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JX14-94
【JX14-94】蜂窝煤成型机结构设计
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【JX14-94】蜂窝煤成型机结构设计,JX14-94,【JX14-94】蜂窝煤成型机结构设计
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摘要蜂窝煤长期以来在我国城镇乡村广泛使用，现已发明环保节能型蜂窝煤，燃烧无毒、无味、无黑烟。所以市场上对蜂窝煤的需求量很大。质量高的蜂窝煤有抗压性强、外观平整光滑、厚薄一致、孔距分布合理、燃烧良好的特点，这就对蜂窝煤成型机提出了要求。冲压式蜂窝煤成型机是中国城镇蜂窝煤生产厂的主要生产设备，这种设备具有结构合理、成型性能好、经久耐用、维修方便等优点而被广泛采用。冲压式蜂窝煤成型机的功能是将煤粉加入转盘的模筒内，经冲头冲压成蜂窝煤。关键词：蜂窝煤成型机；冲压式；机构合理；经久耐用。51AbstractBriquette has long been widely used in China towns and villages, has been the invention green energy briquette burning non-toxic, tasteless, no smoke. So the demand on the market for large honeycomb.High quality briquette has a strong resistance to stress, the appearance of smooth, consistent thickness, reasonable pitch distribution, good combustion characteristics, which the briquette machine made requests.Ramjet briquette machine briquette production plant in Chinas major cities and towns of production equipment, such equipment has a reasonable structure, good formability, durability, easy maintenance, etc. which are widely used. Ramjet briquette machines function is to add pulverized coal turntable mold barrel, after punch punched into briquettes.Keywords: Briquette machine; ram; reasonable mechanism; durable.目 录摘要IAbstractII目 录III1 任务说明51.1 引言51.2 背景51.2 .1 蜂窝煤成型机设计背景及意义51.2.2 设计的基本思路和关键技术61.3 任务要求61.3.1 性能参数62 方案设计与选择72.1 本次设计的特点及工作原理72.2 方案的选择83 参数计算283.1 蜂窝煤成型机主要传动机构设计283.1.1 带传动设计283.1.2直齿圆柱齿轮设计313.1.3圆锥齿轮设计343.2 主要传动轴的结构设计373.2.1轴的结构设计373.2.2 轴的结构设计403.2.3 轴的校核423.2.4 轴承的校核453.2.5键的强度校核454 其他其结构的设计464.1分度槽轮机构设计464.2 电动机的选择47设计总结50谢辞52参考文献531 任务说明1.1 引言冲压式峰窝煤成型机是我国城镇峰窝煤（通常又称煤饼）生产厂的主要生产设备，这种设备由于具有结构合理、质量可靠、成型性能好、经久而用、维修方便等优点而被广泛采用。本设计的最初想法来源于自己以往的亲身经历。以往的许多制造煤块的机构存在着许多避之不及的缺陷，即有些机构制造出的煤块不够敦实，放干后有一些裂纹；有些机构造出的煤块经常出现孔内坍塌现象；有些机构在工作是会出现许多不能及时清理的煤屑，造成工作环境的相对恶劣，等等。本设计的诞生不仅克服了许多造煤块机构难以克服的缺陷，还在机械传动的能耗以及电动机选择上做了优化，很大程度上做到了美化环境及节约有限能源。本设计考虑到各组成机构的可行性与合理性，选择了两种运动方案：一是机构拥有了带传动结构简单、传动平稳、具有过载保护作用，槽轮机构结构简单，工作可靠等特性，二是有了齿轮传动结构紧密，寿命长，效率高等优点。本设计的许多地方牵涉到了机械传动以及齿轮传动的知识，进一步验证和细化了专业理论知识，使我对本专业的发展方向有了更清楚的认识。另外，本机构安全、实用的思想设计而出，市场前景广阔，适用范围比较广泛，既可以用于大中型公司或企业批量生产，又可用于小型部门的连续生产，造出的煤块很大程度上能够得到市场和广大用户的肯定。1.2 背景1.2 .1 蜂窝煤成型机设计背景及意义现代社会能源不断在减少，全世界都在呼吁要节约、合理利用能源。我国煤炭数量大，但是人口多的问题使我们消耗的资源也多，不管是在工业还是在农业生活方面蜂窝煤的使用广泛，各式各样的蜂窝煤被用在不同的场合。但是煤的大量使用破坏了我们的生活环境，因此越来越多的人开始研究环保型的蜂窝煤，其中秸秆蜂窝煤最为突出。伴随社会的发展，我们不仅需要改进蜂窝煤原料的配制，同时需要改进蜂窝煤成型机的整体结构，使它到达简便实用，成本低廉的目的。本次的设计研究有利于更高效更安全地生产出实用的蜂窝煤，从而以实现节约原料资源和提高生产效益的目的。1.2.2 设计的基本思路和关键技术本课题所研究的整个装置要求从驱动传动机构开始设计，电动机驱动带传动以后带动第一根轴转动，从而带动第一级齿轮的运动，同时使飞轮和驱动滚筒的带轮也运动起来；齿轮的转动再驱动第二根轴运动，由第二根轴带动锥齿轮和冲压机构；锥齿轮的运动使分度槽轮机构运动，再带动转盘运动从而实现和转盘同轴的模盘和扫屑机构转动；而此时转盘也带动和料盘同轴的槽轮运动，这个槽轮的运动将使料盘的搅料棒转动而使得原料不断流入模盘，最终实现冲压蜂窝煤的目的。具体运动如图1.1所示。依次把各个结构合理设计完成，然后装配起来。在设计过程中要注意各连接部分接合问题，同时在此过程中要注重分度机构、冲压机构以及扫屑机构的合理性，选用实用简便但又最有效的组合运动机构。1.3 任务要求1.3.1 性能参数本次设计在数据方面有如下要求：工作机输入功率:5.5kw生产率:50块/min外形尺寸：不大于1430 mm1050 mm1620 mm工作条件：载荷有轻微冲击，一班制使用期限：十年，大修期为三年生产批量：小批量生产（少于十台）转速允许误差：5%2 方案设计与选择2.1 本次设计的特点及工作原理蜂窝煤成型机冲压和脱模机构、工作盘的间歇转动机构以及扫屑机构。该成型机工艺动作如图所示 ： 图1 蜂窝煤成型机设计原理示意图冲头与脱模盘都与上下移动的滑梁连成一体，当滑梁下冲时冲头将煤粉压成蜂窝煤，脱模盘将已压成的蜂窝煤脱模。在滑梁上升过程中扫屑刷将刷除冲头和脱模盘上粘附的煤粉。模筒转盘上均布了模筒，转盘的间歇运动使加料后的模筒进入加压位置、成型后的模筒进入脱模位置、空的模筒进入加料位置。冲压式峰窝煤成型机的功能是将粉煤加入转盘的模简内，经冲头冲压成峰窝煤。为了实现蜂窝煤冲压成型，冲压式蜂窝煤成型机必须完成五个动作，如图2所示。 图2冲头、脱模盘、扫屑刷、模筒转盘位置示意图（1）粉煤加料；（2）冲头将蜂窝煤压制成型；（3）清除冲头和出煤盘的积屑的扫屑运动；（4）将在模简内的冲压后的蜂窝煤脱模；（5）将冲压成型的蜂窝煤输送。2.2 方案的选择一、冲压和脱模机构(上下移动)方案1方案2方案3方案4方案5方案6方案7方案8方案9方案10方案11方案12方案13方案14方案15方案16方案17方案18方案19方案20方案1至9为连杆机构；方案10至12为凸轮机构；方案13至16为齿轮齿条机构；方案17至20为组合机构。表1 冲压机构部分运动方案定性分析形态性能特点连杆机构凸轮机构齿轮齿条机构运动速度高较高高行程大小取决于曲柄尺寸小可任意可调程度可调调节困难可调动力性能平衡困难取决于凸轮形状好简单性不太简单简单简单，但一般齿轮须摆动才能实现齿条往复移动机械效率一般一般较高承载能力高较低较高其他特性有急回特性可实现任意运动规律传动平稳结合表1可知，方案1为曲柄滑块机构，易加工且具增力作用；方案6至9为六杆机构行程小；凸轮机构结构简单、紧凑，但易磨损且传力小；齿轮齿条机构传动准确、效率高、寿命长，但加工装配难；组合机构结构复杂。综上所述，初选方案1，方案9，方案17。二、工作盘间歇运动机构方案1 槽轮机构方案2 外啮合棘轮机构方案3 摩擦式棘轮机构方案4 外啮合不完全齿轮机构方案5 不完全齿轮齿条机构方案6 圆柱凸轮间歇运动机构方案1结构简单，效率高，但转角不可太小，有冲击；方案2、3制造方便，转角准确，但易引起冲击磨损；方案4、5从动轮运动转角范围大但加工复杂，会引起刚性冲击。方案6结构简单，运转可靠，但精度要求高，加工复杂，安装调整困难。综合考虑，初选方案1，方案4，方案6。三、扫屑机构方案1 附加滑块摇杆机构方案2 固定凸轮移动滚子从动件机构方案3 固定凸轮移动滑块从动件机构方案1工作平稳，但尺寸较大；方案2运动性能较差，且易磨损；方案3各方面性能较好。扫屑机构以上三方案性能相差不大，均可待选。2.3 执行运动机构的形成方案I:冲压机构为偏置曲柄滑块机构模筒转盘为槽轮机构扫屑机构为导杆-滑块机构适当选择冲压机构中A点轨迹和确定机构尺寸，可保证构件具有急回，运动和工作段近于匀速的特性，并可使机构工作段压力角尽可能小。根据工位要求确定槽轮相关参数，可满足工作盘间歇转动。导杆-滑块机构上下方向长度应大于滑梁行程，其左右高度应能使扫屑刷满足扫除粉煤活动范围。方案II:冲压机构为六杆机构模筒转盘为不完全齿轮机构扫屑机构为固附加滑块摇杆机构 六杆机构虽具有增力作用，但行程较小，需调整各杆尺寸才能满足滑梁行程要求。不完全齿轮机构是由普通齿轮机构转化而成的一种间歇运动机构。它与普通齿轮的不同之处是轮齿不布满整个圆周。不完全齿轮机构的主动轮上只有一个或几个轮齿，并根据运动时间与停歇时间的要求，在从动轮上有与主动轮轮齿相啮合的齿间。两轮轮缘上各有锁止弧(见方案4图)，在从动轮停歇期间，用来防止从动轮游动，并起定位作用。附加滑块摇杆机构，满足运动变化条件，且工作平稳，效率较高，成本较低但运动尺寸较大。方案III:冲压机构为凸轮-连杆机构模筒转盘为圆柱凸轮间歇运动机构扫屑机构为固定凸轮移动从动件机构凸轮-连杆机构结构与前两个方案相比较为复杂，且凸轮部分磨损较大，连杆部分为多杆，为满足行程要求需占较大尺寸。圆柱凸轮间歇运动机构精度要求高，安装调整均有较大难度。固定凸轮移动从动件机构对机架的要求较高，工作平稳性较差。且滚子磨损较大，寿命短。2.4 机构组合方案的确定经过前述方案评价可知，方案I结构简单，性能可靠，成本低廉，经久耐用，维护容易，操作方便。所以确定该方案是上述三个方案中最为合理的方案。3 参数计算3.1 蜂窝煤成型机主要传动机构设计3.1.1 带传动设计由于电动机额定功率P=6KW，电动机额定转速n=970r/min,小带轮直接安装在电机上，初确定传动比为3.8，每日连续工作816h.所以V带以及带轮设计如下：1）设计功率PP=KP查参考文献1表4.6取K=1.2，所以P=KP=1.26=7.2KW。2）选定带轮V带型号根据P和n由参考文献1图4.11选普通V带的B型V带3）确定带轮直径、选取小带轮直径按参考文献1表4.4及图4.11选=125mm。验算带速=125970/（601000）m/s=6.35m/s，在525之间，合适。确定从动带轮直径=3.8125=315mm，查参考文献1表4.4取=300mm。计算实际传动比=/=300/125=2.6确定从动轮实际转速nn= n/=970/2.6315r/min4）确定中心距和带长初选中心距由式0.7（+）mm2（+）mm，得0.7（125+300）mm2（125+300）mm，即402.5 mm750 mm，取=650mm。求带的计算基准长度由式 =2+ =2650+（125+300）+（300-125）/（4650） mm =2129.16 mm查参考文献1表4.2得=2000 mm。计算中心距 =+=（650+）=695.4 mm确定中心距调整范围 =（695.4+0.032500）mm 730 mm =（695.4-0.0152500）mm 660mm5） 验算小带轮包角 =155120 合适。6）确定V带根数Z确定额定功率P由=125 mm、n=970 r/min， 查参考文献1表4.5得P=1.66KW。确定V带根数ZZ查参考文献1表4.7得=0.297KW，查表4.8得0.93 查表4.2得=1.03Z根4.8根取Z=5根 合适。7）计算单根V带初拉力F查表4.1得：q=0.17kg/m由式F=500=500N 246N8）计算对轴的压力 由式F=（25246）N2402N9）确定带轮的结构尺寸，绘制工作图，小带轮如图3.1，大带轮如图3.2：图3.1 小带轮图3.2 大带轮图1-7 二级减速机构3.1.2直齿圆柱齿轮设计直齿圆柱齿轮每天工作1016 h，每年工作360天，预期使用寿命为10年。参考文献4，小齿轮转速n=269r/min，齿轮所需传递功率P=P=7.50.96=7.2KW。齿数比=3.2。1）选择齿轮材料、热处理方法、精度等级、齿数、及齿宽系数考虑到该齿轮传动传递功率不是很大，故大小齿轮都选用45钢调质处理。齿面硬度分别为220HBS、260HBS，属软齿面闭式传动，载荷平稳，齿轮速度不高，小齿轮齿数=25，大齿轮齿数=3.225=80， 按软齿面齿轮对称安装查参考文献机械设计表6.5，取齿宽系数=1.0。2）按齿面接触疲劳强度设计确定公式中各参数：试选=1.5小齿轮传递的转矩=9.55=9.55N/mm=2.56 N/m材料系数查参考文献1表6.3得=189.8大小齿轮的接触疲劳强度极限、 按齿面硬度查参考文献1图6.8得=600MP、=560 MP应力循环次数 =6026911036016=9.297 =9.297/3.29=2.826接触疲劳强度寿命系数、 查参考文献1图6.6得=0.92、=0.98确定许用接触应力、 取安全系数=1.0 ，故有：=/=0.92600/1.0 MP=552 MP =/=0.98560/1.0 MP=548.8 MP3）设计计算试算小齿轮分度圆直径取= =90.97mm计算圆周速度=1.28m/s6 m/s 故精度等级为8计算载荷系数K查参考文献1表6.2得使用系数=1.0，根据=1.28m/s，7级精度查参考文献1图6.10得动载荷系数=1.0；查图6.13得=1.15，则：K=1.01.01.15=1.15校正分度圆直径由式=90.97=83.26mm5）计算齿轮传动的几何尺寸计算模数m m=/=83.26/25=3.33mm，取标准模数m=5mm两圆分度圆直径、=m=525=125mm =m=580=400mm中心距=m（+）/2=5（25+80）/2=262.5mm齿宽=125mm，=+（510）mm 故取=125mm 、=130mm齿高=2.255=2.255=11.25mm6）校核齿根弯曲强度确定公式中各个参数值：大、小齿轮的弯曲疲劳强度极限、查参考文献1图6.9取=240、=220弯曲疲劳寿命系数、查图6.7取=0.91、=0.99计算弯曲应力 取定弯曲疲劳安全系数=1.4，应力修正值=2.0，得：=/=0.912240/1.4=312=/=0.992220/1.4=311.14齿形系数、和应力修正系数、查表6.4得=2.62、=2.22、=1.59、=1.77计算大、小齿轮的/与/并比较其大值代如公式中计算/=2.621.59/312=0.01335/=2.221.77/311.14=0.012637）校核计算=61.32 可知齿轮的弯曲疲劳强度足够。小齿轮零件图如3.3，大齿轮如图3.4所示：图3.3 小齿轮 图3.4 大齿轮 3.1.3圆锥齿轮设计1）锥齿轮传动比=32.333/3.63.2=2.81所以有= 故有= =由于锥齿轮的的当量齿轮是圆柱齿轮，所以锥齿轮不发生根切的最少齿数要小于直齿圆柱齿轮的最少齿数，即= =17=16.5 =17=5.07因此取=25 =25 2.81=70.25 选=70,故： =/=25/=26.19 =/=70/=234.7422）确定齿轮的材料，热处理方法及精度等级 由于是一般的齿轮传动，故小齿轮可选软齿面 45钢，调质处理，齿面硬度260HBS；大齿轮选用45钢，考虑到HBS=HBS+3050HBS，所以大齿轮的热处理为调质处理，齿面硬度为220HBS，初选7级精度。3） 按齿面接触疲劳强度设计齿轮其设计公式载荷系数 =参考文献机械设计表6.2得=1.5，按图6.10得=1.09，取1.1，所以=1.51.091.1=1.8。弹性系数 由文献4表4.11=189.8齿宽系数 取选=1/3小锥齿轮转矩 轴的输入功率：P=P=7.50.960.960.98KW=6.77KW 轴的转速：=970/3.63.2=84.2r/min轴扭矩：=9.55=9.556.77/84.2N.mm=767856.3N.mm大小齿轮的接触疲劳强度极限、 按齿面硬度查参考文献1图6.8得=600MP、=560 MP应力循环次数 =6084.211036016=2.910 =2.910/2.81=1.036接触疲劳强度寿命系数、 查参考文献1图6.6得=0.98、=0.99确定许用接触应力、取安全系数=1.0，故有：=/=0.98600/1.0 MP=588 MP=/=0.99560/1.0 MP=554.4 MP 计算小齿轮直径由于，所以有： =2.29=144.08mm 计算圆周速度=0.63m/s6 m/s取8级精度4）齿轮主要参数选择和几何尺寸计算模数 =/=144.08/25=5.76参考文献2表6.11 取=6mm分度圆直径 =625=150mm =670=420mm齿轮宽度 锥距R=222.99mm 所以：=74.33mm 取整=60mm5）齿根校核=大小齿轮的弯曲疲劳强度极限、参考1图6.9取=240MP、=220 MP弯曲疲劳寿命系数、 参考文献1图6.7=0.99、=0.98需用弯曲应力、 取弯曲疲劳安全系数=1.4、应力修正系数=2.0=/=0.992.0240/1.4 MP=339.43 MP=/=0.982.0220/1.4 MP=308 MP齿形系数、和应力修正系数、按当量齿数、查参考文献1表6.4得 ：=2.6、=2.06、=1.595、=1.97计算大、小齿轮的/与/并比较其大值代如公式中计算/=2.61.595/339.43=0.01222/=2.061.97/308=0.013186）齿轮的校核计算 =120.4齿轮弯曲疲劳强度足够3.2 主要传动轴的结构设计3.2.1轴的结构设计轴的输入功率P=5.5KW，转速n=269 r/min1）确定轴零件上的装配方案，如图5.1所示： 图3.1 轴示意图 2）确定轴的最小直径 1轴段仅受转距作用，直径最小，估算轴的最小直径，45钢调质处理，查文献1表11.3确定轴的值 ，取=112。=112=33.28mm 单键槽轴径应正大%5%7，既增大至34.944mm35.61mm，取=35mm，所以轴的最小直径=35mm。 3）确定各轴段的尺寸 为保证带轮的轴向定位的可靠性，应略大于带轮的宽度，所以取=120mm=35mm 2处轴肩=（0.070.1）=2.453.5mm，故取=3.5mm 则=+2=（35+23.5）mm=42mm，参考3轴承盖处选用毡圈42 FZ/T9201091密封。 确定、，选择滚动轴承型号取=45mm ，参考文献3选用型号为6009的深钩球轴承，其内径=45mm，外径D=75mm，宽度B=16mm。参考文献3采用凸缘式轴承盖，其厚度为26mm，为便于轴承端盖的拆卸及对轴承添加润滑剂，以及曲柄滑块的运动范围，取端盖外端面与带轮右端面的距离=195mm，所以=（195+26）mm=221mm，=（16+16）mm=32mm，其中套筒宽度为16mm。 为安装方便，=，取=50mm， 为使套筒端面可靠地压紧齿轮，应小于齿轮的轮毂宽度=130mm，取=127mm。 齿轮的定位轴肩高度=（0.070.1）=3.55mm，取=5mm =60mm 参见文献1表11.6，轴环宽度1.4=7mm 取=8mm 考虑到飞轮的拆卸以及锥齿轮的安装碰触问题，取=55mm，=450mm为使套筒端面可靠地压紧齿轮，取=137，其中套筒宽10mm 为了轴承盖的安装与拆卸，取=56mm,=60mm 4）轴上零件的周向固定 齿轮、带轮以及飞轮与轴的周向固定均采用平键连接，轴承与轴的周向固定采用过渡配合。 齿轮处的平键参考文献3选用A型普通平键，截面尺寸=14mm9mm，键长90mm，即键1490 GB1096-1979；为保证对中良好，齿轮轮毂与轴的配合采用较紧的过渡配合，配合为H8/m7 大带轮处选用A型普通平键,选用键1090 GB1096-79，截面尺寸=10mm8mm；与轴的配合采用过渡配合，配合为H8/ n7； 滚动轴承与轴颈的配合采用较紧的过盈配合，轴颈尺寸公查为m7 飞轮处平键选用A型普通平键，键1645 GB1096-79，截面尺寸=16mm10mm；连接滚筒的带轮处选用A型普通平键，键1022 GB1096-79，截面尺寸=10mm8mm ，配合为H8/d7 5）确定倒角和圆角的尺寸轴两端的倒角，取为2轴的尺寸如下表： 表3.1 轴上各尺寸段35120422214532501276085545050137453242563560 表3.2 轴上键各型号键型号与轴公差配合大带轮键1090 GB1096-79H8/n7飞轮键1645 GB1096-79H8/d7小齿轮键1490 GB1096-79H8/ m710带轮键1022 GB1096-79H8/d73.2.2 轴的结构设计轴的输入功率P=4.77KW，转速n=84.2 r/min，转矩T=767856.3N.mm 确定轴零件上的装配方案，如图5.2所示： 图3.2 轴示意图1） 确定轴的最小直径A段仅受转矩作用，直径最小，估算轴的最小直径由于轴为45钢调质处理，查文献1表11.3确定轴的值 ，取=112=112=48.02mm 单键槽轴径应正大%5%7，既增大至50.421mm51.38mm 取=51mm曲柄滑块孔径可以任意取，所以轴的最小直径=51mm2）确定各轴段的尺寸=51mm， 取=80mmB处轴肩=（0.070.1）=3.575.1mm，故取=4.5mm 则=+2=（51+24.5）mm=60mm，参考文献3轴承盖处选用毡圈60 FZ/T9201091密封。确定、，选择滚动轴承型号取=65mm ，参考文献3选用型号为6213的深钩球轴承，其内径=65mm ，外径D=120mm，宽度B=23mm参考文献3采用凸缘式轴承盖，其厚度为30mm，为便于轴承端盖的拆卸及对轴承添加润滑剂，取端盖外端面与曲柄滑块右端面的距离=9mm，所以=（9+30）mm=39mm，=（23+17）mm=40mm，其中套筒宽度为8mm，挡油环宽度为9mm为安装方便，=，取=70mm， 为使套筒端面可靠地压紧齿轮，应小于齿轮的轮毂宽度=125mm，故取=120mm，套筒宽10mm齿轮的定位轴肩高度=（0.070.1）=4.97mm，取=5mm =80mm 参见文献1表11.6，轴环宽度1.4=7mm ，取=8mm，即=8 mm考为使套筒端面可靠地压紧齿轮，应小于锥齿轮的轮毂宽度=70mm取=75mm考虑锥齿轮的装配，取=450mm为使套筒端面可靠地压紧齿轮，取=132mm，其中套筒宽10mm3）轴上零件的周向固定齿轮、曲柄滑块以及锥齿轮与轴的周向固定均采用平键连接，轴承与轴的周向固定采用过渡配合。 齿轮处的平键参考文献3选用A型普通平键，截面尺寸=20mm12mm，键20100 GB1096-79；为保证对中良好，齿轮轮毂与轴的配合采用较紧的过渡配合，配合为H8/m7曲柄滑块处选用A型普通平键，截面尺寸=16mm10mm 键1645 GB1096-79，与轴的配合采用过渡配合，配合为H8/d7； 滚动轴承与轴颈的配合采用较紧的过盈配合，轴颈尺寸公查为m7 圆锥齿轮处平键选用A型普通平键，键2256 GB1096-79，截面尺寸=22mm14mm ，公差配合为H8/r7 4）确定倒角和圆角的尺寸轴两端的倒角，取为2 表3.3 各轴段尺寸mm518060396540701208087545070132604055395180 表3.4 轴上各轴段尺寸 键型号 与轴公差配合 曲柄键1645 GB1096-79 H8/d7 齿轮键20100 GB1096-79H8/m7锥齿轮键2256 GB1096-79H8/r73.2.3 轴的校核1）求轴上载荷 计算齿轮受力 齿轮分度圆直径=400mm，圆周力F=2/=2767856.3/400N=3839.28N 径向力F= F=3839.28N=1397.38N 锥齿轮受力 锥齿轮分度圆直径=150mm，圆周力=2/=10238.1N 径向力=10238.1N=3556.8N 轴向力= =10238.1N=1111.2N=/2=1111.2150/2N. mm =833340 N. mm2）求支反力 对轴的水平面受力分析图见图5.3： 图3.3 轴的水平受力图 1=687N+10238.1N+1687N=3839.28N2+以A点为矩心，到力矩平衡方程，可知： 得=2085.6N，=2473.9N轴的水平弯矩图如图5.4： 图3.4 轴的水平弯矩图 对轴的垂直受力分析如图5.5： 图3.5 轴的垂直受力图 以A点为矩心，到力矩平衡方程，可知： 得=2434N，=1202N轴的垂直弯矩图如图5.6： 图3.6 轴的垂直玩矩图3）由图3.4、图3.6可知轴上B点弯矩最大：=268233mm根据参考文献17第三强度理论，可知轴的最发当量弯矩为： 由于轴是受循环应力，取=0.6=276032N.mm=2760.32N.m查文献18表2.1，可知45钢的屈服强度极限=343，取安全系数=1.5，（一般取=1.52）得45钢的许用弯曲应力为：=343/1.5=222.7 轴的危险截面A的弯曲应力为：（W为抗弯截面系数），查文献1表11.7可知：=2760.32N.mm/1.3=212.3=222.7所以轴的强度足够3.2.4 轴承的校核计算轴承寿命计算：查文献1表8-8，表8-7，得=1.0；=1.5则 3.2.5键的强度校核由参考文献1表12.1得，。则有键的强度校核数据见表5.4所示。表3.5 键的强度校核参数曲柄齿轮锥齿轮767856.3767856.3767856.3/517075451005656611936.5660.94 其他其结构的设计4.1分度槽轮机构设计槽轮机构也是一种间歇运动机构，它由槽轮、销轮和机架组成。具有圆销的销轮是主动件，具有径向槽的槽轮是从动件，当销轮作连续回转时，圆销进入从动槽轮的径向槽时，即拨动槽轮转动；当圆销由径向槽滑出时，销轮拨盘上的凸圆弧锁住槽轮上凹圆弧，槽轮即停止运动。为使槽轮具有精确的间歇运动，当圆销脱离径向槽时，槽轮圆盘上的锁止恰好卡在槽轮的凹圆弧上，迫使槽轮停止运动，直到进入下一个径向槽时，锁止弧脱开，槽轮才能继续回转，机构重复运动循环。选取外啮合槽轮机构。选择槽轮的槽数Z为了避免槽轮在开始转动时发生冲击，应使拨盘上的圆销在进槽和出槽时的瞬时速度方向沿着槽轮径向槽的方向，槽轮转动时将有较大的振动和冲击。所以一般取Z=48 ，故取Z=4。 圆销数目K的选取 查参考文献4表13.2，当Z=4时，K=13，故取K=2 外啮合槽轮的几何尺寸计算，参考文献7，槽轮机构示意图如图6.1： 图6.1 槽论机构示意图取中心距=250mm，得圆销中心的回转半径R=176.8mm圆销半径R=29.5mm槽顶高A=176.8mm槽底高mm=38.740.7mm 取=40mm槽深=A-=136.8mm锁止圆弧半径=R-（=（0.60.8）mm，取=16.8mm），所以=124.5mm外凸锁止弧张开角=，负号表示角度方向为顺时针 槽轮厚度取25mm4.2 电动机的选择1） 选择电动机类型按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动。2） 选择电动机容量所需电动机的功率：Pd= PW /aa-由电动机至工作轴的传动总效率a =带轴承3齿轮2联 查表可得：对于V带传动: 带 =0.96 对于8级精度的一般齿轮传动：齿轮=0.97对于一对滚动轴承：轴承 =0.99对于弹性联轴器：联轴器=0.99则 a =带轴承3齿轮2联=0.960.9930.9720.99= 0.868Pd= PW /a=2.8/0.868=5.31 KW查各种传动的合理传动比范围值得：V带传动常用传动比范围为 i带=24，单级圆柱齿轮传动比范围为i齿=35，则电动机转速可选范围为nd=i带 i齿2nW=(24)( 35)2 nW =（18 100 ）nW=(18100)18=3241800 r/min符合这一转速范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min，根据容量和转速，由有关手册查出四种适用的电动机型号，因此有3种传动比方案。表3方案电动机型号额定功率ped/kw电动机转速/ r/min电动机质量/kg传动装置的传动比同步满载总传动比V带传动比齿轮传动1Y112M-461500144043483162Y132M1-66100096073322.512.83Y160M1-86750720118242.59.6对于电动机来说，在额定功率相同的情况下，额定转速越高的电动机尺寸越小，重量和价格也低，即高速电动机反而经济。若原动机的转速选得过高，势必增加传动系统的传动比，从而导致传动系统的结构复杂。由表3中3种方案，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、结构和带传动及减速器的传动比，认为方案1的传动比较合适，所以选定电动机的型号为Y112M-6。Y112M-6电动机数据如下: 额定功率：6 Kw满载转速：n满=1440 r/min同步转速：1500 r/min设计总结在这次毕业设计中，我更进一步地了解了蜂窝煤成型机行业的国内外的现状，学到了很多课堂上学习不来的东西。这些知识对我在完成这次毕业设计中起到了很大的帮助。此次毕业设计是对我在大学四年所学知识的巩固，也是我学习机械行业知识的一个很好的平台，更是我走上社会走向工作岗位实现我人生理想的重要的一步。在毕业设计前段时间，需要综合运用所学的专业知识对课题内容进行了解，多方搜索行业资料。设计实践的环节为我们在生产实践中进行调查研究的能力、观察问题、分析问题、解决问题的能力的培养至关重要。通过毕业设计的锻炼，我们运用所学到的知识的能力、解决问题的能力、创新设计的能力得到了很好的锻炼和加强。毕业设计巩固了大学期间我们学到，如机械设计、机械原理、机械制造等有关机械的知识。在毕业设计期间按我们还学到了不少新的知识和学习方法，完善了自己的知识结构，它使我在大学期间所学的基础理论知识、专业技术知识得到了融会贯通。通过几个月做蜂窝煤成型机这样的制煤机械设备，我增强了对实际问题的了解，解决问题的能力，体会到了理论与实际相结合的重要性。虽然大学期间安排了好几次课程设计或者实习，但是没有一次像这样的课程设计能与此次相比，设计限定了时间长，而且是一人一个课题要求更为严格，任务更加繁多、细致、要求更加严格、设计要求的独立性更加高。作为一名设计人员要设计出有创意而功能齐全的产品，就必须做一个生活的有心人。多留心观察思考我们身边的每一个机械产品，只有这样理性认识丰富了，才能使我们的设计思路具有创造性。在这几个月的毕业设计中，自己对机械设计有了新的感悟。首先，理论联系实际的重要性，在设计中认识到自己不能仅仅局限与课本上的理论知识去设计机械，脱离了实际，就是纸上谈兵，设计时必须考虑到机械在实际应用时的问题。其次，团队精神，做机械，不是一个人在短时间完成的任务，只有在一个团队里面，才能体现自己的价值，自己的能力。单打独斗是不会有好的成果的，自己难免会有很多想不到的，做不到的，在团队中这些问题将迎
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