机械毕业设计（论文）-CBJ-60水泥拆包机设计【全套图纸】

毕毕 业业 设设 计（论计（论 文）文） 题题 目：目： CBJ-60 水泥拆包机设计 学生姓名 指导教师 二级学院 龙蟠学院 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 M09 机械设计制造及其自动化 学 号 0921503028 提交日期 11 年 05 月 08 日 答辩日期 11 年 05 月 13 日 金陵科技学院学士学位论文 目录 I 目目 录录 摘 要II Abstract .III 1 绪 论.V 11 前言V 12 水泥拆包机设计方案比较与选用 1 2 传动部分设计5 21 系统传动比的计算5 22 同步齿轮的设计计算6 23 高速级传动齿轮设计9 24 带轮传动的设计10 25 带轮轴的设计13 3 拆包机构设计20 31 滚筒20 33 滚筒从动轴的设计28 4 输送机构的设计33 41 输送机的选取及布置形式 33 42 主要部件33 5 结 论35 参考文献36 金陵科技学院学士学位论文 摘要 II CBJ-60 水泥拆包机设计 摘 要 水泥拆包机主要应用于各种建筑工地,它是混泥土制作过程中的一个环节,主要与其它 设备配合使用,如:水泥袋打包机、螺旋输送泵等.水泥拆包机的主要任务实现与袋的完全 分离,为混泥土搅拌机提供原料.本文主要内容如下: 系统传动部分设计系统传动部分设计 系统传动部分主要包括带论传动、高速级齿轮传动、和同步 齿轮传动.带论传动用于传递动力源,它的小轮端与电动机联接,大轮端与带轮轴联接;高 速级齿轮传动用于传递工作所需的力和速度,小齿轮与带轮轴联接,大齿轮的与一个滚筒 轴联接,同步齿轮传动用于实现一对滚筒同时工作，其中一个齿轮即高速级传动中的大齿 轮起换向作用. 拆包机构设拆包机构设 拆包机构的核小部分即为一对滚筒的,辅助部分有导轨机构和退袋机构.滚 筒主要采用滚轮挤压与刀片划缝式的结合；导引机构、退袋机构是一条条钢筋联编而成, 位于滚轮下方和右册实现水泥袋有一定的完整性. 输送机构设计输送机构设计 输送机构是重要的辅助机构,它主要功能是将水泥输送到一定的高度,然 后靠自身重力形成水泥袋与滚筒之间的冲击力,从而更好地破袋.它的主要组成部分是驱 动装置(电动机和传动滚筒)输送带和支撑托辊. 关键词关键词 水泥拆包机 拆包机构 滚筒 导引机构 退袋机构 输送机构 金陵科技学院学士学位论文 摘要 III 全套图纸，加 153893706 金陵科技学院学士学位论文 abstract III CBJ-60 charter cement demolition Abstract Bale breaker of cement is mainly applied to all kinds of building site. It is mainly utilized in the process of manufacturing, certainly which is only one step. And it is usually used with other equipments, such as baling press of cement, Conveying screw pump ,etc. The function of Bale breaker of cement is to realize that the cement is apart from the bag which is used to hold the cement, and provide the raw material for the pudder mixer. The contents of the booklet of direction is mainly as follows: The design for the transmission system The design for the transmission system mainly include that the belts transmission ,the super-speed gears transmission and the equal-speed gears transmission. The belts transmission is mainly used to deliver the motive power, and the end of the bigger wheel links with Electric motor ,then the end of the bigger wheel links with the belt shaft; The super-speed gears transmission is mainly use to transmission the power and speed that the function need, which the smaller gear links with the belt shaft and the bigger gear links with the roller stalk; The equal-speed gears transmission is mainly used to realize a pair of roller stalks work at the same time, and one of the gears that is used in the super-speed gears transmission also changes the direction. The design for Bale breaker of cement mechanism The core of the Bale breaker of cement are a pair of roller stalk, and the auxiliary mechanisms are the lead organ and the recede bag organ. The roller stalks are designed by combining the Blade-crevasse type and the wheel-press type. The recede bag organ of which is placed at the right and the lead organ are made by rods of reinforcing bars which is located under the roller stalks. They can make the cement and the bags separated completely and can keep the bags integral. The design for Transmission mechanism Transmission mechanism is a kind of more important auxiliary mechanism. Its main function is to convey the cement bags to some height, then let them fall by its weight forming a type of punch power between cement bags and roller stalks which Can prompt the bags to be divided well. Transmission mechanism is composed of 金陵科技学院学士学位论文 abstract IV the motive debice(electric motor and conveying roller) ,the conveying belt and the sustaining base. Key Words Bale breaker of cement Bale breaker mechanism Roller stalk The lead organ The recede bag organ Transmission mechanism 金陵科技学院学士学位论文 绪论 V 1 绪 论 11 前言 在国民经济迅速发展的今天，建筑行业又了空前的发展。各种大大小小的建筑工程多 都要用到水泥。而通常水泥有两种来源，一种是直接从水泥厂直接拖运的散装水泥，另 一种是袋装水泥。前一种情况方便用于当地有水泥厂的大中小型工程，其它情况都得用 袋装水泥。在全国范围内有水泥厂得城市并不多，所以许多地方还得用袋装的水泥。 在小型工程中，水泥用量比较少，可以使用人工拆抱，在那些大中型工程中，人工 拆抱几乎难以满足。第一是速度跟不上，第二是需要很多劳动力，这样袋装水泥拆抱就 成为了建筑行业的一大难题，而且现在市场上仅缺这类型的产品。 以上看来，水泥拆抱机在国内市场有很多的需求，而随着中小城市大型建筑工程的兴 起，水泥拆抱机的需要量还会进一步的扩大。 在国际上，有许多小型国家没有大型的水泥厂，有时大型的建筑工程需要进口袋装 水泥，这样袋装水泥在那样的国家也有广阔的市场，所以水泥拆拆抱机在国际市场也有 相当的需求。 水泥拆抱机减小了工人的劳动强度，减少了工程建设费用，并且是工程建设自动化实现 的一个重要环节。 金陵科技学院学士学位论文 1-2 水泥拆包机设计方案比较与选用 1 12 水泥拆包机设计方案比较与选用 于是本设计只能从三方面技术参数入手，寻找一条最佳的结合点。 拆抱机的设计从总体上分，大概可以分两类，即刀片划缝型和滚轮挤压型。刀片划缝 型具有拆抱速度快，拆抱完整性好等优点，但其分离效果不好，而且机器比较复杂，体 积也偏大。而滚轮挤压型具有拆抱速度快，分离效果好等优点，但易破坏袋子的完整性。 综合以上论述，拟定如下几套方案： 方案一，采用单刀划缝型，其工作过程如下： 先通过带式输送机把水泥袋运送到一定的高度，然后通过自身重力从一个斜坡上滑下， 在斜面上有一把突起的尖刀，把水泥袋下面划一条缝，水泥袋继续下滑，进入 V 型槽上， 水泥经过刀锋从槽下漏掉，水泥袋继续滑过 V 型槽，从而实现水泥和袋的分离。此方案 优点是结构简单，功率小。其缺点是体积大，拆包效果不好。这个方案中，机器的主体 不使用动力，水泥袋完全靠自身的重力来完成拆包过程，这就决定水泥袋必须有一定的 重力势能才能完成拆包过程。此方案中有三处不太可靠的地方：一是，水泥袋滑过斜坡 时有可能被到卡死，或者没被处划破。二是，经过 V 型槽时，水泥有可能倒不干净。三 是，水泥袋有可能划不过 V 型槽而停留在中途这样会影响下一袋的拆包。基于上述几点 不足之处，现将方案该为方案二。 方案二: 针对方案一中斜坡上破袋效果不好,现把斜坡面改为垂直的,静止的刀改为转动的滚刀,这 样袋子不会被卡死,即使卡死也会被转动的刀慢慢破开,这样带来的缺点是在主机中增加 了一个动力,而且刀容易坏,改进的第二个地方是 V 型槽上增加一个震动机构,这样可以增 加水泥袋通过 V 型槽的能力,也增加了水泥的落袋能力,这样做同样也会使机械变得复杂, 不易于维修,机器的拆包速度不能够变得很快。这样虽然水泥和袋的分离效果有所改善, 但效果不是很好,于是把方案二中的分离装置进一步改善成方案三。 方案三: 水泥袋经过带式输送机运输到一定高度,经过一个竖直的方筒,方筒中有两把滚刀,布 置在较宽的两个面中间,水泥袋经过时会在较宽面的长度方向上划开两条缝,水泥袋继续 下滑,遇到如图 1-1 所示的装置。 金陵科技学院学士学位论文 1-2 水泥拆包机设计方案比较与选用 2 图 1-1（装置示意图） 水泥袋在自身重力和冲击力作用下,会使袋底破开,那条三角形横杆上面也可以做成锯齿 状,以便更好地破袋,被破开的水泥袋被三角形的侧面为条状的三角分离板分成两半,水泥 会顺利地掉下。接下来要取出水泥袋,如图 1-2 所示,可以在分离板两边加一对针辊,以便 把水泥袋揪出,但这样有可能会把水泥袋撕烂。于是又把图改进为如图 1-3 所示,让袋子 从一边出来,这样也有利于水泥袋的统一装运。 图 1-2 装置系统图 图 1-3(改进后系统图) 这个方案用竖直方筒代替了方案二中的斜面滑槽,用滚筒挤压代替了 V 型槽,从而使机器 体积大大减小,性能也有一定的提高,但机器还是存在不可靠的地方,如水泥袋落下经过冲 击横杠时,有可能不被破开,从而使下一个水泥袋无法被破开,使机器无法正常工作,所以 此方案也不够成熟,于是进一步改进成方案四。 方案四: 此方案属于滚轮挤压型,工作流程如下: 水泥袋经过输送机输送到一定的高度,然后垂下落,经过一对齿辊把水泥袋挤烂,下落到一 个倾斜条形的网状物体上,水泥从网隙间落下,水泥袋沿斜网滑出,从而实现水泥和袋的分 离,示意图如图 1-4 所示。 水泥袋 分离板 角型横杠 金陵科技学院学士学位论文 1-2 水泥拆包机设计方案比较与选用 3 图 1-4（方案五示意图） 为了能有更好的破袋效果,可以把一边的齿辊换成螺纹辊,这种方案的优点是,机器的体积 小,破袋效果好,但效果好的同时也会破坏了袋子的完整性。但是这种方案也有其不可靠 性。如,水泥有可能堆积在水泥袋上一起滑出倾斜网状物,这样就会造成浪费,水泥袋也有 可能停留在网上,从而就会影响下一包水泥和袋的分离,这样就会通过增加网的倾斜度来 实现,而一旦网的倾斜度增加,机器的高度也会增加,同时也增加了水泥和袋滑出倾斜网的 机率。于是又进一步改进为方案五。 方案五: 在上一方案中,齿辊与螺纹辊的配合虽然有较好的破袋效果,但不能保留袋的完整性, 不利于后期的装运。现把齿辊和螺纹辊改进,使用盘状刀片,这样划出有规则的缝,使袋子 有一定的完整性。 其工作原理是:水泥袋经过滚轮先与盘状刀片接触,划开几道缝再经过滚轮的挤压水泥就 会漏出,但这样还是难以实现水泥与袋的分离,于是再在滚轮下加上一个导引机构,此机构 其实就是用一条条钢筋联编再一起的条状体,其简图如图 1-5 所示。 图 1-5（方案五简图） 齿辊 网状物 金陵科技学院学士学位论文 1-2 水泥拆包机设计方案比较与选用 4 这样通过滚筒与条状体的挤压会产生很好的水泥与袋的分离效果,但这样一来又会产生一 个新的问题,就是水泥有可能钩在盘状刀片上,与滚筒一起做圆周运动,袋子多到一定程度 就会把机器卡死无法正常工作,所以必须设计一个退袋机构,让袋子和盘状滚刀能及时分 离,保证下面的后续工作能顺利进行。 退袋机构的简图如图 1-6 所示。 整个装置的示意图如图 1-7 所示。 这种方案在主机部分需要一个动力,机器的结构比较紧凑,从而机器的体 积也有 所减小,同时机器有很高的拆包速度,而且分离比较干净,同时又能在一定程度上保证水泥 袋的完整性,所以说这是一套比较理想的一种方案。下面就主要来研究设计此方案。 图 1-6 退袋机构简图 图 1-7 整装置示意图 刀滚 退袋机构 导引机构 金陵科技学院学士学位论文 2 传动部分设计 5 2 传动部分设计 21 系统传动比的计算 2.1.1 初选电动机 根据工况的实际要求,选取电动机型号 Y100L2-4 P=3KW 机械设计实用手册 表 10-4-1 n=1430r/min =23.833r/s 2.1.2 确定传动比 要求工作部分所需的转速约为 1r/s,初步确定系统为二级变速高速级为带论传动,低速级 为齿轮传动。 总传动比 = sr sr n n /1 /833.23 2 1 =23.88 分布传动比 带轮取 =6 I 齿轮取=4 则 II =46 小齿轮转速 = 1 n 6 min/1430rn I =238.33r/min 工作机构转速 = 2 n24 4 /833.23 srn I I =0.933r/s 完全符合工况的要求。 2.1.3 滚轮直径的确定 实际工作过程中,滚轮得志竟月大，破袋效果越好,但是会使机器机构变大,为此取滚轮直 径略大于袋长,用公式表达为 D l (一般情况下 l=720mm) D 720mm/=229.183mm 考虑实际要求滚筒壁采用不锈钢无缝钢管,根据机械设计实用手册表 1.6.6 取不锈 钢无缝钢管的外径为 168mm 壁厚为 10mm,取厚度为 25mm 的定 位块。滚刀刀尖距滚筒壁的 间距为 50mm,则此时滚筒 外端直径为 D=268mm+50mm2=268mm 两滚筒轴的中心距 a=268mm+50mm=318mm 金陵科技学院学士学位论文 2 传动部分设计 6 取 a=320mm 22 同步齿轮的设计计算 参考机械设计 根据工况和机器的结构要求,齿轮选为开式传动,材料为 45 调质钢,硬度为 229HB- 286HB。 2.2.1 齿面接触疲劳强度的设计计算 1. 初步计算 转矩 T1 33.238 3 95509550 1 1 n P T 齿轮系数 d 由表 12.13,取 d=0.4 接触疲劳极限 由图 12.17C =590N/ lim H 2 mm 初步计算的许用 接触应力 =0.9 H H lim H Ad 值 由表 12.16 取 Ad=85 初步计算齿轮直径 d d d A 3 1 1 2 H d T 所以 d=320mm 符合要求。 初步确定齿宽 b b=d=0.41501d =60mm 说明:此外 d 取 150mm 是根据强度计算得来的,因为齿轮传动过程中扭矩一定时,直径 变大则圆周力会变小,所以此时齿宽可以更小,因此 d 取 150mm 是合理的,而且也是安全的。 2.校核计算 圆周速度 v v=d=1500.993/1000 3 n =0.47m/s 精度等级 由表 12.6 选取 8 级精度 齿数和模数 初取齿数 z1=z2=80 m=d/z=2 使用系数 由表 12.9 得=1.5 A K A K 动载系数 由图 12.9 得=1.06 v K v K 金陵科技学院学士学位论文 2 传动部分设计 7 齿间载荷分配系数 由表 12.10,先求 =2T1/d1= H K t F2 . 12 5 10 =750N /d1=1.5750/60 tA FK =18.75N/mm 由式 12.6 得 = cos 2/11/12 . 388. 1zz =1.88-3.2(1/80+1/80)=1.8 由式 12.10 得=1.8 3/8 . 143/4 =0.86 由此得 22 86 . 0 /1/1 ZKH =1.35 齿向载荷系 由表 12.11 得 数 =1.18 H K H K 3 2 101/ cbdbBAKH A=1.17, B=0.16, C=0.61 载荷系数 K K= HHVA KKKK =1.51.061.351.18 弹性系数 由表 12.12 得 E ZMPaZE 8 . 189 节点区域系数 由图 12.16 得 H Z5 . 2 H Z 接触最小安全系 由表 12.14 数 lim H S05 . 1 lim H s 总工作时间 =16000h h t820010 h t 使用寿命 10 年,每年工作 200 天,8 小时工作制。 应力循环系数 由表 12.15 估计 L N 97 1010 L N hKYnN NL 160 =60116000 1430/24 接触寿命系数 由图 12.18 N Z18 . 1 21 NN ZZ 许用接触应力 由式 12.11 H limlim / HNHH SZ =5901.18/1.05 金陵科技学院学士学位论文 2 传动部分设计 8 验算 i i bd KT ZZZ HEH 12 2 1 1 =189.82.50.88 1 2 32060 102 . 153 . 2 2 2 5 计算结果表明,接触疲劳强度合适,齿轮尺寸无须调整。 HH 6 . 185 2. 确定传动主要尺寸 实际分度圆直径 d 因为了满足结构要求,直径已确定为 320mm。mmdd320 21 中心距 a a=320mm 齿宽 b b=60mm 2.2.2 齿根弯曲疲劳强度验算 重合度系数 由式 12.18 Y 8 . 1/75 . 0 25 . 0 Y 齿间载荷分配 由表 12.10 系数 F K67 . 0 /1/1 YKF 齿向载荷分布 b/h=60/2.252.5=1.07 系数 由图 12.14 F K 载荷系数 K K= FFVA KKKK =1.51.061.481.12 齿形系数 由图 12.21 F Y19 . 2 21 FF YY 应力修正系数 由图 12.22 a S Y8 . 1 21 SaSa YY 弯曲疲劳极限 由图 12.23c limF 2 lim /250mmN F 弯曲最小安全系数 由表 12.14 minF S25 . 1 min F S0 . 1 N Y 弯曲寿命系数 由图 12.24 N Y0 . 1 X Y 尺寸系数 由图 12.25 X Y 21FF 许用弯曲应力 =/ F F limF N Y X Y minF S =25011/1.25 确定 m 因为 d=320mm 是结构要求的直径 所以应重新确定 m m=d/z=320/80=4 由式 12.20 m F d SaFamzYYTA 2 1 / 由表 12.17 m1.31 金陵科技学院学士学位论文 2 传动部分设计 9 代入数据 35 . 1 m A 因此 m 取值完全符合要求。 验算 bK YYYTSaFaF /2 1 m d1 代入数据 综上得同步齿轮的设计计算符合强度要求。 23 高速级传动齿轮设计 参考齿轮手册 齿轮采用的是开式传动,材料为 45 调质钢,其硬度为 229HB-286HB,平均为 240HB。 2.3.1 基本应力的的确定 接触疲劳强度极限 图 2.5-13 590 1 lim H 590 2 lim H 弯曲疲劳强度基本值 图 2.5-44 450 1 FE 弯曲疲劳极限 图 2.5-44 450 2 FE 250 lim F 250 2 lim F 2.3.2 主要尺寸的初步确定 因为高速级传动的大齿轮是同步齿轮,所以小齿轮与其啮合的模数也应为 m=4mm。 小齿轮的齿数 (i=4) 1 Z i Z Z 2 1 = 4 80 小齿轮的大径 =m=420 1 d 1 d 1 Z 小齿轮的齿宽 为了与同步齿轮配合, 1 b 取 b=60mm 2.3.3 齿根疲劳极限 分度圆圆周力 =2000T1/d1 t F t F =2000120/80 使用系数 表 2.5-7 =1.5 A K A K 动载系数 表 2.5-11 =1.06 V K V K 齿间载荷系数 表 2.5-31 =1.1 F K F K 齿向载荷分布系数 图 2.5-22 =1.22 F K F K 载荷作用于齿顶时的 图 2.5-27 =2 1 a F Y 金陵科技学院学士学位论文 2 传动部分设计 10 齿形系数 a F Y 载荷作用于齿顶时的应 图 2.5-34 =2 2 a F Y 力修正系数 =2 a S Y 1 a S Y 重合度系数 Y a Y /75. 025. 0 =0.25+0.75/1.75 螺旋角系数 Y 齿根应力 F F Y YYY bm F a SFa t A K FFV KKK =5 . 168 . 0 22 460 3000 22 . 1 1 . 106 . 1 2.3.4 安全系数校核 弯曲寿命系数 11 60NKhN =602401102008 7 2 1076 . 5 N 其中 NNNN 21 , 7 1 1004.23N 7 2 1076 . 5 N 所以取 1, 1 21 NN YY 相对齿根圆角感 4 4 200 93 . 0 1 200 193 . 0 1 S S rel Y Y 应当数 据表 2.5-52 代入数据 reL Y1 rel Y 相应齿根表面状 由 4.11.3 1 Rrel Y 况系数 Rrel Y 计算尺寸系数 由表 2.5-44 取 X Y1 X Y 安全系数 由表 2.5-43 得 F S F xRrelrelNFE F YYYY S 分别代入数据得 最安全系数 由表 2.5-42 取 6 . 1 min F S 所以 min2 min1 FF FF SS SS 26 . 6 2 . 6 2 1 F F S S 综上得 大小齿轮均合格 金陵科技学院学士学位论文 2 传动部分设计 11 24 带轮传动的设计 (参考机械设计手册) 设计功率 d PPKp Ad :工况系数 (表 13-1-16) A K2 . 1 A K P:传动功率 (原动机功率) P=3KW 选择带型 据 Pd 和 n1 由图 13-1-2 选取 WPd6 . 3 传动比 i 958 . 5 / 3 . 238 /1430 2 1 mr mr n n i 小轮直径的确定 由表 13-1-10 mmdd75 1 mmdd450 2 大带轮直径的确定 12dd idd 实际转速 2 11 2 1 d d d dn n = 450 75143001 . 0 1 带速 v v= 100060 11 ndd =5.616m/sh29200365108 综上计算得,轴承满足要求。 基本尺寸 d=50mm,D=110mm,B=27mm 3.2.5 弯矩、扭矩计算 (图见 3.2.1) 垂直方向 3 10 5 . 113 AYCY RMmNMCY663.155 = 3 10 5 . 113389.1371 3 1096 5 . 113 5 . 2812 DY M 3 10 5 . 113889.2183 mNM mNM DY BY 341.341 270 水平方向 3 10 5 . 113 ACX RM = 3 10 5 . 113085.745 m 567.84NMCX 3 1096222.341 BX MmNMBX 757.32 3 1096 5 . 113222.341 DX M 3 10 5 . 113720.313 mNMDX093.107 合成弯矩 22 CYCXC MMM = 22 653.155567.84mNMC757.32 22 BYBXB MMM = 22 270757.32mNMB98.271 22 DYDXD MMM = 22 347.341693.107mNMD752.357 扭矩 输入扭矩为 T=120,经过每个键扭矩会减少。mN mN 75 3 1096 5 . 2812 BY M 金陵科技学院学士学位论文 3 拆包机构设计 24 113.5 500 113.5 96 AY R BY R 垂直力 1000N 1000N N 5 . 937 t F 700N 700N NF222.341 水平力 AX R BX R mN 449.99 mN 552.37 垂直弯矩mN 90 mN 75.32 水平弯矩mN 338.48 mN 704.74 mN 382.124mN 21.61mN 7666.95 合成弯矩 mN 150 mN 75 扭矩 图 3.2.1 扭矩图 金陵科技学院学士学位论文 3 拆包机构设计 25 3.2.6 危险截面的切换与比较 1.确定危险截面 (参照机械设计手册) 由图 2.6.2 可以看出扭矩和弯矩最大的截面在 D 处,E 处直径最细,可弯矩接近 0,扭矩 已校核通过,故不可能成为危险截面,而 B 处弯矩和直径都处于中间,从以上分析 B 处和 D 处 均有可能成为危险截面。 2. 校核危险截面 许用安全系数 由表 6-1-26 5 . 1S 1) B 处 对称循环疲 由表 3-2 所列公式得 劳极限 65044 . 0 44 . 0 1 Bb 65030 . 0 30 . 0 1 B a ab 195 286 1 1 脉动循环疲 2867 . 17 . 1 10 bb 劳极限 1956 . 16 . 1 10 a ab 312 486 0 0 等效系数 b bb 0 01 2 = 486 4862862 0 01 2 = 312 3121952 25. 0 18. 0 弯矩 mNM980.271 弯曲应力幅 3 1 501 . 0 271980 W M a aa 76.21 弯曲平均应力 0 m 扭转切应力 3 502 . 0 15000 T W T a 6 扭转切应力幅和 2 6 2 ma a ma 3 平均切应力 有效应力集 因此截面处有键,轴径变化 金陵科技学院学士学位论文 3 拆包机构设计 26 中系数 过渡圆角半径 r=2mm,由 D/d= 50/45=1.1,r/d=2/50=0.04 和 b =650,从附录表 1 查出 a 24 . 1 ,69 . 1 表面状态系数 由附录表 5 查得92 . 0 ,2 . 3mRa 尺寸系数 由附录表 6 查得 76. 0,81. 0 弯曲安全系数 设为无限寿命则 ,由式 6.5 得1 N ma bN S / 1 = 018. 0 81 . 0 92 . 0 76.2169 . 1 2861 80. 5 S 扭转安全系数 maa N S / 1 = 325 . 0 76 . 0 92 . 0 324 . 0 195 12.32 S 复合安全系数 22 SS SS S = 2 12.328 . 5 12.328 . 5 =5.71 5 . 1S 2)D 处 对称循环疲劳极限 a ab a a 312 486 195 286 0 0 1 1 等效系数 25 . 0 18 . 0 弯矩 mN 752.357 金陵科技学院学士学位论文 3 拆包机构设计 27 弯曲应力幅 W a / 1 = 3 501 . 0 357752 aa 62.28 弯曲平均应力 0 m 扭转切应力 3 502 . 0 12000 T W T 8 . 4 扭转切应力幅和 2/8 . 42/ ma 平均切应力 有效应力集中 由附录表 5 系数 表面状态系数 尺寸系数 由附录表 6 弯曲安全系数 ,由式 16.5 得1 N K ma bN S / 1 代入数据得 扭转安全系数 ma N S / 1 代入数据得 复合安全系数 22 SS SS S 代入数据得 综上得轴在 B 处 D 处也均安全,即 此轴不存在危险截面。 3. 轴的静强度校核 4. B 处 安全系数公式 2 max 2 max 3 2 p S z TM S aS 360 屈服强度 金陵科技学院学士学位论文 3 拆包机构设计 28 最大转矩 12022 max TTmNT 300 max 最大弯矩 98.27122 max MMmNM96.543 max 截面模数 由表 6-1-26 32 50 32 33 d z 3 272.12cmz 272.1222zzp 3 4 . 28 cmzp 代入数据得 SS32 . 7 所以 B 处静强度符合要求。 5. D 最大弯矩 752.35722 max MMmNM504.715 max 最大转矩 12022 max TTmNT 240 max 截面模数 代入参数 sS77 . 6 所以 D 处静强度也符合要求。 33 滚筒从动轴的设计 选 45 调质钢， a as b mmN 277 360 /650 1 2 3.3.1 初步确定轴的尺寸 （参照机械设计手册） 确定轴径 3 n P Ad 系数 A 按表 6-1-19 选取 mmd164.32 60 5 . 1 1103 考虑到轴端有键槽，应将求得的轴径增大，增大值由表 6-1-22 选取 %51 dd = 05 . 1 164.32mmd164.32 =33.772mm %5 为了加工和轴承选取的方便，取从动轴的直径与主动轴相等，即 d=45mm。 1轴向长度尺寸 金陵科技学院学士学位论文 3 拆包机构设计 29 为了加工方便，使从动轴的布局与 动轴一样。 3.4.2 键的选取与校核 键的选取与主动轴相同，即普通 A 型平键，其尺寸为： mmlhb56914 从动轴传递扭矩小于主动轴，且轴径和轴上零件分布相同，所以从动轴上的键无须 校核。 3.3.3 计算轴的受力 (图见 3.4.1) 1支撑反力 1） 齿轮受力分析 圆周力 2/320 1000120 2/ d T Ft 径向力 20 5 . 937 tgtgFF tr 2）滚筒受力分析 垂直方向 NFr2000 水平方向 NFH1400 3）垂直方向受力分析 对 A 点取矩，列式为： NF NF r t 222.314 5 .937 61351000 5 . 1131000727 BY R 0823 t F 即： 727 823 5 . 937 5 . 6131000 5 . 1131000 BY RNRBY307.2061 垂直方向轴所受合外力为零，列式为： 0 5 . 93710001000 BYAY RR 即： 307.2061 5 . 93710001000 AY RNRAY224.876 4）水平方向受力 对 A 点取矩，列式为： 0823222.341 5 . 613700 5 . 113700727 BX R 金陵科技学院学士学位论文 3 拆包机构设计 30 727 823222.341 5 . 113700 5 . 613700 BX RNRBX715.1055 水平方向轴所受合外力为零，列式为： 0222.341700700 BXAX RR 即： 715.1055222.341700700 AX RNRAX507.658 5）两个方向力合成 22 AYAXA RRR = 22 204.876507.658 22 BYBXB RRR = 22 307.2061715.1055 3.3.4 轴承的选取与校核 轴向力 NRA608.1096 径向力 NRB928.2315 初选轴承型号为 6310 深沟球轴承。 基本额定载荷 由表 10-35 0 a F 径向和轴向系数 由表 10-35 NFr928.2315 冲击载荷系数 由表 18.8 当量载荷 由式 18.5 KNC KNC or r 6 . 35 5 . 47 ard YFXFf N298.24022 . 1 计算额定动载荷 由式 18.8 3 16670 nL C h r = P=2882.7576N 16670 6/14303000 7576.2882 r CKN 74.21 金陵科技学院学士学位论文 3 拆包机构设计 31 所以选用 6310 型滚动轴承符合要求。 主要参数 mmB mmD mmd 27 100 50 3.3.5 弯矩计算 (图见 3.4.1) 垂直平面内 3 10 5 . 113 AYCY RM 3 10 5 . 113204.876 mNMCY449.99 3 1096 5 . 937 BY MmNMBX757.32 3 1096 5 . 113 5 . 937 DY MmNMDY552.37 3 10 5 . 113307.2061 水平方向 3 10 5 . 113 CXCY RM 3 10 5 . 113507.658 3 1096222.341 BX M 222.34110 5 . 113 3 BXDX RM 3 10 5 . 113307.2061 水平方向 3 10 5 . 113 CXCY RM 3 10 5 . 113507.658 mNMCY74.74 3 1096222.341 BX MmNMBX757.32 222.34110 5 . 113 3 BXDX RMmNMDX338.48 3 1096 5 . 113 合成弯矩 22 CYCXC MMMmNMC382.124 22 704.74449.99 22 BYBXB MMM 22 90757.32mNMB766.95 22 DYDXD MMM 22 552.37338.48mNMD210.61 扭矩 输入扭矩 T=120N.m 经过每一个键时 T 减小 75N.m。 金陵科技学院学士学位论文 3 拆包机构设计 32 113.5 500 113.5 96 A C D B AY R BY R 1000N 1000N 垂直力NFt 5 . 937 700N 700N NF2 .341 水平力 AX R BX R mN 449.99 垂直弯矩 mN 552.37 水平弯矩 mN 75.32 mN 704.74 mN 766.95 mN 320.124mN 210.61 合弯矩 mN 150 扭矩mN 75 扭矩图 mN 90 金陵科技学院学士学位论文 4 输送机构的设计 33 4 输送机构的设计 41 输送机的选取及布置形式 1. 确定输送机的种类 考虑到带式输送机的输送能力大,输送距离长,结构简单可靠,操作管理简单,能量消 耗少,而且能完全满足我们的工况要求,所以采用带式输送机。 2. 布置形式 要使水泥更好地进入拆包机构工作,我们需要将水泥输送到一定的高度,然后靠自身 重力进入,所以采用单滚筒传动,倾斜向上输送。 带式输送机的最大倾角 由表 10-1 42 主要部件 4.2.1 输送带 我们要求输送机每分钟最小输送 5 包水