3734 搖擺式輸送機設計,擺式,輸送,設計 12 屆畢業(yè)生畢業(yè)設計搖擺式輸送機設計說明書學生姓名 張濤 學 號 8011208119 所屬學院 機械電氣化工程學院 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 班 級 12-1 指導教師 劉媛媛 日 期 2012.6 塔里木大學教務處制前言課題設計的目的就是對大學幾年的學習做一個系統(tǒng)的總結，機械畢業(yè)設計是培養(yǎng)學生具有機械系統(tǒng)運動方案設計能力的技術基礎，它是機械原理課程的重要實踐環(huán)節(jié)，其目的在于系統(tǒng)地學習課本理論后，通過設計進一步鞏固和加深學生的基本概念和基本知識，培養(yǎng)學生分析和解決有關的具體機械所涉及的實際問題的能力，使學生對于機械的選型，運動方案的確定，運動學和動力學的分析和設計有一個較完整的概念，并進一步提高計算，分析，繪圖以及查閱和使用資料的綜合能力。目錄緒論………………………………………………………………………………………………11、方案設計………………………………………………………………………………21.1、機構簡介…………………………………………………………………………………21.2、示意圖……………………………………………………………………………………21.3、方案設定…………………………………………………………………………………22、電動機的選擇與計算………………………………………………………………………42.1、電動機類型選擇…………………………………………………………………………42.2、電動機功率選擇…………………………………………………………………………43、傳動裝置的運動及動力參數(shù)選擇計算…………………………………………………43.1、傳動比……………………………………………………………………………………43.2、各個軸轉速計算…………………………………………………………………………43.2、各個軸輸入功率計算……………………………………………………………………44、V 帶設計……………………………………………………………………………………44.1、計算功率P………………………………………………………………………………44.2、選取帶型號………………………………………………………………………………45、齒輪設計計算……………………………………………………………………………… 65.1、高速級齒輪設計…………………………………………………………………………65.2、低速級齒輪設計…………………………………………………………………………76、軸直徑校核……………………………………………………………………………………86.1、高速軸設計………………………………………………………………………………86.2、中間軸設計……………………………………………………………………………126.3、低速軸設計……………………………………………………………………………137、鍵連接選擇及計算…………………………………………………………………………137.1、高速軸…………………………………………………………………………………137.2、中間軸…………………………………………………………………………………137.3、低速軸………………………………………………………………………………148、滾動軸承的計算…………………………………………………………………………149、潤滑和密封方式的選擇…………………………………………………………………1410、箱體及附件的結構設計和計算………………………………………………………1410.1、箱體選擇………………………………………………………………………………1410.2、箱體結構尺寸…………………………………………………………………………1410.3、傳動比…………………………………………………………………………………1510.4、各軸的輸入功率………………………………………………………………………1510.5、各軸輸入轉矩…………………………………………………………………………1511、擺桿分析……………………………………………………………………………………15小結…………………………………………………………………………………………17致謝……………………………………………………………………………………18參考文獻………………………………………………………………………………………19 1 搖擺式輸送機設計緒論當今社會，隨著科技的發(fā)展，人們對于各種資源的需求和消耗是非常巨大的，因此就會牽涉到資源的開采問題，如何能夠高效率,低風險,無污染的開發(fā)礦物資源是當今社會面臨的重大難題。所以針對礦產(chǎn)資源而開發(fā)的礦山搖擺式輸送機的應用就越來越廣泛。事實上人們對輸送機的研究從來沒有停止過，為了滿足不同的要求，出現(xiàn)了各式各樣的輸送機，有搖擺式輸送機和帶式輸送機等。 礦山搖擺式運輸機能夠在惡劣的生產(chǎn)條件下進行工作，可以滿足很多種工作條件，適用范圍非常廣泛。初粘性大的物料以外，一般的固體散狀物料和成件物品均可輸送。由于它的牽引構件和承載構件大多由金屬材料制成，因而與其他輸送機械相比所輸送物料的適應性更強。搖擺式運輸機可輸送重的、具有銳利棱邊的、磨損性及腐蝕性強的散狀物料或物品，同時適宜輸送高溫物體。另外在輸送過程中，還可以進行干燥、冷卻、分類、請選等各種工藝作業(yè)。但是由于其結構原因，自重大，所以消耗也多，空載功率大等原因，嚴重限制了它的推廣和發(fā)展，這些問題都是需要進行設計和優(yōu)化的。隨著人類的進步，越來越多并且越來越好的搖擺式輸送機將會被制造出來，來滿足生產(chǎn)發(fā)展的需求，它對提高生產(chǎn)率，降低工人勞動強度具有積極的意義。 搖擺式運輸機在設計時應注意到特殊的工作環(huán)境和工作需求， 轉運是礦用運輸機故障較多的一個環(huán)節(jié)，以德國佩雷斯露天煤礦為例,皮帶運輸機每年因轉運站故障停車的時間平均達 70 小時,而由其它環(huán)節(jié)的故障引起的停車時間卻很少.因此,在確定運輸機系統(tǒng)時應盡量減少物料的轉運次數(shù).而在設計轉運站時,則應特別注意此類問題。我國搖擺式運輸機，自上世紀七十年代中期開發(fā)以來，取得長足進步，但是與國外相比，仍存在較大的差距。首先是整機性能的落后，生產(chǎn)輸送能力相對較低，事故率高；再者使用壽命短，關鍵零部件使用壽命短，可靠性低；還有生產(chǎn)自動化程度不高，過載保護張力調節(jié)能力不足。國外搖擺式運輸機技術發(fā)展很快，其主要表現(xiàn)在兩個方面；一方面是搖擺式運輸機的功能的多元化，應用范圍擴大化，發(fā)展成在各個領域可以使用的運輸機械。另一方面是搖擺式運輸機本身技術與裝備有了巨大的發(fā)展，尤其是長距離、大運量、高速率運輸機已成為運輸機發(fā)展的主要方向。搖擺式運輸機是為了適合礦山采礦等目的而設計的，因此就要解決人力問題，最大限度的解放人力勞動，提高礦產(chǎn)資源的開采效率，增大產(chǎn)量是設計的主要任務。在對搖擺式運輸機的性能和總體結構有了大致了解之后，要對其實際的工作環(huán)境和工作能力進行分析，為了實現(xiàn)預期目標，我們先要明確作業(yè)的特性和主要任務，根據(jù)這些特性和所需的任務來確定方案，試選原動機，傳動裝置，執(zhí)行元件，傳送裝置的選擇等。例如在選擇原動機和傳送帶的時候要考慮載荷、工作環(huán)境、可靠性、費用、安全性及其操作難度等。本設計采用電動機，其優(yōu)點是躁聲小，初始成本低，運轉費用低，維護要求較少。通過減速箱和傳動裝置連接，傳動系統(tǒng)的基本任務是將原動機輸出的速度降低或增大，以滿足執(zhí)行機構的要求，采用變速傳動來滿足執(zhí)行機構經(jīng)常變速的要求，將原動機輸出的轉矩變換為執(zhí)行機構所需要的轉矩和力。在根據(jù)傳動裝置和帶的連接實現(xiàn)帶的運動，通過調節(jié)減速箱來確定帶的運輸速度，通過以上機構可以實現(xiàn)課題的要求。通過對運輸機進行初步的分析后，發(fā)現(xiàn)其設計的主要問題和需要重點研究的方向是產(chǎn)品的動力機構和傳動機構。由于搖擺式運輸機一般是在工作條件較惡劣的環(huán)境下工作，所以它所遇到的突發(fā)故障可能性就大大的提高了，因此這些問題都是要在設計時進行考慮，這樣就可以降低機器的故障發(fā)生率，使其能夠進行正常的工作生產(chǎn)。在選擇電動機時，應該在合適的范圍內(nèi)盡量保持運輸機能有較大的工作負載，這樣就可以防止因為過載而產(chǎn)生故障；其次在對傳動機構進行設計時，要考慮其穩(wěn)定性，保證機器的傳動比。另外，由于搖擺式運輸機一般對質量較大的物體進行運輸，所以就要考慮各個傳動部件的磨損問題，以延長運輸機的工作壽命。在考慮對這些問題進行解決時，我們就要有針對性的進行研究，例如在選擇動力時，首先對運輸機的額定功率進行分析，選擇能夠保證功率的電動機，這樣就可以防止過載而不能正常工作。在對傳動機構進行分析時也要對總體的傳動比進行分析，進而設計每個傳動環(huán)節(jié)的傳動比，這樣就能比較合理的設計出能夠滿足傳動比的運輸機械。 2 1.方案設計1.1機構簡介搖擺式輸送機是一種傳送材料用的礦山運輸機械，其機構運動簡圖如圖。電動機通過二級圓錐圓柱齒輪減速器使曲柄回轉，再經(jīng)過六連桿機構使輸料車作往復移動，放置在車上的物料借助摩擦力隨輸料槽一起運動。物料的輸送是利用機構在某些位置輸料車8有相當大的加速度，使物料在慣性力的作用下克服摩擦力而發(fā)生滑動，滑動的方向恒自左往右，從而達到輸送物料的目的1.2 搖擺式輸送機的結構示意圖圖 1-1 搖擺式輸送機示意圖1、電機 2、傳動裝置 3、執(zhí)行機構1.3 初步計算和設計方案的確定根據(jù)要求礦石重量 G（滑塊 5 的重量都可忽略不計） ，及其繞重心的轉動慣量 Jsi與輸?shù)V槽、礦物的重量 G6` 、G 7；托滾 8 的半徑及其滾動摩擦系數(shù) f，和每次運送礦石 3000N 的數(shù)據(jù)經(jīng)初步的計算和分析。確定各運動副中反作用力及曲柄上所需的平衡力矩，和一些桿件的基本參數(shù)。參考《機械原理電算程序設計》 （哈工大出版）第二章有關內(nèi)容。初定的一些數(shù)據(jù)為減速器的輸出轉速：110 轉/分鐘桿 Lo1A長為：91 毫米桿 LAB長為：302 毫米桿 Lo2B長為：160 毫米桿 Lo2長為: 270 毫米對以下兩種機構進行對比分析：圖 1-2 為六桿機構，直接通過電動機帶動曲柄滑塊轉動從而是連桿2 擺動最終使滑塊左右運動，從而達到輸送貨物的效果。其優(yōu)點是成本比較低，結構簡便，缺點是摩擦大，耗費能量多。圖 1-3 是通過送料的往復運動我們用曲柄滑塊機構實現(xiàn)，當輸入構件等速轉動時，輸出構件帶動滑塊作往復移動，機構具有急回功能，但該方案不但設計計算比較復雜，滑塊 5 和作平面復雜運動的連桿 2 和 4 的動平衡也比較困難 。 3 方案一圖 1-2方案二圖 1-32 圖1-4 輸送機結構圖 搖擺式輸送機由電動機，減速器，絞鏈機構，和拖扳組成，其中電動機與減速器之間由皮帶輪聯(lián)結傳動。電動機輸出軸上再加裝飛輪裝置使其工作平穩(wěn)。2電動機的選擇與計算2.1電動機類型的選擇 4 電動機類型根據(jù)動力源和工作條件，選用 Y系列三相異步電動機2.2電動機功率的選擇F=38300X0.35=13405N 取拖動板和寬為0.3m，礦石高為0.15m根跟要求每小時540噸計算出礦石的平均速度為0.7m/s工作機所需要的有效功率：Pw=F·v/1000=3000×0.35×1.7÷1000＝2.35（KW）傳動裝置總效率 （見課程設計指導書2-5）?a9.01?9.2.03?97.4.05??97.6758 76.0.4.....7.... ??????aPd=Pw/η =1.83/0.76=.35(KW) 根據(jù)JB3074-82 查選電動機。選用Y100L，其額定功率為 3KW，滿載轉速nm=2870r/min,同步轉速V=3000r/min。再經(jīng)查表得：電動機的中心高H=100mm，外伸軸頸圍 28mm，軸外伸長度為 60mm。3 傳動裝置的運動及動力參數(shù)的選擇及計算3.1 傳動比 總傳動比：i總=n/ n12=2870/110=26各級傳動比分配：a321??0.6.073.24i?初定 ， ，12?ii3.2 各個軸的轉速計算n1=nm/i1=2870 r/minn2=n1/i2=1095 r/minn3=n2/i3=110 r/min3.3 各軸的輸入功率計算 P1=pdη8η7 =3×0.95×0.99=2.52P2=p1η6η5=2.52×0.97×0.99=2.42P3=p2η4η3=2.42×0.97×0.99=2.33P4=p3η2η1=2.33×0.99×0.99=2.28 4 V 帶的設計計算4.1 計算功率P：據(jù)（表 4—10）取工況系數(shù)KA=1.1，則P=KA·P=3.36（KW）4.2 選取V帶型號：根據(jù)PC=3.36KW和n=2870r/min 查表5-12a(機設)選A型V帶。確定帶輪直徑 da12參考表5-12a（機設）及表5-3（機設）選取小帶輪直徑 190amd?（電機中心高符合要求）Ha?214.3 驗算帶速 由式5-7（機設）111287093.5606anVs?????????4.4 從動帶輪直徑 da221.94a mi? 5 查表5-4（機設） 取 24amd?4.5 傳動比 ; i214.590ad?4.6 從動輪轉速 in38.2612???Rin4.7 確定中心距 和帶長aLd（1）、按式（5-23機設）初選中心距 ; 0a????daa21027.0???784.0取 06m?（2）、按式(5-24機設)求帶的計算基礎準長度L0查圖.5-7(機設)取帶的基準長度Ld=1400mm21012()()490(690)614mmdL????????(3)、按式(5-25機設)計算中心距:a 001()62022da??????(4)、按式（5-26機設）確定中心距調整范圍maLd 78)3.7(3.mx ?6901515in4.8 驗算小帶輪包角α1（由機械設計公式5-11)????????26080121a?4.9 確定V帶根數(shù)Z(1)、由表（5-7機設）查得dd1=112， n1=2870r/min時，單根V帶的額定功率為1.6KW，用線性插值法求n1=2870r/min時的額定功率P0值。(2)、所以要用的皮帶個數(shù)為3/1.6=2根，取Z=2根 4.10 計算單根V帶初拉力F0，由式（5-29）機設。 NqZvKPFac160)5.2(502?????4.11 計算對軸的壓力FQ，由式（5-30機設）得 Q 158)2sin16052(sin210 ?????4.12 確定帶輪的結構尺寸，給制帶輪工作圖小帶輪基準直徑d1=90mm采用實心式結構。大帶輪基準直徑d2=224mm，采用腹板式結構，基準圖見工作圖。5 齒輪的設計計算 6 5.1 高速級減速齒輪設計（直齒圓柱齒輪）5.1.1 齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇因傳遞功率不大，轉速不高，材料按表 7-1 選取，都采用 45 號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調質，均用軟齒面。齒輪精度用 8 級，輪齒表面精糙度為 Ra3.2，軟齒面閉式傳動，失效形式為占蝕，考慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取 Z1=34 則 Z2=Z1× i=34×2.62=89 5.1.2 設計計算。（1）設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。（2)按齒面接觸疲勞強度設計，由式（7-9） ??311 udKHtdaEZt ?????T1=9.55×106×P/n=9.55×106×3.36/384=10125 N·mm由機械設計表（7-1）選取材料的接觸疲勞，極限應力為б1=580 б2=560由機械設計表 7-3 選取材料彎曲疲勞極陰應力бHILim=230 бHILin=210由機械設計表 3-4 查得接觸疲勞壽命系數(shù)；ZN 1=1.1 ZN2=1.04 由表 7-2 查得接觸疲勞安全系數(shù)：S Fmin=1.4 又 YST=2.0 試選 Kt=1.3由式(7-1)(7-2)求許用接觸應力和許用彎曲應力??PZSaNHmM6381inl??a52inl2??YaNFSTli K381mn1??PaNFSTliFM02in22???10.65)(3 121 ???udtHEUt Zd??將有關值代入式得 則 V1=(πd1tn1/60×1000)=1.3m/sZ1 V1/100)=1.3×(34/100)m/s=0.44m/s查表7-10得Kv=1.05 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.則KH=KAKVKβ Kα=1.42 ,修正 mtd68.3.421?M=d1/Z1=1.96mm由表 7-6 取標準模數(shù)：m=2mm（3) 計算幾何尺寸d1=mz1=2×34=68mm 7 d2=mz2=2×89=178mm a=m(z1＋z 2)/2=123mm b=φddt=1×68=68mm取 b2=65mm b1=b2+10=75（4) 校核齒根彎曲疲勞強度由表 7-18 查得，Y FS1=4.1，Y FS2=4.0 取 Yε=0.7由式(7-12)校核大小齒輪的彎曲強度.?????? 1323211 53.407.14687. FadF PMmZK?????2122 5.9.05. FaFSF5.2 低速級減速齒輪設計（直齒圓柱齒輪）5.2.1 齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉速不高，材料按表 7-1 選取，都采用 45 號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調質，均用軟齒面。齒輪精度用 8 級，輪齒表面精糙度為Ra3.2，軟齒面閉式傳動，失效形式為占蝕，考慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取 Z1=34 則 Z2=Z1×i=34×3.7=1045.2.2 設計計算。設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。按齒面接觸疲勞強度設計，由式（7-9） ??3112udKHtZdaEt ?????T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.20/148=335540 N·mm由表 7-6 選取材料的接觸疲勞，極限應力為 б1=580 б2=560由表 7-7 選取材料彎曲疲勞極陰應力 б3=230 б4=210應力循環(huán)次數(shù) N 由式（7-3）計算N1=60n at=60×148×(8×360×10)=2.55×109N2= N1/u=2.55×109/3.07=8.33×108由表 7-8 查得接觸疲勞壽命系數(shù)；ZN1=1.1 ZN2=1.04 由表 7-2 查得接觸疲勞安全系數(shù)：試選 Kt=1.3由式(7-1)(7-2)求許用接觸應力和許用彎曲應力 ??PZSaNHmM5801inl??a62inl2??YaNFSTl K381min1????SYaNFTlinFM302m22??將有關值代入式得udtHEUt KZd43.71)(321 ????則 V1=(πd1tn1/60×1000)=0.55m/s( Z1 V1/100)=0.55×(34/100)m/s=0.19m/s查表 7-10 得 Kv=1.05 由表 7-3 查和得 K A=1.25.由表 7-4 查得 Kβ=1.08. 8 取 Kα=1.05.則 KH= =1.377 ,修正mtd8.713.1?M=d1/Z1=2.11mm由表 7-6 取標準模數(shù)：m=2.5mm(3) 計算幾何尺寸d1=mz1=2.5×34=85mm d2=mz2=2.5×104=260mm a=m(z1＋z2)/2=172.5mm b=φdt=1×85=85mm取 b2=85mm b1=b2+10=95(4).校核齒根彎曲疲勞強度由表 7-18 查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取 Yε=0.7由式(7-12)校核大小齒輪的彎曲強度. ?????? 1323211 9.127.045.47. FadF PMmZK?????212 8..9aFSY總結：高速級 z1=34 z2=89 m=2；低速級 z1=34 z2=104 m=2.56 軸的直徑計算及校核6.1 高速軸的設計6.1.1 選擇軸的材料及熱處理由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求故選擇常用材料 45 鋼,調質處理。6.1.2 初估軸徑按扭矩初估軸的直徑,查表 10-2,得 c=106 至 117,考慮到安裝聯(lián)軸器的軸段僅受扭矩作用。取 c=110則:D1min=103?npc27m84.53D2min=36.3D3min=10?npc5248.36.1.3 初選軸承（1)軸選軸承為 6208（2)軸選軸承為 6209（3)軸選軸承為 6212根據(jù)軸承確定各軸安裝軸承的直徑為:D1=40mmD2=45mmD3=60mm6.1.4 結構設計為了拆裝方便,減速器殼體用剖分式,軸的結構形狀如圖所示。確定高速軸和各段直徑和長度。（1)初估軸徑后,句可按軸上零件的安裝順序,從左端開始確定直徑.該軸軸段 1 安裝軸承 6008,故該段直徑為 40mm。2 段裝齒輪，為了便于安裝，取 2 段為 44mm。齒輪右端用軸肩固定，計算得軸肩的高度為4.5mm，取 3 段為 53mm。5 段裝軸承，直徑和 1 段一樣為 40mm。4 段不裝任何零件，但考慮到軸承的軸向定位，及軸承的安裝，取 4 段為 42mm。6 段應與密封毛氈的尺寸同時確定，查機械設計手冊，選用JB/ZQ4606-1986 中 d=36mm 的毛氈圈，故取 6 段 36mm。7 段裝大帶輪，取為 32mm>dmin 。 9 （2）各軸段長度的確定軸段 1 的長度為軸承 6008 的寬度和軸承到箱體內(nèi)壁的距離加上箱體內(nèi)壁到齒輪端面的距離加上2mm，l1=32mm。2 段應比齒輪寬略小 2mm，為 l2=73mm。3 段的長度按軸肩寬度公式計算 l3=1.4h；去l3=6mm，4 段：l4=109mm。l5 和軸承 6008 同寬取 l5=15mm。l6=55mm，7 段同大帶輪同寬，取 l7=90mm。其中 l4，l6 是在確定其它段長度和箱體內(nèi)壁寬后確定的。于是，可得軸的支點上受力點間的跨距 L1=52.5mm，L2=159mm，L3=107.5mm。（3）軸上零件的周向固定為了保證良好的對中性，齒輪與軸選用過盈配合 H7/r6。與軸承內(nèi)圈配合軸勁選用 k6，齒輪與大帶輪均采用 A 型普通平鍵聯(lián)接，分別為 16*63 GB1096-1979（4）軸上倒角與圓角為保證 6208 軸承內(nèi)圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據(jù)軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為 1mm。其他軸肩圓角半徑均為 2mm。根據(jù)標準 GB6403.4-1986，軸的左右端倒角均為 1*45。。(5) 軸的受力分析圖 6-1 軸的受力圖畫軸的受力簡圖。計算支座反力。Ft=2T1/d1=N378465.12??Fr=Fttg20。=3784 190FQ=1588N在水平面上F= lFr 65.2137842???FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N在垂直面上FR1V=Nlt 35.21732? 10 Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N畫彎矩圖在水平面上，a-a 剖面左側MAh=FR1Hl3=966 52.5=50.715N·m?a-a 剖面右側M’Ah=FR2Hl2=411 153=62.88 N·m在垂直面上MAv=M’AV=FR1Vl2=352×153=53.856 N·m合成彎矩，a-a 剖面左側 ???MAVHa22 mN 73.9856.271.50???a-a 剖面右側 ...62'2'' ?aa畫轉矩圖轉矩 3784×（68/2）=128.7N·m??/dTFt(6).判斷危險截面顯然，如圖所示，a-a 剖面左側合成彎矩最大、扭矩為 T，該截面左側可能是危險截面；b-b 截面處合成灣矩雖不是最大，但該截面左側也可能是危險截面。若從疲勞強度考慮，a-a，b-b 截面右側均有應力集中，且 b-b 截面處應力集中更嚴重，故 a-a 截面左側和 b-b 截面左、右側又均有可能是疲勞破壞危險截面。(7).軸的彎扭合成強度校核由表 10-1 查得 ??MPab601?????Pab10?.01??ba1)a-a 剖面左側3=0.1×443=8.5184m3dW.=14.57 ??5184.7.2607)2(2?????aTMe MPa????2）b-b 截面左側3=0.1×423=7.41m3d1.0b-b 截面處合成彎矩 Mb:=174 N·m5.2379.85.4b32' ?????la=27 ??41.7860)(??WTMe?MPa????(8).軸的安全系數(shù)校核 在 a-a 截面1.0,2,15,30,5 ?????? ????PaB左側WT=0.2d3=0.2×443=17036.8mm3由附表 10-1 查得 由附表 10-4 查得絕對尺寸系數(shù) ;,6.1,K?? 76.,8.???軸經(jīng)磨削加工, 由機械設計附表 10-5 查得質量系數(shù) .則01??彎曲應力 MPaWb8.54.973??應力幅 a6 11 平均應力 0??m切應力 MPaTW57.368.12??Tma 957.安全系數(shù) 280.68.10.31 ?????????????maKS.179.3.7.351????ma 2.1.822 ????S??查表 10-6 得許用安全系數(shù) =1.3～1.5,顯然 S> ,故 a-a 剖面安全.??S??S1)b-b 截面右側抗彎截面系數(shù) 3=0.1×533=14.887m3dW1.0抗扭截面系數(shù) WT=0.2d3=0.2×533=29.775 m3又 Mb=174 N·m,故彎曲應力 MPab7.8.4??a1?0m切應力PaT32.475.918???由附表 10-1 查得過盈配合引起的有效應力集Mma62中系數(shù) 則1.0,2.,0.1,.,81.0,.1,6.2 ????????? ?K743.7.63????????????maS.216.0.26.018951 ?????ma 3.74.2.32?????S??顯然 S> ,故 b-b 截面右側安全。??S2）b-b 截面左側WT=0.2d3=0.2×423=14.82 m3 12 b-b 截面左右側的彎矩、扭矩相同。彎曲應力 MPaWb48.231.7???a0m切應力 PaT68.2.147???MPama3.2由附表 10-2 查得圓角引起的有效應力集中系數(shù) 。由附表 10-4 查得絕對尺寸系數(shù)3.1,.K??。又 。則78.0,3.???? 0,.,0.1?????16.702.48.3.1????????maKS38.9.1.70.651????????ma 72.638.91.22????S??顯然 S>??S6.2 中間軸的設計6.2.1 確定中軸的各軸直徑和長度初估軸徑后,句可按軸上零件的安裝順序,從左端開始確定直徑.該軸軸段 1 安裝軸承 6209,故該段直徑為 45mm。2 段裝齒輪，為了便于安裝，取 2 段為 50mm。齒輪右端用軸肩固定，計算得軸肩的高度為5mm，取 3 段為 60mm。4 段裝齒輪，為了便于安裝，取段為 50mm。5 段裝軸承，直徑和 1 段一樣為45mm。6.2.2 各軸段長度的確定軸段 1 的長度為軸承 6209 的寬度和套筒的距離，取 l1=32mm。2 段應比齒輪寬略小 2mm，為l2=63mm。3 段的長度按軸肩寬度 l3=27mm，4 段：l4=93mm。l5 和軸承 6209 同寬取 l5=32mm。6.2.3 軸上零件的周向固定為了保證良好的對中性，齒輪與軸選用過盈配合 H7/r6。與軸承內(nèi)圈配合軸勁選用 k6，齒輪與大帶輪均采用 A 型普通平鍵聯(lián)接，分別為 16*63 GB1096-1979 及鍵 10*80 GB1096-1979。6.2.4 軸上倒角與圓角為保證 6209 軸承內(nèi)圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據(jù)軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為 1mm。其他軸肩圓角半徑均為 2mm。根據(jù)標準 GB6403.4-1986，軸的左右端倒角均為 1*456.3 低速軸的設計6.3.1 確定低速軸的各軸直徑和長度初估軸徑后,句可按軸上零件的安裝順序,從左端開始確定直徑.該軸軸段 1 安裝軸承 6212,故該段直徑為 60mm。2 段裝齒輪，為了便于安裝，取 2 段為 68mm。齒輪右端用軸肩固定，計算得軸肩的高度為4.5mm，取 3 段為 72mm。5 段裝軸承，直徑和 1 段一樣為 60mm。4 段不裝任何零件，但考慮到軸承的軸向定位，及軸承的安裝，取 4 段為 65mm。6 段應與密封毛氈的尺寸同時確定，查機械設計手冊，選用JB/ZQ4606-1986 中 d=58mm 的毛氈圈，故取 6 段 58mm。7 段裝大帶輪，取為 52mm>dmin 。 13 6.3.2 各軸段長度的確定軸段 1 的長度為軸承 6212 的寬度和套筒的距離 l1=37mm。2 段應比齒輪寬略小 2mm，為 l2=83mm。3段的長度按軸肩寬度公式計算 l3=1.4h；去 l3=6mm，4 段：l4=94mm。l5 和軸承 6212 同寬和套筒長度取l5=32mm。l6=55mm，7 段同大帶輪同寬，取 l7=90mm。其中 l4，l6 是在確定其它段長度和箱體內(nèi)壁寬后確定的。6.3.3 軸上零件的周向固定為了保證良好的對中性，齒輪與軸選用過盈配合 H7/r6。與軸承內(nèi)圈配合軸勁選用 k6，齒輪與大帶輪均采用 A 型普通平鍵聯(lián)接，分別為 16*63 GB1096-19796.3.4 軸上倒角與圓角為保證 6212 軸承內(nèi)圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據(jù)軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為 1mm。其他軸肩圓角半徑均為 2mm。根據(jù)標準 GB6403.4-1986，軸的左右端倒角均為 1*45。。7 鍵連接的選擇及計算7.1 高速軸鍵 1 10×8 L=80 GB1096-79則強度條件為 MPalkdTp 5.30.82/6512/ ????查表許用擠壓應力 ??MPa0所以鍵的強度足夠鍵 2 12×8 L=63 GB1096-79則強度條件為 PalkdTp 95.30.063.4/5128/ ???查表許用擠壓應力 ??MPap1?所以鍵的強度足夠7.2 中間軸鍵 1 14×9 L=56 GB1096-79則強度條件為 MPalkdTp 6.7803.56.49/2/2???查表許用擠壓應力 ， 所以鍵的強度足夠??MPa10鍵 2 14×9 L=80 GB1096-79則強度條件為 PalkdTp 04.53.089/62/2????查表許用擠壓應力 ，所以鍵的強度足夠Pa107.3 低速軸鍵 1 18×11 L=70 GB1096-79鍵 2 12×8 L=63 GB1096-79同上校核所得鍵，所以鍵的強度足夠8 滾動軸承的計算 NlFr 965.213784 2R1H????FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411Nt .32R1V? 14 Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N軸承的型號為 6208，Cr=16.2 kNFA/COr=0計算當量動載荷 ??FfPARrYX??查表得 fP=1.2 徑向載荷系數(shù) X 和軸向載荷系數(shù) Y 為 X=1，Y=0=1.2×（1×352）=422.4 NfARPr驗算 6208 的壽命28046.23160847?????????Lh驗算右邊軸承??9171025.???????h9 潤滑和密封方式的選擇減速器齒輪選擇油潤滑，潤滑油型號為 CKC220，采用油池潤滑，浸油深度為 H=124mm。由于齒輪圓周速度 V1 =1.659m/s, V2 =0.739m/s,均小于 2m/s，軸承采用脂潤滑。10 箱體及附件的結構設計和選擇10.1 箱體的選擇 箱體有鑄造箱體和焊接箱體兩種。鑄造箱體的剛性較好，外形比較美觀，而且易于切削加工，可以吸收振動和消除噪聲，但是鑄造的箱體重量比較大，鑄造還適用于批量生產(chǎn)，生產(chǎn)效率比較高。焊接的箱體針對于單體或小批量生產(chǎn)的箱體，采用鋼板通過焊接而成，箱體壁薄，重量小，可以節(jié)省材料，生產(chǎn)周期也比較短但是要求的技術含量比較高。本題傳動有輕微振動，考慮到技術性能而應該采用鑄造箱體更適合此設計。10.2、箱體的結構尺寸箱體壁厚 m10??箱蓋壁厚 8箱座凸緣厚度 b=15mm箱蓋凸緣厚度 b1=15mm箱座底凸緣厚度 b2=25mm地腳螺栓直徑 df=M16地腳螺栓數(shù)目 n=4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1=M12聯(lián)接螺栓 d2 的間距 l=150mm軸承端蓋螺釘直徑 d3=M8定位銷直徑 d=6mmdf 、d1 、d2 至外箱壁的距離 C1=18mm、18 mm、13 mmdf、d2 至凸緣邊緣的距離 C2=16mm、11 mm軸承旁凸臺半徑 R1=11mm凸臺高度根據(jù)低速軸承座外半徑確定外箱壁至軸承座端面距離 L1=40mm大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離△1=10mm齒輪端面與內(nèi)箱壁距離△2=10mm箱蓋，箱座肋厚 m1=m=7mm軸承端蓋外徑 D2 ：凸緣式端蓋：D+（5～5.5）d3以上尺寸參考機械設計課程設計 P17～P2110.3 傳動比 15 原始分配傳動比為：i1=2.62 i2=3.07 i3=2.5修正后 ：i1=2.5 i2=2.62 i3=3.07各軸新的轉速為 ：n1=960/2.5=3.84n2=384/2.61=147n3=147/3.07=4810.4 各軸的輸入功率P1=pdη8η7 =3×0.95×0.99=2.52P2=p1η6η5=2.52×0.97×0.99=2.42P3=p2η4η3=2.42×0.97×0.99=2.33P4=p3η2η1=2.33×0.99×0.99=2.28 10.5 各軸的輸入轉矩T1=9550Pdi1η8η7/nm=9550×2.52×2.5×0.95×0.99=128.65T2= T1 i2η6η5=128.65×2.42×0.97×0.99=323.68T3= T2 i3η4η3=323.68×2.33×0.97×0.99=954.25T4= T3 η2η1=954.23×0.99×0.99=935.26齒輪的結構尺寸兩小齒輪采用實心結構兩大齒輪采用復板式結構齒輪 z1 尺寸 z=34 d1=68 m=2 d=44 b=75 d1=68 齒輪 z2 的尺寸 d2=178 z2=89 m=2 b=65 d4=49齒輪 3 尺寸 d=49 d3=85 z3=34 m=2.5 b=95齒輪 4 尺寸 d=64 d4=260 z4=104 m=2.5 b=8511 擺桿分析根據(jù)各軸的輸出轉矩的計算結果得T3=454.25N.m既裝有搖桿輸出矩為 T3=454.25N.m取搖桿在一個較特殊的位置作分析當搖桿在豎直位置時桿的傳動角近似為 90 度即 f1*Lab=T3 F1=T3/Lab=454.25/0.09=5047 N根據(jù)力矩平衡求 F2圖 11-1 擺桿受力分析 16 圖 11-2 搖桿受力分析即 F1*L O2B=F2*L2OCF2=F1*LO2B/LO2C=5047x0.16/0.27=2990N即 F0=F1-F2=5047-2990=2057N可知應力集中處為 F1 受力點即最大彎矩 M=F0*Lab=4319.62x0.16=691.14 N.m桿件的形狀為長方形長寬比為 2圖 11-3 桿件截面尺寸即 a=2b ， 2sab??求 慣性矩為 Ix=1/2ba3=1/12x8*b4=2/4b4最大拉應力 δ=M*a/2I x=3M/2b3=1036.71/b3桿件材料為 45 鋼正火處理 δmin=300MPa取安全系數(shù) 1.2 即 1.2δ=3610*7.2.b>=0.016m=16mm取 b 為 16mm 既 a=2b=32mm 17 小結機械設畢業(yè)設計是機械課程當中一個重要環(huán)節(jié)，通過這次畢業(yè)設計，我從各個方面都受到了機械設計的訓練，對機械的有關各個零部件有機的結合在一起得到了深刻的認識。由于在設計方面我們沒有經(jīng)驗，理論知識學的不牢固，在設計中難免會出現(xiàn)這樣那樣的問題，如：在選擇計算標準件是可能會出現(xiàn)誤差，如果是聯(lián)系緊密或者循序漸進的計算誤差會更大，在查表和計算上精度不夠準在設計的過程中，培養(yǎng)了我綜合應用機械設計課程及其他課程的理論知識和應用生產(chǎn)實際知識解決工程實際問題的能力，在設計的過程中還培養(yǎng)出了我們的團隊精神，大家共同解決了許多個人無法解決的問題，在這些過程中我們深刻地認識到了自己在知識的理解和接受應用方面的不足，在今后的學習過程中我們會更加努力和團結。 18 致謝這次畢業(yè)設計得到了很多老師和同學的幫助，其中我的導師劉媛媛老師對我的關心和支持尤為重要，而劉老師每次不管忙或閑，總會抽空來找我面談，然后一起商量解決的辦法。 另外，感謝校方給予我這樣一次機會，能夠獨立地完成一個課題，并在這個過程當中，能夠更多學習一些實踐應用知識，增強了我們實踐操作和動手應用能力，提高了獨立思考的能力。再一次對我的母校表示感謝。 最后，感謝所有在這次畢業(yè)設計中給予過我?guī)椭娜恕?對上述同學老師朋友，再一次真誠地表示感謝 19 參考文獻[1] 龔桂義，羅圣國主編.《機械設計課程設計指導書》第二版：高等教育出版社，2010.[2] 吳宗澤，羅圣國主編.《機械設計課程設計手冊》第三版：高等教育出版社，2006.[3] 大連理工大學工程圖學教研室編.《機械制圖》第六版：高等教育出版社，2007. 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