3734 搖擺式輸送機設(shè)計

3734 搖擺式輸送機設(shè)計,擺式,輸送,設(shè)計 12 屆畢業(yè)生畢業(yè)設(shè)計搖擺式輸送機設(shè)計說明書學(xué)生姓名 張濤 學(xué) 號 8011208119 所屬學(xué)院 機械電氣化工程學(xué)院 專 業(yè) 機械設(shè)計制造及其自動化 班 級 12-1 指導(dǎo)教師 劉媛媛 日 期 2012.6 塔里木大學(xué)教務(wù)處制前言課題設(shè)計的目的就是對大學(xué)幾年的學(xué)習(xí)做一個系統(tǒng)的總結(jié)，機械畢業(yè)設(shè)計是培養(yǎng)學(xué)生具有機械系統(tǒng)運動方案設(shè)計能力的技術(shù)基礎(chǔ)，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(xué)習(xí)課本理論后，通過設(shè)計進一步鞏固和加深學(xué)生的基本概念和基本知識，培養(yǎng)學(xué)生分析和解決有關(guān)的具體機械所涉及的實際問題的能力，使學(xué)生對于機械的選型，運動方案的確定，運動學(xué)和動力學(xué)的分析和設(shè)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(shè)計………………………………………………………………………………21.1、機構(gòu)簡介…………………………………………………………………………………21.2、示意圖……………………………………………………………………………………21.3、方案設(shè)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(zhuǎn)速計算…………………………………………………………………………43.2、各個軸輸入功率計算……………………………………………………………………44、V 帶設(shè)計……………………………………………………………………………………44.1、計算功率P………………………………………………………………………………44.2、選取帶型號………………………………………………………………………………45、齒輪設(shè)計計算……………………………………………………………………………… 65.1、高速級齒輪設(shè)計…………………………………………………………………………65.2、低速級齒輪設(shè)計…………………………………………………………………………76、軸直徑校核……………………………………………………………………………………86.1、高速軸設(shè)計………………………………………………………………………………86.2、中間軸設(shè)計……………………………………………………………………………126.3、低速軸設(shè)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(jié)構(gòu)設(shè)計和計算………………………………………………………1410.1、箱體選擇………………………………………………………………………………1410.2、箱體結(jié)構(gòu)尺寸…………………………………………………………………………1410.3、傳動比…………………………………………………………………………………1510.4、各軸的輸入功率………………………………………………………………………1510.5、各軸輸入轉(zhuǎn)矩…………………………………………………………………………1511、擺桿分析……………………………………………………………………………………15小結(jié)…………………………………………………………………………………………17致謝……………………………………………………………………………………18參考文獻………………………………………………………………………………………19 1 搖擺式輸送機設(shè)計緒論當(dāng)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(fēng)險,無污染的開發(fā)礦物資源是當(dāng)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(yīng)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(gòu)件和承載構(gòu)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(yīng)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(jié)構(gòu)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(shè)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(shè)計時應(yīng)注意到特殊的工作環(huán)境和工作需求， 轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(yīng)盡量減少物料的轉(zhuǎn)運次數(shù).而在設(shè)計轉(zhuǎn)運站時,則應(yīng)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(guān)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(diào)節(jié)能力不足。國外搖擺式運輸機技術(shù)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(yīng)用范圍擴大化，發(fā)展成在各個領(lǐng)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(shù)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(shè)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(shè)計的主要任務(wù)。在對搖擺式運輸機的性能和總體結(jié)構(gòu)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(yù)期目標，我們先要明確作業(yè)的特性和主要任務(wù)，根據(jù)這些特性和所需的任務(wù)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(shè)計采用電動機，其優(yōu)點是躁聲小，初始成本低，運轉(zhuǎn)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(wù)是將原動機輸出的速度降低或增大，以滿足執(zhí)行機構(gòu)的要求，采用變速傳動來滿足執(zhí)行機構(gòu)經(jīng)常變速的要求，將原動機輸出的轉(zhuǎn)矩變換為執(zhí)行機構(gòu)所需要的轉(zhuǎn)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(diào)節(jié)減速箱來確定帶的運輸速度，通過以上機構(gòu)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(shè)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(gòu)和傳動機構(gòu)。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(shè)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(yīng)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(gòu)進行設(shè)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(zhì)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(gòu)進行分析時也要對總體的傳動比進行分析，進而設(shè)計每個傳動環(huán)節(jié)的傳動比，這樣就能比較合理的設(shè)計出能夠滿足傳動比的運輸機械。 2 1.方案設(shè)計1.1機構(gòu)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(gòu)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(zhuǎn)，再經(jīng)過六連桿機構(gòu)使輸料車作往復(fù)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(gòu)在某些位置輸料車8有相當(dāng)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(jié)構(gòu)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(gòu)1.3 初步計算和設(shè)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(zhuǎn)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(shè)計》 （哈工大出版）第二章有關(guān)內(nèi)容。初定的一些數(shù)據(jù)為減速器的輸出轉(zhuǎn)速：110 轉(zhuǎn)/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(gòu)進行對比分析：圖 1-2 為六桿機構(gòu)，直接通過電動機帶動曲柄滑塊轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)簡便，缺點是摩擦大，耗費能量多。圖 1-3 是通過送料的往復(fù)運動我們用曲柄滑塊機構(gòu)實現(xiàn)，當(dāng)輸入構(gòu)件等速轉(zhuǎn)動時，輸出構(gòu)件帶動滑塊作往復(fù)移動，機構(gòu)具有急回功能，但該方案不但設(shè)計計算比較復(fù)雜，滑塊 5 和作平面復(fù)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(jié)構(gòu)圖 搖擺式輸送機由電動機，減速器，絞鏈機構(gòu)，和拖扳組成，其中電動機與減速器之間由皮帶輪聯(lián)結(jié)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(shè)計指導(dǎo)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(zhuǎn)速nm=2870r/min,同步轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(shè)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(shè))選A型V帶。確定帶輪直徑 da12參考表5-12a（機設(shè)）及表5-3（機設(shè)）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(shè)）111287093.5606anVs?????????4.4 從動帶輪直徑 da221.94a mi? 5 查表5-4（機設(shè)） 取 24amd?4.5 傳動比 ; i214.590ad?4.6 從動輪轉(zhuǎn)速 in38.2612???Rin4.7 確定中心距 和帶長aLd（1）、按式（5-23機設(shè)）初選中心距 ; 0a????daa21027.0???784.0取 06m?（2）、按式(5-24機設(shè))求帶的計算基礎(chǔ)準長度L0查圖.5-7(機設(shè))取帶的基準長度Ld=1400mm21012()()490(690)614mmdL????????(3)、按式(5-25機設(shè))計算中心距:a 001()62022da??????(4)、按式（5-26機設(shè)）確定中心距調(diào)整范圍maLd 78)3.7(3.mx ?6901515in4.8 驗算小帶輪包角α1（由機械設(shè)計公式5-11)????????26080121a?4.9 確定V帶根數(shù)Z(1)、由表（5-7機設(shè)）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(shè)。 NqZvKPFac160)5.2(502?????4.11 計算對軸的壓力FQ，由式（5-30機設(shè)）得 Q 158)2sin16052(sin210 ?????4.12 確定帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸，給制帶輪工作圖小帶輪基準直徑d1=90mm采用實心式結(jié)構(gòu)。大帶輪基準直徑d2=224mm，采用腹板式結(jié)構(gòu)，基準圖見工作圖。5 齒輪的設(shè)計計算 6 5.1 高速級減速齒輪設(shè)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(zhuǎn)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(diào)質(zhì)，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(shè)計計算。（1）設(shè)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(shè)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(shè)計表（7-1）選取材料的接觸疲勞，極限應(yīng)力為б1=580 б2=560由機械設(shè)計表 7-3 選取材料彎曲疲勞極陰應(yīng)力бHILim=230 бHILin=210由機械設(shè)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(yīng)力和許用彎曲應(yīng)力??PZSaNHmM6381inl??a52inl2??YaNFSTli K381mn1??PaNFSTliFM02in22???10.65)(3 121 ???udtHEUt Zd??將有關(guān)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(shè)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(zhuǎn)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(diào)質(zhì)，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(shè)計計算。設(shè)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(shè)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(yīng)力為 б1=580 б2=560由表 7-7 選取材料彎曲疲勞極陰應(yīng)力 б3=230 б4=210應(yīng)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(yīng)力和許用彎曲應(yīng)力 ??PZSaNHmM5801inl??a62inl2??YaNFSTl K381min1????SYaNFTlinFM302m22??將有關(guān)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(jié)：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(shè)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(diào)質(zhì)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(jié)構(gòu)設(shè)計為了拆裝方便,減速器殼體用剖分式,軸的結(jié)構(gòu)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(yīng)與密封毛氈的尺寸同時確定，查機械設(shè)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(yīng)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(cè)MAh=FR1Hl3=966 52.5=50.715N·m?a-a 剖面右側(cè)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(cè) ???MAVHa22 mN 73.9856.271.50???a-a 剖面右側(cè) ...62'2'' ?aa畫轉(zhuǎn)矩圖轉(zhuǎn)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(cè)合成彎矩最大、扭矩為 T，該截面左側(cè)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(cè)也可能是危險截面。若從疲勞強度考慮，a-a，b-b 截面右側(cè)均有應(yīng)力集中，且 b-b 截面處應(yīng)力集中更嚴重，故 a-a 截面左側(cè)和 b-b 截面左、右側(cè)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(cè)3=0.1×443=8.5184m3dW.=14.57 ??5184.7.2607)2(2?????aTMe MPa????2）b-b 截面左側(cè)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(cè)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(shè)計附表 10-5 查得質(zhì)量系數(shù) .則01??彎曲應(yīng)力 MPaWb8.54.973??應(yīng)力幅 a6 11 平均應(yīng)力 0??m切應(yīng)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(cè)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(yīng)力 MPab7.8.4??a1?0m切應(yīng)力PaT32.475.918???由附表 10-1 查得過盈配合引起的有效應(yīng)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(cè)安全。??S2）b-b 截面左側(cè)WT=0.2d3=0.2×423=14.82 m3 12 b-b 截面左右側(cè)的彎矩、扭矩相同。彎曲應(yīng)力 MPaWb48.231.7???a0m切應(yīng)力 PaT68.2.147???MPama3.2由附表 10-2 查得圓角引起的有效應(yīng)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(shè)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(yīng)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(shè)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(yīng)與密封毛氈的尺寸同時確定，查機械設(shè)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(yīng)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(yīng)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(yīng)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(yīng)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(yīng)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(dāng)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(jié)構(gòu)設(shè)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(shù)含量比較高。本題傳動有輕微振動，考慮到技術(shù)性能而應(yīng)該采用鑄造箱體更適合此設(shè)計。10.2、箱體的結(jié)構(gòu)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(shè)計課程設(shè)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(jié)構(gòu)尺寸兩小齒輪采用實心結(jié)構(gòu)兩大齒輪采用復(fù)板式結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)矩的計算結(jié)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(dāng)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(yīng)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(yīng)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(jié)機械設(shè)畢業(yè)設(shè)計是機械課程當(dāng)中一個重要環(huán)節(jié)，通過這次畢業(yè)設(shè)計，我從各個方面都受到了機械設(shè)計的訓(xùn)練，對機械的有關(guān)各個零部件有機的結(jié)合在一起得到了深刻的認識。由于在設(shè)計方面我們沒有經(jīng)驗，理論知識學(xué)的不牢固，在設(shè)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(shè)計的過程中，培養(yǎng)了我綜合應(yīng)用機械設(shè)計課程及其他課程的理論知識和應(yīng)用生產(chǎn)實際知識解決工程實際問題的能力，在設(shè)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(yīng)用方面的不足，在今后的學(xué)習(xí)過程中我們會更加努力和團結(jié)。 18 致謝這次畢業(yè)設(shè)計得到了很多老師和同學(xué)的幫助，其中我的導(dǎo)師劉媛媛老師對我的關(guān)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(dāng)中，能夠更多學(xué)習(xí)一些實踐應(yīng)用知識，增強了我們實踐操作和動手應(yīng)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(shè)計中給予過我?guī)椭娜恕?對上述同學(xué)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(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》第二版：高等教育出版社，2010.[2] 吳宗澤，羅圣國主編.《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》第三版：高等教育出版社，2006.[3] 大連理工大學(xué)工程圖學(xué)教研室編.《機械制圖》第六版：高等教育出版社，2007. 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