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 如需要完整文档及 cad 图等其他文件 请加球球 一九八五六三九七五五 3 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 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 4 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 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 5 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 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 F v 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 滑 铰链 24 87654321 a 6 初定 62 2 1 i 07 3 2 i 5 2 3 i 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 pd 8 7 5 5 0 95 0 99 5 42 P2 p1 6 5 5 42 0 97 0 99 5 20 P3 p2 4 3 5 20 0 97 0 99 5 00 P4 p3 2 1 5 00 0 99 0 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 4 10 取工况系数KA 1 1 则PC KA P 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 7 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 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 8 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 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 9 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 34 2 62 89 2 设计计算 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 55 106 P n 9 55 106 5 42 384 134794 N mm 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 8 360 10 6 64 109 N2 N1 u 6 64 109 2 62 2 53 109 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 10 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 则 V1 d1tn1 60 1000 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 KAKVK K 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 2 34 68mm d2 mz2 2 89 178mm a m z1 z2 2 123mm b ddt 1 68 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 11 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 34 3 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 3 1 1 1 2 u u d K H tZZZ d aEZH t T1 9 55 106 P n 9 55 106 5 20 148 335540 N mm 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 60 148 8 360 10 2 55 109 N2 N1 u 2 55 109 3 07 8 33 108 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 12 mm u u d t H EU t TKZZZ d 43 70 1 2 3 12 2 1 则 V1 d1tn1 60 1000 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 KAKVK K 1 377 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 5 34 85mm d2 mz2 2 5 104 260mm a m z1 z2 2 172 5mm b dt 1 85 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 13 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 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 32mm dmin 2 各轴段长度的确定 14 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 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 15 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 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 16 在水平面上 a a 剖面左侧 MAh FR1Hl3 966 52 5 50 715N m a a 剖面右侧 M Ah FR2Hl2 411 153 62 88 N m 在垂直面上 MAv M AV FR1Vl2 352 153 53 856 N m 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 7N m 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 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 1 443 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 1 423 7 41m3 dW1 0 17 b b 截面处合成弯矩 Mb 174 N m 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 2 443 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 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 3 1 5 显然 S 故 a a 剖面安全 S S 1 b b 截面右侧 18 抗弯截面系数3 0 1 533 14 887m3 dW1 0 抗扭截面系数 WT 0 2d3 0 2 533 29 775 m3 又 Mb 174 N m 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