畢業(yè)設計（論文）蜂窩煤機設計

1、緒論1.型煤概況 隨著機械化采煤程度的提高，產(chǎn)生了大量的粉煤。粉煤的市場價值很低，造成大量的積壓。市場對型煤的需求量較大，型煤技術有很大的市場空間。同時生產(chǎn)型煤的原料煤的質(zhì)地不受限制。2.成型設備概況 成型設備是型煤生產(chǎn)中的關鍵設備,選擇成型設備應以原煤的特性，型煤的用途及成時壓力等諸多因素為基礎。目前工業(yè)上應用最廣的是對輥式成型機。另外,還有沖壓式成型機,環(huán)式成型機和螺旋式成型機等3.對輥成型機概況對輥成型機可用于成型、壓塊和顆粒的高壓破碎，它的給料系統(tǒng)和輥面的設計要根據(jù)使用要求來設計。下面就對輥成型機在成型方面的應用進行描述。對輥成型機主要包括以下幾個主要部件：3.1同步齒輪傳動系統(tǒng)對輥成

2、型機的同步齒輪傳動系統(tǒng)由包括兩個同步齒輪在內(nèi)的減速器，安全聯(lián)軸器等組成。安全聯(lián)軸器是一個能自動復位的機構(gòu)，它可以在正常工作時驅(qū)動轉(zhuǎn)距的1.71.9倍范圍內(nèi)調(diào)整。最主要的是，同步齒輪和齒輪聯(lián)軸器的連接保證了提供給型輥完全均勻的線速度。3.2成型系統(tǒng)對輥成型機的最主要部分是型輥。由于成型壓力大，直徑大，所以采用八塊型板拼裝的方式，輥芯由鑄鋼材料鑄造而成，型板由強度高的耐磨材料制造。3.3液壓加載系統(tǒng)液壓加載系統(tǒng)用于提供壓力迫使浮輥向被壓實的物料和固定輥靠近。為滿足特殊的工作需要，壓力的高低和大小可以自由調(diào)整。壓力的梯度隨間距的變化而升高，通過改變液壓儲能器中氮的分壓可以在很大范圍內(nèi)調(diào)整壓力的梯度。

3、在其他尖硬物料被壓入壓輥的間隙時液壓系統(tǒng)也用作安全裝置。1.電機選型及傳動比計算1.1選擇電動機1.1.1選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式按工作條件和要求，選用一般用途的y系列三相異步電動機，為臥式封閉結(jié)構(gòu)。1.1.2選擇電動機的容量輥子轉(zhuǎn)速：n=810r/min輥子圓周速度：v=0.40.5m/s=n/30 v=r初計算型輥半徑 = 型球體積 每塊型煤質(zhì)量 型輥周向上分布型窩個數(shù) （個）型輥軸向上分布型窩數(shù) 取整 型輥長度 取整b=630 mm輥上合力 kn阻力矩 工作機所需的功率：p=式中 =93000nm n=10 r/min 代入上式得 p=kw電動機所需功率：p=p/從電動機到輥輪主軸之間

4、的傳動裝置的總效率：=式中 =0.95 v帶傳動效率 =0.98 聯(lián)軸器效率 =0.99 軸承效率 =0.97 齒輪傳動效率代入上式得 =0.950.980.990.97 =0.6777 =p/=97.4/0.6777=143.2 kw選擇電動機額定功率pp，根據(jù)傳動系統(tǒng)圖和推薦的傳動比合理范圍v帶傳動的傳動比 24 ；單級圓柱齒輪傳動比 36 。所以選擇y315l1-4電動機，額定功率160kw,滿載轉(zhuǎn)速1480 r/min 。1.2計算傳動裝置的總傳動比并分配各級傳動比1.2.1傳動裝置的總傳動比=1481.2.2分配各級傳動比該傳動裝置中使用的是三級圓柱齒輪減速器，考慮到以下原則：1）使

5、各級傳動的承載能力大致等（齒面接觸強度大致相等）2）使減速器能獲得最小外形尺寸和重量3）使各級傳動中大齒輪的浸油深度大致相等，潤滑最為簡便分配各級齒輪傳動比為=4.25 =4 =1.8輥輪的直徑為956mm,兩輥輪這間的間隙取1mm,所以兩輥輪的中心距為957mm。由此調(diào)節(jié)可初定同步齒輪的傳動比為2.4 。則v帶傳動的傳動比為2。2.v帶設計計算 21確定計算功率 根據(jù)工作情況 查表12-12選擇工況系數(shù) 設計功率 22選擇帶型 根據(jù)和 選擇25n窄v帶(有效寬度制)23確定帶輪基準直徑 小帶輪的基準直徑 參考表12-19和圖12-4取 傳動比 取彈性滑動系數(shù) 大帶輪基準準直徑 取標準值 實際

6、轉(zhuǎn)速 實際傳動比 24驗算帶的速度 25初定中心距 取26確定基準長度 由表12-10選取相應基準長度 27確定實際軸間距 安裝時所需最小軸間距 張緊或補償伸長所需最大軸間距 28驗算小帶輪包角 29單根v帶的基本額定功率 根據(jù)和 由表12-17n查得25n型窄v帶 210單根v帶的功率增量考慮傳動比的影響，額定功率的增量由表12-17n查得211v帶的根數(shù) 由表12-13查得 由表12-16查得 根 取7根212單根v帶的預緊力 由表12-142.13帶輪的結(jié)構(gòu)2.13.1小帶輪的結(jié)構(gòu) 小帶輪采用實心輪結(jié)構(gòu)。 由y280m-4電動機可知，其軸伸直徑，長度，小帶輪軸孔直徑應取，轂長應小于. 由

7、表12-22查得，小帶輪結(jié)構(gòu)為實心輪 由v帶的實際傳動比，對減速器的傳動比進行重新分配。 傳動裝置總傳動比 v帶傳動傳動比 同步齒輪的傳動比 則三級減速器的傳動比為 ，以達到傳動比的調(diào)節(jié)。則 3基本參數(shù)計算各軸的轉(zhuǎn)速、傳遞功率、轉(zhuǎn)矩軸 = =軸 軸 軸 軸 4同步齒輪減速箱齒輪的設計計算4.1i軸齒輪設計計算4.1.1選擇齒輪材料小齒輪 20crmnti 滲碳淬火 hrc 5662大齒輪 20crmnti 滲碳淬火 hrc 5662 齒輪的疲勞極限應力按中等質(zhì)量（mq）要求從圖14-32和圖14-24中查得 參考我國試驗數(shù)據(jù)（表14-45）后，將適當降低：4.1.2初定齒輪主要參數(shù)初定齒輪主要

8、參數(shù) 考慮載荷有輕微沖擊、非對稱軸承布置，取載荷系數(shù)k=2 按齒根彎曲疲勞強度估算齒輪尺寸，計算模數(shù): 按表14-34，并考慮傳動比，選用小齒輪齒數(shù)=24， 大齒輪齒數(shù) 取 = 102 按表14-33，選齒寬系數(shù)由圖14-14查得大小齒輪的復合齒形系數(shù)（時） 由于輪齒單向受力，齒輪的許用彎曲應力 由于，故按小齒輪的抗彎強度計算模數(shù) 采用斜齒輪，按表14-2，取標準模數(shù)。初取=13（表14-33），則齒輪中心距 由于單件生產(chǎn)，不必取標準中心距，取。準確的螺旋角 齒輪分度圓直徑 工作齒寬 為了保證，取。齒輪圓周速度 按此速度查表14-78，齒輪精度選用8級即可，齒輪精度8-7-7（gb10095-

9、1988）校核重合度縱向重合度 （圖14-8） 端面重合度 （圖14-3） 總重合度 4.1.3校核齒面接觸疲勞強度 分度圓上的切向力 由表14-39查得使用系數(shù) 動載荷系數(shù)式中 （表14-40）齒數(shù)比 將有關數(shù)據(jù)代入計算式 齒向載荷分布系數(shù) 齒向載荷分配系數(shù)，根據(jù) 查表14-43 得 節(jié)點區(qū)域系數(shù)，按和查圖14-11 得材料彈性系數(shù)查表14-44 得重合度系數(shù) 查圖14-12 得螺旋角系數(shù) 查圖14-13 得 由于可取 計算接觸強度強度安全系數(shù) 式中各系數(shù)的確定計算齒面應力循環(huán)數(shù) 按齒面不允許出現(xiàn)點蝕，查圖14-37 得壽命系數(shù) 潤滑油膜影響系數(shù) 查表14-47 得 齒面工作硬化系數(shù) 按圖1

10、4-39 查得尺寸系數(shù) 按，查圖14-40 得將以上數(shù)據(jù)代入計算式 由表14-49，按一般可靠度要求，選用最小安全系數(shù)。和均大于，故安全。4.2軸齒輪設計計算4.2.1選擇齒輪材料小齒輪 20crmnti 滲碳淬火 hrc 5662大齒輪 20crmnti 滲碳淬火 hrc 5662 齒輪的疲勞極限應力按中等質(zhì)量（mq）要求從圖14-32和圖14-24中得 參考我國試驗數(shù)據(jù)（表14-45）后，將適當降低：4.2.2初定齒輪主要參數(shù)按齒根彎曲疲勞強度估算齒輪尺寸，計算模數(shù) 按表14-34，并考慮傳動比，選用小齒輪齒數(shù)=26， 大齒輪齒數(shù) 取整 =102 按表14-33，選齒寬系數(shù)由圖14-14查

11、得大小齒輪的復合齒形系數(shù)（時） 由于輪齒單向受力，齒輪的許用彎曲應力 由于，故按小齒輪的抗彎強度計算模數(shù) 采用斜齒輪，按表14-2，取標準模數(shù)。初取=13（表14-33），則齒輪中心距 由于單件生產(chǎn)，不必取標準中心距，取。準確的螺旋角 齒輪分度圓直徑 工作齒寬 為了保證，取。齒輪圓周速度 按此速度查表14-78，齒輪精度選用8級即可，齒輪精度8-7-7（gb10095-1988）校核重合度縱向重合度 （圖14-8） 端面重合度 （圖14-3） 總重合度 4.2.3校核齒面接觸疲勞強度 分度圓上的切向力 由表14-39查得使用系數(shù) 動載荷系數(shù)式中 （表14-40）齒數(shù)比將有關數(shù)據(jù)代入計算式 齒向

12、載荷分布系數(shù) 齒向載荷分配系數(shù)，根據(jù) 查表14-43 得節(jié)點區(qū)域系數(shù)，按和查圖14-11 得材料彈性系數(shù)查表14-44 得重合度系數(shù) 查圖14-12 得螺旋角系數(shù) 查圖14-13 得 由于可取 計算接觸強度強度安全系數(shù) 式中各系數(shù)的確定計算齒面應力循環(huán)數(shù) 按齒面不允許出現(xiàn)點蝕，查圖14-37 得壽命系數(shù) 潤滑油膜影響系數(shù) 查表14-47 得 齒面工作硬化系數(shù) 按圖14-39 查得尺寸系數(shù) 按，查圖14-40 得將以上數(shù)據(jù)代入計算式 由表14-49，按一般可靠度要求，選用最小安全系數(shù)。和均大于，故安全。4.3軸齒輪設計計算4.3.1選擇齒輪材料小齒輪 20crmnti 滲碳淬火 hrc 5662

13、大齒輪 20crmnti 滲碳淬火 hrc 5662 齒輪的疲勞極限應力按中等質(zhì)量（mq）要求得 參考我國試驗數(shù)據(jù)（表14-45）后，將適當降低：4.3.2初定齒輪主要參數(shù) 按齒根彎曲疲勞強度估算齒輪尺寸，計算模數(shù) 按表14-34，并考慮傳動比，選用小齒輪齒數(shù)=40， 大齒輪齒數(shù) 取72 按表14-33，選齒寬系數(shù)由圖14-14查得大小齒輪的復合齒形系數(shù)（時） 由于輪齒單向受力，齒輪的許用彎曲應力 由于，故按小齒輪的抗彎強度計算模數(shù) 采用斜齒輪，按表14-2，取標準模數(shù)。初取=13（表14-33），則齒輪中心距 由于單件生產(chǎn)，不必取標準中心距，取。準確的螺旋角 齒輪分度圓直徑 工作齒寬 為了保

14、證，取。齒輪圓周速度 按此速度查表14-78，齒輪精度選用8級即可，齒輪精度8-7-7（gb10095-1988）校核重合度縱向重合度 （圖14-8） 端面重合度 （圖14-3） 總重合度 4.3.3校核齒面接觸疲勞強度 分度圓上的切向力 由表14-39查得使用系數(shù) 動載荷系數(shù)式中 （表14-40）齒數(shù)比將有關數(shù)據(jù)代入計算式 齒向載荷分布系數(shù) 齒向載荷分配系數(shù)，根據(jù) 查表14-43 得節(jié)點區(qū)域系數(shù)，按和查圖14-11 得材料彈性系數(shù)查表14-44 得重合度系數(shù) 查圖14-12 得螺旋角系數(shù) 查圖14-13 得 由于可取 計算接觸強度強度安全系數(shù) 式中各系數(shù)的確定計算齒面應力循環(huán)數(shù) 按齒面不允許

15、出現(xiàn)點蝕，查圖14-37 得壽命系數(shù) 潤滑油膜影響系數(shù) 查表14-47 得 齒面工作硬化系數(shù) 按圖14-39 查得尺寸系數(shù) 按，查圖14-40 得將以上數(shù)據(jù)代入計算式 由表14-49，按一般可靠度要求，選用最小安全系數(shù)。和均大于，故安全。4.4軸齒輪設計計算4.4.1選擇齒輪材料小齒輪 20crmnti 滲碳淬火 hrc 5662大齒輪 20crmnti 滲碳淬火 hrc 5662 齒輪的疲勞極限應力按中等質(zhì)量（mq）要求得 參考我國試驗數(shù)據(jù)后，將適當降低：4.4.2初定齒輪主要參數(shù)按齒根彎曲疲勞強度估算齒輪尺寸，計算模數(shù) 按表14-34，并考慮傳動比，選用小齒輪齒數(shù)=24， 大齒輪齒數(shù) 取5

16、8 按表14-33，選齒寬系數(shù)由圖14-14查得大小齒輪的復合齒形系數(shù)（時） 由于輪齒單向受力，齒輪的許用彎曲應力 由于，故按小齒輪的抗彎強度計算模數(shù) 采用斜齒輪，按表14-2，取標準模數(shù)。初取=13（表14-33），則齒輪中心距 由于單件生產(chǎn)，不必取標準中心距，取。準確的螺旋角 齒輪分度圓直徑 工作齒寬 為了保證，取。齒輪圓周速度 按此速度查表14-78，齒輪精度選用8級即可，齒輪精度8-7-7（gb10095-1988）校核重合度縱向重合度 （圖14-8） 端面重合度 （圖14-3） 總重合度 4.4.3校核齒面接觸疲勞強度 分度圓上的切向力 由表14-39查得使用系數(shù) 動載荷系數(shù)式中 （

17、表14-40）齒數(shù)比將有關數(shù)據(jù)代入計算式 齒向載荷分布系數(shù) 齒向載荷分配系數(shù)，根據(jù) 查表14-43 得節(jié)點區(qū)域系數(shù)，按和查圖14-11 得材料彈性系數(shù)查表14-44 得重合度系數(shù) 查圖14-12 得螺旋角系數(shù) 查圖14-13 得 由于可取 計算接觸強度強度安全系數(shù) 式中各系數(shù)的確定計算齒面應力循環(huán)數(shù) 按齒面不允許出現(xiàn)點蝕，查圖14-37 得壽命系數(shù) 潤滑油膜影響系數(shù) 查表14-47 得 齒面工作硬化系數(shù) 按圖14-39 查得尺寸系數(shù) 按，查圖14-40 得將以上數(shù)據(jù)代入計算式 由表14-49，按一般可靠度要求，選用最小安全系數(shù)。和均大于，故安全。5同步齒輪減速箱軸的設計計算5.1軸的設計計算5

18、.1.1選擇軸的材料該軸上的齒輪的分度圓直徑和軸徑相差不大，故做成齒輪軸，選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，其力學性能 5.1.2初步估算軸的的直徑 取軸徑為70mm5.1.3軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設計5.1.3.1初步選擇滾動軸承根據(jù)軸的受力，選取30000型圓錐滾子軸承，為了便于軸承的裝配，取裝軸承處的直徑。初選滾動軸承為33015型，其尺寸為，定位軸肩高度5.1.3.2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度軸段為圓柱形軸伸，查表21-9，的軸伸長。軸段直徑為，根據(jù)減速器與軸承端蓋的結(jié)構(gòu)，確定端蓋總寬度為，考慮端蓋與帶輪間隙，。軸段安裝軸承，由于圓柱形軸伸的原因，采用雙列軸承，取，。軸段軸肩長

19、度，按齒輪距箱體內(nèi)壁這距離取，考慮到箱體的鑄造誤差，滾動軸承應距箱體內(nèi)壁，取，從各軸的結(jié)構(gòu)選，。軸安裝軸承，5.1.4軸的受力分析5.1.4.1作出軸的計算簡圖 5.1.4.2軸受外力的計算軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 齒輪的軸向力 5.1.4.3求支反力在水平面內(nèi)的支反力 由得 由得 彎矩圖 在垂直面內(nèi)的支反力由得 由得 彎矩圖 扭矩圖 5.1.5軸的強度計算按彎扭合成強度條件計算由于齒輪作用力在d截面的最大合成彎矩 d截面的當量彎矩 安全 5.2軸的設計計算5.2.1選擇軸的材料選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。 5.2.2初步估算軸的的直徑 取軸徑為110mm5.2.3軸上零部件的選擇

20、和軸的結(jié)構(gòu)設計5.2.3.1初步選擇滾動軸承根據(jù)軸的受力，選取30000型圓錐滾子軸承，為了便于軸承的裝配，取裝軸承處的直徑。初選滾動軸承為30222型，其尺寸為。5.2.3.2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度軸段安裝軸承，取，。軸段安裝齒輪，齒輪左端采用套筒定位，右端使用軸肩定位。取軸段直徑，齒輪寬度為110mm,為了全套筒端面可靠地壓緊齒輪，軸段長度應略短于齒輪輪轂寬度取。軸段軸環(huán)，。軸段為齒輪軸寬度取。軸段安裝軸承，5.2.4軸的受力分析5.2.4.1作出軸的計算簡圖 5.2.4.2軸受外力的計算軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 大齒輪的圓周力 大齒輪的徑向力 大齒輪的軸向力 小齒輪的圓周力 齒輪的

21、徑向力 齒輪的軸向力 5.2.4.3求支反力在水平面內(nèi)的支反力由得 由得 彎矩圖 在垂直面內(nèi)的支反力由得 由得 彎矩圖 扭矩圖 5.2.5軸的強度計算由于齒輪作用力在d截面的最大合成彎矩 d截面的當量彎矩 由于齒輪作用力在e截面的最大合成彎矩 e截面的當量彎矩 安全 5.3軸的設計計算5.3.1選擇軸的材料選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，其力學性能 5.3.2初步估算軸的的直徑 取軸徑為170mm5.3.3軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設計5.3.3.1初步選擇滾動軸承根據(jù)軸的受力，選取30000型圓錐滾子軸承，取裝軸承處的直徑。初選滾動軸承為32034型，其尺寸為。5.3.3.2根據(jù)軸向定位的要求確定軸

22、的各段直徑和長度軸段安裝軸承，取，。軸段安裝齒輪，齒輪左端采用套筒定位，右端使用軸肩定位。取軸段直徑，齒輪寬度為230mm,為了套筒端面可靠地壓緊齒輪，軸段長度應略短于齒輪輪轂寬度取。軸段軸肩高度，取，為。5.3.4軸的受力分析5.3.4.1作出軸的計算簡圖 5.3.4.2軸受外力的計算軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 大齒輪的圓周力 大齒輪的徑向力 大齒輪的軸向力 小齒輪的圓周力 小齒輪的徑向力 小齒輪的軸向力 5.3.4.3求支反力在水平面內(nèi)的支反力 由得 得 彎矩圖 在垂直面內(nèi)的支反力由得 由得 彎矩圖 扭矩圖 5.3.5軸的強度計算按彎扭合成強度條件計算由于齒輪作用力在d截面的最大合成彎矩 d截面的當量彎

23、矩 5.4軸的設計計算5.4.1選擇軸的材料選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，其力學性能由表21-1查得 5.4.2初步估算軸的的直徑 取軸徑為170mm5.4.3軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設計5.4.3.1初步選擇滾動軸承根據(jù)軸的受力，選取30000型圓錐滾子軸承，為了便于軸承的裝配，取裝軸承處的直徑。初選滾動軸承為32034型，其尺寸為。5.4.3.2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度軸段安裝軸承，取，。軸段安裝齒輪，齒輪左端采用套筒定位，右端使用軸肩定位。取軸段直徑，齒輪寬度為130mm,為了全套筒端面可靠地壓緊齒輪，軸段長度應略短于齒輪輪轂寬度取。軸段軸肩高度，取，。軸環(huán)寬度，取，則。軸段

24、為中間段, ,。軸段為軸肩，。vi軸段安裝齒輪，齒輪右端采用套筒定位，左端使用軸肩定位。取軸段直徑，。ii軸段安裝軸承，。5.4.4軸的受力分析5.4.4.1作出軸的計算簡圖 5.4.4.2軸受外力的計算軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 大齒輪的圓周力 大齒輪的徑向力 大齒輪的軸向力 小齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 齒輪的軸向力 5.4.4.3求支反力在水平面內(nèi)的支反力由得 由得 彎矩圖 在垂直面內(nèi)的支反力 由得 由得 彎矩圖 扭矩圖 5.4.5軸的強度計算按彎扭合成強度條件計算由于齒輪作用力在d截面的最大合成彎矩 d截面的當量彎矩 5.5軸的設計計算5.5.1選擇軸的材料選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。 5.5.2初步估

25、算軸的的直徑 取軸徑為220mm5.5.3軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設計5.5.3.1初步選擇滾動軸承根據(jù)軸的受力，選取20000型調(diào)心滾子軸承，為了便于軸承的裝配，取裝軸承處的直徑。初選滾動軸承為23072型，其尺寸為。5.5.3.2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度軸段安裝軸承，取，。軸段安裝齒輪，齒輪左端采用套筒定位，右端使用軸肩定位。取軸段直徑，齒輪寬度為300mm,取。軸段軸肩高度，取，。軸環(huán)寬度，取，則。i軸段安裝軸承，。v軸段伸出軸,聯(lián)接聯(lián)軸器,取，。5.5.4軸的受力分析5.5.4.1作出軸的計算簡圖 5.5.4.2軸受外力的計算軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力

26、齒輪的軸向力 5.5.4.3求支反力在水平面內(nèi)的支反力由得 得 彎矩圖 在垂直面內(nèi)的支反力由得 得 彎矩圖 扭矩圖 5.5.5軸的強度計算按彎扭合成強度條件計算由于齒輪作用力在d截面的最大合成彎矩 d截面的當量彎矩 6.同步齒輪減速箱軸承的校核6.1i軸軸承的校核初選滾動軸承為32215型，其尺寸為基本額定載荷cr: 170kn6.1.1計算軸承支反力合成支反力 6.1.2軸承的派生軸向力 6.1.3軸承所受的軸向載荷因 6.1.4軸承的當量動載荷 ， ， 6.1.5軸承壽命 因，故按計算 查得， 6.2ii軸軸承的校核初選滾動軸承為32317型，尺寸為?；绢~定載荷cr: 180kne=0.

27、29 y=2.16.2.1計算軸承支反力合成支反力 6.2.2軸承的派生軸向力 6.2.3軸承所受的軸向載荷因 6.2.4軸承的當量動載荷 ， ， 6.2.5軸承壽命因，故按計算查得， 6.3iii軸軸承的校核初選滾動軸承為32022型，其尺寸為。e=0.43 y=1.4基本額定載荷cr: 245kn6.3.1計算軸承支反力合成支反力 6.3.2軸承的派生軸向力 6.3.3軸承所受的軸向載荷因 6.3.4軸承的當量動載荷 ， ， 6.3.5軸承壽命因，故按計算 查得， 6.4iv軸軸承的校核初選滾動軸承為32034型，其尺寸為。e=0.44 y=1.4基本額定載荷cr: 520kn6.4.1計

28、算軸承支反力合成支反力 6.4.2軸承的派生軸向力 6.4.3軸承所受的軸向載荷因 6.4.4軸承的當量動載荷 ， ， 6.4.5軸承壽命因，故按計算 查得， 6.5v軸軸承的校核初選滾動軸承為23044型，其尺寸為?；绢~定載荷cr: 760kn6.5.1計算軸承支反力合成支反力 6.5.2軸承的派生軸向力 6.5.3軸承所受的軸向載荷因 6.5.4軸承的當量動載荷 ， ， 6.5.5軸承壽命因，故按計算 查得， 7.同步齒輪減速箱鍵的校核7.1i軸鍵的校核i軸的伸出軸,選用圓頭普通平鍵（c型），b=18mm,h=11mm,l=125mm,i軸傳遞的扭矩t=676940nmm.當鍵用45鋼制

29、造時,主要失效形式為壓潰,通常只進行擠壓強度計算., 合格7.2ii軸健的校核ii軸的鍵用于齒輪和軸的聯(lián)接，軸徑為，選用選用圓頭普通平鍵（c型），b=25mm,h=14mm,l=90mm,ii軸傳遞的扭矩t=2509780nmm.7.3iii軸健的校核iii軸的鍵用于齒輪和軸的聯(lián)接，軸徑為，選用選用圓頭普通平鍵（c型），b=32mm,h=18mm,l=125mm,ii軸傳遞的扭矩t=8072570nmm.采用雙鍵聯(lián)接。成對稱布置，考慮到制造誤差使鍵上載荷分布不均，按1.5個鍵計算。合格7.4iv軸健的校核iv軸的鍵用于齒輪和軸的聯(lián)接，鍵1軸徑為，選用普通平鍵（b型），b=45mm,h=25mm

30、,l=160mm,ii軸傳遞的扭矩t=28054080nmm.采用雙鍵聯(lián)接。成對稱布置，考慮到制造誤差使鍵上載荷分布不均，按1.5個鍵計算。合格鍵2軸徑為，選用選用圓頭普通平鍵（c型），b=45mm,h=25mm,l=250mm,ii軸傳遞的扭矩t=28054080nmm.采用雙鍵聯(lián)接。成對稱布置，考慮到制造誤差使鍵上載荷分布不均，按1.5個鍵計算。合格7.5v軸鍵的校核v軸的鍵用于齒輪和軸的聯(lián)接，軸徑為，選用選用普通平鍵（b型），b=50mm,h=28mm,l=250mm,ii軸傳遞的扭矩t=66668550nmm.采用雙鍵聯(lián)接。成對稱布置，考慮到制造誤差使鍵上載荷分布不均，按1.5個鍵計算

31、。合格8.同步齒輪減速箱箱體及附件設計計算8.1箱體設計8.1.1箱體結(jié)構(gòu)設計箱體是減速器的重要組成部件。它是傳動零件的基座，應具有足夠的強度和剛度。由于本設計中沖擊載荷不大，箱體采用灰鑄鐵鑄造箱體。為了便于軸系零件的安裝和拆卸，箱體制成沿軸心線水平剖分式。上箱蓋和下箱座用普通螺栓聯(lián)接成一整體。軸承座的聯(lián)接螺栓應盡量靠近軸承座孔，座旁的凸臺應有足夠的承托面，并保證旋緊螺栓時需要的扳手空間。為了保證箱體有足夠的剛度，在軸承座附近加支承肋。為了保證減速器安置在基座的穩(wěn)定性，并盡可能減少箱體底座平面的機械加工面積。8.2減速器附件為了保證減速器的正常工作，除了對齒輪、軸、軸承組合和箱體的結(jié)構(gòu)設計應予

32、足夠的重視外，還應考慮到為減速器潤滑油池油池注油、排油、檢查油面高度、檢修折裝時的上下箱的精確定位、吊運等輔助零部件的合理選擇和設計。8.2.1檢查孔及其蓋板為了檢查傳動零件的嚙合情況、接觸斑點、側(cè)隙，并向箱體內(nèi)注入潤滑油，應在箱體的適當位置設置檢查孔。其大小應允許將手伸入箱內(nèi)，以便檢查齒輪嚙合情況。8.2.2通氣器減速器工作時，箱體內(nèi)溫度升高，氣體膨脹，壓力增大，為使箱內(nèi)受熱膨脹的空氣自由排出，以保證箱體內(nèi)外壓力平衡，通常在箱體頂部裝設通氣器。設計中采用的通氣器結(jié)構(gòu)有濾網(wǎng)，用于工作環(huán)境多塵的場合，防塵效果較好。8.2.3軸承蓋和密封裝置為了固定軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷，軸承座孔兩端軸

33、承蓋封閉。軸承蓋有凸緣式和嵌入式兩種。設計中采用凸緣式軸承蓋，優(yōu)點是拆裝、調(diào)整軸承比較方便。在軸伸處的軸承蓋是透蓋，透蓋中裝有密封裝置。8.2.4定位銷 為了精確地加工軸承座孔，并保證每次拆裝后軸承座的上下半孔始終保持加工時的位置精度，應在精加工軸承座孔前，在上箱蓋和下箱座的聯(lián)接凸緣上配裝定位銷，并呈對稱布置以加強定位效果。8.2.5油面指示器為了檢查減速器內(nèi)油池油面的高度，以便經(jīng)常保證油池內(nèi)有適當?shù)挠土恳话阍谙潴w便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位，裝設油面指示器。設計中采用油標尺。8.2.6放油開關換油時，為了排出污油和清洗劑，應在箱體底部、油池的最低位置處開設放油孔，平時放油孔有帶有管螺紋的龍頭堵

34、住。8.2.7起吊裝置當減速器的質(zhì)量超過25kg時，為了便于搬運，常需在箱體上設置起吊裝置。設計中上箱蓋設有兩個吊耳，下箱座焊接有六個吊鉤。9機架及成型裝置的設計計算9.1型輥軸的設計9.1.1選擇軸的材料 選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。9.1.2初步估算軸的的直徑 取軸徑為280mm9.1.3軸上零部件的選擇和軸的結(jié)構(gòu)設計9131初步選擇滾動軸承根據(jù)軸的受力，選取20000型調(diào)心滾子軸承，為了便于軸承的裝配，取裝軸承處的直徑。初選滾動軸承為23072型，其尺寸為。9132根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度軸段安裝聯(lián)軸器，取，。軸段安裝軸承蓋。取軸段直徑， 。軸段加工螺紋m340，長度23mm

35、.iv軸段安裝軸承，取軸段直徑，v段安裝軸承內(nèi)端蓋，取軸段直徑，。vi，vii段安裝輥心，便于結(jié)構(gòu)考慮，vi段軸徑略大于vii段，取軸段直徑， ， ， 。viii段安裝軸承內(nèi)端蓋，取軸段直徑，。ix軸段安裝軸承，取軸段直徑，。9.2輥心的設計9.2.1選擇輥心的材料選用碳素鑄鋼材料，強度和加工性良好。9.2.2輥心結(jié)構(gòu)設計 輥心鑄成六邊形結(jié)構(gòu)，便于型板的安裝和更換。9.3型板的設計9.3.1型板材料的選擇由于成型壓力大，球窩的接觸線磨損大，選用15cr3mo材料。持久強度較高。9.3.2型板結(jié)構(gòu)的設計輥輪的輥面分成六塊型板，每一塊用螺釘固定在輥心上，由于球窩的接觸線磨損較大，所以球窩交錯排列。這樣有利于提高輥面的利用率，并且可以減少物料在輥面上非工作“突臺區(qū)”產(chǎn)生的峰壓。由前計算可得：輥子沿周向布排球窩數(shù)：=54輥子沿寬度方向可布排球窩：=10.01 圓整取10排輥子寬度：55.59+50+70+10=630mm單塊型板的球窩布排沿周向是9個，布10排。10 液壓加載裝置的選型選用uz系列微型液壓泵站，油箱容積20l，最大壓力200mpa。結(jié)論此次畢業(yè)設計歷時近一個多月的時間，設計的主要內(nèi)容是工業(yè)對輥成型機的整機設計。gd1146/90型對輥成型機，基本上可以滿足年產(chǎn)10萬噸的要求。該機型具有剛性好