帶式運輸機設(shè)計說明書

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1、 1.1機械設(shè)計綜合實踐任務(wù)書 設(shè)計題目：帶式傳輸機 1.1.1任務(wù)背景 帶式輸送機是一種摩擦驅(qū)動以連續(xù)方式運輸物料的機械。應(yīng)用它可以將物料在一定的輸送線上，從最初的供料點到最終的卸料點間形成一種物料的輸送流程。它既可以進行碎散物料的輸送，也可以進行成件物品的輸送。除進行純粹的物料輸送外，還可以與各工業(yè)企業(yè)生產(chǎn)流程中的工藝過程的要求相配合，形成有節(jié)奏的流水作業(yè)運輸線。所以帶式輸送機廣泛應(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、礦井地面運輸系統(tǒng)、露天采礦場及選礦廠中，廣泛應(yīng)用帶式輸送機。 1.1.2任務(wù)要求 設(shè)計一個帶式傳輸機裝置，用于鍋爐房運煤，三班制工作，每班工作四小時，空

2、載啟動，單向、連續(xù)運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)。 （1）設(shè)計要求：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)，無鑄造設(shè)備。 （2）已知：運輸帶工作拉力F、運輸帶工作速度v、運輸帶滾筒直徑D、滾筒輪中心高度H（如表1.1所示） （3）附：運輸帶繞過滾筒的損失通過效率計算，取效率η=0.97 根據(jù)上述要求和已知條件，確定傳動方案、選擇電動機型號、設(shè)計減速傳動裝置、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國內(nèi)外煤礦帶式輸送機的發(fā)展與現(xiàn)狀 與其他運輸設(shè)備(如機車類)相比，帶式輸送機不僅具有長距離(單機長度可達5000米，而且可以實現(xiàn)多機進行串聯(lián)搭接，運距可達206km )、大運量、連續(xù)運輸?shù)奶攸c，而且運行可靠，易于實現(xiàn)自動化和集中控制，經(jīng)濟效益十分明顯。帶式輸送機運行維護費用遠遠低于公路汽運方式，而且只要生產(chǎn)時間超過5年，帶式輸送機輸送方式比公路汽運的總投資要小得多，所以在

4、企業(yè)的生產(chǎn)過程中，凡能實現(xiàn)帶式輸送機輸送的場合，一般都采用連續(xù)的帶式輸送機輸送。 國外對于長距離地面輸送帶式輸送機的研究和使用較早，主要用于港口、鋼廠、水泥廠、礦山等場合。帶式輸送機也是煤礦最為理想的高效連續(xù)運輸設(shè)備，特別是煤礦高產(chǎn)高效現(xiàn)代化的大型礦井，帶式輸送機己成為煤炭高效開采機電一體化技術(shù)與裝備的關(guān)鍵設(shè)備。 1.2.1 國外煤礦用帶式運輸機技術(shù)現(xiàn)狀 國外帶式輸送機技術(shù)的發(fā)展主要表現(xiàn)在三個方面：(1)帶式輸送機功能多元化、應(yīng)用范圍擴大化，如大傾角帶式輸送機、管狀帶式輸送機、空間轉(zhuǎn)彎帶式輸送機等各種機型；(2)帶式輸送機本身的技術(shù)向長運距、大運量、高帶速等大型帶式輸送機方向發(fā)展

5、；(3)帶式輸送機本身關(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，其帶式輸送機的技術(shù)指標(biāo)要比地面用帶式輸送機的指標(biāo)為低。國外通常使用的帶式輸送機的主要技術(shù)指標(biāo)如表2.1所示。 表1.2 國外帶式輸送機的主要技術(shù)指標(biāo) 主要參數(shù) 國外300--500萬t/a高產(chǎn)高效礦井 順槽可伸縮帶式輸送機 大巷與斜井固定式強力帶式輸送機 運距（m） 2000—3000 >3000 帶速（m/s） 3.5—4 4—5，最高達8 輸送量（t/h） 2500—3000 3000—4000 驅(qū)動總功率（kw） 1200—2000 1500—3000，最大

6、達10100 1.2.2 國內(nèi)煤礦用帶式運輸機的技術(shù)現(xiàn)狀 從20世紀(jì)80年代起，我國煤礦用帶式輸送機也有了很大發(fā)展，對帶式輸送機的關(guān)鍵技術(shù)研究和新產(chǎn)品的開發(fā)都取得了可喜的成果，輸送機產(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系列，但這一階段的發(fā)展大都基于我國70年代前后引進帶式輸送機的變形和改進，主體結(jié)構(gòu)沒有大的變化。進入90年代后，隨著煤礦現(xiàn)代化的發(fā)展和需要，我國對大傾角帶式輸送機、高產(chǎn)高效工作面順槽可伸縮帶式輸送機及長運距、大運量帶式輸送機及其關(guān)鍵技術(shù)、關(guān)鍵零部件進行了理論研究和產(chǎn)品開發(fā)，應(yīng)用動態(tài)分析技術(shù)和中間驅(qū)動

7、與智能化控制等技術(shù)，研制成功了軟啟動和制動裝置以及PLC控制為核心的防爆電控裝置。隨著我國煤礦高產(chǎn)高效礦井的發(fā)展，煤礦井下帶式輸送機到目前己達到表2.2所示的主要技術(shù)指標(biāo)。 表1.3 國內(nèi)帶式輸送機的主要技術(shù)指標(biāo) 主要參數(shù) 國內(nèi)200--300萬t/a高產(chǎn)高效礦井 順槽可伸縮帶式輸送機 大巷與斜井固定式強力帶式輸送機 運距（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)動總功率（km） 900—1600 1500—3000 1.3我國現(xiàn)有技術(shù)存在的問題和差距 1.

8、3.1技術(shù)性能上的差距 （1）裝機功率：我國工作面順槽可伸縮帶式輸送機的最大裝機功率為4*250KW，而國外產(chǎn)品可達到4*970KW，國產(chǎn)帶式輸送機的裝機功率約為國外產(chǎn)品的30%~40%，固定帶式輸送機的裝機功率相差更大。 （2）運輸能力：國內(nèi)帶式輸送機最大運量為3000t/h,而國外已經(jīng)達到5500t/h。 （3）最大輸送帶寬度：國內(nèi)帶式輸送機為1400mm，而國外寬度已達到1830mm。 （4）帶速：由于受托輥轉(zhuǎn)速的限制，我國帶式輸送機帶速為4m/s,國外為5m/s以上。 （5）工作面順槽運輸長度：我國為3000m，國外為7300m。 （6）高效儲帶與張進裝置：我國采用封閉式儲

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。國外采用結(jié)構(gòu)先進的開放式儲帶裝置和高精度的大扭矩、大興城制動張緊設(shè)備，托輥小車能制動隨輸送帶伸縮到位。 （7）輸送機品種：國內(nèi)機型品種少，功能單一，使用范圍有限，不能充分發(fā)揮效能，無法做到一機多用。 1.3.2 可靠性、壽命上的差距 （1）輸送帶抗拉強度 我國生產(chǎn)的織物整芯阻燃輸送帶最高位2500N/mm,國外為3150N/mm。鋼絲繩芯阻燃輸送帶最高為4000N/mm,國外為7000N/mm。 （2）托輥壽命 國內(nèi)現(xiàn)有的托輥技術(shù)與國外相比：壽命短，速度低，阻力大。我國輸

10、送機一般托輥的平均壽命為2萬小時，而國外達到5~9萬小時 （3）帶式輸送機上下運行時可靠性差 1.3.3控制系統(tǒng)上差距 (1)驅(qū)動方式 我國為調(diào)速型液力耦合和硬齒面減速器組合，而國外傳動方式多樣，如BOSS系統(tǒng)，CST可控傳動系統(tǒng)等，控制精度較高 （2）監(jiān)控裝置 國外輸送機已經(jīng)采用PLC控制，開發(fā)了先進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、傳輸、故障診斷與查詢等完整制動監(jiān)控系統(tǒng)。我國輸送機僅僅采用了可編程控制器來控制輸送機的啟動、正常運行、停機等工作過程 （3）輸送帶保護裝 國外帶式輸送機安裝了防止輸送帶跑偏、打滑、撕裂、過滿堵塞、自動灑水降塵等保護裝置

11、外，又開發(fā)了很多新型的檢測裝置。 1.4帶式輸送機的發(fā)展趨勢 （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，帶式輸送機的運輸能力要加大，控制自動化水平要提高，長運距、高帶速、大運量、大功率是帶式輸送機今后發(fā)展的必然趨勢。在今后的10年內(nèi)，輸送量要達到4000～5000t/h，帶速要提高到6m/s，順槽可伸縮輸送機頭部集中驅(qū)動要達到3000米，對于固定強力帶式輸送機要達到5000米，單機驅(qū)動功率1000～1500KW,輸送帶要達到PVG3150和ST6000以上。 （2）提高關(guān)鍵零部件的性能和可靠性 設(shè)備開機率的高低主要取決于輸送機關(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，還要不斷開發(fā)研究新的技術(shù)和零部件，如高性能可控軟啟動技術(shù)、動態(tài)分析與監(jiān)控技術(shù)、高效儲帶裝置、快速自移機尾、高壽命托輥等，使帶式輸送機的性能進一步提高。 （3）擴大功能，一機多用化 帶式輸送機是一種理想的連續(xù)運輸設(shè)備，但目前其效能還沒有充分發(fā)揮，資源有所浪費。如將帶式輸送機結(jié)構(gòu)作適當(dāng)修改，并采取一定的安全措施，就可拓展到運人、運料或雙向運輸?shù)裙δ?，做到一機多用，使其發(fā)揮最大的經(jīng)濟效益。 (4)開發(fā)專用機種 中國煤礦的地質(zhì)條件差異較大，在運輸系統(tǒng)的布置上經(jīng)常會出現(xiàn)一些特殊要求，如彎曲、大傾角(>25)直至垂直提

13、升、長運距下運帶式輸送機等，而有些場合常規(guī)的帶式輸送機是無法滿足要求的。為了滿足煤礦井下的某些特殊要求，應(yīng)開發(fā)滿足這些特殊要求帶式輸送機，如波紋擋邊輸送機、管狀帶式輸送機、平面轉(zhuǎn)彎帶式輸送機、線摩擦多驅(qū)動帶式輸送機、大傾角上運帶式輸送機、大傾角下運帶式輸送機等。 1.5設(shè)計規(guī)劃 根據(jù)設(shè)計要求,提出設(shè)計內(nèi)容和設(shè)計目標(biāo)；參考和借鑒現(xiàn)有成熟的技術(shù)，緊密聯(lián)系設(shè)計任務(wù)和工作要求，提出本設(shè)計擬解決的關(guān)鍵技術(shù)問題和初步方案。本小組擬定三個傳動方案設(shè)計，分別是一級圓柱齒輪減速器傳動方案、圓錐圓柱齒輪減速器傳動方案、蝸輪蝸桿減速器傳動方案。 1.6任務(wù)分配 每人獨立完成一個方案的設(shè)計和規(guī)劃

14、，完成相應(yīng)方案的方案的運動方案計算和結(jié)構(gòu)設(shè)計，作一副裝配圖和兩張零件圖。對于一級圓柱齒輪減速器傳動方案，還要做動畫效果。 第2章 一級圓柱齒輪傳動方案 2.1傳動方案的確定 第一種傳動方案——一級帶減速加一級齒輪減速。 2.2電機的選擇 (1)電機類型的選擇：Y系列三相異步電機 (2)電機功率的選擇 1)傳動方案的總效率 2)工作功率的確定 3)電機額定功率的確定 由于在這種工作的情況下，很容易就會出現(xiàn)超載的現(xiàn)象，所以我們在設(shè)計電動機功率的時候做了點額度設(shè)置，使電機的額定功率是工作功率的1.1—1.3倍。

15、 所以選擇的電機的功率是4KW (3)電機轉(zhuǎn)速的選擇 1)傳動方案總傳動比 查資料機械設(shè)計手冊：一級帶減速的傳動比范圍是2~4，一級圓柱齒輪減速的傳動比范圍是3~5 所以總的傳動比范圍是 2)電機轉(zhuǎn)速的確定 圓筒的轉(zhuǎn)速為 電機的轉(zhuǎn)速為 由上述數(shù)據(jù)并查機械設(shè)計手冊可知滿足條件的電機型號如下。另外查網(wǎng)頁資料可以得知其他的相關(guān)輸入一并如下： 表2-1 電機編號 同步轉(zhuǎn)速r/mi 額定功率KW 起動轉(zhuǎn)矩KN*m 最大轉(zhuǎn)矩KN*m 質(zhì)量Kg 價格元 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 不過在選取電機考慮價格質(zhì)量等因素的同時也要考慮大傳動比對齒輪要求的經(jīng)濟附加值，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)電機的選擇 電機型號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總傳動比及各級傳動比確定 (1)總傳動比的確定 (2)各級傳動比分配

17、 1）取V帶的傳動比為=3.(帶的傳動比范圍是2—4) 2）因為 所以齒輪的傳動比 2.4運動參數(shù)及動力參數(shù)運算 (1)計算各軸轉(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)計算各軸轉(zhuǎn)矩 電動機輸出軸： 減速器高速軸： 減速器低速軸： 滾筒軸： 2.5傳動零件的設(shè)計計算 2.5.1皮帶傳動的設(shè)計計算 (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，所以傳動誤差是0，符合設(shè)計要求。 帶速為 (3) 確定帶傳動中心距 根據(jù)課本式（2—24） 可知 即 取 則帶長 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)計計算 （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。 （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)計準(zhǔn)則。 齒面采用低硬度材料制造，齒面疲勞點蝕更易發(fā)生，因此需要按照接觸強度進行設(shè)計，在進行彎曲疲勞強度校核。 （7）按齒輪接觸疲勞承載能力計算齒輪主要參數(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)計中可以采用標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) （8）齒輪的幾何尺寸計算 分度圓直徑 （9）齒輪圓周速度 （10）確定精度 查表2—20可知，精度只要達到8級即可滿足要求 2.6 軸的材料和計算 2.6.1 選擇軸的材料 選軸的材料為45號鋼，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)計計算 （1）按彎扭合成強度計算 已知 由課本2-33可知：

22、 故 計算軸上的力：考慮對稱性可知各軸 在水平方向上的力 在豎直方向上的力 在設(shè)計的時候取兩軸承間的距離 計算彎矩： 在水平方向上 在豎直方向上 計算合成彎矩是 計算當(dāng)量彎矩，由于是靜載荷可知取 計算危險截面直徑： 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，?。ㄝS承型號為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）輸入軸軸段長度的確定 軸段1根據(jù)v帶傳動中長輪的寬度 z─輪槽數(shù)為5，得B=415+18=78mm，取得 軸段2取

24、 軸段3為保證對稱性取 軸段4保證齒輪固定可靠，軸段4的長度應(yīng)短于齒輪輪轂的長度， 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 （4）軸上零件的確定 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪由軸肩和套筒定位，以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和軸承蓋定位，則采用過渡配合固定 2.6.3輸出軸的設(shè)計計算 （1） 按彎扭合成強度計算

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

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）輸入軸軸段長度的確定 軸段1與聯(lián)軸器相連，故其長度應(yīng)該與聯(lián)軸器軸孔長相等取

27、得 軸段2取 軸段3為保證對稱性取 軸段4保證齒輪固定可靠，軸段4的長度應(yīng)短于齒輪輪轂的長度， 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 （4）軸上零件的確定 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布 齒輪由軸肩和套筒定位，以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸 和軸承蓋定位，則采用過渡配合固定

28、 2.7滾動軸承的選擇和校核 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 查機械設(shè)計手冊，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，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（一次過濾），采用M161.5 (2)油面指示器:選用游標(biāo)尺M12 (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)《機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計》表5.3選擇適當(dāng)型號： 起蓋螺釘型號：GB/T5780 M1070,材料Q23 2.11潤滑與密封 (1)齒輪的潤滑 采用

31、浸油潤滑，由于為單級圓柱齒輪減速器，速度ν<12m/s，當(dāng)m<20 時，浸油深度h約為1個齒高，但不小于10mm，所以浸油高度約為36mm。 (2)滾動軸承的潤滑 由于軸承周向速度為1.26m/s，所以宜開設(shè)油溝、飛濺潤滑。 (3)潤滑油的選擇 齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，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)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。密封圈型號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 二級圓錐齒輪傳動方案

32、3.1傳動方案的確定 減速器采用二級齒輪減速器，第一級為錐齒輪傳動，第二級為斜齒輪傳動。 圖3-1 其中，傳送帶拉力F=1600N，傳動帶速度v=1.6m/s,滾筒直徑D=300mm，滾筒離地高度H=300mm 3.2 傳動參數(shù)的確定和電機的選擇 （1） 傳動參數(shù)的確定 根據(jù)設(shè)計的要求，滾筒的轉(zhuǎn)速,而根據(jù)《機械設(shè)計手冊》，V帶的傳動比范圍為2~4，錐齒輪的傳動比范圍為2~3，斜齒輪傳動比范圍為3~5。 據(jù)此選出滿載轉(zhuǎn)速為2890r/min的電機，確定總傳動比： . 電機到滾筒之間經(jīng)過一級V帶傳動和兩極齒輪傳動，根據(jù)其各自的傳動比范圍分配各級傳動比如： （2）

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

34、電機輸出軸 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)計帶速為v=1.6m/s,實際帶速 設(shè)計誤差滿足要求。 3.3 V帶傳動設(shè)計及校核 （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)長度Ld （4）驗算小輪包角 （5） 求帶根數(shù)Z （6）求帶傳動的壓軸力 3.4錐齒輪傳動設(shè)計及校核 3.4.1

35、 兩對傳動齒輪的設(shè)計 表3.3 錐齒輪參數(shù) 斜齒輪參數(shù) 設(shè)計傳遞功率 /kW 4.0000 小輪計算轉(zhuǎn)速 /(r/min) 1156.00 小輪計算轉(zhuǎn)矩 /(N.mm) 33044.98 預(yù)期工作壽命 /h 50000 齒輪傳動精度等級 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 名義傳動比 2.80 實際傳動比 2.80 使用系數(shù) 1.00 動載系數(shù) 1.13 接觸強度齒間載荷分配系數(shù) 1.20 接觸強度齒向載荷分配系數(shù) 1.50 彎曲強度齒間載荷分配系數(shù) 1.48 彎曲強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 無懸臂 接觸斑點檢查方式 滿載逐件檢查 傳動方式 閉式傳動 齒面粗糙度Rz /\U+03

39、BCm 3.2000 是否允許有少量的點蝕 允許 潤滑油運動粘度V40 /(mm^2/s) 22.0000 極限傳遞功率 (kW) 4.6446 設(shè)計傳遞功率 /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(運動精度) : 7 第Ⅱ公差組精度(運動平穩(wěn)性): 7 第Ⅲ公差組精度(接觸精度) : 7 名義傳動比

40、 : 4.05 實際傳動比 : 4.05 使用系數(shù) : 1.00 動載系數(shù) : 1.07 接觸強度齒間載荷分配系數(shù) : 1.74 接觸強度齒向載荷分布系數(shù) : 1.34 彎曲強度齒間載荷分配系數(shù) : 1.74 彎曲強度齒向載荷分布系數(shù) : 1.29 支承方式 : 對稱支承 傳動方式 : 閉式傳動 齒面粗糙度Rz /μm : 3.20 潤滑油運動粘

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 錐齒輪強度校核 （1）小錐齒輪彎曲疲勞強度校核 （2）大錐齒輪彎曲疲勞強度校核 （3）小錐齒輪接觸疲勞強度校核 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 勞強度。 33.4.3 斜齒輪強度校核 （1）小斜齒輪彎曲疲勞強度校核 （2）大斜齒輪彎曲疲

45、勞強度校核 （3）小斜齒輪接觸疲勞強度校核 （4）大斜齒輪接觸疲勞強度校核 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，畫出受力簡圖如圖3-3： 圖3-3 計算出齒輪的各個力大?。? 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 危險截面處的強度條件為 因此，第1軸的強度負(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： 進行受力分析可得： 根據(jù)水平方向和垂直方向的力進行彎矩分析，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 危險截面處的強度條件為： 所以第2軸強度滿足設(shè)計需求 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 危險截面處的強度條件為 所以第3軸強度滿足設(shè)計需求 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型號的，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軸的軸承遠遠滿足壽命需求 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個圓頭平鍵，一次排序為1、2、3、4、5號，尺寸和參數(shù)如下表3.4： 表3.4 序號 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，計算出對應(yīng)各鍵的剪切應(yīng)力如上表。所有鍵的材料均為45鋼，許用擠壓強度為，而系列鍵中最大的擠壓強度為67.7Mpa. 故鍵的強度負(fù)荷設(shè)計要求 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,查機械設(shè)計手冊，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 蝸輪蝸桿傳動方案 4.1傳動方案的確定 根據(jù)要求設(shè)計單級蝸桿減速器，傳動路線為：電機——連軸器——減速器——連軸器——帶式運輸機

50、，如下圖所示： 圖4.1 根據(jù)生產(chǎn)設(shè)計要求可知，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)包括電動機、蝸輪蝸桿傳動裝

51、置、蝸輪軸、箱體、滾動軸承、檢查孔與定位銷等附件、以及其他標(biāo)準(zhǔn)件等。 4.2電機的選擇和傳動參數(shù)的確定 4.2.1電動機的選擇 (1)電動機的類型 選用Y系列三相異步電機。 (2)確定電動機的功率 依題意和查機械設(shè)計手冊可得： 帶傳動的效率： 蝸輪蝸桿傳動效率：初取 每對滾動軸承傳動效率： 聯(lián)軸器的效率： 總傳動效率： 則電動機所需功率： (3)確定電動機同步轉(zhuǎn)速 取電動機同步轉(zhuǎn)速為： (4)選定電動機 查出電動機型號為，其額定功率為，滿載轉(zhuǎn)速為，滿足工作要求。從而 4.2.2蝸輪蝸桿傳動比 滾筒轉(zhuǎn)速： 則傳動比：，取。 4.2.3運動

52、參數(shù)和動力參數(shù) （1）計算各軸轉(zhuǎn)速 式中為電動機滿載轉(zhuǎn)速；為滾筒轉(zhuǎn)速；為蝸桿轉(zhuǎn)速；為蝸輪轉(zhuǎn)速。 （2）計算各軸輸入功率 式中為蝸桿軸功率；為蝸輪軸功率。 （3）計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 表4.1 傳動參數(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)計與校核 （1）按

53、齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計 因為該蝸輪蝸桿傳動為閉式傳動，所以根據(jù)設(shè)計準(zhǔn)則，應(yīng)按照齒面接觸疲勞強度設(shè)計，然后進行彎曲疲勞強度校核。 假定蝸輪線速度，空載起動，由課本表2—28查得載荷系數(shù)；根據(jù)傳動比由表2-36取，且不妨先取，則蝸輪傳動的扭矩為： 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時，取彈性系數(shù)。 將以上參數(shù)帶入齒面接觸疲勞強度設(shè)計公式（課本式2-61），可得： 查課本表2-31.，可取： 則蝸輪直徑 中心距

54、 （2）接觸疲勞強度 ，符合原假設(shè)。 蝸輪蝸桿螺旋升角：， 則滑動速度： 由課本式2-58，蝸桿傳動的實際應(yīng)力為： 查表課本2-27得： ，則 蝸輪實際扭矩： 則實際上應(yīng)有（由課本例2-6公式）： 而，可知接觸疲勞強度滿足要求。 （3）蝸輪齒根彎曲疲勞強度 由于是單向運轉(zhuǎn)，故可查表2-30可得單側(cè)工作時的許用應(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： 彎曲強度滿足要求。 （4）進行蝸桿傳動的熱平衡計算 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)計與校核 4.4.1蝸輪軸的設(shè)計 （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。查機械設(shè)計書可得 [σb]=640MPa [σ-1]1=55M。 （2）結(jié)構(gòu)設(shè)計 蝸桿減速器的中心距，通過查表該減速器的機體采用剖分式結(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)簡圖 1） 確定最小軸徑 對于轉(zhuǎn)軸，按扭轉(zhuǎn)強度計算最小軸徑。 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?。? 2）逐段的選擇設(shè)計 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，一端連接軸，其轉(zhuǎn)速比較高，傳遞轉(zhuǎn)矩比較小，考慮到安裝時不一定能保證同心度，且載荷為中等沖擊，故采用能補償兩軸軸線的相對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，查機械設(shè)計手冊，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的長度

58、根據(jù)箱體的壁厚、軸承凸臺的厚度、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)和套筒時的位置，取。軸段6無需安裝套筒，故取 d)蝸輪與軸段4、軸段5 軸段4上安裝蝸輪。由CAD機械設(shè)計軟件可知：蝸輪孔徑，輪轂寬度。 則，。 對于軸段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?？紤]到軸承受力的對稱性，可令。 e)軸上鍵連接設(shè)計

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 長度(mm) 60 60 40 58 10 30 4.4.2蝸桿軸的設(shè)計 （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 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)簡圖 1）確定最小軸徑 對于轉(zhuǎn)軸，按扭轉(zhuǎn)強度計算最小軸徑。 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?。? 2）軸段設(shè)計 由輸出設(shè)計可知，機體采用剖分式，且傳動方式為下置式，則蝸桿部分為整體式。且因傳遞功率不大，軸不會太長，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，從處開始設(shè)計。 a) 聯(lián)軸器及軸段1設(shè)計： 軸段1的設(shè)計與聯(lián)軸器的設(shè)計同時進行。 為補償聯(lián)軸器所連接的兩軸的安裝誤差，隔離震動，選用彈性柱銷聯(lián)軸

61、器。查課本表4-13可取，則計算轉(zhuǎn)矩: 而聯(lián)軸器與電動機相連，電動機軸徑為。 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，軸孔長度為?？芍撀?lián)軸器符合要求。 故軸段1直徑為，長度為。 b) 密封、軸承及軸端2、3、9的設(shè)計 由于輸出軸為蝸桿軸，且下置，由于蝸輪蝸桿采用油潤滑，用唇形密封圈。查機械設(shè)計手冊，可知唇形密封圈軸徑范圍是。則可取軸段2直徑為。 軸段2的長度除與軸上零件有關(guān)外，還與機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。查軸承手冊暫取軸承型號為32207，其內(nèi)徑為，外徑為，寬度，安裝寬度。 從而可?。?。 其上安裝油板和軸承，取油板寬度為，故軸段長度：。 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的長度可令其對稱，并且保證內(nèi)機壁與蝸桿距離大于機壁厚，故可取其長度為。 e) 軸段6 軸段6上為蝸桿，取其長度為螺旋長度，取為 f) 軸上鍵的設(shè)計 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 力的作用點如下圖

63、所示： 圖4.5蝸輪軸受力簡圖 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)軸的強度的校核 危險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)力為脈動循環(huán)應(yīng)變力，故取 從而： 故有： 5）校核軸的強度 蝸輪軸選用的材料是45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本表3-2，可知彎曲疲勞強度為： 而危險截面A截面處的的彎曲應(yīng)力： 由此可知蝸輪軸的強度滿足要求。 (3)蝸輪軸軸承壽命的校核 安裝蝸輪軸的軸承型號為：30209。 查參考書1，由GB/T277一1993可知其基本額定動載荷： 。 1）計算軸承的徑向載荷 軸承水平面和垂直面支反力的合力對軸承仍是徑向載荷。 2）計算軸承的軸

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的趨勢，軸承1被放松，軸承2被壓緊。 從而有： 3)計算軸承的當(dāng)量載荷 由于， 查參考書2可知： 又，輕微沖擊時，取=1.1，則： 因，故只需校核軸承2的壽命。 4）計算軸承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)軸的強度的校核 危險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)力為脈動循環(huán)應(yīng)變力，故取 從而： 故有： 5）校核軸的強度 蝸桿軸選用的材料是45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本表3-2，可知彎曲疲勞強度為： 而危險截面A截面處的的彎曲應(yīng)力： 由此可知蝸桿軸的強度滿足要求。 (3)蝸桿軸軸承的校核 安裝蝸桿軸的軸承型號為：32207。 查參考書1，由GB/T277一1993可知其基本額定動載荷： 。 1）計算軸承的徑向載荷 軸承水平面和垂直面支反力的合力對軸承仍是徑向載荷。 2