毕业设计（论文）-电控蜂窝煤成型机创新设计（含全套图纸） .doc

电控蜂窝煤成型机创新设计摘要：通过创新设计，电控冲压式蜂窝煤成型机在原有的成型机基础上进行了改造，采用了双向分度槽轮，大幅度提高了机构运行精度，简化了整体机构。同时，考虑到机构的不兼容性，本设计采用了带轮、齿轮、槽轮、飞轮等传动机构配合使用，大大发挥了这几种机构的优点，提高了传动效率，减少了机构占地面积。并且为了提高工作效率和保护生产环境，该电控冲压式蜂窝煤机合理地装置了凸轮扫屑机构。关键字：电控 蜂窝煤 冲压式全套设计图纸，联系153893706innovation design of electronic control honeycomb briquette forming machineabstract: through innovative design, the electronic control honeycomb briquette forming machine designed in the design is transformed on the basis of original forming machine, using a two-way reference geneva wheel, greatly improved the operation accuracy of the cam mechanism and simplified the whole mechanism. at the same time, taking the mechanisms incompatibility into account, the design uses pulley, gear, geneva wheel, flywheel, combing with other institutions, which greatly plays theses mechanisms advantages，improves the transmission efficiency, reduces the mechanisms site area . moreover in order to improve work efficiency and protect the environment, the electronic control honeycomb briquette forming machine reasonably installed a cam- sweep crumbs institution. keyword: electronic control honeycomb briquette stampi第1章 绪论1.1 引言冲压式峰窝煤成型机是我国城镇峰窝煤（通常又称煤饼）生产厂的主要生产设备，这种设备由于具有结构合理、质量可靠、成型性能好、经久而用、维修方便等优点而被广泛采用。1.2 课题设计背景及意义 现代社会能源不断在减少，全世界都在呼吁要节约、合理利用能源。我国煤炭数量大，但是人口多的问题使我们消耗的资源也多，不管是在工业还是在农业生活方面蜂窝煤的使用广泛，各式各样的蜂窝煤被用在不同的场合。但是煤的大量使用破坏了我们的生活环境，因此越来越多的人开始研究环保型的蜂窝煤，其中秸秆蜂窝煤最为突出。伴随社会的发展，我们不仅需要改进蜂窝煤原料的配制，同时需要改进蜂窝煤成型机的整体结构，使它到达简便实用，成本低廉的目的。本课题的设计研究有利于更高效更安全地生产出实用的蜂窝煤，从而以实现节约原料资源和提高生产效益的目的。1.3 课题设计的基本思路和关键技术本课题所研究的整个装置要求从驱动传动机构开始设计，电动机驱动带传动以后带动第一根轴转动，从而带动第一级齿轮的运动，同时使飞轮和驱动滚筒的带轮也运动起来；齿轮的转动再驱动第二根轴运动，由第二根轴带动锥齿轮和冲压机构；锥齿轮的运动使分度槽轮机构运动，再带动转盘运动从而实现和转盘同轴的模盘和扫屑机构转动；而此时转盘也带动和料盘同轴的槽轮运动，这个槽轮的运动将使料盘的搅料棒转动而使得原料不断流入模盘，最终实现冲压蜂窝煤的目的。具体运动如图1.1所示。图1.1 蜂窝煤运动图依次把各个结构合理设计完成，然后装配起来。在设计过程中要注意各连接部分的接合问题，同时在此过程中要注重分度机构、冲压机构以及扫屑机构的合理性，选用实用简便但又最有效的组合运动机构。第2章 总体概要2.1 机器的功能和设计要求冲压式峰窝煤成型机的功能是将粉煤加入转盘的模简内，经冲头冲压成峰窝煤。为了实现蜂窝煤冲压成型，冲压式蜂窝煤成型机必须完成五个动作，如图2.1所示。（1）粉煤加料；（2）冲头将蜂窝煤压制成型；（3）清除冲头和出煤盘的积屑的扫屑运动；（4）将在模简内的冲压后的蜂窝煤脱模；（5）将冲压成型的蜂窝煤输送。图2.1冲头、脱模盘、扫屑刷、模筒转盘位置示意图冲压式蜂窝煤成型机的设计要求和参数有：（1）成型煤规格: ；（2）行程：190mm；（3）蜂窝煤重：0.75kg/个，成型压力:0.1t/个；（4）蜂窝煤成型机的生产能力：30次/min；（5）驱动电机：封闭式y160m-6=7.5kw；n=970r/min；（6）机械运动方案应力求简单；（4）图2.1表示冲头、脱模盘、扫屑刷、模筒转盘的相互位置情况。实际上冲头和脱模盘都与上下移动的滑梁连成一体，当滑梁下冲时将粉煤冲压成蜂窝煤，脱模盘将以压成的蜂窝煤脱模。在滑梁上升过程中扫屑刷将冲头和脱模盘刷除粘着粉煤，模筒转盘上均布了模筒，转盘的间歇机构使加料的模筒进入冲压位置、成型的模筒进入脱模位置、空模筒进入加料位置。2.2工作原理和工艺动作分解根据上述分析冲压式蜂窝煤成型机要求完成的工艺动作有以下六个动作：（1）加料：这一动作可利用粉煤重力自动加料；（2）冲压成型：要求冲头上下往复运动；（3）脱模：要求脱模盘上下往复运动，可以将它与冲头一起固结在上下往复运动的滑梁上；（4）扫屑：要求在冲头、脱模盘向上移动过程中完成；（5）模筒转盘间歇转动：以完成冲压、脱模、加料的转换；（6）输送：将成型脱模后的蜂窝煤落在输送带上送出成品。上述六个动作，加料和输送比较简单可以不于考虑，冲压和脱模可用一个机构来完成。因此，冲压式蜂窝煤成型机重点考虑三个机构的设计：冲压和脱模机构，扫屑机构或模筒转盘的间歇运动机构。2.3根据工艺动作顺序和协调要求拟定运动循环图对于冲压式蜂窝煤成型机运动循环图主要是确定冲压和脱模盘、扫屑刷、模筒转盘三个执行构件的先后顺序、相位，以利于各执行机构的设计、装配和调试。冲压式蜂窝煤成型机的冲压机构为主机构，以它的主动作的零位角为横坐标的起点，纵坐标表示各执行构件的位移起始位置。蜂窝煤成型机循环图如图2.2所示。图2.2 蜂窝煤成型机循环图图2.2表示冲压式蜂窝煤成型机三个机构的运动循环图。冲头和脱模盘具有工作行程和回程两部分组成。模筒转盘的工作行程在冲头的回程后半段和工作行程的前半段完成，使间歇转动在冲压以前完成。扫清刷要求在冲头回程后半段至工作行程前半段完成扫屑动作。2.4机构选型蜂窝煤其机构组合如图2.1所示。 表2.1 冲压式蜂窝煤成型机的机构组合冲压机构曲柄滑快机构六杆增压机构凸轮机构间歇转动机构槽轮机构不完全齿轮机构凸轮式间歇机构扫屑机构连杆机构移动凸轮机构齿轮机构脱模机构单独凸轮机构与冲压机构同体传动机构齿轮机构带传动机构带传动+齿轮机构根据表1.1所示的三个执行构件的机构形态矩阵，可以求出冲压式蜂窝煤成型机的机械运动方案数为：n333381根据蜂窝煤成型机要求性能良好、结构简单、操作容易、经久耐用、维修方便、成本低廉的特点，其机械系统由曲柄滑块机构（冲压机构）、槽轮机构（分度机构）、凸轮机构（扫屑机构）以及带传动+齿轮机构组成（减速机构）。2.5机械传动系统的速比和变速机构根据选定的驱动电机的转速和冲压式蜂窝煤成型机的生产能力。它的机械传动系统的总速比为：根据机械设计原则，第一级采用皮带减速，初选其速比为3.8；第二级采用圆柱直齿轮传动初确定其传动比为3.2，第三级采用圆锥齿轮传动初确定其传动比为2.66.2.6机械运动方案简图 根据设计方案画出蜂窝煤成型机机械系统运动方案如图2.3： 图2.3 蜂窝煤成型机机械系统运动方案示意图 1带传动 2齿轮机构 3冲压曲柄滑块机构 4分度槽轮机构5凸轮扫屑机构 6脱模头 7冲头第3章 主要传动机构设计3.1带传动设计由于电动机额定功率p=7.5kw，电动机额定转速n=970r/min,小带轮直接安装在电机上，初确定传动比为3.8，每日连续工作816h.所以v带以及带轮设计如下：1）设计功率pp=kp查参考文献1表4.6取k=1.2，所以p=kp=1.27.5=9kw。2）选定带轮v带型号根据p和n由参考文献1图4.11选普通v带的b型v带3）确定带轮直径、选取小带轮直径按参考文献1表4.4及图4.11选=125mm。验算带速=125970/（601000）m/s=6.35m/s，在525之间，合适。确定从动带轮直径=3.8125=475mm，查参考文献1表4.4取=450mm。计算实际传动比=/=450/125=3.6确定从动轮实际转速nn= n/=970/3.65269r/min4）确定中心距和带长初选中心距由式0.7（+）mm2（+）mm，得0.7（125+450）mm2（125+450）mm，即402.5 mm1150 mm，取=800 mm。求带的计算基准长度由式 =2+ =2800+（125+450）+（450-125）/（41000） mm =2529.16 mm查参考文献1表4.2得=2500 mm。计算中心距 =+=（800+）=785.4 mm确定中心距调整范围 =（785.4+0.032500）mm 860 mm =（785.4-0.0152500）mm 823mm5） 验算小带轮包角 =155120 合适。6）确定v带根数z确定额定功率p由=125 mm、n=970 r/min， 查参考文献1表4.5得p=1.66kw。确定v带根数zz查参考文献1表4.7得=0.297kw，查表4.8得0.93 查表4.2得=1.03z根4.8根取z=5根 合适。7）计算单根v带初拉力f查表4.1得：q=0.17kg/m由式f=500=500n 246n8）计算对轴的压力 由式f=（25246）n2402n9）确定带轮的结构尺寸，绘制工作图，小带轮如图3.1，大带轮如图3.2：图3.1 小带轮图3.2 大带轮3.2 齿轮设计3.2.1直齿圆柱齿轮设计直齿圆柱齿轮每天工作1016 h，每年工作360天，预期使用寿命为10年。参考文献4，小齿轮转速n=269r/min，齿轮所需传递功率p=p=7.50.96=7.2kw。齿数比=3.2。1）选择齿轮材料、热处理方法、精度等级、齿数、及齿宽系数考虑到该齿轮传动传递功率不是很大，故大小齿轮都选用45钢调质处理。齿面硬度分别为220hbs、260hbs，属软齿面闭式传动，载荷平稳，齿轮速度不高，小齿轮齿数=25，大齿轮齿数=3.225=80， 按软齿面齿轮对称安装查参考文献机械设计表6.5，取齿宽系数=1.0。2）按齿面接触疲劳强度设计确定公式中各参数：试选=1.5小齿轮传递的转矩=9.55=9.55n/mm=2.56 n/m材料系数查参考文献1表6.3得=189.8大小齿轮的接触疲劳强度极限、 按齿面硬度查参考文献1图6.8得=600mp、=560 mp应力循环次数 =6026911036016=9.297 =9.297/3.29=2.826接触疲劳强度寿命系数、 查参考文献1图6.6得=0.92、=0.98确定许用接触应力、 取安全系数=1.0 ，故有：=/=0.92600/1.0 mp=552 mp =/=0.98560/1.0 mp=548.8 mp3）设计计算试算小齿轮分度圆直径取= =90.97mm计算圆周速度=1.28m/s6 m/s 故精度等级为8计算载荷系数k查参考文献1表6.2得使用系数=1.0，根据=1.28m/s，7级精度查参考文献1图6.10得动载荷系数=1.0；查图6.13得=1.15，则：k=1.01.01.15=1.15校正分度圆直径由式=90.97=83.26mm5）计算齿轮传动的几何尺寸计算模数m m=/=83.26/25=3.33mm，取标准模数m=5mm两圆分度圆直径、=m=525=125mm =m=580=400mm中心距=m（+）/2=5（25+80）/2=262.5mm齿宽=125mm，=+（510）mm 故取=125mm 、=130mm齿高=2.255=2.255=11.25mm6）校核齿根弯曲强度确定公式中各个参数值：大、小齿轮的弯曲疲劳强度极限、查参考文献1图6.9取=240、=220弯曲疲劳寿命系数、查图6.7取=0.91、=0.99计算弯曲应力 取定弯曲疲劳安全系数=1.4，应力修正值=2.0，得：=/=0.912240/1.4=312=/=0.992220/1.4=311.14齿形系数、和应力修正系数、查表6.4得=2.62、=2.22、=1.59、=1.77计算大、小齿轮的/与/并比较其大值代如公式中计算/=2.621.59/312=0.01335/=2.221.77/311.14=0.012637）校核计算=61.32 可知齿轮的弯曲疲劳强度足够。小齿轮零件图如3.3，大齿轮如图3.4所示：图3.3 小齿轮 图3.4 大齿轮 3.2.2 圆锥齿轮设计1）锥齿轮传动比=32.333/3.63.2=2.81所以有= 故有= =由于锥齿轮的的当量齿轮是圆柱齿轮，所以锥齿轮不发生根切的最少齿数要小于直齿圆柱齿轮的最少齿数，即= =17=16.5 =17=5.07因此取=25 =25 2.81=70.25 选=70,故： =/=25/=26.19 =/=70/=234.7422）确定齿轮的材料，热处理方法及精度等级 由于是一般的齿轮传动，故小齿轮可选软齿面 45钢，调质处理，齿面硬度260hbs；大齿轮选用45钢，考虑到hbs=hbs+3050hbs，所以大齿轮的热处理为调质处理，齿面硬度为220hbs，初选7级精度。3） 按齿面接触疲劳强度设计齿轮其设计公式载荷系数 =参考文献机械设计表6.2得=1.5，按图6.10得=1.09，取1.1，所以=1.51.091.1=1.8。弹性系数 由文献4表4.11=189.8齿宽系数 取选=1/3小锥齿轮转矩 轴的输入功率：p=p=7.50.960.960.98kw=6.77kw 轴的转速：=970/3.63.2=84.2r/min轴扭矩：=9.55=9.556.77/84.2n.mm=767856.3n.mm大小齿轮的接触疲劳强度极限、 按齿面硬度查参考文献1图6.8得=600mp、=560 mp应力循环次数 =6084.211036016=2.910 =2.910/2.81=1.036接触疲劳强度寿命系数、 查参考文献1图6.6得=0.98、=0.99确定许用接触应力、取安全系数=1.0，故有：=/=0.98600/1.0 mp=588 mp=/=0.99560/1.0 mp=554.4 mp 计算小齿轮直径由于，所以有： =2.29=144.08mm 计算圆周速度=0.63m/s6 m/s取8级精度4）齿轮主要参数选择和几何尺寸计算模数 =/=144.08/25=5.76参考文献2表6.11 取=6mm分度圆直径 =625=150mm =670=420mm齿轮宽度 锥距r=222.99mm 所以：=74.33mm 取整=60mm5）齿根校核=大小齿轮的弯曲疲劳强度极限、参考1图6.9取=240mp、=220 mp弯曲疲劳寿命系数、 参考文献1图6.7=0.99、=0.98需用弯曲应力、 取弯曲疲劳安全系数=1.4、应力修正系数=2.0=/=0.992.0240/1.4 mp=339.43 mp=/=0.982.0220/1.4 mp=308 mp齿形系数、和应力修正系数、按当量齿数、查参考文献1表6.4得 ：=2.6、=2.06、=1.595、=1.97计算大、小齿轮的/与/并比较其大值代如公式中计算/=2.61.595/339.43=0.01222/=2.061.97/308=0.013186）齿轮的校核计算 =120.4齿轮弯曲疲劳强度足够第4章 冲压主要零件设计4.1 模盘设计模盘机构的设计合理性可以使得蜂窝煤冲压的效率提高，并有效地利用原料。设计模盘时主要要考虑一次冲压蜂窝煤的数量以及如何尽量减少制造模盘的原材料。基于这个原理，生产100100mm的蜂窝煤，一次由冲头冲压两块，具体零件如图4.1所示。图4.1 模盘模盘的转动由一对分度槽轮不完全齿轮啮合传动的，为实现整台机械的运动配合，当啮合传动时模盘转速模盘的角度rad/s。设模盘为一实体圆柱体则其总质量：挖空的一个的圆孔质量： 模盘上共掏空了8个圆孔则模盘的实际质量：kg 模盘上一组（两个圆柱孔）相对模盘中心转动惯量的计算：由设计图纸可知：两圆柱孔距模盘中心距则：孔1和孔2的转动惯量为则8个孔相对模盘轴心的转动惯量为：e转盘转动时所产生的能量 ： 4.2 曲柄轴上扭矩的计算曲柄带动的各机构质量计算如下： 图4.2 曲柄受力分析图图4.2为曲柄受力分析图，由于冲压机构是由一对曲柄连杆机构带动的，所以每个曲柄所承受的重量应为冲压机构总重量的一半。而连杆本身受重力（重心在其对称中心上）作用，对曲柄也施加了个力的作用。经过对曲柄受力分析得出结论，当曲柄运动到a点时曲柄所受的扭矩为最大值。对曲柄运动到a点时进行受力计算： 第5章 主要传动轴的结构设计5.1 轴的结构设计轴的输入功率p=7.2kw，转速n=269 r/min1）确定轴零件上的装配方案，如图5.1所示： 图5.1 轴示意图 2）确定轴的最小直径 1轴段仅受转距作用，直径最小，估算轴的最小直径，45钢调质处理，查文献1表11.3确定轴的值 ，取=112。=112=33.28mm 单键槽轴径应正大%5%7，既增大至34.944mm35.61mm，取=35mm，所以轴的最小直径=35mm。 3）确定各轴段的尺寸 为保证带轮的轴向定位的可靠性，应略大于带轮的宽度，所以取=120mm=35mm 2处轴肩=（0.070.1）=2.453.5mm，故取=3.5mm 则=+2=（35+23.5）mm=42mm，参考3轴承盖处选用毡圈42 fz/t9201091密封。 确定、，选择滚动轴承型号取=45mm ，参考文献3选用型号为6009的深钩球轴承，其内径=45mm，外径d=75mm，宽度b=16mm。参考文献3采用凸缘式轴承盖，其厚度为26mm，为便于轴承端盖的拆卸及对轴承添加润滑剂，以及曲柄滑块的运动范围，取端盖外端面与带轮右端面的距离=195mm，所以=（195+26）mm=221mm，=（16+16）mm=32mm，其中套筒宽度为16mm。 为安装方便，=，取=50mm， 为使套筒端面可靠地压紧齿轮，应小于齿轮的轮毂宽度=130mm，取=127mm。 齿轮的定位轴肩高度=（0.070.1）=3.55mm，取=5mm =60mm 参见文献1表11.6，轴环宽度1.4=7mm 取=8mm 考虑到飞轮的拆卸以及锥齿轮的安装碰触问题，取=55mm，=450mm为使套筒端面可靠地压紧齿轮，取=137，其中套筒宽10mm 为了轴承盖的安装与拆卸，取=56mm,=60mm 4）轴上零件的周向固定 齿轮、带轮以及飞轮与轴的周向固定均采用平键连接，轴承与轴的周向固定采用过渡配合。 齿轮处的平键参考文献3选用a型普通平键，截面尺寸=14mm9mm，键长90mm，即键1490 gb1096-1979；为保证对中良好，齿轮轮毂与轴的配合采用较紧的过渡配合，配合为h8/m7 大带轮处选用a型普通平键,选用键1090 gb1096-79，截面尺寸=10mm8mm；与轴的配合采用过渡配合，配合为h8/ n7； 滚动轴承与轴颈的配合采用较紧的过盈配合，轴颈尺寸公查为m7 飞轮处平键选用a型普通平键，键1645 gb1096-79，截面尺寸=16mm10mm；连接滚筒的带轮处选用a型普通平键，键1022 gb1096-79，截面尺寸=10mm8mm ，配合为h8/d7 5）确定倒角和圆角的尺寸轴两端的倒角，取为2轴的尺寸如下表： 表5.1 轴上各尺寸段35120422214532501276085545050137453242563560 表5.2 轴上键各型号键型号与轴公差配合大带轮键1090 gb1096-79h8/n7飞轮键1645 gb1096-79h8/d7小齿轮键1490 gb1096-79h8/ m710带轮键1022 gb1096-79h8/d75.2 轴的设计及校核5.2.1 轴的结构设计轴的输入功率p=6.77kw，转速n=84.2 r/min，转矩t=767856.3n.mm 确定轴零件上的装配方案，如图5.2所示： 图5.2 轴示意图1） 确定轴的最小直径a段仅受转矩作用，直径最小，估算轴的最小直径由于轴为45钢调质处理，查文献1表11.3确定轴的值 ，取=112=112=48.02mm 单键槽轴径应正大%5%7，既增大至50.421mm51.38mm 取=51mm曲柄滑块孔径可以任意取，所以轴的最小直径=51mm2）确定各轴段的尺寸=51mm， 取=80mmb处轴肩=（0.070.1）=3.575.1mm，故取=4.5mm 则=+2=（51+24.5）mm=60mm，参考文献3轴承盖处选用毡圈60 fz/t9201091密封。确定、，选择滚动轴承型号取=65mm ，参考文献3选用型号为6213的深钩球轴承，其内径=65mm ，外径d=120mm，宽度b=23mm参考文献3采用凸缘式轴承盖，其厚度为30mm，为便于轴承端盖的拆卸及对轴承添加润滑剂，取端盖外端面与曲柄滑块右端面的距离=9mm，所以=（9+30）mm=39mm，=（23+17）mm=40mm，其中套筒宽度为8mm，挡油环宽度为9mm为安装方便，=，取=70mm， 为使套筒端面可靠地压紧齿轮，应小于齿轮的轮毂宽度=125mm，故取=120mm，套筒宽10mm齿轮的定位轴肩高度=（0.070.1）=4.97mm，取=5mm =80mm 参见文献1表11.6，轴环宽度1.4=7mm ，取=8mm，即=8 mm考为使套筒端面可靠地压紧齿轮，应小于锥齿轮的轮毂宽度=70mm取=75mm考虑锥齿轮的装配，取=450mm为使套筒端面可靠地压紧齿轮，取=132mm，其中套筒宽10mm3）轴上零件的周向固定齿轮、曲柄滑块以及锥齿轮与轴的周向固定均采用平键连接，轴承与轴的周向固定采用过渡配合。 齿轮处的平键参考文献3选用a型普通平键，截面尺寸=20mm12mm，键20100 gb1096-79；为保证对中良好，齿轮轮毂与轴的配合采用较紧的过渡配合，配合为h8/m7曲柄滑块处选用a型普通平键，截面尺寸=16mm10mm 键1645 gb1096-79，与轴的配合采用过渡配合，配合为h8/d7； 滚动轴承与轴颈的配合采用较紧的过盈配合，轴颈尺寸公查为m7 圆锥齿轮处平键选用a型普通平键，键2256 gb1096-79，截面尺寸=22mm14mm ，公差配合为h8/r7 4）确定倒角和圆角的尺寸轴两端的倒角，取为2 表5.3 各轴段尺寸mm518060396540701208087545070132604055395180 表5.4 轴上各轴段尺寸 键型号 与轴公差配合 曲柄键1645 gb1096-79 h8/d7 齿轮键20100 gb1096-79h8/m7锥齿轮键2256 gb1096-79h8/r75.2.2轴的校核 1）求轴上载荷 计算齿轮受力 齿轮分度圆直径=400mm，圆周力f=2/=2767856.3/400n=3839.28n 径向力f= f=3839.28n=1397.38n 锥齿轮受力 锥齿轮分度圆直径=150mm，圆周力=2/=10238.1n 径向力=10238.1n=3556.8n 轴向力= =10238.1n=1111.2n=/2=1111.2150/2n. mm =833340 n. mm2） 求支反力 对轴的水平面受力分析图见图5.3： 图5.3 轴的水平受力图 1=687n+10238.1n+1687n=3839.28n2+以a点为矩心，到力矩平衡方程，可知： 得=2085.6n，=2473.9n轴的水平弯矩图如图5.4： 图5.4 轴的水平弯矩图 对轴的垂直受力分析如图5.5： 图5.5 轴的垂直受力图 以a点为矩心，到力矩平衡方程，可知： 得=2434n，=1202n轴的垂直弯矩图如图5.6： 图5.6 轴的垂直玩矩图3）由图5.4、图5.6可知轴上b点弯矩最大：=268233mm根据参考文献17第三强度理论，可知轴的最发当量弯矩为： 由于轴是受循环应力，取=0.6=276032n.mm=2760.32n.m查文献18表2.1，可知45钢的屈服强度极限=343，取安全系数=1.5，（一般取=1.52）得45钢的许用弯曲应力为：=343/1.5=222.7 轴的危险截面a的弯曲应力为：（w为抗弯截面系数），查文献1表11.7可知：=2760.32n.mm/1.3=212.3=222.7所以轴的强度足够 5.2.3 轴承的校核计算轴承寿命计算：查文献1表8-8，表8-7，得=1.0；=1.5则 5.2.4键的强度校核由参考文献1表12.1得，。则有键的强度校核数据见表5.4所示。表5.5 键的强度校核参数曲柄齿轮锥齿轮767856.3767856.3767856.3/517075451005656611936.5660.9第6章 其他机构设计6.1 分度槽轮机构设计槽轮机构也是一种间歇运动机构，它由槽轮、销轮和机架组成。具有圆销的销轮是主动件，具有径向槽的槽轮是从动件，当销轮作连续回转时，圆销进入从动槽轮的径向槽时，即拨动槽轮转动；当圆销由径向槽滑出时，销轮拨盘上的凸圆弧锁住槽轮上凹圆弧，槽轮即停止运动。为使槽轮具有精确的间歇运动，当圆销脱离径向槽时，槽轮圆盘上的锁止恰好卡在槽轮的凹圆弧上，迫使槽轮停止运动，直到进入下一个径向槽时，锁止弧脱开，槽轮才能继续回转，机构重复运动循环。选取外啮合槽轮机构。选择槽轮的槽数z为了避免槽轮在开始转动时发生冲击，应使拨盘上的圆销在进槽和出槽时的瞬时速度方向沿着槽轮径向槽的方向，槽轮转动时将有较大的振动和冲击。所以一般取z=48 ，故取z=4。 圆销数目k的选取 查参考文献4表13.2，当z=4时，k=13，故取k=2 外啮合槽轮的几何尺寸计算，参考文献7，槽轮机构示意图如图6.1： 图6.1 槽论机构示意图取中心距=250mm，得圆销中心的回转半径r=176.8mm圆销半径r=29.5mm槽顶高a=176.8mm槽底高mm=38.740.7mm 取=40mm槽深=a-=136.8mm锁止圆弧半径=r-（=（0.60.8）mm，取=16.8mm），所以=124.5mm外凸锁止弧张开角=，负号表示角度方向为顺时针 槽轮厚度取25mm6.2 凸轮扫屑机构设计6.2.1凸轮及其滚子材料的选择 在选择凸轮和滚子材料时，主要考虑凸轮机构所受的冲载载荷和磨损问题，由于在该机构中凸轮受轻载荷，所以可以采用45号钢调质处理到hb217255。滚子比凸轮容易制造，而且损坏后更换也方便。当滚子与凸轮采用相同的材料和热处理时，在工作中滚子总是比凸轮先磨损，故滚子可用与凸轮相同的材料来制造。6.2.2凸轮基本尺寸的确定 图6.2 凸轮机构如图6.2所示，由于扫屑刷要在冲头开始回程之后到行程之前完成扫屑动作，所以取凸轮的远休止角为，安装时确保凸轮开始转动时从动件滚子在它的转动中心最远位置。取=,=,=.由于冲头宽100m