CBJ-60水泥拆包機設計【含CAD圖紙】

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畢 業(yè) 設 計（論 文） 　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　 題 目： CBJ-60水泥拆包機設計 　　　　　　　　 學生姓名 楊本浪 指導教師　時維元 二級學院　 龍蟠學院 　　 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 班　級M09機械設計制造及其自動化 學　號 0921503028 提交日期11年05月08日 答辯日期 11年05月13日 金陵科技學院學士學位論文 目錄 目 錄 摘 要 II Abstract III 1緒 論 V 1．1 前言 V 1．2 水泥拆包機設計方案比較與選用 1 2 傳動部分設計 5 2．1 系統(tǒng)傳動比的計算 5 2．2 同步齒輪的設計計算 6 2．3 高速級傳動齒輪設計 9 2．4 帶輪傳動的設計 10 2．5 帶輪軸的設計 13 3 拆包機構設計 20 3．1 滾筒 20 3．3 滾筒從動軸的設計 28 4 輸送機構的設計 33 4．1 輸送機的選取及布置形式 33 4．2 主要部件 33 5 結 論 35 參考文獻 36 I 金陵科技學院學士學位論文 摘要 CBJ-60水泥拆包機設計 摘 要 水泥拆包機主要應用于各種建筑工地,它是混泥土制作過程中的一個環(huán)節(jié),主要與其它設備配合使用,如:水泥袋打包機、螺旋輸送泵等.水泥拆包機的主要任務實現(xiàn)與袋的完全分離,為混泥土攪拌機提供原料.本文主要內容如下: 系統(tǒng)傳動部分設計 系統(tǒng)傳動部分主要包括帶論傳動、高速級齒輪傳動、和同步齒輪傳動.帶論傳動用于傳遞動力源,它的小輪端與電動機聯(lián)接,大輪端與帶輪軸聯(lián)接;高速級齒輪傳動用于傳遞工作所需的力和速度,小齒輪與帶輪軸聯(lián)接,大齒輪的與一個滾筒軸聯(lián)接,同步齒輪傳動用于實現(xiàn)一對滾筒同時工作，其中一個齒輪即高速級傳動中的大齒輪起換向作用. 拆包機構設 拆包機構的核小部分即為一對滾筒的,輔助部分有導軌機構和退袋機構.滾筒主要采用滾輪擠壓與刀片劃縫式的結合；導引機構、退袋機構是一條條鋼筋聯(lián)編而成,位于滾輪下方和右冊實現(xiàn)水泥袋有一定的完整性. 輸送機構設計 輸送機構是重要的輔助機構,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動裝置(電動機和傳動滾筒)輸送帶和支撐托輥. 關鍵詞 水泥拆包機 拆包機構 滾筒 導引機構 退袋機構 輸送機構 II 金陵科技學院學士學位論文 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 金陵科技學院學士學位論文 緒論 1緒 論 1．1 前言 在國民經濟迅速發(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的散裝水泥，另一種是袋裝水泥。前一種情況方便用于當?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)在市場上僅缺這類型的產品。 以上看來，水泥拆抱機在國內市場有很多的需求，而隨著中小城市大型建筑工程的興起，水泥拆抱機的需要量還會進一步的擴大。 在國際上，有許多小型國家沒有大型的水泥廠，有時大型的建筑工程需要進口袋裝水泥，這樣袋裝水泥在那樣的國家也有廣闊的市場，所以水泥拆拆抱機在國際市場也有相當?shù)男枨蟆? 水泥拆抱機減小了工人的勞動強度，減少了工程建設費用，并且是工程建設自動化實現(xiàn)的一個重要環(huán)節(jié)。 V 金陵科技學院學士學位論文 1-2 水泥拆包機設計方案比較與選用 1．2 水泥拆包機設計方案比較與選用 于是本設計只能從三方面技術參數(shù)入手，尋找一條最佳的結合點。 拆抱機的設計從總體上分，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，但其分離效果不好，而且機器比較復雜，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，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： 先通過帶式輸送機把水泥袋運送到一定的高度，然后通過自身重力從一個斜坡上滑下，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，進入V型槽上，水泥經過刀鋒從槽下漏掉，水泥袋繼續(xù)滑過V型槽，從而實現(xiàn)水泥和袋的分離。此方案優(yōu)點是結構簡單，功率小。其缺點是體積大，拆包效果不好。這個方案中，機器的主體不使用動力，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，水泥袋滑過斜坡時有可能被到卡死，或者沒被處劃破。二是，經過V型槽時，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影響下一袋的拆包?；谏鲜鰩c不足之處，現(xiàn)將方案該為方案二。 方案二: 針對方案一中斜坡上破袋效果不好,現(xiàn)把斜坡面改為垂直的,靜止的刀改為轉動的滾刀,這樣袋子不會被卡死,即使卡死也會被轉動的刀慢慢破開,這樣帶來的缺點是在主機中增加了一個動力,而且刀容易壞,改進的第二個地方是V型槽上增加一個震動機構,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,這樣做同樣也會使機械變得復雜,不易于維修,機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一步改善成方案三。 方案三: 水泥袋經過帶式輸送機運輸?shù)揭欢ǜ叨?經過一個豎直的方筒,方筒中有兩把滾刀,布置在較寬的兩個面中間,水泥袋經過時會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面為條狀的三角分離板分成兩半,水泥會順利地掉下。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針輥,以便把水泥袋揪出,但這樣有可能會把水泥袋撕爛。于是又把圖改進為如圖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。 圖1-2 裝置系統(tǒng)圖 圖1-3(改進后系統(tǒng)圖) 這個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,從而使機器體積大大減小,性能也有一定的提高,但機器還是存在不可靠的地方,如水泥袋落下經過沖擊橫杠時,有可能不被破開,從而使下一個水泥袋無法被破開,使機器無法正常工作,所以此方案也不夠成熟,于是進一步改進成方案四。 方案四: 此方案屬于滾輪擠壓型,工作流程如下: 水泥袋經過輸送機輸送到一定的高度,然后垂下落,經過一對齒輥把水泥袋擠爛,下落到一個傾斜條形的網(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)點是,機器的體積小,破袋效果好,但效果好的同時也會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,這樣就會造成浪費,水泥袋也有可能停留在網(wǎng)上,從而就會影響下一包水泥和袋的分離,這樣就會通過增加網(wǎng)的傾斜度來實現(xiàn),而一旦網(wǎng)的傾斜度增加,機器的高度也會增加,同時也增加了水泥和袋滑出傾斜網(wǎng)的機率。于是又進一步改進為方案五。 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。現(xiàn)把齒輥和螺紋輥改進,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:水泥袋經過滾輪先與盤狀刀片接觸,劃開幾道縫再經過滾輪的擠壓水泥就會漏出,但這樣還是難以實現(xiàn)水泥與袋的分離,于是再在滾輪下加上一個導引機構,此機構其實就是用一條條鋼筋聯(lián)編再一起的條狀體,其簡圖如圖1-5所示。 圖1-5（方案五簡圖） 這樣通過滾筒與條狀體的擠壓會產生很好的水泥與袋的分離效果,但這樣一來又會產生一個新的問題,就是水泥有可能鉤在盤狀刀片上,與滾筒一起做圓周運動,袋子多到一定程度就會把機器卡死無法正常工作,所以必須設計一個退袋機構,讓袋子和盤狀滾刀能及時分離,保證下面的后續(xù)工作能順利進行。 退袋機構的簡圖如圖1-6所示。 整個裝置的示意圖如圖1-7所示。 這種方案在主機部分需要一個動力,機器的結構比較緊湊,從而機器的體 積也有所減小,同時機器有很高的拆包速度,而且分離比較干凈,同時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計此方案。 圖1-6退袋機構簡圖 導引機構 退袋機構 刀滾 圖1-7整裝置示意圖 4 金陵科技學院學士學位論文 2 傳動部分設計 2 傳動部分設計 2．1 系統(tǒng)傳動比的計算 2.1.1初選電動機 根據(jù)工況的實際要求,選取電動機型號Y100L2-4 P=3KW ?機械設計實用手冊? 表10-4-1 n=1430r/min =23.833r/s 2.1.2確定傳動比 要求工作部分所需的轉速約為1r/s,初步確定系統(tǒng)為二級變速高速級為帶論傳動,低速級為齒輪傳動。 總傳動比λ λ= =23.88 分布傳動比 帶輪取 =6 齒輪取=4 則 λ=4×6 小齒輪轉速 = =238.33r/min .. 工作機構轉速 = =0.933r/s 完全符合工況的要求。 2.1.3 滾輪直徑的確定 實際工作過程中,滾輪得志竟月大，破袋效果越好,但是會使機器機構變大,為此取滾輪直徑略大于袋長,用公式表達為 πD≥ l (一般情況下l=720mm) D ≥ 720mm/π=229.183mm 考慮實際要求滾筒壁采用不銹鋼無縫鋼管,根據(jù)?機械設計實用手冊?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 同步齒輪的設計計算 參考?機械設計? 根據(jù)工況和機器的結構要求,齒輪選為開式傳動,材料為45調質鋼,硬度為229HB-286HB。 2.2.1 齒面接觸疲勞強度的設計計算 1. 初步計算 轉矩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/ 初步計算的許用 接觸應力[] []=0.9 Ad值 由表12.16 取Ad=85 初步計算齒輪直徑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)強度計算得來的,因為齒輪傳動過程中扭矩一定時,直徑變大則圓周力會變小,所以此時齒寬可以更小,因此d取150mm是合理的,而且也是安全的。 2.校核計算 圓周速度v v=πd=π×150×0.993/1000 =0.47m/s 精度等級 由表12.6選取8級精度 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) 總工作時間 =16000h 使用壽命10年,每年工作200天,8小時工作制。 應力循環(huán)系數(shù) 由表12.15估計 =60×1×16000× 1430/24 接觸壽命系數(shù) 由圖12.18 許用接觸應力 由式12.11 =590×1.18/1.05 驗算 =189.8×2.5×0.88× 計算結果表明,接觸疲勞強度合適,齒輪尺寸無須調整。 2. 確定傳動主要尺寸 實際分度圓直徑d 因為了滿足結構要求,直徑已確定為320mm。 中心距a a=320mm 齒寬b b=60mm 2.2.2 齒根彎曲疲勞強度驗算 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 許用彎曲應力 =/ =250×1×1/1.25 確定m 因為d=320mm是結構要求的直徑 所以應重新確定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。 驗算 代入數(shù)據(jù) 綜上得同步齒輪的設計計算符合強度要求。 2．3 高速級傳動齒輪設計 參考?齒輪手冊? 齒輪采用的是開式傳動,材料為45調質鋼,其硬度為229HB-286HB,平均為240HB。 2.3.1 基本應力的的確定 接觸疲勞強度極限 圖2.5-13 彎曲疲勞強度基本值 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 因為高速級傳動的大齒輪是同步齒輪,所以小齒輪與其嚙合的模數(shù)也應為 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 載荷作用于齒頂時的 圖2.5-27 =2 齒形系數(shù) 載荷作用于齒頂時的應 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 相對齒根圓角感 應當數(shù) 據(jù)表2.5-52 代入數(shù)據(jù) 相應齒根表面狀 由4.11.3 況系數(shù) 計算尺寸系數(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 帶輪傳動的設計 (參考?機械設計手冊?) 設計功率 :工況系數(shù) (表13-1-16) P:傳動功率 (原動機功率) P=3KW 選擇帶型 據(jù)Pd和n1 由圖13-1-2選取 傳動比i 小輪直徑的確定 由表13-1-10 大帶輪直徑的確定 實際轉速 = 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 帶的基準長 度 = 實際中心踞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 緊力 = =222.39N 由表13-1-23得V帶單位長度質量m=0.07kg/m 作用在軸上 的力 = =1221.384N 大小帶輪尺寸 由表13-1-12,查出小輪用實心輪,其 與選型 孔徑=28mm,即電機軸徑為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 基準寬度 基準線上槽深 基準線下槽深 槽間距 槽邊距 最小輪緣厚 外徑 輪槽角 取 2．5 帶輪軸的設計 軸材料選擇45調質鋼,,, 。 (參照?機械設計手冊?) 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6407型深溝球軸承。由軸上零件的尺寸初步估計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)接的強度計算 轉矩 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 剪應力 鍵聯(lián)接的許擁擠 由表5-3-17 壓應力 鍵聯(lián)接的擠 壓強度P = =17.007MP< 所以此鍵的工作強度符合強度要求。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 計算軸的受力 1. 計算支撐反力 （受力分析如圖2.5.1） 圓周力 徑向力 帶輪受力 F=1221.384N 垂直面內的受 對A點取矩，則合力矩為0， 力分析 列式為： 即 在垂直平面內，軸所受合力為0 列式為： 即 =2274.318+1221.384-1875 水平面內的受 對A點取矩，合力矩為0， 力分析 列式為： 即 在水平面內軸所受合外力為0， 列式為： 即 合成兩個方向 上的力 = = 2.5.4 軸承的精選 (參照?機械設計?和?機械設計基礎課程設計?) 軸向力 徑向力 軸承內徑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 當量動載荷P 由式18.5 P=2882.7576N = 計算額定動載荷 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 彎矩的計算 (彎矩圖如圖2.5.1) 在垂直面內 =112.976 =178.125 在水平面內 =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為危險截面。 2校危險截面 許用安全系數(shù) ?機械設計手冊?表6-1-26 對稱循環(huán)疲勞極限 由表3.2所列公式可求得 疲勞極限: 脈動循環(huán)疲 勞極限 等效系數(shù) 彎矩 彎曲應力幅 彎曲平均應力 扭轉切應力 扭轉切應力幅和 平均切應力 有效應力集 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) 設為無限壽命,,由式16.5得 = = = S=3.7 所以經校核安全系數(shù)符合要求。 3.軸的靜強度校核 安全系數(shù)公式 屈服強度 最大彎矩 截面模數(shù) 由表6-1-26 代入?yún)?shù) 綜上所得軸的設計完全符合要求 19 金陵科技學院學士學位論文 3 拆包機構設計 3 拆包機構設計 3．1 滾筒 在第二章2.1.3中 ,已確定滾筒采用的材料為45調質鋼,外徑為168mm,壁厚10mm;定位套筒采用材料為45調質鋼,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 滾筒軸的設計 (參照?機械設計手冊?) 軸材料選用45調質鋼。 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計軸向長度尺寸,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)接強度驗算 轉矩 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 剪切應力 鍵聯(lián)接的許用 由表5-3-17 擠壓應力 鍵聯(lián)接擠壓強度 = < 鍵聯(lián)接剪應力 =10.5 < 綜上得鍵聯(lián)接處強度合格,滾筒處軸徑更大些,扭矩將隨之減小,而滾筒處鍵聯(lián)接的應力應 小于齒輪處,所以滾筒處鍵聯(lián)接的強度必然也合格。 3.2.3 計算軸的支撐反力 (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A點取矩,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A點取矩合外力為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?機械設計實用手冊?) 軸向力 徑向力 初選軸承型號為6310深溝球軸承 基本額定載荷 由表5-1-54 計算系數(shù) 由表5-1-54 徑向和軸向系數(shù) 因 由表5-1-20 e=0.32 載荷性質系數(shù) 因工作中有中等沖擊 由表5-1-19 當量載荷 = 軸承壽命 = =204539h > 綜上計算得,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,經過每個鍵扭矩會減少。  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 危險截面的切換與比較 1. 確定危險截面 (參照?機械設計手冊?) 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,可