搖擺式輸送機(jī)設(shè)計

PAGE19目錄TOC\o"1-3"\u緒論 4一方案設(shè)計 4二.電動機(jī)的選擇與計算 61.電動機(jī)類型的選擇 62.電動機(jī)功率的選擇 6三.傳動裝置的運動及動力參數(shù)的選擇及計算 61.傳動比 62.各個軸的轉(zhuǎn)速計算 73.各軸的輸入功率計算 7四.V帶的設(shè)計計算 71.計算功率PC 72.選取V帶型號 73.驗算帶速 74.從動帶輪直徑 75.傳動比 86.從動輪轉(zhuǎn)速 87.確定中心距和帶長 88.驗算小帶輪包角α1 89.確定V帶根數(shù)Z 810.計算單根V帶初拉力F 911．計算對軸的壓力FQ 912．確定帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸 9五.齒輪的設(shè)計計算 91、高速級減速齒輪設(shè)計（直齒圓柱齒輪） 91、低速級減速齒輪設(shè)計（直齒圓柱齒輪） 11六.軸的直徑計算及校核 131.高速軸的設(shè)計 132.中間軸的設(shè)計 193.低速軸的設(shè)計 20七.鍵連接的選擇及計算 211.高速軸 212.中間軸 213.低速軸 22八.滾動軸承的計算 22九.潤滑和密封方式的選擇 23十.箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計和選擇 231.箱體的選擇 232.箱體的結(jié)構(gòu)尺寸 23十一.擺桿分析 27十二.致謝 29十三.參考文獻(xiàn)： 29十四.設(shè)計心得 30如需要完整文檔及cad圖等其他文件，請加球球：一九八五六三九七五五緒論1課題設(shè)計的目的機(jī)械畢業(yè)設(shè)計是培養(yǎng)學(xué)生具有機(jī)械系統(tǒng)運動方案設(shè)計能力的技術(shù)基礎(chǔ)，它是機(jī)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(jìn)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(jī)械所涉及的實際問題的能力，使學(xué)生對于機(jī)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(jìn)一步提高計算，分析，繪圖以及查閱和使用資料的綜合能力。一方案設(shè)計1、機(jī)構(gòu)簡介搖擺式輸送機(jī)是一種傳送材料用的礦山運輸機(jī)械，其機(jī)構(gòu)運動簡圖如圖。電動機(jī)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(jī)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(jī)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(dá)到輸送物料的目的搖擺式輸送機(jī)的結(jié)構(gòu)示意圖根據(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`、G7；托滾8的半徑及其滾動摩擦系數(shù)f，和每小時運輸?shù)V石540噸的數(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(jī)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：48轉(zhuǎn)/分鐘桿Lo1A長為：90毫米桿LAB長為：302毫米桿Lo2B長為：160毫米桿Lo2C長為：270毫米初定設(shè)計結(jié)構(gòu)方案為下圖：搖擺式輸送機(jī)由電動機(jī)，減速器，絞鏈機(jī)構(gòu)，和拖扳組成，其中電動機(jī)與減速器之間由皮帶輪聯(lián)結(jié)傳動。電動機(jī)輸出軸上再加裝飛輪裝置使其工作平穩(wěn)。二.電動機(jī)的選擇與計算1.電動機(jī)類型的選擇電動機(jī)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(jī)2.電動機(jī)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(jī)所需要的有效功率：Pw=F·v/1000=13405X0.7=3.24（KW）傳動裝置總效率：（見課設(shè)式2-4），

Pd=Pw/η=3.24/0.76=4.23(KW)根據(jù)JB3074-82查選電動機(jī)。選用Y160M2-6，其額定功率為5.5KW，滿載轉(zhuǎn)速nm=96同步轉(zhuǎn)速V=1000r/min。再經(jīng)查表得：電動機(jī)的中心高H=198mm，外伸軸頸圍42mm，軸外伸長度為110mm。三.傳動裝置的運動及動力參數(shù)的選擇及計算1.傳動比總傳動比：i總=n/n12=960/48=20各級傳動比分配：初定2.各個軸的轉(zhuǎn)速計算n1=nm/i1=366.4r/minn2=n1/i2=119.3r/minn3=n2/i3=47.7r/min3.各軸的輸入功率計算P1=pdη8η7=5.5×0.95×0.99=5.42P2=p1η6η5=5.42×0.97×0.99=5.20P3=p2η4η3=5.20×0.97×0.99=5.00P4=p3η2η1=5.00×0.99×0.99=4.90四.V帶的設(shè)計計算(本節(jié)所查表均出自《機(jī)械設(shè)計》華中理工大學(xué)出版社2000版)1.計算功率PC：據(jù)（表4—10）取工況系數(shù)KA=1.1，則PC=KA·P=5.68（KW）2.選取V帶型號：根據(jù)PC=5.65KW和nm=970r/min查圖5-12a(機(jī)設(shè))選A型V帶。確定帶輪直徑參考圖5-12a（機(jī)設(shè)）及表5-3（機(jī)設(shè)）選取小帶輪直徑 （電機(jī)中心高符合要求）3.驗算帶速由式5-7（機(jī)設(shè)）4.從動帶輪直徑查表5-4（機(jī)設(shè)）取5.傳動比i6.從動輪轉(zhuǎn)速7.確定中心距和帶長（1）、按式（5-23機(jī)設(shè)）初選中心距取（2）、按式(5-24機(jī)設(shè))求帶的計算基礎(chǔ)準(zhǔn)長度L0查圖.5-7(機(jī)設(shè))取帶的基準(zhǔn)長度Ld=2000mm(3)、按式(5-25機(jī)設(shè))計算中心距:a(4)、按式（5-26機(jī)設(shè)）確定中心距調(diào)整范圍8.驗算小帶輪包角α1由式(5-11機(jī)設(shè))9.確定V帶根數(shù)Z(1)、由表（5-7機(jī)設(shè)）查得dd1=112n1=800r/min及n1=980r/min時，單根V帶的額定功率分呷為1.00Kw和1.18Kw，用線性插值法求n1=980r/min時的額定功率P0值。(2)、由表（5-10機(jī)設(shè)）查得△P0=0.11Kw(3)、由表查得（5-12機(jī)設(shè)）查得包角系數(shù)(4)、由表(5-13機(jī)設(shè))查得長度系數(shù)KL=1.03(5)、計算V帶根數(shù)Z，由式（5-28機(jī)設(shè)）取Z=5根10.計算單根V帶初拉力F0，由式（5-29）機(jī)設(shè)。q由表5-5機(jī)設(shè)查得11．計算對軸的壓力FQ，由式（5-30機(jī)設(shè)）得12．確定帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸，給制帶輪工作圖小帶輪基準(zhǔn)直徑d1=112mm采用實心式結(jié)構(gòu)。大帶輪基準(zhǔn)直徑d2=280mm，采用孔板式結(jié)構(gòu)，基準(zhǔn)圖見零件工作圖。五.齒輪的設(shè)計計算1、高速級減速齒輪設(shè)計（直齒圓柱齒輪）(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Ra1.6，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(2).設(shè)計計算。1)設(shè)計準(zhǔn)則，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算，再按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。2)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計，由式（7-9）T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.42/384=134794N·mm由圖（7-6）選取材料的接觸疲勞，極限應(yīng)力為бHILim=580бHILin=560由圖7-7選取材料彎曲疲勞極陰應(yīng)力бHILim=230бHILin=210應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N由式（7-3）計算N1=60n,at=60×(8×360×10)=6.64×109N2=N1/u=6.64×109/2.62=2.53×109由圖7-8查得接觸疲勞壽命系數(shù)；ZN1=1.1ZN2=1.04由圖7-9查得彎曲；YN1=1YN2=1由圖7-2查得接觸疲勞安全系數(shù)：SFmin=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)力將有關(guān)值代入式(7-9)得則V1=(πd1tn1/60×1000)=1.3m/s(Z1V1/100)=1.3×(34/100)m/s=0.44m/s查圖7-10得Kv=1.05由表7-3查和得KA=1.25.由表7-4查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.則KH=KAKVKβKα=1.42,修正M=d1/Z1=1.96mm由表7-6取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：m=2mm3)計算幾何尺寸d1=mz1=2×34=68mmd2=mz2=2×89=178mma=m(z1＋z2)/2=123mmb=φddt=1×68=68mm取b2=65mmb1=b2+10=754).校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度由圖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(qiáng)度.1、低速級減速齒輪設(shè)計（直齒圓柱齒輪）(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Ra1.6，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=104(2).設(shè)計計算。設(shè)計準(zhǔn)則，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算，再按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計，由式（7-9）T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.20/148=335540N·mm由圖（7-6）選取材料的接觸疲勞，極限應(yīng)力為бHILim=580бHILin=560由圖7-7選取材料彎曲疲勞極陰應(yīng)力бHILim=230бHILin=210應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N由式（7-3）計算N1=60nat=60×148×(8×360×10)=2.55×109N2=N1/u=2.55×109/3.07=8.33×108由圖7-8查得接觸疲勞壽命系數(shù)；ZN1=1.1ZN2=1.04由圖7-9查得彎曲；YN1=1YN2=1由圖7-2查得接觸疲勞安全系數(shù)：SFmin=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)力將有關(guān)值代入式(7-9)得則V1=(πd1tn1/60×1000)=0.55m/s(Z1V1/100)=0.55×(34/100)m/s=0.19m/s查圖7-10得Kv=1.05由表7-3查和得KA=1.25.由表7-4查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.則KH=KAKVKβKα=1.377,修正M=d1/Z1=2.11mm由表7-6取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：m=2.5mm(3)計算幾何尺寸d1=mz1=2.5×34=85mmd2=mz2=2.5×104=260mma=m(z1＋z2)/2=172.5mmb=φdt=1×85=85mm取b2=85mmb1=b2+10=95(4).校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度由圖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(qiáng)度.總結(jié)：高速級z1=34z2=89m=2低速級z1=34z2=104m=2.5六.軸的直徑計算及校核1.高速軸的設(shè)計(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.(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=D2min=D3min=(3).初選軸承1)軸選軸承為62082)軸選軸承為62093)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=60mm(4).結(jié)構(gòu)設(shè)計(現(xiàn)只對高速軸作設(shè)計,其它兩軸設(shè)計略,結(jié)構(gòu)詳見圖)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(jī)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。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l(wèi)4，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*63GB1096-19794）.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(biāo)準(zhǔn)GB6403.4-1986，軸的左右端倒角均為1*45。。(5).軸的受力分析畫軸的受力簡圖。計算支座反力。Ft=2T1/d1=Fr=Fttg20。=3784FQ=1588N在水平面上FR1H= FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N在垂直面上FR1V=Fr2V=Ft-FR1V=1377-352=1025N畫彎矩圖在水平面上，a-a剖面左側(cè)MAh=FR1Hl3=96652.5=50.715N·ma-a剖面右側(cè)M’Ah=FR2Hl2=411153=62.88N·m在垂直面上MAv=M’AV=FR1Vl2=352×153=53.856N·m合成彎矩，a-a剖面左側(cè)a-a剖面右側(cè)畫轉(zhuǎn)矩圖轉(zhuǎn)矩3784×（68/2）=128.7N·m(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(qiáng)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(yán)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(qiáng)度校核由表10-1查得1)a-a剖面左側(cè)3=0.1×443=8.5184m3=14.572）b-b截面左側(cè)3=0.1×423=7.41m3b-b截面處合成彎矩Mb:=174N·m=27(8).軸的安全系數(shù)校核:由表10-1查得(1)在a-a截面左側(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);軸經(jīng)磨削加工,由附表10-5查得質(zhì)量系數(shù).則彎曲應(yīng)力應(yīng)力幅平均應(yīng)力切應(yīng)力安全系數(shù)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.1)b-b截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)3=0.1×533=14.887m3抗扭截面系數(shù)