工業(yè)對輥成型機設(shè)計【含8張CAD圖紙+PDF圖】

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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加料系統(tǒng)加料系統(tǒng)除了用作加料外,還具有如下作用:(1)對物料預(yù)壓,將預(yù)壓力加于物料上;(2)利用預(yù)壓力使物料脫氣,從而增大物料的堆積密度;(3)可以使對輥型輪直徑及加載力減小,從而使成型機的尺寸及重量減少,成本降低。3.4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。第一章 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=0.40.6m/s=n/30 v=rr= =573mm輥輪周長：L=3598.44mm型煤比重：1.35g/cm型煤體積：454528=0.567 cm單個煤球重：0.5671.35=77g輥子轉(zhuǎn)一周產(chǎn)量：=58333g輥子沿周向布排球窩數(shù)：=72輥子沿寬度方向可布排球窩：=10.52 圓整取11排輥子寬度：4511+510+70=635mm總成型壓力：T=2063.5=1270KN輥子承受的合力矩： M=Te =127045=57150Nm工作機所需的功率：P=式中 T=57150Nm 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 V帶傳動效率 聯(lián)軸器效率 軸承效率 齒輪傳動效率代入上式得 =0.950.990.980.97 =0.6667 =P/=59.843/0.6667=89.760kw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24,單級圓柱齒輪傳動比 36所以選擇Y280M-4電動機，額定功率90kw,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，潤滑最為簡便選擇三級圓柱齒輪減速器的傳動比為50，并分配各級齒輪傳動比為=3.9 =3.5 =3.66輥輪的直徑為1146mm,兩輥輪這間的間隙取1mm,所以兩輥輪的中心距為1147mm。由此調(diào)節(jié)可初定同步齒輪的傳動比為2.5 。則V帶傳動的傳動比為1.184。第二章 V帶設(shè)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(shè)計功率 2.2選擇帶型根據(jù)和 選擇15N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(zhuǎn)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(yīng)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12-17m查得15N型窄V帶 2.10考慮傳動比的影響，額定功率的增量由表12-17m查得2.11V帶的根數(shù) 查得 查得 根 取6根2.12單根V帶的預(yù)緊力 查得m=0.37kg/m 2.13帶輪的結(jié)構(gòu)小帶輪采用實心輪結(jié)構(gòu)，大帶輪采用孔板輪結(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 第三章 基本參數(shù)計算3.1各軸的轉(zhuǎn)速軸 軸 軸 軸 軸 3.2各軸功率 軸 = = 軸 軸 軸 軸 VI軸 3.3各軸轉(zhuǎn)矩 軸 軸 軸 軸 軸 VI軸 第四章 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）要求查得 參考我國試驗數(shù)據(jù)后，將適當降低：4.1.2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)=28， 大齒輪齒數(shù) 取110 選齒寬系數(shù)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，取標準模數(shù)。初取=13，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，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 端面重合度 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 使用系數(shù) 動載荷系數(shù)式中 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) 節(jié)點區(qū)域系數(shù)，按和材料彈性系數(shù)重合度系數(shù) 螺旋角系數(shù) 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，壽命系數(shù) 潤滑油膜影響系數(shù) 齒面工作硬化系數(shù) 尺寸系數(shù) 按， 得將以上數(shù)據(jù)代入計算式 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) 并考慮傳動比，選用小齒輪齒數(shù)=28， 大齒輪齒數(shù) 選95 選齒寬系數(shù)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，取標準模數(shù)。初取=13，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 按此速度查得，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 端面重合度 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 使用系數(shù) 動載荷系數(shù)式中 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) 得節(jié)點區(qū)域系數(shù)，按和得材料彈性系數(shù)重合度系數(shù) 螺旋角系數(shù) 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，得壽命系數(shù) 潤滑油膜影響系數(shù) 齒面工作硬化系數(shù) 尺寸系數(shù) 按， 將以上數(shù)據(jù)代入計算式 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) 并考慮傳動比，選用小齒輪齒數(shù)=26， 大齒輪齒數(shù) 取95 選齒寬系數(shù)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，取標準模數(shù)。初取=13,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,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 端面重合度 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 使用系數(shù) 動載荷系數(shù)式中 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) ,節(jié)點區(qū)域系數(shù)，按和,材料彈性系數(shù) 重合度系數(shù) 螺旋角系數(shù) 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，壽命系數(shù) 潤滑油膜影響系數(shù) 齒面工作硬化系數(shù) 尺寸系數(shù) 按， 將以上數(shù)據(jù)代入計算式 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) 并考慮傳動比，選用小齒輪齒數(shù)=28， 大齒輪齒數(shù) 取70 選齒寬系數(shù)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，取標準模數(shù)。初取=12，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,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 端面重合度 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 使用系數(shù) 動載荷系數(shù)式中 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) ,節(jié)點區(qū)域系數(shù)，按和,材料彈性系數(shù) 重合度系數(shù) 螺旋角系數(shù) 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，壽命系數(shù) 潤滑油膜影響系數(shù) 齒面工作硬化系數(shù) 尺寸系數(shù) 按， 將以上數(shù)據(jù)代入計算式 按一般可靠度要求，選用最小安全系數(shù)。和均大于，故安全。第五章 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，其力學性能 5.1.2初步估算軸的的直徑 取軸徑為60mm5.1.3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30315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85mm5.2.3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30317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85mm,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 5.3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， 5.3.2初步估算軸的的直徑 取軸徑為110mm5.3.3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，為了便于軸承的裝配，取裝軸承處的直徑。初選滾動軸承為30322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。軸段為齒輪軸寬度取。軸段軸肩高度取，軸環(huán)寬度。軸段安裝軸承，。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，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30234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23044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260mm,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截面的當量彎矩 第六章 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30315型，其尺寸為基本額定載荷Cr: 252kNe=0.35 Y=1.76.1.1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30317型，其尺寸為?；绢~定載荷Cr: 305kNe=0.35 Y=1.76.2.1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30322型，其尺寸為。e=0.35 Y=1.7基本額定載荷Cr: 472kN6.3.1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30234型，其尺寸為。e=0.44 Y=1.4基本額定載荷Cr: 590kN6.4.1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?；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軸承的當量動載荷 ， ， 6.5.5軸承壽命因，故按計算 查得， 第七章 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。合格第八章 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。8.1.2鑄造箱體的尺寸下箱蓋壁厚 20mm上箱蓋壁厚 18mm下箱座剖分面凸緣厚度 30mm上箱座剖分面凸緣厚度 30mm地腳螺栓底腳厚度 45mm箱座上的肋厚 28mm箱蓋上肋厚 20mm地腳螺栓 M42軸承旁聯(lián)接螺栓 M30上下箱聯(lián)接螺栓 M24圓錐定位銷 20減速器中心高 704mm8.2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?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)計中采用油標尺。8.2.6放油螺塞換油時，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，平時放油孔有帶有細牙螺紋的螺塞堵住。放油螺塞和箱體接合面間應(yīng)加防漏用的墊圈。8.2.7起吊裝置當減速器的質(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，下箱座鑄出四個吊鉤。第九章 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220mm9.1.3軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設(shè)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(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23044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M210，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，。9.1.4軸的受力分析9.1.4.1作出軸的計算簡圖 9.1.4.2軸受外力的計算軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 輥輪的圓周力 輥輪的徑向力 9.1.4.3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 9.1.5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 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 輥心鑄成八邊形結(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)計輥輪的輥面分成八塊型板，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)：=72輥子沿寬度方向可布排球窩：=10.52 圓整取11排輥子寬度：4511+510+70=635mm單塊型板的球窩布排沿周向是9個，布11排。9.4機架的設(shè)計設(shè)計中對輥成型機的機架采用螺桿固定式框架結(jié)構(gòu)。結(jié)構(gòu)型式: 板焊結(jié)構(gòu)特點: 機架主要由鋼板拼焊而成，再以螺桿固定增加機架的強度。機架鋼板材料選擇具有良好可焊性的鋼板，選擇Q235-A。第十章 強制加料裝置的設(shè)計計算10.1強制加料裝置的構(gòu)成本設(shè)計采用寶塔式螺旋加料裝置,其結(jié)構(gòu)主要由立式加料電機、擺線針輪減速機、寶塔式加料螺旋、料斗等組成。本裝置除了用作加料外,還具有如下作用:(1)對物料預(yù)壓,將預(yù)壓力加于物料上;(2)利用預(yù)壓力使物料脫氣,從而增大物料的堆積密度;(3)可以使對輥型輪直徑及加載力減小,從而使成型機的尺寸及重量減少,成本降低。10.2強制加料裝置的設(shè)計參數(shù)輸送物料名稱為煤粉。具體參數(shù)如下：物料容重tm ：1.0；物料溫度 ：100；輸送量Qth：35；進出料口：采用方形的，和機架采用螺栓固定。螺旋輸送垂直放置。10.3 具體設(shè)計與計算10.3.1 螺旋直徑的設(shè)計螺旋直徑設(shè)計的計算公式為 （1）式中 D一螺旋直徑(m)；K一物料綜合系數(shù)； Q一輸送能力(th)；C一傾角系數(shù)；一物料容重(tm。)；一填充系數(shù)。按式(1)計算得出的D值應(yīng)圓整為下列標準螺旋直徑：150mm，200mm，250mm，300mm，400mm，500mm，600mm。由參考文獻1可查得=O35，K=O0415。螺旋輸送機垂直放置，查得C =10。按參考文獻9推薦采用實體螺旋面，螺旋節(jié)距t=O8 D 。故螺旋直徑D計算為=0.26圓整為標準直徑，取D=03m。由于采用立式寶塔結(jié)構(gòu)，為了減少驅(qū)動裝置的數(shù)目，采用單螺桿覆蓋整個型輥的方式，加大螺旋直徑，取D=0.6m。10.3.2 螺旋軸轉(zhuǎn)速的計算螺旋軸轉(zhuǎn)速在滿足輸送能力的條件下不宜過高， 以免物料受到過大的切向力而被拋起，以致無法輸送。因此，螺旋軸轉(zhuǎn)速式中 n一螺旋軸轉(zhuǎn)速(rmin)；A一物料的綜合特性系數(shù)。A值與K值相應(yīng)，計算時應(yīng)成組選用。按上式計算得出的轉(zhuǎn)速一值應(yīng)圓整為下列轉(zhuǎn)速：20rmin。30rmin，35rmin，45 rmin，60rmin，75rmin，90rmin，l20rmin，l50rmin，l90rmin。由參考文獻9查得 A=75，故螺旋軸轉(zhuǎn)速=137rmin圓整為標準轉(zhuǎn)速，取n=120rmin。由于在輸送量Q=35t/h時，螺旋直徑D=300mm時的轉(zhuǎn)速n=120r/min.當螺旋旋直徑D=600時，n=120r/min時，輸送量Q大約是4倍，所以此時轉(zhuǎn)速n=30r/min,即可滿足要求。10.3.3功率的計算 10.3.3.1 螺旋加料所需功率螺旋加料所需軸功率的確定為=Q( LH)367 式中一螺旋軸上所需的功率(kW)；H一螺旋輸送機傾斜布置時在垂直平面上的投影高度(m)；L一螺旋輸送機水平投影長度(m)；一物料的阻力系數(shù)。由參考文獻11查得=25，故螺旋輸送機所需軸功率N計算為=Q(LH)367=0.15KW電動機功率的確定為式中一電動機功率；K一功率備用系數(shù)，電動機K=14；一驅(qū)動裝置總效率，一般取09094。故驅(qū)動裝置電動機功率N為N =K=0.23kW考慮到其他很多因素,電機功率選擇4.5KW.型號YD132S-4/2，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。減速比50，選擇擺線針輪減速器ZLD第十一章 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20MPa。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聯(lián)軸器與對輥軸之間采用脹套聯(lián)接技術(shù)。二對輥輥輪球窩間必須有極好的對中性,否則會嚴重影響成型質(zhì)量。采用脹套聯(lián)接,可以方便地松開脹套對輥輪進行調(diào)整,保證了型煤的成球率。4本成型機采用強制加料裝置，可以對煤進行預(yù)壓，增加煤的堆積密度。提高煤的成球強度。在指導老師的悉心指導下，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)。