,右端使用軸肩定位。取軸段直徑 ,齒輪230dm寬度為 300mm,取 。軸段軸肩高度 ,取2lm.716h, 。軸環(huán)寬度 ,取 ,則16hm36d1.4b5b。I軸段安裝軸承, , 。V 軸段伸出軸,325l 20dm09l聯(lián)接聯(lián)軸器,取 , 。51805l5.5.4 軸的受力分析5.5.4.1 作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖 94a209b 第 52 頁(yè) 5.5.4.2 軸受外力的計(jì)算軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 nPT62105.9.86Nm齒輪的圓周力 12430ttF齒輪的徑向力 58rr齒輪的軸向力 16a5.5.4.3 求支反力在水平面內(nèi)的支反力 第 53 頁(yè) 由 得 10M2()0HtRabF21439587t N得 0Z12634Ht彎矩圖 76m在垂直面內(nèi)的支反力 第 54 頁(yè) 由 得 10M22()0VradRabF22145.763884199200arVN得 Z12536784VrRFN彎矩圖 1Mm扭矩圖 2680TN5.5.5 軸的強(qiáng)度計(jì)算按彎扭合成強(qiáng)度條件計(jì)算由于齒輪作用力在 D 截面的最大合成彎矩22DVHM2137641095NmD 截面的當(dāng)量彎矩 第 55 頁(yè) 22TMDca216570.6850439Nm13310205.660caDMPaPad6.同步齒輪減速箱軸承的校核6.1I 軸軸承的校核初選滾動(dòng)軸承為 32215 型,其尺寸為 75130dDBm基本額定載荷 Cr: 170kN6.1.1 計(jì)算軸承支反力合成支反力 2211539702HVRN2 466.1.2 軸承的派生軸向力13071022.5RSNY468.6.1.3 軸承所受的軸向載荷因 12aKS28102486AN 第 56 頁(yè) 1024ASN6.1.4 軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷1.30.4072eR,1X5.1Y.1268rPAN28460.4eR,.02X5.12Y61.528647rPAN6.1.5 軸承壽命因 ,故按 計(jì)算 查得 ,21r2rP5.1pftf10362106301.547839trhpfCLnh6.2II 軸軸承的校核初選滾動(dòng)軸承為 32317 型,尺寸為 。851306dDBm基本額定載荷 Cr: 180kNe=0.29 Y=2.1 第 57 頁(yè) 6.2.1 計(jì)算軸承支反力合成支反力 2221171341HVRN086036.2.2 軸承的派生軸向力13421.RSNY2039.6.2.3 軸承所受的軸向載荷因 21aKS13019642AN2N6.2.4 軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷1641.80.2932AeR,0.1XY1.4.16489rP N239029AeR,12X2Y1341340rPN 第 58 頁(yè) 6.2.5 軸承壽命因 ,故按 計(jì)算查得 ,21rP2r 5.1pftf10 1036632 889.254trhpfCL hn 6.3III 軸軸承的校核初選滾動(dòng)軸承為 32022 型,其尺寸為 。mBDd38170e=0.43 Y=1.4基本額定載荷 Cr: 245kN6.3.1 計(jì)算軸承支反力合成支反力 2211497853HVRN2222 14806.3.2 軸承的派生軸向力153291.4RSNY2803725.6.3.3 軸承所受的軸向載荷因 21aKS 第 59 頁(yè) 12895317268aAKSN2N6.3.4 軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷16784.260.353AeR,40.1X.1Y1.2678rP N23750.3648AeR,12X2Y11725380rPN6.3.5 軸承壽命因 ,故按 計(jì)算 查得 ,12r2r 5.1pftf10 1036632242679.58trhpfCL hnP6.4IV 軸軸承的校核初選滾動(dòng)軸承為 32034 型,其尺寸為。1702657dDBmme=0.44 Y=1.4基本額定載荷 Cr: 520kN 第 60 頁(yè) 6.4.1 計(jì)算軸承支反力合成支反力 2221135104937HVRN22229658066.4.2 軸承的派生軸向力14371432.6RSNY802.6.4.3 軸承所受的軸向載荷因 21aKS13804153AN2N6.4.4 軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷1531.240.3897AeR,40.1X1.6Y.6510679rP N230.31882AeR,12X02Y 第 61 頁(yè) 221380264138026rPXRYAN6.4.5 軸承壽命因 ,故按 計(jì)算 查得 ,12r2r 5.1pftf10 1036632245851.86trhpfCL hnP6.5V 軸軸承的校核初選滾動(dòng)軸承為 23044 型,其尺寸為 。mBDd903420基本額定載荷 Cr: 760kN6.5.1 計(jì)算軸承支反力合成支反力 2211634978639HVRN222250786.5.2 軸承的派生軸向力16391232.RSNY708674. 第 62 頁(yè) 6.5.3 軸承所受的軸向載荷因 21aKS16385174059AN2N6.5.4 軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷140590.63.24AeR,.1X12.Y9.059174rP N236740.7248AeR,12X2Y1931679308rPN6.5.5 軸承壽命因 ,故按 計(jì)算 查得 ,12r1r 5.1pftf0 10366327681.54trhpfCL hnP7.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) ,60dm 第 63 頁(yè) b=18mm,h=11mm,L=125mm,I 軸傳遞的扭矩 T=676940Nmm.當(dāng)鍵用 45 鋼制造時(shí),主要失效形式為壓潰,通常只進(jìn)行擠壓強(qiáng)度計(jì)算.,2ppTdkl合格222679403./10/5.1p pTNmNmdkl7.2II 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90d通平鍵(C 型) ,b=25mm,h=14mm,L=90mm,II 軸傳遞的扭矩 T=2509780Nmm.222509781./1/.p pTNmNmdkl7.3III 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16d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(duì)稱布置,考慮到制造誤差使鍵上載荷分布不均,180按 1.5 個(gè)鍵計(jì)算。 22272594.6/10/.5691. p pTNmNmdkl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175d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(duì)稱布置,考慮到制造誤差使鍵上載荷分布不均,180按 1.5 個(gè)鍵計(jì)算。 2222548106.9/10/.57. p pTNmNmdkl合格鍵 2 軸徑為 ,選用選用圓頭普通平鍵(C 型) ,1mb=45mm,h=25mm,L=250mm,II 軸傳遞的扭矩 T=28054080Nmm.采用雙鍵聯(lián)接。成 對(duì)稱布置,考慮到制造誤差使鍵上載荷分布不均,80按 1.5 個(gè)鍵計(jì)算。 第 64 頁(yè) 2222805475./10/1.571.1 p pTNmNmdkl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280d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(duì)稱布置,考慮到制造誤差使鍵
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編號(hào):160377
類型:共享資源
大?。?span id="0x5m666" class="font-tahoma">2.24MB
格式:RAR
上傳時(shí)間:2017-10-27
45
積分
- 關(guān) 鍵 詞:
-
蜂窩煤
成型
設(shè)計(jì)
- 資源描述:
-
2665 蜂窩煤成型機(jī)設(shè)計(jì),蜂窩煤,成型,設(shè)計(jì)
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