石英砂清洗装置设计_毕业设计(编辑修改稿)

石英砂清洗装置设计_毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

]， 应力校正系数  SaSa YY [7]。 设计计算 mmm 5 4 0 0 3 22  由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取后者，并圆整为 4mm，因此 2941 1 6121  mdZZ 几何尺寸计算 分度圆直径 mZdd 121  （ 611） mm116 中心距 2 21 dda  （ 612） mm116 齿宽 2 12121  udbb R （ 613） mm2822311 1 6  第七 章 轴的设计 轴 1 条件： 轴功率上的 kWP  ，转速 min10001 rn  ， ， 转矩 ，齿轮 1 的分度圆直径 mmd 2161。 图 71 轴 1 的示意图 求作用在齿轮上的力 滚筒和石英砂的重力为 676N。 圆周力 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 111 2dTFt  （ 71） NN 9 3 11 1 65 4 0 0 02  径向力 26 7 6c o sta n11  tr FF （ 72） NNN 578267645c o s20ta n931   轴向力  sintan11 ta FF  （ 73） NN 24045s in20ta n3056  初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢，调质处理，由相关资料取 1120A [7]，于是得 3110min nPAd  （ 74） mm201 00 12 3  轴的结构设计 1）取带轮所在的轴段为 d Ⅰ Ⅱ mm37 2） 因轴承同时受轴向力和径向力，根据 相关资料选用圆锥滚子轴承 30209，尺寸为 mmTDd 。 因此， d Ⅱ Ⅲ mm45。 取 L Ⅱ Ⅲ 。 3） 取轴承端盖的厚度为 20 mm ，为便于装拆轴承盖及对轴承润滑，取轴承端盖外端面距齿轮右端面的距离为 36mm ， 已知带轮轮毂宽度为 60mm 则 L Ⅰ Ⅱmm1165660 。 4）取 d Ⅲ Ⅳ mm40。 5）取右轴承右端面距箱体内壁的距离为 8mm ，取齿轮左端面距箱体内壁的距离为 16mm ， 已知齿轮轮毂宽度为 50mm ， 则 L Ⅲ Ⅳ mm7450168 。 轴上零件的周向定位 带轮和齿轮均采用平键链接。 由相关资料 ，选用带轮与轴连接的平键 尺寸mmmmhb 810  ，长度为 50 mm ；同样，选用齿轮与轴连接的平键尺寸 mmmmhb 812  ，长度为 40mm。 求 轴上的载荷 图 72 轴 1 的载荷分析图 1）支反力 NFNH 4901  NFNH 14212  NFNV 1611  NFNV 7392  2） 弯矩 mmNM H  47947 mmNM V  156451 mmNM V  139202 3）总弯矩 mmNM  504351 mmNM  499272 按弯扭合成应力校核轴的强度 取   W TMca 2121   （ 71）   M P 8 540 35 22  由相关资料查得   MPa601  [7]，因此  1ca ，故安全。 轴 2 条件：轴功率上的 kWP  ，转速 min10002 rn  ，转矩 mNT  ，齿轮 2 的分度圆直径 mmd 1162  ，材料同轴 1。 图 73 轴 2 的示意图 求作用在齿轮上的力 NFF tt 93112  NFF ar 24012  NFF ra 24012  轴的结构设计 由轴 1，取 d Ⅰ Ⅱ mm40 ， 这里取轴承到箱体内壁的距离为 16mm ，则 L Ⅰ Ⅱmm82 ； 同样 选用圆锥滚子轴承 30209，则 d Ⅱ Ⅲ  d Ⅳ Ⅴ mm45 ， L Ⅱ Ⅲ  L Ⅴ Ⅵ ； 由相关资料查得轴承的定位尺寸为 52mm ，故取 d Ⅲ Ⅳ mm52。 考虑到箱体、密封装置以及滚筒尺寸 取 L Ⅲ Ⅳ mm532。 Ⅳ Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅴ 求轴上的载荷 图 74 轴 2 的载荷分析图 1）支反力 NFNH 10621  NFNH 1312  NFNV 5861  NFNV 3302  2）弯矩 mmNM H  mmNM V  139201 mmNM V  42242 3）总弯矩 mmNM  705101 mmNM  717472 按弯扭合成应力校核轴的强度 取   W TMca 2221     M P 22  由相关资料查得   MPa601  [7]，因此  1ca ，故安全。 第八 章 翻转机构的设计 箱体受力分析 现将箱体翻转至竖直状态，在初始时，箱体、滚筒和石英砂三者的重力之和所产生的力矩最大为 mN578。 因此须施加一个在数值上大于或等于 mN578 的转矩，即 mNT 5783。 电动机的选择 条件：翻转转速 min2rn ， mNT 5783。 选用电动机类型 选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压 380V， Y 型。 选择电动机的容量 工作机所需工作功率， kWkWnTPW 5 5 025 7 89 5 5 03  电动机所需工作功率 aWd PP  由电动机至滚筒总效率为 43421  a 取  ，  ，  ，  则， 4 a kWPd  选取电动机型号为 Y90S6[6]。 运动和动力参数 总传动比 4552910  nni ma， 取 齿轮传动比 102i ， 则蜗轮蜗杆传动比 iii a。 各轴转速 min9101 rnn m  mi 1 0112 rinn  各轴输入功率 kWkWPP d   kWkWPP   kWkWPP   各轴输入转矩 mNmNnPT mdd  1 5 5 09 5 5 0 mNmNTT d   mNmNiTT   mNmNiTT  6 1  蜗轮蜗杆传动 条件：输入功率 kWP  ，输入转矩 mNT  ，蜗杆转速min9101 rn  ，齿数比 i ，由电动机驱动，工作寿命 15 年（设每年工作300 天）。 选择蜗杆传动类型 根据 GB/T10085— 1988 的。