加料器设计毕业设计说明书.doc

机电与车辆工程学院毕业设计（说明书）机电与车辆工程学院毕业设计（说明书）题 目：专 业：班 级：姓 名：学 号：指导教师：日 期：目录 1 前言.1 2 转鼓式加料器的工作原理.1 3 转鼓式加料器结构部分设计.2 3.1 转鼓外形尺寸的确定.2 3.2 接卸料分析.2 4 电动机功率的确定.3 4.1 各轴转速、输入功率的确定.3 4.2 各轴的输入转矩的确定.3 5 电动机的选用.3 6 电动机的结构外形.4 7 传动方案的确定.4 7.1 传动比的计算.4 7.2 常用的机械传动方法又可供选择：.4 8 总体及传动方案的确定.5 9 普通 V 带轮的设计.6 9.1 带轮的设计要求和带轮材料.6 9.2 带轮的结构.6 9.3 带轮的技术要求.6 9.4 V 带传动的张紧装置.6 9.5 V 带各参数计算.7 9.6 大小带轮参数选择及其带轮图.9 9.6.1 小带轮参数选择.9 9.6.2 大带轮参数选择.10 10 减速器的选型.10 11 轴的设计与计算.11 11.1 计算最小直径.11 11.2 工作机轴的校核.12 12 联轴器的选择.14 13 轴承的选择.16 13.1 轴承的选择计算.17 13.2 轴承盒盖的设计.18 14 键的选择及其校核.18 14.1 电动机轴上键的选择.18 14.2 大带轮轴键的选择.19 15 电控原理图.19 总结.20 致谢.20 参考文献.21 转鼓式加料器的设计 摘摘 要：要：本文阐述了转鼓式加料器的工作原理及结构特征，并在此基础上进行了加料器的技术参数的计算、总体方案的确定等。其中包括转鼓、轴及箱体等零件的结构设计，整体结构及装配图设计等。关键词：关键词：转鼓式加料器、转鼓轴、减速器、电动机 1 前言 转鼓式加料器是加料器的一种，它是大部分机械设备用来定量的供料及卸料的一部分。而转鼓式加料器是指通过旋转的鼓体产生的离心力及其叶轮结构来实现加料并对进料进行密封。它是机械设备发展的产物，同时它的发展又推动着机械及其交叉科学的进步。转鼓式加料器在食品、医药、化工、能源、矿业和农业生产等领域都有广泛的应用，对于微硅粉这种细小颗粒的物料进行加料，同时，还要实现对进料的密封，从而达到某些工业生产的要求。在食品、化工、粉末冶金等行业，要对大量粉体进行定量配料的或者包装的生产。目前，粉体定量存在速度低，误差大，环境污染严重等问题。高性能定量的加料器对提高粉体定量生产效率、改善工作环境、节约资源、加强环保和安全生产等起到了重要的作用。2 转鼓式加料器的工作原理 转鼓加料器原理：转鼓式加料器是通过自身的转动来实现将粉粒带入进料腔或储存处，其进料量和速度可通过转鼓的转速来调节。它的自身结构特点可起到对进料的密封的作用，这是有些加料器所没有的，其原理结构简单而且便于维护修理。它通过减速机通过传动件将动力传递到叶轮，使其在壳体内旋转。当物料从进料口落到上端料斗后，随着叶轮的旋转被传送到下端，由出料口排出。因整个物料输送过程是在密闭空间中进行，故旋转加料器很适用于化工、冶金、轻工、水泥、水电、医药、食品、粮食等密闭输送各种粉状及小颗粒物料。旋转加料器在 PVC 生产装置中主要安装在干燥器、旋风除尘器及布袋除尘器的出料口处，因其具有一定程度的气密性，因此在系统两端有压差的情况下仍可保证物料的正常输送，在输送过程中不漏气且不破坏物料的形状，当需要改变物料输送量时可通过调节叶轮的转速来实现1。所以，转鼓式加料器对于细小颗粒粉粒状的物料是非常适宜的选择。其结构，如下图1 所示。图 1 如图所示（1 壳体 2 叶轮 3 隔腔 4 叶片）3 转鼓式加料器结构部分设计 3.1 转鼓外形尺寸的确定 本论文所给的原始参数如下:1.物料名称：硅微粉；2.物料容重：1.4 吨/米3；3.工作方式连续；4.处理能力：5 吨/小时；5.物料粒径：大于 200 目。对转鼓其卸料量有如下方程式：Q=6060r/minv v=L(R-r)(R+r)-Z）Q加料器每小时的加料量（或卸料量）；n转鼓的转速；v加料器旋转一周的排量；物料的容重；叶轮的隔板厚度；叶轮格腔的装满系数，一般取0.8；Z叶轮的个数；L转鼓的长度；R叶轮外缘半径；r转鼓内径的半径。即转鼓的外形尺寸分别如下：L=120mm；R=60mm；r=26mm；Z=6；=10mm。以上数据代入V求得结果与原始数据理论值接近，故选择符合要求4。3.2 接卸料分析 1、接料的分析 转鼓的转速n为60r/min，R=139mm，则叶轮转动的线速度为V=2Rn/60;设在叶轮转动过圆弧AC，则所需的时间：TAC=AC/V(s)；物料落入格腔的时间：TB=2hg (h为格腔的高度)，则一定有：TACTB 通过计算V=2Rn/60=0.7536m/s，TAC=0.14m/s，要使TB0.14则h0.0714m 与转鼓尺寸R-r=0.07m(35L,所取尺寸符合要求。4 电动机功率的确定 工作机的功率计算和电动机功率的计算:Pd=Pw/a Pd-工作机所需的功率，KW；a-由电机至工作机主动端的总效率；经过计算：Pw=0.75KW 4.1 各轴转速、输入功率的确定 根据电动机转速、工作机的转速及各级传动装置的工作效率传动比，确定各轴的转速7。（1）由所选电动机型号在满载时的转速为：1390r/min；（2）转鼓工作时转鼓轴的转速为：60r/min；（3）摆线式减速器转速为：n2=1390/23=60r/min。根据电动机的功率工作机的功率及各级效率计算各轴的输入功率大小如下：（1）电动机的额定功率为：0.75kw；（2）减速器的功率为 0.75(0.990.94)=0.697kw；（3）转鼓的工作功率为：0.697(0.990.960.96)=0.636kw。4.2 各轴的输入转矩的确定 根据工作机的转矩、转速、传动比及效率确定各轴的输入转矩计算如下：（1）电动机的输入转矩为：Td=9550Pd/n=95500.75/1390=5.15Nm;（2）减速器的输入转矩为：T2=Tdia2=110.22Nm（3）转鼓的输入转矩为：T=9550P/n=95500.49/60=78Nm 轴名 功率Kv 转矩Nm 传动比 转速r/min 电动机轴 0.75 5.15 23 1390 减速器轴 0.697 110.22 60 1 转鼓轴 0.636 78 5 电动机的选用 1、功率：0.75kw 2、型号：Y802-4 传动比及动力参数的设计；Ia=Nm/n=1390/60=23 式中：Ia总的传动比；Nm电动机的满载转速；n工作机的转速。6 电动机的结构外形 （如图 2 所示）图 2 电动机结构图 7 传动方案的确定 7.1 传动比的计算 初步确定传动比，由于总传动比 i 总=1500/60=25。普通 V 带传动范围为 25，v 带的传动比取 4，那减速器的传动比就为 25/4=6.25，减速器选为二级圆柱齿轮减速器。7.2 常用的机械传动方法又可供选择：（1）带传动 通过一级皮带轮实现传动，带有过载保护作用、有缓冲吸振的作用、运行平稳且无噪音、适于远距离传动、制造安装的精度要求不高、成本低；但有弹性滑动使传动比 i 的不恒定、张紧力较大（与啮合传动相比）轴上的压力较大、结构的尺寸较大不紧凑、打滑使得带寿命较短等缺点，应用范围传动比要求不高，要求过载保护，一般的传动范围 25。（2）齿轮传动 采用齿轮传动。它的优点：效率高，传动比恒定；结构紧凑，寿命长，但制造、安装精度要求高；中心距不宜较大。它能够实现很大的传动比；圆柱齿轮二级减速器 i60。（3）链传动 采用链传动。但它只能实现平行轴间的链轮的同向传动，对恶劣环境能适应；运转时不能保持恒定的瞬时的传动比，磨损后易发生跳齿，传动不平稳，多用于低速传动等；i8。（4）蜗杆传动 结构紧凑，传动比大，传动平稳，噪声小；效率低，制造要求精度高，成本较高；i120。因为链传动运转不均匀，有冲击，不适合高速传动，而带传动平稳，能缓冲减振，又本设计总传动比比较高，还要通过减速器二级减速2。所以，我们的设计机构从总体和经济性考虑选择带传动、齿轮传动。传动方案（一）：结构简单可靠，传动方式简单可靠、运行平稳可靠，易于调速，安装和维修方便，使用越来越广泛。传动方案（二）：运行较平稳，但其结构比较复杂，不易于安装及维修，而且带传动易打滑，传动比不精确。带轮尺寸过大占用的空间大而且对于加料器的总体尺寸设计、总体结构和美观有一定的影响3。图 3 传动方案（一）、（二）8 总体及传动方案的确定 图 4 1 电动机 2 减速器 3 联轴器 4 v 带 5 工作机 9 普通 V 带轮的设计 我们采用 V 带作为传动的方案，由前面知 iv=4；n 小带轮=n 电机=1500 转/min；图 5 带传动示意图 1 大带轮 2 V 型皮带 3 小带轮 三角皮带是连接电机外伸轴上的带轮和传动轴上的带轮的纽带，三角皮带轮使从电机输入到主轴上的转速降低，从而使总传动比达到要求。9.1 带轮的设计要求和带轮材料 带轮既应有足够的强度，又应使其结构的工艺性要好，质量的分布均匀、重量轻，并避免由于铸造而产生过大的内应力，带速 V25m/s 时带轮应进行动的平衡。轮槽表面应光滑（表面粗糙度一般取 Ra=3.2m），以减轻带的磨损。带轮材料常用灰铸铁、钢、铝合金或工程塑料等，灰铸铁应用的最广，当带速 V25m/s 时用 HT150 或 HT200，V2545m/s 时则采用 HT300 或铸钢如 ZG340-640，ZG310-570，也可用钢板冲压焊接而成，小功率传动的带轮也可以用铸铝或塑料8。9.2 带轮的结构 带轮由轮缘、轮辐和轮毂三部分组成。轮辐的部分有实心辐板（或孔板）和椭圆轮辐式等三种型式。可以依据带轮的基准直径参考表来确定 V 带轮的典型的结构9。9.3 带轮的技术要求（1）带轮的各部位都不允许有裂缝、砂眼、缩孔及气泡。（2）带轮轮槽的工作面的表面粗糙度 Ra=3.2m，轮毂孔 Ra=3.2m，轮缘和轴孔端面Ra=6.312.5m，轮槽底 Ra=12.5m，轮槽棱边要有倒圆或修钝。（3）毂孔公差为 H7 或 H8，轮毂长度上偏差为 IT14，下偏差为 0（参考10）。（4）轮毂的圆跳动的公差应小于规定的值。9.4 V带传动的张紧装置 各种材质的 V 带都不是完全的弹性体，经过一定时间的运转后，均会发生塑性变形，使预紧力的降低。为了保证带传动的能力，应定期检查预紧力的数值。最常见的张紧装置有定期张紧装置、自动张紧装置和张紧轮张紧装置等几种。在本设计中，由于自动张紧装置和张紧轮张紧装置自身的特点，不适合本设计中皮带轮张紧要求的需要。因此，在转鼓加料器的设计中，采用手动定期张紧作为皮带轮的张紧装置。如图 6 所示 图 6 张紧装置 其特点是：采用定期的改变中心距的方法，来调节带的预紧力，使带重新张紧。在水平或倾斜不大的传动中，可用定期张紧的方法，将装有带轮的电动机安装在制有滑道的基板上。要调节带的预紧力时，松开基板上的各螺栓的螺母，旋动调节螺钉，将电动机向右推移到所需的位置，最后拧紧螺母。9.5 V带各参数计算 V带各参数计算见表2 表2：普通V带的传动设计计算 计算项目 符号 单位 计算公式和参数说明 说明 设计功率 dp kw dApkp=1.13=3.3Kw Ak工况系数 P传递的功率 选择带型 根据dP和1n选择带型为 A 型 查图可知 传动比 i 12nin211dddd=4 通常=0.010.02 1n小带轮转速 2n大带轮转速 1dd小带轮基准直径2dd大带轮基准直径弹性滑动率，为提高 V 带寿命和减少带的根数，条件允许时1dd尽量大些 小带轮基准直径 1dd mm 125 为提高 V 带的寿命，宜选取较大的直径（查表）大带轮基准直径 2dd mm 2dd=4125（1-0.02）=490 查表选取2dd=500mm 验算转动比误差 i 211dddid=4.082 iiii 100%=(4.082-4)/4 100%=2.05%符合要求 带速 V m/s 1160 1000ddn=100060143012514.3=9.35m/s 初定中心距 1 mm 0.7（1dd+2dd）a0 2（1dd+2dd）437.5 a01250 或根据总体结构要求定取 a0=700 确定带的基准长度 dL0 mm 21200120224dddddddLadda=2431.5mm 取查机械设计 P146 页表8-2 选取带的基准长度dL=2500mm(GB/T 11544-1997)实际中心距 a mm 002ddLLaa=734mm 安装时所需最小中心距 min0.015daaL=696.5mm 张紧或补 7 偿申长所需最大的中心距max0.03daaL=809mm 小带轮包角 1 角度 adddd012013.57)(180=0090151 V 带的根数 z 根 00dLPZPPK K=1.582 取 z=2 由图表可查，当1dd=125,1n=1430 当 i=4 时 P0=1.91KW P0=0.17 KW 查K=0.92 LK=1.09 单根 V 带的初拉力 F N 2)5.2(500qvzvkpkFacaa =235.91.035.9292.03.3)92.05.2(500=160N 作用在轴上的力 Q N 12sin2QFZ=619.6N 9.6 大小带轮参数选择及其带轮图 9.6.1 9.6.1 小带轮参数选择小带轮参数选择 小带轮参数选择 小带轮的各参数见表 3 表 3 小带轮的各参数 da dd d B l hc 130.5 125 28 33 33 11.45 小带轮结构如图 7 图 7 小带轮结构图 9.6.2 9.6.2 大带轮参数选择大带轮参数选择 大带轮的各参数见表 4 表 4 大带轮各参数 da dd d d1 d2 B l S2 hc 505.5 500 24 60 450 33 33 16.3 10 11.45 大带轮的结构如图 9 图 8 大带轮结构图 10 减速器的选型 摆线针轮减速器型号的确定；由前面的设计和计算，得到总传动比为 ia=23；故可选用单级摆线针轮减速器进行减速。对于单级摆线摆线针轮减速机（BW.BWY.BWD,BL.BLY,BLD)机型号有：12、15、18、22、27、33、39、45、55、65。传动比：9、11、17、23、29、35、43、59、71、87。根据传动比：23，故选用 BL（法兰式立装双轴摆线针轮速机）（参考11）机型：22,传动比：23。如下图 9 所示：图 9 法兰式立装双轴摆线针轮速机 11 轴的设计与计算 由于不同机械有不同的要求，轴的形式是各种式样的。轴的结构形式和与其相联接的零件关系很大，所以一定要与它们组成的轴系及整个机器要一起考虑。对轴的各部分结构进行的分析，发现它们主要有下列部分组成：（1）轴上零件如齿轮、联轴器和车轮等在轴上定位的和固定的部分。（2）用轴支承在箱体或其它零件上的支承部分，一般多与轴承相配合。（3）传递转矩的部分，如键、销轴或过盈配合处的结构。（4）安装密封件的或与密封件相作用部分的结构。（5）轴的直径不同部分联接处的过渡部分的结构。（参考12）所以，可以先由轴系的不同要求，将轴的各部分分开考虑，再根据相互关系和加工、安装、拆卸、维修等的要求综合考虑，并相应地调整各部分的结构和尺寸链。本设计主要是要设计工作机的传动轴，即圆盘和轴做在一起的那个轴。11.1 计算最小直径 首先，要求输出轴上的功率 P 和转速 n；P=Pd123=0.75kw（1、2、3分别为带传动、减速器、联轴器的传动效率）n=20r/min 根据许用公扭应力计算公式：3PdAn 可以得 对于 45 钢 A 值可以查表 5：轴的材料 Q235-A、20 Q275、35（1Cr18Ni9Ti）45 40Cr、35SiMn 38SiMo、3Cr13 表 5 轴常用的几种材料及 A 值 经查表可得；A 取 112 mmnPAd3.392047.211233min 根据轴端截面处开有的键槽，应增大轴径以考虑键槽对轴强度的削弱；故轴直径应加大（57）%，则：mmd4207.13.39 在设计时，轴的最小处直径应比理论计算的要大一些，然后，再综合考虑（轴承的型号和联轴器的型号）圆整为标准的直径，可取 dmin=48mm；选择轴的材料为 45 钢，调质处理。11.2 工作机轴的校核 图 10 轴的水平受力和弯矩图 轴的材料选用 45 钢调质处理，B=650MPa，s=360MPa；计算的结果过程，见表 6 T/MPa 1525 2035 2545 3555 A 149126 135112 126103 11297 图 11 垂直受力和弯矩图 表 6 轴的校核各参数计算 计算项目 计算内容 计算结果 计算支承反力 轴承受水平力 F2=Fr Fr=2561N 轴两端所受圆周力 F1=2Tca/d1 F2=2T/d2 F1=10670N Ft=3323N 水平面（xy）受力图 见图 11 垂直面（xz）受力图 见图 12 画轴弯矩图 水平面弯矩图 见图 11 垂直面弯矩图 见图 12 合成弯矩图 见图 12 画轴转矩图 轴受转矩 T=1163N 转矩图 见图 12 计算项目 计算内容 计算结果 许用应力 许用应力值 用插值法由表查得 0b=105Mpa 1b=58 MPa 应力校正系数=bb100.55=0.55 画当量弯矩图 当量弯矩 T=0.551163 T=639.65 当量弯矩 22MMT M=1476Nm 校核轴径 轴径 5.39604.01014764.033311 bMdmm 5.39604.01014764.033311 bMdmm d1=39.5mm48 mmd705.392 经计算可知，所选取的轴径和材料满足传动的要求。12 联轴器的选择 联轴器的选用。联轴器可分为刚性联轴器（凸缘联轴器、套筒联轴器、夹壳联轴器）和挠性联轴器两大类。刚性联轴器是适用于两轴能严格对中的并在工作中不发生相对位移的地方；挠性联轴器适用于两轴有偏斜（可分为同轴线、平行轴线、相交轴线）的或在工作中有相对位移（可分为轴向位移、径向位移、角位移、综合位移）的地方。对于载荷平稳的、转速稳定的、同轴度好的、无相对位移的，可选用刚性联轴器，有相对位移的需选用无弹性元件的挠性联轴器。载荷和速度不大，同轴度不易保证，宜选用顶刚弹性联轴器；载荷、速度变化较大的最好选用具有缓冲、减振作用的变弹性联轴器。对于动载荷较大的机器，宜选用重量轻、转动惯量小的联轴器。对于联轴器的其它需求是：1）装拆方便；2）尺寸较小；3）质量较轻；4）维护简单等。联轴器的安装位置宜尽量靠近轴承。在刚性联轴器中，凸缘联轴器是应用最广泛的一种。这种联轴器主要由两个分别在轴端的半联轴器和联接它们的螺栓组成。制造半联轴器的材料通常为:中等以下载荷，V35/m s时采用中等强度的铸铁；重载时，V75/m s时采用锻钢或铸铁钢。此处 V 为联轴器外缘的圆周速度。凸缘联轴器的对中精度可靠，传递转矩较大，但要求两轴度较好；主要用于载荷平稳的连接中。根据其载荷的情况，计算转矩，轴的直径和工作转速等因素来进行的计算。应使：9550wcnPTKTn 式中：Tc计算转矩；K 工作情况系数；Pw驱动功率；n工作转速；Tn 公称转矩。前面已计算出最小轴径 d=48mm，输出轴最小的直径显然是安装联轴器处轴的直径 d。联轴器的计算的转矩TKTAca，查机械设计书上表 14-1，考虑到转矩的变化很小，故：在前面轴得设计时已确定了联轴器型号的选取：查得机械设计表 14-1，取 Ka=1.7则 Tca=Ka*T=1.7*78=132.6Nm。根据本设计的要求，要求对中性的要好，能减振的，传动比较大的、公称转矩较大的，故选用的是弹性柱销联轴器。选用的 LX2 型弹性柱销联轴器，其具体的结构及基本参数,如图 13 以及表 7 所示，图 13 LX2 型弹性柱销联轴器结构形式图 表 7 LX2 型弹性柱销联轴器基本参数及主要尺寸 型号 公称转矩 Tn Nm 许用转速n（r/min）轴孔直径（d1、d2、dZ）轴孔长度 mm D mm D1 mm B mm S mm 转动惯量 Kgm2 质量 kg Y型 J、J1、Z型 L L1 L LX3 1250 4750 30,32,35,38 82 60 82 160 90 20 2.5 0.026 8 40,42,45,48 112 84 112 LX2 560 6300 20，22，24 52 38 52 120 55 28 2.5 0.009 5 25，28 62 44 62 30，32，35 82 60 82 根据上表可知，按照计算转矩 Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件，又查得标准 GB/T 5014-2003(机械设计指导手册表 8-2)，选用 LX2 型弹性柱销联轴器，其的公称转矩为 560Nm，半联轴器的孔径 25mm。选取的半联轴器孔径 d1=25mm，半联轴器的长度 L=50，与轴配合的毂孔长度 L1=32mm。13 轴承的选择 滚动轴承是标准件，由专门的轴承厂成批生产在机械设计中只要由工作条件选用合适的滚动轴承内型和型号进行组合的结构设计。滚动轴承的内、外圈和滚动体用的强度高、耐磨性好的铬锰高碳钢制造，常用的牌号如GCr15、GCr15SiMn 等（G 表示滚动轴承钢），淬火后硬度应不低于 61HRC65HRC，工业表面要求磨削、抛光。保持架的选用较软的材料制造，常用低碳钢板冲压后铆接或焊接而成的。实体保持架则选用铜合金、铝合金、酚醛层压布板或工程塑料等材料。与滑动轴承的比较，滚动轴承有以下的优点：1）在一般工作条件下，摩擦阻力矩大体和液体动力润滑轴承相当，比混合润滑轴承小很多倍。滚动轴承效率（0.980.99）比液体动力润滑轴承（0.995）略低，但较混合润滑轴承（0.95）要高一些。采用的滚动轴承机器起动力矩小，有利于在负载下的起动。2）径向游隙比较小，向心角接触轴承可用预紧方法消除游隙，运转精度高。3）对于同尺度的轴颈，滚动轴承的宽度比滑动轴承小，可使机器的轴向结构紧凑。4）大多数滚动轴承能同时受径向和轴向载荷，故轴承组合结构较简单。5）消耗润滑剂少，便于密封，易于维护。6）不需要用有色金属。7）标准化程度高，成本较低。滚动轴承因有专门的工厂的生产，能保证质量，在使用、安装、更换等方面又很方便，故在中速、中载和一般工作条件下运转的机器中应用非常普遍。在特殊工作的条件在如高速、重载、精密、高温、低温、防腐、防磁、微型、特大型等场合，也可以用滚动轴承，但需要在结构、材料、加工工艺、热处理等方面，采用一些特殊的技术措施。由本设计结构分析，选用滚动轴承，它主要承受径向载荷，也可同时承受小的轴向的载荷。当量摩擦系数最小。在高转速时，可用来承受轴向载荷的大量生产，而且价格也较低。13.1 轴承的选择计算 滚动轴承的当量动载荷，计算使用如下公式 PraPfX FY F 其中：Pf 载荷性质系数 P轴承的当量动载荷 X径向系数 rF轴承所受到径向载荷 Y轴向系数 aF轴承所受到的轴向载荷 查的表得：Pf=1.2 X=1 Y=0 根据上述的计算可知：轴承的径向的载荷为 Fr=2561N，而轴向的载荷 Fa 可以视为零。X 取 0.5，那么轴承，P=1.20.562561=1721N。那么轴承的应有的基本额定动载荷值，C=NnLPh3127105000206017211060366 还有前面所设计的与轴配合的轴径为 60mm。滚动轴承的基本寿命的计算：6101060hLhncp 其中：L10h以小时数表示的轴承基本额定寿命；n轴承工作转速；C基本额定动载荷；P当量动载荷；轴承的寿命指数（其中球轴承寿命指数=3，而对于滚动轴承指数=10/3）取轴承的基本额定寿命为 5000h，利用上式可以计算出轴承的计算寿命，hhLh50005010)17213127(2060103610 因此，综上所述，通过对滚动轴承设计的计算：所选择的轴承符合要求，其代号为7007AC。轴承的结构图如图 14 所示。图 14 轴承的结构图 13.2 轴承盒盖的设计 轴承盖用来限定轴承的位置和密封作用，常用的轴承的盖有螺栓固定式和嵌入式两种。前者可较容易调整轴承的轴向间隙和啮合件的轴向位，但其结构较重；后者结构的简单，但嵌槽加工困难。它的结构的特点设计为螺栓固定式。轴承的盒盖，如右图 15 所示 图 15 轴承端盖结构图 14 键的选择及其校核 键联接时，通常被联接材料构造和尺寸已被初步决定，联接的载荷也已求得的。所以，可根据联接的结构的特点使用要求和工作条件来选择键的类型，再根据轴的径从标准中选出截面的尺寸并考虑毂长选出键的长度，然后用适当的校核计算公式强度的验算。14.1 电动机轴上键的选择 根据电动机轴径和轮毂长度在标准中选择键的尺寸，如表 5 所示。表 5 键的各参数 轴 键 键槽 公称直径d/mm 公称尺寸bh/mm 公称尺寸b/mm 宽度 b 深度 半径 r 极限偏差 轴t/mm 毂 t1/mm 最小/mm 最大/mm 22 87 8-0.015 4.0 3.3 0.16 0.25 图 16 键的结构图 键的校核 假如压力在键长度内均匀分布，那么根据挤压强度或耐磨性的条件计算，求得联接所能传递的转矩：1124ppTh l dhl d =mNmN205881502840741 所以能满足电动机在满载荷时的所需的转矩。14.2 大带轮轴键的选择 根据其轴径和联接的结构特点，选择键的参数如表 6 所示，表 6 键的各参数 轴 键 键槽 公称直径d/mm 公称尺寸bh/mm 公称尺寸 b/mm 宽度 b 深度 半径 r 极限偏差 轴 t/mm 毂 t1/mm 最小/mm 最大/mm 2230 87 8-0.015 4.0 3.3 0.15 0.25 经计算的同样符传动的要求。其它各轴上的所选键与电动机轴上的键相同。15 电控原理图 电控主要是控制电动机的起动、停止，实现自动控制，并具有必要的保护的。本设计采用控制器、熔断器、热继电器和按钮所组成的控制装置对控制对象进行的控制。控制装置能依据生产工艺过程，对控制对象所提出实现控制的作用。其图 17 如下所示：图 17 电控原理图 电动机合上闸刀开关 QS 下，起动按钮 SB2，接触器 KM 的吸引线圈通电，其主接触点 KM闭合，电动机起动。由接触点的辅助接触点 KM 并联于起动按钮，所以当松开手断开起动按钮后，接触器线圈 KM 通过其辅助常开接触点可以继续保持通电，维持其吸合状态，所以电动机不会停止。和起动按钮并联的辅助常开触点称为自锁触点。按停止按钮 SB1，接触器 KM 的吸引线圈失电释放，所有 KM 常开触点的断开。KM 主触点的断开，电动机的失电停转；KM 辅助触点的断开，消除自锁。总结 本论文设计是对转鼓式加料器进行理论设计，设计内容有：电动机选型、皮带轮尺寸计算、皮带类型、传动轴设计、联轴器、减速器的选型，工作机轴设计、装配图以及电控原理图。该设计在产品系列设计中具有一定的意义。本次设计同时考虑到产品的系列设计，虽然仅仅是单独的产品设计，经过本次设计可以扩展为整个系列的设计。同时在本次设计中我们参考了很多有关方面的设计。本次设计我深深地认识到系统设计的重要性，以前我们做的主要是单一的零部件的设计，没有从根本上体会到这一点，而且这次设计把自己在大学期间所学的专业知识都联系起来。综合应用，自己的动手操作能力也变强了。还有，在这里也非常感谢老师的精心指导，才使得我的论文顺利完成。毕业设计对即将毕业的学生无疑是很重要的，认真系统的做好它，不管现在还是对我以后的职业生涯都是很重要的。致谢 通过这一阶段的努力，我的毕业论文转鼓式加料器设计终于完成了，这也意味着我四年的大学生活即将结束。在大学阶段，我在学习上和思想上都获益匪浅，这除了自身的努力外，与各位老师、同学和朋友的关心、支持和鼓励是分不开的。在本论文的写作过程中，我的导师倾注了大量的心血，从选题到开题报告，从写作提纲，到一遍又一遍地指出设计存在的问题，严格把关，循循善诱，在此我表示衷心感谢。同时我还要感谢在我学习期间，给我极大关心和支持的各位老师以及关心我的同学和朋友。写作毕业论文是一次再系统学习的过程，毕业论文的完成，同样也意味着新的学习生活的开始。我将铭记：我曾是学院的一名学子，在今后的工作中，把学院的优良传统发扬光大。感谢各位专家老师的批评指导。最后，再次谨向百忙之中评阅本文的各位专家、教授表示诚挚的感谢。祝各位身体健康，工作顺利！参考文献 1杨章伟.Visual Basic 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