游乐设施行走装置的设计(毕业论文+全套CAD图纸)(答辩通过)

下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 学习好资料，毕设专用，答辩优秀 中国地质大学长城学院 本 科 毕 业 设 计 题目 游乐设施行走装置的设计 系 别 工程技术系 专 业 机械设计制造及其自动化 学生姓名 张玉琴 学 号 05208303 指导教师 孙晓燕 职 称 助教 2012 年 5 月 7 日 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 2 摘 要 本课题是关于游乐设施行走装置的设计， 游乐设施是指用于经营目的，在封闭的区域内运行，承载游客游乐的载体。 本设计包含有两种运动：行走装置摆动和旋转。往复摆动的传动路线是：直流电机皮带传动链传动驱动轮。行 走装置旋转采用机械传动，传动路线是：直流电机带传动减速器齿轮回转支承装置行走装置。 本文分两部分，设计说明书和设计计算书。设计说明书介绍了华夏飞碟行走装置的背景和发展趋势及设计依据和设计方案。设计计算书阐述了华夏飞碟运行驱动装置计算、主要受力零件强度计算、主要受力零件疲劳强度的校核等。 关键词： 行走装置； 运动； 受力； 计算 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 3 ABSTRACT This topic is about the design of amusement facilities walk device, the ride that is used for business purposes, in a closed area operation, carrying visitors the carrier of amusement. This design includes two sports: walk swinging and rotating device. The transmission line is swung repeatedly: dc motor and transmission belt, and chain drive wheels. Walk the mechanical transmission device rotation, transmission line is: dc motor and reducer, gear and belt transmission and supporting device to turn walk device. This paper is divided into two parts, the design specification and design calculations. The design specification introduces huaxiafeidie walk device background and developing trend and design basis and design. Design calculations expounds huaxiafeidie operation drive calculation, the main stress parts strength calculation, the main stress parts of the fatigue strength check. Keywords: walk device； Exercise； Stress； calculation 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 4 目 录 1.绪论 .1 1.1 前言 . 1 1.2 设计 目的 . 1 1.3 发展趋势及背景 . 1 1.4 设计依据 .2 1.5 设计方案 .2 1.5.1 运动方案及工作原理 .2 1.5.2 结构方案 .3 2. 设计计算书 . 5 2.1 运行驱动装置计算 . 5 2.1.1 电机的选择 . 5 2.1.2 带传动 . 5 2.1.3 链传动 . 6 2.2 主要受力零件强度计算 . 7 2.2.1 轴 . 7 2.2.2 行走轮轴 . 8 2.2.3 侧轮轴 .10 2.2.4 中间轴 . 11 2.2.5 销轴 .13 2.2.6 框架与支架 .13 2.3 主要受力零件疲劳强度的校核 .14 2.3.1 轴 .14 2.3.2 行走轮轴 .14 2.3.3 侧轮轴 .17 2.3.4 中间轴 .15 3.小结 .16 参考文献 .17 致谢 .18 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 5 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 6 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 7 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 1 1 绪论 1.1 前言 这次设计是对大学所学课程的一次深入的综合性的连接，也是一次理论联系实际的训练。因此，它在我们的大学学习生活中占有十分重要的地位。 就我个人而言，我希望能通过这次毕业设计对自己未来将从事的工作进行一次适应性训练，从中锻炼自己分析问题、解决问题的能力，初步掌握设计行走装置的基本原理和方法，拟订设计方案，完成行走机构的设计，为今后参加祖国的现代化建设打下一个良好的基础。 由于能力所限，经验不足，设计中还有许多不足之处，恳请各位老师多加指教。 1.2 设计目的 本课题是关于游乐设施行走装 置的设计， 游乐设施是指用于经营目的，在封闭的区域内运行，承载游客游乐的载体。随着科学的发展，社会的进步，现代游艺机和游乐设施充分运用了机械、电、光、声、水、力等先进技术。 本课题的设计目的是了解和掌握游乐设施中行走装置的结构及其工作原理，对行走装置运动方案的设计 ,对主要零件轴、车轮、大小皮带轮进行结构设计，对其他零件进行结构和选型设计，对其关键部件进行强度计算分析和校核，行走装置的总体设计和行走装置零部件的设计计算。 1.3 发展趋势及背景 我国游乐业起步较晚， 20 世纪 80 年代以前，现代大型游乐设施在我国几乎是 一片空白。往前可追溯到 1951 年由北京机械厂设计制造，安装在北京中山公园的电动小乘椅，那可能是我国的第一台游艺机。 20 世纪 80 年代初，随着改革开放的深入，国民经济迅速发展，人们生活水平不断提高，人们对游乐活动的需求也越来越旺盛。在这种形势下，山东、江苏、浙江温州等地开创出各种户外游乐设施，在国家政策鼓励下，各个企业迅猛发展，产品远销国外，被称之为中国教玩具之都。随着游乐业的发展，我国的游乐设施无论从设计到制造水平都不断提高。品种也越来越多，从旋转类到滑行类，从有动力到无动力，从固定式到移动式，从地面到空 中，从室内到室外，从以前的单一型向综合型都在转变。 研发过程中存在的实际问题，根据行走装置乘坐人数、所在轨道长度和半径及转盘转速最大运行速度等 ，基于力学分析，对行走装置运动情况加以分析、深入研究。 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 2 1.4 设计依据 法规和标准 游乐设施安全技术监察规程（试行） GB8408-2000 游艺机和游乐设施安全 GB18159-2000 滑行类游艺机通用技术条件 GB50231-98 机械设备安装工程施工及验收通用规范 机械设计手册 主要技术参数 整机技术参数 乘坐人数： 22 人 轨道长度： 约 31 米 轨道半径： 16 米 轨道最大高度： 7.5 米 轨距： 1.8 米 水平轮和轨道的水平控制间隙 5 10mm 防脱轮和轨道的上下控制间隙 5 8mm 转盘外缘直径： 6.22 米 转盘转速： 8 转 /分钟 瞬时最大运行速度： 8 米 /秒（ 28.8km/h） 上下微摆最大幅度： 0.32 米 上下微摆频率： 3 次循环 /分钟 (次 /20 秒 ) 飞碟沿轨道摆动驱动电机 Z4-180-11 37KW 直流电机 转盘旋转驱动电机 Z4-132-11 11KW 直流电机 用电功率： 约 70 千瓦 电源要求： 三相交流 380/220V 5%； 占地面积： 约 29 米 10 米 整机使用寿命： 8 年 1.5 设计方案 1.5.1 运动方案与工作原理 华夏飞碟包含有两种运动：整体摆动和座舱旋转。 华夏飞碟是座舱整体沿圆弧形轨道做往复摆动。为了使结构紧凑，传动链短，拟采用自驱式，利用驱动轮和轨道的摩擦力来实现。 与交流电机相比，直流电机有起动力 矩大、机械特性好、调速方便、可频繁换向等优点。故选用直流电机作为动力源。 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 3 往复摆动的传动路线（图 1）是：直流电机皮带传动链传动驱动轮。 图 1：行走装置摆动路线 座舱旋转采用机械传动，传动路线是：直流电机带传动减速器齿轮回转支承装置座舱。 1.5.2 结构方案 该设备主要由以下几部分组成： 轨道支架（图 2） 由立柱、轨道等组成。立柱和立柱之间由连接结构连接，立柱上端有连接板和轨道相连，以支撑轨道。轨道共三条，中间为驱动用轨道，两侧为行走轨道。驱动轨道由轨道支撑管支撑，在驱 动轨道上铺有花纹板以增大摩擦力。行走轨道两端设有防撞挡块，以保安全运行。 行走装置（图 3） 由底架、轮组等组成。底架主要有框架和套筒两部分，用螺栓连接在一起。在框架上安装有实现摆动的运行驱动装置。套筒上端和回转支承的内圈相连。轮组有行走轮和水平侧轮，水平侧轮用以导向。 回转装置（图 4） 由回转驱动装置和回转套筒两部分组成。回转套筒和回转支承的外圈连成一体。回转驱动装置减速器输出端的小齿轮和内齿圈啮合，以实现座舱的转动。 平台 由平台支架和内连接架组成。平台上安装着座椅，在座椅上设置有扶手、保险压杠和安 全带，可保障乘客安全。 站台 为钢结构件。用做乘客上下。 电气装置 用来控制设备的运行。 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 4 BR 16 30 0R160002 7 0 0 2 7 0 0 2 7 0 02 7 0 09 . 5 1 9 . 5 1 9 . 5 1 3 . 1 7 9 . 5 1 CA3 0 1 53 7 2 0 3 0 1 5 3 7 2 09 . 5 1 9 . 5 1 A C8006203 4 0 62 4 2 7 01 . 3 4 6 7 8 95 4321图 2：轨道支架 图 3：行走装置 图 4：回转装置 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 5 2 设计计算书 2.1 运行驱动装置计算 2.1.1 电机的选择 电机选 Z4-180-11 P=37KW， n=1500r/min 2.1.2 带传动 输入功率 P=40kw，输入转速 n=1500r/min 设计功率 Pd=ka p=1.2 40=48kw 根据 (机械设计课本表 8-7 下同 )Pd 和 n，普通 V带选型图，选 C 型带（表 8-4a） 带轮的选择 小带轮 d1=200mm，大带轮 d2=400mm(图 8-11) 带速的计算 V= d1n/60 1000=15.7 m/s 带长的选择 ： 初定中心距取 a0=1600mm 带的基准长度： Ld0=2 a0+（ d1+ d2） /2+（ d2 d1） 2/4 a0 =3200+942+6.25=4148.25mm 根据普通 V 带的基准长度表选 Ld=4216mm（表 8-2） 实际中心距： a= a0+（ Ld Ld0） /2=1633.7mm 取 a=1603mm amin=a（ 2bd+0.009Ld） =1557.76mm amax=a+0.02Ld=1718.02mm 小带轮的包角 =180 57.3（ d2 d1） / a=172.8 单根 V带额定功率 P1： 由普通 V带额定功率表查得 P1=5.92kw(表 8-4a) P=1.06 kw(表 8-4b) V带根数 Z=Pd/（ P1+ P） K KL=6.9 式中 K 包角修正系 数， K =0.98(表 8-5) KL 带长修正系数， KL=1.02（表 8-2） 取 Z=7 根 单根 V带初张力： F0=500Pd（ 2.5/K 1） /ZV+mv2 =500 48（ 2.5/0.98-1）（ 7 15.7） +0.17 9.682 =412.65N 作用在轴上的力： Fr=2 F0Zsin（ /2） =5765N Frmax=3 F0Zsin（ /2） =8647N 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 6 2.1.3 链传动 电机功率 P=40kw，带传动的效率为 =0.96， 传递的功率为 P=40 0.96=38.4 kw 电机转速 n=1500r/min，带的传动比为 i=400/200=2 输入的转速为 n1=1500/2=750 r/min 链轮齿数： Z1=17 Z2 =57 链条的传动比为 i=57/17=3.35 设计功率 Pd=ka p=1.5 38.4=57.6 kw（注： ka 工况系数表 9-6） 特定条件下单排链传递的功率 Po= Pd/（ kz kp） =57.6/（ 1.7 0.887） =38 kw 式中 kz 小链轮齿数系数，取 0.887（图 9-13） kp 排数系数，取 1.7（双排取 1.7） 据 Po 和 n1 选 16A，节距 P=25.4mm 初定中心距 ao=780mm 以节距计的初定中心距 aop=780/25.4=30.7 链条节数 Lp=（ Z1 Z2） /2 2aop k/aop =（ 17 57） /2 2 30.7 40.53/30.7=99.7 取链节数 Lp=100 链条长度 L： L= LpP/1000=100 25.4/1000=2.54m 计算中心距 ac=P（ 2Lp Z1 Z2） Ka =25.4（ 2 100 17 57） 0.24476=783mm 实际中心距： a=ac a=783（ 1.566 3.132） 取 a=780mm 链条速度 v； v=znp/60 1000=17 750 25.4/60 1000=5.4m/s 有效圆周力 Ft=1000P/v=1000 38.4/5.4=7111N 作用在轴上的力为 F=1.2 1.5 7111=12800N 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 7 2.2 主要受力零件强度计算 2.2.1 轴 图 5：轴 该轴按简支梁计算，所受载荷为： a) 轴上设备自重： p1=（ 18915.51 10042 894 530） =7449.51kg 7450kg （设备总重轨道支架重量站台重量 4个轮组重量） b）乘员重： p2=70 22=1540kg c）座舱摆动造成的离心力： p3=mV2/R=（ 7450+1540） 82/16=35960kg 考虑满载情况，则该轴主要承受：设备自重、乘员重，设备和乘员在座舱摆动时产生的离心力。 此时单轴受力为： P=（ p1+p2+p3） /4=（ 7450 1540 35960） /4=11237.5kg=110127.5N 弯矩图、剪力图如下： 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 8 MR 2R 12 2 0QP1 6 82 6 2 6弯矩： Mmax=Px/2=110127.5 26/2=1431657.5Nmm 剪力： Q= =110127.5/2=55064N 弯曲应力： bb= Kd( Mmax/W) 式中 Kd 动载系数， Kd=1.5； W 抗弯截面模量， W= 703/32=33674mm3 bb=1.5 (1431657.5/33674)=63.8N/mm2 剪应力： = Kd(Q/A)=1.5 55064/( 702/4)=21.5N/mm2 材料选用 45 钢调质， b=650 N/mm2， b=325 N/mm2 抗弯安 全系数： n 弯 =650/63.8=10.2 5， 满足要求。 抗剪安全系数： n剪 =325/21.5=15 5， 满足要求 2.2.2 行走轮轴 图 6：行走轮轴 作用在轴上的载荷： F=P/2=110127.5N/2=55064N 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 9 弯矩图、剪力图如下示： MR 2R 1QP / 29 01 4 42 7 2 7弯矩： Mmax=Fx/2=55064 27/2=743364Nmm 剪力： Q= R1=55064/2=27532N 弯曲应力： bb= Kd( Mmax/W) 式中 Kd 动载系数， Kd=1.5 W 抗弯截面模 量， W= d3/32 W =3.14 503/32=12272mm3 bb=1.5 (743364/12272)=90.86N/mm2 剪应力： = Kd(Q/A)=1.5 (27532 4/ 502)=21N/mm2 材料选用 45 钢调质， b=650 N/mm2， b=325 N/mm2 抗弯安全系数： n 弯 =650/90.86=7.15 5，满足要求。 抗剪安全系数： n剪 =325/21=15.5 5 满足要求。 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 10 2.2.3 侧轮轴 图 7：侧轮轴 该轴 主要承受 a)克服座舱旋转起动时产生的反作用扭矩力 F1 b)极端偏载情况下由 11 名乘客随座舱旋转造成的离心力 F2 回转支承上的扭矩 T=9550 Ni/（ nK) (n m) N 输入功率 kw n 输入轴转速 r/min K 工况系数 取 1.0 i 总传动比 i=i1 i2=59 3.333=197 i1 减速机传动比 i1=59 i2 摩擦轮传动比 i2=1000/300=3.333 总机械效率 取 0.8 T=9550 11 180 17 93/（ 125 1480 21） 0.8=6156N m 设侧轮的反作用力矩为 T T =T=F1 L L 前后侧轮轴距 ； L=2.5m 作用在轴上的反作用力为： F1=6156/2.5=2460N 乘客旋转离心力 f2=mV2/R=70 (8/60 3.14 5)2/2.5=122.7kg=1202N 11名乘客平均离心力按 f=(2) /2f2=0.707 1202=850N F2=11 f=11 850=9350N 单个侧轮轴总受力 F=（ F1+F2） /2=(2460+9350)/2=5905N 弯矩图、剪力图如下示 ： 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 11 MQF1 1 0弯矩： Mmax=5905 110=649550Nmm 剪力： Q= 5905N 弯曲应力： bb= KdMmax/W 式中 Kd 动载系数， Kd=1.5 W 抗弯截面模量， W= d3/32 W =3.14 523/32=13797mm3 弯曲应力： bb=1.5 649550/13797=70.6N/mm2 剪应力： = KdQ /A=1.5 5905 4/( 522)=4.17N/mm2 材料选用 45 钢调质， b=650 N/mm2， b=325 N/mm2 抗弯安全系数： n 弯 =650/70.6=9.2 5 满足要求。 抗剪安全系数： n剪 =325/4.17=78 5 满足要求。 2.2.4 中间轴 图 8：中间轴 该轴主要承受由皮带和链条对其产生的径向力及所传递的扭矩。 皮带对其产生的力 F1=8647N 链条作用在轴上的力为 F2=12800N 其扭矩为： T=9550 40 400/（ 200 1500） =509N m 弯矩图、剪力图及扭矩如下示： 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 12 MF 2 F 11 7 01 1 32 1 . 5 2 1 . 5QT弯曲应力校核 校核距右端支撑 21.5mm 处 其弯矩为 M=8647（ 170 21.5） =1284080Nmm 其剪力为： Q=8647N 其扭矩为： T=509N m 弯曲应力： bb= M Kd/W 式中 Kd 动载系数， Kd=2； W 抗弯截面模量， W= d3/32 W =3.14 703/32=33683mm3 弯曲应力： bb=1284080 2/33683=76.2N/mm2 扭转剪应力： n=T Kd/ Wn Wn =2W=2 3.14 703/32=67366mm3 n=509000 2/67366=15.1N/mm2 合成应力为 ： 合 =（ bb2+3 n2） 1/2=80.6 N/mm2 材料选用 45 钢调质 ， b=650 N/mm2， 抗弯安全系数： n弯 =650/80.6=8 5，满足要求 剪应力校核 校核距左端支撑 21.5mm 处 剪力： Q =12800N 剪应力： =4Q/（ D2） =4 12800 2/（ 702） =6.7 材料选用 45 钢调质， b=325 N/mm2 抗剪安全系数： n剪 =325/6.7=48.5 5 满足要求。 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 13 2.2.5 销轴 该轴按简支梁 ，所受载荷如下： 设备质量包括有：上罩与座椅架 m 上 =520kg、 座椅 m 椅 =288.2kg 、 导电装置 m 电 =16kg 、 平台与栏杆 m 平 =2490.5kg 、 回转装置 m 回 =1270kg、上连接套筒 m 筒 =293kg 、压杠装置 m压 =660kg m=5537.7kg 取 m=5538kg 则设备自重： p1=5538kg=54272.4N 乘员重： p2=70 22=1540kg =15092N 座舱摆动造成的离心力： p3=（ 1540+ 5538） 82/16=28312kg=277457.6N 考虑满载情况，则该轴主要承受的力有：设备自重、乘员重，设备和乘员在座舱摆动时产生的离心力。 则该轴受力为： P=（ p1+p2+p3） /4=（ 54272.4 15092 277457.6） /4=346822N 根据连接结构只需校核抗剪力即可 剪力： Q= P/2=346822/2=173411N 剪应力： = KdQ /A=1.5 173411 4/( 552)=109.5N/mm2 式中 Kd 动载系数， Kd=1.5 材料选用 42CrMo 调质， b=648 N/mm2 抗剪安全系数： n剪 =648/109.5=5.92 5， 满足要求 2.2.6 框架与支架 连接螺栓强度校核 如前述该连接处受力为 P=（ p1+p2+p3） /4=（ 7450 1540 35960） /4=11237.5kg=110127.5N 作用单个螺栓上的载荷： F=P/2=110127.5N/2=55064N 查表： GB70-85 内六角螺栓 12.9 级 M27 的保证载荷为 445000N 抗拉安全系数： n=445000/(KdF) 式中 Kd 动载系数， Kd=1.5 n=342000/1.5/55064=5.4 5, 满足要求 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 14 2.3 主要受力零件疲劳强度的校核 2.3.1 轴 该轴按有限寿命计算。其疲劳安全系数为： n= rN /（ K /） max 式中 rN 有限寿命疲劳极限， rN= 1（ No/N） 1/9 1 持久极限， 1=270 MPa No 循环基数， No =5 106 N 疲劳应力循环次数，设每天工作 4 小时，每小时运行 10 次。该轴寿命为 2年，则 N=10 4 365 2=29200，取 N=29200 rN=270（ 5 106/29200） 1/9=478 K 有效应力集中系数，依 D/d=80/70=1.14， r/d=1/70=0.014 查表得 K =2.5 尺寸系数，查表得 =0.77 表面加工系数， =0.94 max 最大名义应力， max=95.3MPa n=478/2.5 95.3/（ 0.77 0.94） =1.5 2.3.2 行走轮轴 该轴按有限寿命计算。其疲劳安全系数为： n= rN /（ K /） max 式中 rN 有限寿命疲劳极限， rN= 1（ No/N） 1/9 1 持久极限， 1=270 MPa No 循环基数， No =5 106 N 疲劳应力循环次数，设每天工作 4 小时，每小时运行 10 次。该轴寿命为 4年，则 N=10 4 365 8=116800 rN=270（ 5 106/116800） 1/9=409 K 有效应力集中系数，依 D/d=60/50=1.2， r/d=1/50=0.02 查表得 K =2.33 尺寸系数，查表得 =0.83 表面加工系数， =0.94 max 最大名义应力， max=85.6MPa n=409/2.33 85.6/（ 0.83 0.94） =1.6 2.3.3 侧轮轴 该轴按有限寿命计算。其疲劳安全系数为： n= rN /（ K /） max 式中 rN 有限寿命疲劳极限， rN= 1（ No/N） 1/9 中国地质大学长城学院 2012 届毕业设计 15 1 持久极限， 1=270 MPa No 循环基数， No =5 106 N 疲劳应力循环次数，设每天工作 4 小时，每小时运行 10 次。该轴寿命为 8年，则 N=10 4 365 8=116800，取 N=116800 rN=270（ 5 106/116800） 1/9=409 K 有效应力集中系数，依 D/d=60/52=1.15， r/d=1/52=0.019 查表得 K =2.38 尺寸系数，查表得 =0.78 表面加工系数， =0.94 max 最大名义应力， max=52.7MPa n=409/2.38 52.7/（ 0.78 0.94） =2.4 2.3.4 中间轴 该轴按有限寿命计算。其疲劳安全系数为： n= rN /（ K /） max 式中 rN 有限寿命疲劳极限， rN= 1（ No/N） 1/9 1 持久极限， 1=270 MPa No 循环基数， No =5 106 N 疲劳应力循环次数，设每天工作 4 小时，每小 时运行 10 次。该轴寿命为 8年，则 N=10 4 365 8=116800，取 N=116800 rN=270（ 5 106/116800） 1/9=409 K 有效应力集中系数，依 D/d=75/70=1.07， r/d=1/70=0.014 查表得 K =2.08 尺寸系数，查表得 =0.77 表面加工系数， =0.94 max 最大名义应力， max=80.6MPa n=409/2.08 80.6/（ 0.77