毕业设计（论文）-摇摆式输送机设计.doc

1 目 录 绪绪 论论.4 一方案设计一方案设计.4 二二. .电动机的选择与计算电动机的选择与计算.6 1.1.电动机类型的选择.6 2.2.电动机功率的选择.6 三三. .传动装置的运动及动力参数的选择及计算传动装置的运动及动力参数的选择及计算.6 1.传动比.6 2.各个轴的转速计算.7 3. 各轴的输入功率计算 .7 四四.V.V 带的设计计算带的设计计算.7 1.1.计算功率 P PC C.7 2.2.选取 V V 带型号.7 3 3.验算带速.7 4.4.从动带轮直径 .7 5.5.传动比.8 6.6.从动轮转速.8 7.7.确定中心距 和带长.8 a 8.8.验算小带轮包角1.8 9.9.确定 V 带根数 Z.8 10.10.计算单根 V 带初拉力 F.9 1111计算对轴的压力 FQ.9 1212确定带轮的结构尺寸.9 五五. .齿轮的设计计算齿轮的设计计算.9 1、高速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）.9 1、低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）.11 六六. .轴的直径计算及校核轴的直径计算及校核.13 1.高速轴的设计.13 2.中间轴的设计.19 3.低速轴的设计.20 七七. .键连接的选择及计算键连接的选择及计算.21 1.高速轴.21 2.中间轴.21 2 3.低速轴.22 八八. .滚动轴承的计算滚动轴承的计算.22 九九. .润滑和密封方式的选择润滑和密封方式的选择.23 十十. .箱体及附件的结构设计和选择箱体及附件的结构设计和选择.23 1.箱体的选择.23 2.箱体的结构尺寸.23 十一十一. .摆杆分析摆杆分析.27 十二十二. .致谢致谢.29 十三十三. .参考文献：参考文献：.29 十四十四. .设计心得设计心得.30 绪绪 论论 1课题设计的目的课题设计的目的 机械毕业设计是培养学生具有机械系统运动方案设计能力的技术基础，它是 机械原理课程的重要实践环节，其目的在于系统地学习课本理论后，通过设 3 计进一步巩固和加深学生的基本概念和基本知识，培养学生分析和解决有关 的具体机械所涉及的实际问题的能力，使学生对于机械的选型，运动方案的 确定，运动学和动力学的分析和设计有一个较完整的概念，并进一步提高计 算，分析，绘图以及查阅和使用资料的综合能力。 一方案设计一方案设计 1、机构简介 摇摆式输送机是一种传送材料用的矿山运输机械，其机构运动简图如图。电 动机通过二级圆锥圆柱齿轮减速器使曲柄回转，再经过六连杆机构使输料车 作往复移动，放置在车上的物料借助摩擦力随输料槽一起运动。物料的输送 是利用机构在某些位置输料车8有相当大的加速度，使物料在惯性力的作用下 克服摩擦力而发生滑动，滑动的方向恒自左往右，从而达到输送物料的目的 摇摆式输送机的结构示意图 根据要求矿石重量 G（滑块 5 的重量都可忽略不计） ，及其绕重心的转 动惯量 Jsi与输矿槽、矿物的重量 G6 、G7；托滚 8 的半径及其滚动摩擦系 数 f，和每小时运输矿石 540 吨的数据经初步的计算和分析。确定各运动副 中反作用力及曲柄上所需的平衡力矩，和一些杆件的基本参数。参考机械 4 原理电算程序设计 （哈工大出版）第二章有关内容。 初定的一些数据为 减速器的输出转速：48 转/分钟 杆Lo1A长为：90 毫米 杆LAB长为：302 毫米 杆Lo2B长为：160 毫米 杆Lo2C长为：270 毫米 初定设计结构方案为下图初定设计结构方案为下图： 摇摆式输送机由电动机，减速器，绞链机构，和拖扳组成，其中电动机 与减速器之间由皮带轮联结传动。电动机输出轴上再加装飞轮装置使其 工作平稳。 二二.电动机的选择与计算电动机的选择与计算 1.1.电动机类型的选择 电动机类型根据动力源和工作条件，选用 Y系列三相异步电动 机 5 2.2.电动机功率的选择 F=38300X0.F=38300X0.35=13405N 取拖动板和宽为0.3m，矿石高为0.15m根跟要求每小时540吨计算 出矿石的平均速度为0.7m/s 工作机所需要的有效功率： Pw=Fv/1000=13405X0.7=3.24（KW） 传动装置总效率：（见课设式 2-4） a ， 99 . 0 1 99 . 0 2 99 . 0 3 97 . 0 4 99 . 0 5 97 . 0 6 99 . 0 7 95 . 0 8 76 . 0 99 . 0 94 . 0 95 . 0 99 . 0 97 . 0 99 . 0 97 . 0 99 . 0 99 . 0 99 . 0 a Pd=Pw/ =3.24/0.76=4.23(KW) 根据JB3074-82 查选电动机。选用Y160M2-6，其额定功率为 5.5KW，满载转速nm=960r/min 同步转速V=1000r/min。再经查表得：电动机的中心高H=198mm， 外伸轴颈围 42mm，轴外伸长度为 110mm。 三.传动装置的运动及动力参数的选择及计算 1.传动比 总传动比：i总=n/ n12=960/48=20 各级传动比分配： iiiia 321 5 . 207 . 3 62 . 2 20 ia 初定 62 . 2 1 i 07 . 3 2 i 5 . 2 3 i 滑 铰链 24 87654321 a 6 2.各个轴的转速计算 n1=nm/i1=366.4r/min n2=n1/i2=119.3 r/min n3=n2/i3=47.7 r/min 3. 各轴的输入功率计算 P1=pd87 =5.50.950.99=5.42 P2=p165=5.420.970.99=5.20 P3=p243=5.200.970.99=5.00 P4=p321=5.000.990.99=4.90 四.V 带的设计计算(本节所查表均出自机械设计华中理工大学出版社 2000 版) 1.1.计算功率P PC C：据（表 410）取工况系数KA=1.1，则PC=KAP=5.68（KW） 2.2.选取V V带型号：根据PC=5.65KW和nm=970r/min 查查图5-12a(机设)选A型V带。 。 确定带轮直径 da1da2 参考图 5-12a（机设）及表 5-3（机设）选取小带轮直径 mm da 112 1 （电机中心高符合要求） H da 2 1 3 3.验算带速 由式 5-7（机设） sm dn V a 1 11 1 63 . 5 100060 112960 100060 4.4.从动带轮直径 da2 mm did aa 24.29311261 . 2 12 查表 5-4（机设） 取 mm da 280 2 5.5.传动比 i 7 5 . 2 112 280 1 2 d d a a i 6.6.从动轮转速 min 380 5 . 2 9601 1 2 R i n n 7.7.确定中心距 和带长 aLd （1）、按式（5-23 机设）初选中心距 ddadd aaaa21021 27 . 0 787 4 . 274 0 a 取 mm a 700 0 （2）、按式(5-24 机设)求带的计算基础准长度 L0 mm mm dd ddaL 1960 ) 7004 )112280( )280112( 2 7002( 2 )( )( 2 2 2 2 21 2100 查图.5-7(机设)取带的基准长度 Ld=2000mm (3)、按式(5-25 机设)计算中心距:a mmmma LL a d 20 . 7 ) 2 19602000 700( 2 0 0 (4)、按式（5-26 机设）确定中心距调整范围 mmmma Lad 780)200003 . 0 720(03 . 0 max mmmma Lad 690)2000015 . 0 720(015 . 0 min 8.8.验算小带轮包角1 由式(5-11 机设) 12016660180 12 1 a dd 9.9.确定 V 带根数Z (1)、由表（5-7 机设）查得 dd1=112 n1=800r/min 及 n1=980r/min 时，单根 V 带的额定功率分呷为 1.00Kw 和 1.18Kw， 用线性插值法求 n1=980r/min 时的额定功率 P0 值。 8 KwKw P 16 . 1 )800960( 800980 00 . 1 18 . 1 00. 1 ( 0 (2)、由表（5-10 机设）查得P0=0.11Kw (3)、由表查得（5-12 机设）查得包角系数 96 . 0 k (4)、由表(5-13 机设)查得长度系数 KL=1.03 (5)、计算 V 带根数 Z，由式（5-28 机设） 49 . 4 03 . 1 96 . 0 )11 . 0 16. 1 ( 56 . 5 )( 00 KKPP P L ca Z 取 Z=5 根 10.10.计算单根 V 带初拉力F0，由式（5-29）机设。 Nq VZ v K P F a ca 160) 1 5 . 2 (500 2 0 q 由表 5-5 机设查得 1111计算对轴的压力FQ， 由式（5-30 机设）得 NNZF FQ 1588) 2 160 sin16052( 2 sin2 1 0 1212确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图 小带轮基准直径 d1=112mm 采用实心式结构。大带轮基准直径 d2=280mm，采用孔板式结构，基准图见零件工作图。 五.齿轮的设计计算 1、高速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮） (1).齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高， 材料按表 7-1 选取，都采用 45 号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火 处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用 8 级，轮齿表面精 糙度为 Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平 稳性，齿数宜取多些，取 Z1=34 则 Z2=Z1 i=342.62=89 (2).设计计算。 9 1)设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强 度校核。 2)按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9） 3 1 1 1 2 u u d K H tZZZ d aEZH t T1=9.55106P/n=9.551065.42/384=134794 Nmm 由图（7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为 HILim=580 HILin=560 由图 7-7 选取材料弯曲疲劳极阴应力 HILim=230 HILin=210 应力循环次数 N 由式（7-3）计算 N1=60n, at=60(836010)=6.64109 N2= N1/u=6.64109/2.62=2.53109 由图 7-8 查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1 ZN2=1.04 由图 7-9 查得弯曲 ；YN1=1 YN2=1 由图 7-2 查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4 又 YST=2.0 试选 Kt=1.3 由式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力 PZ S aN H H m M638 1 min lim PZ S aN H H H M582 2 min lim 2 PY S Y aN F STlinF F K328 1 min 1 1 PY S Y aN F STlinF F M300 2 min 2 2 将有关值代入式(7-9)得 10.65 1 2 )( 3 12 2 1 u u d t H EU t TKZZZ d 10 则 V1=(d1tn1/601000)=1.3m/s ( Z1 V1/100)=1.3(34/100)m/s=0.44m/s 查图 7-10 得 Kv=1.05 由表 7-3 查和得 K A=1.25.由表 7-4 查得 K=1.08.取 K=1.05.则 KH=KAKVKK=1.42 ,修正 mmt dd 68.66 3 . 1 42 . 1 3 11 M=d1/Z1=1.96mm 由表 7-6 取标准模数：m=2mm 3) 计算几何尺寸 d1=mz1=234=68mm d2=mz2=289=178mm a=m(z1z2)/2=123mm b=ddt=168=68mm 取 b2=65mm b1=b2+10=75 4).校核齿根弯曲疲劳强度 由图 7-18 查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取 Y=0.7 由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度. 13232 1 1 53.407 . 01 . 4 2341 13678437 . 1 22 Fa d FP M mZ K 2 1 2 12 54.39 1 . 4 0 . 4 53.40 Fa FS FS FFP Y Y M 1、低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮） (1).齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料 按表 7-1 选取，都采用 45 号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小 齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用 8 级，轮齿表面精糙度为 Ra1.6， 软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些， 取 Z1=34 则 Z2=Z1i=343.7=104 (2).设计计算。 设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9） 11 3 1 1 1 2 u u d K H tZZZ d aEZH t T1=9.55106P/n=9.551065.20/148=335540 Nmm 由图（7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为 HILim=580 HILin=560 由图 7-7 选取材料弯曲疲劳极阴应力 HILim=230 HILin=210 应力循环次数 N 由式（7-3）计算 N1=60n at=60148(836010)=2.55109 N2= N1/u=2.55109/3.07=8.33108 由图 7-8 查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1 ZN2=1.04 由图 7-9 查得弯曲 ；YN1=1 YN2=1 由图 7-2 查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4 又 YST=2.0 试选 Kt=1.3 由式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力 PZ S aN H H m M580 1 min lim PZ S aN H H H M586 2 min lim 2 PY S Y aN F STlinF F K328 1 min 1 1 PY S Y aN F STlinF F M300 2 min 2 2 将有关值代入式(7-9)得 mm u u d t H EU t TKZZZ d 43.70 1 2 )( 3 12 2 1 则 V1=(d1tn1/601000)=0.55m/s ( Z1 V1/100)=0.55(34/100)m/s=0.19m/s 查图 7-10 得 Kv=1.05 由表 7-3 查和得 K A=1.25.由表 7-4 查得 K=1.08. 取 K=1.05.则 KH=KAKVKK=1.377 , 12 修正 mmt dd 8 . 71 3 . 1 37 . 1 3 11 M=d1/Z1=2.11mm 由表 7-6 取标准模数：m=2.5mm (3) 计算几何尺寸 d1=mz1=2.534=85mm d2=mz2=2.5104=260mm a=m(z1z2)/2=172.5mm b=dt=185=85mm 取 b2=85mm b1=b2+10=95 (4).校核齿根弯曲疲劳强度 由图 7-18 查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取 Y=0.7 由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度. 132 32 1 1 9 . 1277 . 01 . 4 5 . 2341 33554037 . 1 22 Fa d FP M mZ K 2 1 2 12 8 . 124 1 . 4 0 . 4 9 . 127 Fa FS FS FFP Y Y M 总结：高速级 z1=34 z2=89 m=2 低速级 z1=34 z2=104 m=2.5 六.轴的直径计算及校核 1.高速轴的设计 (1).选择轴的材料及热处理 由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用 材料 45 钢,调质处理. (2).初估轴径 按扭矩初估轴的直径,查表 10-2,得 c=106 至 117,考虑到安装联轴器的轴 段仅受扭矩作用.取 c=110 则: D1min=110 3 n p c27mm 384 42 . 5 3 13 D2min=110 3 n p c 36mm 148 20. 5 3 D3min=110 3 n p c52mm 48 00 . 5 3 (3).初选轴承 1)轴选轴承为 6208 2)轴选轴承为 6209 3)轴选轴承为 6212 根据轴承确定各轴安装轴承的直径为: D1=40mm D2=45mm D3=60mm (4).结构设计(现只对高速轴作设计,其它两轴设计略,结构详见图)为了 拆装方便,减速器壳体用剖分式,轴的结构形状如图所示. .确定高速轴和各段直径和长度 1)初估轴径后,句可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴 轴段 1 安装轴承 6008,故该段直径为 40mm。2 段装齿轮，为了便于安装， 取 2 段为 44mm。齿轮右端用轴肩固定，计算得轴肩的高度为 4.5mm，取 3 段为 53mm。5 段装轴承，直径和 1 段一样为 40mm。4 段不装任何零件， 但考虑到轴承的轴向定位，及轴承的安装，取 4 段为 42mm。6 段应与密 封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用 JB/ZQ4606-1986 中 d=36mm 的毛毡圈，故取 6 段 36mm。7 段装大带轮，取为 32mmdmin 。 2）各轴段长度的确定 轴段 1 的长度为轴承 6008 的宽度和轴承到箱体内壁的距离加上箱体内壁 到齿轮端面的距离加上 2mm，l1=32mm。2 段应比齿轮宽略小 2mm，为 l2=73mm。3 段的长度按轴肩宽度公式计算 l3=1.4h；去 l3=6mm，4 段： l4=109mm。l5 和轴承 6008 同宽取 l5=15mm。l6=55mm，7 段同大带轮 同宽，取 l7=90mm。其中 l4，l6 是在确定其它段长度和箱体内壁宽后确 定的。 于是，可得轴的支点上受力点间的跨距 14 L1=52.5mm，L2=159mm，L3=107.5mm。 3）.轴上零件的周向固定 为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合 H7/r6。与轴承内圈配 合轴劲选用 k6，齿轮与大带轮均采用 A 型普通平键联接，分别为 16*63 GB1096-1979 4）.轴上倒角与圆角 为保证 6208 轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐， 取轴肩圆角半径为 1mm。其他轴肩圆角半径均为 2mm。根据标准 GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为 1*45。 (5).轴的受力分析 画轴的受力简图。计算支座反力。 Ft=2T1/d1=N3784 68 65.1282 Fr=Fttg20。=3784 N13773639 . 0 15 FQ=1588N 在水平面上 FR1H=N ll lFr 966 5 . 52153 5 . 523784 32 3 FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N 在垂直面上 FR1V=N ll lFt 352 5 . 52153 5 . 521377 32 3 Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N 画弯矩图 在水平面上，a-a 剖面左侧 MAh=FR1Hl3=966 52.5=50.715Nm a-a 剖面右侧 MAh=FR2Hl2=411 153=62.88 Nm 在垂直面上 MAv=MAV=FR1Vl2=352153=53.856 Nm 合成弯矩，a-a 剖面左侧 MMMAVAHa 22 mN 73.97 856.53 2 715.50 2 a-a 剖面右侧 mN 82.79 856.53 2 88.62 2 2 2 MMMaVaH a 画转矩图 转矩 3784（68/2）=128.7Nm 2/dT Ft (6).判断危险截面 显然，如图所示，a-a 剖面左侧合成弯矩最大、扭矩为 T，该截面左侧可 能是危险截面；b-b 截面处合成湾矩虽不是最大，但该截面左侧也可能 是危险截面。若从疲劳强度考虑，a-a，b-b 截面右侧均有应力集中， 且 b-b 截面处应力集中更严重，故 a-a 截面左侧和 b-b 截面左、右侧又 均有可能是疲劳破坏危险截面。 (7).轴的弯扭合成强度校核 16 由表 10-1 查得 MPa b 60 1 MPa b 100 0 6 . 0 100 60 0 1 b b a 1)a-a 剖面左侧 3=0.1443=8.5184m3 dW1 . 0 =14.57 5184 . 8 7 . 128 2 6 . 0 74 )2( 2 2 W aT M e MPa 2）b-b 截面左侧 3=0.1423=7.41m3 dW1 . 0 b-b 截面处合成弯矩 Mb: =174 Nm 5 . 52 5 . 42153 79.82 5 . 42 Mb 3 2 l l Ma =27 41 . 7 7 . 128 2 6 . 0 1742 )2( 2 W aT M e MPa (8).轴的安全系数校核:由表 10-1 查得 (1)在 a-a 1 . 0,02,155,300,650 11 MPaMPaMPa B 截面左侧 WT=0.2d3=0.2443=17036.8mm3 由附表 10-1 查得由附表 10-4 查得绝对尺寸系数 ,63 . 1 , 1 KK ;轴经磨削加工, 由附表 10-5 查得质量系数. 76 . 0 ,81 . 0 0 . 1 则 弯曲应力 MPa W M b 68 . 8 5184 . 8 97.73 应力幅 MPa ba 68 . 8 平均应力 0 m 切应力 MPa T WT T 57 . 7 0368.17 7 . 128 MPa T ma 79 . 3 2 57 . 7 2 安全系数 17 28 02 . 068 . 8 81 . 0 0 . 1 1 300 1 ma K S 22.18 79 . 3 1 . 079 . 3 76 . 0 0 . 1 63 . 1 155 1 ma K S 27.15 22.18 2 282 22.1828 22 SS SS S 查表 10-6 得许用安全系数=1.31.5,显然 S,故 a-a 剖面安全. S S 1)b-b 截面右侧 抗弯截面系数3=0.1533=14.887m3 dW1 . 0 抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2533=29.775 m3 又 Mb=174 Nm,故弯曲应力 MPa W Mb b 7 . 11 887.14 174 MPa ba 7 . 11 0 m 切应力 MPa T WT T 32 . 4 775.29 7 . 128 MPa T ma 16 . 2 2 由附表 10-1 查得过盈配合引起的有效应力集中系数 。 1 . 0, 2 . 0, 0 . 1,76 . 0 ,81 . 0 ,89 . 1 , 6 . 2 KK 则 74.37 02 . 0 7 . 11 81 . 0 0 . 1 6 . 2 300 1 ma K S 74.27 16 . 2 1 . 016 . 2 76. 00 . 1 89 . 1 155 1 ma K S 18 36.22