机械设计课程设计-螺旋挤棒机传动系统设计

目录一设计任务书.（1）二前言.（2）三电机的选择.（5）四传动零件的设计计算.（6）五轴的设计计算及校核.（10）六螺杆和套筒的设计计算.（20）七轴承的选择和计算（25）八键、销连接的选择和校核（28）九箱体的设计.（30）十润滑和密封的选择（32）十一传动装置的附件及说明（32）十二.设计小结（33）十三.参考文献（34） 一设计任务书设计题目：螺旋挤棒机传动系统设计工作简图：12346 51料斗 螺旋轴 传动系统联轴器 榫联轴器统联轴器 5电动机 6出棒口图1-1 工作简图技术要求：螺杆将松木等木屑挤压成圆木棒，挤棒长度L=500mm时，停止两秒，由切刀将木棒切断，传送带将木棒运走。主要参数：出棒口直径D：45mm挤棒长度L：500mm生产率：125根/h电机功率P：15kw设计要求：1) 拟定机构系统总体运动方案,画出系统运动方案简图，完成论证报告。2) 完成传动系统或执行系统的结构设计，画出传动系统或执行系统的装配图。3) 设计主要构件和零件，完成1张装配图和3张零件工作图。4) 编写设计说明书。二前言 植物细胞中除含有纤维素、半纤维素还含有木质素（木素），木素是具有芳香族特性的结构单体，为丙烷型的立体结构高分子化合物。在阔叶木、针叶木中木素含量为27%32%（干基），禾草类木素含量为14%25%。虽然在各种植物中都含有木素，但它们的组成、结构并不完全一样。木素属非晶体，没有熔点但有软化点，当温度为70110时粘合力开始增加，木素在适当温度下（200300）会软化、液化，此时加以一定的压力使其与纤维素紧密粘接并与相邻颗粒互相胶接，冷却后即可固化成型，因此采用热压法成型秸秆（或木屑）燃料可不用任何添加剂、粘接剂，大大降低了加工成本，而且利用木素软化、液化的特点，适当提高热压成型时的温度有利于减小挤压动力。生物质成型燃料就是利用这一原理以生物质固化成型机经热挤压制得的。螺旋制棒机的工作原理就是利用电机的带动螺杆快速旋转，用自身的螺旋将木屑挤入套筒，木屑在套筒内受到高温，其中的木质素成分软化，黏合能力增强，加之螺杆螺旋的高强度挤压，最终得到得到高密度高硬度的成型棒。图2-1 工作原理螺旋制棒机制棒机的电机的输出轴与传动皮带的一端相连接，传动皮带的另一端与主轴的一端相连接，主轴与螺旋形的推进器以榫接相连，进料斗固定在料斗座的上部并与料斗座座体内沿主轴轴向设置的轴向通孔相连通，在料斗座的轴向通孔孔端座壁处沿主轴轴向连接固定有设置内孔的成型套筒，推进器设置在料斗座座体内的轴向通孔和成型套筒内孔中，主轴和推进器的两旋转轴心线与料斗座座体内轴向通孔和成型套筒的内孔的两孔轴心线设置在同一轴心连线上。图2-2 总体结构方案当电机电源接通后，电机转动，经传动皮带传动而带动主轴旋转，主轴带动推进器旋转，推进器的螺旋形结构旋转挤压由进料斗进入料斗座的轴向通孔腔内的木渣,，而连续不断地挤压制作出一根根紧实合格的半成品碳棒，半成品碳棒从成型套筒内孔挤出。温控 颗粒原料 加热 软化 高压成型 薪棒 由于成型螺杆的工作环境极端恶劣，使得螺杆使用寿命很短。物料的压缩是螺杆和出料筒配合完成的，即螺杆的几何尺寸和出料筒几何尺寸必须在一定的范围内才能在较快的挤出速度下获得较大密度的成型燃料。螺杆是在较高温度和压力下工作的，螺杆与物料始终处于干磨擦状态，导致螺杆的磨损非常快。当螺杆磨损到一定程度时，螺杆与出料筒失去尺寸配合，成型就无法进行。因此，压缩区螺纹的磨损决定了螺杆的使用寿命，螺杆的使用寿命成为生物质固化成型设备和技术实用价值的决定性因素。所以我们采用以下措施来解决螺杆的磨损：1. 螺杆前端磨损后可修复使用，损坏后可更换。 1-螺杆 2-销 3-螺杆前端图2-3 可更换的螺旋头2提高螺杆前端的耐磨性能。同时，根据文献8生物质固化成型的最佳条件为物料含水率为6%-10%，成型温度为240-260，螺杆与套筒间隙为5-6mm，根据条件我们进行了设计。三电机的选择设计内容计算及说明结 果三相异步电动机的选择给定电机功率P：15kw查文献1表9.1-4 常用电动机的特点及用途选择Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机性能：效率高，耗电少，噪声低，振动小，体积小，重量轻，运行可靠，维修方便。为B级绝缘。结构为全封闭、自扇冷式，能防止灰尘、铁屑、杂物侵入电机内部。冷却方式为IC0141。多用于灰尘多、土扬水溅的场合。工作条件：额定电压为380V，额定频率为50Hz环境温度不超过40海拔不超过1000m联结工作方式为连续使用（SI）查文献1表9.1-5Y系列（IP44）三相异步电动机技术数据电机型号 Y160L-4额定功率15kw转速 1460r/min电流 A效率 88.5%功率因数额定转矩Nm四传动零件的设计计算设计内容计算及说明结 果带传动的设计计算1. 确定设计功率2. 选定带型3. 粗略计算传动比4. 确定小带轮的基准直径5. 确定大带轮 了 直径6. 实际传动比7. 确定皮带轮带速8. 定轴间距和带的基准长度9. 计算实际轴间距10. 计算轴间距的变动范围11. 计算小带轮的包角12. 确定V带的根数13. 单根V带的预紧力和轴压力参考文献4表33.1-1传动带的类型、特点和应用 选择普通V带，应用于转速V，P轴间距小的传动查文献1表2.1-22 机械传动效率的概略数值查文献1 表9.1-5Y系列（IP44）三相异步电机技术数据=150.841=2查文献4表33.1-12 小带轮转速=1460r/min，根据和查文献4=160200mm-大带轮转速-小带轮转速-小带轮的节圆直径-大带轮的节圆直径-弹性滑动率。通常=0.010.02 取=查文献2 表33.1-8 V带的基准直径系列选定=200mm，=（1-200（1-0.01）=查文献2表33.1-18 得=800mm=4=/s0.7（+）2(+)0.7(200+800) 2(200+800)7002000取=900mm=2+（+）+=2900+（200+800）+=3470mm查文献2 表33.1-7普通V带的基准长度系列（摘自GB/T11544-1997），选=3550+=900+=940mm3550=3550=一般小轮的包角不应小于120所以满足要求查文献2 表33.1-17 单根V带传递的额定功率传动比的额定功率增量根据带型，和B型 =1460，=4得出查文献2 表33.1-13，得查文献2 表33.1-15，得V带的根数 =为整数取=3根V带每米长的质量，查文献2 表33.1-14，得=/m= =2=200mm=800mm=4=/s7002000=900mm=3470mm=3550mm965mm=1100mm满要求Z=3图4-1 大带轮五轴的设计计算及校核轴的结构示意图：图5-1 轴图5-2 轴的受力分析设计内容计算及说明结果1选择轴的材料、热处理方式，确定许用应力2初步计算轴径3计算4计算5计算6计算7计算8计算9计算10计算1计算2计算3计算4计算5计算6计算7计算8计算1轴上受力分析2轴的强度校核计算轴各段直径选择轴的材料为45优质碳素结构钢（最常用），调制处理，查=650MPa, =360MPa, =270MPa, MPa。得:A=118,=1/4。 =A=118=39mm考虑该轴主要承受扭矩，将轴改成空心轴。在a段，轴外伸，所以在a段不受力，圆整后取=42mm，=15mm，退刀槽直径35mm。(是a端内径, 是a端的外径)考虑装皮带轮的加键需将其轴径增加4%5%故取锥形轴的小端直径39（1+0.5%）=41mm，在b段,圆整后，=15，=50mm.在c段，=+2a =+2(0.070.1) =mm.因必须符合轴承密封元件毡圈油封的要求查文献3 表29.8-9 取=60mm , =15mm.在d段，=+(15)mm=63mm ，必须与轴承内径一致,圆整后=65mm,查文献4 表39.2-23,圆锥滚子轴承型号为30213, =15mm.在e段，=+(15)mm=70mm因轴还需要承受轴向载荷且轴向载荷比径向载荷大,采用50000型与60000型轴承组合.分别承受轴向及径向载荷。查文献4 表39.2-26，单向推力球轴承型号为51314。=70mm =20mm.在f段，为单向推力球轴承的安装尺寸，查文献4表39.2-26 得=103mm，=20mm。在h段，=70mm214空心处为与螺杆铆接的六棱形边长a=20mm.退刀槽直径为45mm。在g段，为球轴承的安装尺寸=84mm，=20mm。在i段，h段的球轴承和轴是过盈配合，为了保证球轴承的安装精度，i段的直径要略小于h段的直径，取=68mm计算轴各段长度在a段，查文献3表25.1-61,=+1.1=36mm,包括3mm的退刀槽在b段，（2）大端=100mm， 在c段，毡圈式密封=+L，=12mm，取L=10mm，所以=22mm。在d段，Ld=，=，取=25mm在e段，采用油润滑=5mm，=+=44mm，所以=+=5+44+201=250mm。在f段，考虑径向推力，所以取宽一些，=35mm。在g段，一般取3-5mm之间,所以取=3mm.=B查文献4表39.2-14的轴承宽度得B=24mm,所以= B=24mm.视与螺杆铆接部分而定取=76mm.其中退刀槽5mm轴强度的校核轴传递的转矩 =3皮带轮的轴压力1870画垂直受力图求支点反力得 做弯矩和转矩图T= 确定危险截面：根据轴的结构尺寸及弯矩图、转矩图、截面C处转矩较大直径又较小、截面A、B处弯矩较大、直径又较小。计算A、B、C处的当量弯矩、转矩引起的为脉动循环变应力取 329700=197820=199554 =199881较核轴的强度由45钢=650MPa，查文献5机械设计表2-7用插值法得=60MPa。A截面：=1-（/d）1-（15/65）=27385mm=199881/27385=MPaB截面：W= mm C截面：W=A、B、C三截面均安全。安全系数校核计算：A截面：查 由于是对称循环弯曲应力，故平均应力=0；=270MPa；=1.89；=0.92；=0.81。=切应力幅W式中：=155MPa；切应力有效应力集中系数，查文献4表38-3-6得=1.59；同正应力情况；平均应力折算系数，查文献4表38.3-13得，=0.21。=S=查文献4表38.3-4可知，S=1.82.5，故SS该轴A截面是安全的。B截面:查文献4公式38.3-2 由于是对称循环弯曲应力，故平均应力=0；=270MPa；=1.89；=0.92；=0.81。=切应力幅W= 式中：=155MPa；切应力有效应力集中系数，查文献4表38-3-6得=1.59；同正应力情况；平均应力折算系数，查文献4表38.3-13得，=0.21。=轴BS=8查文献4表38.3-4可知，S=1.82.5，故SS该轴B截面是安全的。C截面：查文献4公式38.3-2 由于是对称循环弯曲应力，故平均应力=0；=270MPa；=1.89；=0.92；=0.81。 =切应力幅W 式中：=155MPa；切应力有效应力集中系数，查文献4表38-3-6得=1.59；同正应力情况；平均应力折算系数，查文献4表38.3-13得，=0.21。S=8查文献4表38.3-4可知，S=1.82.5，故SS该轴C截面是安全的。轴：45=650MPa=360MPa=270MPa=155MPaMPa =39mm=40mm=50mm=60mm=65mm=70mm=103mm=70mm=84mm=68mm20mm=100mm22mm25mm250mm35mm=3mm=100mm=76mmT=380.944197820=199554=199881A截面：=MPaB截面：C截面：W=SS A截面安全B截面是安全C截面是安全的和套筒的设计设计内容计算及说明结 果的计算及牙顶厚度x5螺杆材料的选用6. 套筒的设计根据螺杆的受力情况，选用3/30锯齿形螺纹，它综合了 矩形螺纹效率高和梯形螺纹牙根强度高的特点。螺杆的轴向力F=100000N螺杆的螺纹大径D=60mm，螺杆的螺纹小径d=40mm，螺杆的螺纹中径=50mm，螺杆顶部直径=10mm,牙型角=33，螺杆总长L=685mm，螺纹的线数n=1螺纹牙的受力分析：图6-1螺纹牙的受力分析设螺旋升角为，为摩檫力=Fcos= (取=0.2) 的临界值： 取 为了便于加工 图6-2 螺纹升角P=tan50tan12=b=0.75P=0.75 33.37=x=b-htan3-htan30= 图6-3 螺纹牙查文献1表3.2-30，45号钢的许用拉应力=600根据第四强度理论得和的关系是：=剪切强度条件：弯曲强度条件：M=F=100000=1000NmW=m=100螺杆主体部分选用45号钢；螺杆头部分选用CrWMn（淬火、低温回火）。(a) (b) (c)图6-4套筒图6-5棒料形状每根棒料的体积：= =制棒机每小时的产量为125根，所以每小时的生产的棒料体积：=螺杆每转一圈所输送的物料体积： 螺杆每小时所输送的物料体积： =物料的压缩比：取P=b=x= =100满足强度要求= 螺杆的结构：图6-5 螺旋推杆七轴承的选择和校核设计内容计算及说明结 果1 寿命计算（1）选轴承型号NF0000基本额定静载荷基本额定动载荷 极限转速（2）计算当量动载荷（3）寿命的计算2 静载荷验算（1）极限转速验算1.选轴承型号51314基本额定静载荷基本额定动载荷 极限转速2.计算当量动载荷3.寿命的计算4.静载荷验算5.极限转速验算1.选轴承型号6214基本额定静载荷基本额定动载荷 极限转速2.计算当量动载荷3.寿命的计算4.静载荷验算5.极限转速验算圆柱滚子轴承的校核由轴颈直径及载荷性质（忽略轴向力）191919=2386=式中C-基本额定动载荷（）； P-当量动载荷； -寿命指数 球轴承=3，滚子轴承= n-轴承转速n=365r/min由文献4式39.3-14 = 由文献4式39.3-14 = 载荷系数载荷分布系数 =4800r/min 单向推力球轴承由轴颈直径及载荷性质=100K=式中C-基本额定动载荷（）； P-当量动载荷； -寿命指数 球轴承=3，滚子轴承= n-轴承转速n=365r/min由文献4式39.3-14 = 载荷系数载荷分布系数 =1200r/min (3)深沟球轴承由轴颈直径及载荷性质（忽略轴向力）14=式中C-基本额定动载荷（）； P-当量动载荷； -寿命指数 球轴承=3，滚子轴承= n-轴承转速n=365r/min由文献4式39.3-14 = 载荷系数载荷分布系数 =2900r/min=KN=39KN=4800r/min =2386=4607094h2386=1=14800r/minn=340KN=148KN=1200r/min =100K=14795h100KN=1=11200r/minn=KN=105KN=2900r/min =311867h=1=12900r/minn八键、销联接的选择和校核设计内容计算及说明结 果1.电动机上键的类型 及其尺寸选择2验算挤压强度3.确定键槽尺寸及相应的公差1.主轴外伸端处键的类型及其尺寸选择2验算挤压强度3确定键槽尺寸及相应的公差1.销的类型及材料、尺寸选择2销联接的强度校核主动轴外伸端处键的校核轴与小带轮采用键联接，传递的转矩为TI，轴径为d142mm，轴长L1110mm。带轮材料为铸铁，轴和键的材料为45号钢，有轻微冲击带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择A型平键联接。根据轴径d=42mm，查文献5表8-61查得：键宽b=12mm，键高h=8mm，因轴长L1110，故取键长L=50将Lb，k0.5h代入公式得挤压应力为= MPa，查文献6机械设计表13-1，轻微冲击时的许用挤压应力100120Mpa，故挤压强度足够。查文献5表8-61查得:轴槽宽为12，极限偏差，轴槽深t=mm，极限偏差。毂槽深t1=mm，极限偏差为，毂槽宽为12，极限偏差为mm 主轴与大带轮的键联接轴与大带轮采用键联接，传递的转矩为T2，轴径为d150mm，轴长L1100mm。带轮材料为铸铁，轴和键的材料为45号钢，有轻微冲击选择A型平键联接。根据轴径d=50mm，查文献5表8-61查得：键宽b=14mm，键高h=9mm，因轴长L1100 mm，取键长L=80mm将Lb，k0.5h代入公式得挤压应力为= Mpa，查文献6表13-1，轻微冲击时的许用挤压应力100120Mpa，故挤压强度足够。查文献5表8-6查得:轴槽宽为14，极限偏差，轴槽深t=mm，极限偏差。毂槽深t1=mm，极限偏差为，毂槽宽为12，极限偏差为mm 螺杆销联接的校核查文献3表25.34-1选择弹性圆柱销，用于有冲击、振动的场合；查文献3表25.4-7，根据螺杆直径，选择销长度，公称直径，最小剪切载荷；销孔公差带为H12查表25.4-2 按销的抗剪强度校核键bh=128键长L50mmpa强度足够键bh=128键长L50mm挤压强度足够弹性圆柱销：65Mn强度足够九箱体的设计图9-1箱体设计内容计算及说明结 果1 箱体毛坯的选择2 铸造箱体的壁厚3加强肋的壁厚4铸造斜度5铸造外圆角6铸造内圆角7轴与箱内壁间的距离8挡盘螺钉的直径及数目9法兰盘螺栓直径及数目10料斗螺栓的直径及数目11隔板联接螺栓的直径及数目12轴承盖螺钉及数目13箱体的其他结构尺寸选择铸造毛坯，铸铁铸造性能好，易于切削加工，吸振能力强查文献6表17-1，按式（17-1）计算N=，L=1720mm，H=1030mm，B=1560mm，所以N=mm，式中N（mm）为当量尺寸，L、B、H为箱体的长、宽、高（mm）查文献6表17-1，得箱体壁厚t=16mm。为了改善箱体的刚度，最常用的措施是在箱壁上设置加强肋。肋的厚度一般取为有关壁厚的0.8倍。即=mm。查文献5表8-9，斜度查文献5表8-11，；r=2mm查文献5表8-12，；r=6mm开槽盘头自攻螺钉，n=4六角头螺栓全螺纹M16，n=4开槽平端紧定螺钉M8，n=4六角头螺栓全螺纹M16，L=110，n=1M8，n=4，根据传动件、轴、轴系部件结构按经验设计关系在装备草图的设计和绘制过程中确定N=mmt=16mm=mm，r=2mmr=6mmM16M8M16M8十润滑和密封设计内容计算及说明结 果1润滑2密封 采用人工加脂润滑：此润滑方式可直接在需要润滑的部件作出加油孔，在油孔处装设油杯。油杯除能储存一定的油量外，还可防止污物进入。采用毡圈密封，在端盖或壳体上开出梯形槽，将矩形截面的毡圈放置在槽中以与旋转轴密合接触。毡圈密封装置结构简单，尺寸紧凑，有标准件，成本低廉，对轴的偏心或窜动不敏感，但摩擦严重，需要在该位置脂润滑。人工加脂润滑毡圈密封十一传动装置的附件及说明设计内容计算及说明结 果1 轴承盖的选择2 调整垫片组3. 油杯结构为螺钉联接式，查文献5表4-7，其结构尺寸为；由结构确定，由密封尺寸确定根据需要调整厚度，可参见文献5表4-9油杯除能储存一定的油量外，还可防止污物进入。油杯一般只适用于低速、轻载的简易机械。 经过这两个星期对螺杆挤棒机的设计，我们初步了解了机械设计的步骤和过程；进一步巩固了机械设计、机械制图等课程上学到的知识；最终通过团队合作解决了设计过程中遇到的问题，完成了课程设计。在分工与合作方面，首先大家对方案进行进行了大量的调查、了解和讨论，接着进行了设计：杜俊杰同学负责电机的选择和带轮的设计，赵诗田同学负责主轴的设计，雷鸣同学负责螺杆和键的设计，徐雄辉同学负责箱体的设计和轴承的校核；最后大家共同完成了图纸部分。我们设计螺杆的挤棒机，从螺杆的易磨损着手设计了可更换的耐磨螺杆头可以解决在螺杆头损坏又无法修补后整根扔掉的浪费问题，但没有从根本上解决螺杆磨损问题，建议使用带活动螺旋头（特殊耐磨材料制）的螺杆。螺杆与轴相联使用榫接，虽然制作比较方便，但花键连接在扭距的传递方面更为合适。同时，从各方面资料来看，双螺杆挤压机构比单螺杆机构制出的棒密度更高，可以采用这个机构。虽然皮带轮越大V型带的使用寿命越长，但是主轴上的皮带轮过大影响了机构的紧凑性，增加了机器的体积。所以，可以在牺牲一定的V型带的寿命来减小皮带轮的大小。1 徐灏主编机械设计手册（第二版）北京：机械工业出版社20042 徐灏主编机械设计手册（第二版）北京：机械工业出版社20043 徐灏主编机械设计手册（第二版）北京：机械工业出版社20044 徐灏主编机械设计手册（第二版）北京：机械工业出版社20045 陈秀宁 施高义编机械设计课程设计（第二版）浙江大学出版社20046 吴宗泽主编机械设计高等教育出版社20007 中国洁净煤技术网. 生物质固化成型技术及其展望. 2005.6.308 王希建.刘财勇.沈大东.初旭宏.佳木斯大学学报.螺旋式稻壳挤压成型机设计9 吴运生粮食与饲料工业单螺杆挤压机工作性能探讨199510诸德宏 李凤祥螺杆挤压机压力控制系统研究2000