冲压型压缩营养钵成型机结构设计毕业设计(论文)说明书.doc

编号 毕业设计说明书 题 目 冲压型压缩营养钵成型机结构设计冲压型压缩营养钵成型机结构设计 学 院 机电工程学院 专 业 机械电子工程 学生姓名 学 号 指导教师 梁才航 职 称 副教授 题目类型 题目类型 理论研究 实验研究 工程设计 工程技术研究 软件开发 年 月 日 桂林电子科技大学毕业设计报告纸 摘 要 1 冲压型压缩营养钵成型机系统参数和工艺分析 冲压型压缩营养钵成型机系统参数和工艺分析主要是确定冲压型压缩营养钵成型 机所需动力及各传动部分的负载的确定 工艺分析主要是对其工作环境和加工工艺的 确定 主要包括下料 冲压 起模 工作台换位 成品 2 冲压型压缩营养钵成型机的原理设计 原理设计其中主要是设计压缩型营养钵的运动原理 根据冲压型压缩营养钵成型 机工艺 选择曲柄滑块 曲柄摇杆 双摇杆 双曲柄 凸轮等机构中的一种或几种设 计其运动原理 并选择一个最佳的方案就行设计计算 3 冲压型压缩营养钵成型机主要传动部分的运动设计和结构设计 主要传动部分的运动设计和结构设计主要包括齿轮传动 带传动 轴 轴承 键 箱体等的设计 齿轮传动和带传动主要设计其型号和传动方式的设计和相关参数的设 计选取确定 确定最优的转动方式和最佳参数 轴主要设计其各段直径大小和其形状 的设计 轴承和键主要是参数的选取设计计算选出合适的轴承和键 箱体的设计包括 传动的润滑和密封的设计还包括箱体其他参数的设计 最后完成相关设计论文的写作 和相关工程图的绘制 关键词 工艺设计 原理设计 主要传动部分设计 桂林电子科技大学毕业设计报告纸 Abstract 1 the compression block molding machine system parameters and process analysis Compressed block molding machine system parameters and power for the process analysis is mainly to determine compression block molding machine and the determination of the transmission part of the load Process analysis is mainly on its working environment and the determination of the machining process Mainly including blanking stamping draw workbench transposition and finished products 2 the principle of compression block molding machine design Principle design mainly design movement principle of compression type block block forming machine according to the compression process the choice of crank slider crank rocker double rocker and double crank CAM institutions such as one or several design of its movement principle And choose a best scheme of the design and calculation 3 the compression block molding machine drive the main part of the movement design and structure design Drive the main part of the movement design and structure design mainly includes the gear drive tape drive shaft bearing key such as casing design Gear drive and belt drive the main design model and design the way of transmission and relevant selection of design parameters are determined to determine the optimal way of rotation and the best parameters Main design its paragraphs diameter size and the shape of the design the bearing is mainly the design and calculation of the selection of parameters and the key to select the appropriate bearing and key the design of the box body including the transmission of lubrication and sealing design includes the design of other parameters of the Finally finish the related design paper writing and related engineering drawing of the graph Key words technological design principle design The main transmission part design 桂林电子科技大学毕业设计报告纸 目 录 引言 1 1 冲压型压缩营养钵成型机原理设计 3 1 1 冲压型压缩营养钵成型机工艺分析 3 1 2 冲压型压缩营养钵成型机原理设计 3 1 2 1 冲压型压缩营养钵成型机工作原理 3 1 2 2 冲压型压缩营养钵成型机原理图 4 1 2 3 对原理图中机构进行数据分析 5 1 3 冲压型压缩营养钵成型机主要参数和主要传动部分的确定 6 1 3 1 冲压型压缩营养钵成型机主要参数的确定 6 1 3 2 冲压型压缩营养钵成型机主要传动部分和传动比的确定 8 2 冲压型压缩营养钵成型机带轮的设计 10 2 1 设计计算 10 1 确定计算功率 10 2 选择 V 带的带型 10 3 设计带轮的基准直径并验算带速 11 4 确定 V 的中心距 a 和基准长度 L 11 5 验算小带轮上的最小包角 11 6 计算带的根数 11 7 计算单根带的拉力的最小值 12 8 计算轴压力 12 9 带轮的结构设计 12 3 一级减速齿轮设计 13 3 1 一级圆柱直齿轮减速优点和传动功率计算 13 3 1 1 一级圆柱齿轮减速优缺点 13 3 1 2 传动功率的计算 13 3 2 渐开线圆柱直齿轮材料 精度等级和齿数的选取 13 3 2 1 渐开线圆柱直齿轮材料的选取 13 3 2 2 渐开线圆柱直齿轮精度等级的选取 14 3 2 3 齿数的选择 14 3 3 按齿面接触强度计算 14 3 3 1 确定公式中各值 14 3 3 2 计算 15 3 3 3 按齿根弯曲强度设计 15 3 3 4 结构和几何尺寸计算 16 桂林电子科技大学毕业设计报告纸 I 4 换向锥齿轮设计 17 4 1 强度计算 17 4 1 1 接触强度初定主要尺寸 17 4 1 2 接触疲劳强度校核计算 17 4 2 几何尺寸和结构设计 19 4 2 1 轮的几何尺寸 19 5 不完全齿轮间歇运动设计 20 5 1 初选主从动轮数据 20 5 2 计算确定不完全齿轮机构 21 6 轴 轴承和键的设计 23 6 1 轴的设计 23 6 1 1 轴 的设计计算 23 6 1 2 轴 的结构设计 27 6 1 3 轴 的设计 29 6 1 4 轴 的设计 31 6 2 键的设计 33 6 3 轴承设计 34 7 齿轮减速箱体和润滑密封的设计 35 7 1 齿轮减速箱体设计 35 7 2 润滑密封的设计 37 7 2 1 轴承的润滑 37 7 2 2 齿轮润滑选择 38 7 2 3 密封的设计 38 8 冲压型压缩营养钵成型机整体尺寸设计 39 8 1 冲压型压缩营养钵成型机支架材料和尺寸的确定 39 8 2 压缩营养钵其他部分材料和尺寸的确定 40 8 2 1 搅拌机构和上料装置尺寸确定 40 8 2 2 曲柄连杆机构尺寸确定 40 8 2 3 冲头支架底座设计 41 9 三维仿真 44 9 1 仿真 44 1 减速箱三维仿真图片 44 2 不完全齿轮仿真图 45 3 曲柄连杆和冲头仿真图 46 桂林电子科技大学毕业设计报告纸 II 4 搅拌机构仿真图 47 5 支架和整体装配图仿真图 47 10 总结 51 谢 辞 52 参考文献 53 桂林电子科技大学毕业设计报告纸 第 0 页 共 53 页 引言 课题背景 我国是一农业大国 在农业机械化发展的趋势下 人工作业被越来越 多的机械所代替 这不但减少了人们的劳动量同时提高了效率 在农业生产中不管现 在是否是机械化生产 但是在机械化的大背景下都将会被机械化所代替 而随着压缩 营养钵技术的出现 所谓压缩营养钵就是用植物为原料 用生物酶等其他的一些化学 元素制成的一种全新的培养钵 人工制模已经不能满足机械化大背景的要求 因为人 工制模不但需要大量的劳动力 而且生产率低下 不能实现机械化的播种 这样很大 程度上限制了农业生产效率 同时很大程度上限制了压缩营养钵技术的推广 在这样 的大环境下机械制钵显得越来越重要 也越来越被需要 机械制钵不但能提高生产力 同时大大降低了人们的劳动强度 且能实现机械化的播种 这也意味着研究设计制钵 机械是发展所需要的 特别是在大量种植棉花的地方 压缩营养钵使用率很高 而现阶段制钵基本还是 以人工为主 对机械制钵需求日益上升 就是在这样需求远没有达到要求的情况下设 计制钵机械有着重大的意义 不但是有很好的市场空间 而且能为实现农业机械自动 化创造一定的条件 随着现代人们文化程度和自身技能的不断提高 越来越多的人选 择不在从事业农业耕作 在世界大环境和我国的国情下传统的农业耕作终将被机械化 所代替 这是社会发展的必然结果 也是我国农业现阶段面临的挑战 随着压缩营养钵新技术的出现 传统的营养钵将慢慢被代替 这是压缩营养钵的 优势所决定的 但是由于压缩营养钵和传统营养钵在制钵上不同 目前还没有专门制 钵的机械 冲压型压缩营养钵的设计将会给农民们带来极大的好处 可以很大程度上 减小他们的劳动强度和工作环境 课题意义 第一 为实现农业机械化生产创造条件 第二 能解决现有的营养钵 种植技术存在一些如 苗床占地多 劳动强度大 效率低 成本高等问题 由于压制 的营养钵含有种子 可以在大田进行机械化直播 从而能够时农作物的生产效率和自 动化控制的程度大大提高 第三 生产成的压缩营养钵是采用经过生化处理的农作物 秸秆或木屑作为原料 以工厂化方式生产 不占用耕地 能够很好的解决农作物的套 种问题 第四 冲压型压缩营养钵成型机的的设计很大程度上推广了压缩营养钵的使 用 第五 可以降低压缩营养钵制造成本 第六 由于制造机械化可以很好的解决现 在农作物秸秆处理烦恼 作物秸秆不用焚烧对环境造成严重的污染 同时也是资源再 生利用的好例子 1 压缩营养钵介绍 采用秸秆 如棉秆 稻草等农作物的根 茎 叶 为原料 采 用复合微生物发酵技术 打破秸秆中主要成分纤维素 半纤维素 木质素相结合形成 桂林电子科技大学毕业设计报告纸 第 1 页 共 53 页 的紧密晶体结构 使其疏松膨胀 便于降解产生单糖 提高了产品中蛋白质 酵母茵体 蛋白 的含量 通过压缩制成具有高膨胀率 营养成分协调 可用于直播的营养钵 原 料中的氮 磷 钾等营养成分较平衡 另外 枯草芽孢杆菌菌体生长过程中产生的枯 草菌素 多粘菌素 制霉菌素 短杆菌肽等活性物质 对致病菌或内源性感染的条件 致病茵有明显的抑制作用 桂林电子科技大学毕业设计报告纸 第 0 页 共 53 页 1 冲压型压缩营养钵成型机原理设计 1 1 冲压型压缩营养钵成型机工艺分析 冲压型压缩营养钵成型机主要由冲压型压缩营养钵成型机主要由搅拌上料 压制 起模 成品输出和工作台换位等组成 其中压制和起模可以用曲柄滑块机构 凸轮连 杆机构实现如图1 1和图1 2所示 由于凸轮连杆机构中凸轮制造困难和制造成本大 所以选择曲柄滑块 曲柄滑块结构简单容易制造而且经济实惠 可以降低制造成本 图1 1 曲柄滑块机构 图1 2 凸轮滑块机构 1 2 冲压型压缩营养钵成型机原理设计 1 2 1 冲压型压缩营养钵成型机工作原理 冲压型压缩营养钵成型机工作原理 压缩营养钵主要由上料 压制 脱模三 个部分组成 主要由冲压脱模往复机构 机制搅拌机构 工作台间歇分度机构组 成 桂林电子科技大学毕业设计报告纸 第 1 页 共 53 页 1 2 2 冲压型压缩营养钵成型机原理图 冲压型压缩营养钵成型机原理图如图1 3和图1 4所示 图1 3 冲压型压缩营养钵成型机原理图 如图1 3所示冲压型压缩营养钵成型机动力由电机拖动 经过带传动和齿轮 传动减速机构达到所需的转速 曲柄连杆机构上下往复运动实现冲压和脱模的过 程 通过锥齿轮换向和不完全齿轮间歇运动来实现工作台的换位 轴 同时带动 搅拌机构实现搅拌喂料工序 由此完成整个冲压成型 桂林电子科技大学毕业设计报告纸 第 2 页 共 53 页 图1 4 冲压型压缩营养钵成型机原理图 工作时首先执行动作4一落模 然后执行动作5和6 曲柄滑块机构2带动土箱在成 型器上做往复运动 使土箱中的土在重力作用下落入钵杯中 接下来压实器在曲柄滑 块机构3的作用下压人成型器中进行压实打孔 使钵体成型从而完成动作2 第4个动作 是曲柄滑块机构1带动成型器上移 利用压实器将钵体从成型器中顶出 最后动作2将 冲头移回原位 完成一个工作过程 比较冲压型压缩营养钵成型机原理图1 3和图1 4 显而易见图1 3比图1 4更容易 实现 虽然1 4中都是运用曲柄滑块来完成冲压型压缩营养钵成型机的整过步骤 但是 在设计中要综合考虑运动的运动顺序 不能相互干扰 所以图1 4相对难用一个电机实 现所有运动 所以最终选择图1 3作为最终设计的原理图 1 2 3 对原理图中机构进行数据分析 1 运动分析 桂林电子科技大学毕业设计报告纸 第 3 页 共 53 页 图 1 5 1 位置分析 设滑块到固定铰链的距离为 s 所以可得 150cos a 450cos b s 2 1 150sin a 450sinb 0 2 2 当 a 0 时 b 102 84 当 a 180 时 b 12 84 由此可得 s 300mm 2 速度分析 对 150cos a 450cos b s 对时间 t 求导得 150 1cos a 450 2cos b 0 2 1cos a 3cos b 3 加速度分析 对 150 1cos a 450 2cos b 0 对时间 t 求导得 150 1 cos a 450 sin b 450 2 cos b 0 1 cos a 3 2 cos b 即所选择的参数能构成曲柄滑块机构 1 3 冲压型压缩营养钵成型机主要参数和主要传动部分的确定 1 3 1 冲压型压缩营养钵成型机主要参数的确定 1 营养钵成品参数 直径35mm 高50mm 钟子孔直径12mm 深8mm如图1 6所示 桂林电子科技大学毕业设计报告纸 第 4 页 共 53 页 图1 6 压缩营养钵 压缩比 2 原始高度100mm 即模的高度为100mm 生产能力60个 min 即图1 3中 轴 的转速为60r min 轴 的转速为60r min 压制力为1500N 由图1 5得曲柄直径为150mm 所以曲柄的线速度V 2 n t 0 942m s 所以轴 输 出扭矩T 9 55 1500 0 942 60 225N m轴 输出转矩T 100N m 2 电机的选择 电机一般分为交直流电机 根据对各电机性能的对比和冲压型压缩营养钵成型机 工作要求选择三相交流电机 因为三相交流电机工作性能能满足该机械的要求 而且 交流电机使用很广泛 可以很好的获得 同时如果电机出现故障维修和跟换都很方便 这样可以大大的方便了客户的需要 表 1 1 原始数据 输出转矩输出转矩 T Nm T Nm 转速 转速 r minr min 2252256060 2002006060 工作机的功率 Pw 2 3 w P 55 9 Tn 桂林电子科技大学毕业设计报告纸 第 5 页 共 53 页 225 60 9 55 1 41kw 1w P 55 9 Tn 100 60 9 55 0 628kw 2w P 55 9 Tn 1 41 0 98 0 99 0 96 1 26 0 98 0 99 0 96 2 21kw 总w P 223 所以选 Y132S 6 额定功率 p额定 3kw Ied 7 23A n额定 960r min 其技术参数为 表 1 2 电机参数表 摘自机械零件设计手册表 19 11 型号额定 功率 转速电流效 率 功率 因素 最大转 矩 堵转转 矩 堵转电 流 转子转动 惯量 Y123s 63 0kw960r min7 23A83 0 762 02 06 50 138 电机转轴直径为 45mm 1 3 2 冲压型压缩营养钵成型机主要传动部分和传动比的确定 冲压型压缩营养钵成型机主要传动部分如图 1 7 所示 桂林电子科技大学毕业设计报告纸 第 6 页 共 53 页 图 1 7 冲压型压缩营养钵成型机主要传动部分 选择带传动减速是因为带传动可以很好的实现大传动比的传动 而且带传动结构 简单紧凑 由于带传运用很普遍 带轮和带很容易制造 很大程度减小了成本 选择 齿轮减速传动是因为齿轮传动工作平稳 传动效率高 工作可靠寿命长 但是带传动 一般寿命较短 所以要经常检查带的工作情况 防止出现事故 根据算选电机可确定输出转速为 960r min 而轴 所需输出转速为 60r min 普 通 V 带轮传动比一般小于等于 8 所以取带轮传动比为 i皮带 4 即轴 输出转速为 960 4 240r min 所以齿轮减速传动比为 i 4 即可达到轴 输出转速为 60r min 桂林电子科技大学毕业设计报告纸 第 0 页 共 53 页 2 冲压型压缩营养钵成型机带轮的设计 电机功率 P 3KW 转速 n1 960r min 转动比 i 4 每天工作 8 小时 作为电机输 出的第一级减速传动 一般不能让发动机或者电机直接与减速机构构成刚性连接 这 样对电机冲击性比较大 如果有堵转情况发生 会大大增加烧坏电机的概率 所以在 选择第一传动的时候要求选择对电机具有缓冲和过载保护作用 同时作为产品 因该 充分考虑选材的使用性 经济性 u 互换性 由此 可以选择具有缓冲功能机构 如有 带传动 挠性 弹性联轴器传动 链传动等 由于要考虑经济型 而联轴器的价格比 较昂贵 一般使用在减速器输出轴到执行部件之间等要求传动可靠的传递大扭矩的轴 之间的连接 4 链传动的优缺点 没有滑动 工况相同时 传动尺寸比较紧凑 不需要很大的 张紧力 作用在轴上的载荷较小 传动效率较高 能在温度较高 湿度较大的环境中 使用等 链传动的缺点 只能用于平行轴间的传动 瞬时速度不均匀 高速运转时不 如带传动平稳 不宜在载荷变化很大和急促反向的传动中应用 工作时有噪声 制造 费用比带传动高 4 带传动根据带的截面形状不同 可分为 V 带传动 平带传动 同步带传动 多 楔带传动等 带传动的优点有 能缓和载荷冲击 运行平稳 噪声小 制造和安装精 度要求不高 过载时将引起带在带轮上打滑 因而可防止其他零件的损坏 可增加带 长以适应中心距较大的工作条件 带传动的缺点有 有弹性滑动和打滑 使效率降低 和不能保持准确的传动比 同步带传动除外 传递同样大的圆周力时 啮合传轮廓尺 寸和轴上的压力比动大 带寿命较短 而同步带只适合用要求传动精度比较高的对环 境要求质量比较高的场合 根据对比各传动优缺点和冲压型压缩营养钵成型机工作要求可得出应该选择带传 动 根据冲压型压缩营养钵成型机的工作要求选择 V 带传动 因为 v 带传动能满足该 机械传动要求 2 1 设计计算 1 确定计算功率 由于冲压型压缩营养钵成型机在工作过程中载荷变动小 每天工作已8小时算所以 查表8 4得工作情况系数KA 1 1 故Pca KA P 1 1 3KW 3 3KW 桂林电子科技大学毕业设计报告纸 第 1 页 共 53 页 2 选择 V 带的带型 根据计算功率 Pca 3 3KW 小带轮转速 n1 960r min 查 现代机械设计手册机 械传动设计 普通 V 带选型图 可得选择用 A 型带 3 设计带轮的基准直径并验算带速 1 初步选择小带轮的基准直径 dd 由于 V 带的类型是 A 型带 根据表 机械设计 8 2 和表 8 3 取小带轮的基准直 径 dd 112mm 2 验算带速根据公式 2 1 smsm nd v d 63 5 100060 960112 10060 11 带速一般不宜过高或者是过低 一般应使V 5 25m s 最高带速不能超过30m s 因为 5 V 30 所以带速合适 3 根据小带轮基准直径确定大带轮基准直径 根据公式dd2 idd1所以dd2 112 4 448mm 根据表3 3取圆整为dd2 450mm 实际传 动比i dd2 1 dd1 当带为线绳结构是 为0 05 0 08 所以实际传动比 i 4 23 4 确定 V 的中心距 a 和基准长度 L 1 由式 取 500mm 2 3 2 7 0 21021dddd ddadd 0 a 2 计算 V 带的基准长度 mm a dd ddaL dd d d d 1939 5004 112450 450112 2 5002 4 2 2 2 0 2 12 2 1 00 2 4 根据 机械设计手册 表8 2三角胶带长度系列表选择v带基准长度为 Ld 2000mm 3 计算实际中心距a0 2 5 mmmm LL aa dd 530 2 19392000 500 2 0 0 桂林电子科技大学毕业设计报告纸 第 2 页 共 53 页 5 验算小带轮上的最小包角 2 6 90143 530 3 57 112450 180 3 57 180 121 a dd dd 6 计算带的根数 1 计算单根V带的额定功率Pr 根据dd1 112mm n1 960r min 查 机械设计手册 表8 5得P0 1 15kw 根据 n1 960r min和i 4 23查 机械设计手册 表8 5得 P0 0 11KW 查 机械设计手册 表8 9得小带轮包角系数K 0 91 表8 10长度系数KL 1 03 由 2 7 kWkWKKPPPL r 18 1 03 1 91 0 11 0 15 1 00 1 计算V带的根数z 2 8 8 2 18 1 3 3 Pr caP z 取3根便可以满足要求 7 计算单根带的拉力的最小值 由 现代机械设计手册机械传动设计 表1 5得A类型带的单位长度质量为 q 0 1kg m 所以 NNqv zvK PK F ca 86 173 63 5 1 0 63 5 391 0 3 3 91 0 5 2 500 5 2 500 22 min0 2 9 应该使实际的初拉力大于计算出来的拉力 即F0 F0 min 8 计算轴压力 压轴力的最小值为 2 10 NNFzFp989 2 143 sin86 17332 2 sin 2 1 min0min 9 带轮的结构设计 表2 1 摘自现代机械设计手册机械传动设计表1 127 槽型小带轮直 径d1 mm 大带轮直 径d2 mm 中心距 a mm 带根 数Z b d haminhfminefmin A11245053035 02 07 012 7 桂林电子科技大学毕业设计报告纸 第 3 页 共 53 页 0 3 根据电机参数可知电机轴直径为63mm 于是2 5d 2 5 63 157 5mm大于带轮直径 d1 所以小带轮可以采用实心式 选择大带轮孔径为63mm选择孔 桂林电子科技大学毕业设计报告纸 第 0 页 共 53 页 3 一级减速齿轮设计 3 13 1 一级圆柱直齿轮减速优点和传动功率计算一级圆柱直齿轮减速优点和传动功率计算 3 1 1 一级圆柱齿轮减速优缺点 优点 效率高 在日常的机械传动中齿轮传动的效率最高 在圆柱齿轮一级传动中 效率可达 99 结构紧凑 工作可靠 寿命长 传动稳定 缺点 制造及安装要求高 价格较贵 且不宜用于传动距离过大的场合 在此选渐开线圆柱直齿轮传动的原因 除了齿轮传动的优点之外 由于冲压型压 缩营养钵成型机传动的功率不是很大 用直齿轮传动完全可以达到相应的要求 渐开 线直齿轮在制造上相对斜齿轮来说要简单 这可以大大减低制造成本 并且传动比较 小 齿轮传动完全能满足其传动要求 而且齿轮制造成本要小于涡轮蜗杆的制造成本 所以选择渐开线圆柱直齿轮传动 3 1 2 传动功率的计算 一级减速齿轮的功率输入来自电机通过皮带传动传动 由于所确定的电机的功率 是在一定程度上超过了输出轴的所需要的功率 在正常情况下 减速器传递的功率是 由负载觉决定的 但是出于考虑有意外情况的发生 如执行部件由于外界物体入侵而 出现的卡死的现象 这时电机的额定功率就加在减速器上 故设计时应按照电机的额 定功率来设计计算各级齿轮的参数 于是 一级齿轮的输入功率 P 3 0 97 2 91kw 3 1 主齿轮转速n1 960 i皮带 960 4 02 238 8r min 所以齿轮传动实际传动比i齿轮 3 98 3 2 渐开线圆柱直齿轮材料 精度等级和齿数的选取 3 2 1 渐开线圆柱直齿轮材料的选取 根据 机械设计手册 表8 110和表8 112及表8 113选小齿轮材料为40Gr 硬度为 280HBS 大齿轮选45钢 硬度为240HBS 二者的硬度差为40 HBS 在齿轮传动中小 齿轮磨损要比大齿轮磨损快 根据冲压型压缩营养钵成型机的工作状态和一级齿轮传 动功率大小 可知小齿轮材料选40Gr 大齿轮材料选45钢可以完全满足工作要求 可 以确保传动的可靠性和使用寿命 在以最低成本投入的情况下要设计达到实用的机械 桂林电子科技大学毕业设计报告纸 第 1 页 共 53 页 其材料选择要满足工作条件的要求 而小齿轮选40Gr大齿轮选45钢满足了工作条件的 要求同时又最大限度的减低了成本 3 2 2 渐开线圆柱直齿轮精度等级的选取 冲压型压缩营养钵成型机为农业机械 运动精度是高 所以选择用7级精度 GB 10095 88 选择7级精度不但满足了传动的要求同时降低了齿轮的制造成本 3 2 3 齿数的选择 由于齿轮为主要的磨损失效 为了使齿轮不至于太小 故小齿轮齿数不宜太小 一般可选z1 17 20 所以选择小齿轮齿数为z1 17 根据传动比i齿轮 3 98和计算公式 z2 iz1 17 3 98 67 66选z2 68 3 3 按齿面接触强度计算 由公式 2 32 3 2 进行计算 t d1 u ZuKT Hd EI 2 2 2 3 1 3 3 1 确定公式中各值 1 选择载荷系数 Kt 1 4 2 计算小齿轮传动转矩 T1 T1 3 3 1 1 5 n p10 5 95 mm1016 1 8 238 91 2 10 5 95 5 5 N 3 查 现代机械设计手册机械传动设计 表 1 71 选择圆柱齿轮的齿宽系数 d 1 0 4 查 现代机械设计手册机械传动设计 表 1 70 材料的影响系数 ZE 188 9MPa 2 1 5 根据机械设计手册 小齿轮和大齿轮的接触疲劳强度极限分别为 Hlim1 620mpa Hlim1 550mpa 6 计算应力循环次数 N1 60n1jLh 60 320 1 1 8 200 10 3 07 3 4 8 10 N2 3 07 2 67 1 15 8 10 8 10 7 选择接触疲劳寿命系数 KHN1 0 98 KHN2 1 0 桂林电子科技大学毕业设计报告纸 第 2 页 共 53 页 8 计算接触疲劳许用应力 取失效率为 1 安全系数 s 1 0 得 s 0 98 620 1 0 607 6MPa 3 5 1lim11 HNH K s 1 0 550 1 0 550MPa 3 6 2lim22 KNH K 3 3 2 计算 1 计算小齿轮 d1t 2 32 3 7 t d1 u ZuKT Hd EI 2 2 2 3 1 2 32 98 36 6070 1 9 188 198 3 1016 14 1 2 25 3 76mm 2 计算齿宽 b b dd1t 1 0 62 6 76mm 3 8 1 计算 b h v 模数 mt d1t z1 76 17 4 5mm 3 9 齿高 h 2 25mt 2 25 4 5 10 0mm 3 10 b h 76 10 0 7 6 4 11 圆周速度 v dt1 n1 60 1000 0 95m s 3 12 4 计算载荷系数 由 v 0 95m s 7 级精度 查表得 KV 1 05 KA 1 25 KHB 1 318 由 b h 7 6 KHB 1 318 查得 KFB 1 40 所以载荷系数 K KAKVKHaKHB 1 25x1 05x1 318x1 40 2 42 3 13 根据实际的载荷系数算分度圆直径 由公式 d1 dt1 3 14 代入数据计 3 t KK 算得 d1 dt1 93mm 3 t KK 计算模数 m d1 z1 93 17 5 5mm 3 3 3 按齿根弯曲强度设计 齿根弯曲强度计算公式 m 3 14 3 2 1d aa1 2 F SF z YYKT 确定公式中各值 桂林电子科技大学毕业设计报告纸 第 3 页 共 53 页 查 机械设计 图 10 20c 得小齿轮的弯曲抗疲劳强度极限 420MPa 大齿的弯 1FE 曲强度极限 380MPa 由图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1 0 86 KFN2 0 88 2FE 取弯曲疲劳完全系数 S 1 25 由以下公式计算得 1 288 96MPa 3 15 H S K FEFN11 25 1 42086 0 X 2 267 52 MPa 3 16 H S K FEFN22 25 1 38088 0 X 计算载荷系数 K K KAKVKFaKFB 1 25X1 05X1X1 36 1 785 3 17 确定齿形系数 YFa1 2 97 YFa2 2 24 确定应力校正系数 YSa1 1 52 YSa2 1 75 计算大 小齿轮的 4 18 并加以比较 F SaF YY a 0 01562 1 1a1 F SaF YY 96 288 52 197 2 x 0 01453 小齿轮的数值大 21 2a2 F SaF YY 52 267 75 1 24 2 x 设计计算 将各值代入 m得 m 5 0mm 3 2 1d aa1 2 F SF z YYKT 对比计算结果 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 因为 m 主要决定齿轮的弯曲疲劳强度的承载能力 而齿面接触疲劳强度所决定 的承载能力仅与齿轮直径有关 所以可取弯曲疲劳强度设计得的模数 m 即模数为 m 5 0mm 按接触接触分度圆计算得的分度圆直径 d 93mm 所以小齿轮的齿数 z1 d1 m 93 5 18 6 所以选择小齿轮齿数为 19 大齿轮的齿数 z2 3 98 19 75 62 所以 选择 z2 78 3 3 43 3 4 结构和几何尺寸计算结构和几何尺寸计算 表 3 1 直齿轮几何参数表 名称齿数 分度圆 直径 齿轮宽 度 中心 距 压力 角 模数 大齿轮7839030 小齿轮199535 242 5205 0 桂林电子科技大学毕业设计报告纸 第 4 页 共 53 页 4 换向锥齿轮设计 大小锥齿轮转速都为 n 60r min 所以传动比为 1 转矩 T 9 55P N 458 54Nm 轴 交角 90 工作载荷平稳 根据 机械设计手册 选材料都用 40MnB 钢表面淬火 HRC48 52 由于工作精度要求不高 所以精度等级选 7 级 GB 10095 88 4 1 强度计算 4 1 1 接触强度初定主要尺寸 1 KA 由 机械设计手册 表 8 119 选取 KA 1 1 2 KH 由 机械设计手册 表8 208选取KH 1 85 3 齿轮的接触疲劳极限 Hlim 由 机械设计手册 图8 38得 Hlim 610MPa 4 初选小齿轮d 由 机械设计手册 图8 93查得d 140mm 5 齿数z 由 机械设计手册 齿数z1 20 大齿轮齿数z2 20 1 20 4 1 6 确定大端模数m M d z 140 20 7mm 4 2 7 分锥角 1 aretan z1 z2 arctan 20 20 45 4 3 2 90 45 45 8 锥距R R d 2sin 1 140 2 sin45 99mm 4 4 9 齿宽b 取齿宽系数 R 0 3 b R R 0 3 99 29 7mm 4 5 又因为 b 10m 10 7 70mm 4 6 所以取齿宽b 30mm 10 变位系数 由于z1min 20 cos 1 14 4 7 因为z1 z1min不产生根切 可以不变位 即取 x1 x2 0 11 齿形制 按JB 110 60齿形制 20 ha 1 c 0 2 4 1 2 接触疲劳强度校核计算 1 分度圆上的圆周力Ft Ft 2T1 dm1 2 459991 67 0 14 657N 4 8 桂林电子科技大学毕业设计报告纸 第 5 页 共 53 页 2 分度圆圆周速度v V d1n1 19100 140 60 19100 0 44m s 4 9 3 动载系数KD 由 机械设计手册 图8 207得KD 1 4 4 齿轮比系数Zu 由 机械设计手册 图8 95得Zu 1 04 5 Z 由 机械设计手册 图8 96得Z 1 20 6 节点区域系数ZH 由 机械设计手册 图8 97得ZH 2 6 7 弹性系数ZE 由 机械设计手册 表8 206得ZE 62 8 接触应力 H H ZuZ ZHZE 552 68MPa 4 10 BD KHKDKAF 1 t 9 当量循环次数Ne Ne 60rnt 60 1 60 5 360 16 1 7 10 4 11 6 10 齿轮的接触疲劳极限 limH ZuZ ZHZE 671 61MPa 4 12 limHlimH 11 接触强度的最小安全系数SHlim 按照失效率为1 所以SHlim 1 12 SH SH H 671 6 552 6 1 28 SHlim 4 13 所以接触疲劳强度通过 limH 12 接触强度的齿向载荷分布系数KF 由 机械设计手册 表8 208查得KF 1 85 13 Y 查 机械设计手册 图8 96得Y 1 40 14 当量齿数ZD ZD1 Z1 COS 1 20 COS45 28 28 4 14 ZD2 Z2 COS 2 20 COS45 28 28 15 齿形系数YF YF YF0C 5 15 由 机械设计手册 图8 100和图8 99查得YF0 2 95 C 1所以 YF1 YF2 YF0C 2 95 1 2 95 16 刀盘直接影响系数Y0 查 机械设计手册 8 209得Y0 1 20 17 弯曲应力 F 桂林电子科技大学毕业设计报告纸 第 6 页 共 53 页 F1 F2 424 48Mpa 4 15 01 bm YYYYY KKKF F FVAT 18 齿轮的弯曲强度极限 Flim 查 机械设计手册 图8 47得 Flim1 Flim2 610 00Mpa 19 弯曲强度寿命系数YN YN1 YN2 1 20 尺寸系数YX 由 机械设计手册 图8 106得YX 0 75 21 齿轮的弯曲疲劳极限 limF 根据 FlimYX YN得 1 2 610 0 75 1 457 5 Mpa limF limF limF 22 弯曲强度的最小安全系数SFmin 由 机械设计手册 表8 121得SFmin 1 按失效概率为1 23 弯曲强度的安全系数SF SF1 SF2 1 F 457 5 424 1 079 SFmin 1 所以弯曲疲劳强度能满足要求 即 limF 设计的齿轮能满足其工作要求 4 2 几何尺寸和结构设计 4 2 1 轮的几何尺寸 表4 1 锥齿轮几何参数 名称分度圆直径 d mm 齿 数 分锥角 锥距 R mm 轮齿大端模 数 m mm 齿宽 b mm 小齿 轮 140204599730 大齿 轮 140204599730 桂林电子科技大学毕业设计报告纸 第 0 页 共 53 页 5 不完全齿轮间歇运动设计 不完全齿轮机构 主从动轮上都没有布满轮齿 主动轮连续转动 从动轮间歇运 动 从动轮停歇时 主从动轮锁止弧锁住 防止游动 根据产量要求60个 min 所以 所以从动轮每旋转一周产12个 所以从动轮转速为5r min 所以从动轮每转一次转角 30 即在自身回转一周过程中运动与停歇各12次 N 2 12 主动轮回转一 周过程中 从动轮运动与停歇各一次 其运动时间和间歇时间之比在0 08 0 47之间 并且可知主动轮转速为60r min 5 1 初选主从动轮数据 由于轴 转速为60r min 曲柄直径为300mm 所以冲压速度v 0 942m s 冲压头 由静止到离开模这段时间要求间歇机构停止 冲压头离开模到顶端静止时一段时间要 求间歇机构转动30 这样才能保证每次冲压和脱模都冲在模里 由图6 1可得间歇机 构间歇时间t 0 4 0 1 2 0 942 0 64s 间歇机构运动时间t 0 4 0 942 0 36s 选从动 轮分度圆直径d2 300mm 根据公式v 5 1 所以主动轮分度圆直径为 1000 60 dn14 3 d1 76mm 初选主动轮齿数Z1 15 实际齿数5 从动轮齿数Z2 60 模数m 5mm 压 力角 20 齿定高系数h 1 a2 图 5 1 主要尺寸 桂林电子科技大学毕业设计报告纸 第 1 页 共 53 页 5 2 计算确定不完全齿轮机构 1 根据公式计算 5 2 8 83 260 605 560 2 605 5 arccos 2 2 arccos 212 12122 zzz zzzzz 2 根据公式计算 a2 5 3 58 24260 20cos60 cos 2 acrcos 22a2 acr hZCOSZ a 3 计算 2 5 4 2 inv 22 invz2 0 89 2058 24 602 invinv 4 从动轮每次运动所转角度中的齿数K K 5 5 2 2 2 2 2222 ZZ 代入数值得K 5 5 从动轮每次转动角度 2 2 k z2 2 5 60 30 5 6 2 6 开始啮合时 与主动轮首齿相啮合的从动轮齿厚中心线与连心线间夹角 2 k 1 z2 5 1 60 0 067 5 7 2 7 主动轮末齿齿顶高系数 a2 h 代入数值得 0 54 5 8 a2 h2 2zz 2 12 G a2 h 8 主动轮首齿齿顶高系数 a1 h 按照 条件选取 所以 0 41 a1 h a2 h a1 h 9 1 a1 acrcos 5 9 代入数值得 23 25 1 a1 1 a11 1 h2z cosz 1 a1 桂林电子科技大学毕业设计报告纸 第 2 页 共 53 页 10 齿间重叠系数 5 10 代入数值得 1 32 2 tantanztantanz a22a11 11 a1 arcos 5 11 代入数值得 22 56 a1 a1 1 2 hz cosz a1 12 1 5 12 代入数值得 1 78 1 inv invz2 a11 1 13 主动轮回转一周的时间T T 2 5 13 代入数值计算得T 1s 14 从动轮每一次运动时间tf Tf T 2 5 14 代入数值计算得tf 0 358s 11 15 从动轮每停一次停歇时间td Td T tf 1 0 358 0 642s 5 15 16 动停比k K tf td 0 358 0 642 0 56 5 16 17 主从动轮的中心距C C m z1 z2 5 15 60 375mm 5 17 由上面计算结果k 0 56 1 32 1 所以设计符合要求 即当主动轮齿数 z1 15 实际齿数为5 从动轮齿数z2 60 模数为5mm 齿宽为30mm时此不完全齿轮能 实现间歇运动的要求 主动轮材料选择40Gr 从动轮材料选择45钢完全可以满足其刚 度要求 桂林电子科技大学毕业设计报告纸 第 0 页 共 53 页 6 轴 轴承和键的设计 如图1 7所示 冲压型压缩营养钵成型机中一共有四根轴分别为轴 轴 轴 和轴 其中轴 是连接大带轮和小齿轮的传动纽带 大带轮宽为30mm小齿轮宽为 30mm 所以轴 长度要大于60mm 轴 是大齿轮 锥齿轮和曲柄连杆的连接轴 根 据图2 7可知轴 的长度要大于不完全齿轮机构的长度 即轴 长度要大于380mm 轴 是连接锥齿轮从动轮和不完全齿轮主动轮的 其中轴 还连接搅拌机构完成物料的 搅拌和下料 所以轴 长度要大于300mm 轴 是连接不完全齿轮从动轮的 其长度 可以根据整体安装来定 因为冲压型压缩营养钵成型机载荷不是很大 所以材料都选 择45钢正火回火 选择45钢不但能满足工作要求同时由于45钢使用普遍 在一定程度 上节约了制造成本 轴 轴 轴 和轴 功率P 转速n和转矩T 表6 1 轴功率转速和转矩数据表 轴 功率 P kw 2 912 882 852 82 转速 n r min 238 860605 转矩 T Nm 116 3 7 458 4453 6544 35 注释 P P 皮带转动效率 为0 97 齿轮转动效率 为0 99 n ni i为传动比 T 9 55 Nm 3 min 10 r KW n P 6 1 轴的设计 6 1 1 轴 的设计计算 1 求作用在齿轮上的力 因小齿轮的分度圆直径为 d1 m1z1 6 1 19 5 95mm 所以Ft 6 2 N d T 90 2449 95 11637022 1 1 桂林电子科技大学毕业设计报告纸 第 1 页 共 53 页 6 3 NFF tr 70 89120tan 9 2449tan 6 4 N F F T n 13 2607 20cos 9 2449 cos Ft和Fr的方向如图6 1所示 图6 1 轴的载荷分布图 2 初步确定轴的最小尺寸 轴的材料45钢 所以根据 机械设计手册 表8 348选择A0 103 6 5 考虑轴端有键槽 轴径应该适当的mm 7 23 8 238 91 2 103d 33 1 1 01 N P A 放大 4 5 所以取轴的输入端直径为 d1 25mm 3