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1、 摘 要冲压式秸秆蜂窝煤成型机是把秸秆加入到模盘中，然后经过冲压这一动作把秸秆加工成成型的蜂窝煤。蜂窝煤成型机可以选用的机构种类繁多，可以做出多种设计方案，我们在冲压式秸秆蜂窝煤机原有的基础上进行创新，从而能够更好地实现机构的功能，即将秸秆冲压成形，清理碎屑，运输出成型的蜂窝煤。冲压式秸秆蜂窝煤成型机的各机构的设计要进行合理分析和准确计算，同时，设计出的零件经过安装以后要能够正常运行。本课题在设计的过程中，需要对各机构进行选型，以及校核和设计传动装置、冲压装置、扫屑装置以及分度机构。运用机械设计、机械原理等学科的知识。【关键词】秸秆；机构；冲压式Abstract The stamping st
2、raw honeycomb coal forming machine is to add straw to the die plate, and then process the straw into shaped honeycomb coal by stamping. The honeycomb coal molding machine can choose from a variety of mechanisms and can make a variety of design solutions. We innovate on the original basis of the stam
3、ping straw honeycomb coal machine, so as to better achieve the function of the mechanism, that is, straw stamping and cleaning Crumbs, transported out shaped briquette.The design of each mechanism of the stamping straw honeycomb coal forming machine should be reasonably analyzed and accurately calcu
4、lated. At the same time, the designed parts must be able to operate normally after installation. In the design process of this subject, it is necessary to select each mechanism, and check and design the transmission device, punching device, chip sweeping device and indexing mechanism. Use the knowle
5、dge of mechanical design, mechanical principles and other disciplines.【Key Words】Straw; mechanism; stamping目 录第1章 引言1.1 冲压式秸秆蜂窝煤成型机设计背景及意义11.2 国内外研究现状11.2.1 生物质成型燃料及燃烧设备的研究现状11.2.2 秸秆成型燃料技术的研究现状21.3 课题设计的整体思路3第2章 总体设计2.1 机器的功能和设计要求52.2 成型机的工作原理和工艺动作分解62.3 拟定运动循环图62.4 机构选型72.5 机械传动系统的速度比和变速机构82.6 机械运
6、动方案简图82.7 本章小结8第3章 设计和计算传动装置3.1 带传动设计和计算103.2 齿轮传动设计143.2.1 直齿圆柱齿轮设计143.2.2 锥齿轮设计203.3 轴的设计253.3.1 轴的结构设计253.3.2 轴的设计及校核283.4 本章小结34第4章 冲压装置的设计4.1 模盘设计364.2 曲柄轴上扭矩的计算374.3 本章小结40第5章 其他装置设计5.1 分度槽轮机构设计415.2 凸轮扫屑机构设计435.2.1 凸轮及其滚子材料的选择435.2.2 凸轮基本尺寸的确定435.3 飞轮的设计445.4 本章小结46结 论47参考文献48致 谢50第1章 引言1.1 冲
7、压式秸秆蜂窝煤成型机设计背景及意义我国农业人口占总人口数的比重较大，而在农村人们生火主要用秸杆和薪材。农村生物质能的消耗高达65，其中薪材消耗量约占总能耗的29。近年来，解决农村用能源紧缺的问题已经迫在眉睫，为了能够缓解这个问题，发展薪柴林是一个有效的解决途径，经过数年薪柴林的发展，当下，薪炭林总面积已有429万公顷，这些薪柴林的年产生物量也达到 22亿吨左右。因为生物质是一种可再生能源，在未来，生物质能将会有具有很好的发展。为了能够促进社会经济的发展，大力发展生物质能将会是大势所趋。如何更好地开发利用生物质能，将会成为我们面对的一项挑战1。随着矿类资源的大量消耗，终有一天矿产资源将被用尽，所
8、以全世界都开始越来越重视这个问题。因为我国经济的快速发展，对煤炭资源的需求也在不断的上升，所以，生物质能作为一种可再生能源可以缓解这一问题2。秸秆经过一系列加工后成为秸秆成型燃料，将秸秆变成生物质能从而起到保护环境的作用，这和我们的生活以及经济的发展息息相关。用秸秆更好地替代煤炭、天然气和石油等这些不可再生能源，可以在一定程度上提高秸秆的利用率。经济实用的冲压式秸秆蜂窝煤成型机将会缓解农村出现的秸秆太多而只能焚烧的问题，避免发生资源浪费，以及造成环境上的污染，能够在一定程度上减少对煤炭资源的消耗，以及有效开发利用生物质资源3。随着我国经济的高速发展，国家越来越重视节约资源和保护环境这两项国策，
9、同时，坚持节约资源和保护环境与每个人的利益和整个国家乃至中华民族的可持续发展密不可分4。1.2国内外研究现状1.2.1 生物质成型燃料和燃烧设备的研究现状近些年来，随着科学技术的不断进步，经济的也不断地快速发展，经济快速发展需要消耗更多的能源，开发各种可利用的资源这一难题需要全世界去共同解决，生物质作为可再生能源，备受众多先进国家的关5。直到20世纪50年代，亚洲国家日本才研制出棒状燃料成型机及相关的燃烧设备；在20世纪70年代，美国研制出生物质颗粒及成型燃烧设备；冲压式成型机、颗粒成型机在西欧一些国家已经能够生产了；然而，亚洲在这方面的研究是远远落后西欧和美国，直到20世纪80年代亚洲才建立
10、了规模比较大的生物质固化和碳化专业生产厂，同时不断研制出了相关的燃烧设备6。直到20世纪80年代，中国的生物质能发展才开始缓慢起步，我国开始研究生物质成型燃料也是因为想要利用这种可再生资源来缓解能源危机。随着国家对生物质能的重视，在“七五”期间“八五”期间，在成型燃料领域的研究突破了很多困难，取得了一定的进步，同时，科学家不断深入，从而研究出了生物质致密技术和炭化技术，正因为在生物质致密技术和炭化技术研究上取得进步，使得生物质成型产业在我国的发展变得更好。经过1991到2000年这些年的科学家的不断努力，以及我国政府的大力支持，企业开始不断引进生物质成型技术，开办了相关的企业，并对企业进行了产
11、业化生产，为以后生物质成型技术发展奠定了一定基础。拉近了我国相关领域与世界上其他国家在这方面发展的差距7。1.2.2秸秆成型燃料的研究现状将具有一定颗粒度的秸秆经过适宜的温度和压力的作用，把秸秆压缩成其他形状，如棒状、块状等形状，秸秆的体积比原来小了很多，其密度可达到600-1300kg/m3，这一过程能够将秸秆变成成型燃料，这种新型燃料的燃烧特性在一定程度上都得到了改善。秸秆要变成成型燃料，需要经过脱水、粉碎、成型等复杂的工序，最后生物质被加工成致密固体生物质燃料。众所周知，其他燃料在燃烧的过程中会产生大量CO，对环境造成一定的污染。但是秸秆燃烧的整个过程中，CO的排放量完全可以达到零排放，
12、从而对缓解环境污染起到一定的作用，其次生物质能是一种可再生资源，而且生物质能具有燃烧的效率高的特点。目前在市面上用来加工生物质能而且应用比较广泛的设备有：活塞冲压式成型、螺旋挤压式成型和辊模挤压式成型等，由于秸秆的汗水率、长度等有很大的区别，所以，秸秆的成型工艺和加工设备也是存在很大的区别。设备中的活塞冲压式和螺旋挤压式设备的类型是热压成型工艺，它们生产产品的形状则是棒状。然而，辊模挤压式设备的类型是冷压成型工艺，生产产品的形状为块状或颗粒状8。每年我国的秸秆产量达到了亿吨左右，这些秸秆除了应用于工业、秸秆还田、饲料及农民生活燃烧以外，还有很多的秸秆完全可用于生产生物质燃料。那么，这些秸秆取代
13、煤矿将会减少排放在空气中CO 、烟尘等，还可以保护环境9。 对于秸秆物料压缩特性的研究国内外很早就已经开始了，并且在这方面的研究很深入还取得了一定的成果。第一个开始研究密闭容器内低速压缩农业纤维物料的是德国科学家斯卡维特，在此之后,其他国家如英国、美国、加拿大、日本、波兰以及中国的学者也都对农业纤维物料的压缩过程开展了一系列研究。他们所做的这些研究从不同方面分析出了压缩特性与什么有关，研究了不同压缩方式下压缩力与密度、压缩力与压缩量及密度与湿度之间的关系10,11。当下,随着不断地对玉米秸秆粉粒体模压成型方面的研究，我国的学者在此方面取得了一定的成就。我国有学者利用高密度压捆机对揉碎的玉米秸秆
14、进行压缩试验，他们在模拟生产条件下做了农业物料压缩试验研究，分析了关于粗纤维物料压缩过程的一般流变规律,这些研究都为了优化捆绑机做出了一定贡献12。其他学者研究了秸秆成型的流变特性，他们对秸秆在模具中做了一系列的研究。他们把玉米秸秆粉碎以后，然后对玉米进行分级、干燥、加水调湿后再进行压缩试验。最后得出结论：伴随着压缩力的增大、模具锥度的增大、原料粒度的减小,最后成型物的高度却增大、底厚变薄。然而其他学者像赵东等人他们做了密闭型圆筒准静态压缩试验 ,经过反复研究，最后建立了玉米秆粉粒体压制成型的本构方程,以及利用有限元模型进行了模拟试验13,14。1.3 课题设计的整体思路课题的设计思路：首先，
15、电动机与小带轮联接，然后通过带传动使得一根轴先开始转动，第一根轴转动后，安装圆柱齿轮和飞轮的传动轴，齿轮传动带动第二根轴运动，这样装置能够使第一根轴减速，同时第二根轴转动使飞轮储存一定的能量，避免了机构产生锁死现象而无法工作。第二根轴要安装锥齿轮和曲柄轮来让分度机构、凸轮扫屑机构以及冲压机构正常运转，此外，还要安装齿轮与第一根轴啮合。本课题最主要的问题是要对带传动、齿轮传动、冲压机构、扫屑机构、分度机构的设计，要保证各机构能够合理的装配起来，各机构的计算也要准确无误，最后设计出的零件要满足设计要求。整个运动过程如图1-1所示：图1-1 成型机运动图57第2章 总体设计2.1 机器的功能和设计要
16、求为了实现蜂窝煤成型，机器应该具有下列功能：输入煤粉、煤粉成形、清除煤屑、型煤起模、输出成品。若要实现该功能，则该成型机就要完成以下五个动作：加料，冲压，扫屑，脱模，输送，如图2-1所示：图2-1位置示意图1模盘 2横杠 3冲头 4扫屑刷 5脱模头 在装置中，在一个滑块上把冲头和脱模头与横杠连接在一块，煤粉被滑块的上下往复运动冲压成为成型的蜂窝煤，然后，脱模头把压成型的蜂窝煤与冲头分开。上述两个过程正是蜂窝煤制造过程中的冲压和脱模。模盘上要均匀设置小孔，在还没开始冲压以前，扫屑刷把煤粉扫到一边，然后分度槽轮将会给模筒加入煤粉，将煤粉冲压成蜂窝煤，蜂窝煤成型后脱模，最后冲压结束后，扫屑刷把煤粉扫
17、到一边。2.2成型机的工作原理和工艺动作分解冲压式秸秆蜂窝煤成型机的动作分为以下几个过程：（1）添加秸秆粉末：用秸秆粉末的自身重量打开料斗；（2）冲压成型：用冲头把煤粉冲压成成型的蜂窝煤；（3）蜂窝煤脱模：脱模头上下运动，将煤饼分离;（4）扫屑刷扫煤粉：在冲压后和冲压前扫除多余煤粉；（5）模盘的间歇转动：使加料、冲压、脱模这三个动作顺利完成；（6）输送蜂窝煤：输送带运出成型的蜂窝煤。以上六个过程，考虑到机构的简化，所以有必要冲压和脱模这两个简单的动作放在一个机构中，对其他四个过程进行机构设计，包括冲压、脱模、扫屑、模盘和间歇分度机构。2.3拟定运动循环图冲压式秸秆蜂窝煤成型机运动循环图要确定机
18、构的顺序和位置，就是要弄清脱模头和冲头、扫屑刷、模盘的转动这三个机构是如何运转，从而达到简化机构的安装和调试的目的。用冲压机构动作的零角作横坐标起点，机构的位置则用纵坐标表示从而绘制循环图。循环图2-2和循环循环列表2-1来表式成型机的三个执行结构的运动循环过程。图2-2 蜂窝煤成型机循环图由上述冲压式秸秆蜂窝煤成型机循环图可知，转盘完成转动是要在冲头回程后半段及行程前半段中，用行程和回程反映冲头和脱模头的运动轨迹，扫屑刷完成动作需要在冲头回程的后半段到行程的前半段。表2-1 蜂窝煤成型机运动循环表主动件专教分配0180180360冲头和脱模盘机构工作行程回程主动件转角分配0909027027
19、0360脱模盘机构工作行程停止工作行程扫屑机构扫屑运动回程扫屑运动2.4机构选型成型机机构组合如表2-2所示：图2-3 机构运动方式比较图2-3（a）中是附加摇杆机构，利用滑梁移动从而使摇杆的扫屑刷清除煤粉。图2-3（b）中凸轮机构用滑梁移动使得扫屑刷扫出冲头和脱模底的煤粉。根据表2-2所示的三个执行机构的组合，从而算出机械运动方案种数共为：N33218种。最后选定的最简单的方案是：曲柄滑块机构中对心式较偏置式更为简单，故选取对心曲柄滑块机构为冲压机构，凸轮式间歇机构为模盘机构15。2.5机械传动系统的速度比和变速机构由选定的转速n和冲压式成型蜂窝煤机每分钟的冲压个数。机械传动系统总传动比为：
20、 按照机械设计原则，第一级传动选用带传动来减速，初选传动比选择为3.6；第二级选用直齿圆柱齿轮传动初选传动比为3.2；第三级选用圆锥齿轮传动，初选传动比为2.8。2.6机械运动方案简图机械运动方案简图如图2-3所示。图2-3 成型机运动方案示意图2.7本章小结冲压式蜂窝煤成型机为了实现设计功能，则该成型机就要完成五个动作，加料，冲压，扫屑，脱模，传送。每个动作的执行种类很多，利用各类机构构思几种不同的设计方案，采用模糊综合评判的方法从中选取运动方案较为合理的方案。根据选定的运动方案，在具体设计各自相应的运动机构及装置配件。本章从总体上选定总的传动比与各个变速机构的类型，以及绘制机械运动方案的简
21、图。第3章 设计和计算传动装置3.1带传动设计和计算选定电动机的额定功率，电动机额定转速，小带轮初选传动比，每天连续工作1016h.故带的设计过程为：(1) 带轮的计算功率Pca17 （3-1）(2) V带的带型 (3) 验算带轮的基准直径、 带速1）初选小带轮的基准直径。 2) 带速 （3-2）此传送带的带速满足设计要。3) 大带轮的基准直径由式（3-3）,计算大带轮基准直径。 （3-3）4) 实际传动比i （3-4）5) 从动轮实际转速n2由式： （3-5）(4) V带的中心距和基准长度1) 初选中心距由式: （3-6）选取: =900 mm。2) 带的基准长度Ld0由式: （3-7）3)
22、 实际中心距a （3-8）4) 中心距调整范围 （3-9）(5) 小带轮包角1 （3-11）算得： 根据=970r/min，i=3.6和B型带查表3-3用插值法算得：=0.306KW。于是： （3-12）2) V带根数Z:由式： （3-13）算得：，取5根(7）单根V带的初拉力的最小值由表3-5得B型带的单位长度质量：q=0.18kg/m由式： （3-14）算得：(8) 轴的压力压轴力的最小值为由式： （3-15）算得：(9) 计算带轮的结构尺寸，绘制工作图。 图3-1 小带轮 图3-2 大带轮(10) 蜂窝煤成型后的传送带速度要能够让前一块蜂窝煤运走后，后一块蜂窝煤落在传送带上，选择使用n=
23、40r/min的电机，从工作台下方设置传送带，由于尺寸有限，取主动带轮直径50mm，可计算出传送带速度m/s3.2 设计和计算齿轮传动3.2.1直齿圆柱齿轮 (1) 选择齿轮材料、热处理方法、精度等级、齿数、及齿宽系数d因为该齿轮传动所要传递功率并不高19，所以该齿轮选用45钢作为材料，并且进行调质处理，选用7级精度。因为材料的硬度差取40HBS，则齿面硬度分别取：240HBS、280HBS，属于软齿面的闭式传动。齿轮工作时的速度不高，并且载荷相对平稳，选择小齿轮的齿数为：=23，大齿轮的齿数为：=73.6，圆整取=74 (2) 按照齿面接触疲劳强度设计 （3-16）式中，载荷系数：KHt 为
24、转矩： 齿数比 ： 区域系数：ZH 弹性影响系数: 重合度系数:Z 许用接触应力:计算公式中各个参数：2) 计算小齿轮传递的转矩 （3-17）算得：N/mm=2.58 N/m3) 系数ZE ZH Z将齿轮材料选择为铸钢，所以由机械手册取： ZH=2.5 Z=0.8734) 大小齿轮的接触疲劳强度极限、按照大小齿轮齿面硬度查得：=640MPa、=580MPa5) 确定应力循环次数 （3-18）6) 确定接触疲劳强度寿命系数、由应力循环次数计算得：=0.94、=0.977) 计算许用接触应力、零件一旦发生点蚀破坏，就会出现噪声和振动的增大的情况，因为点蚀破坏不能立即引起失效，所以要进行接触疲劳强度
25、的计算时20，取安全系数S=1。则： （3-19）算得：MPa=601.6MPa=0.97580/1.0 MPa=545.2 MPa(3) 设计计算1) 小齿轮分度圆直径取较小的值，故取：= 由（3-16）算得：=89.6mm2) 计算圆周速度代入式(3-2)得：=1.263m/s(4) 齿轮传动的几何尺寸1) 齿宽b （3-20）计算得：b=91.8mm2) 齿宽于齿高之比由式： （3-21）齿高由式： h=2.25 （3-22）故：b/h=9.76mm3) 载荷系数K查表得：=1.0，又因为=1.26m/s，则精度等级7得：=1.06；又由和得：=1.428，则： K= （3-23）4)
26、校正分度圆直径 （3-24）式中,试选载荷系数代入算得：mm5) 模数m 由式（3-21）算得：m=mm=3.991mm(5) 校核齿根弯曲强度 （3-25）式中，齿形系数，应力修正系数计算公式中各个参数值：1) 大、小齿轮的弯曲疲劳强度极限、根据布氏硬度计算得小齿轮的弯曲疲劳强度极限20=560，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=4802) 弯曲疲劳寿命系数、根据应力循环次数得：=0.94、=0.963) 弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数=1.4，由式（3.26）得： （3-26） K=KAKVKFKF （3-27）取得:K=K=1,K=1.59，计算得：K =11.0611.59=1.69。5)
27、 齿形系数和应力修正系数 由表3-7查得： 6) 确定大、小齿轮的与并比较再其中最大值代入公式中计算 =2.691.575/322.3=0.013145 （3-28）=2.2321.758/384=0.010218(6) 校核计算，由式（3-25）算得：mm=2.79mm根据上面的数据所算出来的结果，按照齿面接触疲劳强度准则，经过计算所得出的模数m大于按照齿根弯曲疲劳强度准则所求出的模数m。弯曲强度所决定的齿轮的承载能力会影响模数，模数只和齿轮的直径有关，所以按照弯曲强度得到的模数2.79较好，又考虑到齿面接触疲劳强度，将其圆整为m=3.5mm,则根据接触强度准则，最后确定分度圆的直径为：d=
28、91.81mm由式（3-21）得：z=26z=3.226=83.2，取：z=83z小齿轮齿数 z大齿轮齿数由以上所求的齿轮，齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度都符合设计要求，并且消耗资源少，结构也很合理。(7) 确定几何尺寸1) 由式（3-21）计算得：d=mz=91mmd=mz=290.5mm。d、d分度圆直径2) 确定中心距： （3-29）式中：分度圆直径代入式（3-29）计算得：a =190.8mm3) 齿轮宽度 小齿轮见图3-3，大齿轮见图3-4：图3-3 小齿轮 图3-4 大齿轮3.2.2 锥齿轮设计(1) 确定传动比：=32.333/3.63.2=2.8所以有： （3-30）式中：
29、为锥角故有：= （3-31）计算得：=，=因为圆柱齿轮是锥齿轮的当量齿轮，则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： （3-32）式中：当量齿数算得：取：=35 =35 2.81=98.35 选=98故：(2) 齿轮的材料，热处理方法及精度等级因为齿轮传动为一般传动，小齿轮选用软齿面进行调质处理，材料选用45钢，取 280HBS的齿面硬度；大齿轮材料选用45钢，进行调质处理，选7级精度，取240HBS的齿面硬度。(3) 按照齿面接触疲劳强度设计齿轮其设计公式： （3-33）1) 载荷系数 （3-34） 2) 弹性系数取得：=189.8MPa3) 齿宽系数 通常=0.250.
30、35，常用值为=1/3，故取选：=1/34) 小锥齿轮转矩 轴的输入功率：P=P （3-35）式中：-传动效率取=0.97，=0.98，=0.98，算得：P=7.50.970.980.98KW=6.99KW轴的转速：=970/3.63.2=84r/min轴扭矩：T2=794696.4N.mm5) 大小齿轮的接触疲劳强度极限、取得:=640MP、=580 MP6) 应力循环次数由式(3.18)得：=2.91=1.0367)接触疲劳强度寿命系数8) 确定许用接触应力，取=1.0，则有：=614.4MPa=568.4 MPa9) 确定小齿轮直径由于，取较小者，则有： （3-36）由式（3-36）计算
31、得：=180.9mm10) 圆周速度由式（3-2）算得：=0.80m/s6 m/s，故取7级精度。(4) 选择齿轮的主要参数选择和计算几何尺寸1) 模数 由式(3-21)算得：=/=5.17mm就近选择标准模数取：=5mm2) 分度圆直径由式(3-21)算得：=535=175mm ，取180mm=598=490mm3) 齿轮宽度锥距： （3-37）算得：R=260mm所以：=86.67mm，取整=40mm(5) 齿根校核1) 弯曲疲劳强度 （3-38） （3-39）大小齿轮的弯曲疲劳强度极限，由应力循环次数和齿轮材料取：=480MPa、=560MPa2) 弯曲疲劳寿命系数、由应力循环次数和热处
32、理方式得：=0.94、=0.973) 许用弯曲应力、考虑到弯曲疲劳强度，如果齿轮的齿一旦发生断裂，就会会导致事故的发生，那么根据齿根弯曲疲劳强度准则，应取S=S=1.251.5,弯曲疲劳安全系数S=1.5 （3-40）代入式（3-40）算得：4) 齿形系数、和应力修正系数、由已知的当量齿数：、，查表3.7用插值法计算得 ：=2.43、=2.01、=1.66、=1.995) 计算大、小齿轮的/与/ （3-41）代入式（3-41）算得：=0.0134=0.0111(6) 齿轮的校核计算取/和/中的较大者代入计算计算得：=72.92MPa，故齿轮的弯曲疲劳强度满足设计要求。3.3轴的设计3.3.1
33、轴的结构设计轴的输入功率P1=7.275KW，转速n1=269.4 r/min(1) 轴I的结构设计，见图3-5：图3-5 轴示意图(2) 计算轴最小直径因为轴的1段只受到转距作用，最后确定最小直径：，轴进行调质处理，其材料选用45钢，查表3-11确定A0的值 ，取A0=110。由公式： (3-42)计算得：增大单键槽的轴径，增大5%7%，相应单键槽的增加数值为34.65mm35.31mm，取=35mm，故得：=35mm。(3) 各轴段的尺寸的计算1) 因为大带轮最后选用的是轮辐式，将轮毂长为70mm的大带轮安装在轴的1段，取=68mm短于轮毂长度是为了能够定位可靠再取=35mm。 2) 轴的
34、第2段处轴肩=（0.070.1）=2.453.5mm，最后取=3.5mm，因为轴第1段处有单键槽，所以轴肩增大1.5mm,取h=5mm，=+2=45mm，因为要在轴2处安装曲柄，所以取L2=225mm,轴承盖选用凸缘式，用毡圈密封,毡圈型号选择45JB/ZQ4606-1997.3) 因为要把套筒和滚动轴承安装在轴的第3段，所以选用深沟球轴承6409，dDB=4512029,则取=50mm，因为套筒长10mm ,故L3=43mm。4)将小直齿轮安装在轴的第4段，选用齿宽为96mm，考虑到齿轮需要轴向可靠定位，那么在选择L4时，L4要比齿轮宽度稍微短一点，故取L4=92mm，d4=55mm。5)
35、轴的第5段是用来给齿轮和飞轮定位的，那么定位轴肩高度=（0.070.1）=3.855.5mm，取=5.5mm ，故取=66mm。最后取L5=240mm是为了防止安装轴2锥齿轮时与飞轮发生触碰。6) 把飞轮安装在轴的第6段，考虑到飞轮能够定位可靠，故取飞轮轴向高为140mm，取=136mm，d6=d4=55mm。7) 把定位套筒和轴承安装在轴的7段，故选取d7=50mm，选用了深沟球轴承6410，dDB=5013031,套筒长51mm ,故L7=84.5mm。(4) 大带轮、齿轮、飞轮的周向固定用普通平键连接来对飞轮、齿轮和带轮的周向固定，同时把过盈配合作为轴承与轴的配合方式，带轮与轴的配合选用
36、过渡配合H7/n6，齿轮与轴的配合也采用过渡配合H7/n6,飞轮与轴的配合采用过渡配合H7/n6。大带轮处的键根据轴径查表3-12，选用为：bhL=10850。同时，齿轮处的平键查得：bhL=161070 ；而飞轮处平键选用为：bhL=1610110。确定倒角和圆角的尺寸。轴两端的倒角，取为245。轴的尺寸如表3-13，得到轴上各键的型号与配合如表3-14： 3.3.2 轴的设计及校核A 轴的结构设计轴的输入功率P2=P带齿轴承=6.987KW，选转速n2=84.2 r/min，转矩=792468.5N.mm轴的结构设计如图3-6：图3-6 轴示意图(1) 选择轴的最小直径考虑到1段只受到转矩
37、作用，而且直径最小，最后估算轴的最小直径，所以对进行调质处理，轴的材料采用45钢19，查表3.12选定轴的A0值 ，取A0=110 （3-43）算得： 因为单键槽轴径应正大5%7%，单键槽轴径增大后的数值是50.379mm51.3386mm故取：=51mm。那么曲柄滑块的孔径可以取为轴的最小直径=51mm(2) 轴上各轴段的尺寸的计算1) 轴的第1段轴径取d1=51mm，曲柄轴向轮毂长64mm，L1=60mm是为了使曲柄轮定位可靠。2) 轴的第2段处定位轴肩=（0.070.1）=3.575.1mm，取=4.5 mm ，则=+2=（51+24.5）mm=60mm。考虑到模盘与曲柄连杆需要有足够空
38、间，所以取L2=60mm。3) 将套筒和滚动轴承安装在轴的3段处，选用角接触球轴承为7313AC,dDB=6514033,套筒长10mm。取=65mm,L3=47mm。轴承盖选用凸缘式，厚度30mm;采用毡圈（b1d1D=85880）油封。选用毡圈型号60JB/ZQ4606-1997.4)把大圆柱齿轮安装在轴的第4段处，齿宽为91mm，考虑到需要定位可靠，轴的第4段长度比齿的宽度略短，故取L4=87mm, d4=70mm。5) 因为轴的5段处需要定位圆柱齿轮和锥齿轮，定位轴肩的高度=（0.070.1）=4.97mm，考虑到键槽深度，取=7mm，=84mm，取L5=490mm是因为要防止安装大锥
39、齿轮时与圆柱齿轮发生碰撞。6)锥齿轮装配到轴的第6段处，取d6=d4=70mm,考虑到锥齿轮需要定位可靠，故取L6=66mm。7) 轴第7段处安装轴承和套筒，选角接触球轴承为7313AC,dDB=6514033,套筒长10mm,取d7=d3=65mm，L7=47mm。8) 轴的第8段取d8=d2=60mm,L8=35mm。轴承盖选用凸缘式，厚度30mm;采用的是毡圈密封。9) 轴的第9段取d9=d1=51mm,L9=L1=60mm。(3) 轴上直齿轮、锥齿轮、曲柄轮的周向固定直齿轮、曲柄轮、锥齿轮与轴的周向固定都采用过渡配合H7/m6，轴承与轴的周向固定为过盈配合。曲柄轮处的键根据轴径查表3.
40、13得：选用bhL=161056,大圆柱齿轮处选用bhL=201270，小锥齿轮选用bhL=201256。(4) 确定倒角和轴上各段的尺寸轴两端的倒角，取为1。如表3-15，得到各键的型号与配合如表3-16：(5)校核轴(1) 轴上载荷的计算1) 计算齿轮受力21因为齿轮分度圆直径d2=290.5mm，圆周力: （3-44）齿轮的径向力： （3-45）2)锥齿轮受力分析锥齿轮分度圆直径：=175mm。锥齿轮圆周力： （3-46）锥齿轮径向力： （3-47）锥齿轮轴向力： （3-48）Fa对轴心产生的弯矩:= 1834.79175/2N. mm =160544.125 N.mm。(2) 计算各个支反力1) 轴的垂直面受力分析图如图3-7：图3