psh4d型立体停车库横移传动机构设计论文

psh4d型立体停车库横移传动机构设计论文内容摘要：

传动比 i=滚轮电机nn = = 小链轮齿数为 Z1，大链轮齿数为 Z2 根据《 机械设计实用手册 》表 825，取小链轮齿数 Z1=17 则大链轮齿数 Z2=i Z1=17= 由于链节数通常是偶数，为使链条和链轮磨损均匀，常取链轮齿数为奇数，并尽可能与链节数互质 [5]。 取 Z2=19 设计功率为 Pd Pd=MZAKKPK P—— 传递功率 ， KW KA—— 工作情况参数 KZ—— 小链轮齿数系数 Km—— 复排链排数系数 查 《机械设计实用手册》表 826,KA= 查 《机械设计实用手册》表 827,KZ= 查 《机械设计实用手册》表 828,Km=1 Pd=MZAKKPK =  KW= KW 根据设计功率 Pd 和小链轮转速 n 小 确定链条节距 p 小链轮转速 n 小 =n 电机 查 《机械设计实用手册》 图 822，选 08A 型滚子链 节距 p= 排距 pt= 滚子直径 d1= 内链节内宽 b1= 内链板高度 h2= 毕业设计说明书论文 1961660126 课件之家的资料精心整理好资料 根据《 机械设计实用手册 》表 825，初定中心距 a0 a0=30p=30=381mm 链节数 Lp0=0212210 π2Z2a2 apZZZp   =78 为了避免使用过渡链节，应将计算出的链节数 Lp0圆整为偶数 Lp 则 Lp=78 链条长度 L=1000pLp = 1000  = 理论中心距 a=p(2LpZ1Z2)Ka Ka—— 中心距计算系数 查 《机械设计实用手册》 表 829,Ka= a=p(2LpZ1Z2)Ka=(2781719)=381mm 实际中心距 a’=a△a △a= a0=381= a’=a△a== 平均链速为 v 链 v 链 = 100060 nZ 11 p = 100060   = 有效圆周力为 Ft Ft=链vP1000 =  =3636N 作用在轴上的力为 FQ 对于水平传动 FQ==3636=4180N 根据节距 p 与链速 v 链 ， 查《机械设计实用手册》图 824，选择第 I 种润滑方式 (2)滚子链链轮的设计 毕业设计说明书论文 1961660126 课件之家的资料精心整理好资料 图 滚子链链轮 图 滚子链链轮轴向齿廓 1)小链轮的设计 已知：小链轮齿数 Z1=17，配用链条的节距 p=， 排距 pt=， 滚子外径 d1=，内链节内宽 b1=， 内链板高度 h2= 分度圆直径 d=1Z180sinp=17180sin= 齿顶圆直径 da damax=d+=+= damin=11 )(d dZp = ）17 （  = damin≤da≤damax da值取整数 [5] 取 da=74mm 齿根圆直径 df=dd1== 毕业设计说明书论文 1961660126 课件之家的资料精心整理好资料 分度圆弦齿高 ha hamax=11 ）Z （ d= )17 ( = hamin=(pd1)=（ ） = hamin≤ha≤hamax 取 ha=4mm 最大齿根距离 LX 奇数齿 最大齿根距离 LX=1190cosd dZ =  = 侧齿凸缘直径 dg= Z180cotp 21 =  =mm dg 值 取整数 [5] 取 dg=55mm 齿宽 bfi=== 齿侧倒角 ba 公称 === 齿侧半径 rx公称 =p= 齿全宽 bfn 单排齿全宽 bfn=bfi= 2)大链轮的设计 已知：大链轮齿数 Z2=19，配用链条的节距 p=， 排距 pt=， 滚子外径 d1=，内链节内宽 b1=， 内链板高度 h2= 分度圆直径 d=2Z180sinp=19180sin= 齿顶圆直径 da damax=d+=+= damin=12 )(d dZp = ）19 （  = 毕业设计说明书论文 1961660126 课件之家的资料精心整理好资料 damin≤da≤damax da值取整数 [5] 取 da=82mm 齿根圆直径 df=dd1== mm 分度圆弦齿高 ha hamax=12 ）Z （ d= )19 ( = hamin=(pd1)=（ ） = hamin≤ha≤hamax 取 ha=4mm 最大齿根距离 LX 奇数齿 最大齿根距离 LX=1290cosd dZ =  = 侧齿凸缘直径 dg= Z180cotp 22 =  =mm dg 值 取整数 [5] 取 dg=64mm 齿宽 bfi=== 齿侧倒角 ba 公称 === 齿侧半径 rx公称 =p= 齿全宽 bfn 单排齿全宽 bfn=bfi= (3)传动轴的设计 传动轴在工作的时候主要受到滚子链对它的压力 FQ，轴承座对它的压力 4Mg ，轨道对它的支承反力 F1和 F2以及电机对它的转矩。 对轴进行受力分析，如图 毕业设计说明书论文 1961660126 课件之家的资料精心整理好资料 图 轴受力图 轴所受的扭矩 T 轴 =轴轴nP9549 =  =mm 作用在轴上的力为 FQ=4180N 4Mg = 4  =4900 N 计算支撑反力 F1， F2 ΣF1=0： F2= ΣF2=0： F1= 图 剪力图 图 弯矩图 毕业设计说明书论文 1961660126 课件之家的资料精心整理好资料 图 转矩图 轴的直径 为 d d≥3122]δ[ )α T(M10  根据 《机械 设计实用手册》 表 511， 45 号钢调质处理 [δ+1]=215MPa 当扭转切应力为静应力时，取 α=[5] d≥3122]δ[ )α T(M10 = 初选轴的 危险截面的 直径 d=45mm 轴的校核 1)轴的弯扭合成条件 δca= W 22 ）T（ αM  ≤[δ+1] 式中 M—— 轴危险截面上的弯矩， Nmm T—— 轴危险截面上的转矩， Nmm W—— 轴危险截面上的抗弯截面模数， mm3 α—— 折合系数 [δ+1]—— 静 应力时轴的许 用弯曲应力 ， MPa 当扭转切应力为静应力时，取 α=[5] 轴危险截面上的抗弯截面模数 W= 32dπ3 = 3245π 3 = mm3 δca= W 22 ）T（ αM  = ）（872020 22  = MPa 毕业设计说明书论文 1961660126 课件之家的资料精心整理好资料 查《 机械设计实用手册》 表 511， 45 号钢调质处理 [δ+1]=215 MPa δca≤[δ+1] 故轴安全 2)疲劳强度安全系数校核 S= ][)(3）K（δ2τ2δ1 SWTKWMT 式中 δ1—— 材料的弯曲疲劳极限， MPa M—— 轴危险截面上的弯矩 ， Nmm T—— 轴危险截面上的转矩 ， Nmm W—— 轴危险截面上的抗弯截面 模 数 ， mm3 WT—— 轴危险截面上的抗扭截面 模 数 ， mm3 Kδ—— 弯曲疲劳极限的综合影响系数 Kτ—— 剪切 疲劳极限的综合影响系数 [S]—— 许用安全系数 查《 机械设计实用手册》 表 511， 45 号钢调质处理 δ1=275 MPa 查《 机械设计实用手册》 表 5112， Kδ=， Kτ= 查《 机械设计实用手册》 表 5121， [S]= 轴危险截面上的抗弯截面模数 W= 32dπ3 = 3245π 3 = mm3 轴危险截面上的抗扭截面模数 WT= 16dπ3 = 1645π 3 = mm3 S=2τ2δ1)(3）K（δTWTKWM = S≥[S] 故轴危险截面疲劳强度校核通过 3)静强度安全系数校核 SS=22s)(3)(δTaWTAFWM ≥ [SS] 毕业设计说明书论文 1961660126 课件之家的资料精心整理好资料 式中 δS—— 材料的屈服极限， MPa M—— 轴危险截面上的弯矩， Nmm T—— 轴危险截面上的转矩， Nmm W—— 轴危险截面上的抗弯截面模数， mm3 WT—— 轴危险截面上的抗扭截面模数， mm3 Fa—— 作用在轴上的轴向载荷， N [SS]—— 静强度的许用安全系数 查《 机械设计实用手册》 表 511， 45 号钢调质处理 δS=355MPa 查《 机械设计实用手册》 表 5122，铸造轴 [SS]= SS=22s)(3)(δTaWTAFWM = SS≥ [SS] 故轴危险截面的静强度校核通过 (4)滚动轴承的设计 查《机械设计实用手册》表 612，根据各轴承特点选用深沟球轴承，其特点和应用是与尺寸相同其他类型轴承相比较，此类轴承摩擦损失最小，极限转速高，工作中允许内外圈轴线偏差量 ≤8′16′，大量生产，价格最低 [4]，见图。 图 深沟球轴承尺寸 根据传动轴的尺寸查《机械设计实用手册》表 6149，选择代号为 6008 的深沟球轴承 毕业设计说明书论文 1961660126 课件之家的资料精心整理好资料 外形尺寸： d=40mm， D=68 mm， B=15 mm， r=1 mm， d1≈ mm， D1≈ mm 安装尺寸： damin=46 mm， DaMax=62 mm， raMax=1 mm。