毕业设计（论文）-气压式蜂窝煤成型机设计（全套图纸）.pdf

毕业设计（论文）毕业设计（论文） 说明书说明书 题目名称：气压式蜂窝煤成型机的设计 院系名称：机电学院 班 级：机自 072 学 号： 学生姓名： 指导教师： 2011 年 5 月 中原工学院毕业设计（论文）说明书 I 摘 要 在我国的能源构成中，煤炭占十分重要地位。据统计，在我国能源生产和消费 中，煤炭约占总质量的百分之七十五左右。目前市长销售蜂窝煤的质量仍较普遍存 在强度低、灰分高、固硫率低及不防水等缺点。这样不仅降低了散煤的燃烧率，造 成了资源浪费，并且造成了严重的污染了环境。 因此，蜂窝煤成型机设备是型煤生产中的关键设备，他的发展对我国经济有着 深远的意义。 本设计的是一种新型的蜂窝煤成型机,即气压式蜂窝煤成型机，改用气缸带动冲 头往复上下运动。本设计整体机结构紧凑，运转平稳，不扬尘，噪声低，并具有高 效、节能、噪音低、性能稳、震动小、寿命长、温升幅度大、结构先进、等优点。 最重要的是，大幅度的提高了生产效率和产品的质量 关键词：关键词：蜂窝煤成型机，气压式，工作原理 中原工学院毕业设计（论文）说明书 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. 中原工学院毕业设计（论文）说明书 III Key words: Honeycomb briquette molding machine, Cylinder Working principle 中原工学院毕业设计（论文）说明书 IV 目 录 1 引言 . 1 2 分析 . 2 2.1 气压式蜂窝煤成型机的功能 . 2 2.2 设计基本要求 . 2 2.3 工作原理和工艺动作分解 . 2 3 初定传动装置方案 . 4 3.1 初选电动机 . 4 3.2 初定传动方案 . 4 3.3 执行机构尺寸设计 . 4 3.3.1 气缸的种类选择 . 4 3.3.2 气缸的设计计算 . 5 4 传动装置总体设计 . 8 4.1 选择电动机 . 8 4.2 计算总传动比并分配传动比 . 8 4.3 计算各轴的运动参数和动力参数 . 9 5.传动件的设计计算 . 10 5.1 皮带轮的设计计算 . 10 5.1.1 确定计算功率 . 10 5.1.2 选择 V 带带型 . 10 5.1.3 确定带轮的基准直径并验算带速 . 10 5.1.4 确定带轮的中心距a和皮带的基准长度 . 10 5.1.5 计算 V 带根数 z . 10 5.1.6 确定带轮的中心距a和皮带的基准长度 . 12 5.2 直齿圆柱轮传动设计 . 13 5.2.1 选定齿轮类型、精度、材料及齿数 . 13 5.2.2 按齿面和齿根接触强度设计 . 14 5.2.3 几何尺寸计算 . 17 5.3 直齿锥齿轮的设计 . 18 6 转盘槽轮和扫屑机构设计 . 19 6.1 槽轮机构计算 . 19 6.2 扫屑凸轮机构计算 . 20 6.2 工作盘设计与计算 . 21 7 轴的设计 . 22 中原工学院毕业设计（论文）说明书 V 7.1 轴（皮带轮轴）的设计 . 22 7.2 轴（大齿轮轴）的设计 . 26 8 轴承选择校核与计算 . 33 8.1 轴承的选用 . 33 8.2 轴承的校核 . 34 9 工作头横梁与扫屑刷横梁的连接处的设计 . 36 10 箱体的设计 . 37 结 论 . 38 参考文献 . 39 致 谢 . 40 中原工学院毕业论文 - 1 - 1.引 言 在目前国内生产蜂窝煤成型机的厂家不少，但是现有的蜂窝煤成型机的冲压成 型，均有连杆机构带动在横梁的弹簧式冲头冲压成型，由于冲孔后抜冲针的需要在 冲头上装有圆柱弹簧，弹簧在间歇往复应力作用下高速工作，极易产生疲劳，弹簧 较弱，影响拔针，出现夹煤重冲故障，同时由于弹簧配件制造质量很不稳定，常常 断裂，从而增加生产成本：另外，弹簧式冲头总高度包括了弹簧高度，随着冲头高 度的增大，工作时冲头摆差、与模筒碰撞机会均增大，配件损耗和工作噪声均为较 大。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， 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，用气缸带动冲头成 型有缓冲作用，压力平衡，煤品质量稳定，表面光洁，强度好。根据各种运输工具 对煤品湿度的湿强度要求而该变相应的湿强度。 此外 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。 ：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，二是有气缸带动冲头和脱模盘做往复运动本实它采用气压冲头机构完成蜂窝 煤的成型脱模，使用维修方便，生产的煤品质量好，成本低，能一机多用。 本设计机构安全、实用的思想设计而出，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，大幅度降能耗及解决型煤 质量不稳定的问题。 中原工学院毕业论文 - 2 - 2、分析 2.1 气压式蜂窝煤成型机的功能 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，经冲头气压成蜂窝 煤。 为了实现蜂窝煤气压成型，气压式蜂窝煤成型机必须完成以下几个动作： 1) 煤粉加料； 2) 气缸带动冲头将蜂窝煤压制成型； 3) 气缸带动扫屑刷清除冲头和出煤盘的积屑的扫屑运动； 4) 将在模筒内的气压后的蜂窝煤脱模； 5) 将气压成型的蜂窝煤输送装箱。 2.2设计基本要求 1) 设计蜂窝煤成型机构，型煤尺寸为mmmmh75100= 2) 生产率为每分钟 65 个； 3) 冲压成型时的生产阻力达到 50000N； 4) 为改善蜂窝煤成型机的质量，希望在冲压后有一短暂的保压时间； 5) 由于冲头要产生较大压力，希望冲压机构具有增力功能，以增大有效力作用， 减小气缸的功率。 2.3 工作原理和工艺动作分解 根据上述分析，气压式蜂窝煤成型机要求完成的工艺动作有以下六个动作： 1) 加料：这一动作可利用煤粉的重力打开料斗自动加料； 2) 冲压成型：要求在气缸带动冲头上下往复运动，在冲头行程的二分之一进行 气压成型； 3) 脱模：要求脱模盘上下往复移动，将已气压成型的煤饼压下去而脱离模筒。 一般可以将它与冲头固结在有气缸带动上下往复移动的连杆上； 4) 扫屑：要求在冲头、脱模盘向上移动过程中用扫屑刷将煤粉扫除； 5) 模筒转模间歇运动：以完成气压、脱模和加料三个工位的转换； 中原工学院毕业论文 - 3 - 6) 输送：将成型的煤饼脱模后落在输送带上送出成品，以便装箱待用。 以上六个动作，加料和输送的动作比较简单，暂时不予考虑，脱模和气压可以 用一个机构完成。由气压缸带动横梁带动三个装置运动 因此， 气压式蜂窝煤成型机运动方案设计重点考虑气压和脱模机构、 扫屑机构 和模筒转盘间歇转动机构这三个机构的选型和设计问题。 中原工学院毕业论文 - 4 - 3.初定传动装置方案 3.1 初选电动机 初定 Y 系列 三相异步电动机 3.2 初定传动方案 初步确定采用皮带轮和齿轮进行两次减速，选用转速较小的电机，经过两次减 速后，转速满足要求。冲头和脱模盘由气缸带动其上下运动按已选定的三个执行机 构的型式及机械传动系统， 画出冲压式蜂窝煤成型机的机械运动示意图。其中三个执行机构部分也可以称 为机械运动方案示意简图 3-1。所示，其中包括了机械传动系统、三个执行机构的 组合。 图 3- 1 机构传动示意图 3.3执行机构尺寸设计 .3.3.1 气缸的种类选择 气缸的作用是实现冲头和脱模盘纵向运动。对气缸结构的要求一是重量尽量轻， 以达到动作灵活、运动速度高、节约材料和动力，同时减少运动的冲击，二是要有 中原工学院毕业论文 - 5 - 足够的刚度以保证运动精度和定位精度 气缸按供气方向分，可分为单作用缸和双作用缸。单作用缸只是往缸的一侧输 入高压油，靠其它外力使活塞反向回程。双作用缸则分别向缸的两侧输入压缩空气， 活塞的正反向运动均靠气压力完成。由于单作用气压缸仅向单向运动，有外力使活 塞反向运动，而双作用单活塞气缸在压缩空气的驱动下可以像两个方向运动但两个 方向的输出力不同，所以该方案采用双作用单活塞缸 3.3.2 气缸的设计计算 由设计要求可以知道，要驱动的负载大小位 5000N，考虑到气缸未加载时实际所 能输出的力，受气缸活塞和缸筒之间的摩擦、活塞杆与前气缸之间的摩擦力的影响， 并考虑冲头，脱模盘的质量。在研究气缸性能和确定气缸缸径时，常用到负载率 0 F F =（F 气缸实际负载， 0 F 气缸理论输出负载） 考虑到料煤高度与型煤高度之比（压缩比）为 2:1，工作盘高2150Hhmm= 65 300 325 60 vmm s = 由表 11-1，查的 =0.45 气缸实际负载为2250FN= 6 2250 1.271.2777.62 0.6 10 F D P = F气缸的输出拉力 N；P 气缸的工作压力 Pa 按照 GB/T2348-1993 标准进行圆整，取 D=80 mm 由 d=0.3D 估取活塞杆直径 d=25 mm 缸筒长度 S=L+B+30 L 为活塞行程；B 为活塞厚度 活塞厚度(0.6 1)0.7 8056Bdmm= 由于气缸的行程 L=300mm ,所以 S=L+B+30=396 mm 导向套滑动面长度 A: 一般导向套滑动面长度 A，在 D80mm 时, 可取 A=(0.6-1.0)d。 中原工学院毕业论文 - 6 - 所以 A=25mm 最小导向长度 H： 根据经验，当气缸的最大行程为 L，缸筒直径为 D，最小导向长度为： 代入数据 即最小导向长度 H 30080 55 2020 Hmm=+= 活塞杆的长度 l=L+B+A+80=300+50+55+40=455 mm 由液压气动技术手册可查气缸筒的壁厚可根据薄避筒计算公式进行计算： . 2 p d = 缸筒壁厚()mm ；D缸筒内径()mm P缸筒承受的最大工作压力（MPa） ； 缸筒材料的许用应力（MPa） 实际缸筒壁厚的取值：对于一般用途气缸约取计算值的 7 倍；重型气缸约取计 算值的 20 倍，再圆整到标准管材尺码。 参考液压与气压传动缸筒壁厚强度计算及校核 缸体的材料选择 45 钢， b =600 MPa， 600 120 5 MPa = n 为安全系数 一般取 n=5； b 缸筒材料的抗拉强度(Pa) P缸筒承受的最大工作压力（MPa） 。当工作压力 p16 MPa 时，P=1.5p；当工 作压力 p16 MPa 时，P=1.25p 由此可知工作压力 0.6 MPa 小于 16 MPa， 中原工学院毕业论文 - 7 - P=1.5p=1.50.6=0.9 MPa .0.9 80 0.3 22 120 P D mm = 由表查的 气缸筒的壁厚圆整取 = 7 mm v空气流经进排气口的速度，可取 v=10-15 选取 v = 12 m/s 由公式 0 Q d v = 代入数据得 0 d = 14.014 mm 所以取气缸进排气口直径为 15 mm 中原工学院毕业论文 - 8 - 4 传动装置总体设计传动装置总体设计 4.1 选择电动机选择电动机 8 9.69 0.826 w d Pkw Pkw = d P 电动机工作及功率 d P 电动机工作及功率 机械传动总效率 1 0.992 =联轴器效率 2 0.99 =滚动轴承效率 3 0.98 =圆柱直齿轮传动效率 4 0.92 =开式齿轮传动效率 5 V=0.96带传动效率 0.826= 预取齿轮减速传动比为 5，皮带轮减速传动比为 4，总传动比为 20 则min10002050riannm= 所以选择 Y160M- 4 三相异步电动机 同步转速为 1460r/min；额定功率 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 见机械设计课程设计P237 表 21- 3 4.2 计算总传动比并分配传动比 传动装置的总传动比 4 . 22 65 1460 = w m n n i m n 电动机满载转速 w n 工作机转速 其中齿轮传动比取 5， 则 V 带传动的传动比48 . 4 5 4 . 22 =i 中原工学院毕业论文 - 9 - 4.3 计算各轴的运动参数和动力参数 (1) 计算各轴的输入功率（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 = = = 电动机轴 轴（皮带轮轴） 轴（小齿轮轴） 轴（大齿轮轴） (2) 计算各轴的转速（r/min） 1 1460 / min 1460 350 / min 4.172 = =350 / min 350 70 / min 5 m nr nr n nr nr = = = 电动机轴 轴（皮带轮轴） 轴（小齿轮轴） 轴（大齿轮轴） (3) 计算各轴的转矩（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 = = = 电动机 轴（皮带轮轴） 轴（小齿轮轴） 轴（大齿轮轴） (4) 列出各轴的运动和动力参数（见表 4-2） 表 4-2 轴号 输入功率(kw) 转速（r/min） 转矩（Nmm） 电动机轴 11 730 143904 轴 10.35 175 171952 轴 10.06 175 68383.5 轴 9.57 35 128983.3 中原工学院毕业论文 - 10 - 5.传动件的设计计算 。 5.1 皮带轮的设计计算 取该机械每天工作 10 小时,一年工作 300 天 5.1.1 确定计算功率 由表 8- 7 可查的工作情况系数1.3 A K = 1.3 1114.3 caA PK Pkwkw= 5.1. 2 选择 V 带带型 根据计算功率 ca P 和轴转速 1 n ，由表 8- 11 可查的选用 C 型 V 带 5.1.3 确定带轮的基准直径并验算带速 v (1) 初选小带轮基准直径 由表 8- 6 和表 8- 8 可查得小带轮基准直径 1 200 d dmm= (2) 验算带速 v 按公式（8- 13）验算带速 1 200 1460 15.28/ 60 100060 1000 d d n vm s = 因为5/30/m svm s 中原工学院毕业论文 - 12 - 由公式()() 0 min min 2sin 2 p FZ F =可得压轴力的最小值为 ()() 0 min min 132.58 2sin2 4 455.86 sin 22 p FZ F = o 3339.06N= 5.1.6 皮带轮的结构设计 由表 8-10 可查得 C 型带 19.0 d bmm= min 4.80 a hmm= min 14.3 f hmm= 25.50.5emm= 34 = o (1) 小带轮结构设计 因为200 d dmm=， min 4.8 a hmm= 则 min 2 ada ddh=+ 2002 4.8209.6mm=+ = min 23108.5Bfemm=+= 0 d 由电机参数可得 0 48dmm= 15mm = () 0 1.5 3.080Ldmm= 图 5-1 小带轮结构图 中原工学院毕业论文 - 13 - 大带轮结构设计 因为800 d dmm=， min 4.8 a hmm=则 min 28002 4.8809.6 ada ddhmm=+=+ = min 23108.5Bfemm=+= 0 d 由轴可知 0 110dmm=15mm =130Lmm= 图 5- 2 大带轮结构图 5.2 直齿圆柱轮传动设计 5.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1) 采用直齿圆柱齿轮传动。 (2) 蜂窝煤成型机为一般工作机器，转速不高，故选用 7 级精度（GB 1009588） 。 (3) 材料选择。由表 10- 1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮 材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 (4) 选小齿轮齿数 1 30z =，大齿轮齿数 2 30 5150z = 。 (5) 按齿面接触疲劳强度条件设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度，最后作齿轮的结 构设计。 中原工学院毕业论文 - 14 - 5.2.2 按齿面和齿根接触强度设计 由强度计算公式总表查得设计公式为 3 2 1 1 1 2.32 E t dH KTZu d u （1)确定公式内的各计算数值 试选 Kt1.3 Tt的计算 图 5-3 齿轮受力图 根据大齿轮图 5-3 齿轮受力图可以求得大齿轮所受的最大转矩 Tt 根据几何分析可以知道 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 则 Tt=FRSin=FRSin(+) =131Nm 中原工学院毕业论文 - 15 - 选取d=1（两支撑相对于小齿轮做非对称布置） 查得材料的弹性影响系数为 ZE=189.8MPa 1 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 lim1=600MPa , lim2=550 MPa 查得接触疲劳强度 KHN1=0.90 KHN2=0.95 计算接触疲劳应力 取失效概率为 1%，安全系数 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)计算 1)计算小齿轮分度圆直径 d1t 代入中较小的值 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）计算圆周速度 11 60 1000 t d n = 100060 7307214. 3 =2.65m/s 3）计算齿宽 b 及模数 m 1 0.6 136.0777.442 dt bdmm= 模数 1 1 67.81 2.18 30 t t d m z = h=2.25mt=2.252.8126=6.34 4)计算齿宽与齿高之比 b/h b/h=69.57/6.34=10.97 5）计算载荷系数 根据 v=2.75m/s,7 级精度，由1P194 图 10-8 查得动载荷系数 1.05 V K =； 中原工学院毕业论文 - 16 - 斜齿轮，由1P195 表 10-3 查得 KHa1=KFa2=1 由1P193 表 10-2 查得使用系数 KA=1.5 由1P196 表 10-4 查得 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时 用插值法差得 KHB=1.3124 由 b/h=10.97, KHB =1.3124 ,查图 10-13 得 KFB=1.3 故载荷系数 1 1.05 1 1.3121.37802 AVHH KK K KK = = 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 3 3 11 1.3802 69.5770.93 1.5 t t K ddmm K = 计算模数 1 1 70.93 2.955 24 d mmm z = 按齿根弯曲强度设计 由1P216 式 10-17 得弯曲强度的设计公式为 1 3 2 1 2 FaSa dF Y YKT m z 确定计算参数 1）由1P208 图 10-20 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1 500 FE MPa= 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2 380 FE MPa=； 2）由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 1 0.85 FN K=， 2 0.88 FN K=； 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 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）计算载荷系数 K 1.5 0.8 1 1.2121.44 AVFF KK K KK = = 中原工学院毕业论文 - 17 - 5）查取齿形系数 由1P200 表 10-5 可查得 1 2.8 Fa Y=； 2 2.18 Fa Y=。 8）查取应力校正系数 由1P200 表 10-5 知 1 1.55 Sa Y=； 2 1.79 Sa Y= 9)计算大小齿轮的 FaSa F Y Y 并加以比较。 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 = 大齿轮的数值较大 （2）设计计算 5 3 2 2 1.44 1.343 10 0.01632.12 1 34 mmm = 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计 算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而 由齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强 度模数 2.24，并近似圆整为标准 m=3。 按接触强度算得的分度圆直径 d1=72mm,d2=360mm 5.2.3 几何尺寸计算 计算中心距 a=（d1+d2）/2=216mm 计算齿轮宽度 1d bd=172=72mm 取 B1=B2=72mm (1) 齿轮结构设计 1) 小齿轮结构设计 由于200 a dmm，所以小齿轮采用实心式 中原工学院毕业论文 - 18 - 136dmm= 21362 4144 a ddm=+=+ = 2.51362.5 4126 f ddmmm= 85Bmm= 由轴参数可知 0 55dmm= 2) 大齿轮结构设计 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轴到轴直齿锥齿轮的设计 本系统中，直齿锥齿轮的主要作用就是进行运动方向的变换，将水平轴向的旋 转运动转换为竖直方向轴向的旋转运动，其带动的主要负载就是搅拌煤粉时产生的 阻力，以及该传动链中的摩擦力。 由于搅拌轴下面有推力球轴承的支承，所产生的阻力较小，而各机构的摩擦力 相对于工作阻力来说更小，因此，本设计中的直锥齿轮主要不传动力，其强度能满 足工作的需求。 由于上诉原因，不再对锥齿轮进行详细的设计，只确定其几个比较主要的尺寸， 其他尺寸可根据具体的结构进行调节。 根据各机构的结构以及尺寸，选定直锥齿轮的平均模数为3 m mmm=，当量齿数 50 V z =，则平均分度圆直径150 Vm V dm zmm= 中原工学院毕业论文 - 19 - 6.转盘槽轮和扫屑机构设计 6.1 槽轮机构计算 1）槽数z的选择 根据工位要求，工作台必须至少具备 3 个工位（一个工位为冲压头的冲压， 一个为托模工作，另一个为加料工作的工位） 。因此，可选定槽轮机构的槽数为 4 2）中心距a 根据工作台的直径，以及整个系统的尺寸考虑，选定中心距为 a=200mm。 3）圆销半径r 根据中心距以及大概结构尺寸选定 r=20mm。 4）槽轮每次转位时主动件的转角 2 的计算 根据机械设计手册（新版） 表 13.6-5 计算 2 oo 90) 2 1 (1802= z 5）槽间角2 的计算 根据机械设计手册（新版） 表 13.6-5 计算2 o o 90 360 2= z 6）主动件圆销中心半径的计算 根据机械设计手册（新版） 表 13.6-5 计算 1 R mmaR100sin 1 = 7） 1 R 与a的比值 707. 0sin 1 = a R 8）槽轮外圆半径 2 R 的计算 根据机械设计手册（新版） 表 13.6-5 计算 2 R 中原工学院毕业论文 - 20 - mmraR142)cos( 22 2 =+= 9）槽轮槽深 h 的计算 根据机械设计手册（新版） 表 13.6-5 计算 h mmrah8 .100) 1cos(=+ 对槽深h进行取整，取102hmm= 10）槽轮厚度的设计 根据槽轮的半径以及整体尺寸，选定槽轮主动轮以及从动轮的厚度均为 20mm 11）运动系数k的计算 4 1 2 2 = = z z k 6.2 扫屑凸轮机构计算 由于扫屑凸轮对尺寸要求不太高，故扫屑凸轮应在最后根据其他已经确定的尺 寸进行灵活的变动。但有一点，必须要保证整个系统运行的连贯性。因此，固定凸 轮采用斜面形状，要求固定凸轮的上下方向的长度应大于滑梁的行程 s，即凸轮的 上下方向的高度应大于 300mm，其左右方向的高度应能使扫屑刷满足扫除粉煤的活 动范围。具体按结构情况来设计。 用作图法对此机构进行设计，如图 1-10： minmax HH、应该满足关系式： maxmin 75mmHH= 煤 凸轮的转速应该与主体机构的运动周期相配合，由主体机构的转动比22.4i =， 原动机的转速为 1440r/min，可计算出： 1460 65r/min 22.4 n n i = 电 齿轮 Hmin Hmax 图 6- 2 扫屑机构 中原工学院毕业论文 - 21 - 6.3 工作盘设计与计算 在此设计中， 工作盘的转位采用不完全齿轮机构传动。 不完全齿轮的设计可参阅 机 械原理课程设计指导 （由张永安主编、高等教育出版社出版）的 148 页表11。先 将工作盘的静止位置按比例绘出，如图图所示。 因主体机构采用对心的曲柄滑块机构，则曲柄要通过、工位的模孔中心，因此 不完全齿轮机构的主动齿轮的回转中心 1 O 也应在曲柄的轴线上。 由于工作 动1/5 周，则从动齿轮的齿数应该是 2 z 的五倍，取 2 z =16, 。则： 2 z =16.模数选取要保证从动齿轮齿根圆大于工作盘外径，本题取 m=5 中原工学院毕业论文 - 22 - 7. 轴的设计 7.1轴（皮带轮轴）的设计 (1) 选择轴的材料 选取 45 钢调质， 硬度 230HBS， 强度极限640 B MPa=， 屈服极限355 S MPa =， 弯曲疲劳极限 1 275MPa=，剪切疲劳极限 1 155MPa=，对称循环变应力时 的许用应力 1 60MPa=。 (2) 初步估算轴的最小直径 取 0 203A =，则：轴的最小轴颈 ()() 1 33 min 44 1 10.35 11011048.79 11751 0.5 P dmm n = 其中 1 =0.5 2 d d = 内径 外径 考虑到 A- B 轴段键槽对轴的强度影响，需将轴颈增加 5%，即 ()1 5%43.79 1.0549.68dmm+= 取整后 min 45dmm= (3) 轴的结构设计 图 8-1 轴的结构设计 轴的结构设计如图所示。该轴的各段直径和长度的确定如下： 1) 轴的各段直径的确定： 自左向右第一段轴：50 A B dmm =；第二段轴：60 B C dmm =（取定位轴肩高 度5hmm=，轴承型号取 7011AC） ；第三段轴：70 C D dmm =（取定位轴肩高 度5hmm=） ；第四段轴：60 D E dmm =（取轴肩高度5hmm=） ；第五段轴： 50 E F dmm =； （取轴肩高度5hmm=，轴承型号取 7014AC） ； 轴的各段长度的确定： 自左向右第一段轴：第一段轴） ：203 A B lmm =第二段轴：100 B C lmm =；第 三段轴：72 C D lmm =；第四段轴：82 D E lmm =；第五段轴：84 E F lmm =； 中原工学院毕业论文 - 23 - 2) 轴上零件的周向定位： 带轮与轴的周向定位采用平键连接。按45 A B dmm =由表 15- 20 查得：选用普 通平键()14 100109679CGB，键的截面尺寸为14 9bh=，键槽用键槽铣 刀加工，长为100mm。 。 (4) 先对轴的最小轴径进行校核 由前面可以知道，大齿轮所受到的最大扭矩为 T=131Nm 根据1P370 公式（15-1）可以求得轴的扭转强度条件为 T=T/WT 其中，WT 为轴的抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2(5010-3)3=0.000025mm3 则T=T/WT=131000/0.000025=5.24MPa 由1P370 表 15-3，可以查得 45#钢的许用扭转切应力为 25-45MPa TT 故轴的轴径满足使用的抗扭要求。 (5) 按弯扭合成应力校核轴的强度 1) 绘出轴的计算简图 轴的计算简图如图 5-8 a) 2) 计算作用支反力 如图 5-8 b) P F （方向未定）力在支点产生的支反力： 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 = + 带轮压轴力 P F 的作用方向与带传动的布置有关，在具体位置尚未确定前，可 按最不利的情况考虑。 3) 作弯矩图 P F 力产生的弯矩，如图 5-8 c) () 112FNF MFLL=+ ()1679.79161.8209.8551732.26Nmm=+= 4) 作转矩图，如图 5-8 d) 132.8TNm= 5) 作计算弯矩图，如图 5-8 e) 中原工学院毕业论文 - 24 - 单向运转，扭转应力按脉动循环变应力，取系数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) 按弯扭合成应力校核轴的强度 由计算弯矩图可见，皮带轮处计算弯矩最大，该处的计算应力为： 3 3 3 606 10 16.8 0.1 77 ca ca M MPa W = 小于许用应力 1 60MPa=，故安全。 图 8-2 轴载荷分析图 (6) 精确校核轴的疲劳强度 1) 判断危险截面 截面 B 只受扭矩作用