機械設(shè)計課程設(shè)計說明書

1、機械設(shè)計課程設(shè)計說明書課程名稱：機械設(shè)計設(shè)計題目： 卸煤機工作裝置的設(shè)計 院 系： 機械工程系 專 業(yè)： 工程機械 年 級： 2009 級 姓 名： 指導教師： 西南交通大學峨眉校區(qū)2012 年 3月 4 日前言隨著我國對煤炭能源需求的不斷增加，現(xiàn)代交通工具的煤炭運量的提高，研發(fā)快速高效的卸煤工具也是急需解決的問題，同時也是必需的。尤其是火車運煤的裝卸工具，要求其具有快速高效性，能代替大量人力勞動，能在較短的時間內(nèi)完成大量煤炭的卸載任務(wù)。卸煤機的設(shè)計關(guān)鍵是工作裝置的設(shè)計，我設(shè)計的是火車卸煤機，主要用于工礦企業(yè)、港口、站臺及重點防火單位，對小范圍大批量的泡、松、散煤、礦石、塊料進行裝卸、堆垛、拆

2、垛和喂料作業(yè)。本篇設(shè)計主要是在常用火車卸煤機的基礎(chǔ)上，結(jié)合實際的要求改進工作裝置中的鏟斗以增加鏟斗容量，從而提高工作效率。鏟斗設(shè)計成可伸縮式的，分為左、中、右三塊鏟板，中間的鏟板是和斗桿相連的，而左右兩塊鏟板可沿著中間鏟板向相反方向移動，從而增加了鏟斗的寬度，提高了鏟斗單次扒煤的體積。左右鏟板的移動依靠其上的螺母和中間鏟板的絲杠的螺旋連接實現(xiàn)它們的螺旋傳動，絲杠的轉(zhuǎn)動由液壓馬達通過齒輪傳動系或者鏈條傳動系實現(xiàn)。而液壓馬達則由卸煤機的液壓系統(tǒng)供油使其轉(zhuǎn)動。整個鏟斗上面由鏟板機構(gòu)、傳動機構(gòu)、液壓系統(tǒng)組成，是一個整體，考慮到整個鏟斗結(jié)構(gòu)復雜，重量可能較大，所以選擇了較小的液壓馬達，滿足功率的需求即可

3、，而且選材方面盡量選擇質(zhì)量輕、強度高、變形小的材料，以減輕整個鏟斗的變形量和重量。另外，一般卸煤時車底都會聚集大量的煤，用卸煤機卸煤時可在車廂的底部另外設(shè)計一個擋板，防止卸下的煤鉆到車底下?？梢怨?jié)省人力清理車底，提高效率。這樣擋板和卸煤機兩者同時配合地作業(yè)，大大提高了工作效率，縮短了工作時間，節(jié)省了人力成本。經(jīng)設(shè)計的卸煤鏟斗既可以裝在挖掘機上使用，也可以裝在卸煤機上使用，與普通的挖掘鏟斗具有同樣良好的互換性，區(qū)別在于它們的結(jié)構(gòu)和功用不同。隨著卸煤量的增加，卸煤機的廣泛應(yīng)用，如何設(shè)計出一個更加快速高效便捷，結(jié)構(gòu)穩(wěn)定耐用的卸煤工具變成了迫在眉睫的問題。圖1 卸煤鏟的爆炸圖圖2 卸煤鏟的裝配圖圖3

4、卸煤機的場景模擬圖目錄一、設(shè)計題目1二、資料收集1三、總體方案的確定2四、液壓馬達的計算與選擇44.1鏟斗負載的計算44.2液壓馬達的選擇4五、鏟板的計算與校核55.1中間鏟板的計算與校核55.2左右鏟板的計算與校核6六、傳動件的計算與校核76.1螺桿和螺母的計算與校核76.1.1螺桿的設(shè)計計算和強度校核76.1.2螺母的設(shè)計計算和強度校核96.2齒輪的計算與校核9七、軸系零、部件的計算與校核127.1滑動軸承的計算與校核137.2裝配螺桿的滾動軸承的計算與校核147.3裝配輸入軸的滾動軸承的計算與校核157.4聯(lián)軸器的計算與校核167.5輸入軸的計算與校核17八、連接件的計算與校核198.1

5、滑動軸承座螺紋連接的計算與校核198.2小齒輪和軸平鍵連接的計算與校核218.3大齒輪和軸平鍵連接的計算與校核22九、鏟斗的運動仿真和動力分析22十、鏟斗的有限元分析和結(jié)構(gòu)優(yōu)化2310.1中間鏟板的分析校核與優(yōu)化2310.2左右鏟板的分析校核與優(yōu)化2410.3螺桿的有限元分析與校核2510.4輸入軸的有限元分析與校核2510.5齒輪的有限元分析與校核2510.6鏟斗整體的分析與校核26十一、心得體會27十二、參考文獻2831一、設(shè)計題目根據(jù)內(nèi)蒙彤峰公司的要求，在現(xiàn)有的挖掘機的基礎(chǔ)上，設(shè)計一個可以在挖掘機上拆卸的卸煤工具，使其能快速高效的在較短的時間內(nèi)完成大量煤炭的卸載任務(wù)。裝載煤炭的火車車廂是

6、C70（C70H）型通用敞車車輛，其主要特點是：采用屈服極限為450MPa的高強度鋼和新型中梁，載重大、自重輕；優(yōu)化了底架結(jié)構(gòu)，提高了縱向承載能力，適應(yīng)萬噸重載列車的運輸要求。主要參數(shù)如下：C70型火車車廂參數(shù)載重自重容積長寬高（m）換長小門（長寬m）中門（長寬m）70噸23.6噸77m313.22.892.251.3m1.311.931.65二、資料收集主要是借鑒HX-X135型履帶式卸煤機對其鏟斗進行改良設(shè)計，在主體尺寸數(shù)據(jù)確定的情況下，設(shè)計細節(jié)結(jié)構(gòu)，再進行強度校核。HX-X135技術(shù)參數(shù)（TECHNICAL SPECIFICATIONS）整機重量(kg)14180最大挖掘高度(mm)97

7、40額定輸出(kw/rpm)62.6/1900最大卸載高度(mm)7090標準斗容(m3)0.6最大挖掘深度(mm)7695系統(tǒng)工作壓力(Mpa)20最大挖掘半徑(mm)9100工作效率粉煤12分鐘/車皮；塊煤10分鐘/車皮機器最小回轉(zhuǎn)半徑(mm)2685動臂回轉(zhuǎn)角度360尾部回轉(zhuǎn)半徑(mm)2130整車長高寬(mm)910027802470伸縮量程(mm)2100其主要性能特點：1. 裝置推土板配合山特重工專有的工作支腿平衡技術(shù)，穩(wěn)定性強，各種惡劣工況場地均能輕松應(yīng)對。2. 高效的液壓泵和液壓系統(tǒng)，采用定量雙回路液壓系統(tǒng)，動臂、斗桿合流，工作效率高，系統(tǒng)可靠，具有超強的裝卸能力，在任何條件下

8、都可以發(fā)揮完美的工作性能。3. 進口的液壓先導操縱桿系，結(jié)合進口回轉(zhuǎn)馬達和強勁的回轉(zhuǎn)減速器，加快動臂速度和回轉(zhuǎn)速度的柔韌性，實現(xiàn)完美的復合作業(yè)性能，效率遠遠優(yōu)于同類產(chǎn)品。4. 加強型油缸及獨特三節(jié)動臂，滿足各個角度的合理使用。5. 科學的設(shè)計提高了整車的工作效率，每臺機器可代替大量的人力、工作強度。6. 直噴式發(fā)動機。強勁，省油，工作是每小時耗油5升左右，可以滿足各種高低貨臺。HX-X135型履帶式卸煤機三、總體方案的確定由于題目要求主要是提高卸煤的速度和效率，那么可以在現(xiàn)有的挖掘機或者卸煤機的基礎(chǔ)上對其鏟斗進行改進，以增加每次鏟斗的鏟煤量。鏟斗的初始尺寸是高度1100mm、寬度350mm、長

9、度800mm，堆裝斗容量q=0.6m3，煤的散密度=0.75g/cm3，煤重約為G=q=450kg,那么可以將鏟斗設(shè)計為長度可調(diào)的，但鏟斗太長會增加載重量，載重太大會使車身不平穩(wěn)，因此有必要計算鏟斗最大允許載重量Gmax。取整機（滿載）為研究對象，整機重量和機體尺寸都是已知的，則建立力學模型如下：圖3.1 卸煤機整體受力分析對O點有Mo=0，則有Mg670-Gmaxg8430=0，解得Gmax=1126kg。約為原斗容的2.5倍，為了安全起見，可將伸縮后的堆裝斗容量設(shè)定為原來的2倍，即qmax=1.2m3，長度可伸至1.6m。再根據(jù)根據(jù)經(jīng)驗公式校核，堆裝斗容量q，平均斗寬B，鏟斗挖掘半徑R和轉(zhuǎn)

10、斗拮據(jù)接滿轉(zhuǎn)角2 是鏟斗的四個主要參數(shù)。它們之間有以下幾何關(guān)系：（見【2】P25）q=R2B(2-sin2)Ks式中： 2鏟斗挖掘裝滿轉(zhuǎn)角，一般取2=90100，單位rad。Ks煤炭松散系數(shù)的近似值為1.25。代入qmax=1.2m3，R=1.1m，2=90，由上述公式可得：B=1.39m。取上面兩個結(jié)果的較小值B=1.4m，則可將左右鏟板設(shè)計為對稱分布的，長度為中間鏟板的一半400mm，各伸出300mm至總長為1400mm。對于驅(qū)動鏟板移動的傳動裝置可設(shè)計為螺旋傳動，即兩個螺母沿著一條絲杠向相反方向移動，而驅(qū)動絲杠轉(zhuǎn)動的機構(gòu)可設(shè)計為齒輪傳動機構(gòu)，采用液壓馬達驅(qū)動主動齒輪，主動齒輪和絲杠上的從

11、動齒輪嚙合驅(qū)動絲杠旋轉(zhuǎn)。液壓馬達的供油由車輛的液壓系統(tǒng)提供，可操作液壓馬達正轉(zhuǎn)和反轉(zhuǎn)，帶動左右鏟板伸出和縮回。整個機構(gòu)簡單而穩(wěn)定，符合實際情況，也便于制作實物。圖3.2 傳動方案簡圖四、液壓馬達的計算與選擇要確定液壓馬達的轉(zhuǎn)速和功率及其扭矩大小，并選定其產(chǎn)品型號，首先要計算馬達需要驅(qū)動的最大荷載，確定左右鏟板移動的速度，使馬達在其額定功率或以下工作，避免其超負荷工作。4.1鏟斗負載的計算當鏟斗寬度伸到最長并裝滿煤炭時，鏟板所受的壓強最大，鏟板伸出后的理論最大斗容量為qmax=1.2m3，煤的散密度為=0.75g/cm3，煤炭的總重量為G=qmax=900kg，鏟板上所受的壓強大約為p=G9.8

12、(1.31.1)=6168Pa。鏟斗的材料選擇標準斗的國產(chǎn)優(yōu)質(zhì)合金鋼Q345，查閱機械設(shè)計手冊得鏟板與鏟板之間無潤滑時摩擦因數(shù)=0.15，左右鏟板各受摩擦力Ff=ps=407N，其中s=1.10.4=0.44m2。4.2液壓馬達的選擇由于每個移動鏟板的摩擦阻力為Ff=407N，并且當左右鏟板的側(cè)面刮起車廂角落的煤時要承受一定的阻力Ff1，假定阻力為滿載重量的一半，即Ff1=Gg2=4500N。假設(shè)左右鏟板在5s內(nèi)伸到最長，鏟板的速度=300mm5s=0.06m/s，由功率計算公式P=FV知，鏟板消耗總功率為：P=(Ff+Ff1)2=588.84w。螺旋機構(gòu)采用的是滑動螺旋，傳動效率低，一般為3

13、040，閉式齒輪的傳動效率（單級）為0.960.99，此外還有軸承摩擦的功率損失，則液壓馬達的基本功率是P=P0.30.96=2044.58w。查閱相關(guān)信息資料，可采用丹麥丹佛斯（SAUER DANFOSS）OMM系列微型擺線液壓馬達OMM32 151G0003型號，具體參數(shù)如下：丹佛斯OMM32技術(shù)參數(shù)馬達排量50.3cm/rev額定輸出扭矩36Nm輸出轉(zhuǎn)速10700r/min額定輸出轉(zhuǎn)速650r/min輸出扭矩1140Nm系統(tǒng)流量20L/min輸出功率2.4kw質(zhì)量2.3kg液壓馬達的功率確定以后，其輸出扭矩和輸出轉(zhuǎn)速的乘積便是功率值，即P=T，輸出轉(zhuǎn)速為一范圍，輸出扭矩隨著輸出轉(zhuǎn)速的變化

14、而變化。另外，該馬達采用圓錐滾子軸承支撐設(shè)計，具有較大的徑向承載能力，使得馬達可直接驅(qū)動工作機構(gòu)，所以該馬達可以直接和齒輪連接。 圖4-1 丹佛斯OMM32微型擺線液壓馬達五、鏟板的計算與校核5.1中間鏟板的計算與校核中間鏟板主要受煤炭的重力和鏟斗挖掘時挖掘力的反作用力，煤炭重力G=4500N，鏟板受均布荷載q=G1.1=4090N/m。鏟斗挖掘力依據(jù)力矩平衡原理由下式計算:Fb=FcHNQPQVMN式中: Fb為鏟斗理論挖掘力，F(xiàn)c為鏟斗缸推力，HN, MN, QP, QV為力臂。因油缸桿直徑d=0.05m，所以Fc=20MPa4d2=39270N，代入上式Fb=FcHNQPQVMN=392

15、70N0.400m0.223m1.06m0.305m=10.8kN，所以挖掘反作用力Fb=Fb=10.8KN，計算簡圖和鏟板受力圖如下所示： 圖5.1挖掘力計算位姿示意圖 圖5.2 中間鏟板剖面受力簡圖由受力圖可知，鏟板的最大剪力FS,max=4500+10800=15300N，最大彎矩Mmax=40901.122+108001.1=14355Nm。先按正應(yīng)力強度條件選擇板的截面尺寸，max=MmaxWz=14355Nm160.8h2，查機械設(shè)計手冊合金鋼Q345的屈服極限s=345MPa，抗拉強度b=470630MPa，=sns=345MPa1.1=314MPa，代上式得h0.018m，取板

16、厚h=18mm。校核切應(yīng)力強度max=1.5FS,maxA=1.515300N0.80.018=1.59MPa=0.5=156MPa，所以板的強度符合條件。鏟板的剛度校核，端點的轉(zhuǎn)角=Fl22EI+ql36EI，代入F、q、l=1.1m、E=206GPa、I=bh312=5.34610-7m4，得=6.75710-2rad=3.8，撓度=Fl33EI+ql48EI=5.03110-2m=50.3mm。顯然，鏟板的轉(zhuǎn)角和撓度都較大，可以采取在中間鏟板的中間位置焊接加強筋肋板來降低轉(zhuǎn)角和位移，經(jīng)計算證明，肋板的長度達到0.5m左右時，撓度會降低到5mm以內(nèi)，比較符合要求。5.2左右鏟板的計算與校核

17、以上計算了中間鏟板的厚度并校核了強度和剛度，由于左右鏟板的頂面和側(cè)面都有連接（焊接），相當于增強了強度和剛度，因此板厚可以取小一點，取h=10mm，經(jīng)計算證明，左右鏟板的強度和剛度均符合要求。為了提高鏟斗的整體剛度，可在左右鏟板和中間鏟板之間用圓柱副連接，即中間鏟板上開有圓柱孔，而左右鏟板焊接有圓柱桿，桿與孔為滑動副?，F(xiàn)計算桿的直徑d和桿數(shù)n，以左鏟板為例，其總負重為F=4500+10800/2=7650N，n個桿的最大剪力FS,max=7650N，最大彎矩Mmax=76500.3m=2295Nm。1.桿的強度設(shè)計按正應(yīng)力強度max=MmaxnWz，Wz=d332，查閱機械設(shè)計手冊，材料選取合

18、金結(jié)構(gòu)鋼37CrNi3，屈服極限s=910MPa，抗拉強度b=1130MPa，=sns=910MPa1.1=828MPa，代入上式，當n=3時，解得d0.021m。取桿直徑d=22mm。按切應(yīng)力強度max=43FS,maxR2=437650N0.0112=26.83MPa=0.5=414MPa，所以桿的強度符合要求。2.桿的剛度校核桿剛度的校核，右端點的轉(zhuǎn)角=Fnl22EI=765030.322206109d464=2.7，撓度=Fnl33EI=9.610-3m=9.6mm，可見，每根桿的變形量都相對較小，這還沒考慮到絲杠，加上絲杠總共四根桿，變形量會更小，所以桿的剛度基本符合要求。圖5.3

19、連接桿的受力簡圖六、傳動件的計算與校核螺旋傳動設(shè)計為滑動螺旋，屬于傳導螺旋，以傳遞運動為主，也承受較大的軸向載荷。由于螺桿細長且水平布置，所以在螺桿的兩端和中間各有兩個附加支撐，以提高螺桿的工作剛度。兩端為滑動軸承支撐，中間為滾動軸承支撐。螺母設(shè)計為組合螺母，是為了消除軸向間隙和補償旋合螺紋的磨損，避免反向傳動時的空行程。6.1螺桿和螺母的計算與校核滑動螺旋采用梯形螺紋類型，螺桿的材料選取40Cr號鋼，有較高的耐磨性，用于精度較高的傳動，查機械設(shè)計手冊屈服點s=785MPa，抗拉強度b=980MPa。螺母的材料選取鑄錫青銅ZCuSn10P1，其材料的耐磨性較好，適用于一般傳動，查機械設(shè)計手冊屈

20、服點s=33.3MPa，抗拉強度b=209MPa。6.1.1螺桿的設(shè)計計算和強度校核因為螺桿左右對稱，以下計算均以一半螺桿為研究對象。1.耐磨性計算螺桿中徑d20.8Fp，其中=2.5，根據(jù)表5-12查得許用壓力p=11MPa，軸向載荷F=Ff+Ff1=4907N，代入上式得：d21.0710-2m=1.07cm。查機械設(shè)計手冊，按國家標準選取公稱直徑d和螺距P，數(shù)據(jù)如下：螺距P8mm螺紋中徑d2(D2)20mm公稱直徑d24mm外螺紋小徑d115mm內(nèi)螺紋大徑D25mm內(nèi)螺紋小徑D116mm螺母高度H=d2=2.520=50mm，螺紋工作圈數(shù)u=HP=508=6.2510，螺紋工作高度h=0

21、.5P=4mm，工作壓強校核p=Fd2hu=49070.020.0046.25=3.2MPap。2.螺桿的強度計算ca=1AF2+3(4Td1)2，A=4d12 (1)現(xiàn)在計算螺桿的驅(qū)動扭矩T：螺紋摩擦力矩Mt1=12d2Ftan+V，當量摩擦角V=tan-1fcos，摩擦系數(shù)f=0.08，摩擦角=15，螺紋線升角=sin-1Pd2=0.127rad，代入上式Mt1=10.4Nm。螺旋傳動軸向支撐面摩擦力矩Mt2=13fsFD03-d03D02-d02，軸向支撐面間摩擦因數(shù)fs=0.15，支撐環(huán)面的外徑及內(nèi)徑D0=24mm,d0=15mm，代入上式得Mt2=7.3Nm。螺旋傳動徑向軸承摩擦力矩

22、Mt3=(f1F+f2+f37650N3)d2，查機械設(shè)計手冊得滾動軸承(深溝球軸承)受軸向載荷摩擦因數(shù)f1=0.004，徑向載荷摩擦因數(shù) f2=0.002，滑動軸承半液體摩擦因數(shù)f3=0.008，代入上式得Mt3=0.54Nm。所以驅(qū)動扭矩T=Mt1+Mt2+Mt3=10.4+7.3+0.54=18.3Nm。螺桿的轉(zhuǎn)速為n=60vP=600.06m/s0.008m=450r/min。螺桿的驅(qū)動功率P1=Tn9550=18.34509550=0.862kw。查表5-13得螺桿=s4=785MPa4=196MPa，將T值代入(1) 式得ca=55.3MPa，所以螺桿的強度符合要求。3.螺桿的穩(wěn)定

23、性計算螺桿承受的軸向力F必須小于臨界載荷Fca，穩(wěn)定性條件Sca=FcrFSs，取Ss=4.0，柔度s=li=1.000.3md14=80，則螺桿的臨界載荷為：Fcr=4801+0.0002s24d12=37203N，代入上式Sca=FcrF=372034907=7.64.0，所以滿足穩(wěn)定性條件。4.螺桿的橫向振動校核臨界轉(zhuǎn)速nc=12.310612d1lc2，系數(shù)1=3.142，lc=0.3m，代入上式nc=20237r/min，因此轉(zhuǎn)速n=450r/min0.8nc=16190r/min。所以螺桿的轉(zhuǎn)速在合理范圍內(nèi)。6.1.2螺母的設(shè)計計算和強度校核螺母螺紋牙的強度計算，剪切強度條件=FD

24、bu螺紋牙危險截面的彎曲強度條件=6FlDb2u螺紋牙根部的厚度b=0.65P=5.2mm，彎曲力臂l=D-D22=2.5mm，u=6.25，查機械設(shè)計表5-13，許用切應(yīng)力=30MPa，許用彎曲應(yīng)力b=40MPa，代入上式得=2MPa，=5.6MPab。所以螺母螺紋牙的強度滿足要求。6.2齒輪的計算與校核由6.1計算可知，螺桿的驅(qū)動功率P=2P1=1.73kw，螺桿轉(zhuǎn)速n2=450r/min，螺桿驅(qū)動扭矩T=36.6Nm，而液壓馬達額定輸出轉(zhuǎn)速即小齒輪轉(zhuǎn)速n1=650r/min，所以傳動比即齒數(shù)比u=n1n2=d2d1=z2z1=1.44，輸入功率P1=2.4kw，工作壽命10年(每年工作3

25、00天)，兩班制，工作平穩(wěn)。傳動方案如下：圖6-1 齒輪傳動簡圖1.選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)按所給的傳動方案，選用支直齒圓柱齒輪。齒輪轉(zhuǎn)速不高，選用7級精度(GB 1009588)。材料選擇，由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。選小齒輪齒數(shù)z1=20，大齒輪齒數(shù)z2=1.4420=28.8，取z2=29。2.按齒面接觸強度設(shè)計由公式(10-9a)進行試算，即d1t2.323KT1du1uZEH2確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值，選取載荷系數(shù)Kt=1.3，計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=95.51

26、05P1n1=95.51052.4650=3.53104Nmm。由表10-7選取齒寬系數(shù)d=1。查表10-6得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa0.5。由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim 1=600MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim 2=550MPa。由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N1=60n1jLb=6065012830010=1.872109N2=1.8721093.2=5.85108由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.92，KHN2=0.96。計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1，安全系數(shù)S=1，由式10-12得H1=KHN1lim 1

27、S=0.926001=552MPa且H2=KHN2lim 2S=0.965501=528MPa計算，試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入H中的較小值。d1t2.3231.33.5310412.441.44189.85282mm=50.062mm圓周速度v=d1tn1601000=50.062650601000m/s=1.70m/s；齒寬b=dd1t=150.062mm=50.062mm；齒寬與齒高之比bh，模數(shù)mt=d1tz1=50.06220=2.503mm，齒高h=2.25mt=2.252.503=5.63mm，bh=50.0625.63=8.89；計算載荷系數(shù)，根據(jù)v=1.70m/s，7級精

28、度，由圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.08；直齒輪，KH=KF=1；由表10-2查得使用系數(shù)KA=1；由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承對稱布置時，齒向載荷分布系數(shù)KH=1.311。由bh=8.89，KH=1.311查圖10-13得KF=1.36，載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=11.0811.311=1.416按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式10-10a得d1=d1t3KKt=50.06231.4161.3=51.5mm計算模數(shù)m=d1z1=51.520=2.57mm。3.按齒根彎曲強度設(shè)計由式10-5得彎曲強度的設(shè)計公式為m32KT1dz12YFaYSaF確定公式內(nèi)的

29、各計算數(shù)值，由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500MPa，大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2=380MPa，由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2=0.89，計算彎曲疲勞許用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式10-12得F1=KFN1FE1S=0.855001.4MPa=303.57MPaF2=KFN2FE2S=0.893801.4MPa=241.57MPa計算載荷系數(shù)K。K=KAKVKFKF=11.0811.36=1.469查取齒形系數(shù)。由表10-5查得YFa1=2.80；YFa2=2.53。查取應(yīng)力校正系數(shù)。由表10-5查得YSa1=1.55，Y

30、Sa2=1.62。計算大、小齒輪的YFaYSaF并加以比較。小齒輪YFa1YSa1F1=2.801.55303.57=0.0143大齒輪YFa2YSa2F2=2.531.62241.57=0.01697取上面兩個數(shù)的較大值。設(shè)計計算，m321.4693.5310412020.01697mm=1.64mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.64并就近圓整為標準值m=2mm，按接觸強度計算的分度圓直徑d1=51.5mm，

31、算出小齒輪的齒數(shù)z1=d1m=51.5226大齒輪齒數(shù)z2=1.4426=37.44，取z2=38。這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。4.幾何尺寸計算分度圓直徑 d1=z1m=262mm=52mmd2=z2m=382mm=76mm中心距a=d1+d22=52+762mm=64mm齒輪寬度b=dd1=152mm=52mm取B1=57mm，B2=52mm。5.結(jié)構(gòu)設(shè)計對于圓柱齒輪，齒根圓到鍵槽底部的距離ee。初步計算當量動載荷P，根據(jù)式13-8aP=fpXFr+YFa按照表13-6，取fp=1.2。按照表13-5，X=0.56，Y值

32、需在已知型號和基本額定靜載荷C0后才能求出?，F(xiàn)暫選一近似中間值，取Y=1.5，則P=1.20.562550+1.51125N=3738N根據(jù)式13-6，求軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值C=P60nLh106=37383604505000106N=19176N按照軸承樣本或設(shè)計手冊選擇C=22200N的6305軸承此軸承的基本額定靜載荷C0=11500N。驗算如下：求相對軸向載荷對應(yīng)的e值和Y值。相對軸向載荷為FaC0=112511500=0.09783，在表中介于0.070.13之間，對應(yīng)的e值為0.270.31，Y值為1.61.4。用線性插值法求Y值。Y=1.4+1.6-1.40.13-0.09

33、7830.13-0.07=1.507故X=0.56，Y=1.507求當量動載荷P=1.20.562550+1.5071125N=3748N驗算6305軸承的壽命，根據(jù)式13-5Lh=10660nCP=106604502220037483h=7696.56h5000h即高于預期計算壽命。符合實際要求，軸承各項參數(shù)如下表： 圖7-3 深溝球軸承 圖7-4軸承的雙支點各單向固定d(mm)(mm)B(mm)da(min/ mm)Da(max/mm)ra(max/ mm)25621732551d2(mm)D2(mm)r (min/ mm)C(KN)C0(KN)重量W(kg)36511.122.211.5

34、0.219極限轉(zhuǎn)速/(r/min)|脂極限轉(zhuǎn)速/(r/min)|油軸承代號|60000型100001400063057.3裝配輸入軸的滾動軸承的計算與校核每個深溝球軸承的軸向載荷Fa=0N，徑向載荷為小齒輪所受的徑向力，即Fr=Fttan=2T1d1tan=236Nm52mmtan20=504N，軸承轉(zhuǎn)速n=650r/min，運轉(zhuǎn)時有輕微振動，預期計算壽命Lh=5000h。現(xiàn)在確定其型號：求比值FaFr=0根據(jù)表13-5，深溝球軸承的最小e值為0.22，故此時FaFre。按照表13-5，X=1，Y=0。按照表13-6，取fp=1.2。計算當量動載荷P，根據(jù)式13-8aP=fpXFr+YFa則P

35、=1.21504+0N=605N根據(jù)式13-6，求軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值C=P60nLh106=6053606505000106N=3508N按照軸承樣本或設(shè)計手冊選擇C=3500N的61804軸承。此軸承的基本額定靜載荷C0=2200N。驗算61804軸承的壽命，根據(jù)式13-5有Lh=10660nCP=1066065035006053h=4964h5000h即稍微低于預期計算壽命，但相差不大，可以選62804軸承，但為了節(jié)省材料也可以選61804軸承。符合實際要求，軸承各項參數(shù)如下表：d(mm)(mm)B(mm)da(min/ mm)Da(max/mm)ra(max/ mm)203272

36、2.4300.3d2(mm)D2(mm)r (min/ mm)C(KN)C0(KN)重量W(kg)23.528.60.33.502.200.015極限轉(zhuǎn)速/(r/min)|脂極限轉(zhuǎn)速/(r/min)|油軸承代號|60000型1800024000618047.4聯(lián)軸器的計算與校核因連接液壓馬達和輸入軸的空間位置比較狹小，所以考慮采用聯(lián)軸器連接，安裝液壓馬達的位置可以和減速箱遠一些，由于鏟斗工作時振動比較大，可以采用具有緩沖減振功能的有彈性元件的撓性聯(lián)軸器。液壓馬達的功率P=2.4kw，轉(zhuǎn)速n=650r/min，液壓馬達軸伸的直徑為d=22mm，選擇過程如下：為了隔離振動與沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸

37、器。載荷計算，公稱轉(zhuǎn)矩T=9.55106Pn=9.551062.4650Nmm=3.526104Nmm由表14-1查得KA=1.7，故由式14-1得計算轉(zhuǎn)矩為Tca=KAT=1.73.526104Nmm=60Nm型號選擇，從GB/T 4323-2002中查得LT4型彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為63Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為5700r/min，軸孔直徑為2024mm。故適合用此聯(lián)軸器，參數(shù)如下表：型號LT4軸孔長度|L(mm)52許用轉(zhuǎn)速n|鋼(r/min)5700軸孔長度|L(mm)推薦40軸孔直徑d1、d2、dz|鋼(mm)20、22、24D|(mm)106軸孔長度|Y型|L(mm)52A|(mm

38、)35軸孔長度|J，J1，Z型|L1(mm)38重量|(kg)2.84轉(zhuǎn)動慣量|(kgm2)0.0037許用安裝補償|45許用安裝補償|Y(mm)0.1公稱轉(zhuǎn)矩Tn/(Nm)637.5輸入軸的計算與校核輸入軸上的功率為馬達的功率P=2.4kw，轉(zhuǎn)速n=650r/min，轉(zhuǎn)矩為T=9550000Pn=35260Nmm。作用在小齒輪上的力為圓周力Ft=2Td1=23526052N=1356N，徑向力Fr=Fttan=494N。軸的最小直徑估算，選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取A0=112，則有dmin=A03Pn=11232.4650mm=17.311mm因為前面已經(jīng)設(shè)計了裝配輸

39、入軸的滾動軸承和液壓馬達連接輸入軸的聯(lián)軸器，它們的和輸入軸連接處的直徑均為20mm，考慮到裝配的條件和強度等因素，選取軸的最小直徑為20mm。1.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案是進行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計的前提，它決定著軸的基本形式。所謂裝配方案，就是預定出軸上主要零件的裝配方向、順序和相互關(guān)系。下圖所示軸系的裝配方案是：齒輪、套筒、右端軸承、軸承端蓋、半聯(lián)軸器依次從軸的右端向左安裝，左端只裝軸承及其端蓋。圖7-5 軸的結(jié)構(gòu)與裝配零件的軸向定位采用軸肩定位和套筒定位，零件的周向定位采用平鍵定位，示意圖如下所示： (a)軸肩固定 (b)套筒固定 (c)平鍵固定確定各軸段直徑和長度，以最小直徑dmin和

40、齒輪、聯(lián)軸器等零件配合時的準則為原則，初步確定軸的各段直徑和長度，尺寸如下圖所示(以圖7-5為參考從左至右排列)。圖7-6 軸的尺寸示意圖2.軸的計算按彎扭合成強度條件計算，根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。將計算出的截面C處的彎矩和扭矩值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=678N，F(xiàn)NH2=678NFNV1=247N，F(xiàn)NV2=247N彎矩MMH=25760NmmMV=9386Nmm總彎矩M=257602+93862=27420Nmm扭矩TT=35260Nmm圖7-7 軸的載荷分析圖按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度，進

41、行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即截面C)的強度。根據(jù)式15-5及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸雙向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力，取=1，軸的計算應(yīng)力ca=M2+(T)2W=274202+(135260)20.1303MPa=16.5MPa前面已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得-1=60MPa，因此ca-1，故安全。因無大的瞬時過載及嚴重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度計算和軸的疲勞強度校核。八、連接件的計算與校核8.1滑動軸承座螺紋連接的計算與校核由于7.1中選取了整體無襯正滑動軸承常見型式1型，規(guī)定了連接件上的通孔直徑15mm，所以螺釘?shù)墓Q直徑d11.3mm

42、)。3.校核螺釘組連接接合面的工作能力連接接合面下端的擠壓應(yīng)力不許超過許用值，以防止接合面壓碎。由式5-20有Pmax=1AzF0-CmCb+CmFh+MW=1310215855+0.82550+0=1125N/cm2=11.25MPa，由表5-6查得P=0.8S=0.8240MPa=192MPa11.25MPa，故連接接合面不致壓碎。連接接合面應(yīng)保持一定的殘余預緊力，以防止軸承受力時結(jié)合面間產(chǎn)生間隙，即Pmin0，參考式5-21，有Pmax=1AzF0-CmCb+CmFh-MW=11.25MPa0故接合面上受力時受壓最小處不會產(chǎn)生間隙。4.校核螺釘所需的預緊力是否合適參考式5-2，對碳素鋼螺

43、釘，要求F00.60.7SA1已知S=240MPa，A1=4d12=411.92mm2=111.2mm2，取預緊力下限值即0.6SA1=0.6240111.2=16015N，要求的預緊力F0=15855N，小于上值，故滿足要求。最后選用的螺栓規(guī)格如下：圖8-2 螺栓(GB/T 5782-2000)螺紋規(guī)格(6g)|d螺紋規(guī)格(6g)|dPb(參考)|l125e|min|A級M14(M141.5)3423.36s|maxs|min|A級k公稱l長度范圍|A級2120.678.850140注：(單位均為mm)8.2小齒輪和軸平鍵連接的計算與校核圖8-3 鍵的尺寸示意圖小齒輪需傳遞的扭矩為液壓馬達的

44、輸出扭矩T=36Nm，載荷有輕微沖擊，齒輪輪轂寬度為57mm，裝齒輪處的軸頸d=30mm，齒輪精度為7級，鍵的材料采用45號鋼，鍵為圓頭普通平鍵(A型)。根據(jù)d=30mm從表6-1中查得鍵的截面尺寸為：鍵寬b=8mm，鍵高h=7mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=50mm(比輪轂寬度小些)。鍵、軸和輪轂材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力P=110MPa。鍵的工作長度l=L-b=50-8=42mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=3.5mm。由式6-1可得P=2T103kld=2361033.54230MPa=16.33MPaP符合各強度和工作要求。鍵的標記為：鍵850 GB/

45、T 1095-2003。8.3大齒輪和軸平鍵連接的計算與校核大齒輪需傳遞的扭矩為螺桿驅(qū)動扭矩T=36.6Nm，載荷有輕微沖擊，齒輪輪轂寬度為52mm，裝齒輪處的軸頸d=30mm，齒輪精度為7級，鍵的材料采用45號鋼，鍵為圓頭普通平鍵(A型)。根據(jù)d=30mm從表6-1中查得鍵的截面尺寸為：鍵寬b=8mm，鍵高h=7mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=45mm(比輪轂寬度小些)。鍵、軸和輪轂材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力P=110MPa。鍵的工作長度l=L-b=45-8=37mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=3.5mm。由式6-1可得P=2T103kld=236.610

46、33.53730MPa=18.84MPaP符合各強度和工作要求。鍵的標記為：鍵845 GB/T 1095-2003。九、鏟斗的運動仿真將在proe里面建好的鏟斗模型進行機構(gòu)分析，左右鏟板的運動為先伸出后縮回，過程如下：將鏟斗模型和卸煤機的模型進行裝配，并在火車卸煤的場景進行模擬，在卸煤的過程中鏟斗會根據(jù)情況在合適的時間內(nèi)伸縮閉合，如下所示：十、鏟斗的有限元分析和結(jié)構(gòu)優(yōu)化10.1中間鏟板的分析校核與優(yōu)化由前面的分析可知，中間鏟板滿載時所受的壓強為6168MPa，方向為垂直于板面向下。假如中間鏟板不加肋板，則中間鏟板的強度條件雖然滿足要求，但是剛度校核時變形位移較大(約為4mm)，所以必須采取加強

47、措施。下面對中間鏟板在滿載時不加肋板與加肋板進行比較。圖10-1 中間鏟板無肋板時的應(yīng)力與位移分布圖由上面的分析可以看出，中間鏟板在滿載時出現(xiàn)了應(yīng)力集中，主要在鏟板的拐角處，約為55MPa，而且位移也比較大，約為3.3mm左右，這對鏟斗的工作是不利的，容易導致鏟板變形。下面對鏟板的內(nèi)側(cè)加兩個肋板，通過分析可以看出，原來應(yīng)力集中處通過肋板消除了，總的位移減少到了1.85mm，基本符合要求。圖10-2 中間鏟板加肋板后的應(yīng)力與位移分布圖下面分析中間鏟板在滿載重力和挖掘反作用力的共同作用下的應(yīng)力與位移分布圖，從圖中可以看出，在兩個力的作用下，鏟板的最大應(yīng)力值為230MPa，小于但接近Q345鋼的屈服

48、極限，充分利用了材料。最大位移值為5.5mm，相對于鏟板的整體尺寸而言可以忽略，況且這是在滿載重力和挖掘反作用力的雙重作用下的結(jié)果，鏟斗一般不會在這種極限受力狀況下工作，另外這樣考慮是為了提高安全系數(shù)。圖10-3 中間鏟板在滿載和挖掘反作用力下的應(yīng)力與位移分布圖10.2左右鏟板的分析校核與優(yōu)化由于左右鏟板在工作時的受力情況是對稱分布的，所以只分析右鏟板的應(yīng)力與位移分布情況即可，單獨的右鏟板在滿載時正面和側(cè)面都受到6168MPa的壓力，在挖掘時末端受到3600N的力，分析如下：圖10-4 右鏟板優(yōu)化前的應(yīng)力與位移分布圖由上面的分析可知，鏟板的應(yīng)力值最大為45MPa，遠小于材料的屈服極限，位移的最大值為0.97mm，因此未發(fā)揮材料的性能，可以考慮減小鏟板的厚度以減輕重量，原來板的厚度是10mm，可以減薄到6mm，并且在應(yīng)力較為集中的地方倒圓角，另外可以將兩根圓柱桿分開放置以分散載荷。由下圖可知優(yōu)化后最大應(yīng)力和位移值分別為82MPa、2.3mm。圖10-5 右鏟板優(yōu)化后的應(yīng)力與位移分布圖10.3螺桿的有限元分析與校核螺桿在正常工作情況下主要受端部的徑向載荷Fr=7650N3=2550N，受螺母傳遞的軸向載荷Fa=Ff1=4500