畢業(yè)設計（論文）-氣壓式蜂窩煤成型機設計（全套圖紙）.pdf

畢業(yè)設計（論文）畢業(yè)設計（論文） 說明書說明書 題目名稱：氣壓式蜂窩煤成型機的設計 院系名稱：機電學院 班 級：機自 072 學 號： 學生姓名： 指導教師： 2011 年 5 月 中原工學院畢業(yè)設計（論文）說明書 I 摘 要 在我國的能源構成中，煤炭占十分重要地位。據(jù)統(tǒng)計，在我國能源生產和消費 中，煤炭約占總質量的百分之七十五左右。目前市長銷售蜂窩煤的質量仍較普遍存 在強度低、灰分高、固硫率低及不防水等缺點。這樣不僅降低了散煤的燃燒率，造 成了資源浪費，并且造成了嚴重的污染了環(huán)境。 因此，蜂窩煤成型機設備是型煤生產中的關鍵設備，他的發(fā)展對我國經濟有著 深遠的意義。 本設計的是一種新型的蜂窩煤成型機,即氣壓式蜂窩煤成型機，改用氣缸帶動沖 頭往復上下運動。本設計整體機結構緊湊，運轉平穩(wěn)，不揚塵，噪聲低，并具有高 效、節(jié)能、噪音低、性能穩(wěn)、震動小、壽命長、溫升幅度大、結構先進、等優(yōu)點。 最重要的是，大幅度的提高了生產效率和產品的質量 關鍵詞：關鍵詞：蜂窩煤成型機，氣壓式，工作原理 中原工學院畢業(yè)設計（論文）說明書 II Abstract Energy mixing in China, the coal is in very important position. According to statistics in Chinas energy consumption and production , coal accounts for about 75%of all. However, but sold honeycomb coal has many defect such as lower compressive strength, high ash, lower sulfur retention and non- waterproof. So it not only reduced the coal combustion rate, the waste of resources,but also cause a great deal of damage to the environment.thenefore. Therefore, molding machine equipment is the key tocoal production, so the development of molding machine equipment has the practical meaning for national economy. The utility model relates to a new honeycomb briquet moulding machine，It use cylinder driving the punch reciprocating motion, The whole screen has the advantages of compact structure, steady and smooth running, no dust flying, low noise, as well as easy operation and maintenance,And has high efficiency, low noise, stable performance, small vibration, long life, , advanced structuree and so on. Most of all,it enhances assembly effectiveness and products quality. 中原工學院畢業(yè)設計（論文）說明書 III Key words: Honeycomb briquette molding machine, Cylinder Working principle 中原工學院畢業(yè)設計（論文）說明書 IV 目 錄 1 引言 . 1 2 分析 . 2 2.1 氣壓式蜂窩煤成型機的功能 . 2 2.2 設計基本要求 . 2 2.3 工作原理和工藝動作分解 . 2 3 初定傳動裝置方案 . 4 3.1 初選電動機 . 4 3.2 初定傳動方案 . 4 3.3 執(zhí)行機構尺寸設計 . 4 3.3.1 氣缸的種類選擇 . 4 3.3.2 氣缸的設計計算 . 5 4 傳動裝置總體設計 . 8 4.1 選擇電動機 . 8 4.2 計算總傳動比并分配傳動比 . 8 4.3 計算各軸的運動參數(shù)和動力參數(shù) . 9 5.傳動件的設計計算 . 10 5.1 皮帶輪的設計計算 . 10 5.1.1 確定計算功率 . 10 5.1.2 選擇 V 帶帶型 . 10 5.1.3 確定帶輪的基準直徑并驗算帶速 . 10 5.1.4 確定帶輪的中心距a和皮帶的基準長度 . 10 5.1.5 計算 V 帶根數(shù) z . 10 5.1.6 確定帶輪的中心距a和皮帶的基準長度 . 12 5.2 直齒圓柱輪傳動設計 . 13 5.2.1 選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù) . 13 5.2.2 按齒面和齒根接觸強度設計 . 14 5.2.3 幾何尺寸計算 . 17 5.3 直齒錐齒輪的設計 . 18 6 轉盤槽輪和掃屑機構設計 . 19 6.1 槽輪機構計算 . 19 6.2 掃屑凸輪機構計算 . 20 6.2 工作盤設計與計算 . 21 7 軸的設計 . 22 中原工學院畢業(yè)設計（論文）說明書 V 7.1 軸（皮帶輪軸）的設計 . 22 7.2 軸（大齒輪軸）的設計 . 26 8 軸承選擇校核與計算 . 33 8.1 軸承的選用 . 33 8.2 軸承的校核 . 34 9 工作頭橫梁與掃屑刷橫梁的連接處的設計 . 36 10 箱體的設計 . 37 結 論 . 38 參考文獻 . 39 致 謝 . 40 中原工學院畢業(yè)論文 - 1 - 1.引 言 在目前國內生產蜂窩煤成型機的廠家不少，但是現(xiàn)有的蜂窩煤成型機的沖壓成 型，均有連桿機構帶動在橫梁的彈簧式沖頭沖壓成型，由于沖孔后抜沖針的需要在 沖頭上裝有圓柱彈簧，彈簧在間歇往復應力作用下高速工作，極易產生疲勞，彈簧 較弱，影響拔針，出現(xiàn)夾煤重沖故障，同時由于彈簧配件制造質量很不穩(wěn)定，常常 斷裂，從而增加生產成本：另外，彈簧式沖頭總高度包括了彈簧高度，隨著沖頭高 度的增大，工作時沖頭擺差、與模筒碰撞機會均增大，配件損耗和工作噪聲均為較 大。以往的許多制造煤塊的機構存在著許多避之不及的缺陷，即有些機構制造出的 煤塊不夠敦實，放干后有一些裂紋；有些機構造出的煤塊經常出現(xiàn)孔內坍塌現(xiàn)象； 有些機構在工作是會出現(xiàn)許多不能及時清理的煤屑，造成工作環(huán)境的相對惡劣， 本設計的誕生不僅克服了許多造煤塊機構難以克服的缺陷，用氣缸帶動沖頭成 型有緩沖作用，壓力平衡，煤品質量穩(wěn)定，表面光潔，強度好。根據(jù)各種運輸工具 對煤品濕度的濕強度要求而該變相應的濕強度。 此外 還在機械傳動的能耗以及電動 機選擇上做了優(yōu)化，很大程度上做到了美化環(huán)境及節(jié)約有限能源。 ：一是機構擁有了 帶傳動結構簡單、傳動平穩(wěn)、具有過載保護作用，槽輪機構結構簡單，工作可靠等 特性，二是有氣缸帶動沖頭和脫模盤做往復運動本實它采用氣壓沖頭機構完成蜂窩 煤的成型脫模，使用維修方便，生產的煤品質量好，成本低，能一機多用。 本設計機構安全、實用的思想設計而出，適用范圍比較廣泛，既可以用于大中 型公司或企業(yè)批量生產，又可用于小型部門的連續(xù)生產，大幅度降能耗及解決型煤 質量不穩(wěn)定的問題。 中原工學院畢業(yè)論文 - 2 - 2、分析 2.1 氣壓式蜂窩煤成型機的功能 蜂窩煤成型機是我國城鎮(zhèn)蜂窩煤（通常又稱煤餅，在圓柱形餅狀煤中沖出若干通 孔）生產廠的主要生產設備，它將煤粉加入轉盤上的模筒內，經沖頭氣壓成蜂窩 煤。 為了實現(xiàn)蜂窩煤氣壓成型，氣壓式蜂窩煤成型機必須完成以下幾個動作： 1) 煤粉加料； 2) 氣缸帶動沖頭將蜂窩煤壓制成型； 3) 氣缸帶動掃屑刷清除沖頭和出煤盤的積屑的掃屑運動； 4) 將在模筒內的氣壓后的蜂窩煤脫模； 5) 將氣壓成型的蜂窩煤輸送裝箱。 2.2設計基本要求 1) 設計蜂窩煤成型機構，型煤尺寸為mmmmh75100= 2) 生產率為每分鐘 65 個； 3) 沖壓成型時的生產阻力達到 50000N； 4) 為改善蜂窩煤成型機的質量，希望在沖壓后有一短暫的保壓時間； 5) 由于沖頭要產生較大壓力，希望沖壓機構具有增力功能，以增大有效力作用， 減小氣缸的功率。 2.3 工作原理和工藝動作分解 根據(jù)上述分析，氣壓式蜂窩煤成型機要求完成的工藝動作有以下六個動作： 1) 加料：這一動作可利用煤粉的重力打開料斗自動加料； 2) 沖壓成型：要求在氣缸帶動沖頭上下往復運動，在沖頭行程的二分之一進行 氣壓成型； 3) 脫模：要求脫模盤上下往復移動，將已氣壓成型的煤餅壓下去而脫離模筒。 一般可以將它與沖頭固結在有氣缸帶動上下往復移動的連桿上； 4) 掃屑：要求在沖頭、脫模盤向上移動過程中用掃屑刷將煤粉掃除； 5) 模筒轉模間歇運動：以完成氣壓、脫模和加料三個工位的轉換； 中原工學院畢業(yè)論文 - 3 - 6) 輸送：將成型的煤餅脫模后落在輸送帶上送出成品，以便裝箱待用。 以上六個動作，加料和輸送的動作比較簡單，暫時不予考慮，脫模和氣壓可以 用一個機構完成。由氣壓缸帶動橫梁帶動三個裝置運動 因此， 氣壓式蜂窩煤成型機運動方案設計重點考慮氣壓和脫模機構、 掃屑機構 和模筒轉盤間歇轉動機構這三個機構的選型和設計問題。 中原工學院畢業(yè)論文 - 4 - 3.初定傳動裝置方案 3.1 初選電動機 初定 Y 系列 三相異步電動機 3.2 初定傳動方案 初步確定采用皮帶輪和齒輪進行兩次減速，選用轉速較小的電機，經過兩次減 速后，轉速滿足要求。沖頭和脫模盤由氣缸帶動其上下運動按已選定的三個執(zhí)行機 構的型式及機械傳動系統(tǒng)， 畫出沖壓式蜂窩煤成型機的機械運動示意圖。其中三個執(zhí)行機構部分也可以稱 為機械運動方案示意簡圖 3-1。所示，其中包括了機械傳動系統(tǒng)、三個執(zhí)行機構的 組合。 圖 3- 1 機構傳動示意圖 3.3執(zhí)行機構尺寸設計 .3.3.1 氣缸的種類選擇 氣缸的作用是實現(xiàn)沖頭和脫模盤縱向運動。對氣缸結構的要求一是重量盡量輕， 以達到動作靈活、運動速度高、節(jié)約材料和動力，同時減少運動的沖擊，二是要有 中原工學院畢業(yè)論文 - 5 - 足夠的剛度以保證運動精度和定位精度 氣缸按供氣方向分，可分為單作用缸和雙作用缸。單作用缸只是往缸的一側輸 入高壓油，靠其它外力使活塞反向回程。雙作用缸則分別向缸的兩側輸入壓縮空氣， 活塞的正反向運動均靠氣壓力完成。由于單作用氣壓缸僅向單向運動，有外力使活 塞反向運動，而雙作用單活塞氣缸在壓縮空氣的驅動下可以像兩個方向運動但兩個 方向的輸出力不同，所以該方案采用雙作用單活塞缸 3.3.2 氣缸的設計計算 由設計要求可以知道，要驅動的負載大小位 5000N，考慮到氣缸未加載時實際所 能輸出的力，受氣缸活塞和缸筒之間的摩擦、活塞桿與前氣缸之間的摩擦力的影響， 并考慮沖頭，脫模盤的質量。在研究氣缸性能和確定氣缸缸徑時，常用到負載率 0 F F =（F 氣缸實際負載， 0 F 氣缸理論輸出負載） 考慮到料煤高度與型煤高度之比（壓縮比）為 2:1，工作盤高2150Hhmm= 65 300 325 60 vmm s = 由表 11-1，查的 =0.45 氣缸實際負載為2250FN= 6 2250 1.271.2777.62 0.6 10 F D P = F氣缸的輸出拉力 N；P 氣缸的工作壓力 Pa 按照 GB/T2348-1993 標準進行圓整，取 D=80 mm 由 d=0.3D 估取活塞桿直徑 d=25 mm 缸筒長度 S=L+B+30 L 為活塞行程；B 為活塞厚度 活塞厚度(0.6 1)0.7 8056Bdmm= 由于氣缸的行程 L=300mm ,所以 S=L+B+30=396 mm 導向套滑動面長度 A: 一般導向套滑動面長度 A，在 D80mm 時, 可取 A=(0.6-1.0)d。 中原工學院畢業(yè)論文 - 6 - 所以 A=25mm 最小導向長度 H： 根據(jù)經驗，當氣缸的最大行程為 L，缸筒直徑為 D，最小導向長度為： 代入數(shù)據(jù) 即最小導向長度 H 30080 55 2020 Hmm=+= 活塞桿的長度 l=L+B+A+80=300+50+55+40=455 mm 由液壓氣動技術手冊可查氣缸筒的壁厚可根據(jù)薄避筒計算公式進行計算： . 2 p d = 缸筒壁厚()mm ；D缸筒內徑()mm P缸筒承受的最大工作壓力（MPa） ； 缸筒材料的許用應力（MPa） 實際缸筒壁厚的取值：對于一般用途氣缸約取計算值的 7 倍；重型氣缸約取計 算值的 20 倍，再圓整到標準管材尺碼。 參考液壓與氣壓傳動缸筒壁厚強度計算及校核 缸體的材料選擇 45 鋼， b =600 MPa， 600 120 5 MPa = n 為安全系數(shù) 一般取 n=5； b 缸筒材料的抗拉強度(Pa) P缸筒承受的最大工作壓力（MPa） 。當工作壓力 p16 MPa 時，P=1.5p；當工 作壓力 p16 MPa 時，P=1.25p 由此可知工作壓力 0.6 MPa 小于 16 MPa， 中原工學院畢業(yè)論文 - 7 - P=1.5p=1.50.6=0.9 MPa .0.9 80 0.3 22 120 P D mm = 由表查的 氣缸筒的壁厚圓整取 = 7 mm v空氣流經進排氣口的速度，可取 v=10-15 選取 v = 12 m/s 由公式 0 Q d v = 代入數(shù)據(jù)得 0 d = 14.014 mm 所以取氣缸進排氣口直徑為 15 mm 中原工學院畢業(yè)論文 - 8 - 4 傳動裝置總體設計傳動裝置總體設計 4.1 選擇電動機選擇電動機 8 9.69 0.826 w d Pkw Pkw = d P 電動機工作及功率 d P 電動機工作及功率 機械傳動總效率 1 0.992 =聯(lián)軸器效率 2 0.99 =滾動軸承效率 3 0.98 =圓柱直齒輪傳動效率 4 0.92 =開式齒輪傳動效率 5 V=0.96帶傳動效率 0.826= 預取齒輪減速傳動比為 5，皮帶輪減速傳動比為 4，總傳動比為 20 則min10002050riannm= 所以選擇 Y160M- 4 三相異步電動機 同步轉速為 1460r/min；額定功率 11kw；中心高 160mm 外形尺寸：如表 4-1 表 4-1 H A B C L HD 180L 132 254 210 108 670 430 見機械設計課程設計P237 表 21- 3 4.2 計算總傳動比并分配傳動比 傳動裝置的總傳動比 4 . 22 65 1460 = w m n n i m n 電動機滿載轉速 w n 工作機轉速 其中齒輪傳動比取 5， 則 V 帶傳動的傳動比48 . 4 5 4 . 22 =i 中原工學院畢業(yè)論文 - 9 - 4.3 計算各軸的運動參數(shù)和動力參數(shù) (1) 計算各軸的輸入功率（kw） 125 21 32 11 11 0.99 0.9610.35 =0.992 0.9910.06 =0.99 0.98=9.57 d d Pkw PP PPkw P Pkw = = = 電動機軸 軸（皮帶輪軸） 軸（小齒輪軸） 軸（大齒輪軸） (2) 計算各軸的轉速（r/min） 1 1460 / min 1460 350 / min 4.172 = =350 / min 350 70 / min 5 m nr nr n nr nr = = = 電動機軸 軸（皮帶輪軸） 軸（小齒輪軸） 軸（大齒輪軸） (3) 計算各軸的轉矩（Nmm） 66 d 11 9.55 109.55 1071952 1460 71952 0.99 0.965.35 =0.992 0.9968383.5 =0.99 0.98=64862.3 m P TNmm n TNmm T TNmm T TNmm = = = 電動機 軸（皮帶輪軸） 軸（小齒輪軸） 軸（大齒輪軸） (4) 列出各軸的運動和動力參數(shù)（見表 4-2） 表 4-2 軸號 輸入功率(kw) 轉速（r/min） 轉矩（Nmm） 電動機軸 11 730 143904 軸 10.35 175 171952 軸 10.06 175 68383.5 軸 9.57 35 128983.3 中原工學院畢業(yè)論文 - 10 - 5.傳動件的設計計算 。 5.1 皮帶輪的設計計算 取該機械每天工作 10 小時,一年工作 300 天 5.1.1 確定計算功率 由表 8- 7 可查的工作情況系數(shù)1.3 A K = 1.3 1114.3 caA PK Pkwkw= 5.1. 2 選擇 V 帶帶型 根據(jù)計算功率 ca P 和軸轉速 1 n ，由表 8- 11 可查的選用 C 型 V 帶 5.1.3 確定帶輪的基準直徑并驗算帶速 v (1) 初選小帶輪基準直徑 由表 8- 6 和表 8- 8 可查得小帶輪基準直徑 1 200 d dmm= (2) 驗算帶速 v 按公式（8- 13）驗算帶速 1 200 1460 15.28/ 60 100060 1000 d d n vm s = 因為5/30/m svm s 中原工學院畢業(yè)論文 - 12 - 由公式()() 0 min min 2sin 2 p FZ F =可得壓軸力的最小值為 ()() 0 min min 132.58 2sin2 4 455.86 sin 22 p FZ F = o 3339.06N= 5.1.6 皮帶輪的結構設計 由表 8-10 可查得 C 型帶 19.0 d bmm= min 4.80 a hmm= min 14.3 f hmm= 25.50.5emm= 34 = o (1) 小帶輪結構設計 因為200 d dmm=， min 4.8 a hmm= 則 min 2 ada ddh=+ 2002 4.8209.6mm=+ = min 23108.5Bfemm=+= 0 d 由電機參數(shù)可得 0 48dmm= 15mm = () 0 1.5 3.080Ldmm= 圖 5-1 小帶輪結構圖 中原工學院畢業(yè)論文 - 13 - 大帶輪結構設計 因為800 d dmm=， min 4.8 a hmm=則 min 28002 4.8809.6 ada ddhmm=+=+ = min 23108.5Bfemm=+= 0 d 由軸可知 0 110dmm=15mm =130Lmm= 圖 5- 2 大帶輪結構圖 5.2 直齒圓柱輪傳動設計 5.2.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) (1) 采用直齒圓柱齒輪傳動。 (2) 蜂窩煤成型機為一般工作機器，轉速不高，故選用 7 級精度（GB 1009588） 。 (3) 材料選擇。由表 10- 1 選擇小齒輪材料為 40Cr（調質） ，硬度為 280HBS，大齒輪 材料為 45 鋼（調質） ，硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。 (4) 選小齒輪齒數(shù) 1 30z =，大齒輪齒數(shù) 2 30 5150z = 。 (5) 按齒面接觸疲勞強度條件設計，然后校核齒根彎曲疲勞強度，最后作齒輪的結 構設計。 中原工學院畢業(yè)論文 - 14 - 5.2.2 按齒面和齒根接觸強度設計 由強度計算公式總表查得設計公式為 3 2 1 1 1 2.32 E t dH KTZu d u （1)確定公式內的各計算數(shù)值 試選 Kt1.3 Tt的計算 圖 5-3 齒輪受力圖 根據(jù)大齒輪圖 5-3 齒輪受力圖可以求得大齒輪所受的最大轉矩 Tt 根據(jù)幾何分析可以知道 90= o sin=50/150=1/3 可以求得 =19.4712 l=（1502- 502）1/2=141.4 sin=l/L=141.4/955.41=0.148 可以求得=8.511 則 Tt=FRSin=FRSin(+) =131Nm 中原工學院畢業(yè)論文 - 15 - 選取d=1（兩支撐相對于小齒輪做非對稱布置） 查得材料的彈性影響系數(shù)為 ZE=189.8MPa 1 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為 lim1=600MPa , lim2=550 MPa 查得接觸疲勞強度 KHN1=0.90 KHN2=0.95 計算接觸疲勞應力 取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1 1 lim1 1 0.90 600540 HN H K MPa S = 2 lim2 2 0.95 600570 HN H K MPa S = （2)計算 1)計算小齒輪分度圓直徑 d1t 代入中較小的值 3 3 2 2 5 1 1 11.5 1.34 108.6189.8 2.32 0.57.6540 E t dH KTZu d u = 69.57mm= 2）計算圓周速度 11 60 1000 t d n = 100060 7307214. 3 =2.65m/s 3）計算齒寬 b 及模數(shù) m 1 0.6 136.0777.442 dt bdmm= 模數(shù) 1 1 67.81 2.18 30 t t d m z = h=2.25mt=2.252.8126=6.34 4)計算齒寬與齒高之比 b/h b/h=69.57/6.34=10.97 5）計算載荷系數(shù) 根據(jù) v=2.75m/s,7 級精度，由1P194 圖 10-8 查得動載荷系數(shù) 1.05 V K =； 中原工學院畢業(yè)論文 - 16 - 斜齒輪，由1P195 表 10-3 查得 KHa1=KFa2=1 由1P193 表 10-2 查得使用系數(shù) KA=1.5 由1P196 表 10-4 查得 7 級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時 用插值法差得 KHB=1.3124 由 b/h=10.97, KHB =1.3124 ,查圖 10-13 得 KFB=1.3 故載荷系數(shù) 1 1.05 1 1.3121.37802 AVHH KK K KK = = 6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 3 3 11 1.3802 69.5770.93 1.5 t t K ddmm K = 計算模數(shù) 1 1 70.93 2.955 24 d mmm z = 按齒根彎曲強度設計 由1P216 式 10-17 得彎曲強度的設計公式為 1 3 2 1 2 FaSa dF Y YKT m z 確定計算參數(shù) 1）由1P208 圖 10-20 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 1 500 FE MPa= 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 2 380 FE MPa=； 2）由圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 1 0.85 FN K=， 2 0.88 FN K=； 3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4,由式 10-12 得 11 1 0.85 500 303.57 1.4 FNFE F K MPaMPa S = 22 2 0.88 380 238.86 1.4 FNFE F K MPaMPa S = 4）計算載荷系數(shù) K 1.5 0.8 1 1.2121.44 AVFF KK K KK = = 中原工學院畢業(yè)論文 - 17 - 5）查取齒形系數(shù) 由1P200 表 10-5 可查得 1 2.8 Fa Y=； 2 2.18 Fa Y=。 8）查取應力校正系數(shù) 由1P200 表 10-5 知 1 1.55 Sa Y=； 2 1.79 Sa Y= 9)計算大小齒輪的 FaSa F Y Y 并加以比較。 11 1 2.8 1.55 0.0143 303.57 FaSa F YY = 22 2 2.18 1.79 0.0163 238.86 FaSa F YY = 大齒輪的數(shù)值較大 （2）設計計算 5 3 2 2 1.44 1.343 10 0.01632.12 1 34 mmm = 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強度計 算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而 由齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取彎曲疲勞強 度模數(shù) 2.24，并近似圓整為標準 m=3。 按接觸強度算得的分度圓直徑 d1=72mm,d2=360mm 5.2.3 幾何尺寸計算 計算中心距 a=（d1+d2）/2=216mm 計算齒輪寬度 1d bd=172=72mm 取 B1=B2=72mm (1) 齒輪結構設計 1) 小齒輪結構設計 由于200 a dmm，所以小齒輪采用實心式 中原工學院畢業(yè)論文 - 18 - 136dmm= 21362 4144 a ddm=+=+ = 2.51362.5 4126 f ddmmm= 85Bmm= 由軸參數(shù)可知 0 55dmm= 2) 大齒輪結構設計 668dmm= 0 77dmm= 26682 4676 a ddmmm=+=+ = 10 1.61.6 77123.2ddmm= 80Bmm= ()() 0 2.5 42.5 4416mmm = 2.56682.5 4658 f ddmmm= 10 26582 16626 f Ddmm= = ()() 011 0.50.5626 123.2375DDdmm=+=+= 0.30.3 8024CBmm= ()() 211 0.250.25626 123.2125.5dDdmm= 5.3軸到軸直齒錐齒輪的設計 本系統(tǒng)中，直齒錐齒輪的主要作用就是進行運動方向的變換，將水平軸向的旋 轉運動轉換為豎直方向軸向的旋轉運動，其帶動的主要負載就是攪拌煤粉時產生的 阻力，以及該傳動鏈中的摩擦力。 由于攪拌軸下面有推力球軸承的支承，所產生的阻力較小，而各機構的摩擦力 相對于工作阻力來說更小，因此，本設計中的直錐齒輪主要不傳動力，其強度能滿 足工作的需求。 由于上訴原因，不再對錐齒輪進行詳細的設計，只確定其幾個比較主要的尺寸， 其他尺寸可根據(jù)具體的結構進行調節(jié)。 根據(jù)各機構的結構以及尺寸，選定直錐齒輪的平均模數(shù)為3 m mmm=，當量齒數(shù) 50 V z =，則平均分度圓直徑150 Vm V dm zmm= 中原工學院畢業(yè)論文 - 19 - 6.轉盤槽輪和掃屑機構設計 6.1 槽輪機構計算 1）槽數(shù)z的選擇 根據(jù)工位要求，工作臺必須至少具備 3 個工位（一個工位為沖壓頭的沖壓， 一個為托模工作，另一個為加料工作的工位） 。因此，可選定槽輪機構的槽數(shù)為 4 2）中心距a 根據(jù)工作臺的直徑，以及整個系統(tǒng)的尺寸考慮，選定中心距為 a=200mm。 3）圓銷半徑r 根據(jù)中心距以及大概結構尺寸選定 r=20mm。 4）槽輪每次轉位時主動件的轉角 2 的計算 根據(jù)機械設計手冊（新版） 表 13.6-5 計算 2 oo 90) 2 1 (1802= z 5）槽間角2 的計算 根據(jù)機械設計手冊（新版） 表 13.6-5 計算2 o o 90 360 2= z 6）主動件圓銷中心半徑的計算 根據(jù)機械設計手冊（新版） 表 13.6-5 計算 1 R mmaR100sin 1 = 7） 1 R 與a的比值 707. 0sin 1 = a R 8）槽輪外圓半徑 2 R 的計算 根據(jù)機械設計手冊（新版） 表 13.6-5 計算 2 R 中原工學院畢業(yè)論文 - 20 - mmraR142)cos( 22 2 =+= 9）槽輪槽深 h 的計算 根據(jù)機械設計手冊（新版） 表 13.6-5 計算 h mmrah8 .100) 1cos(=+ 對槽深h進行取整，取102hmm= 10）槽輪厚度的設計 根據(jù)槽輪的半徑以及整體尺寸，選定槽輪主動輪以及從動輪的厚度均為 20mm 11）運動系數(shù)k的計算 4 1 2 2 = = z z k 6.2 掃屑凸輪機構計算 由于掃屑凸輪對尺寸要求不太高，故掃屑凸輪應在最后根據(jù)其他已經確定的尺 寸進行靈活的變動。但有一點，必須要保證整個系統(tǒng)運行的連貫性。因此，固定凸 輪采用斜面形狀，要求固定凸輪的上下方向的長度應大于滑梁的行程 s，即凸輪的 上下方向的高度應大于 300mm，其左右方向的高度應能使掃屑刷滿足掃除粉煤的活 動范圍。具體按結構情況來設計。 用作圖法對此機構進行設計，如圖 1-10： minmax HH、應該滿足關系式： maxmin 75mmHH= 煤 凸輪的轉速應該與主體機構的運動周期相配合，由主體機構的轉動比22.4i =， 原動機的轉速為 1440r/min，可計算出： 1460 65r/min 22.4 n n i = 電 齒輪 Hmin Hmax 圖 6- 2 掃屑機構 中原工學院畢業(yè)論文 - 21 - 6.3 工作盤設計與計算 在此設計中， 工作盤的轉位采用不完全齒輪機構傳動。 不完全齒輪的設計可參閱 機 械原理課程設計指導 （由張永安主編、高等教育出版社出版）的 148 頁表11。先 將工作盤的靜止位置按比例繪出，如圖圖所示。 因主體機構采用對心的曲柄滑塊機構，則曲柄要通過、工位的模孔中心，因此 不完全齒輪機構的主動齒輪的回轉中心 1 O 也應在曲柄的軸線上。 由于工作 動1/5 周，則從動齒輪的齒數(shù)應該是 2 z 的五倍，取 2 z =16, 。則： 2 z =16.模數(shù)選取要保證從動齒輪齒根圓大于工作盤外徑，本題取 m=5 中原工學院畢業(yè)論文 - 22 - 7. 軸的設計 7.1軸（皮帶輪軸）的設計 (1) 選擇軸的材料 選取 45 鋼調質， 硬度 230HBS， 強度極限640 B MPa=， 屈服極限355 S MPa =， 彎曲疲勞極限 1 275MPa=，剪切疲勞極限 1 155MPa=，對稱循環(huán)變應力時 的許用應力 1 60MPa=。 (2) 初步估算軸的最小直徑 取 0 203A =，則：軸的最小軸頸 ()() 1 33 min 44 1 10.35 11011048.79 11751 0.5 P dmm n = 其中 1 =0.5 2 d d = 內徑 外徑 考慮到 A- B 軸段鍵槽對軸的強度影響，需將軸頸增加 5%，即 ()1 5%43.79 1.0549.68dmm+= 取整后 min 45dmm= (3) 軸的結構設計 圖 8-1 軸的結構設計 軸的結構設計如圖所示。該軸的各段直徑和長度的確定如下： 1) 軸的各段直徑的確定： 自左向右第一段軸：50 A B dmm =；第二段軸：60 B C dmm =（取定位軸肩高 度5hmm=，軸承型號取 7011AC） ；第三段軸：70 C D dmm =（取定位軸肩高 度5hmm=） ；第四段軸：60 D E dmm =（取軸肩高度5hmm=） ；第五段軸： 50 E F dmm =； （取軸肩高度5hmm=，軸承型號取 7014AC） ； 軸的各段長度的確定： 自左向右第一段軸：第一段軸） ：203 A B lmm =第二段軸：100 B C lmm =；第 三段軸：72 C D lmm =；第四段軸：82 D E lmm =；第五段軸：84 E F lmm =； 中原工學院畢業(yè)論文 - 23 - 2) 軸上零件的周向定位： 帶輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按45 A B dmm =由表 15- 20 查得：選用普 通平鍵()14 100109679CGB，鍵的截面尺寸為14 9bh=，鍵槽用鍵槽銑 刀加工，長為100mm。 。 (4) 先對軸的最小軸徑進行校核 由前面可以知道，大齒輪所受到的最大扭矩為 T=131Nm 根據(jù)1P370 公式（15-1）可以求得軸的扭轉強度條件為 T=T/WT 其中，WT 為軸的抗扭截面系數(shù) WT=0.2d3=0.2(5010-3)3=0.000025mm3 則T=T/WT=131000/0.000025=5.24MPa 由1P370 表 15-3，可以查得 45#鋼的許用扭轉切應力為 25-45MPa TT 故軸的軸徑滿足使用的抗扭要求。 (5) 按彎扭合成應力校核軸的強度 1) 繪出軸的計算簡圖 軸的計算簡圖如圖 5-8 a) 2) 計算作用支反力 如圖 5-8 b) P F （方向未定）力在支點產生的支反力： 2 0 F M= () 2112 0 PNF F LFLL+= 2 1 12 3339.06 209.2 1679.79 232.47209.2 P NF F L FN LL = + 1 0 F M= () 2121 0 NFP FLLF L+= 1 2 12 3339.06 161.8 1637.67 161.8209.2 P NF F L FN LL = + 帶輪壓軸力 P F 的作用方向與帶傳動的布置有關，在具體位置尚未確定前，可 按最不利的情況考慮。 3) 作彎矩圖 P F 力產生的彎矩，如圖 5-8 c) () 112FNF MFLL=+ ()1679.79161.8209.8551732.26Nmm=+= 4) 作轉矩圖，如圖 5-8 d) 132.8TNm= 5) 作計算彎矩圖，如圖 5-8 e) 中原工學院畢業(yè)論文 - 24 - 單向運轉，扭轉應力按脈動循環(huán)變應力，取系數(shù)0.6 = 1 0.6 132.880.28 ca MTNm= 2 0.6 132.880.28 ca MTNm= ()() 22 22 3 592.90.6 132.8606 caF MMTNm=+=+= 6) 按彎扭合成應力校核軸的強度 由計算彎矩圖可見，皮帶輪處計算彎矩最大，該處的計算應力為： 3 3 3 606 10 16.8 0.1 77 ca ca M MPa W = 小于許用應力 1 60MPa=，故安全。 圖 8-2 軸載荷分析圖 (6) 精確校核軸的疲勞強度 1) 判斷危險截面 截面 B 只受扭矩作用