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MZLP400型颗粒成型机传动系统设计【9张图纸】【优秀】

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MZLP400型颗粒成型机传动系统设计

35页 15000字数+说明书+开题报告+9张CAD图纸【详情如下】

MZLP400型颗粒成型机传动系统设计开题报告.doc

MZLP400型颗粒成型机传动系统设计论文.docx

原创性声明.doc

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目   录

1  引言3

1.1  颗粒成型机概述3

1.2  颗粒成型机发展现状及存在的问题3

1.2.1国内颗粒成型机发展现状3

1.2.2国外生物质燃料成型机的研究现状4

1.2.3现有生物质成型设备存在的问题4

1.3  国内外生物质燃料成型机设备5

1.3.1活塞式挤压成型设备5

1.3.2螺旋式挤压成型设备5

1.3.3压辊式挤压成型设备5

1.4  MZLP400颗粒成型机性能特点6

 1.4.1MZLP400颗粒成型机工作原理及过程..... 6

  1.4.2MZLP400颗粒成型机特点. . . . . .. 7

1.5  本课题研究的主要内容7


2  传动系统总体设计8

2.1 减速器的主要型式及其特性8

2.2 减速器结构9

  2.2.1蜗杆传动特点与分类10

  2.3 传动装置设计11

2.3.1原始数据11

2.3.2电动机型号的选择11

2.3.3传动装置总传动比及其分配13

2.3.4计算传动装置的运动和动力参数13

 2.4 普通圆柱蜗杆传动承载能力设计计算14

2.4.1蜗杆传动类型14

2.4.2选择蜗轮蜗杆材料及精度等级14

2.4.3蜗轮齿面接触疲劳强度设计14


2.4.4蜗杆与蜗轮的主要参数与尺寸15

2.4.5校核齿根弯曲疲劳强度17

2.4.6验算效率17

2.5  轴的设计计算18

2.5.1输出轴的设计---蜗轮轴18

2.5.2输入轴的设计计算---蜗杆轴22

3  减速器其余零件及附件的选择及校核计算............... 25

3.1  滚动轴承的选择及校核计算25

3.1.1计算输入轴轴承25

3.1.2计算输出轴轴承26

3.2  键连接的选择及校核计算27

3.2.1联轴器与输出轴连接采用平键连接27

3.2.2联轴器与输出轴连接采用平键连接27

3.2.3输入轴与联轴器连接用平键连接28

2.3  联轴器的选择及校核计算28

3.3.1联轴器的选择28

3.3.2联轴器的校核29

 3.4 减速器的润滑与密封30

3.5 箱体及附件的结构设计31

4  结论33


参考文献34

致  谢35


1.4.2 MZLP400颗粒成型机特点

(1)原料适应范围广,如木屑、树叶、秸杆等生物质。

(2)性能稳定,产量高,能耗低。维护和保养方便,故障率低,易操作。

(3)机体整体铸造,结构坚固。

(4)配有重型推理轴承,寿命长。

(5)对平模、压辊进行高耐磨热处理,高耐磨配件费用相对会低。

(6)颗粒成型率高,颗粒强度高。

(7)颗粒直径从Φ6—Φ12由用户自选。


1.5本课题研究的主要内容

   MZLP400颗粒成型机的传动系统的总体设计。论述了该机所选的传动方案,确定了电机、减速器及其内部零件的具体参数。2.2.1蜗杆传动特点与分类

(1)传动比大,结构紧凑。蜗杆头数用Z1表示(一般Z1=1~4),蜗轮齿数用Z2表示。从传动比公式I=Z2/Z1可以看出,当Z1=1,即蜗杆为单头,蜗杆须转Z2转蜗轮才转一转,因而可得到很大传动比,一般在动力传动中,取传动比I=10-80;在分度机构中,I可达1000。这样大的传动比如用齿轮传动,则需要采取多级传动才行,所以蜗杆传动结构紧凑,体积小、重量轻。

(2)传动平稳,无噪音。因为蜗杆齿是连续不间断的螺旋齿,它与蜗轮齿啮合时是连续不断的,蜗杆齿没有进入和退出啮合过程,因此工作平稳,冲击、震动、噪音小。

(3)具有自锁性。蜗杆的螺旋升角很小时,蜗杆只能带动蜗轮传动,而蜗轮

不能带动蜗杆转动。

(4)蜗杆传动效率低,一般认为蜗杆传动效率比齿轮传动低。尤其是具有自锁性的蜗杆传动,其效率在0.5以下,一般效率只有0.7~0.9。

(5)发热量大,齿面容易磨损,成本高。

按蜗杆形状的不同可分:

 a.圆柱蜗杆传动

 b.环面蜗杆传动

 c.锥蜗杆传动

2.3 传动装置设计

2.3.1 原始数据

(1)减速机功率:22kw

(2)生产率:250-300kg/h

(3)传动方式:单级蜗杆传动

(4)平模直径:400mm

(5)颗粒成型率:≧50%


内容简介:
毕业设计(论文)开题报告题目 MZLP400型颗粒成型机传动系统设计专 业 名 称 机械设计制造及其自动化班 级 学 号 08031627学 生 姓 名 罗胜指 导 教 师 张绪坤填 表 日 期 2012 年 3 月 1 日一、选题的依据及意义(1)选题: 设计MZLP400型颗粒成型机传动系统,该传动系统采用蜗轮蜗杆传动。(2)选题意义:当今能源危机和环境污染是全球面临的共同难题,世界各国己经将发展可再生能源作为重要工作来抓。生物质能一直是人类赖以生存的重要能源,它仅次于煤炭、石油和天然气而居于世界能源消费总量的第四位,在整个能源系统中占有重要地位。它具有可再生、清洁、无公害等优点,因此越来越受到人们的广泛关注。但是,由于生物质燃烧方式与利用途径单一、陈旧,生物质能源燃烧效率低,甚至部分粮食土产区出现秸秆就地焚烧现象,造成生物质资源浪费,加重化石燃料利用带来的污染。为此,生物质能转换技术的研究受到各方面的重视,其中固化成型技术可将生物质压缩成致密的、可替代煤的优质燃料。生物质致密成型燃料具有成本较低、便于储存运输、燃烧性能好、热效率高的优点,对生物质能源丰富的贫油、贫煤国家来说,可成为一种发展前景可观的替代能源。MZLP-400颗粒成型机是专门为生产生物质(木屑、秸杆、谷壳)燃料设计的专用设备,原料内含粗纤维高达70%以上,特别对难以制粒的原料显示出超凡能力。颗粒机用以将潮湿的粉料研制成所需的颗粒,也可将块状的干料粉碎到所需的颗粒。主要特点是筛网装拆简易,还可适当调节松紧。七角滚筒拆卸方便、容易清洗。机械传动系统全部封闭在机体内,并附有润滑系统,整机运转平稳。我国生物质数量巨大,但作为一种多样和复杂的能源存在形式,生物质具有资源分散、密度低、容重小、储运不方便以及利用过程需增加附加的转换设备等缺点,严重制约了生物质能的大规模应用。因此,生物质高品位转换技术的研究便成为人们开发利用生物质能的重点。而近年来对生物质压缩成型技术的不断改进、创新和发展,为高效利用生物质能开辟了一条新途径3。 二、国内外研究概况及发展趋势(含文献综述):1、国内生物质燃料成型机的研究现状粮食机械厂为处理大量加工粮食剩余谷壳,于1985年根据国外样机试制了第一台ZT-63型生物质压缩成型机。1998年初,东南大学、江苏省科技情报所和国营9305厂研制出了MD一15型固体燃料成型机。1990年以后,陕西武功轻工机械厂、河南巩义包装设备厂、湖南农村能源办公室以及河北正定县常宏木炭公司等单位先后研制和生产了几种不同规格的生物质成型机和碳化机组。20世纪90年代期间河南农业大学和中国农机能源动力研究所分别研究出PB一1型机械冲压式成型机、即B系列液压驱动活塞式成型机、cYJ一35型机械冲压式成型机l0。经过多年的研究与试验,国内部分成型设备及其配套产品发展成熟。但国产成型加工设备在引进及设计制造过程中,都不同程度地存在着技术及工艺方面的问题,这就有待于去深入研究探索、试验、开发。总之在我国未来的能源消耗中,生物质成型燃料将占有越来越大的份额。生物质成型燃料在我国一些地区己进行批量生产,并形成研究、生产和开发的良好势头,生物质压块成型生产线的组建也会逐步完善。中国从20世纪80年代引进螺旋推进式秸秆成型机,生物质压缩成型技术的研究开发已有二十多年的历史。南京林业化工研究所在“七五”期间设立了关于生物质压缩成型机及生物质成型理论研究的课题。2、国外生物质燃料成型机的研究现状国外生物质成型机的主要方式有四种即颗粒成型机、螺杆连续挤压成型机、机械驱动活塞式成型机和液压驱动活塞式成型机tl01。螺旋挤压式成型机是最早研制生产的生物质热压成型机。这类成型机以其运行平稳、生产连续、所产成型棒易燃(由于其空心结构以及表面的炭化层)等特性,在成型机市场中尤其是在印度、泰国、马来西亚等东南亚国家和我国一直占据着主导地位。但制约螺旋式成型机商业化利用的主要技术问题一个是成型部件,尤其是螺杆磨损严重,使用寿命短;另一个是单位产品能耗高。日本从20世纪30年代就开始研究应用机械驱动活塞式成型技术处理木材废弃物,并于1954年研制出棒状燃料成型机及相关的燃烧设备,1983年又从美国引进颗粒成型燃料生产技术。美国在1989年开发了生物质颗粒及成型燃烧设备;亚洲一些国家(泰国、印度、韩国、菲律宾等)在20世纪80年代己建立了不少生物质固化、碳化专业生产厂,并研制出相关的燃烧设备。日本、美国及欧洲一些国家生物质成型燃料燃烧设备己经定型,并且形成产业化,在加热、供暖、干燥、发电等领域已普遍推广应用”;西欧一些国家(荷兰、瑞典、比利时、芬兰、丹麦等)在20世纪70年代已有了活塞式成型机、颗粒成型机及配套的燃烧设备。三、研究内容及实验方案1、研究内容:本课题主要是MZLP400型颗粒成型机传动系统设计,也就是设备规格参数的设计和确定,结构的设计与计算等。2、实验方案:将生物质燃料首先经过粉碎机粉碎到合适的程度,然后加入水将物料的湿度调到目标湿度,最后将调好的物料从物料入口倒入已经启动并预热好的颗粒成型机内进行颗粒成型。取样计算生物质在不同因素下的成型率,得出最适成型率的条件。四、目标、主要特色及工作进度1 目标 通过这次对颗粒成型机传动系统的总体和结构的设计,学会利用查参考书和某些图表正确计算零件的尺寸和一些参数,培养自己掌握一般机械设计的思路,设计方法和设计步骤。提高自己利用计算机绘制二维图纸的能力。2 主要特色(1) 解决生物质燃料分布零散、运输不便、使用困难的问题。(2) 经压缩成型加工成燃料,改善生物质的燃烧性能,使其成为较好的商品能源3 毕业设计(论文)工作内容机完成时间:1)查阅文献、熟悉课题、撰写开题报告; 2月20日3月04日2)相关外文文献(6000字符以上)阅读与翻译; 3月05日3月11日3)总体设计计算; 3月12日3月25日4)结构方案分析与设计; 3月26日4月08日5)装配图设计; 4月09日5月06日6)主要零(部)件设计; 5月07日5月27日7)毕业论文撰写: 5月28日6月10日8)答辩准备及论文答辩; 6月11日6月15日五、参考文献1璞良贵,纪名刚主编.机械设计.第七版.北京: 高等教育出版社, 20012金国淼等.输送机械设计选用手册(上、下).北京: 化学工业出版社,2002.73徐灏主编,机械设计手册.北京: 机械工业出版社,1995.124李克永.化工机械手册.天津: 天津大学出版社,1991.55东北大学机械手册编写组.机械零件设计手册.M.冶金工业出版社,19956大连理工大学工程画教研室.机械制图.Z.高等教育出版社,19957机械工程手册编写委员会.机械工程手册.M.机械工业出版社,19838大连工学院化学生产及其设备教研室.化学生产机器及设备.M.化学工业出版社,19579机械设计手册编写组.机械设计手册第二版(修订).M.化学工业出业社.198710成大先.机械设计手册.M.化学工业出版社,200411机械设计手册联合编写组.机械设计手册.M.第二分册(上、下),化学工业出版社,198712中国机械工程学会中国机械设计大典编委会.中国机械设计大典.M.江西科学技术出版社,200213Chua, K. J.;Hawlader, M. N. A.;Chou, S. K.;Ho, J. C. On the study of time-varying temperature drying kinetics and product quality.Drying Technology, 2002,20(8),1559-1577南昌航空大学学士学位论文目 录1 引言31.1 颗粒成型机概述31.2 颗粒成型机发展现状及存在的问题31.2.1国内颗粒成型机发展现状31.2.2国外生物质燃料成型机的研究现状41.2.3现有生物质成型设备存在的问题41.3 国内外生物质燃料成型机设备51.3.1活塞式挤压成型设备51.3.2螺旋式挤压成型设备51.3.3压辊式挤压成型设备51.4 MZLP400颗粒成型机性能特点61.4.1MZLP400颗粒成型机工作原理及过程. . 61.4.2MZLP400颗粒成型机特点. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 71.5 本课题研究的主要内容72 传动系统总体设计82.1 减速器的主要型式及其特性82.2 减速器结构92.2.1蜗杆传动特点与分类102.3 传动装置设计112.3.1原始数据112.3.2电动机型号的选择112.3.3传动装置总传动比及其分配132.3.4计算传动装置的运动和动力参数132.4 普通圆柱蜗杆传动承载能力设计计算142.4.1蜗杆传动类型142.4.2选择蜗轮蜗杆材料及精度等级142.4.3蜗轮齿面接触疲劳强度设计142.4.4蜗杆与蜗轮的主要参数与尺寸152.4.5校核齿根弯曲疲劳强度172.4.6验算效率172.5 轴的设计计算182.5.1输出轴的设计-蜗轮轴182.5.2输入轴的设计计算-蜗杆轴223 减速器其余零件及附件的选择及校核计算. 253.1 滚动轴承的选择及校核计算253.1.1计算输入轴轴承253.1.2计算输出轴轴承263.2 键连接的选择及校核计算273.2.1联轴器与输出轴连接采用平键连接273.2.2联轴器与输出轴连接采用平键连接273.2.3输入轴与联轴器连接用平键连接282.3 联轴器的选择及校核计算283.3.1联轴器的选择283.3.2联轴器的校核293.4 减速器的润滑与密封303.5 箱体及附件的结构设计314 结论33参考文献34致 谢351引言1.1颗粒成型机概述 能源是人类赖以生存和发展的基础,不可再生资源的不断消耗使得开发利用以生物燃料为代表的可再生绿色环保生物质能源,已成为人类社会可持续发展的战略选择和发展方向。生物质能既可以补充常规能源的短缺,也具有重大的环境效益。同其他生物质能源技术相比较,生物质颗粒燃料技术更容易实现大规模生产和使用,使用生物质颗粒的方便程度可与燃气、燃油等能源媲美。我国生物质数量巨大,但作为一种多样和复杂的能源存在形式,生物质具有资源分散、密度低、容重小、储运不方便以及利用过程需增加附加转换设备等缺点,严重制约了生物质能的大规模应用。因此,生物质高品位转换技术的研究便成为人们开发利用生物质能的重点。而近年来对生物质压缩成型技术的不断改进、创新和发展,为高效利用生物质能开辟了一条新途径。1.2 颗粒成型机发展现状及存在的问题1.2.1国内颗粒成型机发展现状 粮食机械厂为处理大量加工粮食剩余谷壳,于1985年根据国外样机试制了第一台ZT-63型生物质压缩成型机。1998年初,东南大学、江苏省科技情报所和国营9305厂研制出了MD一15型固体燃料成型机。1990年以后,陕西武功轻工机械厂、河南巩义包装设备厂、湖南农村能源办公室以及河北正定县常宏木炭公司等单位先后研制和生产了几种不同规格的生物质成型机和碳化机组。20世纪90年代期间河南农业大学和中国农机能源动力研究所分别研究出PB一1型机械冲压式成型机、即B系列液压驱动活塞式成型机、cYJ一35型机械冲压式成型机。经过多年的研究与试验,国内部分成型设备及其配套产品发展成熟。但国产成型加工设备在引进及设计制造过程中,都不同程度地存在着技术及工艺方面的问题,这就有待于去深入研究探索、试验、开发。总之在我国未来的能源消耗中,生物质成型燃料将占有越来越大的份额。生物质成型燃料在我国一些地区己进行批量生产,并形成研究、生产和开发的良好势头,生物质压块成型生产线的组建也会逐步完善。中国从20世纪80年代引进螺旋推进式秸秆成型机,生物质压缩成型技术的研究开发已有二十多年的历史。南京林业化工研究所在“七五”期间设立了关于生物质压缩成型机及生物质成型理论研究的课题。1.2.2国外生物质燃料成型机的研究现状 国外生物质成型机的主要方式有四种即颗粒成型机、螺杆连续挤压成型机、机械驱动活塞式成型机和液压驱动活塞式成型机。螺旋挤压式成型机是最早研生产的生物质热压成型机。这类成型机以其运行平稳、生产连续、所产成型棒易燃(由于其空心结构以及表面的炭化层)等特性,在成型机市场中尤其是在印度、泰国、马来西亚等东南亚国家和我国一直占据着主导地位。但制约螺旋式成型机商业化利用的主要技术问题一个是成型部件,尤其是螺杆磨损严重,使用寿命短;另一个是单位产品能耗高。日本从20世纪30年代就开始研究应用机械驱动活塞式成型技术处理木材废弃物,并于1954年研制出棒状燃料成型机及相关的燃烧设备,1983年又从美国引进颗粒成型燃料生产技术。美国在1989年开发了生物质颗粒及成型燃烧设备;亚洲一些国家(泰国、印度、韩国、菲律宾等)在20世纪80年代己建立了不少生物质固化、碳化专业生产厂,并研制出相关的燃烧设备。日本、美国及欧洲一些国家生物质成型燃料燃烧设备己经定型,并且形成产业化,在加热、供暖、干燥、发电等领域已普遍推广应用”;西欧一些国家(荷兰、瑞典、比利时、芬兰、丹麦等)在20世纪70年代已有了活塞式成型机、颗粒成型机及配套的燃烧设备。1.2.3现有生物质成型设备存在的问题随着对生物质颗粒燃料成型技术研究的不断深入,虽然已经取得了一定的研究成果,但是在诸多方面还存在问题,这些问题主要集中在以下几个方面: (l)生物质颗粒燃料成型过程是原料在压力、压缩速度等多种因素影响下的内在变化,由于各方面的局限性,这些因素之间的内在联系尚未建立。(2)原料在压缩过程中的特性研究只进行了一般定性分析,未从理论层面上对原料成型的形变规律给予相应的研究和数值模拟分析,因此具有一定的局限性。(3)我国生物质资源数量巨大、涉及地域广,实际情况要求成型技术具有很强的适应资源和环境的能力。而事实上当前的各类颗粒燃料成型设备由于受设计限制很难适应不同种类的原料,也就不易形成统一的设计规范与标准,使得生物质颗粒燃料成型技术向市场化和商业化全面推进还很困难22。(4)成型的可靠性也是主要制约因素之一,共同存在于技术与设备中。主要表现在:一是主要工作部件的工作寿命短;二是设备系统配合协调能力差,运行不稳定。1.3国内外生物质燃料成型机设备1.3.1活塞式挤压成型设备 原料经过粉碎以后,通过机械或风力形式送入预压室,当活塞后退时,预压块送入压缩简,活塞前进时把原材料压紧成型,然后送入保型筒。活塞的往复驱动力国际上有三种形式,即“油压”、”水压”和“机械”。油压设计比较成熟,运行平稳,油温便于控制,体积小,驱动力大,一般当产品外径为80一100时,生产率就可达到1确;水压式的特点是:体积大、投资多、驱功力小,生产能力低,一般在0.25比,有的可达到0.35比左右;机械式的特点是:生产能力大,每分钟可以冲压270次,在产品外径为60mm,输入功率为25kw时,其生产率可达0.7t小。且生产的产品密度比水压式要大很多,但震动大、噪音大,没有油压式平稳,工作人员易疲劳。这三种形式相比,机械式推广面较多,近几年液压式也在发展。总之各行业中根据产量需要进行选择。1.3.2螺旋式挤压成型设备 螺旋挤压成型技术是目前生产生物质成型燃料最常用的技术。尤其以机制炭为最终产品的厂家,大都选螺旋挤压成型设备。用于燃料成型的螺旋挤压机分为三种,锥形螺杆挤压成型机、双螺杆等大型纯压缩型成型机和小型外部加热成型机三种。西欧和美国一般都采用前两种大型压缩机,而印度、泰国、马来西亚、我国及日本等国家多采用小型外部加热成型机。被粉碎的生物质连续不断地送入压缩成型简后,转动的螺旋推进器也不断地将原料推向锥形成型筒的前端,挤压成型后送入保型筒,因此生产过程是连续的,质量比较均匀。产品的外表面在挤压中被炭化,这种炭化层容易点燃,且易防止周围空气中水分的侵入;这种形式易于产品打中心孔,送入炉子后空气可从中心孔中流通,有助于完全燃烧,快速燃烧;相对活塞式成型机其设计比较简单,质量也较轻,运行平稳,但是动力消耗较大,单位产品能耗较高,也容易受原材料和灰尘的污染。1.3.3压辊式挤压成型设备 压辊式成型不同于前面的螺旋挤压和活塞冲压成型,主要区别于其成型模具直径较小(通常小于50),并且每一个压模盘片上有很多成型孔,主要用于生产颗粒状成型燃料。压辊式成型机的基本工作部件由压辊和压模组成,其中压辊可以绕自己的轴转动,压辊的外周一般加工成齿状或槽状,使原料压紧而不致打滑。根据压模的形状,压辊式成型机可分为环模式成型机和平模式成型机。用压辊式成型机生产颗粒燃料依靠物料挤压成型时所产生的摩擦热即可使物料软化和薪合,一般不需要外部加热。若原料木质素含量低,勃结力小,可添加少量茹合剂。与活塞冲压成型相比,其压辊压缩速度显著降低,这就使得原料所含的空气和水分在成型孔内有足够的时间逸出,并可通过改变压模的厚度使成型颗粒在成型孔内的滞留时间发生变化,因此压辊式成型机对原料的含水率要求较宽,一般在10%一40%之间均能成型。成型作业是压缩成型燃料生产的核心作业。由于物料的形态和性状各不相同,所以一般还需要进行预处理,特殊情况下需要一些相应的专用设备,其目的是使物料达到压缩成型工艺所需要的条件。实际生产中,压辊式挤压成型过程较为粗糙,对原料各项参数要求范围较宽,加工成的成型燃料可用于辅助生产和生活实际需要。1.4 MZLP400颗粒成型机性能特点1.4.1 MZLP400颗粒成型机工作原理及工作过程 MZLP400颗粒平模成型机将生物质物料压制成成型燃料是建立在物料间存在空隙的基础上,物料是具有一定流动性的松散体。在挤压力的作用下,具有一定的温度,湿度的生物质原料相互靠近和重新排列,原料间所含空气逐渐被排出,并使物料间靠近,联接力增大,最后被压成具有一定密度、强度的成型燃料,在压粒的过程中,物料中的糖分和蛋白质受热而具有可塑性,淀粉部分糊化,因此“压粒”过程可以说是一种挤压的热塑过程。在成型过程中,成型燃料是在压模和压辊之间的挤压作用下完成的,其挤压过程可分为三个区段一供料区、压紧区和挤压区,在供料区内,物料除受离心力影响外,基本上不受外力作用,处于自然状态,此时密度与原混合粉料相似;在压紧区内随着模、辊的旋转,物料受模、辊的挤压作用,粉粒之间产生相对移动,孔隙逐渐减小,在模、辊的夹持下,粉料向前移动速度加快,挤压力逐渐增大,粉粒之间也产生一定联接和形变,密度增大;在挤压区内,挤压力急剧增大,粉粒间进一步靠紧和镶嵌,粉粒间的接触面积增大和联结力增强,当挤压力增大到能够克服模孔对物料的摩擦力时,具有一定密度和联结力的物料被压进模孔中,经过模孔一段长度的饱压形成成型燃料,这一区段物料产生弹性、塑料组合变形。 MZLP400颗粒成型机采用水平圆盘压模与其相配的压辊为主要工作部件的生物质压块机,又称为立轴平模颗粒成型机。其结构主要由料斗、螺旋供料器、蒸汽孔、搅拌调质器、分料器、压辊、切刀、出料盘、电机及传动装置。螺旋供料器将物料输送到搅拌调质器,进行搅拌匀整,随后喂入压粒器,经分料器均匀分配至模、辊之间。原料进入成型机以后,在压辊作用下被粉碎的同时,进入压模成型孔,压成圆柱形或棱柱形,从压模的下边挤出切割刀将压模成型儿中挤出的压缩条按需要的尺小切割成粒,颗粒被切断并排出机体外。在工作过程中,该颗粒成型机由于压辊和压模之间存在相对滑动,可起到磨碎原料的作用,所以允许使用粒径稍大一些的原料。1.4.2 MZLP400颗粒成型机特点(1)原料适应范围广,如木屑、树叶、秸杆等生物质。(2)性能稳定,产量高,能耗低。维护和保养方便,故障率低,易操作。(3)机体整体铸造,结构坚固。(4)配有重型推理轴承,寿命长。(5)对平模、压辊进行高耐磨热处理,高耐磨配件费用相对会低。(6)颗粒成型率高,颗粒强度高。(7)颗粒直径从612由用户自选。1.5本课题研究的主要内容 MZLP400颗粒成型机的传动系统的总体设计。论述了该机所选的传动方案,确定了电机、减速器及其内部零件的具体参数。2 传动系统总体设计:2.1减速器的主要型式及其特性 减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮蜗杆传动所组成的独立部件,常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置;在少数场合下也用作增速的传动装置,这时就称为增速器。减速器由于结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单,并可成批生产,故在现代机械中应用很广。 减速器类型很多,按传动级数主要分为:单级、二级、多级;按传动件类型又可分为:齿轮、蜗杆、齿轮-蜗杆、蜗杆-齿轮等。以下对几种减速器进行对比:(1)圆柱齿轮减速器 当传动比在8以下时,可采用单级圆柱齿轮减速器。大于8时,最好选用二级(i=840)和二级以上(i40)的减速器。单级减速器的传动比如果过大,则其外廓尺寸将很大。二级和二级以上圆柱齿轮减速器的传动布置形式有展开式、分流式和同轴式等数种。展开式最简单,但由于齿轮两侧的轴承不是对称布置,因而将使载荷沿齿宽分布不均匀,且使两边的轴承受力不等。为此,在设计这种减速器时应注意:1)轴的刚度宜取大些;2)转矩应从离齿轮远的轴端输入,以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀;3)采用斜齿轮布置,而且受载大的低速级又正好位于两轴承中间,所以载荷沿齿宽的分布情况显然比展开好。这种减速器的高速级齿轮常采用斜齿,一侧为左旋,另一侧为右旋,轴向力能互相抵消。为了使左右两对斜齿轮能自动调整以便传递相等的载荷,其中较轻的龆轮轴在轴向应能作小量游动。同轴式减速器输入轴和输出轴位于同一轴线上,故箱体长度较短。但这种减速器的轴向尺寸较大。 圆柱齿轮减速器在所有减速器中应用最广。它传递功率的范围可从很小至40 000kW,圆周速度也可从很低至60m/s一70ms,甚至高达150ms。传动功率很大的减速器最好采用双驱动式或中心驱动式。这两种布置方式可由两对齿轮副分担载荷,有利于改善受力状况和降低传动尺寸。设计双驱动式或中心驱动式齿轮传动时,应设法采取自动平衡装置使各对齿轮副的载荷能得到均匀分配,例如采用滑动轴承和弹性支承。 圆柱齿轮减速器有渐开线齿形和圆弧齿形两大类。除齿形不同外,减速器结构基本相同。传动功率和传动比相同时,圆弧齿轮减速器在长度方向的尺寸要比渐开线齿轮减速器约30。(2)圆锥齿轮减速器 它用于输入轴和输出轴位置布置成相交的场合。二级和二级以上的圆锥齿轮减速器常由圆锥齿轮传动和圆柱齿轮传动组成,所以有时又称圆锥圆柱齿轮减速器。因为圆锥齿轮常常是悬臂装在轴端的,为了使它受力小些,常将圆锥面崧,作为,高速极:山手面锥齿轮的精加工比较困难,允许圆周速度又较低,因此圆锥齿轮减速器的应用不如圆柱齿轮减速器广。(3)蜗杆减速器 主要用于传动比较大(j10)的场合。通常说蜗杆传动结构紧凑、轮廓尺寸小,这只是对传减速器的传动比较大的蜗杆减速器才是正确的,当传动比并不很大时,此优点并不显著。由于效率较低,蜗杆减速器不宜用在大功率传动的场合。蜗杆减速器主要有蜗杆在上和蜗杆在下两种不同形式。蜗杆圆周速度小于4m/s时最好采用蜗杆在下式,这时,在啮合处能得到良好的润滑和冷却条件。但蜗杆圆周速度大于4m/s时,为避免搅油太甚、发热过多,最好采用蜗杆在上式。 (4)齿轮-蜗杆减速器 它有齿轮传动在高速级和蜗杆传动在高速级两种布置形式。前者结构较紧凑,后者效率较高。2.2减速器结构近年来,减速器的结构有些新的变化。为了和沿用已久、国内目前还在普遍使用的减速器有所区别,这里分列了两节,并称之为传统型减速器结构和新型减速器结(1)传统型减速器结构 绝大多数减速器的箱体是用中等强度的铸铁铸成,重型减速器用高强度铸铁或铸钢。少量生产时也可以用焊接箱体。铸造或焊接箱体都应进行时效或退火处理。大量生产小型减速器时有可能采用板材冲压箱体。减速器箱体的外形目前比较倾向于形状简单和表面平整。箱体应具有足够的刚度,以免受载后变形过大而影响传动质量。箱体通常由箱座和箱盖两部分所组成,其剖分面则通过传动的轴线。为了卸盖容易,在剖分面处的一个凸缘上攻有螺纹孔,以便拧进螺钉时能将盖顶起来。联接箱座和箱盖的螺栓应合理布置,并注意留出扳手空间。在轴承附近的螺栓宜稍大些并尽量靠近轴承。为保证箱座和箱盖位置的准确性,在剖分面的凸缘上应设有23个圆锥定位销。在箱盖上备有为观察传动啮合情况用的视孔、为排出箱内热空气用的通气孔和为提取箱盖用的起重吊钩。在箱座上则常设有为提取整个减速器用的起重吊钩和为观察或测量油面高度用的油面指示器或测油孔。关于箱体的壁厚、肋厚、凸缘厚、螺栓尺寸等均可根据经验公式计算,见有关图册。关于视孔、通气孔和通气器、起重吊钩、油面指示Oe等均可从有关的设计手册和图册中查出。在减速器中广泛采用滚动轴承。只有在载荷很大、工作条件繁重和转速很高的减速器才采用滑动轴承。(2)新型减速器结构 下面列举两种联体式减速器的新型结构。1)齿轮蜗杆二级减速器;2)圆柱齿轮圆锥齿轮圆柱齿轮三级减速器。这些减速器都具有以下结构特点: (a)在箱体上不沿齿轮或蜗轮轴线开设剖分面。为了便于传动零件的安装,在适当部位开有较大的开孔。 (b)在输入轴和输出轴端不采用传统的法兰式端盖,而改用机械密封圈;在盲孔端则装有冲压薄壁端盖。 (c)输出轴的尺寸加大了,键槽的开法和传统的规定不同,甚至跨越了轴肩,有利于充分发挥轮毂的作用。 和传统的减速器相比,新型减速器结构上的改进,既可简化减速器结构,减少零件数目,同时又改善了制造工艺性。但设计时要注意装配的工艺性,也要提高某些装配零件的制造精度。 本次设计MZLP400颗粒成型机传动系统具体方案为:根据要求设计单级蜗杆减速器,传动路线为:电机连轴器蜗轮蜗杆减速器工作机。根据生产设计要求可知,该蜗杆出轴应向上,所以该蜗杆减速器采用蜗杆侧置式见。蜗轮及蜗轮轴利用平键作轴向固定。蜗杆及蜗轮轴均采用圆锥滚子轴承,承受径向载荷和轴向载荷复合作用,为防止轴外伸段箱内润滑油漏失以及外界灰尘,异物侵入箱内,在轴承盖中装有密封元件。 该减速器的结构包括电动机、蜗轮蜗杆传动装置、蜗轮轴、箱体、滚动轴承、检查孔与定位销等附件、以及其他标准件等。2.2.1蜗杆传动特点与分类(1)传动比大,结构紧凑。蜗杆头数用Z1表示(一般Z1=14),蜗轮齿数用Z2表示。从传动比公式I=Z2/Z1可以看出,当Z1=1,即蜗杆为单头,蜗杆须转Z2转蜗轮才转一转,因而可得到很大传动比,一般在动力传动中,取传动比I=10-80;在分度机构中,I可达1000。这样大的传动比如用齿轮传动,则需要采取多级传动才行,所以蜗杆传动结构紧凑,体积小、重量轻。(2)传动平稳,无噪音。因为蜗杆齿是连续不间断的螺旋齿,它与蜗轮齿啮合时是连续不断的,蜗杆齿没有进入和退出啮合过程,因此工作平稳,冲击、震动、噪音小。(3)具有自锁性。蜗杆的螺旋升角很小时,蜗杆只能带动蜗轮传动,而蜗轮不能带动蜗杆转动。 (4)蜗杆传动效率低,一般认为蜗杆传动效率比齿轮传动低。尤其是具有自锁性的蜗杆传动,其效率在0.5以下,一般效率只有0.70.9。 (5)发热量大,齿面容易磨损,成本高。按蜗杆形状的不同可分: a圆柱蜗杆传动 b环面蜗杆传动 c锥蜗杆传动2.3 传动装置设计2.3.1 原始数据(1)减速机功率:22kw(2)生产率:250-300kg/h(3)传动方式:单级蜗杆传动(4)平模直径:400mm(5)颗粒成型率:50%2.3.2 电动机型号的选择因为三相交流电源容易获得,因此本次设计的颗粒成型机动力源采用三相异步电动机。由于该颗粒成型机对电动机无特殊的要求,因此本次设计选用最常用的Y系列笼型三相交流异步电动机,其具有效率高,工作可靠,结构简单,维修方便,价格低等优点。异步电动机同步转速有3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min等。异步电动机的转速一般要低2%5%,在功率相同的情况下,电动机转速越低体积越大,价格也越高,而且功率因数与效率较低;高转速电动机也有它的缺点,它的启动转矩较小而启动电流大,拖动低转速的农业机械时传动不方便,同时转速高的电动机轴承容易磨损。得出结论:选用Y180L-4异步电动机,额定功率为22 kW,同步转速为1500 r/min转时转速n0为1470 r/min。由实际实验的出工作电流为40A,电压380V 主轴转速nw =120r/min。查表如图表1-1 部分电动机参数表型号额定功率/kw满载转速电流/A效率/功率因素堵转电流 额定电流堵转转矩额定转矩最大转矩Y160M-411146022.8880.847.02.22.2Y160M-415146030.388.50.857.02.22.2Y180M-418.5147035.9910.867.02.22.2Y180M-422147042.591.50.867.02.22.2Y200M-430147058.892.20.877.02.22.2得及电机的尺寸: 4 图1-1 Y系列三相异步电动机的外形和安装尺寸计算工作功率: P=1.732*I*U* cosp*n (2-1) = 1.732x40x380x0.86x0.915 =20.7kw I工作电流U工作电压Cosp功率因素n电机效率2.3.3 传动装置总传动比及其分配(1)总传动比: i总=n电动/nw=1470/120=12.25r/min (2-2)(2)分配各级传动比跟据课程设计指导书文献4P10表2-3,取蜗轮蜗杆传动比i总=12.25(单级减速器i减速器=1040合理)2.3.4 计算传动装置的运动和动力参数(1)蜗杆蜗轮的转速:蜗杆转速:蜗杆转速和电动机的额定转速相同蜗轮转速: (2-3)主轴转速:主轴的转速和蜗轮的转速相同 n轴=120r/min (2)各轴输入功率:根据课程设计指导书文献4P8表2-2,查得联轴器效率(弹性联轴器)1=0.99滚动轴承效率(一对)2=0.980.995 取2=0.98蜗杆传动效率3=0.70 0.75 取3=0.70蜗杆的功率:P1=P01=20.70.99(联轴器)=20.493 KW蜗轮的功率:p=20.493x0. 7x0.98=14.06kW压辊的功率:p=14.06x0.98=13.777kW(3)计算各轴扭矩 T蜗杆=9550P蜗杆n蜗杆=955020.71470=134.48N.m (2-4) T蜗轮=955014.06120=1118.9N.m T主轴=955013.777120=1096.42N.m2.4 普通圆柱蜗杆传动承载能力设计计算:蜗轮蜗杆设计计算:注: 以下设计参数与公式除特殊说明外均参考由机械设计 第八版主编 濮良贵 纪名刚 , 副主编 陈国定 吴立言 高等教育出版社出版 2006年 第11章蜗杆传动为主要理论依据。文献12.4.1 蜗杆传动类型GB/T 10085-1988.阿基米德蜗杆(ZA)2.4.2 选择蜗轮蜗杆材料及精度等级蜗杆 选40Gr,表面淬火4555HRC;蜗轮边缘材料选择ZCuSn10P1,金属模铸造。从GB/T10089-1988圆柱蜗轮蜗杆精度中选择8级精度。侧隙种类为f,标注为8f GB/T 10089-1988.2.4.3 蜗轮齿面接触疲劳强度设计传动中心距:a3kT2ZEZH2 (2-5)(1)蜗杆上的转矩T2蜗杆T蜗杆=955914.06120=1118.9N.m (2-6)(2)载荷系数K:应工作时轻微振动,故查表11-5文献1知载荷分布不均匀系数K=1,使用系数KA=1.15,由于转速不高,冲击不大,动载系数KV=1.1 故:K=KKAKV=1.15x1x1.1=1.265 (2-7)(3)弹性影响系数ZE铸锡磷青铜蜗轮与钢蜗杆相配,故ZE=160(4)接触系数Z先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值 d1a=0.3, (2-8)查图11-18文献1可查得Z=3.1(5)许用接触应力H蜗轮材料:铸锡磷青铜ZCuSn10P1。金属模铸造。蜗杆螺旋齿面硬度45HRC,表11-7文献1知涡轮的基本许用应力H=268Mpa应力循环系数: N=60jn2Lh=60x1x120x10x300x16=345600000 (2-9)寿命系数: KHV=8107N=0.66 (2-10)则 H=KHNH (2-11)=0.668x268=179Mpa(6)计算中心距a a3kT2ZEZH2=104mm (2-12)取中心距a=200mm,查表11-1选蜗杆头数Z1=4,故从机械设计第八版表文献111-2中取模数m=8,蜗杆分度圆直径d1=80mm,这时d1a=0.4,从机械设计第八版图11-18文献1中可查的接触系数ZZ因此以上计算结果可用。2.4.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与尺寸(1)蜗杆:模数m=8蜗杆分度圆直径d1=80mm分度圆导程角:tan=Z1/q=214805=21.8 (2-13)轴向齿距:Pa=m=3.14x8=25.12mm (2-14)直径系数:q= d1m=10 (2-15) 齿顶圆直径:da1=d1+2ha1=d1+2ha*m= 96mm (2-16) 齿根圆直径:df1=d1-2hf1=d1-2ha*m+c= 60mm (2-17)蜗杆轴向齿厚: Sa=12m=12.56mm (2-18)(2)蜗轮:查表11-2文献1 蜗轮齿数: z2=4变位系数:7x2=am-d1+d22m=-0.375 (2-19)验算传动比: i= Z2Z1= 47/4=11.75 传动比误差为: 12-11.7512100%=2.08%0.9因此不用重算。2.5 轴的设计计算2.5.1输出轴的设计-蜗轮轴(1) 按扭矩初算轴径 a)轴的材料的选择,确定许用应力 以下为轴的示意图 图2-1 涡轮轴查表15-1文献1选用45号钢,正火处理 b=590MPa b1=55MPa b)按扭转强度,初步估计轴的最小直径 查表15-3文献1选A3=110d (2-31) c)轴承和键采用圆锥滚子轴承,并采用凸缘式轴承盖,实现轴承系两端单向固定,轴伸处用C型普通平键联接,实现周向固定。用A型普通平键连接蜗轮与轴。(2) 轴的结构设计 a) 径向尺寸的确定从轴段d1=60mm开始逐渐选取轴段直径。d2起固定作用,定位轴肩高度可在(0.070.1)d范围内, h(0.070.1)d=(4.26)mm,d2与轴承的内径相配合取,d6与d2=70mm,查机械设计课程设计主编许英,北京大学出版社。表11-3文献4选定轴承型号为30314。d3与蜗轮孔径相配合且为便于蜗轮安装。按标准直径系列,取d3=74mm。d4起蜗轮轴向固定作用,由h=(0.070.1)d4=(0.070.1)72=5.047.2mm,取h=6mm,d4=84mm。d5为轴承肩,轴承轴向固定,符合轴承拆卸尺寸,查轴承手册,取d5=80mm。 b) 轴向尺寸的确定为了使联轴器与所选的输出轴最小直径相配合,故需选择联轴器的型号。查机械设计表14-1文献1,取KA=1.5由转速和转矩得Tc=KAT=1.51096.42=1644.63Nm (2-32)按照计算转矩Tc应小于联轴器的公称转矩的条件,查机械设计课程设计表13-3文献4选弹性柱销联轴器HL5,标准孔径d=60mm,即轴伸直径为60mm 。与联轴器相配合的轴段长度,L1=142mm。查机械设计课程设计表14-6文献4,L21由透盖的宽度h1及拆装联轴器的空间以便轴承添加润滑脂的要求端盖右距联轴器h2决定。h1=t+m=1.215+27=45mm,取h2=15mm,则L21=h1+h2=45+15=60mm。L2另一部分L22的大小由轴承宽度与挡油盘的宽度综合考虑传动的可靠性来确定:取挡油盘为8mm,且留有2mm的距离与涡轮相配合,则L22=8+2+35=45mm。则L2= L21+ L22=60+45=105mm。对蜗轮B0.67da1=0.6775.6=50.6mm 取B=50mm 则轮毂宽选b=100mm。取轴长段L3=b-(23)mm=98mm。对定位轴肩L4=1.4h=1.4X6mm=8.4mm,取整则L4=9mm。取L5=9mm30314型轴承其轴承宽度B=35mm,故L6=B=35mm. c) 轴的强度校核 图2-2 轴强度校核图(a)轴的结构与装配 (b)受力简图 (c)水平面的受力和弯矩图 (d)垂直面的受力和弯矩图 (e)合成弯矩图 (f)转矩图 (g)计算弯矩图(3)计算蜗轮受力 a)绘出轴的计算简图(a)图 b)绘制水平面弯矩图(b)图蜗轮的分度圆直径 =302.4mm; 转矩 =蜗轮的圆周力: =2 /302.4=7400.13N (2-33)蜗轮的径向力: (2-34)=7400.13tan20=3693.43N蜗轮的轴向力:Fa2=2T1/d1=2134.48/63=4269.2N (2-35)轴承支反力:2350N (2-36)截面C处弯矩:MH=FNH168mm=159.8N.m (2-37) c)绘制垂直面弯矩图(c)图轴承支反力:1846.7N (2-38) 计算弯矩:截面C左右侧弯矩:Mv=FNv268mm=125.57N.m (2-39) d)绘制合成弯矩图(d)图M=Mv2+MH2=(125.57)2+(159.8)2=203.23N.m (2-40) e)绘制弯矩图(e)图 1118.9N.m (2-41) f)绘制当量弯矩图 (f)图转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化,取0.6,截面C处的当量弯矩为:Mbc=M2+(aT)2=(203.23)2+(0.6x1118.9)2=701.42N.m (2-42)g)校核危险截面C的强度:=Mbc0.1d43=7014200.1823=12.72MPa-1=55MPa (2-43)得出此处是安全的2.5.2输入轴的设计计算-蜗杆轴(1)按扭矩初算轴径a)轴的材料的选择:查表15-1文献1选用45号钢,调质处理,硬度HBS=220,抗拉强度极限B=640Mpa,屈服极限s=355Mpa,弯曲疲劳极限-1=275Mpa,剪切疲劳极限-1=155Mpa,对称循环变应力时的许用应力-1b=60Mpa。b)初步估算轴的最小直径最小直径估算: dminA03p/n=120320.4931470=28.89mm (2-44)轴伸部位安装联轴器,考虑补偿轴的可能位移,选用非金属弹性元件挠性联轴器,由转速和转矩得:=1.59.55020.89/1470=203.57Nm (2-45)查机械设计课程设计主编许英 表13-3选HL2,标准孔径d=48mm,即轴伸直径为48mm 。轴孔长度L=112mmc)轴承和键采用圆锥滚子轴承,并采用凸缘式轴承盖,实现轴承系两端单向固定,轴伸处用C型普通平键联接,实现周向固定。轴的结构设计1)径向尺寸的确定从轴段d1=50mm开始逐渐选取轴段直径。 图2-3 蜗杆结构轴示意图d2起固定作用,定位轴肩高度可在(0.070.1)d范围内, h(0.070.1)d1=(3.55)mm。应取即h=5mm,d2=55mm。为便与轴承的安装,d8=d2=55mm,查机械设计课程设计主编许英,北京大学出版社。表11-3文献4选定轴承型号为30311。d3与d7为轴承肩,轴承轴向固定,符合轴承拆卸尺寸,查轴承手册,取d3=d7=65mm。d5取蜗杆齿顶圆直径 d5=96mm. 取d4=d6=60mm。(2)、轴向尺寸的确定查机械设计课程设计主编许英 表13-3选HL4文献4,轴孔长度L1=112mm,即联轴段长度为112mm。与轴承配合的轴段长度,查轴承宽度为29mm,查机械设计课程设计表14-6文献1,L21由透盖的宽度h1及拆装联轴器的空间以便轴承添加润滑脂的要求端盖右距联轴器h2决定。h1=t+m=1.28+27=36.6mm,取h2=13.4mm,则L21=h1+h2=36.6+13.4=50mm。L2另一部分L22的大小由轴承宽度来确定:且留有2mm的距离与涡轮相配合,则L22=29mm。则L2= L21+ L22=50+29=79mm。L31.4h=1.4X7mm=9.8mm,取整则L3=L7=10mmL8= L22=29mmL5=128mmL4=L6=48mm其他轴段的尺寸长度与箱体等的设计有关,蜗杆端面与箱体的距离取1015mm,轴承端面与箱体内壁的距离取5mm;分箱面取5565mm,轴承盖螺钉至联轴器距离1015mm,轴承环宽度为18mm ,蜗杆轴总长352mm。(3) 蜗杆的受力齿顶圆直径:d1=96mm;转矩: T蜗杆=T1=134.48Nm蜗杆的圆周力:Ff1=2T1d1 =2134.48/0.096=2801.66N (2-46)蜗杆的径向力:Fr=Ff1tan=2801.66tan20=1019.72N (2-47)蜗杆的轴向力: Fa=2T2d2=21118.93.76=595.2N (2-48)3 减速器其余零件及附件的选择及校核计算3.1滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件,轴承预计寿命: 1030016=48000小时3.1.1、计算输入轴轴承(1)已知n1=1470r/min两轴承径向反力: Fr1=Fr2=509.86N (3-1) 初选选定圆锥滚子轴承型号为30311。根据教材P322表13-7得轴承内部轴向力 Fd=Fr2Y =254.93N (3-2)(2)计算轴向载荷Fa1、Fa2因为Fd1+Fae=Fd2 Fa=595.2N故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端Fa1=Fd1=254.93N Fa2=Fd2=850.13N(3)求系数x、y Fa1/Fr1=254.93N /509.86N =0.5 (3-3)Fa2/Fr2=850.13N /509.86N =1.67根据教材P321表13-5文献1得e=0.68Fa1/Fr1e x2=1 y1=0 y2=0(4)计算当量载荷P1、P2根据教材P321表13-6文献1取fP=1.1根据教材P320式13-8a文献1得 P1=fP(x1Fr1+y1Fa1)=1.1(1509.86+0)=560.84N (3-4)P2=fp(x2Fr1+y2Fa2)=1.1(1509.86+0)= 509.86N(5)轴承寿命计算由于P1=P2 故取P=509.86N因为圆锥滚子轴承=10/3根据手册得30311的Cr=23000N由教材P320式13-5a得Lh=16670/n(ftCr/P)=16670/1470(123000/509.86)3 (3-5)=3216949974h48000h预期寿命足够3.1.2 计算输出轴轴承(1)已知n=120r/min Fa2= 4269.2N, FR=FNH1=2350N试选30313圆锥滚子轴承根据教材P322表13-7文献1得Fd=Fr2Y,Fd1=Fd2=Fr2Y=1175 N(2)计算轴向载荷FA1、FA2Fd1+Fa2=Fd2 Fa2= 4269.2 N所以任意用一端为压紧端,1为压紧端,2为放松端两轴承轴向载荷:FA1=1175NFA2= Fd1+Fa2=5444.2N(3)求系数x、yFA1/FR1=1175/2350=0.5FA2/FR2=5444.2/2350=2.31根据教材P321表11-8文献1得:e=0.68FA1/FR1e x2=1 y2=0(4)计算当量动载荷P1、P2根据表P321表13-6取fP=1.1根据式13-8a得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.1(12350)=2585NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.1(12350)= 2585N (5) 计算轴承寿命LHP1=P2 故P= 2585 =10/3根据手册P71 30313圆锥滚子轴承Cr=30500N根据教材P320 表13-4文献1得:ft=1根据教材P320式13-5a文献1得Lh=16670/n(ftCr/P)=16670/54.68(130500/1854.743)3 =1355674.4h48000h此轴承合格,预期寿命足够。3.2 键连接的选择及校核计算3.2.1 联轴器与输出轴连接采用平键连接轴径d1=60mm,L1=142mm查机械设计课程设计表10-1 文献4选用C型平键,得:b=18 h=11 L=110即:GB/T 1096-2003键C1811110 l=L1-b=142-18=124mm T3=1096.42Nm 根据机械设计P106式6-1文献1得 p=4T3/dhl=41096420/(6011124) (3-6) =53.59Mpap(110Mpa)3.2.2 蜗轮与输出轴连接采用平键连接轴径d3=72mm L4= 68mm T2=1118.9Nm查机械设计课程设计表10-1文献4 选A型平键,得:b=20 h=12 L=70即:GB/T1096-2003键201270 l= L4-b=68-20=48mm p=4 T2/d3hl=41118900/(721248)=107.91Mpap(110Mpa)3.2.3 输入轴与联轴器连接用平键连接轴径d1=50mm L1=112mm T1=N.m查机械设计课程设计表10-1文献4选用C型平键,得:b=14 h=9 L=90即:GB/T1096-2003键14990l=L1-b=112-14=98mm 根据机械设计P106(6-1)文献1式得p=4 T1/d1hl=4134480/(50998)=12.19Mpa12m/s的齿轮减速器不宜采用油池润滑,因为:1)由齿轮带上的油会被离心力甩出去而送不到啮合处;2)由于搅油会使减速器的温升增加;3)会搅起箱底油泥,从而加速齿轮和轴承的磨损;4)加速润滑油的氧化和降低润滑性能等等。这时,最好采用喷油润滑。润滑油从自备油泵或中心供油站送来,借助管子上的喷嘴将油喷人轮齿啮合区。速度高时,对着啮出区喷油有利于迅速带出热量,降低啮合区温度,提高抗点蚀能力。速度u20心s的齿轮传动常在油管上开一排直径为4mm的喷油孔,速度更高时财应开多排喷油孔。喷油孔的位置还应注意沿齿轮宽度均匀分布。喷油润滑也常用于速度并不很高而工作条件相当繁重的重型减速器中和需要用大量润滑油进行冷却的减速器中。喷油润滑需要专门的管路装置、油的过滤和冷却装置以及油量调节装置等,所以费用较贵。此外,还应注意,箱座上的排油孔宜开大些,以便热油迅速排出。 蜗杆圆周速度在10m/s以下的蜗杆减速器可以采用油池润滑。当蜗杆在下时,油面高度应低于蜗杆螺纹的根部,并且不应超过蜗杆轴上滚动轴承的最低滚珠(柱)的中心,以免增加功率损失。但如满足了后一条件而蜗杆未能浸入油中时,则可在蜗杆轴上装一甩油环,将油甩到蜗轮上以进行润滑。当蜗杆在上时,则蜗轮浸入油中的深度也以超过齿高不多为限。蜗杆圆周速度在10ms以上的减速器应采用喷油润滑。喷油方向应顺着蜗杆转入啮合区的方向,但有时为了加速热的散失,油也可从蜗杆两侧送人啮合区。齿轮减速器和蜗轮减速器的润滑油粘度可分别参考表选取。若工作温度低于0,则使用时需先将油加热到0以上。蜗杆上置的,粘度应适当增大。3.5 箱体及
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