礦山搖擺式輸送機(jī)設(shè)計(jì),礦山搖擺式輸送機(jī)設(shè)計(jì),礦山,擺式,輸送,設(shè)計(jì) 搖擺式輸送機(jī)設(shè)計(jì) 緒論 當(dāng)今社會(huì)，隨著科技的發(fā)展，人們對(duì)于各種資源的需求和消耗是非常巨大的，因此就會(huì)牽涉到資源的開(kāi)采問(wèn)題，如何能夠高效率,低風(fēng)險(xiǎn),無(wú)污染的開(kāi)發(fā)礦物資源是當(dāng)今社會(huì)面臨的重大難題。所以針對(duì)礦產(chǎn)資源而開(kāi)發(fā)的礦山搖擺式輸送機(jī)的應(yīng)用就越來(lái)越廣泛。事實(shí)上人們對(duì)輸送機(jī)的研究從來(lái)沒(méi)有停止過(guò)，為了滿足不同的要求，出現(xiàn)了各式各樣的輸送機(jī)，有搖擺式輸送機(jī)和帶式輸送機(jī)等。 礦山搖擺式運(yùn)輸機(jī)能夠在惡劣的生產(chǎn)條件下進(jìn)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(jī)械相比所輸送物料的適應(yīng)性更強(qiáng)。搖擺式運(yùn)輸機(jī)可輸送重的、具有銳利棱邊的、磨損性及腐蝕性強(qiáng)的散狀物料或物品，同時(shí)適宜輸送高溫物體。另外在輸送過(guò)程中，還可以進(jìn)行干燥、冷卻、分類(lèi)、請(qǐng)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(yán)重限制了它的推廣和發(fā)展，這些問(wèn)題都是需要進(jìn)行設(shè)計(jì)和優(yōu)化的。 隨著人類(lèi)的進(jìn)步，越來(lái)越多并且越來(lái)越好的搖擺式輸送機(jī)將會(huì)被制造出來(lái)，來(lái)滿足生產(chǎn)發(fā)展的需求，它對(duì)提高生產(chǎn)率，降低工人勞動(dòng)強(qiáng)度具有積極的意義。 搖擺式運(yùn)輸機(jī)在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)注意到特殊的工作環(huán)境和工作需求，?轉(zhuǎn)運(yùn)是礦用運(yùn)輸機(jī)故障較多的一個(gè)環(huán)節(jié)，以德國(guó)佩雷斯露天煤礦為例,皮帶運(yùn)輸機(jī)每年因轉(zhuǎn)運(yùn)站故障停車(chē)的時(shí)間平均達(dá)70小時(shí),而由其它環(huán)節(jié)的故障引起的停車(chē)時(shí)間卻很少.因此,在確定運(yùn)輸機(jī)系統(tǒng)時(shí)應(yīng)盡量減少物料的轉(zhuǎn)運(yùn)次數(shù).而在設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)運(yùn)站時(shí),則應(yīng)特別注意此類(lèi)問(wèn)題。 我國(guó)搖擺式運(yùn)輸機(jī)，自上世紀(jì)七十年代中期開(kāi)發(fā)以來(lái)，取得長(zhǎng)足進(jìn)步，但是與國(guó)外相比，仍存在較大的差距。首先是整機(jī)性能的落后，生產(chǎn)輸送能力相對(duì)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(dòng)化程度不高，過(guò)載保護(hù)張力調(diào)節(jié)能力不足。 國(guó)外搖擺式運(yùn)輸機(jī)技術(shù)發(fā)展很快，其主要表現(xiàn)在兩個(gè)方面；一方面是搖擺式運(yùn)輸機(jī)的功能的多元化，應(yīng)用范圍擴(kuò)大化，發(fā)展成在各個(gè)領(lǐng)域可以使用的運(yùn)輸機(jī)械。另一方面是搖擺式運(yùn)輸機(jī)本身技術(shù)與裝備有了巨大的發(fā)展，尤其是長(zhǎng)距離、大運(yùn)量、高速率運(yùn)輸機(jī)已成為運(yùn)輸機(jī)發(fā)展的主要方向。 搖擺式運(yùn)輸機(jī)是為了適合礦山采礦等目的而設(shè)計(jì)的，因此就要解決人力問(wèn)題，最大限度的解放人力勞動(dòng)，提高礦產(chǎn)資源的開(kāi)采效率，增大產(chǎn)量是設(shè)計(jì)的主要任務(wù)。 在對(duì)搖擺式運(yùn)輸機(jī)的性能和總體結(jié)構(gòu)有了大致了解之后，要對(duì)其實(shí)際的工作環(huán)境和工作能力進(jìn)行分析，為了實(shí)現(xiàn)預(yù)期目標(biāo)，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(lái)確定方案，試選原動(dòng)機(jī)，傳動(dòng)裝置，執(zhí)行元件，傳送裝置的選擇等。例如在選擇原動(dòng)機(jī)和傳送帶的時(shí)候要考慮載荷、工作環(huán)境、可靠性、費(fèi)用、安全性及其操作難度等。 本設(shè)計(jì)采用電動(dòng)機(jī)，其優(yōu)點(diǎn)是躁聲小，初始成本低，運(yùn)轉(zhuǎn)費(fèi)用低，維護(hù)要求較少。通過(guò)減速箱和傳動(dòng)裝置連接，傳動(dòng)系統(tǒng)的基本任務(wù)是將原動(dòng)機(jī)輸出的速度降低或增大，以滿足執(zhí)行機(jī)構(gòu)的要求，采用變速傳動(dòng)來(lái)滿足執(zhí)行機(jī)構(gòu)經(jīng)常變速的要求，將原動(dòng)機(jī)輸出的轉(zhuǎn)矩變換為執(zhí)行機(jī)構(gòu)所需要的轉(zhuǎn)矩和力。在根據(jù)傳動(dòng)裝置和帶的連接實(shí)現(xiàn)帶的運(yùn)動(dòng)，通過(guò)調(diào)節(jié)減速箱來(lái)確定帶的運(yùn)輸速度，通過(guò)以上機(jī)構(gòu)可以實(shí)現(xiàn)課題的要求。 通過(guò)對(duì)運(yùn)輸機(jī)進(jìn)行初步的分析后，發(fā)現(xiàn)其設(shè)計(jì)的主要問(wèn)題和需要重點(diǎn)研究的方向是產(chǎn)品的動(dòng)力機(jī)構(gòu)和傳動(dòng)機(jī)構(gòu)。由于搖擺式運(yùn)輸機(jī)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(wèn)題都是要在設(shè)計(jì)時(shí)進(jìn)行考慮，這樣就可以降低機(jī)器的故障發(fā)生率，使其能夠進(jìn)行正常的工作生產(chǎn)。在選擇電動(dòng)機(jī)時(shí)，應(yīng)該在合適的范圍內(nèi)盡量保持運(yùn)輸機(jī)能有較大的工作負(fù)載，這樣就可以防止因?yàn)檫^(guò)載而產(chǎn)生故障；其次在對(duì)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)時(shí)，要考慮其穩(wěn)定性，保證機(jī)器的傳動(dòng)比。另外，由于搖擺式運(yùn)輸機(jī)一般對(duì)質(zhì)量較大的物體進(jìn)行運(yùn)輸，所以就要考慮各個(gè)傳動(dòng)部件的磨損問(wèn)題，以延長(zhǎng)運(yùn)輸機(jī)的工作壽命。 在考慮對(duì)這些問(wèn)題進(jìn)行解決時(shí)，我們就要有針對(duì)性的進(jìn)行研究，例如在選擇動(dòng)力時(shí)，首先對(duì)運(yùn)輸機(jī)的額定功率進(jìn)行分析，選擇能夠保證功率的電動(dòng)機(jī)，這樣就可以防止過(guò)載而不能正常工作。在對(duì)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)進(jìn)行分析時(shí)也要對(duì)總體的傳動(dòng)比進(jìn)行分析，進(jìn)而設(shè)計(jì)每個(gè)傳動(dòng)環(huán)節(jié)的傳動(dòng)比，這樣就能比較合理的設(shè)計(jì)出能夠滿足傳動(dòng)比的運(yùn)輸機(jī)械。 1.方案設(shè)計(jì) 1.1機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)介 搖擺式輸送機(jī)是一種傳送材料用的礦山運(yùn)輸機(jī)械，其機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖如圖。電動(dòng)機(jī)通過(guò)二級(jí)圓錐圓柱齒輪減速器使曲柄回轉(zhuǎn)，再經(jīng)過(guò)六連桿機(jī)構(gòu)使輸料車(chē)作往復(fù)移動(dòng)，放置在車(chē)上的物料借助摩擦力隨輸料槽一起運(yùn)動(dòng)。物料的輸送是利用機(jī)構(gòu)在某些位置輸料車(chē)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(dòng)，滑動(dòng)的方向恒自左往右，從而達(dá)到輸送物料的目的 1.2 搖擺式輸送機(jī)的結(jié)構(gòu)示意圖 圖1-1搖擺式輸送機(jī)示意圖 1、電機(jī) 2、傳動(dòng)裝置 3、執(zhí)行機(jī)構(gòu) 1.3初步計(jì)算和設(shè)計(jì)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(jì)），及其繞重心的轉(zhuǎn)動(dòng)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(dòng)摩擦系數(shù)f，和每次運(yùn)送礦石3000N的數(shù)據(jù)經(jīng)初步的計(jì)算和分析。確定各運(yùn)動(dòng)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(jì)》（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(zhǎng)為：91毫米 桿LAB長(zhǎng)為：302毫米 桿Lo2B長(zhǎng)為：160毫米 桿Lo2長(zhǎng)為: 270毫米 對(duì)以下兩種機(jī)構(gòu)進(jìn)行對(duì)比分析：圖1-2為六桿機(jī)構(gòu)，直接通過(guò)電動(dòng)機(jī)帶動(dòng)曲柄滑塊轉(zhuǎn)動(dòng)從而是連桿2擺動(dòng)最終使滑塊左右運(yùn)動(dòng)，從而達(dá)到輸送貨物的效果。其優(yōu)點(diǎn)是成本比較低，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)便，缺點(diǎn)是摩擦大，耗費(fèi)能量多。圖1-3是通過(guò)送料的往復(fù)運(yùn)動(dòng)我們用曲柄滑塊機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)，當(dāng)輸入構(gòu)件等速轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，輸出構(gòu)件帶動(dòng)滑塊作往復(fù)移動(dòng)，機(jī)構(gòu)具有急回功能，但該方案不但設(shè)計(jì)計(jì)算比較復(fù)雜，滑塊5和作平面復(fù)雜運(yùn)動(dòng)的連桿2和4的動(dòng)平衡也比較困難 。 方案一 圖1-2 方案二 圖1-3 2 圖1-4 輸送機(jī)結(jié)構(gòu)圖 搖擺式輸送機(jī)由電動(dòng)機(jī)，減速器，絞鏈機(jī)構(gòu)，和拖扳組成，其中電動(dòng)機(jī)與減速器之間由皮帶輪聯(lián)結(jié)傳動(dòng)。電動(dòng)機(jī)輸出軸上再加裝飛輪裝置使其工作平穩(wěn)。 2電動(dòng)機(jī)的選擇與計(jì)算 2.1電動(dòng)機(jī)類(lèi)型的選擇 電動(dòng)機(jī)類(lèi)型根據(jù)動(dòng)力源和工作條件，選用 Y系列三相異步電動(dòng)機(jī) 2.2電動(dòng)機(jī)功率的選擇 F=38300X0.35=13405N 取拖動(dòng)板和寬為0.3m，礦石高為0.15m根跟要求每小時(shí)540噸計(jì)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=3000×0.35×1.7÷1000＝2.35（KW） 傳動(dòng)裝置總效率（見(jiàn)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)2-5） Pd=Pw/η =1.83/0.76=.35(KW) 根據(jù)JB3074-82 查選電動(dòng)機(jī)。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(dòng)機(jī)的中心高H=100mm，外伸軸頸圍 28mm，軸外伸長(zhǎng)度為 60mm。 3 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)的選擇及計(jì)算 3.1 傳動(dòng)比 總傳動(dòng)比：i總=n/ n12=2870/110=26 各級(jí)傳動(dòng)比分配： 初定 ，， 3.2 各個(gè)軸的轉(zhuǎn)速計(jì)算 n1=nm/i1=2870 r/min n2=n1/i2=1095 r/min n3=n2/i3=110 r/min 3.3 各軸的輸入功率計(jì)算 P1=pdη8η7 =3×0.95×0.99=2.52 P2=p1η6η5=2.52×0.97×0.99=2.42 P3=p2η4η3=2.42×0.97×0.99=2.33 P4=p3η2η1=2.33×0.99×0.99=2.28 4 V 帶的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.1 計(jì)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(hào)：根據(jù)PC=3.36KW和n=2870r/min 查表5-12a(機(jī)設(shè))選A型V帶。 確定帶輪直徑 參考表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） 4.3 驗(yàn)算帶速 由式5-7（機(jī)設(shè)） 4.4 從動(dòng)帶輪直徑 查表5-4（機(jī)設(shè)） 取 4.5 傳動(dòng)比 ; 4.6 從動(dòng)輪轉(zhuǎn)速 4.7 確定中心距和帶長(zhǎng) （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(jì)算基礎(chǔ)準(zhǔn)長(zhǎng)度L0 查圖.5-7(機(jī)設(shè))取帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=1400mm (3)、按式(5-25機(jī)設(shè))計(jì)算中心距:a (4)、按式（5-26機(jī)設(shè)）確定中心距調(diào)整范圍 4.8 驗(yàn)算小帶輪包角α1 （由機(jī)械設(shè)計(jì)公式5-11) 4.9 確定V帶根數(shù)Z (1)、由表（5-7機(jī)設(shè)）查得dd1=112， n1=2870r/min時(shí)，單根V帶的額定功率為1.6KW，用線性插值法求n1=2870r/min時(shí)的額定功率P0值。 (2)、所以要用的皮帶個(gè)數(shù)為3/1.6=2根，取Z=2根 4.10 計(jì)算單根V帶初拉力F0，由式（5-29）機(jī)設(shè)。 4.11 計(jì)算對(duì)軸的壓力FQ， 由式（5-30機(jī)設(shè)）得 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(zhǔn)直徑d1=90mm采用實(shí)心式結(jié)構(gòu)。大帶輪基準(zhǔn)直徑d2=224mm，采用腹板式結(jié)構(gòu)，基準(zhǔn)圖見(jiàn)工作圖。 5 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 5.1 高速級(jí)減速齒輪設(shè)計(jì)（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(hào)鋼，鍛選項(xiàng)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(jí)，輪齒表面精糙度為Ra3.2，軟齒面閉式傳動(dòng)，失效形式為占蝕，考慮傳動(dòng)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(jì)計(jì)算。 （1）設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)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(jì)，由式（7-9） T1=9.55×106×P/n=9.55×106×3.36/384=10125 N·mm 由機(jī)械設(shè)計(jì)表（7-1）選取材料的接觸疲勞，極限應(yīng)力為 б1=580 б2=560 由機(jī)械設(shè)計(jì)表7-3選取材料彎曲疲勞極陰應(yīng)力 бHILim=230 бHILin=210 由機(jī)械設(shè)計(jì)表3-4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)：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)值代入式得 則V1=(πd1tn1/60×1000)=1.3m/s Z1 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=KAKVKβKα=1.42 , 修正 M=d1/Z1=1.96mm 由表7-6取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：m=2mm （3) 計(jì)算幾何尺寸 d1=mz1=2×34=68mm 19 d2=mz2=2×89=178mm a=m(z1＋z2)/2=123mm b=φddt=1×68=68mm 取b2=65mm b1=b2+10=75 （4) 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)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(qiáng)度. 5.2 低速級(jí)減速齒輪設(shè)計(jì)（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(hào)鋼，鍛選項(xiàng)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(jí)，輪齒表面精糙度為Ra3.2，軟齒面閉式傳動(dòng)，失效形式為占蝕，考慮傳動(dòng)平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取Z1=34 則Z2=Z1×i=34×3.7=104 5.2.2設(shè)計(jì)計(jì)算。 設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)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(jì)，由式（7-9） 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(jì)算 N1=60n at=60×148×(8×360×10)=2.55×109 N2= 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 將有關(guān)值代入式得 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. 取Kα=1.05.則KH= =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(jì)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(qiáng)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(qiáng)度. 總結(jié)：高速級(jí) z1=34 z2=89 m=2；低速級(jí) z1=34 z2=104 m=2.5 6 軸的直徑計(jì)算及校核 6.1高速軸的設(shè)計(jì) 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(duì)其重量和尺寸也無(wú)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= D2min= D3min= 6.1.3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=40mm D2=45mm D3=60mm 6.1.4結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 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(zhǎng)度。 （1)初估軸徑后,句可按軸上零件的安裝順序,從左端開(kāi)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(jì)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(shí)確定，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，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(zhǎng)度的確定 軸段1的長(zhǎng)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(zhǎng)度按軸肩寬度公式計(jì)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(zhǎng)度和箱體內(nèi)壁寬后確定的。 于是，可得軸的支點(diǎn)上受力點(diǎn)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(duì)中性，齒輪與軸選用過(guò)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(cè)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 圖6-1軸的受力圖 畫(huà)軸的受力簡(jiǎn)圖。計(jì)算支座反力。 Ft=2T1/d1= Fr=Fttg20。=3784 FQ=1588N 在水平面上 F= FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N 在垂直面上 FR1V= Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N 畫(huà)彎矩圖 在水平面上，a-a剖面左側(cè) MAh=FR1Hl3=96652.5=50.715N·m a-a剖面右側(cè) M’Ah=FR2Hl2=411153=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) a-a剖面右側(cè) 畫(huà)轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩 3784×（68/2）=128.7N·m (6).判斷危險(xiǎn)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(mén)，該截面左側(cè)可能是危險(xiǎn)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(xiǎn)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(xiǎn)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 =14.57 2）b-b截面左側(cè) 3=0.1×423=7.41m3 b-b截面處合成彎矩Mb: =174 N·m =27 (8).軸的安全系數(shù)校核在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(duì)尺寸系數(shù);軸經(jīng)磨削加工, 由機(jī)械設(shè)計(jì)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)WT=0.2d3=0.2×533=29.775 m3 又Mb=174 N·m,故彎曲應(yīng)力 切應(yīng)力 由附表10-1查得過(guò)盈配合引起的有效應(yīng)力集中系數(shù) 則 顯然S>,故b-b截面右側(cè)安全。 2）b-b截面左側(cè) WT=0.2d3=0.2×423=14.82 m3 b-b截面左右側(cè)的彎矩、扭矩相同。 彎曲應(yīng)力 切應(yīng)力 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(duì)尺寸系數(shù)。又。則 顯然S> 6.2中間軸的設(shè)計(jì) 6.2.1確定中軸的各軸直徑和長(zhǎng)度 初估軸徑后,句可按軸上零件的安裝順序,從左端開(kāi)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(jì)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(zhǎng)度的確定 軸段1的長(zhǎng)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(zhǎng)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(duì)中性，齒輪與軸選用過(guò)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(cè)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 6.3 低速軸的設(shè)計(jì) 6.3.1確定低速軸的各軸直徑和長(zhǎng)度 初估軸徑后,句可按軸上零件的安裝順序,從左端開(kāi)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(jì)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(shí)確定，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，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 。 6.3.2各軸段長(zhǎng)度的確定 軸段1的長(zhǎng)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(zhǎng)度按軸肩寬度公式計(jì)算l3=1.4h；去l3=6mm，4段：l4=94mm。l5和軸承6212同寬和套筒長(zhǎng)度取l5=32mm。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(zhǎng)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(duì)中性，齒輪與軸選用過(guò)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 6.3.4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(cè)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。。 7鍵連接的選擇及計(jì)算 7.1高速軸 鍵1 10×8 L=80 GB1096-79 則強(qiáng)度條件為 查表許用擠壓應(yīng)力 所以鍵的強(qiáng)度足夠 鍵2 12×8 L=63 GB1096-79 則強(qiáng)度條件為 查表許用擠壓應(yīng)力 所以鍵的強(qiáng)度足夠 7.2中間軸 鍵1 14×9 L=56 GB1096-79 則強(qiáng)度條件為 查表許用擠壓應(yīng)力， 所以鍵的強(qiáng)度足夠 鍵2 14×9 L=80 GB1096-79 則強(qiáng)度條件為 查表許用擠壓應(yīng)力，所以鍵的強(qiáng)度足夠 7.3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(qiáng)度足夠 8滾動(dòng)軸承的計(jì)算 FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N 軸承的型號(hào)為6208，Cr=16.2 kN FA/COr=0 計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷 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 N 驗(yàn)算6208的壽命 驗(yàn)算右邊軸承 9 潤(rùn)滑和密封方式的選擇 減速器齒輪選擇油潤(rùn)滑，潤(rùn)滑油型號(hào)為CKC220，采用油池潤(rùn)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(rùn)滑。 10 箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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(dòng)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(duì)于單體或小批量生產(chǎn)的箱體，采用鋼板通過(guò)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(dòng)有輕微振動(dòng)，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(jì)。 10.2、箱體的結(jié)構(gòu)尺寸 箱體壁厚 箱蓋壁厚 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(xiāng)=150mm 軸承端蓋螺釘直徑d3=M8 定位銷(xiāo)直徑d=6mm df 、d1 、d2至外箱壁的距離C1=18mm、18 mm、13 mm df、d2至凸緣邊緣的距離C2=16mm、11 mm 軸承旁凸臺(tái)半徑R1=11mm 凸臺(tái)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(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)P17～P21 10.3傳動(dòng)比 原始分配傳動(dòng)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=3.84 n2=384/2.61=147 n3=147/3.07=48 10.4各軸的輸入功率 P1=pdη8η7 =3×0.95×0.99=2.52 P2=p1η6η5=2.52×0.97×0.99=2.42 P3=p2η4η3=2.42×0.97×0.99=2.33 P4=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=128.65 T2= T1 i2η6η5=128.65×2.42×0.97×0.99=323.68 T3= T2 i3η4η3=323.68×2.33×0.97×0.99=954.25 T4= 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(shí)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=85 11擺桿分析 根據(jù)各軸的輸出轉(zhuǎn)矩的計(jì)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(gè)較特殊的位置作分析 當(dāng)搖桿在豎直位置時(shí)桿的傳動(dòng)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 圖11-2搖桿受力分析 即 F1*LO2B=F2*L2OC F2=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(diǎn) 即最大彎矩 M=F0*Lab=4319.62x0.16=691.14 N.m 桿件的形狀為長(zhǎng)方形長(zhǎng)寬比為2 圖11-3桿件截面尺寸 即 a=2b ， 求 慣性矩為Ix=1/2ba3=1/12x8*b4=2/4b4 最大拉應(yīng)力δ=M*a/2Ix=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<δmin 即 1.2x1036.71/b3 <300x106 b>= b>=0.016m=16mm 取 b 為16mm 既a=2b=32mm 小結(jié) 機(jī)械設(shè)畢業(yè)設(shè)計(jì)是機(jī)械課程當(dāng)中一個(gè)重要環(huán)節(jié)，通過(guò)這次畢業(yè)設(shè)計(jì)，我從各個(gè)方面都受到了機(jī)械設(shè)計(jì)的訓(xùn)練，對(duì)機(jī)械的有關(guān)各個(gè)零部件有機(jī)的結(jié)合在一起得到了深刻的認(rèn)識(shí)。 由于在設(shè)計(jì)方面我們沒(méi)有經(jīng)驗(yàn)，理論知識(shí)學(xué)的不牢固，在設(shè)計(jì)中難免會(huì)出現(xiàn)這樣那樣的問(wèn)題，如：在選擇計(jì)算標(biāo)準(zhǔn)件是可能會(huì)出現(xiàn)誤差，如果是聯(lián)系緊密或者循序漸進(jìn)的計(jì)算誤差會(huì)更大，在查表和計(jì)算上精度不夠準(zhǔn) 在設(shè)計(jì)的過(guò)程中，培養(yǎng)了我綜合應(yīng)用機(jī)械設(shè)計(jì)課程及其他課程的理論知識(shí)和應(yīng)用生產(chǎn)實(shí)際知識(shí)解決工程實(shí)際問(wèn)題的能力，在設(shè)計(jì)的過(guò)程中還培養(yǎng)出了我們的團(tuán)隊(duì)精神，大家共同解決了許多個(gè)人無(wú)法解決的問(wèn)題，在這些過(guò)程中我們深刻地認(rèn)識(shí)到了自己在知識(shí)的理解和接受應(yīng)用方面的不足，在今后的學(xué)習(xí)過(guò)程中我們會(huì)更加努力和團(tuán)結(jié)。 致謝 這次畢業(yè)設(shè)計(jì)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(duì)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(huì)抽空來(lái)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(jī)會(huì)，能夠獨(dú)立地完成一個(gè)課題，并在這個(gè)過(guò)程當(dāng)中，能夠更多學(xué)習(xí)一些實(shí)踐應(yīng)用知識(shí)，增強(qiáng)了我們實(shí)踐操作和動(dòng)手應(yīng)用能力，提高了獨(dú)立思考的能力。再一次對(duì)我的母校表示感謝。 最后，感謝所有在這次畢業(yè)設(shè)計(jì)中給予過(guò)我?guī)椭娜恕?對(duì)上述同學(xué)老師朋友，再一次真誠(chéng)地表示感謝 參考文獻(xiàn) [1] 龔桂義，羅圣國(guó)主編.《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)》第二版：高等教育出版社，2010. [2] 吳宗澤，羅圣國(guó)主編.《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)》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(jī)械制圖》第六版：高等教育出版社，2007. [4] 孫桓，葛文杰主編.《機(jī)械原理》第七版：高等教育出版社，2006. [5] 濮良貴，紀(jì)名剛主編.《機(jī)械設(shè)計(jì)》第八版:高等教育出版社，2006. [6] 王忠主編. 《機(jī)械工程材料》第一版：清華大學(xué)出版社，2005. [7] 韓進(jìn)宏主編.《互換性與技術(shù)測(cè)量》 第一版：機(jī)械工業(yè)出版社，2004. [8] 于俊一，鄒青主編.《機(jī)械制造技術(shù)基礎(chǔ)》第二版：機(jī)械工業(yè)出版社，2009. [9] 嚴(yán)紹華主編.《熱加工工藝基礎(chǔ)》第二版：高等教育出版社，2004. [10] 單祖輝主編.《材料力學(xué)》第二版：高等教育出版社，2004. [11] 楊有道，錢(qián)瑞明．I、Ⅱ型曲柄搖桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)性能研究、機(jī)械制造與研究，2004. [12] 閔劍青，徐梓斌.鉸鏈六連桿機(jī)構(gòu)力學(xué)分析系統(tǒng)，2005