2408冲压式蜂窝煤成型机设计

第一章前言

一、 冲压式蜂窝煤成型机的功能和设计要求

1、功能

冲压式蜂窝煤成型机是我国城镇蜂窝煤（通常又称煤饼，在圆柱形饼状煤中冲出若干通孔）生产厂的主要生产设备，它将煤粉加入转盘上的模筒内，经冲头冲压成蜂窝煤。

为了实现蜂窝煤冲压成型，冲压式蜂窝煤成型机必须完成以下几个动作：

1） 煤粉加料；

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） 将在模筒内的冲压后的蜂窝煤脱模； 5） 将冲压成型的蜂窝煤输送装箱。

图 1

2、原始数据及设计要求

1）蜂窝煤成型机的生产能力：30次/min； 2）驱动电机：Y180L－8、功率N＝11 kW、转速n＝730 r/min；

3）如图1所示位冲头3、脱模盘5、扫屑刷4、模筒转盘1的相互位置情况。实际上冲头与脱模盘都与上下移动的滑梁2连成一体，当滑梁下冲时冲头将煤粉压成蜂窝煤，脱模盘将已压成的蜂窝煤脱模。在滑梁上升过程中扫屑刷将刷除冲头和脱模盘上粘附的煤粉。模筒转盘均布了模筒，转盘的间歇运动使加料后的模筒进入加压位置、成型后的模筒进入脱模位置、空的模筒进入加料位置；

4）为改善蜂窝煤成型机的质量，希望在冲压后有一短暂的保压时间； 5）机械运动方案应力求简单。 二、 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：这一动作可利用煤粉的重力打开料斗自动加料；

2）冲压成型：要求冲头上下往复运动，在冲头行程的二分之一进行冲压成型；

3）脱模：要求脱模盘上下往复移动，将已冲压成型的煤饼压下去而脱离模筒。一般可以将它与冲头固结在上下往复移动的滑梁上；

4）扫屑：要求在冲头、脱模盘向上移动过程中用扫屑刷将煤粉扫除； 5）模筒转模间歇运动：以完成冲压、脱模和加料三个工位的转换；

6）输送：将成型的煤饼脱模后落在输送带上送出成品，以便装箱待用。 以上六个动作，加料和输送的动作比较简单，暂时不予考虑，脱模和冲压可以用一个机构完成。

因此，冲压式蜂窝煤成型机运动方案设计重点考虑冲压和脱模机构、扫屑机构和模筒转盘间歇转动机构这三个机构的选型和设计问题。

三、 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，以利对各执行机构的设计、装配和调试。

冲压式蜂窝煤成型机的冲压机构为主机构，以它的主动件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止位置。

图2表示冲压式蜂窝煤成型机三个执行机构的运动循环图。冲头和脱模盘都由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。扫屑刷要求在冲头

回程后半段至工作行程的前半段完成扫屑运动。 图2 四、 执行机构的选型

根据冲头和脱模盘、模筒转盘、扫屑刷这三个执行构件动作要求和结构特点，可以选择表1的常用机构，这一表格又称为执行机构的形态学矩阵。

利用滑梁的上下移动使摇杆OB上的扫屑刷扫除冲头和脱模盘底上的粉煤屑。图3（b）表示固定移动凸轮利用滑梁上下移动使带有扫屑刷的移动从动件顶出而扫除冲头和脱模盘底上的粉煤屑。 五、 机械运动方案的选定和评价

根据表1所示的三个执行机构形态学矩阵，可以求出冲压式蜂窝煤成型机的机械运动方案数为：

图 3 N=3×2×3＝18

现在，我们可以给定条件、各机构的相容性和尽量使机构简单等等要求来选择方案。由此可选定两个结构比较简单的方案。

方案Ⅰ：冲压机构为曲柄滑块机构、模筒转盘为槽轮机构、扫屑机构为固定凸轮移动从动件机构。

方案Ⅱ：冲压机构为六杆冲压机构、模筒转盘为不完全齿轮机构、扫屑机构为附加滑块摇杆机构。

两个方案的主要区别在于：

方案Ⅰ中采取的是曲柄滑块机构作为冲压机构，该结构的特点就是结构简单，易于制造以及装配。但稍有不足的是其增力效果不太明显，而且保压时间不够长。

方案Ⅱ中采用的是六杆增力机构，该机构的显著特点便是有很好的增力效果，有较长的保压时间，而且运动平稳，但其结构复杂，不易于设计与装配。

方案Ⅰ的模筒转盘为槽轮机构，其特点是结构简单，但转动速度不是匀速的。而方案Ⅱ的模筒转盘为不完全齿轮结构，该结构的特点便是运动相对平稳，速度均匀。但模筒转盘转动时工作头并不工作，基本处于回程状态，此时对模筒转盘的转动速度没有什么要求，故用槽轮机构便能满足需要。

方案Ⅰ中的扫屑机构是固定凸轮移动从动件机构，该机构的特点是结构非常简单，易于设计。而方案Ⅱ中采用的是附加滑块摇杆机构。该机构相对于固定凸轮移动从动件结构而言，运动平稳。但结构相对铰复杂，况且扫屑机构对运动的要求不是太高，故用凸轮移动从动件机构便能满足要求。

综上分析，为了使机构的结构趋于简单化，易于设计制造化，况且本设计中的成型机为简易的成型机设计，故可选择简单的构建。故选择方案Ⅰ，即冲压机构为曲柄滑块机构，模筒转盘为槽轮机构，扫屑机构为凸轮移动从动件机构。

六、 机械传动系统的传动比和变速机构

根据选定的驱动电机转速和冲压式蜂窝煤成型机的生产能力。它们的机械传动系统的总传动比为：

i总＝

n电机n执行主轴

＝

730

＝24.333 30

机械传动系统的第一级采用带传动，其传动比为4.866，第二级采用齿轮传动，其传动比为5。

七、 画出机械运动方案简图

按已选定的三个执行机构的型式及机械传动系统，画出冲压式蜂窝煤成型机的机械运动示意图。其中三个执行机构部分也可以称为机械运动方案示意简图。如图4所示，其中包括了机械传动系统、三个执行机构的组合。如果再加上加料机构和输送机构，那就可以完整地表示整台机器的机械运动方图 4 案图。

有了机械运动方案图，就可以进行机构的运动尺寸设计计算和机器的总体设计。

第二章 传动机构的设计与校核

本设计中的冲压式蜂窝煤成型机是一种简易的低功率的工作机器，其工作时工作头所受的工作压力可以根据平时的手动的冲压式蜂窝煤成型机器参考确定。

平时的手动的冲压式蜂窝煤成型机器由单人操作，其工作力为人力所能达到的，一般人的体重为60Kg，而加在成型机上的力应和人的体重相当，大约为50Kg，即500N。所以本设计中的冲压式成型机工作时所受到的工作阻力应比500N大，本设计中取为100Kg，即1000N。

一、 带传动计算

1）确定计算功率Pca

由[1]P156表8-7查得工作情况系数KA=1.2，故

Pca=KAP=1.2×11=13.2KW 2）选择带的型号

由Pca及主动轮转速n1，由《机械设计手册（新版）》图14.1-2，图14.1-3以及图14.1-4选择V带型号为B型V带。

3）确定带轮的基准直径dd并验算带速v。 (1)由《机械设计手册（新版）》表14.1-18以及表14.1-19，取小带轮的基准直径d1=160mm

(2)验算带速v。

V=

πdd1n1π160730

==6.11m/s

601000601000

因为5m/s

计算大带轮的直径d2=id1=4.866×160=778.56 4）确定中心距 a和基准长度Ld 根据《机械设计手册（新版）》表14.1-11中的公式，有 0.7(d1+d2)≤a≤z(d1+d2)

即 656.992mm≤a≤1877.12mm 初取中心距a0=800mm

dd1=3193.11mm π

Ld=2a0+(d1+d2)+2

24a0

2

由[1]P146表8-2选带的基准长度Ld=3150mm

5）验算小带轮上的包角α1

α1=180°-（d2-d1）57.3°/a=135.69°≥90° 6）确定V带根数z

计算单根V带的额定功率Pr

由d1=160mm和n1=730r/min,查[1]P152表8-4a 经过插值得Pr=2.159

则，V带的根数Z=Pca/Pr=13.2/2.159=6.11

取V带根数为6

二、 曲柄滑块机构的设计与计算校核

1）曲柄滑块机构设计

本设计中要求冲压式蜂窝煤成型机的工作冲头的形成为300mm。因此，曲柄滑块的曲柄的回转半径应为

R=300/2=150mm

由于本设计中要求具有增力机构，所以要把连杆的长度取得尽量长，也及曲柄滑块的连杆系数λ=R/L（L为连杆长度）要尽量小点。初取λ=0.175，这样就能保证成型机工作时曲柄已较小的转矩就能获得较大的工作压力，同时，这样也能形成一定的保压时间，从而达到保压的目的。

因此，连杆的长度为

L=R/L=150/0.175=955.41mm 取连杆的长度为955.41mm

根据成型机的整体大概尺寸，初选定连杆的截面为半径为15mm的圆形截面。

2）曲柄滑块机构的校核 连杆的受力校核

根据要求选择连杆的材料为45#钢，其强度极限为650MPa。

对连杆作受力分析，其受到拉力是工作头工作的时候，及工作行程的后半段，其收受到的拉力F大约为工作阻力，及F≈1000N。

b =F/S S=πR2

=3.14×(15×10-3)2 =0.0007065m2

则 b =F/S

=1000/0.0007065 =1.41Mpa

故连杆的强度满足工作要求。

三、 齿轮的设计与校核

1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）传动方案可选用斜齿圆柱齿轮传动。

（2）此冲压式蜂窝煤成型机是简易的轻载机器，速度不高，齿轮用7级精度即可。

（3）所设计的齿轮可选用便于制造且价格便宜的材料

由[1]P191机械设计表10—1选取：小齿轮材料为40Cr，HB1=280； 大齿轮材料为45号钢，HB2＝240。HB1—HB2＝40，合适。 （4）选取小齿轮齿数z1＝25;大齿轮齿数z2＝uz1=120

按齿面接触疲劳强度条件设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度，最后作齿轮的结构设计。

2．按齿面接触疲劳强度设计 由强度计算公式总表查得设计公式为

d1t

2KtT1u1ZE



ψduσH



 

2

（1)确定公式内的各计算数值 试选Kt＝1．3

Tt的计算

根据大齿轮上固定的曲柄可以求得大齿轮所受的最大转矩Tt 根据几何分析可以知道 γ=90°-α-β sinα=50/150=1/3 可以求得α=19.4712° l=（1502-502）1/2=141.4 sinβ=l/L=141.4/955.41=0.148 可以求得β=8.511°

则Tt=F·R·Sinγ=F·R·Sin(α+β) =131N·m

由[1]P205表10—7选取d=1（两支撑相对于小齿轮做非对称布置） 由[1]P201表10-6查得材料的弹性影响系数为ZE=189.8MPa

由[1]P209图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为

lim1

=600MPa , lim2=550 MPa。

图10-19查得接触疲劳强度KHN1=0.90 KHN2=0.95 计算接触疲劳应力

取失效概率为1%，安全系数S=1

H1= KHN1·lim1/S=0.9×600/1=540 MPa. H2= KHN2

550=522.5 MPa

lim2

/S =0.95×

σH=H1H2=540522.5=531.25 MPa

2

2

（2)计算

1)计算小齿轮分度圆直径d1t代入[ó]中较小的值

2KtT1u1ZEZH

= d1tψduσH 

3

2

1.31.311056189.8

=69.57mm

15531.25

2）计算圆周速度

2



d1tn1

601000



3.1472730

=2.65m/s

601000

3）计算齿宽b及模数mt

bdd11×69.57mm=69.57mm

mt=

d1tcos69.57cos14

==2.8126mm

24z1

h=2.25mt=2.25×2.8126=6.34 4)计算齿宽与齿高之比b/h

b/h=69.57/6.34=10.97

5）计算载荷系数

根据v=2.75m/s,7级精度，由[1]P194图10-8查得动载荷系数Kv=1.05。

斜齿轮，由[1]P195表10-3查得KHa1=KFa2=1 由[1]P193表10-2查得使用系数KA=1

由[1]P196表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时 用插值法差得KHB=1.3124

由b/h=10.97, KHB =1.3124 ,查图10-13得KFB=1.3 故载荷系数

K=KAKvKHaKHB=1×1.05×1×1.3124=1.37802

6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

d1/3

1/3

1=d1t(K/Kt)=69.57×(1.37802/1.3)=70.93

7)计算模数

m=

d170.z=93=2.955mm 1

24

3.按齿根弯曲强度的设计

由[1]P216式10-17得弯曲强度的设计公式为

mn≥2KT1Ycos2

YFaYSa2

dz1F

1) 确定计算参数

1）由[1]P208图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1

=500Mpa

大齿轮的弯曲疲劳强度极限

FE2

=380MPa

2）由[1]P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.88 3）计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式10-12得

F1= KFN1



FE1

/S=303.57MPa F2= KFN2

FE2

/S=238.86 MPa

4）计算载荷系数K

K=KAKvKFaKFB=1×1.12×1×1.35=1.512 5）查取齿形系数

由[1]P200表10-5可查得YFa1=2.72,YFa2=2.21 8）查取应力校正系数

由[1]P200表10-5知 YSa1=1.58,YSa2=1.764 9)计算大小齿轮的YFaYSa/[F],并加以比较。

YFa1YSa1/F1=0.01379

（

YFa2YSa2/F2=0.01636

大齿轮的数值较大 （2）设计计算

5

21.5121.3110

0.01636=2.24mm mn≥2

124

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数mn大于由齿根弯曲疲

劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而由齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强度模数2.24，并近似圆整为标准m=3。 按接触强度算得的分度圆直径d1=72mm,d2=360mm

4. 几何尺寸计算

（1）计算中心距a=（d1+d2）/2=216mm （2）计算齿轮宽度 bdd11×72=72mm 取B1=B2=72mm

四、 直锥齿轮的设计

本系统中，直锥齿轮的主要作用就是进行运动方向的变换，将水平轴向的旋转运动转换为竖直方向轴向的旋转运动，其带动的主要负载就是槽轮运动所产生的工作阻力，以及该传动链中的摩擦力

由于槽轮运动是带动工作台的间歇转动，工作台下面有推力球轴承的支承，所产生的阻力较小，而各机构的摩擦力相对于工作阻力来说更小，因此，本设计中的直锥齿轮主要不传动力，其强度能满足工作的需求。

由于上诉原因，不再对锥齿轮进行详细的设计，只确定其几个比较主要的尺寸，其他尺寸可根据具体的结构进行调节。

根据各机构的结构以及尺寸，选定直锥齿轮的平均模数为mm=3mm，当量齿数Zv=40，则平均分度圆直径dv=mmZv=120mm

把直锥齿轮与轴做称齿轮轴，其他尺寸可根据具体的结构进行调节。

五、 槽轮机构计算

1）槽数z的选择 根据工位要求，工作台必须至少具备3个工位（一个工位为冲压头的冲压，一个为托模工作，另一个为加料工作的工位）。因此，可选定槽轮机构的槽数为4

2）中心距a

根据工作台的直径，以及整个系统的尺寸考虑，选定中心距为a=200mm。 3）圆销半径r

根据中心距以及大概结构尺寸选定r=20mm。 4）槽轮每次转位时主动件的转角2的计算 根据《机械设计手册（新版）》表13.6-5计算2

2180(12

z

)90

5）槽间角2的计算

根据《机械设计手册（新版）》表13.6-5计算2

3602z

90

6）主动件圆销中心半径R1的计算

根据《机械设计手册（新版）》表13.6-5计算R1

R1asin100mm 7）R1与a的比值 

R1

a

sin0.707 8）槽轮外圆半径R2的计算

根据《机械设计手册（新版）》表13.6-5计算R2

R2(acos)2r2142mm

9）槽轮槽深h的计算

根据《机械设计手册（新版）》表13.6-5计算h

ha(cos1)r100.8mm

对槽深h进行取整，取h102mm。

10）槽轮厚度的设计

根据槽轮的半径以及整体尺寸，选定槽轮主动轮以及从动轮的厚度均为20mm

11）运动系数k的计算

z21

 （n1,n为圆销数） k2z4

六、 扫屑凸轮机构计算

由于扫屑凸轮对尺寸要求不太高，故扫屑凸轮应在最后根据其他已经确定的尺寸进行灵活的变动。但有一点，必须要保证整个系统运行的连贯性。因此，固定凸轮采用斜面形状，要求固定凸轮的上下方向的长度应大于滑梁的行程s，即凸轮的上下方向的高度应大于300mm，其左右方向的高度应能使扫屑刷满足扫除粉煤的活动范围。具体按结构情况来设计。

七、 轴的校核

本设计中主要受力的轴为大齿轮上的轴，固应对此轴进行强度的校核。轴的材料为45#调质钢，轴的尺寸如下图：

先对轴的最小轴径进行校核

由前面可以知道，大齿轮所受到的最大扭矩为T=131N·m 根据[1]P370公式（15-1）可以求得轴的扭转强度条件为 τT=T/WT

其中，WT为轴的抗扭截面系数

WT=0.2d3=0.2×(50×10-3)3=0.000025mm3

则τT=T/WT=131000/0.000025=5.24MPa

由[1]P370表15-3，可以查得45#钢的许用扭转切应力为25-45MPa τT

故轴的轴径满足使用的抗扭要求。

轴的弯扭合成强度的校核

首先应对轴进行受力分析，由于轴左端齿轮上连接曲柄，右端通过锥齿轮与槽轮相连，在工作头行程的前半段，可看成是空载，这时槽轮机构传递过来的阻力很小可以忽略不计。

而当工作头与煤接触的时候开始，工作头将受到工作阻力，此时力通过连杆传递到曲柄，及齿轮上，当曲柄转到最下方时，齿轮受到最大的向上的拉力，而此时，轴不受到扭矩（锥齿轮传递过来的扭矩不考虑）。

现对其受力时的状态进行粗略分析，假定当曲柄转到最下方时，同时受到最大的拉力以及最大的扭矩。此时轴只在竖直平面内受力。

ΣFy=FN+FNV2-FNV1 M=60FNV1-460FNV2

联立以上两式，其中FN=1000N 解得： FNV1=1150N FNV2=150N

根据上表做出该轴的载荷分析图，如下图：

然后根据[1]P373式（15-5）计算轴的应力：

σca=

M12(αT)2

W

由于轴为单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6 则上式=

602(0.6131000)2

0.1503

=39.112MPa

前已经选定轴的材料为45#钢，调质处理，由[1]P362表15-1查得 [σ-1]=60MPa。因此σca

精确校核轴的疲劳强度

由分析知，大齿轮右侧截面为危险截面，令其为截面I。 抗弯截面系数W=0.1d3=12500mm3 抗扭截面系数W=0.2d3=25000mm3 截面Ⅰ左侧弯矩M为：M=60000N·mm 截面Ⅰ上的扭矩T为：T=131000 N·mm 截面上弯曲应力

b=M/W=2.4MPa

截面上的扭转切应力

T=T/WT=10.48

轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得B=640MPa -1=275 MPa

-1= 155MPa

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及

按表3-2查取，因 r/d=0.25,D/d=1.5，经插值后可查得=2.0  =1.31 又由附图3-1可得轴的材料敏性系数为q=0.82 q=0.85 故有效应力集中系数按式（附3-4）为

k1q(1)1.82 k1q(1)1.26

由附图3-2得尺寸系数εÓ=0.67

附图3-3得扭转尺寸系数=0.82

轴按磨削加工，由附图3-4的表面质量系数==0.92

轴未经表面强化处理，即βq=0.1，则按式（3-12）及（3-12a）得综合系

数值为

k

k



k



1



1

1=2.80

k







1=1.26

又碳素钢特性系数=0.1 =0.05 于是计算安全系数值S

S

1

=40.92

Kam

1

17.71

Ka

mS

Sca

（8）截面Ⅰ的右侧

=16.25>S=1.5

抗弯截面系数W=0.1d3=34300mm3 抗扭截面系数WT=0.2d3=68600mm3 截面Ⅰ左侧弯矩M为：M=60000N·mm 截面Ⅰ上的扭矩T为：T=131000 N·mm 截面上弯曲应力

b=M/W=1.75MPa

截面上的扭转切应力

T=T/WT=1.91MPa

过盈配合处的k/值，由附表3-8用插入法求得，并取k/=0.8k/，于是得

k/=3.16 k/=2.53

轴按磨削加工，由附图3-4的表面质量系数=0.92

轴未经表面强化处理，即βq=0.1，则按式（3-12）及（3-12a）得综合系数值为

k

k



k



1



1

13.25

k







12.62

于是计算安全系数值S得

S

1

=48.35

Kam

1

58.05

Ka

m=37.15>>S=1.5

S

Sca

故该轴在该截面处的强度也是足够的。本设计中因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。

第三章 其他部件的设计与选型

一、 轴承的选型

轴承的选型应根据轴的直径进行选择，由先前的设计可以知道各个轴的尺寸： 根据前面的设计可以知道带轮与小齿轮连接的轴的轴直径为Φ50，差相关标准可以确定该轴应该用深沟球轴承6210，由于考虑到该轴两端都悬空（左端为大带轮，右端为小齿轮），故选用2个深沟球轴承6210。

大齿轮轴的直径由前面设计为Φ50，所以也应该选用深沟球轴承6210。由于该轴右端悬臂过长，故应该在右端靠近直锥齿轮处再加一个支承点进行固定。同时该轴为整个系统中的主要的工作轴（执行主轴）。所以应该保证其的使用的

可靠性，故在该轴的两个支承点的位置分别安装2个深沟球轴承6210。

工作台下的支承轴的轴径为Φ70，同时该轴为竖直方向安装，故该轴应采用推力球轴承，以保证支承重力。根据相关的标准根据轴径选择该轴承为推力球轴承5110。由于工作台下方有基座跟箱体支承，所以受力不算太大，故选用一个推力球轴承5110。

槽轮主动轮的轴的直径为Φ70，同上应选择推力球轴承5110。由于该轴的下方有一长的悬臂结构，所以应该在该轴的下方靠近直锥齿轮处再加一个支承位置。所以该轴应该在上下个安装一个推力球轴承5110。

与弹簧连接处的滑块机构，以及工作头上方与箱体连接的滑块机构，由于这两个轴不转动，只做径向的来回运动，故应该在这两处加上滑动轴承，滑动轴承的尺寸应根据轴的直径从相关标准中选出。

连杆的连接由于连杆做的是来回的摆动，故连杆与轴的连接处应选用滚动轴承，此处选择深沟球轴承。连杆的上端与工作头的横梁连接横梁的直径为Φ30，根据这个尺寸从相关的标准中选择轴承为深沟球轴承6006。然后根据横梁的尺寸以及连杆本身的轴径，应选用2个深沟球轴承6006。连杆的下端与大齿轮上的伸出轴连接。伸出轴的轴径为Φ30，同样应选用深沟球轴承6006，考虑到整体的尺寸，选用2个深沟球轴承6006。由于该伸出轴的左端为悬空，故应添加轴向定位装置。为使结构简单，本设计在两轴承中的套筒上通过销钉与该伸出轴固定，以免连杆脱落。

二、 工作头横梁与扫屑刷横梁的连接处的设计

由于扫屑刷的运动是通过工作头横梁的上下运动带动扫屑刷横梁的上下运动，从而通过固定凸轮移动结构使扫屑刷能水平方向运动，所以这连个横梁应该固定。同时由于工作头横梁上要安装滚动轴承，为了使轴承能顺利的安装上去，应该使两横梁应该能脱开。所以在两横梁连接处采用了螺钉连接。如下图：

根据工作头横梁的直径选择螺钉为M16。长度为40mm。

三、 箱体的设计

箱体的设计的主要目的是保证主要的传动机构以及零件被包含在箱体内，以免受到外界杂物的污染和以免发生安全事故。

故箱体应该是这个系统的绝大部分的部件都包含在箱体内。工作台应露出箱体，这样便于检查以及人的控制。同时由于大带轮的直径过大以及大小带轮的中心距过长，如果把这部分包含到箱体内的话会造成箱体的结构尺寸过大，结构不紧凑。故应将大小带轮以及电动机安置在箱体的外面。

箱体的内部设计应根据系统的机构位置来确定，应适当增加内板等来对较长的轴进行支承，同时应考虑到轴以及轴承的可安装性，应该适当增加可拆卸的箱体或箱板。

箱体的壁厚的确定应根据整个箱体的尺寸来确定，综合整个箱体的尺寸以及力求系统运行的安全性以及省材料性，确定壁厚一般为30mm，其他的箱体内突出部分应根据具体情况自行调整。

到此，整个蜂窝煤成型机的设计基本完成。一些没有设计到的地方以及没有设计完全的地方，根据实际情况合理的分配尺寸以及选择合理的结构。

第四章 设计总结

本次课程设计不同于以往的课程设计，以往的课程设计大多都是进行理论上的设计，而本次课程设计则是对一个具体的实际生产中存在的系统或者产品进行设计。所以本次课程设计的实用性很强。

通过本次的课程设计使我们更进一步地理解的课上所学的理论知识，初步掌握了这些知识在实际生产中是如何的应用的。同时，通过本次课程设计也大大的锻炼了我们的动手，动脑能力。理论与实际相结合，使平时所学的知识得到了很好的巩固，甚至对很久以前学过现在都快忘记了的知识也进行了一次很好的总结与复习。

当然，通过这次课程设计，也是我们知道了自己的不足，尤其是一些平时很难发现的错误。在实际的设计过程中这些都一一暴露出来。所以，通过这次课程设计对自己的能力有了一个客观的定位。自己以后还有很长的路要走。

本次课程设计也锻炼了我的作图能力，尤其是计算机作图的能力。虽然以前学过一些制图的软件，但平时很少有实际运动的机会，所以对这些软件都是操作得不够熟练。通过本次的课程设计，锻炼了自己的计算机作图能力。

在本次课程设计中，同学们都相互帮助，锻炼了大家的团结协作的能力。同时也得到了指导老师的细心的指导与帮助。所以在此对同学们以及指导老师表示感谢。由于能力问题以及其他原因造成有的地方设计不合理，望老师能够理解。

参考文献

邹彗君.2003.机械系统设计原理.北京:科学出版社

刘会英，杨志强.2007.机械基础综合课程设计.北京:机械工业出版社 王建华，毕万全.2004.机械制图与计算机绘图.北京:国防工业出版社

宏宇工作室，史宇宏，陈玉蓉，赵晓军.2004.AutoCAD机械制图100列.北京:人

民邮电出版社

濮良贵，纪名刚，陈国定，吴立言.2006.机械设计第八版.北京:高等教育出版色  (美)Neil Sclater，Nicholas P. Chironis.机械设计实用机构与装置图册.

邹平，译.北京:机械工业出版社

目录

第一章 前言 ..................................................................................................................................... 1

一、 冲压式蜂窝煤成型机的功能和设计要求 ............................................................... 1

二、 工作原理和工艺动作分解 ....................................................................................... 1

三、 根据工艺动作顺序和协调要求拟定运动循环图 ................................................... 2

四、 执行机构的选型 ....................................................................................................... 2

五、 机械运动方案的选定和评价 ................................................................................... 2

六、 机械传动系统的传动比和变速机构 ....................................................................... 3

第二章 传动机构的设计与校核 ..................................................................................................... 3

一、 带传动计算 ............................................................................................................... 4

二、 曲柄滑块机构的设计与计算校核 ........................................................................... 5

三、 齿轮的设计与校核 ................................................................................................... 5

四、 直锥齿轮的设计 ..................................................................................................... 10

五、 槽轮机构计算 ......................................................................................................... 11

六、 扫屑凸轮机构计算 ................................................................................................. 12

七、 轴的校核 ................................................................................................................. 12

第三章 其他部件的设计与选型 ................................................................................................... 17

一、 轴承的选型 ............................................................................................................. 17

二、 工作头横梁与扫屑刷横梁的连接处的设计 ......................................................... 18

三、 箱体的设计 ............................................................................................................. 19

第四章 设计总结 ........................................................................................................................... 19

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