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1第 1 章 绪 论1.1 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2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3图 1-14第 2 章 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1、成型煤规格: m8012、成型压力:0.1t/个3、冲压率：4550次/分4、冲头行程：296mm5、蜂窝煤重：0.75kg/个52.2 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。6图 1-2 冲压式蜂窝煤成型机运动循环图图 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 1 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。7图 1-3 机械式蜂窝煤机传动系统示意图液压蜂窝煤机，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 3 章 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 模盘的角度 rad/smin/45r71.42n设模盘为一圆柱体（未开任何孔时）则其总质量 kghR.2580.35.01422 总掏空的一个 的圆孔质量10m1.671.22 小 圆 柱模盘上共掏空了 12 个 圆孔则模盘的实际质量kg.5.675模 盘模盘上一组（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md12.0d23.0md23.0则孔 1 的转动惯量为 096.1.5.6.15.62/ 22212 RmJ小 圆 柱小 圆 柱小 圆 柱则孔 2、3 的转动惯量为 37.02.15.60.125.60/1 222dmJ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： 8.3)(421JJ小 圆 柱 总 6.10.5075.2/1 22 小 圆 柱 总总模 盘 RmJE转盘转动时所产生的能量 ： 焦.1.46.0/ 22JEwtp17mNnpT25/5.9610第 4 章 冲压机构零件设计4.1 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12原料，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 5 章 曲柄轴上扭矩的计算5.1 曲柄轴上扭矩的计算kgmkgvm18023./108.73上 模 座 4.下 模 座kkv 025./. 33冲 针gmgm.10961087模 柄 kkv325./.3滑 块其 余模 柄滑 块冲 针下 模 座上 模 座总 48kg4751623.502.4318mkgvm90/1733连 杆A图 5-1 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：15.89/1CosaNKgF47047冲 压 机 构 0。传 动 效 率CosF2865)2/(连 杆冲 压 机 构曲 柄 受 力 最 值 mNmNRM 8729.0/1./曲 柄 半 径曲 柄 受 力 最 值曲 柄 轴15第 6 章 飞轮的设计及飞轮轴扭矩计算图 6-1 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 这时原动件曲柄作用0r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 3imin/1354riV曲 柄 轴带 轮 轴 kgkg807./108.73飞 轮 2n设飞轮为一整圆柱体则其总质量： kghRm1.9780.5.014322 总掏空的 1 个圆柱质量为：kg .8.9小 圆 柱 mR.中 心 距 06.22/142/ 22 。m。RJ 中 心 距小 圆 柱小 圆 柱小 圆 柱总16E飞轮所产生的能量 ： 焦2.0613.406.252/122 JEw。tp06mN。npT/9mNM.飞 轮 轴17第 7 章 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 ，输送带设1i计长度 。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30mL；无润滑情况下动摩擦系数为 输送带轴的转速15.f 5.0f。由模筒的设计可知，该新型机一次冲压可成型三块蜂窝in/5rV飞 轮 轴输 送 带 轴煤。则冲压一次时间为 。输煤滚筒的具体设计尺寸见零件图号输煤滚st3.14/60筒的直径 ，则输送带的速度mD80；mrV56.0/2输 送 带 轴输 送 带 ；tL73.1输 送 带；4/Ln输 送 带经计算输送带上最多时可放 12 块蜂窝煤，；kgm975.012有润滑： NfF5.130.无润滑： gf49.最大功率： WtVFpf 25./输 送 带输送带轴受最大扭矩： MNnpT73.1/05.9618第 8 章 马达的选择与液压功率的计算8.1 冲压马达的选择飞轮轴输送带轴曲柄轴驱动轴图 8-1飞轮轴上的总扭矩： mNM93.07.129输 送 带 轴飞 轮飞 轮 轴曲柄轴上的总扭矩： 3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 传动效率 ；5i 98.0输 入 轴曲 柄 轴 nin 2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 nMnmNM6.194输 入 轴根据 查参考文献13 选取液压成达的型号及其技术参数：2QJM11-0.16 型输 入 轴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/2.34in/95.0216. LVnqpvpvt 则液压马达输入的功率为： KWW7.5107./.34033608.2 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。经查资料估算选取 1QJMO1010 型定量球塞式液压马达。排量 ， mNM4 rlq/10.转速范围 8-800r/min,最大输出扭矩 215Pap160 mN液压马达实际流量：in/275.4in/95.041. LLVnqpvpvt 则液压马达输入的功率为： KWW1.01.6/27.03360 总输入功率： kp4.1.50总8.3 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 ；转MPa10额速 驱动功率 9Kw 。130Vrcmq/32液压泵的输出的实际流量为：min/39i/5.013LVnpvpvt KWWq .676/91060满足设计要求。总8.4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： 95.0；kWP6715.9.0751 冲 压 马 达 min/21rnNnT 67.43/./05.96轴：由参考文献表 2-4 得滚动轴承的传动率 ；圆柱齿轮闭式（7-8 级9.01精度）的传动率 97.2kWP463.5.0615112 mNnT 89.125/./05.962轴：由参考文献表 2-4 得滚动轴承的传动率 ；V 带的传动率9.0197.03Mp ./3795/)./(44 mNP841305.96轴: kWnnP6.0)/(343mN 3.215/.59.363曲柄输出功率： kP94)4.()(1325 21第 9 章 对机械传动系统和执行机构的设计9.1 圆柱齿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 n =225r/min，齿轮所需传递功率 5.45KW。齿数比 = =51 ui选择齿轮材料、热处理方法、精度等级、齿数 、 及齿宽系数1z2d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 =25，大齿轮齿数 = =525=125， 按软齿面齿轮对称安装查参考文1z2zu1献16表 6.5，取齿宽系数 =1.0d9.1.1 按齿面接触疲劳强度设计由式 3211 )(2.HEdt ZuKTd确定公式中各参数、试选 =1.5t、 小齿轮传递的转矩 =240723.67Nmm 材料系数 查参考文献1TEZ16表 6.3 得 =189.8EZaMP、 大小齿轮的接触疲劳强度极限 、1limH2li按齿面硬度查参考文献机械设计图 6.8 得 =600MP 、 =560 1limHa2limHMP a、 应力循环次数 =6022511036016=7.78hjLnN160 810= =7.78 /5=1.562u/80810、接触疲劳强度寿命系数 、1HK2N查参考文献16 图 6.6 得 =0.92、 =0.98H、确定许用接触应力 、 取安全系数 =1.0 12HS故有: = / =0.92600/1.0 MP =552 MP1H1NKlimHSaa = / =0.98560/1.0 MP =548.8 MP22li 设计计算、试算小齿轮分度圆直径 td1取 = 2H22=86.41mm3251 0.1)8.49(4.2. td、计算圆周速度 v= = =1.02m/s6 m/s v)6/(1ndt106/254.8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 =1.0，根据 =1.02m/s，7 级精度查参考文献AKv16图 6.10 得动载荷系数 =1.0；查图 6.13 得 =1.15V则 K= =1.01.01.15=1.15A、 校正分度圆直径由式 = =86.41 =79.1mm1dt3tK35.1、计算齿轮传动的几何尺寸1、 计算模数 mm= / =79.1/25=3.16mm，取标准模数 m=4mm1dz2、 两圆分度圆直径 、12d=m =425=100mm =m =4125=500mm1 2z3、中心距 a=m（ + ）/2=4（100+500）/2=300mm1z24、齿宽 b= =1.0100mm = +（510）mmd11b2故取 =100mm 、 =105mm25、 齿高 h=2.25m=2.254=9mmh、校核齿根弯曲强度由式 231FSaFdFYmzKT、确定公式中个参数值1、 大、小齿轮的弯曲疲劳强度极限 、 查参考文献16图 6.91liF2lim取 =240 、 =2201limFaMP2limaP2、 弯曲疲劳寿命系数 、 查参考文献16 图 6.71FNK23取 =0.91、 =0.991FNK2FN3、 计算弯曲应力取定弯曲疲劳安全系数=1.4，应力修正值 =2.0SSTY得 = / =0.912240/1.4=3121F1NTY1limF aMP = / =0.992220/1.4=311.1422KS2li4、 齿形系数 、 和应力修正系数 、 查表 6.4 得1a 1Sa2=2.62、 =2.22、 =1.59、 =1.77F2F1SaY5、计算大、小齿轮的 / 与 / 并比较其大值代1aYF2aS2F如公式中计算/ =2.621.59/312=0.013351FaS1F/ =2.221.77/311.14=0.0126322、校核计算= =57.5 2F 59.162)450./(4.535 aMPa2F弯曲疲劳强度足够。、直齿轮设计的三维视图如图 9-1图 9-19.2 带传动设计由于输入到轴二的功率 P=5.45KW，轴二转速 n =45r/min,根据上面的计算得2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 =3，n =135r/mim 每日连续工作 816 h.所以 V 带以及带轮设计i3如下。 设计功率P =K PcaA24查参考文献13 表 4.6 取 K =1.2AP =K P=1.20.456=0.55KWcaA选定 V 带型号根据 P 和 n 由参考文献 机械设计图 4.11 选普通 V 带的 A 型 V 带d3确定带轮直径 、1d2选取小带轮直径按参考文献13 表 4.4 及图 4.11 选 =100mm1d验算带速 v=100135 /（601000）m/s=0.71m/s)106/(1nd 确定大带轮直径 2d= =3100=300mmi1d查参考文献13表 4.4 得带轮直径合适 计算实际传动比 i= / =300/100=3i2d1 确定大带轮实际转速 nn = n / =135/3 45r/min21i 确定中心距 和带长adL初选中心距由式 0.7（ + ）mm 2（ + ）mm1d2a01d2得 0.7（100+300）mm 2（100+300）mm即 280mm 800 mm0取 =650 mma求带的计算基准长度 0L由式 =2 +0La2012214)()(dd=2650+（100+300） +（300-100） /（4650） mm/2=1300+628+15.38=1943.38 mm查参考文献13表 4.2 得 =2000 mmdL 计算中心距= + =（650+ ） =678.3 mma020Ld238.1940 确定中心距调整范围25=（678.3+0.03 2000）mm 738 mmdLa03.mx=（678.3-0.0152000）mm 648mm15in 验算小带轮包角 = 162 120 1608012ad603.781 确定 V 带根数 Z确定功率 P 由 =100 mm、n =135 r/min01d1查参考文献13 表 4.5 得 P =0.26kW0确定 V 带根数 ZZ LcaK)(0查参考文献13表 4.7、4.8、4.2 得 =0.03KW 0.93 =0.990PKLZ 根=2.06 根 取 Z=3 根 合适9.30).26.0(5计算单根 V 带初拉力 F参考文献13 查表 4.1 得 q=0.10kg/m由式 F =500 =500 N0 2)15.(qvKvzPca 271.0)193.052(71. 218.7N 计算对轴的压力由式 F =（23218.7 ）N1296NQ2sin10z 216sin 确定带轮的结构尺寸=100 mm，采用实心式结构 =300 mm，采用腹板式结构1d 2d带轮设计的三维视图如图 9-2 26图 9-29.3 轴的结构设计9.3.1轴的结构设计如图如 9-3 所示图 9-3d d d d d4321 minomN7.240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 mind轴段仅受转距作用，直径最小则估算轴的最小直径 min0d轴材料为 45 钢调质处理，查13表 11.3 确定轴的 值 ，取 =112C= =112 =28.3mmmin0d3/PC325/98.0675单键槽轴径应正大%5%7，既增大至 29.715mm30.28mm；取 =30mmmin0d 确定各轴段的尺寸为保证齿轮的轴向定位的可靠性， 应略小于齿轮的宽度，所以取1L27； ； mL981md30in4d403轴肩 =（0.070.1） =2.453.5mm，故取 =3.5mm h1 h则： = +2h=（40+23.5）mm=47mm，2d39.3.2 选择轴滚动轴承型号取 =30mm ，参考机械设计课程设计选用型号为 7206C 的角接触球轴4承，其内径 =30mm ，外径 D=62mm，宽度 B=16mm 滚动轴承与轴颈的配合采用d较紧的过盈配合，轴颈尺寸公查为 m6计算轴承寿命 计算：hL)/(/167PfCnpth查文献13表 8-8，表 8-7，得 =1.0； =1.5tf则: hPfCnpth 64528)1805./1(45/)/(/167 39.3.3 联轴器的选择及轴上零件的周向固定根据 =30mm 及液压马达伸出轴径的大小,参考机械设计课程设计,min0d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=8mm7mm，键长 L=50mm，即键 87 GB/T 1095-1979；为保证对hb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:/2ppdklTmNT7.240305.32/1h42850bLl根据键,轴轮毂材料为 45 钢,载荷性能轻微冲击,可确定: =100-120Mpap 108)425.30/(124./26 pp Madkl 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: /2ppdklTmNT7.2404041h6812-0bLl根据键,轴轮毂材料为 45 钢,载荷性能轻微冲击,可确定:28 =100-120MpapMPa 1.4)6840/(12./26dklTp p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 5各轴肩处圆角半径如零件图所示：参考13 293P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9.4. 1.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 1mN8.15.6N751图 9-4-1 确定轴的最小直径 mind1 段仅受转矩作用，直径最小；估算轴的最小直径 min0d45 钢调质处理，查13表 11.3 确定轴的 值 ，取 =112CNM56172/)320158(2/)(32曲 柄 KwP./46.= =112 =42.5mmmin0d3/C9单键槽轴径应增大%5%7，既增大至 44.5mm45.5mm取 =48mmmin0d所以轴的最小直径 = = =48mm17i293 段（大齿轮段）受到的扭矩 mNTM89.15223kWP46.52= =112 =55mmmin3d/C4/.0.单键槽轴径应增大%5%7，既增大至 57.8mm58.9mm取 =60min3d 确定各轴段的尺寸= = =48mm， = =225mm1d7in01L756202mm 3 34 处轴肩 =（0.070.1） =4.26mm，故取 =5mmh3dhmm 704dmL104mm 6575mm 269.4. 2.轴的较核轴受力分析如图 9-4-2tFr1G 2G1NF2NFTrF图 9-4-2 Ndt 3.46250/182/ tr 718tan3.46anTFt ./受力平衡： .rNrFG2121在垂直方向上列出力矩平衡，取 0 点力矩心则：.5.1925.85.8306221 rNr G带轮有效的拉力： vPFe/1NFFrterrte .622 .30联立可解: NFN5.12860水平受力图如图tF1GFt 2GFttF图 9-4-2水平弯矩图=mNMtt 3.196)0685(Ftt .Gt 5.472)(1 mNt 06852mN6.139tM47.51tmN 2tM6.139 t垂直受力图rF1G 2G1NF 2N31rF垂直弯矩图 mNM M8.151 rFmN6.139M MFr 2由以上两图分析可知: 2maxVH= Nmm2.8953.16=1391613Nmm在 A 处的弯矩最大最大扭力： NT582max由第三强度理论： 22max)()(TMTMc = Nmm215863.01396=1154.6 Nm )85(1maxGwMCc/0.1d =0.1 (60 =2.16 10 m32dW33)1053 = 查表得 =334Mpa0sns取 1.5 得： =s MPa7.25.134校核强度时 应小于 ca32=caMPaPa7.29.7106.2549.4.3 轴上安装零件的选取及校核1 段与 7 段伸出端盖，参考13轴承盖处选用毡圈 48 FZ/T9201091 密封，根据 、 ，选择轴承型号2d6因为轴 2 不受轴向力则根据 = =50mm ，参考机械设计课程设计选26用型号为 7310C 的角接触球轴承，其内径 =50mm ，外径 D=110mm，宽度B=27mm计算轴承寿命 计算：hL)/(/167PfCnpt查文献13表 8-8，表 8-7，得 =1.0； =1.5tf则 hPfnpth 2917)705.1/492(5/)/(/167 3轴上零件的周向固定齿轮、曲柄滑块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。齿轮处的平键参考13选用 A 型普通平键，截面尺寸 =18mm11mm，键hb长 80mm，即键 1811 GB/T 1095-1979；为保证对中良好，齿轮轮毂与轴的配合采用较紧的过渡配合，配合为 H8/n7齿轮处键强度校核: /2ppdklT=80-18=62mNT8.15605.1hbLl根据键,轴轮毂材料为 45 钢,载荷性能轻微冲击,可确定: =100-120MpapMPa 13)625.0/(158.2/6dklp p故齿轮处上的平键的强度足够曲柄滑块处选用 A 型普通平键，键 1610 GB/T 1095-1979，键长 100mm；与轴的配合采用过渡配合，配合为 H8/ k7；曲柄处键强度校核:/2ppdklT=100-16=84mmmNT8.5614851hbLl根据键,轴轮毂材料为 45 钢,载荷性能轻微冲击,可确定: =100-120MpapMPa 7.5)84/(10568.2/6dkl p33故曲柄处上的平键的强度足够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 m7确定倒角和圆角的尺寸轴两端的倒角，取值为 2 45第 10 章 分度槽轮机构设计槽轮机构也是一种间歇运动机构，它由一对不完全齿轮组成。不完全齿轮机构是从一般的渐开线齿轮机构演变而来的，与一般齿轮机构相，最大区别在于齿轮的轮齿不是布满整个圆周。 如图 11-1 和 图 11-2 所示，主动齿轮（图 11-1）上有一部分齿，其余部分为外凸锁止弧，从动齿轮（图 11-2）上有与主动动齿轮轮齿相应的啮合齿和内凹锁止弧，并相间布置。10.1 不完全齿轮机构工作原理在不完全齿轮机构中，主动齿轮作连续回转运动，当轮齿进入啮合区时，从动齿轮开始转动，当主动齿轮的轮齿退出啮合后，由于两轮的凸、凹锁止弧的定位作用从动齿轮可靠停歇，从而实现从动齿轮作间歇回转运动。在图 11-1、图 11-2所示的不完全齿轮机构中，主动齿轮上只有四个轮齿，从动齿轮的圆周上有四个运动段和四个停歇段相间分布，每段上有四个齿与主动轮齿相啮合。主动齿轮转一转，从动齿轮转 1/4 转。图 10-1 不完全齿轮 图 9-2 不完全齿轮10.2 分度槽轮的设计34选择槽轮分度间歇数 Z根据模盘的设计从动齿轮的圆周上设计为四个运动段和四个停歇段相间分布，由上模盘的设计可知 wP8.17模 盘 mNT25模 盘则：模盘轴所要的轴 承模 盘模 盘 轴 /P查文献13表 2-4，得=0.99轴 承 wP19.0/817/轴 承模 盘模 盘 轴 不完全齿轮所需传递功率 P = =119w 齿数比 = =11模 盘 轴 ui不完全齿轮的设计按正常齿轮设计原则选择齿轮材料、热处理方法、精度等级、齿数 、 及齿宽系数1z2d考虑到该齿轮传动传递功率不是很大，但刚性冲击力大，故大小齿轮都选用30CrMnSi 调质钢处理。齿面硬度分别为 310HBS、360HBS，属软齿面闭式传动，载荷不平稳，齿轮速度不高，小齿轮齿数 =20，大齿轮齿数 = =20，按软1z2zu1齿面齿轮对称安装查参考文献机械设计表 6.5，取齿宽系数 =1.0d按齿面接触疲劳强度设计由式 3211 )(2.HEdt ZuKTd确定公式中各参数试选 =1.5t 小齿轮传递的转矩 = 1TmN5.29.0/模 盘 材料系数 查参考文献机械设计表 6.3 得 =189.8EZEZaMP 大小齿轮的接触疲劳强度极限 、1liH2li按齿面硬度查参考文献机械设计图 6.8 得 =630MP 、 =630 1limHa2limHMP a 应力循环次数 =604511036016=1.56hjLnN160 810= =9.297 /1=1.562u/8080 接触疲劳强度寿命系数 、 查参考文献机械设计图 6.61HNK235得 =0.98、 =0.981HNK2HN 确定许用接触应力 、 2取安全系数 =1.0 故有HS = / =0.98630/1.0 MP =617.4 MP11NKlimHSaa = / =0.98630/1.0 MP =617.4 MP2H2li设计计算：试算小齿轮分度圆直径 td1取 = =160.86mm2H3231 10.)4.6789(52.t计算圆周速度 v= = =0.379m/s6 m/s 故精度等级为 7v106ndt106458.计算载荷系数 K查参考文献13 表 6.2 得使用系数 =1.0，根据 =0.106m/s，7 级精度查参AKv考文献13图 6.10 得动载荷系数 =1.0；查图 6.13 得 =1.15VK则 K= =1.01.01.15=1.15AV校正分度圆直径由式 = =160.86 =147mm1dt3tK35.1计算齿轮传动的几何尺寸、计算模数 mm= / =147/20=7.35mm，取标准模数 m=8mm1dz、两圆分度圆直径 、12d=m =820=160mm =m =208=160mm1z2z、中心距 a=m（ + ）/2=2（80+80）/2=40mm1z2、齿宽取 =30mmb36、齿高 h=2.258=18mmh齿顶高 md8齿 顶 高齿根高 10齿 根 高校核齿根弯曲强度由式 231FSaFdFYmzKT确定公式中个参数值大、小齿轮的弯曲疲劳强度极限 、1liF2lim查参考文献13图 6.9取 =240 、 =2401limFaMP2liFaP弯曲疲劳寿命系数 、 查图 6.7NK2取 =0.91、 =0.991FFN计算弯曲应力取定弯曲疲劳安全系数 =1.4，应力修正值 =2.0 FSSTY得 = / =0.912240/1.4=3121FNKTY1limaMP = / =0.992220/1.4=311.1422S2liF齿形系数 、 和应力修正系数 、1Fa 1SaY查表 6.4 得 =2.62、 =2.22、 =1.59、 =1.77Y2Fa 2Sa计算大、小齿轮的 / 与 / 并比较其大值代如公式中1S12FaF计算/ =2.621.59/312=0.013351FaS1F/ =2.221.77/311.14=0.012632Y2= =7.63 2F 59.160.15.32aMPa2F弯曲疲劳强度足够10.3 加工注意事项：37不完全齿轮机构的结构简单，制造容易，工作可靠，设计时从动轮的运动时间和静止时间的比例可在较大范围内变化。其缺点是在进入各退出啮合时，速度有突变，引起刚性冲击，且只宜用于低速、轻载场合在不完全齿办机构中，为了保证主动轮的首齿能顺利地进入啮合状态而不与从动轮的齿顶相碰，需将首齿齿顶高作适当的削减。同时为了保证从动轮停歇在预，主动轮的末齿齿顶高也需要适当的修正。其他齿的齿顶高保持普通齿轮的齿顶高，而从动齿的齿顶高不降低。38第 11 章 机械系统设计11.1 主机对机械系统的要求模筒转盘的间歇分度运动与定位与冲头的往复直线运动的同步问题，是机械冲压式蜂窝煤机机械系统的重要环节、即两者的同步运动精度必须得以保证。11.2 压力互补同步回路工作原理根据主机要求，参考有关资料、设计了双液压马达流量压力互
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