毕业论文定稿-矿用回柱绞车传动装置设计

原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763目 录第一章 绪论 31.1 矿用回柱绞车概述 31.2 国内外回柱绞车发展概况 4第二章 矿用回柱绞车传动装置方案设计 52.1 设计条件 .52.2 原始数据 .52.3 传动方案拟定 6第三章 传动装置的总体设计 73.1 选择电动机 73.1.1 选择电动机类型 73.1.2 电动机容量的选择 73.1.3 电动机转速的选择 83.2 传动比的分配 83.3 计算传动装置的运动和动力参数 .93.3.1 各轴的转速 .93.3.2 各轴的输入功率 .93.3.3 各轴的输入转矩 .9第四章 传动零件设计 114.1 第一级开式齿轮副设计 114.1.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 114.1.2 按齿面接触疲劳强度设计 .114.1.3 按齿根弯曲强度设计 .134.1.4 几何尺寸计算 144.2 滚筒级开式齿轮副设计 .154.2.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 .154.2.2 齿面接触疲劳强度设计 164.2.3 齿轮几何尺寸的计算 164.2.4 验算轮齿弯曲强度 .174.3 涡轮蜗杆设计 174.3.1 选择蜗轮蜗杆的传动类型 .184.3.2 选择材料 .18原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397634.3.3 按计齿面接触疲劳强度计算进行设 .184.3.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 .204.3.5 校核齿根弯曲疲劳强度 .214.3.6 验算效率 .224.3.7 精度等级公差和表面粗糙度的确定 .224.4 轴的设计 224.4.1 1 轴的设计 224.4.2 2 轴、3 轴、4 轴的设计 .244.5 轴承的校核 244.5.1 开式大齿轮轴上的轴承寿命校核 244.5.2 蜗杆轴上的轴承寿命校核 254.5.3 涡轮轴上的轴承校核 264.5.4 低速轴上轴承的校核 264.6 键的校核 .274.6.1 开式大齿轮轴上键的强度校核 274.6.2 蜗杆轴上键的强度校核 274.6.3 蜗轮轴上键的强度校核 284.6.4 低速轴上键的强度校核 284.7 联轴器的选用 284.7.1 蜗杆轴上联轴器的选用 284.7.2 蜗轮轴上联轴器的选用 294.8 减速器润滑与密封 .294.8.1 轴承润滑 294.8.2 涡轮蜗杆润滑 294.8.3 密封类型的选择 304.9 减速器箱体设计 304.9.1 减速器箱体的结构设计 304.9.2 油面位置及箱座高度的确定 304.9.3 箱体结构的工艺性 314.9.4 减速器附件的结构设计 31第五章 滚筒及主轴设计 325.1 滚筒的设计 325.1.1 滚筒材料及壁厚确定 325.1.2 滚筒尺寸的确定 .32原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397635.2 滚筒主轴的设计 335.2.1 确定轴各段直径和长度 335.2.2 求轴上的载荷 345.2.3 精确校核轴的疲劳强度 35结 论 38致谢 39参 考 文 献 40原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763第一章 绪论1.1 矿用回柱绞车概述矿用回柱绞车，又称慢速绞车,是用来拆除和回收矿山回采工作面顶柱的机械设备。回柱作业属危险性工作，工作人员不能直接进入回柱空顶区，此时可把回柱绞车布置在距回柱空顶危险区段较远的安全地段，用钢丝绳钩头来拉倒和回收顶柱。由于它的高度较低重量又小，持别适用于薄煤层、和急倾斜煤层采煤工作面，以及各种采煤工作面回收沉入底板或被矸石压埋的金属支杖。牵引力大和牵引速度慢是回柱绞车的主要性能要求。随着机械化采煤程度的提高，它越来越多地被广泛用于机械化采煤工作面，作为安装、回收牵引各种设备称备件之用。回柱绞车除用来回柱放顶工作外，也可用来拖运更韧和调运车辆。回柱绞车(含慢速绞车)的结构有如下特点：(1)传动系统都有一级减速比很大的蜗轮蜗杆传动，皆具备自锁功能，不会发生下面重物拉动滚筒旋转情况。(2)总传动比大(i150230)，能在电动机功率较小时，获得较大的牵引力。(3)具有整体结构，便于移动和安装，甚至可以用回柱绞车牵引力来牵引绞车本身移动。(4)有的在电动机联轴器上装有手动制动闸，有的在蜗轮减速器输出轴上装有活动齿轮和锥形摩擦制动器，使回柱绞车可以按信号准确停位，并能从滚筒上自由放绳(不受蜗杆传动自锁影响)，且可控制放绳速度，防止松绳和乱绳。(5)电气控制装置较简单，皆具备隔爆性能，可用于有瓦斯、煤尘的环境场所。(6)因蜗轮蜗杆传动效率低，易造成发热和温升过高,所以必须重视润滑和维护。1.2 国内外回柱绞车发展概况我国矿用小绞车主要是指调度绞车和回柱绞车，它经历了仿制、自行设计两个阶段。解放初期使用的矿用小绞车有日本的、苏联的，因此当时生产的矿用小绞车也是测绘仿制日本和苏联的产品。1958 年后这些产品相继被淘汰，并对苏联绞车进行了改进，于 1964 年进入了自行设计阶段.回柱绞车大体上也是经历了仿制和自行设计的两个阶段，八十年代以前一直使用的是仿制的老产品，八十年代中期才开始设计新型的回柱绞车，主要针对效率极低的球面蜗轮副、原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763慢速工作和快速回绳等环节进行根本的改进。 矿用小绞车标准化方面，1967 年制定了调度绞车部标准，1971 年制定了回柱绞车部标准.1982 年对上述两个标准都进行了修订，其标准方为 JB965-83. JB1409-83.国外矿用小绞车使用很普通，生产厂家也很多。苏联、日本、美国、瑞典等国都制造矿用小绞车。国外矿用小绞车的种类、规格较多.工作机构有单筒、双筒和摩擦式.传动型式有皮带传动、链式传动、齿轮传动、蜗轮传动、液压传动、行星齿轮传动和摆线齿轮传动等。其中采用行星齿轮传动的比较多。发展趋势向标准化系列方向发展，向体积小、重量轻、结构紧凑方向发展;向高效、节能、寿命长、低噪音、一机多能通用化、大功率、外形简单、平滑、美观、大方方向发展。虽然我国矿用小绞车参数系列水平优于国外，但在标准化和通用化方面远不如发达采煤机械制造国。比如牵引力 14000kgf 这一档回柱绞车就有四种型号. JHC-14 型一级减速为蜗轮副传动、二级为行星齿轮传动(少齿差传动)。JHZ-14 型二级减速为蜗轮副传动，一级和三级减速为圆柱齿轮传动。JM-14 型是在一级蜗轮副减速之后,其二级、三级减速为直齿圆柱齿轮传动。JH-14 型是在一级蜗轮副减速之后，其二级减速为直齿圆柱齿轮传动，也是传动系统最简单的一种。回柱绞车以电动使用最广，传动型式以球面蜗轮副居多，该机主要结构型式为电动机悬装在蜗轮副减速器的后部，蜗轮副减速器为第一级减速，第二级和第三级为圆柱齿轮传动，分别安装在机器的两侧对称机体的中心布置，该机呈长条形适应并下巷道的空间，体积小，底座呈雪橇形，安装搬运方便。纵观国外矿用小绞车的发展情况其发展趋势有以下几个特点：(1)向标准化系列化方向发展，苏联月本、美国、德国、英国已有矿用小绞车国家标准.并且这些国家的各制造公司有自己的产品系列型谱。(2)向体积小、重量轻、结构紧凑方向发展。 (3)向高效节能方向发展。世界工业发达的国家如苏联、日本在纹车各种参数的设置上进行优化设计，选取最佳参数，最大限度提高产品功能。(4)向寿命长、低噪音方向发展。寿命和噪音是衡量产品的综合性能指标，是产品质量的综合性反应。寿命长，经济效益才能高;噪音低,有利工人身心健康。(5)向一机多能、通用化方向发展。矿用小绞车在使用过程中不仅做调度用，而且还做运输及其他辅助工作。使用范围扩大，要求绞车有比较强的适应能力。(6)向大功率方向发展。随着生产的发展，原来的产品越来越不能满足用原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763户的要求。 (7)向外形简单、平滑、美观、大方方向发展。第二章 矿用回柱绞车传动装置方案设计2.1 设计条件1）机器功用 煤矿井下回收支柱用的慢速绞车；2）工作情况 工作平稳，间歇工作（工作与停歇时间比为 1:2） ，绳筒转换定期变换；3）运动要求 绞车绳筒转速误差不超过 8%；4）工作能力 储备余量 10%；5）使用寿命 10 年，每年 350 天，每天 8 小时；6）检修周期 一年小修，五年大修；7）生产批量 小批生产；8）生产厂型 中型机械厂。2.2 原始数据表 1-1 绞车原始数据图题号 J1钢绳牵引力 56KN钢绳最大速度 0.13m/s绳桶直径 300mm钢绳直径 16mm最大缠绕层数 4绳桶容绳量 120m 120m2.3 传动方案拟定根据设计要求，所给原始数据,经过对回柱绞车常用型号的传动方式比较 ,最后选用一组外啮合直齿轮,一组蜗轮蜗杆,一组内啮合直齿轮的传动方式.其传动原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763结构图如图 1-1:图 1-1 回柱绞车传动装置方案该结构简单,而且占用的空间小,适合井下狭窄空间.第一级采用蜗杆机构,也符合回柱绞车传动比大的要求,所以经过比较,最终我选择此种传动方案.原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763第三章 传动装置的总体设计3.1 选择电动机3.1.1 选择电动机类型按工作要求和工作条件选用 Y 系列三相异步电动机。3.1.2 电动机容量的选择标准电动机的容量由额定功率表示。所选电动机的额定功率应该等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，则不能保证工作机的正常工作，或使电动机长期过载、发热大而过早损坏；容量过大，则增加成本，并且由于效率和功率因数低而造成电能浪费，本设计要求工作能力储备余量 10%。1、卷筒轴的功率 为：P)(28.7103.56kWvF2、电动机的输出功率 为0)(0kpP电动机至滚筒轴的传动装置总效率。开式圆柱齿轮传动效率 ，蜗杆传动效率 ，滚动轴承效率96.0175.02，联轴器传动效率 ，滚筒的效率 。98.034965则从电动机到工作机输送带间的总效率为： .008.7.096. 242524321 3、电动机所需功率为： kWPw13.6.00设计要求工作能力储备余量 10%，故电动机功率 KWP35.1.2查机械设计实践与创新表 19-1 选取电动机额定功率为 15kw。 3.1.3 电动机转速的选择原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763滚筒轴工作转速：已知条件:钢绳牵引力 F=56kN,最大速度 V=0.13m/s,绳筒直径 D=300mm,钢绳直径 d=16mm，钢丝绳最大最大缠绕 4 层，则：卷筒最大缠绕直径： mdD4126730max 卷筒转速： in/3.146106ax rvn展开式齿轮传动比为： 83齿i涡轮蜗杆传动比为： 0蜗得总推荐传动比为： 51272蜗齿 i所以电动机实际转速的推荐值为： min/6.308.4rinw符合这一范围的同步转速为 750、1000、1500r/min、3000r/min。综合考虑传动装置机构紧凑性和经济性，选用同步转速 1500r/min 的电机。型号为 Y160L-4，满载转速 ，功率 15 。in/1460rnmkw3.2 传动比的分配（1）总传动比为： in/12.403.6riwm（2）分配传动比为使传动装置尺寸协调、结构匀称、不发生干涉现象，现选：第一级开式齿轮传动比： 31i蜗杆传动比： 5.20wi滚筒级开式齿轮传动比： 94.35201.12wii3.3 计算传动装置的运动和动力参数3.3.1 各轴的转速原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397630 轴 min/1460rnm1 轴 ；i/7.831ri2 轴 ；in/6.42n3 轴 ；mi/74.235.083 riw4 轴 in/34n5 轴 i/03.69.72ri3.3.2 各轴的输入功率0 轴 kwP13.2011 轴 ；kw64.19.02 轴 ；3.843123 轴 ；kP75234 轴 w06.90434 5 轴 k8.6.8153.3.3 各轴的输入转矩电机轴 ；mNnPTm34.79160.2959001 轴 ；1.8.45112 轴 ；mNnPT 74.26.31950223 轴 ；88533原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397634 轴 ；mNnPT 3.247.3068950445 轴 ；8155将各轴动力参数整理如下表：轴名 功率 kwP/转矩 mNT/转速 in)/(r传动比0 轴 12.13 79.34 1460 31 轴 11.64 228.41 486.67 12 轴 11.3 221.74 486.67 20.53 轴 8.3 3338.88 23.74 14 轴 8.06 3242.33 23.74 3.945 轴 7.58 12004.81 6.03原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763第四章 传动零件设计4.1 第一级开式齿轮副设计4.1.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮2）绞车为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度(GB10095-88)3）材料选择 选择小齿轮材料为 40Cr（调质）硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS，两者材料硬度差为 40HBS4） 选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿数18Z218354Z4.1.2 按齿面接触疲劳强度设计 3211.()tEtdHKTud1） 确定公式内的各计算数值(1)试选载荷系数 (初选).3tK(2)小齿轮传递的转矩 794.TNm(3)选齿宽系数 0.6d(4)由此可得的材料的弹性影响因数 1/289.EZMPa(5)按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限 ，大齿轮接触min160Hl疲劳强度极限 min250HlMPa(6)计算应力循环次数 91614603582.410hNjL92./.(7)可得接触疲劳寿命系数 ,10.8HNK20.HN(8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1，安全系数 S1 min1528HNlMPa原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397632min495HNlKMPaS2） 计算(1)计算小齿轮分度圆直径，由公式得 231.794018.2.()74.9635td m(2)计算圆周速度 1./0tdnvs(3)计算齿宽 b 1.67495dtbm(4)计算齿宽与齿高 b/h模数 1168ttmZ2.5.49.37thm/b(5)计算载荷系数 K已知使用系数 ,根据 ,7 级精度,可得动载系数 ;1.25A.73/vs 1.5VK查表可得载荷分布系数 ，得 ;可得 ;.H1.26FK .HF故 .5.352.1AVK(6)按实际载荷系数校核算得得分度圆直径 331/74.92.1/.8.4ttd m(7)计算模数 nm18.491dZ4.1.3 按齿根弯曲强度设计 132.FaSdYKTmZ1) 确定计算参数(1) 计算载荷系数原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397631.25.61.92AVFK(2) 查取齿形系数和应力校正系数得 ，12.9,.3FaFaY12.3,.7SaSaY(3) 由小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ,大齿轮的弯曲疲劳强度极50FEMP限： ;2380FEMPa(4) 可得弯曲疲劳寿命系数 ,10.83FNK20.87FN(5) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,则 120.835 296.43.7.1FNEMPaSK(6) 计算大小齿轮的 并加以比较FaSY12.91530.264.7.9aSFY小齿轮的数值大2) 设计计算 321.97340.152.98mm对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,取 ,已可满足弯曲强度 .但为了同时满足接触疲劳强度,需按接3.0触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算应有的齿数, 于是由184d1.29.53Zm取 1230,90Z4.1.4 几何尺寸计算原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397631)计算中心距 12()(309)180Zmam2)计算大小齿轮的分度圆直径 1227093dZ3)计算齿轮宽度 1.654dbm圆整后取 ,254Bm194)验算： = =tF1Td730.N.6.485AtKMPb所以合适5)结构设计：见图纸将几何尺寸汇于表：序号 名称 符号 计算公式及参数选择1 模数 m m32 分度圆直径 12,d270,93 齿顶高 ah4 齿根高 f 75.35 全齿高 hm.66 顶隙 c07 齿顶圆直径 12,ad27,98 齿根圆直径 f 5.6,.89 齿轮宽度 B1，B 2 60mm，55mm10 中心距 a1804.2 滚筒级开式齿轮副设计4.2.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1） 选择齿轮材料原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763采用硬齿面闭式齿轮传动 由表 11.8 查得：小齿轮选用 20 ，渗碳后淬火处理，齿面硬度为 5862HRC。rC大齿轮选用 20 ，渗碳后淬火处理，齿面硬度为 5862HRC。r由表 11.20 选 8 级精度 齿面粗糙度 umRa3.62（2） 确定许用应力由表 11.9 查得： 0.1HS71 10483507426hnjLN712iN由表 11.25 查得：小齿轮接触疲劳极限 MPaH150lim大齿轮接触疲劳极限 2li查图 11.28 得： 98.1NZ6.N许用接触应力： MPaSHN1470lim1ZH2li2依据：当大小齿轮都是硬齿面时，硬齿面齿轮的承载能力较高，但需专门设备磨齿，常用于要求结构紧凑或生产批量大的齿轮。当大小齿轮都时硬齿面时，小齿轮的硬度应略高，也可和大齿轮相等。4.2.2 齿面接触疲劳强度设计设齿轮按 8 级精度选择齿宽系数 查表 11.19 得 =0.6dd取 ,则 取 79201z 8.72094.31zi选择载荷系数 K 查表 11.10 得 K=1.2小齿轮上的转矩 mNT.1原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763小齿轮分度圆直径 muKTdHd5.12043.7611齿轮的模数 mz0.1根据表 11.3 就近取标准模数 m=6mm4.2.3 齿轮几何尺寸的计算 mzd1201472bd1取 m2mb52中心距 za71将几何尺寸汇于表：序号 名称 符号 计算公式及参数选择1 模数 m m62 分度圆直径 12,d47,1203 齿顶高 ah4 齿根高 f 5.75 全齿高 hm.136 顶隙 c7 齿顶圆直径 12,ad462,8 齿根圆直径 f 89,1059 齿宽 B1，B 2 72mm，77mm10 中心距 a177mm4.2.4 验算轮齿弯曲强度原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763齿形系数 查表 11.12 得 FY80.21FaY18.2Fa应力修正系数 查表 11.13 得 S 5S79SY由表 11.9 查得 3.F许用弯曲应力 查图 11.26 MPaF201lim92li查图 11.27 得： 8.096.1NNY许用弯曲应力： MPaSFF4.6791lim1YFNF5.32li2 1121 9.47FSFPazbmKT212125.8FSFFMY（5）齿轮的圆周速度 smndv/5.016根据表 11.21 可知，选用 8 级精度实合适的。4.3 涡轮蜗杆设计4.3.1 选择蜗轮蜗杆的传动类型传动参数： kwP3.15.20i min/67.48rn根据设计要求选用阿基米德蜗杆即 ZA 式。4.3.2 选择材料设 12.5滑动速度： smdndvs /1026.cos106原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763蜗杆选 45 钢，齿面要求淬火，硬度为 45-55HRC.蜗轮用 ZCuSn10P1,金属模制造。为了节约材料齿圈选青铜，而轮芯用灰铸铁 HT100 制造（1）确定许用接触应力 H根据选用的蜗轮材料为 ZCuSn10P1，金属模制造，蜗杆的螺旋齿面硬度45HRC，可从文献1P254 表 11-7 中查蜗轮的基本许用应力 268HMPa应力循环次数 72486.76011035841025hNjnL寿命系数87.4HK则 0.12685.4NMPa（2）确定许用弯曲应力 F从文献1P256 表 11-8 中查得有 ZCuSn10P1 制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 =56MPaF寿命系数 96710.44FNK5.37.2FMPa4.3.3 按计齿面接触疲劳强度计算进行设（1）根据闭式蜗杆传动的设计进行计算，先按齿面接触疲劳强度计进行设计，再校对齿根弯曲疲劳强度。 2212z0HEZkTdm式中：蜗杆头数： 2z1涡轮齿数： 415.0i涡轮转矩： mN83T2载荷系数： AvK原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763因工作比较稳定，取载荷分布不均系数 ；由文献 1P253 表 11-5 选3.1K取使用系数 ；由于转速不大，工作冲击不大，可取动载系 ；1.5AK 05.1vK则 1.5.012Av选用的是 45 钢的蜗杆和蜗轮用 ZCuSn10P1 匹配的缘故，有 故有：2160MPaZE32312 .14.516080 mdm查机械设计表 7.3（如下）得应取蜗杆模数： 12.5m蜗杆分度圆直径： 90d蜗杆导程角： 37“涡轮分度圆直径： mmzd5.124.2中心距： a5.30121原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763涡轮圆周速度： 10674.234.310622ndv4.3.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸（1）蜗杆轴向尺距 39.27aPm直径系数 .1dq齿顶圆直径 mhaa152*1齿根圆直径 cdf 60)(蜗杆螺线部分长度： 取 180mmzb25.8.21（2）蜗轮 蜗轮齿数 42z验算传动比 120.5i蜗轮分度圆直径 mmzd5.124.2喉圆直径 haa 375*2齿根圆直径 cf 5.482)(* 咽喉母圆半径 mdrag 5023122涡轮外圆直径 m0.675.e 取涡轮宽度 Ba 8607.1 取4.3.5 校核齿根弯曲疲劳强度 FFaFYdKT2153.当量齿数 2334.8cos.vz原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763根据 220.5,43.8vxz从图 11-9 中可查得齿形系数 Y =2.372Fa螺旋角系数： 15.10.89140Y许用弯曲应力：从文献1P256 表 11-8 中查得有 ZCuSn10P1 制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 =56MPaF寿命系数 96710.44FNK5.37.2FMPa1.32808910.591.F可以得到： 因此弯曲强度是满足的。4.3.6 验算效率 )tan()96.05(v已知 ； ； 与相对滑动速度 有关。:31.vvfarctnsmds /3.1cos061从文献1P264 表 11-18 中用差值法查得： 代入式;029.vf36.1v中，得 大于原估计值，因此不用重算。7.04.3.7 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/T10089-1988 圆柱蜗杆，蜗轮精度选择 8 级精度，侧隙种类为 f，标注为 8f GB/T10089-1988。然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度，此处从略。详细情况见零件图。原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397634.4 轴的设计4.4.1 1 轴的设计(1)材料的选择由表 16.1 查得 用 45 号钢，进行调质处理， MPaB637由表 16.3 得 MPab601(2)估算轴的最小直径根据表 11.6， =107-118 为取值范围C估算轴的直径： mnpcd 348.067.421810733 因为轴上开有一个键槽，考虑到键槽对轴强度的削落，应增大轴径，此时轴径应增大 3%-5% d7.351查设计手册 mL60351轴段上有联轴器需要定位，因此轴段应有轴肩 md412轴段安装轴承，必须满足内径标准，故 B953轴段 md534L174轴段 mLLmd1175656 按弯扭合成强度校核轴颈圆周力 NdTFt 08.14235281径向力 tr 7.6an水平 tBA042垂直 NFt6.8mNMI 48.253704.1原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763mNMI 92.1375).9526.14(0.71I .04.88372合成 21 mNMIII 28.1369405221当量弯矩 6.0TIeI .522NII 31校核 beIeIeIeII MPadW13659.1.02.84.4.2 2 轴、3 轴、4 轴的设计同理对 2 轴、3 轴、4 轴、5 轴进行计算：2 轴： mnpcd 7.35067.4811073因为轴上开有一个键槽，考虑到键槽对轴强度的削落，应增大轴径，此时轴径应增大 5%-8%取d4.362d353 轴： mnpcd 1.87.81073因为轴上开有一个键槽，考虑到键槽对轴强度的削落，应增大轴径，此时轴径应增大 5%-8%取d7.892d804 轴： mnpcd 3.264.30173因为轴上开有一个键槽，考虑到键槽对轴强度的削落，应增大轴径，此时原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763轴径应增大 5%-8%取md9.837d802 轴、3 轴、4 轴的校核与 1 轴类似，在此就不再一一敖旭。4.5 轴承的校核4.5.1 开式大齿轮轴上的轴承寿命校核在设计蜗杆选用的轴承为 30208 型圆锥滚子轴承,由手册查得068.2,48CkN(1)由滚动轴承样本可查得,轴承背对背或面对 面成对安装在轴上时,当量载荷可以按下式计算:1)当 /0.68arF0.92raPF2)当 .r.71.4r,且工作平稳,取 ,按上面式(2) 计算当量动载259/.0.6846ar 1pf荷,即 1(0.67.4)295praPfFN(2)计算预期寿命 hL280hL(3)求该轴承应具有的基本额定动载荷 6336028410429537.54610hnLCP kNC故选择此对轴承在轴上合适.4.5.2 蜗杆轴上的轴承寿命校核在设计蜗杆选用的轴承为 30209 型圆锥滚子轴承,由手册查得068.2,48CkN(1)由滚动轴承样本可查得,轴承背对背或面对 面成对安装在轴上时,当量载荷可以按下式计算:1)当 /0.68arF0.92raPF原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397632)当 /0.68arF.71.4raPF,且工作平稳,取 ,按上面式(2) 计算当量动载259/4ar 1pf荷,即 1(0.67.4)295praPfFN(2)计算预期寿命 hL280hL(3)求该轴承应具有的基本额定动载荷 63360217480429537.54610hnLCP kNC故选择此对轴承在轴上合适.4.5.3 涡轮轴上的轴承校核1.求作用在轴承上的载荷 22213418097351.0ANHV NRFaA222231094519.37BNHV378aaFN2.计算动量载荷在设计时选用的 30218 型圆锥滚子轴承,查手册知 079.2,65.8CkNk根据 ,查得14830.665iA.e4830.19225.7BAeR查得 所以 1,0XY5.3702519.37BPXYN3.校核轴承的当量动载荷已知 ,所以28hL原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763336 6002.748027. 7.5911hnLCP kNC 故选用该轴承合适.4.5.4 低速轴上轴承的校核1.轴承的径向载荷和轴向载荷 22219061(84)910ANHVRFN2735.7B因 B 端的载荷大于 A 端的载荷,故验算 B 端轴承.即轴承的径向载荷 350.4BRN轴承的轴向载荷 2791aF2.计算滚动轴承的当量动载荷选轴承为 6218 深沟球轴承,由手册查得其可得 ,07.5,78.CkNk0.31e7910.3225.4AeR查表 7-7,取 6,1.4XY所以当量动载荷为: .56.791.8PRN3.校核轴承的当量动载荷已知 ,所以280hL3 36 602.748024.817.591hnLCP kNC故选用该轴承合适.4.6 键的校核4.6.1 开式大齿轮轴上键的强度校核在前面设计轴此处选用平键联接,尺寸为 ,键长为 56mm.108bhm键的工作长度 56104lLbm键的工作高度 2hk可得键联接许用比压 2150/PN原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763284103.5356TPPdkl故该平键合适.4.6.2 蜗杆轴上键的强度校核在前面设计轴此处选用平键联接,尺寸为 ,键长为 56mm.108bhm键的工作长度 56104lLbm键的工作高度 2hk可得键联接许用比压 2150/PN:743.6TPdkl故该平键合适.4.6.3 蜗轮轴上键的强度校核在设计时选用平键联接,尺寸为 ,键长度为 80mm2514mbh键的工作长度 80lL键的工作高度72hkm得键联接许用比压 208/PN:3806597TPdkl故选用此键合适.4.6.4 低速轴上键的强度校核设计时两处均选用平键联接,其尺寸相同,即 ,键长度也均214mbh为 125mm.键的工作长度 12503lLb键的工作高度 7hkm由表 8-8 查得键联接许用比压 2125/PNm:3406.3987TPdkl故两处的平键均合适.4.7 联轴器的选用原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397634.7.1 蜗杆轴上联轴器的选用根据前面计算，蜗杆轴最小直径：取md4.362mind35查机械手册，根据轴径和计算转矩选用弹性柱销联轴器： 联轴器转矩计算 KTc查表课本 14-1， K=1.3，则 mNTAca 531 108.21074.23.启动载荷为名义载荷的 1.25 倍，则 TC4.6按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册选择联轴器型号为选用 HL3（J1 型）弹性柱销联轴器，其允许最大扭矩 T=630 ,许用最高转速 n=5000 ，半联轴器的孔径 d=35，孔长度 l=60mm，半联轴器与轴配合的min/r毂孔长度 L1=82。4.7.2 蜗轮轴上联轴器的选用根据前面计算，蜗轮轴最小直径：取md7.892.mind80查机械手册，根据轴径和计算转矩选用弹性柱销联轴器： 联轴器转矩计算 KTc查表课本 14-1， K=1.3，则 mNTAca 631 104.8.3.启动载荷为名义载荷的 1.25 倍，则 TC7.522按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册选择联轴器型号为选用 HL7（J1 型）弹性柱销联轴器，其允许最大扭矩 T=6300 ,许用最高转速 n=1700 ，半联轴器的孔径 d=80，孔长度 l=132mm，半联轴器与轴配min/r合的毂孔长度 L1=172。4.8 减速器润滑与密封4.8.1 轴承润滑蜗杆轴上轴承： min/8.1946min/67.4802 rrnd 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763涡轮轴上轴承： min/6.213min/74.23901 rrnd 轴承均采用脂润滑。选用通用锂基润滑脂（GB7324-87） ，牌号为 ZGL1。其有良好的耐水性和耐热性。适用于-20 至 120宽温度范围内各种机械的滚动轴承、滑动轴承及其他摩擦部位的润滑。润滑脂的装填量不宜过多，一般不超过轴承内部空间容积的 1/32/3 。4.8.2 涡轮蜗杆润滑涡轮蜗杆的润滑方法采用浸油润滑。在涡轮传动时，就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热。涡轮浸入油中油的深度不宜超过高速级 1/2，亦不应小于 1/4。为避免涡轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，应使大涡轮齿顶距油池底面的距离不小于 3050mm。现取为 m404.8.3 密封类型的选择（1）轴外伸处的密封设计为防止润滑剂外漏及外界的灰尘、水分和其他杂质渗入，造成轴承磨损或腐蚀，应设置密封装置。轴承为脂润滑，选用毡圈油封，材料为半粗羊毛毡。（2）剖分面的密封设计在剖分面上涂水玻璃，以防止漏油。4.9 减速器箱体设计减速器箱体是支承和固定轴系部件、保证传动零件正常啮合、良好润滑和密封的基础零件，因此，应具有足够的强度和刚度。为提高箱体强度，采用铸造的方法制造。为便于轴系部件的安装和拆卸，箱体采用剖分式结构，由箱座和箱盖组成，剖分面取轴的中心线所在平面,箱座和箱盖采用普通螺栓连接，圆柱销定位。减速器箱体是支承和固定轴系部件、保证传动零件正常啮合、良好润滑和密封的基础零件，因此，应具有足够的强度和刚度。为提高箱体强度，采用铸造的方法制造。4.9.1 减速器箱体的结构设计首先保证足够的箱体壁厚，箱座和箱盖的壁厚取 。m01其次，为保证减速器箱体的支承刚度，箱体轴承座处要有足够的厚度，并