鋼坯火焰清理機的設計—總體方案設計及總體裝配【說明書+CAD+SOLIDWORKS+仿真】

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結(jié)論 參考文獻 致謝 緒論 1.1 本課題研究目的與意義 自動排屑裝置的主要作用是將鐵屑從加工區(qū)域排出到指定區(qū)域，另外，鐵屑中往往混合著各種加工雜物，排屑裝置要對各種形態(tài)的廢屑進行自動排出，所以，自動排屑裝置組要應用于高效率的機械。 1.2 本課題國內(nèi)外發(fā)展概況 自動排屑裝置，是隨著機加工的發(fā)展而發(fā)展的。但是長期以來，重主機，輕配套的狀況使得自動排屑裝置處理技術(shù)及設備發(fā)展遲緩。80年代開始，重主機，輕配套的狀況引起了各行業(yè)的注意，促使自動排屑裝置處理技術(shù)及設備在此后的20多年里得到長足的發(fā)展?，F(xiàn)在常見的排屑裝置有以下幾種： 1、 平板鏈式排屑裝置 平板鏈式排屑裝置以滾動鏈輪牽引鋼制平板在封閉箱中運轉(zhuǎn)，切屑用鏈帶帶出。這種裝置在數(shù)控車床使用時要與機床冷卻箱合為一體，以簡化機床結(jié)構(gòu)。 2、 刮板式排屑裝置 刮板式排屑裝置的傳動原理與平板鏈式排屑裝置基本相同，只是鏈板不同，帶有刮板鏈板。這種裝置常用于輸送各種材質(zhì)的短小切屑，排屑能力較強。 3、 螺旋式排屑裝置 該裝置是采用電動機經(jīng)減速裝置驅(qū)動安裝在溝槽中的一根長螺旋桿進行驅(qū)動的。數(shù)控機床螺旋桿轉(zhuǎn)動時，溝槽中的切屑即由螺旋桿推動連續(xù)向前運動，最終排人切屑收集箱。螺旋桿有兩種形式，一種是用扁型鋼條卷成螺旋彈簧狀，另一種是在軸上焊上螺旋形鋼板。它主要用于輸送金屬、非金屬材料的粉末狀、顆粒狀和較短的切屑。這種裝置占據(jù)空間小，安裝使用方便，傳動環(huán)節(jié)少，故障率極低，尤其適于排屑空隙狹小的場合。螺旋式排屑裝置結(jié)構(gòu)簡單，排屑性能良好，但只適合沿水平或小角度傾斜直線方向排屑搖臂鉆床，不能用于大角度傾斜、提升或轉(zhuǎn)向排屑。 1.3 自動排屑裝置的發(fā)展趨勢 2 系統(tǒng)總體方案確定 2.1 設計思想 本課題是以及其經(jīng)濟性好，人性化設計，可靠性高，壽命長，結(jié)構(gòu)簡單，易于維修等為設計思想 2.2 初選電機減速器系統(tǒng)反感 （a）為帶轉(zhuǎn)動渦輪-渦桿減速器系統(tǒng) （b）為帶傳動-二級圓柱圓錐減速器系統(tǒng) （c）為聯(lián)軸器-二級圓柱斜齒輪減速器系統(tǒng) （d）為帶傳動-二級圓柱斜齒輪減速器系 圖2.1 電機減速器系統(tǒng)方案 方案評價： （a） 方案為整體布局最小，傳動平穩(wěn)，而且可以實現(xiàn)較大的傳動比，但是由于渦輪渦桿效率低，功率損失大，很不經(jīng)濟。（b）方案布局比較小，但是圓錐齒輪加工較困難，特別是大直徑，大模數(shù)的錐輪，所以一般不采用。（c）方案中減速器選擇合理，但本設計是用于自動排屑系統(tǒng)裝置，工作速度很低，使用聯(lián)軸器不利于減速，會增加減速器的成本，不夠經(jīng)濟。 最終確定方案為（d）方案。 該方案的優(yōu)缺點： 該工作機有輕微震動 ，由于V帶有緩沖吸震能力，采用V帶傳動能減小震動帶來的影響，而且利于減速，還能起過載保護的作用，并且該工作機屬于小功率，載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價格便宜，標準化程度高，大幅度降低成本。減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應用最廣泛的一種，齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度，高速及齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均勻現(xiàn)象。電動機部分為Y系列三相交流，異步電動機。 總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，使用工作條件，工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡單，成本低，傳動效率高。 2.3輸送外傳動系統(tǒng)的確定 （a）帶傳動 （b）履帶傳動 （c）鏈傳動 方案評價： （a）方案成本較低，但是防腐蝕性不強。（b）履帶主要用在坦克等觸地設備，在此處用履帶傳動很不經(jīng)濟。（c）方案中鏈傳動選擇合理。 最終確定方案為（c）方案 該方案的優(yōu)缺點： 鏈傳動的傳動比精確，傳動效率高，鏈傳動對軸的作用力較小，鏈傳動尺寸較緊湊，鏈傳動對環(huán)境的使用能力較強，鏈條的磨損伸長比較緩慢，張緊調(diào)節(jié)量較小。 2.4總體方案的確定 方案為：電動機——帶傳動——減速器——鏈傳動 如下圖： 圖2.2 系統(tǒng)總體方案 3 電動機型號的選擇 3.1 電動機類型選擇 根據(jù)動力源和工作條件，選用交流電機，Y系列三項異步電動機 3.2電動機功率的選擇 根據(jù)鏈傳輸機結(jié)構(gòu)的布置由已知條件鏈傳動機構(gòu)承受的鐵屑質(zhì)量為為此排屑的質(zhì)量，即為2.28（最大板寬度）*4（最大版長度）*0.01（平均每次清理厚度）*7.85*1000（普通剛的的密度）=716KG的鐵屑，即7016N（取G=9.8），取3000， 鏈的傳動速度為（燒嘴速度為V=8M/MIN,每次清理寬度為100mm，所以清理一面的時間為（2.28*10*4）/8=11.4min，取12MIN，搜所以每12分鐘便有2806.72N鐵屑排出，假設一次清理的鐵屑分連詞排出，算的6min/次，總行程為3.6M，3.6/6=0.6M/MIN，由于傳動機構(gòu)還受鏈條摩擦力f和刮板的重力分量F1。由上述可知總的載荷為F=f+F1+3000 設所選鏈型號為48A，P=76.2MM,單排質(zhì)量Q=22.6KG/M，總長度為10M，刮板尺寸為500mm*300mm*10,選用普通碳素鋼密度為7.85，相鄰刮板之間的距離為五個節(jié)距88.9*6=533.4MM，F(xiàn)1約為2193N，f約為5880N F=5880+2193+7016=15089 則工作機有效功率為P=F*V=15089*0.01=0.151KW 由已知條件得電動機有效功率為Pd=P/η，式中η為系統(tǒng)總的傳動效率 電動機到鏈傳動總的傳動效率為η=η1*η2（平方）*η3（六次方）*η4*η5 式中：η1為V帶傳動效率，η2為閉式齒輪的傳動效率，η3為圓錐滾子軸承的傳動效率，，η4為聯(lián)軸器的傳動效率，η5為鏈傳動效率 查表：η1=0.95 η2=0.97 η3=0.98 η4=0.99 η5=0.96 代入上式：η=0.723 所以電動機的有效功率Pd=p/η=0.209KW 所選電動機的額定功率必須滿足Pe>Pd 3.4 確認電動機型號 根據(jù)已知條件本排屑裝置的輸送速度為： Nw=V*60*1000/Z1*P=11.04 選取電動機型號為Y2-90S-8,同步轉(zhuǎn)速為750r/min,對應額定功率為0.37KW，外伸軸直徑24mm 方案 電機機型號 額定功率(KW) 同步轉(zhuǎn)速（r/min） 滿載轉(zhuǎn)速（r/min） 總傳動比i 1 Y2-90S-8 0.37 750 700 65 4，V帶的設計計算 4.1 傳動比的分配 1.計算總的傳動比：i=Nm/Nw=715/11=65 2.傳動比的分配：i1=3,i2*i3=i/i1=21.66 3.雙極斜齒圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為5 4.低速級傳動比：i3=4.33 4.2 各軸的轉(zhuǎn)速，功率和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速：N1=715/3=238.33R/MIN 功率：P1=Pd*η4=0.209*0.95=0.199KW 扭矩：T1=9550P1/N1=9550*0.199/238.33=7.97N。M 轉(zhuǎn)速：N2=238.33/5=47.67R/MIN 功率：P2=P1*η2*η3=0.199*0.97*0.98=0.189KW 扭矩：T2=9550P2/N2=9550*0.189/47.67=37.86N。M 轉(zhuǎn)速：N3=47.67/4.33=11.01R/MIN 功率：P3=P2*η2*η3=0.189*0.97*0.98=0.180KW 扭矩：T3=9550P3/N3=9550*0.180/11.01=156.13N。M 轉(zhuǎn)速：N4=N3=11.01R/MIN 功率：P4=P3*η1*η5=0.180*0.99*0.96=0.17KW 扭矩：T4=9550P4/N4=9550*0.17/11.01=147.46N。M 表1.1各軸的運動與動力參數(shù) 軸號 轉(zhuǎn)速（r/min） 功率（KW） 扭矩（N.M） 1 238.33 0.199 7.97 2 47.67 0.189 37.86 3 11.01 0.180 156.13 4 11.01 0.17 147.46 4.3 帶傳動方案的確定 外傳動帶選為普通V帶傳動 1. 確定計算功率：Pc a (1)查文獻得工作情況系數(shù)KA=1.2 （2）Pca=KA*P=1.2*0.151=0.1812 2.選擇V帶型號 選A形V帶 4.4帶傳動設計計算 1，確定帶輪尺寸d1,d2 （1）根據(jù)帶輪要求去小帶輪尺寸為d1=160mm d 1/2120 4.確定V帶根數(shù)Z Z>Pca/(P0+ΔP)KαKl P0為單根V帶的基本額定功率，Δp0為I≠1是單根V帶額定功率增量，Kl為帶長修正系數(shù)，Ka為小帶輪包角系數(shù) P0=1.51 Δp0=0.09 Ka=0.93 KL=1.13 代入得Z=2 5.確定單跟初拉力F0 F0=500*Pca/VZ(2.5/Ka-1)+qv2=16.37N 查表的q=0.1kg/m 6.計算對軸的壓力Fp Fp=2ZF0sin(α1/2)=2*2*16.37*sin(159.86/2)=64.47 4.5帶輪的結(jié)構(gòu)設計 1. 小帶輪的設計 因為小帶輪基準直徑d1=160<300,故可采用實心式結(jié)構(gòu) 帶輪寬：B=（Z-1）e+2f=35 式中：e為槽間距，取e=15，f為第一槽對稱面值斷面的距離，f=10 輪轂寬：L=（1.5-2）d=43.2 輪轂外直徑：d1=1.9d=45.6 帶輪外徑：da=dd+2Ha=160+2*2.75=165.5 查得Ha=2.75 輪緣寬：δ=8mm 基準線下深槽：10mm 簡圖如下： 2.大帶輪設計 因為基準直徑d2=480>300故可采用輪輻式 帶輪寬：B=（Z-1）e+2f=(2-1)*15+2*10=35mm 輪轂寬：L=（1.5-2）d=1.8*60=108 輪轂外直徑：d1=1.9d=114mm 帶輪外徑：da=dd+2ha=480+2*2.75=485.5 輪緣寬：δ=8mm 基準線下深槽：10mm 由以上數(shù)據(jù)，大帶輪結(jié)構(gòu)簡圖如下： 6.鏈傳動設計的計算 6.1 鏈傳動方案的確定 6.2 鏈傳動的設計計算 1， 選擇從動鏈輪齒數(shù) 取傳動比為i=1 取Z2=29 2， 選擇主動鏈輪齒數(shù) Z1=iZ2=1*29=29＜120 故合理 3，確定計算功率 已知鏈傳動工作平穩(wěn)，設計功率為 Pd=KaP/KzKm=1*0.151/1.579*1=0.096kw 式中：P-傳遞功率KV Ka-工礦系數(shù)，取Ka=1.0 Kz-小鏈輪齒數(shù)系數(shù)，取Kz=1.579 Km-多排鏈排數(shù)系數(shù)，去Km=1 4.鏈條節(jié)距選用 根據(jù)設計功率Pd(取Pd=P0)和小鏈輪轉(zhuǎn)速n1,選用56B號鏈條，查表節(jié)距P=88.9,設鏈長10M 5.計算鏈輪尺寸 D1=P/（sin180/Z1）=88.9/sin(180/29)=822.4mm D2= P/（sin180/Z2）=88.9/sin(180/29)=822.4mm 6.初定中心距 中心距暫取3540（根據(jù)漏斗長決定） 7，鏈條長度及鏈長節(jié)速 鏈長：L=10M 鏈條節(jié)數(shù)：Lp=L/P=10000/88.9=112.49 元整偶數(shù)節(jié)，取Lp=114 鏈速：V=Z1N1P/60*1000=29*11.04*88.9/（60*1000=0.47<0.6m/s 屬于低速運動 6.3 鏈輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 6.3.1 主、從動輪設計 1.鏈輪材料和工藝 鏈輪材料為45鋼，硬度為40-50HBS。 工藝為： 2.鏈輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 由前面設計可知D1=D2=822.4 P=88.9 Z1=Z2=29 鏈輪結(jié)構(gòu)如下： 鏈輪結(jié)構(gòu)簡圖 輪轂厚度：h=K+Dk/6+0.01d=9.5+220/6+0.01*822.4=54.4mm 由于d=822.4 K取9.5 輪轂長度：L=3.3h=3.3*54.4=179.5mm 輪轂直徑：Dh=Dk+2h=220+2*54.4=328.8mm 齒寬Bf1=0.93*b1=49.6mm B1為內(nèi)鏈節(jié)寬度 齒側(cè)倒角： Ba=0.13p=0.13*88.9=11.56mm 齒側(cè)半徑：Rx=P=88.9mm 齒全寬：Bfn=(n-1)Pt+Bf1=49.6mm 3， 基本參數(shù)和主要尺寸 分度圓直徑：D1=D2=822.4mm 齒頂圓直徑：Da max=d+1.25p-d1=822.4+1.25*88.9-53.98=879.545 式中：d1-滾子直徑 查表得d1=53.98 Da min=d+p(1-1.6/Z)-d1=822.4+88.9*（1-1.6/29）-53.98=852.42mm 取Da=866.0mm 齒根圓直徑： Df=D-D1=822.4-53.98=768.42mm 分度圓弦齒高：Ha max=(0.652+0.8/Z)p-0.5d1=31.02mm Ha min=0.5（p-d1）=17.46 取Ha=24.24mm 最大齒跟距高： Lx=dcos90/Z-d1=822.4*cos(90/29)-53.98=767.21mm 齒輪凹緣直徑：dg=Pcot180/Z-1.04h2-0.76= 4.鏈輪公差 查表得 齒表面粗糙度：Ra=6.3um 齒根圓極限偏差 量柱測量距極限偏差： 由于:Df=768.42mm查表得：上偏差0，下偏差h11 量柱測量距： Mr=dcos90/Z+dr=822.4*cos(90/29)+53.98=875.17mm dr=d1 式中：dr-量柱直徑，DR=D1,量柱技術(shù)要求為：極限偏差為：上片車+0.01，下偏差：0；表面粗糙度Ra=1.6um；表面硬度為：55-60HRC。 鏈輪孔和根圓直徑之間的跳動量： 不能超過max(0.008df+0.08,0.15)=0.15 軸孔到鏈輪齒側(cè)平直部分的斷面跳動量： 不能超過max(0.009df+0.08,0.14)=0.14 孔徑：H8 齒寬：H14 6.4 鏈的校核 12