永磁滚筒除铁机毕业设计

永磁滚筒除铁机永磁滚筒除铁机是一种能将物料中的含铁物质和非含铁物质区分开的机器,能够在各种恶劣环境下连续正常工作，不仅在操作的时候使用起来很方便，而且耗能也很低，安装的时候也很简单，它是一种物料基础选别设备，在工业生产中广泛应用。使用永久磁铁作为除铁机的磁源，能够高效的将含铁物质分离出去，这样以来不仅提高了物料的纯度，还能保护后序生产加工设备，使整个生产过程能够正常安全的运行，永磁除铁机相比其他电磁除铁机来说有很多优势，不仅磁场稳定而且非常节能。永磁滚筒除铁机在工业生产中使用很普遍，在煤矿，化学，建材，食品等领域应用广泛。Permanentmagnetdrumironremoverisakindofmachinewhichcferrousandnonferrousmaterialsinthematerial.Itcanworkcontinuouslyundervariousharshenvironmentsbasesortingequipment,whichiswidelyusedinindustrialproduction.magnetcanbeusedasthemagneticsourceoftheironremoverseparatetheferrousmaterial,whichnotonlyimprovesthepurityofthematerial,butalsoprotectsthesubsequentproductionandprocessingequipmproductionprocesscanoperatenoironremoveriswidelyusedinindustrialproductionandwidelyusedcoalmine,chemistry,buildinKeywords:ironremover,permanentmagnet,drum.目录一.永磁滚筒除铁机传动部分的设计 31.1减速器 31.2传动方案 4 51.4链传动部分 61.5箱体及附件的结构设计 91.6键的选择和强度校核 1.7轴的强度校核 1.8轴系结构设计计算 1.9齿轮设计计算 二.永磁滚筒除铁机重要部件的设计及选用 2.1除铁机底座支架的设计 2.2轴的强度校核 2.3轴的结构尺寸的确定 2.4永磁滚筒除铁机的构成简介及各零部件设计 2.5永磁滚筒除铁机槽体的设计 3.1除铁机冲水管卡子的设计 3.2防止轴转动的止动装置的设计 3.3轴上套管设计 参考文献 1)传动比的分配由式(1-3)计算得i=71.5取i=72是减速器和链传动的总传动比，在链传动中，常取i=2—3.5所以在设计计算中选取链传动的传动比为2.减速器的传动比i=36.根据机械设计手册中当i≤8——10时选用单级圆柱齿轮减速器，当i>8时，选用二级及其二级以上减速器。所以选取两级圆柱齿轮减速器。综上所述选择设计的减速器为两级圆柱齿轮减速器。从机械设计手册中可以得到关于二级圆柱齿轮减速器传动比式中i1——高速级传动比i2——低速级传动比所以i,=√(.31.4)i=√(1.3~1.4)×36=6.8~7.12)各轴转速、输入功率、输出转矩的计算由式(1-3)计算得ig=71.5取i=72是减速器和链传动的总传动比，减速器的传动比i=36.根据机械设计手册中当i≤8——10时选用单级圆柱齿轮减速器，当i>8时，选用二级及其二级以上减速器。所以选取两级圆柱齿轮减速器。综上所述选择设计的减速器为两级圆柱齿轮减速器。从机械设计手册中查到关于于二级圆柱齿轮减速器传动比式中i1——高速级传动比i2——低速级传动比所以i,=√(1.31.4)i=√(1.3~1.4)×36=6.8~7.1选i1=7则1.2传动方案采用通轴传动形式，中心轴贯穿于筒体内，其两端均支撑于机架上。两端的轴承将磁筒支撑在中心轴上。1.3电动机的选择通常在工业生产中应用三相交流电机较为广泛，三相交流异步电动机Y系列不仅安装使用方便，还能节能，而且价格便宜。综合考虑各因素可选用Y系列全封闭式自扇冷式笼型三相异步电动机。转速越低，外阔尺寸就会越大，价格也会高很多。由于永磁滚筒除铁机的磁筒在工作时的转速很低，通常情况下选择同步转速为1000或1500r/min的电动机，此次用的电动机是1500r/min。这次设计的动力部分是三相异步电动机，通过减速器将动力传给链传动结构，再由链轮带动滚筒做回转运动。永磁滚筒除铁机的外形滚筒直径是105cm,电动机到转筒的传动总效率为n则弹性联轴器为n,n₂为一对滚动轴承为n₂,齿轮传动效率为n₃。查表确n=0.99,n₂=0.99,n3=0.97所以由式(1-1)得到n=0.99×0.99²×0.97²=0.913由式(1-2)得P₄=2.97kw从机械设计手册中查到可以选择电动机的型号为Y100L-4,表1-2-1电动机的额定功率PO电动机满载转速NO电动机轴伸直径D电动机伸长度E1.4链传动部分1)选择链轮齿数2)确定计算功率3)选择链条型号和节距4)计算链节距和中心距5)计算链速v,确定润滑方式6)计算压轴力FP7)计算链轮的主要几何尺寸链传动的计算根据前面设计部分知电动机的额定功率p=3kw,主动链轮的转速n1=39.72r/min,传动比i=2。取小链轮齿数Z1=21大链轮齿数为Z2=i*Z1=2*21=42二、确定计算功率KA=1.0kz=1.22,单排链，则计算功率为：Pca=K₄K=1.0×1.22×3KW=3.66KW(1-28)三、选择链条型号和节距根据Pca=3.66kw,n1=39.72r/min,查图9-11,可选定链型号为16A查表9-1,链条节距为P=25.4mm四、计算链节数和中心距初选中心距aO=(30~50)p=(30相应的链长节数为：取链长节数Lp=111实际中心距五、计算链速v,确定润滑方式六、计算压轴力FP有效圆周力为：KFP=1.15,则压轴力为：F≈k₁F=1.15×8571.43N=9857.14N链条型号16A,Z1=21,Z2=42,LP=111,a=1006mm七、计算链轮的主要几何尺寸d=d₁+1.25p-d奏=170.42+1.25×25.4-15.88=186.29mmd₀₂=d₂+1.25p-d₉=339.89+1.25×25.4-15.88=355.76mm三)根圆直径=324.01mmdr₂=d₂-d≈=339.89-15.88=324.01mm(四齿侧凸缘直径由表9-4可知单排链p=25.4mmbf1=0.95=0.95,b1=0.95*15.75=14.96mm1.5箱体及附件的结构设计根据机械设计课程设计手册中的计算公式计算得箱体各尺寸如箱壁厚度、螺栓螺母的直径及其装配尺寸等具体尺寸如表所示。表1-5-1名称符号具体数值箱座壁厚&8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度箱座凸缘厚度b箱座底凸缘厚度地脚螺钉直径d地脚螺钉数目n6轴承旁连接螺钉直径盖与座连接螺钉直径连接螺栓D2的间距1轴承端盖螺钉直径视孔盖螺钉直径8定位销直径d6轴承旁凸台半径d1d2d3至外箱臂距离D1d2d3至凸缘边缘距离铸造过渡尺寸X=3mmy=15mm箱盖、箱座肋厚M1、m2大齿轮齿顶圆与内箱壁距离齿轮端面与内箱壁距离1.6键的选择和强度校核一、高速轴与联轴器连接键的强度校核高速轴与联轴器连接的那一段轴的直径为d1=16mm,11=40mm,根据手册中GB/T1096-2003中选取键5×5×32,键的工作长度l=l-b=32-5=27mm,传递扭矩T=19.83N·m由式(1-27)可得所以键选取的键满足要求。键的标记为：GB/T1096键5×5×32作长度l=l-b=32-10=20mm,传递扭矩T=133.23N·m则由式(1-27)得所以大齿轮处连接键的挤压强度合格，键的标记GB/T1096键10×8×30长度l=l-b=70-10=60mm,T=133.23N·m,则由式(1-27)得1.7轴的强度校核F,=Ftana=601×tan20°=218.7N左轴承到齿轮的距离11=30mm,右轴承到齿轮的距离12=120mmFv=F,-Fv=218.7-175=43.5NF₂=F,-F=601-480.8=120.2NM=F₂l₂=43.5×120=5220N·mmM=F₁1=350×30=5250N·mmMa=Fl=480.8×30=14424N·mmMa¹=F₂l₂=120.2×120=14424N·mm六求合成弯矩T=T1=19.83N.mm键尺寸b×h=5×5d=16mmt=3.0mm,则由式(1-25得；)所以告诉轴的强度足够。(a)图1-7-1图1-7-2中间轴的受力分析图大齿轮的圆周力:Ft₂=Ft₁=601N,Fr₂=Fr₁=218.7N小齿轮的圆周力：Fr₃=Fr₃tana=691.5Nl₁=66mm,l₂=82mm,l₃=40mmF₂v=-Fr₂+Fv+Fr₃=22.5NF₂m=Ft₂+Ft₃-F=1140.1NMm=Fvl₁=32.69N·mM=F₂vl₃=0.9N·mMaHm=Fl₁=89.82N·mMaHm=F₂l₃=45.6N·m六求合弯矩T=T2=133.23N·m三、低速轴的强度校核F,=F,tana=1347.1NF₂v=F,-F=1347.1-397.5=949.6NF₂=F-F=2609NM=Fl=86×397.5=34185N·mmM=Fml=86×1092.1=93920.6N·mm六求合成弯矩及弯矩T=T3=658.79N.m(八轴的抗弯截面系数d=50mm,b=14mm,t=5.0则所以低速轴的强度符合要求。1.8轴系结构设计计算一、高速轴最小直径计算根据减速器的结构和它的使用要求，可以将高速轴设计为齿轮轴并做成阶梯轴，由于此轴是齿轮轴，所以其材料和小齿轮材料相同为40Cr。初步估算轴径由于轴上有键槽，会削弱轴的强度，所以应该增大轴径。d≥12.76×(1+5%)=13.398mm二、联轴器的选取高速轴轴伸与电动机轴伸之间要用联轴器连接，高速轴的最小直径显然就是安装联轴器处轴的直径。104N.mm=25.8N.m,通常情况下Tca应该比联轴器公称转矩要小，所以联轴器用弹性套柱销联轴器LT3型，它的公称转矩是31.5N.m。根据联轴器孔径的要求，选择高速轴轴伸直径为d=18mm,半联轴器长度L1=42mm,所以和高速轴相配合的半联轴器毂孔长度L=38mm。三、高速轴的结构设计第一轴段的右边应该加一个轴肩，这是为了符合半联轴器的轴向定位原理，所以第二轴段的直径为20mm,第二轴段的左端用一个轴段挡圈进行定位，而且这个挡圈是压在半联轴器上的，所以第一轴段的长度应该比L1要略小一些，选择40mm。因为第三轴段装了滚动轴承，轴承受到轴向力和径向力的作用，所以应该使用角接触球L3=15mmD3=25mm,第四轴端应该小于小齿轮的齿根圆直径D4=28mm,第五轴段是齿轮轴L5=40mm,第六轴段是角接触球装配段L6=15mm四、中间轴尺寸计算中间轴选择轴承为7206C齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。齿轮轮毂的宽度为33mm,因为套筒的端面是要压紧在齿轮上所以此轴段的长度应该小于轮毂的宽度，齿轮的右边用的是一个轴肩进行定位，所以d3=44mm轴环宽度b≥1.4h取L3=12mm,取安装齿轮的直径d4=36mm,所以d5=30mm,L5=36mm。五、低速轴尺寸计算选取轴的材料为45钢，调制处理。查表15-3取AO=112,所以得到将轴径增大10%～15%,所以最小直径为50.49mm第一段与轴承配合，选择既能承受径向载荷又能承受轴向载荷的间接触球轴承7211C,d×D×B=55mm×100mm×21mm所以d1=55mm,第二段轴处安装轴四段配合滚动轴承d4=55mm,第五段轴左端轴肩定向小链轮d5=52mm,第六段轴处于小链轮通过键连接取1.9齿轮设计计算一、高速齿轮的计算精度等级为7级用直齿圆柱齿轮，大齿轮用45度刚，表面淬火，齿面硬度是240HBS,小齿轮用40Cr表面淬火处理，齿面硬度是280HBS。1.小齿轮分度圆直径①试选KHt=1.3⑥由式②小齿轮的传递转矩T1=19.83来计算接触疲劳强度计算的重合度系数。/(Z₂+2h)]/(Z₂+2h)]/(140+2×1)]=arccos[140×cos20/(140+2×1)]=22.111N·m=1.983×104N·mmEa=[z₁(tana₁-tana')+z₂(=[20×(tan31.321-tan20)+140×(tan22.111-ta=1.721⑦计算接触疲劳许用应力[σh]oHliml=600Mpa,oHlim2=550Mpa,N₁=60n₁jL₁=60×1430×1×(2×8×300×15)=6.178×10°KHN1=0.9,KHN2=0.95,[σH]1=[oH]2=523Mpa。⑧试计算小齿轮分度圆直径=33.286mm2)计算实际载荷系数KH①由表10-2查得使用系数KA=1;③齿轮的圆周力F=2T/d₁=2×1.98310⁴/=1.19×10³N查表10-3得齿间载荷分配系数KHa=1.2④由齿向载荷系数Khb可得Kμ=K₄K₄KhaK=1×1.1×1.2×1.417=1.87⑤按实际载荷系数算的分度圆直径⑥齿轮的模数3.按齿根弯曲疲劳强度设计由式(10-7)式算模数①试选KFt=1.3。②计算弯曲疲劳强度重合度系数γ小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为：oHlim1=500Mpa,oHlim2=380MpaMPa大于小齿轮所以取由式(1-10)试算模数调整齿轮模数①圆周速度vd₁=m₁·z₁=1.280×20=25.6mm②齿宽b③宽高比b/hh=(2h+c*)·m,=(2×1+0.25)×1.280计算实际载荷KFv=1.92m/s,KV=1.08F₁=2T/d₁=(2×1.983×10⁴)/25.6N=1.55×10³N查表10-3的齿间载荷分配系数k,=1.2查得KHβ=1.47,b/h=8.89查图10-13的KFβ=1.34则由式(1-14)得载荷系数为K₇=K₁K₄KraKrp=1×1.08×1.2×1.34=1.74=1.411mm取Z1=22则大齿轮齿数Z2=u·Z1=7×22=1544.几何尺寸计算即b1=b+(5~10)mm=38~48mm,取b1=40mm,大齿轮的齿宽德育设计齿宽即5.圆整中心距后的强度校核①计算啮合角、齿数和。a'=arccos[(a·cosa)/a']=arccos[(133×cos20)/135]=22.215②齿面接触疲劳强度校核根据式(1-16)其中KH=1.87,T=1.983×10*N·mm,=1,d1=33mm,u=7,所以齿轮的齿面接触疲劳强度满足要求③齿根弯曲疲劳强度校核按前述方法查表得到各参数值KF=1.74,T1=1.983*104N.mY=1.55Y=0.68Y₂=2.15Y=1.85m=1.5mm综上所述齿根弯曲疲劳强度满足要求。高速组齿轮的设计结果：Z1=22,Z2=154,模数m=1.5mm,压力角α=20°,中心距a=135mm,齿宽b1=40mm,二、低速齿轮计算试选小齿轮齿数Z3=24,大齿轮齿数Z4=uZ1=5.1*24=122.4,取Z4=123。1.按齿面接触疲劳强度设计由式(1-5)来计算确定式中的各参数值：①试选载荷系数KHt=1.3②小齿轮穿的转矩T1=1.33*105N.mm③齿宽系数ψd=1④查表ZH=2.5⑤ZE=189.8MPa1/2⑥接触疲劳强度重合系数Zea₄₁=arccos[z₁cosa/(Z₁+2h。)]=arccos[24×cos20/(24+2×1)]=29.841α₂=arccos[z₂cosa/(Z₂+2h)]=arccos[123×cos20/(123+2×1)]E₄=[z₁(tanα₁-tana)+z₂(tana₂-tana')]/(2π)=[24×(tan29.841-tan20)+123×(tan22.383-tan20)]/2π=1.738计算应力循环次数：N₁=60n,jL₁=60×204.29×1×(2×8×300×15)KHN1=0.94,KHN2=0.98取失效概率为1%,安全系数S=1由式(1-16)得取两者中的较小者即[σ]=[o]₂=539Mpa2.试算小齿轮分度圆直径、圆周速度及齿宽①分度圆直径：=62.571mm3.计算实际载荷系数KH①由表查得KA=1②v=0.67m/s、7级精度由表可得KV=1.03③齿轮圆周力F=2T₃/d₄=(2×1.33×10⁵)/62.571N=4.25×10³N所以K=K₄KKaKʙ=1×1.03×1.2×1.41⑤按实际载荷算得分度圆直径⑥齿轮模数4.按齿根弯曲疲劳强度计算试算模数YFal=2.65,YFa2=2.16Ysal=1.58,Ysa2=1.82σriml=500Mpa,σrim₂=380MpaKFN1=0.91,KFN2=0.95=1.839mm①圆周速度Vd₁=m,·z₃=1.839×24=44.136mmb=φ·d₃=1×44.136mm=44.136mmh=(2h+c)·m=(2×1+0.25)×1.839-4.138mmF₃=2T₃/d₃=(2×1.33×10⁵)/44.136N=6.03×10³N查表10-3的齿间载荷分配系数k=1.06.几何尺寸计算①计算分度圆直径d₃=z₃·m=35×2mm=70mmd₄=z₄·m=178×2mm=356mm②计算中心距③计算齿轮宽度b=φ·d₃=1×70mm=70mm7.圆整中心距后的强度校核可以通过调整传动比、改变齿数或变位发进行圆整。本例采用变位法将中心距就齿轮变位后，齿轮副几何尺寸发生改变。应重新校核齿轮强度，确定齿轮的①齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式(1-16)中的各参数。KH=1.75,T=1.33×10⁵N·mm,φ=1,d3=1,u=5.1,ZH=2.403所以齿面接触疲劳强度满足要求②齿根弯曲疲劳强度校核Ysa2=1.83,Y=0.668,=1,m=2mm,z3=35得到=122.4Mpa<[o,]₂综上所述齿根弯曲疲劳强度满足要求。2.1除铁机底座支架的设计因为除铁机整体质量不是很重，外形尺寸也不是很大，所以可以用角钢焊接的方式做成一个框架式的结构。在箱体两端各焊接一段角钢用来支撑，图2-1-1所示根据前边计算，此轴上的受力情况(轴的计算简图b)=11732.35NFʙ=Fg+F+F-F,=8249.2+5738+8249.2-11732.35=10504.05N(3)求C点的弯矩ME=Fᴀ=11732.35×165=1935837.75N·mmM=F(l₂+1₃+l₄)-Fp₂I₂-F(I₂+1₃)(4)求D点的弯矩=5680219.25N·mm(5)求E点的弯矩M=FʙJ₄=1050405×310=32562555N·mm(6)作弯矩图(轴的计算简图c)此轴选用45钢，正火处理：轴上的D点处的横截面为80×80的正方形。其抗弯截面系数为此处的最大弯曲正应力所以E点处由于在轴径突变处，轴容易被剪断，故应该校核轴径突变处的剪切强度，查表可材料的屈服强度σ,=360Mpa,取安全系数n,=1.5此轴的许用切应力F₅=F-F=11732.35-8249.2=3483.15N此处的剪应力在轴右端有圆轴向方轴突变的横截面处的剪力Fs=Fʙ-F=10504.05-8249.2=2254.85N此处的剪应力所以轴在轴径突变处，轴的强度合格。图2-3-1主轴零部件图对磁选机结构的分析是设计的前提，本次选择的磁选机磁系结构为磁导板上磁极的极性沿圆交错排列，沿轴向极性相同。每个磁极由长85mm宽65mm高17mm的磁块粘接而成，选择高为127mm宽170mm(85*2),5个磁极。为了设计出性能优良的磁选机，对磁路进行数值分析非常有必要，可以采用有限元法对磁选机磁路进行仿真分析和设计先要计算出各种磁系结构下磁选机的磁场分布情况，然后对磁路进行分析设计。磁选机工作区的磁通密度应尽可能高，保证磁场有足够的作用深度。磁系可以根据磁极的排列方式进行分类，有塔形磁系，平面磁系，曲面磁系三种。(a)平面磁系(b)曲面磁系(c)塔形磁系图磁系磁极排列1.采用极距z=170+74.26≈244.26mm,其中磁极半径为517mm,每个磁极的极角为27.07°一般工作情况庇取25mm,计算z值为246mm,于实际采用的2.磁系的半径为517mm,磁系的极数为5极4.磁选机的磁系结构选用本次设计的筒式磁选机的磁系结构选用的是开放型磁系，磁极相邻布置且中间没有辅助磁极，是一个弱磁性的磁极。5.磁感应强度的分布磁感应强度的大小影响磁选机的磁选效率，本次的磁系结构的磁感应强度平均值0.20T且磁性连续性连接，所以满足要求。2.5永磁滚筒除铁机槽体的设计根据除铁机结构形式的不同磁选机可分为顺流型、逆流型和半逆流型三种。现在常用的槽体以半逆流型为最多。槽体进矿部分底面结构形式采用圆弧面结构，区别于传统的槽体进矿端底部直线面形式。三.除铁机其他零部件的设计3.1除铁机冲水管卡子的设计图3-1-13.2防止轴转动的止动装置的设计在该磁选机中轴是不转动的，由传动装置带动不锈钢滚筒转动。综合考虑各个方面因素，对于该装置的设计如下所述。这个装置的外形和轴承座非常相像，安装在除铁机的机架两端，上面有孔可以放一个紧定螺钉，这样一来就可以使中心轴固定不会随滚筒转动。其材料选用Q235。3.3轴上套管设计圆轴直径为φ75,那么套管的内径初定为φ75,厚度为10mm。套管在轴上的安装位置及具体长度如图所示。图3-3-1止动装置键为A型平键，其尺寸为b=10mm,h=8mm,L=50mm,键槽深t=5mm。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：(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=h/2;P的选择，由机械设计手册[1]查表取为σ。=200MPa(静载的静联接)对键的校核：键所传递的转矩为：结论：经校核键的强度满足要求。图3-3-2套管及键槽结论永磁滚筒除铁机应用非常广泛，因为它是一个非常基础的物料区分设备，它能够高效的将物料中的含铁物质分离出来，从而提升物料的纯度，还能保护后续加工设备的安全运行，设计初期一定要大量阅读相关资料，从中获取对自己有利的东西，这些信息能够帮助我们完成自己的设计，学校的图书馆资源非常丰富，我们要找到这些书中的精华部分，拓展自己的视野，以至于我们的设计更加创新更加在画图之前，我们自己头脑里一定要有一个初步的模型，这样才能将一个大概的三视图画出来，不仅要画装配图，还有一些零件图也得画出来，画图过