机械设计课程设计说明书

1、机械设计课程设计说明书课程名称：机械设计设计题目： 卸煤机工作装置的设计 院 系： 机械工程系 专 业： 工程机械 年 级： 2009 级 姓 名： 指导教师： 西南交通大学峨眉校区2012 年 3月 4 日前言随着我国对煤炭能源需求的不断增加，现代交通工具的煤炭运量的提高，研发快速高效的卸煤工具也是急需解决的问题，同时也是必需的。尤其是火车运煤的装卸工具，要求其具有快速高效性，能代替大量人力劳动，能在较短的时间内完成大量煤炭的卸载任务。卸煤机的设计关键是工作装置的设计，我设计的是火车卸煤机，主要用于工矿企业、港口、站台及重点防火单位，对小范围大批量的泡、松、散煤、矿石、块料进行装卸、堆垛、拆

2、垛和喂料作业。本篇设计主要是在常用火车卸煤机的基础上，结合实际的要求改进工作装置中的铲斗以增加铲斗容量，从而提高工作效率。铲斗设计成可伸缩式的，分为左、中、右三块铲板，中间的铲板是和斗杆相连的，而左右两块铲板可沿着中间铲板向相反方向移动，从而增加了铲斗的宽度，提高了铲斗单次扒煤的体积。左右铲板的移动依靠其上的螺母和中间铲板的丝杠的螺旋连接实现它们的螺旋传动，丝杠的转动由液压马达通过齿轮传动系或者链条传动系实现。而液压马达则由卸煤机的液压系统供油使其转动。整个铲斗上面由铲板机构、传动机构、液压系统组成，是一个整体，考虑到整个铲斗结构复杂，重量可能较大，所以选择了较小的液压马达，满足功率的需求即可

3、，而且选材方面尽量选择质量轻、强度高、变形小的材料，以减轻整个铲斗的变形量和重量。另外，一般卸煤时车底都会聚集大量的煤，用卸煤机卸煤时可在车厢的底部另外设计一个挡板，防止卸下的煤钻到车底下。可以节省人力清理车底，提高效率。这样挡板和卸煤机两者同时配合地作业，大大提高了工作效率，缩短了工作时间，节省了人力成本。经设计的卸煤铲斗既可以装在挖掘机上使用，也可以装在卸煤机上使用，与普通的挖掘铲斗具有同样良好的互换性，区别在于它们的结构和功用不同。随着卸煤量的增加，卸煤机的广泛应用，如何设计出一个更加快速高效便捷，结构稳定耐用的卸煤工具变成了迫在眉睫的问题。图1 卸煤铲的爆炸图图2 卸煤铲的装配图图3

4、卸煤机的场景模拟图目录一、设计题目1二、资料收集1三、总体方案的确定2四、液压马达的计算与选择44.1铲斗负载的计算44.2液压马达的选择4五、铲板的计算与校核55.1中间铲板的计算与校核55.2左右铲板的计算与校核6六、传动件的计算与校核76.1螺杆和螺母的计算与校核76.1.1螺杆的设计计算和强度校核76.1.2螺母的设计计算和强度校核96.2齿轮的计算与校核9七、轴系零、部件的计算与校核127.1滑动轴承的计算与校核137.2装配螺杆的滚动轴承的计算与校核147.3装配输入轴的滚动轴承的计算与校核157.4联轴器的计算与校核167.5输入轴的计算与校核17八、连接件的计算与校核198.1

5、滑动轴承座螺纹连接的计算与校核198.2小齿轮和轴平键连接的计算与校核218.3大齿轮和轴平键连接的计算与校核22九、铲斗的运动仿真和动力分析22十、铲斗的有限元分析和结构优化2310.1中间铲板的分析校核与优化2310.2左右铲板的分析校核与优化2410.3螺杆的有限元分析与校核2510.4输入轴的有限元分析与校核2510.5齿轮的有限元分析与校核2510.6铲斗整体的分析与校核26十一、心得体会27十二、参考文献2831一、设计题目根据内蒙彤峰公司的要求，在现有的挖掘机的基础上，设计一个可以在挖掘机上拆卸的卸煤工具，使其能快速高效的在较短的时间内完成大量煤炭的卸载任务。装载煤炭的火车车厢是

6、C70（C70H）型通用敞车车辆，其主要特点是：采用屈服极限为450MPa的高强度钢和新型中梁，载重大、自重轻；优化了底架结构，提高了纵向承载能力，适应万吨重载列车的运输要求。主要参数如下：C70型火车车厢参数载重自重容积长宽高（m）换长小门（长宽m）中门（长宽m）70吨23.6吨77m313.22.892.251.3m1.311.931.65二、资料收集主要是借鉴HX-X135型履带式卸煤机对其铲斗进行改良设计，在主体尺寸数据确定的情况下，设计细节结构，再进行强度校核。HX-X135技术参数（TECHNICAL SPECIFICATIONS）整机重量(kg)14180最大挖掘高度(mm)97

7、40额定输出(kw/rpm)62.6/1900最大卸载高度(mm)7090标准斗容(m3)0.6最大挖掘深度(mm)7695系统工作压力(Mpa)20最大挖掘半径(mm)9100工作效率粉煤12分钟/车皮；块煤10分钟/车皮机器最小回转半径(mm)2685动臂回转角度360尾部回转半径(mm)2130整车长高宽(mm)910027802470伸缩量程(mm)2100其主要性能特点：1. 装置推土板配合山特重工专有的工作支腿平衡技术，稳定性强，各种恶劣工况场地均能轻松应对。2. 高效的液压泵和液压系统，采用定量双回路液压系统，动臂、斗杆合流，工作效率高，系统可靠，具有超强的装卸能力，在任何条件下

8、都可以发挥完美的工作性能。3. 进口的液压先导操纵杆系，结合进口回转马达和强劲的回转减速器，加快动臂速度和回转速度的柔韧性，实现完美的复合作业性能，效率远远优于同类产品。4. 加强型油缸及独特三节动臂，满足各个角度的合理使用。5. 科学的设计提高了整车的工作效率，每台机器可代替大量的人力、工作强度。6. 直喷式发动机。强劲，省油，工作是每小时耗油5升左右，可以满足各种高低货台。HX-X135型履带式卸煤机三、总体方案的确定由于题目要求主要是提高卸煤的速度和效率，那么可以在现有的挖掘机或者卸煤机的基础上对其铲斗进行改进，以增加每次铲斗的铲煤量。铲斗的初始尺寸是高度1100mm、宽度350mm、长

9、度800mm，堆装斗容量q=0.6m3，煤的散密度=0.75g/cm3，煤重约为G=q=450kg,那么可以将铲斗设计为长度可调的，但铲斗太长会增加载重量，载重太大会使车身不平稳，因此有必要计算铲斗最大允许载重量Gmax。取整机（满载）为研究对象，整机重量和机体尺寸都是已知的，则建立力学模型如下：图3.1 卸煤机整体受力分析对O点有Mo=0，则有Mg670-Gmaxg8430=0，解得Gmax=1126kg。约为原斗容的2.5倍，为了安全起见，可将伸缩后的堆装斗容量设定为原来的2倍，即qmax=1.2m3，长度可伸至1.6m。再根据根据经验公式校核，堆装斗容量q，平均斗宽B，铲斗挖掘半径R和转

10、斗拮据接满转角2 是铲斗的四个主要参数。它们之间有以下几何关系：（见【2】P25）q=R2B(2-sin2)Ks式中： 2铲斗挖掘装满转角，一般取2=90100，单位rad。Ks煤炭松散系数的近似值为1.25。代入qmax=1.2m3，R=1.1m，2=90，由上述公式可得：B=1.39m。取上面两个结果的较小值B=1.4m，则可将左右铲板设计为对称分布的，长度为中间铲板的一半400mm，各伸出300mm至总长为1400mm。对于驱动铲板移动的传动装置可设计为螺旋传动，即两个螺母沿着一条丝杠向相反方向移动，而驱动丝杠转动的机构可设计为齿轮传动机构，采用液压马达驱动主动齿轮，主动齿轮和丝杠上的从

11、动齿轮啮合驱动丝杠旋转。液压马达的供油由车辆的液压系统提供，可操作液压马达正转和反转，带动左右铲板伸出和缩回。整个机构简单而稳定，符合实际情况，也便于制作实物。图3.2 传动方案简图四、液压马达的计算与选择要确定液压马达的转速和功率及其扭矩大小，并选定其产品型号，首先要计算马达需要驱动的最大荷载，确定左右铲板移动的速度，使马达在其额定功率或以下工作，避免其超负荷工作。4.1铲斗负载的计算当铲斗宽度伸到最长并装满煤炭时，铲板所受的压强最大，铲板伸出后的理论最大斗容量为qmax=1.2m3，煤的散密度为=0.75g/cm3，煤炭的总重量为G=qmax=900kg，铲板上所受的压强大约为p=G9.8

12、(1.31.1)=6168Pa。铲斗的材料选择标准斗的国产优质合金钢Q345，查阅机械设计手册得铲板与铲板之间无润滑时摩擦因数=0.15，左右铲板各受摩擦力Ff=ps=407N，其中s=1.10.4=0.44m2。4.2液压马达的选择由于每个移动铲板的摩擦阻力为Ff=407N，并且当左右铲板的侧面刮起车厢角落的煤时要承受一定的阻力Ff1，假定阻力为满载重量的一半，即Ff1=Gg2=4500N。假设左右铲板在5s内伸到最长，铲板的速度=300mm5s=0.06m/s，由功率计算公式P=FV知，铲板消耗总功率为：P=(Ff+Ff1)2=588.84w。螺旋机构采用的是滑动螺旋，传动效率低，一般为3

13、040，闭式齿轮的传动效率（单级）为0.960.99，此外还有轴承摩擦的功率损失，则液压马达的基本功率是P=P0.30.96=2044.58w。查阅相关信息资料，可采用丹麦丹佛斯（SAUER DANFOSS）OMM系列微型摆线液压马达OMM32 151G0003型号，具体参数如下：丹佛斯OMM32技术参数马达排量50.3cm/rev额定输出扭矩36Nm输出转速10700r/min额定输出转速650r/min输出扭矩1140Nm系统流量20L/min输出功率2.4kw质量2.3kg液压马达的功率确定以后，其输出扭矩和输出转速的乘积便是功率值，即P=T，输出转速为一范围，输出扭矩随着输出转速的变化

14、而变化。另外，该马达采用圆锥滚子轴承支撑设计，具有较大的径向承载能力，使得马达可直接驱动工作机构，所以该马达可以直接和齿轮连接。 图4-1 丹佛斯OMM32微型摆线液压马达五、铲板的计算与校核5.1中间铲板的计算与校核中间铲板主要受煤炭的重力和铲斗挖掘时挖掘力的反作用力，煤炭重力G=4500N，铲板受均布荷载q=G1.1=4090N/m。铲斗挖掘力依据力矩平衡原理由下式计算:Fb=FcHNQPQVMN式中: Fb为铲斗理论挖掘力，Fc为铲斗缸推力，HN, MN, QP, QV为力臂。因油缸杆直径d=0.05m，所以Fc=20MPa4d2=39270N，代入上式Fb=FcHNQPQVMN=392

15、70N0.400m0.223m1.06m0.305m=10.8kN，所以挖掘反作用力Fb=Fb=10.8KN，计算简图和铲板受力图如下所示： 图5.1挖掘力计算位姿示意图 图5.2 中间铲板剖面受力简图由受力图可知，铲板的最大剪力FS,max=4500+10800=15300N，最大弯矩Mmax=40901.122+108001.1=14355Nm。先按正应力强度条件选择板的截面尺寸，max=MmaxWz=14355Nm160.8h2，查机械设计手册合金钢Q345的屈服极限s=345MPa，抗拉强度b=470630MPa，=sns=345MPa1.1=314MPa，代上式得h0.018m，取板

16、厚h=18mm。校核切应力强度max=1.5FS,maxA=1.515300N0.80.018=1.59MPa=0.5=156MPa，所以板的强度符合条件。铲板的刚度校核，端点的转角=Fl22EI+ql36EI，代入F、q、l=1.1m、E=206GPa、I=bh312=5.34610-7m4，得=6.75710-2rad=3.8，挠度=Fl33EI+ql48EI=5.03110-2m=50.3mm。显然，铲板的转角和挠度都较大，可以采取在中间铲板的中间位置焊接加强筋肋板来降低转角和位移，经计算证明，肋板的长度达到0.5m左右时，挠度会降低到5mm以内，比较符合要求。5.2左右铲板的计算与校核

17、以上计算了中间铲板的厚度并校核了强度和刚度，由于左右铲板的顶面和侧面都有连接（焊接），相当于增强了强度和刚度，因此板厚可以取小一点，取h=10mm，经计算证明，左右铲板的强度和刚度均符合要求。为了提高铲斗的整体刚度，可在左右铲板和中间铲板之间用圆柱副连接，即中间铲板上开有圆柱孔，而左右铲板焊接有圆柱杆，杆与孔为滑动副。现计算杆的直径d和杆数n，以左铲板为例，其总负重为F=4500+10800/2=7650N，n个杆的最大剪力FS,max=7650N，最大弯矩Mmax=76500.3m=2295Nm。1.杆的强度设计按正应力强度max=MmaxnWz，Wz=d332，查阅机械设计手册，材料选取合

18、金结构钢37CrNi3，屈服极限s=910MPa，抗拉强度b=1130MPa，=sns=910MPa1.1=828MPa，代入上式，当n=3时，解得d0.021m。取杆直径d=22mm。按切应力强度max=43FS,maxR2=437650N0.0112=26.83MPa=0.5=414MPa，所以杆的强度符合要求。2.杆的刚度校核杆刚度的校核，右端点的转角=Fnl22EI=765030.322206109d464=2.7，挠度=Fnl33EI=9.610-3m=9.6mm，可见，每根杆的变形量都相对较小，这还没考虑到丝杠，加上丝杠总共四根杆，变形量会更小，所以杆的刚度基本符合要求。图5.3

19、连接杆的受力简图六、传动件的计算与校核螺旋传动设计为滑动螺旋，属于传导螺旋，以传递运动为主，也承受较大的轴向载荷。由于螺杆细长且水平布置，所以在螺杆的两端和中间各有两个附加支撑，以提高螺杆的工作刚度。两端为滑动轴承支撑，中间为滚动轴承支撑。螺母设计为组合螺母，是为了消除轴向间隙和补偿旋合螺纹的磨损，避免反向传动时的空行程。6.1螺杆和螺母的计算与校核滑动螺旋采用梯形螺纹类型，螺杆的材料选取40Cr号钢，有较高的耐磨性，用于精度较高的传动，查机械设计手册屈服点s=785MPa，抗拉强度b=980MPa。螺母的材料选取铸锡青铜ZCuSn10P1，其材料的耐磨性较好，适用于一般传动，查机械设计手册屈

20、服点s=33.3MPa，抗拉强度b=209MPa。6.1.1螺杆的设计计算和强度校核因为螺杆左右对称，以下计算均以一半螺杆为研究对象。1.耐磨性计算螺杆中径d20.8Fp，其中=2.5，根据表5-12查得许用压力p=11MPa，轴向载荷F=Ff+Ff1=4907N，代入上式得：d21.0710-2m=1.07cm。查机械设计手册，按国家标准选取公称直径d和螺距P，数据如下：螺距P8mm螺纹中径d2(D2)20mm公称直径d24mm外螺纹小径d115mm内螺纹大径D25mm内螺纹小径D116mm螺母高度H=d2=2.520=50mm，螺纹工作圈数u=HP=508=6.2510，螺纹工作高度h=0

21、.5P=4mm，工作压强校核p=Fd2hu=49070.020.0046.25=3.2MPap。2.螺杆的强度计算ca=1AF2+3(4Td1)2，A=4d12 (1)现在计算螺杆的驱动扭矩T：螺纹摩擦力矩Mt1=12d2Ftan+V，当量摩擦角V=tan-1fcos，摩擦系数f=0.08，摩擦角=15，螺纹线升角=sin-1Pd2=0.127rad，代入上式Mt1=10.4Nm。螺旋传动轴向支撑面摩擦力矩Mt2=13fsFD03-d03D02-d02，轴向支撑面间摩擦因数fs=0.15，支撑环面的外径及内径D0=24mm,d0=15mm，代入上式得Mt2=7.3Nm。螺旋传动径向轴承摩擦力矩

22、Mt3=(f1F+f2+f37650N3)d2，查机械设计手册得滚动轴承(深沟球轴承)受轴向载荷摩擦因数f1=0.004，径向载荷摩擦因数 f2=0.002，滑动轴承半液体摩擦因数f3=0.008，代入上式得Mt3=0.54Nm。所以驱动扭矩T=Mt1+Mt2+Mt3=10.4+7.3+0.54=18.3Nm。螺杆的转速为n=60vP=600.06m/s0.008m=450r/min。螺杆的驱动功率P1=Tn9550=18.34509550=0.862kw。查表5-13得螺杆=s4=785MPa4=196MPa，将T值代入(1) 式得ca=55.3MPa，所以螺杆的强度符合要求。3.螺杆的稳定

23、性计算螺杆承受的轴向力F必须小于临界载荷Fca，稳定性条件Sca=FcrFSs，取Ss=4.0，柔度s=li=1.000.3md14=80，则螺杆的临界载荷为：Fcr=4801+0.0002s24d12=37203N，代入上式Sca=FcrF=372034907=7.64.0，所以满足稳定性条件。4.螺杆的横向振动校核临界转速nc=12.310612d1lc2，系数1=3.142，lc=0.3m，代入上式nc=20237r/min，因此转速n=450r/min0.8nc=16190r/min。所以螺杆的转速在合理范围内。6.1.2螺母的设计计算和强度校核螺母螺纹牙的强度计算，剪切强度条件=FD

24、bu螺纹牙危险截面的弯曲强度条件=6FlDb2u螺纹牙根部的厚度b=0.65P=5.2mm，弯曲力臂l=D-D22=2.5mm，u=6.25，查机械设计表5-13，许用切应力=30MPa，许用弯曲应力b=40MPa，代入上式得=2MPa，=5.6MPab。所以螺母螺纹牙的强度满足要求。6.2齿轮的计算与校核由6.1计算可知，螺杆的驱动功率P=2P1=1.73kw，螺杆转速n2=450r/min，螺杆驱动扭矩T=36.6Nm，而液压马达额定输出转速即小齿轮转速n1=650r/min，所以传动比即齿数比u=n1n2=d2d1=z2z1=1.44，输入功率P1=2.4kw，工作寿命10年(每年工作3

25、00天)，两班制，工作平稳。传动方案如下：图6-1 齿轮传动简图1.选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数按所给的传动方案，选用支直齿圆柱齿轮。齿轮转速不高，选用7级精度(GB 1009588)。材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢(调质)硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。选小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数z2=1.4420=28.8，取z2=29。2.按齿面接触强度设计由公式(10-9a)进行试算，即d1t2.323KT1du1uZEH2确定公式内的各计算数值，选取载荷系数Kt=1.3，计算小齿轮传递的转矩T1=95.51

26、05P1n1=95.51052.4650=3.53104Nmm。由表10-7选取齿宽系数d=1。查表10-6得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa0.5。由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 1=600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 2=550MPa。由式10-13计算应力循环次数。N1=60n1jLb=6065012830010=1.872109N2=1.8721093.2=5.85108由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.92，KHN2=0.96。计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1，安全系数S=1，由式10-12得H1=KHN1lim 1

27、S=0.926001=552MPa且H2=KHN2lim 2S=0.965501=528MPa计算，试算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中的较小值。d1t2.3231.33.5310412.441.44189.85282mm=50.062mm圆周速度v=d1tn1601000=50.062650601000m/s=1.70m/s；齿宽b=dd1t=150.062mm=50.062mm；齿宽与齿高之比bh，模数mt=d1tz1=50.06220=2.503mm，齿高h=2.25mt=2.252.503=5.63mm，bh=50.0625.63=8.89；计算载荷系数，根据v=1.70m/s，7级精

28、度，由图10-8查得动载系数KV=1.08；直齿轮，KH=KF=1；由表10-2查得使用系数KA=1；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，齿向载荷分布系数KH=1.311。由bh=8.89，KH=1.311查图10-13得KF=1.36，载荷系数K=KAKVKHKH=11.0811.311=1.416按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式10-10a得d1=d1t3KKt=50.06231.4161.3=51.5mm计算模数m=d1z1=51.520=2.57mm。3.按齿根弯曲强度设计由式10-5得弯曲强度的设计公式为m32KT1dz12YFaYSaF确定公式内的

29、各计算数值，由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa，由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.89，计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得F1=KFN1FE1S=0.855001.4MPa=303.57MPaF2=KFN2FE2S=0.893801.4MPa=241.57MPa计算载荷系数K。K=KAKVKFKF=11.0811.36=1.469查取齿形系数。由表10-5查得YFa1=2.80；YFa2=2.53。查取应力校正系数。由表10-5查得YSa1=1.55，Y

30、Sa2=1.62。计算大、小齿轮的YFaYSaF并加以比较。小齿轮YFa1YSa1F1=2.801.55303.57=0.0143大齿轮YFa2YSa2F2=2.531.62241.57=0.01697取上面两个数的较大值。设计计算，m321.4693.5310412020.01697mm=1.64mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数1.64并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度计算的分度圆直径d1=51.5mm，

31、算出小齿轮的齿数z1=d1m=51.5226大齿轮齿数z2=1.4426=37.44，取z2=38。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算分度圆直径 d1=z1m=262mm=52mmd2=z2m=382mm=76mm中心距a=d1+d22=52+762mm=64mm齿轮宽度b=dd1=152mm=52mm取B1=57mm，B2=52mm。5.结构设计对于圆柱齿轮，齿根圆到键槽底部的距离ee。初步计算当量动载荷P，根据式13-8aP=fpXFr+YFa按照表13-6，取fp=1.2。按照表13-5，X=0.56，Y值

32、需在已知型号和基本额定静载荷C0后才能求出。现暂选一近似中间值，取Y=1.5，则P=1.20.562550+1.51125N=3738N根据式13-6，求轴承应有的基本额定动载荷值C=P60nLh106=37383604505000106N=19176N按照轴承样本或设计手册选择C=22200N的6305轴承此轴承的基本额定静载荷C0=11500N。验算如下：求相对轴向载荷对应的e值和Y值。相对轴向载荷为FaC0=112511500=0.09783，在表中介于0.070.13之间，对应的e值为0.270.31，Y值为1.61.4。用线性插值法求Y值。Y=1.4+1.6-1.40.13-0.09

33、7830.13-0.07=1.507故X=0.56，Y=1.507求当量动载荷P=1.20.562550+1.5071125N=3748N验算6305轴承的寿命，根据式13-5Lh=10660nCP=106604502220037483h=7696.56h5000h即高于预期计算寿命。符合实际要求，轴承各项参数如下表： 图7-3 深沟球轴承 图7-4轴承的双支点各单向固定d(mm)(mm)B(mm)da(min/ mm)Da(max/mm)ra(max/ mm)25621732551d2(mm)D2(mm)r (min/ mm)C(KN)C0(KN)重量W(kg)36511.122.211.5

34、0.219极限转速/(r/min)|脂极限转速/(r/min)|油轴承代号|60000型100001400063057.3装配输入轴的滚动轴承的计算与校核每个深沟球轴承的轴向载荷Fa=0N，径向载荷为小齿轮所受的径向力，即Fr=Fttan=2T1d1tan=236Nm52mmtan20=504N，轴承转速n=650r/min，运转时有轻微振动，预期计算寿命Lh=5000h。现在确定其型号：求比值FaFr=0根据表13-5，深沟球轴承的最小e值为0.22，故此时FaFre。按照表13-5，X=1，Y=0。按照表13-6，取fp=1.2。计算当量动载荷P，根据式13-8aP=fpXFr+YFa则P

35、=1.21504+0N=605N根据式13-6，求轴承应有的基本额定动载荷值C=P60nLh106=6053606505000106N=3508N按照轴承样本或设计手册选择C=3500N的61804轴承。此轴承的基本额定静载荷C0=2200N。验算61804轴承的寿命，根据式13-5有Lh=10660nCP=1066065035006053h=4964h5000h即稍微低于预期计算寿命，但相差不大，可以选62804轴承，但为了节省材料也可以选61804轴承。符合实际要求，轴承各项参数如下表：d(mm)(mm)B(mm)da(min/ mm)Da(max/mm)ra(max/ mm)203272

36、2.4300.3d2(mm)D2(mm)r (min/ mm)C(KN)C0(KN)重量W(kg)23.528.60.33.502.200.015极限转速/(r/min)|脂极限转速/(r/min)|油轴承代号|60000型1800024000618047.4联轴器的计算与校核因连接液压马达和输入轴的空间位置比较狭小，所以考虑采用联轴器连接，安装液压马达的位置可以和减速箱远一些，由于铲斗工作时振动比较大，可以采用具有缓冲减振功能的有弹性元件的挠性联轴器。液压马达的功率P=2.4kw，转速n=650r/min，液压马达轴伸的直径为d=22mm，选择过程如下：为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴

37、器。载荷计算，公称转矩T=9.55106Pn=9.551062.4650Nmm=3.526104Nmm由表14-1查得KA=1.7，故由式14-1得计算转矩为Tca=KAT=1.73.526104Nmm=60Nm型号选择，从GB/T 4323-2002中查得LT4型弹性套柱销联轴器的许用转矩为63Nm，许用最大转速为5700r/min，轴孔直径为2024mm。故适合用此联轴器，参数如下表：型号LT4轴孔长度|L(mm)52许用转速n|钢(r/min)5700轴孔长度|L(mm)推荐40轴孔直径d1、d2、dz|钢(mm)20、22、24D|(mm)106轴孔长度|Y型|L(mm)52A|(mm

38、)35轴孔长度|J，J1，Z型|L1(mm)38重量|(kg)2.84转动惯量|(kgm2)0.0037许用安装补偿|45许用安装补偿|Y(mm)0.1公称转矩Tn/(Nm)637.5输入轴的计算与校核输入轴上的功率为马达的功率P=2.4kw，转速n=650r/min，转矩为T=9550000Pn=35260Nmm。作用在小齿轮上的力为圆周力Ft=2Td1=23526052N=1356N，径向力Fr=Fttan=494N。轴的最小直径估算，选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A0=112，则有dmin=A03Pn=11232.4650mm=17.311mm因为前面已经设计了装配输

39、入轴的滚动轴承和液压马达连接输入轴的联轴器，它们的和输入轴连接处的直径均为20mm，考虑到装配的条件和强度等因素，选取轴的最小直径为20mm。1.轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案是进行轴的结构设计的前提，它决定着轴的基本形式。所谓装配方案，就是预定出轴上主要零件的装配方向、顺序和相互关系。下图所示轴系的装配方案是：齿轮、套筒、右端轴承、轴承端盖、半联轴器依次从轴的右端向左安装，左端只装轴承及其端盖。图7-5 轴的结构与装配零件的轴向定位采用轴肩定位和套筒定位，零件的周向定位采用平键定位，示意图如下所示： (a)轴肩固定 (b)套筒固定 (c)平键固定确定各轴段直径和长度，以最小直径dmin和

40、齿轮、联轴器等零件配合时的准则为原则，初步确定轴的各段直径和长度，尺寸如下图所示(以图7-5为参考从左至右排列)。图7-6 轴的尺寸示意图2.轴的计算按弯扭合成强度条件计算，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。将计算出的截面C处的弯矩和扭矩值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=678N，FNH2=678NFNV1=247N，FNV2=247N弯矩MMH=25760NmmMV=9386Nmm总弯矩M=257602+93862=27420Nmm扭矩TT=35260Nmm图7-7 轴的载荷分析图按弯扭合成应力校核轴的强度，进

41、行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即截面C)的强度。根据式15-5及上表中的数据，以及轴双向旋转，扭转切应力为对称循环变应力，取=1，轴的计算应力ca=M2+(T)2W=274202+(135260)20.1303MPa=16.5MPa前面已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得-1=60MPa，因此ca-1，故安全。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度计算和轴的疲劳强度校核。八、连接件的计算与校核8.1滑动轴承座螺纹连接的计算与校核由于7.1中选取了整体无衬正滑动轴承常见型式1型，规定了连接件上的通孔直径15mm，所以螺钉的公称直径d11.3mm

42、)。3.校核螺钉组连接接合面的工作能力连接接合面下端的挤压应力不许超过许用值，以防止接合面压碎。由式5-20有Pmax=1AzF0-CmCb+CmFh+MW=1310215855+0.82550+0=1125N/cm2=11.25MPa，由表5-6查得P=0.8S=0.8240MPa=192MPa11.25MPa，故连接接合面不致压碎。连接接合面应保持一定的残余预紧力，以防止轴承受力时结合面间产生间隙，即Pmin0，参考式5-21，有Pmax=1AzF0-CmCb+CmFh-MW=11.25MPa0故接合面上受力时受压最小处不会产生间隙。4.校核螺钉所需的预紧力是否合适参考式5-2，对碳素钢螺

43、钉，要求F00.60.7SA1已知S=240MPa，A1=4d12=411.92mm2=111.2mm2，取预紧力下限值即0.6SA1=0.6240111.2=16015N，要求的预紧力F0=15855N，小于上值，故满足要求。最后选用的螺栓规格如下：图8-2 螺栓(GB/T 5782-2000)螺纹规格(6g)|d螺纹规格(6g)|dPb(参考)|l125e|min|A级M14(M141.5)3423.36s|maxs|min|A级k公称l长度范围|A级2120.678.850140注：(单位均为mm)8.2小齿轮和轴平键连接的计算与校核图8-3 键的尺寸示意图小齿轮需传递的扭矩为液压马达的

44、输出扭矩T=36Nm，载荷有轻微冲击，齿轮轮毂宽度为57mm，装齿轮处的轴颈d=30mm，齿轮精度为7级，键的材料采用45号钢，键为圆头普通平键(A型)。根据d=30mm从表6-1中查得键的截面尺寸为：键宽b=8mm，键高h=7mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=50mm(比轮毂宽度小些)。键、轴和轮毂材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力P=110MPa。键的工作长度l=L-b=50-8=42mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=3.5mm。由式6-1可得P=2T103kld=2361033.54230MPa=16.33MPaP符合各强度和工作要求。键的标记为：键850 GB/

45、T 1095-2003。8.3大齿轮和轴平键连接的计算与校核大齿轮需传递的扭矩为螺杆驱动扭矩T=36.6Nm，载荷有轻微冲击，齿轮轮毂宽度为52mm，装齿轮处的轴颈d=30mm，齿轮精度为7级，键的材料采用45号钢，键为圆头普通平键(A型)。根据d=30mm从表6-1中查得键的截面尺寸为：键宽b=8mm，键高h=7mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=45mm(比轮毂宽度小些)。键、轴和轮毂材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力P=110MPa。键的工作长度l=L-b=45-8=37mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=3.5mm。由式6-1可得P=2T103kld=236.610

46、33.53730MPa=18.84MPaP符合各强度和工作要求。键的标记为：键845 GB/T 1095-2003。九、铲斗的运动仿真将在proe里面建好的铲斗模型进行机构分析，左右铲板的运动为先伸出后缩回，过程如下：将铲斗模型和卸煤机的模型进行装配，并在火车卸煤的场景进行模拟，在卸煤的过程中铲斗会根据情况在合适的时间内伸缩闭合，如下所示：十、铲斗的有限元分析和结构优化10.1中间铲板的分析校核与优化由前面的分析可知，中间铲板满载时所受的压强为6168MPa，方向为垂直于板面向下。假如中间铲板不加肋板，则中间铲板的强度条件虽然满足要求，但是刚度校核时变形位移较大(约为4mm)，所以必须采取加强

47、措施。下面对中间铲板在满载时不加肋板与加肋板进行比较。图10-1 中间铲板无肋板时的应力与位移分布图由上面的分析可以看出，中间铲板在满载时出现了应力集中，主要在铲板的拐角处，约为55MPa，而且位移也比较大，约为3.3mm左右，这对铲斗的工作是不利的，容易导致铲板变形。下面对铲板的内侧加两个肋板，通过分析可以看出，原来应力集中处通过肋板消除了，总的位移减少到了1.85mm，基本符合要求。图10-2 中间铲板加肋板后的应力与位移分布图下面分析中间铲板在满载重力和挖掘反作用力的共同作用下的应力与位移分布图，从图中可以看出，在两个力的作用下，铲板的最大应力值为230MPa，小于但接近Q345钢的屈服

48、极限，充分利用了材料。最大位移值为5.5mm，相对于铲板的整体尺寸而言可以忽略，况且这是在满载重力和挖掘反作用力的双重作用下的结果，铲斗一般不会在这种极限受力状况下工作，另外这样考虑是为了提高安全系数。图10-3 中间铲板在满载和挖掘反作用力下的应力与位移分布图10.2左右铲板的分析校核与优化由于左右铲板在工作时的受力情况是对称分布的，所以只分析右铲板的应力与位移分布情况即可，单独的右铲板在满载时正面和侧面都受到6168MPa的压力，在挖掘时末端受到3600N的力，分析如下：图10-4 右铲板优化前的应力与位移分布图由上面的分析可知，铲板的应力值最大为45MPa，远小于材料的屈服极限，位移的最大值为0.97mm，因此未发挥材料的性能，可以考虑减小铲板的厚度以减轻重量，原来板的厚度是10mm，可以减薄到6mm，并且在应力较为集中的地方倒圆角，另外可以将两根圆柱杆分开放置以分散载荷。由下图可知优化后最大应力和位移值分别为82MPa、2.3mm。图10-5 右铲板优化后的应力与位移分布图10.3螺杆的有限元分析与校核螺杆在正常工作情况下主要受端部的径向载荷Fr=7650N3=2550N，受螺母传递的轴向载荷Fa=Ff1=4500