毕业设计（论文）-水泥方砖制作机机械结构设计（全套图纸） .pdf

目录目录 1.引言3 1.1 型水泥方砖制作机型水泥方砖制作机 .3 1.2 机械运动方案的设计机械运动方案的设计 .5 1.3 分解动作工艺：拟定执行机构件的运动形式分解动作工艺：拟定执行机构件的运动形式 .5 1.4 主轴设计主轴设计 .7 1.5 水泥方砖制作机机构的组成 .9 2、水泥方砖制作机设计 .10 2.1 水泥方砖制作机整体结构的一般布置 .10 2.2 驱动电动机选择 .10 2.3、带传动设计 11 2.2.1 设计功率 11 2.2.2 带型确定 11 2.2.3 传动比i .12 2.2.4 小带轮基准直径 12 2.2.5 旋转液压缸实际转速 2 n .12 3.2.6 带速v 13 2.2.7 初定轴间距 13 2.2.8 所求带准长度 0d l .13 2.2.9 实际轴间距a 13 2.2.10 小带轮包角 1 a .14 2.2.11 确定单根 v 带的基本额定功率 p1 14 2.2.12 额定功率增量 0 p 15 2.2.13 确定 v 带根数z .15 2.2.14 确定单根 v 带的预紧力 0 f 16 2.3 零部件设计 16 2.3.1 加紧部零件结构图 16 2.3.2 主机机架的结构设计 19 3、液压站设计 .21 3.1 胀形力的计算 21 3.2 负载计算 22 3.3 拟定液压系统图 .24 3.4 液压系统工作原理 24 3.5 液压缸尺寸计算 .25 3.5.1 旋转冲压液压缸内径尺寸 d 计算 .25 3.5.2 旋转冲压液压缸活塞杆直径 d 尺寸计算 27 3.5.3 活塞杆最大允许计算长度 .27 3.5.4 活塞有效计算长度 .28 3.5.5 最小导向长度 .28 3.5.6 导向套长度 .29 3.5.7 缸筒壁厚.29 3.6 旋转冲压液压缸强度校核 30 3.6.1 活塞杆应力 校核 30 3.6.2 缸筒强度验算 30 3.6.3 油缸稳定性验算 31 3.7 夹紧液压缸计算 .33 3.7.1 计算作用在夹紧缸活塞上的总机械载荷 f 33 3.7.2 夹紧液压缸内径尺寸 d 计算 .33 3.7.3 夹紧液压缸活塞杆直径 d 尺寸计算 34 3.7.4 活塞杆最大允许计算长度 34 3.7.5 活塞有效计算长度 .35 3.7.6 最小导向长度 .35 3.7.7 导向套长度 .36 3.7.8 活塞宽度 .36 3.7.9 缸筒壁厚36 3.8 夹紧液压缸强度校核 37 3.8.1 活塞杆应力 校核 37 3.8.2 缸筒强度验算 37 3.8.3 油缸稳定性验算 38 3.9 元件选型 40 3.9.1 执行器的确定 .40 3.9.2 液压泵的确定 .40 3.10 液压泵驱动电机的选择 43 3.11 油箱的设计 43 3.11.1 油箱容量的计算 43 3.11.2 油箱的结构确定 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 3.12 各液控元件选用 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 4、经济性分析 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 5、结论 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 致 谢. 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 参 考 文 献 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 1.引言 1.1 型水泥方砖制作机型水泥方砖制作机 水泥方砖制作机采用最新液压系统和电器控制系统，采用先进的混凝土液压成型直接 堆码既相互养护的新技术，从原料输入到成品输出实现了高度的机械化和自动化，并可根 据用户需要生产各型花纹和彩色表面水泥步砖， 这样便生产出的水泥步砖数最多， 轻度打， 标注成型好，表面光洁度高，无气泡和水泡，并具有占有生产养护场地小，工人劳动强度 小等优点。 该机由原料输出系统，主机，成品输出系统，液压系统和电控系统等五大部分组成。 用户只需自备混凝土常搅拌机，即可实现上料到成品输出的自动化控制，由于该机自动化 程度高，为保证该机的正常运转，使用寿命和减少事故，应注意保养和维护。 了解结构 1） 输入系统：由钢架结构，电动机，齿轮，滚筒及传送胶带组成，可分别将细料或粗料 送至料斗内，可单独启动和停止。 2） 输出系统：由电动机，齿轮，滚筒和传送胶带构成，其作用将压制好的步砖运往堆放 场地，同时，还可以把模板送回主机，可单独启动和停止。 3） 主机结构：由底座，主、副轴。横梁，导轨，转盘，动模，工作架等部分组成，该机 构在压力油作用下，通过油缸可实现专为，顶压和推出已压制好的步砖成品，横梁和导轨 均可作调整，以确保步砖的厚度。 4） 液压系统：由齿轮泵，电机，集成配流板，电磁阀，油缸，输油管道，冷却水箱，油 箱等组成，其作用为电机带动齿轮泵提供压力油。在系统的控制下，经电磁阀集成配流板 和输油管道按程序分配供给各油缸，以完成转位，顶压和出砖等工作。 5） 电器控制系统：有电机，电流接触器，中间继电器，时间继电器，行程开关，操作按 钮，各信号指示灯，保护继电器，熔断器等组成，由于该系统由严格的自锁和互锁线路组 成，因此，除给各系统提供严格的工作程序指令外，还对油缸的行程，生产率和符合能力 进行监控。 对照水泥方砖制作机的设计要求如下： （1）整机包括输入系统，输出系统，主机部分，液压系统和电器控制系统等五大部分。 （2）参考多工作位回转组合机床煤球机及其它同类产品的结构形式，确定回转工作台位 主机的主要不见， 依靠它的间歇运动使模具一次通过各个工位， 每个工位是一项工作内容。 （3）根据纯加压制成转的需要步砖机械八个工位： 分别如下： 工位 1加模板 工位 2填细料 工位 3刮平细料 工位 4填粗料 工位 5人工填料 工位 6加压成型 工位 7检验 工位 8推出成品 （4）设计基础条件与原始资料： 1砖面尺寸：max250x250mm 2 2砖面厚度：3070mm 可调 3最大压紧力：32t 4出砖率：68 块/分可调 附：步砖机检验项目： 1对角线长度公差：+/- 2mm 2厚度公差： +/- 8mm 3砖边长公差： +/- 2mm 4缺边样角公差： =5mm 5不平度公差：+/- 2mm （5）设计要求和目的 通过设计掌握机械设备结构设计和常用部件的设计方法，培养和提高各种知识的综合 运用的能力，积累设计经验，为以后工程设计打下基础： 设计要求： 1设计合理，参数选择恰当 2安全性好，自动化程度高，操作简单，维修方便 3图纸齐全正确，之徒符合国标 4书名书内筒完整，正确 1.2 机械运动方案的设计机械运动方案的设计 了解题意了解题意 水泥方砖制作机是将混凝土原料压制成直径为 34mm 厚度 3070mm 的正方形毛坯。 其它工艺过程： ( 1 )加模板：将可有花纹的模板放入平台的动模上。 ( 2 )填细料：模板在模板下沉 5mm，细料从细料斗自动进入型腔。 （3）刮平细料：细料进入型腔后对细料进行刮平。 （4）填细料：动模与细料下沉一段距离由于不同厚度的步砖所以下沉距离不等。粗料从 粗料斗在重力作用下进入型腔并刮平。 （5）人工填料：由于粗料斗中有可能有大的沙粒这样在刮平时可能会在粗料表面成道沟 槽，这时需要人工填料来补平这道沟。 （6）加压成型：动模在运动过程中进行加压，并保持一定的时间 （7）检验：动模继续上移将压好的片坯推出以检验成型的片坯是否符合要求。 （8）推出砖坯：此时机械收动作将成型砖坯上产品推出机构将产品输出。 其余的设计参数是： 冲头对动模最大压力是 32t 步砖面积尺寸 250250mm 2 步砖时生产量 3000 块 每次操作人员 36 人 步砖率 68 块/分 总功率 16 16 载荷变动 小 带式运输 机，发电 机， 金属切 削机床， 印 刷机， 锯木 机和木工 机械 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 2.2.2 带型确定 根据 pd=3.6kw 和 n1=1420r/min,查普通 v 带选型图选为 b 型。 2.2.3 传动比i 2 1 n n i = (2- 2) 1000 1420 = =1.42 式中：n1电机额定转速； n2旋转液压缸额定转速； 2.2.4 小带轮基准直径 参照表 3.2 选定 dd1=125mm； 表 2- 2 v 带最小基准直径 ddmin mm table 2.2 v belt smallest datum diameter ddmin mm 带型 y z a b c d e ddmin 20 5. 75 125 200 355 500 大轮基准直径 dd2 12dd idd= (2- 3) =1251.42 =177.5mm 查标准 v 带轮的基准直径系列表得 dd2=180mm。 2.2.5 旋转液压缸实际转速 2 n 2 11 2 d d d dn n = (2- 4) 180 1251420 = =986 r/min 3.2.6 带速v 100060 11 = nd v d (2- 5) 100060 1420125 = =9.29 m/s 此速度在 520m/s 之间，即带速符合要求。 2.2.7 初定轴间距 按要求取 a0=500mm 2.2.8 所求带准长度 0d l () () 0 2 21 2100 42 2 a dd ddal dd ddd += (2- 6) () () 5004 180125 180125 2 5002 2 += =1480.4mm 查标准 v 带长度系列表得 ld=1400mm 2.2.9 实际轴间距a 2 0 0 dd ll aa + (2- 7) 2 1400 4 . 1480 500 += =540mm 安装时所需最小间距 d laa015 . 0 min = (2- 8) =540- 0.0151400 =519mm 张紧或补偿伸长所需最大轴间距 d laa02 . 0 max += (2- 9) =540+0.021400 =568mm 2.2.10 小带轮包角 1 a 3 . 57180 12 1 = a dd a dd (2- 10) 3 . 57 540 125180 180 = =176.2 2.2.11 确定单根 v 带的基本额定功率 p1 根据 dd1=125mm 和 n1=1420r/min 由表 2- 3 查得 p1=2.18kw 表 2- 3 单根普通 v 带的额定功率 p0 kw table 2- 3 simple root ordinary v belts rated power p0 kw 带型 小带轮基 准直径 dd1(mm) 小带轮转速 n1(r/min) 400 730 800 980 1200 1460 b 125 140 160 180 200 0.84 1.05 1.32 1.59 1.85 1.34 1.69 2.16 2.61 3.05 1.44 1.82 2.32 2.81 3.30 1.67 2.13 2.72 3.30 3.86 1.93 2.47 3.17 3.85 4.50 2.20 2.83 3.64 4.41 5.15 2.2.12 额定功率增量 0 p = i b k nkp 1 1 10 (2- 11) = 1036 . 1 1 11420106494 . 2 3 =0.28kw 式中：kb弯曲影响系数； ki传动系数。 表 2- 4 弯曲影响系数 kb 表 2- 5 传动系数 ki table 2- 4 curving influence coefficient table 2- 5 static gearing ratio ki 类型 数值 y 0.020410- 3 z 0.173410- 3 a 1.027510- 3 b 2.649410- 3 c 7.501910- 3 d 26.57210- 3 e 49.83310- 3 传动比 ki 1.191.24 1.0719 1.251.34 1.0875 1.351.51 1.1036 1.521.99 1.1202 2.00 1.1373 2.2.13 确定 v 带根数z () la d kkpp p z 01 = (2- 12) ()96 . 0 99 . 0 28 . 0 18 . 2 6 . 3 = =1.99 取 2 根。 式中：ka包角系数； kl长度系数； 表 2- 6 包角系数 ka table 2- 6 arc of contact coefficient ka 小带轮包角（） 180 175 170 ka 1 0.99 0.96 表 2- 7 长度系数 kl table 2- 7 coefficient of length kl 基准长度 ld(mm) a 1000 1120 1250 1400 1600 0.89 0.91 0.93 0.96 0.99 2.2.14 确定单根 v 带的预紧力 0 f 2 0 1 3 . 2 500qv kzv p f a c + = (2- 13) 2 29 . 9 17 . 0 1 99 . 0 3 . 2 29 . 9 2 6 . 3 500+ = =154 n 式中：qv 带每米长度的质量； 表 2- 8 每米长度 v 带质量 q kg/m table 2- 8 each meter length v belt quality q kg/m 带型 y z a b c d e q 0.02 0.06 0.10 0.17 0.30 0.62 0.90 2.3 零部件设计 2.3.1 加紧部零件结构图 1、夹紧块外形如图 2- 2 所示: 上、下夹紧块是相互配合抱紧工件实现对工件的轴向和径向定位,其尺寸和 要求一样。上夹紧块较下夹紧块短，可以节省材料，减小夹紧缸活塞杆承受的惯 性力。装夹工件时，铜管可以顺着下夹紧块滑到胀套的外径，方便省事，提高生 产效率。 卡模块强度验算：已知夹紧力 f=20000n,工作截面 a，工件与夹紧模的接触 面的正应力 可按下式计算 a f = (2- 14) 其中管径选最大值即 d=19mm, 则() 2 1754 8 . 58 2 1914 . 3 2 . 160 2 mm d a= = ， 将数值代入公式(3- 14)得 1754 20000 = =11.4mpa 材料的许用应力为 mp ns b 143 5 715 = （2- 15） 式中 s n 安全系数 接触面的正应力 ，属于厚壁缸筒，可按材料学第二强度理 论验算。 () () 0.5 0.4 1 1.3 2 p p d + = ， （3- 12） = () () 0.5 1600.4 4.5 1 160 1.3 4.5 110 2 + =1.3（mm） 由此可见, ， 1 ,即为大柔度压杆时，稳定力为： () 2 2 k ei f l = (3- 17) 256 2 3.142.06 100.7 10 (1 2000) = 5 3.55 10=（n） 式中 为长度折算系数，对于两端铰接约束方式 一般取 1； f. 油缸最大闭锁力 max f= 2 4 g pd (3- 18) 2 4.5 3.14 110 4 = 5 0.43 10=（n） 式中 g p 油缸最大闭锁压力； g. 稳定系数 max k k f n f = (3- 19) 5 5 3.55 10 0.43 10 = =8.3 因为 nk1 由此可见，稳定性可以满足要求。 33 3.7 夹紧液压缸计算 3.7.1 计算作用在夹紧缸活塞上的总机械载荷计算作用在夹紧缸活塞上的总机械载荷 f 由于该机工作时工件主要承受径向载荷，因此夹紧力应适当取值。根据经验此处可取 夹紧力为 20000n，即外载 f=20000 n。 3.7.2 夹紧液压缸内径尺寸夹紧液压缸内径尺寸 d 计算计算 2 12 4 (1) f d pp = 式中：f 工作油缸总载荷，n。 p1工作压力，mpa。 p2回油腔压力，即系统背压力，mpa。 杆径比dd /=。 表 3- 1 按载荷选择工作压力 table 3- 1 press the load choice working pressure 表 3- 2 执行元件背压力 table 3- 2 functional element back pressure 系统类型 背压力 mpa 简单系统或轻载节流调速系统 0.20.5 回油带调速阀的系统 0.40.6 回油路设置有背压阀的系统 0.51.5 用补油泵的闭式回路 0.81.5 回油路较复杂的工程机械 1.23 回油路较短，且直接回油箱 可忽略不计 表 3- 3 按工作压力选取 d/d table 3- 3 press the working pressure to select d/d 工作压力 mpa 5.0 5.07.0 7.0 d/d 0.50.55 0.620.70 0.7 参照以上个表选取 p1=3mpa，p2=0.3mpa， =0.5。 载荷 104n 0.5 0.51 12 23 35 5 工作压力 mpa 0.81 1.52 2.53 34 45 57 34 2 4 20000 30.3(1 0.5 ) d = =96 mm 液压缸直径 d 参照表 2- 4 圆整为 100mm。 表 3- 4 常用液压缸内径 d mm table 3- 4 commonly used hydraulic cylinder inside diameter d mm 40 50 63 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 3.7.3 夹紧液压缸活塞杆直径夹紧液压缸活塞杆直径 d 尺寸计算尺寸计算 由dd /= 得 d=0.596 =48 mm 工作液压缸活塞杆直径 d 参照表 3- 5 圆整为 50mm。 表 3- 5 活塞杆直径 d mm table 3- 5 connecting rod diameter d mm 速比 缸径 40 50 63 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 1.46 2 22 28 35 45 45 50 50 60 55 70 63 80 70 90 80 100 90 110 100 125 110 140 125 140 3.7.4 活塞杆最大允许计算长度活塞杆最大允许计算长度 该液压缸采用一端固定一端自由的安装形式，即由表 2- 6 取 nk=1/4。 34/1 5 5001 . 1 2 =l =6520 mm p n l n d k 2 01. 1= 35 表 3- 6 末端系数 table 3- 6 terminal coefficients 液压缸安装形式 一端固定 一端自由 两端铰接 一端固定 一端铰接 两端固定 nk 1/4 1 2 4 式中：d活塞杆直径，mm； nk末端条件系数（查表） p工作压力，mpa； n安全系数。 根据国家标准 gb/t1980 规定的液压缸行程系列圆整到 s=6500mm 3.7.5 活塞有效计算长度活塞有效计算长度 液压缸的安装尺寸，可查设计手册得 cll= =650040 =6460 mm 式中：c液压缸的前端安装间距(表 2- 7) 表 3- 7 液压缸固定部分长度参照表 mm the table3- 7 terminals are the mathematical mm 液压缸内径 a b1 b2 c e f g 40 100 115 115 30 115 900 85 50 115 135 130 40 130 100 100 63 127 144 155 40 155 110 110 3.7.6 最小导向长度最小导向长度 6460100 373 202202 ld h +=+= (mm) 取最小导向长度为 360（mm） 式中：l液压缸最大行程； 36 d缸筒内径。 3.7.7 导向套长度导向套长度 a=（0.61.0）d =(3050)mm 导向套长度为 40mm 3.7.8 活塞宽度活塞宽度 b=（0.61.0）d =（60100）mm 活塞杆宽度 b=80mm 式中： d缸筒内。 3.7.9 缸筒壁厚缸筒壁厚 由下表查得液压缸外径为 121mm，所以缸筒壁厚为 10.5mm。 表 3- 8 工程机械用液压缸外径系列 table 3- 8 engineering machineries use the hydraulic cylinder outer diameter series 缸 径 mm 液压缸外径 mm 缸 径 mm 液压缸外径 mm p16 mpa 20 25 31.5 p16 mpa 20 25 31.5 40 50 50 50 54 110 133 133 133 133 50 60 60 60 63.5 125 146 146 152 152 63 76 76 83 83 140 168 168 168 168 80 95 95 102 102 160 194 194 194 194 90 108 108 108 114 180 219 219 219 219 100 121 121 121 127 200 245 245 245 245 37 3.8 夹紧液压缸强度校核 3.8.1 活塞杆应力活塞杆应力 校核校核 2 2 g d p d = = 2 2 100 3 50 =12mpa 式中： g p 油缸工作压力。 活塞杆材质为 # 45 调质， 经查表得强度极限 b 为 800mpa16,材料的许用应力为： b n = = 800 5 mpa 160mpa= （n 为安全系数）. 由此可见， ，属于厚壁缸筒，可按材料学第 二强度理论验算。 () () 0.5 0.4 1 1.3 2 p p d + = ， = () () 0.5 1600.4 3 1 160 1.3 3 100 2 + =1.5（mm） 由此可见, ， 1 ,即为大柔度压杆时，稳定力为： () 2 2 k ei f l = 256 2 3.142.06 100.7 10 (1 6500) = 5 3.37 10=（n） 式中: 为长度折算系数，对于两端铰接约束方式 一般取 1； f. 油缸最大闭锁力 max f= 2 4 g pd 2 3 3.14 100 4 = 5 0.23 10=（n） 式中: g p 油缸最大闭锁压力； g. 稳定系数 max k k f n f = 5 5 3.37 10 0.23 10 = =14.6 因为 nk1 由此可见，稳定性可以满足要求。 40 3.9 元件选型 3.9.1 执行器的确定执行器的确定 由前计算结果已经知道，工作缸缸径为 110mm，活塞杆直径为 63mm；夹 紧缸缸径为 100mm，活塞杆直径为 50mm。本液压系统中，工作缸最大压力 4.5mpa，最大流量 4l/min；夹紧缸最大压力 3mpa，最大流量 4l/min。根据执 行器的最大压力，工作缸采用日产旋转油缸，安装方式为轴向脚架与机座连接， 采用日本 smc 公司的 yd4c- 15 型旋转液压缸； 夹紧缸采用安装方式为杆侧长法 兰与机架连接，采用江都市永坚有限公司的 yj01- fy100b- 70r2000 型液压缸； 定位油缸采用的安装方式为杆侧长法兰与机体连接， 由于定位油缸基本不受任何 力，所以直接选用江都市永坚有限公司的 yj01- fy50b- 70r2000 型液压缸。 3.9.2 液压泵的确定液压泵的确定 1 、管道系统压力损失的计算 1) 沿程压力损失的计算 沿程压力损失主要是注射缸快速注射时进油管路的压力损失。其管路长 l=5m， 管内径 d=0.032m， 快速通过流量slqv/7 . 2=, 选用 20 号机械系统油损耗， 其密度为 =918 m3/kg。 a.油在管路中的实际平均流速 v 为 2 4 d q v v = (3- 20) = 2 3 032 . 0 4 107 . 2 =3.36m/s 式中：qv流量； d管内径。 b.沿程损失系数 41 re 75 = (3- 21) 式中 re临界雷诺数。 对于圆管，查液压传动系统及设计得 re2300，因此 2300 75 = 0.03 c.沿程压力损失 p用下式计算 2 2 v d l p = (3- 22) = 2 36 . 3 10918 032 . 0 5 03 . 0 26 =0.024mpa 式中：沿程阻力系数； l管道长度，m； d 管内直径，m； 液体密度，m3/kg； v平均流速，m/s。 2、液压泵的最大工作压力为 p p 1max pp （3- 23） 式中： 1max p 液压执行元件最大工作压力； p 液压泵出口到执行元件入口之间所有的沿程压力损失和局部压力 损失之和。 初算时按经验数据选取： 管路简单， 管中流速不大时， 取p 0.2mpa0.5mpa;管路复杂而且管中流速较大或者有调 速元件时，取p 0.5mpa1.5mpa。 由上述选取p 0.3mpa，然后带入公式（3- 23）计算得 42 p p 4.5+0.3 4.8mpa 在选择泵的额定压力时应考虑到动态过程和制造质量等因素， 要使液压泵有 一定的压力储备。一般泵的额定工作压力应比上述最大工作压力高 2060， 所有最后算得的液压泵的额定压力应为 4.8（1+0.2）5.8mpa 液压泵的流量按照下式进