机械毕业设计56螺旋式制棒机设计说明书

目录一设计任务书（1）二前言（2）三电机的选择（5）四传动零件的设计计算（6）五轴的设计计算及校核（10）六螺杆和套筒的设计计算（20）七轴承的选择和计算（25）八键、销连接的选择和校核（28）九箱体的设计（30）十润滑和密封的选择（32）十一传动装置的附件及说明（32）十二设计小结（33）十三参考文献（34）一设计任务书设计题目螺旋挤棒机传动系统设计工作简图1234651料斗螺旋轴传动系统联轴器5电动机6出棒口图11工作简图技术要求螺杆将松木等木屑挤压成圆木棒，挤棒长度L500MM时，停止两秒，由切刀将木棒切断，传送带将木棒运走。主要参数出棒口直径D45MM挤棒长度L500MM生产率125根/H电机功率P15KW设计要求1拟定机构系统总体运动方案,画出系统运动方案简图，完成论证报告。2完成传动系统或执行系统的结构设计，画出传动系统或执行系统的装配图。3设计主要构件和零件，完成1张装配图和3张零件工作图。4编写设计说明书。二前言植物细胞中除含有纤维素、半纤维素还含有木质素（木素），木素是具有芳香族特性的结构单体，为丙烷型的立体结构高分子化合物。在阔叶木、针叶木中木素含量为2732（干基），禾草类木素含量为1425。虽然在各种植物中都含有木素，但它们的组成、结构并不完全一样。木素属非晶体，没有熔点但有软化点，当温度为70110时粘合力开始增加，木素在适当温度下（200300）会软化、液化，此时加以一定的压力使其与纤维素紧密粘接并与相邻颗粒互相胶接，冷却后即可固化成型，因此采用热压法成型秸秆（或木屑）燃料可不用任何添加剂、粘接剂，大大降低了加工成本，而且利用木素软化、液化的特点，适当提高热压成型时的温度有利于减小挤压动力。生物质成型燃料就是利用这一原理以生物质固化成型机经热挤压制得的。螺旋制棒机的工作原理就是利用电机的带动螺杆快速旋转，用自身的螺旋将木屑挤入套筒，木屑在套筒内受到高温，其中的木质素成分软化，黏合能力增强，加之螺杆螺旋的高强度挤压，最终得到得到高密度高硬度的成型棒。图21工作原理螺旋制棒机制棒机的电机的输出轴与传动皮带的一端相连接，传动皮带的另一端与主轴的一端相连接，主轴与螺旋形的推进器以榫接相连，进料斗固定在料斗座的上部并与料斗座座体内沿主轴轴向设置的轴向通孔相连通，在料斗座的轴向通孔孔端座壁处沿主轴轴向连接固定有设置内孔的成型套筒，推进器设置在料斗座座体内的轴向通孔和成型套筒内孔中，主轴和推进器的两旋转轴心线与料斗座座体内轴向通孔和成型套筒的内孔的两孔轴心线设置在同一轴心连线上。图22总体结构方案当电机电源接通后，电机转动，经传动皮带传动而带动主轴旋转，主轴带动推进器旋转，推进器的螺旋形结构旋转挤压由进料斗进入料斗座的轴向通孔腔内的木渣,，而连续不断地挤压制作出一根根紧实合格的半成品碳棒，半成品碳棒从成型套筒内孔挤出。温控颗粒原料加热软化高压成型薪棒由于成型螺杆的工作环境极端恶劣，使得螺杆使用寿命很短。物料的压缩是螺杆和出料筒配合完成的，即螺杆的几何尺寸和出料筒几何尺寸必须在一定的范围内才能在较快的挤出速度下获得较大密度的成型燃料。螺杆是在较高温度和压力下工作的，螺杆与物料始终处于干磨擦状态，导致螺杆的磨损非常快。当螺杆磨损到一定程度时，螺杆与出料筒失去尺寸配合，成型就无法进行。因此，压缩区螺纹的磨损决定了螺杆的使用寿命，螺杆的使用寿命成为生物质固化成型设备和技术实用价值的决定性因素。所以我们采用以下措施来解决螺杆的磨损1螺杆前端磨损后可修复使用，损坏后可更换。1螺杆2销3螺杆前端图23可更换的螺旋头2提高螺杆前端的耐磨性能。同时，根据文献8生物质固化成型的最佳条件为物料含水率为610，成型温度为240260，螺杆与套筒间隙为56MM，根据条件我们进行了设计。C三电机的选择设计内容计算及说明结果三相异步电动机的选择给定电机功率P15KW查文献1表914常用电动机的特点及用途选择Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机性能效率高，耗电少，噪声低，振动小，体积小，重量轻，运行可靠，维修方便。为B级绝缘。结构为全封闭、自扇冷式，能防止灰尘、铁屑、杂物侵入电机内部。冷却方式为IC0141。多用于灰尘多、土扬水溅的场合。工作条件额定电压为380V，额定频率为50HZ环境温度不超过40海拔不超过1000M联结工作方式为连续使用（SI）查文献1表915Y系列（IP44）三相异步电动机技术数据电机型号Y160L4额定功率15KW转速1460R/MIN电流303A效率885功率因数085额定转矩23NM四传动零件的设计计算设计内容计算及说明结果带传动的设计计算1确定设计功率D参考文献4表3311传动带的类型、特点和应用选择普通V带，应用于转速V，P轴间距小SM/30/2510,7IKW的传动查文献1表2122机械传动效率的概略数值095查文献1表915Y系列（IP44）三相异步电机技术数据885电动机0841电动机总1508411262总0KW查文献4表3311212A1212621514AD1262KW1514DK2选定带型3粗略计算传动比0I4确定小带轮的基准直径1D5确定大带轮了直径2D6实际传动比I7确定皮带轮带速V8定轴间距和带的基0A准长度DL小带轮转速1460R/MIN，1N根据和查文献4图3312选择带型为B型D1160200MM1大带轮转速2N小带轮转速1小带轮的节圆直径2D大带轮的节圆直径1弹性滑动率。通常001002取0013880I21N12D37640查文献2表3318V带的基准直径系列选定200MM，1D（1）388200（1001）2DI176824MM查文献2表33118得800MM2D412D1528M/S06NP0614307（）21D20A1D23880I21N200MM1D800MM2D4I1528M/SV70020000A900MM09计算实际轴间距A10计算轴间距的变动范围MINA11计算小带轮的包角112确定V带的根数Z0720080022008000A70020000取900MM2（）0DLA21D20214AD2900（200800）433470MM9082查文献2表3317普通V带的基准长度系列（摘自GB/T115441997），选3550DL0A20DL900940MM3475DLA01MIN9400015355088675MMD3AX940003355010465MM35780121AD1434394一般小轮的包角不应小于120所以满足要求1查文献2表33117单根V带传递的额定功率KW351传动比的额定功率增量1IP3470MM0DL3550MMDL965MMA8975MMMINA1100MM143371满要求13单根V带的预紧力和0F轴压力根据带型，和，查表331171NIDB型1460，4得出0461PKW查文献2表33113，得（小带轮包角修正系数）091查文献2表33115，得（带长修正系数）L110V带的根数LDKP127709460135为整数取3根ZV带每米长的质量，查文献2表33114，得017KG/MQ20152QVZPKFD2081570834932823N2SIN10ZF43I38186994NZ3NF2380NF94861图41大带轮五轴的设计计算及校核轴的结构示意图图51轴结构图轴受力简图垂直面受力图弯矩图转矩受力图转矩图图52轴的受力分析设计内容计算及说明结果1选择轴的材料、热处理方式，确定许用应力2初步计算轴径MIND3计算AD4计算BD5计算CD6计算DD计算轴各段直径选择轴的材料为45优质碳素结构钢（最常用），调制处理，查文献2表3811材料力学性能数据为650MPA,360MPA,270MPA,BS1155MPA,E215X10MPA。15查文献4表3831初步计算轴径，由于材料为45钢，查文献2表3832得A118,1/4。A118MIND3/P1/3439MM365412考虑该轴主要承受扭矩，将轴改成空心轴。在A段，轴外伸，所以在A段不受力，圆整后轴端用大螺母夹紧，查文献3表25161取42MM，15MM，退刀槽直径AAD35MM。是A端内径,是A端的外径D考虑装皮带轮的加键需将其轴径增加45故取锥形轴的小端直径39（105）41MM，在B段,圆整后，15，50MMBDB在C段，2A200701CDD575MM因必须符合轴承密封元件毡圈油BC封的要求查文献3表2989取60MM,C15MMC在D段，15MM63MM，必须与DDCDD轴承内径一致,圆整后65MM,查文献4表D轴45650MPAB360MPAS270MPA1155MPAE215X10MPA539MMMIND40MMAD50MMB60MMCD65MMD7计算ED8计算FD9计算H10计算GD11计算I1计算AL2计算B3计算C39223,圆锥滚子轴承型号为30213,15MMD在E段，15MM70MM因轴还需要承EDD受轴向载荷且轴向载荷比径向载荷大,采用50000型与60000型轴承组合分别承受轴向及径向载荷。查文献4表39226，单向推力球轴承型号为51314。70MM20MMEDED在F段，为单向推力球轴承的安装尺寸，查文献4表39226得103MM，20MM。FMINDFD在H段，70MM，查文献4表39214HDE选球轴承型号为6214空心处为与螺杆铆接的六棱形边长A20MM退刀槽直径为45MM。在G段，为球轴承的安装尺寸84MM，GDAD20MM。D在I段，H段的球轴承和轴是过盈配合，为了保证球轴承的安装精度，I段的直径要略小于H段的直径，取68MMID计算轴各段长度在A段，查文献3表25161,3491136MM,包括3MM的退刀槽L在B段，（152）大端100MM，BBD在C段，毡圈式密封L，查文献3表2989CL取12MM，取L10MM，所以22MM。C70MMED103MMFD70MMH84MMGD68MMID20MMAL100MMB22MMCL4计算DL5计算E6计算FL7计算G8计算H9计算LI1轴上受力分析在D段，LD，查文献4表39223圆锥滚子1T轴承的宽度2475MM，取25MMDL在E段，采用油润滑5MM，查0E2T0L文献4表39226推力球轴承44MM，所以2544201250MM。EL2T0在F段，考虑径向推力，所以取宽一些，35MM。F在G段，一般取35MM之间,所以取3MMGLB查文献4表39214的轴承宽度得B24MM,H所以B24MML视与螺杆铆接部分而定取76MM其中退刀ILI槽5MM轴强度的校核轴传递的转矩329722954NTMIN/365129RKWN皮带轮的轴压力1870N画垂直受力图求支点反力0318021FMTZ得NF6531做弯矩和转矩图MNFMTD2158325MMD250MME35MMFL3MMG100MMHL76MMINMT7329NF651328NMMD15T3809442轴的强度校核T380944MN确定危险截面根据轴的结构尺寸及弯矩图、转矩图、截面C处转矩较大直径又较小、截面A、B处弯矩较大、直径又较小。计算A、B、C处的当量弯矩、转矩引起的为脉动循环变应力取A06AT06329700197820CMMN199554B212FAT199881A较核轴的强度由45钢650MPA，查文献5机械设计表B27用插值法得60MPA。B1A截面/W式中W为抗弯断面系数。AAM查文献4表38315得W011（/D）3D04011（15/65）6527385MM3199881/2738573MPAAB1B截面WMM4307270143MPAB865439B1C截面W3432570MC25710A、B、C三截面均安全。CM197820MNB199554AM199881MNA截面73MPAAB截面MPAB865C截面PAC87安全系数校核计算A截面查文献4公式3832MAKS1由于是对称循环弯曲应力，故平均应力0；M45钢弯曲对称循环应力时的疲劳极限，查1文献4表3811得270MPA；1正应力有效应力集中系数，查文献4表K3836插值法得189；表面质量系数，轴经车削加工，查文献4表3838用插值法得092；尺寸系数，查文献4表38311得081。MAKS10186092789切应力幅PMWT28347291W抗扭断面系数，查文献4表38315得PMDP834760152403MPA9398SWP38847833MMPAM94MKS1式中45钢扭转疲劳极限查文献4表38111得155MPA；切应力有效应力集中系数，查文献4表38K36得159；同正应力情况；,平均应力折算系数，查文献4表38313得，021。MKS15139420819205轴A截面的安全系数，查文献43831确定S743CS229853查文献4表3834可知，S1825，故SS该轴A截面是安全的。B截面查文献4公式3832MAKS1由于是对称循环弯曲应力，故平均应力0；M45钢弯曲对称循环应力时的疲劳极限，查1文献4表3811得270MPA；1513SS743SA截面安全正应力有效应力集中系数，查文献4表K3836插值法得189；表面质量系数，轴经车削加工，查文献4表3838用插值法得092；尺寸系数，查文献4表38311得081。MAK应力幅PMWT2347291W抗扭断面系数，查文献4表38315得PWMD5476916520120343MPAM79MKS1式中45钢扭转疲劳极限查文献4表38111得155MPA；切应力有效应力集中系数，查文献4表38K36得159；同正应力情况；,平均应力折算系数，查文献4表38313得，021。MKS12310892051轴B截面的安全系数，查文献43831确定S8CS2298查文献4表3834可知，S1825，故SS该轴B截面是安全的。C截面查文献4公式3832MAKS1由于是对称循环弯曲应力，故平均应力0；M45钢弯曲对称循环应力时的疲劳极限，查1文献4表3811得270MPA；1正应力有效应力集中系数，查文献4表K3836插值法得189；表面质量系数，轴经车削加工，查文献4表3838用插值法得092；尺寸系数，查文献4表38311得081。MAK截面是安全切应力幅PMWT21W抗扭断面系数，查文献4表38315得PMDP5074217023410MPAM89MKS1式中45钢扭转疲劳极限查文献4表38111得155MPA；切应力有效应力集中系数，查文献4表38K36得159；同正应力情况；,平均应力折算系数，查文献4表38313得，021。MKS1641775321089205轴A截面的安全系数，查文献43831确定S8CS2298617C截面是安全的查文献4表3834可知，S1825，故SS该轴C截面是安全的。六螺杆和套筒的设计设计内容计算及说明结果1螺纹升角的计算根据螺杆的受力情况，选用3/30锯齿形螺纹，它综合了矩形螺纹效率高和梯形螺纹牙根强度高的特点。螺杆的轴向力F100000N螺杆的螺纹大径D60MM，螺杆的螺纹小径D40MM，螺杆的螺纹中径50MM，螺杆顶部直径10MM,牙型角1D2D33，螺杆总长L685MM，螺纹的线数N1螺纹牙的受力分析图61螺纹牙的受力分析设螺旋升角为，为摩檫力FFFCOS2F02取02F2TAN21的临界值FFFF1220TAN30ARCTN153取22螺纹的螺距P3螺纹牙根部厚度B及牙顶厚度X4螺纹牙的强度校核取12为了便于加工153图62螺纹升角PTAN31450TAN123337MM1DB075P07533372503MMXBHTAN3HTAN301873MM图63螺纹牙查文献1表3230，45号钢的许用拉应力600MPA根据第四强度理论得和的关系是34641360PA剪切强度条件P3337MMB2503MMX1873MM34641MPA31815螺杆材料的选用6套筒的设计6104325401FBD318134641MPAA弯曲强度条件MF1000001000NM2DD26310W6B5014391967213M93BWM91067250835083PA100B螺杆主体部分选用45号钢；螺杆头部分选用CRWMN（淬火、低温回火）。AB5083BMPA100B满足强度要求7棒料的形状C图64套筒图65棒料形状每根棒料的体积0VLA501430261754M制棒机每小时的产量为125根，所以每小时的生产的棒料体积410751255134HVZ060310M螺杆每转一圈所输送的物料体积PLHBXPDDQ21412501371827460171776690M螺杆每小时所输送的物料体积60351679NQH0V361754MHV513310M3109376M物料的压缩比1943HVQ3345Q3610754MHQ3109376M194螺杆的结构图65螺旋推杆七轴承的选择和校核设计内容计算及说明结果1寿命计算（1）选轴承型号NF0000基本额定静载荷RC0基本额定动载荷R极限转速LIMN（2）计算当量动载荷（3）寿命的HL计算2静载荷验算（1）极限转速验算圆柱滚子轴承的校核由轴颈直径及载荷性质（忽略轴向力）查文献4表39219查文献4表39219查文献4表39219查文献4式3934BRPF12386RFN由文献4式39312H6018PCN式中C基本额定动载荷（）；P当量动载荷；寿命指数球轴承3，滚子轴承310N轴承转速N365R/MIN由文献4式39314RP0F由文献4式39314R0载荷系数查文献4图39221F载荷分布系数查文献4图392324800R/MINLIM21NF465KNRC039KNR4800R/MINLIMN2386RPN4607094HHL2386RC011F124800R/MINN1选轴承型号51314基本额定静载荷RC0基本额定动载荷R极限转速LIMN2计算当量动载荷3寿命的计算HL4静载荷验算5极限转速验算1选轴承型号6214基本额定静载荷RC0单向推力球轴承由轴颈直径及载荷性质查文献4表39226查文献4表39226查文献4表39226查文献4式3935BAPF100KAFN由文献4式39312H6018PCN式中C基本额定动载荷（）；NP当量动载荷；寿命指数球轴承3，滚子轴承310N轴承转速N365R/MIN由文献4式39314AP0F载荷系数查文献4图39221F载荷分布系数查文献4图392321200R/MINLIM21NF3深沟球轴承由轴颈直径及载荷性质（忽略轴向力）查文献4表39214340KNRC0148KNR1200R/MINLIMN100KAPN14795HHL100KNRC011F121200R/MINN680KNRC0基本额定动载荷RC极限转速LIMN2计算当量动载荷3寿命的计算HL4静载荷验算5极限转速验算查文献4表39214查文献4表39214查文献4表39214查文献4式3934BRPF351565RFN由文献4式39312H6018PCN式中C基本额定动载荷（）；NP当量动载荷；寿命指数球轴承3，滚子轴承310N轴承转速N365R/MIN由文献4式39314RP0F载荷系数查文献4图39221F载荷分布系数查文献4图392322900R/MINLIM21NF105KNRC2900R/MINLIMN51565RPN311867HHL51565RC011F122900R/MINN八键、销联接的选择和校核设计内容计算及说明结果1电动机上键的类型及其尺寸选择2验算挤压强度3确定键槽尺寸及相应的公差主动轴外伸端处键的校核轴与小带轮采用键联接，传递的转矩为TI9812NM，轴径为D142MM，轴长L1110MM。带轮材料为铸铁，轴和键的材料为45号钢，有轻微冲击带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择A型平键联接。根据轴径D42MM，查文献5表861查得键宽B12MM，键高H8MM，因轴长L1110，故取键长L50将LB，K05H代入公式得挤压应力为L2582MPA，PDLT250384193查文献6机械设计表131，轻微冲击时的许用挤压应力100120MPA，P，P故挤压强度足够。查文献5表861查得轴槽宽为12，极限偏差，轴槽深T50MM，043极限偏差。毂槽深T133MM，极限偏差为，2020毂槽宽为12，极限偏差为MM250键BH128键长L50MM2582MPAP强度足够1主轴外伸端处键的类型及其尺寸选择2验算挤压强度3确定键槽尺寸及相应的公差1销的类型及材料、尺寸选择2销联接的强度校核主轴与大带轮的键联接轴与大带轮采用键联接，传递的转矩为T2392NM，轴径为D150MM，轴长L1100MM。带轮材料为铸铁，轴和键的材料为45号钢，有轻微冲击选择A型平键联接。根据轴径D50MM，查文献5表861查得键宽B14MM，键高H9MM，因轴长L1100MM，取键长L80MM将LB，K05H代入公式得挤压应力为L528MPA，PDLT250690133查文献6表131，轻微冲击时的许用挤压应力100120MPA，P，P故挤压强度足够。查文献5表86查得轴槽宽为14，极限偏差，轴槽深T55MM，043极限偏差。毂槽深T138MM，极限偏差为，2020毂槽宽为12，极限偏差为MM250螺杆销联接的校核查文献3表25341选择弹性圆柱销，用于有冲击、振动的场合；选择65MN，热处理后硬度为420560HV，表面氧化处理,查文献1表3231得MPA10；PA50查文献3表2547，根据螺杆直径，选ML4键BH128键长L50MMP挤压强度足够弹性圆柱销65MNML40D6择销长度，公称直径MD6，最小ML40剪切载荷2604KN；销孔公差带为H12查表2542按销的抗剪强度校核3542MPAZDR强度足够九箱体的设计图91箱体设计内容计算及说明结果1箱体毛坯的选选择铸造毛坯，铸铁铸造性能好，易于切削加工，择2铸造箱体的壁厚3加强肋的壁厚厚度T4铸造斜度5铸造外圆角6铸造内圆角7轴与箱内壁间的距离8挡盘螺钉的直径及数目9法兰盘螺栓直径及数目10料斗螺栓的直径及数目11隔板联接螺栓的直径及数目12轴承盖螺钉及数目13箱体的其他结构尺寸吸振能力强查文献6表171，按式（171）计算N，302HBLL1720MM，H1030MM，B1560MM，所以NMM，0123015672式中N（MM）为当量尺寸，L、B、H为箱体的长、宽、高（MM）查文献6表171，得箱体壁厚T16MM。为了改善箱体的刚度，最常用的措施是在箱壁上设置加强肋。肋的厚度一般取为有关壁厚的08倍。即128MM。T查文献5表89，斜度201HA查文献5表811，；R2MM9查文献5表812，；R6MM0开槽盘头自攻螺钉，N4MDA94六角头螺栓全螺纹M16，N4开槽平端紧定螺钉M8，N4六角头螺栓全螺纹M16，L110，N1M8，N4，根据传动件、轴、轴系部件结构按经验设计关系在装备草图的设计和绘制过程中确定N201MMT16MM128MMT201HA，R29MMR6MMM12DA94M16M8M16M8十润滑和密封设计内容计算及说明结果1润滑2密封采用人工加脂润滑此润滑方式可直接在需要润滑的部件作出加