制钵机设计说明书

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3000/min8.33/min60660nrr转盘每小时生产定额转盘的模孔数转盘每转一圈，冲头上下6次往复运动。则偏心轮的转速为68.336/min50/minnnrr偏转盘设偏心轮偏心距（曲柄长）为96mm，则冲头的最大位移速度为：max2960.5024/601000nvms偏冲由于传动带、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kWP27.0搅拌（2）冲头的功率：1)压紧冲头的功率：1nzkp由公式，其中（a）p是作用在接触面上的压强，单位为2/cmkgf;（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，120.251.60.4/pkgfcm.由表271可知pacmkgf421080665.9/1，所以p=39227pa.所以22392270.08788.3FpsprN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maxsin1250.435sin125/0.356/avvmsms冲冲从而得到压紧冲头所消耗功率为7390.3560.26310001000aFvPkW冲压紧压紧2)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1ochhppp，其中（a）cp是容器侧壁上的压强；（b）hp是作用在散体深度为h处的压强，取36780hpppa；（c）是散体的侧压系数，取0.7；（d）0hp施压前的原有压强，取0。所以，根据公式，可求得cp25746pa.因此22257460.08517cFpsprN。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maxsin2960.435sin296/0.391/bvvmsms冲冲从而得到冲出冲头所消耗的功率为5170.3910.20210001000bFvPkW冲出冲冲出则0.2630.2020.465PPPkWkW冲头冲出压紧（）（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0.08PkW转盘（4）播种及覆土机构的功率P播种覆土=0.08kw总功率0.4650.080.270.080.895PPPPPkW总冲头搅拌播种覆土转盘（）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0.8951.0530.850.85PPkW总电选出Y系列小型三相异步电动机，由表22231，《Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机技术条件》，选用Y90S—4型，kWP1.1电,由表22331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/kW满载转速/r/min最大转矩重量/kgY90S—41.114002.222外形尺寸/mm×mm×mmL×(AB/2+AD)+HD中心高/mmH安装尺寸/mmA×B轴伸尺寸/mm×mmD×E平键尺寸/mm×mmF×G310×245×19090140×10024×508×201.1.2确定各传动机构的传动比（1）因1400/min,50/minnrnr电偏，则外传动总传动比为1228niiin电外带偏考虑带传动比不宜过大，故传动比分配为1247ii带，，（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34566niiin偏内转盘若取341i，则566i，即小齿轮6Z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6Z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min/1400rnnⅠ电min/350min/41400rrinnⅡ带电312350/min50/min7IInnrri343450/min50/min1nnrri45650/min8.33/min6nnrri转盘（2）各轴功率由表2412，传动带取普通V带、绳芯结构：945.0带；由《机械设计师手册》：97.0直齿，94.0锥齿，99.0轴承（均取8级精度），则转盘所需功率0.08PkW转盘2)轴V所需功率0.080.08420.95Vppkwkw播种覆土直齿轴Ⅳ所需功率0.080.270.3580.970.990.99PPPkWkW转盘搅直齿轴承轴承（）轴Ⅲ所需功率（设偏心轮机构效率9.0偏）0.3580.4650.9350.990.90.990.997VPPPPkWkW冲锥齿偏直齿轴承轴承0.0842（+）0.954)轴Ⅱ所需功率0.9971.060.950.99PPkWkW直齿轴承5)轴Ⅰ所需功1.061.10.955PPkWkW带2.2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：2s=Lsin=Lsinz（/）2R=Lcos=Lcosz（/）hs-L-R-r（）拨盘轴的直径1d及槽轮的直径2d受以下条件限制:1d2L-s（）2d2(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min/3505rn，。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，6~8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1Z=20则大齿轮齿数217ZiZ（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1d=0.533（4）由图35.2-16，35.2-17按MQ级质量要求取值查得lim1560HMPa1440FEMPalim2560HMPa2440FEMPa2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）31112.5FSmFPYKTmZ11.069549954928.92350PTNmn由图14—152查得大小齿轮的复合齿形系数（021xx时）；14.38FSY23.89FSY由于齿轮单向受力，齿轮的许用弯曲应力1lim11.61.6560896FPFMPa2lim21.61.6560896FPFMPa由于2211FSFPFPYY，故按小齿轮的抗弯强度计算模数mmm48.148046.4221407.2825.123采用直齿轮，按表14—22，取标准模数m=3mm，则齿轮中心距123()(20140)24022maZZmmmm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11(203)60dZmmmmm22(1403)420dZmmmmm工作齿宽10.56030dbdmm，取1236,30bmmbmm齿轮圆周速度1160350/1.1/601000601000dnvmsms由图14--32查得，79.05，948.06端面重合度738.1948.079.0，，满足要求。（3）齿轮1和2的几何尺寸如下：1212112211223240363060420(2)3(202)66(2)3(1402)426(2.5)3(202.5)52.5(2.5)3(1402.5)412.5aaffmmmammbmmbmmdmmdmmdmZmmdmZmmdmZmmdmZmm（3）校核齿面接触疲劳强度根据表14－37公式11tHBDHEAVHHFuZZZZZkkkkdbu确定式中各参数：分度圆上的切向力（14－31）112228.90.06tTFd＝963.3N使用系数（表14－39）取Ak＝1.25，动载系数vk，查图14－9，取vk＝1.085，齿数比u1214020zz＝7齿向载荷分布系数Hk＝1.0齿间载荷分布系数HK=1.1节点区域系数HZ＝2.5材料弹性系数ZE＝189.8MPa重合度系数Z＝0.872螺旋角系数Z＝0.872由于78.1＞1，可取BDBDZZZ＝1将以上数据代入H计算式：H＝537.4MPa计算接触强度安全系数（表14－37）：[]HNTLVRWXHHZZZZS则；[]HNTLVRWXHHZZZZs式中各系数的确定：按式（14－16）计算齿面应力循环数18160601350100002.110LNjnt＝12872.110310u7LLNN＝＝查图14－37，得寿命系数：11.12323NTZ润滑油膜影响系数，查表14－47，LVRZ=0.87齿面工作硬化系数，按图14－39，查得WZ＝1.0将以上数据代入计算式：12[]547.2a,[]547.2aHHMPMP[]H满足强度要求(4)齿根抗弯疲劳强度校核强度条件:[]FF计算应力tFFasaAVFFnFYYYYKKKKbm,222111FSFSYYFFYY其中3nm,齿形系数14.38F,3.90F应力校核系数S1.55,S11.79抗弯强度重合度系数0.686抗弯强度螺旋角系数1.0K1.25AK1.09V齿向载荷分布系数1.0F齿向载荷分布系数1.1F带入式中得189