定量圓盤給料機設計【cad高清圖紙和說明書全套】

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Disc feeder is key equipment to achieving smelting and sintered high-performance automation systems, can be used to feed a variety of metal materials, and to achieve the delivery of continuous quantitative. According to the design requirements, I make a development of design in this paper, design the institutions for the structural of disc feeder, and its main internal components for the design, selection and strength calculation, including the main electrical power of choice, gear, keys, coupling, bearing, sprocket and worm gear, also expounded the lubrication of the ways of selection and lubricants. This set of disc feeder has lots of advantages as reasonable structure, low cost and easy to install and maintain. It can be widely used in iron and steel, metallurgy, building materials, chemicals, energy, etc.Key words: Disc feeder; Reducer; Disc feeding目 錄摘 要IAbstractII1 緒論11.1 圓盤給料機概論11.2 選題背景21.3 同類設備的分析比較21.3.1振動給料機21.3.2螺旋給料機31.4 圓盤給料機設計參數42 總體方案設計52.1 圓盤給料機工作原理52.2 圓盤給料機工作過程52.3 減速器結構63 圓盤給料機的設計73.1 電動機的選擇73.1.1 計算電動機所需功率73.1.2 電動機的選擇83.2 驅動裝置設計83.2.1 分配傳動比83.2.2 驅動裝置的運動及動力參數計算93.2.3 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數113.2.4 按齒面接觸疲勞強度設計113.2.5 按齒根彎曲強度設計133.2.6 斜齒輪傳動幾何尺寸的計算153.3 軸的設計計算163.4 鍵的選擇和校核193.4.1 鍵的基本概況及鍵的選擇193.4.2 選擇鍵聯接的類型和尺寸203.4.3 校核鍵聯接的強度203.5 軸承的選擇213.6 聯軸器的選擇213.6.1 聯軸器概述213.6.2 彈性套柱銷聯軸器213.6.3 彈性套柱銷聯軸器的強度計算223.7 減速器箱體尺寸223.8 鏈傳動的設計243.8.1 鏈輪的選擇243.8.2 關于鏈傳動的計算243.8.3 鏈輪的基本參數和主要尺寸253.9 蝸桿傳動的設計263.9.1 蝸桿傳動概述263.9.2 蝸桿傳動設計264 試運行314.1 試運行要求314.2 電動機試運行要求315 設備維護、安裝、潤滑及密封325.1 設備維護325.2 機械設備的安裝325.3 潤滑325.3.1 潤滑的方法325.3.2 潤滑的作用325.3.3 潤滑油的選擇325.3.4 潤滑脂的選擇335.3.5 齒輪的潤滑335.3.6 軸承的潤滑335.4 密封346 經濟性與可靠性分析356.1 設備的經濟性356.2 設備的可靠性35結 束 語37致 謝38參 考 文 獻391 緒論1.1 圓盤給料機概論定量圓盤給料機（圖1.1）是一種連續(xù)喂料的容積式給料設備，可廣泛應用于鋼鐵、冶金、建材、化工、能源等行業(yè)，特別是在冶金行業(yè)燒結生產工藝流程中，它是提高和保證燒結礦的品位和質量，穩(wěn)定產出的主要工藝設備，它的正常運行將直接影響到鋼鐵的產量和質量。它安裝于料倉、筒倉及斗倉等儲存裝置的卸料口，依靠物料的重力作用和給料機工作機構的強制作用，將存在倉內的物料卸出并連續(xù)均勻地喂入下一裝置中。當它停止工作時，還可以起到存?zhèn)}閉鎖作用。圖1.1 圓盤給料機圓盤給料機是適用于20 mm以下粉礦的給料設備。 圓盤式給料機由驅動裝置、給料機本體、計量用帶式輸送機和計量裝置組成。給料機和帶式輸送機由一套驅動裝置驅動，該驅動裝置的電磁離合器具有實現給料機的開、停和兼有功能轉換的作用。現有給料機按工作構件的運動方式，給料機可分為3種：直線式，如帶式給料機、板式給料機、刮板給料機；回轉式,如鏈式給料機、圓盤給料機、螺旋給料機和葉輪給料機；往復式，如振動給料機、往復給料機。1.2 選題背景隨著生產的自動化和連續(xù)化發(fā)展，鋼鐵企業(yè)對冶煉生產過程中各種設備的要求更加嚴格，更加精確。國內幾家鋼鐵企業(yè)的煉鐵廠也都在尋求實現自動化、連續(xù)化的途徑。燒結生產原料供給過程是燒結生產效率提高的關鍵所在。原料要求通過給料機的均勻配料送到造球機，圓盤給料機的運行穩(wěn)定性和連續(xù)性很重要。以往的給料設備運行不夠平穩(wěn)，磨損嚴重，需要時常停車檢修，生產效率低下，工廠的正常生產需要很難保證。本套圓盤給料機可以很好的解決這個難題。給料機通過電動機驅動，減速器采用電磁離合器式，實現變速及空載運轉，鏈傳動及蝸桿傳動的應用使運行更平穩(wěn)?？烧{式料倉設計實現給料量可調。本套設備已經在各大燒結廠應用，通過現場情況的反饋，對圓盤給料機有很高的評價，大大地減少了檢修時間，有效的提高了生產的效率。1.3 同類設備的分析比較1.3.1振動給料機1. 振動給料機的功能振動給料機（圖1.2）又稱振動喂料機。振動給料機在生產流程中，可把塊狀、顆粒狀物料從貯料倉中均勻、定時、連續(xù)地給到受料裝置中去，在砂石生產線中可為破碎機械連續(xù)均勻地喂料，并對物料進行粗篩分，廣泛用于冶金、煤礦、選礦、建材、化工、磨料等行業(yè)的破碎、篩分聯合設備中。2. 振動給料機的工作原理振動給料機是利用振動器中的偏心塊旋轉產生離心力，使篩廂、振動器等可動部分作強制的連續(xù)的圓或近似圓的運動。物料則隨篩廂在傾斜的篩面上作連續(xù)的拋擲運動，并連續(xù)均勻地將物料送至受料口內。當底板連同物料向前運動時，料倉內的物料隨之填滿機體內的空間。當底板向后運動時，底板上的物料不能隨之返回而受阻卸出，實現給料。改變底板運動的幅度、頻率和出料閘門的高度可調節(jié)給料量。給料量一般在40噸/時以內。這類給料機適用于中、小粒度物料，主要有槽式和擺式兩種。槽式給料機的底板是平的，工作時作往復運動。擺式給料機的底板為弧形，鉸接在機體上，工作時底板擺動。圖1.2 振動給料機振動給料機結構簡單，喂料均勻，連續(xù)性能好，激振力可調；隨時改變和控制流量，操作方便；偏心塊為激振源，噪音低，耗電少，調節(jié)性能好，無沖料現象；振動平穩(wěn)、工作可靠、壽命長；運行可靠、調節(jié)安裝方便、重量輕、體積小、維護保養(yǎng)方便，當采用封閉式結構機身時可防止粉塵污染，因此已得到廣泛應用。1.3.2螺旋給料機1. 螺旋給料機的功能螺旋給料機（圖1.3）利用螺旋的旋轉推動物料在輸送槽內運動而給料。輸送槽大多為管狀,有單管和雙管兩種。螺旋有等螺距和不等螺距、等直徑和不等直徑、單頭和雙頭等多種。改變螺旋轉速可調節(jié)給料量，給料量的精確度較高，并可實現密封給料。在氣力輸送裝置中使用時，可由低壓區(qū)往高壓區(qū)給料。螺旋給料機外形尺寸小，但機件磨損較嚴重，易碾碎物料，適用于粘性和磨琢性較小的粉粒狀物料。2. 螺旋給料機的工作原理螺旋給料機把經過的物料通過稱重橋架進行檢測重量，以確定膠帶上的物料重量，裝在尾部的數字式測速傳感器，連續(xù)測量給料機的運行速度，該速度傳感器的脈沖輸出正比于給料機的速度，速度信號和重量信號一起送入給料機控制器，控制器中的微處理器進行處理，產生并顯示累計量/瞬時流量。該流量與設定流量進行比較，由控制儀表輸出信號控制變頻器改變給料機的驅動速度，使給料機上的物料流量發(fā)生變化，接近并保持在所設定的給料流量，從而實現定量給料的要求。圖1.3 螺旋給料機1.4 圓盤給料機設計參數 給料大能力：15-60 噸/小時給料小能力： 5-15 噸/小時2 總體方案設計2.1 圓盤給料機工作原理圓盤給料機（圖2.1）是物料搬運機械化和自動化系統中的輔助設備。料倉裝置的組成部分，通常安裝在料倉或卸料漏斗的下方，按生產流程的需要均勻定量地向輸送機或其他裝置給料，猶如調節(jié)流體流量的閥門。 圓盤給料機是由可回轉的圓盤、導料套筒和刮板等部分組成。料倉內的物料通過導料套筒堆積在鑲有耐磨襯板的圓盤上,圓盤轉動,物料被刮板刮出給料。實現穩(wěn)定均勻的給料。調節(jié)刮板位置或導料套筒的高低可改變給料量。 1-減速器;2-給料圓盤;3-電動機;4-稱量皮帶輸送機;5-支架圖2.1 圓盤給料機示意圖2.2 圓盤給料機工作過程電動機啟動，動力輸送給下一級的可調速減速器，減速器變速后輸出兩個動力，其中一個是用來驅動給料圓盤，另一個輸出動力給行星減速器，行星減速器輸出得動力是驅動稱量皮帶輸送機的。可調速減速器根據需要的工作能力，由電磁離合器控制齒輪，設定一個輸出速度，帶動鏈輪轉動，鏈輪通過鏈傳動將動力輸送給驅動圓盤的蝸桿，蝸桿的轉動帶動圓盤勻速轉動。物料通過圓盤上部的進料口進入圓盤，在擋板的作用下通過下料口到達稱量皮帶，輸送給下級設備。其中的料套裝置可以調節(jié)擋板，控制給料的量。2.3 減速器結構本套設備采用的是帶有電磁離合器的可調速減速器（圖2.2），可同時輸出兩個動力，并且是可調速的，更可以滿足在不停車的情況下，停止給料的要求。圖2.2 帶電磁離合器的減速器本減速器采用三級傳動，共有六個齒輪組成傳動系統，通過電刷對三個電磁離合器的控制，實現多個速度的輸出，并且可以輸出兩個動力，節(jié)省了資源，更能起到給料圓盤及稱量皮帶的動力同步。可變的速度能滿足不同給料量的要求。設計合理，經濟實用。3 圓盤給料機的設計3.1 電動機的選擇選擇電動機的容量是電力傳動系統能否經濟和可靠運行的重要問題。如果電動機容量太小，長期處于過載運行，造成電動機絕緣裝置過早的損壞；如果容量過大，不僅造成設備上的浪費，而且運行效率又較低，對電能的利用也很不經濟。所以，要綜合各方面的因素，選擇合適的電動機。電動機的選擇范圍應該包括：電動機的種類、型式、容量、額定電壓、額定轉速及其各項經濟指標等，而且對這些參數還應該綜合進行考慮。3.1.1 計算電動機所需功率已知能力 Q=60 t/h，即 1000 kg/min；設計給料圓盤的轉速 nw=2.45 r/min；設計蝸桿傳動比為 45；設計給料圓盤的摩擦系數 =0.5（根據工礦條件選定）；設計回轉支撐半徑 R1=435 mm；設計蝸輪蝸桿中心矩 R2=800 mm；設計給料圓盤重量約為 m2=6300 kg。計算m1=Qn=1000 kg/min2.45 r/min=408.16 kg/rF1=G=m1+m2g=408.16 kg+6300 kg9.8 Nkg65740NF1R1=F2R2F2=F1R1R2=0.5657400.4350.8=17873.06 NM=F20.8-0.135=17873.06 N0.665 m=11885.58 NmP=Mnw9550=11885.58 Nm2.45 rmin9550=3.05 kW查文獻1,109，表4.2-9可知，各部分傳動效率齒=0.97（齒輪精度為8級）；承=0.98；聯=0.99；鏈=0.97；蝸=0.82。則=齒3承5聯3鏈2蝸=0.9730.9850.9930.9720.82=0.62Pr=P=3.05 kW0.625 kW3.1.2 電動機的選擇根據所需的電動機功率，查文獻，可選 ZO2-81型電動機，額定功率 P0=13 kW，額定轉速 n0=1000 rmin 。本系列電機是按國際電工委員會標準全國統一設計系列產品，適用于傳動無特殊性能要求的各種機械設備。冷卻方式為全封閉自扇冷式。3.2 驅動裝置設計3.2.1 分配傳動比傳動裝置的總傳動比可根據電動機滿載轉速 n0和工作機軸的轉速 nw ，由公式 i=n0nw 算出。然后將總傳動比合理的分配給各級傳動。i=n0nw=10002.45=408.16i=i1i2i鏈i蝸由已知可知，i蝸=45 ，設計鏈傳動的傳動比 i鏈=1.3，則i1i2=ii鏈i蝸=408.161.345=7設計 i1=1，所以i2=7 。3.2.2 驅動裝置的運動及動力參數計算在選出電動機型號、分配傳動比后，將驅動裝置中的各軸的傳遞功率、轉速、轉矩計算出來。PP0P1=P001P2=P112 nn0n1=n0i01n2=n1i12 TT0=9.55P0n0T1=9.55P1n1=T0i0101T2=9.55P2n2=T1i1212因此0軸：電動機軸P0=Pr=5 kWn0=1000 rminT0=9.55P0n0=9.5551031000=47.75 Nm軸：減速器高速軸P1=P0聯=50.99=4.95 kWn1=n0=1000 rminT1=9.55P1n1=9.554.951031000=47.27 Nm軸：減速器中間軸P2=P1齒承=4.950.970.98=4.71 kWn2=n1i1=10001=1000 rminT2=9.55P2n2=9.554.711031000=44.98 Nm軸：減速器低速軸P3=P2齒承=4.710.970.98=4.48 kWn3=n2i2=10007=142.9 rminT3=9.55P3n3=9.554.48103142.9=299.40 Nm軸：鏈輪軸P4=P3聯承=4.480.990.98=4.35 kWn4=n3=142.9 rminT4=9.55P4n4=9.554.35103142.9=290.71 Nm軸：蝸桿軸P5=P4鏈承=4.350.970.98=4.14 kWn5=n4i鏈=142.91.3=109.9 rminT5=9.55P5n5=9.554.14103109.9=359.75 Nm軸：蝸輪軸P6=P5蝸承=4.140.820.98=3.33 kWn6=n5i蝸=109.945=2.45 rminT6=9.55P6n6=9.553.331032.45=12980.20 Nm表3.1各軸運動及動力參數軸序號功率P/kW轉速 n/(r/min)轉矩 T/Nm傳動型式傳動比效率054.954.714.484.354.143.33100010001000142.9142.9109.92.4547.7547.2744.98299.40290.7359.7512980.20聯軸器齒輪傳動齒輪傳動聯軸器鏈傳動蝸桿傳動1.01.07.01.01.3450.990.950.950.990.950.803.2.3 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數1. 考慮到本套設備的傳動方案以及其他因素，選用斜齒圓柱齒輪傳動。2. 由于圓盤給料機工作速度不高，故選用8級精度（GB 1009588）。3材料選擇。查文獻2，10-191表10-1選擇齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS。4. 選齒輪齒數 z1=87，則z2=871=87。5. 初選螺旋角 =12。3.2.4 按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式,查文獻2,10-218式1021進行試算，即dt32KTdu1uZHZEH21. 確定公式內的各計算數值(1) 試選載荷系數 Kt=1.6。(2) 計算齒輪傳遞的轉矩。已知電機功率 P=13 kw，選取減速器的傳動效率=0.86。(3) 查文獻2,10205表107選取齒寬系數d=1(4) 查文獻2,10201表106查得材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa12 (5) 查文獻2,10217圖1030按法向壓力角查得齒輪的區(qū)域系數ZH=2.433(6) 查文獻2,10209圖1021d按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=600 MPaHlim2=570 MPa(6) 查文獻2,10215圖1026查得標準圓柱齒輪傳動的端面重合度1=0.92 2=0.92則=1+2=1.84(7) 查文獻2,10206式1013計算應力循環(huán)次數。圓盤給料機工作制度為：24小時工作量，年工作360天，使用年限10年。則N=60njLh=60100013601024=5.184109(8) 查文獻2,10207圖1019取接觸疲勞壽命系數KHN1=0.96，KHN2=1.01。(9) 計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為 1%，安全系數 S=1,由文獻2,10205式1012得H1=KHN1Hlim1S=0.966001=576 MPaH2=KHN2Hlim2S=1.015701=575.7 MPa則H=H1+H22=576+575.72=575.85 MPa2計算(1) 試算高速軸齒輪分度圓直徑 d1t。dt32KTdu1uZHZEH2=321.64727011.841+112.433189.8575.852 mm=200.70 mm(2) 計算圓周速度 v。v=dtn601000=200.701000601000 ms=10.503 ms(3) 計算齒寬 b 及模數 mnt。b=ddt=1200.70=200.70 mmmnt=dtcosz1=200.70cos1287=2.25(4) 計算齒寬與齒高之比 bh。h=2.25mnt=2.252.25 mm=5.06 mmbh=200.705.06=39.66(5) 計算縱向重合度 。=0.318dz1tan=0.318187tan14=5.881(6) 計算載荷系數 K。根據 v=10.503ms，8級精度，由文獻2,10194圖108查得動載系數 KV=1.18;斜齒輪,KH=KF=1.2;由文獻2,10193表102查得使用系數 KA=1；由文獻2,10196表104用插值法查得7級精度、齒輪懸臂布置時,KH=1.346。由bh=39.66，KH=1.346，查文獻2,10198圖1013得故載荷系數K=KAKVKHKH=11.181.21.346=1.906(7) 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由文獻2,10204式1010a得d1=dt3KKt=200.7031.9061.6=212.76 mm (8) 計算模數m 。m=d1cosz1=212.76cos1287=2.39 mm3.2.5 按齒根彎曲強度設計由文獻2,10216式1017得彎曲強度的設計公式為m32KT1Ycos2dz12YFaYSaF1. 確定公式內計算參數(1) 計算載荷系數。K=KAKVKFKF=11.181.21.35=1.912(2) 根據縱向重合度 =5.881，由文獻2,10217圖1028得螺旋角影響系數Y=0.75(3) 計算當量齒數。zv1=z1cos3=87cos312=92.96zv2=zv1=92.96(4) 查取齒形系數。由文獻2,10200表105查得YFa1=2.19 YFa2=2.19(5) 查取應力校正系數。由文獻2,10200表105查得YSa1=1.78 YSa2=1.78(6) 計算彎曲疲勞許用應力。由文獻2,10208圖1020c查得齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=FE2=500 MPa由文獻2,10206圖1018取彎曲疲勞壽命系數KFN1=KFN2=0.85取彎曲疲勞安全系數 S=1.4，由文獻2,10205式1012得F1=F2=KFN1FE1S MPa=303.57 MPa(7) 計算齒輪的 YFaYSaF。YFa1YSa1F1=YFa2YSa2F2=2.191.78303.57=0.01284兩個齒輪一樣大。2. 設計計算m32KT1Ycos2dz12YFaYSaF=321.912472700.75(cos12)218725.8810.01284 mm=2.13 mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數 mn，大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取 mn =2.25 mm，以滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑 d1=212.76 mm 來計算應有的齒數。于是有z1=d1cosmn=212.76cos122.25=92.49取 z1=z2=92。3. 幾何尺寸計算(1) 計算中心距。a=(z1+z2)mn2cos=(92+92)2.252cos12 mm=211.62 mm將中心距圓整為 212 mm。(2) 按圓整后的中心距修正螺旋角。=arccos(z1+z2)mn2a=arccos(92+92)2.252212=122442因值改變不多，故、K、ZH等不必修正。(3) 計算齒輪的分度圓直徑。d1=d2=z1mncos=922.25cos122442=212 mm(4) 計算齒輪寬度。b=dd1=1212=212 mm因此 B2=215 mm；B1=220 mm。3.2.6 斜齒輪傳動幾何尺寸的計算表3.2 斜齒輪的幾何尺寸名稱符號計算公式數值螺旋角法面模數壓力角法面齒頂高系數法面頂隙系數分度圓直徑基圓直徑齒頂高齒根高齒頂圓直徑齒根圓直徑當量齒數mnnhan*cn*ddbhahfdadfzvd=zmncosdb=dcostha=mn(han*+xn)hf=mnhan*+cn*-xnda=d+2hadf=d-2hfzv=zcos31224422.2520han*=1cn*=0.25d=212d=198.65ha=2.25hf=2.81da=216.5df=206.4zv=92.963.3 軸的設計計算已知軸的功率 P1=4.48 kW，轉速 n1=142.9 rmin，轉矩 T1=299.40 Nm。1 求作用在齒輪上的力已知齒輪的分度圓直徑 d1=468 mm，模數 mt=2.25，齒數 z1=203Ft=2T1d1=2299400468=1280 N而Fr=Fttanncos=1280tan20cos122442=477 NFa=Fttan=1280tan122442=288 N2 初步確定軸的最小直徑選取材料為45剛，調質處理，查文獻2,15-370表15-3，得 A0=112。dmin=A03P1n1=11234.48142.9=35.3 mm根據設計方案取 d=75 mm。3 軸的結構設計根據選定的軸承,聯軸器以及設計的齒輪的規(guī)格，設計軸的結構如圖3.1：圖3.1 軸的機構4 求軸上的載荷：首先根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖（圖3.2），查文獻11,4-146表4.6-3，得a=35.1 mm。圖3.2 軸的載荷分布圖由此可知截面C 是危險截面。由圖計算出截面C 處的 MH，MV及M 的值。L2=216 mm，L3=176 mmL=L2+L3=216+176=392 mmFtL2-FHN2L=01280216-FHN2392=0FHN2=705 N，FHN1=1280-705=575 NMH=FNH1L2=575216=124200 NmmFrL2-FNV2L=0477216-FNV2392=0FNV2=-263N，FNV1=477-263=740 NMNV1=740216=159840 NmmMNV2=-263176=-46288 NmmM1=1242002+1598402=202422 NmmM2=1242002+462882=132545 Nmm5 按彎扭合成應力校核軸的強度扭轉切應力為，脈動循環(huán)變應力，取 =0.6，查文獻2,15-373式15-5，ca=M2+T12Wca=2024222+0.629940020.1903ca=3.71 MPa根據選定軸的材料，調質處理。查文獻2,15-362表15-1，查得 -1=60 MPa。因此 ca-1，故安全。3.4 鍵的選擇和校核3.4.1 鍵的基本概況及鍵的選擇 鍵是一種標準零件，通常用來實現軸與輪轂之間的軸向固定以傳遞轉矩，有的還能實現軸上零件的軸向固定或軸向滑動的導向。鍵的選擇包括類型選擇和尺寸選擇兩個方面。鍵的類型應根據鍵聯接的結構特點、使用要求和工作條件來選擇；鍵的尺寸則按符合標準規(guī)格和強度要求來取定。所以，鍵的選擇很重要。重要的鍵聯接在選出鍵的類型和尺寸后，還應進行強度校核計算。 鍵聯接的類型主要有：平鍵聯接、半圓鍵聯接、楔鍵聯接和切向鍵聯接。各種鍵聯接類型的特點如下：1. 平鍵可分為普通平鍵、導向平鍵和滑鍵三種普通平鍵聯接的特點：靠側面?zhèn)鬟f轉矩。對中良好，結構簡單，拆裝方便；但不能實現軸上零件的軸向固定。普通平鍵分為A型、B型和C型。A型用于端銑刀加工的軸槽，鍵在槽中固定良好，但軸上槽引起的應力集中較大；B型用于盤銑刀加工的軸槽，軸的應力集中較?。籆型用于軸端。普通平鍵應用最廣，也適用于高精度、高速或承受變載、沖擊的場合。2. 半圓鍵聯接的特點：靠側面?zhèn)鬟f轉矩。鍵在軸槽中能繞槽底圓弧曲率中心擺動，裝配方便。鍵槽較深，對軸的削弱較大。一般可用于輕載。3. 楔鍵聯接的特點：鍵的上下兩面是工作面。鍵的上表面和轂槽的底面各有1/100的斜度，裝配時需打入，靠楔緊作用傳遞轉矩，可軸向固定零件和傳遞單方向的軸向力，但使軸上零件與軸的配合產生偏心與偏斜。用于精度要求不高、轉速較低時傳遞較大的、雙向的或有振動的轉矩。4. 切向鍵聯接的特點：由兩個斜度為1/100的楔鍵組成。其上下兩面（窄面）為工作面，其中一面在通過軸心線的平面內。工作面上的壓力沿軸的切線方向作用，能傳遞很大的轉矩。一個切向鍵只能傳遞一個方向的轉矩，傳遞雙向轉矩時，須用互成角的兩個鍵，用于載荷很大，對中要求不嚴的場合。由于鍵槽對軸削弱較大，所以常用于直徑大于100 mm的軸上, 如大型帶輪及飛輪，礦用大型絞車及齒輪等與軸的聯接。經過綜合考慮軸的結構，鍵的使用要求、工作條件和經濟性等因素，選擇普通平鍵聯接。3.4.2 選擇鍵聯接的類型和尺寸已知齒輪的精度為8級。一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求，所以應選用平鍵聯接。這里選用圓頭普通平鍵（A型）。根據 d=60 mm 從文獻2,6-106表6-1查得鍵的截面尺寸 bh=18 mm11 mm 。有輪轂寬度并參考文獻2,6-106表6-1鍵的長度系列，取鍵長 L=40 mm （比輪轂寬度小些）。3.4.3 校核鍵聯接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由文獻2,6-106中表6-2查得許用擠壓應力p=100 MPa120 MPa，取其平均值得 p=110 MPa。鍵的工作長度l=L-b=40 mm-18 mm=22 mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.511 mm=5.5 mm齒輪傳遞的轉矩T=T=44.98 Nm0.95=42.731 Nm根據文獻2,6-106中式6-1，把l=22 mm，k=5.5 mm，d=60 mm，T=42.731 Nm 代入可得p=2T103kld=242.7311035.52260=11.772 MPap=110 MPa可知所選鍵合適。3.5 軸承的選擇滾動軸承是現代機械中廣泛應用的部件之一，它是依靠主要元件間的滾動接觸來支承轉動零件的。滾動軸承絕大多數已經標準化，并由專業(yè)工廠大量制造及供應各種常用規(guī)格的軸承。滾動軸承具有摩擦阻力小，功率消耗少，起動容易等優(yōu)點。滾動軸承如果僅按軸承用于承受的外載荷不同來分類時，滾動軸承可以概括的分為向心軸承、推力軸承和向心推力軸承。根據設計方案，選擇圓錐滾子軸承。由于設計的軸徑為 d=100 mm，查文獻11,146表4.6-3可知，選擇型號為30220的圓錐滾子軸承。3.6 聯軸器的選擇3.6.1 聯軸器概述聯軸器是聯接兩軸或軸與回轉件，在傳遞運動和動力過程中一同回轉而不脫開的一種裝置。此外，聯軸器還可以具有補償兩軸相對位移、緩沖和減振以及安全防護等功能。根據工作特性，聯軸器可以分為以下幾類：1. 聯軸器用來把兩軸連接在一起，機器運轉時兩軸不能分離；只有在機器停車并將連接拆開后，兩軸才能分離。2. 安全聯軸器在機器工作時，如果轉矩超過規(guī)定值，這種聯軸器即可自行斷開或打滑， 保證機器中的主要部件不致因過載而損壞。3. 特殊功用的聯軸器用于某些有特殊要求處，例如在一定的回轉方向或達到一定轉速時，聯軸器即可自行接合或分開等。根據聯軸器對各種相對位移有無補償能力（即能否在發(fā)生相對位移條件下保持連接的能力），聯軸器可分為剛性聯軸器（無補償能力）和撓性聯軸器（有補償能力）兩大類。撓性聯軸器又可按是否具有彈性元件分為無彈性元件的撓性聯軸器和有彈性元件的撓性聯軸器兩個類別。3.6.2 彈性套柱銷聯軸器彈性套柱銷聯軸器利用套有彈性套的柱銷代替連接螺栓，以實現兩半聯軸器的聯接。因為通過蛹狀的彈性套傳遞轉矩，故可緩沖減振。彈性套的材料常用耐油橡膠，并做成螺紋型結構，以提高其彈性。板聯軸器的材料常用HT200，有時也采用35鋼或ZG270-500；柱銷材料多用35鋼。彈性套柱銷聯軸器的結構簡單，制造容易，裝拆更換方便，不需潤滑，并有較好的耐磨性。但彈性套易磨損，壽命較短。它適用于連接載荷平穩(wěn)、需要正反轉或啟動頻繁的傳遞中小轉矩的軸。3.6.3 彈性套柱銷聯軸器的強度計算考慮到電動機與減速器連接處的軸徑為32 mm ,所以選擇TL6型彈性套柱銷聯軸器。已知電機額定功率 P=13 kW,額定轉數 r=1000 r/min 。則電動機的輸出轉矩T=9550Pn=955013kW1000 rmin=124.15 Nm查文獻2,14-351表14-1可知工作情況系數KA=1.3Tca=KAT=1.3124.15 Nm=161.395 Nm根據文獻4,29-161中表29.5-40可知，TL6型彈性套柱銷聯軸器的D=160 mm，d=32 mm，L=82 mm。查文獻4,29-160彈性柱銷聯軸器的主要尺寸關系，可知聯軸器的外徑因此D1=D1.21.4=D1.3=1601.3=123.08 mm3.7 減速器箱體尺寸表3.3減速器的箱體尺寸名 稱符 號尺 寸 數 據（mm）下箱座壁厚上 箱 座 壁 厚下箱座剖分面處凸緣厚度上箱座剖分面處凸緣厚度地腳螺栓底腳厚度箱座上的肋厚箱蓋上的肋厚軸承旁聯接螺栓直徑軸承旁聯接螺栓通孔直徑軸承旁聯接螺栓沉頭座直徑軸承旁凸臺的凸緣尺寸(扳手空間)上下箱體聯接螺栓直徑上下箱體聯接螺栓通孔直徑上下箱體聯接螺栓沉頭座直徑箱緣尺寸(扳手空間)地腳螺栓直徑地腳螺栓孔直徑地腳螺栓沉頭座直徑底腳凸緣尺寸(扳手空間)地腳螺栓數目軸承蓋螺釘直徑減速器中心高檢查孔蓋聯接螺釘直徑軸承旁凸臺半徑軸承旁凸臺高度軸承端蓋外徑軸承旁聯接螺栓距離箱體外壁至軸承座斷面的距離大齒輪頂圓與箱體內壁間的距離齒輪端面與箱體內壁間的距離1bb1pmm1d1d1D0c1c2d2d2D3c1c2ddDL1L2nd3Hd4RhD2SK1288121216810M2022402824M1213.5262016M24266038358M10743M102425150207402483.8 鏈傳動的設計3.8.1 鏈輪的選擇鏈輪的輪齒要具有足夠的耐磨性和強度。由于小鏈輪輪齒的嚙合次數比大鏈輪多，所受的沖擊也較大，故小鏈輪應采用較好的材料制造。根據本設計方案，小鏈輪的速度中等，傳遞功率中等，因此材料選擇40Cr；大鏈輪的傳動平穩(wěn)，無明顯振動，因此材料也選擇40Cr。3.8.2 關于鏈傳動的計算已知電動機額定功率 P=13 kW，主動鏈輪轉速 n1=142.9 rmin，傳動比 i鏈=1.31 選擇鏈輪齒數取小鏈輪齒數 z1=26，則大鏈輪的齒數 z2=i鏈z1=1.326=352 確定計算功率由文獻2,9-178表9-6，得工況系數KA=1.0由文獻2,9-179圖9-13，得主動鏈輪齒數系數KZ=0.96單排鏈，即KP=1則計算功率由文獻2,14-178式9-15，Pca=KAKZKPP=1.00.9613 kW=12.48 kW3選擇鏈條型號和節(jié)距由文獻2,9-176圖9-11，根據主動輪轉速，計算功率，選擇20A-1。查文獻2,9-167表9-1，鏈條節(jié)距 p=31.75 mm。4計算鏈節(jié)數和中心距初選中心距 a0=3050p=305031.75 mm=952.51587 mm。取 a0=1300 mm。相應的鏈長節(jié)數為Lp0=2a0p+z1+z22+z2-z122pa0=2130031.75+26+352+35-262231.751300112.44取鏈長節(jié)數為 Lp=112 節(jié)。查文獻2,9-180表9-7，中心矩計算系數f1=0.24991則鏈傳動的最大中心距a=f1p2Lp-z1+z2=0.2499131.752112-26+35 mm1293 mm5計算鏈速v，確定潤滑方式v=n1z1p601000=142.92631.75601000=1.97 ms由v=1.97 ms和鏈號20A-1，查文獻2,9-181圖9-14，應采用油池潤滑或油盤飛濺潤滑。6計算壓軸力 Fp有效圓周力為Fe=1000Pv=1000131.96842 N鏈輪水平布置時的壓軸力系數 KFp=1.15，則壓軸力為FpKFpFe=1.156842=7868 N3.8.3 鏈輪的基本參數和主要尺寸表3.4鏈輪的基本參數和尺寸名 稱符 號數 值（mm）分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒高齒寬齒側倒角齒側半徑齒全寬ddadfhabf1barxbfn263.41/354.20274.16/365.45244.36/335.156.3517.964.1331.7517.963.9 蝸桿傳動的設計3.9.1 蝸桿傳動概述根據蝸桿形狀的不同,蝸桿傳動可以分為圓柱蝸桿傳動，環(huán)面蝸桿傳動和錐面蝸桿傳動。環(huán)面蝸桿傳動的特征是，蝸桿體的軸向的外形是以凹圓弧為母線所形成的旋轉曲面，所以把這種蝸桿傳動稱為環(huán)面蝸桿傳動。在這種傳動的嚙合帶內，蝸輪的節(jié)圓位于蝸桿的節(jié)弧上，亦即蝸桿的節(jié)弧沿蝸輪的節(jié)圓包著蝸輪。在中間平面內，蝸桿和蝸輪都是直線齒廓。由于同時相嚙合的齒對多，而且輪齒的接觸線與蝸桿齒運動的方向近似于垂直，這就大大改善了輪齒受力情況和潤滑油膜形成的條件，因而承載能力約為阿基米德蝸桿傳動的24倍，效率一般高達0.850.9；但需要較高的制造和安裝精度。根據設計需要，本方案采用二次包絡環(huán)面蝸桿傳動。其承載能力和效率有明顯提高。3.9.2 蝸桿傳動設計已知，蝸桿輸入功率 P=4.14 kW，中心距 a=800 mm，傳動比 i=45，蝸桿轉速 n1=109.9 rmin，短時間高峰載荷 T2=12980.2 Nm。1 根據設計方案，選擇材料及精度：蝸桿：40Cr，調質 240280HB，齒面淬火 HRC5055。蝸輪：ZCuAl9Fe3。加工精度：7級，齒面粗糙度 1.6 m。2 校核承載能力：蝸桿傳遞的功率P1=T2n19550i=12980.2109.99550450.8=4.15 kW蝸桿軸的計算功率，查文獻6,5-1174表21-43， K1=1.0 K2=1.0 K3=1.0 K4=0.8，Pc=P1K1K2K3K4=4.151110.8=5.19 kW由 a=800 mm，i=45，n1=109.9 rmin 查文獻18,5-1172圖21-20得P1=18 kW，故通過校核。3 基本參數的選擇：蝸桿頭數選擇 z1=2；蝸輪齒數 z2=z1i=245=90。蝸桿分度圓直徑 d1:查文獻6,5-1162表21-35，d1=0.330.3a=0.33800=264 mm4 幾何尺寸計算：d2=2a-d1=2800-264=1336 mmmt=d2z2=133690=14.8444 mmc=0.2mt=0.214.8444=2.97 mmha=0.7mt=0.714.8444=10.39 mmhf=ha+c=10.39+2.97=13.36 mmdf1=d1-2hf=264-213.36=237.28 mm校驗：df10.5a0.875=0.58000.875=173.45 mm結論：df1=237.28 mm 可用。da1=d1+2ha=264+210.39=284.78 mmra1=a-0.5da1=800-0.5284.78=657.61 mmrf1=a-0.5df1=800-0.5237.28=681.36 mmda2=d2+2ha=1336+210.39=1356.78 mmdf2=d2-2hf=1336-213.36=1309.28 mm=arctand2d1i=arctan133626445=62457=360z2=36090=4db=sin2225d2=sin221336=500.474 mm查文獻6,5-1162表21-36，標準系列值 db=560 mm。=arcsindbd2=arcsin5601336=244655查文獻6,5-1161表21-33，得蝸桿包圍蝸輪齒數 Z=8=0.5Z-0.45=0.548-0.45=1560=-=244655-156=94055b=0.81df1=0.9237.28=213.552 mm取 b=214 mmL=d2sin=1336sin156=384.03 mmmt=14.8444 mm，取 =14.2 mm。da1max=2a-ra12-0.5L2=2800-657.612-0.5384.032=342 mmdf1max=2a-rf12-0.5L2=2800-681.362-0.5384.032=293 mmra2=0.55df1max=0.55293=161.15 mm=arctancos+d22acoscos+-d22acos1i=arctancos244655+813362800cos244655cos244655+8-13362800145=2288式中 =8，取=230p2=mt=14.8444=46.61 mms2=0.55p2=0.5546.61=25.63 mm查文獻6,5-1151表21-26得，傳動的法向側隙jn=0.5 mms1=p2-s2-jn=46.61-25.63-0.5=20.48 mmsn1=s1cos=20.48cos62457=20.35 mmsn2=s2cos=25.63cos62457=25.47 mmha1=ha-0.5d21-cosarcsins1d2=10.39-0.513361-cosarcsin20.481336=10.31 mmha2=ha+0.5d21-cosarcsins2d2=10.39+0.513361-cosarcsin25.631336=10.51 mm查文獻6，5-1171表21-41，得蝸桿嚙入口修緣值 fr=0.85fc=23fr=230.85=0.57 mm查文獻6，5-1171表21-42，得平面包絡環(huán)面蝸桿的修緣長度r=p=46.61 mmc=p=46.61 mm5 按一般型傳動加工表3.5蝸桿傳動的基本參數及尺寸項 目代 號數 值中心距傳動比蝸桿頭數蝸輪齒數蝸桿分度圓直徑蝸輪分度圓直徑蝸桿包圍蝸輪齒數徑向間隙蝸輪端面模數齒頂高齒根高蝸桿喉部根圓直徑蝸桿喉部螺旋升角蝸桿齒頂圓直徑蝸輪齒頂圓直徑蝸輪齒根圓直徑蝸桿齒根圓弧半徑齒距角主基圓直徑分度圓齒形角蝸桿工作半角母平面傾斜角蝸輪齒寬蝸桿工作部分長度蝸桿最大齒頂圓直徑蝸桿最大齒根圓直徑蝸輪齒頂圓弧半徑蝸輪齒距蝸輪節(jié)圓齒厚齒側隙蝸桿節(jié)圓齒厚蝸桿分度圓法向齒厚蝸輪分度圓法向齒厚蝸桿弦齒高蝸輪弦齒高蝸桿嚙入口修緣值蝸桿嚙出口修緣值蝸桿嚙出口修緣長度aiz1z2d1d2zcmthahfdf1da1da2df2rf1dbbLda1maxdf1maxra2p2s2jns1sn1sn2ha1ha2frfcc80045290264133682.9714.844410.39