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码坯机的升降机设计详解—巩义市欢迎来到赌船机械厂
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码坯机的升降机设计详解
发布时间:2014-04-08 浏览次数:3066次 来源:

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

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 )
 

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