上料提斗装置.doc

上海电机学院毕业设计任务书课 题 提斗上料装置设计 专 业 年 级 2009级 姓 名 学 号 学 院（系）院长（签字） 指 导 教 师 （签字） 2012 年 11 月 30 日 摘 要本文主要对粮食（稻谷）的上料提斗装置进行了设计，在设计过程中利用了电机、带传动、减速器、链传动以及同步带，对它们分别进行了设计计算，对提斗的结构也进行了设计，综合运用了机械设计的知识，提升了自己的设计能力。 关键字：提斗 减速器 机械设计 AbstractFood (rice) on material mentioning bucket device has been designed, in the design process using the motor, belt drive, speed reducer, chain drive and timing belt, they were carried out design calculations, mentioning bucket structuredesign, integrated use of mechanical design knowledge to enhance their design capabilities. Keyword: Mentioning bucket Reducer Mechanical Design目录1、绪论31.1 输送机的背景31.2国内外输送机的研究现状和发展趋势41.3提斗上料装置的基本要求42、 提斗上料装置上料机构的设计82.1 提斗的设计102.2 提升机构的受力分析和计算122.3钢丝绳选取以及钢丝绳的绳套校核132.4 支撑杆的设计与校核142.5 卷筒的选择163、提斗上料装置传动装置的设计193.1 传动系统的总体设计223.2 电动机的选择223.3总传动比的计算和各级传动比的分配223.4 传动装置运动和动力参数的计算243.5 带传动的计算243.6 蜗轮蜗杆减速器的计算243.7 链传动的设计计算243.8同步带的设计计算244、 限位装置的设计计算254.1 螺杆螺纹部分的基本尺寸计算与选取254.2 螺纹传动的校核255、结论29参考文献30致谢301、绪论1、1输送机背景在一小型粮食加工厂需要垂直提升碎散 (颗粒状或小块) 物料,以往完全依赖人力。而设计一提斗上料装置，可实现碎散物料连续输送，具有提升高度大，提升稳定，占地面积小等优点，具有较强的工程实际应用价值。本课题结合企业的需求，设计一个通过单片机控制的提斗上料装置，基于V带传动、链传动、各级齿轮传动、涡轮蜗杆减速器、丝杠传动，并通过行程开关的信号输入，通过单片机程序的控制从而实现提斗的上料过程。单片机控制的提斗上料装置通过机械传动、单片机控制技术和使用行程开关控制电机的正反转、从而控制提斗的上料和下降动作。 通过对市面上的相关同类产品以及国内外的各种专利进行研究与分析，从使用的实用性，可行性，简易性出发，以减少制造成本，降低售价且功能齐全，增加可利用性，满足后续设计研发和创新的目的，设计一个基于单片机控制的提斗上料装置，能够通过电机的驱动、各部分传动机构的传输以及单片机技术的控制，实现料斗的翻转，并到达顶部时准确接触到接斗，将物料送入接斗，以及通过行程开关的接触或分离，来实现升降限位。与此同时，通过本次设计对分析斗式提升机有一定的了解，清晰斗式提升机结构设计全过程及工作特点，运用所学知识解决设计中问题，达到综合训练的目的，提高独立工作能力，巩固所学知识，并有所进步，增强机械创新设计的能力。1.2国内外输送机的研究现状和发展趋势给料机是一种将块状、颗粒状物料从贮料仓或其它贮料设备中均匀、定量、连续地供给到受料装置中的设备，通常与其他设备如带式输送机等配套使用，实现给料、喂料、配料、定量包装等流程的自动化作业，被广泛应用于矿山、冶金、选煤、化工、电力、建筑、制药等工业领域。如在矿山选矿流程中，与选矿设备配套使用，主要用于溜井放矿、转载装车、选矿破碎给料等作业；在煤矿作业流程中，大多于带式输送机配套使用，用于井下转载、箕斗下转载、原煤仓下配煤、精煤仓下装车和洗选机均匀给料等作业；在水泥及混凝土加气块设备生产线中，可用于混凝土搅拌站水泥的给料；在电力行业，主要配置在煤仓下用于配煤系统的转载。从世界给料机的发展状况来看，德国、日本等国家工业发展起步较早，联邦德国于20世纪40年代就开始研制振动给料设备，包括振动给料斗、振动输送机等；日本50年代末期通过仿制联邦德国的振动电机，由安川电机（株）和井上精机（株）共同开发出新型的振动电机，生产出RFH型惯性共振给料机等。经过多年的发展，目前这些国家的给料机技术已经比较成熟、产品质量较好。我国给料机行业起步相对稍晚，由于整体制造业技术水平的相对落后，国产给料机产品普遍在工作性能和通用化等方面与国际水平相比存在着一定差距。其主要表现在给料机性能、可靠耐用程度及处理能力、自动化控制与监控技术以及环保和人性化设计能力等方面有待进一步提高。但是随着国民经济的快速增长以及国家政策的扶持力度的加大，我国给料机行业的发展速度较快，技术水平也有了较大程度的提高。纵观国内给料机的发展历程，20世纪50年代，国内应用的主要是K型机械往复式给料机，该机型结构简单，动力消耗较大，设备笨重，处理量小且成间接成堆式不均匀给料；60年代出现了电磁振动给料机，其主要利用电磁感应原理进行给料工作，具有处理能力大、结构紧凑、质量轻、可无级调速以及电耗少等特点，然而该型给料机局限于非防爆场合，并且不适合于密度较大矿石的给料工作；70年代末至80年代初，旨在改进电磁振动给料机缺点的电机振动给料机应运而生，该机型结构简单，自动调节同步运动，但由于电机参振，使得该型给料机在使用过程中出现电机寿命较短等一系列技术缺陷；90年代，相继出现了共振式振动给料机以及链式给料机，链式给料机是一种连续给料机，很好解决了以往振动给料机不能连续给料的缺点。到目前为止，我国已经拥有带式给料机、甲带式给料机、链式给料机等多种类型的连续给料机。其中，带式给料机具有传动平稳、运行效率高、噪音低、给料量大、结构简单等特点，适用于多种物料的给料作业；甲带式给料机本质上仍是带式给料机，区别在于在给料机的承载胶带外侧包裹了一层铠甲，旨在提高带式给料机的抗冲击性和耐磨性能；链式给料机具有给料均匀、不受物料水分影响、运转平稳及噪音较小等特点。总之，现有的连续给料机在低噪音、低功耗、大运量和连续给料等方面都具有各自的优势和适用范围，不同的应用条件对于给料机的功能要求也不同，因此，给料机在技术设计上更加具有针对性。1.3提斗上料的基本要求 本课题结合企业的需求，设计一个提斗上料装置，基于V带传动、链传动、各级齿轮传动、涡轮蜗杆减速器、丝杠传动，并通过行程开关的信号输入，通过单片机程序的控制从而实现提斗的上料过程。2、 提斗上料装置上料机构的设计提升机构的种类主要有平行四行机构，垂直提升机构，带式提升机构等。平行四杆机构运动副单位面积所受的压力小且接触受力小，便于润滑，磨损小，制造方便。所以上料机构选用平行四杆机构。 提斗上料装置的上料机构由钢丝绳，料斗和摆杆组成。设计方案是由摆杆，料斗和机架组成连杆机构，通过钢丝绳的牵引使料斗达到上下运动的功能。如图2-1所示。 图2-1 上料机构的简图提斗方案的预定AC段位初始时的支撑杆位置，AE段位初始时的钢丝绳位置，CE段位初始时的机架绳位置，CD段为到达预定高度时支撑杆的位置，DE段为到达预定高度时钢丝绳的位置。 首先预定支撑杆长度AC=CD=2米，支撑杆旋转中心到卷筒旋转中心的高度CE=1.6米，支撑杆和机架的初始夹角为60，让支撑杆旋转一定角度后，提升高度达到2米，旋转角度为60，达到预定位置。BC=ACsin30=1mAB=ACcos30=3mAE=AB2+BE2=2.62+(3)=3.1msinEAB=BEAE=2.63.1=0.839 EAB=57 EAC=27DE=AB+（BE-AD）=1.85sinDEB=ABDE=0.936 DEC=69通过以上计算得到钢丝绳和支撑杆的初始夹角为27，钢丝绳原长3.1米，到预定位置时钢丝绳长度为1.85米，由此可得，卷筒需卷进去1.25米长的绳子才能使提斗到达预定位置。到达预定位置时钢丝绳和支架的夹角为67。2.1提斗的设计根据要求，提斗的外形尺寸为1100 x 400 x400 mm，以粮食为标准，取密度为550kg/m， 选0.3mm的钢板焊接，在上面的地方多出一个边，这样在提斗到预定高度后，物料容器会挡住提斗，并使提斗发生翻转，使物料完全倒入容器中。这样就需要卷筒再旋转一定角度，修订卷筒卷入钢丝绳长度为2.5。2.2 提升结构的受力分析和计算通过计算我们得知，起重物料为100kg，提斗为50kg，还有支撑杆加在提斗上的重量及提斗上面的链接附件，预计起升质量为200kg。 F3为初始位置使钢丝绳上的力，F4为初始位置时支撑杆上的力，F5为预定高度时支撑杆上的力，F6为预定高度时钢丝绳上的力。 初始位置力的方程组: F3cos57= F4cos30 F3sin57=F4sin30+mg (2-1)预定高度力的方程组： F6sin21= F5cos30 F6sin21+F5sin30=mg （2-2）解上面两个方程组得： 初始位置钢丝绳的静拉力为4443N，支撑杆的受力为2420N；当达到预定高度时钢丝绳的静拉力为4442N，支撑杆的受力为2423N。 由上面的计算结果可以看出两个位置的静拉力几乎相等，所以选4443N和32423N为钢丝绳的静拉力和支撑杆的受力为参考数值。2.3 钢丝绳选取以及钢丝绳的绳套校核2.3.1 钢丝绳的选取和计算 选择钢丝绳时，应根据使用条件和钢丝绳的特点来考虑。我国对于提升钢丝绳的选择原则是：绳的捻向和绳在卷筒上的缠绕螺旋线方向一致。我国单绳缠绕式提升机多为右螺旋缠绕，故应选择右捻绳，目的是为了防止钢丝绳松捻；多绳摩擦提升为了克服绳的旋转给容器导向装置造成的磨损，一般选左右捻各一半8. 提升钢丝绳的选择计算是提升设备选型设计中的关键环节之一。钢丝绳在运转过程中受有许多应力的作用和各种因素的影响，如静应力，动应力，弯曲应力，扭转应力和挤压应力等。磨损和锈蚀也会影响钢丝绳的性能， d=CS (2-3)式中，d-钢丝绳最小直径，mm C-选择系数，mm/N1/2 S-钢丝绳最大工作静拉力 该提升结构中，钢丝绳最大工作静压力是由起升载荷考虑承载分支后确定，起升载荷是指起升质量的重力。起升质量包括允许起升的最大有效物品，取物质量，悬挂绕性件以及其他在起升设备的质量：起升高度小于50m的起升钢丝绳的重量可以不计。 由前面的叙述，我们可以得知，起升物料为200kg，提斗为36.6827kg，还有支撑杆加在提斗上的重量及提斗上面的链接附件，预计起升质量为270kg。 根据上面给的提斗的初始位置和终止位置的角度关系，计算两个位置的钢丝绳的静拉力来选取钢丝绳，以及在支撑杆方向的压力，来计算支撑杆的直径。 提升机构的设计计算中的计算是用单根钢丝绳的时候的受力，根据预定的方案，是用两个钢丝绳和两个支撑杆作用于提斗，所以钢丝绳的静拉力为44432=2221.5N支撑杆的受力为24232=1211.5N选择系数C的取值与机构工作级别有关，前面选择机构工作级别为M3，选C=0.085，安全系数n=4，将C带入公式（2-1）得d=4.27mm。根据机械设计手册起重机运输机械零部件分册表8-1-9，选取直径为5mm，工程抗拉强度为1870的钢丝绳。右该钢丝绳的标记为05 NAT 6X7+IWS 1870 ZZ 16.7 9.68 GB/T8918所选钢丝绳的破断拉力应满足式 F0Sn (2-4)式中 F0所选钢丝绳的破断拉力，N n钢丝绳最小安全系数，n=4由表8-1-9可以查出，选取的钢丝绳最小破断拉力为16.7N带入公式（2-4）得 16.7X10002523.75X4所以，该钢丝绳符合要求。2.3.2 钢丝绳绳套的校核选45钢为材料制造，其材料参数s=355MPaE=207GPa在此情况下钢丝绳绳套的应力为 =FA=F(d2)=14.28MPa (2-5) 因此s ，可以选用。2.4 支撑杆的设计与校核2.4.1 支撑杆的设计类型 结构分析中的杆长度选择L=2000mm,属于细长杆设计，由于杆在该结构中两边铰接，属于压杆，为避免工作过程中出现屈曲失效，该杆的设计将利用欧拉公式从临界载荷的角度进行计算7. 在不影响设计的前提下，设计中所采用的公式作了如下简化：（1） 剪切变形的影响可以忽略不计（2） 不考虑杆的轴向变形2.4.2 材料选择与参数选45钢为材料制造，其材料参数s=355MPaE=207GPa2.4.3支撑杆的受力分析和计算从之前的受力计算分析可得，压杆受到的最大力为F2max=2423N参考小车梁的许用安全系数取 S=3.5杆的设计最大受力为 F=SF2max=8480.5N (2-6)根据压杆的稳定分析与设计，其最小零界载荷应该 Fpcr=EI(l)F (2-7)其中为长度系数取=1，则惯性矩 IFlE=21778mm4 (2-8)2.4.4支撑杆的类型与参数选择设压杆为圆环外直径与内直径之比=0.9的空心管，则管的最小外直径为 I=D464(1-4)21778mm4 (2-9)为确保质量及整体机器的外观协调性，取D=60mm。用所确定的D确定杆的柔度， =li=229 (2-10)对所用材料45钢来说，由公式求得 1=Ep=86 (2-11)由于1，所以前面欧拉公式进行的试算是正确的。2.4.5 校核支撑杆在此情况下空心杆的应力为 =FA=111230.62-0.6X0.92=20.7MPa (2-12)因此s ，可以选用。根据上述的计算，在UG里建立好提斗，支撑杆的模型，然后选取相应的连接方式，建立连接杆等其他附件的模型，并装配好模型。设定好支撑杆与地面的夹角后，支撑杆的安装位置距离装料位置的竖直距离为1000mm，水平距离为1732mm。2.5 卷筒选择 卷筒分为：弹簧卷筒，电动卷筒，其中弹簧卷筒又分为：气管卷筒和电缆卷筒，电动卷筒分为径向单排缠绕电缆卷筒和单层缠绕电缆卷筒。根据要求应选择电动径向单排缠绕电缆卷筒。卷筒的尺寸根据机械设计手册起重机运输机械零部件分册表8-1-53以及表8-1-54来计算。 根据前面选取的工作级别M3，系数h=14卷筒名义直径 D=hd=14X5=70mm （2-13）绳槽半径 R=(0.530.56)d=0.55X7=2.75 （2-14）绳槽深度选标准槽 H1=(0.250.4)d=0.3X5=1.5 (2-15)绳槽节距 P1=d+(24)=5+3=8 (2-16)卷筒厚度 选钢卷筒 =D=5 (2-17)卷筒长度 Ld=L0+2L1+L2=HmaxmD+Z1P+2L1+3P1=34.11 (2-18)取35mm3、提斗上料装置传动装置的设计3.1传动系统的总体设计流程图：3.2电动机的选择本课题提斗的设计尺寸为1100X400X400mm，查阅相关资料知粮食的密度为530-580kg/m3 ，提升高度大约2.5m，由此可计算钢丝绳沉重为G=mg=948.64N初设上升时间为4.2s,上升速度v=h/t=2.5/4.2m/s=0.6m/s 所需功率P=G*H/t=564.6W初步定辊子的直径为200mm，则辊子的转速w=0.6/200=180r/min 带传动功率 0.96（一条）滚动轴承0.99（两对）蜗轮传动效率0.97（一对）链传动的效率=0.9564.6W 0.82688W 180带传动比2单级蜗轮蜗杆传动比8链传动比=1.4传动比合理范围*16*161802880根据功率及转速，查附录5（），选电动机：（） Y112M-24额定功率4KW 满载转速2890 同步转速3000总传动比2890180163.3总传动比的计算和各级传动比的分配带传动比2链传动比=1.4传动比合理范围*16蜗轮传动比16283.4传动装置运动和动力参数的计算2890/21445180=128轴40.963.84KW轴3.840.990.973.68KWIII轴3.680.990.93.28KW9550955013.269550955025.3895509550195.2955095502443.5带传动设计计算一、确定设计功率 查参考文献1表5.7得工作情况系数KA=1.1，则Pd=KAP=1.14kW=4.4kW。二、选择带的型号V带型号根据设计功率Pd 和小带轮转速n1确定，查参考文献【1】图5.17可选取A型带。三、确定带轮的基准直径dd1和dd2查参考文献【1】表5.4 V带带轮最小基准直径ddmin，知A型带ddmin=75mm,选取小带轮基准直径：dd1=100mm；因此，大带轮基准直径：dd2=idd1=1.8100mm=180mm。查参考文献【1】表5.4选取大带轮基准直径dd2=180mm。其传动比误差为0故可用。四、验算带的速度由带的速度公式：v=dd1n1601000=1002890601000=15.12m/s式中n1为电动机转速；dd1为小带轮基准直径。即v=15.12m/s45HBC，可从参考文献机械设计第八版，濮良贵 纪名刚主编，第271页表11-7中查得蜗轮的基本许用应力=268MPa 应力循环次数 N=60jn2Lh=6048123006=6.22107 寿命系数 KHN=0.7957 则 =KHN=0.7957268MPa=213MPa计算中心距 取中心距a=125mm,从表11-2中取模数m=8mm，蜗杆分度圆直径d1=80mm，这时d1/a=0.4，从图11-18中可查得接触系数0.8 大于原估计值，因此不用重算。7、精度等级公差和表面粗糙度的确定 考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T100891988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f,标注为8f GB/T 100891988.六、蜗轮轴的结构尺寸设计 1.轴上的功率、转速和转矩大小PIII=3.28KW, n2=128r/min, T2=736150N*mm2.求作用在蜗轮上的力（取蜗轮n=20。，=10。）已知蜗轮上分度圆直径d2=328mm 则 圆周力 径向力 轴向力 3.初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。表15-3，取A0=112，也是得 蜗杆轴dmin=A,轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1。为了使所选的轴直径d1联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca根据表14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3，则： Tca=KAT=1.3736150Nmm=956995Nmm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，根据选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000Nmm。联轴器的孔径d=48mm,故d1=48mm,半联轴器长度L=112mm,联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm.4.轴的结构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，故取段的直径d2=55mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=60mm.联轴器与轴配合的毂孔长度L=84mm,为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故段的长度应比L略短一些，现取l1=82mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d2=52mm,初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30312，其尺寸为dDTda=60mm130mm33.5mm72mm,故d3=60mm;而l7=34mm，l3=34+8+16+4=62mm 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，因此，取d6= da =72mm。3）取安装蜗轮处轴段直径d4=65mm，蜗轮左端与轴承间采用套筒定位。取蜗轮轮毂的宽度为80mm，故取l4=76mm，涡轮右端采用轴肩定位，取d5=88mm，l5=12mm4）轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与面的距离l=30mm,取l2=50mm。5）考虑到蜗轮与箱体有一定安全距离取30mm，滚动轴承距箱体内壁一段距离取8mm，则l6=38mm(3)轴上零件的周向定位轴的周向定位均采用平键连接。按d4由表6-1查的平键截面bh=20mm12mm,键槽用键槽铣刀加工，长为63mm,同时为了保证联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为14mm*9mm*70mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.(4)确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为245。5、校核危险截面的强度首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，再根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于30312型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=29mm。6.按弯矩扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面即危险截面C的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由表15-1查的-1=60MPa。因此ca-1，故安全。7.精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面经分析安装蜗轮处轴径左端面处引起的应力集中最严重；因而该轴只需校核该截面左右两侧即可。（2）截面左侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1*603mm3=21600mm3 抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2*603mm3=43200mm3 截面左侧弯矩 M=191262*（69-36）/69N*mm=91473N*mm 截面上的扭矩 T3=736150N*mm 截面上的弯曲应力 b=M/W=91473/21600Mpa=4.23MPa 截面上的扭转切应力 T= T3/ WT=736150/43200Mpa=17.04MPa 由表15-1查的B=640MPa,-1=275MPa,-1=155MPa。 截面上由于轴肩而形成的集中系数及按附表3-2查取。因r/d=2.0/60=0.033,D/d=65/60=1.08,经插值后可查得 =2.0， =1.31又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 =0.92轴味精表面强化处理，即q=1，则按式3-12及3-12a得综合系数为又由3-1及3-2得碳钢的特性系数取 =0.1 =0.05于是，计算安全系数Sca值，按式（15-6）（15-8）则得S=1.5故可知其安全。（3）截面右侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1*653mm3=27462.5mm3 抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2*653mm3=54925mm3 截面左侧弯矩 M=191262*（69-36）/69N*mm=91473N*mm 截面上的扭矩 T3=736150N*mm 截面上的弯曲应力 b=M/W=91473/27462.5Mpa=3.33MPa 截面上的扭转切应力 T= T3/ WT=736150/54925Mpa=13.4MPa 由表15-1查的B=640MPa,-1=275MPa,-1=155MPa。 截面上由于轴肩而形成的集中系数及按附表3-2查取。因r/d=2.0/65=0.031,D/d=65/60=1.08,经插值后可查得 =2.0， =1.31又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 =0.92轴味精表面强化处理，即q=1，则按式3-12及3-12a得综合系数为又由3-1及3-2得碳钢的特性系数取 =0.1 =0.05于是，计算安全系数Sca值，按式（15-6）（15-8）则得S=1.5故该轴在截面右侧的强度也是足够的。七、蜗杆的结构尺寸设计1.轴上的功率、转速和转矩大小P2=3.68KW, n2=1450r/min, T2=54700N*mm2.求作用在蜗杆上的力已知蜗轮上受力，而蜗杆与蜗轮接触，根据作用力与反作用力知蜗杆上受力情况： 圆周力 Ft1=Fa2=791N径向力 Fr1=Fr2=1659N轴向力 Fa1=Ft2=4488N3.初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。表15-3，取A0=112，也是得 蜗杆轴dmin=A,轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1。为了使所选的轴直径d1联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca根据表14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3，则： Tca=KAT=1.354700Nmm=71110Nmm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，而且，电动机的功率为5.5KW，满载转速为960r/min，电动机轴径d0=38mm，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000Nmm。联轴器的孔径d=38mm,故d1=38mm,半联轴器长度L=112mm,联轴器与轴配合的毂孔长度L1=83mm.4.轴的结构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，故取段的直径d2=45mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=48mm.联轴器与轴配合的毂孔长度L=84mm,为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故段的长度应比L略短一些，现取l1=80mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d2=50mm,初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为dDTda=50mm110mm29.25mm60mm,故d4=50mm，d5=60mm.3）考虑啮合可靠性，安装安全性等因素，取l2=50mm,l3=l9=20mm,l4=l6=l8=l10=50mm,l7=120mm (3)轴上零件的周向定位轴的周向定位采用平键连接。按d4由表6-1查的平键截面bh=10mm8mm,键槽用键槽铣刀加工，长为70mm,半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.(4)确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为245。5、校核危险截面的强度首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，再根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于30310型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=23mm。6.按弯矩扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面即危险截面B的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由表15-1查的-1=60MPa。因此ca-1，故安全。八、减速器箱体的结构设计参照参考文献机械设计课程设计席伟光、杨光、李波主编，高等教育出版社 第58页 表4-17可计算得，箱体的结构尺寸如表8.1：注：减速器箱体采用HT200铸造，必须进行去应力处理。设计内容计 算 公 式计算结果箱座壁厚度=0.04200+3=11mma为蜗轮蜗杆中心距取=12mm箱盖壁厚度1=0.8512=10mm取1=10mm机座凸缘厚度bb=1.5=1.512=18mmb=18mm机盖凸缘厚度b1b1=1.51=1.510=15mmb1=18mm机盖凸缘厚度PP=2.5=2.512=30mmP=30mm通孔直径dfdf=0.036a+12=19.2mmdf=20mm地脚螺钉直径dd=20mmd=20mm地脚沉头座直径D0D0=45mmD0=45mm地脚螺钉数目n取n=4个取n=4底脚凸缘尺寸（扳手空间）L1=25mmL1=25mmL2=23mmL2=23mm轴承旁连接螺栓直径d1d1= 12mmd1=12mm轴承旁连接螺栓通孔直径d1d1=13.5d1=13.5轴承旁连接螺栓沉头座直径D0D0=26mmD0=26mm剖分面凸缘尺寸（扳手空间）C1=20mmC1=20mmC2=16mmC2=16mm上下箱连接螺栓直径d2d2 =12mmd2=12mm上下箱连接螺栓通孔直径d2d2=13.5mmd2=13.5mm上下箱连接螺栓沉头座直径D0=26mmD0=26mm箱缘尺寸（扳手空间）C1=20mmC1=20mmC2=16mmC2=16mm轴承盖螺钉直径和数目n,d3n=4, d3=10mmn=4d3=10mm检查孔盖螺钉直径d4d4=0.4d=8mmd4=8mm圆锥定位销直径d5d5= 0.8 d2=9mmd5=9mm减速器中心高HH=340mmH=340mm轴承旁凸台半径RR=C2=16mmR1=16mm轴承旁凸台高度h由低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。取50mm轴承端盖外径D2D2=轴承孔直径+(55.5) d3取D2=180mm箱体外壁至轴承座端面距离KK= C1+ C2+(810)=44mmK=54mm轴承旁连接螺栓的距离S以Md1螺栓和Md3螺钉互不干涉为准尽量靠近一般取S=D2S=180蜗轮轴承座长度（箱体内壁至轴承座外端面的距离）L1=K+=56mmL1=56mm蜗轮外圆与箱体内壁之间的距离=15mm取=15mm蜗轮端面与箱体内壁之间的距离=12mm取=12mm蜗杆顶圆与箱座内壁的距离=40mm轴承端面至箱体内壁的距离=4mm箱底的厚度20mm轴承盖凸缘厚度e=1.2 d3=12mm箱盖高度220mm箱盖长度（不包括凸台）440mm蜗杆中心线与箱底的距离115mm箱座的长度（不