1、 1目 錄緒緒 論論.4一方案設計一方案設計.4二二. .電動機的選擇與計算電動機的選擇與計算.61.1.電動機類型的選擇.62.2.電動機功率的選擇.6三三. .傳動裝置的運動及動力參數的選擇及計算傳動裝置的運動及動力參數的選擇及計算.61.傳動比.62.各個軸的轉速計算.73. 各軸的輸入功率計算 .7四四.V.V 帶的設計計算帶的設計計算.71.1.計算功率 P PC C.72.2.選取 V V 帶型號.73 3.驗算帶速.74.4.從動帶輪直徑 .75.5.傳動比.86.6.從動輪轉速.87.7.確定中心距 和帶長.8a8.8.驗算小帶輪包角1.89.9.確定 V 帶根數 Z.810.

2、10.計算單根 V 帶初拉力 F.91111計算對軸的壓力 FQ.91212確定帶輪的結構尺寸.9五五. .齒輪的設計計算齒輪的設計計算.91、高速級減速齒輪設計（直齒圓柱齒輪）.91、低速級減速齒輪設計（直齒圓柱齒輪）.11六六. .軸的直徑計算及校核軸的直徑計算及校核.131.高速軸的設計.132.中間軸的設計.193.低速軸的設計.20七七. .鍵連接的選擇及計算鍵連接的選擇及計算.211.高速軸.212.中間軸.21 23.低速軸.22八八. .滾動軸承的計算滾動軸承的計算.22九九. .潤滑和密封方式的選擇潤滑和密封方式的選擇.23十十. .箱體及附件的結構設計和選擇箱體及附件的結構

3、設計和選擇.231.箱體的選擇.232.箱體的結構尺寸.23十一十一. .擺桿分析擺桿分析.27十二十二. .致謝致謝.29十三十三. .參考文獻：參考文獻：.29十四十四. .設計心得設計心得.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 3緒緒 論論1課題設計的目的課題設計的目的 機械畢業設計是培養學生具有機械系統運動方案設計能力的技術基礎，它是機械原理課程的重要實踐環節，其目的在于系統地學習課本理論后，通過設計進一步鞏固和加深學生的基本概念和基本知識，培養學生分析和解決有關的具體機械所涉及的實際問題的能力，使學生對于機械的選型，運動方案的確定，運動學和動力學

4、的分析和設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。一方案設計一方案設計1、機構簡介 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，再經過六連桿機構使輸料車作往復移動，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在某些位置輸料車8有相當大的加速度，使物料在慣性力的作用下克服摩擦力而發生滑動，滑動的方向恒自左往右，從而達到輸送物料的目的搖擺式輸送機的結構示意圖 4根據要求礦石重量 G（滑塊 5 的重量都可忽略不計） ，及其繞重心的轉動慣量 Jsi與輸礦槽、礦物的重量 G6 、G

5、7；托滾 8 的半徑及其滾動摩擦系數 f，和每小時運輸礦石 540 噸的數據經初步的計算和分析。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。參考機械原理電算程序設計 （哈工大出版）第二章有關內容。初定的一些數據為減速器的輸出轉速：48 轉/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 毫米初定設計結構方案為下圖初定設計結構方案為下圖：搖擺式輸送機由電動機，減速器，絞鏈機構，和拖扳組成，其中電動機與減速器之間由皮帶輪聯結傳動。電動機輸出軸上再加裝飛輪裝置使其工作平穩。 5二二.電動機的選擇與計算電動機的選擇與計

6、算1.1.電動機類型的選擇電動機類型根據動力源和工作條件，選用 Y系列三相異步電動機2.2.電動機功率的選擇F=38300X0.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=Fv/1000=13405X0.7=3.24（KW）傳動裝置總效率：（見課設式 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) 根據JB3074-82 查選電動機。選用Y160M2-6，其額定功率為 5.5KW，滿載轉速nm=960r/min同步轉速V=1000r/min。再經查表得：電動機的中心高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： iiiia321 5 . 207. 362. 220ia滑鉸鏈2487654321a 6 初定 62. 21i 07. 32i 5 . 23i2.各個軸的轉速計算 n1=nm/i1=366

8、.4r/min n2=n1/i2=119.3 r/min n3=n2/i3=47.7 r/min3. 各軸的輸入功率計算 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 帶的設計計算(本節所查表均出自機械設計華中理工大學出版社 2000版) 1.1.計算功率P PC C：據（表 410）取工況系數KA=1.1，則PC=KAP=5.68（KW） 2.2.選取V V帶型號：根據PC=5.65KW和nm=970r/min 查查圖5-12a

9、(機設)選A型V帶。 。確定帶輪直徑 da1da2參考圖 5-12a（機設）及表 5-3（機設）選取小帶輪直徑 mmda1121 （電機中心高符合要求）Hda213 3.驗算帶速 由式 5-7（機設） smdnVa111163. 5100060112960100060 74.4.從動帶輪直徑 da2mmdidaa24.29311261. 212 查表 5-4（機設） 取mmda28025.5.傳動比 i 5 . 211228012ddaai6.6.從動輪轉速min3805 . 2960112Rinn7.7.確定中心距 和帶長aLd（1）、按式（5-23 機設）初選中心距 ddaddaaaa21

10、02127 . 0 7874 .2740a 取mma7000（2）、按式(5-24 機設)求帶的計算基礎準長度 L0mmmmddddaL1960)7004)112280()280112(27002(2)()(2222212100查圖.5-7(機設)取帶的基準長度 Ld=2000mm(3)、按式(5-25 機設)計算中心距:a mmmmaLLad20. 7)219602000700(200(4)、按式（5-26 機設）確定中心距調整范圍 mmmmaLad780)200003. 0720(03. 0max mmmmaLad690)2000015. 0720(015. 0min8.8.驗算小帶輪包角

11、1 由式(5-11 機設) 8 12016660180121add9.9.確定 V 帶根數Z (1)、由表（5-7 機設）查得 dd1=112 n1=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。 KwKwP16. 1)800960(80098000. 118. 100. 1 (0 (2)、由表（5-10 機設）查得P0=0.11Kw (3)、由表查得（5-12 機設）查得包角系數96. 0k (4)、由表(5-13 機設)查得長度系數 KL=1.03 (5)、計算

12、V 帶根數 Z，由式（5-28 機設） 49. 403. 196. 0)11. 016. 1 (56. 5)(00KKPPPLcaZ 取 Z=5 根 10.10.計算單根 V 帶初拉力F0，由式（5-29）機設。 NqVZvKPFaca160) 15 . 2(50020 q 由表 5-5 機設查得1111計算對軸的壓力FQ，由式（5-30 機設）得 NNZFFQ1588)2160sin16052(2sin2101212確定帶輪的結構尺寸，給制帶輪工作圖 小帶輪基準直徑 d1=112mm 采用實心式結構。大帶輪基準直徑d2=280mm，采用孔板式結構，基準圖見零件工作圖。五.齒輪的設計計算1、高

13、速級減速齒輪設計（直齒圓柱齒輪） 9(1).齒輪的材料，精度和齒數選擇，因傳遞功率不大，轉速不高，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，小齒輪調質，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，考慮傳動平穩性，齒數宜取多些，取 Z1=34 則 Z2=Z1 i=342.62=89 (2).設計計算。1)設計準則，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計，由式（7-9） 31112uudKHtZZZdaEZHtT1=9.55106P/n=9.551065.42/384=13479

14、4 Nmm由圖（7-6）選取材料的接觸疲勞，極限應力為 HILim=580 HILin=560由圖 7-7 選取材料彎曲疲勞極陰應力 HILim=230 HILin=210應力循環次數 N 由式（7-3）計算 N1=60n, at=60(836010)=6.64109 N2= N1/u=6.64109/2.62=2.53109 由圖 7-8 查得接觸疲勞壽命系數；ZN1=1.1 ZN2=1.04 由圖 7-9 查得彎曲 ；YN1=1 YN2=1 由圖 7-2 查得接觸疲勞安全系數：SFmin=1.4 又 YST=2.0 試選 Kt=1.3 由式(7-1)(7-2)求許用接觸應力和許用彎曲應力

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

16、1311 M=d1/Z1=1.96mm 由表 7-6 取標準模數：m=2mm3) 計算幾何尺寸d1=mz1=234=68mm d2=mz2=289=178mm a=m(z1z2)/2=123mm b=ddt=168=68mm 取 b2=65mm b1=b2+10=754).校核齒根彎曲疲勞強度由圖 7-18 查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取 Y=0.7由式(7-12)校核大小齒輪的彎曲強度. 132321153.407 . 01 . 4234113678437. 122FadFPMmZK2121254.391 . 40 . 453.40FaFSFSFFPYYM1、低速級減速齒輪設計

17、（直齒圓柱齒輪）(1).齒輪的材料，精度和齒數選擇，因傳遞功率不大，轉速不高，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 11齒輪調質，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，考慮傳動平穩性，齒數宜取多些，取 Z1=34 則 Z2=Z1i=343.7=104(2).設計計算。設計準則，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計，由式（7-9）31112uudKHtZZZdaEZHtT1=9.55106P/n=9.551065.20/148=335540 Nmm由圖（7-6）選取

18、材料的接觸疲勞，極限應力為 HILim=580 HILin=560由圖 7-7 選取材料彎曲疲勞極陰應力 HILim=230 HILin=210應力循環次數 N 由式（7-3）計算 N1=60n at=60148(836010)=2.55109 N2= N1/u=2.55109/3.07=8.33108 由圖 7-8 查得接觸疲勞壽命系數；ZN1=1.1 ZN2=1.04 由圖 7-9 查得彎曲 ；YN1=1 YN2=1 由圖 7-2 查得接觸疲勞安全系數：SFmin=1.4 又 YST=2.0 試選 Kt=1.3 由式(7-1)(7-2)求許用接觸應力和許用彎曲應力 PZSaNHHmM580

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

20、d1/Z1=2.11mm 由表 7-6 取標準模數：m=2.5mm(3) 計算幾何尺寸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).校核齒根彎曲疲勞強度由圖 7-18 查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取 Y=0.7由式(7-12)校核大小齒輪的彎曲強度.13232119 .1277 . 01 . 45 . 234133554037. 122FadFPMmZK212128 .1241 . 40 . 49 .127FaFSFSFFPYYM總結：

21、高速級 z1=34 z2=89 m=2 低速級 z1=34 z2=104 m=2.5六.軸的直徑計算及校核1.高速軸的設計 13(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,調質處理.(2).初估軸徑按扭矩初估軸的直徑,查表 10-2,得 c=106 至 117,考慮到安裝聯軸器的軸段僅受扭矩作用.取 c=110 則:D1min=1103npc27mm38442. 53 D2min=1103npc36mm14820. 53D3min=1103npc52mm4800. 53(3).初選軸承1)軸選軸承為 62082)軸選軸承為 6209

22、3)軸選軸承為 6212根據軸承確定各軸安裝軸承的直徑為:D1=40mmD2=45mmD3=60mm(4).結構設計(現只對高速軸作設計,其它兩軸設計略,結構詳見圖)為了拆裝方便,減速器殼體用剖分式,軸的結構形狀如圖所示.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

23、 4 段為 42mm。6 段應與密封毛氈的尺寸同時確定，查機械設計手冊，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 32mmdmin 。2）各軸段長度的確定 14軸段 1 的長度為軸承 6008 的寬度和軸承到箱體內壁的距離加上箱體內壁到齒輪端面的距離加上 2mm，l1=32mm。2 段應比齒輪寬略小 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

24、，l6 是在確定其它段長度和箱體內壁寬后確定的。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。與軸承內圈配合軸勁選用 k6，齒輪與大帶輪均采用 A 型普通平鍵聯接，分別為 16*63 GB1096-19794）.軸上倒角與圓角為保證 6208 軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為 1mm。其他軸肩圓角半徑均為 2mm。根據標準GB6403.4-1986，軸的左右端倒角均為 1*45。(5).軸的受力分析 15畫軸的受力簡圖。計算支座反力

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畫彎矩圖 16在水平面上，a-a 剖面左側 MAh=FR1Hl3=966 52.5=50.715Nma-a 剖面右側 MAh=FR2Hl2=411 153=62.88 Nm在垂直面上 MAv=MAV=FR1Vl2=3

26、52153=53.856 Nm合成彎矩，a-a 剖面左側MMMAVAHa22mN 73.97856.532715.502a-a 剖面右側mN 82.79856.53288.6222 2 MMMaVaHa畫轉矩圖轉矩 3784（68/2）=128.7Nm2/dTFt(6).判斷危險截面顯然，如圖所示，a-a 剖面左側合成彎矩最大、扭矩為 T，該截面左側可能是危險截面；b-b 截面處合成灣矩雖不是最大，但該截面左側也可能是危險截面。若從疲勞強度考慮，a-a，b-b 截面右側均有應力集中，且 b-b 截面處應力集中更嚴重，故 a-a 截面左側和 b-b 截面左、右側又均有可能是疲勞破壞危險截面。(7

27、).軸的彎扭合成強度校核由表 10-1 查得 MPab601 MPab10006 . 01006001bba1)a-a 剖面左側3=0.1443=8.5184m3dW1 . 0=14.57 5184. 87 .12826 . 074)2(22WaTMeMPa 2）b-b 截面左側3=0.1423=7.41m3dW1 . 0 17b-b 截面處合成彎矩 Mb:=174 Nm5 .525 .4215379.825 .42Mb32llMa=27 41. 77 .12826 . 01742)2(2WaTMeMPa (8).軸的安全系數校核:由表 10-1 查得(1)在 a-a1 . 0,02,155,

28、300,65011MPaMPaMPaB截面左側WT=0.2d3=0.2443=17036.8mm3由附表 10-1 查得由附表 10-4 查得絕對尺寸系數,63. 1, 1KK;軸經磨削加工, 由附表 10-5 查得質量系數.76. 0,81. 00 . 1則彎曲應力 MPaWMb68. 85184. 897.73應力幅 MPaba68. 8平均應力 0m切應力 MPaTWTT57. 70368.177 .128MPaTma79. 3257. 72安全系數2802 . 068. 881. 00 . 113001maKS22.1879. 31 . 079. 376. 00 . 163. 1155

29、1maKS27.1522.18228222.182822SSSSS查表 10-6 得許用安全系數=1.31.5,顯然 S,故 a-a 剖面安全. S S1)b-b 截面右側 18抗彎截面系數3=0.1533=14.887m3dW1 . 0抗扭截面系數 WT=0.2d3=0.2533=29.775 m3又 Mb=174 Nm,故彎曲應力MPaWMbb7 .11887.14174MPaba7 .110m切應力 MPaTWTT32. 4775.297 .128 MPaTma16. 22由附表 10-1 查得過盈配合引起的有效應力集中系數 。 1 . 0, 2 . 0, 0 . 1,76. 0,81. 0,89. 1, 6 . 2KK則74.3702 . 07 .1181. 00 . 16 . 23001maKS74.2716. 21 . 016. 276. 00 . 189. 11551maKS36