機械畢業(yè)設(shè)計56螺旋式制棒機設(shè)計說明書

目錄 一設(shè)計任務(wù)書 .（ 1） 二前言 .（ 2） 三電機的選擇 .（ 5） 四傳動零件的設(shè)計計算 .（ 6） 五軸的設(shè)計計算及校核 .（ 10） 六螺桿和套筒的設(shè)計 計算 . （ 20） 七 軸承的選擇和計算 （ 25） 八 鍵 、銷 連接的選擇和校核 （ 28） 九 箱體的設(shè)計 .（ 30） 十 潤滑和密封的選擇 （ 32） 十一 傳動裝置的附件及說明 （ 32） 十二 .設(shè)計小結(jié) （ 33） 十三 .參考 文獻 （ 34） 機械設(shè)計課程設(shè)計 - 1 - 一設(shè)計任務(wù)書 設(shè)計題目： 螺旋擠棒機傳動系統(tǒng)設(shè)計 工作簡圖： 圖 1-1 工作簡圖 技術(shù)要求 ： 螺桿將松木等木屑擠壓成圓木棒，擠棒長度 L=500mm 時，停止兩秒，由切刀將木棒切斷，傳送帶將木棒運走。 主要參數(shù)： 出棒口直徑 D： 45mm 擠 棒長度 L： 500mm 生產(chǎn)率： 125 根 /h 電機功率 P： 15kw 設(shè)計要求 ： 1) 擬定機構(gòu)系統(tǒng)總體運動方案 ,畫出系統(tǒng)運動方案簡圖，完成論證報告。 2) 完成傳動系統(tǒng)或執(zhí)行系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計，畫出傳動系統(tǒng)或執(zhí)行系統(tǒng)的裝配圖。 3) 設(shè)計主要構(gòu)件和零件，完成 1 張 裝配 圖和 3 張零件工作圖。 4) 編寫設(shè)計說明書。 1 2 3 4 6 5 1料斗 螺旋軸 傳動系統(tǒng) 聯(lián)軸器 5 電動機 6 出棒口 機械設(shè)計課程設(shè)計 - 2 - 二前言 植物細胞中除含有纖維素、半纖維素還含有木質(zhì)素（木素），木素是具有芳香族特性的結(jié)構(gòu)單體，為丙烷型的立體結(jié)構(gòu)高分子化合物。在闊葉木、針葉木中木素含量為 27% 32%（干基），禾草類木素含量為 14% 25%。雖然在各種植物中都含有木素，但它們的組成、結(jié)構(gòu)并不完全一樣。木素屬非晶體，沒有熔點但有軟化點，當(dāng)溫度為 70 110時粘合力開始增加，木素在適當(dāng)溫度下（ 200 300）會軟化、液化，此時加以一定的壓力使其與纖維素緊密粘接并與相鄰顆?；ハ嗄z接 ，冷卻后即可固化成型，因此采用熱壓法成型秸稈（或木屑）燃料可不用任何添加劑、粘接劑，大大降低了加工成本 ， 而且利用木素軟化、液化的特點，適當(dāng)提高熱壓成型時的溫度有利于減小擠壓動力。生物質(zhì)成型燃料就是利用這一原理以生物質(zhì)固化成型機經(jīng)熱擠壓制得的。 螺旋制棒機 的工作原理就是 利用 電機的帶動 螺桿快 速旋轉(zhuǎn) ， 用自身的螺旋將 木屑擠 入套筒， 木屑 在套筒內(nèi)受到高溫，其中的木質(zhì)素成分軟化 ， 黏合能力增強，加之 螺桿 螺旋的高強度擠壓，最終得到得到高密度高硬度的成型棒 。 圖 2-1 工作原理 螺旋制棒機 制棒機的電機的輸出軸與傳動皮 帶的一端相連接，傳動皮帶的另一端與主軸的一端相連接，主軸與螺旋形的推進器以 榫 接 相連 ，進料斗固定在料斗座的上部并與料斗座座體內(nèi)沿主軸軸向設(shè)置的軸向通孔相連通，在料斗座的軸向通孔孔端座壁處沿主軸軸向連接固定有設(shè)置內(nèi)孔的 成型 套 筒 ，推進器設(shè)置在料斗座座體內(nèi)的軸向通孔和 成型 套 筒 內(nèi)孔中，主軸和推進器的兩旋轉(zhuǎn)軸心線與料斗座座體內(nèi)軸向通孔和 成型 套 筒 的內(nèi)孔的兩孔軸心線設(shè)置在同一軸心連線上。 機械設(shè)計課程設(shè)計 - 3 - 圖 2-2 總體結(jié)構(gòu) 方案 當(dāng)電機電源接通后，電機轉(zhuǎn)動，經(jīng)傳動皮帶傳動而帶動主軸旋轉(zhuǎn)，主軸帶動推進器旋轉(zhuǎn)，推進器的螺旋形結(jié)構(gòu)旋轉(zhuǎn)擠壓由 進料斗進入料斗座的軸向通孔腔內(nèi)的 木 渣 ,，而連續(xù)不斷地擠壓制作出一根根緊實合格的半成品 碳 棒，半成品 碳 棒從 成型 套 筒 內(nèi)孔擠出 。 溫控 顆粒原料 加熱 軟化 高壓成型 薪棒 由于成型螺桿的工作環(huán)境極端惡劣，使得螺桿使用壽命很短。 物料的壓縮是螺桿和出料筒配合完成的，即螺桿的幾何尺寸和出料筒幾何尺寸必須在一定的范圍內(nèi)才能在較快的擠出速度下獲得較大密度的成型燃料。螺桿是在較高溫度和壓力下工作的，螺桿與物料始終處于干磨擦狀態(tài)，導(dǎo)致螺桿的磨損非?？臁．?dāng)螺桿磨損到一定程度時，螺桿與出料筒失去尺寸配合，成型就無法進行。 因此， 壓縮區(qū)螺紋的磨損 決定了螺桿的使用壽命，螺桿的使用壽命成為生物質(zhì)固化成型設(shè)備和技術(shù)實用價值的決定性因素。所以我們采用以下措施來解決螺桿的磨損 ： 機械設(shè)計課程設(shè)計 - 4 - 1. 螺桿前端磨損后可修復(fù)使用，損壞后可更換。 1-螺桿 2-銷 3-螺桿前端 圖 2-3 可更換的螺旋頭 2 提高螺桿前端的耐磨性能。 同時， 根據(jù)文獻 8生物質(zhì)固化成型的最佳條件為物 料含水率為 6%-10%， 成型 溫度為240-260C ，螺桿與套筒間隙為 5-6mm，根據(jù)條件我們進行了 設(shè)計。 機械設(shè)計課程設(shè)計 - 5 - 三 電機的選擇 設(shè)計內(nèi)容 計算及說明 結(jié) 果 三相異步電動機 的選擇 給定 電機功率 P： 15kw 查文獻 1表 9.1-4 常用電動機的特點及用途 選擇 Y 系列（ IP44）封閉式三相異步電動機 性能： 效率高，耗電少，噪聲低，振動小，體積小，重量輕，運行可靠，維修方便。 為 B 級絕緣。 結(jié)構(gòu)為全封閉、自扇冷式，能防止灰塵、鐵屑、雜物侵入電機內(nèi)部。 冷卻方式為 IC0141。 多用于灰塵多、土揚水濺的場合。 工作條件： 額定電壓為 380V，額定頻率為 50Hz 環(huán)境溫度不超過 40 海拔不超過 1000m 聯(lián)結(jié) 工作方式為連續(xù)使用（ SI） 查文獻 1表 9.1-5Y 系列（ IP44）三相異步電動機技術(shù)數(shù)據(jù) 電 機 型 號 Y160L-4 額定功率 15kw 轉(zhuǎn)速 1460r/min 電流 30.3 A 效率 88.5% 功率因數(shù) 0.85 額定轉(zhuǎn)矩 2.3Nm 機械設(shè)計課程設(shè)計 - 6 - 四傳動零件的設(shè)計計算 設(shè)計內(nèi)容 計算及說明 結(jié) 果 帶傳動的設(shè)計計算 1. 確定設(shè)計功率d2. 選定帶型 3. 粗略 計算傳參考文獻 4表 33.1-1 傳動帶的類型、特點和應(yīng)用 選擇普通 V 帶， 應(yīng)用于 轉(zhuǎn)速 V smsm /30/25 ，P 10,700 ikw 軸間距小的傳動 查文獻 1表 2.1-22 機械傳動效率的概略數(shù)值 =0.95 查文獻 1 表 9.1-5Y 系列（ IP44）三相異步電機技術(shù)數(shù)據(jù)電動機=88.5 電動機總 =0.841 總 0=15 0.841=12.62KW 查文獻 4表 33.1-12 =1.2 d =1.2 12.62=15.14KW 小帶輪轉(zhuǎn)速 1n =1460r/min， 根據(jù)d和 1n 查文獻 4圖 33.1-2 選擇帶型為 B 型 1dd=160200mm 2n -大帶輪轉(zhuǎn)速 1n -小帶輪轉(zhuǎn)速 2dd-小帶輪的節(jié)圓直徑 1dd-大帶輪的節(jié)圓直徑 -彈性滑動率。通常 =0.010.02 取 =0.01 0i=21nn=12)1(dd dd=3761460=3.88 =12.62KW d=15.14KW 0i=21nn=3.88 機械設(shè)計課程設(shè)計 - 7 - 動比0i4. 確定小帶輪的基準(zhǔn)直徑1dd5. 確 定 大 帶 輪 了 直徑2dd6. 實際傳動 比 i 7. 確定皮帶輪帶速 v 8. 定軸間距0a和帶的基準(zhǔn)長度0dL9. 計算實際軸間距 a 10. 計算軸間距查文獻 2 表 33.1-8 V 帶的基準(zhǔn)直徑系列選定1dd=200mm， 2dd=i1dd（ 1- ） =3.88 200（ 1-0.01） =768.24mm 查文獻 2表 33.1-18 得2dd=800mm i12)1(dd dd=4 v =100060 11ndp =100060 146020014.3 =15.28m/s 0.7（1dd+2dd） 0a2(1dd+2dd) 0.7(200+800) 0a2(200+800) 7000a2000 取0a=900mm 0dL=20a+2（1dd+2dd） + 0212 4add dd =2 900+214.3（ 200+800 ）+ 9004 2008002=3470mm 查文獻 2 表 33.1-7 普通 V 帶的基準(zhǔn)長度系列（摘自 GB/T11544-1997），選dL=3550 a 0a +2 0dd LL =900+2 34703550 =940mm dLaa 015.0m in 1dd=200mm 2dd=800mm i =4 v =15.28m/s 7000a2000 0a=900mm 0dL=3470mm dL=3550mm a 965mm mina =897.5mm 機械設(shè)計課程設(shè)計 - 8 - 的變動范圍mina mana 11. 計算小帶輪的包角 1 12. 確定 V 帶的根數(shù) Z 13. 單根 V 帶的預(yù)緊力0F和軸壓力 F =940-0.015 3550=886.75mm dLaa 03.0max =940+0.03 3550=1046.5mm 3.57180 121 a dd dd = 3.57940 200800180=143.43 一般小輪的包角不應(yīng)小于 120 所以 1 滿足要求 查文獻 2 表 33.1-17 單根 V 帶傳遞的額定功率 KW13.51 傳動比 1i 的額定功率增量 1p 根據(jù)帶型， 1n 和 i ，查表 33.1-17d B 型 1n =1460， i =4 得出 1p =0.46KW 查文獻 2 表 33.1-13，得K（小帶輪包角修正系數(shù)）=0.91 查文獻 2 表 33.1-15，得 LK （帶長修正系數(shù)） =1.10 V 帶的根數(shù) Ld KKpp 11 = 10.191.046.013.5 1 5 .1 4 =2.77 為整數(shù) 取 Z =3 根 V 帶每米長的質(zhì)量，查文獻 2 表 33.1-14，得q =0.17Kg/m 20 15.2500 qvvZPKF d mana=1100mm 1 =143.37 1 滿要求 Z=3 NF 23.3280 機械設(shè)計課程設(shè)計 - 9 - = 20 28.1517.028.15314.15191.0 5.2500 F =328.23N 2sin2 10 ZFF =2 43.143s in23.32832 =1869.94N NF 94.8691 圖 4-1 大帶輪 機械設(shè)計課程設(shè)計 - 10 - 五軸的設(shè)計計算及校核 軸的結(jié)構(gòu)示意圖 ： 圖 5-1 軸 結(jié)構(gòu)圖軸受力簡圖垂直面受力圖彎矩圖轉(zhuǎn)矩受力圖轉(zhuǎn)矩 圖圖 5-2 軸的受力分析 機械設(shè)計課程設(shè)計 - 11 - 設(shè)計內(nèi)容 計算及說明 結(jié)果 1 選擇軸的材料、熱處理方式，確定許用應(yīng)力 2 初步 計算 軸徑mind 3 計算aD4 計算bD5 計算cD6 計算dD 計算軸各段直徑 選擇軸的材料為 45 優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼（最常用）， 調(diào)制處理， 查 文獻 2 表 38.1-1 材料力學(xué)性能數(shù)據(jù)為 b=650MPa, s=360MPa, 1 =270MPa, 1 =155MPa,E=2.15x105 MPa。 查文獻 4 表 38.3-1 初步計算軸徑，由于材料為45 鋼，查文獻 2表 38.3-2 得 :A=118, =1/4。 mind =A 3 /np )1/(13 4 =118 3 365/54.12 3 4 )1/(1 =39mm 考慮該軸主要承受扭矩，將軸改成空心軸。 在 a 段， 軸外伸， 所以在 a 段不受力 ，圓整后 軸端用大螺母夾緊，查文獻 3表 25.1-61 取aD=42mm，ad=15mm，退刀槽直徑 35mm。 (ad是a 端內(nèi)徑 , aD是 a 端的外徑 ) 考慮裝皮 帶輪的加鍵需將其軸徑增加 4%5%故取錐形軸的小端直徑 39 （ 1+0.5%） =41mm， 在 b 段 ,圓整后，bd=15，bD=50mm. 在 c 段 ，cD=bD+2a =bD+2 (0.070.1) bD =57.5mm.因 cD 必須符合軸承密封元件氈圈油封的要求查文獻 3 表 29.8-9 取cD=60mm , cd=15mm. 在 d 段 ，dD=cD+(15)mm=63mm ，dD必須與軸軸 ： 45 b=650MPa s=360MPa 1 =270MPa 1 =155MPa E=2.15x105 MPa mind =39mm aD=40mm bD=50mm cD=60mm 機械設(shè)計課程設(shè)計 - 12 - 7 計算eD 8 計算fD9 計算hD10 計算gD11.計算iD1 計算aL2 計算bL3 計算cL承內(nèi)徑一致 , 圓整后dD=65mm,查文獻 4 表39.2-23,圓錐滾子軸承型號為 30213, d=15mm. 在 e 段 ，eD=dD+(15)mm=70mm 因軸還需要承受軸向載荷且軸向載荷比徑向載荷大 ,采用 50000型與60000 型軸承組合 .分別承受軸向及徑向載荷。查文獻 4 表 39.2-26，單向推力球軸承型號為 51314。eD=70mm ed=20mm. 在 f段，為單向推力球軸承的安裝尺寸，查文獻 4表 39.2-26 得fD= mind =103mm，fd=20mm。 在 h段，hD=eD=70mm，查文獻 4 表 39.2-14 選球軸承型號為 6214 空心處為與螺桿鉚接的六棱形邊長 a=20mm.退刀槽 直徑為 45mm。 在 g 段，為球軸承的安裝尺寸gD= ad =84mm，gd=20mm。 在 i 段， h 段的球軸承和軸是過盈配合， 為了保證球軸承的安裝精度， i 段的直徑要略小于 h 段的直徑，取iD=68mm 計算軸各段長度 在 a 段， 查文獻 3表 25.1-61,aL=34.9+1.1=36mm,包括 3mm 的退刀槽 在 b 段，bL（ 1.5 2）bd大端 =100mm， 在 c 段，氈圈式 密封cL= +L， 查文獻 3表 29.8-9取 =12mm，取 L=10mm，所以cL=22mm。 dD=65mm eD=70mm fD=103mm hD=70mm gD=84mm iD=68mm aL 20mm bL=100mm 機械設(shè)計課程設(shè)計 - 13 - 4 計算dL5 計算 Le 6 計算fL7計算gL8計算hL9.計算 Li 1軸上受力分析 在 d 段， Ld= 1T ， 查文獻 4表 39.2-23圓錐滾子軸承的寬度 1T =24.75mm，取dL=25mm 在 e 段，采用油潤滑0L=5mm， Le = L + 2T +0L查文獻 4表 39.2-26 推力球軸承 2T =44mm，所以Le = L + 2T + 0L =5+44+201=250mm。 在 f段，考慮徑向推力，所以取寬一些，fL=35mm。 在 g段，一般取 3-5mm之間 ,所以取gL=3mm. hL=B 查文獻 4表 39.2-14 的軸承寬度得 B=24mm,所以hL= B=24mm. Li 視與螺桿鉚接部分而定取 Li =76mm.其中退刀槽 5mm 軸強度 的 校核 軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 222 9549 nT =min/365 6.129549 r KW=329.7 mN 皮帶輪的軸壓力 1870N 畫垂直受力圖求支點反力 03018300321132 FFM FFFTTz 得 NF 65.5153 NF 65.23851 做彎矩和轉(zhuǎn)矩圖 mNFM TD 21.1 5 583 2 T=380.944 mN cL 22mm dL 25mm Le 250mm fL 35mm gL=3mm hL=100mm Li =76mm NmT 7.3292 NF 65.5153 NF 65.23851 機械設(shè)計課程設(shè)計 - 14 - 2軸的強度校核 確定危險截面：根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸及彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖、截面 C處轉(zhuǎn)矩較大直徑又較小、截面A、 B處彎矩較大、直徑又較小。 計算 A、 B、 C處的當(dāng)量彎矩、轉(zhuǎn)矩引起的為脈動循環(huán)變應(yīng)力取 a=0.6 CM=aT=0.6 329700=197820 mmN BM = 212 )11()( FaT =199554 mmN AM = 212 )12()( FaT =199881 mmN 較核軸的強度 由 45 鋼 B =650MPa，查文獻 5機械設(shè)計表2-7 用插值法得 b1=60MPa。 A 截 面：a= AM /W 式中 W 為抗彎斷面系數(shù)。查文獻 4表 38.3-15 得 W=0.13d 1-（ 0d /d） 4 =0.1 365 1-（ 15/65） 4 =27385mm3 a=199881/27385=7.3MPa b1 B 截面： W= 43.34071)7020(1701.0 43 mm3 MP ab 86.543.3 4 0 7 11 9 9 5 5 4 b1 C 截面： W=343 4.25371)7050(1701.0 mmMP ac 8.74.2 5 3 7 11 9 7 8 2 0 A、 B、 C 三截面均安全。 NmM D 21.155T=380.944Nm CM 197820 mmN BM = 199554 mmN AM = 199881 mmN A 截面：a=7.3MPa B 截 面 ：MPab 86.5 機械設(shè)計課程設(shè)計 - 15 - 安全系數(shù)校核計算： A 截面： 查 文獻 4公式 38.3-2 maKS 1由于是對稱循環(huán)彎曲應(yīng)力，故平均應(yīng)力m=0； 1 45 鋼彎曲對稱循環(huán)應(yīng)力時的疲勞極限，查文獻 4表 38.1-1 得 1 =270MPa； K 正應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，查文獻 4表38.3-6 插值法得K=1.89； 表面質(zhì)量系數(shù)，軸經(jīng)車削加工，查文獻 4表38.3-8 用插值法得 =0.92； 尺寸系數(shù)，查文獻 4表 38.3-11 得=0.81。 maKS 1=01086.1181.092.0 89.11027066 =8.9 切應(yīng)力幅Pm WT283.388472 380944 1Wp 抗扭斷面系數(shù)，查文獻 4表 38.3-15 得 mmdddW P8.38847)6015(1582.0)(12.0434103MP am 9.483.3 8 8 4 72 3 8 0 9 4 4 C 截 面 ：MPac 8.7 9.8S Wp=38847.83 3mm MPam 9.4 機械設(shè)計課程設(shè)計 - 16 - mKS 1式中： 1 45 鋼扭轉(zhuǎn)疲勞極限查文獻 4表 38.1-1得 1 =155MPa； K 切應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，查文獻 4表38-3-6 得K=1.59； , 同正應(yīng)力情況； 平均應(yīng)力折算系數(shù)，查文獻 4表 38.3-13 得，=0.21。 mKS 1=5.139.421.09.481.092.0 59.11 5 5 軸 A 截面的安全系數(shù)，查文 獻 438.3-1 確定 S=cSSSS22 =22 9.85.139.85.13 =7.43 查文獻 4表 38.3-4 可知， S=1.82.5，故 S S 該軸 A 截面是安全的。 B 截面 : 查文獻 4公式 38.3-2 maKS 1由于是對稱循環(huán)彎曲應(yīng)力，故平均應(yīng)力m=0； 1 45 鋼彎曲對稱循環(huán) 應(yīng)力時的疲勞極限，查文獻 4表 38.1-1 得 1 =270MPa； 5.13S S=7.43 S A 截面安全 機械設(shè)計課程設(shè)計 - 17 - K 正應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，查文獻 4表38.3-6 插值法得K=1.89； 表面質(zhì)量系數(shù)，軸經(jīng)車削加工，查文獻 4表38.3-8 用插值法得 =0.92； 尺寸系數(shù)，查文獻 4表 38.3-11 得=0.81。 maKS 1=01086.1181.092.0 89.11027066=8.9 切應(yīng)力幅Pm WT283.388472 380944 1Wp 抗扭斷面系數(shù)，查文獻 4表 38.3-15 得 Wp= mmddd 54769)6515(1652.0)(12.0 434103 M P am 35 4 7 6 92 3 2 9 7 0 0 mKS 1式中： 1 45 鋼扭轉(zhuǎn)疲勞極限查文獻 4表 38.1-1得 1 =155MPa； K 切應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，查文獻 4表38-3-6 得K=1.59； , 同正應(yīng)力情況； 平均應(yīng)力折算系數(shù)，查文獻 4表 38.3-13 得，=0.21。 機械設(shè)計課程設(shè)計 - 18 - mKS 1=22321.0381.092.0 59.1155 軸 B 截面的安全系數(shù)，查文獻 438.3-1 確定 S=cSSSS22 =22 9.8229.822 =8 查文獻 4表 38.3-4 可知， S=1.82.5，故 S S 該軸 B 截面是安全的。 C 截面： 查文獻 4公式 38.3-2 maKS 1由于是對稱循環(huán)彎曲應(yīng)力， 故平均應(yīng)力m=0； 1 45 鋼彎曲對稱循環(huán)應(yīng)力時的疲勞極限，查文獻 4表 38.1-1 得 1 =270MPa； K 正應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，查文獻 4表38.3-6 插值法得K=1.89； 表面質(zhì)量系數(shù)，軸經(jīng)車削加工，查文獻 4表38.3-8 用插值法得 =0.92； 尺寸系數(shù)，查文獻 4表 38.3-11 得=0.81。 maKS 1=01086.1181.092.0 89.11027066=8.9 切應(yīng)力幅Pm WT2 1B 截面是安全 機械設(shè)計課程設(shè)計 - 19 - Wp 抗扭斷面系數(shù)，查文獻 4表 38.3-15 得 mmdddWP5 0 7 4 2)7050(1702.0)(12.0434103MP am 75.35 0 7 4 22 3 8 0 9 4 4 mKS 1式中： 1 45 鋼扭轉(zhuǎn)疲勞極限查文獻 4表 38.1-1得 1 =155MPa； K 切應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，查文獻 4表38-3-6 得K=1.59； , 同正應(yīng)力情況； 平均應(yīng)力折算系數(shù)，查文獻 4表 38.3-13 得，=0.21。 mKS 164.1775.321.075.381.092.0 59.1155 軸 A 截面的安全系數(shù)，查文獻 438.3-1 確定 S=cSSSS22 =22 9.86.179.86.17 =8 查文獻 4表 38.3-4 可知， S=1.82.5，故 S S 該軸 C 截面是安全的。 C 截面是安全的 機械設(shè)計課程設(shè)計 - 20 - 六 .螺桿 和套筒 的設(shè)計 設(shè)計內(nèi)容 計算及 說明 結(jié) 果 1.螺紋升角 的計算 根據(jù)螺桿的受力情況，選用 3 /30鋸齒形螺紋，它綜合了 矩形螺紋效率高和梯形螺紋牙根強度高的特點。 螺桿的軸向力 F=100000N 螺桿的螺紋大徑D=60mm，螺桿的螺紋小徑 d=40mm，螺桿的螺紋中徑1d =50mm，螺桿頂部直徑 2d =10mm,牙型角 =33，螺桿總長 L=685mm，螺紋的線數(shù) n=1 螺紋牙的受力分析： 圖 6-1螺紋牙的受力分析 設(shè)螺旋升角為 ，fF為摩檫力 2F =Fcos fF= 2F =0.2 2F (取 =0.2) tan21 FF fFF 1 的 臨 界 值 ：fFF 1 22 2.0tan FF 2.0tan 31.112.0a rc ta n 取 12 為了便于加工 153 153 取 12 機械設(shè)計課程設(shè)計 - 21 - 2.螺紋的螺距 P 3.螺紋牙根部厚度 b及牙頂厚度 x 4.螺紋牙的強度校核 P圖 6-2 螺紋升角 P= 1d tan =3.14 50 tan12 =33.37mm b=0.75P=0.75 33.37=25.03mm x=b-htan3-htan30=18.73mm 圖 6-3 螺紋牙 查文獻 1表 3.2-30， 45 號鋼的許用拉應(yīng)力 =600MPa 根據(jù)第四強度理論得 和 的關(guān)系是： =3 =360 =346.41MPa 剪切強度條件： 61014.303.254010000003.2540 FbdFP=33.37mm b=25.03mm x= 18.73mm =346.41MPa =31.81MPa 機械設(shè)計課程設(shè)計 - 22 - 5螺桿材料的選用 6. 套筒的設(shè)計 =31.81MPa 346.41MPa 彎曲強度條件： M=F2dD=10000024060 310 =1000N m W=62Db =6 03.256014.32 910 =19672.13 910 m3 b=WM=91013.196721000=50.83 610 =50.83MPa b=100MPa 螺桿主體部分選用 45 號鋼； 螺桿頭部分選用 CrWMn（淬火、低溫回火）。 (a) (b) b=50.83MPa b=100MPa bb 滿足強度要求 機械設(shè)計課程設(shè)計 - 23 - 7.棒料的形狀 (c) 圖 6-4套筒 圖 6-5棒料形狀 每根棒料的體積： 0V= LA = 5 0 0)1014.3413030( 2 = 361075.410 m 制棒機每小時的產(chǎn)量為 125 根，所以每小時的生產(chǎn)的棒料體積： hV= ZV0=410.75 610 125=51.34 3310 m 螺桿每轉(zhuǎn)一圈所輸送的物料 體積 ： PLhbxPdDQ )(21)(41 225010)03.2573.18(2137.33)4060(14.341 22=17177.66 3910 m 螺桿每小時所輸送的物料體積： 603651066.17177 9 NQQ h 0V361075.410 mhV= 51.3 3310 m Q = 361075.410 m 機械設(shè)計課程設(shè)計 - 24 - = 331019.376 m 物料的壓縮比 ： 3hhVQ 3 331034.511019.376 =1.94 hQ331019.376 m =1.94 螺桿的結(jié)構(gòu)： 圖 6-5 螺旋推桿 機械設(shè)計課程設(shè)計 - 25 - 七軸承的選擇和校核 設(shè)計內(nèi)容 計算及說明 結(jié) 果 1 壽命計算 （ 1） 選軸承型號 NF0000 基本額定靜載荷rC0基本額定動載荷 rC 極限轉(zhuǎn)速 limn （ 2） 計算當(dāng)量動載荷 （ 3） 壽命hL的計算 2 靜載荷驗算 （ 1） 極限轉(zhuǎn)速驗算 1.選軸承型號 51314 圓 柱滾子 軸承的校核 由軸頸直徑及載荷性質(zhì)（忽略軸向力） 查文獻 4表 39.2-19 查文獻 4表 39.2-19 查文獻 4表 39.2-19 查文獻 4式 39.3-4b rP = rF = 1F rF =2386N 由文獻 4式 39.3-12 hL=)(60108 PCn式中 C-基本額定動載荷（ N ）； P-當(dāng)量動載荷； -壽命指數(shù) 球軸承 =3，滾子軸承 =310n-軸承轉(zhuǎn)速 n=365r/min 由文獻 4式 39.3-14 rP0= rF 由文獻 4式 39.3-14 rP0= rF 載荷系數(shù) 1f 查文獻 4圖 39.2-2 載荷分布系數(shù) 2f 查文獻 4圖 39.2-3 lim21 nff =4800r/min 單向推力球軸承 由軸頸直徑及載荷性質(zhì) rC0=46.5KN rC =39KN limn =4800r/min rP =2386N hL=4607094h 2386rC01f =1 2f =1 4800r/min n 機械設(shè)計課程設(shè)計 - 26 - 基本額定靜載荷rC0基本額定動載荷 rC 極限轉(zhuǎn)速 limn 2.計算當(dāng)量動載荷 3.壽命hL的計算 4.靜載荷驗算 5.極限轉(zhuǎn)速驗算 1.選軸承型號 6214 基本額定靜載荷rC0基本額定動載荷 rC 極限轉(zhuǎn)速 limn 查文獻 4表 39.2-26 查文獻 4表 39.2-26 查文獻 4表 39.2-26 查文獻 4式 39.3-5baP=aFaF=100KN 由文獻 4式 39.3-12 hL=)(60108 PCn式中 C-基本額定動載荷（ N ）； P-當(dāng)量動載荷； -壽命指數(shù) 球軸承 =3，滾子軸承 =310n-軸承轉(zhuǎn)速 n=365r/min 由文獻 4式 39.3-14 aP0= aF載荷系數(shù) 1f 查文獻 4圖 39.2-2 載荷分布系數(shù) 2f 查文獻 4圖 39.2-3 lim21 nff =1200r/min (3)深溝球軸承 由軸頸直徑及載荷性質(zhì)（忽略軸向力） 查文獻 4表 39.2-14 查文獻 4表 39.2-14 查文獻 4表 39.2-14 rC0=340KN rC =148KN limn =1200r/min aP=100KN hL=14795h 100KNrC01f =1 2f =1 1200r/min n rC0=68.0KN rC =105KN 機械設(shè)計課程設(shè)計 - 27 - 2.計算當(dāng)量動載荷 3.壽命hL的計算 4.靜載荷驗算 5.極限轉(zhuǎn)速驗算 查文獻 4表 39.2-14 查文獻 4式 39.3-4b rP = rF =3FrF =515.65N 由文獻 4式 39.3-12 hL=)(60108 PCn式中 C-基本額定動載荷（ N ）； P-當(dāng)量動載荷； -壽命指數(shù) 球軸承 =3，滾子軸承 =310n-軸承轉(zhuǎn)速 n=365r/min 由文獻 4式 39.3-14 rP0= rF 載荷系數(shù) 1f 查文獻 4圖 39.2-2 載荷分布系數(shù) 2f 查文獻 4圖 39.2-3 lim21 nff =2900r/min limn =2900r/min rP =515.65N hL=311867h 515.65rC01f =1 2f =1 2900r/min n 機械設(shè)計課程設(shè)計 - 28 - 八鍵、銷聯(lián)接的選擇和校核 設(shè)計內(nèi)容 計算及說明 結(jié) 果 1.電動機上 鍵的類型 及其尺寸選擇 2 驗算擠壓 強度 3.確定鍵槽尺寸及相應(yīng)的公差 1.主軸外伸端處 鍵 主動軸外伸端處鍵的校核 軸與 小 帶輪采用鍵聯(lián)接， 傳遞的轉(zhuǎn)矩為 TI 98.12N.m， 軸徑為 d1 42mm，軸長 L1 110mm。 帶輪材料為鑄鐵， 軸和鍵的材料為 45 號鋼，有輕微沖擊 帶輪傳動要求帶輪與軸的對中性好，故選擇 A 型平鍵聯(lián)接。 根據(jù)軸徑 d=42mm，查文獻 5表 8-61 查得：鍵寬b=12mm，鍵高 h=8mm，因軸長 L1 110，故取鍵長 L=50 將 l L b， k 0.5h 代入公式得擠壓應(yīng)力為 p=dlkT2=50384 1012.9823 =25.82 MPa， 查 文獻 6機械設(shè)計表 13-1， 輕微沖擊時的許用擠壓應(yīng)力 p 100120Mpa，p p， 故擠壓強度足夠。 查文獻 5表 8-61 查得 : 軸槽寬為 12，極限偏差 0043.0， 軸槽深 t=5.0mm，極限偏差 2.00。轂槽深 t1=3.3mm， 極限偏差為 2.00， 轂槽寬為 12， 極限偏差為 215.0 mm 主軸與大帶輪的鍵聯(lián)接 軸與 大 帶輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為 T2392N.m，軸徑為 d1 50mm，軸長 L1 100mm。帶輪鍵 b h=12 8 鍵長 L 50mm p=25.82Mpa p p 強度足夠 機械設(shè)計課程設(shè)計 - 29 - 的類型及其尺寸選擇 2 驗算擠壓 強度 3 確定鍵槽尺寸及相應(yīng)的公差 1.銷 的類 型 及 材料、尺寸 選擇 2銷聯(lián)接的強度校核 材料為鑄鐵，軸和鍵的材料為 45 號鋼，有輕微沖擊 選擇 A 型平鍵聯(lián)接。 根據(jù)軸徑 d=50mm，查文獻 5表 8-61 查得：鍵 寬b=14mm，鍵高 h=9mm，因軸長 L1 100 mm，取鍵長 L=80mm 將 l L b， k 0.5h 代入公式得擠壓應(yīng)力為 p=dlkT2=506695.0 1039223 = 52.8Mpa， 查 文獻 6表 13-1， 輕微沖擊時的許用擠壓應(yīng)力 p 100120Mpa， p p， 故擠壓強度足夠。 查文獻 5表 8-6 查得 : 軸槽寬為 14，極限偏差 0043.0， 軸槽深 t=5.5mm，極限偏差 2.00。轂槽深 t1=3.8mm， 極限偏差為 2.00， 轂槽寬為 12， 極限偏差為 215.0 mm 螺桿 銷聯(lián)接的校核 查文獻 3表 25.34-1 選擇彈性圓柱銷，用于有沖擊、振 動的場合； 選擇 65Mn，熱處理后硬度為 420560HV，表面氧化處理 ,查文獻 1表 3.2-31 得 MPa1000 M P a5005.0 ； 查文獻 3表 25.4-7，根據(jù)螺桿直徑 mml 40 ，選擇銷長度 mml 40 ，公稱直徑 mmd 6 ，最小剪切載荷 26.04kN；銷孔公差帶為 H12 查表 25.4-2 按銷的抗剪強度校核 3544 2 MP azdR 鍵 b h=12 8 鍵長 L 50mm p p 擠壓強度足夠 彈性圓柱銷： 65Mn mml 40 mmd 6 強度足夠 機械設(shè)計課程設(shè)計 - 30 - 九箱體的設(shè)計 圖 9-1 箱體 設(shè)計內(nèi)容 計算及說明 結(jié) 果 1 箱體毛坯的選擇 2 鑄造箱體的壁厚 選擇鑄造毛坯，鑄鐵鑄造性能好，易于切削加工，吸振能力強 查文獻 6表 17-1，按式（ 17-1）計算 N=30002 HBL ， L=1720mm， H=1030mm， B=1560mm， 所以N=30002 HBL = 01.23000 1030156017202 N=2.01mm 機械設(shè)計課程設(shè)計 - 31 - 3加強肋的壁厚厚度 t 4鑄造斜度 5鑄造外圓角 6鑄造內(nèi)圓角 7軸與箱內(nèi)壁間的距離 8擋盤螺 釘 的直徑及數(shù)目 9法蘭盤螺栓直徑及數(shù)目 10料斗螺栓的直徑及數(shù) 目 11隔板聯(lián)接螺栓的直徑及數(shù)目 12軸承蓋螺 釘 及數(shù)目 13 箱體的 其他 結(jié)構(gòu)尺寸 mm， 式中 N（ mm） 為當(dāng)量尺寸， L、 B、 H 為箱體的長、寬、高（ mm） 查文獻 6表 17-1，得箱體壁厚 t=16mm。 為了改善箱體的剛度，最常用的措施是在箱壁上設(shè)置加強肋。肋的厚度一般取為有關(guān)壁厚的 0.8 倍。 即 t =12.8mm。 查文獻 5表 8-9，斜度 20:1: ha 查文獻 5表 8-11， 90 ； r=2mm 查文獻 5表 8-12， 90 ； r=6mm 開槽盤頭自攻螺釘 mmda 9.4， n=4 六角頭螺栓 全螺紋 M16， n=4 開槽平端緊定