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1机电工程学院毕 业 论 文设计题目: 散粮入仓机回转机构设计及受力分析 学生姓名：学 号：专业班级：指导教师：2目录第 1 章 引言 .6第 2 章 我国粮食仓储机械发展概况 .8第 3 章 散粮入仓输送机的优缺点 .9第 4 章 散粮入仓机 .104.1 气力输送装置的诸多优点 .104.2 气力输送不足之处 .114.3 粮食输送器械的通用条件 .114.4 散粮输送机回转机构 .12第 5 章 散粮入仓机回转机构 .165.1 回转机构中回转支承受到的载荷 .165.1.1 垂直力 G.165.1.2 水平力 F.165.1.3 弯矩 M.175.2 回转支承装置的选择与校核 .175.2.1 回转支承装置的选择 .175.2.2 回转支承的强度校核 .205.2 回转支承连接螺栓的选型与校核 .235.2.1 回转支承连接螺栓受力分析 .235.2.2 螺栓的强度校核 .245.3.1 回转阻力矩的计算 .255.4 液压马达轴输出回转功率 .295.5 回转小齿轮的设计 .305.5.1 小齿轮的数据 .315.5.2 小齿轮的强度校核 .335.5.3 小齿轮的主要参数 .355.6 减速器的选择 .365.6.1 减速器所需的技术要求 .365.6.2 选取减速器应满足的要求 .375.6.3 校核热功率 .375.6.4 选取减速器的型号 .385.7 联轴器的选择 .385.8 键的选择与强度校核 .39第 6 章 仿真 .416.1 ADAMS 软件概述 .416.2 基于 ADAMS 仿真软件的动力学分析 .4136.3 分析总结 .45第 7 章 设计总结 .46致谢 .47参考文献 .484摘要随着我国农业科技的突飞猛进，我国的粮食产量逐年提高。庞大的粮食产量给我国的散粮的仓储工作带来了非常大的难题。提高我国粮食仓储的机械化效率已经迫在眉睫了。我国粮仓经过这几十年的建设和发展已经逐渐的和国际接轨，为了更好的满足现代化的粮仓的需要，我们就需要设计出提高散粮入仓时效率的机械设备。本文将着重对散粮入仓机的回转机构进行设计计算和受力分析。本文所论述的散粮入仓机是为满足我国北方的平房仓使用要求设计的，相应的数据也是根据平房仓得到的。本文所设计的散粮入仓机回转机构与回转台上的臂架系统、布料袋系统、泵送系统等构成了散粮入仓机的主体部分。本文设计的回转机构由回转支承、回转小齿轮、减速器、液压马达等部件构成，该回转机构性能稳定、可以承受较大的载荷、工作时无噪音。回转机构在工作时，首先，通过液压油驱动液压马达转动。然后，液压马达带动减速器，通过减速器对液压马达进行一级减速。再通过与减速器联接的回转小齿轮与回转支承的外圈大齿轮啮合带动回转台转动，从而实现散粮入仓机的臂架输送系统的转动工作。本文通过相应的公式计算出回转机构各部分的参数，同时，也对各部件进行强度校核和受力分析计算。关键词：散粮入仓机 回转机构 受力分析 强度校核5Abstract:With the rapid development of Chinas agricultural science and technology, chinas grain production has increased annually. Huge food production was a very big problem in Chinas bulk grain storage work. Improve the mechanization of Chinas grain storage efficiency is imminent. Chinas granary after decades of construction and development has gradually and international standards, in order to better meet the needs of modern granary, we need to design to improve efficiency of the bulk grain warehousing machinery and equipment. This article will focus on bulk grain warehousing slewing mechanism design calculations and stress analysis. The bulk grain warehousing machine is discussed in this article use requirements designed to meet the northern China warehouse, the corresponding data is based on warehouse. The boom system for the design of bulk grain warehousing machine slewing mechanism with a turntable, cloth bag systems, pumping systems constitute the main part of the bulk grain warehousing. In this paper, the design of the rotating mechanism from the rotary bearing, rotary pinion, speed reducer, hydraulic motors and other components constitute the rotary mechanism and stable performance, can bear a greater load, no noise at work. When Rotation mechanism at work, first of all, through the hydraulic oil to drive the hydraulic motor to rotate. Rotary coupling with reducer pinion slewing bearing outer ring gear meshing driven by rotation of the rotary table in order to achieve the rotation of the bulk grain warehousing boom conveyor system. In this paper, the corresponding formula to calculate the parameters of the various parts of the rotating mechanism, but also the various components strength checking and stress analysis calculations.Keywords: bulk grain warehousing machine Slewing mechanism Stress Analysis Strength check6第 1 章 引言众所周知，我国人口的庞大基数以及人口的快速增长必将导致我国对粮食的需求量也是非常庞大的，再加上其他方面的原因我国对粮食的需求将远大于其他国家。新中国成立初期，当时美国的国务卿艾奇逊曾经说过：中国人的吃饭问题始终是中国政府所面临的首要问题，然而这个问题一直没有解决好 9。为了满足我国庞大的粮食需求,必将需要对粮食的生产、储藏、运输、加工等方面进行有力保障和相互之间的巧妙衔接。其中的任何一方面出现了问题将会导致我国粮食供应出现重大问题。随着农业科技和生物科学相结合促进了我国农业科技的高速增长，农业高新科技促进了我国粮食产量的高速增长。化肥施用量和其他物质投入的增加，对提高我国粮食生产产水平发挥了重要作用。我国的农业科技进步和农业基础设施改善对提高我国粮食产量发挥了至关重要的作用。我国粮食生产模式已经发生重要变化，人力、畜力和农家肥等传统生产要素使用比例不断降低，与石油相关的现代化生产要素逐步取代传统生产要素而占据主要部分 12。与此同时，从 2003 年开始，国家开始对农民安排良种补贴资金；2004 年又从粮食风险基金中拿出部分资金用于对主产区种粮农民的直接补贴；2005 年开始实施对小麦等重点粮食品种的最低收购价政策；政府考虑到化肥、农药价格飞涨，中央财政从 2006 年开始实施农资综合直补，同时对农机具购置提供补贴，并对粮食主产县通过转移支付给予奖励和补助。2006 年，全国范围内取消农业税，同时取消了许多涉及农民的税费，降低了粮食生产成本，增加了种粮收益。 2004 年在全面放开粮食收购市场的背景下，国家在主产区先后执行了最低收购价政策和临时收储政策。由以上可知，科技的进步和国家对农业的优惠政策对于解放农村生产力起到了非常重要的作用，极大的调动了我国农民的生产积极性，从而是我国这样一个人口大国的粮食供应得到了有力的保障。我国的粮食产量几乎每年都有新突破，足以可以满足全国的粮食消费需求，全社会粮食安全有了可靠保障。 7图 1-1 小麦仓我国粮食的年年丰产就对我国的粮食的储藏、运输、加工等后续工作带来了不小的挑战。与此同时我国的粮仓的容纳能力也逐渐的庞大起来，由以前结构简单的苏氏仓逐渐的变为现在的机械化的圆筒仓和钢板仓。机械化的现代粮仓可以充分的满足现在复杂的的粮食现状，当开始收获粮食的时候可以大量的囤积粮食，在出现自然灾害的时候可以稳定粮食市场，在全国的粮食市场中起到了重要的调节作用。现代的粮仓仓容大，结构复杂，光靠人力是无法完成粮食的入库和出库的，所以现代先进的粮仓都需要进行机械化，通过机械代替人力，不仅可以解放人这一生产力而且可以大大的提高入仓和出仓的效率。面对现代的大型粮仓，我们就需要设计出与之对应的机械设备。而且这些设备既要有较高的运行效率，又要保证较高的质量。由于粮食产品的种类繁多，所以不同的粮食对应的粮仓有可能也是不同的。针对这种现象，就要分类对待，具体分析，充分满足各种需要。8第 2 章 我国粮食仓储机械发展概况我国粮食仓储机械的发展主要可以分为一下这几个方面 1：一、 “一五”期间我国粮食仓储机械由几乎空白到引进、消化、吸收和国产化，为我国的粮食仓储的机械化奠定了基础。二、对粮食仓储机械的选型、定型和标准化，为我国的粮食仓储机械设备的选用和制造提供了依据。三、 “七五”期间 200t/h 的筒库关键设备的研制，是我国的粮食仓储机械设备的产品质量性能达到了 80 年代的国际水平。四、钢板仓的制造以及对钢板仓其他设备相应应用技术的开发，是我国的钢板仓生产企业达到 21 家，年生产能力达到 250 万吨以上。五、我国对粮食加工时的粉尘控制和防暴技术的开发，对我国粮食仓储机械安全性能的改进起到了关键性作用，直接推动了我国粮食仓储机械向优化合理方向发展。六、18 个国家机械化骨干粮食储备库的建设，使我国骨干粮食储备库的仓容达到 100 万吨。七、利用世界银行贷款逐渐的改善了粮食流通的设施，并建立了东北走廊、西南走廊、长江走廊 3 个比较先进的粮食流通系统和 1 个北京中心库。这为我国的粮食仓储机械及流通技术的快速发展打下了坚实的基础。另外，我国在这几十年的不断引进消化吸收国外先进技术过程中还研制和开发了一大批的粮食仓储机械和设备，如刮板输送机、斗式提升机、托辊式胶带输送机、气垫胶带输送机、螺旋清仓机、大产量自衡振动筛、液压自卸电子称重汽车衡、散粮料斗电子秤、电子称重包装机、粉尘控制和防暴系统得到设备、铁路散粮专用漏斗车、圆筒仓粮食循环蒸腾设备等。这些粮食设备的研制和开发大大的提高了我国的粮食仓储机械化的整体性能和水平，为我国的粮食仓储机械化的面向现代化的发展提供了有力的保证。9第 3 章 散粮入仓输送机的优缺点目前我国大部分散粮入仓时都是通过带式输送机将散粮输送进粮仓之中。输送机是由输送带、滚筒、托辊驱动装紧张装置、进料装置、机架、卸料装置等组成 4。图 3-1 带式输送机其优点主要有：在输送过程中不损坏粮食，输送能力和输送距离大；在整个输送带上都可以装料和卸料，既可以水平输送又可以倾斜输送；既可以输送散装粮食，又可以输送包装粮食，动力消耗低，工作可靠操作方便，容易管理，工作无噪音。其主要缺点有：输送带成本较高，需要较多的滚动轴承，而且在输送时输送机无法改变位置，粮食在进入粮仓时只能从一个点进入，所以粮仓中有大部分没有堆满，粮仓中有较大的空有空间可以利用。由于输送机长度较长不一折叠存放，所以不易移动，在场地作业时，移动输送机是常有的事，往往因注意不够，时有事故发生。综上所述，在散粮入仓是使用带式输送机有很多的好处，但是也存在很多的缺点不足。于是设计一种在粮仓间便于移动的，同时又可以在散粮入仓过程中将粮食输送到粮仓中不同的位置的新型机械设备也是很必要的。10第 4 章 散粮入仓机新型的散粮入仓机械设备的设计可以借鉴建筑上的混凝土泵车的原理， 散粮泵车属于气力输送装置，其中包括抽风机，将粮食抽入输送管道。图 4-1 泵车4.1 气力输送装置的诸多优点（1）输送过程经过输送管道密封，这样便减少了物料损失，同时能够保证物料不致于吸湿、污损或者混入其他杂质，并且大大减少了输送场地的扬尘量，从而改善了劳动条件。（2）可同时配合多种工艺过程，如分选、冷却、混合、烘干等。工艺过程的连续化程度提高，便于实现自动化操作。（3）输送生产率高，尤其是易于实现散装物料运输队机械化，降低输送成本。（4）设备结构简单，装卸、管理方便。114.2 气力输送不足之处（1）抽风机的动力消耗大；（2）管道及其他与物料接触的构件会快速磨损，尤其是在输送磨啄性较大的物料时；（3）输送物料具有一定限制，不宜输送粘性和易碎的物料。4.3 粮食输送器械的通用条件（1）粮食破损情况:粮食在输送过程中的破损情况直接影响粮食的价格和正常加工。因此，粮食的破损情况是衡量粮食器械性能的重要指标。我国的固定吸粮机技术条件中规定整个过程的粮食破损增加度不得超过 0.3%.。（2）风机的选择：风机是吸粮机的关键部件，风机的设计、选择直接影响到吸粮机的性能。目前，风机的选用主要是涡流风机和罗茨风机两种。涡流风机的性能是低风压高风量，在粮食的输送过程中，风速较高，粮食对管壁的撞击力较大，由此而产生的问题是粮食的破损增加率较高，同时必须增加管道的壁厚和管径。罗茨风机的性能是高压力低风量，在输送作业时，风速较低，粮粒对管壁的撞击小，输送粮食的浓度比高，降低了粮食的破损增加率，还可以减小管道的壁厚和管径，减轻操作者的劳动强度。 （3）设备寿命：使用寿命是考察设备价值的一项重要因素。如何尽量是设备在保证工作性能的条件下延长寿命，是机械设备研制过程中必须考虑的问题。（4）灵活性与产量：吸粮机的灵活性与其使用性能密切相关，如管道配备多用软管，可增加吸粮机的灵活性，其产量和效率必然受到影响。反之则要损失一定灵活性。不管是生产厂家还是使用单位均要在两者之间寻求平衡点。（5）能量消耗：吸粮机的能源取自电机或柴油机，对于使用单位而言，若库区配有高功率的电缆，应尽可能选用电机类；若没有配高功率电缆的用户，则可首选柴油机类。（6）灰尘控制：灰尘控制的好坏是选择吸粮机的一个重要指标。灰尘控制不好对环境造成污染，危及操作者的身体健康，过多的灰尘进入罗茨风机，易造成叶轮磨损，将直接影响风机的使用寿命。因此，高效除尘过滤系统是关键。12（7）性能与成本：设备的性能与其成本密切相关，性能越好其成本必然愈高，其销售价格必然升高。生产厂家应在保证设备良好性能的前提下，降低成本，以满足不同消费者的生产需要。 4.4 散粮输送机回转机构在该机械设备中可以运用混凝土泵车的回转机构原理实现将粮食输送到一定范围内任意一空间位置，回转机构将回转平台在回转支撑装置上做全回转运动。回转可以在左右方向上任意进行 3。图4-2 混凝土泵车回转机构简图13图4-3 回转机构的传动机构图4-4回转支承同时该机构省去了很多滚动轴承。而且使用管道可以进行折叠，使该输送机可以很容易移动避免了事故的发生。通过该机构的使用可以节省成本，节省输送机的存放空间，同时又保证仓库的空间得到充分的利用。14设计回转机构的大齿轮计算机构受的载荷设计与大齿轮啮合的小齿轮和相关机构强度校核是否可行优化设计和受力分析结束不可行可行图 4-5 设计流程图针对上图有如下说明：1、方框 1 代表第一步，在该步中，对回转机构上的工作载荷进行初步的估计和计算，分别对输送的散粮、臂架系统、抽风机等安装在回转机构上的机构进行重量计算和各种尺寸的估计计算，以确定回转机构收到的各种的载荷。2、方框 2 代表第二步，在该步中，根据第一步中的回转机构所受的载荷，大致的确定回转机构的回转大齿轮的结构以及与大齿轮连接的螺栓的种类，并且选择支撑回转大齿轮的轴承类型。153、方框 3 中代表第三步，在该步中，通过上一步中初步确定的大齿轮来设计与大齿轮啮合的小齿轮，并依次的设计与小齿轮连接的轴、键、联轴器、减速器、液压马达。4、方框 4 中代表第四步，在该步中，对以设计好的回转机构进行疲劳强度校核，并根据校核结果对设计的机构进行优化设计。设计出回转机构的三维模型。5、方框 5 中代表第五步，在该步中，对经过优化的回转机构进行受力分析，进行有限元分析。6、方框 6 代表第六步，在该步中，根据以上的设计步骤编写设计说明书，并完成设计。此次设计主要是针对散粮输送泵车的回转机构，并对所设计的回转机构在相应的工作条件下进行受力分析，进行强度校核。并建立三维立体模型，并对所设计的部件进行优化设计，使所设计的产品性能达到最优的状态。16第 5 章 散粮入仓机回转机构5.1 回转机构中回转支承受到的载荷回转台上的全部载荷会作用在回转支承上面，作用在回转支承上的载荷主要包括：臂架的全部重量 、布料袋及其他的重量 、粮食的重量 、回转1G2G3机构的配重 、工作时的水平风力 、回转时臂架、粮食、布料袋和其他部分4 1F的离心力 和制动时作用于垂直臂架平面的制动切向惯性力 ，还包括作用与2F 3F回转支承上的小齿轮与大齿轮的啮合力 。4散粮入仓机回转机构回转支承装置受到的载荷可以分为：垂直力 、水平G力 、弯矩 。FM5.1.1 垂直力 G回转机构上受到的垂直力包括：臂架的全部重量 、布料袋及其他的重1量 、粮食的重量 、回转机构的配重 。234G1209.8/60kgN5173./4Gk410g980Nk将这四个力分别的向回转支承装置的中心简化可得到回转支承装置受到的垂直力 ：G（5-1234=+=6950G1）5.1.2 水平力 F回转机构受到的水平力包括：工作时的水平风力 、回转时臂架、粮食、1F布料袋和其他部分的离心力 和制动时作用于垂直臂架平面的制动切向惯性力2，还包括作用与回转支承上的小齿轮与大齿轮的啮合力 。与以上的垂直力3F 417相同将以上三个力向回转支承装置的中心简化可以的到回转支承装置受到的水平力 。根据经验可知水平力 相对于整个载荷来说是很小的，而且远小于垂FF直力的 ，根据设计安全要求考虑，可以取垂直力的 。于是可得：1/0 1/0（5-=1/02695GN2）5.1.3 弯矩 M当散粮入仓机处于最不利工况时，回转机构受到的载荷达到极限状态，此时垂直力和水平力不变，而弯矩达到最大值。当整个臂架装置完全伸展开，处于并且水平位置的时候，回转机构受到的载荷达到最大状态。取四节臂架的臂架机构，每节臂架为 =8 米。当臂架水平伸展开的时候，1L臂架的重心离回转机构的中心距离为 =16 米。为了保证散粮入仓机在工作时2的安全性，防止出现倾翻的工作事故，在臂架的对称位置上安置了配重装置，配重离回转支承的中心为 1.5 米。有相应的力学知识可知将每个力向回转支承简化后得到的力矩的矢量和就是回转支承受到的弯矩 。M于是将以上数据代入可以得到当整个机构处于最不利工况的时候回转支承受到的最大弯矩：（5-123142=+560MGLNm:3）5.2 回转支承装置的选择与校核5.2.1 回转支承装置的选择由机械设计手册第五版轴承单行本中 7-488 页中对回转支承的选型计算，选取承载角为 。4518图 5-1 承载角 （5-1.25+.67aarsFFf4）（5-.sMf5）是回转支承受到的总轴向力， 是回转支承在力矩作用aF410NrF410N平面内的总径向力， 是回转支承受到的总倾翻力矩， 代410Nm: aF410N表了回转支承当量中心轴向力， （ ）代表回转支承当量倾翻力矩，M410:代表回转支承静态工况下的安全系数。sf由机械设计手册表 7-2-126，取 。.25sf由以上数据可知： ， ， 。2690aFN69rF45602Nm:将以上的数据代入（5.4） 、 （5.5）可得： 45.821a19 469.710MNm:根据以上的 、 的值可以选取机械设计手册上的 01 系列回转支承承载aF能力曲线图编号 6。按动态工况校核寿命：（5-1.25+.67aardFf6）（5-.dMf7）为回转支承动态工况下的安全系数，查表 7-2-126 可取 =1.71 代入上式df df可得： 46.87510aFN9.Mm:根据以上的数据选取回转支承的型号为 系列 011.40.900 单/239JBT排四点接触球外齿式回转支承。其相应的回转支承部分参数如下：钢球直径： =40d螺栓孔数： =30n内螺栓中心圆直径： 28Dm外螺栓中心圆直径： 197钢球滚道中心圆直径： 0L接触角： =45钢球数： 59螺栓直径： 20m齿轮齿数： 130齿轮模数： 8mm齿轮齿顶圆直径： 1062.4mmD齿厚： 80mmd20齿轮变位系数： 0.5x21图 5-2 回转支承装置5.2.2 回转支承的强度校核对回转支承进行强度校核就是对回转支承的滚动体进行强度校核，也就是计算滚动体受到最大载荷的时候滚动体的变形量。1、计算滚动体受到的各种载荷。（1）垂直力 在滚动体上的分配G垂直力 在所有滚动体上平均分配，所以一个滚动体分配到的垂直力为：（ 5-5269045.8NZ8）（2）水平力 在滚动体上的分配F由水平力 在滚动体上产生的最大载荷：（5-14.52690.5kFNiz9）式中 承受水平力的滚动体的排数， 为滚动体形状与滚道的相关系数，滚i k珠轴承可取 。4.5k（3）弯矩 在滚动体上额分配M22弯矩 在滚动体上产生的最大垂直反力为：M（5-64.56023819.kMGNZD10）（4）垂直力 、水平力 、弯矩 共同作用下，滚动体受到的最大载荷F由于滚动体与滚道的接触法线不与回转支承的中心线垂直或者平行，而是存在一定的接触角度 ，滚动体会同时承受径向和轴向两个方向的载荷。45所以滚动体受到的最大法向力为：（5-5613538.sincosGFFN11）2、校核滚动体强度在散粮入仓机回转支承中，内、外滚圈和滚动体的材料都是选用强度高，耐磨性好的合金高碳钢，例如 、 等，其表面的淬火后的硬度15rGCrinSM为 ，同时淬火后的厚度在 2.5mm 以上，其相应的线接触许用应力605HRC:可以达到： 2306/jl kgcm:其点接触的许用应力是线接触许用应力的 倍左右，于是可得点接触.5的许用应力为： 26091/jpkgc:由于散粮入仓机回转支承机构的滚动体为滚球，所以滚动体的相应的点接触应力可由下式求得：（5-23max401Nr12）上式中的 可由下式求得：1r=0.56 （5-142cosrdDd13）23式 5.12 中的 为点接触计算系数，可取 ，于是可以求得滚动体的点1.2接触应力为： 2860/jpkgcm计算额定静载荷 ：底座材料选用 ，滚道表面的硬度为 ，滚oC15rGC65HRC动体为滚球的回转支承的静容量系数与滚道表面硬度和滚动体的直径有关，查表可得应力系数 ，回转支承可以承受的最大静承载能力，即额207.3/fkg定静载荷为：（5-2sin4872.oCfdzKN:14）要与标准回转支承装置（ ）的静载荷 相适应，需要计算当量载荷5oC：apC（5-MapHoKCGD15）式中 、 为当量载荷系数。MKH选取 ， 代入上式可得：52.2564.8apCKN选择的系列化的标准回转支承装置的安全系数为：（5-1.9osepT16）表 5-1 安全系数表工作类型 机器举例 sT轻工作 堆取料机、工程起重机 1.01.2中工作 塔式起重机、船用起重机 1.11.3较重工作 抓取起重机、混凝土泵车 1.31.524重工作 单斗挖掘机、冶金用起重机 1.41.6很重工作 斗轮挖掘机、隧道抛进机 1.62.0由散粮入仓机的工作要求可知，散粮入仓机处于中工作的工作类型，所以安全系数 可取 1.11.3，而由以上的计算可知实际的安全系数大于所取的最大sT的安全系数，也就是说明选取的回转支承在工作时的安全性满足要求。由上可知选取的回转支承满足使用要求。5.2 回转支承连接螺栓的选型与校核散粮入仓机回转支承内、外圈上各有一圈链接螺栓分别与车架支承和回转工作台相连接。回转机构所承受的全部载荷通过螺栓传入回转支承，再通过回转支承上内圈的螺栓传入车架。通过分析可知作用于回转支承上的载荷只有水平力和弯矩对螺栓产生力的作用，垂直力直接通过面接触传入车体，对螺栓不起力的作用。而内圈的螺栓距离回转中心的距离比外圈螺栓距离中心的距离近，故内圈螺栓受到翻转力矩产生的轴向力要比外圈螺栓受到的轴向力要大。所以在选型和校核强度时可以选取内圈的螺栓。根据以上选取的回转支承与其相配的螺栓为 。可以初选螺栓为20M系列的 。/578320GBT2013M5.2.1 回转支承连接螺栓受力分析（1）回转支承受到的垂直力对连接螺栓的影响由以上的分析可知回转支承的垂直方向的载荷通过接触面传导，没有通过螺栓传导，故垂直载荷在对螺栓的作用的轴向力 =0FN轴（2）倾翻力矩 对螺栓作用的影响M在倾翻力矩 的作用下，与回转支承内圈连接的螺栓受到的力的分如下图所示：25图 5-3 螺栓受到倾翻力矩 产生的轴向力M由图可知倾翻力矩 对回转支承内螺栓的作用力 为对应分布的，一半P的螺栓受到拉伸力的作用，一半的螺栓受到挤压力的作用，受到拉伸力作用的螺栓受到的是加载荷的作用，受到挤压力作用的螺栓受到的是减载荷的作用。其中所有螺栓中所受最大载荷可以按机械设计课本中的式（5-16）确定。（5-maxax152iMLF17）由以上选择的回转支承的数据可以的到： max 222224560.96954.0.9.(cos1)cosF N 由以上的计算可知与回转支承内圈连接的螺栓受到的最大的工作载荷为：=0+ 69564.6Nmax+F轴 ax水平力 F 的作用下，回转支承内圈连接结合面可能会产生滑移，根据回转支承连接结合面不产生滑移的条件：（5-0smbCfzFKF水 平 力轴18）26查机械设计课本表 5-5 可得 ，有上文知 =0，取结合面间的防0.1fF轴滑系数 ，将其代入上式可得：s1.2K548zsoKFN水 平 力根据机械设计课本式（5-32）可求的螺栓受到的最大的总拉力 ：F拉（5-omax=bCFF拉19）取 0.2bmC将所求的数据代入式（5.19）可求得 14461NF拉5.2.2 螺栓的强度校核根据所选的螺栓的性能等级为 8.8 级，查机械设计课本表 5-8 可得材料的屈服极限 ，由表 5-10 可得到安全系数 ，故螺栓材料的s640aMP 1.25pS许用应力：（5-512sapMPS20）由所选的螺栓可知其小径 ，所以小径的横截面积：8dm（5-24A21）可求得螺栓的实际最大的拉应力 ：max1465.8aFNMPA因为由以上的计算的数据可知： ，所以所选的螺栓满足强度要求，由以上的论述可知回转支承的内圈连接螺栓满足要求时，外圈连接螺栓也满足要求。27根据上文的计算所选用的螺栓，可以选用标准的螺母和垫片与螺栓进行配合连接：螺母： /61702GBT0M性能等级：B 级的 I 型六角螺母垫片： 规格：21mm/845.3 回转传动装置的运动分析在散粮入仓机回转机构中，可以采取液压马达和立式行星轮减速器传动。这种传动类型的优点是尺寸紧凑，传动效率高，体积小，占据的空间小，便于装配和工作。5.3.1 回转阻力矩的计算散粮入仓机的工作时，处于回转状态时所要克服总的回转阻力矩可以用下式来表达出来：（5-=+M风阻 摩 惯22）式中 ：总回转阻力矩； 阻：回转支承装置中的摩擦阻力矩；摩：风作用在臂架上产生的阻力矩；M风：由惯性力造成的回转阻力矩。惯1、回转支承装置摩擦阻力矩 摩摩擦阻力矩 可以由下式求得：摩（5-1=2MDN摩23）式中 ：换算过的摩擦系数；：钢球中心圆直径；D：滚动体法向反力绝对值之和。N滚动体法向反力绝对值之和 可由下式计算：N28（5-22sin4=1sincosKMGFND24）式中 ；2 0.965arcosarcos89.342DKM；45将 、 的值代入式（5.24）可以得到 的值：2 N690289.34.5602sin89.32651 +sin451.451cos4N =2将 代入式（5.23）可得摩擦阻力矩 ：M摩0.15.92068=92.7mMN:摩2、 风阻力矩当散粮入仓机的臂架在工作时，有时会受水平风的作用而产生风载荷，其受到的风载荷 可由下式求得：F风（5-=qcAF风25）式中 ：风压， ；qaP：体型系数；cA：臂架在与风向垂直面上的投影面积， 。2m查参考文献 13 表 4-2 可选 ， ；10aqP.c查机械设计手册可选 。2m将以上的数据代入式（5.25）中可求得： =10.120FN风当散粮入仓机的臂架机构与风的方向垂直的时候，由风载荷产生的回转阻力矩最大，由以上的条件可知此最大的阻力矩为：29max=F1206=9mMLN:风 风于是可得到等效风阻力矩 ：风 max.734风 风3、惯性力引起的回转惯性阻力矩 惯当散粮入仓机在工作时，回转机构回转，由于回转支承要带动臂架、布料袋、粮食和配重转动，所以这些部分都会有一定的惯性力，在回转时会对传动装置产生一定的阻力矩 。M惯当散粮入仓机处于最不利工况时，臂架、布料袋和粮食等部分的惯性引起的回转阻力矩如下：第一节臂架、布料袋和粮食等部分的惯性引起的回转阻力矩为： 11=g2MLGVt惯第二节臂架、布料袋和粮食等部分的惯性引起的回转阻力矩为： 22(1)gt惯第三节臂架、布料袋和粮食等部分的惯性引起的回转阻力矩为： 33=(2)gtMLGV惯第四节臂架、布料袋和粮食等部分的惯性引起的回转阻力矩为： 441(3)gt2惯由以上关系的可知臂架、布料袋和粮食等部分的惯性引起的总的回转阻力矩为 ：（5-1234=M+惯 惯 惯 惯 惯26）1234111()()()g2gtgt2gt2LGVLGVLGVLGVt30123457VVLGgt式中 ：每节臂架中心在回转时的速度；iL：每节臂架的长度；t： 回转启动时间；：每节臂架、布料袋和粮食等部分的重量。iG选取散粮入仓机回转机构在回转时臂架转动的角速度为： 2/wrads每一节臂架的长度为： 8Lm于是可得在臂架转动时各节臂架、布料袋和粮食等部分的中心的速度分别为： 12/48/VwLradss2/124/m31/0/VwLradss42/856/m可设每节臂架、布料袋和粮食等部分的重相等，于是可得各节臂架、布料袋和粮食等部分的重量关系为： 123412695073.4NGG回转启动时间可以取为：t=10s将以上计算的数据代入式（5.26）中可得臂架、布料袋和粮食等部分的惯性引起的总的回转阻力矩： 1357=82406837.50219.0MNm:惯31综上可知，将以上计算的到的数据代入式（5.22）可得处于回转状态时所要克服总的回转阻力矩为： =+928.7134021872.MNmNm:风阻 摩 惯5.4 液压马达轴输出回转功率由变速器和齿轮啮合产生的阻力矩与以上求得的阻力矩相比较非常的小，所以在计算液压马达回转轴的功率的时候可以忽略不计，液压马达输出轴的回转功率 可以由一下式子求出：MP(5-27)n=975MPg阻式中 ：齿轮的转速， ；n/mir：传动机构的传动效率；：马达超载系数；由上文可知回转机构在工作时的回转角速度 ，所以可以求的齿2/wrads轮在工作时的转速： 6019.35/min2n传动机构的传动效率 可取 0.8.马达超载系数可通过机械设计手册查得为 。将以上的数据代入到式(5.27)可得液压马达轴的输出功率为： 287.19357.208MPKW根据所需要的使用要求选取额定功率为 10KW 的液压马达。根据机械设计手册单行本液压传动相应的液压马达的选用标准，可以选择结构合适的液压马达来满足使用。根据以上的要求可以选择 型斜盘式轴向柱塞马达，表14CYB中的型号为： 。21-546104YB32图 5-4 液压马达5.5 回转小齿轮的设计散粮入仓机为一般工作机器，转速不高，根据 可以知道齿轮10958GB选取 7 级精度。根据机械设计课本中表 10-1 可以选择小齿轮的材料为 ，热处理工4rC艺为调制，硬度为 280HBS。有以上选取的回转支承可知回转大齿轮的模数 ，齿数 ，初选8m130Z传动比为 ，于是可以得到小齿轮的齿数为：i=412=3.5iZ33图 5-5 回转小齿轮5.5.1 小齿轮的数据（1）小齿轮传递的转矩 5549.109.10=210n3PTNm:（2）齿宽系数 d由机械设计课本表 10-7 可选取齿宽系数为 。0.5d（3）齿轮的接触疲劳极限由机械设计课本图 10-21d 按齿面硬度可以查得小齿轮的接触疲劳极限强度为： ，大齿轮的接触疲劳极限强度为： 。lim160HaMP lim250HaMP（4）材料的弹性影响系数 EZ查机械设计课本表 10-6 可得材料的弹性影响系数 。1289.EaZ（5）齿轮的应力循环次数 N34设计散粮入仓机的工作情况为：工作寿命为 20 年，每年工作 300 天，一天工作 8 小时。根据机械设计课本的式 10-13 可得：小齿轮的应力循环次数为： 816019.35802.160HNnjL大齿轮的应力循环次数为： 812.4Ni（6）由机械设计课本图 10-19 可以取齿轮的接触疲劳寿命系数：小齿轮： 1=0.98HNK大齿轮： 。25（7）接触疲劳的许用应力取失效概率为 ，安全系数为 ，可由机械设计课本式 10-12 求得1%s1齿轮的接触疲劳的许用应力： 1lim0.9865HNaKMPs2li2 2.（8）初步计算小齿轮的分度圆直径：（5-2131.tEtdHkTZi28）将以上数据代入式（5.28）可得： 。于是可知设计的小齿轮的186tm分度圆直径最小为 186mm。由以上的数据可知分度圆上的圆周速度为 18619.350.7/60tdnVs（9）计算齿宽 ：b1dtbm（10）齿宽与齿高比 h35由以上的回转支承大齿轮的数据可知，模数为 ，于是齿高为：8m2.50h于是可得齿宽与齿高比 ：b934.620h（11）计算载荷系数有以上数据可得 ，7 级精度，由机械设计课本图 10-8 可以0.3/Vms查到动载荷系数 ；98vK因为选取的齿轮啮合为直齿轮啮合，故可选 ；1HaFK由机械设计课本表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承为非对称布置时， 。1.4HK由 ， 可查机械设计课本图 10-13 得 。.65bh 1.35FK计算齿轮载荷系数可按以下公式：（5-AVHK29）将以上的数据代入式（5.29）可得： 10.98.418655.5.2 小齿轮的强度校核对与回转支承大齿轮配合而确定好的模数 ，压力角 ，齿数m20为 的小齿轮进行强度校核，可通过机械设计课本式 10-8 齿面接触疲3Z劳强度校核公式进行：（5-1HHEKFiZbd30）式中 12tTFd1db36选取的小齿轮为标准直齿轮 ， 。根据小齿轮的模数20.5HZ，齿数为 ，可以得到小齿轮的分度圆直径为 。m83Z1264dm将以上的数据代入到式（5.30）可得到小齿轮的实际疲劳应力极限： 4341.865202.589. 7.H aMP由以上的数据可知两个齿轮啮合时齿轮的最小接触疲劳的许用应力为 522.5，可知 。aMPH按齿根弯曲疲劳强度校核：根据齿轮齿根弯曲强度校核可以参照机械设计课本式（10-5）进行：（5-132FaSFFdKTYmz31）用插值法查得机械设计表 10-5 可得到：大齿轮齿形系数： 12.6FaY小齿轮齿形系数：大齿轮应力校正系数： 1.8Sa小齿轮应力校正系数： 264Y查机械设计课本图 10-20 可得齿轮材料的弯曲疲劳极限为：小齿轮： lim160FaMP大齿轮： li245齿轮弯曲最小安全系数： lim1.25FS弯曲系数寿命：小齿轮： 10.95NY大齿轮： 27尺寸系数： x37齿轮的许用弯曲应力可按下式求得：（5-limFNxYS32）将以上数据代入式（5.32）可得： 160.951462FaMP2473.将所需的数据代入式（5.31）可得齿轮的实际齿根弯曲疲劳应力：小齿轮：41 a32.86510.610F P大齿轮：42 a32.873.2F M由以上的计算结果可知 ， ，于是所设计的齿轮在啮1F2F合的时候满足齿根弯曲疲劳极限。于是该设计
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