摇摆式输送机设计

目 录

绪 论 ........................................................................................................... 2 一方案设计 ..................................................................................................... 3 二.电动机的选择与计算 ............................................................................... 5 1.电动机类型的选择 .................................................................................. 5 2.电动机功率的选择 .................................................................................. 5 三.传动装置的运动及动力参数的选择及计算 .......................................... 5 1.传动比 ...................................................................................................... 5 2.各个轴的转速计算 .................................................................................. 6 3. 各轴的输入功率计算 ........................................................................................................................... 6 四.V 带的设计计算 ....................................................................................... 6 1.计算功率PC .............................................................................................. 6 2.选取V带型号 .......................................................................................... 6 3.验算带速 .................................................................................................. 6 4.从动带轮直径 ........................................................................................ 6 5.传动比 ...................................................................................................... 7 6.从动轮转速 .............................................................................................. 7 7.确定中心距a和带长 ............................................................................... 7 8.验算小带轮包角Α1 ................................................................................. 7 9.确定V带根数Z ....................................................................................... 7 10.计算单根V带初拉力F ......................................................................... 8 11．计算对轴的压力FQ ............................................................................ 8 12．确定带轮的结构尺寸 .......................................................................... 8 五.齿轮的设计计算 ....................................................................................... 8 1、高速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮） ............................................ 8 1、低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮） .......................................... 10 六.轴的直径计算及校核 ............................................................................. 12 1.高速轴的设计 ........................................................................................ 12 2.中间轴的设计 ........................................................................................ 18 3.低速轴的设计 ....................................................... 错误！未定义书签。 七.键连接的选择及计算 ............................................. 错误！未定义书签。 1.高速轴 ................................................................... 错误！未定义书签。 2.中间轴 ................................................................... 错误！未定义书签。

1

3.低速轴 ................................................................... 错误！未定义书签。 八.滚动轴承的计算 ..................................................... 错误！未定义书签。 九.润滑和密封方式的选择 ......................................... 错误！未定义书签。 十.箱体及附件的结构设计和选择 ............................. 错误！未定义书签。 1.箱体的选择 ........................................................... 错误！未定义书签。 2.箱体的结构尺寸 ................................................... 错误！未定义书签。 十一.摆杆分析 ............................................................. 错误！未定义书签。 十二.致谢 ..................................................................... 错误！未定义书签。 十三.参考文献： ......................................................... 错误！未定义书签。 十四.设计心得 ............................................................. 错误！未定义书签。

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

2

绪 论

1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

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

3

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` 、G7；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：

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。

4

二.电动机的选择与计算

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.电动机功率的选择 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=F·v/1000=13405X0.7=3.24（KW）

传动装置总效率：a（见课设式2-4）

4铰链2，

a12345678滑10.9920.993040.97  .99



50.99

60.97 70.99 80.95

a0.990.990.990.970.990.970.990.950.940.990.76

Pd=Pw/η =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： iai1i2i3

ia202.623.072.5

初定

i12.62

5

i23.072.5

i3

2.各个轴的转速计算

n1=nm/i1=366.4r/min n2=n1/i2=119.3 r/min n3=n2/i3=47.7 r/min

3. 各轴的输入功率计算

P1=pdη8η7 =5.5×0.95×0.99=5.42 P2=p1η6η5=5.42×0.97×0.99=5.20 P3=p2η4η3=5.20×0.97×0.99=5.00

P4=p3η2η1=5.00×0.99×0.99=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.计算功率PC：据（表 4—10）取工况系数KA=1.1，则PC=KA·P=5.68（KW）

2.选取V带型号：根据PC=5.65KW和nm=970r/min

查图5-12a(机设)选A型V带。 确定带轮直径da1

da2

参考图5-12a（机设）及表5-3（机设）选取小带轮直径

da1112mm

d

a12H （电机中心高符合要求）

3.验算带速 由式5-7（机设）

V1dn1a160100096011215.63ms601000

4.从动带轮直径

da2

da2ida12.61112293.24mm 6

280mm 查表5-4（机设） 取da2

5.传动比 i

ida2280

da11122.5

6.从动轮转速

nn12i9602.5380Rmin1 7.确定中心距a和带长Ld

（1）、按式（5-23机设）初选中心距

0.7da1da2a02da1da2

274.4a0787

取

a0700mm

（2）、按式(5-24机设)求带的计算基础准长度L0

L02a02(d1d1d2)22)(d2 (2700(280112)22(112280)4700)mm 1960mm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

aaLdL0

02(700200019602)mm7.20mm

(4)、按式（5-26机设）确定中心距调整范围 amaxa0.03Ld(7200.032000)mm780mm

amina0.015Ld(7200.0152000)mm690mm

8.验算小带轮包角α1

由式(5-11机设) 2d11180da60166120

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

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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。

P0(1.001.181.00980800(960800)Kw1.16Kw

(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k0.96

(4)、由表(5-13机设)查得长度系数KL=1.03 (5)、计算V带根数Z，由式（5-28机设）

ZPca(P0P0)KKL5.56(1.160.11)0.961.03 4.49

取Z=5根

10.计算单根V带初拉力F0，由式（5-29）机设。

FPca0500(2.5

VZK1)qv2160Na

q由表5-5机设查得

11．计算对轴的压力FQ，

由式（5-30机设）得

1 FQ2ZF0sin2(25160sin1602)N158N8

12．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、高速级减速齿轮设计（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，

8

齿数宜取多些，取Z1=34 则Z2=Z1× i=34×2.62=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）

H1

d1t3ZZZZE2Kt1aHduu

T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.42/384=134794 N·mm 由图（7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为 бHILim=580 бHILin=560 由图 7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力 бHILim=230 бHILin=210 应力循环次数N由式（7-3）计算

N1=60n, at=60×(8×360×10)=6.64×109 N2= N1/u=6.64×109/2.62=2.53×109 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

Hlim

mSZN1638MPaHmin

HlimZN2582Ma

H2SPHmin

F1linSTF1SYYN1328KPaFmin

F2linSTF2SYYN2300MPa Fmin

dZUZEZ)22T1u11t3(KtH2du65.10将有关值代入式(7-9)得

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则V1=(πd1tn1/60×1000)=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Kβ=1.08.取Kα=1.05.则KH=KAKVK

β

Kα=1.42 ,修正

d1d1t31.421.366.68mm

M=d1/Z1=1.96mm 由表7-6取标准模数：m=2mm 3) 计算几何尺寸 d1=mz1=2×34=68mm d2=mz2=2×89=178mm a=m(z1＋z2)/2=123mm b=φddt=1×68=68mm

取b2=65mm b1=b2+10=75 4).校核齿根弯曲疲劳强度

由图7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Yε=0.7 由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度.

F12K2321.37136784aF1dZ1m1342234.10.740.53MP

4.0F2YFS2F1Y40.534.139.54MPaF2FS1

1、低速级减速齿轮设计（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=34×3.7=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）

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dZHZE2Kt1au11t3ZZHdu

T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.20/148=335540 N·mm 由图（7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为 бHILim=580 бHILin=560 由图 7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力 бHILim=230 бHILin=210 应力循环次数N由式（7-3）计算

N1=60n at=60×148×(8×360×10)=2.55×109 N2= N1/u=2.55×109/3.07=8.33×108

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

HlimmN1580M

SZPaHmin

HlimH2Z586MPa

SN2Hmin

F1linYSTF1SYN1328KPaFmin

F2linYST

F2SYN2300MPaFmin

将有关值代入式(7-9)得

d1t3(ZU ZEZ22KtT1u1

)H2du70.43mm

则V1=(πd1tn1/60×1000)=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Kβ=1.08. 取Kα=1.05.则KH=KAKVKβKα=1.377 ,

修正

d1d1t31.371.371.8mm

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M=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=2.5×34=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).校核齿根弯曲疲劳强度

由图7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Yε=0.7 由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度.

1.37335540F12K23213422.534.10.7127.9MPaF1dZ1mYFS20F2F1127.94.YFS14.1124.8MPaF2

总结：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

(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=c3pn11035.4238427mm Dp2min=c311035.20n14836mm 12

D3min=c3p00n11035.4852mm (3).初选轴承 1)轴选轴承为6208 2)轴选轴承为6209 3)轴选轴承为6212

根据轴承确定各轴安装轴承的直径为: D1=40mm D2=45mm D3=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32mm>dmin 。 2）各轴段长度的确定

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，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

13

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 GB1096-1979 4）.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

画轴的受力简图。计算支座反力。

Ft=2T1/d1=

2128.65683784N Fr=Fttg20。=37840.36391377N FQ=1588N 在水平面上

14

FR1H=

Frl3ll378452.515352.5966N

23FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N 在垂直面上

FtR1V=

Fl3137752.5ll2315352.5352N

Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N 画弯矩图

在水平面上，a-a剖面左侧

MAh=FR1Hl3=96652.5=50.715N·m a-a剖面右侧

M’Ah=FR2Hl2=411153=62.88 N·m 在垂直面上

MAv=M’AV=FR1Vl2=352×153=53.856 N·m 合成弯矩，a-a剖面左侧

M22aMAHMAV50.715253.856273.97 Nm

a-a剖面右侧

M'M'2'2aaHMaV62.88253.856282.79 Nm

画转矩图 转矩

TFtd/23784×（68/2）=128.7N·m

(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).轴的弯扭合成强度校核 由表10-1查得

1b60MPa 0b100MPa

15

a1

b0601000.6

b1)a-a剖面左侧

W0.1d3=0.1×443=8.5184m3

M2(aT)27420.6128.72eW8.5184=14.57 MPa 

2）b-b截面左侧

W0.1d3=0.1×423=7.41m3

b-b截面处合成弯矩Mb:

MbM'l242.5.5al82.7915342352.5=174 N·m

M2(aT)217420.6128.72eW7.41=27MPa 

(8).

轴

的安全系数校核:由

表

10-1查得

B650MPa,1300MPa,1155MPa,02,0.1(1)在a-a截

面左侧

WT=0.2d3=0.2×443=17036.8mm3 由附表10-1查得

K1,K1.63,由附表

10-4查得绝对尺寸系数

0.81,0.76;轴经磨削加工, 由附表10-5查得质量系数1.0.则M弯曲应力

bW73.978.51848.68MPa

应力幅 ab8.68MPa 平均应力 m0

T128.7切应力

TWT17.03687.57MPa

amT7.57223.79MPa

安全系数

16

S1K300128am1.00.818.680.20 SK1155a1.6318.22m1.00.763.790.13.79SSS2818.2227

S2S228218.22215.查表10-6得许用安全系数S=1.3～1.5,显然S>S,故a-a剖面安全. 1)b-b截面右侧

抗弯截面系数W0.1d3=0.1×533=14.887m3 抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2×533=29.775 m3 又Mb=174 N·m,故弯曲应力

bMbW17414.88711.7MPa

ab11.7MPa

m0

切应力

T128.729.7754.32MPa

TWT

amT22.16MPa

由附表10-1查得过盈配合引起的有效应力集中系数

K2.6,K1.89,0.81,0.76,1.0,0.2,0.1 。则

S1K30037.74a2.6m1.00.8111.70.20 SK11551.8927.74am2.1601.00.76.12.16

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SSS.7427.7422.36

S2237S37.74227.742显然S>S,故b-b截面右侧安全。 2）b-b截面左侧

WT=0.2d3=0.2×423=14.82 m3 b-b截面左右侧的弯矩、扭矩相同。 弯曲应力

Mb

bW1747.4123.48MPa

ab23.48MPa

m0

切应力

T128.7

TWT14.828.68MPa

amT

24.34MPa

（D-d）/r=1 r/d=0.05，由附表10-2查得圆角引起的有效应力集中系数

K1.48,K1.36。由附表

10-4

查得绝对尺寸系数

0.83,0.78。又

1.0,0.2,0.1。则

SK13007.161.48

am1.00.8323.480.20

S1K15519.38a1.36m1.00.784.340.14.349

SSS7.1619.38S2S226.72

7.1619.382显然S>S,故b-b截面左侧安全

2.中间轴的设计

(1).确定中轴的各轴直径和长度

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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6209,故该段直径为45mm。2段装齿轮，为了便于安装，取2段为50mm。齿轮右端用轴肩固定，计算得轴肩的高度为5mm，取3段为60mm。4段装齿轮，为了便于安装，取段为50mm。5段装轴承，直径和1段一样为45mm。 （2）各轴段长度的确定

轴段1的长度为轴承6209的宽度和套筒的距离，取l1=32mm。2段应比齿轮宽略小2mm，为l2=63mm。3段的长度按轴肩宽度l3=27mm，4段：l4=93mm。l5和轴承6209同宽取l5=32mm。 （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 GB1096-1979及键10*80 GB1096-1979。 （4）.轴上倒角与圆角

为保证6209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*4

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