制钵机设计说明书解读

制钵机设计说明书1.1 运动设计与动力计算1.1.1 电动机功率的选择电瓷帽坯件机功率消耗主要有四部分：压紧和冲出时作功，但主要消耗在第一工位。模孔转盘上均匀分布着6 个模孔，根据每小时生产定额，模孔转盘的转速为n转盘每小时生产定额3000 r / min 8.33r / min转盘的模孔数 606 60转盘每转一圈，冲头上下6 次往复运动。则偏心轮的转速为n偏n转盘68. 3 3r6/ m i nr 5 0/设 偏 心 轮 偏 心 距 （ 曲 柄 长 ） 为96mm ， 则 冲 头 的 最大 位 移 速 度 为 ：296 n偏0.5024 m / sv冲 max100060由于传动带、齿轮的功率问题可以通过传动效率来解决，再忽略传动过程中摩擦消耗的功率，我们要考虑的功率就是搅拌器的功率、冲头的功率以及模孔转盘，播种及覆机构的功率。（1） 搅拌器的功率：因搅拌器转速较低，估计功率消耗为P搅拌0.27kW（2）冲头的功率：1)压紧冲头的功率： 由公式 p k z n 1，其中（a）p 是作用在接触面上的压强，单位为kgf / cm2 ;（b）z 是变形量，单位是厘米，由钵体高为80mm，压缩比是 1.2:1 可得模高为96mm,所以 z=96-80=16mm=1.6cm；（c）k 是跟土壤性质有关的比例常数，取0.25；（ d ） n 取1. 所 以 ， p0.25 1.610.4kgf / cm2. 由 表 17 2 可 知1kgf / cm29.80665104 pa ，所以 p=39227pa.所以 Fp spr 2392270.082788.3N又由工作循环图可知，冲头速度曲线的a 点对应于压紧冲头向下开始压紧土壤的速度，此时偏心轮相应的角位移为125，则v冲av冲 max sin1250.435 sin125 m/ s 0.356m / s从而得到压紧冲头所消耗功率为F压紧 v冲a7 3 9 0 . 3 5 6P压紧0 . 2 6kW31 0 0 01 0 0 02) 冲出冲头的功率：在确定冲出冲头的功率时，我们忽略钵体的自重，只考虑克服钵体与侧壁的摩擦力所需要的功率。由公式 pco1，其中ph ph（a） pc 是容器侧壁上的压强；（b） ph 是作用在散体深度为 h 处的压强，取 p p36780pa ；h（c） 是散体的侧压系数，取0.7；（d）0施压前的原有压强，取。ph0所以，根据公式，可求得pc 25746pa.因此 Fps pcr 2257460.082517N 。又由工作循环图可知，冲头速度曲线上的b 点对应于冲出冲头开始冲出钵体的速度，此时偏心轮相应的角位移近似为 296，则v冲bv冲 maxsin2960.435 sin296m / s0.391m / s从而得到冲出冲头所消耗的功率为P冲出F冲出 v冲b 5170.391100010000.202kW则 P冲头P压紧P冲出 （0.263 0.202）kW0.465kW（3）模孔转盘的功率：模孔转盘转动时要克服滑轴V 与转盘间的滑动摩擦，转盘与机架间的摩擦，估计所消耗功率为P转盘0. 0 8k W（4）播种及覆土机构的功率 P播种覆土 =0.08kw总功率P总PPP（）P0. 4 6 5 0. 0 8 0. 2 7 0. 0 8 k W0冲头转盘搅拌播种覆土估计传动系统总机械效率总 为 0.85，则电动机的功率至少应为PP总0 . 8 9 51 . 0 5k3W电0 . 8 50 . 8 5选出 Y 系列小型三相异步电动机，由表3122 2 ， Y 系列（ IP44）封闭式三相异步电动机技术条件，选用Y90S4 型， P电1.1kW ,由表 31 23 2 其主要技术数据、外形和安装尺寸先下表：表 4-1 电动机主要技术数据、外形和安装尺寸表型号额定功率满载转速最大转矩重量 /kg/kW/r/minY90S41.114002.222外形尺寸 /mm中心高安装尺寸轴伸尺寸平键尺寸 /mmmmmm/mm/mm/mmmmmmLHA BDEF G(AB/2+AD)+HD90310245 1902450820140 1001.1.2 确定各传动机构的传动比（1）因 n电1400r/ min, n偏50r / min ，则外传动总传动比为i外i带i1 2n电28n偏考虑带传动比不宜过大，故传动比分配为i带，7，4 i1 2（2）当偏心轮转6 圈的同时，要求经内传动路线后使得转盘转1 圈，其总传动比应为i内n偏3ii5 6 64n转盘若取 i3 41，则 i566 ，即小齿轮 Z6 的转速和偏心轮的转速一样。对于搅拌器兼刮板的转速没有严格要求，为简化机构，定为和小齿轮 Z6 的转速相同，装在同一根轴上。1.1.3 计算各轴的转速和功率（1）各轴的转速n n电1400r / m i nn电1 40 0n4r / m i n 3 5 r0/ m i ni带n3nII350i1 2r / min 50r / min7n4n350 r / min50r / mini3 41n转盘n450 r / min8.33r / mini566（2）各轴功率由表 124 2 ，传动带取普通 V 带、绳芯结构：带0.945 ；由机械设计师手册：直齿0.97， 锥齿0.94 ， 轴承0.99 （均取8 级精度），则转盘所需功率P转盘0.08kW2) 轴 V 所需功率 pVp播种覆土0.08kw 0.0842kw直齿0.95轴所需功率PP转盘P搅（0. 0 80. 2 70. 9 70.9 9）k W 0. 3 5 8k W直齿轴承轴承0.9 9轴所需功率（设偏心轮机构效率偏0.9）PP冲PV0. 3 5 80.08420. 4 6 5P锥齿轴承偏轴承直齿（0. 9 9+.959） kW0. 9 3 50. 90.0. 9 9kW74) 轴所需功率PP0. 9 9 7 k W 1. 0 6k W直齿轴承0. 9 5 0. 9 95) 轴所需功P P1. 0 6k W 1. 1 k W带 0. 9 5 52.2 典型零件的结构设计与强度校核2.2.1 模盘的结构和尺寸确定模盘上有6 个均匀分布的模孔，根据苗钵的规格和土壤的压缩比，现确定模孔的高度 H=96mm,孔径 d=80mm，转盘的材料为铸铁HT250，由于强度低，孔与外圆之间的壁厚不宜太薄，取10mm，由于是间歇传动，故采用了槽轮结构。槽轮机构的典型机构如下图所示，他有主动拨盘1，从动槽轮 2 和机架组成。槽轮机构的结构简单，外形尺寸小，其机械效率高，并能较平稳地，间歇的进行转位。但因传动时尚存在柔性冲击，故常用于转速不太高的场合。普通的槽轮机构有外槽轮和内槽轮机构之分。它们均用于平行轴间的间歇传动，但前者槽轮与拨盘的转向相反，而后者则转向相同。外槽轮机构应用比较广泛。在机械中最常用的是径向槽均匀分布的槽轮机构。对于这种机构，在设计计算时，首先应根据工作要求确定槽轮的槽数Z 和主动拨盘的圆销数n；再按受力情况和实际机械所允许的安装空间尺寸，确定中心距L 和圆销半径r；最后可按图中机构的几何关系，由下列各式求出其它尺寸：s=Lsin 2 =Lsin （/ z）R=Lcos 2 =Lcos（/ z）hs-（ L-R-r ）拨盘轴的直径 d1 及槽轮的直径 d2 受以下条件限制 :d12（L-s）d22(LRr)锁止或弧的半径大小，根据槽轮轮叶齿顶厚度b 来确定，通常取b=3-10mm其中 L=315mm，230计算得：r=10mmb=10mmR=272.8mmS=157.5mmh 125.3mm 取 h=125.3mm转盘的结构和尺寸见下图图 2-1 槽轮转盘结构、尺寸图2.2.2 直齿圆柱齿轮的设计，校核已知小齿轮传递的功率为1.06kW ，小齿轮的转速n5350r / min ，。传动比i=7 ，工作条件是连续单向运转，工作轻微冲击，有载启动，预定寿命H=1000h ，68 个月检修一次。1. 选择材料确定初步参数（1）小齿轮 1 采用 45 钢，调质，取硬度值为255HBS。大齿轮 2 采用 45 钢，调质，齿面硬度取236HBS。两齿轮工作齿面硬度差为19，合适。（2）初选齿数取小齿轮齿数为 Z1 =20则大齿轮齿数Z2 iZ1 7（3）选择齿宽系数d 和传动精度等级选齿轮精度为 8 级精度（ GB10095 88）。齿宽系数d1=0.533（4）由图 35.2-16，35.2-17 按 MQ 级质量要求取值查得H l i m 1 560MPaFE 1H l i m 2 560MPaFE 22 初定齿轮主要参数440MPa440MPa因为该传动为开式软齿面齿轮传动，故按齿根弯曲疲劳强度计算齿轮尺寸计算模数，按公式14-332（ K 取 2）m12.5KT1 YFSm Z1FPT19549P1.06m954928.92Nn350由图 14 15 2 查得大小齿轮的复合齿形系数（ x1 x2 0 时）； YFS1 4.38YFS 23.89由于齿轮单向受力，齿轮的许用弯曲应力F P11.6Fl i m 11. 65 6 0 M8P9a6FP 21.6F lim21.6560896MPaYFS 2Y1由于FP 2FP1 ，故按小齿轮的抗弯强度计算模数3228.074.46m 12.51.48mm1422480采用直齿轮，按表142 2 ，取标准模数 m=3mm，则齿轮中心距am2( Z1Z2 )3 (202140) mm240mm由于是单件生产，不必取标准中心距，取a =225mm。齿轮分度圆直径d1Z1 m(203)mm60mmd2 Z2m(140 3)mm420mm工作齿宽 bdd10.56030mm，取 b1 36mm, b2 30mm齿轮圆周速度vd1n160350 m / s1.1m / s601000601000由图 14-3查得，50.79 ，60.9482端面重合度0.790.9481.738，满足要求。（3）齿轮 1 和 2 的几何尺寸如下：m3mm a240mmb136mm b2 30mmd160mmd2420mmda1m ( Z12)3(202)66mmda 2m (Z22)3(1402) 426mmd f 1m (Z12.5)3(202.5)52.5mmd f 2m (Z22.5)3(1402.5)412.5mm（3）校核齿面接触疲劳强度HZBDZHZZ ZFtu 1 k k kHkHEd1buA V根据表 1437 公式确定式中各参数：分度圆上的切向力（ 1431）Ft 2T12 28.9d10.06 963.3N使用系数（表 14 39）取 k A 1.25，动载系数 kv ，查图 14 9，取 kv 1.085，z1140齿数比uz220 7齿向载荷分布系数kH 1.0齿间载荷分布系数K H =1.1节点区域系数Z H 2.5材料弹性系数 Z E 189.8MPa重合度系数 Z 0.872螺旋角系数 Z 0.872由于1.781，可取 Z BD Z D Z B 1将以上数据代入H 计算式：H 537.4MPaH ZNT ZLVR ZW ZXSHH 计算接触强度安全系数（表14 37）：H H Z NT ZLVR ZW ZXsH则；式中各系数的确定：按式（1416）计算齿面应力循环数NL60 jn1t601 350 100002.1 1081NL187NL 2.1103u1027查图14 37，得寿命系数： ZNT1 1.12323润滑油膜影响系数，查表1447， Z LVR =0.87齿面工作硬化系数，按图1439，查得 ZW 1.0将以上数据代入计算式：H 1547.2MPa,H 2547.2MPaH 满足强度要求(4)齿根抗弯疲劳强度校核强度条件:F F FFt Y F aY sYa Y K A K V K F K FYF 2YS 2计算应力bmn,F2F1 YF 1YS 1m3 ,齿形系数F 14.38 ,F3.90其中 n应力校核系数S1.55 , S 1 1.79抗弯强度重合度系数0.686抗弯强度螺旋角系数1.0K A1.25K V1. 0 9齿向载荷分布系数F1.0齿向载荷分布系数F1.1带入式中得F18 9. 2F279.4MPaMPaF F l imr eYl T Yr e l T X许用应力Y S TY N YTsF l i m式中；极限应力Fli m 4 4 0MPa安全系数sF lim 1.4应力修正系数 YST1.0寿命系数 YNT1.0齿根圆角敏感系数Y rel 1.0齿根表面状况系数 Yrel 1.0尺寸系数 Y1.0440F a1.4则P2F1F 验算结果符合要求2.2.3 直齿圆锥齿轮的结构设计传递功率P=0.997KW ， 传递转矩 T 189.07N m齿轮转速n1 50r min 1传动比 i=1预定寿命 H=10000h1，选择齿轮材料及热处理要求,确定精度等级据表 14 28，两齿轮用 40Cr ，调质硬度 257HBS接触强度极限应力bHlim708MPa接触强度安全系数SH l i m 1. 1弯曲强度极限应力b l i m2 9 2 M P 弯曲强度安全系数SFlim1.42、初步设计选 用 直 齿 锥 齿 轮 ， 按 齿 面 接 触 强 度 进 行 初 步 设 计 公 式d1 965 Cm 3K T1u21（1- 0.52R H 2R）载荷系数 K=1.25额定转矩 T=189.07 Nm齿宽系数R0.3H 0.9 Hlim0.9 708637.2MP材料配对系数Cm1d1 965 Cm 3K T12（ - .22u）R H 11 0 5R965131.25189.07（ - .2211）0.3637.210 50.3计算结果122mm3.几何尺寸计算Z1Z220arctan 1初选两齿轮数齿轮分锥角12u 45模数 m=d1 Z1 =6.05取模数 m=10mm大端分度圆直径d1d2 z1 m 2010200mm齿宽中点分度圆直径dm1dm2 d（1- 0.5 R） 170mm外锥距Red1 2sin 1200 2sin45141.42mm中锥距RmR（ 1- .0 5）1 4 1（.4-2 .1 .0）5 0 3 1 2 0. 2 1 m m齿宽 b RRe 0.3141.4242.43mm齿顶高 ha1ha2m（1+x1）=10 1=10mm齿根高 hf1hf2m（1.2-x1）=10 1.2=12mmda1da2 d1 2ha1 cos 1 200 2 10 cos45顶圆直径214.14mm0f 1f 2a r c t a n h / R a r c t a n 1 2 / 1 4 1. 4 2 4. 8 5齿根角f 1齿顶角a1 a 2f1f24. 805顶锥角a1a2 1a14 5 4. 8 5 4 9. 8 50根锥角f 1f 21f 1 4 5 4. 8 5 4 0. 1 5冠顶距Ak1 d1 /2 ha1 sin 1 92.93mm AK 2 AK 1安装距取A2 A1 142.93mm轮冠距H1A1AK 11 4 2. 9 39 2. 9 35 0 m mS1S2m2x1tanxt 1 15.71mm端分度圆齿厚2SS（1- S12 ）=15.71mm大端分度圆法向弦齿厚d12hnha + S12 cos）=9.93mm大端分度圆法向弦齿高4d1当量齿数Z v 1Z v 2Z / c o=s2 8. 2 8 m m当量齿轮分度圆直径dv1 dm1 /cos240.4mm齿宽中点齿顶高hamha 0.5btg a 10 0.5 16 tg4.85 9.321mm当量齿轮顶圆直径dvadv2ham240.429.321=259mm齿宽中点模数mmm Rm / R=8.5mm当量齿轮基圆直径dvbdvcos226mm（=20 ）啮合线长度：gva 0.5（ d2va1d2vb1+ d2va2d2vb2 ） - dv1dv2sin37.937mm2vagva37.9371.513mmcos8.5cos20端面重合度4.齿面接触疲劳强度校核HZHZ E Z Z Z KFmtu 1 kAkV kH kH根据表 1437 公式dm1beHu确定式中各参数：节点区域系数 Z H 2.5材料弹性系数 Z E 189.8 MPa接触强度重合度系数Z 0.89 使用系数（表 1439）取 k A 1.25，动载系数 kv ，查图 149，取 kv 1.02，锥齿轮系数 ZK 0.85齿向载荷分布系数kH1.65齿间载荷分布系数K H=1.1beH 0.85b =0.85 42.43=36mm分度圆上的切向力2T1228.9963.33NFmtdm10.06z11齿数比 uz2将以上数据代入H 计算式：H 390.66MPa计算接触应力（表H H lim Z X ZL ZV ZR1437）：sH lim接触强度尺寸系数 Z1.0速度系数 Zv 0.9油膜影响系数ZL 0.87粗糙度系数 ZR 接触强度安全系数SHlim 1.1将以上数据代入计算式： H 715.39MPa H 满足强度要求5.齿根抗弯疲劳强度校核强度条件:FF KKKKFmtYY Y YFAVFF计算应力F a s a Kbe Fm nmm10 , K A1.25, KV1.02其中 n齿向载荷分布系数F 1.65齿向载荷分布系数F 1.1抗弯强度重合度系数0.71抗弯强度螺旋角系数1.0齿形系数F4.55,应力修正系数 S1.0 ,锥齿轮系数k0.85 ,带入式中得F14 6. 1 5MPa计算抗弯应力sF lim式中；极限应力Fl i m2 9 MP2 a 安全系数 sF lim 1.4实验齿轮的应力修正系数YST2.0相对齿根圆角敏感系数Y rel0.95相对齿根表面状况系数 Yrel1.0尺寸系数 Y0.97 F 292 2 0 0 950 9783 57 aF验算结果符合要求1.42.2.4 皮带轮的设计已知电动机功率 P电 1.1KW ，小带轮转速 nI 1400 r minPdK AP电K A2K A1.11. 设 计 功 率， 式 中 的查 表12 12 得 ，则Pd 1.1 1.11.21KW2选定带型2，选择型带。由图 12ZV2inI14004n350传动比22dd1 80mm小轮基准直径 参考表 1218和图 122，取dd2idd1 (1)480(1 0.02)313.6由表12182，dd2 315mm（其中是弹性滑动率，通常取0.010.02）udd23154.02实际传动比dd 1 (1 ) 80(1 0.02)n2n11400348.26r / min从动轮的实际转速u4.02n2350348.260.5350转速误差误差在5% 的范围内，是允许的。vdd1n8 0 1 4 0 0m6 01 0 0 05. 8 6s带速6 0 0 0 0初定轴间距0.7(dd1dd2)a02(dd1dd2 )276.5a0790初取a0450mm所需基准长度(d d2dd) 2L d02a0(d d1d d2 )14a022450(80(31580)2315)450124024由表 12 72，选取基准长度 Ld =1250mm实际轴间距aa0LdLd045012501240455mm22安装时所需的最小轴间距amina0.015Ld4550.015 1250436.25mm张紧或补偿伸长所需的最大轴间距amaxa0.03Ld4550.03 1250492.5mm小带轮包角180dd2 dd157.3315 80152.31201a18057.3455单根 V 带的基本额定功率2 P 0.35KW根据表 1217C 可得 1nI 1400 rdd180mm额定功率的增量P ，考虑传动比的影响，根据min ，由表 1217h 2 ，查得P =0.03KW (12)V 带的根数pdZp1 ) ka kl( p1由表 12-132 ， 12-152分别查得ka0.92 kl1. 1 1则Z1.213.120.03)1.11(0.350.92取 Z=4（13）单根 V 带的预紧力F0 500(2.5pdmv2k a1)Z vkgF0500( 2.51)1.2146.4 N由表 12-14 2 得， m=0.06 m则0.92(14) 作用在轴上的载荷FQ 2 ZF0 Sin 12 46.4 4 sin 152.3360N222.2.5 偏心轮结构设计1偏心距和连杆长度偏心轴下滑上偏心轮连杆止止块点点图 2-2由上图可见，滑动轴V 上下往复移动的行程s 要等于模孔的高度与冲出冲头在模孔外的一段距离之和，s=(96+54)=150mm，取 a 为曲柄长度， l 为连杆长度9变换可得：as150 mm 75mm由关于偏置机构的公式 (1)22a75mm 219mmmin70lcos709，则cos min由图 2 ，取2 具体结构偏心轮用平键、止退垫圈、螺母固定在轴上。凡是用此方法固定都要求轴颈长度比轮毂孔长度短12mm。为了使螺母不与连杆相碰，将偏心轮设计成凹坑，将螺母置于凹坑中，凹坑直径可比止退垫圈直径大12mm。偏心轮不宜做得太厚，可在203mm 之间，故取26mm。为了增加与轴的配合部分长度，还必须设计一凸缘。偏心轮外圆与偏心销孔之间的壁厚定为15mm 左右，把偏心轮端的孔径设为20mm，因此可以算出偏心轮的外圆直径为200mm。1.6mm，则56(0.1 0.125)d11121 偏心轮2圆螺母3平垫圈344连杆5轴套1056轴7垫片68螺母99平键10 套筒11 轴87连 杆d34曲柄滑块机构中的偏心轮的结构图图 2-3 曲柄滑块机构中的偏心轮结构图与 偏 心 销 的 摩 擦 部 分 用 轴 套 ， 轴 套 的 厚 度 根 据 经 验 一 般 取，铜 套的 长度 L ； d 为 铜套内径 （即偏心 销的 直径 ）， 设( 0.1 0.125) d2.8 3.5mm，取3mm； L51mm 。26100.018150.02 A68 +0-0.0181080.00466+32.5357460.0150.02A+0.02120-010.004+81.6.22图 2-4偏心轮零件图在决定铜套内径的公差时，要特别注意当铜套压入连杆孔时铜套内径的缩小，对薄壁铜套其收缩量约为铜套外径过盈量的 0.80.9 倍，因此在确定铜套尺寸时，要适当加大铜套的内径与轴配合的间隙。3偏心轮轮齿部分的计算已 知 大 齿 轮 传 递 的 功 率 为0.997kW ， 大 齿 轮 的 转 速n55 0r / m i n，T1189.1N.m。传动比 i=0.5，工作条件是连续单向运转，工作轻微冲击，有载启动，预定寿命H=1000h。1） 选择材料确定初步参数（1）大齿轮 1 采用 40Cr ，调质，取硬度值为263HBS。小齿轮 2 采用 40Cr ，调质，齿面硬度取271HBS。两齿轮工作齿面硬度差为7，合适。（2）初选齿数取大齿轮齿数为Z1 =60则小齿轮齿数 Z2iZ10.5（3）选择齿宽系数d 和传动精度等级选齿轮精度为 8 级精度（ GB10095 88）。齿宽系数d1 =0.134（4）由图 35.2-16，35.2-17 按 MQ 级质量要求取值查得H li m 1 716MPaFE 15 8 7.MPa3H l i m 27 2 7.M6 P aFE 25 9 3.MPa32），初定齿轮主要参数因为该传动为开式软齿面齿轮传动，故按齿根弯曲疲劳强度计算齿轮尺寸计算模数，按公式14-3 2 （ K 取 2）3mKT1YFS12.5m Z1FPT1 9549P1.0628.92 N m9549n350由图 14 15 2查得大小齿轮的复合齿形系数（x1 x20 时）；YFS14.38YFS 2 3. 8 9由于齿轮单向受力，齿轮的许用弯曲应力FP11. 6 Fl i m 11. 65 6 0 M8P9a6FP 21.6 F lim21.6560896MPaYFS 2Y1由于FP2FP1 ，故按小齿轮的抗弯强度计算模数328.074.4621.48mmm 12.52248014采用直齿轮，按表142 2 ，取标准模数 m=4mm，则齿轮中心距am2( Z1Z2 )4 (60230)mm180mm由于是单件生产，不必取标准中心距，取a =180mm。齿轮分度圆直径d1Z1 m(604)mm240mmd2Z2 m(304)mm120mm