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畢 業(yè) 設(shè) 計(jì)（論 文）
題 目： CBJ-60水泥拆包機(jī)設(shè)計(jì)
學(xué)生姓名 楊本浪 指導(dǎo)教師 時(shí)維元
二級(jí)學(xué)院 龍?bào)磳W(xué)院 專 業(yè) 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化
班 級(jí)M09機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 學(xué) 號(hào) 0921503028
提交日期11年05月08日 答辯日期 11年05月13日
金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 目錄
目 錄
摘 要 II
Abstract III
1緒 論 V
1．1 前言 V
1．2 水泥拆包機(jī)設(shè)計(jì)方案比較與選用 1
2 傳動(dòng)部分設(shè)計(jì) 5
2．1 系統(tǒng)傳動(dòng)比的計(jì)算 5
2．2 同步齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 6
2．3 高速級(jí)傳動(dòng)齒輪設(shè)計(jì) 9
2．4 帶輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 10
2．5 帶輪軸的設(shè)計(jì) 13
3 拆包機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 20
3．1 滾筒 20
3．3 滾筒從動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 28
4 輸送機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 33
4．1 輸送機(jī)的選取及布置形式 33
4．2 主要部件 33
5 結(jié) 論 35
參考文獻(xiàn) 36
I
金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 摘要
CBJ-60水泥拆包機(jī)設(shè)計(jì)
摘 要
水泥拆包機(jī)主要應(yīng)用于各種建筑工地,它是混泥土制作過程中的一個(gè)環(huán)節(jié),主要與其它設(shè)備配合使用,如:水泥袋打包機(jī)、螺旋輸送泵等.水泥拆包機(jī)的主要任務(wù)實(shí)現(xiàn)與袋的完全分離,為混泥土攪拌機(jī)提供原料.本文主要內(nèi)容如下:
系統(tǒng)傳動(dòng)部分設(shè)計(jì) 系統(tǒng)傳動(dòng)部分主要包括帶論傳動(dòng)、高速級(jí)齒輪傳動(dòng)、和同步齒輪傳動(dòng).帶論傳動(dòng)用于傳遞動(dòng)力源,它的小輪端與電動(dòng)機(jī)聯(lián)接,大輪端與帶輪軸聯(lián)接;高速級(jí)齒輪傳動(dòng)用于傳遞工作所需的力和速度,小齒輪與帶輪軸聯(lián)接,大齒輪的與一個(gè)滾筒軸聯(lián)接,同步齒輪傳動(dòng)用于實(shí)現(xiàn)一對(duì)滾筒同時(shí)工作，其中一個(gè)齒輪即高速級(jí)傳動(dòng)中的大齒輪起換向作用.
拆包機(jī)構(gòu)設(shè) 拆包機(jī)構(gòu)的核小部分即為一對(duì)滾筒的,輔助部分有導(dǎo)軌機(jī)構(gòu)和退袋機(jī)構(gòu).滾筒主要采用滾輪擠壓與刀片劃縫式的結(jié)合；導(dǎo)引機(jī)構(gòu)、退袋機(jī)構(gòu)是一條條鋼筋聯(lián)編而成,位于滾輪下方和右冊(cè)實(shí)現(xiàn)水泥袋有一定的完整性.
輸送機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 輸送機(jī)構(gòu)是重要的輔助機(jī)構(gòu),它主要功能是將水泥輸送到一定的高度,然后靠自身重力形成水泥袋與滾筒之間的沖擊力,從而更好地破袋.它的主要組成部分是驅(qū)動(dòng)裝置(電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)滾筒)輸送帶和支撐托輥.
關(guān)鍵詞 水泥拆包機(jī) 拆包機(jī)構(gòu) 滾筒 導(dǎo)引機(jī)構(gòu) 退袋機(jī)構(gòu) 輸送機(jī)構(gòu)
II
金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 abstract
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 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
IV
金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 緒論
1緒 論
1．1 前言
在國民經(jīng)濟(jì)迅速發(fā)展的今天，建筑行業(yè)又了空前的發(fā)展。各種大大小小的建筑工程多都要用到水泥。而通常水泥有兩種來源，一種是直接從水泥廠直接拖運(yùn)的散裝水泥，另一種是袋裝水泥。前一種情況方便用于當(dāng)?shù)赜兴鄰S的大中小型工程，其它情況都得用袋裝水泥。在全國范圍內(nèi)有水泥廠得城市并不多，所以許多地方還得用袋裝的水泥。
在小型工程中，水泥用量比較少，可以使用人工拆抱，在那些大中型工程中，人工拆抱幾乎難以滿足。第一是速度跟不上，第二是需要很多勞動(dòng)力，這樣袋裝水泥拆抱就成為了建筑行業(yè)的一大難題，而且現(xiàn)在市場(chǎng)上僅缺這類型的產(chǎn)品。
以上看來，水泥拆抱機(jī)在國內(nèi)市場(chǎng)有很多的需求，而隨著中小城市大型建筑工程的興起，水泥拆抱機(jī)的需要量還會(huì)進(jìn)一步的擴(kuò)大。
在國際上，有許多小型國家沒有大型的水泥廠，有時(shí)大型的建筑工程需要進(jìn)口袋裝水泥，這樣袋裝水泥在那樣的國家也有廣闊的市場(chǎng)，所以水泥拆拆抱機(jī)在國際市場(chǎng)也有相當(dāng)?shù)男枨蟆?
水泥拆抱機(jī)減小了工人的勞動(dòng)強(qiáng)度，減少了工程建設(shè)費(fèi)用，并且是工程建設(shè)自動(dòng)化實(shí)現(xiàn)的一個(gè)重要環(huán)節(jié)。
V
金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 1-2 水泥拆包機(jī)設(shè)計(jì)方案比較與選用
1．2 水泥拆包機(jī)設(shè)計(jì)方案比較與選用
于是本設(shè)計(jì)只能從三方面技術(shù)參數(shù)入手，尋找一條最佳的結(jié)合點(diǎn)。
拆抱機(jī)的設(shè)計(jì)從總體上分，大概可以分兩類，即刀片劃縫型和滾輪擠壓型。刀片劃縫型具有拆抱速度快，拆抱完整性好等優(yōu)點(diǎn)，但其分離效果不好，而且機(jī)器比較復(fù)雜，體積也偏大。而滾輪擠壓型具有拆抱速度快，分離效果好等優(yōu)點(diǎn)，但易破壞袋子的完整性。綜合以上論述，擬定如下幾套方案：
方案一，采用單刀劃縫型，其工作過程如下：
先通過帶式輸送機(jī)把水泥袋運(yùn)送到一定的高度，然后通過自身重力從一個(gè)斜坡上滑下，在斜面上有一把突起的尖刀，把水泥袋下面劃一條縫，水泥袋繼續(xù)下滑，進(jìn)入V型槽上，水泥經(jīng)過刀鋒從槽下漏掉，水泥袋繼續(xù)滑過V型槽，從而實(shí)現(xiàn)水泥和袋的分離。此方案優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，功率小。其缺點(diǎn)是體積大，拆包效果不好。這個(gè)方案中，機(jī)器的主體不使用動(dòng)力，水泥袋完全靠自身的重力來完成拆包過程，這就決定水泥袋必須有一定的重力勢(shì)能才能完成拆包過程。此方案中有三處不太可靠的地方：一是，水泥袋滑過斜坡時(shí)有可能被到卡死，或者沒被處劃破。二是，經(jīng)過V型槽時(shí)，水泥有可能倒不干凈。三是，水泥袋有可能劃不過V型槽而停留在中途這樣會(huì)影響下一袋的拆包。基于上述幾點(diǎn)不足之處，現(xiàn)將方案該為方案二。
方案二:
針對(duì)方案一中斜坡上破袋效果不好,現(xiàn)把斜坡面改為垂直的,靜止的刀改為轉(zhuǎn)動(dòng)的滾刀,這樣袋子不會(huì)被卡死,即使卡死也會(huì)被轉(zhuǎn)動(dòng)的刀慢慢破開,這樣帶來的缺點(diǎn)是在主機(jī)中增加了一個(gè)動(dòng)力,而且刀容易壞,改進(jìn)的第二個(gè)地方是V型槽上增加一個(gè)震動(dòng)機(jī)構(gòu),這樣可以增加水泥袋通過V型槽的能力,也增加了水泥的落袋能力,這樣做同樣也會(huì)使機(jī)械變得復(fù)雜,不易于維修,機(jī)器的拆包速度不能夠變得很快。這樣雖然水泥和袋的分離效果有所改善,但效果不是很好,于是把方案二中的分離裝置進(jìn)一步改善成方案三。
方案三:
水泥袋經(jīng)過帶式輸送機(jī)運(yùn)輸?shù)揭欢ǜ叨?經(jīng)過一個(gè)豎直的方筒,方筒中有兩把滾刀,布置在較寬的兩個(gè)面中間,水泥袋經(jīng)過時(shí)會(huì)在較寬面的長度方向上劃開兩條縫,水泥袋繼續(xù)下滑,遇到如圖1-1所示的裝置。
水泥袋
角型橫杠
分離板
圖1-1（裝置示意圖）
水泥袋在自身重力和沖擊力作用下,會(huì)使袋底破開,那條三角形橫桿上面也可以做成鋸齒狀,以便更好地破袋,被破開的水泥袋被三角形的側(cè)面為條狀的三角分離板分成兩半,水泥會(huì)順利地掉下。接下來要取出水泥袋,如圖1-2所示,可以在分離板兩邊加一對(duì)針輥,以便把水泥袋揪出,但這樣有可能會(huì)把水泥袋撕爛。于是又把圖改進(jìn)為如圖1-3所示,讓袋子從一邊出來,這樣也有利于水泥袋的統(tǒng)一裝運(yùn)。
圖1-2 裝置系統(tǒng)圖 圖1-3(改進(jìn)后系統(tǒng)圖)
這個(gè)方案用豎直方筒代替了方案二中的斜面滑槽,用滾筒擠壓代替了V型槽,從而使機(jī)器體積大大減小,性能也有一定的提高,但機(jī)器還是存在不可靠的地方,如水泥袋落下經(jīng)過沖擊橫杠時(shí),有可能不被破開,從而使下一個(gè)水泥袋無法被破開,使機(jī)器無法正常工作,所以此方案也不夠成熟,于是進(jìn)一步改進(jìn)成方案四。
方案四: 此方案屬于滾輪擠壓型,工作流程如下:
水泥袋經(jīng)過輸送機(jī)輸送到一定的高度,然后垂下落,經(jīng)過一對(duì)齒輥把水泥袋擠爛,下落到一個(gè)傾斜條形的網(wǎng)狀物體上,水泥從網(wǎng)隙間落下,水泥袋沿斜網(wǎng)滑出,從而實(shí)現(xiàn)水泥和袋的分離,示意圖如圖1-4所示。
齒輥
網(wǎng)狀物
圖1-4（方案五示意圖）
為了能有更好的破袋效果,可以把一邊的齒輥換成螺紋輥,這種方案的優(yōu)點(diǎn)是,機(jī)器的體積小,破袋效果好,但效果好的同時(shí)也會(huì)破壞了袋子的完整性。但是這種方案也有其不可靠性。如,水泥有可能堆積在水泥袋上一起滑出傾斜網(wǎng)狀物,這樣就會(huì)造成浪費(fèi),水泥袋也有可能停留在網(wǎng)上,從而就會(huì)影響下一包水泥和袋的分離,這樣就會(huì)通過增加網(wǎng)的傾斜度來實(shí)現(xiàn),而一旦網(wǎng)的傾斜度增加,機(jī)器的高度也會(huì)增加,同時(shí)也增加了水泥和袋滑出傾斜網(wǎng)的機(jī)率。于是又進(jìn)一步改進(jìn)為方案五。
方案五:
在上一方案中,齒輥與螺紋輥的配合雖然有較好的破袋效果,但不能保留袋的完整性,不利于后期的裝運(yùn)。現(xiàn)把齒輥和螺紋輥改進(jìn),使用盤狀刀片,這樣劃出有規(guī)則的縫,使袋子有一定的完整性。
其工作原理是:水泥袋經(jīng)過滾輪先與盤狀刀片接觸,劃開幾道縫再經(jīng)過滾輪的擠壓水泥就會(huì)漏出,但這樣還是難以實(shí)現(xiàn)水泥與袋的分離,于是再在滾輪下加上一個(gè)導(dǎo)引機(jī)構(gòu),此機(jī)構(gòu)其實(shí)就是用一條條鋼筋聯(lián)編再一起的條狀體,其簡(jiǎn)圖如圖1-5所示。
圖1-5（方案五簡(jiǎn)圖）
這樣通過滾筒與條狀體的擠壓會(huì)產(chǎn)生很好的水泥與袋的分離效果,但這樣一來又會(huì)產(chǎn)生一個(gè)新的問題,就是水泥有可能鉤在盤狀刀片上,與滾筒一起做圓周運(yùn)動(dòng),袋子多到一定程度就會(huì)把機(jī)器卡死無法正常工作,所以必須設(shè)計(jì)一個(gè)退袋機(jī)構(gòu),讓袋子和盤狀滾刀能及時(shí)分離,保證下面的后續(xù)工作能順利進(jìn)行。
退袋機(jī)構(gòu)的簡(jiǎn)圖如圖1-6所示。
整個(gè)裝置的示意圖如圖1-7所示。
這種方案在主機(jī)部分需要一個(gè)動(dòng)力,機(jī)器的結(jié)構(gòu)比較緊湊,從而機(jī)器的體 積也有所減小,同時(shí)機(jī)器有很高的拆包速度,而且分離比較干凈,同時(shí)又能在一定程度上保證水泥袋的完整性,所以說這是一套比較理想的一種方案。下面就主要來研究設(shè)計(jì)此方案。
圖1-6退袋機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖
導(dǎo)引機(jī)構(gòu)
退袋機(jī)構(gòu)
刀滾
圖1-7整裝置示意圖
4
金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 2 傳動(dòng)部分設(shè)計(jì)
2 傳動(dòng)部分設(shè)計(jì)
2．1 系統(tǒng)傳動(dòng)比的計(jì)算
2.1.1初選電動(dòng)機(jī)
根據(jù)工況的實(shí)際要求,選取電動(dòng)機(jī)型號(hào)Y100L2-4 P=3KW
?機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)用手冊(cè)? 表10-4-1 n=1430r/min =23.833r/s
2.1.2確定傳動(dòng)比
要求工作部分所需的轉(zhuǎn)速約為1r/s,初步確定系統(tǒng)為二級(jí)變速高速級(jí)為帶論傳動(dòng),低速級(jí)為齒輪傳動(dòng)。
總傳動(dòng)比λ λ=
=23.88
分布傳動(dòng)比 帶輪取 =6
齒輪取=4 則
λ=4×6
小齒輪轉(zhuǎn)速 =
=238.33r/min ..
工作機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)速 =
=0.933r/s
完全符合工況的要求。
2.1.3 滾輪直徑的確定
實(shí)際工作過程中,滾輪得志竟月大，破袋效果越好,但是會(huì)使機(jī)器機(jī)構(gòu)變大,為此取滾輪直徑略大于袋長,用公式表達(dá)為
πD≥ l (一般情況下l=720mm)
D ≥ 720mm/π=229.183mm
考慮實(shí)際要求滾筒壁采用不銹鋼無縫鋼管,根據(jù)?機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)用手冊(cè)?表1.6.6取不銹鋼無縫鋼管的外徑為168mm壁厚為10mm,取厚度為25mm的定 位塊。滾刀刀尖距滾筒壁的間距為50mm,則此時(shí)滾筒
外端直徑為 D=268mm+50mm×2=268mm
兩滾筒軸的中心距 a=268mm+50mm=318mm
取 a=320mm
2．2 同步齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算
參考?機(jī)械設(shè)計(jì)?
根據(jù)工況和機(jī)器的結(jié)構(gòu)要求,齒輪選為開式傳動(dòng),材料為45調(diào)質(zhì)鋼,硬度為229HB-286HB。
2.2.1 齒面接觸疲勞強(qiáng)度的設(shè)計(jì)計(jì)算
1. 初步計(jì)算
轉(zhuǎn)矩T1
齒輪系數(shù)ψd 由表12.13,取ψd=0.4
接觸疲勞極限 由圖12.17C
=590N/
初步計(jì)算的許用
接觸應(yīng)力[] []=0.9
Ad值 由表12.16 取Ad=85
初步計(jì)算齒輪直徑d d≥
所以d=320mm符合要求。
初步確定齒寬b b=ψd×=0.4×150
=60mm
說明:此外d取150mm是根據(jù)強(qiáng)度計(jì)算得來的,因?yàn)辇X輪傳動(dòng)過程中扭矩一定時(shí),直徑變大則圓周力會(huì)變小,所以此時(shí)齒寬可以更小,因此d取150mm是合理的,而且也是安全的。
2.校核計(jì)算
圓周速度v v=πd=π×150×0.993/1000
=0.47m/s
精度等級(jí) 由表12.6選取8級(jí)精度
齒數(shù)和模數(shù) 初取齒數(shù)z1=z2=80
m=d/z=2
使用系數(shù) 由表12.9得=1.5
動(dòng)載系數(shù) 由圖12.9得=1.06
齒間載荷分配系數(shù) 由表12.10,先求
=2T1/d1=
=750N
/d1=1.5×750/60
=18.75N/mm
由式12.6得
= cosβ
=1.88-3.2×(1/80+1/80)=1.8
由式12.10得=1.8
=0.86
由此得
=1.35
齒向載荷系 由表12.11得
數(shù) =1.18
A=1.17, B=0.16, C=0.61
載荷系數(shù)K K=
=1.5×1.06×1.35×1.18
彈性系數(shù) 由表12.12得
節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 由圖12.16得
接觸最小安全系 由表12.14
數(shù)
總工作時(shí)間 =16000h
使用壽命10年,每年工作200天,8小時(shí)工作制。
應(yīng)力循環(huán)系數(shù) 由表12.15估計(jì)
=60×1×16000×
1430/24
接觸壽命系數(shù) 由圖12.18
許用接觸應(yīng)力 由式12.11
=590×1.18/1.05
驗(yàn)算
=189.8×2.5×0.88×
計(jì)算結(jié)果表明,接觸疲勞強(qiáng)度合適,齒輪尺寸無須調(diào)整。
2. 確定傳動(dòng)主要尺寸
實(shí)際分度圓直徑d 因?yàn)榱藵M足結(jié)構(gòu)要求,直徑已確定為320mm。
中心距a a=320mm
齒寬b b=60mm
2.2.2 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算
重合度系數(shù) 由式12.18
齒間載荷分配 由表12.10
系數(shù)
齒向載荷分布 b/h=60/2.25×2.5=1.07
系數(shù) 由圖12.14
載荷系數(shù)K K=
=1.5×1.06×1.48×1.12
齒形系數(shù) 由圖12.21
應(yīng)力修正系數(shù) 由圖12.22
彎曲疲勞極限 由圖12.23c
彎曲最小安全系數(shù) 由表12.14
彎曲壽命系數(shù) 由圖12.24
尺寸系數(shù) 由圖12.25
許用彎曲應(yīng)力 =/
=250×1×1/1.25
確定m 因?yàn)閐=320mm是結(jié)構(gòu)要求的直徑
所以應(yīng)重新確定m
m=d/z=320/80=4
由式12.20
m
由表12.17 m1.31
代入數(shù)據(jù)
因此m取值完全符合要求。
驗(yàn)算
代入數(shù)據(jù)
綜上得同步齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算符合強(qiáng)度要求。
2．3 高速級(jí)傳動(dòng)齒輪設(shè)計(jì)
參考?齒輪手冊(cè)?
齒輪采用的是開式傳動(dòng),材料為45調(diào)質(zhì)鋼,其硬度為229HB-286HB,平均為240HB。
2.3.1 基本應(yīng)力的的確定
接觸疲勞強(qiáng)度極限 圖2.5-13
彎曲疲勞強(qiáng)度基本值 圖2.5-44
彎曲疲勞極限 圖2.5-44
2.3.2 主要尺寸的初步確定
因?yàn)楦咚偌?jí)傳動(dòng)的大齒輪是同步齒輪,所以小齒輪與其嚙合的模數(shù)也應(yīng)為 m=4mm。
小齒輪的齒數(shù) (i=4)
=
小齒輪的大徑 =m=4×20
小齒輪的齒寬 為了與同步齒輪配合,
取 b=60mm
2.3.3 齒根疲勞極限
分度圓圓周力 =2000T1/d1
=2000×120/80
使用系數(shù) 表2.5-7 =1.5
動(dòng)載系數(shù) 表2.5-11 =1.06
齒間載荷系數(shù) 表2.5-31 =1.1
齒向載荷分布系數(shù) 圖2.5-22 =1.22
載荷作用于齒頂時(shí)的 圖2.5-27 =2
齒形系數(shù)
載荷作用于齒頂時(shí)的應(yīng) 圖2.5-34 =2
力修正系數(shù) =2
重合度系數(shù)
=0.25+0.75/1.75
螺旋角系數(shù)
齒根應(yīng)力
=
2.3.4 安全系數(shù)校核
彎曲壽命系數(shù)
=60×240×1×10×200×8
其中
所以取
相對(duì)齒根圓角感
應(yīng)當(dāng)數(shù) 據(jù)表2.5-52 代入數(shù)據(jù)
相應(yīng)齒根表面狀 由4.11.3
況系數(shù)
計(jì)算尺寸系數(shù) 由表2.5-44 取
安全系數(shù) 由表2.5-43 得
分別代入數(shù)據(jù)得
最安全系數(shù) 由表2.5-42取
所以
綜上得 大小齒輪均合格
2．4 帶輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)
(參考?機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)?)
設(shè)計(jì)功率
:工況系數(shù) (表13-1-16)
P:傳動(dòng)功率 (原動(dòng)機(jī)功率) P=3KW
選擇帶型 據(jù)Pd和n1 由圖13-1-2選取
傳動(dòng)比i
小輪直徑的確定 由表13-1-10
大帶輪直徑的確定
實(shí)際轉(zhuǎn)速
=
帶速v v=
==5.616m/s<
初定中心距 取 =500mm
0.7(7.5+4.5)< <2(75+450)
即 367mm<<1.50mm
帶的基準(zhǔn)長
度 =
實(shí)際中心踞a a=
=
=452.51mm
最小安裝中心踞
=452.51-0.015×18000
=425.51mm
最大安裝中心踞
=506.51mm
由表13-1-17 a=500mm
小帶輪包角
=
=
單根V帶的額 根據(jù)帶型和n1及i
定功率 由表13-1-20選取
單根V帶的額定功 由表13-1-20
率的增量
V帶根數(shù)z
包角修正系數(shù),由表13-1-21
帶長修正系數(shù),由表13-1-22
=1.82 取z=3
單根V帶的預(yù)
緊力 =
=222.39N
由表13-1-23得V帶單位長度質(zhì)量m=0.07kg/m
作用在軸上
的力 =
=1221.384N
大小帶輪尺寸 由表13-1-12,查出小輪用實(shí)心輪,其
與選型 孔徑=28mm,即電機(jī)軸徑為28mm,
大輪用孔板輪,其直徑=30mm
輪緣尺寸 由表13-1-10和13-1-11得
基準(zhǔn)寬度
基準(zhǔn)線上槽深
基準(zhǔn)線下槽深
槽間距
槽邊距
最小輪緣厚
外徑
輪槽角 取
2．5 帶輪軸的設(shè)計(jì)
軸材料選擇45調(diào)質(zhì)鋼,,, 。 (參照?機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)?)
2.5.1 初步確定軸尺寸
1. 徑向尺寸
系數(shù)A按表6-1-19選取 A=110
考慮到鍵的按裝,應(yīng)將求得的軸徑增大,
增大值由表6-1-22選取即為5%。
mm
取系列值 d=30mm
軸頸處直徑取35mm,其余按5mm放大,軸頸處的配合為
,粗造度為,齒輪處配合為,。
2. 軸向長度尺寸
根據(jù)軸頸處的直徑為35mm,初選軸承型號(hào)6407型深溝球軸承。由軸上零件的尺寸初步估計(jì)軸的徑向尺寸見零件圖01-1。
2.5.2 鍵的選用與校核
1. 選型
由表5-3-19選取齒輪聯(lián)接處的鍵為普通A型平鍵(GB1096-79),其外型尺寸為 (mm)
2. 鍵聯(lián)接的強(qiáng)度計(jì)算
轉(zhuǎn)矩 T=37.5
鍵與輪轂的接觸 =3.5
高度k
鍵的工作長度
鍵聯(lián)接的許用 由表5-3-17
剪應(yīng)力
鍵聯(lián)接的許擁擠 由表5-3-17
壓應(yīng)力
鍵聯(lián)接的擠
壓強(qiáng)度P =
=17.007MP<
所以此鍵的工作強(qiáng)度符合強(qiáng)度要求。為了方便制造,取帶輪處的鍵與齒輪處相同,它們的扭矩相同,直徑相同,從而無須校核。
2.5.3 計(jì)算軸的受力
1. 計(jì)算支撐反力 （受力分析如圖2.5.1）
圓周力
徑向力
帶輪受力 F=1221.384N
垂直面內(nèi)的受 對(duì)A點(diǎn)取矩，則合力矩為0，
力分析 列式為：
即
在垂直平面內(nèi)，軸所受合力為0
列式為：
即
=2274.318+1221.384-1875
水平面內(nèi)的受 對(duì)A點(diǎn)取矩，合力矩為0，
力分析 列式為：
即
在水平面內(nèi)軸所受合外力為0，
列式為：
即
合成兩個(gè)方向
上的力 =
=
2.5.4 軸承的精選 (參照?機(jī)械設(shè)計(jì)?和?機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)?)
軸向力
徑向力
軸承內(nèi)徑d d=35mm
初選軸承6407型
基本額定載 由表10-35
荷,
徑向和軸向
系數(shù)X,Y 由表10-35選取
X=1 Y=0
沖擊載荷系數(shù) 由表18.8
當(dāng)量動(dòng)載荷P 由式18.5 P=2882.7576N
=
計(jì)算額定動(dòng)載荷 由式18.8
=
=21.74KN<
所以選用6407型深溝球軸承符合要求。
軸承的主要參數(shù) d=35mm
D=100mm
B=25mm
2.5.5 彎矩的計(jì)算 (彎矩圖如圖2.5.1)
在垂直面內(nèi)
=112.976
=178.125
在水平面內(nèi)
=64.832
合成彎矩
=
=112.976
=
=189.557
92.5 729 95
A B
1221.364N
垂直力
1875N
682.444N 水平力
垂直彎矩
水平彎矩
合成彎矩
扭矩
圖2.5.1 彎矩圖
2.6.6 軸的校核
確定危險(xiǎn)截面
從彎矩圖2.5.2中可知,B處所受彎矩最大,C處和D處軸徑最小,但是C處和D處的彎矩接近于零,且這兩處扭拒校核已滿足要求,所以確定B為危險(xiǎn)截面。
2校危險(xiǎn)截面
許用安全系數(shù) ?機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)?表6-1-26
對(duì)稱循環(huán)疲勞極限
由表3.2所列公式可求得
疲勞極限:
脈動(dòng)循環(huán)疲
勞極限
等效系數(shù)
彎矩
彎曲應(yīng)力幅
彎曲平均應(yīng)力
扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力
扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅和
平均切應(yīng)力
有效應(yīng)力集 過渡圓半徑r=2mm,由D/d=40/35
中系數(shù) r/d=2/35和,從附錄表
1中查得
表面狀態(tài)系數(shù) 從附錄表5查得
尺寸系數(shù) 從附錄表6查得
安全系數(shù) 設(shè)為無限壽命,,由式16.5得
=
=
= S=3.7
所以經(jīng)校核安全系數(shù)符合要求。
3.軸的靜強(qiáng)度校核
安全系數(shù)公式
屈服強(qiáng)度
最大彎矩
截面模數(shù) 由表6-1-26
代入?yún)?shù)
綜上所得軸的設(shè)計(jì)完全符合要求
19
金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 3 拆包機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)
3 拆包機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)
3．1 滾筒
在第二章2.1.3中 ,已確定滾筒采用的材料為45調(diào)質(zhì)鋼,外徑為168mm,壁厚10mm;定位套筒采用材料為45調(diào)質(zhì)鋼,厚度為25mm;滾刀采用材料為,刀尖至滾筒臂的距離為50mm。具體的尺寸參見零件圖01-3。兩筒中心距為320mm。
3.2 滾筒軸的設(shè)計(jì) (參照?機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)?)
軸材料選用45調(diào)質(zhì)鋼。
3.2.1 初步確定軸的尺寸
1. 徑向尺寸
系數(shù)A按表6-1-19選取 A=110
考慮到軸斷有鍵槽,應(yīng)將求得的軸徑增
大,增大值由表6-1-19選取
d==42.5mm
取 d=45mm
軸頸處直徑取50mm,其余按5mm放大,
軸頸處配合為H7/k6,取0.6;齒輪處
配合為H8/h7,取3.2。
2. 軸向長度尺寸
根據(jù)軸頸處軸的直徑為50mm,初選軸承為6310型深溝球軸承,其寬度B=27mm.根據(jù)軸上零件的尺寸初步設(shè)計(jì)軸向長度尺寸,其尺寸
分布如零件圖01-2。
3.2.2 鍵聯(lián)接的選取與校核
3. 鍵的選取
根據(jù)鍵聯(lián)接處軸的直徑為45mm,由表5-3-19
選取A型平鍵(GB1096-79),其尺寸為
為了軸的加工方便,齒輪與滾筒聯(lián)接處選相同的
平鍵。
4. 鍵聯(lián)接強(qiáng)度驗(yàn)算
轉(zhuǎn)矩
鍵與輪轂的接 k=h/2(由表5-3-23得h=9mm)
觸高度 =4.5mm
鍵的工作長度 l=L-b=56-14=42mm
鍵聯(lián)接的許用 由表5-3-17
剪切應(yīng)力
鍵聯(lián)接的許用 由表5-3-17
擠壓應(yīng)力
鍵聯(lián)接擠壓強(qiáng)度
= <
鍵聯(lián)接剪應(yīng)力
=10.5 <
綜上得鍵聯(lián)接處強(qiáng)度合格,滾筒處軸徑更大些,扭矩將隨之減小,而滾筒處鍵聯(lián)接的應(yīng)力應(yīng) 小于齒輪處,所以滾筒處鍵聯(lián)接的強(qiáng)度必然也合格。
3.2.3 計(jì)算軸的支撐反力 (如圖3.2.1)
1. 支撐反力
1) 齒輪受力分析
圓周力
=
徑向力
=
=
=
2) 滾筒受力分析
垂直方向
水平方向
垂直方向受力分析
對(duì)A點(diǎn)取矩,合力矩為0 列示為
即:
因垂直方向合外力為0
即:
=2000+2183.889-2812.5
3) 水平方向受力分析
對(duì)A點(diǎn)取矩合外力為0 列式為:
即:
因水平方向合外力為0 列式為:
即:
水平方向與垂直方向合成 列式為:
=
=
3.2.4 軸承的選取與校核 (參照?機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)用手冊(cè)?)
軸向力
徑向力
初選軸承型號(hào)為6310深溝球軸承
基本額定載荷 由表5-1-54
計(jì)算系數(shù) 由表5-1-54
徑向和軸向系數(shù) 因
由表5-1-20 e=0.32
載荷性質(zhì)系數(shù) 因工作中有中等沖擊
由表5-1-19
當(dāng)量載荷
=
軸承壽命
=
=204539h
>
綜上計(jì)算得,軸承滿足要求。
基本尺寸 d=50mm,D=110mm,B=27mm
3.2.5 彎矩、扭矩計(jì)算 (圖見3.2.1)
垂直方向
=
水平方向
=
合成彎矩
=
=
=
扭矩 輸入扭矩為 T=120,經(jīng)過每個(gè)鍵扭矩會(huì)減少。
113.5 500 113.5 96
垂直力
1000N 1000N N
700N 700N
水平力
垂直彎矩
水平彎矩
合成彎矩
扭矩
圖3.2.1扭矩圖
3.2.6 危險(xiǎn)截面的切換與比較
1. 確定危險(xiǎn)截面 (參照?機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)?)
由圖2.6.2可以看出扭矩和彎矩最大的截面在D處,E處直徑最細(xì),可