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中原工學院—畢業(yè)設計（論文）說明書
畢業(yè)設計（論文）
說明書
題目名稱：氣壓式蜂窩煤成型機的設計
院系名稱：機電學院
班 級：機自072
學 號：200700314209
學生姓名：黃沖沖
指導教師：張雪松
2011 年 5 月
-131-
IV
摘 要
在我國的能源構成中，煤炭占十分重要地位。據(jù)統(tǒng)計，在我國能源生產(chǎn)和消費中，煤炭約占總質(zhì)量的百分之七十五左右。目前市長銷售蜂窩煤的質(zhì)量仍較普遍存在強度低、灰分高、固硫率低及不防水等缺點。這樣不僅降低了散煤的燃燒率，造成了資源浪費，并且造成了嚴重的污染了環(huán)境。
因此，蜂窩煤成型機設備是型煤生產(chǎn)中的關鍵設備，他的發(fā)展對我國經(jīng)濟有著深遠的意義。
本設計的是一種新型的蜂窩煤成型機,即氣壓式蜂窩煤成型機，改用氣缸帶動沖頭往復上下運動。本設計整體機結構緊湊，運轉平穩(wěn)，不揚塵，噪聲低，并具有高效、節(jié)能、噪音低、性能穩(wěn)、震動小、壽命長、溫升幅度大、結構先進、等優(yōu)點。最重要的是，大幅度的提高了生產(chǎn)效率和產(chǎn)品的質(zhì)量
關鍵詞：蜂窩煤成型機，氣壓式，工作原理
Abstract
Energy mixing in China, the coal is in very important position. According to statistics in China's 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.
Key words: Honeycomb briquette molding machine, Cylinder Working principle
目 錄
1 引言 1
2 分析 2
2.1氣壓式蜂窩煤成型機的功能 2
2.2設計基本要求 2
2.3工作原理和工藝動作分解 2
3 初定傳動裝置方案 4
3.1初選電動機 4
3.2初定傳動方案 4
3.3執(zhí)行機構尺寸設計 4
3.3.1氣缸的種類選擇 4
3.3.2氣缸的設計計算 5
4 傳動裝置總體設計 8
4.1選擇電動機 8
4.2計算總傳動比并分配傳動比 8
4.3計算各軸的運動參數(shù)和動力參數(shù) 9
5.傳動件的設計計算 10
5.1皮帶輪的設計計算 10
5.1.1確定計算功率 10
5.1.2選擇V帶帶型 10
5.1.3確定帶輪的基準直徑并驗算帶速 10
5.1.4確定帶輪的中心距和皮帶的基準長度 10
5.1.5計算V帶根數(shù)z 10
5.1.6確定帶輪的中心距和皮帶的基準長度 12
5.2直齒圓柱輪傳動設計 13
5.2.1選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù) 13
5.2.2按齒面和齒根接觸強度設計 14
5.2.3幾何尺寸計算 17
5.3直齒錐齒輪的設計 18
6 轉盤槽輪和掃屑機構設計 19
6.1槽輪機構計算 19
6.2掃屑凸輪機構計算 20
6.2工作盤設計與計算 21
7軸的設計 22
7.1 Ⅰ軸（皮帶輪軸）的設計 22
7.2 Ⅱ軸（大齒輪軸）的設計 26
8 軸承選擇校核與計算 33
8.1軸承的選用 33
8.2軸承的校核 34
9 工作頭橫梁與掃屑刷橫梁的連接處的設計 36
10 箱體的設計 37
結 論 38
參考文獻 39
致 謝 40
中原工學院畢業(yè)論文
1.引 言
在目前國內(nèi)生產(chǎn)蜂窩煤成型機的廠家不少，但是現(xiàn)有的蜂窩煤成型機的沖壓成型，均有連桿機構帶動在橫梁的彈簧式?jīng)_頭沖壓成型，由于沖孔后抜沖針的需要在沖頭上裝有圓柱彈簧，彈簧在間歇往復應力作用下高速工作，極易產(chǎn)生疲勞，彈簧較弱，影響拔針，出現(xiàn)夾煤重沖故障，同時由于彈簧配件制造質(zhì)量很不穩(wěn)定，常常斷裂，從而增加生產(chǎn)成本：另外，彈簧式?jīng)_頭總高度包括了彈簧高度，隨著沖頭高度的增大，工作時沖頭擺差、與模筒碰撞機會均增大，配件損耗和工作噪聲均為較大。以往的許多制造煤塊的機構存在著許多避之不及的缺陷，即有些機構制造出的煤塊不夠敦實，放干后有一些裂紋；有些機構造出的煤塊經(jīng)常出現(xiàn)孔內(nèi)坍塌現(xiàn)象；有些機構在工作是會出現(xiàn)許多不能及時清理的煤屑，造成工作環(huán)境的相對惡劣，
本設計的誕生不僅克服了許多造煤塊機構難以克服的缺陷，用氣缸帶動沖頭成型有緩沖作用，壓力平衡，煤品質(zhì)量穩(wěn)定，表面光潔，強度好。根據(jù)各種運輸工具對煤品濕度的濕強度要求而該變相應的濕強度。此外 還在機械傳動的能耗以及電動機選擇上做了優(yōu)化，很大程度上做到了美化環(huán)境及節(jié)約有限能源。：一是機構擁有了帶傳動結構簡單、傳動平穩(wěn)、具有過載保護作用，槽輪機構結構簡單，工作可靠等特性，二是有氣缸帶動沖頭和脫模盤做往復運動本實它采用氣壓沖頭機構完成蜂窩煤的成型脫模，使用維修方便，生產(chǎn)的煤品質(zhì)量好，成本低，能一機多用。
本設計機構安全、實用的思想設計而出，適用范圍比較廣泛，既可以用于大中型公司或企業(yè)批量生產(chǎn)，又可用于小型部門的連續(xù)生產(chǎn)，大幅度降能耗及解決型煤質(zhì)量不穩(wěn)定的問題。
2、分析
2.1氣壓式蜂窩煤成型機的功能
蜂窩煤成型機是我國城鎮(zhèn)蜂窩煤（通常又稱煤餅，在圓柱形餅狀煤中沖出若干通孔）生產(chǎn)廠的主要生產(chǎn)設備，它將煤粉加入轉盤上的模筒內(nèi)，經(jīng)沖頭氣壓成蜂窩煤。
為了實現(xiàn)蜂窩煤氣壓成型，氣壓式蜂窩煤成型機必須完成以下幾個動作：
1) 煤粉加料；
2) 氣缸帶動沖頭將蜂窩煤壓制成型；
3) 氣缸帶動掃屑刷清除沖頭和出煤盤的積屑的掃屑運動；
4) 將在模筒內(nèi)的氣壓后的蜂窩煤脫模；
5) 將氣壓成型的蜂窩煤輸送裝箱。
2.2設計基本要求
1) 設計蜂窩煤成型機構，型煤尺寸為
2) 生產(chǎn)率為每分鐘65個；
3) 沖壓成型時的生產(chǎn)阻力達到50000N；
4) 為改善蜂窩煤成型機的質(zhì)量，希望在沖壓后有一短暫的保壓時間；
5) 由于沖頭要產(chǎn)生較大壓力，希望沖壓機構具有增力功能，以增大有效力作用，減小氣缸的功率。
2.3工作原理和工藝動作分解
根據(jù)上述分析，氣壓式蜂窩煤成型機要求完成的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：要求在氣缸帶動沖頭上下往復運動，在沖頭行程的二分之一進行氣壓成型；
3) 脫模：要求脫模盤上下往復移動，將已氣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有氣缸帶動上下往復移動的連桿上；
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) 模筒轉模間歇運動：以完成氣壓、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，加料和輸送的動作比較簡單，暫時不予考慮，脫模和氣壓可以用一個機構完成。由氣壓缸帶動橫梁帶動三個裝置運動
因此，氣壓式蜂窩煤成型機運動方案設計重點考慮氣壓和脫模機構、掃屑機構和模筒轉盤間歇轉動機構這三個機構的選型和設計問題。
3.初定傳動裝置方案
3.1初選電動機
初定Y系列 三相異步電動機
3.2初定傳動方案
初步確定采用皮帶輪和齒輪進行兩次減速，選用轉速較小的電機，經(jīng)過兩次減速后，轉速滿足要求。沖頭和脫模盤由氣缸帶動其上下運動按已選定的三個執(zhí)行機構的型式及機械傳動系統(tǒng)，
畫出沖壓式蜂窩煤成型機的機械運動示意圖。其中三個執(zhí)行機構部分也可以稱為機械運動方案示意簡圖3-1。所示，其中包括了機械傳動系統(tǒng)、三個執(zhí)行機構的組合。
圖3-1 機構傳動示意圖
3.3執(zhí)行機構尺寸設計
.3.3.1 氣缸的種類選擇
氣缸的作用是實現(xiàn)沖頭和脫模盤縱向運動。對氣缸結構的要求一是重量盡量輕，以達到動作靈活、運動速度高、節(jié)約材料和動力，同時減少運動的沖擊，二是要有足夠的剛度以保證運動精度和定位精度
氣缸按供氣方向分，可分為單作用缸和雙作用缸。單作用缸只是往缸的一側輸入高壓油，靠其它外力使活塞反向回程。雙作用缸則分別向缸的兩側輸入壓縮空氣，活塞的正反向運動均靠氣壓力完成。由于單作用氣壓缸僅向單向運動，有外力使活塞反向運動，而雙作用單活塞氣缸在壓縮空氣的驅(qū)動下可以像兩個方向運動但兩個方向的輸出力不同，所以該方案采用雙作用單活塞缸
3.3.2氣缸的設計計算
由設計要求可以知道，要驅(qū)動的負載大小位5000N，考慮到氣缸未加載時實際所能輸出的力，受氣缸活塞和缸筒之間的摩擦、活塞桿與前氣缸之間的摩擦力的影響，并考慮沖頭，脫模盤的質(zhì)量。在研究氣缸性能和確定氣缸缸徑時，常用到負載率 β
（F氣缸實際負載，氣缸理論輸出負載）
考慮到料煤高度與型煤高度之比（壓縮比）為2:1，工作盤高
由表11-1，查的=0.45
氣缸實際負載為
F—氣缸的輸出拉力 N；P —氣缸的工作壓力Pa
按照GB/T2348-1993標準進行圓整，取D=80 mm
由d=0.3D 估取活塞桿直徑 d=25 mm
缸筒長度S=L+B+30
L為活塞行程；B為活塞厚度
活塞厚度
由于氣缸的行程L=300mm ,所以S=L+B+30=396 mm
導向套滑動面長度A:
一般導向套滑動面長度A，在D>80mm時, 可取A=(0.6-1.0)d。
所以A=25mm
最小導向長度H：
根據(jù)經(jīng)驗，當氣缸的最大行程為L，缸筒直徑為D，最小導向長度為：
代入數(shù)據(jù) 即最小導向長度H
活塞桿的長度
l=L+B+A+80=300+50+55+40=455 mm
由《液壓氣動技術手冊》可查氣缸筒的壁厚可根據(jù)薄避筒計算公式進行計算：
—缸筒壁厚；D—缸筒內(nèi)徑
P—缸筒承受的最大工作壓力（MPa）；
—缸筒材料的許用應力（MPa）
實際缸筒壁厚的取值：對于一般用途氣缸約取計算值的7倍；重型氣缸約取計算值的20倍，再圓整到標準管材尺碼。
參考《液壓與氣壓傳動》缸筒壁厚強度計算及校核
缸體的材料選擇45鋼，=600 MPa，
n為安全系數(shù) 一般取 n=5； 缸筒材料的抗拉強度(Pa)
P—缸筒承受的最大工作壓力（MPa）。當工作壓力p≤16 MPa時，P=1.5p；當工作壓力p＞16 MPa時，P=1.25p
由此可知工作壓力0.6 MPa小于16 MPa，
P=1.5p=1.5×0.6=0.9 MPa
由表查的 氣缸筒的壁厚圓整取 = 7 mm
v—空氣流經(jīng)進排氣口的速度，可取v=10-15 選取v = 12 m/s
由公式
代入數(shù)據(jù)得 = 14.014 mm
所以取氣缸進排氣口直徑為15 mm
4 傳動裝置總體設計
4.1選擇電動機
預取齒輪減速傳動比為5，皮帶輪減速傳動比為4，總傳動比為20
則
所以選擇Y160M-4三相異步電動機
同步轉速為1460r/min；額定功率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
見《機械設計課程設計》P237 表21-3
4.2計算總傳動比并分配傳動比
傳動裝置的總傳動比
—電動機滿載轉速
—工作機轉速
其中齒輪傳動比取5，
則V帶傳動的傳動比
4.3計算各軸的運動參數(shù)和動力參數(shù)
(1) 計算各軸的輸入功率（kw）
(2) 計算各軸的轉速（r/min）
(3) 計算各軸的轉矩（）
(4) 列出各軸的運動和動力參數(shù)（見表4-2）
表4-2
軸號
輸入功率(kw)
轉速（r/min）
轉矩（Nmm）
電動機軸
11
730
143904
Ⅰ軸
10.35
175
171952
Ⅱ軸
10.06
175
68383.5
Ⅲ軸
9.57
35
128983.3
5.傳動件的設計計算
。
5.1皮帶輪的設計計算
取該機械每天工作10小時,一年工作300天
5.1.1確定計算功率
由表8-7可查的工作情況系數(shù)
5.1. 2選擇V帶帶型
根據(jù)計算功率和Ⅰ軸轉速，由表8-11可查的選用C型V帶
5.1.3確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v
(1) 初選小帶輪基準直徑
由表8-6和表8-8可查得小帶輪基準直徑
(2) 驗算帶速v
按公式（8-13）驗算帶速
因為，故帶速合適。
(3) 計算大帶輪的基準直徑
根據(jù)公式（8-15a），計算大帶輪的基準直徑
根據(jù)表8-8圓整為800mm
5.1.4確定V帶輪的中心距和皮帶的基準長度
(1) 取中心距
由
可得
取
(2) 取皮帶長度
由公式
由表8-2選取V帶的基準長度
(3) 按公式（8-23）計算實際中心距
5.1.5計算V帶根數(shù)z
(1) 計算單根V帶的額定功率
由和，查表8-4a可得
根據(jù)、和C型帶
查表8-4b得
查表8-5得
查表8-2得
則
(2) 計算V帶的根數(shù)
所以應取4根V帶。
由表8-3可得，C型V帶的單位長度質(zhì)量為
所以
但在實際中應使皮帶的實際初拉力
由公式可得壓軸力的最小值為
5.1.6皮帶輪的結構設計
由表8-10可查得C型帶
(1) 小帶輪結構設計
因為，
則
由電機參數(shù)可得
圖5-1 小帶輪結構圖
大帶輪結構設計
因為，則
由Ⅰ軸可知
圖5-2 大帶輪結構圖
5.2直齒圓柱輪傳動設計
5.2.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)
(1) 采用直齒圓柱齒輪傳動。
(2) 蜂窩煤成型機為一般工作機器，轉速不高，故選用7級精度（GB 10095—88）。
(3) 材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。
(4) 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)。
(5) 按齒面接觸疲勞強度條件設計，然后校核齒根彎曲疲勞強度，最后作齒輪的結構設計。
5.2.2按齒面和齒根接觸強度設計
由強度計算公式總表查得設計公式為
（1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值
試選Kt＝1.3
Tt的計算
圖5-3 齒輪受力圖
根據(jù)大齒輪圖5-3齒輪受力圖可以求得大齒輪所受的最大轉矩Tt
根據(jù)幾何分析可以知道
sinα=50/150=1/3
可以求得
α=19.4712°
l=（1502-502）1/2=141.4
sinβ=l/L=141.4/955.41=0.148
可以求得β=8.511°
則Tt=F·R·Sinγ=F·R·Sin(α+β)
=131N·m
選取d=1（兩支撐相對于小齒輪做非對稱布置）
查得材料的彈性影響系數(shù)為ZE=189.8MPa
1按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為
lim1=600MPa , lim2=550 MPa
查得接觸疲勞強度KHN1=0.90 KHN2=0.95
計算接觸疲勞應力
取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1
（2)計算
1)計算小齒輪分度圓直徑d1t代入[ó]中較小的值
2）計算圓周速度
=2.65m/s
3）計算齒寬b及模數(shù)m
模數(shù)
h=2.25mt=2.25×2.8126=6.34
4)計算齒寬與齒高之比b/h
b/h=69.57/6.34=10.97
5）計算載荷系數(shù)
根據(jù)v=2.75m/s,7級精度，由[1]P194圖10-8查得動載荷系數(shù)；
斜齒輪，由[1]P195表10-3查得KHa1=KFa2=1
由[1]P193表10-2查得使用系數(shù)KA=1.5
由[1]P196表10-4查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時
用插值法差得KHB=1.3124
由b/h=10.97, KHB =1.3124 ,查圖10-13得KFB=1.3
故載荷系數(shù)
6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑
計算模數(shù)
按齒根彎曲強度設計
由[1]P216式10-17得彎曲強度的設計公式為
確定計算參數(shù)
1）由[1]P208圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限
大齒輪的彎曲疲勞強度極限；
2）由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，；
3）計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式10-12得
4）計算載荷系數(shù)K
5）查取齒形系數(shù)
由[1]P200表10-5可查得；。
8）查取應力校正系數(shù)
由[1]P200表10-5知；
9)計算大小齒輪的并加以比較。
大齒輪的數(shù)值較大
（2）設計計算
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而由齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取彎曲疲勞強度模數(shù)2.24，并近似圓整為標準m=3。
按接觸強度算得的分度圓直徑d1=72mm,d2=360mm
5.2.3幾何尺寸計算
計算中心距
a=（d1+d2）/2=216mm
計算齒輪寬度
1×72=72mm
取B1=B2=72mm
(1) 齒輪結構設計
1) 小齒輪結構設計
由于，所以小齒輪采用實心式
由軸參數(shù)可知
2) 大齒輪結構設計
5.3Ⅱ軸到Ⅴ軸直齒錐齒輪的設計
本系統(tǒng)中，直齒錐齒輪的主要作用就是進行運動方向的變換，將水平軸向的旋轉運動轉換為豎直方向軸向的旋轉運動，其帶動的主要負載就是攪拌煤粉時產(chǎn)生的阻力，以及該傳動鏈中的摩擦力。
由于攪拌軸下面有推力球軸承的支承，所產(chǎn)生的阻力較小，而各機構的摩擦力相對于工作阻力來說更小，因此，本設計中的直錐齒輪主要不傳動力，其強度能滿足工作的需求。
由于上訴原因，不再對錐齒輪進行詳細的設計，只確定其幾個比較主要的尺寸，其他尺寸可根據(jù)具體的結構進行調(diào)節(jié)。
根據(jù)各機構的結構以及尺寸，選定直錐齒輪的平均模數(shù)為，當量齒數(shù)，則平均分度圓直徑
6.轉盤槽輪和掃屑機構設計
6.1槽輪機構計算
1）槽數(shù)的選擇
根據(jù)工位要求，工作臺必須至少具備3個工位（一個工位為沖壓頭的沖壓，一個為托模工作，另一個為加料工作的工位）。因此，可選定槽輪機構的槽數(shù)為4
2）中心距
根據(jù)工作臺的直徑，以及整個系統(tǒng)的尺寸考慮，選定中心距為a=200mm。
3）圓銷半徑
根據(jù)中心距以及大概結構尺寸選定r=20mm。
4）槽輪每次轉位時主動件的轉角的計算
根據(jù)《機械設計手冊（新版）》表13.6-5計算
5）槽間角的計算
根據(jù)《機械設計手冊（新版）》表13.6-5計算
6）主動件圓銷中心半徑的計算
根據(jù)《機械設計手冊（新版）》表13.6-5計算
7）與的比值
8）槽輪外圓半徑的計算
根據(jù)《機械設計手冊（新版）》表13.6-5計算
9）槽輪槽深h的計算
根據(jù)《機械設計手冊（新版）》表13.6-5計算h
對槽深進行取整，取
10）槽輪厚度的設計
根據(jù)槽輪的半徑以及整體尺寸，選定槽輪主動輪以及從動輪的厚度均為20mm
11）運動系數(shù)的計算
6.2掃屑凸輪機構計算
由于掃屑凸輪對尺寸要求不太高，故掃屑凸輪應在最后根據(jù)其他已經(jīng)確定的尺寸進行靈活的變動。但有一點，必須要保證整個系統(tǒng)運行的連貫性。因此，固定凸輪采用斜面形狀，要求固定凸輪的上下方向的長度應大于滑梁的行程s，即凸輪的上下方向的高度應大于300mm，其左右方向的高度應能使掃屑刷滿足掃除粉煤的活動范圍。具體按結構情況來設計。
用作圖法對此機構進行設計，如圖1-10：應該滿足關系式：
凸輪的轉速應該與主體機構的運動周期相配合，由主體機構的轉動比，原動機的轉速為1440r/min，可計算出：
圖6-2掃屑機構
6.3 工作盤設計與計算
在此設計中，工作盤的轉位采用不完全齒輪機構傳動。不完全齒輪的設計可參閱《機械原理課程設計指導》（由張永安主編、高等教育出版社出版）的148頁表[11]。先將工作盤的靜止位置按比例繪出，如圖圖所示。
因主體機構采用對心的曲柄滑塊機構，則曲柄要通過Ⅲ、Ⅳ工位的?？字行?，因此不完全齒輪機構的主動齒輪的回轉中心也應在曲柄的軸線上。由于工作 動1/5周，則從動齒輪的齒數(shù)應該是的五倍，取=16,
。則：=16.模數(shù)選取要保證從動齒輪齒根圓大于工作盤外徑，本題取m=5
7. 軸的設計
7.1Ⅰ軸（皮帶輪軸）的設計
(1) 選擇軸的材料
選取45鋼調(diào)質(zhì)，硬度230HBS，強度極限，屈服極限，彎曲疲勞極限，剪切疲勞極限，對稱循環(huán)變應力時的許用應力。
(2) 初步估算軸的最小直徑
取，則：Ⅰ軸的最小軸頸
其中
考慮到A-B軸段鍵槽對軸的強度影響，需將軸頸增加5%，即
取整后
(3) 軸的結構設計
圖8-1軸的結構設計
Ⅰ軸的結構設計如圖所示。該軸的各段直徑和長度的確定如下：
1) 軸的各段直徑的確定：
自左向右第一段軸：；第二段軸：（取定位軸肩高度，軸承型號取7011AC）；第三段軸：（取定位軸肩高度）；第四段軸：（取軸肩高度）；第五段軸：；（取軸肩高度，軸承型號取7014AC）；
軸的各段長度的確定：
自左向右第一段軸：第一段軸）：第二段軸：；第三段軸：；第四段軸：；第五段軸：；
2) 軸上零件的周向定位：
帶輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按由表15-20查得：選用普通平鍵，鍵的截面尺寸為，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為。。
(4) 先對軸的最小軸徑進行校核
由前面可以知道，大齒輪所受到的最大扭矩為T=131N·m
根據(jù)[1]P370公式（15-1）可以求得軸的扭轉強度條件為
τT=T/WT
其中，WT為軸的抗扭截面系數(shù)
WT=0.2d3=0.2×(50×10-3)3=0.000025mm3
則τT=T/WT=131000/0.000025=5.24MPa
由[1]P370表15-3，可以查得45#鋼的許用扭轉切應力為25-45MPa
τT<[τT]
故軸的軸徑滿足使用的抗扭要求。
(5) 按彎扭合成應力校核軸的強度
1) 繪出軸的計算簡圖 軸的計算簡圖如圖5-8 a)
2) 計算作用支反力 如圖5-8 b)
（方向未定）力在支點產(chǎn)生的支反力：
帶輪壓軸力的作用方向與帶傳動的布置有關，在具體位置尚未確定前，可按最不利的情況考慮。
3) 作彎矩圖
力產(chǎn)生的彎矩，如圖5-8 c)
4) 作轉矩圖，如圖5-8 d)
5) 作計算彎矩圖，如圖5-8 e)
單向運轉，扭轉應力按脈動循環(huán)變應力，取系數(shù)
6) 按彎扭合成應力校核軸的強度
由計算彎矩圖可見，皮帶輪處計算彎矩最大，該處的計算應力為：
小于許用應力，故安全。
圖8-2 Ⅰ軸載荷分析圖
(6) 精確校核軸的疲勞強度
1) 判斷危險截面
截面B只受扭矩作用。所以B無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面C處應力集中最嚴重,截面E的所受的力和截面F的相近,但是截面直徑較大,故不必做強度校核。截面疲勞強度的精確校核計算
截面C右側的應力集中源有過度圓角，而截面F左側的直徑較右側要大，故只需要對右側進行精確校核計算。
抗彎系數(shù)
抗扭系數(shù)
截面的右側的彎矩
截面上的扭矩為
截面上的彎曲應力為：
截面上的扭轉應力
軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。硬度為230HBS，強度極限，屈服極限，彎曲疲勞極限，剪切疲勞極限。
截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及查表可得，。
又可查得軸材料的敏性系數(shù)為：，
故有效應力集中系數(shù)為：
又可查得軸尺寸系數(shù)為，
軸頸處按磨削加工可查得表面質(zhì)量系數(shù)為：
由于軸頸表面未經(jīng)表面強化處理，即，則可算得綜合系數(shù)為：
又由于碳鋼的特性系數(shù) 取
取
于是計算安全系數(shù)值，按公式則得：
故該軸在截面處得強度是足夠的。本機械因無大的瞬時過載和嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，該軸的設計計算結束。
7.2Ⅱ軸（大齒輪軸）的設計
(1) 選擇軸的材料
選取45鋼調(diào)質(zhì)，硬度230HBS，強度極限，屈服極限，彎曲疲勞極限，剪切疲勞極限，對稱循環(huán)變應力時的許用應力。
(2) 初步估算軸的最小直徑
取，則：Ⅱ軸的最小軸頸
考慮到H-I軸段鍵槽對軸的強度影響，需將軸頸增加5%，即
取整后
(3) 軸的結構設計
圖8-3Ⅱ軸裝配草圖
Ⅱ軸的結構設計如圖5-10所示。該軸的各段直徑和長度的確定如下：
1) 軸的各段直徑的確定：
自左向右第一段軸：；第二段軸：（取定位軸肩高度，軸承型號取7013AC）；第三段軸：（；第四段軸：（取軸肩高度）；第五段軸：；第六段軸：
軸的各段長度的確定：
自左向右第一段軸：第一段軸）：（齒輪寬）；第二段軸：；第三段軸：；第四段軸：；第五段軸：；第六段軸：；
軸上零件的周向定位：
左端大齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按由表15-20查得：選用普通平鍵，鍵的截面尺寸為，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50
(4) 先對軸的最小軸徑進行校核
由前面可以知道，大齒輪所受到的最大扭矩為T=131N·m
根據(jù)[1]P370公式（15-1）可以求得軸的扭轉強度條件為
τT=T/WT
其中，WT為軸的抗扭截面系數(shù)
WT=0.2d3=0.2×(50×10-3)3=0.000025mm3
則τT=T/WT=131000/0.000025=5.24MPa
由[1]P370表15-3，可以查得45#鋼的許用扭轉切應力為25-45MPa
τT<[τT]
故軸的軸徑滿足使用的抗扭要求。
(5) 按彎扭合成應力校核軸的強度
首先應對軸進行受力分析，由于軸左端齒輪上連接曲柄，右端通過錐齒輪與槽輪相連，在工作頭行程的前半段，可看成是空載，這時槽輪機構傳遞過來的阻力很小可以忽略不計。
而當工作頭與煤接觸的時候開始，工作頭將受到工作阻力，此時力通過連桿傳遞到曲柄，及齒輪上，當曲柄轉到最下方時，齒輪受到最大的向上的拉力，而此時，軸不受到扭矩（錐齒輪傳遞過來的扭矩不考慮）。
現(xiàn)對其受力時的狀態(tài)進行粗略分析，假定當曲柄轉到最下方時，同時受到最大的拉力以及最大的扭矩。此時軸只在豎直平面內(nèi)受力。
1) 繪出軸的計算簡圖 軸的計算簡圖如圖
2) 計算作用支反力
作用在左端大齒輪上的受力：
作用在錐齒輪上的受力：
3) 計算支反力
垂直面（V面）
水平面（H面）
4) 作彎矩圖
垂直面彎矩，如圖5-11 b）
水平面彎矩，如圖5-11 c）
合成彎矩如圖，如圖5-11 d）
5) 作轉矩圖，如圖5-11 e)
6) 作計算彎矩圖，如圖f)
單向運轉，扭轉應力按脈動循環(huán)變應力，取系數(shù)
7) 按彎扭合成應力校核軸的強度
由計算彎矩圖可見，處計算彎矩最大，該處的計算應力為：
小于許用應力，故安全。
圖8-2 Ⅱ載荷分析圖
(6) 精確校核軸的疲勞強度
1) 判斷危險截面
截面E扭矩作用。所以無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面F應力集中最嚴重,截面F所受的彎矩僅次于截面B，截面B校核過，其滿足使用要求，而截面F徑較小。因而,該軸只需校核截面F應對該截面進行疲勞強度精確計算。
2) 然后根據(jù)[1]P373式（15-5）計算軸的應力：
σca=
由于軸為單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取α=0.6
則上式==39.112MPa
前已經(jīng)選定軸的材料為45#鋼，調(diào)質(zhì)處理，由[1]P362表15-1查得
[σ-1]=60MPa。因此σca < [σ-1],故安全。
3) 精確校核軸的疲勞強度
由分析知，大齒輪右側截面為危險截面，令其為截面I。
抗彎截面系數(shù)W=0.1d3=12500mm3
抗扭截面系數(shù)W=0.2d3=25000mm3
截面Ⅰ左側彎矩M為：
M=60000N·mm
截面Ⅰ上的扭矩T為：
T=131000 N·mm
截面上彎曲應力
b=M/W=2.4MPa
截面上的扭轉切應力
T=T/WT=10.48
軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得
B=640MPa -1=275 MPa -1= 155MPa
截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及
按表3-2查取，因 r/d=0.25,D/d=1.5，經(jīng)插值后可查得
=2.0 =1.31
又由附圖3-1可得軸的材料敏性系數(shù)為
=0.82 =0.85
故有效應力集中系數(shù)按式（附3-4）為
1.82
1.26
由附圖3-2得尺寸系數(shù)εó=0.67
附圖3-3得扭轉尺寸系數(shù)=0.82
軸按磨削加工，由附圖3-4的表面質(zhì)量系數(shù)==0.92
軸未經(jīng)表面強化處理，即βq=0.1，則按式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)值為
=2.80
=1.26
又碳素鋼特性系數(shù)
=0.1 =0.05
于是計算安全系數(shù)值S
=40.92
17.71
=16.25>S=1.5
（8）截面Ⅰ的右側
抗彎截面系數(shù)
W=0.1d3=34300mm3
抗扭截面系數(shù)
WT=0.2d3=68600mm3
截面Ⅰ左側彎矩M為：M=60000N·mm
截面Ⅰ上的扭矩T為：T=131000 N·mm
截面上彎曲應力
b=M/W=1.75MPa
截面上的扭轉切應力
T=T/WT=1.91MPa
過盈配合處的值，由附表3-8用插入法求得，并取=0.8，于是得
=3.16 =2.53
軸按磨削加工，由附圖3-4的表面質(zhì)量系數(shù)=0.92
軸未經(jīng)表面強化處理，即βq=0.1，則按式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)值為
3.25
2.62
于是計算安全系數(shù)值S得
=48.35
58.05
=37.15>>S=1.5
故該軸在該截面處的強度也是足夠的。本設計中因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。本機械因無大的瞬時過載和嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，該軸的設計計算結束。
8.軸承選擇校核與計算
8.1軸承的選擇
軸承的選型應根據(jù)軸的直徑進行選擇，由先前的設計可以知道各個軸的尺寸：
根據(jù)前面的設計可以知道帶輪與小齒輪連接的軸的軸直徑為Φ50，差相關標準可以確定該軸應該用深溝球軸承6210，由于考慮到該軸兩端都懸空（左端為大帶輪，右端為小齒輪），故選用2個深溝球軸承6210。
其尺寸為
大齒輪軸的直徑由前面設計為Φ50，所以也應該選用深溝球軸承6210。由于該軸右端懸臂過長，故應該在右端靠近直錐齒輪處再加一個支承點進行固定。同時該軸為整個系統(tǒng)中的主要的工作軸（執(zhí)行主軸）。所以應該保證其的使用的可靠性，故在該軸的兩個支承點的位置分別安裝2個深溝球軸承6210。
其尺寸為
工作臺下的支承軸的軸徑為Φ70，同時該軸為豎直方向安裝，故該軸應采用推力球軸承，以保證支承重力。根據(jù)相關的標準根據(jù)軸徑選擇該軸承為推力球軸承5110。由于工作臺下方有基座跟箱體支承，所以受力不算太大，故選用一個推力球軸承5110。
槽輪主動輪的軸的直徑為Φ70，同上應選擇推力球軸承5110。由于該軸的下方有一長的懸臂結構，所以應該在該軸的下方靠近直錐齒輪處再加一個支承位置。所以該軸應該在上下個安裝一個推力球軸承5110。
8.2軸承的校核
8.2.1Ⅰ滾動軸承計算和校核
1) 徑向載荷，
2) 軸向載荷，
因為： ，軸有向左竄動的趨勢，故：
軸承1為壓緊端，
軸承2為放松端，
(2) 計算軸承1、2的當量動載荷：
，故：，；
，故：，；
查表13-6可得，取載荷系數(shù)，則當量動載荷為：
(3) 軸承的額定壽命，
查表13-4可得，取溫度系數(shù)，則軸承計算的額定壽命為：
若按大修期為6年，在大修時更換軸承，則軸承的預期使用壽命為，小于軸承計算的額定壽命，所選6210軸承合適
8.2.2Ⅱ軸滾動軸承計算和校核
按軸的結構設計，初步選用角接觸球軸承，其型號為7013AC。安裝方式為：單向固定，正裝。軸承的轉速。查表16-3可得，軸承7013AC的基本額定動載荷，基本額定靜載荷，基本尺寸，軸向力判定系數(shù)，當時，，。
(1) 計算軸承1、2的載荷
1) 徑向載荷，
2) 軸向載荷，
因為： ，軸有向左竄動的趨勢，故：
軸承1為壓緊端，
軸承2為放松端，
(2) 計算軸承1、2的當量動載荷：
，故：，；
，故：，；
查表13-6可得，取載荷系數(shù)，則當量動載荷為：
(3) 軸承的額定壽命，
查表13-4可得，取溫度系數(shù)，則軸承計算的額定壽命為：
若按大修期為九年，在大修時更換軸承，則軸承的預期使用壽命為，小于軸承計算的額定壽命，所選6120合適。
8.3.3工作臺下的支承軸計算
工作臺下的支承軸的軸徑為Φ70，同時該軸為豎直方向安裝，故該軸應采用推力球軸承，以保證支承重力。根據(jù)相關的標準根據(jù)軸徑選擇該軸承為推力球軸承5110。由于工作臺下方有基座跟箱體支承，所以受力不算太大，故選用一個推力球軸承5110。。
9.工作頭橫梁與掃屑刷橫梁的連接處的設計
由于掃屑刷的運動是通過工作頭橫梁的上下運動帶動掃屑刷橫梁的上下運動，從而通過固定凸輪移動結構使掃屑刷能水平方向運動，所以這連個橫梁應該固定。同時由于工作頭橫梁上要安裝滾動軸承，為了使軸承能順利的安裝上去，應該使兩橫梁應該能脫開。所以在兩橫梁工作頭橫梁與掃屑刷橫梁的連接處的設計
由于掃屑刷的運動是通過工作頭橫梁的上下運動帶動掃屑刷橫梁的上下運動，從而通過固定凸輪移動結構使掃屑刷能水平方向運動，所以這連個橫梁應該固定。同時由于工作頭橫梁上要安裝滾動軸承，為了使軸承能順利的安裝上去，應該使兩橫梁應該能脫開。所以在兩橫梁連接處采用了螺釘連接。如下圖：
圖9-1工作頭橫梁
根據(jù)工作頭橫梁的直徑選擇螺釘為M16。長度為40mm
10. 箱體的設計
箱體的設計的主要目的是保證主要的傳動機構以及零件被包含在箱體內(nèi)，以免受到外界雜物的污染和以免發(fā)生安全事故。
故箱體應該是這個系統(tǒng)的絕大部分的部件都包含在箱體內(nèi)。工作臺應露出箱體，這樣便于檢查以及人的控制。同時由于大帶輪的直徑過大以及大小帶輪的中心距過長，如果把這部分包含到箱體內(nèi)的話會造成箱體的結構尺寸過大，結構不緊湊。故應將大小帶輪以及電動機安置在箱體的外面。
箱體的內(nèi)部設計應根據(jù)系統(tǒng)的機構位置來確定，應適當增加內(nèi)板等來對較長的軸進行支承，同時應考慮到軸以及軸承的可安裝性，應該適當增加可拆卸的箱體或箱板。
箱體的壁厚的確定應根據(jù)整個箱體的尺寸來確定，綜合整個箱體的尺寸以及力求系統(tǒng)運行的安全性以及省材料性，確定壁厚一般為30mm，其他的箱體內(nèi)突出部分應根據(jù)具體情況自行調(diào)整。
到此，整個蜂窩煤成型機的設計基本完成。一些沒有設計到的地方以及沒有設計完全的地方，根據(jù)實際情況合理的分配尺寸以及選擇合理的結構。
結 論
本設計解決了現(xiàn)有蜂窩煤成型機存在的技術問題，提供一種結構簡單緊湊，制造成本底、生產(chǎn)效率高、使用壽命長、操作簡單和易損件少的一種新型蜂窩煤成型機。
氣壓式蜂窩煤成型機有本次設計主要完成了有它由氣缸、沖壓、分度、傳動等部件組成本次設計主要完成了1.氣缸的選擇與設計，氣缸裝于機身上部平面，由于要控制沖頭等的上下運動。需要有和排氣孔控制活塞活塞的往復運動，帶動滑梁和脫模盤沖頭一起上下運動。2沖頭和脫模盤的運動設計，由沖頭與脫模盤都與的連成一體滑梁上下移動，當滑梁下沖時，沖頭要將將煤粉壓成蜂窩煤，脫模盤將已壓成的蜂窩煤脫模到傳送帶上。3. 模筒轉盤設計，生產(chǎn)100×100mm的蜂窩煤，一次由沖頭沖壓兩塊。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；4.掃屑機構設計，為了清掃壓頭和推桿下面的煤屑，在此設計一掃煤機構，使壓頭離開工作臺時，掃煤桿在壓頭下面往復掃過，又不能與其它構件相碰撞掃煤桿的長度要保證能在壓頭下面掃過，由總體高度來考慮，固定凸輪采用斜面形狀。5. 帶輪、齒輪的設計
通過這次畢業(yè)設計，使我明白了嚴謹和細心是做機械設計的必要態(tài)度，要想做好一件事，就必須一絲不茍、態(tài)度認真。俗話說：“失之毫厘，謬之千里?！痹跈C械設計上尤其應該注意。還讓我知道了一個整體的機器需要怎樣更合理地去對它里面的各結構部分進行設計裝配，這是我以前了解甚少的知識。雖然我還有的東西不是很懂，但畢業(yè)設計的完成卻給我的四年大學生活畫上了一個圓滿的句號！
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[13]成大先.機械設計手冊（單行本）：減（變）速器·電機與電器[S].北京：化學工業(yè)出版社，2004.
致 謝
不為期三個多月的畢業(yè)設計業(yè)已經(jīng)結束?；仡櫿麄€畢業(yè)設計過程，雖然充滿了困難與曲折，但卻讓我感到受益匪淺。次本設計是學完所有大學期間本專業(yè)應修的課程和完成畢業(yè)實習以后所進行的，是對我四年來來所學知識的一次大檢驗，也是對我實習過程的再學習。使我能夠在畢業(yè)前將理論與實踐更加融會貫通，并且學到了書本上沒有提及的知識點，加深了我對理論知識的理解，擴展了我對機械和生產(chǎn)工藝的認識，強化了實際生產(chǎn)中的感性認識。
通過此次畢業(yè)設計，我掌握了最新的蜂窩煤成型機技術、認識到了在設計過程中所要注意的問題。另外也學會了如何應用圖書、手冊和網(wǎng)絡查找所需的資料信息。
總的來是說，這次設計使我在基本理論的綜合運用以及正確解決實際問題方面得到依次較好的鍛煉，提高了我獨立思考問題、解決問題以及創(chuàng)新設計的能力，縮短了我與工廠技術人員的距離，為我以后從事工程技術工作奠定了一個良好的基礎。同時也讓我了解目前我們這個專業(yè)所處的位置。
本次設計任務業(yè)已順利完成，但由于本人水平有限，缺乏經(jīng)驗，難免會留下一些遺憾，在此懇請各位專家、老師不吝賜教。
此次畢業(yè)設計是在張雪松成老師的認真指導下進行的。張老師經(jīng)常為我解答一系列的疑難問題，以及指導我的思想，引導我的設計思路。在歷經(jīng)三個多月的設計過程中，一直熱心的輔導。其他同學也有對我在設計過程中給予幫助。在此，我忠心地向他們表示誠摯的感謝和敬意！
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