抛丸机毕业设计说明书

抛丸机毕业设计说明书内容摘要：

采用了管式叶片，在叶片与叶片间外侧留下了空隙，使弹丸从空隙抛出，这样既影响了抛丸效果和效率，又加速了管叶片的磨损。 为此，我们采用了定向环，同时又起到为管叶片轴向定位的作用。 ⑤ 分丸轮的结构设计 抛丸机设计（韩洋） 14 抛丸器分丸轮的尺寸和形状对抛丸量有直接影响。 大口径的分丸轮将具有较大的抛丸量。 分丸轮有三种类型。 我们选用圆锥形入口的分丸轮，由于入口处不能形成堵塞入口的弹丸环，可是抛丸量成倍增加。 （如图 所示） 研究表明，分丸轮窗口内框限制了弹丸流的通过能力。 分丸轮内径是影响抛丸量的主要因素。 因此采取以下措施增加抛丸量： a) 选取较大的分丸轮内经以扩大窗口通过截面。 由于内经加大，分丸轮内壁的圆周速度也相应加大，弹丸随之旋转的离心力也相应增大。 据分析，弹丸进入分丸轮内 腔并非直接进入窗口，而是被携带旋转一圈，乃至若干圈后靠离心惯性力进入分丸轮窗口的。 b) 分丸轮叶片截面内侧设计为圆弧形，见零件图，它相当于扩大了分丸轮内侧窗口面积，并且减少了弹丸进入阻力。 c）分丸轮进丸口设计为圆锥形收口。 实验证明，具有圆筒状进丸口的分丸轮，当出现堵塞时，弹丸被离心惯性力压向轮壁，形成坚固的环形堆积。 这个附着在分丸轮进口内壁上的弹丸环，即使在堵塞消失后也依然存在，阻碍着弹丸顺利地进入分丸轮内腔，使抛丸量显著下降。 而这个弹丸环只有在停车后，速度降到很低时，才会突然瓦解。 圆锥形进丸 口则可以避免这种不利情况。 ⑥ 分丸轮以及其它主要尺寸的确定。 实验证明，分丸轮内径是影响抛丸量大小的主要因素。 但到目前为止，没有较理想的抛丸量与抛头结构参数的关系式。 Q305 抛 图 分丸轮 丸器（分丸轮内径为 58mm）的实测抛丸量 只有 40~70kg/min,为铭牌数据 40kg/min的 1/3~1/2. 为此，决定分丸轮内径为 80mm,分丸轮外径为 110mm。 其与定向套之间的间隙及定向套与外叶片内端的间隙，根据经验按大于或等于弹丸直径的二 倍来确定，以保证不挤碎弹丸。 因弹丸最大直径为 2mm，则间隙尺寸定为 4mm。 据此并参照有关设计定出： 定向套内径 =118mm，外径 =138mm 管叶片内端直径 =146mm， 管叶片内径 =56mm， 外径 =76mm，叶片长 = 定向套窗口宽 =58mm， 开口角 =60 度 分丸轮叶片宽 =43mm 窗口开角 =25 度 烟台南山学院 15 进丸管直径 =55mm ⑦ 分丸轮采用内六角螺栓固定 ⑧ 结合盘与轴的装配采用锥柱配合 ⑨ 罩壳采用旁开 式，开启方便省力。 ⑩ 传动方式 目前有电机与抛丸器同轴的直连方式。 优点是结构紧凑，传动效率高。 但电机的防震和保护是一个较难解决的问题。 本设计仍采用通过 V带传动的方式。 带传动的设计计算 （以下未说明的资料来源均出自资料 [22] 第 17 章） ① 已知条件：传递功率 P=11Kw。 小带轮转速 n1=2200r/min。 大带轮转速为 n2=1460r/min. ② 计算过程： 步骤 计算项目 计算及参数选择 计算结果 1 确定设计功率 KWKPPAd  由表 175查得工作情况系数 KA = 因是增速传动 ， 需将 数字 加上 KA 中， 即 KA =+= Pd= 2 选择带型 根据 n1=2200r/min 和 Pd=。 由图 171 查得带的型号为 B 型 选用 B 型 V带 3 计算传动比 21  nni i= 4 小带轮基准直径 参考表 1711 和表 1712 取 dd1=140mm dd1=140mm 5 大带轮基准直径 )1(12  dd did dd2 )(  =  — 弹性滑动率  =~ 有表 1711 取 dd2 =212mm 6 带速 1 0 0 060/21  nd p =此处取 dp1 = dd2  = 7 初定轴间距 据 （ dd1 +dd2 ） ≤ a0≤ 2（ dd1 +dd2 ） ≤ a0≤ 704mm 取 a0 =500mm 8 所需基准长度 02212100 4/)()(22 addddaL ddddd   =2 500+2 (140+212)+(212140)2/4 500 由表 172 选取基准 长 度 为Ld=1600mm 抛丸机设计（韩洋） 16 = 9 实际轴间距 2/)(00 dd LLaa  =500+()/2= 安装时所需最小轴间距 amin= = 1600 = 张紧或补偿伸长所需最大轴间距 amax=a+ =+*1600 = a= amin= amax= 10 小带轮包角 adddd /)( 8 0 121  =(212140)/ =  1= 11 单根 V 带的基本额定功率 根据 dd1=140mm 和 n1=2200r/min 由表 179d 查得 B 型带 P1= P1= 12 传动比 1i 的额定功率增量 考虑到传动比的影响，额定功率的增量 1P 由表 179d 查得 kwP  1P = 13 V带的根数 ld kkppPZ  )/( 11 ， 由表 176 查得 k 由表 177 查得 KL = Z=[(+) ] =（根） 取 Z=5 根 14 单根 V 带的预紧力 20 /)1/(5 0 0 Vvd MzPKF   由表 178 查得 m=F0 =500（ ） （ 5 ） + = N F0= N 15 作用在轴上力 )2/s in (210   ZFF =2 5 Sin() =2121 N Fr=2121 N 16 带轮的结构 见图 3）带轮的结构和尺寸 由 Y160M4 型电动机可知，其轴伸直径 d=42mm,长度 L=径应取 do=42mm,毂长应小于 110mm. 烟台南山学院 17 由表 17— 14 查得，大带轮结构为辐板轮。 辐板厚度S=： HT200 轮槽尺寸及轮宽按表 1713 计算。 参考图 174 典型结构，大带轮结构如图 所示。 主轴的尺寸计算与结构设计 ① 初步估计轴径 轴所传递的功率为 P=P0 η=11 =(KW) (P0 为电机功率， η为 V带传动效率 ) 轴的材料选用正火处理的 45 号钢，根据以下公式从强度考虑估算轴径 图 皮带轮 d≥ A（ P/n） 1/3=110（ ） 1/3 = 从 扭转刚度考虑估算轴径 d≥ C(P/n)1/4 =120 ()1/4 = 取 d=36mm 图 主轴 ② 轴的结构设计 轴的结构设计要综合考虑到轴的强度、刚度，加工工艺性和轴上零件的安装、固定和拆卸等各种因素。 在确定轴的各段直径和长度的同时，也要确定其他一些零件及箱体的有关尺寸。 根据轴的设计原则并参考相关经 验设计，轴的结构设计简图如图 所示。 ③ 轴的强度验算 轴的结构设计完毕，进行强度验算；轴所承受的扭矩为 Tn =9550P/n =9550 轴受力情况如图 所示。 抛丸机设计（韩洋） 18 图 主轴力图 V 带张力的合力 NF 21211  ，叶轮自重 NF 10002  F2=1000N， 2F 的方向总是指向地心， 1F 的方向则随安装位置而定，二者不一定在同一轴向平面内。 这里按最不利的情况考虑，即按其作用在同一轴向平面内，且方向相同来计算，忽略轴自身重量，则其反力为   2 2 5 1 N/ 1 3 62051000136)( 1 0 52121R A  8 7 0 N2 2 5 11 0 0 02 1 2 1RFFR A21B  A 点弯矩为 m2 2 2 .7 N0 .1 0 52121M A  B 点弯矩为 m2 0 5 N0 . 2 0 51 0 0 0M B  由图 可见，支点 A 处弯矩最大，应校核此处轴径。 3122][)21()(  nTkMkd = 322)4 5 8 4 ()2 2 2 7 0 ( = 实际 A处直径为 45mm，轴最细处直径为 34mm。 故强度足够安全。 ④ 刚度验算 轴的当量直径 dv为： 烟台南山学院 19  ij jjvdILd1 4= 由公式 )(3 2 alIEFy ac ， IE laFA  6； 式中 E=196GPa～ 216GPa 取 E=206GPa I= D4/64= 104mm4。 yc= yc1 +yc2 =[2121 1052 (105+136)]/[3 206 103 104]+ [870 1362] /[16 210 103 104] = yD =yD1 +yD2 =[870 2052 (205+136)]/ [3 206 103 104]+[2121 1362] /[16 206103 104] = +()=， 取模为 mm 小于。 可见：最大挠曲产生在固定带轮的一端。 如果取许用挠度 [4 104L]= ，则刚度足够。 轴承选择和寿命校核 ① 轴承的选择 因轴承只承受径向力，且转速较高，故选用深沟球轴承。 参照工作要求，并根据轴端直径 d=40mm，由轴承产品目录中初步选取深沟球轴承 7000309（ GB276— 89） 基本尺寸： d D B=45 100 25 双列角接触球轴承 3056309（ GB296— 84） 基本尺寸： d D B=45 100 ② 轴承寿命校核： a) 由于主轴住要承受径向力，和比较小的轴向力。 即 Fa＜＜ Fr， 所以求比值 Fa/Fr≈ 0 根据表 135，深沟球轴承的最小 e 值为 ，故此时 Fa/Fre. b) 初步计算当量动载荷 P . 根据 [18] 式（ 138a） )( arp FFxfP  （ ） 抛丸机设计（韩洋） 20 按照表 13— 6 fp =～ ，取 fp = 按照表 13— 5 ， X=1, Y=0 则 P1= (1 2251+0)= P2= (1 870+0)=1305N c) 验算轴承寿命 查表得 7000309 c= ， N3056309 c= 根据 [18] 式（ 13— 5） )(6010 36 pLh  （ ） 对深沟球轴承  =3（由 [18]表 13— 5 ） )(220200 10 36hL=13368 h )87056800(220200 10 36hL =2108207 h 故轴承工作寿命足够大。 ③ 轴承的润滑：根据工作要求，采用脂润滑。 键的选择和校核 ① .键的选取 根据工作要求，我们选择圆头 平键。 根据 d=40mm， d=42mm，从 [12]表 6— 1 中查得 b h=12 8。 取一般连接：轴。 毂 JS9  L:由毂宽度并参考键的长度系列，取标准长 63mm（小带轮）。 故小带轮键为： 12 63GB109676 大带轮键为： 12 90GB1096 76；结合盘键：查键槽结构：圆锥轴端键长为 70mm。 ② 键的强度校核 轴和轮的材料都为钢，轮毂材料是 HT200。 由 [12]表 6— 2 查得许用挤压应力分别为 [ p ] =100～ 120MPa,取其平均值 [ p ]1 ；[ p ]=50～ 60MPa,取其平均值 [ p ]2 =55 MPa； 键的工作长度 l=L b=6312=51mm 键与轮毂槽的接触面高 k== 8=4mm. 由 [12]式（ 6— 1）可得：  p = dlkT  1032 = 40514 103  = MPa[ p ]2。