[毕业设计精品]一个占地面积较小的机制木炭机设计.docx

毕业论文第1章 引言 近年来森林资源日益减少，环境日益遭到破坏，为了减轻环境压力国家十分重视森另资源开发问题。所以在木炭方面国家支持机制木炭产业的发展。一个产业的发展必将带动与其相关产业的发展，所以说机制木炭产业的发展必然会为机制木炭机产业创造发展机会，在将来的一段时间内我国机制木炭机产业将拥有一个广阔的发展前景。机制木炭又名机制炭，薪棒、人造炭、再生炭、无烟清洁炭，是以木质碎料挤压加工成的炭质棒状物源于日本，产品称木力亏仆，后经台湾传入大陆英文译名为machine-made charcoal。棒炭原料来源广泛，稻壳、花生壳、棉壳、玉米芯、玉米秆、高粱秆、豆秆、锯末、木屑、刨花、松粒壳、椰子壳等皆可用作原料生产棒炭，以锯末、刨花、竹屑、稻壳为最佳。棒炭市场广阔。饭店用作烧烤用炭，棒炭密度是木炭的3倍以上，燃烧无烟，工业上，棒炭用于生产二硫化炭和钢铁冶炼。棒炭还用作锅炉的补充燃料，它的密度与煤相近，热值为5500-7000大卡/kg，但灰份明显低于煤炭。机制木炭主要特点：密度大，热值高，无烟、无味、无污染、不爆炸、易燃，是国际上公认的绿色环保产品。木炭的质量指标为:含炭量85%,发热量8千大卡,灰份5%, 挥发份15% , 水份3小时,炭外径37-40mm中间孔径15mm。机制木炭生产流程主要分：原料备制、制棒、炭化三大部分。原料备制是一个系统工程包括粉碎、筛选、烘干、输送组成；制棒工序是由挤压制棒、薪棒收集组成；炭化工序是由薪棒运输、薪棒码放、炭化、出窑组成。本文的设计任务是设计一个占地面积较小的机制木炭机，即制棒部分。该设备能够实现对木锯末、秸秆等进行压缩挤出，最终形成高密度木炭棒，为炭化提供原材料的半成品。第2章 传动装置总体设计方案2.1机制木炭机的传动原理图图2-1 木炭机的传动原理图经过查阅资料最终确定机制木炭机的传动原理图（图2-1）。2.2设计技术参数螺杆圆周力：19000n，螺杆转速：0.36m/s，电机功率：11kw，主要尺寸：19005001200mm，整体重量：600kg，产品产量 100kg/h，寿命：10年。工作情况：两班制、载荷平稳，工作环境：室内，常温工作。2.3电动机的选择 按题目要求电机功率11kw选择y160l6型三相异步电动机。由相关手册查出适合电动机型号：（如表2-1）表2-1 电动机型号电动机型号额定功率kw电动机转速(r/min) 同步转速满载转速y 160l-41110009702.4确定传动装置的总传动比 根据设计要求设计螺杆直径为65 mm， n螺 = 601000vd = 6010000.36 65m/s= 105.8m/s i总 = n1 n螺 = 970105.8 = 9.17分配传动比，带传动i=3，减速器传动比i=3.057。第3章 传动零件的设计计算3.1带轮设计1.确定计算功率pca查表确定工作情况系数ka= 1.3，故pca= kap = 1.311 kw = 14.3 kw2.选择v带的类型根据pca、n1查表确定选用b型带3.确定带轮基准直径dd1并验算带速v(1）初选小带轮的基准初选小带轮直径 dd1 = 200 mm(2）验算带速 v = dd1n1601000 = 200970601000 m/s =10.15 m/s因为5m/sv 120 6.计算带的根数z(1) 计算单根v带的额定功率pr由dd1= 200mm和n1 = 970r/min ，查得p0 = 3.828 kw。根据n1 = 970 r/min，i = 3 和b型带得 p0 = 0.306 kw。查表得k=0.926 kl=1.05，于是pr =（p0+p0）kkl =（3.828+0.306）0.9261.05 kw = 4.02 kw(2)计算v带根数。z = pcapr = 14.34.02 = 3.56 取4根。7.计算单根v带的初拉力最小值（f0）min 由b型带的单位长度质量q = 0.1 kg/m （f0） min= 500（2.5-k）pcazvk = 5002.5-0.92614.30.926410.16+0.1810.162n = 317.6 n应使带的实际初拉力 f0(f0)min8.计算压轴力fp 压轴力的最小值为（fp）min = 2z（f0）minsin12 = 24317.6sin153o2 n = 2470.6 n3.2齿轮设计 由前面可知已知带 = 96，p1=p0带=11kw96=10.56kw， n1=323.3r/minu = i = 3.1， 工作寿命10 年（2 班制，每年 300 天）。1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1）按原理所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。(2）木炭机是一般工作机，速度不高，故选7级精度。(3) 材料选择。由工作条件选择小齿轮，材料为45号钢调质，齿面硬度250hb，大齿轮220hb，二者材料硬度差为30hbs。(4）选小齿轮齿数z1= 24，则大齿轮齿数z2= iz1=3.124=74.4 取z2=76。i = i实-i理i理100 = 3.167-3.13.1100%= 2.165 合格.2.按齿面接触强度设计由设计公式 d 1t 32ktdu+1uzhzeh2 （3-2）(1) 确定公式(3-2)中的各计算数值1）选载荷系数 kt=1.32）计算小齿轮传递转矩t1 = 9.55106p1n1 = 9.5510610.56323.3 nm = 3.119105 nmm 3）查表选取齿宽系数d=14）又查表得材料的弹性影响系数ze= 189.8 mpa12 ，zh = 2.5 5）又查表得小齿轮的接触疲劳强度极限 hlim1 = 580 mpa大齿轮的接触疲劳强度极限 hlim1 = 550 mpa。6) 计算应力循环次数n1 = 60n1jln = 60323.31(2830010） = 9.31108 n2 = n1i = 9.31108 3.1= 3.01087) 查表取接触疲劳寿命系数khn1=0.98,khn2=1.088) 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数s=1 h 1= knh1 lim1s = 0.98580 mpa = 568.4 mpa h 2= knh2 lim2s =1.08550 mpa = 594 mpa取h min = 568.4 mpa (2)计算1) 试算小带轮分度圆 d 1t 32ktdu+1u(zhzeh)2 =321.33.11910513.1+13.1(2.5189.8568.4)2 mm =90.75 mm2) 计算圆周速度v = d1tn1601000= 90.75323.3601000 m/s =1.53 m/s3) 计算带宽b b = dd1t = 190.75 mm = 90.75 mm4) 计算模数mt = d1tz1 = 90.7524 mm = 3.78 mm5) 计算载荷系数根据v=1.54m/s，7级精度，查的动载系数kv=1.0,直齿轮kh=kf=1,又查得使用系数ka=1,用插值法查得7 级精度，小齿轮对称布置时，kh=1.382,得kf=1.26 故载荷系数 k = kakvkhkh= 11.0711.3182 = 1.4105按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 d1=d43k kt=90.7531.41051.3mm=93.25mm = d1tz1 = 90.7524 mm = 3.78 mm则模数 m = d1z1 = 93.2524 mm = 3.88 mm取模数 m = 4 mm则 d 1= mz1 = 424 mm = 96 mm d 2= mz2= 476 mm = 304 mm a = d1+d22 = 96+3042 mm = 200 mm b =d1 = 196 mm = 96 mm b1= b + (35) mm = 100 mm b2= b = 96 mm3.按齿根弯曲强度设计(1）由 f1 = 2kt1bd1myfa1ysa1 f1 （3-3） f2 = yfa2yfa2yfa1yfa1f1 f2 (3-4）取y fa1= 2.65 , yfa2 = 2.226，ysa1 = 1.58 ，y sa2= 1.757 f1 = kfn1 kf1limsf取安全系数sf=1.4，取弯曲疲劳寿命系数kfn1=0.85，kfn2=0.88， f1lim = 470mpa, f2lim=450mpa。 则 f1 =kfn1 kf1limsf =(0.85470)/1.4 mpa = 285.4 mpa f2 = kfn2kf2limsf=0.884501.4 mpa = 282.86 mpa(2) 计算f1，f2f1=2kt1bd1myfa1ysa1 =21.41053.1191052.651.58100964mpa= 95.9 mpa f1 f2= yfa2yfa2yfa1yfa1f1 =2.2261.75795.92.651.58mpa = 89.6 mpa f2 故可得强度满足要求，前面几何尺寸满足要求条件。第4章 轴系零、部件的设计计算4.1各轴轴承设计核算轴承预期寿命计算根据工作要求可知，lh=2830010h=48000h1.输入轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷p将齿轮布置于轴正中，其受到的径向力fre = 2365 n,切向力 fte = 6489 n。则轴承受到的力水平方向为frv = 1182.5 n，竖直方向frh = 3249 n其受到的径向 fr=frv2+frh2= 1182.52+32492 n = 3457.5 n因该轴承在此工作条件下只受到fr径向力作用，所以p = fr = 3457.5 n(2)求轴承应有的径向基本额定载荷值 c= p360nlh106 = 3457.5360323.348000106 n = 3376.2 n(3）选用轴承型号选用6210 型深沟球轴承，c0=23.2kn求当量动载荷,初选e=0.24，则派生轴向力fd = efr = 0.243457.5 n = 829.8 n fa = fd，fac0 = 0.036 用插值法得 e = 0.22+0.24-0.220.04-0.025(0.036-0.025) = 0.235 fafr = 829.83457.5 = 0.24查表得x=0.56，y = 2+2-10.22-0.440.015 = 1.93 p=fa（xfr+yfa） = 1.2(0.563457.5+1.93829.8) n = 4245.3 n lh=10660ncp03 =106 60323.3350004245.33h = 25930 hlh lh 所以不合格。换用6211型经检验寿命符合设计要求。用同样的方法选择另一端的轴承为6309型2.输出轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷p因该轴承在此工作条件下只受到fr径向力作用，所以 p=fr=3457.5n（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 c=p360nlh106 = 3457.5360102.148000106 n = 22990.35 n（3）选择轴承型号选择6013轴承，c0=24.8kn（4）求当量动载荷初选e=0.24，派生轴向力fd = efr =0.243457.5 n = 829.8 n fa = fd，fac0 = 0.036 用插值法得 e = 0.22+0.24-0.220.04-0.025(0.033-0.025) = 0.231 fafr = 829.83457.5 = 0.24查表得 x=0.56 y = 2 + 2-10.22-0.440.008 = 1.96则 p = faxfr+yfa= 1.2(0.563457.5+1.96829.8) = 4275.1 n lh= 106 60ncp03 = 106 60102.1350004275.13h = 68458.1 hlh lh 所以合格4.2输入轴的设计1.按扭转强度估算轴的直径(1）轴的输入功率p = p12 = 110.960.99 kw = 10.45 kw 1 2分别为带传动的效率和轴承效率。(2）初选轴的最小直径选45号钢，调质处理，查表得a0=112dmin = a03pn1=112310.45323.3 mm = 35.68 mm(3）确定轴各段直径和长度1) 从左端起该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6309型轴承，其尺寸为ddb=4510025mm，那么该段的直径为d1=45mm，长度为l3=78mm2) 左起第二段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的分度圆直径为96mm，齿轮的宽度为100mm，则此段的直径为d2=52mm，长度为l5=96mm3) 左起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6211型轴承，其尺寸为ddb=5510021mm，那么该段的直径为d3 = 55mm，长度为l3 =78mm4) 左起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取d44=62mm，长度取l4= 12mm5) 左起第五段，该段与大带轮连接，大带轮孔径为50mm，取d5=50mm，l55=95mm(4）求齿轮上作用力的大小、方向 1) 小齿轮分度圆直径d1=96mm2) 作用在齿轮上的转矩为：t1=3.119105nmm 3) 求圆周力：ft ft = 2t1/d1= 23.119105/96 n = 6498 n 4) 求径向力fr fr = fttan = 6498tan200 n = 2365 n(5) 轴承支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：ra =rb = ft/2 =3249 n 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则fa = 0那么ra= rb= fr/2=1182.5 n(6) 画弯矩图 左起第二段剖面处的弯矩：1)水平面的弯矩：mh1 = ra125 = 406125 nmm 2)垂直面的弯矩：mv1 = ra125 = 147812.5 nmm3)合成弯矩：m1 =mh2+mv2 = 432187.5 nmm （图4-1）图4-1合成弯矩图(7) 画转矩图： t1= ftd1/2=3.119105 nmm (图4-2)图4-2 转矩图图4-3 当量应力(8) 核算危险截面 因为是单向回转，转矩切应力为净应力，=0.3 可得左起第二段剖面处为危险截面其的当量应力（图4-3）： ca = m12+t12w1= 432187.52+0.33.11910520.1523 mpa =31.45 mpa -1 = 60 mpa 合格4.3输出轴的设计计算1.按扭转强度估算轴的直径(1) 轴的输入功率为p = p123= 110.960.990.99 kw = 10.35 kw1 2 3 分别为带传动的效率和轴承效率。(2) 初选轴的最小直径选45号钢，调质处理，查表得a0=112dmin = a03pn2= 112310.35102.1 mm = 52.2 mm(3）确定轴各段直径和长度1）从左端起该段装有止推轴承且与料斗座相连，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用51116型轴承，其尺寸为ddb=8010519mm，那么该段的直径为d1=80mm，长度为l1=150mm2) 左起第二段，为止推轴承的定位轴肩,其直径应小于止推轴承的内圈外径，取d2=100mm，长度取l2= 25mm3) 左起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6013型轴承，其尺寸为ddb=6510018mm，那么该段的直径为d3=65mm，长度为l3=225mm(4) 求齿轮上作用力的大小、方向 1) 大齿轮分度圆直径：d2=304mm2) 作用在齿轮上的转矩为：t2=9.681105nmm 3) 求圆周力 ft = 2t1/d1=29.681105/304 n = 6369.08 n4) 求径向力fr fr = fttan = 6498tan200 n = 2318.16 n(5)轴承支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：ra =rb = ft/2=3184.54 n垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则fa=0那么ra= rb= fr/2= 1159.08 n图4-4合成弯矩图图4-5 转矩图(6)画弯矩图左起第二段剖面处的弯矩：1)水平面的弯矩：mh2 = ra2125 = 398067.5 nmm2)垂直面的弯矩：mv2 = ra2125 = 144885 nmm3)合成弯矩： m2 = mh2+mv2 = 423614.7 nmm （图4-4）(7)画转矩图： t2= ftd2/2=9.681105 nmm (图4-5）(8)核算危险截面因为是单向回转，转矩切应力为净应力，=0.3可得左起第三段剖面处为危险截面其的当量应力（图4-6）： ca = m22+t22w2 = 423614.72+0.39.6811052 0.11-55654 mpa = 38.37 mpa -1 = 60 mpa 合格图4-6 当量应力图第5章 联接部件的设计计算5.1键联接设计1.电机轴与小带轮用平键连接(1) 由电机轴径d=42mm，l=110mm，t=108.3nm查手册选用a型平键，键128 l=80mm gb1096-79，可得l = l-b = 68 mm k = h/2 = 4 mm p= 2t1000/（dkl） = 2108.31000/（12468） = 66.36 mpa p = 150mpa2.大带轮与输入轴用平键连接(1) 由电机轴径d=50mm，l=95mm，t=324.9nm查手册选用a型平键，键149 l=90mm gb1096-79，可得l = l-b = 76 mm k = h/2 = 4.5 mm p= 2t1000/（dkl） = 2324.91000（144.576） = 135.7 mpa p = 150 mpa3.输入轴与齿轮用平键连接(1) 由输入轴径 d=52mm，l=96mm，t=311.9nm查手册选用a型平键，键1610 l=80mm gb1096-79，可得l = l-b = 64mm k = h/2 = 5 mm p= 2t1000/（dkl） = 2311.91000（16564） = 121.8 mpa p = 150 mpa4.输出轴与齿轮用平键连接(1) 由输出轴右端径 d=65mm l=225mm t=968.1nm查手册选用a型平键，键1811 l=100mm gb1096-79，可得l = l-b = 82 mm k = h/2 = 5.5 mm p= 2t1000/（dkl） = 2968.11000（185.582） =120.7 mpa p = 150 mpa5.1.5输出轴与螺杆用平键连接(1) 由输出轴左端轴径d=55mm l=150mm t=948.7nm查手册选用a型平键，键1610 l=140mm gb1096-79，可得l = l-b = 164 mm k =h/2 = 5 mm p= 2t1000/（dkl） = 2948.71000（165164） = 144.6 mpa p = 150 mpa第6章 其他零、部件的设计计算6.1减速器箱体结构设计1.结构设计(1) 窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。(2) 油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。(3) 通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。(4) 启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。(5) 调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。(6) 密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。6.2密封和润滑的设计1.密封由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。2.润滑对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v85%,发热量8千大卡,灰份5%, 挥发份15% , 水份3小时,炭外径37-40mm中间孔径15mm。机制木炭项目具有原料充足，成本低廉，技术先进，成熟，设备性能稳定，符合国家产业政策特点。产品用途广泛，市场潜力大，易销售，低投资，见效快，所以说它是一个实实在在，创业致富好项目。本论文从最初对机制木炭机设计方案的选定到最后设计完成，