蜂窩煤成型機課程設計優(yōu)秀作品

1、一 設計題目 1.1 設計目的11.2 設計題目11.3 設計條件及設計要求2二 執(zhí)行機構運動方案設計2.1功能分解與工藝動作分解32.2 方案選擇與分析32.3執(zhí)行機構的形成152.4 機構組合方案的確定172.5 執(zhí)行機構尺寸設計182.6運動循環(huán)圖232.7 機械系統(tǒng)方案設計運動簡圖25三 傳動系統(tǒng)方案設計3.1傳動方案設計263.2電動機的選擇273.3傳動裝置的總傳動比和各級傳動比分配283.4傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算29一 設計題目1.1設計目的機械原理課程設計是我們第一次較全面的機械設計的初步訓練，是一個重要的實踐性教學環(huán)節(jié)。設計的目的在于，進一步鞏固并靈活運用所學相關知識；

2、培養(yǎng)應用所學過的知識，獨立解決工程實際問題的能力，使對機械系統(tǒng)運動方案設計(機構運動簡圖設計)有一個完整的概念，并培養(yǎng)具有初步的機構選型、組合和確定運動方案的能力，提高我們進行創(chuàng)造性設計、運算、繪圖、表達、運用計算機和技術資料諸方面的能力，以及利用現(xiàn)代設計方法解決工程問題的能力，以得到一次較完整的設計方法的基本訓練。1.2設計題目：蜂窩煤成型機設計一蜂窩煤成型機沖壓和脫模機構、工作盤的間歇轉動機構以及掃屑機構。該成型機工藝動作如圖所示 ： 圖1 蜂窩煤成型機設計原理示意圖沖頭與脫模盤都與上下移動的滑梁連成一體，當滑梁下沖時沖頭將煤粉壓成蜂窩煤，脫模盤將已壓成的蜂窩煤脫模。在滑梁上升過程中掃屑刷

3、將刷除沖頭和脫模盤上粘附的煤粉。模筒轉盤上均布了模筒，轉盤的間歇運動使加料后的模筒進入加壓位置、成型后的模筒進入脫模位置、空的模筒進入加料位置。試設計能按上述要求運動的沖壓和脫模機構、工作盤間歇轉動機構以及掃屑機構。1.3設計條件及設計要求工作機輸入功率:2.8kw生產率:18塊/min型煤尺寸：h=100mm75mm粉煤高度與型煤高度之比（壓縮比）：21，即工作盤高度H=2h=150mm工作條件：載荷有輕微沖擊，一班制使用期限：十年，大修期為三年生產批量：小批量生產（少于十臺）轉速允許誤差：5%二、執(zhí)行機構運動方案設計 2.1功能分解與工藝動作分解 1)功能分解 為了實現(xiàn)蜂窩煤成型機的總功能

4、，將功能分解為：加料功能、沖壓成型功能、脫模功能、掃屑功能、工作盤簡間歇轉動功能、輸送功能。 2)工藝動作過程根據(jù)上述分析，工藝動作有以下六個動作：（1）加料：這一動作可利用煤粉的重力打開料斗自動加料；（2）沖壓成型：要求沖頭上下往復運動，在沖頭行程的二分之一進行沖壓成型；（3）脫模：要求脫模盤上下往復移動，將已沖壓成型的煤餅壓下去而脫離模筒。一般可以將它與沖頭固結在上下往復移動的滑梁上；（4）掃屑：要求在沖頭、脫模盤向上移動過程中用掃屑刷將煤粉掃除；（5）工作盤間歇轉動：以完成沖壓、脫模和加料三個工位的轉換；（6）輸送：將成型的煤餅脫模后落在輸送帶上送出成品，以便裝箱待用。以上六個動作，加料

5、和輸送的動作比較簡單，暫時不予考慮，脫模和沖壓可以用一個機構完成。2.2 方案選擇與分析一、沖壓和脫模機構(上下移動)方案1方案2方案3方案4方案5方案6方案7方案8方案9方案10方案11方案12方案13方案14方案15方案16方案17方案18方案19方案20方案1至9為連桿機構；方案10至12為凸輪機構；方案13至16為齒輪齒條機構；方案17至20為組合機構。表1 沖壓機構部分運動方案定性分析形態(tài)性能特點連桿機構凸輪機構齒輪齒條機構運動速度高較高高行程大小取決于曲柄尺寸小可任意可調程度可調調節(jié)困難可調動力性能平衡困難取決于凸輪形狀好簡單性不太簡單簡單簡單，但一般齒輪須擺動才能實現(xiàn)齒條往復移動

6、機械效率一般一般較高承載能力高較低較高其他特性有急回特性可實現(xiàn)任意運動規(guī)律傳動平穩(wěn)結合表1可知，方案1為曲柄滑塊機構，易加工且具增力作用；方案6至9為六桿機構行程小；凸輪機構結構簡單、緊湊，但易磨損且傳力??；齒輪齒條機構傳動準確、效率高、壽命長，但加工裝配難；組合機構結構復雜。綜上所述，初選方案1，方案9，方案17。二、工作盤間歇運動機構方案1 槽輪機構方案2 外嚙合棘輪機構方案3 摩擦式棘輪機構方案4 外嚙合不完全齒輪機構方案5 不完全齒輪齒條機構方案6 圓柱凸輪間歇運動機構方案1結構簡單，效率高，但轉角不可太小，有沖擊；方案2、3制造方便，轉角準確，但易引起沖擊磨損；方案4、5從動輪運動轉

7、角范圍大但加工復雜，會引起剛性沖擊。方案6結構簡單，運轉可靠，但精度要求高，加工復雜，安裝調整困難。綜合考慮，初選方案1，方案4，方案6。三、掃屑機構方案1 附加滑塊搖桿機構方案2 固定凸輪移動滾子從動件機構方案3 固定凸輪移動滑塊從動件機構方案1工作平穩(wěn)，但尺寸較大；方案2運動性能較差，且易磨損；方案3各方面性能較好。掃屑機構以上三方案性能相差不大，均可待選。2.3 執(zhí)行運動機構的形成方案I:沖壓機構為偏置曲柄滑塊機構模筒轉盤為槽輪機構掃屑機構為導桿-滑塊機構適當選擇沖壓機構中A點軌跡和確定機構尺寸，可保證構件具有急回，運動和工作段近于勻速的特性，并可使機構工作段壓力角盡可能小。根據(jù)工位要求

8、確定槽輪相關參數(shù)，可滿足工作盤間歇轉動。導桿-滑塊機構上下方向長度應大于滑梁行程，其左右高度應能使掃屑刷滿足掃除粉煤活動范圍。方案II:沖壓機構為六桿機構模筒轉盤為不完全齒輪機構掃屑機構為固附加滑塊搖桿機構 六桿機構雖具有增力作用，但行程較小，需調整各桿尺寸才能滿足滑梁行程要求。不完全齒輪機構是由普通齒輪機構轉化而成的一種間歇運動機構。它與普通齒輪的不同之處是輪齒不布滿整個圓周。不完全齒輪機構的主動輪上只有一個或幾個輪齒，并根據(jù)運動時間與停歇時間的要求，在從動輪上有與主動輪輪齒相嚙合的齒間。兩輪輪緣上各有鎖止弧(見方案4圖)，在從動輪停歇期間，用來防止從動輪游動，并起定位作用。附加滑塊搖桿機構

9、，滿足運動變化條件，且工作平穩(wěn)，效率較高，成本較低但運動尺寸較大。方案III:沖壓機構為凸輪-連桿機構模筒轉盤為圓柱凸輪間歇運動機構掃屑機構為固定凸輪移動從動件機構凸輪-連桿機構結構與前兩個方案相比較為復雜，且凸輪部分磨損較大，連桿部分為多桿，為滿足行程要求需占較大尺寸。圓柱凸輪間歇運動機構精度要求高，安裝調整均有較大難度。固定凸輪移動從動件機構對機架的要求較高，工作平穩(wěn)性較差。且滾子磨損較大，壽命短。2.4 機構組合方案的確定經(jīng)過前述方案評價可知，方案I結構簡單，性能可靠，成本低廉，經(jīng)久耐用，維護容易，操作方便。所以確定該方案是上述三個方案中最為合理的方案。2.5 執(zhí)行機構尺寸設計（1）偏置

10、曲柄滑塊機構計算已知滑梁行程S=300mm ,行程速比系數(shù)k=1.5(=180(k-1)/(k+1)= 180(1.5-1)/ (1.5+1)=36)。過C1NC1C2。再過C2作C1C2M=90-=54,C1N和C2M交于P。最后以C2P為直徑作圓，則此圓周上任意一點與C1、C2連線夾角均為 =36。在圓周上任取曲柄轉動中心A，由圖可知，曲柄與連桿重疊共線和拉直共線的2個位置AC1和AC2。則: AC1=B1C1-AB1 AC2=AB2+B2C2解得：AB=（AC2-AC1）/2=C2E/2（線段C2E可由以A為圓心，AC1為半徑作弧與AC2交點E求得）。經(jīng)測量得：AB=125mm BC=2

11、95mm e=140mm已知生產率為18塊/min。因為曲柄旋轉一周，滑塊完成一個沖壓運動周期，生產1塊蜂窩煤。所以曲柄轉速為18r/min，即曲柄角速度為1.884rad/s。以上軟件分析表明，所設計的偏置曲柄滑塊機構最小傳動角為26（而為了保證良好的傳力性能，通常應使最小傳動角不小于40），即壓力角過大，又蜂窩煤成型機沖壓機構對急回特性并無特殊要求，所以決定將該機構改為對心曲柄滑塊機構。改（1）對心曲柄滑塊機構計算因為S=300mm，所以，曲柄長AB=S/2=150mm。取最小傳動角為75，即最大壓力角為15.圖解法如下：在水平線MN上任取一點A。以A為圓心，150mm為半徑作圓，交MN于

12、B1、B2兩點。過A作ABMN交圓A于B點。作ABC=75，交MN于C點。測得BC=580mm,即為連桿長。在MN 上截取B1C1=B2C2=BC,得滑塊兩極限位置C1、C2。以下為對心曲柄滑塊機構運動分析及動態(tài)仿真圖：（2）槽輪機構計算槽數(shù) z 按工位要求本應選為5，但z增大，k也隨之增大，運動時間tf增加，不利于工作。所以為提高工作效率，希望減小k,即減小z(工位數(shù)不夠，可在傳動鏈中加入與間歇轉動部分所需工位數(shù)相適應的減速齒輪來達到)，最終選定z=4（減速齒輪傳動必i=4/5）。槽輪每次轉位時主動件轉角2=180（z-2）/z= 180（4-2）/4=90槽間角 2= 360/z= 360

13、/4=90動停比 k=td/tt=(z-2)/(z+2)= (4-2)/(4+2)=1/3圓銷數(shù) n=1由結構情況確定 中心距 a=300mm 圓銷半徑 r=30mm所以，主動件圓銷中心半徑 R1=asin=300sin45212mmR1與a的比值=R1/a=212/3000.7槽輪外圓半徑 R2= (acos) 2+r2 1/2= (300cos45) 2+302 1/2214mm槽輪槽深 ha(+cos-1)+r=300(0.7+cos45-1)+30152.1mm 取h=153mm(3)導桿-滑塊機構計算依據(jù)滑塊的行程要求以及沖壓機構的尺寸限制，選取掃屑機構尺寸如下：導桿鉛垂方向高度H=

14、375mm ，傾角arctg(500/150) 73掃屑刷桿長L=550mm2.6 根據(jù)工藝動作順序和協(xié)調要求擬定運動循環(huán)圖對于沖壓式蜂窩煤成型機運動循環(huán)圖主要是確定沖壓和脫模盤、掃屑刷、模筒轉盤三個執(zhí)行構件的先后順序、相位，以利對各執(zhí)行機構的設計、裝配和調試。沖壓式蜂窩煤成型機的沖壓機構為主機構，以它的主動件的零位角為橫坐標的起點（即橫坐標表示各執(zhí)行構件位置），縱坐標表示各執(zhí)行構件的位移起止位置。表2和圖2均表示沖壓式蜂窩煤成型機三個執(zhí)行機構的運動循環(huán)過程。沖壓過程分為沖程和回程。帶有模孔的轉盤工作行程在沖頭程后半段和沖程前半段完成，使間歇轉動在沖壓之前完成。掃屑運動在沖頭回程后半段和沖程前

15、半段完成。表2 沖壓式蜂窩煤成型機運動循環(huán)表主動件轉角分配0180180360沖頭和脫模盤機構工作行程回程主動件轉角分配09090270270360模筒轉盤機構工作行程停止工作行程掃屑刷機構掃屑運動回程掃屑運動圖2蜂窩煤成型機運動循環(huán)圖2.7 機械系統(tǒng)方案設計運動簡圖電機驅動帶輪機構，帶輪機構驅動齒輪機構，齒輪機構分別驅動沖壓曲柄滑塊機構和分度槽輪機構，沖壓機構的沖頭驅動掃屑機構。三、傳動系統(tǒng)方案設計3.1傳動方案設計傳動系統(tǒng)位于原動機和執(zhí)行系統(tǒng)之間，將原動機的運動和動力傳遞給執(zhí)行系統(tǒng)。除進行功率傳遞，使執(zhí)行機構能克服阻力做功外，它還起著如下重要作用：實現(xiàn)增速、減速或變速傳動；變換運動形式；進

16、行運動的合成和分解；實現(xiàn)分路傳動和較遠距離傳動。傳動系統(tǒng)方案設計是機械系統(tǒng)方案設計的重要組成部分。當完成了執(zhí)行系統(tǒng)的方案設計和原動機的預選型后，即可根據(jù)執(zhí)行機構所需要的運動和動力條件及原動機的類型和性能參數(shù)，進行傳動系統(tǒng)的方案設計。在保證實現(xiàn)機器的預期功能的條件下，傳動環(huán)節(jié)應盡量簡短，這樣可使機構和零件數(shù)目少，滿足結構簡單，尺寸緊湊，降低制造和裝配費用，提高機器的效率和傳動精度。根據(jù)設計任務書中所規(guī)定的功能要求，執(zhí)行系統(tǒng)對動力、傳動比或速度變化的要求以及原動機的工作特性，選擇合適的傳動裝置類型。根據(jù)空間位置、運動和動力傳遞路線及所選傳動裝置的傳動特點和適用條件，合理擬定傳動路線，安排各傳動機構

17、的先后順序，完成從原動機到各執(zhí)行機構之間的傳動系統(tǒng)的總體布置方案。機械系統(tǒng)的組成為：原動機 傳動系統(tǒng)(裝置) 工作機（執(zhí)行機構）原動機：Y系列三相異步電動機；傳動系統(tǒng)(機構)：常用的減速機構有齒輪傳動、行星齒輪傳動、蝸桿傳動、皮帶傳動、鏈輪傳動等，根據(jù)運動簡圖的整體布置和各類減速裝置的傳動特點，選用二級減速。第一級采用皮帶減速，皮帶傳動為柔性傳動，具有過載保護、噪音低、且適用于中心距較大的場合；第二級采用齒輪減速，因斜齒輪較之直齒輪具有傳動平穩(wěn)，承載能力高等優(yōu)點，故在減速器中采用斜齒輪傳動。根據(jù)運動簡圖的整體布置確定皮帶和齒輪傳動的中心距，再根據(jù)中心距及機械原理和機械設計的有關知識確定皮帶輪的

18、直徑和齒輪的齒數(shù)。故傳動系統(tǒng)由“V帶傳動+二級圓柱斜齒輪減速器”組成。原始數(shù)據(jù)：根據(jù)設計要求，已知工作機（執(zhí)行機構原動件）主軸：工作機輸出功率：Pw=2.8(Kw) 轉速：nw = 18（r/min） 3.2電動機的選擇1） 選擇電動機類型按已知工作要求和條件選用Y系列一般用途的全封閉自扇冷式籠型三相異步電動。2） 選擇電動機容量所需電動機的功率：Pd= PW /aa-由電動機至工作軸的傳動總效率a =帶軸承3齒輪2聯(lián) 查表可得：對于V帶傳動: 帶 =0.96 對于8級精度的一般齒輪傳動：齒輪=0.97對于一對滾動軸承：軸承 =0.99對于彈性聯(lián)軸器：聯(lián)軸器=0.99則 a =帶軸承3齒輪2聯(lián)

19、=0.960.9930.9720.99= 0.868Pd= PW /a=2.8/0.868=3.226 KW查各種傳動的合理傳動比范圍值得：V帶傳動常用傳動比范圍為 i帶=24，單級圓柱齒輪傳動比范圍為i齒=35，則電動機轉速可選范圍為nd=i帶 i齒2nW=(24)( 35)2 nW =（18 100 ）nW=(18100)18=3241800 r/min符合這一轉速范圍的同步轉速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min，根據(jù)容量和轉速，由有關手冊查出四種適用的電動機型號，因此有3種傳動比方案。表3方案電動機型號額定功率ped/kw電動機轉速/ r/min電動機質量/

20、kg傳動裝置的傳動比同步滿載總傳動比V帶傳動比齒輪傳動1Y112M-441500144043483162Y132M1-64100096073322.512.83Y160M1-84750720118242.59.6對于電動機來說，在額定功率相同的情況下，額定轉速越高的電動機尺寸越小，重量和價格也低，即高速電動機反而經(jīng)濟。若原動機的轉速選得過高，勢必增加傳動系統(tǒng)的傳動比，從而導致傳動系統(tǒng)的結構復雜。由表3中3種方案，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、結構和帶傳動及減速器的傳動比，認為方案1的傳動比較合適，所以選定電動機的型號為Y112M-4。Y112M-4電動機數(shù)據(jù)如下: 額定功率：4 Kw滿載轉速

21、：n滿=1440 r/min同步轉速：1500 r/min3.3傳動裝置的總傳動比和各級傳動比分配1傳動裝置的總傳動比 i總= n滿/ nW =1440/18=802 分配各級傳動比根據(jù)機械設計課程設計表2.2選取，對于三角v帶傳動,為避免大帶輪直徑過大,取i12=2.8；則減速器的總傳動比為 i減=i總/2.8=80/2.8=28.5714對于兩級圓柱斜齒輪減速器,按兩個大齒輪具有相近的浸油深度分配傳動比,取 ig=1.3idi減= igid = 1.3id 2=28.5714i2d =28.5714/1.3=21.9780id =4.688ig=1.3id=1.34.688=6.0944 注：ig -高速級齒輪傳動比；id 低速級齒輪傳動比；3.4傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算計算各軸的轉速：電機軸：n電= 1440 r/min軸 n= n電/i帶=1440/2.8=514.29 r/min軸 n= n/ ig=514.29/6.0944=84.387 r/min軸 n=n/ id =84.387/4.688=18 r/min 計算各軸的輸入和輸出功率：軸： 輸入功率 Pi= Pd帶=3.2260.96=3.097 kw 輸出功率 Po= 3.097軸承=3.0970.99=3.066 kw軸：