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正文內(nèi)容

球磨機的學習和設計畢業(yè)設計論文(編輯修改稿)

2025-01-08 16:21 本頁面
 

【文章內(nèi)容簡介】 /厘米 2; δ 1—— 中空軸的疲勞極限(牛 /厘米 2) ,由式1 b??? ?求得; b?—— 中空軸材料的抗拉強度(牛 /厘米 2); 可由 表 3— 2 查得; K2—— 中 空 軸的安全系數(shù)。 帶入數(shù)據(jù)得: δ 2= 450/6MPa=30 MPa≤ 230 MPa,可用。 中空軸的安全系數(shù) K2 一般取 5~8,這里主要考慮中空軸是個重要零件,它的磨壞將引起事故個停產(chǎn) ;要求長期連續(xù)工作而不進行更換;同時還有一定的磨損;在中空軸和端蓋的過渡處還容易造成鑄造缺陷和澆鑄不均勻的影響。關(guān)于軸的切應力,一般不需要計算,因為計算結(jié)果遠較其許用 值 低 。 中空軸和筒體法蘭的聯(lián)結(jié)螺栓 中空軸用螺栓固定到筒體的法蘭上, 螺栓是筒體和中空軸的聯(lián)結(jié)的重要部件。螺栓承受著巨大的載荷,也 就是說螺栓承受著剪切里和拉伸力兩種作用。 根據(jù)筒體的工作情況可得螺栓受的拉伸里不是最主要的力,所以我們只校核剪切力。 1. 剪切計算。螺栓的剪切是在球磨機的回轉(zhuǎn)部分重量和動態(tài)研磨體所產(chǎn)生的里 P1 以及電動機傳動中空軸是的圓周力 P2 的作用下所產(chǎn)生。 ( 1)剪切力 P1。 P1=( R2G3) +( PcG6)牛 ( 3— 10) 式中, R2—— 主軸承的支座力;牛 G3—— 中空軸的重量;牛 Pc—— 邊緣傳動時大齒輪的圓周力;牛 G6—— 邊緣傳動球磨機時,大齒輪的重量,牛。 帶入數(shù)據(jù) 得: P1=46000 牛 ( 2)剪切力 P2。剪切力 P2 由圓周力公式開確定: P2=95500NnR 牛 ( 3— 11) 式中 N—— 球磨機需要的功率, 千瓦; n—— 球磨機筒體的轉(zhuǎn)速,轉(zhuǎn) /分; R0—— 螺栓中心所在圓周半徑(米),即螺栓分布圓半徑。 帶入數(shù)據(jù)得: P2=6752 牛 ( 3)螺栓所受到的剪切合力 P P= P1+ P2 牛 ( 3— 12) 帶入數(shù)據(jù)得: P2=52752 牛 承受剪切的螺栓,一般 對鉸孔螺栓而言,由于鉸制孔及其螺栓均要求較圖 3— 7 中空軸和筒體法蘭的聯(lián)結(jié)螺栓 高的制造精度,在制造是比較費工,所以在設計時應保證安全使用條件下,盡量減少鉸孔螺栓的數(shù)量。這些鉸孔螺栓的剪切應力為: ? =142Pmd? ? [? ]牛 /厘米 2 ( 3— 13) 式中 m1—— 鉸孔螺栓數(shù); d—— 螺栓剪切面直徑(厘米) ,亦即螺栓的直徑; [? ]—— 許用剪切應力(牛 /厘米 2),一般在動載荷時: [? ] 0. 15 ~ 0. 24s??( )牛 /厘米 2 ( 3— 14) 式中 ? s—— 螺栓的屈服極限,牛 /厘米 2 帶入數(shù)據(jù)得: ? =446 牛 /厘米 2 [? ]=( ~) 22500=3375~5400 牛 /厘米 2 由于 ? ≤ [? ]得,螺栓強度足夠。 這部分計算中未考慮:螺栓受拉應力對其影響,受載荷不均勻的影響,由于螺栓擰緊以后在連接面上產(chǎn)生的摩擦力矩。這些影響,可粗略地認為相互抵消,而不加考慮。 球磨機的卸料 球磨機的卸料裝置 的具體外觀形狀如圖( 3— 8)所示。 出料裝置的具體設計依據(jù)球磨機的中空軸軸徑而定,要求能滿足球 磨機的卸料需要。 球磨機卸料裝置上端為開口的,其目的為:添加一些輔助物料,以達 到 加工要求 球磨機卸料裝置的下端與傳送帶連接,將物料送到物料庫。 圖 2— 8 出料部 圖 3— 8 出料裝置 第四章 傳動部分的設計 傳動裝置 球磨機傳動的特點 : 球磨機是一種形大體重,與沖擊,低速,重栽,恒轉(zhuǎn)速的機械,目前磨機傳動的最大功率已達 10000 千瓦。對于直徑為 至 米的磨機, 他的工作轉(zhuǎn)速為 25 至 15 轉(zhuǎn) /分左右。電動機轉(zhuǎn)速 750 轉(zhuǎn) /分,整個系統(tǒng)的轉(zhuǎn)速比相當于 30 至 50。對于這種大功率,大速比的傳動,在 技術(shù)上必須給予充分的重視。由于以上特點,磨機傳動形式是多樣的,主要根據(jù)磨機的規(guī)格大小,加工制造水平,傳動效率,使用維護等方面綜合考慮來選擇。 球磨機的傳動形式: ( 1)邊緣傳動。采用高 速電動機邊緣傳動。如(圖 4— 1)高速電動機驅(qū)動主減速器, 再由小齒輪帶動安裝在磨機的大齒輪。 ( 2)中心轉(zhuǎn)動。中心傳動就是由電動通過減速器來傳動磨機,同時減速器的出軸與磨機的中心同在一條線上。 ( 3)輔助傳動。輔助電動機帶動輔助減速機, 圖 4— 1 邊緣傳動示意圖 . 齒輪結(jié)構(gòu)設計 球磨機大小齒輪材料的破壞主要是由于齒面的磨損及彎曲折斷。因 此,要求制造齒輪的材料具有足夠的強度,較高的耐磨性和良好的加工性 。球磨機大齒輪的材料一般采用 ZG35, ZG45 鑄鋼為宜。它具有良好的切削性, 能承受中等沖擊載荷,加工前經(jīng)過正火處理,硬度可達 HB=173~200。小齒輪采用 35SiMn,45MnB,40Cr 材料均能滿足使用要求。加工前經(jīng)過調(diào)制處理,其硬度可達 HB=220~ 齒輪結(jié)構(gòu)參數(shù)設計 齒輪參數(shù)的初步確定 : 選用直齒圓柱齒輪 .材料為 32(因為是低速工作 ,而且工作環(huán)境為開式重載工作 .磨損嚴重 .故采用較大的模數(shù)來延長壽命 ) 齒形角 : β =200 ( 4— 1) 赤頂高系數(shù) : ha*=1 ( 4— 2) 頂隙系數(shù) c*= 有上表可得 ! δ 1 =64mm δ 2 =64mm δ 3 =40mm 初步選定 D=1900mm 則有 : B 大 =200mm B 小 =210mm 有 D=mz 得 Z 大 =1900/32= 取 Z 大 =59 由于初步選定 i= 則有 Z 小 = 取 Z 小 =8 a=m(Z 大 +Z 小 )/2=32(59+8)/2=1072mm ( 4— 3) Z 大 +Z 小 =2a/m=1072/32=67 ( 4— 4) 因為 i= Z 大 /Z 小 , 所以 Z 大 +Z 小 = Z 小 (1+i) Z 小 = Z 大 +Z 小 /1+i=67/1+= ( 4— 5) 取 Z 小 =8 Z 大 =678=59 Z 大 /Z 小 =59/8= 誤差為 4% ,可用 . 則: d 小 =1072 21900=244mm ( 4— 6) 齒 頂高 : ha= ha*m=32mm ( 4— 7) 齒根高 hf=( ha*+ c*) m=40mm ( 4— 8) 齒全高 h h=ha+hf=( 2ha*+c*) m=72mm ( 4— 9) 齒 頂 圓直徑 da da1=d1+2ha= ( Z 大 +2ha*) m=1952mm da2=320mm ( 4— 10) 齒根圓直徑 df d 大 =d12hf=1808mm ( 4— 11) D 小 =176mm ( 4— 12) 齒距 p=π m=32π =( 4— 13) 基圓直徑 db db1=d 大 cosα = ( 4— 14) db2=d 小 cosα = ( 4— 15) 齒厚 S: S=π m/2=16π = ( 4— 16) 頂隙 c: c=c*m=8mm ( 4— 17) 小齒輪的 軸徑計算: 材料選用 40Cr。 Dmin≥ C 3pn=( 107~108) 3 110 730 ???=~ ( 4— 18) 故選用 d=120mm 齒輪的強度校核 ( 1)確定許用應力 查《機械設計》上圖 得δ Hlim1=δ Hlim1=1500Mpa 查《機械設計》上圖 得δ Flim1=δ Flim2=460 Mpa 查《機械設計》上表 得 SHmin= SFmin= i= 選定球磨機每天工作 24 小時,要求使用壽命為 5 年(每年按 300 個工作日計算) 則有 N1=60 730/ 1 5 24 300= 108 ( 4— 19) N2= N1/i= 107 ( 4— 20) 查《機械設計》上圖 ,得 ZN1=ZN2=1, 查《機械設計》上圖 , 得 YN1=YN2=1 δ HP1=δ HP2=δ Hlim1ZN/SHmin=1500 1/= Mpa ( 4— 21) δ FP1=δ FP2=δ Flim1YSTYN/ SFmin=460 2 1/= Mpa ( 4— 22) 驗算齒面接觸疲勞強度條件 計算工作轉(zhuǎn)矩 : T1= 106 nP = 106 730/? =4710125N? mm ( 4— 23) (其中, 是電動機到齒輪的傳動效率) 確定載荷系數(shù) K K=KAKVKα Kβ ( 4— 24) 式中 K—— 載荷系數(shù); KA—— 使用系數(shù); KV—— 動載系數(shù); Kα —— 齒間載荷系數(shù)分配系數(shù); Kβ —— 齒向載荷分布系數(shù)。 使用系數(shù) KA 用以考慮原動機和工作機的運轉(zhuǎn)特性等因素引起的動載荷而引起、入的系數(shù)。由于原動機為輕微沖擊,工作機的工作特性為中等沖擊
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