8位CPU设计与实现和10-15吨╱h强迫给料工业对辊成型机

绪论我国的主要能源是煤炭。煤炭利用率的提高对于整个国民经济的发展有着重大意义。然而，原煤不经过加工而直接用于燃烧，不仅利用率低，浪费能源，而且产生大量的煤烟以及温室气体的排放发，严重污染环境。随着科学技术的飞速发展以及能源的日益短缺，人们迫切需要一种有效的节能方法。而采用清洁煤技术，正是提高煤炭利用效率以及减少环境污染的重要途径之一。工业型煤成套技术就是其中一种比较成熟的方法,通过添加助剂对粉煤进行混捏成型,用作工业锅炉和窑炉的燃料,与直接燃烧散煤相比,烟尘排放量可减少60%,SO排放量可减少50%，而且建厂投资少、周期短、易于推广等等。1.1型煤机械在工业型煤技术的重要地位由于过去我国对工业型煤机械不够重视，在其方面的研究很少，所以到如今，我国生产工业型煤的主要方式是采用粉煤添加粘结剂来低压成型工业型煤。实际上,恰恰成型机械是型煤生产的关键设备,这致使我国的工业型煤技术落后于国外。不过，近年来，随着我国科学技术的发展，在这方面正不断地缩小与发达国家之间的差距。而国内采用的有粘结剂的低压成型工艺存在着诸如其过程十分耗时繁琐、能源消耗大、相关的机械设备陈旧、添加剂昂贵等等不利因素,致使型煤的生产成本偏高,生产厂家获得的利润很低，不利于向广大市场推广。本论文设计的是工业对辊成型机械，采用压辊挤压成型工业型煤，这样可以不用粘结剂，以减少成本。1.2工业型煤的发展历史过去，我国生产工业型煤所使用的型煤机械设备大多是仿国外制造的，由于生产力水平不高，存在着诸如型煤设备配置不合理、电机选型不匹配等等问题，结果导致型煤成型工艺水平落后于国外几十年的巨大差距。当时所使用的型煤机械设备存在着许多的问题，例如：机械性能差、耗电量大、经常折断轴、成型率低、型煤质量差等等。为了解决这些问题，工程师们不辞劳苦地努力奋斗，后来经过不断地研制和改造，终于使型煤设备的各方面的性能都得到很大程度上的提高。1.3国内工业型煤的发展状况我国型煤技术的发展状况可以概括为起步晚，发展慢。实际上，为了减少能源的浪费以及减小对于环境的破坏污染，我国是从20世纪50年代起才开始研究民用型煤。60年代到70年代，国内开展了大规模的民用型煤研究，并且随后研制出了以无烟煤为原料的上点火蜂窝煤。1980年后开始研究与开发工业型煤技术，并且取得了明显的成就。但总体上与发达国家比较，还存在着不小的差距，特别是在型煤专用设备的开发研究方面，差距依然十分巨大。综上所述，我国在型煤机械设备上的研制和开发对于解决能源资源日益短缺，环境污染问题等等，有着重大作用，是一件利国利民的好事。工业上我国目前普遍采用机制冷压一次成型来生产工业型煤。主要的成型设备有对辊成型机和挤出机等等。工业对辊成型压力相对较低,一般在25MPa左右。型煤的形状有圆形、方形、枕形、棒形等等。国内用于生产工业型煤的粘结剂可分为无机质、有机质以及两者结合起来的复合粘结剂。目前国内注重于开发具有良好冷态强度和防水性能的免烘干粘结剂，以此来大规模生产工业型煤，减少成本。目前国内生产型煤的设备主要有两种发展趋势：其一，由国外引进高压成型设备；其二，大力推广国内研制的低压炉成型设备。两种发展趋势可以有效地降低生产成本,提高型煤的成型质量,加快我国工业型煤规模化、产业化进程。另外，由于型煤的生产成本高于原煤,并且型煤的生产要消耗能源电能,而生产厂家的目的是追求一定的经济利润,导致型煤的价格一般比原煤高出几十块钱。型煤所带来的经济利润十分的少,于是在市场经济调节下,难以拥有市场。这是中国工业型煤很难在市场普遍推广的根本原因。工业型煤炉前成型技术是节能技术改造重要的一部分，但其不能很好地减少环境污染。1.4国外工业型煤的发展状况国外型煤发展已有半个多世纪的历史。生产量较大，技术较成熟的国家有英国、法国、德国、日本等。国外壁炉用型煤较多，生产能力最大能达到50万t/年。国外型煤生产工艺、粘结剂配方、型煤机械设备都较先进，技术成熟，能够形成生产规模。国外整套型煤设备中压球机发展的主要趋势是为了提高型煤产品质量，加大成型压力。型煤设备中压球机的研发方法主要有两种，一种是加大成型压辊直径，另一种是加上预压机构和必要的控制系统两级成型。为了解决压球机沿辊宽压力不均的问题，可以在压球机上增加复杂的分行调压机构，但这大大地增加了压球机的加工成本。由于国外发达国家正在寻找研究新的能源，研究其它洁净燃料和技术，国外型煤业日趋萎缩。目前，成型用立式调和机正向中心供热、高速混合、自动定量出料方向发展。1.5工业型煤成型机工作机理成型机是工业型煤成型过程中关键的机械设备，其性能将直接影响型煤生产线上生产型煤的质量。工业对辊成型机是成型机的主要机型之一，它有一对直径相同、水平方向上相互平行并且彼此间存在着一定间隙的圆柱形压辊，压辊上分布着许多形状和大小相同并且交错排列的成型槽，压辊是对辊成型机的关键部件，如图1-1所示。

图1-1对辊成型机工作示意图-型煤设备配置及选型工业对辊成型机在电动机的驱动下，带动两个压辊以相同速度、相反方向转动，当原煤落入两压辊之间并且在A处开始受压时，煤料在相应两成型槽之间受挤压致使其体积被压缩；随着压辊连续转动，成型槽逐渐闭合，并且成型压力逐步增大，当压辊转动到两个成型槽距离最小时成型压力达到最大值，型煤固定成型。然后压辊继续转动使成型槽逐渐分离，成型压力也随之逐渐减小。在成型压力减至零之前，挤压成型的型煤就开始自动脱落。由工业型煤机械设备的配置及选型研究可知，按图2来分析成型槽对原煤的成型作用力原理。为简明论述，我们把成型槽中点看做成型槽对原煤的受力作用点，在A、B两点同时作用一对压力。为方便计算，我们设压辊的A点为研究对象，在A点压辊对煤料产生一个压力J)。该作用力可分解为两个力，垂直力Pslna对煤料起着支撑的作用，使煤料脱离压辊；而水平力Pcosa对原煤料产生挤压作用。并且同时，压辊对煤料产生一个摩擦力F。此摩擦力也可以分解为两个作用力，垂直分力Fcosa．使煤料被挤压到两压辊之间，而水平分力Fslna．则克服煤料的内阻力，从而让煤料被压缩成型。

图1-2型煤成型时的受力分析要使压辊能咬入煤料并且正常工作，必须满足以下条件：

图1-2型煤成型时的受力分析公式图上述式中P为煤料与压辊之间的摩擦角。由此可以得出结论：工业对辊成型机要想正常工作必须使压辊上的咬入角于或者等于煤料与压辊间的摩擦角。综上所述可以得出，煤料的压制主要是在咬合区内进行的，在进入咬合区前煤料只起摇实密度的作用。成型机一个很重要的参数便是咬合角，在相同压辊直径的条件下，咬合角越大，则咬合区H越大，被咬入煤料的体积就越大，压缩率和成型压力也就随之而增大。咬合角的大小与煤料的特性有关。一般大约在～左右。一般在咬合角相同的条件下，增大压辊直径就增大咬合区的宽度，进而可以增大型煤的压缩率和成型强度，这也是现在国外工业型煤成型机压辊向大直径方向发展的主要原因。然而，增大压辊直径的同时，也应该考虑到负面影响。1.6影响型煤的成型因素煤料的成型除了与压辊的直径和宽度以及辊子的转速、两对辊之间的中心距相关外还与对辊成型机的成型压力、煤料的粒度、物料的水分、粘结剂与煤料的配比、煤料的成型特性等因素息息相关，因此在设计过程中需要将这些因素也考虑到其中。1.6.1型煤对辊成型机的成型压力煤炭原料在压辊上成型槽的填满程度在一定程度上决定着对辊成型机成型压力的大小，而成型压力的大小对于型煤的成型质量又起着至关重要的作用。当成型压力小于压溃力时，型煤的机械强度随成型压力的增大而提高。煤种不同，其压溃力也有所差别。一般，型煤的成型压力有一个最佳值，其主要与成型物料的种类、成型物料的水分、成型物料的粒度组成以及成型所用的粘结剂种类和用量等因素有密切的关系。所以说，为了能使对辊成型机产生足够大的压力来压实成型槽里面的煤球，需要将成型槽里面的煤料填充满。因为煤料填充得越多，则在两对辊成型时对煤料挤压产生的反作用力就越大，从而使煤料越容易成型。1.6.2煤料粒度、给配对煤料成型带来的影响煤料粒度的大小与料度级配分布也是影响型煤的成型强度与成型率的重要因素之一。在成型过程中，煤料过粗过细不仅会消耗电动机的动力，浪费能源，而且还会增加粘结剂的用量，使其灰分增大固定碳含量低，最终影响型煤的成型质量。所以，通过对成型强度及成型率良好的情况下，最佳煤料粒度及料度级配跟踪测试结果对比，存在着一个较好的粒度范围。实践证明，较小的物料粒度有利于粒子的紧密排列，型煤压球机采用粘合剂成型工艺时，最佳粒度组成应使物料的总比表面最小的粒子间的总空隙也最小，以减少粘合剂用量，从而降低型煤的生产成本。确定物料粒度及粒度组成时，应该遵循以下两个原则：

（1）确保煤料颗粒在型块内的以最为紧密的方式排列，以提高型煤的成型质量。实践证明，较小的物料粒度有利于粒子的紧密排列；

（2）若采用粘结剂生产工业型煤工艺时，最佳粒度组成应该使煤料的总表面达到最小值、煤料颗粒间的总空隙也达到最小值，这样可以减少粘结剂的用量，从而降低型煤的生产成本。 1.6.3物料的水分在成型过程中的影响型煤成型水分的大小直接关系到型煤的成型率、固化时间、初期强度、后期强度等等。型煤生产线要求被压制物料含水量不的超过最佳含水量范围，当然具体物料压制时含水量要求也不同。物料中的水分在成型过程中的作用主要有：

（1）适量的水分可以在成型过程中起润滑剂的作用，也可以降低成型系统的内摩擦力，提高型煤的成型质量。若是物料的水分过多，颗粒表面的水层变厚，就会影响颗粒之间的充分密集，并且降低型煤的成型质量。而且，物料水分过多则在型煤干燥时易产生裂纹，导致型煤发生碎裂现象；

（2）如果在工业型煤成型过程中采用亲水性粘结剂，适量的水分会起着预先润湿物料粒子表面的作用，从而时物料的粒子更容易相互粘结。但是如果水分过多的话，反而会使粘结剂失效。根据研究得出比较适宜的成型水分范围一般在10%~15%之间；

（3）如果工业型煤成型过程中采用疏水性粘结剂成型，则物料的水分会减弱粘结剂对型煤成型的效果，所以在成型时一般控制物料的水分在4%以下。1.6.4粘结剂与物料的配比对煤料成型的影响

由于大部分煤种的成型性能较差，因而采用粘结剂的成型工艺应用较为普遍。此时，粘结剂的用量不但是型煤强度的关键影响因素，而且对型煤生产成本有非常重要的影响。从粘结剂在成型过程中固结后的方面来说，增大粘结剂的用量有利于提高型煤的成型质量；但从型煤的成型过程来说，增大粘结剂的用量将减小成型压力并且降低型煤的质量；再从型煤脱模的稳定性这方面来说，增大粘结剂的用量也不利于提高型煤的质量。所以，一般需要反复试验来确定一个最佳的粘结剂用量。1.6.5物料的成型特性在成型过程中的影响物料的成型特性是在型煤成型过程影响煤料成型的关键的内在因素，其中以物料的弹性与塑性的影响最为突出。原煤的塑性越高，其煤料的成型特性就会越好。

泥炭、褐煤等煤种均富含塑性高的沥青质和腐植酸物质，所以它们的成型特性好，成型质量高，甚至可以不使用粘结剂来成型工业型煤。随着煤化度的提高，煤的塑性逐渐下降，其成型特性也逐渐变差。对煤化度较高的煤，一般需添加粘结剂以增加煤料的塑性方可成型。2型辊的计算2.1确定传动方案本次设计的对辊成型机是由电动机通过带传动带动一个同步减速器，再通过可调节联轴器带动两个辊子同步相向转动，传动方案如下图2-12.2对辊成型机的主要参数及设计要求辊子转速：10-12转/分（即辊子圆周速度为）;成型压力：；小时产量10-15吨；给料方式：自重给料；型球尺寸：；枕形结构采用液压平衡成型力；螺杆固定式框架结构；同步式齿轮传动箱。2.3辊子的宽度计算因为设计给出的工况为，即可得辊子半径2.4型球的分布棍子的周长周向单列最多可为个由于各成型槽之间存在间距，将暂定周向单列成型槽数，间距定为6mm单个型煤的质量是煤的密度，通常取所以其质量由于要符合每小时产量的要求，需要产出的型煤的数量为所以成型辊上的成型槽列数取成型辊上的成型槽列数2.5辊子的长度计算因此辊子的实际宽度辊子的直径D=2r=800mm，宽度为341mm2.6对辊成型机电动机的选择已知成型时成型压力，辊宽工作阻力阻力转矩T=工作功率P=传动装置的总效率查机械手册可得可求得总效率则可求得电机功率经研究决定采用同步转速的Y系列电动机。所选用的电动机为，6极电机，额定转速，额定功率为。2.7传动比的分配与计算此传动装置采用圆柱直齿轮减速器，分配传动比要考虑一下原则：1） 各级齿轮传动的承载能力大致相同。2） 各级传动中的大齿轮浸油深度大致相同。由于所选电机额定转速，工作时电机转速，因此其总传动比经查机械手册可知普通V带传动比，通常取2-4，因为V带传动比不宜过大，所以一般应使。这样可使传动装置结构紧凑，因而取。所以减速器的传动比分配各级传动比校核传动比，该传动比在合理范围内。2.8各级轴的参数计算将传动装置中的各轴从高速级到低速级排列依次为I号轴、II号轴，III号轴……，相邻两轴之间的传动比为、……，各轴的输入功率为、……，各轴的转速为、……，各轴的输入转矩为、……，另外0轴即为电动机轴，因而各轴的功率、转速、转矩的计算如下： 0轴： I轴： II轴： III轴： IV轴： V轴： 3V带的计算3.1确定V带型号工作情况系数 查机械手册表4.6得计算功率 V带型号 根据和值查机械手册图4.6得选用C型V带3.2确定带轮基准直径、小带轮直径 查机械手册表4.7得=200-355mm，取 已知，取弹性滑动系数大带轮直径 ，取3.3验算V带速度由于要求带速在5m-25m之间，所以带速符合要求。3.4确定V带长度L及中心距a初定中心距 初算V带基准长度 查机械设计手册可圆整得实际中心距a的计算3.5验算小带轮包角3.6V带根数z的确定单根V带试验条件下许用功率 查机械设计手册得传递功率增量 查机械手册表4.5可得包角系数 查机械手册表4.8可得长度系数 查机械手册表4.3可得V带根数z 经圆整可得z=5根3.7计算单根V带的拉力V带单位长度的质量m 查相关资料得m=0.3kg/m =578.94N3.8轴上的力的计算4减速器齿轮的设计计算4.1第一对啮合齿轮的计算4.1.1选择齿轮材料 小齿轮：40Cr，调质，大齿轮：45，正火，4.1.2齿面接触疲劳强度的计算确定齿轮传动精度等级，由于，估取圆周速度，查机械设计手册可得其精度等级为II公差组8级。求小齿轮分度圆直径 齿宽系数 查机械手册可按齿轮相对轴承为非对称布置小齿轮齿数 推荐值范围为20-40，取大齿轮齿数 ，圆整取齿数比u 传动比误差 由于误差在范围内，所以所选齿轮齿数合适。小齿轮转矩 载荷系数K 使用系数 查机械手册得动载荷系数 推荐值范围为1.05-1.4，选取齿向载荷分配系数 推荐值范围为1.0-1.2，选取齿间载荷分配系数 推荐值范围为1.0-1.2，选取载荷系数K 许用接触应力查机械手册可得接触疲劳极限 求应力循环次数N可得 查机械手册可得接触强度的寿命系数 、 查机械设计手册可得接触强度最小安全系数则 材料弹性系数 查机械设计手册可得节点区域系数 查机械设计手册,由可得重合度系数 推荐值范围为0.85-0.92，选取经计算可得 齿轮模数m ，圆整取m=5小齿轮分度圆直径 圆周速度v 与估计值相近，故满足设计要求。故小齿轮分度圆直径 =135mm大齿轮分度圆直径 标准中心距a =255mm齿宽b 圆整取b=113mm大齿轮齿宽 小齿轮齿宽 =120mm4.1.3齿根弯曲疲劳强度的计算及校核许用弯曲应力 弯曲疲劳极限 机械设计手册，双向传动乘0.7弯曲强度寿命系数 查机械设计手册可得 弯曲强度尺寸系数 查机械设计手册可得 弯曲强度最小安全系数 查机械设计手册可得则 由 =1.72重合度系数 =0.68由式6-10 齿形系数 应力修正系数 由此可得 由于，，故齿根弯曲强度满足设计要求。4.1.4齿轮主要尺寸的设计计算分度圆直径d 齿顶高 齿根高 =6.25mm齿全高h 齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径 齿距p 齿厚s 齿槽宽e 顶隙c 中心距a 传动比 4.2第二对啮合齿轮的计算4.2.1选择齿轮材料 小齿轮：40Cr，调质，大齿轮：45，正火，4.2.2齿面接触疲劳强度的计算确定齿轮传动精度等级，由于，估取圆周速度，查机械设计手册可得其精度等级为II公差组8级。求小齿轮分度圆直径 齿宽系数 查机械设计手册可按齿轮相对轴承为非对称布置小齿轮齿数 推荐值范围为20-40，取大齿轮齿数 ，圆整取齿数比u 传动比误差 由于误差在范围内，所以所选齿轮齿数合适。小齿轮转矩 载荷系数K 使用系数 查机械设计手册得动载荷系数 推荐值范围为1.05-1.4，选取齿向载荷分配系数 推荐值范围为1.0-1.2，选取齿间载荷分配系数 推荐值范围为1.0-1.2，选取载荷系数K 许用接触应力查机械手册可得接触疲劳极限 求应力循环次数N可得 查机械设计手册可得接触强度的寿命系数 、 查机械设计手册可得接触强度最小安全系数则 材料弹性系数 查机械设计手册可得节点区域系数 查机械设计手册,由可得重合度系数 推荐值范围为0.85-0.92，选取经计算可得 齿轮模数m ，圆整取m=6小齿轮分度圆直径 圆周速度v 与估计值相近，故满足设计要求。故小齿轮分度圆直径 =180mm大齿轮分度圆直径 标准中心距a =327mm齿宽b 圆整取b=150mm大齿轮齿宽 小齿轮齿宽 =156mm4.2.3齿根弯曲疲劳强度的计算及校核许用弯曲应力 弯曲疲劳极限 查机械设计手册，双向传动乘0.7弯曲强度寿命系数 查机械设计手册可得 弯曲强度尺寸系数 查机械设计手册可得 弯曲强度最小安全系数 查机械设计手册可得则 由 =1.73重合度系数 =0.68由式6-10 齿形系数 应力修正系数 由此可得 由于，，故齿根弯曲强度满足设计要求。4.2.4齿轮主要尺寸的设计计算分度圆直径d 齿顶高 齿根高 =7.5mm齿全高h 齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径 齿距p 齿厚s 齿槽宽e 顶隙c 中心距a 传动比 4.3第三对啮合齿轮的计算4.3.1选择齿轮材料 小齿轮：40Cr，调质，大齿轮：45，正火，4.3.2齿面接触疲劳强度的计算确定齿轮传动精度等级，由于，估取圆周速度，查机械设计手册可得其精度等级为II公差组8级。求小齿轮分度圆直径 齿宽系数 查机械设计手册可按齿轮相对轴承为非对称布置小齿轮齿数 推荐值范围为20-40，取大齿轮齿数 ，圆整取齿数比u 传动比误差 由于误差在范围内，所以所选齿轮齿数合适。小齿轮转矩 载荷系数K 使用系数 查机械设计手册得动载荷系数 推荐值范围为1.05-1.4，选取齿向载荷分配系数 推荐值范围为1.0-1.2，选取齿间载荷分配系数 推荐值范围为1.0-1.2，选取载荷系数K 许用接触应力查机械手册可得接触疲劳极限 求应力循环次数N可得 查机械设计手册可得接触强度的寿命系数 、 查机械设计手册可得接触强度最小安全系数则 材料弹性系数 查机械设计手册可得节点区域系数 查机械设计手册,由可得重合度系数 推荐值范围为0.85-0.92，选取经计算可得 齿轮模数m ，圆整取m=8小齿轮分度圆直径 圆周速度v 与估计值相近，故满足设计要求。故小齿轮分度圆直径 =248mm大齿轮分度圆直径 标准中心距a =432mm齿宽b 圆整取b=201mm大齿轮齿宽 小齿轮齿宽 =207mm4.3.3齿根弯曲疲劳强度的计算及校核许用弯曲应力 弯曲疲劳极限 查机械设计手册，双向传动乘0.7弯曲强度寿命系数 查机械设计手册可得 弯曲强度尺寸系数 查机械设计手册可得 弯曲强度最小安全系数 查机械设计手册可得则 由 =1.72重合度系数 =0.69由式6-10 齿形系数 应力修正系数 由此可得 由于，，故齿根弯曲强度满足设计要求。4.3.4齿轮主要尺寸的设计计算分度圆直径d 齿顶高 齿根高 =10mm齿全高h 齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径 齿距p 齿厚s 齿槽宽e 顶隙c 中心距a 传动比 4.4第四对啮合齿轮的计算4.4.1选择齿轮材料 小齿轮：40Cr，调质，大齿轮：45，正货，4.4.2齿面接触疲劳强度的计算确定齿轮传动精度等级，由于，估取圆周速度，查机械设计手册可得其精度等级为II公差组8级。求小齿轮分度圆直径 齿宽系数 查机械设计手册可按齿轮相对轴承为非对称布置小齿轮齿数 推荐值范围为20-40，取大齿轮齿数 ，圆整取齿数比u 传动比误差 由于误差在范内，所以所选齿轮齿数合适。小齿轮转矩 载荷系数K 使用系数 查机械设计手册得动载荷系数 推荐值范围为1.05-1.4，选取齿向载荷分配系数 推荐值范围为1.0-1.2，选取齿间载荷分配系数 推荐值范围为1.0-1.2，选取载荷系数K 许用接触应力查机械设计手册可得接触疲劳极限 求应力循环次数N可得 查机械设计手册可得接触强度的寿命系数 、 查机械设计手册可得接触强度最小安全系数则 材料弹性系数 查机械设计手册可得节点区域系数 查机械设计手册,由可得重合度系数 推荐值范围为0.85-0.92，选取经计算可得 齿轮模数m ，圆整取m=12小齿轮分度圆直径 圆周速度v 与估计值相近，故满足设计要求。故小齿轮分度圆直径 =360mm大齿轮分度圆直径 标准中心距a =600mm齿宽b 圆整取b=296mm大齿轮齿宽 小齿轮齿宽 =302mm4.4.3齿根弯曲疲劳强度的计算及校核许用弯曲应力 弯曲疲劳极限 查机械设计手册，双向传动乘0.7弯曲强度寿命系数 查机械设计手册可得 弯曲强度尺寸系数 查机械设计手册可得 弯曲强度最小安全系数 查机械设计手册可得则 由 =1.73重合度系数 =0.68由式6-10 齿形系数 应力修正系数 由此可得 由于，，故齿根弯曲强度满足设计要求。4.4.4齿轮主要尺寸的设计计算分度圆直径d 齿顶高 齿根高 =15mm齿全高h 齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径 齿距p 齿厚s 齿槽宽e 顶隙c 中心距a 传动比 5减速器轴的设计计算5.1I号轴的计算5.1.1初步估算I号轴的最小直径由于此轴上的分度圆直径和轴径相似，所以把该轴加工成齿轮轴。可选取45号钢作为轴的材料并对其进行调质处理。查机械设计手册可得A=113，则 =50.12mm1 2 3 4 5 6 7图5-1-1为了留有加工余量以及加工的方便，可将最小直径取值稍微大一些。由于大带轮是装在该轴的最小直径上，可根据大带轮轮毂取值最小直径为70mm。5.1.2轴的结构设计1)轴段1上安装大带轮，其定位是靠轴端挡板及轴肩定位的。由带轮计算可得其长度，直径2)轴段2由于要对大带轮轴向定位，暂定轴肩h=5mm，考虑到箱体的内部拆装空间及透盖的安装，所以其长度，直径3)轴段3上安装轴承，为便于安装轴承内圈，并且要符合标准轴承内径。查机械设计手册暂选圆锥滚子轴承，型号为32318，其基本尺寸为mm。所以该轴段长度，直径4)轴段4由于要考虑到对轴承的定位以及对箱体内部空间的安排，其长度，直径5)轴段5为轴齿轮段，根据第一对啮合齿轮中的小齿轮宽度及齿根圆直径可得其长度，直径6)轴段6由于要考虑到对箱体内部空间的安排，其长度，直径7)轴段7上安装轴承，考虑到轴段3也选用32318圆锥滚子轴承，这样可以将产生的轴向力相互抵消掉。因此其长度，直径另外轴段1上要有健，选用C型普通圆头平健。5.1.3轴的强度校核轴的计算简图图5-1-2转矩 大带轮直径 径向力 圆周力和轴向力均为0齿轮的直径 圆周力 径向力 轴向力由和求得 求得 圆锥滚子轴承产生的轴向力截面处弯矩合成由于，可见截面处弯矩更大，是轴的危险截面。截面处的当量弯矩 轴的选材为45号钢，并经过调质处理，查机械设计手册可得抗拉强度极限。因为，即为，取。 轴的应力 5.2II号轴的计算5.2.1初步估算II号轴的最小直径由于此轴上的分度圆直径和轴径相似，所以把该轴加工成齿轮轴。可选取45号钢作为轴的材料并对其进行调质处理。查机械设计手册可得A=113，则 =70.2mm1 2 3 4 5 6 7图5-2-1为了留有加工余量以及加工的方便，可将最小直径取值稍微大一些。由于轴承是装在该轴的最小直径上，可根据轴承的相关参数取值最小直径为.5.2.2轴的结构设计1)轴段1上安装轴承，为便于安装轴承内圈，并且要符合标准轴承内径。查机械设计手册暂选圆锥滚子轴承，型号为32318，其基本尺寸为mm。所以该轴段长度，直径2)轴段2由于要考虑到对轴承的定位以及对箱体内部空间的安排，其长度，直径3)轴段3为轴齿轮段，根据第一对啮合齿轮中的小齿轮宽度及齿根圆直径可得其长度，直径4)轴段4由于要考虑到对箱体内部空间的安排，其长度，直径5)轴段5为轴齿轮段，根据第一对啮合齿轮中的小齿轮宽度及齿根圆直径可得其长度，直径6)轴段6由于要考虑到对箱体内部空间的安排，其长度，直径7)轴段7上安装轴承，考虑到轴段1也选用32318圆锥滚子轴承，这样可以将产生的轴向力相互抵消掉。因此其长度，直径。另外轴段5上要有健，选用A型普通圆头平健。5.2.3轴的强度校核轴的计算简图图5-2-2转矩 齿轮的直径 圆周力 径向力 轴向力 由和求得 和求得 圆锥滚子轴承产生的轴向力截面处弯矩合成 轴的选材为45号钢，并经过调质处理，查机械设计手册可得抗拉强度极限。因为，即为，取。 轴的应力 5.3III号轴的计算5.3.1初步估算 III号轴的最小直径由于此轴上的分度圆直径和轴径相似，所以把该轴加工成齿轮轴。可选取45号钢作为轴的材料并对其进行调质处理。查机械设计手册可得A=113，则 =96.45mm1 2 3 4 567 8图5-3-1为了留有加工余量以及加工的方便，可将最小直径取值稍微大一些。由于轴承是装在该轴的最小直径上，可根据轴承的相关参数取值最小直径为120mm。5.3.2轴的结构设计1)轴段1上安装轴承，为便于安装轴承内圈，并且要符合标准轴承内径。查机械设计手册暂选圆锥滚子轴承，型号为30324，其基本尺寸为mm。所以该轴段长度，直径2)轴段2由于要考虑到对轴承的定位以及对箱体内部空间的安排，其长度，直径3)轴段3为轴齿轮段，根据第一对啮合齿轮中的小齿轮宽度及齿根圆直径可得其长度，直径4)轴段4由于要考虑到对箱体内部空间的安排，其长度，直径5)轴段5为轴齿轮段，根据第一对啮合齿轮中的小齿轮宽度及齿根圆直径可得其长度，直径6)轴段6由于要考虑到对箱体内部空间的安排，其长度，直径7)轴段7上安装挡油环，其长度，直径8)轴段8上安装轴承，考虑到轴段1也选用30324圆锥滚子轴承，这样可以将产生的轴向力相互抵消掉。因此其长度，直径另外轴段3上要有健，选用A型普通圆头平健。5.3.3轴的强度校核轴的计算简图图5-3-2转矩 齿轮的直径 圆周力 径向力 轴向力 由和求得 和求得 圆锥滚子轴承产生的轴向力截面处弯矩合成 轴的选材为45号钢，并经过调质处理，查机械设计手册可得抗拉强度极限。因为，即为，取。 轴的应力 5.4IV号轴的计算5.4.1初步估算IV号轴的最小直径由于此轴上的分度圆直径和轴径相似，所以把该轴加工成齿轮轴。可选取45号钢作为轴的材料并对其进行调质处理。查机械设计手册可得A=113，则 =130.02mm1 2 3 4 5 6图5-4-1为了留有加工余量以及加工的方便，可将最小直径取值稍微大一些。由于轴承是装在该轴的最小直径上，可根据轴承的相关参数取值最小直径为160mm。5.4.2轴的结构设计1)轴段1上安装轴承，为便于安装轴承内圈，并且要符合标准轴承内径。查机械设计手册暂选圆锥滚子轴承，型号为30232，其基本尺寸为mm。所以该轴段长度，直径2)轴段2由于要考虑到对轴承的定位以及对箱体内部空间的安排，其长度，直径3)轴段3为轴齿轮段，根据第一对啮合齿轮中的小齿轮宽度及齿根圆直径可得其长度，直径4)轴段4由于要考虑到对箱体内部空间的安排，其长度，直径5)轴段5为轴齿轮段，根据第一对啮合齿轮中的小齿轮宽度及齿根圆直径可得其长度，直径6)轴段6上安装轴承，考虑到轴段1也选用30232圆锥滚子轴承，这样可以将产生的轴向力相互抵消掉。因此其长度，直径另外轴段5上要有健，选用A型普通圆头平健。5.4.3轴的强度校核轴的计算简图图5-4-2转矩 齿轮的直径 圆周力 径向力 轴向力 由和求得 和求得 圆锥滚子轴承产生的轴向力截面处弯矩合成 轴的选材为45号钢，并经过调质处理，查机械设计手册可得抗拉强度极限。因为，即为，取。 轴的应力 5.5V号轴的计算5.5.1初步估算V号轴的最小直径由于此轴上的分度圆直径和轴径相似，所以把该轴加工成齿轮轴。可选取45号钢作为轴的材料并对其进行调质处理。查机械设计手册可得A=113，则 =171.98mm1 2 34 5 6 7图5-5-1为了留有加工余量以及加工的方便，可将最小直径取值稍微大一些。由于联轴器是装在该轴的最小直径上，可根据联轴器相关参数取值最小直径为180mm。5.5.2轴的结构设计1)轴段1上安装轴承，为便于安装轴承内圈，并且要符合标准轴承内径。查机械设计手册暂选圆锥滚子轴承，型号为，其基本尺寸为mm。所以该轴段长度，直径2)轴段2为轴齿轮段，根据第一对啮合齿轮中的小齿轮宽度及齿根圆直径可得其长度，直径3)轴段3由于要考虑到对齿轮的定位，其长度，直径4)轴段4由于要考虑到对箱体内部空间的安排，其长度，直径5)轴段5上安装轴承，考虑到轴段1也选用圆锥滚子轴承，这样可以将产生的轴向力相互抵消掉。因此其长度，直径6)轴段6长度，直径7)轴段7上安装非标准联轴器，根据其相关参数可得长度，直径另外轴段3上要有健，选用A型普通圆头平健，轴段7上要有健，选用C型普通单圆头平健5.5.3轴的强度校核轴的计算简图图5-5-2转矩 由和求得 和求得 圆锥滚子轴承产生的轴向力截面处弯矩合成截面处当量弯矩 轴的选材为45号钢，并经过调质处理，查机械设计手册可得抗拉强度极限。因为，即为，取。 轴的应力 6轴承的校核由于工作总时间为6.1I号轴上的轴承校核所选圆锥滚子轴承型号为32318，基本尺寸为基本额定载荷 e=0.35 Y=轴承合成支反力的计算6.1.2轴承的派生轴向力计算 6.1.3轴承的轴向载荷的计算由于齿轮的传动是采用直齿圆柱齿轮传动，因而齿轮本身不会产生轴向力，而轴承上的轴向力是由滚子轴承本身产生的。其产生的轴向力大小相等，方向相反，因而 6.1.4轴承的当量动载荷的计算 =15264.505N =32452.24N6.1.5轴承寿命的计算由于，所以以值来计算轴承寿命。通过查机械设计手册可得载荷系数，温度系数，则轴承寿命 ，该轴承符合要求6.2II号轴上的轴承校核所选圆锥滚子轴承型号为32318，基本尺寸为基本额定载荷 e=0.35 Y=轴承合成支反力的计算6.2.2轴承的派生轴向力计算 6.2.3轴承的轴向载荷的计算由于齿轮的传动是采用直齿圆柱齿轮传动，因而齿轮本身不会产生轴向力，而轴承上的轴向力是由滚子轴承本身产生的。其产生的轴向力大小相等，方向相反，因而 6.2.4轴承的当量动载荷的计算 =19937.3N =27706N6.2.5轴承寿命的计算由于，所以以值来计算轴承寿命。通过查机械设计手册可得载荷系数，温度系数，则轴承寿命 ，该轴承符合要求6.3III号轴上的轴承校核所选圆锥滚子轴承型号为30324，基本尺寸为基本额定载荷 e=0.35 Y=轴承合成支反力的计算6.3.2轴承的派生轴向力计算 6.3.3轴承的轴向载荷的计算由于齿轮的传动是采用直齿圆柱齿轮传动，因而齿轮本身不会产生轴向力，而轴承上的轴向力是由滚子轴承本身产生的。其产生的轴向力大小相等，方向相反，因而 6.3.4轴承的当量动载荷的计算 =29192N =316932.6N6.3.5轴承寿命的计算由于，所以以值来计算轴承寿命。通过查机械设计手册可得载荷系数，温度系数，则轴承寿命 ，该轴承符合要求6.4IV号轴上的轴承校核所选圆锥滚子轴承型号为30232，基本尺寸为基本额定载荷 E=0.44 Y=轴承合成支反力的计算6.4.2轴承的派生轴向力计算 6.4.3轴承的轴向载荷的计算由于齿轮的传动是采用直齿圆柱齿轮传动，因而齿轮本身不会产生轴向力，而轴承上的轴向力是由滚子轴承本身产生的。其产生的轴向力大小相等，方向相反，因而 6.4.4轴承的当量动载荷的计算 =95539.5N =91851.4N6.4.5轴承寿命的计算由于，所以以值来计算轴承寿命。通过查机械设计手册可得载荷系数，温度系数，则轴承寿命 ，该轴承符合要求6.5V号轴上的轴承校核所选圆锥滚子轴承型号为30238，基本尺寸为基本额定载荷 e=0.44 Y=轴承合成支反力的计算6.5.2轴承的派生轴向力计算 6.5.3轴承的轴向载荷的计算由于齿轮的传动是采用直齿圆柱齿轮传动，因而齿轮本身不会产生轴向力，而轴承上的轴向力是由滚子轴承本身产生的。其产生的轴向力大小相等，方向相反，因而 6.5.4轴承的当量动载荷的计算 =58226N =77812N6.5.5轴承寿命的计算由于，所以以值来计算轴承寿命。通过查机械设计手册可得载荷系数，温度系数，则轴承寿命 ，该轴承符合要求7减速器轴键的校核7.1I号轴键的校核I号轴的轴段1直径，选用C型单圆头普通平键。转矩。该健的选材为45号钢，其主要失效形式为压溃，因而通常只计算其压强来校核其强度。 所以该轴键满足设计要求。7.2II号轴键的校核II号轴的轴段5直径，选用A型圆头普通平键.转矩。该健的选材为45号钢，其主要失效形式为压溃，因而通常只计算其压强来校核其强度。 所以该轴键满足设计要求。7.3III号轴键的校核III号轴的轴段3直径，选用A型圆头普通平键.转矩。该健的选材为45号钢，其主要失效形式为压溃，因而通常只计算其压强来校核其强度。 所以该轴键满足设计要求。7.4IV号轴键的校核IV号轴的轴段5直径，选用A型圆头普通平键.转矩。该健的选材为45号钢，其主要失效形式为压溃，因而通常只计算其压强来校核其强度。 所以该轴键满足设计要求。7.5V号轴键的校核V号轴的轴段1直径，选用A型圆头普通平键.转矩。该健的选材为45号钢，其主要失效形式为压溃，因而通常只计算其压强来校核其强度。 所以该轴键满足设计要求。V号轴的轴段8直径，选用C型圆头普通平键。该健的选材为45号钢，其主要失效形式为压溃，因而通常只计算其压强来校核其强度。 8减速器箱体的设计减速器是对辊成型机的主要传动装置，主要作用是用来将电动机的功率与转速通过层层传递，调节到一个合理的范围内，最后再传递到压辊上。减速器沿轴心线分为上箱体和下箱体，用普通螺栓联接在一起，箱体由灰铸铁铸造而成。以下为其相关尺寸：上箱座壁厚下箱座壁厚箱座上部凸缘厚度箱盖凸缘厚度箱座底部凸缘厚度地脚螺钉直径轴承旁联接螺栓直径盖与座联接螺栓直径箱盖肋厚箱座肋厚对减速器的设计，除了要设计齿轮、轴、轴承以及箱体的结构设计，还要考虑到减速器的轴承端盖、通气器、观察孔、油标、润滑油、排油孔及排油螺塞、定位销、启盖螺钉、密封件、起吊装置等辅助零部件的合理设计需要。9同步齿轮的计算9.1选择齿轮材料由于俩同步齿轮完全相同，所以材料均选用40Cr，并且表面淬火，表面硬度为。9.2齿面接触疲劳强度的计算确定齿轮传动精度等级，由于，估取圆周速度，查机械设计手册可得其精度等级为II公差组8级。齿轮齿数 推荐值范围为20-40，取齿轮齿数中心距a 因为同步辊子的中心距为800mm，所以两同步齿轮的中心距，则模数m 分度圆直径d 圆周速度v 由于v与相近，所以满足设计要求。求齿轮分度圆直径 齿宽系数 查机械设计手册可按齿轮相对轴承为非对称布置齿轮转矩 载荷系数K 使用系数 查机械设计手册得动载荷系数 推荐值范围为1.05-1.4，选取齿向载荷分配系数 推荐值范围为1.0-1.2，选取齿间载荷分配系数 推荐值范围为1.0-1.2，选取载荷系数K 许用接触应力查机械手册可得接触疲劳极限 求应力循环次数N可得 查机械设计手册可得接触强度的寿命系数、 查机械设计手册可得接触强度最小安全系数则 材料弹性系数 查机械设计手册可得节点区域系数 查机械设计手册,由可得重合度系数 推荐值范围为0.85-0.92，选取经计算可得 齿宽b 9.3齿根弯曲疲劳强度的计算及校核许用弯曲应力 弯曲疲劳极限 查机械设计手册，双向传动乘0.7弯曲强度寿命系数 查机械设计手册可得 弯曲强度尺寸系数 查机械设计手册可得 弯曲强度最小安全系数 查机械设计手册可得则 由 =1.62重合度系数 =0.71由式6-10 齿形系数 应力修正系数 由此可得 由于，，故齿根弯曲强度满足设计要求。9.4齿轮主要尺寸的设计计算分度圆直径d 齿顶高 齿根高 =40mm齿全高h 齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径 齿距p 齿厚s 齿槽宽e 顶隙c 中心距a 10型辊机构的计算10.1辊轴的计算10.1.1初步估算I号轴的最小直径由于此轴上的分度圆直径和轴径相似，所以把该轴加工成齿轮轴。可选取45号钢作为轴的材料并对其进行调质处理。查机械设计手册可得A=113，则 =171.98mm1 2 3 4 5 6 7图10-1-1为了留有加工余量以及加工的方便，可将最小直径取值稍微大一些。由于大带轮是装在该轴的最小直径上，可根据大带轮轮毂取值最小直径为180mm。10.1.2辊轴的结构设计1)轴段1上安装非标准弹性柱销联轴器和同步齿轮，参考其主要参数可得该轴段的长度，直径2)轴段2为轴肩，为同步齿轮定位，其长度，直径3)轴段3上安装轴承，，为便于安装轴承内圈，并且要符合标准轴承内径。查机械设计手册暂选圆锥滚子轴承，型号为30238，其基本尺寸为mm。所以该轴段长度，直径4)轴段4为轴承定位，其长度，直径5)轴段5上安装型辊，轴段的两端分别安装两个相同的挡板，用于定位型辊。该轴段的长度，直径6)轴段6用于定位轴承，其长度，直径7)轴段7上安装轴承，考虑到轴段3的情况，也安装圆锥滚子轴承30238。该轴段的长度，直径10.1.3辊轴的校核轴的计算简图图10-1-2转矩 由和求得 和求得 圆锥滚子轴承产生的轴向力截面处弯矩合成截面处当量弯矩 轴的选材为45号钢，并经过调质处理，查机械设计手册可得抗拉强度极限。因为，即为，取。 轴的应力 ，该轴满足设计要求。10.2轴承的校核所选圆锥滚子轴承型号为30238，基本尺寸为基本额定载荷 e=0.44 Y=1.410.2.1轴承合成支反力的计算10.2.2轴承的派生轴向力计算 10.2.3轴承的轴向载荷的计算由于齿轮的传动是采用直齿圆柱齿轮传动，因而齿轮本身不会产生轴向力，而轴承上的轴向力是由滚子轴承本身产生的。其产生的轴向力大小相等，方向相反，因而 10.2.4轴承的当量动载荷的计算 =52218N =53956.4N10.2.5轴承寿命的计算由于，所以以值来计算轴承寿命。通过查机械设计手册可得载荷系数，温度系数，则轴承寿命 ，该轴承符合要求。10.3键的校核轴段1直径，选用C型圆头普通平键。该健的选材为45号钢，其主要失效形式为压溃，因而通常只计算其压强来校核其强度。 轴段5直径，选用A型圆头普通平键.转矩。该健的选材为45号钢，其主要失效形式为压溃，因而通常只计算其压强来校核其强度。 所以该轴键满足设计要求。11对辊成型机其他关键部位的设计11.1型板材料的选择由于对辊成型机是靠高压将物料挤压成型的，所以成型机的型板必须要有一定的抗压性、耐磨性以及抗腐蚀能力。此外，型板还要有一定的接触疲劳强度及弹性强度以满足挤压成型的需要，所以型板的选材一般选择合金钢比较合适。而合金钢不仅满足以上要求，而且还具有良好的稳定性及冲击韧性，能够很好地承载对辊成型机挤压成型时的冲击载荷。所以本次设计对辊成型机型板的材料选为。11.2液力加载系统成型机在物料成型过程中时常会混入许多坚硬的杂物（如石头、金属等），这样会造成压辊的压力瞬间过载，从而使压辊挤压变形，受到损坏，影响型煤的成型质量。为避免上述情况的发生，本次设计的对辊成型机采用液力加载系统来平衡成型力，保护两个对辊。液力加载装置是由液压泵将高压油打入液压缸,使活塞产生轴向位移。活塞杆的前接头顶在轴承座上以满足生产压力要求。当两压辊之间进料过多或进入金属块时,液压缸活塞杆受压过载,液压泵会停机、蓄能器对压力变化起缓冲作用、溢流阀开启回油、活塞杆移位使压辊间缝隙加大从而使硬物通过压辊,系统压恢复正常,可以保护压辊不损坏。可以根据压球密度的要求调整压力,生产机动灵活。11.3安全联轴器的选择当对辊成型机对原煤物料成型时，时常有坚硬的杂物混入原料之中，从而使两个对辊卡住，为了让成型机恢复工作，需要让活动对辊组件能够平移退让一段距离，便于及时处理杂物。有时根据特殊情况需要，联轴器要能脱开传动。此外，该联轴器还应满足装拆方便，维护简单，性价比高，使用寿命长，能够适应在一定的温度环境下正常工作等等。11.4机架的设计本次的对辊成型机机架设计采用螺杆固定式框架结构，整个框架结构是由上端架、下端架、左端架以及右端架组成的。各端架之间是通过销轴来联接的。该框架结构设计满足结构简单、承载能力强、装拆方便的设计要求，而且性价比高。11.5压辊的设计为了方便对辊轮的调整，以保证型煤的成型质量，必须使对辊成型机的两个对辊辊轮之间保持良好的对中性。为了满足设计要求，对辊辊轮与辊轴之间需采用胀套无键联接。辊面上的成型槽需要交错排列，这样有利于提高型煤的脱球率，而且还可以尽量地减少辊面面积的不必要浪费。12设计总结随着六月的到来，毕业设计也已接近尾声了。经过3个多月的奋斗，让我对大学四年的学习有了一个大体的回顾与总结。通过这段时间的艰苦奋斗，让我明白了学习是一个长期积累的过程。在平常生活之中，就有许多值得学习的东西。我们要不断地去观察和探究，以积累专业知识，提高自己的专业素养，才能设计出合格满意的产品。这次的毕业设计让我明白了自己的不足，也让我系统的回顾了大学期间所学的专业知识，温故而知新，一定程度上也提高了我的个人能力。另外，也让我明白学习如何通过有效途径查找相关资料也是十分的重要。在毕业设计期间，我和其他同学相互交流，共同学习探讨，不仅促进了同学之间的感情，也在和睦的氛围之中，相互学习，共同解决了一些设计上的难题，并且加深了对专业知识的理解。此时此刻，我要感谢黄嘉兴、王启广两位指导老师的悉心指导和帮助；感谢给我带来帮助的同学们。通过本次的毕业设计，锻炼了我的个人能力，为我今后独立工作树立了信心。虽然，设计的过程十分艰辛，但我认为这将是我人生之中一笔宝贵的财富。参考文献[1]王洪兴、李、刘秉忠.机械设计工程学（1）.徐州：中国矿业大学出版社2001[2]陈飞、张永忠.机械工程及自动化基础.徐州：中国矿业大学出版社2007[3]王洪兴、张冠中.机械原理.徐州：中国矿业大学出版社2011[4]冯之敬.机械制造工程原理.北京：清华大学出版社2008[5]关慧贞、冯辛安.机械制造设备设计.北京：机械工业出版社2009[6] 程志红、唐大放.机械设计课程上机与设计.南京：东南大学出版社2006[7]程志红.机械设计.南京：东南大学出版社2006[8]吴宗泽.机械设计师手册上册.北京：机械工业出版社2002[9]吴宗泽.机械设计师手册下册.北京：机械工业出版社2002[10]李庆余、张佳.机械制造装备设计.北京：机械工业出版社2003[11]袁绩乾.机械制造技术基础.北京：机械工业出版社2001[12]陈立德.机械设计基础.第3版.北京：高等教育出版社出版2007[13]陈立德.机械设计课程设计.第3版.北京：高等教育出版社2007[14]杨慧英、王玉坤.机械制图[M].北京：清华大学出版社2002.[15]罗特军.理论力学.北京：高等教育出版社2006[16]任家隆.机械制造基础[M].北京：高等教育出版社2003翻译部分英文原文FailureinvestigationofaTaperRollerBearing:Acasestudy1.IntroductionBearinglifereferstothetotalnumberofrevolutios(ortimeperiod)abearingperformssatisfactorilyunderstatedconditionsbeforefailure.Ingeneral,basedontheoperatingconditionsthescopeofthebearinglifeisdefined.Incaseofheavymachiner,smallflakingorspallingonthebearingmaynotbeconsideredasanimmediatefailureanditslifecanbeprolongedwithpropermaintenance.Ontheotherhanditmaybealimitingfactorwheretheapplicationdemandshighprecisioncontrolandsensitiveevntoveryslightdimensionalvariaion,noiseorvbration..Morecommonl,thelifeofabearingisspecifiedbyL10(or10)lifewhichisdefinedasthetotalnumberofrevolutiosinwhich90%ofidenticalbearingswilsurviveunderthesameoperatingandenvironmentalconditionsbeforefailurebyfatigue.Theoperatingloadandspeedaretheprimefactorsinestimatingthe10lifewhchisgivenb,pLn=1.2.3.(C/P)pWhere,Lna=Ratedlfeinmillinsofrevolution(10)a1=Reliailityadjustmentfactor a2=Materialadjustmentfactora3=OperatingconditonadjustmentfactorC=BasicdnamicloadratinginNetonP=EquialentdnamicloadinNewtonp=3forballbearinsand10/3forrollerbearingWiththeproperselectionofbearingforagivenapplicatio,thebearingfailspredominantlybyfatigueandcanbeestimatedbytheaboveequation[1,2].Thereareseveralotherparameterslikeimproperselectionofbearingforagivenapplicatio,inadequatelubrication,improperinstallaton,excessiveloading/reloading,vibrations,impactloading,environmentalfactorslikecorrosivemedia,temperature,contaminatedenvironmentthatcancauseabearingtofailbeforeitspredictedlifetimeandareclassifiedasprematurefailures.Thefailuremodesofabearing,besidesfatigue,includeplasticflow,fracture,wear,corrosionandelectricalpitting.Bygatheringdataonapplicationofthebearingandoperatingconditionsduringrunningandatthetimeoffailure,damageanalsiscanbemadebystudingthemodeoffailureanditsmostprobablerootcausefortheprematurefailurecanbeestablished.Ifmorethanoneparameterisinvoledinprematurefailure,itwilincreasethecomplexityofidentifingtherootcause[3-5].Inthepresentstud,damageanalsismadeontheprematurelyfailedfrontwheeloutertaperedrollerbearingisdiscussed.AschematicviewoftractorisshowninFig.1andthelocationoffrontwheelouterbearingishghlightedincircles(inFig.1).ExperimentaldetailsAdetailedstudyonthefailedbearingwasmadeincludingvisualexamination,chemicalcomposition,microhardness,microstructure,retainedaustenitemeasurement,weardebrisanalsisandscanningelectronmicroscope(SEM)studies.Visualexaminationwascarriedoutusingastereozommicroscope.Thechemicalcompositionofthefailedcomponentswascarriedoutusingsparkemissionspectrometr.Bakelitemountedandpolishedcutsectionswereusedformetallographcobservationandmicrohardnessmeasurements.Themicrostructurewasstudiedafteretchingwith3%Nital.RetainedaustenitecontentwasmeasuredusingX-raydiffraction(XRD)technique,ontherollersurfaceandconeracewa.Thedamagedcagewascarefullycleanedusingpetroleumbeneneandtheweardebriscollectedafterfiltrationofthesolventforparticlesizeanalsisusinganimageanalyser.3.Results3.1MaterialMaterialcompositionwasevaluatdbysparkemissionspectrometerandthechemicalcomposition(inweigtpercentage)isshowninTable1.3.2MacroscopicanalysisThecone,rollersandcageinasreceivedconditionareshowninFig.2.Underlowmagnificationusingastereozommicroscope,oneendoftherollerswasfoundtobeseverelydamagedthantheother.Thisfeaturewasseeninalltherollers.Inthecone,deepgrooveswerenoticedalongwithpitmarksontheracewa;acrackwasalsoobservedontheinnersurfaceoftheconealignedwiththedeepgrooveasshowninFig.3(a).SEMobservationmadeonthecutsectionoftheconeshowsthedeepgrooveandthecrackoriginatigfromthegrooveandpropagatingtowardstheboresurfaceasshowninFig.3(b).3.3MicrostructuralanalysisLongitudnalcutsectionsofarollerandconeshowedfinetemperedmartensitewithuniformdistributionofcarbidesfreefromcarbidenetworkoranydetrimentalfeature.Theoriginofcrackwasalsofreefromdecarburizatonindicatingthattheheattreatmentconditionswerenormal.MicrostructureobservedonrollerspecimenisshowninFig.4(a).Nearthedamagedsideoftheroller,crackswereobservedpropagaingtoardsthecentreoftherollerasshowninFig4(b)andFig.4(c).3.4HardnessanalsisHardnessprofilestakenalongthecutsectionrevealedthatnearthesurfaceofrollerandracewaysurfaceofthecone,thehardnessvalueswereintherangeof64-65HRcandinthecoreitwereintherangeof61-63HRc.3.5RetainedaustenitemeasurementsRetainedaustenitemeasurementswerecarriedoutonrollersurface,racewayoftheconeusingXRD.RAwasabout1.7%onracewayand1.6%onrolersurface.3.6WeardebrisanalsisThemetallicweardebrisparticleswererecoveredfromthetinypatchesofgreasestickingatthecagesurface.Veryfineshinymetallicweardebrisparticleswerefilteredinthefilterpaper.Usingimageanalzer,theweardebriscollectedinthefilterpaperwasanalsed.Themetallicweardebrisparticleswereinthesierangeof50micronsto1600micronsandnon-metallicparticleswerealsoobservedinthesamesierange.4.DiscussionThechemicalcompositionofthebearingwasinconformitywithSAE52100materialspecification.Thedeepgrooveontheconeracewayandseveredamageononesideoftherollersshowedthattherewasuneendistributionofloadwiththerollertipexperiencinghigherstressduringoperation.Ingeneral,loadwilbeevenlydistributedoverthelengthoftherollerandnecessarycrowningwilbeprovidedtoaccommodateanypossibleslightmisalignmentduringassembl.RahnejatandGohar[6],studiedtheeffectofmisalignmentandradialcontactpressuredistributionontaperedrollerbearingandsuggestedthattaperedrollerbearingcanbeoperatedwithmisalignment,onlytocertainextent,bymakingappropriatedesignofribsandaxialprofilingbyprovidingcrowningonthetaperrolleroveritslength.Suddenfailureofrollerbearingduetomisalignmentasresultofshaftdeflectionaboveacriticalpointwasreportedinliterature[5].Andreason[7],studiedtheloaddistributionontaperedrollerbearingandstatedthatbearinglifecanbereducedduetoimproperloaddistributionontherollerasaresultofmisalignmentandthiseffectwilbemorepronouncediftherollersandracewaswerenotaxialyprofiled(Non-crowned).Duetoeithermountingerrororwhenthevehiclehappenedtobeunderheavierthandesignedload,thereisapossibilitythatthewheelendcomponentwouldhaveundergonedeflection;thisinturncanresultinbearingmisalignmentleadingtounevenloadingontherollersasaconsequence.Theextentofunevenloaddistributionontherollerswildependonthedegreeofmisalignment.Thisunevenloaddistributionraisesthecontactstresstowardstheedgsoftherollersabruptl.Thisabnormalstresslevelat