緒論我國的主要能源是煤炭。煤炭利用率的提高對于整個國民經濟的發展有著重大意義。然而，原煤不經過加工而直接用于燃燒，不僅利用率低，浪費能源，而且產生大量的煤煙以及溫室氣體的排放發，嚴重污染環境。隨著科學技術的飛速發展以及能源的日益短缺，人們迫切需要一種有效的節能方法。而采用清潔煤技術，正是提高煤炭利用效率以及減少環境污染的重要途徑之一。工業型煤成套技術就是其中一種比較成熟的方法,通過添加助劑對粉煤進行混捏成型,用作工業鍋爐和窯爐的燃料,與直接燃燒散煤相比,煙塵排放量可減少60%,SO排放量可減少50%，而且建廠投資少、周期短、易于推廣等等。1.1型煤機械在工業型煤技術的重要地位由于過去我國對工業型煤機械不夠重視，在其方面的研究很少，所以到如今，我國生產工業型煤的主要方式是采用粉煤添加粘結劑來低壓成型工業型煤。實際上,恰恰成型機械是型煤生產的關鍵設備,這致使我國的工業型煤技術落后于國外。不過，近年來，隨著我國科學技術的發展，在這方面正不斷地縮小與發達國家之間的差距。而國內采用的有粘結劑的低壓成型工藝存在著諸如其過程十分耗時繁瑣、能源消耗大、相關的機械設備陳舊、添加劑昂貴等等不利因素,致使型煤的生產成本偏高,生產廠家獲得的利潤很低，不利于向廣大市場推廣。本論文設計的是工業對輥成型機械，采用壓輥擠壓成型工業型煤，這樣可以不用粘結劑，以減少成本。1.2工業型煤的發展歷史過去，我國生產工業型煤所使用的型煤機械設備大多是仿國外制造的，由于生產力水平不高，存在著諸如型煤設備配置不合理、電機選型不匹配等等問題，結果導致型煤成型工藝水平落后于國外幾十年的巨大差距。當時所使用的型煤機械設備存在著許多的問題，例如：機械性能差、耗電量大、經常折斷軸、成型率低、型煤質量差等等。為了解決這些問題，工程師們不辭勞苦地努力奮斗，后來經過不斷地研制和改造，終于使型煤設備的各方面的性能都得到很大程度上的提高。1.3國內工業型煤的發展狀況我國型煤技術的發展狀況可以概括為起步晚，發展慢。實際上，為了減少能源的浪費以及減小對于環境的破壞污染，我國是從20世紀50年代起才開始研究民用型煤。60年代到70年代，國內開展了大規模的民用型煤研究，并且隨后研制出了以無煙煤為原料的上點火蜂窩煤。1980年后開始研究與開發工業型煤技術，并且取得了明顯的成就。但總體上與發達國家比較，還存在著不小的差距，特別是在型煤專用設備的開發研究方面，差距依然十分巨大。綜上所述，我國在型煤機械設備上的研制和開發對于解決能源資源日益短缺，環境污染問題等等，有著重大作用，是一件利國利民的好事。工業上我國目前普遍采用機制冷壓一次成型來生產工業型煤。主要的成型設備有對輥成型機和擠出機等等。工業對輥成型壓力相對較低,一般在25MPa左右。型煤的形狀有圓形、方形、枕形、棒形等等。國內用于生產工業型煤的粘結劑可分為無機質、有機質以及兩者結合起來的復合粘結劑。目前國內注重于開發具有良好冷態強度和防水性能的免烘干粘結劑，以此來大規模生產工業型煤，減少成本。目前國內生產型煤的設備主要有兩種發展趨勢：其一，由國外引進高壓成型設備；其二，大力推廣國內研制的低壓爐成型設備。兩種發展趨勢可以有效地降低生產成本,提高型煤的成型質量,加快我國工業型煤規模化、產業化進程。另外，由于型煤的生產成本高于原煤,并且型煤的生產要消耗能源電能,而生產廠家的目的是追求一定的經濟利潤,導致型煤的價格一般比原煤高出幾十塊錢。型煤所帶來的經濟利潤十分的少,于是在市場經濟調節下,難以擁有市場。這是中國工業型煤很難在市場普遍推廣的根本原因。工業型煤爐前成型技術是節能技術改造重要的一部分，但其不能很好地減少環境污染。1.4國外工業型煤的發展狀況國外型煤發展已有半個多世紀的歷史。生產量較大，技術較成熟的國家有英國、法國、德國、日本等。國外壁爐用型煤較多，生產能力最大能達到50萬t/年。國外型煤生產工藝、粘結劑配方、型煤機械設備都較先進，技術成熟，能夠形成生產規模。國外整套型煤設備中壓球機發展的主要趨勢是為了提高型煤產品質量，加大成型壓力。型煤設備中壓球機的研發方法主要有兩種，一種是加大成型壓輥直徑，另一種是加上預壓機構和必要的控制系統兩級成型。為了解決壓球機沿輥寬壓力不均的問題，可以在壓球機上增加復雜的分行調壓機構，但這大大地增加了壓球機的加工成本。由于國外發達國家正在尋找研究新的能源，研究其它潔凈燃料和技術，國外型煤業日趨萎縮。目前，成型用立式調和機正向中心供熱、高速混合、自動定量出料方向發展。1.5工業型煤成型機工作機理成型機是工業型煤成型過程中關鍵的機械設備，其性能將直接影響型煤生產線上生產型煤的質量。工業對輥成型機是成型機的主要機型之一，它有一對直徑相同、水平方向上相互平行并且彼此間存在著一定間隙的圓柱形壓輥，壓輥上分布著許多形狀和大小相同并且交錯排列的成型槽，壓輥是對輥成型機的關鍵部件，如圖1-1所示。

圖1-1對輥成型機工作示意圖-型煤設備配置及選型工業對輥成型機在電動機的驅動下，帶動兩個壓輥以相同速度、相反方向轉動，當原煤落入兩壓輥之間并且在A處開始受壓時，煤料在相應兩成型槽之間受擠壓致使其體積被壓縮；隨著壓輥連續轉動，成型槽逐漸閉合，并且成型壓力逐步增大，當壓輥轉動到兩個成型槽距離最小時成型壓力達到最大值，型煤固定成型。然后壓輥繼續轉動使成型槽逐漸分離，成型壓力也隨之逐漸減小。在成型壓力減至零之前，擠壓成型的型煤就開始自動脫落。由工業型煤機械設備的配置及選型研究可知，按圖2來分析成型槽對原煤的成型作用力原理。為簡明論述，我們把成型槽中點看做成型槽對原煤的受力作用點，在A、B兩點同時作用一對壓力。為方便計算，我們設壓輥的A點為研究對象，在A點壓輥對煤料產生一個壓力J)。該作用力可分解為兩個力，垂直力Pslna對煤料起著支撐的作用，使煤料脫離壓輥；而水平力Pcosa對原煤料產生擠壓作用。并且同時，壓輥對煤料產生一個摩擦力F。此摩擦力也可以分解為兩個作用力，垂直分力Fcosa．使煤料被擠壓到兩壓輥之間，而水平分力Fslna．則克服煤料的內阻力，從而讓煤料被壓縮成型。

圖1-2型煤成型時的受力分析要使壓輥能咬入煤料并且正常工作，必須滿足以下條件：

圖1-2型煤成型時的受力分析公式圖上述式中P為煤料與壓輥之間的摩擦角。由此可以得出結論：工業對輥成型機要想正常工作必須使壓輥上的咬入角于或者等于煤料與壓輥間的摩擦角。綜上所述可以得出，煤料的壓制主要是在咬合區內進行的，在進入咬合區前煤料只起搖實密度的作用。成型機一個很重要的參數便是咬合角，在相同壓輥直徑的條件下，咬合角越大，則咬合區H越大，被咬入煤料的體積就越大，壓縮率和成型壓力也就隨之而增大。咬合角的大小與煤料的特性有關。一般大約在～左右。一般在咬合角相同的條件下，增大壓輥直徑就增大咬合區的寬度，進而可以增大型煤的壓縮率和成型強度，這也是現在國外工業型煤成型機壓輥向大直徑方向發展的主要原因。然而，增大壓輥直徑的同時，也應該考慮到負面影響。1.6影響型煤的成型因素煤料的成型除了與壓輥的直徑和寬度以及輥子的轉速、兩對輥之間的中心距相關外還與對輥成型機的成型壓力、煤料的粒度、物料的水分、粘結劑與煤料的配比、煤料的成型特性等因素息息相關，因此在設計過程中需要將這些因素也考慮到其中。1.6.1型煤對輥成型機的成型壓力煤炭原料在壓輥上成型槽的填滿程度在一定程度上決定著對輥成型機成型壓力的大小，而成型壓力的大小對于型煤的成型質量又起著至關重要的作用。當成型壓力小于壓潰力時，型煤的機械強度隨成型壓力的增大而提高。煤種不同，其壓潰力也有所差別。一般，型煤的成型壓力有一個最佳值，其主要與成型物料的種類、成型物料的水分、成型物料的粒度組成以及成型所用的粘結劑種類和用量等因素有密切的關系。所以說，為了能使對輥成型機產生足夠大的壓力來壓實成型槽里面的煤球，需要將成型槽里面的煤料填充滿。因為煤料填充得越多，則在兩對輥成型時對煤料擠壓產生的反作用力就越大，從而使煤料越容易成型。1.6.2煤料粒度、給配對煤料成型帶來的影響煤料粒度的大小與料度級配分布也是影響型煤的成型強度與成型率的重要因素之一。在成型過程中，煤料過粗過細不僅會消耗電動機的動力，浪費能源，而且還會增加粘結劑的用量，使其灰分增大固定碳含量低，最終影響型煤的成型質量。所以，通過對成型強度及成型率良好的情況下，最佳煤料粒度及料度級配跟蹤測試結果對比，存在著一個較好的粒度范圍。實踐證明，較小的物料粒度有利于粒子的緊密排列，型煤壓球機采用粘合劑成型工藝時，最佳粒度組成應使物料的總比表面最小的粒子間的總空隙也最小，以減少粘合劑用量，從而降低型煤的生產成本。確定物料粒度及粒度組成時，應該遵循以下兩個原則：

（1）確保煤料顆粒在型塊內的以最為緊密的方式排列，以提高型煤的成型質量。實踐證明，較小的物料粒度有利于粒子的緊密排列；

（2）若采用粘結劑生產工業型煤工藝時，最佳粒度組成應該使煤料的總表面達到最小值、煤料顆粒間的總空隙也達到最小值，這樣可以減少粘結劑的用量，從而降低型煤的生產成本。 1.6.3物料的水分在成型過程中的影響型煤成型水分的大小直接關系到型煤的成型率、固化時間、初期強度、后期強度等等。型煤生產線要求被壓制物料含水量不的超過最佳含水量范圍，當然具體物料壓制時含水量要求也不同。物料中的水分在成型過程中的作用主要有：

（1）適量的水分可以在成型過程中起潤滑劑的作用，也可以降低成型系統的內摩擦力，提高型煤的成型質量。若是物料的水分過多，顆粒表面的水層變厚，就會影響顆粒之間的充分密集，并且降低型煤的成型質量。而且，物料水分過多則在型煤干燥時易產生裂紋，導致型煤發生碎裂現象；

（2）如果在工業型煤成型過程中采用親水性粘結劑，適量的水分會起著預先潤濕物料粒子表面的作用，從而時物料的粒子更容易相互粘結。但是如果水分過多的話，反而會使粘結劑失效。根據研究得出比較適宜的成型水分范圍一般在10%~15%之間；

（3）如果工業型煤成型過程中采用疏水性粘結劑成型，則物料的水分會減弱粘結劑對型煤成型的效果，所以在成型時一般控制物料的水分在4%以下。1.6.4粘結劑與物料的配比對煤料成型的影響

由于大部分煤種的成型性能較差，因而采用粘結劑的成型工藝應用較為普遍。此時，粘結劑的用量不但是型煤強度的關鍵影響因素，而且對型煤生產成本有非常重要的影響。從粘結劑在成型過程中固結后的方面來說，增大粘結劑的用量有利于提高型煤的成型質量；但從型煤的成型過程來說，增大粘結劑的用量將減小成型壓力并且降低型煤的質量；再從型煤脫模的穩定性這方面來說，增大粘結劑的用量也不利于提高型煤的質量。所以，一般需要反復試驗來確定一個最佳的粘結劑用量。1.6.5物料的成型特性在成型過程中的影響物料的成型特性是在型煤成型過程影響煤料成型的關鍵的內在因素，其中以物料的彈性與塑性的影響最為突出。原煤的塑性越高，其煤料的成型特性就會越好。

泥炭、褐煤等煤種均富含塑性高的瀝青質和腐植酸物質，所以它們的成型特性好，成型質量高，甚至可以不使用粘結劑來成型工業型煤。隨著煤化度的提高，煤的塑性逐漸下降，其成型特性也逐漸變差。對煤化度較高的煤，一般需添加粘結劑以增加煤料的塑性方可成型。2型輥的計算2.1確定傳動方案本次設計的對輥成型機是由電動機通過帶傳動帶動一個同步減速器，再通過可調節聯軸器帶動兩個輥子同步相向轉動，傳動方案如下圖2-12.2對輥成型機的主要參數及設計要求輥子轉速：10-12轉/分（即輥子圓周速度為）;成型壓力：；小時產量10-15噸；給料方式：自重給料；型球尺寸：；枕形結構采用液壓平衡成型力；螺桿固定式框架結構；同步式齒輪傳動箱。2.3輥子的寬度計算因為設計給出的工況為，即可得輥子半徑2.4型球的分布棍子的周長周向單列最多可為個由于各成型槽之間存在間距，將暫定周向單列成型槽數，間距定為6mm單個型煤的質量是煤的密度，通常取所以其質量由于要符合每小時產量的要求，需要產出的型煤的數量為所以成型輥上的成型槽列數取成型輥上的成型槽列數2.5輥子的長度計算因此輥子的實際寬度輥子的直徑D=2r=800mm，寬度為341mm2.6對輥成型機電動機的選擇已知成型時成型壓力，輥寬工作阻力阻力轉矩T=工作功率P=傳動裝置的總效率查機械手冊可得可求得總效率則可求得電機功率經研究決定采用同步轉速的Y系列電動機。所選用的電動機為，6極電機，額定轉速，額定功率為。2.7傳動比的分配與計算此傳動裝置采用圓柱直齒輪減速器，分配傳動比要考慮一下原則：1） 各級齒輪傳動的承載能力大致相同。2） 各級傳動中的大齒輪浸油深度大致相同。由于所選電機額定轉速，工作時電機轉速，因此其總傳動比經查機械手冊可知普通V帶傳動比，通常取2-4，因為V帶傳動比不宜過大，所以一般應使。這樣可使傳動裝置結構緊湊，因而取。所以減速器的傳動比分配各級傳動比校核傳動比，該傳動比在合理范圍內。2.8各級軸的參數計算將傳動裝置中的各軸從高速級到低速級排列依次為I號軸、II號軸，III號軸……，相鄰兩軸之間的傳動比為、……，各軸的輸入功率為、……，各軸的轉速為、……，各軸的輸入轉矩為、……，另外0軸即為電動機軸，因而各軸的功率、轉速、轉矩的計算如下： 0軸： I軸： II軸： III軸： IV軸： V軸： 3V帶的計算3.1確定V帶型號工作情況系數 查機械手冊表4.6得計算功率 V帶型號 根據和值查機械手冊圖4.6得選用C型V帶3.2確定帶輪基準直徑、小帶輪直徑 查機械手冊表4.7得=200-355mm，取 已知，取彈性滑動系數大帶輪直徑 ，取3.3驗算V帶速度由于要求帶速在5m-25m之間，所以帶速符合要求。3.4確定V帶長度L及中心距a初定中心距 初算V帶基準長度 查機械設計手冊可圓整得實際中心距a的計算3.5驗算小帶輪包角3.6V帶根數z的確定單根V帶試驗條件下許用功率 查機械設計手冊得傳遞功率增量 查機械手冊表4.5可得包角系數 查機械手冊表4.8可得長度系數 查機械手冊表4.3可得V帶根數z 經圓整可得z=5根3.7計算單根V帶的拉力V帶單位長度的質量m 查相關資料得m=0.3kg/m =578.94N3.8軸上的力的計算4減速器齒輪的設計計算4.1第一對嚙合齒輪的計算4.1.1選擇齒輪材料 小齒輪：40Cr，調質，大齒輪：45，正火，4.1.2齒面接觸疲勞強度的計算確定齒輪傳動精度等級，由于，估取圓周速度，查機械設計手冊可得其精度等級為II公差組8級。求小齒輪分度圓直徑 齒寬系數 查機械手冊可按齒輪相對軸承為非對稱布置小齒輪齒數 推薦值范圍為20-40，取大齒輪齒數 ，圓整取齒數比u 傳動比誤差 由于誤差在范圍內，所以所選齒輪齒數合適。小齒輪轉矩 載荷系數K 使用系數 查機械手冊得動載荷系數 推薦值范圍為1.05-1.4，選取齒向載荷分配系數 推薦值范圍為1.0-1.2，選取齒間載荷分配系數 推薦值范圍為1.0-1.2，選取載荷系數K 許用接觸應力查機械手冊可得接觸疲勞極限 求應力循環次數N可得 查機械手冊可得接觸強度的壽命系數 、 查機械設計手冊可得接觸強度最小安全系數則 材料彈性系數 查機械設計手冊可得節點區域系數 查機械設計手冊,由可得重合度系數 推薦值范圍為0.85-0.92，選取經計算可得 齒輪模數m ，圓整取m=5小齒輪分度圓直徑 圓周速度v 與估計值相近，故滿足設計要求。故小齒輪分度圓直徑 =135mm大齒輪分度圓直徑 標準中心距a =255mm齒寬b 圓整取b=113mm大齒輪齒寬 小齒輪齒寬 =120mm4.1.3齒根彎曲疲勞強度的計算及校核許用彎曲應力 彎曲疲勞極限 機械設計手冊，雙向傳動乘0.7彎曲強度壽命系數 查機械設計手冊可得 彎曲強度尺寸系數 查機械設計手冊可得 彎曲強度最小安全系數 查機械設計手冊可得則 由 =1.72重合度系數 =0.68由式6-10 齒形系數 應力修正系數 由此可得 由于，，故齒根彎曲強度滿足設計要求。4.1.4齒輪主要尺寸的設計計算分度圓直徑d 齒頂高 齒根高 =6.25mm齒全高h 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 齒距p 齒厚s 齒槽寬e 頂隙c 中心距a 傳動比 4.2第二對嚙合齒輪的計算4.2.1選擇齒輪材料 小齒輪：40Cr，調質，大齒輪：45，正火，4.2.2齒面接觸疲勞強度的計算確定齒輪傳動精度等級，由于，估取圓周速度，查機械設計手冊可得其精度等級為II公差組8級。求小齒輪分度圓直徑 齒寬系數 查機械設計手冊可按齒輪相對軸承為非對稱布置小齒輪齒數 推薦值范圍為20-40，取大齒輪齒數 ，圓整取齒數比u 傳動比誤差 由于誤差在范圍內，所以所選齒輪齒數合適。小齒輪轉矩 載荷系數K 使用系數 查機械設計手冊得動載荷系數 推薦值范圍為1.05-1.4，選取齒向載荷分配系數 推薦值范圍為1.0-1.2，選取齒間載荷分配系數 推薦值范圍為1.0-1.2，選取載荷系數K 許用接觸應力查機械手冊可得接觸疲勞極限 求應力循環次數N可得 查機械設計手冊可得接觸強度的壽命系數 、 查機械設計手冊可得接觸強度最小安全系數則 材料彈性系數 查機械設計手冊可得節點區域系數 查機械設計手冊,由可得重合度系數 推薦值范圍為0.85-0.92，選取經計算可得 齒輪模數m ，圓整取m=6小齒輪分度圓直徑 圓周速度v 與估計值相近，故滿足設計要求。故小齒輪分度圓直徑 =180mm大齒輪分度圓直徑 標準中心距a =327mm齒寬b 圓整取b=150mm大齒輪齒寬 小齒輪齒寬 =156mm4.2.3齒根彎曲疲勞強度的計算及校核許用彎曲應力 彎曲疲勞極限 查機械設計手冊，雙向傳動乘0.7彎曲強度壽命系數 查機械設計手冊可得 彎曲強度尺寸系數 查機械設計手冊可得 彎曲強度最小安全系數 查機械設計手冊可得則 由 =1.73重合度系數 =0.68由式6-10 齒形系數 應力修正系數 由此可得 由于，，故齒根彎曲強度滿足設計要求。4.2.4齒輪主要尺寸的設計計算分度圓直徑d 齒頂高 齒根高 =7.5mm齒全高h 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 齒距p 齒厚s 齒槽寬e 頂隙c 中心距a 傳動比 4.3第三對嚙合齒輪的計算4.3.1選擇齒輪材料 小齒輪：40Cr，調質，大齒輪：45，正火，4.3.2齒面接觸疲勞強度的計算確定齒輪傳動精度等級，由于，估取圓周速度，查機械設計手冊可得其精度等級為II公差組8級。求小齒輪分度圓直徑 齒寬系數 查機械設計手冊可按齒輪相對軸承為非對稱布置小齒輪齒數 推薦值范圍為20-40，取大齒輪齒數 ，圓整取齒數比u 傳動比誤差 由于誤差在范圍內，所以所選齒輪齒數合適。小齒輪轉矩 載荷系數K 使用系數 查機械設計手冊得動載荷系數 推薦值范圍為1.05-1.4，選取齒向載荷分配系數 推薦值范圍為1.0-1.2，選取齒間載荷分配系數 推薦值范圍為1.0-1.2，選取載荷系數K 許用接觸應力查機械手冊可得接觸疲勞極限 求應力循環次數N可得 查機械設計手冊可得接觸強度的壽命系數 、 查機械設計手冊可得接觸強度最小安全系數則 材料彈性系數 查機械設計手冊可得節點區域系數 查機械設計手冊,由可得重合度系數 推薦值范圍為0.85-0.92，選取經計算可得 齒輪模數m ，圓整取m=8小齒輪分度圓直徑 圓周速度v 與估計值相近，故滿足設計要求。故小齒輪分度圓直徑 =248mm大齒輪分度圓直徑 標準中心距a =432mm齒寬b 圓整取b=201mm大齒輪齒寬 小齒輪齒寬 =207mm4.3.3齒根彎曲疲勞強度的計算及校核許用彎曲應力 彎曲疲勞極限 查機械設計手冊，雙向傳動乘0.7彎曲強度壽命系數 查機械設計手冊可得 彎曲強度尺寸系數 查機械設計手冊可得 彎曲強度最小安全系數 查機械設計手冊可得則 由 =1.72重合度系數 =0.69由式6-10 齒形系數 應力修正系數 由此可得 由于，，故齒根彎曲強度滿足設計要求。4.3.4齒輪主要尺寸的設計計算分度圓直徑d 齒頂高 齒根高 =10mm齒全高h 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 齒距p 齒厚s 齒槽寬e 頂隙c 中心距a 傳動比 4.4第四對嚙合齒輪的計算4.4.1選擇齒輪材料 小齒輪：40Cr，調質，大齒輪：45，正貨，4.4.2齒面接觸疲勞強度的計算確定齒輪傳動精度等級，由于，估取圓周速度，查機械設計手冊可得其精度等級為II公差組8級。求小齒輪分度圓直徑 齒寬系數 查機械設計手冊可按齒輪相對軸承為非對稱布置小齒輪齒數 推薦值范圍為20-40，取大齒輪齒數 ，圓整取齒數比u 傳動比誤差 由于誤差在范內，所以所選齒輪齒數合適。小齒輪轉矩 載荷系數K 使用系數 查機械設計手冊得動載荷系數 推薦值范圍為1.05-1.4，選取齒向載荷分配系數 推薦值范圍為1.0-1.2，選取齒間載荷分配系數 推薦值范圍為1.0-1.2，選取載荷系數K 許用接觸應力查機械設計手冊可得接觸疲勞極限 求應力循環次數N可得 查機械設計手冊可得接觸強度的壽命系數 、 查機械設計手冊可得接觸強度最小安全系數則 材料彈性系數 查機械設計手冊可得節點區域系數 查機械設計手冊,由可得重合度系數 推薦值范圍為0.85-0.92，選取經計算可得 齒輪模數m ，圓整取m=12小齒輪分度圓直徑 圓周速度v 與估計值相近，故滿足設計要求。故小齒輪分度圓直徑 =360mm大齒輪分度圓直徑 標準中心距a =600mm齒寬b 圓整取b=296mm大齒輪齒寬 小齒輪齒寬 =302mm4.4.3齒根彎曲疲勞強度的計算及校核許用彎曲應力 彎曲疲勞極限 查機械設計手冊，雙向傳動乘0.7彎曲強度壽命系數 查機械設計手冊可得 彎曲強度尺寸系數 查機械設計手冊可得 彎曲強度最小安全系數 查機械設計手冊可得則 由 =1.73重合度系數 =0.68由式6-10 齒形系數 應力修正系數 由此可得 由于，，故齒根彎曲強度滿足設計要求。4.4.4齒輪主要尺寸的設計計算分度圓直徑d 齒頂高 齒根高 =15mm齒全高h 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 齒距p 齒厚s 齒槽寬e 頂隙c 中心距a 傳動比 5減速器軸的設計計算5.1I號軸的計算5.1.1初步估算I號軸的最小直徑由于此軸上的分度圓直徑和軸徑相似，所以把該軸加工成齒輪軸。可選取45號鋼作為軸的材料并對其進行調質處理。查機械設計手冊可得A=113，則 =50.12mm1 2 3 4 5 6 7圖5-1-1為了留有加工余量以及加工的方便，可將最小直徑取值稍微大一些。由于大帶輪是裝在該軸的最小直徑上，可根據大帶輪輪轂取值最小直徑為70mm。5.1.2軸的結構設計1)軸段1上安裝大帶輪，其定位是靠軸端擋板及軸肩定位的。由帶輪計算可得其長度，直徑2)軸段2由于要對大帶輪軸向定位，暫定軸肩h=5mm，考慮到箱體的內部拆裝空間及透蓋的安裝，所以其長度，直徑3)軸段3上安裝軸承，為便于安裝軸承內圈，并且要符合標準軸承內徑。查機械設計手冊暫選圓錐滾子軸承，型號為32318，其基本尺寸為mm。所以該軸段長度，直徑4)軸段4由于要考慮到對軸承的定位以及對箱體內部空間的安排，其長度，直徑5)軸段5為軸齒輪段，根據第一對嚙合齒輪中的小齒輪寬度及齒根圓直徑可得其長度，直徑6)軸段6由于要考慮到對箱體內部空間的安排，其長度，直徑7)軸段7上安裝軸承，考慮到軸段3也選用32318圓錐滾子軸承，這樣可以將產生的軸向力相互抵消掉。因此其長度，直徑另外軸段1上要有健，選用C型普通圓頭平健。5.1.3軸的強度校核軸的計算簡圖圖5-1-2轉矩 大帶輪直徑 徑向力 圓周力和軸向力均為0齒輪的直徑 圓周力 徑向力 軸向力由和求得 求得 圓錐滾子軸承產生的軸向力截面處彎矩合成由于，可見截面處彎矩更大，是軸的危險截面。截面處的當量彎矩 軸的選材為45號鋼，并經過調質處理，查機械設計手冊可得抗拉強度極限。因為，即為，取。 軸的應力 5.2II號軸的計算5.2.1初步估算II號軸的最小直徑由于此軸上的分度圓直徑和軸徑相似，所以把該軸加工成齒輪軸。可選取45號鋼作為軸的材料并對其進行調質處理。查機械設計手冊可得A=113，則 =70.2mm1 2 3 4 5 6 7圖5-2-1為了留有加工余量以及加工的方便，可將最小直徑取值稍微大一些。由于軸承是裝在該軸的最小直徑上，可根據軸承的相關參數取值最小直徑為.5.2.2軸的結構設計1)軸段1上安裝軸承，為便于安裝軸承內圈，并且要符合標準軸承內徑。查機械設計手冊暫選圓錐滾子軸承，型號為32318，其基本尺寸為mm。所以該軸段長度，直徑2)軸段2由于要考慮到對軸承的定位以及對箱體內部空間的安排，其長度，直徑3)軸段3為軸齒輪段，根據第一對嚙合齒輪中的小齒輪寬度及齒根圓直徑可得其長度，直徑4)軸段4由于要考慮到對箱體內部空間的安排，其長度，直徑5)軸段5為軸齒輪段，根據第一對嚙合齒輪中的小齒輪寬度及齒根圓直徑可得其長度，直徑6)軸段6由于要考慮到對箱體內部空間的安排，其長度，直徑7)軸段7上安裝軸承，考慮到軸段1也選用32318圓錐滾子軸承，這樣可以將產生的軸向力相互抵消掉。因此其長度，直徑。另外軸段5上要有健，選用A型普通圓頭平健。5.2.3軸的強度校核軸的計算簡圖圖5-2-2轉矩 齒輪的直徑 圓周力 徑向力 軸向力 由和求得 和求得 圓錐滾子軸承產生的軸向力截面處彎矩合成 軸的選材為45號鋼，并經過調質處理，查機械設計手冊可得抗拉強度極限。因為，即為，取。 軸的應力 5.3III號軸的計算5.3.1初步估算 III號軸的最小直徑由于此軸上的分度圓直徑和軸徑相似，所以把該軸加工成齒輪軸。可選取45號鋼作為軸的材料并對其進行調質處理。查機械設計手冊可得A=113，則 =96.45mm1 2 3 4 567 8圖5-3-1為了留有加工余量以及加工的方便，可將最小直徑取值稍微大一些。由于軸承是裝在該軸的最小直徑上，可根據軸承的相關參數取值最小直徑為120mm。5.3.2軸的結構設計1)軸段1上安裝軸承，為便于安裝軸承內圈，并且要符合標準軸承內徑。查機械設計手冊暫選圓錐滾子軸承，型號為30324，其基本尺寸為mm。所以該軸段長度，直徑2)軸段2由于要考慮到對軸承的定位以及對箱體內部空間的安排，其長度，直徑3)軸段3為軸齒輪段，根據第一對嚙合齒輪中的小齒輪寬度及齒根圓直徑可得其長度，直徑4)軸段4由于要考慮到對箱體內部空間的安排，其長度，直徑5)軸段5為軸齒輪段，根據第一對嚙合齒輪中的小齒輪寬度及齒根圓直徑可得其長度，直徑6)軸段6由于要考慮到對箱體內部空間的安排，其長度，直徑7)軸段7上安裝擋油環，其長度，直徑8)軸段8上安裝軸承，考慮到軸段1也選用30324圓錐滾子軸承，這樣可以將產生的軸向力相互抵消掉。因此其長度，直徑另外軸段3上要有健，選用A型普通圓頭平健。5.3.3軸的強度校核軸的計算簡圖圖5-3-2轉矩 齒輪的直徑 圓周力 徑向力 軸向力 由和求得 和求得 圓錐滾子軸承產生的軸向力截面處彎矩合成 軸的選材為45號鋼，并經過調質處理，查機械設計手冊可得抗拉強度極限。因為，即為，取。 軸的應力 5.4IV號軸的計算5.4.1初步估算IV號軸的最小直徑由于此軸上的分度圓直徑和軸徑相似，所以把該軸加工成齒輪軸。可選取45號鋼作為軸的材料并對其進行調質處理。查機械設計手冊可得A=113，則 =130.02mm1 2 3 4 5 6圖5-4-1為了留有加工余量以及加工的方便，可將最小直徑取值稍微大一些。由于軸承是裝在該軸的最小直徑上，可根據軸承的相關參數取值最小直徑為160mm。5.4.2軸的結構設計1)軸段1上安裝軸承，為便于安裝軸承內圈，并且要符合標準軸承內徑。查機械設計手冊暫選圓錐滾子軸承，型號為30232，其基本尺寸為mm。所以該軸段長度，直徑2)軸段2由于要考慮到對軸承的定位以及對箱體內部空間的安排，其長度，直徑3)軸段3為軸齒輪段，根據第一對嚙合齒輪中的小齒輪寬度及齒根圓直徑可得其長度，直徑4)軸段4由于要考慮到對箱體內部空間的安排，其長度，直徑5)軸段5為軸齒輪段，根據第一對嚙合齒輪中的小齒輪寬度及齒根圓直徑可得其長度，直徑6)軸段6上安裝軸承，考慮到軸段1也選用30232圓錐滾子軸承，這樣可以將產生的軸向力相互抵消掉。因此其長度，直徑另外軸段5上要有健，選用A型普通圓頭平健。5.4.3軸的強度校核軸的計算簡圖圖5-4-2轉矩 齒輪的直徑 圓周力 徑向力 軸向力 由和求得 和求得 圓錐滾子軸承產生的軸向力截面處彎矩合成 軸的選材為45號鋼，并經過調質處理，查機械設計手冊可得抗拉強度極限。因為，即為，取。 軸的應力 5.5V號軸的計算5.5.1初步估算V號軸的最小直徑由于此軸上的分度圓直徑和軸徑相似，所以把該軸加工成齒輪軸。可選取45號鋼作為軸的材料并對其進行調質處理。查機械設計手冊可得A=113，則 =171.98mm1 2 34 5 6 7圖5-5-1為了留有加工余量以及加工的方便，可將最小直徑取值稍微大一些。由于聯軸器是裝在該軸的最小直徑上，可根據聯軸器相關參數取值最小直徑為180mm。5.5.2軸的結構設計1)軸段1上安裝軸承，為便于安裝軸承內圈，并且要符合標準軸承內徑。查機械設計手冊暫選圓錐滾子軸承，型號為，其基本尺寸為mm。所以該軸段長度，直徑2)軸段2為軸齒輪段，根據第一對嚙合齒輪中的小齒輪寬度及齒根圓直徑可得其長度，直徑3)軸段3由于要考慮到對齒輪的定位，其長度，直徑4)軸段4由于要考慮到對箱體內部空間的安排，其長度，直徑5)軸段5上安裝軸承，考慮到軸段1也選用圓錐滾子軸承，這樣可以將產生的軸向力相互抵消掉。因此其長度，直徑6)軸段6長度，直徑7)軸段7上安裝非標準聯軸器，根據其相關參數可得長度，直徑另外軸段3上要有健，選用A型普通圓頭平健，軸段7上要有健，選用C型普通單圓頭平健5.5.3軸的強度校核軸的計算簡圖圖5-5-2轉矩 由和求得 和求得 圓錐滾子軸承產生的軸向力截面處彎矩合成截面處當量彎矩 軸的選材為45號鋼，并經過調質處理，查機械設計手冊可得抗拉強度極限。因為，即為，取。 軸的應力 6軸承的校核由于工作總時間為6.1I號軸上的軸承校核所選圓錐滾子軸承型號為32318，基本尺寸為基本額定載荷 e=0.35 Y=軸承合成支反力的計算6.1.2軸承的派生軸向力計算 6.1.3軸承的軸向載荷的計算由于齒輪的傳動是采用直齒圓柱齒輪傳動，因而齒輪本身不會產生軸向力，而軸承上的軸向力是由滾子軸承本身產生的。其產生的軸向力大小相等，方向相反，因而 6.1.4軸承的當量動載荷的計算 =15264.505N =32452.24N6.1.5軸承壽命的計算由于，所以以值來計算軸承壽命。通過查機械設計手冊可得載荷系數，溫度系數，則軸承壽命 ，該軸承符合要求6.2II號軸上的軸承校核所選圓錐滾子軸承型號為32318，基本尺寸為基本額定載荷 e=0.35 Y=軸承合成支反力的計算6.2.2軸承的派生軸向力計算 6.2.3軸承的軸向載荷的計算由于齒輪的傳動是采用直齒圓柱齒輪傳動，因而齒輪本身不會產生軸向力，而軸承上的軸向力是由滾子軸承本身產生的。其產生的軸向力大小相等，方向相反，因而 6.2.4軸承的當量動載荷的計算 =19937.3N =27706N6.2.5軸承壽命的計算由于，所以以值來計算軸承壽命。通過查機械設計手冊可得載荷系數，溫度系數，則軸承壽命 ，該軸承符合要求6.3III號軸上的軸承校核所選圓錐滾子軸承型號為30324，基本尺寸為基本額定載荷 e=0.35 Y=軸承合成支反力的計算6.3.2軸承的派生軸向力計算 6.3.3軸承的軸向載荷的計算由于齒輪的傳動是采用直齒圓柱齒輪傳動，因而齒輪本身不會產生軸向力，而軸承上的軸向力是由滾子軸承本身產生的。其產生的軸向力大小相等，方向相反，因而 6.3.4軸承的當量動載荷的計算 =29192N =316932.6N6.3.5軸承壽命的計算由于，所以以值來計算軸承壽命。通過查機械設計手冊可得載荷系數，溫度系數，則軸承壽命 ，該軸承符合要求6.4IV號軸上的軸承校核所選圓錐滾子軸承型號為30232，基本尺寸為基本額定載荷 E=0.44 Y=軸承合成支反力的計算6.4.2軸承的派生軸向力計算 6.4.3軸承的軸向載荷的計算由于齒輪的傳動是采用直齒圓柱齒輪傳動，因而齒輪本身不會產生軸向力，而軸承上的軸向力是由滾子軸承本身產生的。其產生的軸向力大小相等，方向相反，因而 6.4.4軸承的當量動載荷的計算 =95539.5N =91851.4N6.4.5軸承壽命的計算由于，所以以值來計算軸承壽命。通過查機械設計手冊可得載荷系數，溫度系數，則軸承壽命 ，該軸承符合要求6.5V號軸上的軸承校核所選圓錐滾子軸承型號為30238，基本尺寸為基本額定載荷 e=0.44 Y=軸承合成支反力的計算6.5.2軸承的派生軸向力計算 6.5.3軸承的軸向載荷的計算由于齒輪的傳動是采用直齒圓柱齒輪傳動，因而齒輪本身不會產生軸向力，而軸承上的軸向力是由滾子軸承本身產生的。其產生的軸向力大小相等，方向相反，因而 6.5.4軸承的當量動載荷的計算 =58226N =77812N6.5.5軸承壽命的計算由于，所以以值來計算軸承壽命。通過查機械設計手冊可得載荷系數，溫度系數，則軸承壽命 ，該軸承符合要求7減速器軸鍵的校核7.1I號軸鍵的校核I號軸的軸段1直徑，選用C型單圓頭普通平鍵。轉矩。該健的選材為45號鋼，其主要失效形式為壓潰，因而通常只計算其壓強來校核其強度。 所以該軸鍵滿足設計要求。7.2II號軸鍵的校核II號軸的軸段5直徑，選用A型圓頭普通平鍵.轉矩。該健的選材為45號鋼，其主要失效形式為壓潰，因而通常只計算其壓強來校核其強度。 所以該軸鍵滿足設計要求。7.3III號軸鍵的校核III號軸的軸段3直徑，選用A型圓頭普通平鍵.轉矩。該健的選材為45號鋼，其主要失效形式為壓潰，因而通常只計算其壓強來校核其強度。 所以該軸鍵滿足設計要求。7.4IV號軸鍵的校核IV號軸的軸段5直徑，選用A型圓頭普通平鍵.轉矩。該健的選材為45號鋼，其主要失效形式為壓潰，因而通常只計算其壓強來校核其強度。 所以該軸鍵滿足設計要求。7.5V號軸鍵的校核V號軸的軸段1直徑，選用A型圓頭普通平鍵.轉矩。該健的選材為45號鋼，其主要失效形式為壓潰，因而通常只計算其壓強來校核其強度。 所以該軸鍵滿足設計要求。V號軸的軸段8直徑，選用C型圓頭普通平鍵。該健的選材為45號鋼，其主要失效形式為壓潰，因而通常只計算其壓強來校核其強度。 8減速器箱體的設計減速器是對輥成型機的主要傳動裝置，主要作用是用來將電動機的功率與轉速通過層層傳遞，調節到一個合理的范圍內，最后再傳遞到壓輥上。減速器沿軸心線分為上箱體和下箱體，用普通螺栓聯接在一起，箱體由灰鑄鐵鑄造而成。以下為其相關尺寸：上箱座壁厚下箱座壁厚箱座上部凸緣厚度箱蓋凸緣厚度箱座底部凸緣厚度地腳螺釘直徑軸承旁聯接螺栓直徑蓋與座聯接螺栓直徑箱蓋肋厚箱座肋厚對減速器的設計，除了要設計齒輪、軸、軸承以及箱體的結構設計，還要考慮到減速器的軸承端蓋、通氣器、觀察孔、油標、潤滑油、排油孔及排油螺塞、定位銷、啟蓋螺釘、密封件、起吊裝置等輔助零部件的合理設計需要。9同步齒輪的計算9.1選擇齒輪材料由于倆同步齒輪完全相同，所以材料均選用40Cr，并且表面淬火，表面硬度為。9.2齒面接觸疲勞強度的計算確定齒輪傳動精度等級，由于，估取圓周速度，查機械設計手冊可得其精度等級為II公差組8級。齒輪齒數 推薦值范圍為20-40，取齒輪齒數中心距a 因為同步輥子的中心距為800mm，所以兩同步齒輪的中心距，則模數m 分度圓直徑d 圓周速度v 由于v與相近，所以滿足設計要求。求齒輪分度圓直徑 齒寬系數 查機械設計手冊可按齒輪相對軸承為非對稱布置齒輪轉矩 載荷系數K 使用系數 查機械設計手冊得動載荷系數 推薦值范圍為1.05-1.4，選取齒向載荷分配系數 推薦值范圍為1.0-1.2，選取齒間載荷分配系數 推薦值范圍為1.0-1.2，選取載荷系數K 許用接觸應力查機械手冊可得接觸疲勞極限 求應力循環次數N可得 查機械設計手冊可得接觸強度的壽命系數、 查機械設計手冊可得接觸強度最小安全系數則 材料彈性系數 查機械設計手冊可得節點區域系數 查機械設計手冊,由可得重合度系數 推薦值范圍為0.85-0.92，選取經計算可得 齒寬b 9.3齒根彎曲疲勞強度的計算及校核許用彎曲應力 彎曲疲勞極限 查機械設計手冊，雙向傳動乘0.7彎曲強度壽命系數 查機械設計手冊可得 彎曲強度尺寸系數 查機械設計手冊可得 彎曲強度最小安全系數 查機械設計手冊可得則 由 =1.62重合度系數 =0.71由式6-10 齒形系數 應力修正系數 由此可得 由于，，故齒根彎曲強度滿足設計要求。9.4齒輪主要尺寸的設計計算分度圓直徑d 齒頂高 齒根高 =40mm齒全高h 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 齒距p 齒厚s 齒槽寬e 頂隙c 中心距a 10型輥機構的計算10.1輥軸的計算10.1.1初步估算I號軸的最小直徑由于此軸上的分度圓直徑和軸徑相似，所以把該軸加工成齒輪軸。可選取45號鋼作為軸的材料并對其進行調質處理。查機械設計手冊可得A=113，則 =171.98mm1 2 3 4 5 6 7圖10-1-1為了留有加工余量以及加工的方便，可將最小直徑取值稍微大一些。由于大帶輪是裝在該軸的最小直徑上，可根據大帶輪輪轂取值最小直徑為180mm。10.1.2輥軸的結構設計1)軸段1上安裝非標準彈性柱銷聯軸器和同步齒輪，參考其主要參數可得該軸段的長度，直徑2)軸段2為軸肩，為同步齒輪定位，其長度，直徑3)軸段3上安裝軸承，，為便于安裝軸承內圈，并且要符合標準軸承內徑。查機械設計手冊暫選圓錐滾子軸承，型號為30238，其基本尺寸為mm。所以該軸段長度，直徑4)軸段4為軸承定位，其長度，直徑5)軸段5上安裝型輥，軸段的兩端分別安裝兩個相同的擋板，用于定位型輥。該軸段的長度，直徑6)軸段6用于定位軸承，其長度，直徑7)軸段7上安裝軸承，考慮到軸段3的情況，也安裝圓錐滾子軸承30238。該軸段的長度，直徑10.1.3輥軸的校核軸的計算簡圖圖10-1-2轉矩 由和求得 和求得 圓錐滾子軸承產生的軸向力截面處彎矩合成截面處當量彎矩 軸的選材為45號鋼，并經過調質處理，查機械設計手冊可得抗拉強度極限。因為，即為，取。 軸的應力 ，該軸滿足設計要求。10.2軸承的校核所選圓錐滾子軸承型號為30238，基本尺寸為基本額定載荷 e=0.44 Y=1.410.2.1軸承合成支反力的計算10.2.2軸承的派生軸向力計算 10.2.3軸承的軸向載荷的計算由于齒輪的傳動是采用直齒圓柱齒輪傳動，因而齒輪本身不會產生軸向力，而軸承上的軸向力是由滾子軸承本身產生的。其產生的軸向力大小相等，方向相反，因而 10.2.4軸承的當量動載荷的計算 =52218N =53956.4N10.2.5軸承壽命的計算由于，所以以值來計算軸承壽命。通過查機械設計手冊可得載荷系數，溫度系數，則軸承壽命 ，該軸承符合要求。10.3鍵的校核軸段1直徑，選用C型圓頭普通平鍵。該健的選材為45號鋼，其主要失效形式為壓潰，因而通常只計算其壓強來校核其強度。 軸段5直徑，選用A型圓頭普通平鍵.轉矩。該健的選材為45號鋼，其主要失效形式為壓潰，因而通常只計算其壓強來校核其強度。 所以該軸鍵滿足設計要求。11對輥成型機其他關鍵部位的設計11.1型板材料的選擇由于對輥成型機是靠高壓將物料擠壓成型的，所以成型機的型板必須要有一定的抗壓性、耐磨性以及抗腐蝕能力。此外，型板還要有一定的接觸疲勞強度及彈性強度以滿足擠壓成型的需要，所以型板的選材一般選擇合金鋼比較合適。而合金鋼不僅滿足以上要求，而且還具有良好的穩定性及沖擊韌性，能夠很好地承載對輥成型機擠壓成型時的沖擊載荷。所以本次設計對輥成型機型板的材料選為。11.2液力加載系統成型機在物料成型過程中時常會混入許多堅硬的雜物（如石頭、金屬等），這樣會造成壓輥的壓力瞬間過載，從而使壓輥擠壓變形，受到損壞，影響型煤的成型質量。為避免上述情況的發生，本次設計的對輥成型機采用液力加載系統來平衡成型力，保護兩個對輥。液力加載裝置是由液壓泵將高壓油打入液壓缸,使活塞產生軸向位移。活塞桿的前接頭頂在軸承座上以滿足生產壓力要求。當兩壓輥之間進料過多或進入金屬塊時,液壓缸活塞桿受壓過載,液壓泵會停機、蓄能器對壓力變化起緩沖作用、溢流閥開啟回油、活塞桿移位使壓輥間縫隙加大從而使硬物通過壓輥,系統壓恢復正常,可以保護壓輥不損壞。可以根據壓球密度的要求調整壓力,生產機動靈活。11.3安全聯軸器的選擇當對輥成型機對原煤物料成型時，時常有堅硬的雜物混入原料之中，從而使兩個對輥卡住，為了讓成型機恢復工作，需要讓活動對輥組件能夠平移退讓一段距離，便于及時處理雜物。有時根據特殊情況需要，聯軸器要能脫開傳動。此外，該聯軸器還應滿足裝拆方便，維護簡單，性價比高，使用壽命長，能夠適應在一定的溫度環境下正常工作等等。11.4機架的設計本次的對輥成型機機架設計采用螺桿固定式框架結構，整個框架結構是由上端架、下端架、左端架以及右端架組成的。各端架之間是通過銷軸來聯接的。該框架結構設計滿足結構簡單、承載能力強、裝拆方便的設計要求，而且性價比高。11.5壓輥的設計為了方便對輥輪的調整，以保證型煤的成型質量，必須使對輥成型機的兩個對輥輥輪之間保持良好的對中性。為了滿足設計要求，對輥輥輪與輥軸之間需采用脹套無鍵聯接。輥面上的成型槽需要交錯排列，這樣有利于提高型煤的脫球率，而且還可以盡量地減少輥面面積的不必要浪費。12設計總結隨著六月的到來，畢業設計也已接近尾聲了。經過3個多月的奮斗，讓我對大學四年的學習有了一個大體的回顧與總結。通過這段時間的艱苦奮斗，讓我明白了學習是一個長期積累的過程。在平常生活之中，就有許多值得學習的東西。我們要不斷地去觀察和探究，以積累專業知識，提高自己的專業素養，才能設計出合格滿意的產品。這次的畢業設計讓我明白了自己的不足，也讓我系統的回顧了大學期間所學的專業知識，溫故而知新，一定程度上也提高了我的個人能力。另外，也讓我明白學習如何通過有效途徑查找相關資料也是十分的重要。在畢業設計期間，我和其他同學相互交流，共同學習探討，不僅促進了同學之間的感情，也在和睦的氛圍之中，相互學習，共同解決了一些設計上的難題，并且加深了對專業知識的理解。此時此刻，我要感謝黃嘉興、王啟廣兩位指導老師的悉心指導和幫助；感謝給我帶來幫助的同學們。通過本次的畢業設計，鍛煉了我的個人能力，為我今后獨立工作樹立了信心。雖然，設計的過程十分艱辛，但我認為這將是我人生之中一筆寶貴的財富。參考文獻[1]王洪興、李、劉秉忠.機械設計工程學（1）.徐州：中國礦業大學出版社2001[2]陳飛、張永忠.機械工程及自動化基礎.徐州：中國礦業大學出版社2007[3]王洪興、張冠中.機械原理.徐州：中國礦業大學出版社2011[4]馮之敬.機械制造工程原理.北京：清華大學出版社2008[5]關慧貞、馮辛安.機械制造設備設計.北京：機械工業出版社2009[6] 程志紅、唐大放.機械設計課程上機與設計.南京：東南大學出版社2006[7]程志紅.機械設計.南京：東南大學出版社2006[8]吳宗澤.機械設計師手冊上冊.北京：機械工業出版社2002[9]吳宗澤.機械設計師手冊下冊.北京：機械工業出版社2002[10]李慶余、張佳.機械制造裝備設計.北京：機械工業出版社2003[11]袁績乾.機械制造技術基礎.北京：機械工業出版社2001[12]陳立德.機械設計基礎.第3版.北京：高等教育出版社出版2007[13]陳立德.機械設計課程設計.第3版.北京：高等教育出版社2007[14]楊慧英、王玉坤.機械制圖[M].北京：清華大學出版社2002.[15]羅特軍.理論力學.北京：高等教育出版社2006[16]任家隆.機械制造基礎[M].北京：高等教育出版社2003翻譯部分英文原文FailureinvestigationofaTaperRollerBearing:Acasestudy1.IntroductionBearinglifereferstothetotalnumberofrevolutios(ortimeperiod)abearingperformssatisfactorilyunderstatedconditionsbeforefailure.Ingeneral,basedontheoperatingconditionsthescopeofthebearinglifeisdefined.Incaseofheavymachiner,smallflakingorspallingonthebearingmaynotbeconsideredasanimmediatefailureanditslifecanbeprolongedwithpropermaintenance.Ontheotherhanditmaybealimitingfactorwheretheapplicationdemandshighprecisioncontrolandsensitiveevntoveryslightdimensionalvariaion,noiseorvbration..Morecommonl,thelifeofabearingisspecifiedbyL10(or10)lifewhichisdefinedasthetotalnumberofrevolutiosinwhich90%ofidenticalbearingswilsurviveunderthesameoperatingandenvironmentalconditionsbeforefailurebyfatigue.Theoperatingloadandspeedaretheprimefactorsinestimatingthe10lifewhchisgivenb,pLn=1.2.3.(C/P)pWhere,Lna=Ratedlfeinmillinsofrevolution(10)a1=Reliailityadjustmentfactor a2=Materialadjustmentfactora3=OperatingconditonadjustmentfactorC=BasicdnamicloadratinginNetonP=EquialentdnamicloadinNewtonp=3forballbearinsand10/3forrollerbearingWiththeproperselectionofbearingforagivenapplicatio,thebearingfailspredominantlybyfatigueandcanbeestimatedbytheaboveequation[1,2].Thereareseveralotherparameterslikeimproperselectionofbearingforagivenapplicatio,inadequatelubrication,improperinstallaton,excessiveloading/reloading,vibrations,impactloading,environmentalfactorslikecorrosivemedia,temperature,contaminatedenvironmentthatcancauseabearingtofailbeforeitspredictedlifetimeandareclassifiedasprematurefailures.Thefailuremodesofabearing,besidesfatigue,includeplasticflow,fracture,wear,corrosionandelectricalpitting.Bygatheringdataonapplicationofthebearingandoperatingconditionsduringrunningandatthetimeoffailure,damageanalsiscanbemadebystudingthemodeoffailureanditsmostprobablerootcausefortheprematurefailurecanbeestablished.Ifmorethanoneparameterisinvoledinprematurefailure,itwilincreasethecomplexityofidentifingtherootcause[3-5].Inthepresentstud,damageanalsismadeontheprematurelyfailedfrontwheeloutertaperedrollerbearingisdiscussed.AschematicviewoftractorisshowninFig.1andthelocationoffrontwheelouterbearingishghlightedincircles(inFig.1).ExperimentaldetailsAdetailedstudyonthefailedbearingwasmadeincludingvisualexamination,chemicalcomposition,microhardness,microstructure,retainedaustenitemeasurement,weardebrisanalsisandscanningelectronmicroscope(SEM)studies.Visualexaminationwascarriedoutusingastereozommicroscope.Thechemicalcompositionofthefailedcomponentswascarriedoutusingsparkemissionspectrometr.Bakelitemountedandpolishedcutsectionswereusedformetallographcobservationandmicrohardnessmeasurements.Themicrostructurewasstudiedafteretchingwith3%Nital.RetainedaustenitecontentwasmeasuredusingX-raydiffraction(XRD)technique,ontherollersurfaceandconeracewa.Thedamagedcagewascarefullycleanedusingpetroleumbeneneandtheweardebriscollectedafterfiltrationofthesolventforparticlesizeanalsisusinganimageanalyser.3.Results3.1MaterialMaterialcompositionwasevaluatdbysparkemissionspectrometerandthechemicalcomposition(inweigtpercentage)isshowninTable1.3.2MacroscopicanalysisThecone,rollersandcageinasreceivedconditionareshowninFig.2.Underlowmagnificationusingastereozommicroscope,oneendoftherollerswasfoundtobeseverelydamagedthantheother.Thisfeaturewasseeninalltherollers.Inthecone,deepgrooveswerenoticedalongwithpitmarksontheracewa;acrackwasalsoobservedontheinnersurfaceoftheconealignedwiththedeepgrooveasshowninFig.3(a).SEMobservationmadeonthecutsectionoftheconeshowsthedeepgrooveandthecrackoriginatigfromthegrooveandpropagatingtowardstheboresurfaceasshowninFig.3(b).3.3MicrostructuralanalysisLongitudnalcutsectionsofarollerandconeshowedfinetemperedmartensitewithuniformdistributionofcarbidesfreefromcarbidenetworkoranydetrimentalfeature.Theoriginofcrackwasalsofreefromdecarburizatonindicatingthattheheattreatmentconditionswerenormal.MicrostructureobservedonrollerspecimenisshowninFig.4(a).Nearthedamagedsideoftheroller,crackswereobservedpropagaingtoardsthecentreoftherollerasshowninFig4(b)andFig.4(c).3.4HardnessanalsisHardnessprofilestakenalongthecutsectionrevealedthatnearthesurfaceofrollerandracewaysurfaceofthecone,thehardnessvalueswereintherangeof64-65HRcandinthecoreitwereintherangeof61-63HRc.3.5RetainedaustenitemeasurementsRetainedaustenitemeasurementswerecarriedoutonrollersurface,racewayoftheconeusingXRD.RAwasabout1.7%onracewayand1.6%onrolersurface.3.6WeardebrisanalsisThemetallicweardebrisparticleswererecoveredfromthetinypatchesofgreasestickingatthecagesurface.Veryfineshinymetallicweardebrisparticleswerefilteredinthefilterpaper.Usingimageanalzer,theweardebriscollectedinthefilterpaperwasanalsed.Themetallicweardebrisparticleswereinthesierangeof50micronsto1600micronsandnon-metallicparticleswerealsoobservedinthesamesierange.4.DiscussionThechemicalcompositionofthebearingwasinconformitywithSAE52100materialspecification.Thedeepgrooveontheconeracewayandseveredamageononesideoftherollersshowedthattherewasuneendistributionofloadwiththerollertipexperiencinghigherstressduringoperation.Ingeneral,loadwilbeevenlydistributedoverthelengthoftherollerandnecessarycrowningwilbeprovidedtoaccommodateanypossibleslightmisalignmentduringassembl.RahnejatandGohar[6],studiedtheeffectofmisalignmentandradialcontactpressuredistributionontaperedrollerbearingandsuggestedthattaperedrollerbearingcanbeoperatedwithmisalignment,onlytocertainextent,bymakingappropriatedesignofribsandaxialprofilingbyprovidingcrowningonthetaperrolleroveritslength.Suddenfailureofrollerbearingduetomisalignmentasresultofshaftdeflectionaboveacriticalpointwasreportedinliterature[5].Andreason[7],studiedtheloaddistributionontaperedrollerbearingandstatedthatbearinglifecanbereducedduetoimproperloaddistributionontherollerasaresultofmisalignmentandthiseffectwilbemorepronouncediftherollersandracewaswerenotaxialyprofiled(Non-crowned).Duetoeithermountingerrororwhenthevehiclehappenedtobeunderheavierthandesignedload,thereisapossibilitythatthewheelendcomponentwouldhaveundergonedeflection;thisinturncanresultinbearingmisalignmentleadingtounevenloadingontherollersasaconsequence.Theextentofunevenloaddistributionontherollerswildependonthedegreeofmisalignment.Thisunevenloaddistributionraisesthecontactstresstowardstheedgsoftherollersabruptl.Thisabnormalstresslevelat