蜂窝煤成型机设计【说明书+CAD+SOLIDWORKS】
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蜂窝煤成型机设计【说明书+CAD+SOLIDWORKS】,蜂窝煤,成型,设计,说明书,CAD,SOLIDWORKS
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中国矿业大学2007届本科毕业设计 第74页 绪论1.型煤概况 随着机械化采煤程度的提高，产生了大量的粉煤。粉煤的市场价值很低，造成大量的积压。市场对型煤的需求量较大，型煤技术有很大的市场空间。同时生产型煤的原料煤的质地不受限制。2.成型设备概况 成型设备是型煤生产中的关键设备,选择成型设备应以原煤的特性，型煤的用途及成时压力等诸多因素为基础。目前工业上应用最广的是对辊式成型机。另外,还有冲压式成型机,环式成型机和螺旋式成型机等3.对辊成型机概况对辊成型机可用于成型、压块和颗粒的高压破碎，它的给料系统和辊面的设计要根据使用要求来设计。下面就对辊成型机在成型方面的应用进行描述。对辊成型机主要包括以下几个主要部件：3.1同步齿轮传动系统对辊成型机的同步齿轮传动系统由包括两个同步齿轮在内的减速器，安全联轴器等组成。安全联轴器是一个能自动复位的机构，它可以在正常工作时驱动转距的1.71.9倍范围内调整。最主要的是，同步齿轮和齿轮联轴器的连接保证了提供给型辊完全均匀的线速度。3.2成型系统对辊成型机的最主要部分是型辊。由于成型压力大，直径大，所以采用八块型板拼装的方式，辊芯由铸钢材料铸造而成，型板由强度高的耐磨材料制造。3.3液压加载系统液压加载系统用于提供压力迫使浮辊向被压实的物料和固定辊靠近。为满足特殊的工作需要，压力的高低和大小可以自由调整。压力的梯度随间距的变化而升高，通过改变液压储能器中氮的分压可以在很大范围内调整压力的梯度。在其他尖硬物料被压入压辊的间隙时液压系统也用作安全装置。1.电机选型及传动比计算1.1选择电动机1.1.1选择电动机的类型和结构形式按工作条件和要求，选用一般用途的Y系列三相异步电动机，为卧式封闭结构。1.1.2选择电动机的容量辊子转速：n=810r/min辊子圆周速度：v=0.40.5m/s=n/30 v=r初计算型辊半径 = 型球体积 每块型煤质量 型辊周向上分布型窝个数 （个）型辊轴向上分布型窝数 取整 型辊长度 取整B=630 mm辊上合力 KN阻力矩 工作机所需的功率：P=式中 =93000Nm n=10 r/min 代入上式得 P=KW电动机所需功率：P=P/从电动机到辊轮主轴之间的传动装置的总效率：=式中 =0.95 V带传动效率 =0.98 联轴器效率 =0.99 轴承效率 =0.97 齿轮传动效率代入上式得 =0.950.980.990.97 =0.6777 =P/=97.4/0.6777=143.2 KW选择电动机额定功率PP，根据传动系统图和推荐的传动比合理范围V带传动的传动比 2-4 ；单级圆柱齿轮传动比 3-6 。所以选择Y315L1-4电动机，额定功率160kw,满载转速1480 r/min 。1.2计算传动装置的总传动比并分配各级传动比1.2.1传动装置的总传动比=1481.2.2分配各级传动比该传动装置中使用的是三级圆柱齿轮减速器，考虑到以下原则：1）使各级传动的承载能力大致等（齿面接触强度大致相等）2）使减速器能获得最小外形尺寸和重量3）使各级传动中大齿轮的浸油深度大致相等，润滑最为简便分配各级齿轮传动比为=4。25 =4 =1.8辊轮的直径为956mm,两辊轮这间的间隙取1mm,所以两辊轮的中心距为957mm。由此调节可初定同步齿轮的传动比为2.4 。则V带传动的传动比为2。2.V带设计计算 21确定计算功率 根据工作情况 查表12-12选择工况系数 设计功率 22选择带型 根据和 选择25N窄V带(有效宽度制)23确定带轮基准直径 小带轮的基准直径 参考表12-19和图12-4取 传动比 取弹性滑动系数 大带轮基准准直径 取标准值 实际转速 实际传动比 24验算带的速度 25初定中心距 取26确定基准长度 由表12-10选取相应基准长度 27确定实际轴间距 安装时所需最小轴间距 张紧或补偿伸长所需最大轴间距 28验算小带轮包角 29单根V带的基本额定功率 根据和 由表12-17n查得25N型窄V带 210单根V带的功率增量考虑传动比的影响，额定功率的增量由表12-17n查得211V带的根数 由表12-13查得 由表12-16查得 根 取7根212单根V带的预紧力 由表12-142.13带轮的结构2.13.1小带轮的结构 小带轮采用实心轮结构。 由Y280M-4电动机可知，其轴伸直径，长度，小带轮轴孔直径应取，毂长应小于. 由表12-22查得，小带轮结构为实心轮 由V带的实际传动比，对减速器的传动比进行重新分配。 传动装置总传动比 V带传动传动比 同步齿轮的传动比 则三级减速器的传动比为 ，以达到传动比的调节。则 3基本参数计算各轴的转速、传递功率、转矩轴 = =轴 轴 轴 轴 4同步齿轮减速箱齿轮的设计计算4.1I轴齿轮设计计算4.1.1选择齿轮材料小齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 5662大齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 5662 齿轮的疲劳极限应力按中等质量（MQ）要求从图14-32和图14-24中查得 参考我国试验数据（表14-45）后，将适当降低：4.1.2初定齿轮主要参数初定齿轮主要参数 考虑载荷有轻微冲击、非对称轴承布置，取载荷系数K=2 按齿根弯曲疲劳强度估算齿轮尺寸，计算模数: 按表14-34，并考虑传动比，选用小齿轮齿数=24， 大齿轮齿数 取 = 102 按表14-33，选齿宽系数由图14-14查得大小齿轮的复合齿形系数（时） 由于轮齿单向受力，齿轮的许用弯曲应力 由于，故按小齿轮的抗弯强度计算模数 采用斜齿轮，按表14-2，取标准模数。初取=13（表14-33），则齿轮中心距 由于单件生产，不必取标准中心距，取。准确的螺旋角 齿轮分度圆直径 工作齿宽 为了保证，取。齿轮圆周速度 按此速度查表14-78，齿轮精度选用8级即可，齿轮精度8-7-7（GB10095-1988）校核重合度纵向重合度 （图14-8） 端面重合度 （图14-3） 总重合度 4.1.3校核齿面接触疲劳强度 分度圆上的切向力 由表14-39查得使用系数 动载荷系数式中 （表14-40）齿数比 将有关数据代入计算式 齿向载荷分布系数 齿向载荷分配系数，根据 查表14-43 得 节点区域系数，按和查图14-11 得材料弹性系数查表14-44 得重合度系数 查图14-12 得螺旋角系数 查图14-13 得 由于可取 计算接触强度强度安全系数 式中各系数的确定计算齿面应力循环数 按齿面不允许出现点蚀，查图14-37 得寿命系数 润滑油膜影响系数 查表14-47 得 齿面工作硬化系数 按图14-39 查得尺寸系数 按，查图14-40 得将以上数据代入计算式 由表14-49，按一般可靠度要求，选用最小安全系数。和均大于，故安全。4.2轴齿轮设计计算4.2.1选择齿轮材料小齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 5662大齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 5662 齿轮的疲劳极限应力按中等质量（MQ）要求从图14-32和图14-24中得 参考我国试验数据（表14-45）后，将适当降低：4.2.2初定齿轮主要参数按齿根弯曲疲劳强度估算齿轮尺寸，计算模数 按表14-34，并考虑传动比，选用小齿轮齿数=26， 大齿轮齿数 取整 =102 按表14-33，选齿宽系数由图14-14查得大小齿轮的复合齿形系数（时） 由于轮齿单向受力，齿轮的许用弯曲应力 由于，故按小齿轮的抗弯强度计算模数 采用斜齿轮，按表14-2，取标准模数。初取=13（表14-33），则齿轮中心距 由于单件生产，不必取标准中心距，取。准确的螺旋角 齿轮分度圆直径 工作齿宽 为了保证，取。齿轮圆周速度 按此速度查表14-78，齿轮精度选用8级即可，齿轮精度8-7-7（GB10095-1988）校核重合度纵向重合度 （图14-8） 端面重合度 （图14-3） 总重合度 4.2.3校核齿面接触疲劳强度 分度圆上的切向力 由表14-39查得使用系数 动载荷系数式中 （表14-40）齿数比将有关数据代入计算式 齿向载荷分布系数 齿向载荷分配系数，根据 查表14-43 得节点区域系数，按和查图14-11 得材料弹性系数查表14-44 得重合度系数 查图14-12 得螺旋角系数 查图14-13 得 由于可取 计算接触强度强度安全系数 式中各系数的确定计算齿面应力循环数 按齿面不允许出现点蚀，查图14-37 得寿命系数 润滑油膜影响系数 查表14-47 得 齿面工作硬化系数 按图14-39 查得尺寸系数 按，查图14-40 得将以上数据代入计算式 由表14-49，按一般可靠度要求，选用最小安全系数。和均大于，故安全。4.3轴齿轮设计计算4.3.1选择齿轮材料小齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 5662大齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 5662 齿轮的疲劳极限应力按中等质量（MQ）要求得 参考我国试验数据（表14-45）后，将适当降低：4.3.2初定齿轮主要参数 按齿根弯曲疲劳强度估算齿轮尺寸，计算模数 按表14-34，并考虑传动比，选用小齿轮齿数=40， 大齿轮齿数 取72 按表14-33，选齿宽系数由图14-14查得大小齿轮的复合齿形系数（时） 由于轮齿单向受力，齿轮的许用弯曲应力 由于，故按小齿轮的抗弯强度计算模数 采用斜齿轮，按表14-2，取标准模数。初取=13（表14-33），则齿轮中心距 由于单件生产，不必取标准中心距，取。准确的螺旋角 齿轮分度圆直径 工作齿宽 为了保证，取。齿轮圆周速度 按此速度查表14-78，齿轮精度选用8级即可，齿轮精度8-7-7（GB10095-1988）校核重合度纵向重合度 （图14-8） 端面重合度 （图14-3） 总重合度 4.3.3校核齿面接触疲劳强度 分度圆上的切向力 由表14-39查得使用系数 动载荷系数式中 （表14-40）齿数比将有关数据代入计算式 齿向载荷分布系数 齿向载荷分配系数，根据 查表14-43 得节点区域系数，按和查图14-11 得材料弹性系数查表14-44 得重合度系数 查图14-12 得螺旋角系数 查图14-13 得 由于可取 计算接触强度强度安全系数 式中各系数的确定计算齿面应力循环数 按齿面不允许出现点蚀，查图14-37 得寿命系数 润滑油膜影响系数 查表14-47 得 齿面工作硬化系数 按图14-39 查得尺寸系数 按，查图14-40 得将以上数据代入计算式 由表14-49，按一般可靠度要求，选用最小安全系数。和均大于，故安全。4.4轴齿轮设计计算4.4.1选择齿轮材料小齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 5662大齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 5662 齿轮的疲劳极限应力按中等质量（MQ）要求得 参考我国试验数据后，将适当降低：4.4.2初定齿轮主要参数按齿根弯曲疲劳强度估算齿轮尺寸，计算模数 按表14-34，并考虑传动比，选用小齿轮齿数=24， 大齿轮齿数 取58 按表14-33，选齿宽系数由图14-14查得大小齿轮的复合齿形系数（时） 由于轮齿单向受力，齿轮的许用弯曲应力 由于，故按小齿轮的抗弯强度计算模数 采用斜齿轮，按表14-2，取标准模数。初取=13（表14-33），则齿轮中心距 由于单件生产，不必取标准中心距，取。准确的螺旋角 齿轮分度圆直径 工作齿宽 为了保证，取。齿轮圆周速度 按此速度查表14-78，齿轮精度选用8级即可，齿轮精度8-7-7（GB10095-1988）校核重合度纵向重合度 （图14-8） 端面重合度 （图14-3） 总重合度 4.4.3校核齿面接触疲劳强度 分度圆上的切向力 由表14-39查得使用系数 动载荷系数式中 （表14-40）齿数比将有关数据代入计算式 齿向载荷分布系数 齿向载荷分配系数，根据 查表14-43 得节点区域系数，按和查图14-11 得材料弹性系数查表14-44 得重合度系数 查图14-12 得螺旋角系数 查图14-13 得 由于可取 计算接触强度强度安全系数 式中各系数的确定计算齿面应力循环数 按齿面不允许出现点蚀，查图14-37 得寿命系数 润滑油膜影响系数 查表14-47 得 齿面工作硬化系数 按图14-39 查得尺寸系数 按，查图14-40 得将以上数据代入计算式 由表14-49，按一般可靠度要求，选用最小安全系数。和均大于，故安全。5同步齿轮减速箱轴的设计计算5.1轴的设计计算5.1.1选择轴的材料该轴上的齿轮的分度圆直径和轴径相差不大，故做成齿轮轴，选用45号钢，调质处理，其力学性能 5.1.2初步估算轴的的直径 取轴径为70mm5.1.3轴上零部件的选择和轴的结构设计5.1.3.1初步选择滚动轴承根据轴的受力，选取30000型圆锥滚子轴承，为了便于轴承的装配，取装轴承处的直径。初选滚动轴承为33015型，其尺寸为，定位轴肩高度5.1.3.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴段为圆柱形轴伸，查表21-9，的轴伸长。轴段直径为，根据减速器与轴承端盖的结构，确定端盖总宽度为，考虑端盖与带轮间隙，。轴段安装轴承，由于圆柱形轴伸的原因，采用双列轴承，取，。轴段轴肩长度，按齿轮距箱体内壁这距离取，考虑到箱体的铸造误差，滚动轴承应距箱体内壁，取，从各轴的结构选，。轴安装轴承，5.1.4轴的受力分析5.1.4.1作出轴的计算简图 5.1.4.2轴受外力的计算轴传递的转矩 齿轮的圆周力 齿轮的径向力 齿轮的轴向力 5.1.4.3求支反力在水平面内的支反力 由得 由得 弯矩图 在垂直面内的支反力由得 由得 弯矩图 扭矩图 5.1.5轴的强度计算按弯扭合成强度条件计算由于齿轮作用力在D截面的最大合成弯矩 D截面的当量弯矩 安全 5.2轴的设计计算5.2.1选择轴的材料选用45号钢，调质处理。 5.2.2初步估算轴的的直径 取轴径为110mm5.2.3轴上零部件的选择和轴的结构设计5.2.3.1初步选择滚动轴承根据轴的受力，选取30000型圆锥滚子轴承，为了便于轴承的装配，取装轴承处的直径。初选滚动轴承为30222型，其尺寸为。5.2.3.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴段安装轴承，取，。轴段安装齿轮，齿轮左端采用套筒定位，右端使用轴肩定位。取轴段直径，齿轮宽度为110mm,为了全套筒端面可靠地压紧齿轮，轴段长度应略短于齿轮轮毂宽度取。轴段轴环，。轴段为齿轮轴宽度取。轴段安装轴承，5.2.4轴的受力分析5.2.4.1作出轴的计算简图 5.2.4.2轴受外力的计算轴传递的转矩 大齿轮的圆周力 大齿轮的径向力 大齿轮的轴向力 小齿轮的圆周力 齿轮的径向力 齿轮的轴向力 5.2.4.3求支反力在水平面内的支反力由得 由得 弯矩图 在垂直面内的支反力由得 由得 弯矩图 扭矩图 5.2.5轴的强度计算由于齿轮作用力在D截面的最大合成弯矩 D截面的当量弯矩 由于齿轮作用力在E截面的最大合成弯矩 E截面的当量弯矩 安全 5.3轴的设计计算5.3.1选择轴的材料选用45号钢，调质处理，其力学性能 5.3.2初步估算轴的的直径 取轴径为170mm5.3.3轴上零部件的选择和轴的结构设计5.3.3.1初步选择滚动轴承根据轴的受力，选取30000型圆锥滚子轴承，取装轴承处的直径。初选滚动轴承为32034型，其尺寸为。5.3.3.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴段安装轴承，取，。轴段安装齿轮，齿轮左端采用套筒定位，右端使用轴肩定位。取轴段直径，齿轮宽度为230mm,为了套筒端面可靠地压紧齿轮，轴段长度应略短于齿轮轮毂宽度取。轴段轴肩高度，取，为。5.3.4轴的受力分析5.3.4.1作出轴的计算简图 5.3.4.2轴受外力的计算轴传递的转矩 大齿轮的圆周力 大齿轮的径向力 大齿轮的轴向力 小齿轮的圆周力 小齿轮的径向力 小齿轮的轴向力 5.3.4.3求支反力在水平面内的支反力 由得 得 弯矩图 在垂直面内的支反力由得 由得 弯矩图 扭矩图 5.3.5轴的强度计算按弯扭合成强度条件计算由于齿轮作用力在D截面的最大合成弯矩 D截面的当量弯矩 5.4轴的设计计算5.4.1选择轴的材料选用45号钢，调质处理，其力学性能由表21-1查得 5.4.2初步估算轴的的直径 取轴径为170mm5.4.3轴上零部件的选择和轴的结构设计5.4.3.1初步选择滚动轴承根据轴的受力，选取30000型圆锥滚子轴承，为了便于轴承的装配，取装轴承处的直径。初选滚动轴承为32034型，其尺寸为。5.4.3.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴段安装轴承，取，。轴段安装齿轮，齿轮左端采用套筒定位，右端使用轴肩定位。取轴段直径，齿轮宽度为130mm,为了全套筒端面可靠地压紧齿轮，轴段长度应略短于齿轮轮毂宽度取。轴段轴肩高度，取，。轴环宽度，取，则。轴段为中间段, ,。轴段为轴肩，。VI轴段安装齿轮，齿轮右端采用套筒定位，左端使用轴肩定位。取轴段直径，。II轴段安装轴承，。5.4.4轴的受力分析5.4.4.1作出轴的计算简图 5.4.4.2轴受外力的计算轴传递的转矩 大齿轮的圆周力 大齿轮的径向力 大齿轮的轴向力 小齿轮的圆周力 齿轮的径向力 齿轮的轴向力 5.4.4.3求支反力在水平面内的支反力由得 由得 弯矩图 在垂直面内的支反力 由得 由得 弯矩图 扭矩图 5.4.5轴的强度计算按弯扭合成强度条件计算由于齿轮作用力在D截面的最大合成弯矩 D截面的当量弯矩 5.5轴的设计计算5.5.1选择轴的材料选用45号钢，调质处理。 5.5.2初步估算轴的的直径 取轴径为220mm5.5.3轴上零部件的选择和轴的结构设计5.5.3.1初步选择滚动轴承根据轴的受力，选取20000型调心滚子轴承，为了便于轴承的装配，取装轴承处的直径。初选滚动轴承为23072型，其尺寸为。5.5.3.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴段安装轴承，取，。轴段安装齿轮，齿轮左端采用套筒定位，右端使用轴肩定位。取轴段直径，齿轮宽度为300mm,取。轴段轴肩高度，取，。轴环宽度，取，则。I轴段安装轴承，。V轴段伸出轴,联接联轴器,取，。5.5.4轴的受力分析5.5.4.1作出轴的计算简图 5.5.4.2轴受外力的计算轴传递的转矩 齿轮的圆周力 齿轮的径向力 齿轮的轴向力 5.5.4.3求支反力在水平面内的支反力由得 得 弯矩图 在垂直面内的支反力由得 得 弯矩图 扭矩图 5.5.5轴的强度计算按弯扭合成强度条件计算由于齿轮作用力在D截面的最大合成弯矩 D截面的当量弯矩 6.同步齿轮减速箱轴承的校核6.1I轴轴承的校核初选滚动轴承为32215型，其尺寸为基本额定载荷Cr: 170kN6.1.1计算轴承支反力合成支反力 6.1.2轴承的派生轴向力 6.1.3轴承所受的轴向载荷因 6.1.4轴承的当量动载荷 ， ， 6.1.5轴承寿命 因，故按计算 查得， 6.2II轴轴承的校核初选滚动轴承为32317型，尺寸为。基本额定载荷Cr: 180kNe=0.29 Y=2.16.2.1计算轴承支反力合成支反力 6.2.2轴承的派生轴向力 6.2.3轴承所受的轴向载荷因 6.2.4轴承的当量动载荷 ， ， 6.2.5轴承寿命因，故按计算查得， 6.3III轴轴承的校核初选滚动轴承为32022型，其尺寸为。e=0.43 Y=1.4基本额定载荷Cr: 245kN6.3.1计算轴承支反力合成支反力 6.3.2轴承的派生轴向力 6.3.3轴承所受的轴向载荷因 6.3.4轴承的当量动载荷 ， ， 6.3.5轴承寿命因，故按计算 查得， 6.4IV轴轴承的校核初选滚动轴承为32034型，其尺寸为。e=0.44 Y=1.4基本额定载荷Cr: 520kN6.4.1计算轴承支反力合成支反力 6.4.2轴承的派生轴向力 6.4.3轴承所受的轴向载荷因 6.4.4轴承的当量动载荷 ， ， 6.4.5轴承寿命因，故按计算 查得， 6.5V轴轴承的校核初选滚动轴承为23044型，其尺寸为。基本额定载荷Cr: 760kN6.5.1计算轴承支反力合成支反力 6.5.2轴承的派生轴向力 6.5.3轴承所受的轴向载荷因 6.5.4轴承的当量动载荷 ， ， 6.5.5轴承寿命因，故按计算 查得， 7.同步齿轮减速箱键的校核7.1I轴键的校核I轴的伸出轴,选用圆头普通平键（C型），b=18mm,h=11mm,L=125mm,I轴传递的扭矩T=676940Nmm.当键用45钢制造时,主要失效形式为压溃,通常只进行挤压强度计算., 合格7.2II轴健的校核II轴的键用于齿轮和轴的联接，轴径为，选用选用圆头普通平键（C型），b=25mm,h=14mm,L=90mm,II轴传递的扭矩T=2509780Nmm.7.3III轴健的校核III轴的键用于齿轮和轴的联接，轴径为，选用选用圆头普通平键（C型），b=32mm,h=18mm,L=125mm,II轴传递的扭矩T=8072570Nmm.采用双键联接。成对称布置，考虑到制造误差使键上载荷分布不均，按1.5个键计算。合格7.4IV轴健的校核IV轴的键用于齿轮和轴的联接，键1轴径为，选用普通平键（B型），b=45mm,h=25mm,L=160mm,II轴传递的扭矩T=28054080Nmm.采用双键联接。成对称布置，考虑到制造误差使键上载荷分布不均，按1.5个键计算。合格键2轴径为，选用选用圆头普通平键（C型），b=45mm,h=25mm,L=250mm,II轴传递的扭矩T=28054080Nmm.采用双键联接。成对称布置，考虑到制造误差使键上载荷分布不均，按1.5个键计算。合格7.5V轴键的校核V轴的键用于齿轮和轴的联接，轴径为，选用选用普通平键（B型），b=50mm,h=28mm,L=250mm,II轴传递的扭矩T=66668550Nmm.采用双键联接。成对称布置，考虑到制造误差使键上载荷分布不均，按1.5个键计算。合格8.同步齿轮减速箱箱体及附件设计计算8.1箱体设计8.1.1箱体结构设计箱体是减速器的重要组成部件。它是传动零件的基座，应具有足够的强度和刚度。由于本设计中冲击载荷不大，箱体采用灰铸铁铸造箱体。为了便于轴系零件的安装和拆卸，箱体制成沿轴心线水平剖分式。上箱盖和下箱座用普通螺栓联接成一整体。轴承座的联接螺栓应尽量靠近轴承座孔，座旁的凸台应有足够的承托面，并保证旋紧螺栓时需要的扳手空间。为了保证箱体有足够的刚度，在轴承座附近加支承肋。为了保证减速器安置在基座的稳定性，并尽可能减少箱体底座平面的机械加工面积。8.2减速器附件为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计应予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池油池注油、排油、检查油面高度、检修折装时的上下箱的精确定位、吊运等辅助零部件的合理选择和设计。8.2.1检查孔及其盖板为了检查传动零件的啮合情况、接触斑点、侧隙，并向箱体内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。其大小应允许将手伸入箱内，以便检查齿轮啮合情况。8.2.2通气器减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内受热膨胀的空气自由排出，以保证箱体内外压力平衡，通常在箱体顶部装设通气器。设计中采用的通气器结构有滤网，用于工作环境多尘的场合，防尘效果较好。8.2.3轴承盖和密封装置为了固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。设计中采用凸缘式轴承盖，优点是拆装、调整轴承比较方便。在轴伸处的轴承盖是透盖，透盖中装有密封装置。8.2.4定位销 为了精确地加工轴承座孔，并保证每次拆装后轴承座的上下半孔始终保持加工时的位置精度，应在精加工轴承座孔前，在上箱盖和下箱座的联接凸缘上配装定位销，并呈对称布置以加强定位效果。8.2.5油面指示器为了检查减速器内油池油面的高度，以便经常保证油池内有适当的油量一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器。设计中采用油标尺。8.2.6放油开关换油时，为了排出污油和清洗剂，应在箱体底部、油池的最低位置处开设放油孔，平时放油孔有带有管螺纹的龙头堵住。8.2.7起吊装置当减速器的质量超过25KG时，为了便于搬运，常需在箱体上设置起吊装置。设计中上箱盖设有两个吊耳，下箱座焊接有六个吊钩。9机架及成型装置的设计计算9.1型辊轴的设计9.1.1选择轴的材料 选用45号钢，调质处理。9.1.2初步估算轴的的直径 取轴径为280mm9.1.3轴上零部件的选择和轴的结构设计9131初步选择滚动轴承根据轴的受力，选取20000型调心滚子轴承，为了便于轴承的装配，取装轴承处的直径。初选滚动轴承为23072型，其尺寸为。9132根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴段安装联轴器，取，。轴段安装轴承盖。取轴段直径， 。轴段加工螺纹M340，长度23mm.IV轴段安装轴承，取轴段直径，V段安装轴承内端盖，取轴段直径，。VI，VII段安装辊心，便于结构考虑，VI段轴径略大于VII段，取轴段直径， ， ， 。VIII段安装轴承内端盖，取轴段直径，。IX轴段安装轴承，取轴段直径，。9.2辊心的设计9.2.1选择辊心的材料选用碳素铸钢材料，强度和加工性良好。9.2.2辊心结构设计 辊心铸成六边形结构，便于型板的安装和更换。9.3型板的设计9.3.1型板材料的选择由于成型压力大，球窝的接触线磨损大，选用15Cr3Mo材料。持久强度较高。9.3.2型板结构的设计辊轮的辊面分成六块型板，每一块用螺钉固定在辊心上，由于球窝的接触线磨损较大，所以球窝交错排列。这样有利于提高辊面的利用率，并且可以减少物料在辊面上非工作“突台区”产生的峰压。由前计算可得：辊子沿周向布排球窝数：=54辊子沿宽度方向可布排球窝：=10.01 圆整取10排辊子宽度：55.59+50+70+10=630mm单块型板的球窝布排沿周向是9个，布10排。10 液压加载装置的选型选用UZ系列微型液压泵站，油箱容积20L，最大压力200MPa。结论此次毕业设计历时近三个多月的时间，设计的主要内容是工业对辊成型机的整机设计。GD1146/90型对辊成型机，基本上可以满足年产10万吨的要求。该机型具有刚性好、效率高、操作灵活等特点。此次设计对辊成型机，主要有以下几方面的优点：1由于采用了安全联轴器，可以避免成型机在工作时由于物料(粉煤)带有的小件铁器等坚硬物进入辊轮啮合区而阻止辊轮的转动。所以设计的联轴器具有退让和安全保护的功能。2采用方形轴承座。对于固定对辊组件,其轴承座由定位平衡固定在机架的上、下端架之间;对于活动对辊组件,其轴承座可以沿上、下端架上的导向平键平移。在活动对辊组件有液压加载装置，可以提高成型力，并且在有较硬的铁器物质或其他物质进入辊轮间时可以避让，以免损坏对辊组件。3本成型机采用自重加料装置。在指导老师的悉心指导下，我不仅完成了设计任务，对成型机的成型原理有了更深的了解，而且还学到了很多书本上没有的知识，拓宽了自己的知识面。另外还提高了综合运用知识的能力，为将来工作打下了扎实的基础。参考文献1.吴宗泽 机械设计手册上册 北京：机械工业出版社 2002.12.吴宗泽 机械设计手册下册 北京：机械工业出版社 2002.13.王洪欣 机械设计工程学I 徐州：中国矿业大学出版社 2001.1 4.唐大放 机械设计工程学 徐州：中国矿业大学出版社 2001.15.蔡春源 新编机械设计手册 辽宁：科学技术出版社 1993.16.黎启柏 液压元件手册北京：冶金工业出版社机械工业出版社1999.127.张展 机械设计通用手册 北京：中国劳动出版社 1994.18.王旭 机械设计课程设计 北京：机械工业出版社 2003.89.孙德志机械设计基础课程设计北京：科学出版社200610.机械工程手册电机工程手册编辑委员会机械工程手册（专用机械卷）北京：机械工业出版社1997.911.机械工程手册电机工程手册编辑委员会机械工程手册（机械零部件设计）北京：机械工业出版社1997.912.成大先机械设计手册（润滑与密封）北京：化学工业出版社2004.113.张利平液压站设计与使用北京：海洋出版社200414.成大先机械设计手册（减速器、电机与电器）北京：化学工业出版社2004.115.成大先机械设计手册（液压传动）北京：化学工业出版社2004.116范祖尧现代机械设备设计手册北京：机械工业出版社，199617.梁庚煌输送机械手册(第2册) 北京：化学工业出版社，198318.中国农业机械化科学研究院实用机械设计手册北京：中国农业机械出版社，198519.Bergendshl.H.-G:Kugellager-Zeitschrift.Nr.199020.Rieschel.H.:ZechK:Phosphorus & Potassium.Sept./OK1.198121.Pietsch.W:International Fertilizer Development Center. Workshop Proceedings. Cuatemala City.OK1.1989中文译文高速切削加工的发展及需求高速切削加工是当代先进制造技术的重要组成部分，拥有高效率、高精度及高表面质量等特征。本文介绍此技术的定义、发展现状、适用领域以及中国的需求情况。高速切削加工是面向21世纪的一项高新技术，它以高效率、高精度和高表面质量为基本特征，在汽车工业、航空航天、模具制造和仪器仪表等行业中获得了愈来愈广泛的应用，并已取得了重大的技术经济效益，是当代先进制造技术的重要组成部分。高速切削是实现高效率制造的核心技术，工序的集约化和设备的通用化使之具有很高的生产效率。可以说，高速切削加工是一种不增加设备数量而大幅度提高加工效率所必不可少的技术。高速切削加工的优点主要在于：提高生产效率、提高加工精度及降低切削阻力。 有关高速切削加工的含义，目前尚无统一的认识，通常有如下几种观点：切削速度很高，通常认为其速度超过普通切削的5-10倍；机床主轴转速很高，一般将主轴转速在10000-20000r/min以上定为高速切削；进给速度很高，通常达15-50m/min，最高可达90m/min；对于不同的切削材料和所釆用的刀具材料，高速切削的含义也不尽相同；切削过程中，刀刃的通过频率(Tooth Passing Frequency)接近于“机床刀具工件”系统的主导自然频率(Dominant Natural Frequency)时，可认为是高速切削。可见高速切削加工是一个综合的概念。1992年，德国Darmstadt工业大学的H. Schulz教授在CIRP上提出了高速切削加工的概念及其涵盖的范围，如图1所示。认为对于不同的切削对象，图中所示的过渡区(Transition)即为通常所谓的高速切削範围，这也是当时金属切削工艺相关的技术人员所期待或者可望实现的切削速度。高速切削加工对机床、刀具和切削工艺等方面都有一些具体的要求。下面分别从这几个方面阐述高速切削加工技术的发展现状和趋势。现阶段，为了实现高速切削加工，一般釆用高柔性的高速数控机床、加工中心，也有釆用专用的高速铣、钻床。这些设备的共同之处是：必须同时具有高速主轴系统和高速进给系统，才能实现材料切削过程的高速化。高速切削与传统切削最大的区别是，“机床刀具工件”系统的动态特性对切削性能有更强的影响力。在该系统中，机床主轴的刚度、刀柄形式、刀长设定、主轴拉刀力、刀具扭力设定等，都是影响高速切削性能的重要因素。 在高速切削中，材料去除率(Metal Removal Rate，MRR)，即单位时间内材料被切除的体积，通常受限于“机床-刀具-工件”工艺系统是否出现“颤振”。因此，为了满足高速切削加工的需求，首先要提高机床动静刚度尤其是主轴的刚度特性。现阶段高速切削之所以能够成功，一个很关键的因素在于对系统动态特性问题的掌握和处理能力。为了更好地描述机床主轴的刚度特性，工程上提出新的无量纲参数DN值，用以评价机床的主轴结构对高速切削加工的适应性。所谓DN值即“主轴直径与每分钟转速之积”。新近开发的加工中心主轴DN值大都已超过100万。为了减轻轴承的重量，还釆用了比钢制品要轻得多的陶瓷球轴承；轴承润滑方式大都釆用油气混合润滑方式。在高速切削加工领域，目前已开发空气轴承和磁轴承以及由磁轴承和空气轴承合并构成的磁气/空气混合主轴。 在机床进给机构方面，高速切削加工所用的进给驱动机构通常都为大导程、多头高速滚珠丝槓，滚珠釆用小直径氮化硅（Si3N4）陶瓷球，以减少其离心力和陀螺力矩；釆用空心强冷技术来减少高速滚珠丝槓运转时由于摩擦产生温升而造成的丝槓热变形。近几年来，用直线电机驱动的高速进给系统问世，这种进给方式取消了从电动机到工作台溜板之间的一切中间机械传动环节，实现了机床进给系统的零传动。由于直线电机没有任何旋转元件，不受离心力的作用，可以大大提高进给速度。直线电机的另一大优点是行程不受限制。直线电机的次极是一段一段连续铺在机床的床身上。次极铺到哪里，初极工作台就可运动到哪里，而且对整个进给系统的刚度没有任何影响。釆用高速丝槓或直线电机，能够大大提高机床进给系统的快速响应。直线电机最高加速度可达2-10G(G为重力加速度)，最大进给速度可达60-200m/min或更高。2002年举世瞩目的上海浦东磁悬浮列车工程中的磁浮轨道钢梁加工，釆用沈阳机床控股有限公司集团中捷友谊公司厂生产的超长进给系统高速大型加工中心实现。该机床的进给系统为直线导轨和齿轮齿条传动，工作台最大进给速度60m/min，快速行程100m/min，加速度2g，主轴最高转速20000r/min，主电机功率80kW。其X轴的行程长达30m，切削25m长的磁浮轨道钢梁误差小于0.15mm，为磁悬浮列车工程的顺利竣工提供了有力的技术保证。此外，机床的运动性能也将直接影响加工效率和加工精度。在模具及自由曲面的高速切削加工中，主要釆用小切深大进给的加工方法。要求机床在大进给速度条件下，应具有高精度定位功能和高精度插补功能，特别是圆弧高精度插补。圆弧加工是釆用立铣刀或螺纹刀具加工零部件或模具时，必不可少的加工方法。刀具材料的发展：高速切削技术发展的历史，也就是刀具材料不断进步的历史。高速切削的代表性刀具材料是立方氮化硼（CBN）。端面铣削使用CBN刀具时，其切削速度可高达5000m/min，主要用于灰口铸铁的切削加工。聚晶金刚石（PCD）刀具被称之为21世纪的刀具，它特别适用于切削含有SiO2的铝合金材料，而这种金属材料重
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