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秸秆打包机设计【全套CAD图纸+毕业论文】【原创资料】

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秸秆打包机设计

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摘要4

前言5

1、秸秆打包机总体方案设计及选择6

1.1.方案分析及设计要求6

1.2 设计思路7

1.3 方案比较与选择7

1.3.1 液压驱动压紧打包7

1.3.2 转动推送电动驱动方式7

2. 材料分析7

2.1 工作原理8

2.2 特点8

3 设计计算9

3.1 减速电机的选择9

3.1.1 电动机类型的选择9

3.1.2 电动机电压和转速的选择9

3.1.3 电动机型号规格的选择9

3.2 减速器的选择10

3.2.1 按强度选用减速器11

3.2.2 计算功率11

3.2.3 校核热功率12

3.3 链传动装置的设计计算12

3.3.1滚子链传动设计的计算12

3.3.2 选择链轮齿数13

3.3.3 选取链节数和链型号13

3.3.4确定实际中心距14

3.3.5 计算作用轴上载荷15

3.3.6 滚子链的耐疲劳工作能力计算15

3.4 滚子链链轮16

3.4.1 主动链轮的齿形设计16

3.4.2 轴面齿廓尺寸17

3.4.3 链轮结构尺寸18

3.4.4从动链轮的齿形设计19

3.4,5 轴面齿廓尺寸20

3.4.6链轮结构尺寸20

3.5 齿轮齿条传动装置的设计计算21

3.5.1 齿轮类型和精度等级21

3.5.2 按齿面接触疲劳强度计算21

3.5.3.校核计算22

3.5.4.确定传动主要尺寸23

3.5.5．按齿根弯曲疲劳强度验算24

3.6 轴的设计计算25

3.6.1 齿轮轴的设计计算25

3.6.2.轴的结构设计26

3.6.3. 轴的强度计算26

3.6.4主动链轮轴的设计计算27

3.7 进料口27

3.8 轴承与联轴器的选取28

3.8.1 轴承类型的选取28

3.8.2 联轴器的选取29

3.8.3 键的选取与计算29

3.9 标准件的选取30

4.密封与润滑31

4.1 润滑31

4.2 密封31

5.液压装置的设计32

5.1.执行元件速度和载荷32

5.2 液压系统方案的选择和论证35

设计总结36

参考文献37

致谢38

摘要

本文根据秸秆的形状和性能，并查阅大量的相关资料，结合实际情况，设计出秸秆回收设备，包括压紧机构、输送装置及其重要构件。本文首先介绍了输送打包设备及其技术目前的发展状况和趋势、输送打包设备的种类和工艺参数。然后分析各种秸秆的物理性能，并根据其性能和所要求的输送和打包效果，提出输送装置和秸秆打包机的结构及其性能特点的各种可行性方案。最后对各个方案进行相互比较，选取出相对较优的设计方案进行设计。如进料口等。在秸秆打包机的设计中，由于秸秆打包机中选用的变速装置和联轴器等与输送装置中选用的是一样的，所以在设计过程中，省略了设计相同的部件，。只对其重要结构进行了详细分析和设计说明

主题词：输送装置秸秆打包机结构设计

Abstract

According to the shape and properties of straw, and access to a number of related data, combined with the actual situation, design a straw recycling equipment, comprises a pressing mechanism, conveyor and its important components. This paper first introduces the types and the process parameters of transportdevelopment status and trend, conveying and packing equipment and technology at present and packing device. Then analyzes the various physical properties of straw, and according to its performance and requiredconveying and packing effect, proposed a variety of feasible scheme of conveyors and packing machinestructure and performance characteristics. At the end of each scheme are compared with each other, selectdesign relatively optimal design. If the feeding port etc.. In the design of packaging machine, packing machinedue to select the transmission device and shaft coupling and the conveyor is the same, so in the design process, design of identical parts are omitted,. Only for the important structure are described with analysis anddesign

Key words: packing machine structure design of belt conveyor

前言

随着我国经济的持续快速发展，人民生活质量的显著提高,农业产品生产和消费量也相应的增加；同时，国家也愈来愈重视现代农业建设并加大投入力度，使得农业类型机器和其他的农产品打包机械的需求量也随之增长。近年来，在国家一系列发展的驱动下，当前我国的农业机械工业正处在历史上最好的发展时期，总体形式看好，已经连续五年保持高速增长，出现产销两旺的喜人态势。同时，在2007年，国家将继续加大对生产机械机产品的补贴力度，而且随着国家及地方政府对秸秆打包机科技的研究,各企业收入将有所增加,负担减轻,支出减少。这些因素将使他农产品打包机械的需求量有较大幅度的增长。

本次设计主要为秸秆打包机的机构设计及输送装置设计。本设计说明书主要着重于输送装置部分的输送装置构设计。由于本人能力有限，设计中的错误在所难免，请大家给予批评和指证！

装配图.gif

传送装置.gif

车轮.gif

马达.gif

控制箱.gif

储料箱.gif

内容简介：: 1 南通理工学院南通理工学院毕业设计(论文)秸秆打包机设计装置所在学院南通理工学院专业机械制造自动化班级姓名伏广超学号指导老师2目录目录摘要摘要 .4前言前言 .41、秸秆打包机总体方案设计及选择、秸秆打包机总体方案设计及选择 .51.1.1.1.方案分析及设计要求方案分析及设计要求.61.2 设计思路.61.3 方案比较与选择.71.3.1 液压驱动压紧打包.71.3.2 转动推送电动驱动方式.72. 材料分析材料分析 .72.1 工作原理.82.2 特点.83 设计计算设计计算 .83.1 减速电机的选择.83.1.1 电动机类型的选择.83.1.2 电动机电压和转速的选择.93.1.3 电动机型号规格的选择.93.2 减速器的选择.103.2.1 按强度选用减速器.103.2.2 计算功率1cP.113.2.3 校核热功率.113.3 链传动装置的设计计算.123.3.1 滚子链传动设计的计算.123.3.2 选择链轮齿数.123.3.3 选取链节数和链型号.133.3.4 确定实际中心距.143.3.5 计算作用轴上载荷.143.3.6 滚子链的耐疲劳工作能力计算.153.4 滚子链链轮.153.4.1 主动链轮的齿形设计.163.4.2 轴面齿廓尺寸.173.4.3 链轮结构尺寸.183.4.4 从动链轮的齿形设计.183.4,5 轴面齿廓尺寸.193.4.6 链轮结构尺寸.203.5 齿轮齿条传动装置的设计计算.203.5.1 齿轮类型和精度等级.203.5.2 按齿面接触疲劳强度计算.203.5.3.校核计算.2133.5.4.确定传动主要尺寸.233.5.5按齿根弯曲疲劳强度验算.233.6 轴的设计计算.243.6.1 齿轮轴的设计计算.243.6.2.轴的结构设计.253.6.3. 轴的强度计算.253.6.4 主动链轮轴的设计计算.263.7 进料口.273.8 轴承与联轴器的选取.273.8.1 轴承类型的选取.273.8.2 联轴器的选取.283.8.3 键的选取与计算.293.9 标准件的选取.294.密封与润滑密封与润滑 .304.1 润滑.304.2 密封.305.液压装置的设计液压装置的设计 .315.1.执行元件速度和载荷.315.2 液压系统方案的选择和论证.34设计总结设计总结 .35参考文献参考文献 .36致谢致谢 .374摘要摘要本文根据秸秆的形状和性能，并查阅大量的相关资料，结合实际情况，设计出秸秆回收设备，包括压紧机构、输送装置及其重要构件。本文首先介绍了输送打包设备及其技术目前的发展状况和趋势、输送打包设备的种类和工艺参数。然后分析各种秸秆的物理性能，并根据其性能和所要求的输送和打包效果，提出输送装置和秸秆打包机的结构及其性能特点的各种可行性方案。最后对各个方案进行相互比较，选取出相对较优的设计方案进行设计。如进料口等。在秸秆打包机的设计中，由于秸秆打包机中选用的变速装置和联轴器等与输送装置中选用的是一样的，所以在设计过程中，省略了设计相同的部件，。只对其重要结构进行了详细分析和设计说明主题词：主题词：输送装置秸秆打包机结构设计AbstractAccording to the shape and properties of straw, and access to a number of related data, combined with the actual situation, design a straw recycling equipment, comprises a pressing mechanism, conveyor and its important components. This paper first introduces the types and the process parameters of transportdevelopment status and trend, conveying and packing equipment and technology at present and packing device. Then analyzes the various physical properties of straw, and according to its performance and requiredconveying and packing effect, proposed a variety of feasible scheme of conveyors and packing machinestructure and performance characteristics. At the end of each scheme are compared with each other, selectdesign relatively optimal design. If the feeding port etc. In the design of packaging machine, packing machinedue to select the transmission device and shaft coupling and the conveyor is the same, so in the design process, design of identical parts are omitted,. Only for the important structure are described with analysis anddesignKey words: packing machine structure design of belt conveyor前言前言随着我国经济的持续快速发展，人民生活质量的显著提高,农业产品生产和消费量也相应的增加；同时，国家也愈来愈重视现代农业建设并加大投入力度，使得农业类型机5器和其他的农产品打包机械的需求量也随之增长。近年来，在国家一系列发展的驱动下，当前我国的农业机械工业正处在历史上最好的发展时期，总体形式看好，已经连续五年保持高速增长，出现产销两旺的喜人态势。同时，在 2007 年，国家将继续加大对生产机械机产品的补贴力度，而且随着国家及地方政府对秸秆打包机科技的研究,各企业收入将有所增加,负担减轻,支出减少。这些因素将使他农产品打包机械的需求量有较大幅度的增长。本次设计主要为秸秆打包机的机构设计及输送装置设计。本设计说明书主要着重于输送装置部分的输送装置构设计。由于本人能力有限，设计中的错误在所难免，请大家给予批评和指证！1、秸秆打包机总体方案设计及选择、秸秆打包机总体方案设计及选择当前大多数是使用传统的秸秆打包机对其进行打包；而国外的打包机械也只是处于初级阶段。虽然，目前市场上已经生产出几种立式和玉米秸秆输送打包秸秆打包机，6其中立式秸秆打包机有：AMC 型秸秆打包机、ZPS 型微秸秆打包机和国产立式秸秆打包机；而玉米秸秆输送打包秸秆打包机有：日本生产的玉米秸秆输送打包多级微秸秆打包机、美国生产的玉米秸秆输送打包单级微秸秆打包机和玉米秸秆输送打包双转子锤片秸秆打包机。这些秸秆打包机虽有生产率高、能耗低、调节操作方便等优点，但由于各类型的秸秆打包机结构较为复杂，且采用多级电动机带动工作，使得成本较高.自上个世纪以来，国家投入了大量资金，对秸杆利用进行研究，但真正做到可持续发展的并不多，普遍达不到打包压块秸杆的技术要求，这类秸秆打包机虽可以对秸杆进行打包压块，但必须对秸杆进行打包压块前的打包，如压、铡打包，并且打包压块起来存在许多缺点：动力浪费大，度电产量不高打包压块形状不均匀机器部件磨损快，工作稳定性差生产率低由于使用活塞磨损快，生产成本增加。该设计在设计思想、机体结构和具体零件等方面都进行了创新。目前，国内无具体的样机，是一种较新颖的产品。它在结构设计方面进行的创新，提高经济和社会效益具有重要的意义。因此应大力开发使其朝着高效低能耗方向发展，以适合我国的发展需要。1.1.1.1. 方案分析方案分析及设计要求及设计要求该打包机主要是用于对秸秆的打包，对其具有以下要求: 对打包秸秆的适应性广，能打包各种类型的秸秆，对含水量较大、纤维较长的粗秸秆也应具有较好的适应性。打包程度应能够根据要求进行调整，打包形状应尽量均匀。配套动力合理、度电产量高、提高生产率、降低能耗。结构简单、操作方便、不需要较大的技术要求。工作部件耐磨性好，减少更换次数，以降低生产成本，提高经济效益。噪音低、粉尘少、以减少环境污染。机型结构简单、尺寸紧凑、体积小、占地少、成本低、以适合广大工业的生产。1.2 设计思路设计思路打包机技术及其设备的应用广泛，所涉及的领域农业、造纸等，被打包的物料也是多种多样，再加上现代高新技术的发展对材料的深加工提出的要求越来越高，如形状为7均匀化、品质高纯度、形状的特护要求等等，这些因素都促使秸秆打包机技术及其设备向跟高更远的方向发展。虽然各个领域的秸秆打包机设备个不一样，但其设计思路主要围绕以下几点：1)原理上考虑提高有效打包能，大多采用电动、液压等力的综合作用进行秸秆打包机;2)结构采用碎秸秆输入料口，进用压紧推出人工套取包装袋完成打包动作;3)打包产品流动性好、纯度高1.3 方案比较与选择方案比较与选择1.3.1 液压驱动压紧打包（1）结构简单，成本低；（2）工作安全可靠，易操作；（3）输送效率高，但效果较差；（4）液压驱动压紧打包；1.3.2 转动推送电动驱动方式（1）结构较电动装置复杂些；（2）投资小，成本低，安全可靠；（3）易操作，但电路设计较复杂；（4）转动推送电动驱动方式；综上所述，本次设计采用液压驱动推出装置来完成秸秆打包机打包动作。2. 材料分析材料分析机架与支座：结构较复杂，主要承受重力，但不受摩擦，因此选用角钢焊接而成，形状尺寸依据安装尺寸确定；链轮轴：因该轴需承受弯矩及扭矩，因此材料依链轮部分而定。选用 45 钢，调质处理；8链轮：运转为低速，且功率不大，要求耐磨，故选用 45 钢，齿面硬度250HBS；齿轮轴：齿轮齿条互啮合，为抗胶合，要求硬度有所差别，且传动尺寸无严格限制，故选用 40Cr（调质），硬度为 280HBS；轴承盖：用于对轴承的外圈的定位，需有一定的强度，并且需要有防尘作用，选用HT200；2.1 工作原理工作原理该机包括进料部分、压紧部分、排料部分、传动部分和机体六部分。该机结合现有生产设备，国内外先进技术，根据设计指导思想，确定本机结构采用无筛的形式，其结构和工作原理较其他通用型秸秆打包机都大不相同，具有很大的创新性。从进料口进来的物料（秸秆）在往下自由落体的途中，通过传送带把秸秆输送到料箱，而后用液压推板压紧送推送至出料口由人工套取包装袋完成打包动作。2.2 特点特点根据所设计的具体结构和工作原理，该秸秆打包机具有以下特点：通过转子和传动结构的优化配置，它具有结构紧凑、体积小、工作平稳的特点。，进排料方便，提高了生产率，降低成本。结构简单，操作维护方便，适合有于广大农村使用。产品形状调节方便，可通过对形状调节板的调整来实现，且能适合多种物料的加工，具有广泛的适应性。3 设计计算设计计算3.1 减速电机的选择减速电机的选择3.1.1 电动机类型的选择因本次设计的装置是无调速要求的机械，并且负载平稳；对启动、制动无特殊要求；长期运转；小功率；电机的使用地点可能有水滴落、飞溅，应选用防滴、防溅、绝缘等9级较高的电动机；且应选用能和减速器配成减速电机的型号。故选用 SEW 三相交流异步电动机。3.1.2 电动机电压和转速的选择（1）电动机的电压选择由于该装置要求电动机需随输送装置构工作性质周期性正反转，根据表 29-87【2】，选择交流异步电动机，电压为 380V，容量范围为 0.37 kW0.55kW （2）电动机的转速选择在确定电动机额定转速时，必须考虑减速装置的传动比，两者相互配合，经过技术、经济全面比较才能确定。通常情况下，电动机的转速不低于 500r/min。对工作速度较低，经常处于频繁地正、反运行状态，为缩短正、反转过渡时间，应选择适当的电动机转速。3.1.3 电动机型号规格的选择输送装置在工作时，需驱动一个受输送壁面外载作用的安装刷盘的轴和使整个装置沿导轨作往复运动的齿轮齿条的啮合运动，即该装置有两个输出功率。根据实际工作需要，即要求一小时大约可输送墙面 400600m2，结合升降机的速度，可先设其有关参数为：自重 70100kg；升降速度为 10m/min；输送装置构往复行走速度为 25m/min；洗刷盘转速为 250r/min；对导轨齿条，其上的载荷主要为单个输送装置构的自重故所输出的功率式（20-5）【2】kW408. 0kW1000160258 . 9100 v11gmP式中为单个输送装置构的自重，kg；1G v 为单个输送装置构往复运动的平均速率，m/s。电动机功率10kW475. 098. 098. 095. 0408. 03211PP输式中单个齿轮轴输出功率；1P 链传动的效率；1轴承的效率；2减速器的效率。3 根据上述计算得出的电动机初选功率可初选选出电动机的型号 DT80K4）3.2 减速器的选择减速器的选择此设计中减速器工作环境为高速轴转速不大于 1500r/min，齿轮的圆周速度不大于20m/s（见以下计算）；工作环境温度范围-40+50。可优先考虑标准减速器。C总传动比 ( 3-1)wmnni 37. 26001420nm电机满载转速，nw 秸秆打包机转子转速；i=igiv (3-2)取 ig=1.37 iv=1.72ig一对圆柱转轴的传动比，ivV 带传动的传动比；各轴转速计算各轴转速计算1n= 1420r/min =2nmin/103637. 11420r3nmin/59873. 11036r各轴功率计算I1.5 0.991.49cPPkW1.5 0.99 0.99 0.971.43crgPPkW221.5 0.99 0.96 0.990.971.36cvcgPPkW113.2.1 按强度选用减速器根据整个输送装置构工作的传动比要求，即总的传动比 44. 52501360i驱电总nn各轴转速、转矩、功率列表如下：各轴转速、转矩、功率列表如下：轴号功率（kW）转速 n(r/min)转矩(N.m)TI1.4914209.98II1.4310361.38III1.3635536.33.2.2 计算功率1cP根据式（18-11）【1】 kWnnPPKPPPPac111111 式中传递的功率，kW;1P 工况系数，见表 18-40【1】；aK 要求的输入转速 r/min；1n 承载能力表中靠近的转速 r/min；1n1n 时的许用输入功率 kW，由表 18-3137【1】中查出；1pP1n 对应于时的许用输入功率 kW,当时，取.；1pP1n1110.04nnn11ppPP工况系数安中等冲击载荷得到；aK1aK按及相接近的公称转速， ,44. 5i总min/1360n1rmin/15001rn kWPP55. 01当时，折算许用公称功率min/1360n1rkWkWnnPPPP499. 01500136055. 01111代入上式得： kWPkWPPc499. 0475. 0475. 0111可选用减速电机 R27-DT80K4123.2.3 校核热功率，环境温度系数=1 kWPfPfPGt211f负荷率系数=0.94，功率利用系数1.52f3fkWPt776. 05 . 194. 0155. 0额定功率kW输出转速r/min输出转矩A减速器传动比输出轴用径向载荷 N使用系数0.55243225.6019804.63.3 链传动装置的设计计算链传动装置的设计计算由于往复运动及运动传输的速度较小，故采取链传动较好。3.3.1 滚子链传动设计的计算根据电动机和减速器的参数可知，电动机输出功率为，转速为kW 55. 0输P，减速器传动比为 i=5.6，故减速器输出转速min/1360rn电min/24360. 513602rinn电由于初步得知其功率大约为 0.55kW，连续工作 8 小时。由kWnPn621055. 9T输可得mNmNnPTn2224355. 01055. 91055. 9626输式中减速器输出功率,；输PkW减速器输出转矩，；nTmN 减速器输出转速，。2nmin/r故输出转矩 22，因齿轮轴和主动链轮链速度要求相差不大，故可初步选择链传mN 动的传动比为 2，载荷平稳。133.3.2 选择链轮齿数1）选择传动比通常，推荐，因齿轮轴和主动链轮链速度要求相差不大，故可初6i50. 32i步选择链传动的传动比为 2，载荷平稳。2）选择小链轮齿数，通常=9，应按链速和传动比选取。min1zz minzvi当增大时，链条紧边的拉力下降，多边形效应减少，啮入时链节间的相对转角减1z少，磨损小，但传动的尺寸、重量增加。参考表 11-2【1】初步确定小链轮齿数=171z3）确定大链轮齿数=2z12034172max1zzi3.3.3 选取链节数和链型号1）确定计算功率根据89. 0)1917()19(08. 108. 11zKZ计算功率为 kWkWKPKPZAC618. 089. 055. 00 . 1式中计算功率，；CPkW传递的名义功率，；PkW工况系数；AK小链轮齿数系数ZK2）选择链型号和节距为使传动平稳，结构紧凑，宜选用节距较小的链条。为传动平稳，采用中心线偏离垂直线约中心线偏垂直线。3根据计算功率 =0.618kw 和 =248.2r/min,查图 11-2【1】可选链条型号为,查CP1nAoN 08得链条节距为。mmp7 .123）初定中心距初定中心距应首先考虑结构要求，此设计为中心距不能调整的传动，故取最大允许14中心距=8012.7=1016pa80maxmm一般初定中心距635，取=4003817 .12)5030()5030(0pamm0amm4）链条节数根据表 11-2【1】，得链条节数2120210222zzapzzpaLP 725.88217344007 .12234177 .1240022式中链条节数，节pL应圆整为整数，为避免使用过渡链节，尽量取偶数，故圆整为 88 节数。pLpL5）链条长度mmmmpmmLLp6 .11177 .12883.3.4 确定实际中心距精确中心距由于数值，中心距计算系数=0.24907176. 417341788121zzzLPLK根据表 11-2【1】，得理论中心距mmKzzLpaLP)2(21 mmmm375.38924907. 0)3417882(7 .12 实际中心距，通常取 ammaammaa581. 1791. 0)004. 0002. 0( 取 =388mm a3.3.5 计算作用轴上载荷 1）计算链速，确定润滑方式根据表 11-2【1】可知smpnzv/10006011smsm/87. 0/1000607 .1224317 式中链速，vsm/15主动链轮转速，1nmin/r，可知该传动为中速传动smsmv/8 . 06 . 0/87. 0根据和型号-1,所以采用滴油润滑。smsmv/8 . 06 . 0/87. 0AoN 082）有效圆周力根据表 11-2【1】，有效圆周力NvPFt2 .63287. 055. 010001000式中 P传递的名义功率，；kW对接近于垂直的传动，作用于轴上的力NNFKFtA8 .6632 .632105. 105. 1式中工况系数，上述已查其值；AK3.3.6 滚子链的耐疲劳工作能力计算当链条传递功率超过额定功率、链条的使用寿命要求小于 15000h 时，其疲劳寿命的近似计算如下。设为链板疲劳强度限定的额定功率，为滚子套筒冲击疲劳强度限定的)(0kWP)( 0kWP额定功率，P 为要求的传递功率，则在铰链不发生胶合的前提下对已知链传动进行疲劳寿命计算如下：由kWKPKPA55. 0155. 01由式（9.3-6）【3】得=1.172ppnzP0028. 039 . 0108. 1104 .25003. 0kW由式（9.3-7）【3】得=0.1335 . 118 . 05 . 11 010950npzPkW故，则=28128h)( 0kWPPAKPK)(0kWP100150000PAPLPKPKT式中使用寿命，h；T 小链轮齿数；1z小链轮转速，；1nmin/r多排链排数系数；PK工况系数；AK16链节数。PL即该链条满足要求。3.4 滚子链链轮滚子链链轮本次设计中采用滚子链与链轮的啮合形式。因滚子链与链轮的啮合属非共轭啮合传动，故链轮齿形的设计有较大的灵活性。根据 GB/T 1243-1997 规定的最大和最小齿槽形状来确定链轮齿槽的基本形状3.4.1 主动链轮的齿形设计最大齿槽形状：齿侧圆弧半径 26.264er)180(008. 021minzdrremm 滚子定位圆弧半径 3.667ir3min069. 0505. 0rriddrmm 滚子定位角 114.7a1omin90-120za最小齿槽形状：齿侧圆弧半径 15.96 er)2(12. 01maxzdrremm 滚子定位圆弧半径 3.535irridr505. 0maxmm 滚子定位角 134.71a1omaxz90-140a链轮的实际齿槽形状，应在最大齿槽形状和最小齿槽形状的范围内。因三圆弧-直线齿形符合上述规定的齿槽形状范围，故链轮的基本参数【3】，计算如下：齿沟圆弧半径 1r568. 305. 0505. 01rdrmm齿沟半角 51.5 2/a1oz60-552/a工作段圆弧中心 O2的坐标 = 4.4 )2/(sin8 . 0rdM mm=3.5)2/(cos8 . 0rdT mm工作段圆弧半径 2r17. 905. 03025. 12rdrmm17工作段圆弧中心角 7 .14z56-181o齿顶圆弧中心 O3的坐标 =8.951180cos3 . 1zdWormm =1.671180sin3 . 1zdVormm齿形半角 =13.2 /21oo64172/z齿顶圆弧半径 5.1 3r05. 0)3025. 1cos8 . 02cos3 . 1 (3rdrmm工作段直线部分长度 bc 0.66 )sin8 . 02sin3 . 1 (rdbcmme 点至齿沟圆弧中心连线的距离 H 18.4 223)23 . 1 (pdrHrmm注：式中铰卷外径主动链轮齿数7rdmm171z3.4.2 轴面齿廓尺寸根据表 9.3-14【3】得链轮的主要尺寸如下：分度圆直径 d1z180sinpd 1 .6917180sin7 .12mm齿顶圆直径 78adradpdd25.1maxmm 76radpzdd)6 . 11 (1minmm取=77admm齿根圆直径 =69.1-7=62.1fdrfdddmm分度圆弦齿高 5.03ahradpzh5 . 08 . 0625. 01maxmm 2.85)(5 . 0minradphmm18取=4ahmm故主动链轮的主要尺寸如下表：分度圆直径d 齿顶圆直径ad 齿根圆直径fd分度圆弦齿高ah69.17762.14（2）确定实际中心距中心距 =389.37522121221()()8() 4222ppzzzzzzpaLLmm 取 =388mm a3.4.3 链轮结构尺寸选用整体式钢制小链轮根据表 9.3-16【3】，可得以下链轮结构尺寸：参考联轴器的标准直径和主动链轮的定位尺寸mmdk34max取 mmdk22轮毂厚度 =9.16hddKhk01. 06mm式中由于,取=4.8mmd10050K轮毂长度 l2 .303 . 3hlmm轮毂直径 hd32.402 hddkhmm3.4.4 从动链轮的齿形设计同理，从动链轮的齿形设计可参考主动链轮的齿形设计方法。最大齿槽形状：齿侧圆弧半径 74.8erminermm 滚子定位圆弧半径 3.667irminirmm19 滚子定位角 117.4amina最小齿槽形状：齿侧圆弧半径 30.24 ermaxermm 滚子定位圆弧半径 3.535irridr505. 0maxmm 滚子定位角 137.4amaxa齿沟圆弧半径 1r568. 31rmm齿沟半角 53.2 2/a2/a工作段圆弧中心 O2的坐标 = 4.5 Mmm=3.35Tmm工作段圆弧半径 2r17. 92rmm工作段圆弧中心角 4 .16齿顶圆弧中心 O3的坐标 =9.06Wmm =0.84Vmm齿形半角 =15.1 /22/齿顶圆弧半径 4.99 3r3rmm工作段直线部分长度 bc 0.0.79 bcmme 点至齿沟圆弧中心连线的距离 H 18.1 Hmm3.4,5 轴面齿廓尺寸根据表 9.3-14【3】得链轮的主要尺寸如下：分度圆直径 dd138mm齿顶圆直径 146.9admaxadmm 144.3minadmm取=146admm齿根圆直径 =131fdfdmm20分度圆弦齿高 4.74ahmaxahmm 2.85)(5 . 01mindphamm取=4ahmm故主动链轮的主要尺寸如下表：分度圆直径d 齿顶圆直径ad 齿根圆直径fd分度圆弦齿高ah13814613143.4.6 链轮结构尺寸轮毂厚度 =12.61hddKhk01. 06mm式中由于,取=6.4mmd150100K 取mmdk29轮毂长度 l336 . 2hlmm轮毂直径 hd2 .542 hddkhmmDg=123.7 取 123mm3.5 齿轮齿条传动装置的设计计算齿轮齿条传动装置的设计计算3.5.1 齿轮类型和精度等级刷墙机为一般工作机器，速度不高，且功率,故选用直齿圆柱齿轮传动，kWP55. 0选用 8 级精度（GB 10095-88）（以下说明）。3.5.2 按齿面接触疲劳强度计算1.初步计算转矩 =44324.71T1 .12455. 01055. 91055. 96161nPT1TmmN 21齿宽系数由表 12.13【4】，取=1.0 =1.0ddd接触疲劳极限由图 12.17c【4】 limH MPaH7501limMPaH5802lim初步计算的许用接触应力（式 12.15）【4】H7509 . 09 . 01lim1HH=6751HMPa =5225809 . 09 . 02lim2HH2HMPa值由表 12.16【4】，取=90dAdA初步计算的齿轮直径 (式 12.14）【4】1d32111uuTAdHdd =61.9321115220 . 17 .4432490mm 取=651dmm初步齿宽 =65b6511dbdbmm3.5.3.校核计算圆周速度 =0.42v1000601 .1246510006011ndvvsm/精度等级由表 12.6【4】选 8 级精度齿数 z 和模数 m 初选齿数；25z =2.625/65/1zdm 由表 12.3【4】，取模数2.5 2.5 mm 则26 z=265 . 2/65/1mdz使用系数由表 12.9【4】 =1.35AKAK动载系数由图 12.9【4】 =1vKvK22齿间载荷分配系数由表 12.10【4】HaK先求 =1043657 .443242211dTFtN= =21.710065104335. 1bFKtAmmN /mmN / (式 12.6）【4】 2612 . 388. 1cos12 . 388. 1z1.76 = =0.87 (式 12.10）【4】 376. 1434Z87. 0Z由此得 32. 187. 01122ZKHa32. 1HaK齿向载荷分布系数由表 12.11【4】HK bCdbBAKH32110=1.37 =1.37651061. 0116. 017. 132HK载荷系数（式 12.5）【4】 K37. 132. 1135. 1HHVAKKKKK=2.44K弹性系数由表 12.12【4】 EZMPaZE8 .189节点区域系数由图 12.16【4】 HZ=2.5HZ接触最小安全系数由表 12.14【4】 minHS=1.05minHS总工作时间 =4800hhtht23应力循环次数由表 12.15【4】，估计 ,则指数 m=8.78LN971010LN minihiiVLTTtnNNmax1160 =48001 .142160LN71009. 4原估计应力循环次数正确。接触寿命系数由图 12.18【4】 NZ=1.18NZ许用接触应力（式 12.11）【4】H05. 118. 1750minlimHNHHSZ=843.9 HMPa验算（式 12.8）【4】uubdKTZZZHEH1221=518.1 1 .518HHMPa计算结果表明，接触疲劳强度较为合理，齿轮尺寸无需调整。否则，尺寸调整后还应再进行验算。3.5.4.确定传动主要尺寸实际分度圆直径 d 因模数取标准值时，齿数已重新确定，但并未圆整，故分度圆直径不会改变，即 mmmzd65265 . 2mmd65中心距 =32.5ammmza5 .322/652/amm 齿宽 =65bmmdbd65651bmm齿顶高 =2.5ahmmmhhaa5 . 25 . 21*ahmm齿根高 =3.125fhmmmchhaf125. 35 . 2)25. 01 ()*fhmm齿顶圆直径 =70admmhddaa705 . 22652admm齿根圆直径 =58.75fdmmhddff75.58125. 32652fdmm24齿距 =7.85pmmmp85. 7pmm齿轮中心到齿条基准线距离 H =32.5mmdH5 .322/652/Hmm基圆直径 =61.1bdmmddob1 .6120cos65cosbdmm3.5.5按齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数 =0.66 =0.66Y82. 175. 025. 075. 025. 0YY齿间载荷分配系数由表 10.10【4】， =1.51FaK66. 0/1/1YKFaFaK齿向载荷分布系数 FK6 .11)5 . 225. 2/(65/hb 由图 12.14【4】 35. 1FK载荷系数 =2.75K35. 151. 1135. 1FFVAKKKKKK齿形系数由图 12.21【4】 =2.60FaYFaY应力修正系数由图 12.22【4】 =1.59saYsaY弯曲疲劳极限由图 12.23c【4】 limFMPaF6001lim MPaF4502lim弯曲最小安全系数由表 12.14【4】 =1.25limFSlimFS弯曲寿命系数由图 12.24【4】 =0.95NYNY尺寸系数由图 12.25【4】 =1.0XYXY许用弯曲应力 (式 12.19) 【4】 =456F25. 10 . 195. 0600minlimFXNFFSYYF MPa25验算（式 12.16）【4】YYYmbdKTSAFaF2=63 30000h(推荐寿命) 静载荷计算静载荷计算当量静载荷 NFPrr9 .380029计算额定静载荷式（18.19）rrPSC0004 N8 .7619 .3802NCr8 .7610 轴承 rrCC00 许用转速验算许用转速验算载荷系数查图 18.19 1022. 0255001 .573rCP411f载荷分布系数查图 18.20 2412f许用转速 N 式（18.20）021NffN 4 N=8500r/minmin/8500r 大于工作转速 124.1r/min结论：采用 6207 轴承，寿命、静载荷计算与许用极限转速均可满足工作要求。3.8.2 联轴器的选取减速器与链传动之间的联接，min/2 .2481rn mmn301mNmNnPT2 .212 .24855. 01055. 91055. 9626输根据表 12.4-11【3】选取凸缘联轴器 GB/T 5843-2003由式 12.4-9【3】式中理论转矩，；cnTKTTTNmnT额定转矩，；工作情况系数，由表 12.4-6【3】查到：N mK50. 1KmNmNTc63332250. 1由表 12.4-11【3】查得联轴器的型号为 GY25 联轴器 GB/T 5843-2003442544251BJJ3.8.3 键的选取与计算链轮与轴通过键联结,轴径,由表 7-4【1】mmd301mmd292参考链轮厚度尺寸，选用 A 型平键键 GB/T1096-79 256mmb6mmh6mml2530为了防止键被剪断，须对键进行强度校核键所受扭矩与轴相同 mNmNnPTn2 .212 .24855. 01055. 91055. 9626输假设压力在键的接触长度内均匀分布，则根据挤压强度或耐磨性的条件计算，求得联结所能传递的转矩静联接：式 7.1【4】 1124ppThl dhl d较弱零件轮毂材料为 45 号钢，式中：轴的直径，mmd 键与毂的接触高度,mm，h/2hh键的高度，mmh键的接触长度，mml许用挤压应力p 选用锻钢、铸铁 125p150140MPaMPa对于 A 型键 mmblRll196252 强度足够nTmNT40.12514022193413.9 标准件的选取（1）联轴器上的螺栓选取螺栓 GB/T 5782-2000 M880；螺母 GB/T 6170 M8；弹簧垫圈 GB/T931987 8（2）齿条导轨安装处选取定位销 GB/T119.1 5m614；开槽沉头螺钉 GB/T68-2000 M412（3）轴承盖的安装处选取螺钉 GB67-85 M1025 ；弹簧垫圈 GB/T931987 10(4)减速器与机座的安装处选取螺钉 GB67-85 M845；弹簧垫圈 GB/T931987 8(5)主动链轮轮毂与轴安装处31选取开槽锥端紧定螺钉 GB/T71-1985 M610(6)从动链轮轮毂与齿轮轴安装处选取开槽沉头螺钉 GB/T 68-2000 M616；轴端挡圈 GB/T 891 B38(7)滚动导向轮轴处选取螺母 GB/T 6170 M36；平垫圈 GB/T95-2002 36 （8）刷盘与轴的联接处选取螺钉 GB67-85 M516；弹簧垫圈 GB/T93-87 54.密封与润滑密封与润滑4.1 润滑本设计中涉及链传动、齿轮传动、导轨和滚动轴承的润滑，为降低摩擦阻力，减轻磨损，以及达到冷却，吸振等目的，需计算并选用正确的润滑方式。由上面计算所得，链传动和导轨的润滑方式是采用人工定期润滑。使用普通开式齿轮油（SH/T 0363-1992）1 号。齿轮传动的圆周速度为 0.42m/s，较低，可用飞溅润滑。选普通开式齿轮油（SH/T 0363-1992）1 号。滚动轴承的润滑方式可根据速度因数值（d 为轴颈直径，mm；n 为工作转速,dnr/min），min/5 .43431 .12435rmmdn选择滚动轴承的润滑方式为脂润滑，钙基润滑脂（GB 491-1987）1 号。4.2 密封该装置的密封主要是指轴承的密封，是为了防止外界灰尘、水分等浸入轴承。上述计算已选用毡圈密封。325.液压装置的设计液压装置的设计本设计推出装置及压紧为液压系统，相关工艺参数为：额定载荷：2000kg（夹持式手部）压出长度：1-3 米尺寸：0.35*0.35 米5.1.执行元件速度和载荷（1）切削力。根据其概念：阻碍工作运动的力，在本设计中即为额定负载的重力和支架以及上顶板的重力：其计算式为：FFFF 切额载支架上顶板（2）摩擦力。各运动部件之间的相互摩擦力由于运动部件之间为无润滑的钢-钢之间的接触摩擦，取0.15，其具体计算式为： 1234FG=mmm mg+ G+磨额载（+）式中各符号意义同第三章。（3）密封装置的密封阻力。根据密封装置的不同，分别采用下式计算：O 形密封圈： F0.03F F-密液压缸的推力 Y 形密封圈： 1F =fp dh密 f 摩擦系数，取f0.01密封摩擦力也可以采用经验公式计算，一般取F0 0501F密（.- . ）（4）运动部件的惯性力。33 其计算式为： FGvvFmagtgt切惯对于行走机械取2v0.5 1.5m/st，本设计中取值为20.4m/s（5）背压力。背压力在此次计算中忽略，而将其计入液压系统的效率之中。由上述说明可以计算出液压缸的总阻力为： F=+FFFF切磨密惯 = 1234123(mmmm )gG(mmm )gG额载额载Fv0.05Fgt切切 =(204.8+316+120+188+2500)x9.8+0.15(204.8+316+120)x 9.8+(204.8+316+120+188+2500)x0.4+(204.8+316+120+188+2500) 9.8 0.05 =40KN液压缸的总负载为 40KN，该系统中共有四个液压缸个液压缸，故每个液压缸需要克服的阻力为10KN。该升降台的额定载荷为 2500Kg ，其负载变化范围为 02500Kg，在工作过程中无冲击负载的作用，负载在工作过程中无变化，也就是该升降台受恒定负载的作用。4.2.1 液压缸的作用力液压缸的作用力及时液压缸的工作是的推力或拉力，该升降台工作时液压缸产生向上的推力，因此计算时只取液压油进入无杆腔时产生的推力： F=2cmpD4 式中： p 液压缸的工作压力 Pa 取 p=5(20-3) 10 Pa D 活塞内径单位 m 0.09m cm 液压缸的效率 0.95 代入数据: F = 3 25(90 10 )(203) 100.954 F = 10.3KN 即液压缸工作时产生的推力为 10.3KN。（2）活塞杆的强度计算活塞杆在稳定情况下，如果只受推力或拉力，可以近似的用直杆承受拉压载荷的简单强度计算公式进行： 62104Fd34 材料的许用应力单位 MPa 活塞杆用 45 号钢 ,340,2.5ssMPa nn代入数据：363 210 101043.14 (45 10 ) =6.3MPa 活塞杆的强度满足要求。（3）稳定性校核该活塞杆不受偏心载荷，按照等截面法，将活塞杆和缸体视为一体，其细长比为： Lm nK时，22KnEJFL在该设计及安装形式中，液压缸两端采用铰接，其值分别为： 1,85,1260nmLmm 4JdKA将上述值代入式中得： Lm nK 故校核采用的式子为： 22KnEJFL式中： n=1 安装形式系数E 活塞杆材料的弹性模量钢材取 112.1 10EPaJ 活塞杆截面的转动惯量 464dJ L 计算长度 1.06m代入数据： 2113 423.142.1 103.14 (45 10 )64 1.06KF =371KN 其稳定条件为： KKFFn 式中： Kn 稳定安全系数，一般取Kn=24 取Kn=335 F 液压缸的最大推力单位 N 代入数据： 3713KKFn=123KN 故活塞杆的稳定性满足要求。 5.2 液压系统方案的选择和论证液压系统方案是根据主机的工作情况，主机对液压系统的技术要求，液压系统的工作条件和环境条件，以成本，经济性，供货情况等诸多因素进行全面综合的设计选择，从而拟订出一个各方面比较合理的，可实现的液压系统方案。其具体包括的内容有：油路循环方式的分析与选择，油源形式的分析和选择，液压回路的分析，选择，合成，液压系统原理图的拟定。油路循环方式的选择主要取决于液压系统的调速方式和散热条件。比较上述两种方式的差异，再根据升降

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