单层磁选机的设计毕业设计

单层磁选机的设计毕业设计内容摘要：

n 筒 =由以上数据计算非磁滚筒主轴所传递的转矩 T=9550筒nP =9550 = 由设计手册 [1]，初步估计轴径 d≥ 3 =3mm= （注 ： [ ]—— 许用剪切应力，选择主轴的材料为 45 钢，查表取 [ ]=30n/mm2。 由上式计算的轴径未考虑到键槽对轴的削弱，若计算的截面上有键槽，则应将轴径增大为：一个键槽增大 4%~5%；有两个键增大 7%~10%） 非磁滚筒主轴所需转矩经由减速器传递，二者之间用一 刚性联轴器联接，由于联轴器为标准件，故只需根据需要加以选择就行了。 联轴器的选择 在减速器和非磁滚筒主轴之间需要一联轴器， 考虑到减速器的输出轴和非磁滚筒的主轴之间不经常移动，其轴线又需要在同一中心线上，故可选用一刚性联轴器进行联接。 由设计手册 [1]知， 一般按下式选择联轴器： Tc=K T≤ Tn （注 ： Tc—— 传递的名义转矩 Nm； Tn—— 联轴器的名义转矩 Nm； K—— 工作情况系数，查表取为 K=，均匀加载的皮带运输机） 带入数据，得 Tc= =≤ Tn =100Nm （注 ： 其中 Tn =100Nm 为 YL5 凸缘联轴器的额定转矩，材质为铁，轴孔直径 d=24mm，选取较小值满足要求即可，因为 d=24mm﹥ ） 第三章 整机的结构设计 12 故所选联轴器的型号为： YL6 凸缘联轴器 3824J 5224J  GB 5843— 86 则由以上联轴器的选择可得非磁滚筒主轴的最小轴径为 dmin=24mm 非磁滚筒的结构设计 非磁滚筒由钢筒、端盖、主轴、平键和圆螺母 等 组成。 非磁滚筒的外部钢筒用厚度为 3mm的不锈钢板卷焊而成 ，钢筒和主轴之间的端盖为铸铝件，端盖与主轴之间用普通平键（圆头）联接，在用不锈钢螺钉将钢筒和端盖联接。 主轴两端的端盖在其上的轴向固定采用轴肩 —— 圆螺母式。 由上述可知，非磁滚筒的长度 定 为 400mm，钢筒的直径 定为 200mm。 端盖的具体 结构 尺寸图 参看图纸第 9 张；非磁滚筒主轴和非磁滚筒分别参看图纸第5张和第 7张。 由于主轴应采用阶梯型，故设计得和铁环配合处的轴径为 mm42 ，联轴器的伸出端的轴径为 mm24。 由 设计手册 [1]，查表得各处所需键的型号为： 键 12 28 GB 1096 键 8 22 GB 1096 2． 非磁滚筒上轴承的选择 非磁滚筒在箱体上的固定用一对深沟球滚动轴承，由图纸第 5张知与球轴承配合处的轴径取为 mm30。 由 设计手册 [1]查表选择轴承 的 型号： 滚动轴承 6206 GB/T276— 94 第三章 整机的结构设计 13 铁环在主轴上的轴向固定用轴肩 —— 圆螺母，由 设计手册 [1]查表，选择圆螺母的型号为： GB 812 M40 非磁滚筒主轴与端盖联 接处的轴径为 mm42 ，与滚动轴承配合处的轴径为mm30 ，主轴与联轴器联接处的轴径为 mm24。 轴的校核计算 非磁滚筒主轴的结构简图 a) R1F =1350N R2F =1350N T= R1F =1350N R2F =1350N 主轴的水平 面（ xy） 受力图 b） 第三章 整机的结构设计 14 水平面弯矩图 c) 转矩图 d） 当量弯矩图 e） 图 2 主 轴材料 选用 45 钢调质， B =650MPa， S =360MPa， 由《机械设计》 [4]， 主 轴的计算步骤列于下表。 计算项目 计算内容 计算结果 第三章 整机的结构设计 15 计算支撑反力 水平面反力 R1F =571  R1F =1350N R2F =571  R2F =1350N 水平面（ xy）受力图 见图 2 b） 画轴弯矩图 水平面弯矩图 见图 2 c） 画轴转矩图 轴受转矩 T T= 转矩图 见图 2 d） 许用应力 许用应力值 用插入法查表，得：  b1 =65Mpa,  b1 =110MPa 应力校正系数 对于不变的转矩取   b1b1 1065  = 画当量弯矩图 当量转矩  T= 94300，见图 2 d）  T=55723Nmm 当量弯矩 在主轴上左端和铁环配合处 M =  22 TM  = 2115425 M =115425Nmm M =  22 TM  = 22 55723115425  M =128172Nmm 当量弯矩图 见图 2 e） 第三章 整机的结构设计 16 校核轴径 轴径 dⅠ =  3M =3  dⅠ =﹤ 42mm dⅡ =  3M =3  dⅡ =27mm﹤ 42mm dⅢ =  3b1||| M =3  dⅢ =﹤ 24mm 结论：所设计轴 径均满足要求。 由 设计手册 [1]， 对于平键的需要进行强度校核，其强度校核公式为： p = dkLT2020 ≤ [ p ] （注 ： T—— 传递的转矩 Nm； d—— 轴的直径 mm； L—— 键的工作长度 mm； k—— 键与轮毂的接触高度 mm，对于平键取 k=2h ； [ p ]的选择， 由 设计手册 [1]查表取为[ p ]=200MPa，静载的静联接） 对 键 12 28 GB 1096 的校核： p =1111Lkd T2020 = 16442  =﹤ [ p ]=200MPa 对键 8 22 GB 1096 的校核： p =2221Lkd T2020 =   = MPa﹤ [ p ]=200MPa 结论： 经校核键均满足要求。 由 设计手册 [1]，可知滚动轴承 6206 GB/T276— 94 的主要性能参数如下： 第三章 整机的结构设计 17 Cr=15kN， C0r=10kN， N0=9500r/min，采用脂润滑 因为是 深沟球轴承，则没有附加轴向力，由图纸可知不受轴向力作用，故查表得 X=1， Y=0 由《机械设计 》 [4]，其校核如下。 计算项目 计算内容 计算结果 寿命计算 冲击载荷系数 查表，考虑平稳运转或轻微冲击 fd= 当量动载荷 P1=fd X1 Fr1= 1 1350 P1=1485N P2=fd X2 Fr2= 1 1350 P2=1485N 轴承寿命 L10h= n16670 1rPC = 3148515000 L10h=6 105 静载荷计算 X0， Y0 查表 X0=， Y0= 当量静载荷 P0r1=X0 Fr1+Y0 Fa1= 1350 P0r1=810N P0r2=X0 Fr2+Y0 Fa2= 1350 P0r2=810N 安全系数 S0 查表，正常使用球轴承 S0= 计算额定静载荷 C’ 0r1= S0 P0r1= 810 C’ 0r1=1215N 许用转速验算 载荷系数 f1 1r1CP =150001485 =，查图 f11= r22CP =150001485 =，查图 f11= 载荷分布系数 f2 r1a1FF =0，查图 f21= 第三章 整机的结构设计 18 r2a2FF =0，查图 f22= 许用转速 N N1=f11 f21 N0= 9500 N1=9576r/min N2=f12 f22 N0= 9500 N2=9576r/min 因为非磁滚筒主轴的转速远小于 N1和 N2，故满足要求。 结论：所选滚动轴承 能满足寿命、静载荷和许用转速的要求，且各项指标潜力都很大， 故所选轴承满足要求。 二级标准直齿圆柱齿轮减速器的设计 由于减速器所传递的转矩 T=，输出端的转速 n 出 =n 筒 =。 可以看出数据很小，所传递的功率也不足 ， 若 选用标准减速器，同时又需要传动比为 i=16，所选标准减速 器的最小号所能传递的功率为 8kw， 已 大大超过需要，同时结构尺寸也较大， 实在是大材小用了，有些浪费，故应根据实际情况设计 二级标准直齿圆柱齿轮减速器 ，而不宜采用标准减速器，以力求节约成本，同时使其得到合理利用。 由设计手册 [1]，现需对 二级标准直齿圆柱齿轮减速器 各级传动比进行分配，如下： 总传动比为 i=16，按齿轮承载能力相等，减速器具有最小的外形尺寸和较好的润滑条件，高速级的传动比为 i21=13 23 22ic ici (注 ： 式中 c=12aa 31221121aaPP    ，其中 a ：齿 宽系数 ) 当高速级和低速级的材料和热处理条件相同时，12aa =1，对于展开式减速器则12aa ≈，则上式为 i21=13 23 22ic ici= 由设计手册，查表 取 传动比为标准值 i21=,则 i22= 第三章 整机的结构设计 19 其中有关各齿轮和轴的设计校核计算这里从略。 最后 经设计计算校核 确定其基本尺寸如下： 根据实际加工情况将Ⅰ、Ⅲ轴均做成齿轮轴，知标准直齿圆柱齿轮的压力角  =200。 其各齿轮的模数统一取 m=。 Ⅰ轴上的小齿轮 和Ⅱ轴上的小齿轮的齿数分别为 z1=20， 1z =28 Ⅱ轴上的大齿轮 和 Ⅲ轴上的大齿轮 的齿数分别为 z2=90， 2z =100 现计算各级中心距，如下： Ⅰ 轴 和Ⅱ轴的中心距 d1=2m （ z1+z2） = （ 20+90） = Ⅱ 轴 和Ⅲ轴的中心距 d2。