毕业设计（论文）-空心砖设备的研发与改造【全套图纸】.doc

前 言目前国内制砖设备基本是基于一个原理，挤压式制砖机，其结构复杂，能耗大，无形中消耗了大量的人力物力，从而制约了制砖行业的发展，生产出的泥坯还需专门的场所进行晒泥坯，增加了制砖的周期。现在市场上普遍的一套制砖设备需要几十万，大大的制约了制砖行业的发展，也给目前我国建筑行业主要原材料的生产带了诸多不便，即使有了设备，实际生产中高耗能等问题也制约了制砖行业的发展。本设计主要是针对现有制砖设备及蜂窝煤机的工作原理进行分析后，结合经营者提出的问题，确定设计方案，以减速箱为主体进行详细的设计计算、校核，绘制详细零部件及装配图，并对重要零部件的选用进行简单说明。对方案一中的液压部分，在能够达到预期目的的前提下进行改造改为弹簧机构，大大的简化了制砖机方案一的结构，同时也降低了制成本。并对弹簧材料选用、强度设计，行程的计算进行详细的说明。全套图纸，加153893706 2 课 题 来 源本设计是根据实际生产中发现的问题，特别是砖厂经营者对现有设备问题的提出：成本高，能耗大，占地广，需要消耗大量人力物力，以解决这些客观而现实的问题为宗旨，结合目前市场用的制砖机和蜂窝煤机的工作原理，进行的创新设计。本设备一旦试制成功，投入市场，制砖机械行业将出现崭新的一页，有着广阔的市场前景。暑假期间，老师带领我们对地方制砖设备的考察、并根据砖厂经营者对目前设备的不满，结合蜂窝煤机与目前市场常用挤压式制砖机的工作原理进行分析，提出的创新设计，研发一种新型制砖设备，之后对设计成型的制砖设备进行模拟生产，并对生产出来的砖进行试验分析，解决不合理部分，结合冲床冲压原理，对方案一中液压部分改造为弹簧，并进行详细的设计计算。3 总体方案的确定目前国内制砖设备基本是基于一个原理，挤压式制砖机，其结构复杂，能耗大，无形中消耗了大量的人力物力，从而制约了制砖行业的发展，生产出的泥坯还需专门的场所进行晒泥坯，增加了制砖的周期。现在市场上普遍的一套制砖设备需要几十万，大大的制约了制砖行业的发展，也给目前我国建筑行业主要原材料的生产带了诸多不便，即使有了设备，实际生产中高耗能等问题也制约了制砖行业的发展。本设计主要是针对现有制砖设备及蜂窝煤机的工作原理进行分析后，结合经营者提出的问题，确定设计方案，以减速箱为主体进行详细的设计计算、校核，绘制详细零部件及装配图，并对重要零部件的选用进行简单说明。对方案一中的液压部分，在能够达到预期目的的前提下进行改造，改为弹簧机构，大大的简化了制砖机方案一的结构，同时也降低了制成本。并对弹簧材料选用、强度设计，行程等进行详细的的计算。该设备分为三部分：减速箱 立柱及冲压部分(工作机部分) 送料部分工作原理：采用减速箱对输入信息进行速度调整，再通过偏心轴带动曲柄，引起冲压部分将坯料在模合中冲压成形，最后采用偏心轴与液压部分相结合，将成形砖送出。4 选择电动机与传动比的分配4.1 电动机的选用电动机是常用的原动机，具有结构简单、工作可靠、控制简便和维护容易等优点。电动机的选择主要包括选择其类型和结构形式、容量（功率）和转速、确定具体型号。由在皮带轮中获得的条件，按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。查机械设计手册选用Y160L-4三相异步电动机，功率为P=15KW。在推荐的合理传动比范围内，取带传动的传动比= 24，二级圆柱齿轮减速器的传动比= 840 故电动机的转速范围为：= i = (16160)52.55 r/min = 840.808408 r/min 4.2 计算总传动比并分配各级传动比电动机确定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装置的总传动比。（1） 计算总传动比：i =/ =490/25=19.6（2） 分配各级传动比：=4.7，=4.25（3） 计算各轴转速：轴 : n= nm /i0=1470/3=490r/min 轴 : n=n/i1=490/4.7=104.26r/min轴 :n= n/ i2=104.26/4.7=25r/min（4）各轴的功率和转矩：电动机轴输出功率和转矩 ：= / = FxV/（1000）所以： = FxV/（1000x）由电动机至工作机之间传动装置的总效率为：= .式中、分别为带传动、轴承传动、齿轮传动、铜套、工作机的效率。取 = 0.96、= 0.99、 =0.97、 = 0.98、 = 0.98则： =0.960.990.9720.982= 0.879.5kw9550Nm9550 2.935105Nm轴1的输入功率和转矩：= = 150.96=14.4kwNm2.935105Nm30.968.5 105Nm轴2的输入功率和转矩：= =14.40.990.97=14.256kwNm8452804.70.990.971.60106 Nm轴3的输入功率和转矩：= =14.2560.990.97=13.69kwNm1.601064.250.990.9726.3106 Nm4.3 各轴的转速、功率及转矩：如下表：参数轴 名电 动机 轴1轴2 轴3轴转 速147049010425功 率1514.414.25513.69转 矩2.21048.5 1051.601066.3106传动比34.74.255 普通V带传动的设计计算5.1 带传动以及带的分类带传动是利用张紧在带轮上的带，借助它们间的摩擦或者啮合，在两轴间（或者多轴间）进行运动或动力传递。带传动具有结构简单，传动平稳，价格低廉，不需润滑，维护简单方便以及缓冲吸振等特点，因此在近代机械设计行业中得到了广泛应用。 V带是机械设计中最常用的带传动之一，V带有普通V带、窄V带、宽V带、大楔角V带等多种类型，其中普通V带应用最广，窄V带的使用也日见广泛。 普通V带由顶胶、抗拉体（承载层）、底胶和包布组成，如图11.9所示。抗拉体由帘布或线绳组成，是承受负载拉力的主体。其上下的顶胶和底胶分别承受弯曲时的拉伸和压缩变形。线绳结构普通V带具有柔韧性好的特点，适用于带轮直径较小，转速较高的场合。窄V带采用合成纤维绳或钢丝绳作承载层，与普通V带相比，当高度相同时，其宽度比普通V带小约。窄V带传递功率的能力比普通V带大，允许速度和挠曲次数高，传动中心距小。适用于大功率且结构要求紧凑的传动。 普通V带有Y、Z、A、B、C、D、E七种型号，窄V带有SPZ、SPA、SPB、SPC四种型号。各种型号带的截面尺寸及带轮沟槽尺寸见机械设计中表11.1和表11.2。5.2 带传动的失效形式和设计准则 5.2.1带传动的失效形式打滑：带在带轮上打滑，不能传递动力。磨损：带的工作面磨损疲劳折断 ：带由于疲劳产生脱层，撕裂和拉端。带传动的主要失效形式表现为打滑和带的疲劳折断，打滑使得主动轮与被动轮之间不存在确定的相对运动关系（无法确定传动比），失去传动的基本功能，是必须避免的（避免带传动在承受正常载荷时打滑），为使带传动不发生打滑现象，就必须使初拉力达到足够的值，而初拉力会直接影响带的拉应力，为此带既不发生打滑，也不过早损坏，必须要带传动的参数满足一定的条件，这就是设计的任务。 5.2.2 普通V带传动的设计准则 在保证带传动不打滑的前提下，具有一定的疲劳强度和寿命. 5.3 V带传动的设计计算5.3.1 确定设计功率 (5.1)P传递的功率 KW工况系数，查机械设计手册。由已经可得，Y160L-4三相异步电动机的功率为P=15KW。由于承受载荷较大，且载荷变动不小，空载启动，查表取=1.2（空载启动，每天工作10小时左右）。所以=1.215=18KW。5.3.2 选定带型根据设计功率和小轮转速，由表2-1选择B带型号。=18KW=1470 r/min根据下表，所以选择B系列。5.3.3 确定传动比根据实际工作需要可取变速箱中一轴的转速为 =490r/min传动比i=35.3.4 小带轮的基准直径参照设计要求和机械设计手册的关于V带轮的基准直径系列，取=133mm 5.3.5 大带轮的基准直径 = (4.2)其中为弹性滑动率，通常取0.02。=3133（1-0.02）=391.02 mm。参照机械设计手册的关于V带轮的基准直径系列取=400mm。5.3.6 带速的计算 V= (4.3)对于普通V带 =2530V=18.09 m/s5.3.7 初定轴间距离轴间距离 0.7（）（） (4.4)既 373533也可根据结构要求求定轴间距离。初定=515mm5.3.8 所需基准长度 = (4.5)=9180mm查机械设计手册，取=9000mm5.3.9 实际轴间距=513+90=603mm5.3.10 带轮包角 = (4.6)=5.3.11 单根V带传递的额定功率根据带型，和查机械设计手册查表得单根V带的传递功率=1.67KW5.3.12 传动比的额定功率增量根据带型，和传动比i查机械设计手册可得。=0.95 kW5.3.13 V带的根数Z Z= (4.7)小带轮包角修正系数，查机械设计手册可得。=0.92带长修正系数，查机械设计手册可得。 =1.21Z= =4.2Z取整数为4.5.3.14 单根V带的预紧力初拉力的大小是保证带传动正常工作的重要因素。初拉力过小，摩擦力小，容易打滑；初拉力过大，带的寿命低，轴和轴承受力大。推荐单根V带张紧后的初拉力为。= (4.8)mV带每米长的质量，可查机械设计手册得到。Z带的根数= =622 N5.3.15 作用在轴上的力F计算压轴力是为了检验轴的刚度，为设计带轮的轴和轴承选择提供数据，它的受力图如下。图 4.1 轴压力简图F=26224sin=4867N (4.9)5.3.16 带轮的结构尺寸（详见第6章带轮的结构设计）6 带轮的结构设计6.1带轮设计的初步分析设计带轮时，应该使其结构便于制造，质量小、结构工艺性好、无过大的铸造内应力、质量分布均匀，转速高时要经过动平衡；轮槽工作面要精细加工，以减少带的磨损；各轮槽的尺寸和角度应保持一定的精度，以使载荷分布较为均匀等。6.2带轮常用的材料带轮材料常采用灰铸铁，钢，铝合金或者工程塑料等，灰铸铁应用范围最为广泛，当速度小于30m/s时用HT200，当速度在25m/s到45m/s之间时，则常用孕育铸铁或者铸钢，也可以用钢板冲压焊接带轮。小功率传动可以使用铸铝和工程塑料。6.3 带轮的结构带轮由轮缘，轮辐和轮毂三部分组成带轮的基准直径，最小基准直径和轮缘尺寸可查机械设计手册轮辐部分分为实心式，辐板和椭圆轮辐等三种，具体设计根据带轮的基准直径参校机械设计手册参数表决定。三种轮辐图分别如下：实心式：D(2.53)d 如图6.1图6.1 实心式皮带轮腹板式：D300 如图6.2图6.2 腹板式皮带轮孔板式：D-D1 100 如图6.3图6.3 孔板式皮带轮轮辐式：D300 如图6.4图6.4 轮副式皮带轮6.4 带轮的设计步骤根据直径选取结构型式根据带的型号确定槽轮尺寸带轮的其它尺寸由经验公式计算绘制零件工作图6.5 带轮的设计计算6.5.1 根据直径选取结构型式带轮直接与中心轴相配合，所以带轮的孔径等于中心轴的直径。既=42mm又=133mm 300mm， 糟型为B型。选取带轮的结构型式为实心式皮带轮。6.5.2 根据带的型号确定槽轮尺寸根据表6.1确定带轮的轮缘尺寸。表6.1 皮带轮参数表项目符号糟 型YZABCD基准宽度5.38.511.014.019.027.0基准线上槽深1.62.02.753.54.88.1基准线下糟深4.77.09.08.711.010.814.014.319.019.9糟尖距e第一糟对称面到端面的距离f最小轮缘厚55.567.51012带轮宽BB=（Z-1）e+2f Z轮糟数外径轮糟角相应的基准直径60/80118190315/60/475/80118190315600偏差根据表6.1计算得到带轮的具体尺寸如表6.2：表6.2 所选带轮参数表基准宽度基准面上槽深基准面下槽深糟间距第一端面对称面至端面的距离最下轮缘厚带轮宽外径轮糟角143.5147.585163346.5.3 带轮的其它尺寸确定带轮的其它尺寸由经验公式计算6.5.4 绘制零件工作图根据上面求得的相关数据绘制小带轮的零件图如图6.5：图 6.5 小带轮零件图7 齿轮的设计7.1高速级齿轮传动的设计计算7.1.1高速级斜齿轮此减速箱采用闭式斜齿轮传动，为使结构紧凑，大小齿轮材料选用ZG45钢渗碳淬火。由手册查得：齿面硬度4550HRC，齿轮精度采用8。该对齿轮为硬齿面齿轮，先按齿根弯曲疲劳强度设计，再按齿面接触疲劳强度校核。7.1.2齿根弯曲疲劳强度设计由公式：小齿轮转矩齿轮参数按前面所分配的齿轮有：，。硬齿轮齿面， 非对称安装，取齿宽系数。查手册得，使用系数，动载系数，齿向载荷分布系数，按齿面硬化，斜齿轮，齿间载荷分配系数。载荷系数 。齿形系数按当量齿数；设螺旋角 ，则小齿轮的形位系数，大齿轮形位系数，查手册，得小齿轮应力修正系数，大齿轮应力修正系数。由手册参数计算得，。查得：， ，代入齿轮齿数，得 ，。由，查得重合度系数。 。计算弯曲疲劳许用应力：。 查取材料弯曲疲劳极限应力，齿轮的寿命系数为：小齿轮应力循环次数大齿轮应力循环次数 ；查取尺寸系数（预计齿轮模数小于5mm），。弯曲疲劳强度安全系数。比较，应按小齿轮的弯曲疲劳强度进行计算。 取标准摸数。由公式，圆整取中心距a=296mm，与原假设相近。小齿轮分度圆的直径大齿轮分度圆的直径7.1.3校核原假设的系数小齿轮的速度 ，由图6-6b查得：，与原取值几乎一致。齿宽，取。7.1.3齿面接触疲劳强度校核：公式：由手册查得，弹性系数；节点区域系数；重合度系数；螺旋角系数。 接触疲劳许用应力：由查表：齿轮材料接触疲劳极限应力。接触疲劳强度计算的寿命系数： ；工作硬化系数；接触疲劳强度安全系数.00；将以上各值代入斜齿轮接触疲劳校核公式： ，结果说明接触疲劳强度安全。齿轮设计完全满足实际要求。7.2二级齿轮的设计7.2.1 选择材料、热处理、齿轮精度等级和齿数由机械设计表6-5、表6-6查得，该减速箱采用闭式直齿轮传动，为使结构紧凑，大小齿轮材料选用ZG45钢渗碳淬火。根据机械设计手册查得：齿面硬度4550HRC，齿轮采用8精度。 7.2.2齿面接触疲劳强度的设计计算公式按式： =401260.mm，由机械设计表6-10，软齿面齿轮，对称安装，取齿宽系数=0.8，表6-7得使用系数=1.5。由机械设计图6-6a试取动载系数=1.15。由机械设计图6-8，按齿轮在两轴承中间非对称布置，取=1.07。由机械设计表6-8，按齿面未硬化，直齿轮，8级精度，/b100N/mm =1.1。所以K=1.51.151.071.2=2.21。 初步确定节点区域系数=2.5，重合系数=0.9，由机械设计表6-9确定弹性系数 =0.99。齿面接触许用应力= 由机械设计图6-22查取齿轮材料接触疲劳极限应力= 500Mpa，= 500Mpa计算弯曲疲劳强度计算的寿命系数：小齿轮应力循环次数 6010411025016=2.5大齿轮应力循环次数 6024.511025010=3.68 = =由机械设计手册查得齿轮的尺寸系数，取小齿轮的尺寸系数为=0.95，大齿轮的尺寸系数为=1（预计齿轮模数小于5mm），则=2。弯曲疲劳强度安全系数=1.25；=288MPa由机械设计手册查取工作硬化系数=1.15由机械设计手册查取安全系数=1.25=143.5MPa=151.4MPa将数据带入公式= mm得：168.4mmm= / =168.4/16=310.525mm，取m=10mm，主要尺寸的计算：=1016=160mm =1068=680mm=135.2mm经圆整取：135mm， +5=140mm中心距a=m（+）/2=10（16+68）/2=410mm。因为小齿轮齿数少于17，重合度不足，采取正变位。变位前重合中心距为了提高齿轮啮合度中心距a=m（+）/2=10（16+68）/2=410mm。 采取正变位后，中心距为=411mm。变位后的啮合角由表6-2，=0.937，=20.446，确定变位系数，1.0038,按/2=0.501888, /2=41,查机械设计手册得齿轮节园直径：mm,mm。按计算结果校核前面的假设是否正确 ：齿轮节园数度：V=4.115m/s,=0.66m/s,由机械设计手册查得：=1.04，N,假设合理 =1.2。=0.0122，由机械设计图6-14查得节点区域系数，由机械设计图6-12，图6-13查得，代入得，。=+=1.82，=0.8。由式K=得：K=1.51.041.071.2=2.003。 由得：151.4MPa 。齿轮接触疲劳强度安全。由计算结果知道，工作应力比许用应力小，为了充分利用材料，齿轮宽为125mm。7.2.3按齿根弯曲疲劳强度校核计算公式按式： =由机械设计图6-18得，小齿轮齿形系数=2.18，大齿轮齿形系数=2.1，小齿轮应力修正系数=1.8，大齿轮应力修正系数=1.89。由机械设计图6-20得重合度系数=0.72。按式6-14得弯曲疲劳许用应力 =按机械设计手册查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力=280Mpa，=280Mpa。由机械设计表6-13计算弯曲强度计算的寿命系数 由机械设计图6-25查取尺寸系数，=1，由式6-14取=2弯曲疲劳强度安全系数由机械设计表6-12得=1.25比较，和的大小的到,所以应该按大齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度=263Mpa=288Mpa,弯曲疲劳强度足够。8 轴的设计选择轴的材料，因为是普通用途、中小功率减速器，故选用45号钢， 调质处理。根据许用切应力强度极限估计轴的最小直径，在前面设计时候进行过初步计算。输入轴的最小直径为45mm, 中间轴的最小直径为70mm,输出轴的最小直径为57.78mm,考虑到在输入轴与输出轴的最外端要开键槽联结联轴器。故最外段的轴应该加到3%5%，在中间轴要用键联结齿轮，故齿轮段应该加大3%5%，从而对上述三个轴计算、取整，取输入轴的直径为50mm,输出轴直径为60mm，中间轴的直径为75mm。由齿轮的初步设计可以看出，对小齿轮采用实心式，对大齿轮采用腹板式。对轴进行初步的设计。对输入轴应该有如下基本的零件，轴承端盖两个，调整环一个，轴承一对，齿轮一个。对中间轴应该有如下基本的零件，轴承端盖两个，轴套一对，齿轮两个。输出轴与输入轴类似。8.1轴（高速轴）的设计及强度计算8.1.1 按扭转强度，初估轴的最小直径：由机械设计表13.1查得C=118107， 由手册查的取标准值： =50mm8.1.2 轴的初步设计：根据结构特点，结合以上和后述的相关尺寸，绘制轴的结构见图纸。轴与其安部件的配合情况详见装配图。8.1.3 轴的强度校核:（1）计算齿轮受力Ft=2T1/d1=2 292300/50=1.6 NFr= Fttan=1.6tan20 =3868N由于在轴1连接带轮，故该端要加大3%5%，故轴1的直径范围为51.552.5mm，由于工况较差,取55mm，轴的结构设计主要有三项内容：（各轴段径向尺寸的确定；各轴段轴向长度的确定；其它尺寸（如键槽、圆角、到角，退刀槽等）的确定；轴的尺寸与大小数据如图：轴1： D点 c点（1） 画出轴的空间受力简图 将齿轮上受力简化为集中力通过轮毂中点作用于轴上，周的支点反力也简化为集中力通过轴承载荷中心O作用于轴上，轴的受力简图如小下图。（2） 画出水平面受力图,计算支点反力,画水平面弯矩图,考虑到C和D处为可能的危险面，计算出C和D处的弯矩。支点反力 C点弯矩 D点弯矩 （4） 画出垂直面受力图，计算支点反力和C、D两处的弯矩，画出垂直面弯矩图如图（5） 支点反力 C点弯矩D点弯矩（4）求合成弯矩图如图所示：C点合成弯矩D点合成弯矩 （5）画出转矩T图，如上图。（6）计算C、D处当量弯矩，画出当量弯矩图，如：（7）校核轴的强度 根据弯矩大小及轴的直径选定C、D两面进行强度校核。由查表得：当45钢,按插值法得。C面当量弯曲应力 D面当量弯曲应力C和D两面是安全的。8.2 轴弯曲许用应力计算 c（1） 将齿轮上受力简化为集中力通过轮毂中点作用于轴上，周的支点反力也简化为集中力通过轴承载荷中心O作用于轴上，轴的受力简图如上图。（2）计算支点反力,画水平面弯矩图,考虑到C处为可能的危险面，计算出C处的弯矩。支点反力 C点弯矩 （3）计算支点反力和C处的弯矩，画出垂直面弯矩图如上图支点反力 由于二轴两齿轮作为一个整体绕二轴转动，水平方向受力为0，故，C点弯矩（4）求合成弯矩：C点合成弯矩（5）画出转矩图如图 （6）计算C处当量弯矩，画出当量弯矩图，如：（7）校核轴的强度 根据弯矩大小及轴的直径选定C面进行强度校核。由查表得：当45钢,按插值法得。C面当量弯曲应力 C面是安全的。8.3 轴弯曲许用应力计算C D （1）将齿轮上受力简化为集中力通过轮毂中点作用于轴上，周的支点反力也简化为集中力通过轴承载荷中心O作用于轴上，轴的受力简图如图。（2）计算支点反力,画水平面弯矩图,考虑到C和D处为可能的危险面，计算出C和D处的弯矩。支点反力 C点弯矩 D点弯矩 （3） 画出垂直面受力图，计算支点反力和C、D两处的弯矩，画出垂直面弯矩图支点反力 C点弯矩 D点弯矩 （4）求合成弯矩图：C点合成弯矩D点合成弯矩（5）求出转矩（6）计算C、D处当量弯矩，（7）校核轴的强度 根据弯矩大小及轴的直径选定C、D两面进行强度校核。由查表得：当合金钢,按插值法得。C面当量弯曲应力 D面当量弯曲应力C和D两面是安全的。9 轴承的选择及铜套的选用9.1 轴承的选择：由工作需要的要求得：轴承的使用时间为。第一级传动是些齿轮，轴向受力比较大，故用圆锥滚子轴承。一对轴承的当量动载荷P；。查手册取假设取30311圆锥滚子轴承。计算步骤与内容计算结果1.查手册查出、值（GB/T 2971994）2. 3 4.计算 5.查手册e值 6.计算 7.查手册：X、Y的值 8. 查载荷系数. 。9. 10.计算轴承寿命：11.结论：符合要求，选用此轴承。9.2 铜套的选用根据机械设计手册查的几种铜合金的对比，如下表：合金牌号合金代号力学性能 主要特性应用举例抗拉强度伸长率布氏硬度HBS5/250/30YZGuZn40PbYT40-1铅黄铜300685铅黄铜，塑性好，耐磨性高，切削性能、耐蚀优良，强度高一般用途的耐磨、耐腐蚀零件，如轴套、齿轮等。YZCuZn16Si4YT16-4硅黄铜3452585硅黄铜，强度高，塑性、耐腐蚀性好，铸造性能优良，耐磨性、切削加工性一般适于制造一般腐蚀介质中工作的管配件、阀体、阀盖，以及各种形状复杂的铸件。YZCuZn30Al3YT30-3 铝黄铜40015100铝黄铜，强度、耐磨性高，铸造性能好，大气中耐蚀高，其他介质一般，切削加工性一般。适于制造空气中的耐蚀件。经分析各种不同铜合金材料的性能，最终确定选用YT40-1铅黄铜为二轴，、三轴铜套材料。10 键的设计10.1 皮带轮键的设计在工作轴中，键的选择大小由轴的大小确定，校核公式： 大皮带轮安装键型为A形键L=7 0,因为键安放处成锥，校核按最小处计算，取，因为转动件的皮带轮是经过渗碳，所以许用扭转应力： 10.2 轴、键的设计：齿轮1安装键型为A型键L=90，为，因为转动件的齿轮是经过渗碳的，所以许用扭转应力： 键符合扭转应力的要求。二轴键为A型键L=250，的 d=80,为，因为转动件的齿轮是经过淬火的，所以许用扭转应力：键符合扭转应力的要求。二轴小齿轮上的键的安装键型为A型键L=88，为，因为转动件的齿轮是经过淬火的，所以许用扭转应力： 键符合扭转应力的要求。10.3 花键的设计 三轴大齿轮因为处于输出轴端，工作应力大，采用内花键结构，具体尺寸如图，根据花键联结的主要失效形式是压溃（静联结）和过度磨损（动联结）。强度校核中只校核挤压应力（静联结）和压强（动联结），计算时假设应力沿接触面均匀分布。强度条件为：，载荷分布吧均系数，取=0.7，Z=32,m=5。L=125mm, h=5mm。齿面经过渗碳处理，查表机械设计手册，得=120200 MPa.带入计算 =46.5 MPa 11液压部分的改造（弹簧部分设计）在方案一中，砖坯的 出料主要是依靠两部分组成，一部分为液压缸通过油泵产生的推力，另一部分主轴（偏心轴）产生的力共同将冲压成形的砖推出砖模合中 ，这种方案结构比较复杂，同时由于液压系统每次都有一定的缓冲时间，对冲压过程受力有一定的影响，在对砖承受压力强度的实验分析中，得出砖在冲压过程中受力不均衡，导致空心砖的密度不均匀，这也是空心砖强度不够的一个重要因素。故在能达到同样效果的前提下，解决这一情况提出两种方案：（一）取消主轴（偏心轴）对冲压部分的作用力，将液压部分与行程开关相结合来更好的控制冲压部分的运动和成形砖坯的送出：（二）将主轴和液压部分改为弹簧结构。经过与同学的讨论，老师的指导，分析两种方案：方案一：虽然在原则上是解决了一些问题，但增加了行程开关，使机构更加复杂，增加了成本，并且行程开关易于损坏。方案二：改为弹簧结构，弹簧是最常用的一种机械元件，易于取材，在能达到同样效果的前提下，结构简单，降低了成本，无心中提高了产品的竞争力。最后确定选取方案二作为本设备的改造方案，方案二的设计，主要是根据弹簧的类型，特点，工作场合等，确定弹簧的选用型号，然后根据弹簧受力变形情况等，确定弹簧的基本参数，再进行强度，刚度，行程的设计计算，最后对受变载荷的弹簧进行强度验算校核。11.1弹簧的初步分析弹簧主要是在动载荷作用下工作，而且要求在受较大应力情况下，不产生塑性变形，依次要求弹簧材料有较高的抗拉强度，屈服强度，疲劳强度，疲劳极限和足够的冲击韧性。本设备弹簧的作用有：（1）与冲压部分上下合力将对砖坯冲压成为成形砖，（2）在冲压杆上升后，将成形砖顶出模中。根据这两个作用，应选用圆柱螺旋压缩弹簧，其中有两中型号可以选用，如下表：名 称简 图特 性 线说 明圆截面材料压缩弹簧特性线为直线，刚度稳定，结构简单，制造方便，应用广泛变节距压缩弹簧当弹簧压缩到有一部分开始接触后，随着载荷的增大，接触圈数逐渐增加，特性线变为非线形，刚度及自振频率均为变值，利于消除或缓和共振的影响，可用支承高速变载机构经分析，选用变节距压缩弹簧更为合理。11.2弹簧的设计根据力的传递，可估算弹簧应承受的最大冲载荷： =1360MPa弹簧行程的确定（变形量）：= 96 mm（1）选材料确定许用应力 根据弹簧所受载荷特性查机械设计手册，选用C级碳素弹簧钢丝，则又由弹簧材料许用英里表（GB/T1239.6-1992）可知 =0.5；与d有关，选假设d=8mm，查弹簧钢丝的抗拉强度/ Mpa(GB/T1239.6-1992),则对应的=1370Mp。 =0.5=0.51370=685MPa（2）初选旋绕比：C=9。（3）求弹簧直径：根据d=1.6, 求出弹簧直径d,由；求出曲线系数，K=1.16；=mm=7.28mm钢丝直径在所设范围内，圆整为标准值：d=8.0mm（符合直径系列）（4）求=Cd=89=72mm, 圆整为标准值：=75mm（6） 计算弹簧有效圈数根据 ；查弹簧常用材料（GB/T1239.6-1992）G=79000Mpa ；则有：.两端各取一圈支承圈，则压缩弹簧总圈数为： n1=+2=；（7）计算极限载荷工作极限变形（类载荷）取 .mm107mm工作极限载荷（类载荷）（8）弹簧的几何尺寸见下表：几何尺寸压缩弹簧弹簧圈的中径=75mm弹簧圈的外径DD=83mm弹簧圈的内径=67mm弹簧的圈数=9弹簧的自由高度=274mm弹簧的展开长度LL=2642mm（9）弹簧校核：经校核弹簧，结构设计及稳定性均达到要求。12 箱体的设计箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的齿合精度，使箱体内有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约占减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，目前尚无成熟的计算方法。所以，箱体各部分尺寸一般按经验设计公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。箱体选用HT-200，根据工作条件要求，箱座壁厚：，所以箱体壁厚度选用8mm。铸造减速箱体主要结构尺寸表:名 称符 号尺寸关系取 值箱座壁厚8mm箱盖壁厚8mm箱盖凸缘厚度12mm箱座凸缘厚度12mm箱座底凸缘厚度20mm地脚螺钉直径18 mm地脚螺钉数目查手册4轴承旁联接螺栓直径14mm盖与座联接螺栓直径10mm联接螺栓的间距170mm轴承端盖螺钉直径8mm视孔盖螺钉直径6mm定位销直径14mm至直外箱壁距离查手册14mm至凸缘边缘距离查手册12mm轴承旁凸台半径12mm凸台高度35mm外箱壁至轴承座端面距离32mm箱盖箱座肋厚8mm13 润滑、密封、公差及其他部件的设计13.1润滑齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑. 齿轮圆周速度5m/s所以齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑;浸油润滑不但起到润滑作用，同时有助箱体散热。为了避免浸油润滑的搅油功耗太大及保证齿轮啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，设计的减速器的合适浸油深度对于圆柱齿轮一般为1个齿高，但不应小于10 ，保持一定的深度和存油量。油池太浅易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨损，也不易散热。取齿顶圆到池底面的距离为60mm。箱座内壁高度=175，箱盖高=136。换油时间为半年，主要取决于油中杂质多少及被氧化、污染的程度。查手册选择 150号工业齿轮油润滑。注：设计时所查的表出自机械设计基础课程设计指导书13.2密封减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处、轴承室内侧、箱体接合面和轴承盖，窥视孔和放油孔的接合面等处。13.2.1 轴伸出处的密封起作用是使滚动轴承与箱外隔绝,防止润滑油漏出以及箱体外杂质、水及灰尘等侵入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐蚀。选用毡圈式密封，毡圈式密封结构简单、价廉、安装方便、但对轴颈接触的磨损较严重，因而工耗