毕业设计（论文）-液压式蜂窝煤成型机设计（全套图纸）.pdf

1 第第1章章 绪绪 论论 1.1 机械式蜂窝煤机概述机械式蜂窝煤机概述 随着蜂窝煤在我国城市的推厂和普及， 越来越多的蜂窝煤成型机(下简称蜂窝煤机) 正源源不断涌向市场 ，面对规格品种繁多、型式结构各异的蜂窝煤机如何选定其技术 与经济指标、评价其性能 比较其优劣， 是机器的设计 制造者和使用者极为关切的 问题。蜂窝煤机的结构应尽量简单 其工艺性要好，便于制造与装配； 其维修性要好， 便于调整和修理。蜂窝煤机的噪声应符合国家规定的标准； 机器中储存油、气的部位， 应避免跑冒滴漏；使职工有一个良好的工作环境。蜂窝煤机应操作方便、安全可靠，容 易掌握，不易发生故障和操作错误。蜂窝煤机的造型应美观， 色彩谐调， 富有时代感 蜂窝煤机的功能要齐全， 质量要好， 机械化程度要高， 尽可能地减少操作人的体力劳动。 总之，对以上蜂窝煤机的技术与经济指标的基本要求，我们要综合地进行选择和考虑； 力求蜂窝煤机在上述每项指标要求上达到最佳程度，使蜂窝煤机更加日臻完善。 新型液压式蜂窝煤成型机是在总结国内外经验的基础上，结合我国国情开发研制 的一种新型蜂窝煤成型机。在该机未获成功以前，国内基本上生产的都是四立柱机械传 动式蜂窝煤成型机，它的缺点是传动系统振动大，工作时噪声高，安全条件差。如果改 用液压传动方式就没有这些问题，只是由于液压传动本身的速度限制，设计出的蜂窝煤 2 机生产效率低，没有实际使用价值而这次设计出的液压式蜂窝煤机其成功之处就在于 不增大电动机功率的情况下， 较好地解决了液压式蜂窝煤机液压缸冲压速度的限制而生 产效率低的缺点。通过有效途径大大提高了劳动生产率。 1.2 国内外蜂窝煤成型机的现状简述国内外蜂窝煤成型机的现状简述 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，使它达到简便实用，成本低廉的目的。本课题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。 随着煤炭行业的快速发展和相关政策的调整， 我国蜂窝煤机的各方面呈现出一派新 气象。目前由于五工位转盘冲压式蜂窝煤机在我国使用技术已普及成熟，有可改进使其 加工双层成分型煤，发展点火自燃式蜂窝煤的前景，而加工的型煤适合目前最普及的民 用炉具等优点。这种成型机有双冲头和单冲头两种机型，农村民用煤经营户大都选择单 冲型蜂窝煤成型机 最近，一种使用普通照明电生产蜂窝煤的设备节能高效蜂窝煤机，由石家庄市金 豹节能技术研究所研制成功，并获得国家授权专利及专利博览会金奖 新一代节能高效 蜂窝煤机较传统的蜂窝煤机相比有以下几大忧点：1省电 ；2安装方便、可流动作 业 ；3生产的蜂窝煤成本低、利润高。 而四川宜宾齿轮厂生产的FBlx0单冲蜂窝煤机， 出渣机构中的皮带栅轮是由出渣 栅轮和轴组成的。由于该种结构润滑困难，防尘性能差等， 致使栅轮在使用过程中轴 孔和轴极易磨损， 造成整个出渣机构阻力增大， 栅轮跳动大， 皮带极易破损， 断裂 为了解决这一问题， 找们将其转动部分换成轴承转动机构，再加上密封性能良好的防 尘盖板、解决了皮带栅轮的润滑和防尘问题，延长了其使用寿命。 由攻义市机械制造有限公司生产的系列型煤机械可生产方煤、圆煤、多孔煤、梅花 型煤等，一机多用，生产不同型号的煤，可做新型点火煤，机械性能远远超过同类产品， 生产的产品外观平整光滑、燃烧良好。本型煤系列产品结构新颖合理，坚固耐用，压力 大，稳定性强，传动平稳，操作简单，维修方便，使用性能强，机械性能远远超过同类 3 型各种蜂窝煤机。最新型的第六代蜂容煤机以动力小，耗电少，自动化程度高等特点深 受广大用户的好评，是型煤加工厂、个体专业户理想的型煤加工工具。 总之，我国蜂窝煤机功能正在不断完善，种类也在不断增加，这也势必推动我国煤 炭行业的迅速发展。 产品图样 图 1- 1 4 第第 2 章章 机械冲压式蜂窝煤成型机分析机械冲压式蜂窝煤成型机分析 2.1 机器的功能和设计要求机器的功能和设计要求 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、经久耐用、维修方便等 优点而被广泛采用。新一代的成型设备当充分考虑蜂窝煤加工工艺的特点，力求技 术上先进，生产上适用，机械结构紧凑，运转安全可靠，操作简单，维修方便，以 获得技术上和经济上好的效益。 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： （1）粉煤加料； （2）冲头将蜂窝煤压制成型； （3）清除冲头的积屑的扫屑运动； （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。 2.1.1 煤机作用煤机作用 该煤机能完成如下的动作循环：冲头往下冲压料筒往模筒里加料传送带输送 冲头往上移动模盘定位转动。 （1）实际上冲头和脱模盘都与上下移动的滑梁连成一体，当滑梁下冲时将粉煤冲压 成蜂窝煤，脱模盘将以压成的蜂窝煤脱模。在滑梁上升过程中扫屑刷将刷除粘 着在冲头上粉煤。模筒转盘上均布了模筒，转盘的间歇运动使加完料的模筒进 入冲压位置、成型的模筒进入脱模位置、空模筒进入加料位置。 （2）为了改善蜂窝煤冲压成型的质量，希望冲压机构在冲压后有一保压时间。 （3）由于冲头压力较大，希望冲压机构具有增力功能，以增大有效作用，减小原动 机的功率。 2.1.2 技术要求的确定技术要求的确定 1、成型煤规格: mm80100 2、成型压力:0.1t/个 3、冲压率：4550次/分 4、冲头行程：296mm 5、蜂窝煤重：0.75kg/个 5 2.2 工作原理和工艺动作分解工作原理和工艺动作分解 冲压式蜂窝煤成型机是我国城镇蜂窝煤（通常又称煤饼，在圆柱形饼状煤中冲出若 干通孔） 生产厂的主要生产设备， 它将煤粉加入转盘上的模筒内， 经冲头冲压成蜂窝煤。 为了实现蜂窝煤冲压成型，冲压式蜂窝煤成型机必须完成以下几个动作： 1）煤粉加料； 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）将在模筒内的冲压后的蜂窝煤脱模； 5）模筒转盘通过间歇转动完成冲压、脱模、加料的转换； 6）将冲压成型的蜂窝煤输送装箱。 上述六个动作，加料和输送比较简单可以不予考虑，冲压和脱模可用一个机构来完 成。因此，冲压式蜂窝煤成型机重点考虑三个机构的设计：冲压和脱模机构，扫屑机构 和模筒转盘的间歇运动机构。 2.3 根据工艺动作顺序和协调要求拟定运动循环图根据工艺动作顺序和协调要求拟定运动循环图 对于冲压式蜂窝煤成型机运动循环图主要是确定冲压和脱模盘、扫屑刷、模筒转盘 三个执行构件的先后顺序、相位，以利于各执行机构的设计、装配和调试。 冲压式蜂窝煤成型机的冲压机构为主机构，以它的主动作的零位角为横坐标的起 点，纵坐标表示各执行构件的位移起迄位置。 图 1- 2 冲压式蜂窝煤成型机运动循环图 6 图 1- 2 表示冲压式蜂窝煤成型机三个机构的运动循环图。冲头和脱模盘具有工作行 程和回程两部分组成。 模筒转盘的工作行程在冲头的回程后半段和工作行程的前半段完 成，使间歇转动在冲压以前完成。扫清刷要求在冲头回程后半段至工作行程前半段完成 扫屑动作。 2.4执行机构的选型执行机构的选型 根据冲头和脱模盘、模筒转盘、扫屑刷这三个执行构件动作要求和结构特点， 可以选择表 1 的常用机构，这一表格又称为执行机构的形态学矩阵。 表表 1 三执行机构的形态学矩阵三执行机构的形态学矩阵 冲头和脱模盘机构 对心曲柄滑块机构 偏置曲柄滑块机构 六杆冲压机构 扫屑刷机构 附加滑块摇杆机构 固定移动凸轮移动从动件机构 模筒转盘间歇运动机构 槽轮机构 不完全齿轮机构 凸轮式间歇运动机构 图 3（a）表示附加滑块摇杆机构。利用滑梁的上下移动使摇杆 OB 上的扫屑刷扫除 冲头和脱模盘底上的粉煤屑。图 3（b）表示固定移动凸轮利用滑梁上下移动使带有扫屑 刷的移动从动件顶出而扫除冲头和脱模盘底上的粉煤屑。 2.5 总体机械冲压式蜂窝煤机传动系统设计总体机械冲压式蜂窝煤机传动系统设计 根据上述要求，则初步定出了机械冲压式蜂窝煤机的的传动方案图如图 1- 3 所示。 图 1- 3 机械式蜂窝煤机传动系统示意图 7 液压蜂窝煤机，由机座、槽轮机构（分度装置） 、曲柄滑块机构(冲压机构) 、带传 动+齿轮机构组成（减速机构）以及传动控制系统组成，同时分度装置由液压马达驱动， 它由一对不完全齿轮组成，通过不完全齿轮的间歇啮合使转盘间歇旋转，冲压机构通过 液压马达驱动，使曲柄滑块机构上的冲压元件实现冲压成型及脱煤功能。传动控制系统 采用了由液压动力机、控制阀、液压管路、组成的液压传动控制系统，并在液压回路中 设有溢流阀过载保护装置。 8 第第3章章 模盘设计模盘设计 液压式蜂窝煤机之所以难以获得成功，主要原因是生产率低，为克服这一缺点， 充分发挥油缸作用力大的特点，采用一缸多冲头的形式。即在油缸的一次往复式行程中 压制出多块蜂窝煤，由此解决生产率问题。但模筒数量的选取要合理，如果数量超过3 个，机械的工作台转盘直径将达到D=1 200mm， 由此而得出的整机结构尺寸就相当庞 大，零部件的受力状况也将急剧恶化，这种结构是得不偿失的。故选模筒数量个数为3。 具体设计尺寸见零件图如图3- 1所示。 图 3- 1 模盘的转动由一对不完全齿轮啮合传动的，为实现整台机械的运动配合，当啮合传 动时模盘转速 min/45rn = 模盘的角度71. 42=nrad/s 设模盘为一圆柱体（未开任何孔时）则其总质量 kghRm 7 . 25878001 . 0325 . 0 14 . 3 22 = 总 掏空的一个100100的圆孔质量 kghRm125. 678001 . 005. 014. 3 22 = 小圆柱 模盘上共掏空了 12 个 100100 圆孔则模盘的实际质量 kg 2 . 18512125 . 6 7 . 258= 模盘 m 模盘上一组（三个圆柱孔）相对模盘中心转动惯量的计算： 9 由设计图纸可知：三圆柱孔距模盘中心距 md12 . 0 1 = md232 . 0 2 = md232 . 0 3 = 则孔 1 的转动惯量为 096 . 0 12 . 0 125 . 6 05 . 0 125 . 6 5 . 02/1 22 2 1 2 1 =+=+=dmRmJ 小圆柱小圆柱小圆柱 则孔 2、3 的转动惯量为 337 . 0 232 . 0 125 . 6 05 . 0 125 . 6 5 . 02/1 22 2 2 2 32 =+=+=dmRmJJ 小圆柱小圆柱小圆柱 则 12 个孔相对模盘轴心的转动惯量为： 08 . 3 )(4 321 =+=JJJJ小圆柱总 6 . 1008 . 3 325 . 0 7 . 2585 . 02/1 22 = 小圆柱总总模盘 JRmJ E转盘转动时所产生的能量 ： 焦 6 . 11771 . 4 6 . 105 . 02/1 22 =JE wtEp 6 . 117/ = mNnpT=25/1055 . 9 6 10 第第4章章 冲压机构零件设计冲压机构零件设计 4.1 冲压机构上零件的设计理念冲压机构上零件的设计理念 如图 4- 1 所示为冲压机构的三维装配图，它是由滑块，盖板、模柄 、上下冲模 （和出模）座，冲针，高压弹簧，等一些紧固件组合而成的。蜂窝煤的生产方式为冲压 式，对它进行设计时可以参照冷冲压的设计思想。因此冲压式蜂窝煤机的冲压机构具备 了冷冲模的特点。由于冷冲压主要是利用模具完成各种形式的加工，从而决定这种加工 方法所具有的一切特点，如生产率高， ，零件尺寸稳定，操作简单，成本低廉等。根据 模盘的结构，应设计出相应冲压模头与之相配合。如图 4- 2、图 4- 3，冲针如图 4- 4 所示， 其直径尺寸查参考文献13，长度要根据冲压模头的尺寸及冲压的深度来决定，具体的 结构设计尺寸见零件图12。模柄的作用是连接滑块与冲模头，如图 4- 5 所示，具体的 结构设计尺寸见零件图11 图 4- 1 冲压机构图 图 4- 2 冲料上模座 图 4- 3 冲料下模座 图 4- 4 冲针 11 图 4- 5 模柄图 图 4- 6 冲头装配图 图 4- 7 曲柄 图 4- 8 连杆 4.2 冲压机构零件连接方式的设计冲压机构零件连接方式的设计 由于机构本身上设计的限制，冲压方式只能设计为导柱式的，导柱式的冲压模，导 套进行导向时比一般导向方式可靠，精度高寿命长，使用安装方便，而且生产批量大， 且生产出来的产品具有一定精度，完全满足蜂窝煤的质量及产量上的要求导柱式冲压， 导柱式冲压模主要是利用导柱与导套之间的相对滑动，通过一定的精度配合来实现的， 而精度常采用 H6/h5 或 H7/h6。导柱导套的设计应注意到它们的入口处，应有较大的圆 角，方便安装时的导入。 冷压模柄的设计查参考文献2，选模柄为压入式，其配合精度为 H7/m6，为了防止 模柄转动，则在模柄头与滑块连接处开个防转销孔。模柄末端与冲模头的联接方式也为 压入式，由于冲模头自身受重力作用，则冲模头与模柄的通过内六角螺栓进行紧固，为 了防止冲模头转动则如上模柄的定位方式一样，在冲模头与模柄的连接处开防转销。这 样就实现了完全的定位。 冲针的安装方式跟模柄的安装方式一样，也为压入式。由于冲针转动对生产没有 影响，则在冲针没必要开防转销孔 高压弹簧的作用，高压弹簧装在一内六角长螺栓里，而内六角螺栓与一冲压块相 连接，当冲压机构往下运动时，冲压块碰到阻力作用开始压缩弹簧，则冲针开始进入原 12 料，当冲模架碰到冲压块时则开始进行整块的冲压成型。当冲压完毕后由于受弹簧压力 的作用，成型煤将继续留在模筒内，防止了成型模随冲针的上升而出模筒。当冲针完全 出了模筒以后则模盘开始转动，开始进行下一次的冲压成型。 落料模头则无需要进行高压弹簧的设计， 但落料冲头与冲压冲头得设计的一样高。 这样就能保证冲压冲头在冲完一块成型煤时，落料冲头能完全将成型煤冲出模筒，具体 装配设计尺寸见装配图1当成型煤从模筒出来时，则将掉在输送带上，经输送带传送， 则一块成型煤就生产好了。 13 第第5章章 曲柄轴上扭矩的计算曲柄轴上扭矩的计算 5.1 曲柄轴上扭矩的计算曲柄轴上扭矩的计算 kgmmkgvm180023 . 0 /108 . 7 333 = 上模座 kgmmkgvm 4 . 23003 . 0 /108 . 7 333 = 下模座 kgmmkgvm025 . 0 00000322 . 0 /108 . 7 333 = 冲针 kgmmkgvm 3 . 1500196 . 0 /108 . 7 333 = 模柄 kgmmkgvm25103325 . 0 /108 . 7 333 = 滑块 其余模柄滑块冲针下模座上模座总 mmmmmmm+=48 kg475166251 3 . 1548025 . 0 4 . 2318=+= kgmmkgvm490063. 0/108 . 7 333 = 连杆 A 图图 5-1 曲柄受力分析图曲柄受力分析图 14 由于冲压机构是由一对曲柄连杆机构带动的， 所以每个曲柄所承受的重量应为冲 压机构总重量的一半。而连杆本身受重力（重心在其对称中心上）作用，对曲柄也施加 了个力的作用。经过对曲柄受力分析得出结论，当曲柄运动到A点时曲柄所受的扭矩为 最大值。 对曲柄运动到A点时进行受力计算： 15 .1189/1189=Cosa NKgNKgF4750/10475= 冲压机构 980。= 传动效率 NCosFFF2865)2/( 2 =+= 连杆冲压机构曲柄受力最值 mmNNmNRFM=877298. 0/15. 02865/ 曲柄半径曲柄受力最值曲柄轴 15 第第 6 章章 飞轮的设计及飞轮轴扭矩计算飞轮的设计及飞轮轴扭矩计算 图图 6- 1 飞轮飞轮 曲柄滑块机构运动时摇杆与连杆共线时机构的传动角 0 0=r 这时原动件曲柄作用 于冲压机构上的力恰好通过其回转中心，所以出现了不能使构件转动的顶死现象，即 称为死点。由于曲柄滑块机构存在机械上的死点，所以飞轮的设计是必须的，当曲柄 滑块不处在死点位置时，飞轮就储存能量，当曲柄滑块机构处在死点位置时，飞轮就 释放能量使曲柄滑块机构通过死点位置。 根据蜂窝煤生产技术要求确定冲压机构的冲模速度 45 次/分。可以确定出曲柄轴的 转速min/45rV= 曲柄轴 曲柄轴与飞轮轴之间的联接方式为带连接，设计确定大小带轮之间的传动比3=i min/135345riVV= 曲柄轴带轮轴 kgmmkgVm580075 . 0 /108 . 7 333 = 飞轮 13.142=n 设飞轮为一整圆柱体则其总质量： kghRm 1 . 99780008 . 0 225 . 0 14 . 3 22 = 总 掏空的 1 个圆柱质量为： 3 . 1058 1 . 99= 小圆柱 mkg mR1 . 0= 中心距 066 . 2 2/142/1 2 22 =+=）RmRm（RmJ 中心距小圆柱小圆柱小圆柱总 16 E飞轮所产生的能量 ： 焦 2 . 20613.14066 . 2 5 . 02/1 22 =JE w。tEp2206/ = mN。npT=614/1055 . 9 6 mNTM= 2 . 292 飞轮轴 17 第第 7 章章 输送带轴的扭矩计算输送带轴的扭矩计算 输送带轴的转动是由皮带轮带动，驱动力为飞轮轴。传动比设计 1=i ，输送带设计 长度 3000mm=L 。由参考文献3查得输送带与铸铁在有润滑的情况下动摩擦系数为 15 . 0 =f ；无润滑情况下动摩擦系数为5 . 0=f输送带轴的转速 min/135rVV= 飞轮轴输送带轴 。 由模筒的设计可知， 该新型机一次冲压可成型三块蜂窝煤。 则冲压一次时间为 st33. 145/60= 。输煤滚筒的具体设计尺寸见零件图号输煤滚筒的 直径 mmD80= ，则输送带的速度 mrVV565. 060/2= 输送带轴输送带 ； mVtL75. 0565. 033. 1= 输送带 ； 4/=LLn 输送带 ； 经计算输送带上最多时可放 12 块蜂窝煤， kgkgm975 . 0 12=； 有润滑： NmgfFf 5 . 139015 . 0 = 无润滑： NmgfFf45905 . 0= 最大功率： WtVFp f 425.24/ = 输送带 输送带轴受最大扭矩： MNnpT=73 . 1 /1055 . 9 6 18 第第 8 章章 马达的选择与液压功率的计算马达的选择与液压功率的计算 8.1 冲压马达的选择冲压马达的选择 飞轮轴飞轮轴 输送带轴输送带轴 曲柄轴曲柄轴 驱动轴驱动轴 图图 8- 1 飞轮轴上的总扭矩： mNMMM=+=+=93.3073 . 1 2 .29 输送带轴飞轮飞轮轴 曲柄轴上的总扭矩： mNMMM=+=9723 飞轮总曲柄曲柄轴总 输入轴与曲柄轴的传动由齿轮传动，传动比设计为 5=i 传动效率 98 . 0 = ； 输入轴曲柄轴 nin= 225= 输入轴 n 因为 曲柄轴传动轴 pp= 则： 曲曲柄轴总输入轴输入轴 nMMn= mNM=6 .194 输入轴 根据 输入轴 M 查参考文献13选取液压成达的型号及其技术参数：2QJM11- 0.16 型 变量径向球塞式液压马达，排量 0.16L/r, 额定压力 10Mpa；最大压力 16Mpa；转速范 19 围 5630r/min；最大输出扭矩 687 mN 液压马达实际流量： min/ 2 . 34min/95 . 0 22516 . 0 LLVnqq pvpvt = 则液压马达输入的功率为： KWWWpqp7 . 5107 . 560/10 2 . 341010 336 0 = 8.2 驱动拨转机构液压马达的选择驱动拨转机构液压马达的选择 拨转机构的总力矩拨叉、 模筒转盘和搅拌机构的力矩。 经查资料估算mNM= 44 选取 1QJMO1010 型定量球塞式液压马达。排量 rlq/10 . 0 = ， MPap1610=转速 范围 8- 800r/min,最大输出扭矩 215mN 液压马达实际流量： min/275 . 4 min/95 . 0 4510 . 0 LLVnqq pvpvt = 则液压马达输入的功率为： KWWWpqp71 . 0 1071 . 0 60/10275 . 4 1010 336 0 = 总输入功率： kWkWppp41 . 6 71 . 0 7 . 5 00 =+=+= 总 8.3 液压泵的选择液压泵的选择 根据上述两个执行马达的负载，选取 CB- 32 型齿轮泵，额定压力MPaP10= 额 ；转 速 1300=V 驱动功率 9Kw rcmq/32 3 =。 液压泵的输出的实际流量为： min/39min/95 . 0 13001032 3 LLVnqq pvpvt = KWWWpqp5 . 61071 . 0 60/10391010 336 0 = 总 pp 0 满足设计要求。 8.4 冲压传动系统各轴的功率及扭矩计算冲压传动系统各轴的功率及扭矩计算 通过冲压液马达的选取及其功率、输出转速及扭矩的确定，反馈冲压传动系统中各轴 的所传递的功率，扭矩等。 20 轴：轴与冲压马达采用梅花形弹性联轴器联接 由参考文献表 2- 4 得：花形弹性联轴器机械传动率：995 . 0 = kWPP6715 . 5 995 . 0 7 . 5 1 = 冲压马达 ；min/225 1 rn = mmNnPT=67.240723225/6715 . 5 1055 . 9 /1055 . 9 6 00 6 1 轴：由参考文献表 2- 4 得滚动轴承的传动率99 . 0 1 =；圆柱齿轮闭式（7- 8 级精 度）的传动率97 . 0 2 = kWPP4463 . 5 97 . 0 99 . 0 6715 . 5 112 = mmNnPT=89.115582545/4463 . 5 1055 . 9 /1055 . 9 6 22 6 2 轴：由参考文献表 2- 4 得滚动轴承的传动率99 . 0 1 =；V 带的传动率97 . 0 3 = WnMp 5 . 259550/13573 . 1 9550/ )97 . 0 99 . 0 /( 444 = mNPM=804 . 1 135/1055 . 9 4 6 4 轴: kWnnnMpP456 . 0 )/()9550/( 313343 =+= mmNnPM= 3 . 32135/456 . 0 1055 . 9 /1055 . 9 6 33 6 3 曲柄输出功率：kWPPP93 . 4 99 . 0 )456 . 0 446 . 5 ()( 1325 = 21 第第 9 章章 对机械传动系统和执行机构的设计对机械传动系统和执行机构的设计 9.1 圆柱齿圆柱齿轮设计轮设计 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16，小齿轮转速 n1=225r/min，齿轮所需传递功率 5.45KW。齿数比u=i=5 选择齿轮材料、热处理方法、精度等级、齿数 1 z 、 2 z 及齿宽系数 d 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 1 z =25，大齿轮齿数 2 z =u 1 z =525=125， 按软齿面齿轮对称安装查参考文献 16表 6.5，取齿宽系数 d =1.0 9.1.1按齿面接触疲劳强度设计 由式3 21 1 ) ( ) 1( 32 . 2 H E d t Z u uKT d 确定公式中各参数 、试选 t K =1.5 、 小齿轮传递的转矩 1 T =240723.67N mm 材料系数 E Z 查参考文献16 表 6.3 得 E Z =189.8 a MP 、 大小齿轮的接触疲劳强度极限 1limH 、 2limH 按齿面硬度查参考文献机械设计图 6.8 得 1limH =600MPa、 2limH =560 MPa 、 应力循环次数 h jLnN 11 60=6022511036016=7.78 8 10 2 N =uN / 1 =7.78 8 10 /5=1.56 8 10 、接触疲劳强度寿命系数 1HN K 、 2HN K 查参考文献16图 6.6 得 1HN K =0.92、 2HN K =0.98 、确定许用接触应力 1H 、 2H 取安全系数 H S =1.0 故有: 1H = 1HN K 1limH / H S =0.92600/1.0 MPa=552 MPa 2H = 2HN K 2limH / H S =0.98560/1.0 MPa=548.8 MPa 设计计算 、试算小齿轮分度圆直径 t d1 22 取 = 2H 3 25 1 50 . 1 ) 8 . 548 8 . 189 )(15(104 . 25 . 1 32 . 2 + t d=86.41mm 、计算圆周速度v v=)100060/( 11 nd t =100060/22541.86=1.02m/s6 m/s 故精度等级为 8 、计算载荷系数 K 查参考文献16表 6.2 得使用系数 A K =1.0， 根据v=1.02m/s， 7 级精度查参考文献16 图 6.10 得动载荷系数 V K =1.0；查图 6.13 得 K =1.15 则 K= A K V K K =1.01.01.15=1.15 、 校正分度圆直径 由式 1 d = t d13 t K K =86.413 5 . 1 15 . 1 =79.1mm 、计算齿轮传动的几何尺寸 1、 计算模数 m m= 1 d / 1 z =79.1/25=3.16mm，取标准模数 m=4mm 2、 两圆分度圆直径 1 d 、 2 d 1 d =m 1 z =425=100mm 2 d =m 2 z =4125=500mm 3、中心距a a=m（ 1 z + 2 z ）/2=4（100+500）/2=300mm 4、齿宽b b= d 1 d =1.0100mm 1 b = 2 b +（510）mm 故取 2 b =100mm 、 1 b =105mm 5、 齿高h h=2.25m=2.254=9mm 、校核齿根弯曲强度 由式 2 3 2 1 1 FSaFa d F YY mz KT = 、确定公式中个参数值 1、 大、小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1limF 、 2limF 查参考文献16图 6.9 取 1limF =240 a MP 、 2limF =220 a MP 2、 弯曲疲劳寿命系数 1FN K、 2FN K查参考文献16图 6.7 23 取 1FN K=0.91、 2FN K=0.99 3、 计算弯曲应力取定弯曲疲劳安全系数 F S =1.4，应力修正值 ST Y=2.0 得 1F = 1FN K ST Y 1limF / F S =0.912240/1.4=312 a MP 2F = 2FN K ST Y 2limF / F S =0.992220/1.4=311.14 a MP 4、 齿形系数 1Fa Y、 2Fa Y和应力修正系数 1Sa Y、 2Sa Y查表 6.4 得 1Fa Y=2.62、 2Fa Y=2.22、 1Sa Y=1.59、 2Sa Y=1.77 5、计算大、小齿轮的 1Fa Y 1Sa Y/ 1F 与 2Fa Y 2Sa Y/ 2F 并比较其大值代如 公式中计算 1Fa Y 1Sa Y/ 1F =2.621.59/312=0.01335 2Fa Y 2Sa Y/ 2F =2.221.77/311.14=0.01263 、校核计算 2F =59 . 1 62 . 2 )4250 . 1/(104 . 215 . 1 2 325 a MP =57.5 a MP 2F 弯曲疲劳强度足够。 、直齿轮设计的三维视图如图 9-1 图图 9- 1 9.2 带传动设计带传动设计 由于输入到轴二的功率 P=5.45KW， 轴二转速 n2=45r/min,根据上面的计算得出 轴三上的传递功率为 P=0.456Kw,小带轮安装在轴三上，大带轮安装在轴二上，初 确定传动比i=3， n3=135r/mim 每日连续工作816 h.所以V带以及带轮设计如下。 设计功率 Pca=K AP 查参考文献13表 4.6 取 K A=1.2 24 Pca=K AP=1.20.456=0.55KW 选定 V 带型号 根据 Pd和 n3由参考文献机械设计图 4.11 选普通 V 带的 A 型 V 带 确定带轮直径 1d d、 2d d 选取小带轮直径 1d d 按参考文献13表 4.4 及图 4.11 选 1d d=100mm 验算带速v )100060/( 11 =ndv d =100135 /（601000）m/s=0.71m/s 确定大带轮直径 2d d 2d d=i 1d d=3100=300mm 查参考文献13表 4.4 得带轮直径合适 计算实际传动比i i= 2d d/ 1d d=300/100=3 确定大带轮实际转速 n2 n2= n1/i=135/345r/min 确定中心距a和带长 d L 初选中心距a 由式 0.7（ 1d d+ 2d d）mma 02（1d d+ 2d d）mm 得 0.7（100+300）mma 02（100+300）mm 即 280mma 0800 mm 取a 0=650 mm 求带的计算基准长度 0 L 由式 0 L =2a 0+ 2 0 12 21 4 )( )( 2a dd dd dd dd + =2650+（100+300）2/+（300-100） 2 /（4650） mm =1300+628+15.38=1943.38 mm 查参考文献13表 4.2 得 d L =2000 mm 计算中心距 a=a 0+ 2 0 LLd =（650+ 2 38.19432000 ）=678.3 mm 确定中心距调整范围 d Laa03 . 0 max +=（678.3+0.032000）mm 738 mm 25 d Laa015 . 0 min =（678.3- 0.0152000）mm 648mm 验算小带轮包角 1 1 60180 12 a dd dd = 60 3 . 678 100300 180162 120 确定 V 带根数 Z 确定功率 P0由 1d d=100 mm、n1=135 r/min 查参考文献13表 4.5 得 P0=0.26kW 确定 V 带根数 Z Z L ca KKPP P )( 00 + 查参考文献13表 4.7、4.8、4.2 得 0 P=0.03KW K 0.93 L K =0.99 Z 99 . 0 93 . 0 )03 . 0 26 . 0 ( 55 . 0 + 根=2.06 根 取 Z=3 根 合适 计算单根 V 带初拉力 F0 参考文献13查表 4.1 得 q=0.10kg/m 由式 F0=500 2 ) 1 5 . 2 (qv Kvz Pca + =500 2 71. 010 . 0 ) 1 93 . 0 5 . 2 ( 371 . 0 55 . 0 + N 218.7N 计算对轴的压力 由式 FQ 2 sin2 1 0 zF=（23218.7 2 162 sin ）N1296N 确定带轮的结构尺寸 1d d=100 mm，采用实心式结构 2d d=300 mm，采用腹板式结构 带轮设计的三维视图如图 9-2 图图 9- 2 26 9.3 轴的结构设计轴的结构设计 9.3.1轴的结构设计如图如9- 3所示 图图 9- 3 d4 d3 d2 d1 d mino mmN mmN 7 .240 图图 9- 3- 1 轴的输入功率 P=5.6715kW，转速 n=225 r/min 确定轴零件上的装配方案，见装配图 1 确定轴的最小直径 min d 轴段仅受转距作用，直径最小则估算轴的最小直径 min0 d 轴材料为 45 钢调质处理，查13表 11.3 确定轴的C值 ，取C=112 min0 d= 3 /nPC=112 3 225/98 . 0 67 . 5 =28.3mm 单键槽轴径应正大%5%7，既增大至 29.715mm30.28mm； 取 min0 d=30mm 确定各轴段的尺寸 为保证齿轮的轴向定位的可靠性， 1 L 应略小于齿轮的宽度，所以取 mmL98 1 = ；mmdd30 min4 =； mmd40 3 = 27 轴肩h=（0.070.1） 1 d =2.453.5mm，故取h=3.5mm 则： 2 d = 3 d +2h=（40+23.5）mm=47mm， 9.3.2 选择轴滚动轴承型号选择轴滚动轴承型号 取 4 d =30mm ，参考机械设计课程设计选用型号为 7206C 的角接触球轴 承，其内径d=30mm ，外径 D=62mm，宽度 B=16mm 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 m6 计算轴承寿命 h L 计算：)/(/16667PfCfnL pth = 查文献13表 8-8，表 8-7，得 t f =1.0； p f =1.5 则:hPfCfnL pth 64528)18005 . 1/150001 (45/16667)/(/16667 3 = 9.3.3 联轴器的选择及轴上零件的周向固定联轴器的选择及轴上零件的周向固定 根据 min0 d =30mm 及液压马达伸出轴径的大小,参考机械设计课程设计, 选用梅花形弹性联轴器 ML3， 梅花形弹性联轴器补偿两轴的位移量较大， 有一 定的弹性，对冲压式机构力的变化有一定的缓冲，起到了保护设备的作用。 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。 联轴器处的平键参考机械设计课程设计选用 A 型普通平键，截面尺寸 hb =8mm7mm，键长 L=50mm，即键 87 GB/T 1095- 1979；为保证对 中良好，联轴器轮毂与轴的配合采用较紧的过渡配合，配合为 H8/n7 联轴器上键强度校核: /2 pp dklT= mNT=7 .240 30=d 5 . 32/1=hk 42850=bLl 根据键,轴轮毂材料为 45 钢,载荷性能轻微冲击,可确定: p =100-120Mpa 108)425 . 330/(1024 . 0 2/2 6 pp MpadklT= 故联轴器键的强度足够 齿轮处选用 A 型普通平键，键 128 GB/T 1095-1979，键长 80mm；与轴 的配合采用过渡配合，配合为 H7/ k6； 齿轮轴上键强度校核: /2 pp dklT= mNT=7 .240 40=d 42/1=hk 6812-80=bLl 根据键,轴轮毂材料为 45 钢,载荷性能轻微冲击,可确定: p =100-120Mpa 1 . 44)68440/(1024 . 0 2/2 6 =dklT p MPa p 28 故齿轮键的强度足够 确定倒角和圆角的尺寸 轴两端的倒角，取为 2 45 各轴肩处圆角半径如零件图所示：参考13 293 P 由于轴只受扭矩作用,而轴设计根据扭矩来设计的,所以强度足够,不必要对 它进行强度校核。 9.4 轴的设计及校核轴的设计及校核 9.4. 1.轴的设计轴的设计 轴的输入功率 P=5.4463KW，转速 n=45 r/min，转矩 T=1155825.89N.mm 轴的结构设计 确定轴零件上的装配方案,具体方案见装配图 1 mmN mmN 8 .1155 mmN 8 .561 mmN 7 .561 图图 9- 4- 1 确定轴的最小直径 min d 1 段仅受转矩作用，直径最小；估算轴的最小直径 min0 d 45 钢调质处理，查13表 11.3 确定轴的C值 ，取C=112 mNMMM=5617622/ )323001155825(2/ )( 32曲柄 KwPPP5 . 22/ )456 . 0 4463 . 5 (2/ )(