带式运输机设计说明书_(I).doc

1.1机械设计综合实践任务书设计题目：带式传输机1.1.1任务背景带式输送机是一种摩擦驱动以连续方式运输物料的机械。应用它可以将物料在一定的输送线上，从最初的供料点到最终的卸料点间形成一种物料的输送流程。它既可以进行碎散物料的输送，也可以进行成件物品的输送。除进行纯粹的物料输送外，还可以与各工业企业生产流程中的工艺过程的要求相配合，形成有节奏的流水作业运输线。所以带式输送机广泛应用于现代化的各种工业企业中。在矿山的井下巷道、矿井地面运输系统、露天采矿场及选矿厂中，广泛应用带式输送机。1.1.2任务要求设计一个带式传输机装置，用于锅炉房运煤，三班制工作，每班工作四小时，空载启动，单向、连续运转，载荷平稳。（1）设计要求：工作期限为十年，每年工作300天；检修期间隔为三年；小批量生产，无铸造设备。（2）已知：运输带工作拉力F、运输带工作速度v、运输带滚筒直径D、滚筒轮中心高度H（如表1.1所示）（3）附：运输带绕过滚筒的损失通过效率计算，取效率=0.97根据上述要求和已知条件，确定传动方案、选择电动机型号、设计减速传动装置、选择联轴器等。 表1.1 参考数据F/N11001150120012501300135014001450150015501600v/(m/s)1.61.651.61.551.451.51.551.61.51.551.6D/mm280， 290， 300，320(任选)H/mm3001.2国内外煤矿带式输送机的发展与现状与其他运输设备(如机车类)相比，带式输送机不仅具有长距离(单机长度可达5000米，而且可以实现多机进行串联搭接，运距可达206km )、大运量、连续运输的特点，而且运行可靠，易于实现自动化和集中控制，经济效益十分明显。带式输送机运行维护费用远远低于公路汽运方式，而且只要生产时间超过5年，带式输送机输送方式比公路汽运的总投资要小得多，所以在企业的生产过程中，凡能实现带式输送机输送的场合，一般都采用连续的带式输送机输送。 国外对于长距离地面输送带式输送机的研究和使用较早，主要用于港口、钢厂、水泥厂、矿山等场合。带式输送机也是煤矿最为理想的高效连续运输设备，特别是煤矿高产高效现代化的大型矿井，带式输送机己成为煤炭高效开采机电一体化技术与装备的关键设备。1.2.1 国外煤矿用带式运输机技术现状国外带式输送机技术的发展主要表现在三个方面：(1)带式输送机功能多元化、应用范围扩大化，如大倾角带式输送机、管状带式输送机、空间转弯带式输送机等各种机型；(2)带式输送机本身的技术向长运距、大运量、高带速等大型带式输送机方向发展；(3)带式输送机本身关键零部件向高性能、高可靠性方向发展。在煤矿井下，由于受环境条件的限制，其带式输送机的技术指标要比地面用带式输送机的指标为低。国外通常使用的带式输送机的主要技术指标如表2.1所示。表1.2 国外带式输送机的主要技术指标主要参数国外300-500万t/a高产高效矿井顺槽可伸缩带式输送机大巷与斜井固定式强力带式输送机运距（m）200030003000带速（m/s）3.5445，最高达8输送量（t/h）2500300030004000驱动总功率（kw）1200200015003000，最大达101001.2.2 国内煤矿用带式运输机的技术现状从20世纪80年代起，我国煤矿用带式输送机也有了很大发展，对带式输送机的关键技术研究和新产品的开发都取得了可喜的成果，输送机产品系列不断增多，从定型的SDJ, SSJ, STJ, DT等系列发展到多功能、适应特种用途的各种带式输送机系列，但这一阶段的发展大都基于我国70年代前后引进带式输送机的变形和改进，主体结构没有大的变化。进入90年代后，随着煤矿现代化的发展和需要，我国对大倾角带式输送机、高产高效工作面顺槽可伸缩带式输送机及长运距、大运量带式输送机及其关键技术、关键零部件进行了理论研究和产品开发，应用动态分析技术和中间驱动与智能化控制等技术，研制成功了软启动和制动装置以及PLC控制为核心的防爆电控装置。随着我国煤矿高产高效矿井的发展，煤矿井下带式输送机到目前己达到表2.2所示的主要技术指标。表1.3 国内带式输送机的主要技术指标主要参数国内200-300万t/a高产高效矿井顺槽可伸缩带式输送机大巷与斜井固定式强力带式输送机运距（m）200030004500带速（m/s）2.54.53-5输送量（t/h）1500300020003000驱动总功率（km）9001600150030001.3我国现有技术存在的问题和差距1.3.1技术性能上的差距（1）装机功率：我国工作面顺槽可伸缩带式输送机的最大装机功率为4*250KW，而国外产品可达到4*970KW，国产带式输送机的装机功率约为国外产品的30%40%，固定带式输送机的装机功率相差更大。（2）运输能力：国内带式输送机最大运量为3000t/h,而国外已经达到5500t/h。（3）最大输送带宽度：国内带式输送机为1400mm，而国外宽度已达到1830mm。（4）带速：由于受托辊转速的限制，我国带式输送机带速为4m/s,国外为5m/s以上。（5）工作面顺槽运输长度：我国为3000m，国外为7300m。（6）高效储带与张进装置：我国采用封闭式储带结构和绞车张紧为主，张紧小车容易脱轨，输送带容易跑偏，输送带伸缩式，托辊小车不能自移，需要人工推移，检修麻烦。国外采用结构先进的开放式储带装置和高精度的大扭矩、大兴城制动张紧设备，托辊小车能制动随输送带伸缩到位。（7）输送机品种：国内机型品种少，功能单一，使用范围有限，不能充分发挥效能，无法做到一机多用。1.3.2 可靠性、寿命上的差距（1）输送带抗拉强度我国生产的织物整芯阻燃输送带最高位2500N/mm,国外为3150N/mm。钢丝绳芯阻燃输送带最高为4000N/mm,国外为7000N/mm。（2）托辊寿命国内现有的托辊技术与国外相比：寿命短，速度低，阻力大。我国输送机一般托辊的平均寿命为2万小时，而国外达到59万小时（3）带式输送机上下运行时可靠性差1.3.3控制系统上差距(1)驱动方式 我国为调速型液力耦合和硬齿面减速器组合，而国外传动方式多样，如BOSS系统，CST可控传动系统等，控制精度较高（2）监控装置 国外输送机已经采用PLC控制，开发了先进的程序软件与综合继电器控制技术，以及数据采信、处理、存储、传输、故障诊断与查询等完整制动监控系统。我国输送机仅仅采用了可编程控制器来控制输送机的启动、正常运行、停机等工作过程（3）输送带保护装国外带式输送机安装了防止输送带跑偏、打滑、撕裂、过满堵塞、自动洒水降尘等保护装置外，又开发了很多新型的检测装置。1.4带式输送机的发展趋势（1）大型化、智能化 为了适应高产高效集约化生产的需要，带式输送机的运输能力要加大，控制自动化水平要提高，长运距、高带速、大运量、大功率是带式输送机今后发展的必然趋势。在今后的10年内，输送量要达到40005000t/h，带速要提高到6m/s，顺槽可伸缩输送机头部集中驱动要达到3000米，对于固定强力带式输送机要达到5000米，单机驱动功率10001500KW,输送带要达到PVG3150和ST6000以上。（2）提高关键零部件的性能和可靠性 设备开机率的高低主要取决于输送机关键零部件的性能和可靠性。而要提高关键零部件的性能和可靠性，除了进一步完善和提高现有零部件的性能和可靠性外，还要不断开发研究新的技术和零部件，如高性能可控软启动技术、动态分析与监控技术、高效储带装置、快速自移机尾、高寿命托辊等，使带式输送机的性能进一步提高。（3）扩大功能，一机多用化带式输送机是一种理想的连续运输设备，但目前其效能还没有充分发挥，资源有所浪费。如将带式输送机结构作适当修改，并采取一定的安全措施，就可拓展到运人、运料或双向运输等功能，做到一机多用，使其发挥最大的经济效益。(4)开发专用机种中国煤矿的地质条件差异较大，在运输系统的布置上经常会出现一些特殊要求，如弯曲、大倾角(25)直至垂直提升、长运距下运带式输送机等，而有些场合常规的带式输送机是无法满足要求的。为了满足煤矿井下的某些特殊要求，应开发满足这些特殊要求带式输送机，如波纹挡边输送机、管状带式输送机、平面转弯带式输送机、线摩擦多驱动带式输送机、大倾角上运带式输送机、大倾角下运带式输送机等。 1.5设计规划 根据设计要求,提出设计内容和设计目标；参考和借鉴现有成熟的技术，紧密联系设计任务和工作要求，提出本设计拟解决的关键技术问题和初步方案。本小组拟定三个传动方案设计，分别是一级圆柱齿轮减速器传动方案、圆锥圆柱齿轮减速器传动方案、蜗轮蜗杆减速器传动方案。1.6任务分配 每人独立完成一个方案的设计和规划，完成相应方案的方案的运动方案计算和结构设计，作一副装配图和两张零件图。对于一级圆柱齿轮减速器传动方案，还要做动画效果。第2章 一级圆柱齿轮传动方案2.1传动方案的确定第一种传动方案一级带减速加一级齿轮减速。 2.2电机的选择(1)电机类型的选择：Y系列三相异步电机(2)电机功率的选择1)传动方案的总效率2)工作功率的确定3)电机额定功率的确定由于在这种工作的情况下，很容易就会出现超载的现象，所以我们在设计电动机功率的时候做了点额度设置，使电机的额定功率是工作功率的1.11.3倍。 所以选择的电机的功率是4KW(3)电机转速的选择1)传动方案总传动比查资料机械设计手册：一级带减速的传动比范围是24，一级圆柱齿轮减速的传动比范围是35所以总的传动比范围是2)电机转速的确定圆筒的转速为 电机的转速为由上述数据并查机械设计手册可知满足条件的电机型号如下。另外查网页资料可以得知其他的相关输入一并如下：表2-1电机编号同步转速r/mi额定功率KW起动转矩KN*m最大转矩KN*m质量Kg价格元效率Y160M1-875042211815000.84Y132M1-61000422751000.84Y112M-4150042.22.2437000.845不过在选取电机考虑价格质量等因素的同时也要考虑大传动比对齿轮要求的经济附加值，所以我们综合各种因素可以得知选取Y132M1-6是最合适的抉择。3)电机的选择电机型号Y132M1-6主要性能数据：额定功率4KW，同步转速1000r/min,满载转速960r/min, 最大转矩2KN*m,质量75Kg.2.3总传动比及各级传动比确定(1)总传动比的确定 (2)各级传动比分配 1）取V带的传动比为=3.(带的传动比范围是24) 2）因为 所以齿轮的传动比2.4运动参数及动力参数运算(1)计算各轴转速V带高速轴：减速器高速轴：减速器低速轴：圆筒转速：(2)计算各轴输入功率V带低速轴：减速器高速轴：减速器低速轴：滚筒轴：(3)计算各轴转矩电动机输出轴：减速器高速轴：减速器低速轴：滚筒轴：2.5传动零件的设计计算2.5.1皮带传动的设计计算(1) 选普通V带截面 由课本表29可知 所以 由课本图28可知可以选取A型带(2) 选择大小轮直径并确定转速 由课本表24及图28可知选取小带轮直径，所以大轮直径 是标准直径，所以传动误差是0，符合设计要求。 带速为 (3) 确定带传动中心距 根据课本式（224）可知即 取则带长由课本表25取所以中心距为小轮包角故小轮包角满足要求。所以中心距为 (4) 确定带根数 查表26，27，28，25可知 所以 故 (5) 轴上压紧力 其中 所以 2.5.2 齿轮的设计计算 （1）齿轮的材料和精度 由于传递功率不大，故采用软齿面。 大齿轮：45钢，调质处理，由表219知齿面硬度220HBW 小齿轮：40Cr,调质处理，由表219知齿面硬度为250HBW 根据课本表220取齿轮精度为8级。 （2）齿轮弯曲疲劳极限和接触疲劳极限的确定 由图237（d）可知 由图235 可知 （3）计算循环次数 （4）确定参数 查图236可知弯曲寿命系数 查图238可知接触寿命系数 查表226可知安全系数 （5）确定许用应力 （6）分析失效，确定设计准则。 齿面采用低硬度材料制造，齿面疲劳点蚀更易发生，因此需要按照接触强度进行设计，在进行弯曲疲劳强度校核。（7）按齿轮接触疲劳承载能力计算齿轮主要参数 小齿轮转矩： 由表218取载荷系数 由表222取齿宽系数 试选小齿轮齿数 则大齿轮齿数故 故，所以在设计中可以采用标准模数（8）齿轮的几何尺寸计算 分度圆直径 （9）齿轮圆周速度 （10）确定精度 查表220可知，精度只要达到8级即可满足要求2.6 轴的材料和计算2.6.1 选择轴的材料 选轴的材料为45号钢，调质处理。查2表2-19可知： 查2表13-6可知： 2.6.2输入轴的设计计算（1）按弯扭合成强度计算 已知 由课本2-33可知： 故 计算轴上的力：考虑对称性可知各轴在水平方向上的力在竖直方向上的力 在设计的时候取两轴承间的距离 计算弯矩： 在水平方向上 在竖直方向上 计算合成弯矩是 计算当量弯矩，由于是静载荷可知取 计算危险截面直径： 考虑到键槽将直径增大5%，可得最小直径 故取（2）输入轴直径的确定轴段1的直径为轴的最小直径，故选定；轴段2要考虑到密封圈的安装需要，选择；轴段3为安装轴承，为便于安装应取，且与轴承内径标准列相符，取（轴承型号为6208）轴段4安装齿轮，此直径选用标准系列值，取轴段5为轴环，考虑右面轴承的装卸以及右面齿轮的定位，故取轴段6要放置档油环，故选 轴段7应该与轴段3直径相同，故取 （3）输入轴轴段长度的确定 轴段1根据v带传动中长轮的宽度z轮槽数为5，得B=415+18=78mm，取得 轴段2取 轴段3为保证对称性取 轴段4保证齿轮固定可靠，轴段4的长度应短于齿轮轮毂的长度，故选择 轴段5为轴环，取 轴段6要放置档油环，取 轴段7根据轴承内圈宽度B=19mm，轴段 轴长 （4）轴上零件的确定 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮由轴肩和套筒定位，以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和轴承盖定位，则采用过渡配合固定2.6.3输出轴的设计计算 （1） 按弯扭合成强度计算 已知 由课本2-33可知： 故 计算轴上的力：考虑对称性可知各轴在水平方向上的力在竖直方向上的力 在设计的时候取两轴承间的距离 计算弯矩： 在水平方向上 在竖直方向上 计算合成弯矩是 计算当量弯矩，由于是静载荷可知取 计算危险截面直径： 考虑到键槽将直径增大5%，可得最小直径 故取（2）输入轴直径的确定轴段1的直径为轴的最小直径，故选定；轴段2要考虑到密封圈的安装需要，选择；轴段3为安装轴承，为便于安装应取，且与轴承内径标准列相符，取（轴承型号为6209）轴段4安装齿轮，此直径选用标准系列值，取轴段5为轴环，考虑右面轴承的装卸以及右面齿轮的定位，故取轴段6要放置档油环，故选 轴段7应该与轴段3直径相同，故取（3）输入轴轴段长度的确定 轴段1与联轴器相连，故其长度应该与联轴器轴孔长相等取得 轴段2取 轴段3为保证对称性取 轴段4保证齿轮固定可靠，轴段4的长度应短于齿轮轮毂的长度， 故选择轴段5为轴环，取 轴段6要放置档油环，取 轴段7根据轴承内圈宽度B=19mm，轴段 轴长 （4）轴上零件的确定 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布齿轮由轴肩和套筒定位，以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴和轴承盖定位，则采用过渡配合固定2.7滚动轴承的选择和校核2.7.1输入轴轴承 由于 和课本式(3-17) 其中查表3-13可知(中等冲击) 查表3-10可知(工作温度小于100摄氏度) 且 所以 查指导书选6208满足条件 2.7.2输出轴轴承 由于 和课本式(3-17) 其中查表3-13可知(中等冲击) 查表3-10可知(工作温度小于100摄氏度) 且 所以 查指导书选6209满足条件2.8键的选择 （1）输入轴键的选择 由轴颈,查得 选键 由轴颈查得 选键 (2)输出轴键的选择 由轴颈,查得 选键 由轴颈查得 选键 2.9联轴器的选择 根据课本P197表4-13查得工作情况系数KA=1.5 查机械设计手册，选弹性套柱销联轴器HL3Y.它的公称扭矩为630 Nm联轴器材料为钢时，许用转速为5000r/min。以上数据均满足需要2.10减速器附件的选择(1)通气器:由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M161.5(2)油面指示器:选用游标尺M12(3)起吊装置:采用箱盖吊耳、箱座吊耳.(4)放油螺塞:选用外六角油塞及垫片M81.5(5)根据机械设计基础课程设计表5.3选择适当型号：起盖螺钉型号：GB/T5780 M1070,材料Q232.11润滑与密封(1)齿轮的润滑采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度12m/s，当m20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。(2)滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为1.26m/s，所以宜开设油沟、飞溅润滑。(3)润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。(4)密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。第3章 二级圆锥齿轮传动方案3.1传动方案的确定减速器采用二级齿轮减速器，第一级为锥齿轮传动，第二级为斜齿轮传动。图3-1其中，传送带拉力F=1600N，传动带速度v=1.6m/s,滚筒直径D=300mm，滚筒离地高度H=300mm3.2 传动参数的确定和电机的选择（1） 传动参数的确定根据设计的要求，滚筒的转速,而根据机械设计手册，V带的传动比范围为24，锥齿轮的传动比范围为23，斜齿轮传动比范围为35。据此选出满载转速为2890r/min的电机，确定总传动比：.电机到滚筒之间经过一级V带传动和两极齿轮传动，根据其各自的传动比范围分配各级传动比如：（2） 各级传动效率的确定表3.1类别效率V带传动0.95锥齿轮8级精度闭式传动0.97斜齿轮8级精度闭式传动0.98一对圆锥滚子轴承0.98弹性联轴器0.99滚筒0.96总效率（3） 电动机的选择工作功率原动机功率，考虑工作系数KA=1.3电机转速已确定为2890r/min,查电机参数表，选择电机型号：Y122M-2,同步转速n=3000r/min，P额=4.0KW，满载转速。（4）各级传动轴的功率、转速及转矩如表3.2表3.2传动部分功率P/kw转速n/(r/min)转矩T/(Nm)电机输出轴4.0289013.22减速器输入轴（第1轴）3.8115631.39减速器第2轴3.61412.8683.55减速器输出轴（第3轴）3.47101.94324.80滚筒轴3.44101.94321.55设计带速为v=1.6m/s,实际带速设计误差满足要求。3.3 V带传动设计及校核（1）选择V带的类型（2）确定带轮直径（3） 确定中心距a并选择带的基准长度Ld（4）验算小轮包角（5） 求带根数Z（6）求带传动的压轴力3.4锥齿轮传动设计及校核3.4.1 两对传动齿轮的设计表3.3锥齿轮参数斜齿轮参数设计传递功率 /kW 4.0000小轮计算转速 /(r/min) 1156.00小轮计算转矩 /(N.mm) 33044.98预期工作寿命 /h 50000齿轮传动精度等级 7小轮齿数z1 25小轮齿宽b1 (mm) 33.00小轮分度圆直径 (mm) 75.000轮齿大端模数m (mm) 3.000锥距R (mm) 111.496名义传动比 2.80实际传动比 2.80使用系数 1.00动载系数 1.13接触强度齿间载荷分配系数 1.20接触强度齿向载荷分配系数 1.50弯曲强度齿间载荷分配系数 1.48弯曲强度齿向载荷分配系数 1.50小轮材料及热处理方式 合金钢调质小轮齿面硬度 /HV10 360.00小轮计算接触应力 (MPa) 402.27小轮接触疲劳许用应力(MPa) 662.02小轮接触疲劳极限应力/MPa 840.00小轮计算弯曲应力 (MPa) 92.59小轮弯曲疲劳许用应力(MPa) 427.05小轮弯曲疲劳极限应力/MPa 305.00大轮齿数z2 70大轮齿宽b2 (mm) 33.00大轮分度圆直径 (mm) 210.00大轮材料及热处理方式 碳钢调质大轮齿面硬度 /HV10 210.00大轮计算接触应力 (MPa) 402.27大轮接触疲劳许用应力(MPa) 433.47大轮接触疲劳极限应力/MPa 550.00大轮计算弯曲应力 (MPa) 91.25大轮弯曲疲劳许用应力(MPa) 309.35大轮弯曲疲劳极限应力/MPa 210.00装配条件 无悬臂接触斑点检查方式 满载逐件检查传动方式 闭式传动齿面粗糙度Rz /U+03BCm 3.2000是否允许有少量的点蚀 允许润滑油运动粘度V40 /(mm2/s) 22.0000极限传递功率 (kW) 4.6446设计传递功率 /kW: 4.00000小轮最高转速 /(r/min): 412.86小轮最大扭矩 /(N.mm): 92525.98预期工作寿命 /h: 50000第公差组精度(运动精度) : 7第公差组精度(运动平稳性): 7第公差组精度(接触精度) : 7名义传动比 : 4.05实际传动比 : 4.05使用系数 : 1.00动载系数 : 1.07接触强度齿间载荷分配系数 : 1.74接触强度齿向载荷分布系数 : 1.34弯曲强度齿间载荷分配系数 : 1.74弯曲强度齿向载荷分布系数 : 1.29支承方式 : 对称支承传动方式 : 闭式传动齿面粗糙度Rz /m : 3.20润滑油运动粘度V40/(mm2/s): 22.00小轮齿数z1 : 22小轮齿宽b1 /mm: 102.00小轮变位系数x1 /mm: 0.0000螺旋角 (): 15.0000小轮分度圆直径 /mm: 68.33齿轮法向模数mn /mm: 3.00小轮计算接触应力 /MPa: 507.60小轮接触疲劳许用应力 /MPa: 655.69小轮接触疲劳极限应力 /MPa: 840.00小轮计算弯曲应力 /MPa: 83.91小轮弯曲疲劳许用应力 /MPa: 451.78小轮弯曲疲劳极限应力 /MPa: 305.00小轮材料及热处理方式 : 合金钢调质小轮齿面硬度 /HV10 : 360.00小轮节圆直径 /mm: nil小轮齿根圆直径 /mm: nil小轮齿顶圆直径 /mm: nil小轮齿顶圆齿厚 /mm: nil重合度 : nil大轮齿数z2 : 89中心距 /mm: 172.373大轮齿宽b2 /mm: 60大轮变位系数x2 /mm: 0.0000大轮分度圆直径 /mm: 276.42大轮计算接触应力 /MPa: 507.60大轮接触疲劳许用应力 /MPa: 458.26大轮接触疲劳极限应力 /MPa: 550.00大轮计算弯曲应力 /MPa: 83.03大轮弯曲疲劳许用应力 /MPa: 317.97大轮弯曲疲劳极限应力 /MPa: 210.00大轮齿面硬度 /HV10 : 210.00大轮材料及热处理方式 : 碳钢调质啮合角 (): 20极限传递功率 (kW): 3.260183.4.2 锥齿轮强度校核（1）小锥齿轮弯曲疲劳强度校核（2）大锥齿轮弯曲疲劳强度校核（3）小锥齿轮接触疲劳强度校核由于大锥齿轮的齿数为小齿轮的2.8倍，在同样的接触力作用下，大齿轮由于齿数多，使得接触疲劳应力比小齿轮小，因此只需校核小锥齿轮的接触疲 劳强度。33.4.3 斜齿轮强度校核（1）小斜齿轮弯曲疲劳强度校核（2）大斜齿轮弯曲疲劳强度校核（3）小斜齿轮接触疲劳强度校核（4）大斜齿轮接触疲劳强度校核由于大斜齿轮的齿数为小齿轮的4.05倍，在同样的接触力作用下，大齿轮由于齿数多，使得接触疲劳应力比小齿轮小，因此只需校核小斜齿轮的接触疲劳强度3.5 轴的校核3.5.1 第1轴（减速器输入轴）的校核第1轴的结构图如图3-2：图3-2根据已知条件，画出受力简图如图3-3：图3-3计算出齿轮的各个力大小：水平面受力分析：垂直面受力分析：画出水平、垂直面弯矩图如图3-4：图3-4第1轴的小锥齿轮所受的扭矩T1=31.39N，且合成弯矩如图3-5所示。图3-5最后合成弯矩，如图3-6图3-6从而判断出危险截面在左边轴承的中心截面处。当量弯矩Mca=62.86NM轴材料选用45钢，调质处理，查表得危险截面处的强度条件为因此，第1轴的强度负荷要求3.5.2第2轴（中间轴）校核第2轴结构尺寸及受力分析如图3-7图3-7其中：进行受力分析可得：根据水平方向和垂直方向的力进行弯矩分析，结果如图3-8：图3-8最大弯矩出现在小斜齿轮的齿宽中线轴段扭矩T2=83.55N*m所以，合成弯矩轴材料选用45钢，调质处理，查表得危险截面处的强度条件为：所以第2轴强度满足设计需求3.5.3 第3轴（减速器输出轴）校核第3轴结构尺寸及受力分析如图3-9图3-9其中：易得：最大弯矩在大斜齿轮齿宽中心截面上 扭矩T3=324.80Nm合成弯矩轴材料选用45钢，调质处理，查表得危险截面处的强度条件为所以第3轴强度满足设计需求3.6 轴承的校核由于第1轴的圆锥滚子轴承和第2轴的圆锥滚子轴承是同一个型号的，而第1轴的径向力小于第二周所受到的径向力，因此该减速器的轴承只需校核第2轴和第3轴的圆锥滚子轴承3.6.1 第2轴圆锥滚子轴承的校核已知：故，第1轴的轴承远远满足寿命需求3.6.2第3轴圆锥滚子轴承的校核已知： 故，第3轴的轴承满足寿命需求3.7 键的校核在装配图中可以看出，从左到右共有4个圆头平键，一次排序为1、2、3、4、5号，尺寸和参数如下表3.4：表3.4序号T/Nmd/mml/mmk/mmp/MPa131.39303048.7231.39363047.3383.555224416.74324.86525449.95324.84030467.7根据普通平键的校核公式，计算出对应各键的剪切应力如上表。所有键的材料均为45钢，许用挤压强度为，而系列键中最大的挤压强度为67.7Mpa.故键的强度负荷设计要求3.8 联轴器的选择减速器输入端轴径为30mm，扭矩为31.39N*m,查机械设计手册，选择LT5型弹性套柱销联轴器；减速器输出端轴径为40mm,扭矩为324.8N*m，选择LT7型弹性套柱销联轴器。第4章 蜗轮蜗杆传动方案4.1传动方案的确定根据要求设计单级蜗杆减速器，传动路线为：电机连轴器减速器连轴器带式运输机，如下图所示： 图4.1 根据生产设计要求可知，该蜗杆的圆周速度V45m/s，所以该蜗杆减速器采用蜗杆下置式，如下图所示： 图4.2采用此布置结构，由于蜗杆在蜗轮的下边，啮合处的冷却和润滑均较好。蜗轮及蜗轮轴利用平键作轴向固定。蜗杆及蜗轮轴均采用圆锥滚子轴承，承受径向载荷和轴向载荷的复合作用，为防止轴外伸段箱内润滑油漏失以及外界灰尘，异物侵入箱内，在轴承盖中装有密封元件。 该减速器的结构包括电动机、蜗轮蜗杆传动装置、蜗轮轴、箱体、滚动轴承、检查孔与定位销等附件、以及其他标准件等。4.2电机的选择和传动参数的确定4.2.1电动机的选择(1)电动机的类型选用Y系列三相异步电机。(2)确定电动机的功率依题意和查机械设计手册可得：带传动的效率：蜗轮蜗杆传动效率：初取每对滚动轴承传动效率：联轴器的效率：总传动效率：则电动机所需功率： (3)确定电动机同步转速取电动机同步转速为：(4)选定电动机查出电动机型号为，其额定功率为，满载转速为，满足工作要求。从而4.2.2蜗轮蜗杆传动比滚筒转速：则传动比：，取。4.2.3运动参数和动力参数 （1）计算各轴转速 式中为电动机满载转速；为滚筒转速；为蜗杆转速；为蜗轮转速。（2）计算各轴输入功率式中为蜗杆轴功率；为蜗轮轴功率。（3）计算各轴的输入转矩表4.1 传动参数轴1（蜗杆轴）轴2（涡轮轴）各轴转速（r/min)1440102各轴输入功率(KW)2.992.66各轴输入转矩(Nm)19.83249.054.3蜗杆蜗轮的设计与校核蜗杆采用45钢，淬火处理，表面硬度为4555HRC；蜗轮采用铸造锡青铜()砂模铸造。4.3.2设计与校核（1）按齿面接触疲劳强度进行设计因为该蜗轮蜗杆传动为闭式传动，所以根据设计准则，应按照齿面接触疲劳强度设计，然后进行弯曲疲劳强度校核。假定蜗轮线速度，空载起动，由课本表228查得载荷系数；根据传动比由表2-36取，且不妨先取，则蜗轮传动的扭矩为：应力循环次数为：，则由于蜗轮材料为（砂模铸造），所以蜗轮为接触疲劳失效。根据蜗杆硬度大于45HRC和应力循环次数N，由表2-34查的许用接触压力为：当钢制蜗杆与铸锡青铜配对时，取弹性系数。将以上参数带入齿面接触疲劳强度设计公式（课本式2-61），可得：查课本表2-31.，可取：则蜗轮直径中心距（2）接触疲劳强度，符合原假设。蜗轮蜗杆螺旋升角：，则滑动速度：由课本式2-58，蜗杆传动的实际应力为： 查表课本2-27得：，则蜗轮实际扭矩：则实际上应有（由课本例2-6公式）： 而，可知接触疲劳强度满足要求。（3）蜗轮齿根弯曲疲劳强度由于是单向运转，故可查表2-30可得单侧工作时的许用应力：蜗轮当量齿数：根据查图2-43查得蜗轮齿形系数：螺旋角影响系数：将以上参数带入课本校核公式（2-58）得：可知：弯曲强度满足要求。（4）进行蜗杆传动的热平衡计算设周围通风良好，箱体有较好的散热肋片，散热面积近似取为：取箱体表面的传热系数为：则由课本式2-64，油温为：可知工作油温符合要求。（5）计算蜗杆刚度蜗杆公称转矩：蜗轮公称转矩：蜗杆所受圆周力：蜗轮所受圆周力：蜗杆所受径向力：许用最大挠度： 蜗杆轴承间的跨距：钢制蜗杆材料的弹性模量： 蜗杆齿根圆直径： 蜗杆轴危险截面的惯性矩： 则蜗杆最大挠度为：故刚度满足要求。（6）确定主要参数和几何尺寸实际中心距：模数：蜗杆头数： 蜗杆直径系数： 蜗轮变位移系数：蜗轮齿数：蜗杆分度圆直径：蜗轮分度圆直径：4.4轴的设计与校核4.4.1蜗轮轴的设计（1）蜗轮轴的材料选择考虑到该减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，蜗轮轴主要传递蜗轮的转矩。选取轴的材料为45钢，调质处理。查机械设计书可得 b=640MPa -11=55M。（2）结构设计蜗杆减速器的中心距，通过查表该减速器的机体采用剖分式结构。又因传递功率小，轴承的固定方式采用两端固定式。蜗轮轴的结构示意图如下所示： 图4.3 蜗轮轴结构简图1） 确定最小轴径对于转轴，按扭转强度计算最小轴径。由课本公式3-2，有：查课本表3-4，取系数，则有： 另考虑键槽的影响取：2）逐段的选择设计a) 联轴器及轴端1联轴器传递的转矩：，查课本4-13表取则：由于联轴器的一端连接工作机，一端连接轴，其转速比较高，传递转矩比较小，考虑到安装时不一定能保证同心度，且载荷为中等冲击，故采用能补偿两轴轴线的相对位移和缓和载荷冲击的弹性联轴器。根据的值以及的最小值，查机械设计手册，可得选取的联轴器为。该联轴器许用转矩，许用转速为，轴径取为，轴孔长度取为。故取b)密封圈及轴段2：考虑到联轴器右端的固定和密封圈的标准，查参考书1，取轴段2轴径为，密封圈直径。轴承段2的长度根据箱体的壁厚、轴承凸台的厚度、轴承端盖的厚度以及联轴器类型确定。为了保证联轴器不与轴承盖相碰，取。c)轴段3与轴段6考虑到蜗杆减速器有轴向力，轴承类型选用圆锥滚子轴承。轴段3上安装轴承，要使轴承便于安装又符合内径系列，查参考书2，暂且取轴承为30209，其内径，外径，宽度。故可取。考虑到安装甩油环和套筒时的位置，取。轴段6无需安装套筒，故取d)蜗轮与轴段4、轴段5轴段4上安装蜗轮。由CAD机械设计软件可知：蜗轮孔径，轮毂宽度。则，。对于轴段5，为了轴向固定蜗轮并且承受一定的轴向力，可令轴肩的高度为，则。考虑到轴承受力的对称性，可令。e)轴上键连接设计蜗轮轴与联轴器的连接采用平键连接。由联轴器轴径为，故选取的平键规格为，键长取为50，轴深度。蜗轮轴与蜗轮的连接采用平键连接，由于蜗轮轴直径为，从而平键规格取为，键长取为，轴深度 表4.3 蜗轮轴各段尺寸123456直径（mm)354045506045长度(mm)6060405810304.4.2蜗杆轴的设计（1）材料选择考虑到该减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，蜗杆轴主要传递蜗杆的转矩。选取轴的材料为45钢，调质处理。（2）结构设计蜗杆轴结构示意图如下所示： 图4.4 蜗杆轴结构简图1）确定最小轴径对于转轴，按扭转强度计算最小轴径。由课本公式3-2，有：查课本表3-4，取系数，则有： 另考虑键槽的影响取：2）轴段设计由输出设计可知，机体采用剖分式，且传动方式为下置式，则蜗杆部分为整体式。且因传递功率不大，轴不会太长，故轴承部件的固定方式可以采用两段固定式。由此所设计的轴承部件的结构如下图所示。然后，可按轴上零件的安装顺序，从处开始设计。a) 联轴器及轴段1设计：轴段1的设计与联轴器的设计同时进行。为补偿联轴器所连接的两轴的安装误差，隔离震动，选用弹性柱销联轴器。查课本表4-13可取，则计算转矩:而联轴器与电动机相连，