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姓名： 伏廣超 學校全稱：南通理工學院
學歷：大專
專業(yè)： 機械制造自動化
畢設要求：設計圖紙那邊把我學校名稱，還有我名字填進去就好
題目： 秸稈打包機
字數(shù)：5000至8000
設計圖要求：AUTOCAD的2008版 2個部位的圖（2,3張） 以及整圖1張
畢設重點要求：
1、 輸送設備的設計
2、進帶機構的設計
完成時間：3月1號之前
不能和老設計一樣 要分析下 做不一樣 老設計被老師否定了
1 南通理工學院 畢 業(yè) 設 計 論 文 秸稈打包機設計裝置 所 在 學 院 南通理工學院 專 業(yè) 機械制造自動化 班 級 姓 名 伏廣超 學 號 指 導 老 師 2 目錄 摘要 4 前言 5 1 秸稈打包機總體方案設計及選擇 6 1 1 方案分析及設計要求 6 1 2 設計思路 7 1 3 方案比較與選擇 7 1 3 1 液壓驅動壓緊打包 7 1 3 2 轉動推送電動驅動方式 7 2 材料分析 7 2 1 工作原理 8 2 2 特點 8 3 設計計算 9 3 1 減速電機的選擇 9 3 1 1 電動機類型的選擇 9 3 1 2 電動機電壓和轉速的選擇 9 3 1 3 電動機型號規(guī)格的選擇 9 3 2 減速器的選擇 10 3 2 1 按強度選用減速器 11 3 2 2 計算功率 1cP 11 3 2 3 校核熱功率 12 3 3 鏈傳動裝置的設計計算 12 3 3 1 滾子鏈傳動設計的計算 12 3 3 2 選擇鏈輪齒數(shù) 13 3 3 3 選取鏈節(jié)數(shù)和鏈型號 13 3 3 4 確定實際中心距 14 3 3 5 計算作用軸上載荷 15 3 3 6 滾子鏈的耐疲勞工作能力計算 15 3 4 滾子鏈鏈輪 16 3 4 1 主動鏈輪的齒形設計 16 3 4 2 軸面齒廓尺寸 17 3 4 3 鏈輪結構尺寸 18 3 4 4 從動鏈輪的齒形設計 19 3 4 5 軸面齒廓尺寸 20 3 4 6 鏈輪結構尺寸 20 3 5 齒輪齒條傳動裝置的設計計算 21 3 5 1 齒輪類型和精度等級 21 3 5 2 按齒面接觸疲勞強度計算 21 3 5 3 校核計算 22 3 3 5 4 確定傳動主要尺寸 23 3 5 5 按齒根彎曲疲勞強度驗算 24 3 6 軸的設計計算 25 3 6 1 齒輪軸的設計計算 25 3 6 2 軸的結構設計 26 3 6 3 軸的強度計算 26 3 6 4 主動鏈輪軸的設計計算 27 3 7 進料口 27 3 8 軸承與聯(lián)軸器的選取 28 3 8 1 軸承類型的選取 28 3 8 2 聯(lián)軸器的選取 29 3 8 3 鍵的選取與計算 29 3 9 標準件的選取 30 4 密封與潤滑 31 4 1 潤滑 31 4 2 密封 31 5 液壓裝置的設計 32 5 1 執(zhí)行元件速度和載荷 32 5 2 液壓系統(tǒng)方案的選擇和論證 35 設計總結 36 參考文獻 37 致謝 38 4 摘要 本文根據秸稈的形狀和性能 并查閱大量的相關資料 結合實際情況 設計出秸稈 回收設備 包括壓緊機構 輸送裝置及其重要構件 本文首先介紹了輸送打包設備及其 技術目前的發(fā)展狀況和趨勢 輸送打包設備的種類和工藝參數(shù) 然后分析各種秸稈的物 理性能 并根據其性能和所要求的輸送和打包效果 提出輸送裝置和秸稈打包機的結構 及其性能特點的各種可行性方案 最后對各個方案進行相互比較 選取出相對較優(yōu)的設 計方案進行設計 如進料口等 在秸稈打包機的設計中 由于秸稈打包機中選用的變速 裝置和聯(lián)軸器等與輸送裝置中選用的是一樣的 所以在設計過程中 省略了設計相同的 部件 只對其重要結構進行了詳細分析和設計說明 主題詞 輸送裝置 秸稈打包機 結構設計 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 隨著我國經濟的持續(xù)快速發(fā)展 人民生活質量的顯著提高 農業(yè)產品生產和消費量也 相應的增加 同時 國家也愈來愈重視現(xiàn)代農業(yè)建設并加大投入力度 使得農業(yè)類型機 5 器和其他的農產品打包機械的需求量也隨之增長 近年來 在國家一系列發(fā)展的驅動下 當前我國的農業(yè)機械工業(yè)正處在歷史上最好的發(fā)展時期 總體形式看好 已經連續(xù)五年 保持高速增長 出現(xiàn)產銷兩旺的喜人態(tài)勢 同時 在 2007 年 國家將繼續(xù)加大對生產機 械機產品的補貼力度 而且隨著國家及地方政府對秸稈打包機科技的研究 各企業(yè)收入將 有所增加 負擔減輕 支出減少 這些因素將使他農產品打包機械的需求量有較大幅度的 增長 本次設計主要為秸稈打包機的機構設計及輸送裝置設計 本設計說明書主要著重于 輸送裝置部分的輸送裝置構設計 由于本人能力有限 設計中的錯誤在所難免 請大家 給予批評和指證 1 秸稈打包機總體方案設計及選擇 當前大多數(shù)是使用傳統(tǒng)的秸稈打包機對其進行打包 而國外的打包機械也只是處 于初級階段 雖然 目前市場上已經生產出幾種立式和玉米秸稈輸送打包秸稈打包機 6 其中立式秸稈打包機有 AMC 型秸稈打包機 ZPS 型微秸稈打包機和國產立式秸稈打包機 而玉米秸稈輸送打包秸稈打包機有 日本生產的玉米秸稈輸送打包多級微秸稈打包機 美國生產的玉米秸稈輸送打包單級微秸稈打包機和玉米秸稈輸送打包雙轉子錘片秸稈打 包機 這些秸稈打包機雖有生產率高 能耗低 調節(jié)操作方便等優(yōu)點 但由于各類型的 秸稈打包機結構較為復雜 且采用多級電動機帶動工作 使得成本較高 自上個世紀以來 國家投入了大量資金 對秸桿利用進行研究 但真正做到可持續(xù) 發(fā)展的并不多 普遍達不到打包壓塊秸桿的技術要求 這類秸稈打包機雖可以對秸桿進 行打包壓塊 但必須對秸桿進行打包壓塊前的打包 如壓 鍘打包 并且打包壓塊起來 存在許多缺點 動力浪費大 度電產量不高 打包壓塊形狀不均勻 機器部件磨 損快 工作穩(wěn)定性差 生產率低 由于使用活塞磨損快 生產成本增加 該設計在設計思想 機體結構和具體零件等方面都進行了創(chuàng)新 目前 國內無具體 的樣機 是一種較新穎的產品 它在結構設計方面進行的創(chuàng)新 提高經濟和社會效益具 有重要的意義 因此應大力開發(fā)使其朝著高效低能耗方向發(fā)展 以適合我國的發(fā)展需要 1 1 方案分析及設計要求 該打包機主要是用于對秸稈的打包 對其具有以下要求 對打包秸稈的適應性廣 能打包各種類型的秸稈 對含水量較大 纖維較長的粗 秸稈也應具有較好的適應性 打包程度應能夠根據要求進行調整 打包形狀應盡量均勻 配套動力合理 度電產量高 提高生產率 降低能耗 結構簡單 操作方便 不需要較大的技術要求 工作部件耐磨性好 減少更換次數(shù) 以降低生產成本 提高經濟效益 噪音低 粉塵少 以減少環(huán)境污染 機型結構簡單 尺寸緊湊 體積小 占地少 成本低 以適合廣大工業(yè)的生產 1 2 設計思路 打包機技術及其設備的應用廣泛 所涉及的領域農業(yè) 造紙等 被打包的物料也是 多種多樣 再加上現(xiàn)代高新技術的發(fā)展對材料的深加工提出的要求越來越高 如形狀為 7 均勻化 品質高純度 形狀的特護要求等等 這些因素都促使秸稈打包機技術及其設備 向跟高更遠的方向發(fā)展 雖然各個領域的秸稈打包機設備個不一樣 但其設計思路主要 圍繞以下幾點 1 原理上考慮提高有效打包能 大多采用電動 液壓等力的綜合作用進行秸稈打包機 2 結構采用碎秸稈輸入料口 進用壓緊推出人工套取包裝袋完成打包動作 3 打包產品流動性好 純度高 1 3 方案比較與選擇 1 3 1 液壓驅動壓緊打包 1 結構簡單 成本低 2 工作安全可靠 易操作 3 輸送效率高 但效果較差 4 液壓驅動壓緊打包 1 3 2 轉動推送電動驅動方式 1 結構較電動裝置復雜些 2 投資小 成本低 安全可靠 3 易操作 但電路設計較復雜 4 轉動推送電動驅動方式 綜上所述 本次設計采用液壓驅動推出裝置來完成秸稈打包機打包動作 2 材料分析 機架與支座 結構較復雜 主要承受重力 但不受摩擦 因此選用角鋼焊接而成 形狀尺寸依據安裝尺寸確定 鏈輪軸 因該軸需承受彎矩及扭矩 因此材料依鏈輪部分而定 選用 45 鋼 調質處 理 8 鏈輪 運轉為低速 且功率不大 要求耐磨 故選用 45 鋼 齒面硬度 250HBS 齒輪軸 齒輪齒條互嚙合 為抗膠合 要求硬度有所差別 且傳動尺寸無嚴格限制 故選用 40Cr 調質 硬度為 280HBS 軸承蓋 用于對軸承的外圈的定位 需有一定的強度 并且需要有防塵作用 選用 HT200 2 1 工作原理 該機包括進料部分 壓緊部分 排料部分 傳動部分和機體六部分 該機結合現(xiàn)有生產 設備 國內外先進技術 根據設計指導思想 確定本機結構采用無篩的形式 其結構和 工作原理較其他通用型秸稈打包機都大不相同 具有很大的創(chuàng)新性 從進料口進來的物料 秸稈 在往下自由落體的途中 通過傳送帶把秸稈輸送到料箱 而后用液壓推 板壓緊送推送至出料口由人工套取包裝袋完成打包動作 2 2 特點 根據所設計的具體結構和工作原理 該秸稈打包機具有以下特點 通過轉子和傳動結構的優(yōu)化配置 它具有結構緊湊 體積小 工作平穩(wěn)的特點 進排料方便 提高了生產率 降低成本 結構簡單 操作維護方便 適合有于廣大農村使用 產品形狀調節(jié)方便 可通過對形狀調節(jié)板的調整來實現(xiàn) 且能適合多種物料的 加工 具有廣泛的適應性 3 設計計算 3 1 減速電機的選擇 3 1 1 電動機類型的選擇 因本次設計的裝置是無調速要求的機械 并且負載平穩(wěn) 對啟動 制動無特殊要求 長期運轉 小功率 電機的使用地點可能有水滴落 飛濺 應選用防滴 防濺 絕緣等 9 級較高的電動機 且應選用能和減速器配成減速電機的型號 故選用 SEW 三相交流異步 電動機 3 1 2 電動機電壓和轉速的選擇 1 電動機的電壓選擇 由于該裝置要求電動機需隨輸送裝置構工作性質周期性正反轉 根據表 29 87 2 選擇交流異步電動機 電壓為 380V 容量范圍為 0 37 kW 0 55kW 2 電動機的轉速選擇 在確定電動機額定轉速時 必須考慮減速裝置的傳動比 兩者相互配合 經過技術 經濟全面比較才能確定 通常情況下 電動機的轉速不低于 500r min 對工作速度較低 經常處于頻繁地正 反運行狀態(tài) 為縮短正 反轉過渡時間 應選擇適當?shù)碾妱訖C轉速 3 1 3 電動機型號規(guī)格的選擇 輸送裝置在工作時 需驅動一個受輸送壁面外載作用的安裝刷盤的軸和使整個裝置 沿導軌作往復運動的齒輪齒條的嚙合運動 即該裝置有兩個輸出功率 根據實際工作需要 即要求一小時大約可輸送墻面 400 600m 2 結合升降機的速度 可先設其有關參數(shù)為 自重 70 100kg 升降速度為 10m min 輸送裝置構往復行走速度為 25m min 洗刷盤轉速為 250r min 對導軌齒條 其上的載荷主要為單個輸送裝置構的自重 故所輸出的功率 式 20 5 2 kW408 106258 910 v gmP 式中 為單個輸送裝置構的自重 kg 1G v 為單個輸送裝置構往復運動的平均速率 m s 電動機功率 10 kW475 098 05 4 321 P輸 式中 單個齒輪軸輸出功率 1P 鏈傳動的效率 軸承的效率 2 減速器的效率 3 根據上述計算得出的電動機初選功率可初選選出電動機的型號 DT80K4 3 2 減速器的選擇 此設計中減速器工作環(huán)境為高速軸轉速不大于 1500r min 齒輪的圓周速度不大于 20m s 見以下計算 工作環(huán)境溫度范圍 40 50 可優(yōu)先考慮標準減速器 C 總傳動比 3 1 wmni 37 26014 nm 電機滿載轉速 nw 秸稈打包機轉子轉速 i ig iv 3 2 取 ig 1 37 iv 1 72 ig 一對圓柱轉軸的傳動比 i v V 帶傳動的傳動比 各軸轉速計算 1n 1420r min 2nmi 10367 4r 3nmin 5987 106r 各軸功率計算 I1 509 4cPkW 1 509 73crgP 2 26 716vc k 11 3 2 1 按強度選用減速器 根據整個輸送裝置構工作的傳動比要求 即總的傳動比 4 520136i 驅電總 n 各軸轉速 轉矩 功率列表如下 軸號 功率 kW 轉速 n r min 轉矩 N m T I 1 49 1420 9 98 II 1 43 1036 1 38 III 1 36 355 36 3 3 2 2 計算功率 1cP 根據式 18 11 1 kWnPKac 1 11 式中 傳遞的功率 kW 1P 工況系數(shù) 見表 18 40 1 aK 要求的輸入轉速 r min 1n 承載能力表中靠近 的轉速 r min 1n 時的許用輸入功率 kW 由表 18 31 37 1 中查出 1pP 對應于 時的許用輸入功率 kW 當 時 取 1p 1n 10 4n 1pP 工況系數(shù) 安中等沖擊載荷得到 aK aK 按 及 相接近的公稱轉速 4 5i 總 min 1360nr min 150rnkWP5 01 當 時 折算許用公稱功率i 1r P49 36 1 1 代入上式得 kWkPc 49 0475 0 1 可選用減速電機 R27 DT80K4 12 3 2 3 校核熱功率 環(huán)境溫度系數(shù) 1 kWPfPGt 21 1f 負荷率系數(shù) 0 94 功率利用系數(shù) 1 5 3fkt 76 0594 5 0 額定功 率 kW 輸出轉 速 r min 輸出轉矩 A 減速器 傳動比 輸出軸用 徑向載荷 N 使用 系數(shù) 0 55 243 22 5 60 1980 4 6 3 3 鏈傳動裝置的設計計算 由于往復運動及運動傳輸?shù)乃俣容^小 故采取鏈傳動較好 3 3 1 滾子鏈傳動設計的計算 根據電動機和減速器的參數(shù)可知 電動機輸出功率為 轉速為kW 5 0 輸P 減速器傳動比為 i 5 6 故減速器輸出轉速min 1360rn 電 min 2436 12rin 電 由于初步得知其功率大約為 0 55kW 連續(xù)工作 8 小時 由 kWPn6215 9T 輸 可得 mNPn 2435 01 9062輸 式中 減速器輸出功率 輸 k 減速器輸出轉矩 nTmN 減速器輸出轉速 2 in r 故輸出轉矩 22 因齒輪軸和主動鏈輪鏈速度要求相差不大 故可初步選擇鏈傳 動的傳動比為 2 載荷平穩(wěn) 13 3 3 2 選擇鏈輪齒數(shù) 1 選擇傳動比 通常 推薦 因齒輪軸和主動鏈輪鏈速度要求相差不大 故可初6 i 50 3 2 i 步選擇鏈傳動的傳動比為 2 載荷平穩(wěn) 2 選擇小鏈輪齒數(shù) 通常 9 應按鏈速 和傳動比 選取 min1z inzvi 當 增大時 鏈條緊邊的拉力下降 多邊形效應減少 嚙入時鏈節(jié)間的相對轉角減 少 磨損小 但傳動的尺寸 重量增加 參考表 11 2 1 初步確定小鏈輪齒數(shù) 171z 3 確定大鏈輪齒數(shù) 2z 203417max zi 3 3 3 選取鏈節(jié)數(shù)和鏈型號 1 確定計算功率 根據 89 0 17 9 08 1 zKZ 計算功率為 kWPZAC6 8 05 式中 計算功率 傳遞的名義功率 工況系數(shù) AK 小鏈輪齒數(shù)系數(shù)Z 2 選擇鏈型號和節(jié)距 為使傳動平穩(wěn) 結構緊湊 宜選用節(jié)距較小的鏈條 為傳動平穩(wěn) 采用中心線偏離 垂直線約中心線偏垂直線 3 根據計算功率 0 618kw 和 248 2r min 查圖 11 2 1 可選鏈條型號為 查CP1n AoN08 得鏈條節(jié)距為 mp7 12 3 初定中心距 初定中心距應首先考慮結構要求 此設計為中心距不能調整的傳動 故取最大允許 14 中心距 80 12 7 1016pa80mx m 一般初定中心距 635 取 4003817 2 50 3 503 0 pa m0a 4 鏈條節(jié)數(shù) 根據表 11 2 1 得鏈條節(jié)數(shù) 21020 zapzpaLP 725 82347 17 4 式中 鏈條節(jié)數(shù) 節(jié)pL 應圓整為整數(shù) 為避免使用過渡鏈節(jié) 盡量取偶數(shù) 故圓整 為 88 節(jié)數(shù) pL 5 鏈條長度 mpmL6 17 28 3 3 4 確定實際中心距 精確中心距 由于數(shù)值 中心距計算系數(shù) 0 24907176 43812 zLP LK 根據表 11 2 1 得理論中心距 mKpaLP 2 m375 8940 378 2 實際中心距 通常取 a maa581 79 0 4 02 取 388mm a 3 3 5 計算作用軸上載荷 1 計算鏈速 確定潤滑方式 根據表 11 2 1 可知 smpnzv 106 sm 87 0 2437 式中 鏈速 vs 15 主動鏈輪轉速 1nmin r 可知該傳動為中速傳動ssv8 0 6 87 0 根據 和型號 1 所以采用滴油潤滑 m AoN08 2 有效圓周力 根據表 11 2 1 有效圓周力 NvPFt 2 637 51 式中 P 傳遞的名義功率 kW 對接近于垂直的傳動 作用于軸上的力 NFKtA 8 632 105 05 1 式中 工況系數(shù) 上述已查其值 3 3 6 滾子鏈的耐疲勞工作能力計算 當鏈條傳遞功率超過額定功率 鏈條的使用壽命要求小于 15000h 時 其疲勞壽命的 近似計算如下 設 為鏈板疲勞強度限定的額定功率 為滾子套筒沖擊疲勞強度限定的 0kWP 0kWP 額定功率 P 為要求的傳遞功率 則在鉸鏈不發(fā)生膠合的前提下對已知鏈傳動進行疲勞壽 命計算如下 由 kKPA5 01 由式 9 3 6 3 得 1 172 pnz028 39 018 045 kW 由式 9 3 7 3 得 0 1335 1 80 0 npP 故 則 28128h 0kW PAK 0k10150 PALKT 式中 使用壽命 h T 小鏈輪齒數(shù) 1z 小鏈輪轉速 nmin r 多排鏈排數(shù)系數(shù) PK 工況系數(shù) A 16 鏈節(jié)數(shù) PL 即該鏈條滿足要求 3 4 滾子鏈鏈輪 本次設計中采用滾子鏈與鏈輪的嚙合形式 因滾子鏈與鏈輪的嚙合屬非共軛嚙合傳 動 故鏈輪齒形的設計有較大的靈活性 根據 GB T 1243 1997 規(guī)定的最大和最小齒槽形 狀來確定鏈輪齒槽的基本形狀 3 4 1 主動鏈輪的齒形設計 最大齒槽形狀 齒側圓弧半徑 26 264er 180 0 2minzdrre m 滾子定位圓弧半徑 3 667i 3i 69 5rr 滾子定位角 114 7 a1omin 20za 最小齒槽形狀 齒側圓弧半徑 15 96 er axdrre m 滾子定位圓弧半徑 3 535i ri50m 滾子定位角 134 71 a1oaxz9 4 鏈輪的實際齒槽形狀 應在最大齒槽形狀和最小齒槽形狀的范圍內 因三圓弧 直線齒形符合上述規(guī)定的齒槽形狀范圍 故鏈輪的基本參數(shù) 3 計算如下 齒溝圓弧半徑 1r 568 30 5 1 rdrm 齒溝半角 51 5 2 a 1 oz 2 a 工作段圓弧中心 O2的坐標 4 4 2 sin8 0 rdM 3 5corTm 工作段圓弧半徑 2r 17 95 3 12 r 17 工作段圓弧中心角 7 14z56 8o 齒頂圓弧中心 O3的坐標 8 9510cs3 dWorm 1 6718in zVor 齒形半角 13 2 2 1o6472 齒頂圓弧半徑 5 1 3r 05 32 1cs8 0s3 3 rd m 工作段直線部分長度 bc 0 66 in2irbc e 點至齒溝圓弧中心連線的距離 H 18 4 23 1 pdr 注 式中 鉸卷外徑 主動鏈輪齒數(shù)7 rdm71z 3 4 2 軸面齒廓尺寸 根據表 9 3 14 3 得鏈輪的主要尺寸如下 分度圓直徑 d1z 80sinpd 1 697 si 2 m 齒頂圓直徑 78a ra dp5 mx 76 rzd 61 in m 取 77adm 齒根圓直徑 69 1 7 62 1fdrfd 分度圓弦齒高 5 03ah ra dpzh5 08 625 01mx 2 85 inra m 18 取 4ahm 故主動鏈輪的主要尺寸如下表 分度圓直徑 d 齒頂圓直徑 ad 齒根圓直徑 fd分度圓弦齒高 ah 69 1 77 62 1 4 2 確定實際中心距 中心距 389 375221211 8 4ppzzzaLL m 取 388mm a 3 4 3 鏈輪結構尺寸 選用整體式鋼制小鏈輪 根據表 9 3 16 3 可得以下鏈輪結構尺寸 參考聯(lián)軸器的標準直徑和主動鏈輪的定位尺寸mdk34ax 取 mdk2 輪轂厚度 9 16hdKhk01 6 m 式中 由于 取 4 80 5 K 輪轂長度 l 2 3 l 輪轂直徑 hd4 hdkh 3 4 4 從動鏈輪的齒形設計 同理 從動鏈輪的齒形設計可參考主動鏈輪的齒形設計方法 最大齒槽形狀 齒側圓弧半徑 74 8er miner 滾子定位圓弧半徑 3 667i i 19 滾子定位角 117 4 a mina 最小齒槽形狀 齒側圓弧半徑 30 24 eraxer 滾子定位圓弧半徑 3 535i rid50 mm 滾子定位角 137 4 a ax 齒溝圓弧半徑 1r 68 31r 齒溝半角 53 2 2 a2 工作段圓弧中心 O2的坐標 4 5 Mm 3 35T 工作段圓弧半徑 2r 17 92 r 工作段圓弧中心角 46 齒頂圓弧中心 O3的坐標 9 06Wm 0 84V 齒形半角 15 1 2 2 齒頂圓弧半徑 4 99 3r 3r 工作段直線部分長度 bc 0 0 79 bcm e 點至齒溝圓弧中心連線的距離 H 18 1 3 4 5 軸面齒廓尺寸 根據表 9 3 14 3 得鏈輪的主要尺寸如下 分度圓直徑 d d138m 齒頂圓直徑 146 9a ax 144 3min 取 146adm 齒根圓直徑 131fdfd 20 分度圓弦齒高 4 74ah maxh 2 85 5 01indpm 取 4ahm 故主動鏈輪的主要尺寸如下表 分度圓直徑 d 齒頂圓直徑 ad 齒根圓直徑 fd分度圓弦齒高 ah 138 146 131 4 3 4 6 鏈輪結構尺寸 輪轂厚度 12 61h dKhk01 6 m 式中 由于 取 6 45 K 取 k29 輪轂長度 l 36 hl 輪轂直徑 hd 54 dkm Dg 123 7 取 123mm 3 5 齒輪齒條傳動裝置的設計計算 3 5 1 齒輪類型和精度等級 刷墻機為一般工作機器 速度不高 且功率 故選用直齒圓柱齒輪傳動 kWP5 0 選用 8 級精度 GB 10095 88 以下說明 3 5 2 按齒面接觸疲勞強度計算 1 初步計算 轉矩 44324 71T 1 2450 9105 9661 nPT 1TmN 21 齒寬系數(shù) 由表 12 13 4 取 1 0 1 0d d d 接觸疲勞極限 由圖 12 17c 4 limH MPaH7501lim MPaH5802lim 初步計算的許用接觸應力 式 12 15 4 H 7509 1lim1 H 675 1H Pa 5225809 0 2lim2 H 2M 值 由表 12 16 4 取 90dA dA 初步計算的齒輪直徑 式 12 14 4 1d321 uTHd 61 93250 749 m 取 651dm 初步齒寬 65b61db b 3 5 3 校核計算 圓周速度 0 42v 106 245106 ndv vsm 精度等級 由表 12 6 4 選 8 級精度 齒數(shù) z 和模數(shù) m 初選齒數(shù) 2z 2 65 1 d 由表 12 3 4 取模數(shù) 2 5 2 5 m m 則 26 z 26 2 6 1z 使用系數(shù) 由表 12 9 4 1 35AK AK 動載系數(shù) 由圖 12 9 4 1v v 22 齒間載荷分配系數(shù) 由表 12 10 4 HaK 先求 1043657 43221 dTFt N 21 7 1000 btAm 式 12 6 4 261 38cos12 38 z 1 76 0 87 式 12 10 4 7 4 Z87 0 由此得 32 1 12 ZKHa 32 1 HaK 齒向載荷分布系數(shù) 由表 12 11 4 bCdbBAH3210 1 37 1 37651 6 7 32 HK 載荷系數(shù) 式 12 5 4 K 315 HVAK 2 44 彈性系數(shù) 由表 12 12 4 EZMPaE8 19 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 由圖 12 16 4 H 2 5HZ 接觸最小安全系數(shù) 由表 12 14 4 minHS 1 05minHS 總工作時間 4800hht ht 23 應力循環(huán)次數(shù) 由表 12 15 4 估計 則指數(shù) m 8 78LN9710 LN minihiVTt ax1160 48 2 LN7109 4 原估計應力循環(huán)次數(shù)正確 接觸壽命系數(shù) 由圖 12 18 4 NZ 1 18NZ 許用接觸應力 式 12 11 4 H 05 187 minl HNSZ 843 9 H MPa 驗算 式 12 8 4 ubdKTZHE21 518 1 1 58HHa 計算結果表明 接觸疲勞強度較為合理 齒輪尺寸無需調整 否則 尺寸調整后還 應再進行驗算 3 5 4 確定傳動主要尺寸 實際分度圓直徑 d 因模數(shù)取標準值時 齒數(shù)已重新確定 但并未圓整 故分度圓直徑不會改變 即 mz652 md65 中心距 32 5ama 3 a 齒寬 65bdb1 b 齒頂高 2 5ahha5 2 ah 齒根高 3 125f mcf 125 3 0 fm 齒頂圓直徑 70adhdaa 75262 ad 齒根圓直徑 58 75f ff 8 f 24 齒距 7 85pmp85 7 pm 齒輪中心到齒條基準線距離 H 32 5d 32 6 H 基圓直徑 61 1bd mob 1 60cs5cos bd 3 5 5 按齒根彎曲疲勞強度驗算 重合度系數(shù) 0 66 0 66 Y82 1750 75 02 Y 齒間載荷分配系數(shù) 由表 10 10 4 1 51FaK6 YKFa FaK 齒向載荷分布系數(shù) 5 2 6 hb 由圖 12 14 4 35 1 F 載荷系數(shù) 2 75K 35 13 1 FVAKK 齒形系數(shù) 由圖 12 21 4 2 60FaY FaY 應力修正系數(shù) 由圖 12 22 4 1 59s s 彎曲疲勞極限 由圖 12 23c 4 limF MPaF601lim MPaF4502lim 彎曲最小安全系數(shù) 由表 12 14 4 1 25limFS liS 彎曲壽命系數(shù) 由圖 12 24 4 0 95NY NY 尺寸系數(shù) 由圖 12 25 4 1 0X X 許用彎曲應力 式 12 19 4 456 F 25 10 96 minl FXNSY F MPa 25 驗算 式 12 16 4 YmbdKTSAFaF2 63 30000h 推薦壽命 靜載荷計算 當量靜載荷 NFPr9 3800 29 計算額定靜載荷 式 18 19 rrPSC00 4 N8 7619 32 NCr8 7610 軸承 rr 許用轉速驗算 載荷系數(shù) 查圖 18 19 1 02 5173 rCP 4 1 f 載荷分布系數(shù) 查圖 18 20 2 4 2f 許用轉速 N 式 18 20 021Nf N 8500r minmin 85r 大于工作轉速 124 1r min 結論 采用 6207 軸承 壽命 靜載荷計算與許用極限轉速均可滿足工作要求 3 8 2 聯(lián)軸器的選取 減速器與鏈傳動之間的聯(lián)接 min 2 481rn 301 mNnPT 2 1 248501 9105 9626輸 根據表 12 4 11 3 選取凸緣聯(lián)軸器 GB T 5843 2003 由式 12 4 9 3 式中 理論轉矩 cnK TnT 額定轉矩 工作情況系數(shù) 由表 12 4 6 3 查到 N K50 1 KmNTc 63250 1 由表 12 4 11 3 查得聯(lián)軸器的型號為 GY25 聯(lián)軸器 GB T 5843 20034251 BJ 3 8 3 鍵的選取與計算 鏈輪與軸通過鍵聯(lián)結 軸徑 由表 7 4 1 md301 29 參考鏈輪厚度尺寸 選用 A 型平鍵鍵 GB T1096 79 56 mb6 h6ml25 30 為了防止鍵被剪斷 須對鍵進行強度校核 鍵所受扭矩與軸相同 mNnPTn 2 1 248501 9105 9626輸 假設壓力在鍵的接觸長度內均勻分布 則根據擠壓強度或耐磨性的條件計算 求得 聯(lián)結所能傳遞的轉矩 靜聯(lián)接 式 7 1 4 1 24ppThldl 較弱零件輪轂材料為 45 號鋼 式中 軸的直徑 mmd 鍵與轂的接觸高度 mm h 2h 鍵的高度 mm 鍵的接觸長度 mml 許用擠壓應力 p 選用鍛鋼 鑄鐵 125 014MPa 對于 A 型鍵 mblRl 96 強度足夠nTNT 4 021934 3 9 標準件的選取 1 聯(lián)軸器上的螺栓 選取 螺栓 GB T 5782 2000 M8 80 螺母 GB T 6170 M8 彈簧墊圈 GB T93 1987 8 2 齒條導軌安裝處 選取 定位銷 GB T119 1 5m6 14 開槽沉頭螺釘 GB T68 2000 M4 12 3 軸承蓋的安裝處 選取 螺釘 GB67 85 M10 25 彈簧墊圈 GB T93 1987 10 4 減速器與機座的安裝處 選取 螺釘 GB67 85 M8 45 彈簧墊圈 GB T93 1987 8 5 主動鏈輪輪轂與軸安裝處 31 選取 開槽錐端緊定螺釘 GB T71 1985 M6 10 6 從動鏈輪輪轂與齒輪軸安裝處 選取 開槽沉頭螺釘 GB T 68 2000 M6 16 軸端擋圈 GB T 891 B38 7 滾動導向輪軸處 選取 螺母 GB T 6170 M36 平墊圈 GB T95 2002 36 8 刷盤與軸的聯(lián)接處 選取 螺釘 GB67 85 M5 16 彈簧墊圈 GB T93 87 5 4 密封與潤滑 4 1 潤滑 本設計中涉及鏈傳動 齒輪傳動 導軌和滾動軸承的潤滑 為降低摩擦阻力 減輕 磨損 以及達到冷卻 吸振等目的 需計算并選用正確的潤滑方式 由上面計算所得 鏈傳動和導軌的潤滑方式是采用人工定期潤滑 使用普通開式齒 輪油 SH T 0363 1992 1 號 齒輪傳動的圓周速度為 0 42m s 較低 可用飛濺潤滑 選普通開式齒輪油 SH T 0363 1992 1 號 滾動軸承的潤滑方式可根據速度因數(shù) 值 d 為軸頸直徑 mm n 為工作轉速 r min mi 5 431 235rdn 選擇滾動軸承的潤滑方式為脂潤滑 鈣基潤滑脂 GB 491 1987 1 號 4 2 密封 該裝置的密封主要是指軸承的密封 是為了防止外界灰塵 水分等浸入軸承 上述 計算已選用氈圈密封 32 5 液壓裝置的設計 本設計推出裝置及壓緊為液壓系統(tǒng) 相關工藝參數(shù)為 額定載荷 2000kg 夾持式手部 壓出長度 1 3 米 尺寸 0 35 0 35 米 5 1 執(zhí)行元件速度和載荷 1 切削力 根據其概念 阻礙工作運動的力 在本設計中即為額定負載的重力和支架以及上頂板的 重力 其計算式為 F 切 額 載 支 架 上 頂 板 2 摩擦力 各運動部件之間的相互摩擦力由于運動部件之間為無潤滑的鋼 鋼之間的接觸摩擦 取 0 15 其具體計算式為 1234FG mg G 磨 額 載 式中各符號意義同第三章 3 密封裝置的密封阻力 根據密封裝置的不同 分別采用下式計算 O 形密封圈 0 3 密 液壓缸的推力 Y 形密封圈 1F fpdh 密 f 摩擦系數(shù) 取 f0 密封摩擦力也可以采用經驗公式計算 一般取 F051F 密 4 運動部件的慣性力 33 其計算式為 FGvFmagtt 切慣 對于行走機械取 2v0 51 st 本設計中取值為 20 4m s 5 背壓力 背壓力在此次計算中忽略 而將其計入液壓系統(tǒng)的效率之中 由上述說明可以計算出液壓缸的總阻力為 F F 切 磨 密 慣 1234123 m gG gG 額 載 額 載v0 5gt 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 液壓缸的總負載為 40KN 該系統(tǒng)中共有四個液壓缸個液壓缸 故每個液壓缸需要克服的阻力為 10KN 該升降臺的額定載荷為 2500Kg 其負載變化范圍為 0 2500Kg 在工作過程中無沖擊負載的作用 負 載在工作過程中無變化 也就是該升降臺受恒定負載的作用 4 2 1 液壓缸的作用力 液壓缸的作用力及時液壓缸的工作是的推力或拉力 該升降臺工作時液壓缸產生向上的推力 因此計 算時只取液壓油進入無桿腔時產生的推力 F 2cmpD4 式中 p 液壓缸的工作壓力 Pa 取 p 5 20 3 1Pa D 活塞內徑 單位 m 0 09m cm 液壓缸的效率 0 95 代入數(shù)據 F 325 901 10 94 F 10 3KN 即液壓缸工作時產生的推力為 10 3KN 2 活塞桿的強度計算 活塞桿在穩(wěn)定情況下 如果只受推力或拉力 可以近似的用直桿承受拉壓載荷的簡單強度計算公式進 行 62104Fd 34 材料的許用應力 單位 MPa 活塞桿用 45 號鋼 340 2 5sMPann 代入數(shù)據 363210 4 5 6 3MPa 活塞桿的強度滿足要求 3 穩(wěn)定性校核 該活塞桿不受偏心載荷 按照等截面法 將活塞桿和缸體視為一體 其細長比為 LmnK 時 2KEJFL 在該設計及安裝形式中 液壓缸兩端采用鉸接 其值分別為 1 85 260 4 JdA 將上述值代入式中得 LmnK 故校核采用的式子為 2KEJFL 式中 n 1 安裝形式系數(shù) E 活塞桿材料的彈性模量 鋼材取 12 0Pa J 活塞桿截面的轉動慣量 46dJ L 計算長度 1 06m 代入數(shù)據 213423 4 03 4 510 6KF 371KN 其穩(wěn)定條件為 Kn 式中 K 穩(wěn)定安全系數(shù) 一般取 Kn 2 4 取 Kn 3 35 F 液壓缸的最大推力 單位 N 代入數(shù)據 371Kn 123KN 故活塞桿的穩(wěn)定性滿足要求 5 2 液壓系統(tǒng)方案的選擇和論證 液壓系統(tǒng)方案是根據主機的工作情況 主機對液壓系統(tǒng)的技術要求 液壓系統(tǒng)的工作條件和環(huán)境條件 以成本 經濟性 供貨情況等諸多因素進行全面綜合的設計選擇 從而擬訂出一個各方面比較合理的 可實現(xiàn)的液壓系統(tǒng)方案 其具體包括的內容有 油路循環(huán)方式的分析與選擇 油源形式的分析和選擇 液壓回路的分析 選擇 合成 液壓系統(tǒng)原理圖的擬定 油路循環(huán)方式的選擇主要取決于液壓系統(tǒng)的調速方式和散熱條件 比較上述兩種方式的差異 再根據升降機的性能要求 可以選擇的油路循環(huán)方式為 開式系統(tǒng) 因為該升降機主機和液壓泵要分開安裝 具有較大的空間存放油箱 而且要 求該升降機的結構盡可能簡單 開始系統(tǒng)剛好能滿足上述要求 36 設計總結 打包技術通過前蘇聯(lián)的發(fā)展 已在基礎理論方面取得了成果 世界各國將以各種形 式研制利用秸稈打包技術 尤其是應用方面將有大的發(fā)展 適用于各種物料打包的機型 回相繼出現(xiàn) 新結構的利用振動技術的秸稈打包機會不斷出現(xiàn) 在當今這個科技發(fā)展速度日新月異的社會 各種行業(yè)的發(fā)展是相互促進 相輔相成 的 回收行業(yè)的發(fā)展直接促進了秸稈利用率 而秸稈打包機和輸送裝置是該行業(yè)中的必 不可少的加工裝置 為了適應當今社會的發(fā)展要求和趨勢 低成本 高效率以及自動智 能化是當今工業(yè)發(fā)展的必然趨勢 這次畢業(yè)設計是本人在大學生活中所學知識的綜合應用 在大四的生產實習中 通 過參觀和了解機械加工工藝和流程 鞏固了本人的專業(yè)知識 這次設計也是在上學期的 專業(yè)課程設計的基礎上更進一步鞏固 讓我充分的感受國內和國外的制造業(yè)之間的差距 我想 通過這次設計 使我本人對中國制造業(yè)肯定 堅定了本人畢業(yè)后從事制造業(yè)的信 心 本人這次的設計的秸稈打包機 是在現(xiàn)有設備的基礎上 從空間結構到設備中各種 裝置的選擇等方面的進行綜合優(yōu)化 使該套裝置的成本得以降低 效率得以提高以及使 用的周期得以延長 由于本人知識有限 在設計過程中難免存在錯誤和妥協(xié)之處 希望 老師們提出寶貴意見 37 參考文獻 1 蔡春源 機械零件設計手冊 第三版上 冶金工業(yè)出版社 1994 年 4 月 2 蔡春源 機械零件設計手冊 第三版下 冶金工業(yè)出版社 1994 年 4 月 3 王少懷 機械設計師手冊 中冊 電子工業(yè)出版社 2006 年 8 月 4 邱宣懷 機械設計 第四版 北京 高等教育出版社 2007 年 12 月 5 王少懷 機械設計師手冊 下冊 電子工業(yè)出版社 2006 年 8 月 6 何銘新 機械制圖 高等教育出版社 2002 年 5 月 7 蔣平 工程力學基礎 上 高等教育出版社 2003 年 2 月 8 成大先 機械傳動 化學工業(yè)出版社 2004 年 1 月 9 孫桓 陳作模 機械原理 第六版 北京 高等教育出版社 2001 年 5 月 10 廖念禾 AutoCAD 2006 中文版全接觸 中國水利水電出版社 北京 2006 年 1 月 11 唐伯雁等 幕墻輸送裝置器人的輸送系統(tǒng)設計 J 輸送世界 第 24 卷第 7 期 2008 年 7 月 12 機械設計手冊編委會 機械設計手冊新版第 1 卷 M 北京 機械工業(yè)出版社 2005 年 3 月 13 廖念釗 互換性與技術測量 第四版 中國計量出版社 北京 2000 年 1 月 14 機械設計手冊編委會 機械設計手冊新編 軟件版 化學工業(yè)出版社 2008 年 4 月 15 任嘉卉 李建平 機械設計課程設計 北京 北京航空航天大學出版社 2001 年 1 月 16 Christopher T H The Numerical Treatment of Intergral Equations Clarendon Press Oxford 2003 38 致謝 作為我的大學本科生涯的最后作業(yè) 本次畢業(yè)設計的全部工作均是在 XXX 老師的悉心 指導下完成的 在做本次設計的過程中 我多次求教于 XX 老師 均得到了耐心且詳細的 指導 經過半年的忙碌和工作 本次畢業(yè)設計已經接近尾聲 作為一個本科生的畢業(yè)設計 由于經驗的匱乏 難免有許多考慮不周全的地方 如果沒有導師的督促指導 以及一起 工作的同學們的支持 想要完成這個設計是難以想象的 在這里首先要感謝我的導師 XX 老師 田老師平日里工作繁多 但在我做畢業(yè)設計的每個階段 從查閱資料到設計草 案的確定和修改 中期檢查 后期詳細設計 裝配草圖等整個過程中都給予了我悉心的 指導 我的設計較為復雜煩瑣 但是田老師仍然細心地糾正圖紙中的錯誤 除了敬佩 XX 老師的專業(yè)水平外 他的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣 并將積極 影響我今后的學習和工作 其次要感謝身邊同學對我無私的幫助 特別是在軟件的使用 方面 正因為如此我才能順利的完成設計 我要感謝我的母校 XX 學院 是母校給我 們提供了優(yōu)良的學習環(huán)境 另外 我還要感謝那些曾給我授過課的每一位老師 是你們 教會我專業(yè)知識 至此 再一次謝謝 XX 老師