帶式運(yùn)輸機(jī)設(shè)計(jì)說(shuō)明書

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1、 1.1機(jī)械設(shè)計(jì)綜合實(shí)踐任務(wù)書 設(shè)計(jì)題目：帶式傳輸機(jī) 1.1.1任務(wù)背景 帶式輸送機(jī)是一種摩擦驅(qū)動(dòng)以連續(xù)方式運(yùn)輸物料的機(jī)械。應(yīng)用它可以將物料在一定的輸送線上，從最初的供料點(diǎn)到最終的卸料點(diǎn)間形成一種物料的輸送流程。它既可以進(jìn)行碎散物料的輸送，也可以進(jìn)行成件物品的輸送。除進(jìn)行純粹的物料輸送外，還可以與各工業(yè)企業(yè)生產(chǎn)流程中的工藝過(guò)程的要求相配合，形成有節(jié)奏的流水作業(yè)運(yùn)輸線。所以帶式輸送機(jī)廣泛應(yīng)用于現(xiàn)代化的各種工業(yè)企業(yè)中。在礦山的井下巷道、礦井地面運(yùn)輸系統(tǒng)、露天采礦場(chǎng)及選礦廠中，廣泛應(yīng)用帶式輸送機(jī)。 1.1.2任務(wù)要求 設(shè)計(jì)一個(gè)帶式傳輸機(jī)裝置，用于鍋爐房運(yùn)煤，三班制工作，每班工作四小時(shí)，空

2、載啟動(dòng)，單向、連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)。 （1）設(shè)計(jì)要求：工作期限為十年，每年工作300天；檢修期間隔為三年；小批量生產(chǎn)，無(wú)鑄造設(shè)備。 （2）已知：運(yùn)輸帶工作拉力F、運(yùn)輸帶工作速度v、運(yùn)輸帶滾筒直徑D、滾筒輪中心高度H（如表1.1所示） （3）附：運(yùn)輸帶繞過(guò)滾筒的損失通過(guò)效率計(jì)算，取效率η=0.97 根據(jù)上述要求和已知條件，確定傳動(dòng)方案、選擇電動(dòng)機(jī)型號(hào)、設(shè)計(jì)減速傳動(dòng)裝置、選擇聯(lián)軸器等。 表1.1 參考數(shù)據(jù) F/N 1100 1150 1200 1250 1300 1350 1400 1450 1500 1550 1600 v/

3、(m/s) 1.6 1.65 1.6 1.55 1.45 1.5 1.55 1.6 1.5 1.55 1.6 D/mm 280， 290， 300，320(任選) H/mm 300 1.2國(guó)內(nèi)外煤礦帶式輸送機(jī)的發(fā)展與現(xiàn)狀 與其他運(yùn)輸設(shè)備(如機(jī)車類)相比，帶式輸送機(jī)不僅具有長(zhǎng)距離(單機(jī)長(zhǎng)度可達(dá)5000米，而且可以實(shí)現(xiàn)多機(jī)進(jìn)行串聯(lián)搭接，運(yùn)距可達(dá)206km )、大運(yùn)量、連續(xù)運(yùn)輸?shù)奶攸c(diǎn)，而且運(yùn)行可靠，易于實(shí)現(xiàn)自動(dòng)化和集中控制，經(jīng)濟(jì)效益十分明顯。帶式輸送機(jī)運(yùn)行維護(hù)費(fèi)用遠(yuǎn)遠(yuǎn)低于公路汽運(yùn)方式，而且只要生產(chǎn)時(shí)間超過(guò)5年，帶式輸送機(jī)輸送方式比公路汽運(yùn)的總投資要小得多，所以在

4、企業(yè)的生產(chǎn)過(guò)程中，凡能實(shí)現(xiàn)帶式輸送機(jī)輸送的場(chǎng)合，一般都采用連續(xù)的帶式輸送機(jī)輸送。 國(guó)外對(duì)于長(zhǎng)距離地面輸送帶式輸送機(jī)的研究和使用較早，主要用于港口、鋼廠、水泥廠、礦山等場(chǎng)合。帶式輸送機(jī)也是煤礦最為理想的高效連續(xù)運(yùn)輸設(shè)備，特別是煤礦高產(chǎn)高效現(xiàn)代化的大型礦井，帶式輸送機(jī)己成為煤炭高效開(kāi)采機(jī)電一體化技術(shù)與裝備的關(guān)鍵設(shè)備。 1.2.1 國(guó)外煤礦用帶式運(yùn)輸機(jī)技術(shù)現(xiàn)狀 國(guó)外帶式輸送機(jī)技術(shù)的發(fā)展主要表現(xiàn)在三個(gè)方面：(1)帶式輸送機(jī)功能多元化、應(yīng)用范圍擴(kuò)大化，如大傾角帶式輸送機(jī)、管狀帶式輸送機(jī)、空間轉(zhuǎn)彎帶式輸送機(jī)等各種機(jī)型；(2)帶式輸送機(jī)本身的技術(shù)向長(zhǎng)運(yùn)距、大運(yùn)量、高帶速等大型帶式輸送機(jī)方向發(fā)展

5、；(3)帶式輸送機(jī)本身關(guān)鍵零部件向高性能、高可靠性方向發(fā)展。在煤礦井下，由于受環(huán)境條件的限制，其帶式輸送機(jī)的技術(shù)指標(biāo)要比地面用帶式輸送機(jī)的指標(biāo)為低。國(guó)外通常使用的帶式輸送機(jī)的主要技術(shù)指標(biāo)如表2.1所示。 表1.2 國(guó)外帶式輸送機(jī)的主要技術(shù)指標(biāo) 主要參數(shù) 國(guó)外300--500萬(wàn)t/a高產(chǎn)高效礦井 順槽可伸縮帶式輸送機(jī) 大巷與斜井固定式強(qiáng)力帶式輸送機(jī) 運(yùn)距（m） 2000—3000 >3000 帶速（m/s） 3.5—4 4—5，最高達(dá)8 輸送量（t/h） 2500—3000 3000—4000 驅(qū)動(dòng)總功率（kw） 1200—2000 1500—3000，最大

6、達(dá)10100 1.2.2 國(guó)內(nèi)煤礦用帶式運(yùn)輸機(jī)的技術(shù)現(xiàn)狀 從20世紀(jì)80年代起，我國(guó)煤礦用帶式輸送機(jī)也有了很大發(fā)展，對(duì)帶式輸送機(jī)的關(guān)鍵技術(shù)研究和新產(chǎn)品的開(kāi)發(fā)都取得了可喜的成果，輸送機(jī)產(chǎn)品系列不斷增多，從定型的SDJ, SSJ, STJ, DT等系列發(fā)展到多功能、適應(yīng)特種用途的各種帶式輸送機(jī)系列，但這一階段的發(fā)展大都基于我國(guó)70年代前后引進(jìn)帶式輸送機(jī)的變形和改進(jìn)，主體結(jié)構(gòu)沒(méi)有大的變化。進(jìn)入90年代后，隨著煤礦現(xiàn)代化的發(fā)展和需要，我國(guó)對(duì)大傾角帶式輸送機(jī)、高產(chǎn)高效工作面順槽可伸縮帶式輸送機(jī)及長(zhǎng)運(yùn)距、大運(yùn)量帶式輸送機(jī)及其關(guān)鍵技術(shù)、關(guān)鍵零部件進(jìn)行了理論研究和產(chǎn)品開(kāi)發(fā)，應(yīng)用動(dòng)態(tài)分析技術(shù)和中間驅(qū)動(dòng)

7、與智能化控制等技術(shù)，研制成功了軟啟動(dòng)和制動(dòng)裝置以及PLC控制為核心的防爆電控裝置。隨著我國(guó)煤礦高產(chǎn)高效礦井的發(fā)展，煤礦井下帶式輸送機(jī)到目前己達(dá)到表2.2所示的主要技術(shù)指標(biāo)。 表1.3 國(guó)內(nèi)帶式輸送機(jī)的主要技術(shù)指標(biāo) 主要參數(shù) 國(guó)內(nèi)200--300萬(wàn)t/a高產(chǎn)高效礦井 順槽可伸縮帶式輸送機(jī) 大巷與斜井固定式強(qiáng)力帶式輸送機(jī) 運(yùn)距（m） 2000—3000 >4500 帶速（m/s） 2.5—4.5 3-5 輸送量（t/h） 1500—3000 2000—3000 驅(qū)動(dòng)總功率（km） 900—1600 1500—3000 1.3我國(guó)現(xiàn)有技術(shù)存在的問(wèn)題和差距 1.

8、3.1技術(shù)性能上的差距 （1）裝機(jī)功率：我國(guó)工作面順槽可伸縮帶式輸送機(jī)的最大裝機(jī)功率為4*250KW，而國(guó)外產(chǎn)品可達(dá)到4*970KW，國(guó)產(chǎn)帶式輸送機(jī)的裝機(jī)功率約為國(guó)外產(chǎn)品的30%~40%，固定帶式輸送機(jī)的裝機(jī)功率相差更大。 （2）運(yùn)輸能力：國(guó)內(nèi)帶式輸送機(jī)最大運(yùn)量為3000t/h,而國(guó)外已經(jīng)達(dá)到5500t/h。 （3）最大輸送帶寬度：國(guó)內(nèi)帶式輸送機(jī)為1400mm，而國(guó)外寬度已達(dá)到1830mm。 （4）帶速：由于受托輥轉(zhuǎn)速的限制，我國(guó)帶式輸送機(jī)帶速為4m/s,國(guó)外為5m/s以上。 （5）工作面順槽運(yùn)輸長(zhǎng)度：我國(guó)為3000m，國(guó)外為7300m。 （6）高效儲(chǔ)帶與張進(jìn)裝置：我國(guó)采用封閉式儲(chǔ)

9、帶結(jié)構(gòu)和絞車張緊為主，張緊小車容易脫軌，輸送帶容易跑偏，輸送帶伸縮式，托輥小車不能自移，需要人工推移，檢修麻煩。國(guó)外采用結(jié)構(gòu)先進(jìn)的開(kāi)放式儲(chǔ)帶裝置和高精度的大扭矩、大興城制動(dòng)張緊設(shè)備，托輥小車能制動(dòng)隨輸送帶伸縮到位。 （7）輸送機(jī)品種：國(guó)內(nèi)機(jī)型品種少，功能單一，使用范圍有限，不能充分發(fā)揮效能，無(wú)法做到一機(jī)多用。 1.3.2 可靠性、壽命上的差距 （1）輸送帶抗拉強(qiáng)度 我國(guó)生產(chǎn)的織物整芯阻燃輸送帶最高位2500N/mm,國(guó)外為3150N/mm。鋼絲繩芯阻燃輸送帶最高為4000N/mm,國(guó)外為7000N/mm。 （2）托輥壽命 國(guó)內(nèi)現(xiàn)有的托輥技術(shù)與國(guó)外相比：壽命短，速度低，阻力大。我國(guó)輸

10、送機(jī)一般托輥的平均壽命為2萬(wàn)小時(shí)，而國(guó)外達(dá)到5~9萬(wàn)小時(shí) （3）帶式輸送機(jī)上下運(yùn)行時(shí)可靠性差 1.3.3控制系統(tǒng)上差距 (1)驅(qū)動(dòng)方式 我國(guó)為調(diào)速型液力耦合和硬齒面減速器組合，而國(guó)外傳動(dòng)方式多樣，如BOSS系統(tǒng)，CST可控傳動(dòng)系統(tǒng)等，控制精度較高 （2）監(jiān)控裝置 國(guó)外輸送機(jī)已經(jīng)采用PLC控制，開(kāi)發(fā)了先進(jìn)的程序軟件與綜合繼電器控制技術(shù)，以及數(shù)據(jù)采信、處理、存儲(chǔ)、傳輸、故障診斷與查詢等完整制動(dòng)監(jiān)控系統(tǒng)。我國(guó)輸送機(jī)僅僅采用了可編程控制器來(lái)控制輸送機(jī)的啟動(dòng)、正常運(yùn)行、停機(jī)等工作過(guò)程 （3）輸送帶保護(hù)裝 國(guó)外帶式輸送機(jī)安裝了防止輸送帶跑偏、打滑、撕裂、過(guò)滿堵塞、自動(dòng)灑水降塵等保護(hù)裝置

11、外，又開(kāi)發(fā)了很多新型的檢測(cè)裝置。 1.4帶式輸送機(jī)的發(fā)展趨勢(shì) （1）大型化、智能化 為了適應(yīng)高產(chǎn)高效集約化生產(chǎn)的需要，帶式輸送機(jī)的運(yùn)輸能力要加大，控制自動(dòng)化水平要提高，長(zhǎng)運(yùn)距、高帶速、大運(yùn)量、大功率是帶式輸送機(jī)今后發(fā)展的必然趨勢(shì)。在今后的10年內(nèi)，輸送量要達(dá)到4000～5000t/h，帶速要提高到6m/s，順槽可伸縮輸送機(jī)頭部集中驅(qū)動(dòng)要達(dá)到3000米，對(duì)于固定強(qiáng)力帶式輸送機(jī)要達(dá)到5000米，單機(jī)驅(qū)動(dòng)功率1000～1500KW,輸送帶要達(dá)到PVG3150和ST6000以上。 （2）提高關(guān)鍵零部件的性能和可靠性 設(shè)備開(kāi)機(jī)率的高低主要取決于輸送機(jī)關(guān)鍵零部件的性能和可靠性。而

12、要提高關(guān)鍵零部件的性能和可靠性，除了進(jìn)一步完善和提高現(xiàn)有零部件的性能和可靠性外，還要不斷開(kāi)發(fā)研究新的技術(shù)和零部件，如高性能可控軟啟動(dòng)技術(shù)、動(dòng)態(tài)分析與監(jiān)控技術(shù)、高效儲(chǔ)帶裝置、快速自移機(jī)尾、高壽命托輥等，使帶式輸送機(jī)的性能進(jìn)一步提高。 （3）擴(kuò)大功能，一機(jī)多用化 帶式輸送機(jī)是一種理想的連續(xù)運(yùn)輸設(shè)備，但目前其效能還沒(méi)有充分發(fā)揮，資源有所浪費(fèi)。如將帶式輸送機(jī)結(jié)構(gòu)作適當(dāng)修改，并采取一定的安全措施，就可拓展到運(yùn)人、運(yùn)料或雙向運(yùn)輸?shù)裙δ?，做到一機(jī)多用，使其發(fā)揮最大的經(jīng)濟(jì)效益。 (4)開(kāi)發(fā)專用機(jī)種 中國(guó)煤礦的地質(zhì)條件差異較大，在運(yùn)輸系統(tǒng)的布置上經(jīng)常會(huì)出現(xiàn)一些特殊要求，如彎曲、大傾角(>25)直至垂直提

13、升、長(zhǎng)運(yùn)距下運(yùn)帶式輸送機(jī)等，而有些場(chǎng)合常規(guī)的帶式輸送機(jī)是無(wú)法滿足要求的。為了滿足煤礦井下的某些特殊要求，應(yīng)開(kāi)發(fā)滿足這些特殊要求帶式輸送機(jī)，如波紋擋邊輸送機(jī)、管狀帶式輸送機(jī)、平面轉(zhuǎn)彎帶式輸送機(jī)、線摩擦多驅(qū)動(dòng)帶式輸送機(jī)、大傾角上運(yùn)帶式輸送機(jī)、大傾角下運(yùn)帶式輸送機(jī)等。 1.5設(shè)計(jì)規(guī)劃 根據(jù)設(shè)計(jì)要求,提出設(shè)計(jì)內(nèi)容和設(shè)計(jì)目標(biāo)；參考和借鑒現(xiàn)有成熟的技術(shù)，緊密聯(lián)系設(shè)計(jì)任務(wù)和工作要求，提出本設(shè)計(jì)擬解決的關(guān)鍵技術(shù)問(wèn)題和初步方案。本小組擬定三個(gè)傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)，分別是一級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)方案、圓錐圓柱齒輪減速器傳動(dòng)方案、蝸輪蝸桿減速器傳動(dòng)方案。 1.6任務(wù)分配 每人獨(dú)立完成一個(gè)方案的設(shè)計(jì)和規(guī)劃

14、，完成相應(yīng)方案的方案的運(yùn)動(dòng)方案計(jì)算和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，作一副裝配圖和兩張零件圖。對(duì)于一級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)方案，還要做動(dòng)畫效果。 第2章 一級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)方案 2.1傳動(dòng)方案的確定 第一種傳動(dòng)方案——一級(jí)帶減速加一級(jí)齒輪減速。 2.2電機(jī)的選擇 (1)電機(jī)類型的選擇：Y系列三相異步電機(jī) (2)電機(jī)功率的選擇 1)傳動(dòng)方案的總效率 2)工作功率的確定 3)電機(jī)額定功率的確定 由于在這種工作的情況下，很容易就會(huì)出現(xiàn)超載的現(xiàn)象，所以我們?cè)谠O(shè)計(jì)電動(dòng)機(jī)功率的時(shí)候做了點(diǎn)額度設(shè)置，使電機(jī)的額定功率是工作功率的1.1—1.3倍。

15、 所以選擇的電機(jī)的功率是4KW (3)電機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇 1)傳動(dòng)方案總傳動(dòng)比 查資料機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)：一級(jí)帶減速的傳動(dòng)比范圍是2~4，一級(jí)圓柱齒輪減速的傳動(dòng)比范圍是3~5 所以總的傳動(dòng)比范圍是 2)電機(jī)轉(zhuǎn)速的確定 圓筒的轉(zhuǎn)速為 電機(jī)的轉(zhuǎn)速為 由上述數(shù)據(jù)并查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可知滿足條件的電機(jī)型號(hào)如下。另外查網(wǎng)頁(yè)資料可以得知其他的相關(guān)輸入一并如下： 表2-1 電機(jī)編號(hào) 同步轉(zhuǎn)速r/mi 額定功率KW 起動(dòng)轉(zhuǎn)矩KN*m 最大轉(zhuǎn)矩KN*m 質(zhì)量Kg 價(jià)格元 效率 Y160M1-8 750 4 2 2 118

16、1500 0.84 Y132M1-6 1000 4 2 2 75 100 0.84 Y112M-4 1500 4 2.2 2.2 43 700 0.845 不過(guò)在選取電機(jī)考慮價(jià)格質(zhì)量等因素的同時(shí)也要考慮大傳動(dòng)比對(duì)齒輪要求的經(jīng)濟(jì)附加值，所以我們綜合各種因素可以得知選取Y132M1-6是最合適的抉擇。 3)電機(jī)的選擇 電機(jī)型號(hào)Y132M1-6 主要性能數(shù)據(jù)：額定功率4KW，同步轉(zhuǎn)速1000r/min,滿載轉(zhuǎn)速960r/min, 最大轉(zhuǎn)矩2KN*m,質(zhì)量75Kg. 2.3總傳動(dòng)比及各級(jí)傳動(dòng)比確定 (1)總傳動(dòng)比的確定 (2)各級(jí)傳動(dòng)比分配

17、 1）取V帶的傳動(dòng)比為=3.(帶的傳動(dòng)比范圍是2—4) 2）因?yàn)? 所以齒輪的傳動(dòng)比 2.4運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)運(yùn)算 (1)計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速 V帶高速軸： 減速器高速軸： 減速器低速軸： 圓筒轉(zhuǎn)速： (2)計(jì)算各軸輸入功率 V帶低速軸： 減速器高速軸： 減速器低速軸： 滾筒軸： (3)計(jì)算各軸轉(zhuǎn)矩 電動(dòng)機(jī)輸出軸： 減速器高速軸： 減速器低速軸： 滾筒軸： 2.5傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 2.5.1皮帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 (1) 選普通V帶截面 由課本表2—9可知 所以 由課本圖2—8可知可以選取A型帶 (2) 選擇

18、大小輪直徑并確定轉(zhuǎn)速 由課本表2—4及圖2—8可知選取小帶輪直徑，所以大輪直徑 是標(biāo)準(zhǔn)直徑，所以傳動(dòng)誤差是0，符合設(shè)計(jì)要求。 帶速為 (3) 確定帶傳動(dòng)中心距 根據(jù)課本式（2—24） 可知 即 取 則帶長(zhǎng) 由課本表2—5取 所以中心距為 小輪包角 故小輪包角滿足要求。所以中心距為 (4) 確定帶根數(shù) 查表2—6，2—7，2—8，2—5可知 所以 故 (5) 軸上壓緊力 其

19、中 所以 2.5.2 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 （1）齒輪的材料和精度 由于傳遞功率不大，故采用軟齒面。 大齒輪：45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表2—19知齒面硬度220HBW 小齒輪：40Cr,調(diào)質(zhì)處理，由表2—19知齒面硬度為250HBW 根據(jù)課本表2—20取齒輪精度為8級(jí)。 （2）齒輪彎曲疲勞極限和接觸疲勞極限的確定 由圖2—37（d）可知 由圖2—35 可知 （3）計(jì)算循環(huán)次數(shù)

20、（4）確定參數(shù) 查圖2—36可知彎曲壽命系數(shù) 查圖2—38可知接觸壽命系數(shù) 查表2—26可知安全系數(shù) （5）確定許用應(yīng)力 （6）分析失效，確定設(shè)計(jì)準(zhǔn)則。 齒面采用低硬度材料制造，齒面疲勞點(diǎn)蝕更易發(fā)生，因此需要按照接觸強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，在進(jìn)行彎曲疲勞強(qiáng)度校核。 （7）按齒輪接觸疲勞承載能力計(jì)算齒輪主要參數(shù) 小齒輪轉(zhuǎn)矩： 由表2—18取載荷系數(shù) 由表2—22取齒寬系數(shù) 試選小

21、齒輪齒數(shù) 則大齒輪齒數(shù)故 故，所以在設(shè)計(jì)中可以采用標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) （8）齒輪的幾何尺寸計(jì)算 分度圓直徑 （9）齒輪圓周速度 （10）確定精度 查表2—20可知，精度只要達(dá)到8級(jí)即可滿足要求 2.6 軸的材料和計(jì)算 2.6.1 選擇軸的材料 選軸的材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理。 查[2]表2-19可知： 查[2]表13-6可知： 2.6.2輸入軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 （1）按彎扭合成強(qiáng)度計(jì)算 已知 由課本2-33可知：

22、 故 計(jì)算軸上的力：考慮對(duì)稱性可知各軸 在水平方向上的力 在豎直方向上的力 在設(shè)計(jì)的時(shí)候取兩軸承間的距離 計(jì)算彎矩： 在水平方向上 在豎直方向上 計(jì)算合成彎矩是 計(jì)算當(dāng)量彎矩，由于是靜載荷可知取 計(jì)算危險(xiǎn)截面直徑： 考慮到鍵槽將直徑增大5%，可得最小直徑

23、 故取 （2）輸入軸直徑的確定 軸段1的直徑為軸的最小直徑，故選定； 軸段2要考慮到密封圈的安裝需要，選擇； 軸段3為安裝軸承，為便于安裝應(yīng)取，且與軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn) 列相符，取（軸承型號(hào)為6208） 軸段4安裝齒輪，此直徑選用標(biāo)準(zhǔn)系列值，取 軸段5為軸環(huán)，考慮右面軸承的裝卸以及右面齒輪的定位，故取 軸段6要放置檔油環(huán)，故選 軸段7應(yīng)該與軸段3直徑相同，故取 （3）輸入軸軸段長(zhǎng)度的確定 軸段1根據(jù)v帶傳動(dòng)中長(zhǎng)輪的寬度 z─輪槽數(shù)為5，得B=415+18=78mm，取得 軸段2取

24、 軸段3為保證對(duì)稱性取 軸段4保證齒輪固定可靠，軸段4的長(zhǎng)度應(yīng)短于齒輪輪轂的長(zhǎng)度， 故選擇 軸段5為軸環(huán)，取 軸段6要放置檔油環(huán)，取 軸段7根據(jù)軸承內(nèi)圈寬度B=19mm，軸段 軸長(zhǎng) （4）軸上零件的確定 單級(jí)減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對(duì)兩軸承對(duì)稱分布，齒輪由軸肩和套筒定位，以平鍵作過(guò)渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和軸承蓋定位，則采用過(guò)渡配合固定 2.6.3輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 （1） 按彎扭合成強(qiáng)度計(jì)算

25、 已知 由課本2-33可知： 故 計(jì)算軸上的力：考慮對(duì)稱性可知各軸 在水平方向上的力 在豎直方向上的力 在設(shè)計(jì)的時(shí)候取兩軸承間的距離 計(jì)算彎矩： 在水平方向上 在豎直方向上 計(jì)算合成彎矩是 計(jì)算當(dāng)量彎矩，由于是靜載荷可知取 計(jì)算危險(xiǎn)截面直徑：

26、 考慮到鍵槽將直徑增大5%，可得最小直徑 故取 （2）輸入軸直徑的確定 軸段1的直徑為軸的最小直徑，故選定； 軸段2要考慮到密封圈的安裝需要，選擇； 軸段3為安裝軸承，為便于安裝應(yīng)取，且與軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn) 列相符，?。ㄝS承型號(hào)為6209） 軸段4安裝齒輪，此直徑選用標(biāo)準(zhǔn)系列值，取 軸段5為軸環(huán)，考慮右面軸承的裝卸以及右面齒輪的定位，故取 軸段6要放置檔油環(huán)，故選 軸段7應(yīng)該與軸段3直徑相同，故取 （3）輸入軸軸段長(zhǎng)度的確定 軸段1與聯(lián)軸器相連，故其長(zhǎng)度應(yīng)該與聯(lián)軸器軸孔長(zhǎng)相等取

27、得 軸段2取 軸段3為保證對(duì)稱性取 軸段4保證齒輪固定可靠，軸段4的長(zhǎng)度應(yīng)短于齒輪輪轂的長(zhǎng)度， 故選擇 軸段5為軸環(huán)，取 軸段6要放置檔油環(huán)，取 軸段7根據(jù)軸承內(nèi)圈寬度B=19mm，軸段 軸長(zhǎng) （4）軸上零件的確定 單級(jí)減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對(duì)兩軸承對(duì)稱分布 齒輪由軸肩和套筒定位，以平鍵作過(guò)渡配合固定，兩軸承分別以軸 和軸承蓋定位，則采用過(guò)渡配合固定

28、 2.7滾動(dòng)軸承的選擇和校核 2.7.1輸入軸軸承 由于 和課本式(3-17) 其中查表3-13可知(中等沖擊) 查表3-10可知(工作溫度小于100攝氏度) 且 所以 查指導(dǎo)書選6208滿足條件 2.7.2輸出軸軸承 由于 和課本式(3-17) 其中查表3-13可知(中等沖擊) 查表3-10可知(工作溫度小

29、于100攝氏度) 且 所以 查指導(dǎo)書選6209滿足條件 2.8鍵的選擇 （1）輸入軸鍵的選擇 由軸頸,查得 選鍵 由軸頸查得 選鍵 (2)輸出軸鍵的選擇 由軸頸,查得 選鍵 由軸頸查得 選鍵 2.9聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)課本P197表4-13查得工作情況系數(shù)K

30、A=1.5 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，選彈性套柱銷聯(lián)軸器HL3Y.它的公稱扭矩為630 Nm聯(lián)軸器材料為鋼時(shí)，許用轉(zhuǎn)速為5000r/min。以上數(shù)據(jù)均滿足需要 2.10減速器附件的選擇 (1)通氣器:由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過(guò)濾），采用M161.5 (2)油面指示器:選用游標(biāo)尺M(jìn)12 (3)起吊裝置:采用箱蓋吊耳、箱座吊耳. (4)放油螺塞:選用外六角油塞及墊片M81.5 (5)根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)》表5.3選擇適當(dāng)型號(hào)： 起蓋螺釘型號(hào)：GB/T5780 M1070,材料Q23 2.11潤(rùn)滑與密封 (1)齒輪的潤(rùn)滑 采用

31、浸油潤(rùn)滑，由于為單級(jí)圓柱齒輪減速器，速度ν<12m/s，當(dāng)m<20 時(shí)，浸油深度h約為1個(gè)齒高，但不小于10mm，所以浸油高度約為36mm。 (2)滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑 由于軸承周向速度為1.26m/s，所以宜開(kāi)設(shè)油溝、飛濺潤(rùn)滑。 (3)潤(rùn)滑油的選擇 齒輪與軸承用同種潤(rùn)滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用GB443-89全損耗系統(tǒng)用油L-AN15潤(rùn)滑油。 (4)密封方法的選取 選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實(shí)現(xiàn)密封。密封圈型號(hào)按所裝配軸的直徑確定為GB894.1-86-25軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。 第3章 二級(jí)圓錐齒輪傳動(dòng)方案

32、3.1傳動(dòng)方案的確定 減速器采用二級(jí)齒輪減速器，第一級(jí)為錐齒輪傳動(dòng)，第二級(jí)為斜齒輪傳動(dòng)。 圖3-1 其中，傳送帶拉力F=1600N，傳動(dòng)帶速度v=1.6m/s,滾筒直徑D=300mm，滾筒離地高度H=300mm 3.2 傳動(dòng)參數(shù)的確定和電機(jī)的選擇 （1） 傳動(dòng)參數(shù)的確定 根據(jù)設(shè)計(jì)的要求，滾筒的轉(zhuǎn)速,而根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》，V帶的傳動(dòng)比范圍為2~4，錐齒輪的傳動(dòng)比范圍為2~3，斜齒輪傳動(dòng)比范圍為3~5。 據(jù)此選出滿載轉(zhuǎn)速為2890r/min的電機(jī)，確定總傳動(dòng)比： . 電機(jī)到滾筒之間經(jīng)過(guò)一級(jí)V帶傳動(dòng)和兩極齒輪傳動(dòng)，根據(jù)其各自的傳動(dòng)比范圍分配各級(jí)傳動(dòng)比如： （2）

33、 各級(jí)傳動(dòng)效率的確定 表3.1 類別 效率 V帶傳動(dòng) 0.95 錐齒輪8級(jí)精度閉式傳動(dòng) 0.97 斜齒輪8級(jí)精度閉式傳動(dòng) 0.98 一對(duì)圓錐滾子軸承 0.98 彈性聯(lián)軸器 0.99 滾筒 0.96 總效率 （3） 電動(dòng)機(jī)的選擇 工作功率 原動(dòng)機(jī)功率，考慮工作系數(shù)KA=1.3 電機(jī)轉(zhuǎn)速已確定為2890r/min,查電機(jī)參數(shù)表， 選擇電機(jī)型號(hào)：Y122M-2,同步轉(zhuǎn)速n=3000r/min，P額=4.0KW，滿載轉(zhuǎn)速。 （4）各級(jí)傳動(dòng)軸的功率、轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩如表3.2 表3.2 傳動(dòng)部分 功率P/kw 轉(zhuǎn)速n/(r/min) 轉(zhuǎn)矩T/(Nm)

34、電機(jī)輸出軸 4.0 2890 13.22 減速器輸入軸（第1軸） 3.8 1156 31.39 減速器第2軸 3.61 412.86 83.55 減速器輸出軸（第3軸） 3.47 101.94 324.80 滾筒軸 3.44 101.94 321.55 設(shè)計(jì)帶速為v=1.6m/s,實(shí)際帶速 設(shè)計(jì)誤差滿足要求。 3.3 V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)及校核 （1）選擇V帶的類型 （2）確定帶輪直徑 （3） 確定中心距a并選擇帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld （4）驗(yàn)算小輪包角 （5） 求帶根數(shù)Z （6）求帶傳動(dòng)的壓軸力 3.4錐齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)及校核 3.4.1

35、 兩對(duì)傳動(dòng)齒輪的設(shè)計(jì) 表3.3 錐齒輪參數(shù) 斜齒輪參數(shù) 設(shè)計(jì)傳遞功率 /kW 4.0000 小輪計(jì)算轉(zhuǎn)速 /(r/min) 1156.00 小輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩 /(N.mm) 33044.98 預(yù)期工作壽命 /h 50000 齒輪傳動(dòng)精度等級(jí) 7 小輪齒數(shù)z1 25 小輪齒寬b1 (mm) 33.00 小輪分度圓直徑 (mm) 75.000 輪齒大端模數(shù)m (mm) 3.00

36、0 錐距R (mm) 111.496 名義傳動(dòng)比 2.80 實(shí)際傳動(dòng)比 2.80 使用系數(shù) 1.00 動(dòng)載系數(shù) 1.13 接觸強(qiáng)度齒間載荷分配系數(shù) 1.20 接觸強(qiáng)度齒向載荷分配系數(shù) 1.50 彎曲強(qiáng)度齒間載荷分配系數(shù) 1.48 彎曲強(qiáng)度齒向載荷分配系數(shù) 1.50 小輪材料及熱處理方式 合金鋼調(diào)質(zhì) 小輪齒面硬度 /HV10

37、 360.00 小輪計(jì)算接觸應(yīng)力 (MPa) 402.27 小輪接觸疲勞許用應(yīng)力(MPa) 662.02 小輪接觸疲勞極限應(yīng)力/MPa 840.00 小輪計(jì)算彎曲應(yīng)力 (MPa) 92.59 小輪彎曲疲勞許用應(yīng)力(MPa) 427.05 小輪彎曲疲勞極限應(yīng)力/MPa 305.00 大輪齒數(shù)z2 70 大輪齒寬b2 (mm) 33.00 大輪分度圓直徑 (mm) 210.00 大輪材料及熱處理方式 碳鋼調(diào)質(zhì) 大輪齒面硬度

38、 /HV10 210.00 大輪計(jì)算接觸應(yīng)力 (MPa) 402.27 大輪接觸疲勞許用應(yīng)力(MPa) 433.47 大輪接觸疲勞極限應(yīng)力/MPa 550.00 大輪計(jì)算彎曲應(yīng)力 (MPa) 91.25 大輪彎曲疲勞許用應(yīng)力(MPa) 309.35 大輪彎曲疲勞極限應(yīng)力/MPa 210.00 裝配條件 無(wú)懸臂 接觸斑點(diǎn)檢查方式 滿載逐件檢查 傳動(dòng)方式 閉式傳動(dòng) 齒面粗糙度Rz /\U+03

39、BCm 3.2000 是否允許有少量的點(diǎn)蝕 允許 潤(rùn)滑油運(yùn)動(dòng)粘度V40 /(mm^2/s) 22.0000 極限傳遞功率 (kW) 4.6446 設(shè)計(jì)傳遞功率 /kW: 4.00000 小輪最高轉(zhuǎn)速 /(r/min): 412.86 小輪最大扭矩 /(N.mm): 92525.98 預(yù)期工作壽命 /h: 50000 第Ⅰ公差組精度(運(yùn)動(dòng)精度) : 7 第Ⅱ公差組精度(運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)性): 7 第Ⅲ公差組精度(接觸精度) : 7 名義傳動(dòng)比

40、 : 4.05 實(shí)際傳動(dòng)比 : 4.05 使用系數(shù) : 1.00 動(dòng)載系數(shù) : 1.07 接觸強(qiáng)度齒間載荷分配系數(shù) : 1.74 接觸強(qiáng)度齒向載荷分布系數(shù) : 1.34 彎曲強(qiáng)度齒間載荷分配系數(shù) : 1.74 彎曲強(qiáng)度齒向載荷分布系數(shù) : 1.29 支承方式 : 對(duì)稱支承 傳動(dòng)方式 : 閉式傳動(dòng) 齒面粗糙度Rz /μm : 3.20 潤(rùn)滑油運(yùn)動(dòng)粘

41、度V40/(mm^2/s): 22.00 小輪齒數(shù)z1 : 22 小輪齒寬b1 /mm: 102.00 小輪變位系數(shù)x1 /mm: 0.0000 螺旋角 (): 15.0000 小輪分度圓直徑 /mm: 68.33 齒輪法向模數(shù)mn /mm: 3.00 小輪計(jì)算接觸應(yīng)力 /MPa: 507.60 小輪接觸疲勞許用應(yīng)力 /MPa: 655.69 小輪接觸疲勞極限應(yīng)力 /MPa: 840.00 小輪計(jì)算彎曲應(yīng)力

42、 /MPa: 83.91 小輪彎曲疲勞許用應(yīng)力 /MPa: 451.78 小輪彎曲疲勞極限應(yīng)力 /MPa: 305.00 小輪材料及熱處理方式 : 合金鋼調(diào)質(zhì) 小輪齒面硬度 /HV10 : 360.00 小輪節(jié)圓直徑 /mm: nil 小輪齒根圓直徑 /mm: nil 小輪齒頂圓直徑 /mm: nil 小輪齒頂圓齒厚 /mm: nil 重合度 : nil 大輪齒數(shù)z2 : 89 中心

43、距 /mm: 172.373 大輪齒寬b2 /mm: 60 大輪變位系數(shù)x2 /mm: 0.0000 大輪分度圓直徑 /mm: 276.42 大輪計(jì)算接觸應(yīng)力 /MPa: 507.60 大輪接觸疲勞許用應(yīng)力 /MPa: 458.26 大輪接觸疲勞極限應(yīng)力 /MPa: 550.00 大輪計(jì)算彎曲應(yīng)力 /MPa: 83.03 大輪彎曲疲勞許用應(yīng)力 /MPa: 317.97 大輪彎曲疲勞極限應(yīng)力 /MPa: 210.00 大輪齒面硬度 /HV1

44、0 : 210.00 大輪材料及熱處理方式 : 碳鋼調(diào)質(zhì) 嚙合角 (): 20 極限傳遞功率 (kW): 3.26018 3.4.2 錐齒輪強(qiáng)度校核 （1）小錐齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度校核 （2）大錐齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度校核 （3）小錐齒輪接觸疲勞強(qiáng)度校核 由于大錐齒輪的齒數(shù)為小齒輪的2.8倍，在同樣的接觸力作用下，大齒輪由于齒數(shù)多，使得接觸疲勞應(yīng)力比小齒輪小，因此只需校核小錐齒輪的接觸疲 勞強(qiáng)度。 33.4.3 斜齒輪強(qiáng)度校核 （1）小斜齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度校核 （2）大斜齒輪彎曲疲

45、勞強(qiáng)度校核 （3）小斜齒輪接觸疲勞強(qiáng)度校核 （4）大斜齒輪接觸疲勞強(qiáng)度校核 由于大斜齒輪的齒數(shù)為小齒輪的4.05倍，在同樣的接觸力作用下，大齒輪由于齒數(shù)多，使得接觸疲勞應(yīng)力比小齒輪小，因此只需校核小斜齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度 3.5 軸的校核 3.5.1 第1軸（減速器輸入軸）的校核 第1軸的結(jié)構(gòu)圖如圖3-2： 圖3-2 根據(jù)已知條件，畫出受力簡(jiǎn)圖如圖3-3： 圖3-3 計(jì)算出齒輪的各個(gè)力大?。? 水平面受力分析： 垂直面受力分析： 畫出水平、垂直面彎矩圖如圖3-4：

46、 圖3-4 第1軸的小錐齒輪所受的扭矩T1=31.39N，且合成彎矩如圖3-5所示。 圖3-5 最后合成彎矩，如圖3-6 圖3-6 從而判斷出危險(xiǎn)截面在左邊軸承的中心截面處。當(dāng)量彎矩Mca=62.86NM 軸材料選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得 危險(xiǎn)截面處的強(qiáng)度條件為 因此，第1軸的強(qiáng)度負(fù)荷要求 3.5.2第2軸（中間軸）校核 第2軸結(jié)構(gòu)尺寸及受力分析如圖3-7 圖3-7 其中： 進(jìn)行受力分析可得： 根據(jù)水平方向和垂直方向的力進(jìn)行彎矩分析，結(jié)果如圖3-8： 圖3-8 最大彎矩出現(xiàn)在小斜齒輪的齒寬中線軸段 扭矩T2=8

47、3.55N*m 所以，合成彎矩 軸材料選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得 危險(xiǎn)截面處的強(qiáng)度條件為： 所以第2軸強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)需求 3.5.3 第3軸（減速器輸出軸）校核 第3軸結(jié)構(gòu)尺寸及受力分析如圖3-9 圖3-9 其中： 易得： 最大彎矩在大斜齒輪齒寬中心截面上 扭矩T3=324.80Nm 合成彎矩 軸材料選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得 危險(xiǎn)截面處的強(qiáng)度條件為 所以第3軸強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)需求 3.6 軸承的校核 由于第1軸的圓錐滾子軸承和第2軸的圓錐滾子軸承是同一個(gè)型號(hào)的，而第1軸的徑向力小于第二周所受到的徑向力，因此該減速器的軸承只需校核第2軸和第

48、3軸的圓錐滾子軸承 3.6.1 第2軸圓錐滾子軸承的校核 已知： 故，第1軸的軸承遠(yuǎn)遠(yuǎn)滿足壽命需求 3.6.2第3軸圓錐滾子軸承的校核 已知： 故，第3軸的軸承滿足壽命需求 3.7 鍵的校核 在裝配圖中可以看出，從左到右共有4個(gè)圓頭平鍵，一次排序?yàn)?、2、3、4、5號(hào)，尺寸和參數(shù)如下表3.4： 表3.4 序號(hào) T/Nm d/mm l/mm k/mm σp/MPa 1 31.39 30 30 4 8.7 2 31.39 36 30 4 7.3 3 83.55 52 24 4 16.7 4 324.8 65 2

49、5 4 49.9 5 324.8 40 30 4 67.7 根據(jù)普通平鍵的校核公式，計(jì)算出對(duì)應(yīng)各鍵的剪切應(yīng)力如上表。所有鍵的材料均為45鋼，許用擠壓強(qiáng)度為，而系列鍵中最大的擠壓強(qiáng)度為67.7Mpa. 故鍵的強(qiáng)度負(fù)荷設(shè)計(jì)要求 3.8 聯(lián)軸器的選擇 減速器輸入端軸徑為30mm，扭矩為31.39N*m,查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，選擇LT5 型彈性套柱銷聯(lián)軸器；減速器輸出端軸徑為40mm,扭矩為324.8N*m，選擇LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器。 第4章 蝸輪蝸桿傳動(dòng)方案 4.1傳動(dòng)方案的確定 根據(jù)要求設(shè)計(jì)單級(jí)蝸桿減速器，傳動(dòng)路線為：電機(jī)——連軸器——減速器——連軸器——帶式運(yùn)輸機(jī)

50、，如下圖所示： 圖4.1 根據(jù)生產(chǎn)設(shè)計(jì)要求可知，該蝸桿的圓周速度V≤4——5m/s，所以該蝸桿減速器采用蝸桿下置式，如下圖所示： 圖4.2 采用此布置結(jié)構(gòu)，由于蝸桿在蝸輪的下邊，嚙合處的冷卻和潤(rùn)滑均較好。蝸輪及蝸輪軸利用平鍵作軸向固定。蝸桿及蝸輪軸均采用圓錐滾子軸承，承受徑向載荷和軸向載荷的復(fù)合作用，為防止軸外伸段箱內(nèi)潤(rùn)滑油漏失以及外界灰塵，異物侵入箱內(nèi)，在軸承蓋中裝有密封元件。 該減速器的結(jié)構(gòu)包括電動(dòng)機(jī)、蝸輪蝸桿傳動(dòng)裝

51、置、蝸輪軸、箱體、滾動(dòng)軸承、檢查孔與定位銷等附件、以及其他標(biāo)準(zhǔn)件等。 4.2電機(jī)的選擇和傳動(dòng)參數(shù)的確定 4.2.1電動(dòng)機(jī)的選擇 (1)電動(dòng)機(jī)的類型 選用Y系列三相異步電機(jī)。 (2)確定電動(dòng)機(jī)的功率 依題意和查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可得： 帶傳動(dòng)的效率： 蝸輪蝸桿傳動(dòng)效率：初取 每對(duì)滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率： 聯(lián)軸器的效率： 總傳動(dòng)效率： 則電動(dòng)機(jī)所需功率： (3)確定電動(dòng)機(jī)同步轉(zhuǎn)速 取電動(dòng)機(jī)同步轉(zhuǎn)速為： (4)選定電動(dòng)機(jī) 查出電動(dòng)機(jī)型號(hào)為，其額定功率為，滿載轉(zhuǎn)速為，滿足工作要求。從而 4.2.2蝸輪蝸桿傳動(dòng)比 滾筒轉(zhuǎn)速： 則傳動(dòng)比：，取。 4.2.3運(yùn)動(dòng)

52、參數(shù)和動(dòng)力參數(shù) （1）計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速 式中為電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速；為滾筒轉(zhuǎn)速；為蝸桿轉(zhuǎn)速；為蝸輪轉(zhuǎn)速。 （2）計(jì)算各軸輸入功率 式中為蝸桿軸功率；為蝸輪軸功率。 （3）計(jì)算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 表4.1 傳動(dòng)參數(shù) 　 軸1（蝸桿軸） 軸2（渦輪軸） 各軸轉(zhuǎn)速（r/min) 1440 102 各軸輸入功率(KW) 2.99 2.66 各軸輸入轉(zhuǎn)矩(Nm) 19.83 249.05 4.3蝸桿蝸輪的設(shè)計(jì)與校核 蝸桿采用45鋼，淬火處理，表面硬度為45~55HRC；蝸輪采用鑄造錫青銅()砂模鑄造。 4.3.2設(shè)計(jì)與校核 （1）按

53、齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì) 因?yàn)樵撐佪單仐U傳動(dòng)為閉式傳動(dòng)，所以根據(jù)設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，應(yīng)按照齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，然后進(jìn)行彎曲疲勞強(qiáng)度校核。 假定蝸輪線速度，空載起動(dòng)，由課本表2—28查得載荷系數(shù)；根據(jù)傳動(dòng)比由表2-36取，且不妨先取，則蝸輪傳動(dòng)的扭矩為： 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為：， ， 則 由于蝸輪材料為（砂模鑄造），所以蝸輪為接觸疲勞失效。 根據(jù)蝸桿硬度大于45HRC和應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N，由表2-34查的許用接觸壓力為： 當(dāng)鋼制蝸桿與鑄錫青銅配對(duì)時(shí)，取彈性系數(shù)。 將以上參數(shù)帶入齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式（課本式2-61），可得： 查課本表2-31.，可?。? 則蝸輪直徑 中心距

54、 （2）接觸疲勞強(qiáng)度 ，符合原假設(shè)。 蝸輪蝸桿螺旋升角：， 則滑動(dòng)速度： 由課本式2-58，蝸桿傳動(dòng)的實(shí)際應(yīng)力為： 查表課本2-27得： ，則 蝸輪實(shí)際扭矩： 則實(shí)際上應(yīng)有（由課本例2-6公式）： 而，可知接觸疲勞強(qiáng)度滿足要求。 （3）蝸輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 由于是單向運(yùn)轉(zhuǎn)，故可查表2-30可得單側(cè)工作時(shí)的許用應(yīng)力： 蝸輪當(dāng)量齒數(shù)： 根據(jù)查圖2-43查得蝸輪齒形系數(shù)： 螺旋角影響系數(shù)： 將以上參數(shù)帶入課本校核公式（2-58）得： 可知： 彎曲強(qiáng)度滿足要求。 （4）進(jìn)行蝸桿傳動(dòng)的熱平衡計(jì)算 設(shè)周圍通風(fēng)良好，箱體有較好的

55、散熱肋片，散熱面積近似取為： 取箱體表面的傳熱系數(shù)為： 則由課本式2-64，油溫為： 可知工作油溫符合要求。 （5）計(jì)算蝸桿剛度 蝸桿公稱轉(zhuǎn)矩： 蝸輪公稱轉(zhuǎn)矩： 蝸桿所受圓周力： 蝸輪所受圓周力： 蝸桿所受徑向力： 許用最大撓度： 蝸桿軸承間的跨距： 鋼制蝸桿材料的彈性模量： 蝸桿齒根圓直徑： 蝸桿軸危險(xiǎn)截面的慣性矩： 則蝸桿最大撓度為： 故剛度滿足要求。 （6）確定主要參數(shù)和幾何尺寸 實(shí)際中心距： 模數(shù)： 蝸桿頭數(shù)： 蝸桿直徑系數(shù)： 蝸輪變位移系數(shù)： 蝸輪齒數(shù)： 蝸桿分度圓

56、直徑： 蝸輪分度圓直徑： 4.4軸的設(shè)計(jì)與校核 4.4.1蝸輪軸的設(shè)計(jì) （1）蝸輪軸的材料選擇 考慮到該減速器為普通中用途中小功率減速傳動(dòng)裝置，蝸輪軸主要傳遞蝸輪的轉(zhuǎn)矩。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查機(jī)械設(shè)計(jì)書可得 [σb]=640MPa [σ-1]1=55M。 （2）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 蝸桿減速器的中心距，通過(guò)查表該減速器的機(jī)體采用剖分式結(jié)構(gòu)。 又因傳遞功率小，軸承的固定方式采用兩端固定式。蝸輪軸的結(jié)構(gòu)示意圖如下所示： 圖4.3 蝸輪軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 1） 確定最小軸徑 對(duì)于轉(zhuǎn)軸，按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算最小軸徑。 由課本公式3

57、-2，有： 查課本表3-4，取系數(shù)，則有： 另考慮鍵槽的影響取： 2）逐段的選擇設(shè)計(jì) a) 聯(lián)軸器及軸端1 聯(lián)軸器傳遞的轉(zhuǎn)矩：，查課本4-13表取則： 由于聯(lián)軸器的一端連接工作機(jī)，一端連接軸，其轉(zhuǎn)速比較高，傳遞轉(zhuǎn)矩比較小，考慮到安裝時(shí)不一定能保證同心度，且載荷為中等沖擊，故采用能補(bǔ)償兩軸軸線的相對(duì)位移和緩和載荷沖擊的彈性聯(lián)軸器。 根據(jù)的值以及的最小值，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，可得選取的聯(lián)軸器為。 該聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩，許用轉(zhuǎn)速為，軸徑取為，軸孔長(zhǎng)度取為。 故取 b)密封圈及軸段2： 考慮到聯(lián)軸器右端的固定和密封圈的標(biāo)準(zhǔn)，查參考書1，取軸段2軸徑為，密封圈直徑。 軸承段2的長(zhǎng)度

58、根據(jù)箱體的壁厚、軸承凸臺(tái)的厚度、軸承端蓋的厚度以及聯(lián)軸器類型確定。 為了保證聯(lián)軸器不與軸承蓋相碰，取。 c)軸段3與軸段6 考慮到蝸桿減速器有軸向力，軸承類型選用圓錐滾子軸承。軸段3上安裝軸承，要使軸承便于安裝又符合內(nèi)徑系列，查參考書2，暫且取軸承為30209，其內(nèi)徑，外徑，寬度。 故可取。 考慮到安裝甩油環(huán)和套筒時(shí)的位置，取。軸段6無(wú)需安裝套筒，故取 d)蝸輪與軸段4、軸段5 軸段4上安裝蝸輪。由CAD機(jī)械設(shè)計(jì)軟件可知：蝸輪孔徑，輪轂寬度。 則，。 對(duì)于軸段5，為了軸向固定蝸輪并且承受一定的軸向力，可令軸肩的高度為，則。考慮到軸承受力的對(duì)稱性，可令。 e)軸上鍵連接設(shè)計(jì)

59、 蝸輪軸與聯(lián)軸器的連接采用平鍵連接。由聯(lián)軸器軸徑為，故選取的平鍵規(guī)格為，鍵長(zhǎng)取為50，軸深度。蝸輪軸與蝸輪的連接采用平鍵連接，由于蝸輪軸直徑為，從而平鍵規(guī)格取為，鍵長(zhǎng)取為，軸深度 表4.3 蝸輪軸各段尺寸 1 2 3 4 5 6 直徑（mm) 35 40 45 50 60 45 長(zhǎng)度(mm) 60 60 40 58 10 30 4.4.2蝸桿軸的設(shè)計(jì) （1）材料選擇 考慮到該減速器為普通中用途中小功率減速傳動(dòng)裝置，蝸桿軸主要傳遞蝸桿的轉(zhuǎn)矩。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 （2）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 蝸桿軸結(jié)構(gòu)示意圖如下所示：

60、 圖4.4 蝸桿軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 1）確定最小軸徑 對(duì)于轉(zhuǎn)軸，按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算最小軸徑。 由課本公式3-2，有： 查課本表3-4，取系數(shù)，則有： 另考慮鍵槽的影響取： 2）軸段設(shè)計(jì) 由輸出設(shè)計(jì)可知，機(jī)體采用剖分式，且傳動(dòng)方式為下置式，則蝸桿部分為整體式。且因傳遞功率不大，軸不會(huì)太長(zhǎng)，故軸承部件的固定方式可以采用兩段固定式。由此所設(shè)計(jì)的軸承部件的結(jié)構(gòu)如下圖所示。然后，可按軸上零件的安裝順序，從處開(kāi)始設(shè)計(jì)。 a) 聯(lián)軸器及軸段1設(shè)計(jì)： 軸段1的設(shè)計(jì)與聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)同時(shí)進(jìn)行。 為補(bǔ)償聯(lián)軸器所連接的兩軸的安裝誤差，隔離震動(dòng)，選用彈性柱銷聯(lián)軸

61、器。查課本表4-13可取，則計(jì)算轉(zhuǎn)矩: 而聯(lián)軸器與電動(dòng)機(jī)相連，電動(dòng)機(jī)軸徑為。 查參考書2（GB/T5014一1985），可取彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為，許用轉(zhuǎn)速為，取其軸孔直徑為，軸孔長(zhǎng)度為。可知該聯(lián)軸器符合要求。 故軸段1直徑為，長(zhǎng)度為。 b) 密封、軸承及軸端2、3、9的設(shè)計(jì) 由于輸出軸為蝸桿軸，且下置，由于蝸輪蝸桿采用油潤(rùn)滑，用唇形密封圈。查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，可知唇形密封圈軸徑范圍是。則可取軸段2直徑為。 軸段2的長(zhǎng)度除與軸上零件有關(guān)外，還與機(jī)體及軸承蓋等零件有關(guān)。為保證擰緊螺栓所需要扳手空間，應(yīng)留有一定的距離，另考慮軸承端蓋厚和機(jī)壁厚的因素，取。 考慮蝸輪蝸桿有軸向力，

62、且轉(zhuǎn)速不高，則軸承選用圓錐滾子軸承。查軸承手冊(cè)暫取軸承型號(hào)為32207，其內(nèi)徑為，外徑為，寬度，安裝寬度。 從而可取：。 其上安裝油板和軸承，取油板寬度為，故軸段長(zhǎng)度：。 c) 軸段4和8 軸段4和8為定位軸肩，所以它的直徑為48，長(zhǎng)度為6。軸段8與軸段6相同。 d) 軸段5和7 軸段5和7的長(zhǎng)度可令其對(duì)稱，并且保證內(nèi)機(jī)壁與蝸桿距離大于機(jī)壁厚，故可取其長(zhǎng)度為。 e) 軸段6 軸段6上為蝸桿，取其長(zhǎng)度為螺旋長(zhǎng)度，取為 f) 軸上鍵的設(shè)計(jì) 聯(lián)軸器與蝸桿軸采用普通平鍵連接。由軸徑為，查參考書2，相應(yīng)的平鍵的規(guī)格取為。 4.4.3蝸輪軸的校核 (1)受力分析 力的作用點(diǎn)如下圖

63、所示： 圖4.5蝸輪軸受力簡(jiǎn)圖 受力示意圖如下所示： 蝸輪上的作用力： 在水平面上，受力圖如下所示：(方向以向上為正) 可得： 在垂直面上，受力圖如下所示： 可得： 解得：（方向向上） (方向向下) (2)軸的強(qiáng)度的校核 危險(xiǎn)截面為安裝蝸輪軸的中間剖面A. 1)水平面彎矩和垂直面彎矩 A左側(cè)水平面彎矩： A右側(cè)水平面彎矩： A左側(cè)垂直面彎矩： A右側(cè)垂直面彎矩：

64、 2）合成彎矩 則可得： A左側(cè)彎矩為： A右側(cè)彎矩為： 3）扭矩 軸的扭矩 4）當(dāng)量彎矩 由于在這里扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)變力，故取 從而： 故有： 5）校核軸的強(qiáng)度 蝸輪軸選用的材料是45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本表3-2，可知彎曲疲勞強(qiáng)度為： 而危險(xiǎn)截面A截面處的的彎曲應(yīng)力： 由此可知蝸輪軸的強(qiáng)度滿足要求。 (3)蝸輪軸軸承壽命的校核 安裝蝸輪軸的軸承型號(hào)為：30209。 查參考書1，由GB/T277一1993可知其基本額定動(dòng)載荷： 。 1）計(jì)算軸承的徑向載荷 軸承水平面和垂直面支反力的合力對(duì)軸承仍是徑向載荷。 2）計(jì)算軸承的軸

65、向載荷 兩圓錐滾子軸承派生的內(nèi)部軸向力分別為： 、的方向如下圖所示： 由于，從而軸承有向右移動(dòng)的趨勢(shì)，軸承1被放松，軸承2被壓緊。 從而有： 3)計(jì)算軸承的當(dāng)量載荷 由于， 查參考書2可知： 又，輕微沖擊時(shí)，取=1.1，則： 因，故只需校核軸承2的壽命。 4）計(jì)算軸承2的壽命 軸承2的壽命為： 可知軸承的壽命符合要求。 4.4.4蝸桿軸的校核 (1)受力分析 軸承力的作用點(diǎn)如下圖所示： 圖4.6 蝸桿軸的受力圖 受力分析如下圖所示： 蝸桿上的作用力：

66、 在水平面上，受力圖如下所示： 可得：(方向向下) 在垂直面上，受力圖如下所示： 可得： 解得：（方向向下） (方向向上) (2)軸的強(qiáng)度的校核 危險(xiǎn)截面為安裝蝸桿軸的中間剖面A. 1)水平面彎矩和垂直面彎矩 A左側(cè)水平面彎矩： A右側(cè)水平面彎矩： A左側(cè)垂直面彎矩： A右側(cè)垂直面彎矩： 2）合成彎矩 則可得： A左側(cè)彎矩為： A右側(cè)彎矩為： 3）扭矩 軸的扭矩 4）當(dāng)量彎矩 由于在這里扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)變力，故取 從而： 故有： 5）校核軸的強(qiáng)度 蝸桿軸選用的材料是45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本表3-2，可知彎曲疲勞強(qiáng)度為： 而危險(xiǎn)截面A截面處的的彎曲應(yīng)力： 由此可知蝸桿軸的強(qiáng)度滿足要求。 (3)蝸桿軸軸承的校核 安裝蝸桿軸的軸承型號(hào)為：32207。 查參考書1，由GB/T277一1993可知其基本額定動(dòng)載荷： 。 1）計(jì)算軸承的徑向載荷 軸承水平面和垂直面支反力的合力對(duì)軸承仍是徑向載荷。 2