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碼坯機升降機構(gòu)設計 1 緒論 1.1 磚瓦工業(yè)的現(xiàn)狀 磚瓦作為房屋建筑最基本、最古老的材料在我國房屋建筑中有著非常重要的歷史。眾所周知，我國是世界上磚瓦生產(chǎn)第一大國，進入21世紀以來，每年磚瓦產(chǎn)量8100億塊，其中粘土實心磚4800億塊以上，空心磚和多孔磚1700億塊以上，煤矸石、粉煤灰等多種廢渣磚1600億塊以上。磚瓦生產(chǎn)的第一大國，必然在磚瓦生產(chǎn)能耗上也是第一大國。 當前我國正處在全面建設小康社會的重要時期，城市化步伐不斷加快，建筑業(yè)和房地產(chǎn)業(yè)成為拉動國民經(jīng)濟增長的主要源動力之一。建筑業(yè)的持續(xù)增長，特別是新農(nóng)村建設促使廣大農(nóng)村建筑需求的增長，將繼續(xù)為磚瓦工業(yè)的發(fā)展提供廣闊的市場空間。 在農(nóng)村住房消費方面，“十一五”規(guī)劃提出了新農(nóng)村建設的重大戰(zhàn)略任務和目標。毫無疑問，隨著新農(nóng)村建設不斷發(fā)展，農(nóng)村房屋建設無論是數(shù)量，還是結(jié)構(gòu)、功能、質(zhì)量，都將出現(xiàn)新的變化，對磚瓦和其他墻體屋面材料需求的拉動力將非常巨大。 因此，完全可以相信，在未來相當長一個時期，隨著城鄉(xiāng)建筑業(yè)的發(fā)展，磚瓦工業(yè)仍然有著巨大的市場發(fā)展空間。 1.2 碼坯機在國內(nèi)的發(fā)展現(xiàn)狀 隨著我國墻體改革政策，國家對墻材有了一些新的革新要求，國內(nèi)許多磚材生產(chǎn)廠家，吸收引進了國內(nèi)外最先進的生產(chǎn)技術(shù)，研發(fā)生產(chǎn)出國內(nèi)外一流水平的成套制磚設備，為舊磚廠改造成為先進的自動化磚廠提供了可靠的技術(shù)保障。 從上世紀八十年代我國引進國外技術(shù)開始，我國制磚行業(yè)的技術(shù)裝備得到了快速的發(fā)展，例如熱工設備——中斷面、大斷面平頂隧道窯的出現(xiàn)改善了過去輪窯、小窯的操作環(huán)境和操作水平；成型設備使產(chǎn)品質(zhì)量產(chǎn)量都得到了極大的提高，取代了非真空擠出機，在燒結(jié)磚廠得到了普遍的推廣和應用，而碼坯設備——自動碼坯機也是運行可靠、技術(shù)先進的設備，目前在很多新建磚廠中應用，但還沒有達到普遍使用。隨著我國經(jīng)濟的快速發(fā)展，企業(yè)對改善勞動環(huán)境，提高科技含量的觀念也在逐漸增強，而人們生活水平提高后，對自己所從事工作的環(huán)境要求也越來越高，逐漸的由體力勞動向非體力勞動或輕體力勞動轉(zhuǎn)變。這就對磚廠的碼坯和卸坯工段用人多且勞動繁重提出了一個課題，用自動碼坯機替代人工碼坯勢在必行，是將來發(fā)展的必然趨勢。 1.3 碼坯機的概述 碼坯機碼坯機主要由切條機、切坯機、分坯機、夾盤機構(gòu)、行走機構(gòu)、升降機構(gòu)、旋轉(zhuǎn)機構(gòu)和電氣系統(tǒng)等組成。碼坯機的工作流程：切條機將坯切條，切坯機把切好的磚坯推到分坯機上后分坯，分坯完成后的磚坯送至碼坯機夾盤機構(gòu)正下方。當夾盤到達預定夾坯位置后，夾盤夾具工作，夾起磚坯，接著由升降機構(gòu)上升至預定高度，行走機構(gòu)驅(qū)動機體行走至窯車正上方，旋轉(zhuǎn)裝置完成轉(zhuǎn)向90，然后升降機構(gòu)下降至預定放坯高度進行碼坯，碼坯機碼放一層，旋轉(zhuǎn)一層，形成十字交叉，經(jīng)過上述動作循環(huán)，即可完成窯車的全部碼坯過程。 2 機構(gòu)工作原理與方案的確定 2.1 機構(gòu)的工作原理 升降采用滾子鏈，使其運動準確，避免打滑現(xiàn)象，同時利用四個導向柱，增加設備的穩(wěn)定性。滾子鏈由大小鏈輪帶動，共四組，布于四周，通過擺線針輪減速機通過齒輪箱帶動兩根軸實現(xiàn)同步上升。最后在車架兩端加上配重，通過鋼絲繩與夾盤機構(gòu)連接，這樣可以減輕滾子鏈受力，減小功率。行走機構(gòu)通過另一擺線針輪減速機帶動行走軸實現(xiàn)行走。 2.2 機構(gòu)方案的確定 設計方案見圖1 圖1 3 運動與動力參數(shù)的計算 3.1 機構(gòu)傳動簡圖 圖2 1.行走輪 2.行走軸 3.行走擺線針輪減速機 4.行走從動齒輪 5.行走主動齒輪 6.小鏈輪軸 7.小鏈輪 8.大鏈輪 9.升降軸 10.升降從動齒輪 11.升降擺線針輪減速機 12.升降主動齒輪 3.2 減速器及電機的選擇 本設計選用B系列擺線針輪減速機，因為擺線針輪減速機具有高速比和高效率。單級傳動，就能達到1：87的減速比，效率在90％以上，結(jié)構(gòu)緊湊體積小。運轉(zhuǎn)平穩(wěn)噪聲低，使用可靠、經(jīng)久耐用壽命長，設計合理，維修方便。B系列擺線針輪減速機減速機適用于24小時連續(xù)作制，并允許正反向運轉(zhuǎn)。 型號的表示方法: 圖3 B系列擺線針輪減速機選型表見圖4 圖4 根據(jù)本地地質(zhì)狀況和土質(zhì)資源進行研制，適合于國家標準磚體240×115×53mm，一次性碼坯數(shù)量為27X9塊,加上夾盤機構(gòu)框架總重量約1.5t總重約2.4t。配重設計為兩個，每個600Kg,因此本設計選用 升降擺線針輪減速機：BWDC15-30-35 輸出轉(zhuǎn)速43r/min 輸出轉(zhuǎn)矩2343N.m 電壓380v 行走擺線針輪減速機：BWDC5.5-22-23 輸出轉(zhuǎn)速65r/min 輸出轉(zhuǎn)矩6460N.m 電壓380v 減速機外形見圖5 圖5 3.3 傳動比分配 升降齒輪傳動比i1==1.74 行走齒輪傳動比i2=1 鏈輪傳動比i3==2.16 3.4 各軸的轉(zhuǎn)速計算 升降軸n1=43x=24.7r/min 行走軸n2=65x1=65r/min 3.5各軸輸入扭矩計算 齒輪傳動效率查表取η1=0.9 齒輪軸T1=Tη1=2343N.mx0.9=2108.7N.m 行走軸T2=Tη1=6460N.mx0.9=5814N.m 4 齒輪傳動的設計計算 4.1 升降機構(gòu)齒輪設計計算 使用要求：預期使用壽命10年，每年360個工作日,每日24小時。傳動尺寸無嚴格限制，無嚴重過載。傳動比i=1.74。 因傳動尺寸無嚴格限制，故小齒輪用45Cr，采用鍛件加工，鍛打后正火HB170-210，粗加工后調(diào)質(zhì)處理HB210-230，平均取220HB。大齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取為260HB。主要失效形式是彎曲疲勞折斷和磨粒磨損，磨損尚無完善的計算方法，故只進行彎曲疲勞強度計算。計算步驟(參照機械設計課本）如下： 齒面接觸疲勞強度計算： （1）初步計算： 轉(zhuǎn)矩： 齒寬系數(shù)： 表12.13，取 接觸疲勞極限：由圖取，； 初步計算的許用接觸應力：； ； 值 由表12.16 取 ； 初步計算的小齒輪直徑： 其中， ??； 初步齒寬： （2）校核計算： 圓周速度v: 精度等級：由表12.6，取為7級精度。 齒數(shù)z和模數(shù)m：初取 ??； ； 由表12.3，取 則 使用系數(shù)： 由表12.9 ??； 動載系數(shù)： 由圖12.9 取； 齒間載荷分配系數(shù)：由表12.10，先求： 由此得 齒向載荷分布系數(shù)：由表12.11， 載荷系數(shù)： 彈性系數(shù)： 由表12.12 節(jié)點區(qū)域系數(shù)： 由圖12.16 接觸最小安全系數(shù)：由 表12.14 總工作時間： 應力循環(huán)次數(shù) 由表12.15，估計 ，則指數(shù)m=8.78 接觸壽命系數(shù) 由圖12.18 許用接觸應力 驗算 計算結(jié)果表明，接觸疲勞強度足夠。 （3）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，經(jīng)確定： 小齒輪z1=23 m=10 d1=mz1=230mm 齒寬b1=90mm 大齒輪 z2=40 m=10 d2=mz2=400mm 齒寬b2=90mm 中心距 a 齒寬b 齒根彎曲疲勞強度計算： 重合度系數(shù) 齒間載荷分配系數(shù) 由表12.10， 齒向載荷分布系數(shù) 由圖12.14 載荷系數(shù)K 齒形系數(shù) 由圖12.21 =2.53 2.23 應力修正系數(shù) 由圖12.22 =1.62 =1.74 彎曲疲勞極限 由圖12.23c =600MPa =450MPa 彎曲最小安全系數(shù) 由表12.14 =1.25 應力循環(huán)次數(shù) 由表12.15，估計 ， 則指數(shù)m=49.91 彎曲壽命系數(shù) 由圖12.24 =0.95 =0.96 尺寸系數(shù) 由圖12.25 =1.0 許用彎曲應力 驗算 傳動無嚴重過載，故不作靜強度校核。 4.2 行走機構(gòu)齒輪設計計算 因傳動尺寸無嚴格限制，故兩個齒輪均用45Cr，采用鍛件加工，鍛打后正火HB170-210，粗加工后調(diào)質(zhì)處理HB210-230，平均取220HB。由于傳動比為1，所以兩齒輪齒數(shù)設計為28，模數(shù)為10，所以d=280,a=280。 齒根彎曲疲勞強度計算： 重合度系數(shù) 齒間載荷分配系數(shù) 由表12.10， 齒向載荷分布系數(shù) 由圖12.14 載荷系數(shù)K 齒形系數(shù) 由圖12.21 =2.53 2.23 應力修正系數(shù) 由圖12.22 =1.62 =1.74 彎曲疲勞極限 由圖12.23c =600MPa =450MPa 彎曲最小安全系數(shù) 由表12.14 =1.25 應力循環(huán)次數(shù) 由表12.15，估計 ， 則指 數(shù)m=49.91 彎曲壽命系數(shù) 由圖12.24 =0.95 =0.96 尺寸系數(shù) 由圖12.25 =1.0 許用彎曲應力 驗算 兩齒輪合格。 5 軸系零件的設計計算 5.1 升降軸的設計 5.1.1 升降軸的結(jié)構(gòu)設計 初步計算升降軸的結(jié)構(gòu)尺寸： 升降軸為實心軸軸材料選用45鋼，按許用切應力計算： 取; ; 取d=90mm。 升降軸的結(jié)構(gòu)圖： 圖6 升降軸的校核（參照機械設計步驟）： 簡化軸上載荷如圖： 圖7 其中，=1752N，T==129.68N·m， ==3458×=3249.5N ==3458×=1182.7N 畫軸的彎矩圖，扭矩圖 圖8 由彎矩圖、扭矩圖可知B點為危險截面。對B點進行校核計算： M===276.64Nm 查表得：=215Mpa，=102.5Mpa，=60Mpa 對于不變的轉(zhuǎn)矩，取===0.27 ===278N·m 所以： ===43.43Mpa=60Mpa 滿足強度要求。 5.1.2 行走軸的結(jié)構(gòu)設計 初步計算升降軸的結(jié)構(gòu)尺寸： 升降軸為實心軸軸材料選用45鋼，按許用切應力計算： 取; ; 取d=100mm。 升降軸的結(jié)構(gòu)圖： 圖9 升降軸的校核（參照機械設計步驟）：同前 經(jīng)校核滿足要求。 6 軸上鍵連接的選擇及校核 6.1 升降軸上鍵的選擇及校核 因無特殊要求，選用圓頭普通平鍵，鍵22×80， 通常（1.6～1.8）d 因此，L（1.6～1.8）×85=136～153mm，取L=80mm； 校核計算如下： 鍵的接觸長度=L-b=80-22=58mm。鍵與縠的接觸高度h2=142=7mm； 許用擠壓應力查表取=150Mpa；所以鍵連接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為： T=d=×0.004×0.04×0.034×150×=408N·m=129.68N· m。 所以，以上選擇的參數(shù)滿足強度要求。合理。 6.2 行走軸上鍵的選擇及校核 因無特殊要求，選用圓頭普通平鍵，鍵25×70， 通常（1.6～1.8）d 因此，L（1.6～1.8）×95=152～171mm，取L=70mm； 校核計算如下： 鍵的接觸長度=L-b=70-25=45mm。鍵與縠的接觸高度h2=142=7mm； 許用擠壓應力查表取=150Mpa；所以鍵連接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為： T=d=×0.004×0.04×0.034×150×=408N·m=129.68N· m。 所以，以上選擇的參數(shù)滿足強度要求。合理。 7 滾動軸承的選擇及校核 升降軸上軸承的選擇及校核 選擇的滾動軸承為6315 GB/T 276與6317 GB/T 276兩種 軸承6315的校核 徑向力 派生力 ， 軸向力 由于， 所以軸向力為， 當量載荷 由于，， 所以，，，。 由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當量載荷為 軸承壽命的校核 軸承6317的校核 徑向力 派生力 ， 軸向力 由于， 所以軸向力為， 當量載荷 由于，， 所以，，，。 由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當量載荷為 軸承壽命的校核 8 齒輪箱及雙聯(lián)軸承座的設計 本設計兩樣都采用ZG230-450材料做成，強度夠，且能實現(xiàn)批量生產(chǎn)，具體參數(shù)見零件圖。 9 鏈輪與鏈條的設計 有大鏈輪與小鏈輪，傳動比為2.16，由鏈盤與輪轂焊接而成，鏈條采用24A， 大鏈輪24牙，小鏈輪11牙，具體參數(shù)見零件圖。 10 車架的設計 焊接產(chǎn)品比鉚接件、鑄件和鍛件重量輕，對于大的機械產(chǎn)品來說可以減輕自重，節(jié)約能量。焊接結(jié)構(gòu)強度和剛度高，結(jié)構(gòu)重量輕，，成本低，生產(chǎn)周期短，可靠性好，而且施工簡便。車架即大部分采用焊接。 車架的焊接要求全部為平焊，無焊縫，無裂紋，表面平整，垂直度和平行度要求達標，嚴格按照工藝流程規(guī)定進行焊接。主要的焊接原料為14#槽鋼，以及不同型號的鐵板，具體規(guī)格材料見圖紙。 參考文獻 [1]朱中平.新編鋼鐵材料手冊[M].北京：化學工業(yè)出版社，2008.1 [2]孔凌嘉.簡明機械設計手冊[M].北京：北京理工大學出版社，2008.2 [3]劉混舉、趙河明、王春燕.機械可靠性設計.北京：國防工業(yè)出版社.2010 [4]卜嚴.機械傳動裝置設計手冊[M].北京：機械工業(yè)出版社，1998.12 [5]鄭文緯、吳克堅.機械原理.7版.北京：高等教育出版社.2010 [6]鄭文偉，吳克堅.機械原理[M].北京：高等教育出版社，1997.7 [7]何銘新、錢可強.機械制圖.5版.北京：高等教育出版社.2008 [8]邱宣懷，郭可謙，吳宗澤，等.機械設計[M].第四版.北京：高等教育出版社，1997 [10]成大先.機械設計手冊[M].北京：化學工業(yè)出版社，1998 [11]陳于萍、周兆元.互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ).2版.北京：機械工業(yè)出版社.2009 [12]劉鴻文.材料力學[M].第四版.北京：高等教育出版社，2004.1 [13]方昆凡.公差與配合技術(shù)手冊[M].北京：北京出版社，2000.2 [14]王少懷.機械設計師手冊.中冊[M].北京：電子工業(yè)出版社，2006.8 [15]葉玉駒，焦永和，張彤.機械制圖手冊[M].北京：北京機械工業(yè)出版社，2008.2 [16]楊光，席偉光，李波等．機械設計課程設計. 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