1、目錄摘要 1Abstract 2第一章 引言3 1.1 關于本次畢業設計3 1.2 螺旋輸送機產品概述3 1.3 螺旋輸送機的應用范圍4 1.4 螺旋輸送機主要熱點4 1.5 螺旋輸送機工作原理4 1.6 螺旋輸送機整機布置形式5 1.7 螺旋輸送機的發展歷史及趨勢5第二章 螺旋輸送機的設計8 2.1 總體方案設計8 2.2 螺旋輸送機總體結構設計8 2.3 螺旋輸送機機體的設計9 2.4 驅動端裝置的設計 12 2.5 中間軸承裝置 14 2.6 尾端裝置的設計 16 2.7 驅動裝置和尾端裝置軸的校核 17第三章 減速器的設計 19 3.1 蝸輪蝸桿減速器的運動和動力參數 19 3.2 減

2、速器的蝸桿設計 19 3.3 蝸輪軸的設計 23 3.4 蝸桿軸的設計 29 3.5 減速器箱體及附件的設計 31第四章 軸承的校核 33 4.1 蝸桿軸滾動軸承計算 33第五章 鍵的校核 35 5.1 蝸桿軸端和聯軸器的聯結的鍵 35 5.2 蝸輪與軸聯結的鍵 35 5.3 蝸輪軸軸端和聯軸器聯結的鍵 35第6章 潤滑和密封的設計 37 6.1 潤滑 37 6.2 密封 37 6.3 附件的設計 38致謝 39參考文獻 40附錄1 英文文獻翻譯 41附錄2 英文文獻原文 45螺旋輸送機（傾斜10o）摘要：螺旋輸送機是利用電機帶動螺旋回轉，推移物料以實現輸送目的的機械，它能水平、傾斜或垂直輸送

3、，具有結構簡單、橫截面積小、密封性好、操作方便、維修容易、便于封閉運輸等優點。本課題重點研究在與驅動裝置的合理選擇，對驅動裝置的合理給螺旋輸送機的效率，穩定，安全性的提高大的作用。本次畢業設計是關于輸送機的設計。首先對輸送機作了簡單的概述；接著分析了輸送機的選型原則及計算方法；然后根據這些設計準則與計算選型方法按照給定參數要求進行選型設計；接著對所選擇的輸送機各主要零部件進行了校核。普通型輸送機由六個主要部件組成：傳動裝置，機尾和導回裝置，中部機架，拉緊裝置以及膠帶。最后簡單的說明了輸送機的安裝與維護。關鍵詞：螺旋輸送機 輸送系統 選型設計 主要部件Screw conveyor（Tilt 10

4、o）Abstract：Screw conveyor is the use of motor driven rotary screw, the passage of materials in order to achieve the purpose of transportation machinery, it can level, tilt or vertical transmission, a simple structure, small cross sectional area, sealing, and easy to operate, easy maintenance, facili

5、tate closure transportation and other advantages. Focus on the issue and drive in a reasonable choice. Drive screw conveyor to the reasonable efficiency, stability, security, the improvement of the role. The design is a graduation project about the conveyor. At first, it is introduction about the co

6、nveyor. Next, it is the principles about choose component parts of conveyor. After that the belt conveyor abase on the principle is designed. Then, it is checking computations about main component parts. The ordinary conveyor consists of six main parts: Drive Unit, Jib or Delivery End, Tail Ender Re

7、turn End, Intermediate Structure, Loop Take-Up and Belt. At last, it is explanation about fix and safeguard of the belt conveyor.Key words：screw conveyor delivery system type design main parts第一章 引言1.1 關于本次畢業設計 畢業設計的目的通過本次畢業設計，我們能夠達到一些目的:1) 培養我們綜合運用和鞏固擴展所學知識，提高理論聯系實際的能力；2) 培養我們搜集、閱讀、分析和運用各種資料，手冊等科技文

8、獻的能力；3) 使我們更加熟練的運用AUTOCAD、Word等計算機辦公軟件，提高計算機輔助設計的能力；4) 訓練和提高機械設計的基本理論和技能；5) 培養獨立思考，獨立工作的能力 畢業設計的任務1) 設計條件 運輸物料為干燥煤粉，密度；運輸量為；運輸長度為。2) 設計內容a) 設計方案的選擇與計算b) 總體結構的設計，成套圖紙及說明書3) 設計關鍵a) 仔細分析聯系輸送機的工作原理b) 根據輸送要求選擇合適類型的類型輸送機c) 保證設計的類型輸送機能夠滿足工作要求1.2 螺旋輸送機產品概述螺旋輸送機俗稱絞龍，GX型系列螺旋輸送機是一種利用螺旋葉片的旋轉，推動物料沿著料槽運送的輸送設備，在建筑

9、工地，儲糧倉庫，制造車間等，并在傾角 20 °的情況下，輸送粉狀，顆粒狀和小塊物料，使螺旋輸送機對提高生產工作效率得到了很大體現，本次設計旨在對螺旋輸送機進行創新設計，進一步提高它的實用性。GX型螺旋輸送機是按照JB/T679-95螺旋輸送機標準設計制造，GX型螺旋輸送機的螺旋直徑有，共有7種規格。在物料溫度小于200，工作環境溫度在-20至+50之間時，輸送長度可達50,個別情況可達70。螺旋機驅動端軸承、尾部軸承置于料槽殼體外部減少了灰塵對軸承的影響，提高了螺旋機關鍵件的適用壽命。中間吊掛軸承采用滑動軸承，并設防塵密封裝置，密封件用尼龍或塑料，因而密封性能好，耐磨性強，阻力小，壽

10、命長。滑動軸承的軸瓦有粉末冶金、尼龍和巴氏合金，可根據不同需要選用，進出料口的靈活布置使其適應性更強，得到用戶認可。1.3 螺旋輸送機的應用范圍GX型螺旋輸送機廣泛應用在各種工業部門，如建材、冶金、化工、電力、煤炭、輕工、糧食及食品行業，適用于水平或者20 °傾角的，如水泥、煤粉、糧食、化肥、灰渣、砂子、焦炭等。GX型螺旋機對輸送物料的要求，物料溫度不得超過200，螺旋機不宜輸送易變質的、粘性大的、易結塊的物料。因為這些物料在輸送時會粘結在一起，并隨之旋轉而不向前移動，或者在吊軸承處物料積塞而使機器不能正常工作，因此對于輸送距離短，輸送量不大，五磨琢性或磨琢性小，五粘結性或粘接性小，

11、不怕破碎而又要求密閉輸送的粉狀和小塊狀的物料，采用螺旋輸送機是很適宜的。1.4 螺旋輸送機主要特點1. 結構簡單、造價便宜；2. 維修容易、操作安全；3. 外形尺寸矮小，布置緊湊，便于多點裝料與卸料；4. 槽體密閉，物料損耗少；5. 可輸送較高溫度的物料。1.5 螺旋輸送機工作原理物料從進料口加入，裝螺旋軸轉動時，物料受到螺旋葉片法向推力作用。該推力的徑向分力和葉片對物料的摩擦力，有可能帶著物料繞軸轉動，但由于物料本身的重力和料槽對物料的摩擦力的緣故，才不與螺旋葉片一起旋轉，而在葉片法向推力的軸向分力的作用下，沿著料槽軸向前移動。1.6 螺旋輸送機整機布置形式 一臺螺旋輸送機通常由驅動裝置、頭

12、節、若干標準中間節、選配中間節、尾節、進料口、出料口等組成，除頭節和選配中間節外，各節螺旋機及機殼均有互換性。螺旋機本體由頭節、中間節、尾節三種組成。一般情況下，出廠總裝時將中間節按長度長短依次排列，最長的中間節靠近頭節，相同的中間節挨在一起。在頭節內裝有止推軸承承受軸向力，在中間節裝有中間吊掛軸承支承螺旋軸。螺旋面的形式有實體螺旋和帶式螺旋兩種。各螺旋軸之間采用法蘭式聯接，保證了連接軸的互換性，便于維修。進料口是方形進料口，出料口有方形卸料口、手推式卸料口及齒條式卸料口。布置進出料口應注意保證料口至端部的距離，同時避免料口與吊軸承加油杯，機殼聯接法蘭，底座等相碰。驅動裝置有由型電動機和型減速

13、器組成，即雙型。按其裝配方式的不同，它分為右裝和左裝兩種。圖1-1 螺旋輸送機簡圖1.7 螺旋輸送機的發展歷史及趨勢1.7.1 螺旋輸送機的發展歷史螺旋輸送機的發展，分為有軸螺旋輸送機和無軸螺旋輸送機兩種型式的發展過程。有軸螺旋輸送機由螺桿，U型料槽，蓋板，進，出料口和驅動裝置組成，一般還有水平式，傾斜式和垂直式三種:而無軸旋輸送機則采用螺桿改為無軸螺旋，并在U型槽內裝置有可換襯體，結構簡單，物料由進料口輸入經螺旋推動后由出料口輸出，整個傳輸過程可在一個密封的槽中進行。一般來講，我們平常所指的螺旋輸送機都指有軸型式的螺旋輸送機。而對許多輸送比較困難的物料，人們一直在尋求一種可靠的輸送方法，而無

14、軸螺旋輸送機則是一種較好的解決方法。GX型螺旋輸送機是出現較早的一種螺旋輸送機，也是我國最早定型生產的通用性生產設備。它以輸送粉狀、粒狀、小塊狀物料為主，不適宜輸送易變質的，粘性的易結塊的物料和大塊的物料，因為這些物料容易粘在螺旋上而隨之旋轉，或在吊軸承處產生堵料現象，給物料輸送過程帶來很大的不便。GX型螺旋輸送機的優點主要是節能、降耗顯著，其頭部、尾部軸承移至殼體外，具有防塵密封性好，噪聲低，適應性強，操作維修方便，進、出料口位置布置靈活等;缺點是動力消耗大，機件磨損快，物料在運輸時粉碎嚴重。1.7.2螺旋輸送機的發展趨勢縱觀螺旋輸送機的發展歷程，可以預見未來的發展方向主要有以下幾方面:1.

15、大運量 、高速度、長使用壽命。高速度即意味著高生產率，減少單位時間生產成本.磨損是限制螺旋輸送機壽命的主要原因，減少物料與螺旋之間的摩擦系數，增加螺旋軸的耐磨性，改善物料的性能，可以較大程度提高輸送機的使用壽命。2.低能源消耗及降低能量消耗.螺旋輸送機的能源絕大部分都消耗在摩擦損失上。因此降低能源消耗是研究和設計螺旋輸送機急待解決的難題和發展方向。3.智能化發展。未來的螺旋輸送機應與電腦密切聯系，適合程序控制、智能操作。物料的裝卸、機器安裝與維護都應能實現智能化管理。4.空間可彎曲輸送。為了克服水平和垂直螺旋輸送機由于構造上的限制而只能直線輸送物料的不足，近年來出現了可彎曲螺旋輸送機，彈簧輸送

16、機等。另外其他各種輸送機也應為了實現空間、可彎曲輸送研制新的機型。5.組合復合化輸送，向著大型化發展。使用螺旋輸送機，結合各種連續輸送機械，來完成復雜的物料輸送。大型化包括大輸送能力、單機長度和大輸送傾角等幾個方面。6.擴大使用范圍。目前，螺旋輸送機的使用范圍受到限制，要擴大其使用范圍，研究能在高溫、低溫條件下有腐蝕性、放射性、易燃性物質的環境中工作的，以及能輸送熾熱、易爆、易結團、粘性物料的螺旋輸送機。7.環保意識設計，減少污染，實現綠色設計的目標。傳統的連續運輸機械是敞開狀態下輸送物料的，在輸送粉狀、顆粒狀物料時，物料散落飛揚，嚴重影響周圍的環境，特別是在輸送水泥、化肥、礦石、煤炭、谷物等

17、粉末易飛揚物料時尤顯嚴重。為了解決這個問題，人們應當提前研制多種形式的環保型輸送機，而螺旋輸送機對于解決這個難題，無疑具有很大的優勢和發展空間。第二章 螺旋輸送機的設計2.1總體方案設計傳動布置方案電動機聯軸器減速器聯軸器螺旋輸送機機設備的工作要求載荷平穩，單向運轉，每日工作一班，工作四年，允許螺旋輸送機機主軸轉速誤差小于5%，車間有三相交流電源。2.2螺旋輸送機總體結構設計常見的傾斜固定式螺旋輸送機，其結構比較簡單。主要由驅動裝置，料槽，螺旋軸，驅動端軸承，中間吊掛軸承，尾部端軸承，進料口，卸料口等部分組成，如下圖所示：圖2-1 螺旋輸送機（傾斜10o）總體布置方式1.電動機 2.聯軸器 3

18、.蝸輪蝸桿減速器 4 .聯軸器 5.驅動端軸承6.中間吊掛軸承 7.尾部端軸承 8.螺旋軸 9.進料口 10.卸料口由于設計的螺旋輸送機的長度為12米。為了制造,安裝以及運輸的方便,其槽體和螺旋軸均采取分節制造,頭節長2.5米,接著是2.5米、2米、2.5米長的中間節，尾節長2.5米，靠螺栓聯接,并用中間軸承支承。同時,為了保證分節裝配后輸送機的整體剛度,槽體的連接處和螺旋軸的連接處需分開一段距離。由于物料在螺旋輸送機中的運送完全是一種滑移運動,為了使螺旋軸處于較為有利的受拉狀態，設計時將驅動裝置和出料口安裝在輸送機的同一端,把進料口放在尾部附近。2.3 螺旋輸送機機體的設計輸送機的螺旋直徑和

19、螺旋軸的轉速1) 螺旋直徑的確定按公式，得螺旋直徑式中 螺旋葉片直徑（米）；物料的輸送量（噸/時）；物料的堆積比重（噸/米3）；水平輸送時物料在輸送機內的填充系數；表示物料綜合特性的經驗系數；傾斜向上輸送時輸送量的校正系數；(見表2-2)由表2-1，可以查得輸送煤粉時:=0.0415；=0.4；=0.6； =75； 由表2-2，=0.8；將原始數據,=0.0415=0.2170按表2-3將螺旋直徑圓整為標準螺旋直徑，=0.25m。2) 螺旋軸轉速的確定a) 按公式帶入螺旋直徑，得螺旋軸轉數： = =150把帶入公式 ，校核填充系數：=0.2837此時=0.2837<0.350.45，所以

20、降低螺旋機的轉數為n=120r/min ；再次校核填充系數=0.3546(0.350.45),所以螺旋機的轉數確定為n=120r/min b) 螺旋葉片螺距：S=0.8D=0.8×250=200mm.輸送機載荷的橫斷面面積:F=0.01391805物料在輸送時的運移速度:=0.4m/s故:所選螺旋軸葉片直徑D=250mm,螺旋軸轉速n=120r/min 螺旋輸送機的功率計算和驅動裝置的型號選擇1) 螺旋輸送機的功率計算螺旋軸克服阻力所需功率:N= 在公式中 N螺旋軸所需之功率（千瓦）；功率備用系數；生產率（噸/時）；物料總阻力系數；L-輸送機水平投影長度（米）H-輸送機垂直投影長度(

21、米)功率備用系數，考慮在低生產率時螺旋自重對功率的影響較大，以及為了計入空轉時的損失，一般取=1.21.4；此時螺旋輸送機傾斜向上輸送，取“+”；式中=1.2，取=1.3。帶入公式計算得：N= =0.6914KW按公式得驅動裝置功率：=0.7355KW由于采用浮動聯軸器將驅動裝置與螺旋軸直接連接，在其軸上不存在有懸臂負荷，故只需校驗轉速比： =0.0058由表2-6可知當=250時，=0.060。由于0.0058<0.060，故是安全的。2) 驅動裝置的型號選擇 由,查<<螺旋輸送機手冊>>表1-13,得驅動裝置為:右裝的，功率為的型電動機和型的減速器構成.由，和

22、選得的型號，從表2-6中便可查得，驅動裝置的電動機為,和減速器為,總傳動比2.3.3 螺旋葉片的表面展開尺寸由計算得知螺旋葉片的大圓直徑，螺旋螺距, 螺旋葉片內徑為d=70mm,葉片寬度b=(D-d)/2=(250-70)/2=90mm查相關參考書得出: ,D1=275mm,S=200mm,L=54mm,L=19mm, =4mm,d=70mm. 所以葉片寬度b=(D-d)/2=(250-70)/2=90mm圖2-2 實體螺旋葉片展開圖螺旋葉片計算公式 ，代入相關數據得=52.14mm按公式 R=b+r=90+52.14=142.14mm按公式 螺旋輸送機的長度和標準螺旋節的長度原始數據要求螺旋

23、機全長為12米，根據化工起重運輸手冊;螺旋輸送機與斗式提升機表1-10，頭節長2.5米,接著是2.5米、2米、2.5米長的中間節，尾節長2.5米，GX型螺旋輸送機的進料口是方形進料口，進料口下端直接焊牢在開孔的平蓋板上，上端的為帶孔法蘭，可與各種給料設備連接使用。2.4 驅動端裝置的設計 驅動端軸的最小直徑的確定1) 求出軸上功率P.轉速n和轉矩T，有之前計算得:p=0.7355kw.n=120r/min T=9.55106=9.55×1060.7355/120=58.531032) 初步確定軸的最小直徑.選取軸的材料為45鋼,調質處理.根據表15-3(機械設計),取A=112于是得

24、 =112=20.50mm.驅動端軸的最小直徑，顯然是安裝聯軸器處軸的直徑，為了使所選聯軸器的孔徑與之相適應，故需同時選取聯軸器型號聯軸器的計算轉矩T=KT,查機械設計表14-1.考慮到轉矩變化不大，故取K=1.5,則:T=KT=1.558.530=87.8N按照計算轉矩T應小于聯軸器公稱轉矩的條件選用十字軸式萬向聯軸器。 驅動軸的結構設計（1） 驅動軸如下圖所示：圖2-3 驅動軸示意圖（2） 根據要求確定軸的各段直徑和長度。 查螺旋輸送機資料表6-3-13得知=40mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長度L=85mm.（3） 為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，1段右端需制出一軸肩，故取2段的直徑=50

25、mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長度=70mm,現取=68mm。由裝備圖可以知道，2段是來安放擋圈，根據端蓋擋圈尺寸及留余，取=73mm.軸的3段和5段都是安放軸承的，初步確定滾動軸承。因為軸承承受徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸。參照工作要求并根據=50mm。由于驅動軸主要承受軸向力和不大的徑向力，故選擇對開的圓錐滾子軸承。查手冊選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30212，其尺寸為,故,而，右段滾動軸承采用軸肩定位。由手冊查得30212型軸承的定位軸肩高度，取，。軸的6段為安裝端蓋處，根據設計的端蓋寬度，取=87mm。軸的7段沒有軸肩定位問題，考慮到與螺旋軸內孔配合，內孔還需

26、要焊接一個套筒加強強度，故取.長度.（4） 軸上鍵槽和銷孔的位置設計 驅動軸、半聯軸器與螺旋軸的周向定位均采用了平鍵連接，按,查機械設計手則得平鍵截面,驅動軸右端與螺旋軸采用方向相互垂直的銷軸聯接，銷孔直徑為。2.5 中間軸承裝置中間軸承又稱為吊掛軸承，因為它脫空懸置在槽頂的內壁板條或角鋼上。由于它處于輸送物料之中，一般都做稱對開式滑動軸承，其軸承采用粉末冶金，巴氏合金，青銅，鑄鐵及其他的減磨材料，在個別情況下為了減少摩擦阻力。視需要也可以安裝上滾動軸承，不過必須保證有可靠的密封，以防止微塵物料進入軸承。所有的中間軸承都是用固定在平蓋板上方的油杯注油潤滑，在緊靠軸承附近的平蓋板上，開設有觀察孔

27、，以便于觀察軸承和消除軸承處因物料的堆積所引起的阻塞。GX型螺旋輸送機的中間軸承裝置，如圖所示，它是用粉末冶金材料作軸襯的一種對開式滑動軸承，且軸襯呈球面型，以利于自動調心。 如下圖所示為中間軸承裝置。圖2-4 中間軸承示意圖而中間軸由化工起重運輸手冊;螺旋輸送機與斗式提升機表1-37，查得。其他尺寸見裝配圖。 螺旋軸呈螺旋輸送機的回轉部分，設計時可以采用實體螺旋，螺旋輸送機的轉軸一般采用鋼管制成，在其兩端頭，焊偶連接法蘭，結構如下圖。圖2-5 螺旋軸示意圖由前面的計算得D=250mm.S=200mm。查考資料得,螺旋軸之間用對開式中間滑動軸承連接2.6 尾端裝置的設計計算軸的最小直徑由前知功

28、率 P=0.7355=0.70kw,轉速，扭矩T=58.53Nm初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據機械設計表153，取,于是得軸的最小直徑顯然是安裝在法蘭軸套處，取此處d=45mm 尾端軸的結構設計1）裝備方案如裝備圖所示：圖2-6 尾端軸示意圖2） 根據要求確定軸的各段直徑和長度：軸的左端與螺旋軸鋼管內孔相接，由于螺旋軸鋼管外徑為70mm，鋼管不能太厚，本次設計的鋼管內徑為60mm，中間還要焊接一個加強套筒，因此取=45mm確定=70mm，根據軸肩設計尺寸，參考驅動端端蓋尺寸，選擇=50mm，再由設計的端蓋寬度確定=70mm，軸3段是軸承擋肩，取=62mm，=10mm,

29、4段軸安放軸承段，取=56mm,由此選取調心球軸承1212.其尺寸,故取=18mm，軸最右端6段安裝螺母擋圈，采用螺母M48×10,因為有螺紋，需要車退刀槽2×1，即=2mm，故=44mm，=48mm。3）軸上零件的周向定位螺旋軸鋼管與軸的周向定位采用兩個方向相互垂直的螺尾錐銷固定，其尺寸為M124）確定軸上的圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為2，各軸肩圓角統一取為R22.7 驅動裝置和尾端裝置軸的校核 2.7.1 驅動裝置的受力分析根據設計任務，螺旋輸送機長度為12m,為了制造,安裝以及運輸的方便,其槽體和螺旋軸均采取分節制造,查資料應分5節，頭節長=2.5米,接著是=2.5米

30、、=2米、2.5米長的中間節，尾節長=2.5米頭節，中間節及尾節，查表得每段重力大小為， , ,分解為垂直于螺旋軸的力,平行于螺旋軸的力為單位線載荷，物料阻力受力圖如下：圖2-7 螺旋軸受力分析圖由力平衡 尾部軸承只受徑向力，不受軸向力， 圖2-8 尾部軸承受力分析 前端軸的校核兩軸承受徑向力分別為 彎矩為 按彎扭強度進行校核 << =275Mpa前端軸段徑校核符合設計要求 尾端軸的校核由于尾端軸承只承受徑向力和扭矩作用，因此只對它進行扭轉強度校核 即滿足要求第三章 減速器的設計3.1 蝸輪蝸桿減速器的運動和動力參數軸名功率轉矩轉速傳動比效率輸入輸出輸入輸出電動機軸01146.83

31、150010.99蝸桿軸10.94750.93847.346.83150012640.8渦輪軸2075040742959.71959.1212010.99螺旋軸3073555853120表3-1 運動和動力參數計算結果3.2 減速器的蝸桿設計中間刪了需要詳細的（1） 計算中心距       取中心距。因,故從文獻2的表11-2中取模數,蝸桿分度圓直徑。這時，從圖11-18中可查得接觸系數，因為，因此以上計算結果可用。 蝸桿與蝸輪的主要參數和幾何尺寸（1）蝸桿蝸桿頭數 ；軸向齒距；直徑系數 ；齒頂圓直徑；齒根圓直徑 分度圓導程角 蝸桿軸

32、向齒厚 （2）蝸輪蝸輪齒數 ；變位系數 驗算傳動比 ，這時傳動比誤差為，是允許的。蝸輪分度圓直徑 蝸輪喉圓直徑 蝸輪齒根圓直徑 蝸輪咽喉圓半徑 校核齒根彎曲疲勞強度當量齒數 z=54.93根據，從文獻2中的圖11-19可查得齒形系數螺旋角系數 許用彎曲應力 從表11-18中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用應力。中間刪了需要詳細的 圖3-1 蝸輪軸示意圖選用45號鋼，調質處理 。 （1） 按扭轉強度，初步估計軸的最小直徑聯軸器的計算轉矩,查表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取，則=1.5×59.719=89.58按照計算轉矩小于聯軸器轉矩的條件，查手冊，選用十字軸式萬向聯軸

33、器，其許用轉矩為280。半聯軸器的孔徑=24mm，（2） 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1） 為了滿足聯軸器的軸向定位要求，1段右端需制出一軸肩，故取2段的直接=28mm；左端用擋圈定位，按軸端直接取擋圈直徑D=31mm。聯軸器與軸配合的轂孔長度=82mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的斷面上，故1段的長度應比略短一些，現取=80mm。2） 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。又=28mm，選取0基本游隙組、標準精度級的30207，其尺寸，故=35mm，取=20m。右端滾動軸承采用軸肩經行軸向定位。由手冊查得30207型軸承定位

34、軸肩高=42mm。3） 取安裝蝸輪處的軸段的直徑=40mm，查手冊并由前面所得數據計算蝸輪輪轂的寬度為54mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取=50mm，齒輪的右端采用軸肩定位，故取=3mm，則軸環處的直徑=56mm。軸環寬度，故取=10mm。4） 軸承端蓋的總寬度為20mm（裝配圖），取端蓋的外端面與半聯軸器右端面的距離=30mm,故取=50mm。5） 取蝸輪距箱體之距離a=16mm，滾動軸承距箱體內壁一段距離s=8mm,已知滾動軸承T=18.25mm，蝸輪輪轂長為L=80mm，則： =T+s+a+(54-50)=20+8+16+4=48mm =L+c+a+s+=

35、12mm(4)軸上零件的軸向定位蝸輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按表6-1查得；鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為40mm，同時為了保證蝸輪與軸配合有良好的中性，故選擇蝸輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯軸器與軸的配合為。 滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。（2） 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見零件圖。 求蝸輪軸上的載荷首先根據軸的結構示意圖（圖3-1）做出軸的計算簡圖，從手冊中查取a值（文獻2圖15-23）。對于30207型圓錐滾子軸承，從手冊中查得a=16mm。因此，作為簡支梁的軸的支

36、承跨距。從軸的結構簡圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。現將計算出的及的值列于下表載荷水平面垂直面支反力彎矩總彎矩扭矩圖3-2 軸的載荷分析圖1） 軸上受力分析軸傳遞的轉矩 蝸輪的圓周力 蝸輪的徑向力 蝸輪的軸向力 2） 求支反力在垂直平面內的支反力 在水平平面內的支反力 3) 求彎矩和做彎矩圖 在垂直平面內的彎矩 在水平平面內的彎矩 總彎矩 扭矩 3.3.3 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據式15-5及上表中的數據，以及單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取，軸的計算力前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得。因

37、此，故安全。3.3.4 精確校核軸的疲勞強度a） 截面A,B,C,D只受扭矩的作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕來確定的，所以截面A,B,C,D無需校核。由于界面4,5是過盈配合，所引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看 ，截面E上的應力最大。截面F的情況和截面4相近，但截面E不受扭矩作用，同時軸徑較大，不比校核，截面E上雖然應力最大，但應力集中不大，故也不必校核，截面6，7更不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面4的左右兩側即可。b） 截面4左側抗彎截面系數 抗扭截面系數 截面

38、4左側的彎矩為截面4上的扭矩為 截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-1查表，。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數和可查表。因為，,經插值后可查得，又查表得材料敏感系數為，故有效應力集中系數按式為 查表得尺寸系數 ，扭轉尺寸系數 ，軸按磨削加工表面質量系數 軸未經表面強化處理，即，則得綜合系數 由文獻2碳素鋼的特性系數取， 于是計算安全系數的值如下故可知其安全。c） 截面4右側抗彎截面系數 抗扭截面系數 截面4左側的彎矩為截面4上的扭矩為 截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力過盈配合處的，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得 軸按磨削加工，由附圖3-4得表

39、面質量數為軸未經表面強化處理，即，則得綜合系數 所以軸在截面4右側的安全系數為故可知其安全。3.4 蝸桿軸的設計 初步確定軸的最小直徑查表15-3得，當軸材料為45鋼時可取，查機械零件設計手冊表GB/T 4323-2002 LT4型彈性套柱銷聯軸器，標準孔徑d=20mm，即軸伸直徑為=20mm 。軸孔長度L=52mm聯軸器的計算轉矩,查表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取，則 蝸桿軸的結構設計1） 擬定軸上零件的裝配方案如下圖所示：圖3-3 蝸桿示意圖2） 根據軸向定位要求，1軸右端需要一臺階故取,考慮聯軸器軸向定位（套筒定位）可靠以及端蓋厚度的覆蓋，故取由于2段用于左軸承定位（圓螺母定位），

40、取，故車削時應有退刀槽，寬度為2mm3） 初步選定滾動軸承，應同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承7306C軸承，參照要求選取圓錐滾子軸承30207，其尺寸,故取，軸承采用右端軸肩定位，右軸承左端采用軸肩定位，且由于軸承何齒輪潤滑條件不同，應有擋油環，取查表得角接觸球軸承7306C定位軸肩高度，此，。4） 6段為蝸桿螺旋，取，由于齒頂圓直徑為，取，取，右軸承右端用圓螺母軸向定位，取,。3.5 減速器箱體及附件的設計 箱體的基本結構設計箱體是減速器的一個重要零件，它用于支持和固定減速器中的各種零件，并保證傳動件的嚙合精度，使箱體有良好的潤滑和密封。箱體的形狀較為復雜，其重量約占減速器

41、的一半，所以箱體結構對減速器的工作性能、加工工藝、材料消耗，重量及成本等有很大的影響。箱體結構與受力均較復雜，各部分民尺寸一般按經驗公式在減速器裝配草圖的設計和繪制過程中確定。3.5.2 箱體的材料及制造方法：選用鑄鐵，砂型鑄造。 箱體各部分的尺寸 箱體各部分尺寸如下表名 稱稱 號一級蝸桿減速器計算結果箱座壁厚0.04a+3mm8mm11箱蓋壁厚1蝸桿在下0.858mm9.5機座凸緣厚度b1.516.5機蓋凸緣厚度b11.5114機座底凸緣厚度b22.527.5地腳螺釘直徑df0.036a+12mm20地腳螺釘數目n4軸承旁連接螺栓直徑d10.75 df16機座與機蓋連接螺栓直徑d2(0.50

42、.6) df10連接螺栓的間距l150200mm150軸承端螺釘直徑d3(0.40.5) df8窺視孔蓋螺釘直徑d4(0.30.4) df8定位銷直徑d(0.70.8) d28df、d1 、d2至外機壁距離c122,16,13df 、d2至緣邊距離c220,11軸承旁凸臺半徑R1c220凸臺高度h根據低速軸承座外徑確定42外機壁到軸承端面距離l1c1+ c2+(58)mm48內機壁到軸承端面距離l2+ c1+ c2+(58)mm56蝸輪齒頂圓與內機壁距離11.213.2蝸輪端面與內機壁的距離211機座肋厚mm0.8510軸承端蓋外徑D2軸承座孔直徑+(55.5) d3116軸承端蓋凸緣厚度e(

43、11.2) d310表3-2 箱體各部分尺寸如下表第四章 軸承校核4.1蝸桿軸滾動軸承計算（1） 預期壽命要求使用壽命=4年×300天×8小時=9600小時（2） 壽命計算使用30207型圓錐滾子軸承，軸頸，轉速由前面設計蝸輪求得：、（3） 計算軸向力 因為，所以有（4） 求當量動載荷 ，（5） 驗算軸承壽命 因為,按式求得的值約等于預期壽命，所以要使這個減速器的低速軸正常使用，工作3.8年要換一次軸承。第五章 鍵的校核5.1 蝸桿軸端和聯軸器的聯結的鍵（1）選擇的鍵為 （2）校核鍵的強度軸，鍵，輪轂都是鋼，查表7-3可得鋼的許用擠壓應力為鍵的工作長度為，故滿足要求。5.2

44、 渦輪與軸聯結的鍵（1）選擇的鍵為.根據軸的直徑為50mm （2）校核軸的強度軸，鍵，輪轂都是鋼，查表7-3可得鋼的許用擠壓應力為鍵的工作長度為，故滿足要求。5.3 渦輪軸軸端和聯軸器聯結的鍵（1）選擇的鍵為.根據軸的直徑為24mm （2）校核軸的強度軸，鍵，輪轂都是鋼，查表7-3可得鋼的許用擠壓應力為鍵的工作長度為，故滿足要求。第6章 潤滑和密封的設計6.1 潤滑蝸輪采用浸油潤滑,軸承采用脂潤滑。蝸輪圓周速度v<5m/s所以采用浸油潤滑；軸承Dpw·n=1.455×104 (23) ×105 所以采用脂潤滑。浸油潤滑不但起到潤滑的作用，同時有助箱體散熱。為

45、了避免浸油的攪動功耗太大及保證齒輪嚙合區的充分潤滑，傳動件浸入油中的深度不宜太深或太淺，設計的減速器的合適浸油深度H1 對于蝸桿下置一般為（0.75 1）個齒高，但油面不應高于蝸桿軸承下方滾動體中心。油池太淺易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨損，也不易散熱。取浸油深度H1為10mm。換油時間為半年，主要取決于油中雜質多少及被氧化、被污染的程度。查手冊選擇L-CKB 150號工業齒輪潤滑油。6.2 密封減速器需要密封的部位很多，有軸伸出處、軸承內側、箱體接受能力合面和軸承蓋、窺視孔和放油的接合面等處。 軸伸出處的密封作用是使滾動軸承與箱外隔絕，防止潤滑油漏出以及箱體外雜質、水及灰塵等侵入軸承室，避

46、免軸承急劇磨損和腐蝕。由脂潤滑選用氈圈密封，氈圈密封結構簡單、價格便宜、安裝方便、但對軸頸接觸的磨損較嚴重，因而工耗大，氈圈壽命短。 軸承內側的密封該密封處選用擋油環密封，其作用用于脂潤滑的軸承，防止過多的油進入軸承內，破壞脂的潤滑效果。6.2.3 蓋與箱座接合面的密封的接合面上涂上密封膠6.3 附件的設計 窺視孔蓋和窺視孔為了檢查傳動件的嚙合、潤滑、接觸斑點、齒側間隙及向箱內注油等，在箱蓋頂部設置便于觀察傳動件嚙合的位置并且有足夠大的窺視孔，箱體上窺視孔處應凸出一塊，以便加工出與孔蓋的接觸面。 排油孔、放油油塞、通氣器、油標為了換油及清洗箱體時排出油污，在箱座底部設有排油孔，并在其附近做出一

47、小凹坑，以便攻絲及油污的匯集和排放，平時排油孔用油塞及封油墊封住。本設計中采用螺塞M14×1.5 。 為了檢查減速器內的油面高度，應在箱體便于觀察、油面較穩定的部位設置油標致謝參考文獻1 南京化工公司設計院，化工起重運輸機手冊M. 北京:石油工業出版社,1976,9.2 濮良貴，紀名剛.機械設計（第八版）M.北京：西北工業大學機械原理及機械零件教研室，高等教育出版社，20003 徐 灝. 機械設計手冊第一版第三卷M. 北京:機械工業出版社,1991,9.4 周良德，朱泗芳等.現代工程圖學M.湖南:湖南科學技術出版社，2000,6.5 成大先. 機械設計手冊軸及其聯軸器M. 北京: 化

48、學工業出版社,2004，1.6 程乃士.減速器與變速器M. 北京M:機械工業出版社, 2006,10.7 陳鐵鳴 .新編機械設計課程設計圖冊M,北京:高等教育出版社,2003,7.8 成大先.機械設計手冊（第四版）M.北京：化學工業出版社，2002.19 吳宗澤，羅圣國等.機械設計課程設計手冊（第3版）M.北京：高等教育出版社，2006.5.10 羅迎社.材料力學M.武漢理工大學出版社，2001.6.11 哈爾濱工業大學理論力學教研室.理論力學M. 北京：高等教育出版，2002.12 吳宗澤.機械零件設計手冊M.北京：機械工業出版社，2004.附錄2 英文文獻原文20.9 MACHINABIL

49、ITYThe machinability of a material usually defined in terms of four factors:1、 Surface finish and integrity of the machined part;2、 Tool life obtained;3、Force and power requirements;4、Chip control.Thus, good machinability good surface finish and integrity, long tool life, and low force And power req

50、uirements. As for chip control, long and thin (stringy) cured chips, if not broken up, can severely interfere with the cutting operation by becoming entangled in the cutting zone.Because of the complex nature of cutting operations, it is difficult to establish relationships that quantitatively defin

51、e the machinability of a material. In manufacturing plants, tool life and surface roughness are generally considered to be the most important factors in machinability. Although not used much any more, approximate machinability ratings are available in the example below. Machinability Of SteelsBecause steels are among the most important engineering materials (as noted in Chapter 5), their machinability has been studied extensively. The machinability of steels has been mainly improved by adding le