摇摆式输送机设计

1、 1目 录绪绪 论论.4一方案设计一方案设计.4二二. .电动机的选择与计算电动机的选择与计算.61.1.电动机类型的选择.62.2.电动机功率的选择.6三三. .传动装置的运动及动力参数的选择及计算传动装置的运动及动力参数的选择及计算.61.传动比.62.各个轴的转速计算.73. 各轴的输入功率计算 .7四四.V.V 带的设计计算带的设计计算.71.1.计算功率 P PC C.72.2.选取 V V 带型号.73 3.验算带速.74.4.从动带轮直径 .75.5.传动比.86.6.从动轮转速.87.7.确定中心距 和带长.8a8.8.验算小带轮包角1.89.9.确定 V 带根数 Z.810.

2、10.计算单根 V 带初拉力 F.91111计算对轴的压力 FQ.91212确定带轮的结构尺寸.9五五. .齿轮的设计计算齿轮的设计计算.91、高速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）.91、低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）.11六六. .轴的直径计算及校核轴的直径计算及校核.131.高速轴的设计.132.中间轴的设计.193.低速轴的设计.20七七. .键连接的选择及计算键连接的选择及计算.211.高速轴.212.中间轴.21 23.低速轴.22八八. .滚动轴承的计算滚动轴承的计算.22九九. .润滑和密封方式的选择润滑和密封方式的选择.23十十. .箱体及附件的结构设计和选择箱体及附件的结构

3、设计和选择.231.箱体的选择.232.箱体的结构尺寸.23十一十一. .摆杆分析摆杆分析.27十二十二. .致谢致谢.29十三十三. .参考文献：参考文献：.29十四十四. .设计心得设计心得.30如需要完整文档及 cad 图等其他文件，请加球球：一九八五六三九七五五 3绪绪 论论1课题设计的目的课题设计的目的 机械毕业设计是培养学生具有机械系统运动方案设计能力的技术基础，它是机械原理课程的重要实践环节，其目的在于系统地学习课本理论后，通过设计进一步巩固和加深学生的基本概念和基本知识，培养学生分析和解决有关的具体机械所涉及的实际问题的能力，使学生对于机械的选型，运动方案的确定，运动学和动力学

4、的分析和设计有一个较完整的概念，并进一步提高计算，分析，绘图以及查阅和使用资料的综合能力。一方案设计一方案设计1、机构简介 摇摆式输送机是一种传送材料用的矿山运输机械，其机构运动简图如图。电动机通过二级圆锥圆柱齿轮减速器使曲柄回转，再经过六连杆机构使输料车作往复移动，放置在车上的物料借助摩擦力随输料槽一起运动。物料的输送是利用机构在某些位置输料车8有相当大的加速度，使物料在惯性力的作用下克服摩擦力而发生滑动，滑动的方向恒自左往右，从而达到输送物料的目的摇摆式输送机的结构示意图 4根据要求矿石重量 G（滑块 5 的重量都可忽略不计） ，及其绕重心的转动惯量 Jsi与输矿槽、矿物的重量 G6 、G

5、7；托滚 8 的半径及其滚动摩擦系数 f，和每小时运输矿石 540 吨的数据经初步的计算和分析。确定各运动副中反作用力及曲柄上所需的平衡力矩，和一些杆件的基本参数。参考机械原理电算程序设计 （哈工大出版）第二章有关内容。初定的一些数据为减速器的输出转速：48 转/分钟杆Lo1A长为：90 毫米杆LAB长为：302 毫米杆Lo2B长为：160 毫米杆Lo2C长为：270 毫米初定设计结构方案为下图初定设计结构方案为下图：摇摆式输送机由电动机，减速器，绞链机构，和拖扳组成，其中电动机与减速器之间由皮带轮联结传动。电动机输出轴上再加装飞轮装置使其工作平稳。 5二二.电动机的选择与计算电动机的选择与计

6、算1.1.电动机类型的选择电动机类型根据动力源和工作条件，选用 Y系列三相异步电动机2.2.电动机功率的选择F=38300X0.F=38300X0.35=13405N 取拖动板和宽为0.3m，矿石高为0.15m根跟要求每小时540吨计算出矿石的平均速度为0.7m/s工作机所需要的有效功率： Pw=Fv/1000=13405X0.7=3.24（KW）传动装置总效率：（见课设式 2-4）a， 99. 0199. 0299. 0397. 0499. 05 97. 0699. 0795. 0876. 099. 094. 095. 099. 097. 099. 097. 099. 099. 099. 0

7、a Pd=Pw/ =3.24/0.76=4.23(KW) 根据JB3074-82 查选电动机。选用Y160M2-6，其额定功率为 5.5KW，满载转速nm=960r/min同步转速V=1000r/min。再经查表得：电动机的中心高H=198mm，外伸轴颈围 42mm，轴外伸长度为 110mm。三.传动装置的运动及动力参数的选择及计算1.传动比 总传动比：i总=n/ n12=960/48=20各级传动比分配： iiiia321 5 . 207. 362. 220ia滑铰链2487654321a 6 初定 62. 21i 07. 32i 5 . 23i2.各个轴的转速计算 n1=nm/i1=366

8、.4r/min n2=n1/i2=119.3 r/min n3=n2/i3=47.7 r/min3. 各轴的输入功率计算 P1=pd87 =5.50.950.99=5.42P2=p165=5.420.970.99=5.20P3=p243=5.200.970.99=5.00 P4=p321=5.000.990.99=4.90 四.V 带的设计计算(本节所查表均出自机械设计华中理工大学出版社 2000版) 1.1.计算功率P PC C：据（表 410）取工况系数KA=1.1，则PC=KAP=5.68（KW） 2.2.选取V V带型号：根据PC=5.65KW和nm=970r/min 查查图5-12a

9、(机设)选A型V带。 。确定带轮直径 da1da2参考图 5-12a（机设）及表 5-3（机设）选取小带轮直径 mmda1121 （电机中心高符合要求）Hda213 3.验算带速 由式 5-7（机设） smdnVa111163. 5100060112960100060 74.4.从动带轮直径 da2mmdidaa24.29311261. 212 查表 5-4（机设） 取mmda28025.5.传动比 i 5 . 211228012ddaai6.6.从动轮转速min3805 . 2960112Rinn7.7.确定中心距 和带长aLd（1）、按式（5-23 机设）初选中心距 ddaddaaaa21

10、02127 . 0 7874 .2740a 取mma7000（2）、按式(5-24 机设)求带的计算基础准长度 L0mmmmddddaL1960)7004)112280()280112(27002(2)()(2222212100查图.5-7(机设)取带的基准长度 Ld=2000mm(3)、按式(5-25 机设)计算中心距:a mmmmaLLad20. 7)219602000700(200(4)、按式（5-26 机设）确定中心距调整范围 mmmmaLad780)200003. 0720(03. 0max mmmmaLad690)2000015. 0720(015. 0min8.8.验算小带轮包角

11、1 由式(5-11 机设) 8 12016660180121add9.9.确定 V 带根数Z (1)、由表（5-7 机设）查得 dd1=112 n1=800r/min 及n1=980r/min 时，单根 V 带的额定功率分呷为 1.00Kw 和 1.18Kw，用线性插值法求 n1=980r/min 时的额定功率 P0 值。 KwKwP16. 1)800960(80098000. 118. 100. 1 (0 (2)、由表（5-10 机设）查得P0=0.11Kw (3)、由表查得（5-12 机设）查得包角系数96. 0k (4)、由表(5-13 机设)查得长度系数 KL=1.03 (5)、计算

12、V 带根数 Z，由式（5-28 机设） 49. 403. 196. 0)11. 016. 1 (56. 5)(00KKPPPLcaZ 取 Z=5 根 10.10.计算单根 V 带初拉力F0，由式（5-29）机设。 NqVZvKPFaca160) 15 . 2(50020 q 由表 5-5 机设查得1111计算对轴的压力FQ，由式（5-30 机设）得 NNZFFQ1588)2160sin16052(2sin2101212确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图 小带轮基准直径 d1=112mm 采用实心式结构。大带轮基准直径d2=280mm，采用孔板式结构，基准图见零件工作图。五.齿轮的设计计算1、高

13、速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮） 9(1).齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表 7-1 选取，都采用 45 号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用 8 级，轮齿表面精糙度为 Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取 Z1=34 则 Z2=Z1 i=342.62=89 (2).设计计算。1)设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。2)按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9） 31112uudKHtZZZdaEZHtT1=9.55106P/n=9.551065.42/384=13479

14、4 Nmm由图（7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为 HILim=580 HILin=560由图 7-7 选取材料弯曲疲劳极阴应力 HILim=230 HILin=210应力循环次数 N 由式（7-3）计算 N1=60n, at=60(836010)=6.64109 N2= N1/u=6.64109/2.62=2.53109 由图 7-8 查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1 ZN2=1.04 由图 7-9 查得弯曲 ；YN1=1 YN2=1 由图 7-2 查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4 又 YST=2.0 试选 Kt=1.3 由式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力

15、PZSaNHHmM6381minlim PZSaNHHHM5822minlim2PYSYaNFSTlinFFK3281min11 10 PYSYaNFSTlinFFM3002min22将有关值代入式(7-9)得 10.6512)(31221uudtHEUtTKZZZd 则 V1=(d1tn1/601000)=1.3m/s ( Z1 V1/100)=1.3(34/100)m/s=0.44m/s查图 7-10 得 Kv=1.05 由表 7-3 查和得 K A=1.25.由表 7-4 查得K=1.08.取 K=1.05.则 KH=KAKVKK=1.42 ,修正 mmtdd68.663 . 142.

16、1311 M=d1/Z1=1.96mm 由表 7-6 取标准模数：m=2mm3) 计算几何尺寸d1=mz1=234=68mm d2=mz2=289=178mm a=m(z1z2)/2=123mm b=ddt=168=68mm 取 b2=65mm b1=b2+10=754).校核齿根弯曲疲劳强度由图 7-18 查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取 Y=0.7由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度. 132321153.407 . 01 . 4234113678437. 122FadFPMmZK2121254.391 . 40 . 453.40FaFSFSFFPYYM1、低速级减速齿轮设计

17、（直齿圆柱齿轮）(1).齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表 7-1 选取，都采用 45 号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小 11齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用 8 级，轮齿表面精糙度为 Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取 Z1=34 则 Z2=Z1i=343.7=104(2).设计计算。设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9）31112uudKHtZZZdaEZHtT1=9.55106P/n=9.551065.20/148=335540 Nmm由图（7-6）选取

18、材料的接触疲劳，极限应力为 HILim=580 HILin=560由图 7-7 选取材料弯曲疲劳极阴应力 HILim=230 HILin=210应力循环次数 N 由式（7-3）计算 N1=60n at=60148(836010)=2.55109 N2= N1/u=2.55109/3.07=8.33108 由图 7-8 查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1 ZN2=1.04 由图 7-9 查得弯曲 ；YN1=1 YN2=1 由图 7-2 查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4 又 YST=2.0 试选 Kt=1.3 由式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力 PZSaNHHmM580

19、1minlim PZSaNHHHM5862minlim2PYSYaNFSTlinFFK3281min11 PYSYaNFSTlinFFM3002min22将有关值代入式(7-9)得 12 mmuudtHEUtTKZZZd43.7012)(31221 则 V1=(d1tn1/601000)=0.55m/s ( Z1 V1/100)=0.55(34/100)m/s=0.19m/s 查图 7-10 得 Kv=1.05 由表 7-3 查和得 K A=1.25.由表 7-4 查得K=1.08.取 K=1.05.则 KH=KAKVKK=1.377 ,修正mmtdd8 .713 . 137. 1311 M=

20、d1/Z1=2.11mm 由表 7-6 取标准模数：m=2.5mm(3) 计算几何尺寸d1=mz1=2.534=85mm d2=mz2=2.5104=260mm a=m(z1z2)/2=172.5mm b=dt=185=85mm取 b2=85mm b1=b2+10=95(4).校核齿根弯曲疲劳强度由图 7-18 查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取 Y=0.7由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度.13232119 .1277 . 01 . 45 . 234133554037. 122FadFPMmZK212128 .1241 . 40 . 49 .127FaFSFSFFPYYM总结：

21、高速级 z1=34 z2=89 m=2 低速级 z1=34 z2=104 m=2.5六.轴的直径计算及校核1.高速轴的设计 13(1).选择轴的材料及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料 45 钢,调质处理.(2).初估轴径按扭矩初估轴的直径,查表 10-2,得 c=106 至 117,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取 c=110 则:D1min=1103npc27mm38442. 53 D2min=1103npc36mm14820. 53D3min=1103npc52mm4800. 53(3).初选轴承1)轴选轴承为 62082)轴选轴承为 6209

22、3)轴选轴承为 6212根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:D1=40mmD2=45mmD3=60mm(4).结构设计(现只对高速轴作设计,其它两轴设计略,结构详见图)为了拆装方便,减速器壳体用剖分式,轴的结构形状如图所示.确定高速轴和各段直径和长度1)初估轴径后,句可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段 1 安装轴承 6008,故该段直径为 40mm。2 段装齿轮，为了便于安装，取 2 段为 44mm。齿轮右端用轴肩固定，计算得轴肩的高度为 4.5mm，取3 段为 53mm。5 段装轴承，直径和 1 段一样为 40mm。4 段不装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位，及轴承的安装，取

23、 4 段为 42mm。6 段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用 JB/ZQ4606-1986 中d=36mm 的毛毡圈，故取 6 段 36mm。7 段装大带轮，取为 32mmdmin 。2）各轴段长度的确定 14轴段 1 的长度为轴承 6008 的宽度和轴承到箱体内壁的距离加上箱体内壁到齿轮端面的距离加上 2mm，l1=32mm。2 段应比齿轮宽略小 2mm，为l2=73mm。3 段的长度按轴肩宽度公式计算 l3=1.4h；去 l3=6mm，4 段：l4=109mm。l5 和轴承 6008 同宽取 l5=15mm。l6=55mm，7 段同大带轮同宽，取 l7=90mm。其中 l4

24、，l6 是在确定其它段长度和箱体内壁宽后确定的。于是，可得轴的支点上受力点间的跨距L1=52.5mm，L2=159mm，L3=107.5mm。3）.轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合 H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用 k6，齿轮与大带轮均采用 A 型普通平键联接，分别为 16*63 GB1096-19794）.轴上倒角与圆角为保证 6208 轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为 1mm。其他轴肩圆角半径均为 2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为 1*45。(5).轴的受力分析 15画轴的受力简图。计算支座反力

25、。Ft=2T1/d1=N37846865.1282Fr=Fttg20。=3784N13773639. 0FQ=1588N在水平面上FR1H=NlllFr9665 .521535 .523784323FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N在垂直面上FR1V=NlllFt3525 .521535 .521377323Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N画弯矩图 16在水平面上，a-a 剖面左侧 MAh=FR1Hl3=966 52.5=50.715Nma-a 剖面右侧 MAh=FR2Hl2=411 153=62.88 Nm在垂直面上 MAv=MAV=FR1Vl2=3

26、52153=53.856 Nm合成弯矩，a-a 剖面左侧MMMAVAHa22mN 73.97856.532715.502a-a 剖面右侧mN 82.79856.53288.6222 2 MMMaVaHa画转矩图转矩 3784（68/2）=128.7Nm2/dTFt(6).判断危险截面显然，如图所示，a-a 剖面左侧合成弯矩最大、扭矩为 T，该截面左侧可能是危险截面；b-b 截面处合成湾矩虽不是最大，但该截面左侧也可能是危险截面。若从疲劳强度考虑，a-a，b-b 截面右侧均有应力集中，且 b-b 截面处应力集中更严重，故 a-a 截面左侧和 b-b 截面左、右侧又均有可能是疲劳破坏危险截面。(7

27、).轴的弯扭合成强度校核由表 10-1 查得 MPab601 MPab10006 . 01006001bba1)a-a 剖面左侧3=0.1443=8.5184m3dW1 . 0=14.57 5184. 87 .12826 . 074)2(22WaTMeMPa 2）b-b 截面左侧3=0.1423=7.41m3dW1 . 0 17b-b 截面处合成弯矩 Mb:=174 Nm5 .525 .4215379.825 .42Mb32llMa=27 41. 77 .12826 . 01742)2(2WaTMeMPa (8).轴的安全系数校核:由表 10-1 查得(1)在 a-a1 . 0,02,155,

28、300,65011MPaMPaMPaB截面左侧WT=0.2d3=0.2443=17036.8mm3由附表 10-1 查得由附表 10-4 查得绝对尺寸系数,63. 1, 1KK;轴经磨削加工, 由附表 10-5 查得质量系数.76. 0,81. 00 . 1则弯曲应力 MPaWMb68. 85184. 897.73应力幅 MPaba68. 8平均应力 0m切应力 MPaTWTT57. 70368.177 .128MPaTma79. 3257. 72安全系数2802 . 068. 881. 00 . 113001maKS22.1879. 31 . 079. 376. 00 . 163. 1155

29、1maKS27.1522.18228222.182822SSSSS查表 10-6 得许用安全系数=1.31.5,显然 S,故 a-a 剖面安全. S S1)b-b 截面右侧 18抗弯截面系数3=0.1533=14.887m3dW1 . 0抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2533=29.775 m3又 Mb=174 Nm,故弯曲应力MPaWMbb7 .11887.14174MPaba7 .110m切应力 MPaTWTT32. 4775.297 .128 MPaTma16. 22由附表 10-1 查得过盈配合引起的有效应力集中系数 。 1 . 0, 2 . 0, 0 . 1,76. 0,81. 0,89. 1, 6 . 2KK则74.3702 . 07 .1181. 00 . 16 . 23001maKS74.2716. 21 . 016. 276. 00 . 189. 11551maKS36