码坯机升降机构设计
1.1 砖瓦工业的现状
砖瓦作为房屋建筑最基本、最古老的材料在我国房屋建筑中有着非常重要的历史。 众所周知，我国是世界上砖瓦生产第一大国，进入 21 世纪以来，每年砖瓦产量 8100 亿块，其中粘土实心砖 4800 亿块以上，空心砖和多孔砖 1700 亿块以上，煤矸石、粉 煤灰等多种废渣砖1600亿块以上。砖瓦生产的第一大国，必然在砖瓦生产能耗上也是 第一大国。当前我国正处在全面建设小康社会的重要时期，城市化步伐不断加快，建筑业和 房地产业成为拉动国民经济增长的主要源动力之一。建筑业的持续增长，特别是新农 村建设促使广大农村建筑需求的增长，将继续为砖瓦工业的发展提供广阔的市场空间。 在农村住房消费方面，“十一五”规划提出了新农村建设的重大战略任务和目标。毫无疑问，随着新农村建设不断发展，农村房屋建设无论是数量，还是结构、功能、质 量，都将出现新的变化，对砖瓦和其他墙体屋面材料需求的拉动力将非常巨大。因此，完全可以相信，在未来相当长一个时期，随着城乡建筑业的发展，砖瓦工
业仍然有着巨大的市场发展空间。
1.2 码坯机在国内的发展现状
随着我国墙体改革政策，国家对墙材有了一些新的革新要求，国内许多砖材生产 厂家，吸收引进了国内外最先进的生产技术，研发生产出国内外一流水平的成套制砖设备，为旧砖厂改造成为先进的自动化砖厂提供了可靠的技术保障。从上世纪八十年代我国引进国外技术开始，我国制砖行业的技术装备得到了快速发展，例如热工设备——中断面、大断面平顶隧道窑的出现改善了过去轮窑、小窑 的操作环境和操作水平；成型设备使产品质量产量都得到了极大的提高，取代了非真 空挤出机，在烧结砖厂得到了普遍的推广和应用，而码坯设备——自动码坯机也是运 行可靠、技术先进的设备，目前在很多新建砖厂中应用，但还没有达到普遍使用。随 着我国经济的快速发展，企业对改善劳动环境，提高科技含量的观念也在逐渐增强， 而人们生活水平提高后，对自己所从事工作的环境要求也越来越高，逐渐的由体力劳 动向非体力劳动或轻体力劳动转变。这就对砖厂的码坯和卸坯工段用人多且劳动繁重 提出了一个课题，用自动码坯机替代人工码坯势在必行，是将来发展的必然趋势。
1.3 码坯机的概述
码坯机码坯机主要由切条机、切坯机、分坯机、夹盘机构、行走机构、升降机构、 旋转机构和电气系统等组成。码坯机的工作流程：切条机将坯切条，切坯机把切好的 砖坯推到分坯机上后分坯，分坯完成后的砖坯送至码坯机夹盘机构正下方。当夹盘到 达预定夹坯位置后，夹盘夹具工作，夹起砖坯，接着由升降机构上升至预定高度，行 走机构驱动机体行走至窑车正上方，旋转装置完成转向 90，然后升降机构下降至预定 放坯高度进行码坯，码坯机码放一层，旋转一层，形成十字交叉，经过上述动作循环， 即可完成窑车的全部码坯过程。
2 机构工作原理与方案的确定
2.1 机构的工作原理升降采用滚子链，使其运动准确，避免打滑现象，同时利用四个导向柱，增加设 备的稳定性。滚子链由大小链轮带动，共四组，布于四周，通过摆线针轮减速机通过 齿轮箱带动两根轴实现同步上升。最后在车架两端加上配重，通过钢丝绳与夹盘机构 连接，这样可以减轻滚子链受力，减小功率。行走机构通过另一摆线针轮减速机带动 行走轴实现行走。
2.2 机构方案的确定
设计方案见图1
图 1
3 运动与动力参数的计算
3.1 机构传动简图
图 2
1.行走轮 2.行走轴 3.行走摆线针轮减速机 4.行走从动齿轮
5.行走主动齿轮 6.小链轮轴 7.小链轮 8.大链轮 9.升降轴
10.升降从动齿轮 11.升降摆线针轮减速机 12.升降主动齿轮
3.2 减速器及电机的选择
本设计选用 B系列摆线针轮减速机，因为摆线针轮减速机具有高速比和高效率。
单级传动，就能达到 1：87的减速比，效率在 90％以上，结构紧凑体积小。运转平稳
噪声低，使用可靠、经久耐用寿命长，设计合理，维修方便。B系列摆线针轮减速机
减速机适用于 24小时连续作制，并允许正反向运转。
型号的表示方法:
图 3
B系列摆线针轮减速机选型表见图4
图 4
根据本地地质状况和土质资源进行研制，适合于国家标准砖体 240×115×53mm，
一次性码坯数量为 27X9 块,加上夹盘机构框架总重量约 1.5t 总重约 2.4t。配重设计为
两个，每个 600Kg,因此本设计选用
升降摆线针轮减速机：BWDC153035
输出转速 43r/min
输出转矩 2343N.m 电压 380v
行走摆线针轮减速机：BWDC5.52223
输出转速 65r/min
输出转矩 6460N.m 电压 380v
减速机外形见图 5
图 5
3.3 传动比分配
升降齿轮传动比 i1= 40
=1.74
23
行走齿轮传动比 i2=1
292
链轮传动比 i3=
135
=2.16
3.4 各轴的转速计算
23
升降轴 n1=43x
40
=24.7r/min
行走轴 n2=65x1=65r/min
3.5各轴输入扭矩计算
齿轮传动效率查表取 η1=0.9
齿轮轴 T1=Tη1=2343N.mx0.9=2108.7N.m
行走轴 T2=Tη1=6460N.mx0.9=5814N.m
4 齿轮传动的设计计算
4.1 升降机构齿轮设计计算
使用要求：预期使用寿命 10年，每年 360 个工作日,每日 24小时。传动尺寸无严
格限制，无严重过载。传动比 i=1.74。
因传动尺寸无严格限制，故小齿轮用 45Cr，采用锻件加工，锻打后正火 HB170210，
粗加工后调质处理HB210230，
平均取220HB。大齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB～
286HB，平均取为 260HB。主要失效形式是弯曲疲劳折断和磨粒磨损，磨损尚无完善
的计算方法，故只进行弯曲疲劳强度计算。计算步骤(参照机械设计课本）如下：
齿面接触疲劳强度计算：（1）初步计算：
转矩： T1
=9.55′106
P
=2342N.m
n
1
b
8
齿宽系数： Yd
=
d1
表12.13[]，取Yd
=1
接触疲劳极限：由图12.17C取sH
lim1
=710MPａ
，sHlim2
=580MPa ；
初步计算的许用接触应力：[sH1].0.9sH
lim1 =639 MPa ；
[sH 2
].0.9sHlim2
=522MPa ；
8
Ad值 由表12.16[]取 Ad=85
；
初步计算的小齿轮直径： [ ] 3
2
1
d1
1
u
uTAd
Hd
+
·
Y
3
s 3147.8
\d1取 mm
d1
230
= ；
初步齿宽： 90mm =·= 1d
dψb
（2）校核计算：
圆周速度v:
sm1000
60
πd
n
v
11
4.3
/=
′
=
精度等级：由表12.6[ ]8 ，取为7级精度。
齿数z和模数m：初取 23
= 1z
40,1.74
23=′=z2 取 40
=z2；
10
== 1d1/zm ；
由表12.3[ ]8 ，取 10
m =
则 23 /z 11
== md
40 23
1.74 =′== 12
izz[ ]8 其中 1.74
u
=，
使用系数： 由表12.9
动载系数： 由图12.9[ ]8
齿间载荷分配系数KHa
取 1.00 kA =；
取 1.15 =kV ；
：由表12.10[ ]8 ，先求：
4314.75N2
1
1
==
d
TFt
b
k FtA
89.89N/mm 100N/mm
48
1
0
4314.75
<=
′
= .
13.21.88
1
ê.
é
.
è
. +-=ea z
cos
1
2
ú.
ù÷
.
. b
z
1.72=
4ea
41.72
Ze =
=
=0.87
33
1 1
由此得
KHa=
Ze
2
=
0.87 2
=1.32
8
齿向载荷分布系数KHb：由表12.11[]，
b
2
-3
KHb= A +B()
+C
·10
b
d1
=1.17
+0.16
′0.36
+0.61
′10
-3
′80
=1.28
载荷系数： K
= KAKVKHaKHb
=1.0′1.15 ′1.32 ′1.28 =1.94
8
弹性系数ZE ： 由表12.12[]ZE
=189.8
MPa
8
节点区域系数ZH ： 由图12.16[]ZH
=2.5
8
接触最小安全系数：由 表12.14[]SH min
=1.0
总工作时间： th =10
′300
′8′0.2
= 4800h
应力循环次数NL 由表12.15，估计107
< NL ￡109
，则指数m=8.78
m 8.87
. T . . T . t
i i hi 7
NL1
= NV 1
=60g.(n) nithi .. ÷÷ =60gn1t.(n) .. ÷÷ * =3.18′10
i=1
èTmax
. i=1
èTmax
. th
N
= N
/i =1.27′107
L2
L1
8
接触寿命系数ZN
由图12.18[]ZN1
=1.18 ZN
2
=1.22
σHlim1ZN1
710
′1.18
许用接触应力[sH
][σH1
]=
SHmin
=
1
=837.8MPa
σHlim2ZN2
580
′1.22
[σH2]== =707.6MPa
SHmin
1
验算 sH
= ZEZHZe
2
bd
KT
121
·u
u
+1
2′1.94′172590 2.5+1
=189.8′2.5′0.87′′
803
2.5
=579 .8MPa <[ ] σH2
计算结果表明，接触疲劳强度足够。
（3）确定传动主要尺寸实际分度圆直径d
因模数取标准值时，齿数已重新确定，但并未圆整，故分度圆直径不会
13
改变[]，经确定：
小齿轮 z1=23 m=10 d1=mz1=230mm 齿宽 b1=90mm
大齿轮 z2=40 m=10 d2=mz2=400mm 齿宽 b2=90mm
中心距 a a= m(z1
+ z2) = 10
′(23
+40) =315mm
22
齿宽b b =ydd1
=90mm
齿根弯曲疲劳强度计算：
0.75
重合度系数Ye=0.25
+
1.73
=0.68
齿间载荷分配系数KFa 由表12.10，KFa=1/Ye =1/0.68=1.47
齿向载荷分布系数KFb b / h =90/(
2.25′2.5)
=8.53
8
由图12.14[]KFb=1.32
载荷系数K
K= KKK
K
=1.0′1.15
′1.47
′1.32
= 2.23
A V Fa Fb
8
齿形系数YFa
由图12.21[]YFa1=2.53
YFa
2
= 2.23
8
应力修正系数YSa由图12.22[]YSa1=1.62 YSa2=1.74
8
弯曲疲劳极限sF
lim
由图12.23c[]sF
lim1=600MPa
s =450MPa
F
lim2
8
弯曲最小安全系数SF lim
由表12.14[]SF lim=1.25
8 610
应力循环次数NL 由表12.15[]
，估计3′10 < NL ￡10 ，
则指数m=49.91
49.91
. T . t
i hi 7
NL1
= NV 1
=60gn1th
.(n) .. ÷÷ * =3.17′10
T t
i=1
è max
. h
N
= N
/i =1.27′107
L2
L1
8
弯曲寿命系数YN
由图12.24[]YN1=0.95 YN
2=0.96
8
尺寸系数YX 由图12.25[]YX =1.0
许用弯曲应力s [sF1]=
sF lim1YN1YX = 600
′0.95
′1
=456MPa
FS
1.25
F min
s Y Y
验算 [sF
2
]= F lim
S
2
N
2
X = 450
′
1.
025
.96
′1
=345
.6MPa
F min
1
s = 2KT
Y
YY
=223.5MPa
￡[s ]=456MPa
F1
Fa 1 Sa1 e F1
bd
1m
Fa 2 Sa2
s =s YY
=211.6MPa
￡[s ]=345.6MPa
F
2
F1 F
2
YY
Fa 1 Sa1
传动无严重过载，故不作静强度校核。
4.2 行走机构齿轮设计计算
因传动尺寸无严格限制，故两个齿轮均用45Cr，采用锻件加工，锻打后正火
HB170210，
粗加工后调质处理 HB210230，
平均取 220HB。由于传动比为 1，所以两齿
轮齿数设计为28，模数为10，所以d=280,a=280。
齿根弯曲疲劳强度计算：
0.75
重合度系数Ye=0.25
+
1.73
=0.68
齿间载荷分配系数KFa 由表12.10，KFa=1/Ye =1/0.68=1.47
齿向载荷分布系数KFb b / h =90/(
2.25′2.5)
=8.53
8
由图12.14[]KFb=1.32
载荷系数K
K= KKK
K
=1.0′1.15
′1.47
′1.32
= 2.23
A V Fa Fb
8
齿形系数YFa
由图12.21[]YFa1=2.53
YFa
2
= 2.23
8
应力修正系数YSa由图12.22[]YSa1=1.62 YSa2=1.74
8
弯曲疲劳极限sF
lim
由图12.23c[]sF
lim1=600MPa
s =450MPa
F
lim2
8
弯曲最小安全系数SF lim
由表12.14[]SF lim=1.25
8 610
应力循环次数NL
由表12.15[]
，估计3′10 < NL ￡10 ，
则指 数m=49.91
49.91
. T . t
i hi 7
NL1
= NV 1
=60gn1th
.(n) .. ÷÷ * =3.17′10
i=1
èTmax
. th
N
= N
/i =1.27′107
L2
L1
8
弯曲寿命系数YN
由图12.24[]YN1=0.95 YN
2=0.96
8
尺寸系数YX
由图12.25[]YX =1.0
sF lim1YN1YX 600
′0.95
′1
许用弯曲应力sF
[sF1]=
S
=
1.25
=456MPa
F min
验算
sF lim 2YN
2YX 450
′0.96
′1
[s]== =345
.6MPa
F
2
S
1.25
F min
1
s = 2KT
Y
YY
=223.5MPa
￡[s ]=456MPa
F1
Fa 1 Sa1 ε
F1
bd
1m
Fa 2 Sa2
s =s YY
=211.6MPa
￡[s ]=345.6MPa
F
2
F1 F
2
YY
Fa 1 Sa1
两齿轮合格。
5 轴系零件的设计计算
5.1 升降轴的设计
5.1.1
升降轴的结构设计
初步计算升降轴的结构尺寸：
14
升降轴为实心轴轴材料选用45钢，按许用切应力计算：d
3 A3
P
/n []
A
=103
~126 取 A
=110
.
P
=5.23 kW n
= 24.7r/min
\d
365.6mm .
取d=90mm。
升降轴的结构图：
图6
升降轴的校核（参照机械设计步骤）：
简化轴上载荷如图：
图 7
其中，错误！未找到引用源。 =1752N，T=错误！未找到引用源。 =129.68N·m，
错误！未找到引用源。 =错误！未找到引用源。 =3458×错误！未找到引用
源。=3249.5N
错误！未找到引用源。 =错误！未找到引用源。 =3458×错误！未找到引用
源。=1182.7N
画轴的弯矩图，扭矩图
图 8
由弯矩图、扭矩图可知 B点为危险截面。对 B点进行校核计算：
M=错误！未找到引用源。 =错误！未找到引用源。 =276.64N错误！未找到引用源。
m
查表得：错误！未找到引用源。 =215Mpa，错误！未找到引用源。 =102.5Mpa，错
误！未找到引用源。 =60Mpa
对于不变的转矩，取错误！未找到引用源。 =错误！未找到引用源。 =错误！
未找到引用源。 =0.27
错误！未找到引用源。 =错误！未找到引用源。 =错误！未找到引用源。 =278N·m
所以：
错误！未找到引用源。 =错误！未找到引用源。 =错误！未找到引用源。 =43.43Mpa
错误！未找到引用源。 =60Mpa
满足强度要求。
5.1.2
行走轴的结构设计
初步计算升降轴的结构尺寸：
14
升降轴为实心轴轴材料选用45钢，按许用切应力计算：d
3 A3
P
/n []
A
=103
~126 取 A
=110
.
P
=39.6kW n
=65r/min
\d
393.25 mm .
取 d=100mm。
升降轴的结构图：
图 9
升降轴的校核（参照机械设计步骤）：同前
经校核满足要求。
6 轴上键连接的选择及校核
6.1 升降轴上键的选择及校核
因无特殊要求，选用圆头普通平键，键 22×80，
通常错误！未找到引用源。（1.6～1.8）d
因此，L错误！未找到引用源。（1.6～1.8）×85=136～153mm，取 L=80mm；
校核计算如下：
键的接触长度错误！未找到引用源。 =Lb=
8022=
58mm。键与縠的接触高度 h错误！
未找到引用源。 2=14错误！未找到引用源。 2=7mm；
许用挤压应力错误！未找到引用源。查表取错误！未找到引用源。=150Mpa；所以键
连接所能传递的转矩为：
T=错误！未找到引用源。 d错误！未找到引用源。 =错误！未找到引用源。
×0.004×0.04×0.034×150×错误！未找到引用源。 =408N·m错误！ 未找到引用源。 =129.68N·
m。
所以，以上选择的参数满足强度要求。合理。
6.2 行走轴上键的选择及校核
因无特殊要求，选用圆头普通平键，键25×70，
通常错误！未找到引用源。（1.6～1.8）d
因此，L错误！未找到引用源。（1.6～1.8）×95=152～171mm，取 L=70mm；
校核计算如下：
键的接触长度错误！未找到引用源。 =Lb=
7025=
45mm。键与縠的接触高度错误！
未找到引用源。 h错误！未找到引用源。 2=14错误！未找到引用源。 2=7mm；
许用挤压应力错误！未找到引用源。查表取错误！未找到引用源。=150Mpa；所以键
连接所能传递的转矩为：
T=错误！未找到引用源。 d错误！未找到引用源。 =错误！未找到引用源。
×0.004×0.04×0.034×150×错误！未找到引用源。 =408N·m错误！ 未找到引用源。 =129.68N·
m。
所以，以上选择的参数满足强度要求。合理。
7 滚动轴承的选择及校核
升降轴上轴承的选择及校核
选择的滚动轴承为 6315 GB/T
276与 6317 GB/T
276两种
轴承 6315的校核
径向力
Fr = FH
21
+FV
21
=168 .5
派生力
FdA
=FrA =52.7N
，FdB
=FrB =52.7N
2Y 2Y
轴向力
由于Fa1+FdB = 223+52.7 = 275.7N
> FdA ，
所以轴向力为FaA = 223，FaB =52.7
当量载荷
由于 FaA
=1.32 >e ， FaB
=0.31
FF
rA rB
所以XA =0.4，YA =1.6，XB =1，YB =0。
由于为一般载荷，所以载荷系数为 fp =1.2，故当量载荷为
PA
= fp (X A FrA +YA FaA )
=509.04
N
PB = fp (X B FrB +YB FaB )
=202.22
轴承寿命的校核
106
Cr
e 7
Lh
= ()
=3.98′10 h >24000h
60n1
PA
轴承6317的校核
径向力
F
= F
2
+F
2
=1418 .5N
rA
H1
V1
F
= F
2
+F
2
=603 .5N
rb
H 2
V 2
派生力
FdA
=F
2Y
rA =443N
，FdB
=F
2Y
rB =189N
轴向力
由于Fa1+FdB =892+189 =1081N
> FdA ，
所以轴向力为FaA
=638N
，FaB
=189N
当量载荷
由于 FFaA
=0.45 >e ， FFaB
=0.31
rA rB
所以XA =0.4，YA =1.6，XB =1，YB =0。
由于为一般载荷，所以载荷系数为 fp =1.2，故当量载荷为
PA
= fp (X A FrA +YA FaA )
=1905.84
N
PB
= fp (X B FrB +YB FaB )
=724.2N
轴承寿命的校核
106
Cr
e 7
Lh
= ()
=1.50′10 h > 24000h
60n1
PA
8 齿轮箱及双联轴承座的设计
本设计两样都采用 ZG230450
材料做成，强度够，且能实现批量生产，具体参数见
零件图。
9、 链轮与链条的设计
有大链轮与小链轮，传动比为 2.16，由链盘与轮毂焊接而成，链条采用 24A，
大链轮 24牙，小链轮 11牙，具体参数见零件图。
10 车架的设计
焊接产品比铆接件、铸件和锻件重量轻，对于大的机械产品来说可以减轻自
重，节约能量。焊接结构强度和刚度高，结构重量轻，，成本低，生产周期短，可靠
性好，而且施工简便。车架即大部分采用焊接。
车架的焊接要求全部为平焊，无焊缝，无裂纹，表面平整，垂直度和平行度要求达标，严格按照欢迎来到赌船规定进行焊接。主要的焊接原料为14#槽钢，以及不同型号的铁板， 具体规格材料见图纸。( 技术支持欢迎来到赌船 www.hnzkzj.com )