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路面铣刨机提升机构设计（全套含CAD图纸）,路面,铣刨机,提升,机构,设计,全套,CAD,图纸
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南昌航空大学学士学位论文目 录1 前言 (1)2 提升机构的设计及校核（5）2.1 总体传动方案的设计（5）2.1.1 传动方案简图介绍（5）2.1.2 传动方案介绍（6）2.2 液压马达的选择及输出功率的计算 （6）2.2.1 液压马达的选择（6）2.2.2 CMZ2032型马达相关性能参数（6）2.2.3 CMZ2032型齿轮马达相关计算（7）2.3、液压齿轮马达输出轴的设计（7）2.3.1、材料类型选择：（7）2.3.2、强度计算（7）2.3.3、轴扭转强度校核（8）2.3.4 轴的扭转刚度校核计算 （8）2.3.5 连接问题说明：（9）2.4 丝杠丝母的设计（9）2.4.1 确定滚珠丝杠副的导程 （9）2.4.2 滚珠丝杠负的载荷及转速计算（9）2.4.3 确定预期额定动载荷 （9）2.4.4、按精度要求确定允许的滚珠丝杠的最小螺纹底径d2m（10）2.4.5、确定预紧力FP（11）2.4.6、Dn值校验（11）2.4.7、基本轴向额定静载荷Cca验算（11）2.4.8、滚珠丝杠副临界压缩载荷的效检（验算压杆稳定性）（12）2.4.9丝杠上键的选择及校核 （12）2.4.10、滚珠丝杠的润滑（13）2.5 减速器的应用（13）2.5.1、减速器类型的选择（13）2.5.2、蜗杆减速器传动比的确定（13）2.5.3按齿面接触疲劳强度进行设计 （13）2.5.4蜗杆与涡轮的主要参数与几何尺寸计算（15）2.5.5校核齿根弯曲强度（17）2.5.6、验算效率（18）2.5.7、蜗杆传动的轮滑 （18）2.5.8、蜗杆传动的热平衡计算（18）2.5.9蜗杆上键的选择及校核 （19）2.5.10涡轮的结构形式 （20）2.6 蜗杆与齿轮马达联轴器的选用 （20）2.6.1、类型选择（20）2.6.2、材料选择（20）2.6.3、载荷计算（20）2.6.4、类型选择（20）2.6.5、基本参数和主要尺寸（21）2.7蜗杆轴承的选用（21）2.7.1轴承类型选择 （21）2.7.2、材料选择（22）2.7.3、滚动轴承寿命的计算（22）2.7.4、轴承装置的一些说明（23）2.7.5、轴承的润滑（23）2.8 丝杠轴承的选用 （24）2.8.1、类型选择（24）2.8.2、确定滚动轴承的当量载荷P（24）2.8.3、滚动轴承寿命的计算（24）2.8.4、轴承装置的一些说明（25）2.8.5、轴承的润滑（25）2.9 蜗杆减速器箱体的设计（25）2.9.1相关尺寸 （25）2.9.2附件 （26）2.10 提升机构的螺纹连接介绍 （27）2.10.1螺栓连接（28）2.10.2 螺钉连接 （28）2.10.3 螺纹连接的防松（29）3、 结论 （30）4、 主要参考文献（31）5、 致谢（32）- 5 - 南昌航空大学学士学位论文1. 前言路面铣刨机是沥青路面养护施工机械的主要机种之一，主要用于公路、城市道路等沥青砼面层清除拥包、油浪、网纹、车辙等。用路面铣刨机铣削损坏的旧铺层，再铺设新面层是一种最经济的现代化养护方法。随着公路交通事业的发展，以大型铣刨机为主要设备的机械化养护作业方式已经在我国广泛采用。目前我国大型铣刨机提升机构一般都采用后轮独立液压驱动，而路面的损坏程度、铣削层的深度以及刀具的情况等都会对提升机构产生影响。由于它工作效率高、施工工艺简单、铣削深度易于控制、操作方便灵活、机动性能好、铣削的旧料能直接回收利用等，因而广泛用于城镇市政道路和高速公路养护工程中。我国的铣刨机生产起步较晚，20世纪80年代初才开始研制，主要结构形式有两种：一是在农用轮式拖拉机上加装铣削装置而构成简易型冷铣刨机，其结构简单，适用于中等强度以下的沥青路面的铣削；二是自行式冷铣刨机，近两年有了一定的发展，主要机型的使用性能已完全能满足国内高等级公路及市政道路的养护要求，良好的性能价格比与国外进口产品相比也有较大的竞争优势，但在品种规格、技术水平及配套件等方面仍存在较大的差距。目前，国产机型更多地借鉴了欧洲铣刨机的技术和经验，在动力、液压和控制系统上均采用了国际化的配套，可以说在系统配置上达到了国际先进水平。从知识产权的角度来看，部分国产产品如陕西建设机械股份有限公司生产的CM2000及西安宏大交通科技有限公司生产的CM1900和CM1200，不但拥有完整的知识产权，而且在整机系统、控制系统及其软件的设计和制造工艺等方面均已达到国际先进水平。 在今后的市场竞争中，我国的铣刨机生产厂商应该发挥以下优势：利用我国已经加入WTO的有利条件，树立国际化的设计思想，加强国际间的技术合作，在技术上保持与国际发展水平同步，争取更大的高端产品市场；发挥本地化的优势，为用户提供及时的从整机技术到配件供给等全方位的服务；利用我国劳动力价格低廉的条件，降低整机成本，发挥价格优势，争取更多的中低端用户，扩大市场；注意研发符合我国道路特点的专有技术及产品系列，为公路养护工程服务，促进我国公路交通事业的技术进步。国外路面铣刨机的发展和工程应用已有较长的历史，积累了丰富的经验，形成了以德国维特根公司产品为代表的欧洲风格和以美国RoadTech公司、CMI公司、卡特彼勒公司产品为代表的北美风格。它们的工作原理和流程相同，发动机的装机容量基本相当，区别在于欧洲的铣刨机采用四履带行走方式，外形结构紧凑、精巧，更多地采用电子控制技术，特别是目前的数字电子网络控制技术；而北美的铣刨机均采用三履带行走方式，造型粗旷、更加坚固。表2列出了几种国外典型产品的主要技术参数。国外的路面铣刨机技术已达到较高的技术水平，归纳起来有以下几个特点。、先进合理的底盘结构，铣刨机的底盘主要以全刚性车架及四轮行走结构组成，驱动及转向方式均以静液压传动为主。、充分发挥最佳铣削功率，铣刨机上的自动液压功率调节器可根据路面材料的硬度及铣削深度来控制铣削转子的进刀速度，即可自动调节铣削转子转速和铣刨机行走速度，使铣刨机始终处于最大功率利用状态，并不会发生超负荷工作情况。、发动机功率增大，同样铣削宽度的新型铣刨机功率越来越大，生产效率提高。、较大的铣削深度，新型铣刨机一次铣削深度均超过300mm，使对整个行车道的全厚度铺层进行铣削成为可能。、性能良好的铣削转子，多数冷铣刨机将铣刀头固定在数块半圆形瓦片上，通过瓦片在转子上安装的多少来调整铣刨机的铣削宽度。、简便的铣削物装载系统，铣刨机后部挂装集料输送装置即可完成快速收料，并将铣削物装入运载汽车上。通过液压机构调整卸料高度，并可使传送带左右摆动4050，从而实现路侧装料。、大量采用先进技术，如全轮驱动技术及机电液一体化控制技术、智能化故障诊断和维护系统、精确的自动找平系统、安全自保护系统及功率自动分配系统。、大容量容器水箱、柴油箱容积更大，机器工作时燃油、冷却水加注间隔长，待机时间短。、模块化设计发动机及其外围部件-液压泵、液压阀和冷却系统均装置在同一底架上，所有的电磁阀都装配在同一个分配阀上，易于调整、检测和维修。随着公路交通事业突飞猛进的发展，特别是经过“八五”和“九五”期间的快速健康发展，我国公路基础设施的总量取得了巨大的突破，到2002年底，公路总里程已达176万km，其中高速公路为2.52万km、二级以上高等级公路24万km。为保持道路通行的安全、舒适、快速，对它们进行及时、有效、高质量的养护将是今后日常工作的重点。随着我国经济的发展，综合国力的增强，乡镇城市化、中小城市大型化、大中城市花园化的趋势日渐明显，城市道路的改扩建工程也越来越多。在这种形势下，公路养护工作也变得日益繁重，对公路养护作业的质量提出了更高的要求，现代化的机械养护作业方式势在必行。在市场前景看好、市场需求强劲的形势下，路面养护设备大发展的时代已经来临，沥青路面铣刨机作为道路机械化养护必不可少的设备之一，在国内市场的需求量会越来越大。事实上，以铣刨机为主要设备的机械化养护作业方式已经在全国许多公路上被采用，成为目前形势下的一种标准养护模式，大型路面铣刨机同时也成为“十五”期间我国需重点发展的高等级公路养护机械之一。提升机构作为支撑机器的装置及铣刨深度的直接影响因素已经显得越来越重要，如何进一步提高提升机构的优越性及可靠性从而优化铣刨深度无级调解，切深精度更精确，提高铣刨质量，已经成为国内外机械公司及专家的研究热点方向之一。为了提高铣刨机的使用性能及工作可靠性，保证铣刨机具有较高的生产效率和作业质量。本文对2m铣刨机的提升机构进行了研究。在对2m铣刨机国内外技术现状调研的基础上，选择符合本设计要求的液压齿轮马达，并根据该马达自带的相关参数，计算出输出功率；根据我国路面铣刨作业的具体要求，选择丝杠丝母，并设定相关参数，选择具体型号的丝杠丝母并验算；根据传动比及设计的具体情况，选择蜗杆减速器，并进行设计计算及校核计算，计算减速器中心距、模数、蜗杆分度圆直径、；联轴器及其他相关连接以及诸如机械的润滑等问题也按设计的顺序进行；根据计算所得的相关数据，进行装配图及零件图的制作根据我国公路发展的统计，未来公路养护对各类现代化机械设备的需求将会越来越大。随着高速公路大修期的到来和公路交通行业以及城市管理部门对现代化养护方式的认识，对路面铣刨机的需求将会逐年增加，并且会以很快的速度增加。国外进口产品尽管性能先进，但价格昂贵、维修服务不便，因此可以预计国产沥青路面铣刨机将具有较广阔的市场前景。国内生产企业应抓住机遇，使国产沥青路面铣刨机尽快形成完整的系列，并不断提高产品的使用性能和可靠性，为用户提供经济、实用、高质量的铣刨机。说明：如无特别注释，本论文所用计算公式，图表引用，各种机械材料的选择依据均出自机械设计(第八版、濮良贵、纪名刚主编、高等教育出版社)，液压与气压传动（刘乐平、陈为国、戴哲敏主编，江西高校出版社）。2、提升机构的设计及校核 2.1 总体传动方案的设计2.1.1 传动方案简图介绍 为了保证提升机构能在升程内任意位置停止升降、并自锁，而系统采用液压驱动，故采用的传动方案为： 图2.1-1传动方案简图 单位mm详情请见装配图2.1.2传动方案介绍：传动方案为：马达转动带动联轴器转动，联轴器转动带动蜗杆转动，蜗杆转动带动涡轮转动，涡轮转动丝杠转动，丝杠转动带动丝母转动，丝母的转动可以控制铣刨机的上升。2.2 液压马达的选择及输出功率的计算2.2.1液压马达的选择液压齿轮马达在结构上适应正反转要求，进出油口相等，具有对称性、有单独外泄油口，将轴承部分的泄露油引出壳体外。结构简单、转速较高、转动惯量小、便于启动和制动、调速和换向的灵敏度高，故本设计采用液压齿轮马达。由于系统提供压力P=160kg/ cm2=16MPa,则所选马达额定压力ps应大于系统提供的压力，即psP=16MPa,以保护液压马达及维护生产作业安全,根据参考书液压马达选用与维修手册（陆望龙主编，化学工业出版社），选择CMZ2032型液压齿轮马达。 图2.2-1 CMZ2032型马达简图2.2.2 CMZ2032型马达相关性能参数据上述参考书可查得CMZ2032型齿轮马达排量V=32.1mL/r=32.110-6m3/r,额定压力ps =20MPa,最高压力pmax =25MPa，转速范围为150r/minn2000r/min,容积效率v=94%,总效率=85%。2.2.3 CMZ2032型齿轮马达相关计算1）、液压马达的输入功率Pr =pq=p=p式中各值的含义：p:液压马达的工作压力，p=16MPa=16106 Pa n：液压马达的转速，取n =1200r/min=1200r/s V：液压马达的排量，V=32.1 mL/r=32.110-6m3/r v ：液压马达的容积效率v=94%,因此液压马达的输入功率Pr=16106w=10927.66W2）、液压马达的输出功率 P0=Pr* 为液压马达的总效率=85%则马达输出功率P0=10927.6685% W=9288.511W=9.289Kw2.3、液压齿轮马达输出轴的设计2.3.1、 材料类型选择：选用45钢制造该轴，进行高频淬火，以及表面喷丸处理，以提高轴的抗疲劳强度。2.3.2、强度计算 该轴主要承受扭矩，因此按扭转强度计算按式（15-2）可知 轴的直径dA0式中各值的确定：按表15-3考虑弯矩影响而降低许用扭转切应力故取较小值，A0取较大值此处=28，A0=120 n=1200r/min，P=9.289KW所以23.738考虑到需要在轴上两个键槽，所以23.738（1+12）26.587此处圆整2.3.3、轴扭转强度校核由式15-1可知轴的扭转强度条件为 t= t=13.69=28故此直径设计符合轴扭转强度条件。2.3.4轴的扭转刚度校核计算1)由式（15-15）及（15-17）可知圆轴扭转角=5.73104式中各值的含义及确定扭矩T=N.mm =7.392104 N.mm剪切弹性模量G=8.1104轴截面的极惯性矩Ip=允许扭转角=0.51（）/m此处取=（0.7）/m=5.73107 （）/min =0.657=（0.7）/min即轴的扭转刚度符合条件2.3.5连接问题说明： 轴与马达齿轮采用圆头平键连接，轴的另一端与联轴器相连。2.4丝杠丝母的设计 丝杠采用GCr15高碳铬轴承钢，热处理采用球化退火或调质处理作为预热处理然后再工作部位进行表面淬火，这样既可满足整体性要求，又能保证工作部分高硬度、强度以及足够的耐磨性。2.4.1 确定滚珠丝杠副的导程由传动关系图，工作台最高移动转速Vmax最高转速nmax 传动比i等确定导程phph= 根据实际转速Vmax = 3mm/s , nmax= 20r/min , i=1则ph=mm=8.5mm 圆整为导程ph=10mm2.4.2滚珠丝杠负的载荷及转速计算，当量转速=20r/min 当量载荷Fm=10N=1.01042.4.3确定预期额定动载荷*按滚珠丝杠副的预期工作时间Lh(小时)计算： Cam=* (N)*按滚珠丝杠副的预期行程距离Ls(千米)计算：=式中：Lh预期工作时间（小时），取Lh= 10000 hLs预期运行距离（千米）根据任务书，Ls=20010-6kmfa精度系数，按7级精度，取fa=0.8fc可靠性系数，按可靠度90%，取fc=1.0fW符合系数， 取fW=1.4 代入数值得 按预期工作时间=N =N 按预期行程距离计算=N =4.75N 取较大值，即=4.75N2.4.4、按精度要求确定允许的滚珠丝杠的最小螺纹底径d2m 1.估算滚珠丝杠的最大允许轴向变形量m m( )定位精度=( )30um=（67.5）um 取m=6um 2.估算滚珠丝杠副的底径d2m 本设计所用滚珠丝杠为一端固定，一段游动 所以d2m0.078 式中各值的确定： 1） F0导轨静摩擦力（N），F0=u0W ， 取u0=0.2 W=1.0104N 所以静摩擦力F0=2.0103N 2） L滚珠螺母至滚珠丝杠固定端支承的最大距离（mm） L(1.051.1)行程（1014）ph =(1.051.1)200（1014）10mm =(310360)mm ,取L=360mm 代入数据得d2m0.078 mm=27.1mm3确定滚珠丝杠型号:根据d2 d2m ， CaCam， 查取资料选择FF型内循环浮动式滚珠丝杠副，规格代号FF6310-5。此滚珠丝杠副的相关参数如下（单位mm）：公称直径d0=63,公称导程Ph0=10,丝杠外径 d1=62.5,钢球直径DW=7.144，丝杠底径d2=57.3,循环总圈数n=5,基本额定动载荷Ca =62.4KN，基本额定静载荷Cca =200.7KN,刚度Kc=1252N/um, 效率=0.96。图2.4-1 丝杠示意图 单位mm2.4.5、确定预紧力FP: 选择预紧螺母型式的滚珠丝杠副时需定预紧力Fp FP=Fmax=104N2.4.6、Dn值校验： DPWnmax 100000 式中：DPW滚珠丝杠副的节圆直径，DPW=d2+DW=57.3+7.144mm=64.444mm； nmax滚珠丝杠副的最高转速，nmax=20r/min；DPWnmax=64.44420=1288.881000002.4.7、基本轴向额定静载荷Cca验算 fsFamaxCca 式中： Cca=62.4KN fs静态安全系数，取fs =3，Famax最大轴向N载荷（N），Famax =1.0104N 所以，fsFamax=30KNCca62.4KN.4.8、滚珠丝杠副临界压缩载荷的效检（验算压杆稳定性）：式中： 滚珠丝杠螺纹底径，取样本数据（mm）滚珠丝杠副的最大受长度（mm),取=200mm安全系数,取K1=0.8支承系数,取K2=2 所以Fc= N1.0104 N丝杠不会受压失稳，故不用验算。2.4.9丝杠上键的选择及校核1、选择键连接的类型和尺寸一般7级以上精度的丝杠有定心精度要求，选用单圆头普通平键，选用单圆头普通平键（C型）。根据，从机械设计P106表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度，高度。取键长。2、校核键连接的强度键、丝杠和轮毂的材料都是钢，由机械设计 P106表6-2查得许用挤压应力，取最小值。键的工作长度：键与轮毂槽的接触高度：由机械设计P106式6-1可见连接的挤压强度足够。键的标记为：键C GB/T 10962003。2.4.10、滚珠丝杠的润滑润滑对滚珠丝杠传动来说，具有特别重要的意义。因为当润滑不良时，传动效率将显著降低，所以往往采用粘度大的矿物油进行良好的润滑，在润滑油还常加入添加济，使其提高抗胶合能力。滚珠丝杠副常用抗高压和高黏度的润滑剂，如黄油及透平油。2.5 减速器的应用2.5.1、减速器类型的选择蜗杆减速器外廓尺寸相对较小，结构简单，且可获得大的传动比，工作平稳噪声较小，本设计采用蜗杆侧置型单级蜗杆减速器，闭式结构。根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开式蜗杆（ZI）。蜗杆材料的选择：为提高表面硬度，且考虑到蜗杆传动功率不大，速度不是很高因此蜗杆采用45#钢；为提高效率，增加耐磨性蜗杆表面要经淬火处理，硬度为40-55HRC涡轮采用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造,为了节约贵重的有色金属,仅齿圈用青铜制造,而轮芯用灰铸铁HT100制造.2.5.2、蜗杆减速器传动比的确定由前述计算可知液压齿轮马达转速n=1200r/min 滚珠丝杠转速ni=20r/min则蜗杆减速器传动比为i=602.5.3按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。由式（11-12）可知传动中心距 a式中各值的含义则确定：1）确定作用涡轮上的转矩T2按z1=1，估取效率=0.7，则 T2=955106 = 9.55106=9.55106N.mm=1.025106 N.mm2）确定载荷系数K 由表11-5选取使用系数KA=1.15；因蜗杆传动的工作载荷较平稳，载荷分布不均现象将由工作表面良好的磨合而得到改善，故取齿向载荷分布不均系数K=1，由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数Kv=1.05 则 K=KA*K*Kv=1.1511.05=1.213）确定弹性影响系数ZE 因选用的是铸锡磷青铜涡轮和45# 涡轮相配，因此ZE=160）确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值0.4，由图-可查得2.756）确定许用接触应力 根据涡轮材料为铸锡磷青铜ZcuSn10P1，金属模制造蜗杆螺旋齿面硬度HRC，可从表11-17中查得涡轮的基本许用应力1 =268MPa 假设铣刨机工作年限为10年，每年工作200天，一班制，则工作寿命Lh=102008h=16000h应力循环次数N=60jn2Lh=60116000=5.76107寿命系数=0.803则=1=0.803268=215.204MPa6）计算中心距代入数值得amm=173.328mm圆整取中心距a=200mm，因Z1=1,估从表11-2中选取模数m=5，蜗杆分度圆直径d1=90mm，因此=0.45，从图11-18中可查得接触系数=2.644，因此以上计算结果可采用。 图2.5-1蜗轮蜗杆传动关系及相关尺寸简图单位mm2.5.4蜗杆与涡轮的主要参数与几何尺寸计算（1）蜗杆 轴向齿距=15.707，直径系数q=18 齿顶圆直径da1=100mm，齿根圆直径df1=78mm 蜗杆轴向齿厚Sa=7.854mm 蜗杆齿高 =11 分度圆导程角=3.18 由机械设计（第八版， 濮良贵、纪名刚主编）表11-2下注释“本表中导程角小于的圆柱蜗杆均为自锁蜗杆”可知，本设计的蜗杆能实现自锁性能。 图2.5-1 蜗杆 单位mm（2）涡轮 齿数Z2=62，变位系数X2=0 验算传动比i=62传动比误差为100%=3.3%可接受范围涡轮分度圆直径d2=m* =562mm=310mm涡轮喉圆直径da2=d2+2ha2=310+25（1+0）mm=320mm涡轮咽喉圆直径rg2=a-da2=(200-320)mm=40mm涡轮齿顶高=5mm蜗轮齿根高=6mm涡轮齿高=11mm蜗轮齿根圆直径=298mm图2.5-2 涡轮 单位mm2.5.5校核齿根弯曲强度 由式11-13即 F=YFa2.Y式中各值的确定：涡轮齿形系数Y的确定涡轮的当量齿数Z=62.287且变位系数x=0查图11-19可知涡轮的齿形系数Y=2.29螺旋角系数Y=1=1=0.977则=MPa=30.434Mpa 寿命系数KFN =0.637 从表11-8中查得铸锡青铜，金属模制造的基本许用弯曲应力=56Mpa所以，= KFN =560.637Mpa=35.69MPa因为， 所以弯曲强度是满足的2.5.6、验算效率由式（11-20a）可知，=（0.950.96）式中各值的确定： =3.18滑动速度Vs=m/s=0.486m/s以插值法从表11-18中求的当量摩擦角 则=（0.950.96）=0.7050.713此效率大于原估计值，因此上述计算合理。2.5.7、蜗杆传动的轮滑： 由于Vs=0.486m/s，由表11-21可知运动粘度=220，采用CKE轻负荷蜗轮蜗杆油220，给油方法为油池润滑，浸油深度为蜗杆的一个尺高。2.5.8、蜗杆传动的热平衡计算 1） 由于摩擦损耗的功率，则产生的热量（单位为1W=1J/s）为 式中，P为蜗杆传递的效率，kW. 2） 以自然冷却的方式，从箱体外壁散发到周围空气中去的热流量（单位为W）为 式中： 箱体的表面传热系数，可取=（8.1517.45）W/（），此处取 =15 S内表面能被润滑油所飞溅到，而外表面又可为周围空气所冷却的箱体表面面积，根据蜗轮蜗杆的已得计算尺寸，此处取1.5m2; 油的工作温度，一般应限制在60700C，最高不应超过800C； 周围空气的温度，取=200C 按热平衡条件，可求得在既定工作条件下的油温（单位为0C）为代入数值得=770C800C故不用采取额外散热措施。2.5.9蜗杆上键的选择及校核1、选择键连接的类型和尺寸一般7级以上精度的蜗杆有定心精度要求，应该选用平键，选用圆头普通平键（A型）。根据，从机械设计 P106表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度，高度，取键长（比轮毂宽度小些）。2、校核键连接的强度键和蜗杆的材料为钢，由机械设计 P106表6-2查得许用挤压应力，取最小值。键的工作长度：键与其它元件的接触高度：由机械设计 P106式6-1得可见连接的挤压强度足够。键的标记为：键 GB/T 10962003。2.5.10涡轮的结构形式采用齿圈式，这种结构由青铜齿圈及铸铁轮芯组成。齿圈与轮芯采用配合，并加装46个紧定螺钉，以增强连接的可靠性。螺钉直径取作（1.21.5）m，m为涡轮的模数。螺钉拧入深度为（0.30.4）B，B为涡轮宽度。为了便于钻孔，应将螺孔中心线由配合缝向材料较硬的轮芯部分偏移23mm.涡轮与轴之间采用圆头平键连接。 2.6 蜗杆与齿轮马达联轴器的选用2.6.1、类型选择 因为工作载荷稳定，启动频繁，且为了缓冲减振，选用弹性套柱销联轴器。这种联轴器的构造与凸缘联轴器相似，只是用套有弹性套的柱销代替了连接螺栓。 因为通过蛹状的弹性套传递转矩，故可减冲缓振。弹性套的材料常用耐油橡胶，并做成截面形状如网纹状，以提高其弹性。这种联轴器制造容易，装拆方便，成本较低。2.6.2、材料选择 弹性套的材料选用耐油橡胶，并将截面形状做成网纹以提高其弹性。半联轴器的材料采用35钢，柱销材料采用35钢。2.6.3、载荷计算 公称转矩T= Nmm=7.392104 Nmm 由表14-1查得K=1.5 则计算转矩为 =1.57.39210Nmm=1.109105 Nmm=110.9NM2.6.4、类型选择 据参考书机械设计手册联轴器、离合器与制动器中表22.5-33选择LT5型弹性套柱销联轴器。此联轴器的许用转矩=125NM ， 许用转速=4600r/min，轴径为25mm35mm之间，效率为。2.6.5、基本参数和主要尺寸据参考书机械设计手册联轴器、离合器与制动器中表22.5-33可知：LT5型弹性套柱销联轴器轴孔直径d1=30mm, d2=32mm, dZ=35mm (Y型)L=82mm, L1=60mm (Z型)L=82mm, L推荐=50mm。 联轴器的外径D=130mm。柱销中心分布圆直径D1=（1516.5）（1516.5）mm=(72.06879.275)mm。 取D1=75mm弹性套外径d5=（0.220.35）D1=（0.220.35）75mm=(16.526.5)mm。取d5=24mm弹性套内径d6=0.5d5=0.524mm=12mm柱销数Z=2.8D1/d5=8.75 取Z=9图2.6-1 LT5型弹性套柱销联轴器简图2.7蜗杆轴承的选用2.7.1轴承类型选择由于蜗杆的公称转矩T1=9.55106P1=*1 ， 为齿轮马达的输出功率，1为联轴器的效率，n1为蜗杆的转速所以 T1=9.55106N.mm =7.32104 N.mm按式（11-8）可知轴向力Fa=N=6613N按式（11-9）可知径向力Fr=Ft2tan=tan 6613tan 2407由表-中选取推力球轴承（70000AC，）。2.7.2、材料选择：轴承的内、外圈和滚动体，采用高碳铬轴承钢（GCr15）制造，元件经过1500C回火处理，热处理后表面硬度不低于60HRC。2.7.3、滚动轴承寿命的计算1）由表13-3可选取与其计算寿命Lh=10000h2）轴承应具有的基本额定动载荷 确定滚动轴承的当量动载荷PP=fp(XFr+YFa)式中各值的确定:确定比值=2.74由表13-5可知对于7000AC，=25推力球轴承 且由表13-5可取载荷系数fp=1.4则单个轴承的当量载荷P=1.4（0.41+0.87）N =4.718）由表-取1.00，n1200r/min对于推力球轴承所以KN=42.287KN4）由式（13-5）可知 轴承的基本额定寿命代入数值得Lh=h =h故不用重算。2.7.4、轴承装置的一些说明采用双支点各单向固定。内圈采用轴用弹性挡圈嵌在轴的沟槽内，外圈采用轴承盖紧固。为了便于轴向位置的调整，将确定轴 向位置的轴承装在一个套杯中，套杯则装在外壳孔中。通过增减套杯端面与外壳之间垫片的厚度，即可调整蜗杆的轴向位置。采用一对磨窄了的内圈而预紧，这种特制的成对安装推力球轴承，可由生产厂选配组合成套提供。2.7.5、轴承的润滑润滑对于滚动轴承具有重要意义，轴承中的润滑不仅可以降低摩擦阻力，还可以起着散热、减不接触应、吸收振动、防止锈蚀等作用。轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。选用哪一类润滑方式，这与轴承的速度有关，一般用滚动轴承的值（为滚动轴承内径，；为轴承转速，）表示轴承的速度大小。则=961200 mmr/min =1.152mmr/min查机械设计 P332表13-10得此处轴承采用黄油润滑。2.8 丝杠轴承的选用2.8.1、类型选择 由蜗杆轴承计算部分可知，丝杠轴承的径向力与蜗杆轴承的径向力方向相反，大小相等，即Fr=2407N, 轴向载荷Fa=。 由表13-1中选取推力球轴承。 2.8.2、确定滚动轴承的当量载荷P P=式中各值的确定1)确定比值由表13-5可知，对于推力球轴承，4.155e=0.68, 由表13-5查得，X=0.41，Y=0.87由表13-6可取载荷系数则单个轴承的当量载荷P=N=6780.809N=6.781KN2.8.3、滚动轴承寿命的计算 1）由表13-3可选取预期计算寿命 2）轴承应具有的基本额定动载荷 C= 由表13-4取 ， n=20r/min 则C=KN=15.523KN 由式（13-5）可知，轴承的基本额定寿命 故不用重算。2.8.4、轴承装置的一些说明采用双支点各单向固定。内圈采用轴用弹性挡圈嵌在轴的沟槽内，外圈采用轴承盖紧固。为了便于轴向位置的调整，将确定轴向位置的轴承装在一个套杯中，套杯则装在外壳孔中。通过增减套杯端面与外壳之间垫片的厚度，即可调整蜗杆的轴向位置。采用一对磨窄了的内圈而预紧，这种特制的成对安装推力球轴承，可由生产厂选配组合成套提供。2.8.5、轴承的润滑润滑对于滚动轴承具有重要意义，轴承中的润滑不仅可以降低摩擦阻力，还可以起着散热、减不接触应、吸收振动、防止锈蚀等作用。轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。选用哪一类润滑方式，这与轴承的速度有关，一般用滚动轴承的值（为滚动轴承内径，；为轴承转速，）表示轴承的速度大小。则=961200 mmr/min =1.152mmr/min查机械设计 P332表13-10得此处轴承采用黄油润滑。2.9 蜗杆减速器箱体的设计2.9.1相关尺寸采用剖分式箱体，箱体采用灰铸铁制造。实物图可参考机械设计课程设计图4-3.相关参数如下： *箱座壁厚=0.04a+3=11mm, 箱盖壁厚1=11mm *箱体凸缘厚度b=1.5=16.5mm ,箱盖b1=1.51=16.5mm ,箱底座b2=2.5=27.5mm *加强肋厚 箱座m=0.85=9.35mm , 箱盖m1=0.851=9.35mm *地脚螺钉直径df=0.036a+12=19.2mm *地脚螺钉数目n=4 *轴承旁连接螺栓直径d1=0.75df=14.4mm *箱盖、箱座连接螺栓直径d2=（0.50.6）df=(9.611.52)mm,取10mm , 螺栓间距L150200 *轴承盖螺钉直径和数目d3 、n 相关数值取之于机械设计课程设计表9-9 *轴承盖（轴承座端面）外径D2 相关数值取之于机械设计课程设计表9-9 、表9-10 *观察孔盖螺钉直径d4=（0.30.4）df=（5.767.68） *余参数参考机械设计课程设计相关内容 2.9.2附件 如在箱体的适当位置设置观察孔，设置通气器，在箱盖与箱座的连接凸缘上装配定位销等等。图2.9-1 轴承端盖示意图 单位mm2.10 提升机构的螺纹连接介绍2.10.1螺栓连接 在被连接件上开有通孔，插入螺栓后在螺栓的另一端拧上螺母，这种连接的结构特点是被连接件上的通孔和螺栓杆间留有间隙，通孔的加工精度要求低，结构简单，拆装方便，使用时不受被连接件材料的限制，因此，本设计采用了螺栓连接。孔和螺栓杆采用基孔制过渡配合。这种连接能精确固定被连接件的相对位置，并能承受横向载荷，但孔的加工精度要求较高。本设计机架连接中所用的螺栓的螺纹余留长度=16.15mm,静载荷(0.30.5)d=(4.8458.075)mm；变载荷0.75d=12.113；冲击载荷或弯曲载荷d=11.78；铰制孔用螺栓连接=13.55mm；螺纹拉出长度a(0.20.3)d=5.54；螺栓轴线到被连接件边缘的距离e=d+(36)mm=(14.7817.78)mm；通孔直径1.1d=12.958mm。2.10.2 螺钉连接 螺钉连接的特点是螺栓（或螺钉）直接拧入被连接件的螺纹孔中，不用螺母，在结构上比双头螺柱连接简单、紧凑。其用途和双头螺柱连接相似。螺钉头部形状有圆头、扁圆头、六角头、圆柱头和沉头，本设计采用了六角头和沉头。头部的槽有一字、十字和内六角等形式。十字槽螺钉头部强度高、对中性好，便于自动转配。内六角孔螺钉能承受较大的扳手力矩，连接强度高，可代替六角头螺栓，用于要求结构紧凑的场合。本设计采用内六角孔和十字形式。 2.10.3 螺纹连接的防松 本设计采用摩擦防松中的弹簧垫圈。螺母拧紧后，靠垫圈压平而产生的弹性反力使旋合螺纹间压紧。同时垫圈斜口的尖端抵住螺母与被连接件的支撑面也有防松作用。结构简单、使用方便。3、结论通过前面章节的分析可知：2m是一种高效的路面维修养护设备。广泛用于路面
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