机械毕业设计（论文）-带式输送机全自动机械张紧装置设计【全套图纸】.doc

中国矿业大学2007届本科生毕业设计 第89页 共88页第一章 概 述全套图纸，加1538937061. 1拉紧装置的发展概况带式输送机输送散体物料是当今世界上广泛采用的手段之一，采用这种方式不仅可以实现长距离、大批量输送，而且与其他输送设备相比，具有更好的经济效益和更低的运输成本。拉紧装置是带式输送机必不可少的部件。尤其对于长距离、大功率带式输送机而言，它是除驱动装置外，保证输送机正常启动、运行、制动和停车的重要部件，并且它的性能好坏直接影响带式输送机的性能。拉紧装置可分为以下三个阶段。第一阶段，纯机械张紧阶段。这一阶段的主要产品有两种:固定式绞车拉紧与重锤式拉紧。从本质上说，绞车拉紧的功能仅仅是张紧，当胶带由于种种原因伸长而张紧力下降时，只能通过人的观察发现后重新张紧;重锤式张紧装置通过滑轮组和重锤块达到张紧的目的，当胶带伸长时，能自动吸收其伸长。第二阶段，张紧力可调阶段。这个阶段的典型产品是自动绞车(机械绞车或液压绞车)张紧装置。其技术发展表现为只能实现在稳定(匀速)阶段的自动张紧，保持胶带在该阶段的张力恒定，而在起动与制动等不稳定运行工况下则与固定式绞车相同。其结构特征表现为带有闸，绞车张紧时松闸，停止时紧闸，绞车运转的时间很短，而大部分时间处于停车待命状态;第三阶段，动态自动张紧阶段。这个阶段的典型产品有液压绞车自动张紧与液压缸自动张紧。其特点为动态响应快，能在起动阶段和正常运行阶段两种状态下作用，保持张紧力的稳定。液压绞车长时间处于工作状态，其结构特征是不带闸。1.2 拉紧装置的作用(1) 保证输送带松边有足够的张紧力，防止在起动或运行中胶带在驱动滚筒上打滑；(2) 保证输送带在最小张力点处有足够张力，限制输送带加载时在托辊间的垂度，防止输送带在托辊间距内过分松弛而丧失槽形，引起物料和输送带跑偏，减小输送带在托辊间的运行阻力；(3) 补偿输送带的弹性伸长和塑性伸长。时间长了输送带会自动伸长，而且在过渡工况下发生永久性伸长，同时在起动，制动时输送带自动收紧，可免除机组振动；(4) 为输送带重新接头提供必要的行程；（5）在长距离带式输送机中，减小起、制动时输送带中出现的动负荷；（6）使输送带有足够的张力，以保证输送带与传动滚筒产生必须的摩擦力并防止打滑；尤其是第（3）条对长距离、大功率带使输送机就显得更为重要，因为长距离带式输送机在启动与制动中的张力比正常运行工况下的张力大10倍之多，从而造成了输送带较大的松边伸长，这是如果能及时补偿输送带的伸长，使启动平稳可靠就具有重要的意义。1.3 对张紧装置的要求（1） 响应速度快，工作可靠；（2） 拉紧滚筒上输送带的包角，并与滚筒位移平行，施加的拉紧力应通过滚筒中心，以免张力由于其位置不同而变化；（3） 不能出现死区，即拉紧滚筒作反向移动时，不至于产生张力突然变化。尤其机尾有低谷的高垂度输送机，制动时在低谷处会由于垂度过大而引起输送带的折叠和严重变形，从而导致落料。1.4 拉紧装置的位置（1）拉紧装置尽量安装在靠近传动滚筒的空载分支上，以利于启动和制动时不产生打滑现象；（2）拉紧装置应尽可能布置在输送带张力最小处，这样可减小拉紧力；（3）应尽可能使输送带拉紧滚筒的绕入和绕出分支方向与滚筒位移线平行，且施加的拉紧力要通过滚筒中心。1.5 大型带式输送机常用拉紧装置的类型根据拉紧方式可将拉紧滚筒分为固定式，移动式两大类，固定式用固定改向滚筒，这种拉紧方式有螺旋张紧方式和钢丝绳滚筒拉紧方式。移动式有固定绞车拉紧方式、重力拉紧方式和自动拉紧方式。其中常用拉紧装置的类型和特点参见下页表1。 表1 常用拉紧装置的类型类 型结 构 特 点性 质适 用 范 围 自 动绞 车 式张 紧装 置 电动绞车，通过滑轮组用纲绳牵引滚筒车架;采用电磁传感器测力计给出电信号，可以在输送机运转时自动控制绞车 在开车前停机后及运转中可以使滚筒车架有位移，拉紧力可以变化，也可以保持恒定自动补偿输送带的弹性变形，是一种理想的拉紧装置。 适用于长距离大运量的带式输送机，被广泛应用于井下带式输送机中，特别是可储存输送带的输送机上。固 定绞 车 式 拉 紧 装 置电动绞车，通过滑轮组用纲绳牵引滚筒车架，采用普通的拉力计控制，不能自动控制绞车。在开机前停机后可以开动绞车，使滚筒车架有位移，改变拉紧力，而在运转中，绞车不开，车架无位移，但拉紧力随输送带张力变化而自行变化，不能保持恒定。 适用于水平输送机和小倾角运输机。 重 锤拉 紧装 置 靠重锤及车架自身重量将滚筒车架朝下拉紧。 依靠重力可自动调节预拉力，保证输送机具有足够的张力，滚筒车架在下分支作垂直位移，拉紧力不变。 适用于张力不太大的运输机。续表1类 型结 构 特 点性 质适 用 范 围螺 旋 式拉 紧装 置一般装于机尾滚筒处，直接拉紧输送带，结构简单，安装方便，拉紧行程最大为1m。这种拉紧装置受拉紧行程的限制，不能自动保持预拉力。 适用于距离短，功率小的输送机，地面较为干燥的环境。钢 丝 绳滚 筒 式拉 紧装 置 利用钢丝绳缠绕在滚筒上将输送带拉紧，滚筒一般都是经过涡轮减速器来带动。 只能定期张紧输送带，张紧力过大或者过小，直接影响到带式输送机的冲击动负荷，对输送机的安全性及平稳运行较为不利。 适用于煤矿井下采区运输巷里的绳架式及可伸缩式带式输送机。第二章 主要设计参数及方案确定2.1 主要设计要求根据实际情况设计一台机械张紧装置：工作参数如下；（1） 最大张紧力F: 100KN（2） 张紧行程L: 10m（3） 牵引电机的功率P: 5-11KW2.2 方案的确定2.2.1 参考方案（1） 如下图所示，此种重锤式张紧装置主要由张紧装置框架、张紧改向滚筒、弹簧缓冲器、偏心制动轮等部件组成。张紧装置框架本身包含一个能供滚筒上下滑动的滚筒滑槽，并在安装滚筒的钢结构上平面装有两个弹簧缓冲器，配重块重量不直接作用在滚筒轴上。偏心制动轮通过传动连杆与张紧滚筒的钢结构平台连接。胶带主要通过张紧改向滚筒来实现胶带张紧。张紧力的大小取决于配重块的重量、张紧装置框架重量以及滚筒的重量，根据胶带重载时的所需驱动力来选择。 1. 滑轨 2.张紧装置框架 3.滚筒安装平台 4.滚筒滑槽5. 限位挡块 6.制动偏心轮 7.销轴 8.装运连杆9.吊架 10.传动连杆 11.缓冲器 12.胶带 13.轴承支座 14.张紧改向滚筒 15.配重 图1-1(2) 重力拉紧装置:重力拉紧装置是结构最简单，应用最广泛的一种拉紧装置，它是利用重锤来自动拉紧，由于重锤靠自重拉紧，所以它能保证拉紧力在各种工况下保持恒定不变，能自动补偿胶带的伸长。其结构形式有单重锤式、双重锤式和重载车式(如图1-2所示)。重载车式拉紧装置是将重物放在胶带机的重物拉紧车上，利用胶带机地脚板的坡度使重物拉紧车产生下滑力对胶带机产生拉紧力;而重锤拉紧装置是通过钢丝绳悬挂起来的重锤使胶带机的拉紧车产生拉紧力。可见，重力拉紧装置的力学特点是拉紧力不变，拉紧位移可变，它适用于固定式长距离运输机上，优点是安全可靠性高，缺点是拉紧力不能调节，空间要求大，在空间受限制的地方无法使用。普遍存在的问题是由于改向滚筒多，物料容易掉入输送带与拉紧滚筒之间而损坏胶带，特别是在输送潮湿或粘性较大的物料时。 a.单重锤式 b 双重锤式c.重载车式图1-2(4)绞车式拉紧装置绞车式张紧装置按张紧力的控制方式可以分为手动和自动控制两种。所谓手动，就是在张紧装置上安装一个用于测定胶带张力的测力器。当观测到测力器的指标超出所允许的范围时，人为地启动电动机来进行调节，直到满足要求为止。这种形式的张紧装置结构较简单，维护容易，但需要人来监控。在手动绞车式张紧装置中，由于绞车动作不需要其它动力，具有结构简单和操作维护容易的特点，所以在国内应用比较广泛。比较常用的是蜗轮蜗杆手动绞车式张紧装置。由于绞车式张紧装置的张紧行程可以很长，同时可以配合可伸缩式胶带输送机的储带仓工作，所以，可伸缩式胶带输送机应用这种张紧装置的较多。（如图1-3所示） 图1-32.2.2 方案对比方案一的优点是：结构和原理都比较简单，就是利用物体自身的重力，来拉紧皮带 ，需要多大的张紧力，只要给它坠上同等重量的物体即可，它的制造也比较方便。但是，它的缺点也是比较明显的，其中最重要的缺点就是张紧力不能调节，皮带的张紧力只能固定在皮带机起动需要的最大数值上，即使以后不需要如此大的力，也不容易调节；它的另一个缺点是，体积比较庞大，占用地方大。 方案二的优点是：结构简单，应用广泛，能保证拉紧力在各种工况下保持恒定不变，能自动补偿胶带的伸长，安全可靠性高。其缺点是拉紧力不能调节，空间要求大，在空间受限制的地方无法使用。 方案三的优点是：结构简单，维护容易。其缺点是存在占用空间大，不便于现场布置和管理，经常发生因张紧不足或不能及时准确地进行调整而引起的胶带打滑和跑偏等现象，甚至会造成胶带压死、撕裂等严重事故。 通过以上三个方案的比较，在此选择第三种方案进行设计。自动绞车式张紧装置具有以下特点：通过压力传感器电信号控制张紧装置，可靠性高。在皮带机启动阶段，能提供足够大的启动张紧力；启动完毕后又可使胶带的张紧力恢复到额定值以维持胶带机的正常运行。2.2.3 传动方案的确定采用交流变频调速电机作为驱动源，传动部分由蜗轮蜗杆传动和一对开式齿轮传动两部分组成，蜗杆的输入轴与电机的输出轴用弹性套柱销联轴器连接。蜗轮的输出轴与开式齿轮中的小齿轮用B型键连接。滚筒组与开式齿轮中的大齿轮用普通螺栓连接。在滚筒轴的两端用调心滚子轴承作支撑,并加以滚动轴承座支撑。为了减轻绕在卷筒上钢丝绳所承受的拉力，采用滑轮组结构包括动滑轮组和定滑轮组，定滑轮组（两个定滑轮并列）动滑轮组（三个动滑轮并列）。传动方案图如下所示：1.电动机 2.联轴器 3.减速器 4.大齿轮 5.卷筒6.小齿轮 7.传感器 8.定滑轮组 9.钢丝绳 10.动滑轮组第三章 张紧装置总体设计3.1电动机的确定假设在达到最大张紧力所需要的最短时间是220秒。该机构在传动过程中总的效率损失为： 式中：自锁蜗杆的效率，取0.43；圆柱齿轮传动（开式传动（脂润滑）的效率，取0.95；弹性套柱销联轴器的效率，取0.98；滚动轴承的效率，取0.98；滑轮组的效率，取0.889；最大张紧速度：=10/220=0.045m/s最小张紧速度：=0.0045m/s根据传动方案的设计：张紧力F是由6根钢丝绳来承担：(1)当恒扭矩控制时：滚筒上的钢丝绳拉力： =100/6=16.67KN 滚筒上的钢丝绳线速度： =60.0045=0.027m/s有功功率： 16.670.027=0.45KN （2）当恒功率控制时：滚筒上的钢丝绳拉力：=0.8100/6=13.33KN滚筒上的钢丝绳线速度：=60.045=0.27m/s有功功率：KW由上面的分析可得，要保证设计要求，有功功率取为。电机所需输出功率: = 10.9KW因此根据所给条件选择11KW的电机满足工矿要求。选择的电动机型号：三相异步变频调速电机YVP160L；电机参数：功率KW恒转矩调频范围550Hz同步转速1000r/min3.2机构工作级别的确定3.2.1机构利用等级机构利用等级按机构总设计寿命分为十级，见表8-1-1。总设计寿命规定为机构假定的使用年数内处于运转的总小时数，它仅作为机构零件的设计基础，而不能视为保用期。由表8-1-1，选取机构等级。总设计寿命：6300h说明：经常中等地使用。 3.2.2机构载荷状态载荷状态是表明机构承受最大载荷及载荷变化的程度。载荷分为四级。由表8-1-2，根据实际情况选用-重。说明：机构经常承受较重的载荷，也常承受最大的载荷。3.2.3 机构工作级别机构工作级别按机构利用等级和载荷状态分为八级。见表8-1-3，根据机构利用等级与机构载荷状态选取机构工作级别为。 3.3钢丝绳直径计算与选取（1）煤矿井下绞车用钢丝绳直径采用GB1102-74标准规mm,钢丝绳结构大部分是点接触光面钢丝绳。（2）点接触-股内各层之间钢丝互相交叉，呈点接触。（3）在圆股钢丝绳（GB1102-74）标准中，只有钢丝破断拉力之和而无整根钢丝绳的破断拉力。（4）钢丝绳直径可由钢丝绳最大工作静拉力按式（8-1-1）确定：式中：钢丝绳最小直径， mm；选择系数， mm/N；钢丝绳最大工作静拉力 N；KN 可根据机构工作级别确定：根据机构工作等级，查表8-1-8得： mm/Nmm查标准值,取mm。 3.4滚筒几何尺寸的确定(1)滚筒名义直径：式中：钢丝绳的直径；与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数，按表8-1-54选取。根据机构工作级别M6，可查得：；则mm (2)绳槽半径：mm 取mm (3)绳槽深度（标准槽）： mm 取mm (4)绳槽节距（标准槽）： 20mm 取mm (5)卷筒厚度（铸钢卷筒）：mm (6)多层缠绕卷筒长度：则，考虑钢丝绳在卷筒上排列可能不均匀，应将卷筒长度增加，即其中：卷筒绳槽底径，mm各层直径每层圈数设缠绕圈数根据实际的工作情况，卷筒上需有5圈绕绳，即。卷筒长度为：mm取mm mm ，mm ， mm mm ，mmmm ，为了防止钢丝绳脱出卷筒两边设挡边，其高度比最外层钢丝绳高出；即卷筒的最大外径： = =mm 取mm(7)卷筒强度的计算：卷同壁内表面最大压应力：mm因此由表8-1-55选用卷筒内表面最大压应力进行强度计算：（MPa）式中：钢丝绳最大拉力，N 卷筒绳槽节距， mm 卷筒壁厚， mm 许用压应力， MPa 与卷筒层数有关的系数卷筒层数1234系数111.41.82由于，查上面表格得系数 卷筒材料用45钢，查手册，45钢的屈服强度为：MPa 则：MPaMPa经检验卷筒强度符合要求。 校验最大张紧力能否满足机构在任何时刻的工况要求。分析可知，只要在满足扭矩小于电机的额定扭矩即可。卷筒的转速：r/min 电机最小满载转速：r/min 总传动比： 最大张紧力在时，卷筒上所受的最大扭矩为：Nmm而变频电机的额定扭矩转化到卷筒上的扭矩为：Nmm 因为 ，所以最大张紧力满足工况要求。由于高速低转矩的原因，验算速度最大时能否满足扭矩当Hz时，转速为r/min。=NmmNmm由于，满足工况要求。 3.5传动比的分配滚筒的直径：mm滚筒的转速： r/min电动机最小满载转速：r/min总传动比： 具有自锁性能的蜗轮蜗杆传动，传动比根据手册，一般为62、71、80、82，在这里选择蜗轮蜗杆的传动比为62。则一对开式齿轮传动的传动比为： 第四章 蜗轮蜗杆减速器的设计蜗杆传动是用来传递空间两交错轴之间的运动和动力的，它由蜗杆和蜗轮组成，其交错角通常为 。4.1材料及齿数的确定蜗杆副的材料组合首先要求有良好的减磨性和抗胶合能力。此外，还要求有足够的强度。蜗杆一般采用碳钢和合金钢制造，要求有较高的齿面硬度。高速重载的蜗杆采用15Cr,20Cr或20CrMnTi等材料并经渗碳淬火处理，齿面硬度达；一般情况可用45钢或40 Cr等进行表面淬火，硬度为；对不太重要或低速重载的传动，可用40、45等碳钢经调质处理，硬度为。蜗轮齿圈的常用材料为铸造锡青铜，如ZcuSn10Pb1,他的减磨性和抗胶合性最好，适于滑动速度较高的场合，但价格较贵；铝青铜，如ZcuAl10Fe3,强度较高，价格较低，但抗胶合性能较差，一般用于滑动速度不高（m/s）的传动；在滑动速度较低（m/s）的不重要传动中，蜗轮可用球墨铸铁或灰铸铁制造。考虑到蜗杆的工作情况在此选用45钢表面淬火，硬度为。选蜗轮齿圈的材料为铸造锡青铜，即ZcuSn10Pb1,他的减磨性和抗胶合性最好，适于滑动速度较高的场合。蜗杆头数根据传动比和蜗杆传动的机械效率确定，越少，结构越紧凑，但机械效率越低；越多，机械效率越高，但蜗杆加工越困难。的蜗杆，多用于要求自锁和大传动比的情况。或4的蜗杆，多用于动力传动或需机械效率较高的场合。的蜗杆，因加工困难，很少使用。蜗轮的齿数，通常取。为了避免蜗轮轮齿发生根且并保证至少有两对以上的齿参与啮合，不应小于26。但在动力传动中，也不宜太多，若过多，则结构尺寸过大，蜗杆支撑跨度增大，使蜗杆刚度降低，从而影响蜗杆传动的啮合精度。考虑到蜗轮的使用情况，选蜗轮头数和是符合要求的。蜗杆传动具有传动比大、结构紧凑、工作平稳等优点，但其传动效率低，尤其在低速时，其效率更低，且蜗轮尺寸大，成本高。因此，它通常用于中小功率、间歇工作或要求自锁的场合。为了提高传动效率、减小蜗轮结构尺寸，通常将其布置在高速级。4.1.1 按蜗轮齿面接触疲劳强度计算由式（8-93）： 蜗轮力矩： 蜗杆传动的总机械效率：式中：啮合效率轴承效率搅油效率带有自锁性的蜗轮蜗杆的效率：取 KW 蜗轮转速：r/min Nmm载荷系数:使用系数，查表8-28，取。 动载荷系数：按m/s估取m/s 查图8-57，得 载荷分布不均匀系数，载荷平稳，跑合良好 则 弹性影响系数，由表8-29查得： 许用接触应力，由式（8-94）：基本许用接触应力：查表8-19，N/mm 应力循环次数，由式（8-70）： 则:N/mm mmmm查表8-9，得模数 则蜗杆分度圆直径：mm蜗杆分度圆柱上螺旋线的导程角： 蜗轮分度圆直径：mm 蜗轮圆周速度：m/s 由，根据表8-16，选取级精度。 4.1.2蜗轮齿根弯曲疲劳强度校核计算由式（8-96）：齿形系数，查表8-30，并插值得 许用弯曲应力：由式（8-98）, 弯曲疲劳强度的寿命系数：基本许用弯曲应力：查表8-18，N/mm N/mm 则: N/mm 弯曲强度足够。 4.1.3圆柱蜗杆传动几何尺寸的计算(1)蜗杆轴向模数（蜗轮端面模数）： mm (2)传动比： (3)蜗杆头数： (4)蜗轮齿数： (5)蜗杆直径系数（蜗杆特性系数）： (6)蜗轮变位系数： (7)中心距：mm (8)蜗杆分度圆柱导程角： (9)蜗杆节圆柱导程角： (10)蜗杆轴向齿形角：阿基米得圆柱蜗杆: (11)蜗杆（蜗轮）法向齿形角： (12)顶隙：mm (13)蜗杆齿顶高：mm (14)蜗轮齿顶高：mm (15)蜗杆齿根高：mm (16)蜗杆分度圆直径：mm (17)蜗轮分度圆直径：mm (18)蜗杆节圆直径：mm(19)蜗轮节圆直径：mm (20)蜗杆齿顶圆直径：mm (21)蜗轮喉圆直径：mm (22)蜗杆齿根圆直径：mm (23)蜗轮齿根圆直径：mm (24)蜗杆轴向齿距：mm (25)蜗杆轴向齿厚：mm (26)蜗杆法向齿厚：mm (27)蜗杆分度圆法向弦齿高：mm (28)蜗杆螺纹部分长度：mm (29)蜗轮最大外圆直径：mm (30)蜗轮轮缘宽度：mm (31)蜗轮咽喉母圆半径：mm (32)蜗轮齿根圆弧半径：mm (33)蜗杆轴面齿形角： (34)蜗杆轴向齿厚：mm (35)圆弧中心到蜗杆轴心线距离：mm (36)圆弧中心到螺牙对称线距离：mm (37)蜗杆轴向齿廓圆弧半径：mm (38)蜗杆螺牙齿顶厚：mm (49)蜗杆螺牙齿根厚：mm4.2蜗轮轴系设计（1）蜗轮轴系结构设计：轴段用于与小齿轮的开式齿轮联结，根据要求选取轴径mm，长度98mm。选用型平键，工作长度mm。轴段制出定位轴肩，取轴肩高度mm，根据轴承端盖的结构和端盖的装拆要求，选取轴段的长度mm。轴段用于安装滑动轴承，考虑轴承同时承受径向力和轴向力，选择圆锥滚子轴承。取轴段直径mm，选用32222型圆锥滚子轴承，尺寸，轴承的左端采用J型无骨架密封圈进行轴向定位，综合考虑轴承宽度与各种因素，确定轴段的长度mm。轴段上安装蜗轮，其直径为蜗轮的内径mm。轴段与蜗轮采用型平键联接，键的型号为，键的工作长度mm，轴段的长度mm。轴段制出定位轴肩用于蜗轮的定位，其直径mm，长度mm。轴段是一段过渡轴，其选取直径mm，长度mm。轴段用于安装滑动轴承，考虑轴承同时承受径向力和轴向力，选择圆锥滚子轴承。取轴段直径mm，选用32222型圆锥滚子轴承，尺寸，轴承的左端采用轴套进行轴向定位。（2）蜗轮轴系强度的设计:以下是蜗轮轴受力简图：图4-3求蜗轮轴上的转矩 Nmm求作用在蜗轮上的力蜗轮的分度圆直径为 mm圆周力、径向力、轴向力的大小如下，方向如图4-3所示。 N N N已知： mm mm mm Nmm N N N求解： ， ， ， ， ， ， 解得：支反力 N， N， N， N， N，弯矩和： 水平面 Nmm 垂直面 Nmm Nmm合成弯矩： Nmm Nmm扭矩： Nmm当量弯矩： Nmm式中： 弯矩和扭矩，Nmm，计算心轴时，取。考虑弯矩和扭矩在轴截面引起的应力循环特性差异的系数。转轴的弯曲应力一般为对称循环变应力，而扭转剪应力常常不是对称循环变应力。对于单向转动的轴，考虑起动、停车及运转不均匀性的影响，通常将剪应力视为脉动循环变应力；对于双向转动的轴则将剪应力视为对称循环变应力。当剪应力为静应力、脉动循环变应力和对称循环变应力时，分别。根据蜗杆轴的工作情况可以确定。 Nmm Nmm 根据上面的计算作出轴的弯矩图、扭矩图和当量弯矩图。如下图所示： （3）蜗轮轴强度校核：从轴当量弯矩图中可看出，截面的当量弯矩最大，是轴最危险截面。其当量弯矩为 Nmm。校核轴的强度：轴的材料为45钢，调质处理。由表4-1，查得N/mm，则，即 N/mm，取 N/mm。轴的计算应力为： N/mm根据计算结果可知，该轴满足强度要求。 4.3蜗杆轴系的结构设计（1）蜗杆轴直径的确定：弹性套柱销联轴器的选择；联轴器的计算转矩：式中：计算转矩； Nmm理论转矩； Nmm工作情况系数； 取则： Nmm查手册：选用型弹性套柱销联轴器，许用转矩Nmm 。实心圆轴的扭转强度计算公式为：校核计算公式： N/mm设计计算公式： mm式中： 扭转剪应力， N/mm； 轴传递的转距， N/mm； 轴的抗扭截面系数， mm； 轴传递的功率， KW； 轴的转速， r/min； 轴的直径， mm； 考虑了弯距影响的许用扭转剪应力和设计系数，查表4-2，取。 mm当轴上开有键槽时会削弱轴的强度，要适当增加轴的直径。轴段上有一个键槽时，轴的直径增大3%5%，因此mm。由于电机已经选定，所以电机的输出轴的直径已知，直径mm。电机与蜗杆轴的联接采用弹性套柱销联轴器。弹性套柱销联轴器结构简单，维护方便，承载能力大，且具有定量补偿两轴相对偏移和一般减震、缓冲、电绝缘性能。用于启动频繁、经常正反转、载荷平稳的传动。它的外型尺寸较小，重量较轻，承载能力较大，要求安装精度较高。工作温度：。查表6-2-29，选轴直径为50mm。 图4-1如图4-1所示轴段用于安装联轴器，其直径应该与联轴器的孔径相配合，因此要先选用联轴器。根据工作要求选用弹性套柱销联轴器，型号为TL9,许用转矩T=Nmm.确定轴段的直径mm,长度mm,其中选用型平键，工作长度mm. 轴段为半联轴器的轴向定位，轴段右端制出定位轴肩，取轴肩高度mm),所以轴段的直径mm,根据轴承端盖和轴套的结构，确定mm.轴段安装滚动轴承，根据工矿要求选用深沟球轴承。对于深沟球轴承，其内圈两侧需固定，外圈则不固定，从而允许轴承游动。取轴段直径mm,选用轴承型号6218，尺寸，综合考虑轴承宽度与弹性挡圈的使用，确定轴段的长度mm。 轴段为深沟球轴承的轴向定位，轴段右端制出定位轴肩，取轴肩高度mm，因此轴段的直径mm。根据轴承端盖的结构，为了便于装拆，因此轴段的长度mm。 轴段用于蜗杆部分与轴段有一个较缓和的过渡。因此选取轴段的直径mm，mm。轴段使蜗杆得有螺纹部分，其轴径为齿顶圆的直径mm，长度mm.轴段与轴段的作用相当，因此轴径mm，长度mm。轴段用于圆锥滚子轴承的轴向定位，轴段的右端制出定位轴肩，取轴肩高度mm，因此轴段的直径mm。根据轴承端盖的结构，为了便于装拆，取轴段的长度mm。轴段用于安装滑动轴承。考虑轴承同时承受径向力和轴向力，选择圆锥滚子轴承。取轴段直径mm,选用32018型圆锥滚子轴承，尺寸，轴承的右端采用圆螺母对轴承进行轴向定位，选用的圆螺母的螺纹规格，圆螺母用止动垫圈的规格为85mm。考虑各种因素确定轴段的长度mm。轴段的直径mm，mm,用圆螺母进行轴向定位。4.3.1轴上零件的周向定位（1）半联轴器与轴的周向定位采用型普通平键连接，按mm，从手册中查的平键截面尺寸，根据轮毂宽度，由键长系列中选取键长mm，半联轴器与轴的配合为。蜗轮与轴的周向定位也采用型普通平键连接，平键的尺寸为.为了保证齿轮与轴有良好的对中型，取齿轮与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是采用过渡配合保证的，因此轴段直径尺寸公差取为。（2）键的校核： 当轴传递转距时，键的工作面受到压力的作用，工作面受挤压，键受剪切失效形式是键、轴槽和轮毂槽三者中最弱的工作面被压溃键被剪坏。当键用45钢制造时，主要的失效形式是压溃，所以通常只进行挤压强度计算。假定挤压应力在键的接触面上是均匀分布的，此时挤压强度条件是： N/mm式中：键与轮毂槽（或轴槽）的接触高度， mm；为键高，查表得mm；键的工作长度，型： mm；许用挤压应力，N/mm,查表的 N/mm由上式得：mm因此选取的键长度mm是满足挤压强度条件的。4.3.2蜗杆面的受力蜗轮回转方向：在进行蜗杆传动的受力分析时，首先要确定蜗杆、蜗轮的转向。因为通常是蜗杆主动，故只需根据蜗杆的转向和螺旋线的方向（通常蜗杆的螺旋线方向为右旋）来确定蜗轮的转向，其规则如下：蜗杆为右旋时用右手（左旋时用左手）四指的弯曲方向表示蜗杆的转向，与拇指指向相反的方向表示蜗轮节点处的切线速度方向，从而可以确定蜗轮的转向。受力分析：蜗杆传动的受力情况与斜圆柱齿轮传动相似，当蜗杆为主动件时，作用与啮合节点处的齿廓曲面的法向力可分解为三个互相垂直的分力：切向力、轴向力和径向力。由于两轴间的夹角一般为，此时，蜗杆的切向力与蜗轮的轴向力大小相等指向相反；蜗杆蜗轮的径向力、大小相等，分别指向各自轴心；蜗杆的轴向力和蜗轮的切向力大小相等，指向相反。 蜗杆传动的切向力指向的确定与齿轮相同，即：在主动件蜗杆上与其运动方向相反；在从动件蜗轮上与其运动方向一致。各力的计算公式如下： 式中： 作用于蜗杆上的额定转矩，Nmm 作用于蜗轮上的转矩，Nmm, （为蜗杆传动效率，为传动比）； 蜗杆轴截面压力角，亦即蜗轮端面压力角，。Nmm N N N 蜗杆轴受力分析：以下是蜗杆轴受力简图： 图4-2-2已知：mm，mm，mm, mmN，NN，Nmm求解：， ， ， ， 解得： N ， 解得： N ， 解得： N以上六式联立求解得： 弯矩和： 水平面 ： = = Nmm 垂直面： = = Nmm = = Nmm 合成弯矩： Nmm Nmm 扭矩 Nmm 当量弯矩： Nmm式中：弯矩和扭矩，Nmm，计算心轴时，取。考虑弯矩和扭矩在轴截面引起的应力循环特性差异的系数。转轴的弯曲应力一般为对称循环变应力，而扭转剪应力常常不是对称循环变应力。对于单向转动的轴，考虑起动、停车及运转不均匀性的影响，通常将剪应力视为脉动循环变应力；对于双向转动的轴则将剪应力视为对称循环变应力。当剪应力为静应力、脉动循环变应力和对称循环变应力时，分别。根据蜗杆轴的工作情况可以确定。 Nmm Nmm 根据上面的计算作出轴的弯矩图、扭矩图和当量弯矩图。如下图所示：蜗杆轴强度校核：从轴的当量弯矩图中可以看出，截面的当量弯矩最大，是轴最危险截面。其当量弯矩为。 Nmm 校核轴的强度：轴的材料为45钢，调质处理。由表4-1，查得 Nmm，则，即 Nmm，取 Nmm。轴的计算应力为： Nmm根据计算结果可知，该轴满足强度要求。 4.4滚筒轴系设计（1）滚筒轴结构设计轴段和轴段主要用于圆螺母的使用而设置的一段外螺纹，对轴承座轴向进行定位，选用圆螺母的规格为，圆螺母用止动垫圈的规格为95mm。其轴段和轴段的直径与长度为mm，mm。采用圆螺母是为了对轴承进行轴向定位。轴段为滚筒轴，卷同轴上安装滚动轴承，考虑轴承主要承受径向负荷，选择调心滚子轴承，其承载能力比调心球轴承约大一倍，也能承受少量的双向轴向负荷，外圈滚道为球面，具有调心性能。内外圈轴线相对偏斜允许，适用于多支点轴、弯曲刚度小的轴及难于精确对中的支撑。取轴段直径mm，mm，选用调心滚子轴承型号为23220C，尺寸基本额定静载荷KN。经过校核满足强度要求。轴段用于安装型无骨架密封圈。mm，mm， 4.5减速器箱体主要结构尺寸（1） 箱座壁厚：式子： 所以取=20 mm（2） 箱盖壁厚：对于蜗轮蜗杆减速器（蜗杆在上：；蜗杆在下：）式子： =所以取 mm（3） 箱盖凸缘厚度：式子： =所以取mm（4）箱座凸缘厚度：式子： =所以取mm（5） 箱座底凸缘厚度：式子： =所以取mm（6） 轴承旁凸台的高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。（7）