码坯机升降机构设计

码坯机升降机构设计
1 绪论
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。

由于这里不能上传完整的毕业设计（完整的应包括毕业设计说明书、相关图纸CAD/PROE、中英文文献及翻译等），此文档也稍微删除了一部分内容（目录及某些关键内容）如需要其他资料的朋友，请加叩扣:二二壹五八玖一壹五一毫无疑问，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的发展，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：BWDC15-30-35 输出转速43r/min 输出转矩2343N.m 电压380v
行走摆线针轮减速机：BWDC5.5-22-23 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i 1=
23
40
=1.74 行走齿轮传动比i 2=1 链轮传动比i 3=
135
292
=2.16 3.4 各轴的转速计算 升降轴n 1=43x
40
23
=24.7r/min 行走轴n 2=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T 1=Tη1=2343N.mx0.9=2108.7N.m 行走轴T 2=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HB170-210，粗加工后调质处理HB210-230，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： N.m 23421055.91
6
1=⨯=n P
T 齿宽系数： 1
d b
d =
ψ 表12.13[]8，取1=ψd 接触疲劳极限：由图C 17.12取MP ａ7101=lim H σ，MPa 5802lim =H σ；
初步计算的许用接触应力：[]MPa 6399.01lim 1=≈H H σσ；
[]MPa 522902lim 2=≈H H .σσ；
d A 值 由表12.16[]
8 取 85=d A ；
初步计算的小齿轮直径：[]
3
2
1d 11u
u T A d H d +•
ψ≥σ
[]
8
其中74.1=u ， 147.8≥∴1d 取mm d 1230=；
初步齿宽： mm 90=•=1d d ψb
（2）校核计算： 圆周速度v: s m 1000
60n πd v 1
1/3.4=⨯=
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 ,402374.1=⨯=2z 取40=2z ； 10==11/z d m ；
由表12.3[]8，取10=m
则23/z 11==m d
4074.123=⨯==12iz z
使用系数： 由表12.9 取00.1=A k ； 动载系数： 由图12.9[]8 取15.1=V k ； 齿间载荷分配系数αH K ：由表12.10[]8，先求：
N
75.4314211
==
d T F t
100N/mm
89.89N/mm 4875
.431401<=⨯=.b F k t A
72.1cos 112.388.121=⎥⎦⎤
⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛+-=βεαz z
87.0372
.1-43
-4===
αεεZ
由此得32.187.01122===
εαZ K H
齿向载荷分布系数βH K ：由表12.11[]8， b C d b B A K H 32
1
10)(-•++=β
28.1801061.036.016.017.13=⨯⨯+⨯+=-
载荷系数： βαH H V A K K K K K =
94.128.132.115.10.1=⨯⨯⨯=
弹性系数E Z ： 由表12.12[]8 MPa 8189.Z E =
节点区域系数H Z ： 由图12.16[]8 52.Z H =
接触最小安全系数：由 表12.14[]
8 0.1min =H S 总工作时间： h
480020830010=⨯⨯⨯=.t h
应力循环次数L N 由表12.15，估计9
7
1010≤<L N ，则指数m=8.78
787
.81max 1max 11
11018.360n 60⨯=*
⎪⎪⎭⎫
⎝⎛=⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛==∑∑==h
hi
n
i i m
i n
i hi i V L t t T T t n T T t N N γγ 7121027.1/⨯==i N N L L
接触寿命系数N Z 由图12.18[]8 18.11=N Z 22.12=N Z
许用接触应力[]H σ []837.8MPa 11.18
710=⨯=
=Hmin
N1
Hlim1H1
S
Z σσ
[]707.6MPa 1
1.22
580=⨯=
=Hmin
N2
Hlim2H2S Z σσ 验算 u u bd KT Z Z Z H E H 1
22
1
1+•=εσ 5.21
5.28017259094.1287.05.28.1893
+⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
[]H2σ<=MPa 8.579
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 改变[]13，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 mm 3152
)
4023(102)(21=+⨯=+=
z z m a 齿宽b mm 901==d b d ψ 齿根弯曲疲劳强度计算：
重合度系数68.073
.175
.025.0=+
=εY 齿间载荷分配系数αF K 由表12.10，47.168.0/1/1===εαY K F 齿向载荷分布系数βF K 53.85.225290=⨯=)./(h /b 由图12.14[]8 32.1=βF K 载荷系数K
23.232.147.115.10.1=⨯⨯⨯==βαF F V A K K K K K 齿形系数Fa Y 由图12.21[]8 1Fa Y =2.53 =2Fa Y 2.23 应力修正系数Sa Y 由图12.22[]8 1Sa Y =1.62 2Sa Y =1.74 弯曲疲劳极限lim F σ 由图12.23c []8 1lim F σ=600MPa 2lim F σ=450MPa
弯曲最小安全系数lim F S 由表12.14[]8 lim F S =1.25
应力循环次数L N 由表12.15[]
8，估计10610103≤<⨯L N ，
则指数m=49.91
791
.491max h 11
11017.360⨯=*
⎪
⎪⎭
⎫
⎝⎛==∑=h
hi
n
i i V L t t T T t n N N γ 7121027.1/⨯==i N N L L
弯曲寿命系数N Y 由图12.24[]8 1N Y =0.95 2N Y =0.96 尺寸系数X Y 由图12.25[]8 X Y =1.0
许用弯曲应力F σ []MPa 45625
11
950600111
=⨯⨯=
=..S Y Y min
F X
N lim F F σσ
验算
[]MPa
634525
11
960450222...S Y Y min
F X
N lim F F =⨯⨯=
=σσ
[]MPa 456MPa 5.223211111
1=≤==
F Sa Fa F Y Y Y m bd KT σσε
[]MPa 6.345MPa 6.21121
12
21
2=≤==F Sa Fa Sa Fa F F Y Y Y Y σσσ
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
HB 170-210，粗加工后调质处理HB210-230，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：
重合度系数68.073
.175
.025.0=+
=εY 齿间载荷分配系数αF K 由表12.10，47.168.0/1/1===εαY K F 齿向载荷分布系数βF K 53.85.225290=⨯=)./(h /b 由图12.14[]8 32.1=βF K 载荷系数K
23.232.147.115.10.1=⨯⨯⨯==βαF F V A K K K K K
齿形系数Fa Y 由图12.21[]8 1Fa Y =2.53 =2Fa Y 2.23 应力修正系数Sa Y 由图12.22[]8 1Sa Y =1.62 2Sa Y =1.74 弯曲疲劳极限lim F σ 由图12.23c []8 1lim F σ=600MPa 2lim F σ=450MPa 弯曲最小安全系数lim F S 由表12.14[]8 lim F S =1.25
应力循环次数L N 由表12.15[]
8，估计10610103≤<⨯L N ，
则指 数m=49.91
791
.491max h 11
11017.360⨯=*
⎪
⎪⎭
⎫
⎝⎛==∑=h
hi
n
i i V L t t T T t n N N γ 7121027.1/⨯==i N N L L
弯曲寿命系数N Y 由图12.24[]8 1N Y =0.95 2N Y =0.96 尺寸系数X Y 由图12.25[]8 X Y =1.0
许用弯曲应力F σ []MPa 45625
11
950600111
=⨯⨯=
=..S Y Y min
F X
N lim F F σσ
验算
[]MPa
634525
11
960450222...S Y Y min
F X
N lim F F =⨯⨯=
=σσ
[]MPa 456MPa 5.223211111
1=≤==
F Sa Fa F Y Y Y m bd KT σσε
[]MPa 6.345MPa 6.21121
12
212=≤==F Sa Fa Sa Fa F F Y Y Y Y σσσ
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：
升降轴为实心轴轴材料选用45钢，按许用切应力计算：3/n P A d ≥[]
14
126~103=A 取110=A ;
kW 23.5=P min /r 7.24=n
∴d;
mm
≥
6.
65
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：
升降轴为实心轴轴材料选用45钢，按许用切应力计算：3/n
P A d ≥[]
14
A;
126
=
A取110
~
103
=
P min
=
6.
39
kW
=
n
65
/r
≥
∴d;
93
mm
25
.
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。

=L-b=80-22=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。

=L-b=70-25=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
5.1682
121=+=V H r F F F
派生力
N Y F F rA dA 7.522==
，N Y
F
F rB dB 7.522== 轴向力
由于dA dB a F N F F >=+=+7.2757.522231， 所以轴向力为223=aA F ，7.52=aB F
当量载荷 由于
e F F rA aA >=32.1，e F F
rB
aB <=31.0， 所以4.0=A X ，6.1=A Y ，1=B X ，0=B Y 。

由于为一般载荷，所以载荷系数为2.1=p f ，故当量载荷为
N F Y F X f P aA A rA A p A 04.509)(=+=22.202)(=+=aB B rB B p B F Y F X f P
轴承寿命的校核
h h P Cr n L A h 240001098.3)(6010716>⨯==ε
轴承6317的校核
径向力
N F F F V H rA 5.14182
121=+=
N F F F V H rb 5.6032222=+=
派生力
N Y F F rA dA 4432==
，N Y
F
F rB dB 1892== 轴向力
由于dA dB a F N F F >=+=+10811898921， 所以轴向力为N F aA 638=，N F aB 189= 当量载荷 由于
e F F rA aA >=45.0，e F F
rB
aB <=31.0， 所以4.0=A X ，6.1=A Y ，1=B X ，0=B Y 。

由于为一般载荷，所以载荷系数为2.1=p f ，故当量载荷为
N F Y F X f P aA A rA A p A 84.1905)(=+=N F Y F X f P aB B rB B p B 2.724)(=+=
轴承寿命的校核
h h P Cr n L A
h 240001050.1)(6010716>⨯==ε
8 齿轮箱及双联轴承座的设计
本设计两样都采用ZG230-450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，严格按照工艺流程规定进行焊接。

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。

参考文献
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[18]蒋晓.AutoCAD 2008中文版机械设计标准实例教程.[M].北京：清华大学出版社，2008.3
致谢
毕业设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程。

毕业设计是一项辛苦而漫长的工作，在设计过程中遇到些许棘手的问题。

通过毕业设计，使我发现了自己所掌握的知识是真正如此的缺乏，自己综合应用所学的专业知识能力是如此的不足，几年来的学习了那么多的课程，今天才知道自己并不会用。

当然，通过这次毕业设计我也学会了许多，我感觉自己的能力有了很大的提高。

最后，我要感谢我的大学老师们，没有他们的教导，我不会有现在的基础。

我特别要感谢我的班主任曾一凡老师，他在毕业设计过程中给了我好多指导，同时也给我指出了好多错误，让我少走了好多弯路。

还要感谢我的同学也给了我好多帮助。

由于本人的设计能力有限，在设计过程中难免有许多错误与不足，恳请老师们谅解多多指正。