变幅机构计算.doc

变幅机构零件的设计计算及校核3.1变幅机构零件的设计计算3.1.1电动机的选择1选择电动机类型和结构型式电动机类型和结构型式可以根据电源的种类、工作条件（温度、环境、空间尺寸）和载荷特点（性质、大小、启动性能和过载情况）来选择。因为塔式起重机回转实验台的变幅机构需要小车快速的频繁的启动、停止，启动时间在00.1s之间，所以选择交流伺服电动机。2确定电动机容量电动机容量（功率）选得合适与否，对电动机的工作和经济性都有影响，当容量小于工作要求的时候，电动机不能保证工作机的正常工作，或使电动机因长期过载发热量大而过早损坏；容量过大则电动机价格高，能量充分利用，经常处于不满载运行，其效率和功率因数都降低，增加电能消耗造成很大浪费。电动机容量主要根据电动机运行的发热条件来决定。电动机的发热与其运行状态有关。对于长期连续运转，载荷不变或变化很小，常温下工作的机械，只要所选电动机的额定功率Pm等于或大于所需电动机功率P0，即Pm=P0，电动机在工作时就不会过热，而不必校验发热和起动力矩。伺服电动机也称为执行电动机，在控制系统中用作执行元件，将电信号转换为轴上的转角或转速，以带动控制对象。伺服电动机有交流和直流两种，它们的最大特点是可控。在有控制信号输入是，伺服电动机就转动；没有控制信号输入时，则停止转动；所受控制电压的大小和相位（或极性）就可以改变伺服电动机的转速和转向。因此，它与普通电动机相比具有如下特点：调速范围广，伺服电动机的转速随着控制电压改变，能在宽广的范围内连续调速。(1) 工作机所需功率Pw 工作机所需功率Pw（W）应由机器的工作阻力和运动参数确定。此设计中，由于本实验台要求快速的频繁的启动、停止、运动，所以瞬时加速度在020m/s， 由设计任务书中给定的工作参数按式(3-1)计算： Pw=FwVw/w (3-1)式中Fw是工作机的阻力（N）；Vw是工作机的额定速度（m/s）；w是工作机的效率。对于带式运输机，一般取0.940.96。 Fw=am+CVw+mg (3-2) =205+0.20.5+0.2510 =110.1N式中(3-2)a为小车瞬时加速度，C为粘性系数（C=0.2N/(m/s)）,为摩擦系数（=0.2）。Pw=FwVw/w=（110.10.5）/0.96=57.34W(2) 计算电动机所需功率P0 P0=Pw/ (3-3)=联轴器同步带轴承 (3-4)由机械设计课程设计第二篇第十一章查得联轴器=0.99，轴承=0.98，同步带=0.98。=0.990.980.98=0.95P0=Pw/=57.34/0.95=60.36W选取电动机的额定功率Pm，查电机手册取Pm=100W，额定转速为2000r/min。3.1.2传动装置的设计及计算1选择传动方案小车变幅机构采用同步带传动，其综合了带传动和链传动的优点，表现在a）无滑动，能保证固定的传动比；b）预紧力较小，轴和轴承上所受的载荷小；c)带的厚度小，单位长度的质量小，故允许的线速度较高；d)带的柔性好，故所用的带轮的直径可以较小。其主要的缺点是安装时中心距的要求比较严格，且价格较高。与链传动和齿轮传动相比，噪声小，不需润滑，传动比固定，线速度范围大，传递功率大，耐冲击，维修方便，经济。2同步带的设计计算(1) 初定带型初步认定选用梯形齿周节制同步带。(2) 设计功率PdPd=KAP (3-5)KA -工况系数，由机械设计手册第3卷，表13-1-67查得KA =1.2P-传动功率 P=100WPd=KAP=1.2100=120W(3) 选择带的型号根据带轮的中心距要大于1500mm，知道带长大于3000mm，所以选用H型号节距pd=12.700mm，基准带宽76.2mm。(4) 带轮齿数Z因为本实验台传动比为1:1，由机械设计手册第3卷，表13-1-68查得Zmin=20,取Z1=20。(5) 计算带轮的直径 d1=pdZ1/=12.720/3.14=80.89mm (3-6)(6) 带速VV=0.5m/s(7) 传动比 i=1:1(8) 初定中心距a0由机械设计手册第3卷，表13-1-52查得型号为H的同步带节线长为35561.22mm。初定中心距a0=1651。基准额定功率P0=(Ta-mv2)v/1000 (3-7)由机械设计手册第3卷，表13-1-75查得Ta=2100.85N，m=0.448kg/m，v=0.5m/s,代入公式(3-7)得P0=1.05kW(9)带宽bs因为选择周节制同步带，所以bsbs0 (3-8)bs0-选定型号的基准带宽，mm，由机械设计手册第3卷表13-1-75查得为76.2mmKz小带轮啮合齿数系数，取Kz=1.00bsbs0=查机械设计手册第3卷表13-1-51，取bs=19.1mm作用在轴上的力Fr为 (3-9)(10)带轮的设计查机械设计手册第3卷表13-1-58得节距 Pd=12.700齿半角 A=20齿高 齿顶厚 齿顶圆角半径 齿根圆角半径 两倍节根距确定带轮直径：查机械设计手册第3卷表13-1-60得节径外径带轮宽度：由机械设计手册第3卷表13-1-62得带轮挡圈尺寸：最小高度厚度挡圈弯曲处直径： (3-10)挡圈外径： (3-11)挡圈内径 (3-12)3.1.3轴的受力分析及设计计算1、主动轴的受力分析及设计计算1）求主动轴上的功率P、转速n、转矩TP3=P联轴器轴承=100w0.97=97W n3=2000r/min T3=463.175Nmm2）求作用在带轮上的力因已知带轮的直径为d1=80.89mm Ft=2T3/d1=11.45N Fr=240N Fa=0 初步确定主动轴的最小直径先按式(3-13)初步估算主动轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设计表15-3，取A=115，于是得 (3-13)输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（如图3.1）。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，所选联轴器如前所设计的联轴器。半联轴器的孔径d=12mm，故取dI-II=12mm；联轴器长度L=30mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。3）主动轴的结构设计a) 拟定主动轴上零件的装配方案本题的装配方案如图3.1主动轴的装配图所示。1、联轴器 2、轴承盖 3、带轮支承座 4、滚动轴承5、挡油环 6、带轮 7、键图3.1主动轴的装配图b) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径dII-III=16mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=16mm。半联轴器与配合的毂孔长度。现取。初步选择滚动轴承。因轴承承受径向力的作用，故选取深沟球轴承。参照工作要求并根据dII-III=16mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承6004，其尺寸为dDB=20mm42mm12mm，故dIII-IV=dV-VI=20mm而lIII-IV=lVI-VI=19mm。右端深沟球轴承采用轴肩进行轴向定位。用手册上查得6004型轴承的定位轴肩高度h=2.5mm，因此取dVI-VII=25mm。取安装带轮处的轴段-的直径dIV-V=25mm。已知齿轮轮毂的宽度为38mm，故取lIV-V=42mm。带轮的右端采用锥端紧定螺钉进行轴向定位，取螺钉型号M4。 轴承端盖的总宽度为13mm。根据轴承端盖的装拆及便对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=2mm，故取。c) 主动轴上零件的周向定位带轮、半联轴器与轴的周向定位采用平键联接。带轮与轴的周向定位采用A型平键连接，按由手册查得bh=8mm7mm，键槽铣刀加工，长为32mm，同时为了保证带轮与轴配合有良好的对中性，故选择带轮轮毂与轴的配合为H7/k6；同样，半联轴器与轴的联接，选用C型平键（单圆头），按dI-II由手册查得bhL为4mm4mm12mm，半联轴器与轴配合为H7/k6。深沟球轴承与轴的周向定位是借过渡过配合来保证的，此处选取轴的直径尺寸公差为m6。d) 主动轴上零件的轴向定位带轮、半联轴器与轴的轴向定位采用螺钉联接，查机械设计手册第2卷，采用开槽锥端定位螺钉，根据GB/T72-1988，带轮与轴的轴向定位，采用M4开槽锥端定位螺钉，螺距P=0.7mm,n=0.6mm,t=1.42mm,d1=2.1mm,d2=2.2mm,dz=2mm,dt=0.4mm,dp=2.5mm,z=2mm,l=15mm。联轴器与轴的轴向定位，采用M3开槽锥端定位螺钉，螺距P=0.5mm, n=0.4mm,t=1.05mm,d1=1.7mm,d2=1.8mm,dz=1.4mm,dt=0.3mm,dp=2mm,z=1.5mm,l=7mm。子母代表的含义如图3.2开槽锥端定位螺钉图3.2开槽锥端定位螺钉4）确定圆角与倒角参考表15-2取轴端倒角为0.845。各轴肩处的圆角半径见图1。5）求主动轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图3.3。图3.3轴的结构图在确定轴承支点位置时，应从手册中查取值。对于6004型深沟球轴承，由手册查得B/2=6mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L2+L3=30+48=78mm，根据轴的计算简图作出轴的弯距图和扭距图，弯距图如图3.4、3.5、3.6，扭距图如图3.7。图3.4水平方向弯距图图3.5垂直方向弯距图图3.6总弯距图 图3.7扭距图从主动轴的结构图以弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，见表3-1。表3-1 C截面弯扭分析表载 荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=7.05N FNH2=4.40NFNV1=147.69NFNV2=92.31N弯 矩 MMH=211.5NmmMV=443.09Nmm总 弯 矩M=490.98Nmm扭 距 TT3=463.175Nmm6）按弯扭合成应力校核轴的强度 (3-14)进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据式 (3-14)，取，轴的计算应力为0.36MPa，前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得。因此，故安全。2、从动轴的受力分析及设计计算1）求从动轴上的功率P、转速n、转矩TP3=P联轴器同步带轴承=100w0.95=95W n3=2000r/min T=0 2） 求作用在带轮上的力因已知带轮的直径为d1=80.89mm Ft=2T/d1=0N Fr=240N Fa=0 初步确定从动轴的最小直径：先按式（3-13）初步估算从动轴的最小直径；选取从动轴的材料为45钢，调质处理；根据机械设计表15-3，取A=115，于是得 3）从动轴的结构设计a) 拟定从动轴上零件的装配方案本题的装配方案如图3.8从动轴的装配图所示。1、轴承盖 2、带轮支承座 3、滚动轴承 4、挡油环 5、带轮 图3.8从动轴的装配图b) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 初步选择滚动轴承。因轴承承受径向力的作用，故选取深沟球轴承。参照工作要求并根据dI-II=20mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承6004，其尺寸为dDB=20mm42mm12mm，故dI-II=dIII-IV=20mm而lI-II=lIII-IV=19mm。右端深沟球轴承采用轴肩进行轴向定位。用手册上查得6004型轴承的定位轴肩高度h=2.5mm，因此取dVI-VII=25mm。 取安装带轮处的轴段-的直径dIV-V=25mm。已知齿轮轮毂的宽度为38mm，故取lIV-V=42mm。带轮的右端采用锥端紧定螺钉进行轴向定位，取螺钉型号M4。 c) 轴上零件的周向定位带轮与从动轴的周向定位采用平键联接。带轮与轴的周向定位采用A型平键连接，按由手册查得bh=8mm7mm，键槽铣刀加工，长为32mm，同时为了保证带轮与轴配合有良好的对中性，故选择带轮轮毂与轴的配合为H7/k6；深沟球轴承与轴的周向定位是借过渡过配合来保证的，此处选取轴的直径尺寸公差为m6。d）轴上零件的轴向定位带轮与轴的轴向定位采用螺钉联接，查机械设计手册第2卷，采用开槽锥端定位螺钉，根据GB/T72-1988，带轮与轴的轴向定位，采用M4开槽锥端定位螺钉，螺距P=0.7mm,n=0.6mm,t=1.42mm,d1=2.1mm,d2=2.2mm,dz=2mm,dt=0.4mm,dp=2.5mm,z=2mm,l=15mm。子母代表的含义如图3.2开槽锥端定位螺钉4）确定圆角与倒角参考表15-2取轴端倒角为0.845。各轴肩处的圆角半径见图1。5）求从动轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图3.9。图3.9轴的结构图在确定轴承支点位置时，应从手册中查取值。对于6004型深沟球轴承，由手册查得B/2=6mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L2+L3=30+48=78mm，根据轴的计算简图作出轴的弯距图和扭距图，弯距图如图3.10、3.11、3.12，扭距图如图3.13。图3.10水平方向弯距图图3.11垂直方向弯距图图3.12总弯距图 图3.13扭距图从从动轴的结构图以弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，见表3-2。表3-2 C截面弯扭分析表载 荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=7.05N FNH2=4.40NFNV1=147.69NFNV2=92.31N弯 矩 MMH=211.5NmmMV=443.09Nmm总 弯 矩M=490.98Nmm扭 距 TT=06）按弯扭合成应力校核轴的强度 (3-15)进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据式(3-15)，取，轴的计算应力为0.31MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得。因此，故安全。3.1.4联轴器的选用计算Tc=TKwKKzKt (3-16)=9550PwKwKKzKt/n=95501001.31.251.01.0/2000=0.517NmTnT理论转矩，N;Pw驱动功率，KW；n工作转速，动力机系数，见表3-3表3-3动力机系数表动力机名称电动机、透平四缸及四缸以上内燃机二缸内燃机单缸内燃机 1.01.21.41.6K工况系数 由机械设计手册第2卷表6-2-2查得启动系数，见表3-4表3-4启动系数表启动频率-240 1.01.3由制造厂确定温度系数，由机械设计手册第2卷表6-2-3查得公称转矩，查联轴器各基本参数表，联轴器公称转距Tn远远大于本实验台所需联轴器的计算转距，故此处考虑到可行性和尺寸的要求，自行设计联轴器，适当缩短联轴器长度，取联轴器长度L=30mm，取配合轂孔长度为30mm，轂孔直径为12mm。设计的联轴器为圆柱形，轴孔形式为圆柱形，材料为HT200，联轴器设计为一个整体，不分开。考虑到转矩较小，联轴器与轴的连接形式选用开槽锥端定位螺钉。为了能减少扭转振动，防止动力过载，分别在联轴器电机轴部分和带轮轴部分分别开半圆槽，如图3.14联轴器示意图。图3.14联轴器示意图此联轴器的最大特点是：结构简单，安全可靠，具有减振、缓冲以及补偿的性能，重量较轻，并且能正反转，可以用于启动频繁的高中低速轴传动，以及工作可靠性要求高的场合，缺点是不宜用于中载场合，工作温度为-3580C。3.2支撑部分的设计 支撑（机架）部分等零件，在本试验台中占有的总质量占有很大的比例，同时在很大程度上影响着试验台的工作精度及抗震性能；若兼做运动部分的导轨时，还影响着试验台的耐磨性等。所以选择正确选择支撑部分机架等零件的材料和正确设计其结构形式及尺寸，是减小机器质量、节约金属材料、提高工作精度、增强试验台刚度及耐磨性等的重要途径。3.2.1同步带轮支撑座的设计 本试验台选大多数支撑部分的材料为铜铝合金ZL202,这样既可以满足试验台所要求的强度、刚度，又可以大大降低试验台的质量，进行表面氧化处理后，有很好的抗氧化性，稳定性好。 拟定支撑座上的零件是进行机座的结构设计的前提，在支撑座上的主要零件是带轮、带轮轴以及轴承和轴承端盖，为了保证同步带传动的平稳精确，必需保证两个轴承的严格的对中性。考虑到上述要求，设计带轮支撑座如图3.15。图3.15 带轮支撑座方案一示意图此方案很好解决了两个轴承的对中性，可以保证同步带传动的平稳性，缺点是加工此支撑座存在很大的困难。为此，进一步考虑将此带轮支承座分成对称两部分，这样便于加工，如图3.16。图3.16同步带轮支撑座方案二示意图方案二随然便于加工，但是对中性要求较高，且考虑到起重臂用角钢焊接，中间有一条20mm的缝隙，该方案将使同步带轮支承座无法固定，比较之后还是选用方案一。 在支撑座与底座的连接部分主动轮在安装好以后固定不动。为了满足同步带张紧的需要，从动轮支撑座与底座的连接部分设计为可移动如图3.17。图3.17同步带轮支撑座俯视图3.2.2导杆支撑座的设计导杆支撑座既要保证两个导杆的平行度，又要保证育同步带不发生干涉，对中性要求也较高，如果设计成像同步带轮支承座那样，难于加工，因为导杆支撑座不存在分成对称的两部分就无法固定在起重臂上的问题，则导杆支撑座支承座可以分成对称的两部分分别加工，这样便于加工，而且节约了材料。设计方案如图3.18。图3.18导杆支撑座示意图 3.2.3导杆的设计及校核初步选定导杆是GB/T 17395-1998 164.0的无缝钢管，钢管的单位长度理论重量为0.97/m。导杆的总长度为1499，导杆支撑与导杆连接的宽度为12。小车位于导杆的中间时导杆的弯曲变形最大，受力图如图3.19。 图3.19导杆受力简图由受力图可知，挠度最大点位于中点处，中点处的挠度和两端的转角分别为： = (3-17) A=B= (3-18) 式(3-17)、(3-18)中 F小车和载荷总重量的一半，为40N G导杆自身的重量，为0.93714509.8=13.6N L导杆两支点间的长度，为1467 E材料的弹性模量系数，有机械设计手册查得为206Gpa I钢管的惯性矩，I= (3-19) = =3014.4得 = =0.14 A=B= =可以看出、A、B的值均在限度的范围内，所以导杆满足刚度条件。3.3其他零件的设计3.3.1起重臂架与平衡臂架的设计塔式起重机臂架长，自重较大，臂架设计合理与否将直接影响起重机的承载能力、整机稳定性和整机自重。因此应在保证臂架的强度、刚度和整体稳定性的条件下尽量减轻臂架的重量。因此起重臂架和平衡臂架均采用两块角钢焊接起来，角钢为7045mm,厚度为4mm，总长为2400mm，角钢两头焊接两块薄钢板，两块角钢之间相隔20mm。本试验台起重臂架采用桁架水平式，其原理为利用沿臂架弦杆运行的起重小车的移动实现变幅，臂架主要承受轴向力及弯矩作用，起重臂架长由变幅机构确定为1800mm。桁架水平式吊臂拉杆分为单吊点吊臂和双吊点吊臂两种。本回转式塔式起重机试验台采用了单吊点吊臂。吊点位置为L2/L1=0.40.7，L1+L2为起重臂总长度，其中L1为跨中长度，L2为悬臂部分长度。取L1=1200mm，L2=600mm。平衡臂长度与起重臂长度之间有一定的比例关系，一般可取其比值为0.20.35。取平衡臂长L为600mm。平衡重的用量与平衡臂的长度成反比关系，一般用铸铁或钢筋混凝土制成。本回转式塔式起重机试验台采用了铸铁，平衡重的重量由公式(3-20)计算得出。m1gL/2=m2gL/2+m3gL (3-20)其中m1为起重臂、小车、载荷额定重量的质量；m2为平衡臂的质量；m3为平衡重的质量；L为起重臂端头到回转中心的距离；L为平衡臂端头到回转中心的距离。计算得m3=42kg，平衡重为170170160mm的铸铁。3.3.2塔帽的设计本回转式塔式起重机试验台的塔帽采用直立截锥柱式，用四根角钢搭成截锥柱式，角钢下端分开通过螺栓固定在起重臂和平衡臂上。塔帽的高度与起重臂的长度成正比，为起重臂长度的1/71/10之间，取1/8，塔帽高度为250mm。3.3.3轴承端盖的设计计算轴承端盖分为螺钉联接式轴承端盖和嵌入式轴承端盖。本试验台选择螺钉连接式轴承端盖，是因为螺钉连接式轴承端盖调整轴承间隙方便，密封性好，应用广泛。由机械设计课程设计表19-17得d3取4mm（由机械设计手册第二卷表5-1-102）d0=d3+1=4+1=5mmD0D+2.5d3=42+10=52mmD2D0+2.5d3=52+10=62mmD4=D-5=42-5=37mme1.2d35mmm由结构确定，取m=8，d1、b1由密封尺寸确定，取d1=23，b1=6材料为HT150，字母所代表的尺寸结构如图3.20轴承端盖示意图。图3.20轴承端盖示意图3.3.4挡油环的设计挡油环的作用是使轴承室与箱体内部隔开，防止油脂泄进箱内及箱内润滑油溅入轴承室而稀释带走油脂。挡油环结构尺寸见图3.21。3.21挡油环示意图3.3.5小车与导杆之间轴套的设计计算与金属轴承相比较，塑料轴承具有重量轻，摩擦因数小而耐磨性及耐疲劳强度较高，化学稳定性好等优点，并具有自润滑和吸声减震等性能。但塑料的耐热性较差，有些塑料吸湿性较大，热膨胀系数较大，其强度和配合尺寸不如金属材料，因而不因在高温下工作或在高速下连续运行。 塑料轴承有其最高的使用速度和载荷，即=常数，式中，不同塑料其值也不同，倒立摆试验台选择的材料是尼龙1010，由机械设计手册第2卷=1.47。从公式表明，的影响要比大。 由于塑料受热易于膨胀变形，在设计轴承是必须考虑有足够的配合间隙。一般约为0.005d（d为轴承的内径）。但是不同的材料其配合间隙也不尽相同。小车与导杆之间轴套的设计计算：轴套内径d=16mm,壁厚s=3mm，轴颈公差d11,材料为尼龙1010，小车轴承名义内径=d+2s=16+23=22小车轴承孔内径制造尺寸，D采用H7配合，D=轴套外径过盈量 h=0.008轴套外径： （制造偏差：）实际过盈量h:h=0.256+0.065=0.321h=0.256-0.021=0.235实际缩小量h: h= h+ h=0.38 h= h+ h=0.279轴套内径d=16+0.38=16.38(制造偏差：)轴套压配合后内径：d= d- h=16.38+0.055-0.279=16.156 d= d- h=16.38-0-0.38=16轴套与轴颈世纪配合间隙 轴颈公差采用d11时，轴颈直径为16核算间隙配合 =（0.0050.010）d=(0.0050.010) 16=0.080.16 =0.133在范围内 轴套如图3.22所示 图3.22轴套示意图3.4变幅结构零件的校核3.4.1键的强度校核键的失效形势主要是工作面被压溃，一般只对挤压应力进行强度校核，由机械设计查得公式如下： (3-21)式(3-21)中： T传递的转矩，为0.478N.M K键的工作长度，为16 d轴的直径 ，为12 键、轴、连轴器轮毂三者中最弱材料