螺旋送料裝置設計

1. WLS無軸螺旋輸送機原理、特點、結構、安裝調試運行等參數！詳細的介紹下！

WLS型無軸螺旋輸送機簡介:

WLS型無軸螺旋輸送機是我廠技術部門在設計生產各類螺旋輸送機豐富經驗的基礎上，參照國家同類產品，聯合有關科研部門而設計開發的新型輸送機產品.

WLS型無軸螺旋輸送機主要用於環保、造紙、化工、食品、醫葯、飲料等行業輸送站附性較強的物料，糊狀粘稠物料（如化工原料、廢紙漿、麥芽、污泥等）以及易纏繞物料（如生活垃圾），具有獨特優勢。所以無軸螺旋輸送機又稱防纏繞輸送機、垃圾處理輸送機.

WLS型無軸螺旋輸送機輸送原理

WLS型無軸螺旋輸送機在輸送原理上與一般螺旋輸送機基本相同：即如同一根旋轉的螺旋軸，帶動一個螺母沿其軸向移動一樣，無軸螺旋輸送機螺旋體相當於螺旋軸，物料相當於螺旋輸送機螺母，當螺旋體連續旋轉時則物料也連續輸送。無軸螺旋輸送機螺旋體為較厚的帶狀葉片，通過無軸螺旋輸送機驅動端驅動，中間無軸，螺旋體與機殼內壁底部襯板接觸（滑動）.

WLS型無軸螺旋輸送機特點

無軸螺旋輸送機與傳統有軸螺旋輸送機相比，因為採用了無中心軸設計，使用具有一定柔性的整體鋼制螺旋推送物料,所以具有以下突出優點：

無軸螺旋輸送機抗纏繞性強：因為無中心軸干擾,對於輸送帶狀、粘稠物料、易纏繞物料有特殊的優越性，如用於污水處理廠輸送中細格柵，其柵條凈距50mm的除污機柵渣和壓濾機泥餅等物料，或者垃圾處理場所處理運輸垃圾，能防止阻塞引起的事故。

無軸螺旋輸送機環保性能好。無軸螺旋輸送機採用全封閉輸送和易清洗的螺旋表面，可保證環境衛生和所送物料不受污染、不泄漏。

無軸螺旋輸送機扭距大、能耗低。由於螺旋無軸，物料不易堵塞，排料口不堵塞，因而可以較低速度運轉，平穩傳動，降低能耗。扭距可4000N/m。

無軸螺旋輸送機輸送量大。無軸螺旋輸送機輸送量是相同直徑傳統有軸螺旋輸送機的1.5倍。

無軸螺旋輸送機輸送距離長。單機輸送長度可達60米。並可根據用戶需要，採用多級串聯式安裝，超長距離輸送物料。

無軸螺旋輸送機能機動工作。我公司開發生產的移動型無軸螺旋輸送機，能機動工作，一機多用。既可下方出料，又可端頭出料。採用特製襯板，該機可在高溫下工作。結構緊湊，節省空間，外型美觀，操作簡便，經濟耐用.

WLS無軸螺旋輸送機的結構

WLS無軸螺旋輸送機主要由動力裝置、頭部裝配、機殼、無軸螺旋體、耐磨襯板、進料口、出料口、機蓋（需要時）、底座等組成。

1、WLS無軸螺旋輸送機驅動裝置：採用擺線針輪輪減速機或軸裝式硬齒面齒輪減速機，設計時應盡可能將驅動裝置設在出料口端，使螺旋體在運轉時處在受拉狀態。

2、WLS無軸螺旋輸送機頭部裝配有推力軸承，可承受輸送物料時產生的軸向力。

3、WLS無軸螺旋輸送機機殼：機殼為U型，上部加機蓋（需要時），材質有不銹鋼或碳鋼或玻璃鋼。

4、WLS無軸螺旋輸送機無軸螺旋體：材質為不銹鋼或耐磨鋼。

5、WLS無軸螺旋輸送機耐磨襯板：耐磨的非金屬材料。

6、WLS無軸螺旋輸送機進、出料口：有方形和圓形兩種，用戶無要求時按方形的供貨

型號名稱 WLS150 WLS200 WLS250 WLS300 WLS400 WLS500

螺旋體直徑（mm） 150 184 237 284 365 470

外殼管直徑（mm） 180 219 273 351 402 500

允許工作角度（α） 0°～30° 0°～30° 0°～30° 0°～30° 0°～30° 0°～30°

最大輸送長度（m） 12 13 16 18 22 25

最大輸送能力（t/h） 2.4 7 9 13 18 28

電機 型號 L≤7 Y90L-4 Y100L1-4 Y100L2-4 Y132S-4 Y160M-4 Y160M-4

功率kW 1.5 2.2 3 5.5 11 11

型號 L>7 Y100L1-4 Y100L2-4 Y112M-4 Y132M-4 Y160L-4 Y160L-4

功率kW 2.2 3 4 7.5 15 15

WLS無軸螺旋輸送機安裝、調試及運行

1、WLS無軸螺旋輸送機設備安裝要求：

a、WLS無軸螺旋輸送機進、出料口現場安裝，應使進出料口的法蘭支撐面與螺旋機的本體軸線平行；與相連接的法蘭應緊密貼合不得有間隙。

b、WLS無軸螺旋輸送機裝好以後，應檢查減速機是否加足潤滑油、若未加則加足之，其後進行無負載試車；在進行連續半小時以上試運轉後，檢查WLS無軸螺旋輸送機裝配的正確性，發現問題應立即停機，處理後再運轉，直至處於良好運行狀態為止。

c、WLS無軸螺旋輸送機運轉應平穩可靠，緊固件無松動現象。減速器無滲油、無異常聲，電氣設備安全可靠。

2、WLS無軸螺旋輸送機使用要求：

a、WLS無軸螺旋輸送機應無負荷起動，即在機殼內沒有物料時起動，起動後方能向WLS無軸螺旋輸送機給料。

b、WLS無軸螺旋輸送機初始給料時，應逐步增加給料量直至達到額定輸送能力，給料應均勻，否則容易造成輸送物料的積塞，驅動裝置的過載，使整台WLS無軸螺旋輸送機損壞。

c、為了保證WLS無軸螺旋輸送機無負荷起動的要求，WLS無軸螺旋輸送機在停車前應停止加料，等WLS無軸螺旋輸送機機殼內物料完全輸送完畢後方可停止運轉。

d、被輸送物料內不得混入堅硬的大塊物料，避免螺旋卡死而造成WLS無軸螺旋輸送機的損壞。

e、在使用中經常檢測WLS無軸螺旋輸送機各部分的工作狀態、注意各緊固件是否松動，如果發現機件松動，則應立即擰緊螺釘，使之重新堅固。

f、WLS無軸螺旋輸送機的機蓋在機器運轉時不應該取下，以免發生事故

2. 螺旋給料機有哪些主要部件，怎麼使用維護

螺旋給料機主要部件：
(1)螺旋：螺旋是該機的主要部件，它由軸和焊接在軸上的螺旋葉片所組成。螺旋葉片和螺紋相同，可分為左旋和右旋兩種。
螺旋葉片的型式較多，一般是根據需要選取。常見的螺旋葉片有下列四種。
1)實體螺旋，這種形式應用較廣。它結構簡單，給料效率高，對散狀料最為適宜。
2)帶狀螺旋，這種螺旋葉片與軸的接觸部位是空的，用拉筋支承，螺旋面較窄，能避免物料被粉碎或螺旋葉片與機體被大塊物料卡住，在輸送大塊和粘性物料時被採用。
3)齒狀螺旋，這種螺旋在葉片邊緣開有若幹缺口，由於螺旋帶有齒狀凹槽，所以能同時起鬆散、攪動和輸送物料的作用，因此多用於輸送易被擠緊的物料。
4)彎折齒螺旋，該螺旋凸出的葉片，在轉動過程中能使物料不斷提升和翻轉，它在輸送過程中對物料能同時進行混合、冷卻和乾燥。
(2)加料與卸料裝置：螺旋給料機的加卸料裝置有多種形式，以適應不同加卸料位置的要求。常見的加料方式有：物料直接落在螺旋葉片上進行加料，或以星形加料器加料，這種加料能夠調節進入螺旋給料機的物料量。一般卸料是從機槽底部開卸料口，有時可沿機長方向開設數個卸料口，以適應多點給料需要。
螺旋給料機使用與維護：
a、給料機如用於配料、定量給料時，為保證給料的均勻穩定，防止物料自流應水平安裝，如進行一般物料連續給料，可下傾10°安裝。對於粘性物料及含水量較大的物料可以下傾15°安裝。
b、安裝後的給料機應留有20mm的游動間隙，橫向應水平，懸掛裝置採用柔性連接。
c、空試前，應將全部螺栓堅固一次，尤其是振動電磁的地腳螺栓，連續運轉3-5小時，應重新緊固一次。
d、試車時，兩台振動電機必須向旋轉。
e、給料時在運行過程中應經常檢查振幅，電流及噪音的穩定性，發現異常應及時停車處理。
f、電磁軸承每2個月加註一次潤滑油，高溫季節應每月加註一次潤滑油。
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感測器，連續測量給料機的運行速度，該速度感測器的脈沖輸出正比於給料機的速度，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，產生並顯示累計量/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生變化，接近並保持在所設定的給料流量，從而實現定量給料的要求。

3. 螺旋千斤頂的設計

一、設計任務書
設計帶式輸送機的傳動裝置。
工作條件：帶式輸送機連續單向運轉，工作平穩無過載，空載起動，輸送帶速度允許誤差±5% ；兩班制工作（每班按8小時計算），使用期限10年，小批量生產。
具體的設計任務包括：
（1）傳動方案的分析和擬定；
（2）電動機的選擇，傳動裝置的運動和動力參數的計算；
（3）傳動零件的設計（帶傳動、單級齒輪傳動）；
（4）軸和軸承組合設計（軸的結構設計，軸承組合設計，低速軸彎、扭組合強度校核，低速軸上軸承壽命計算）；
（5）鍵的選擇及強度校核（低速軸上鍵的校核）；
（6）聯軸器的選擇；
（7）減速器的潤滑與密封；
（8）減速器裝配草圖俯視圖設計（箱體、附件設計等）；
二、傳動方案的擬定及電動機的選擇
已知條件：運輸帶的有效拉力 F=3000N，傳送帶的速度為 v=2m/s，滾筒直徑為 D=300mm。連續單向運轉，工作平穩無過載。
1、 傳動方案的擬定
採用V帶傳動及單級圓柱齒輪傳動。
（1）、類型：採用Y系列三相非同步電動機
（2）、容量選取：工作機有效功率：
Pw=FV/1000=3000 2/1000=6KW
設 ：V型帶效率
：滾動軸承效率
：閉式齒輪傳動（設齒輪精度為8級）效率
:彈性聯軸器效率
：捲筒軸效率
ŋ6: 滾筒效率
查表得 ŋ2=0.99 ŋ3=0.97 ŋ4=0.97 ŋ5=0.98
ŋ6=0.96
傳動裝置總效率為：
ŋ總= ŋ1 ŋ 2^2 ŋ3 ŋ4 ŋ5 ŋ6
=0.96×0.99^2×0.97×0.97×0.98×0.96=0.83
電動機所需功率為：
Pd=FV/1000×0.83=7.23KW
查《機械設計基礎課程設計》附錄二， 選取電動機的額定功率 Pe=7.5kW
（3）、確定電動機轉速
滾筒轉速為：
=60×1000V/πD
=60×1000×2／π×300=127.4r／min
因帶傳動的傳動比2-4為宜，齒輪傳動的傳動比3-5為宜，則
最大適宜傳動比為
最小適宜傳動比為
則電動機轉速可選范圍為：
nd=i =127.4×（6~20）=764.4~2548 r／min
可選的同步轉速有
1000r／min 1500r／min 3000r／min
三種，三種方案的總傳動比分別為：
i =7.61 i =11.3 =22.76
考慮到電動機轉速越高，價格越低，尺寸越小，結構更緊湊，故選用同步轉速為 的電動機。
查《機械設計基礎課程設計》附錄二，得此電動機的型號為 Y132M-4。
電動機型號：Y132M-4
額定功率 ：7.5
滿載轉速 ：1440
啟動轉矩 ：2.2
最大轉矩 ：2.2
由電動機具體尺寸參數 ，得
中心高： 132mm
外型尺寸 ： 515*（270/2+210）315
底腳安裝尺寸 ：216 178
地腳螺孔直徑 ：12
軸外伸尺寸 ：38 80
裝鍵部位尺寸 ：10 33 38
2、 計算傳動裝置的總傳動比並分配傳動比
（1）、總傳動比： i總=11.3
（2）、分配傳動比：取帶傳動比 i帶=2.8，則減速器傳動比 i齒=11.3/2.8=4。
三、 傳動裝置的運動和動力參數計算
1、各軸轉速計算
nⅠ= ／i帶=1440／2.8=514.286 r／min
nⅡ=nⅠ／i齒=514.286／4.0=127.4 r／min
滾筒n筒=nⅡ=127.4 r／min
2、各軸輸入功率計算
PⅠ= Pd ŋ帶=7.23×0.96=6.94kw
PⅡ=PⅠŋ2=6.94×096=6.66 kw
3、 各軸輸入轉矩計算
Td=9550×Pd／nⅠ=9550×7.23／1440=47.95Nm
TⅠ=9550×PⅠ／nⅠ= 9550×6.94／514.286=128.87Nm
TⅡ=9550×PⅡ／nⅡ=9550×6.66／172.4=499.286Nm
四、傳動零件的設計計算
（一）、V帶及帶輪的設計
已知條件：電動機型號為 Y132M-4 中心高132mm，電動機的輸出功率為 7.5kw。滿載轉速為 1440r／min。每天運轉時間為16小時（八小時每班，兩班制），I軸轉速為 514.286 r／min
齒輪傳動傳動比：
i=nⅠ／nⅡ=4
（1） 、確定計算功率 每天運轉時間為16小時的帶式輸送機的工況系數 =1.2。則 = Pe=1.2×7.5=9 kw
(2)、 選擇V帶型號
查表知選A型帶
並考慮結構緊湊性等因素，初選用窄V帶SPA型。
（3）、確定帶輪的基準直徑 和
I、初選小帶輪直徑
一般取 ，並取標准值。查表取小帶輪直徑為125m m。機中心高為 H=132mm，由 ，故滿足要求。
II、驗算帶速
V=пd1n1／60×1000=3.14×125×1440／60×1000
=9.42m／s
一般應使 ，故符合要求。
III、計算大帶輪直徑
要求傳動比較精確，考慮滑動率 ，取 =0.01
有 =（1- ）i帶 =（1-0.01）×125×2.825=346.959mm
取標准值 =350mm
則傳動比 i=2.8
對減速器的傳動比進行修正，得減速器的傳動比 i=4
從動輪轉速為 n2=127.4r／min
IV、確定中心距和帶長
【1】 由式 ，可
得332.5 mm≤a≤950 mm
取初步中心距 =750mm
（需使 a》700）
【2】 初算帶長
Dm=（D1+D2）／2=237.5 mm
Δ=（D2-D1）／2=112.5mm
L= +2a+Δ ／2=2402mm
選取相近的標准長度 Ld=2500mm
【3】 確定中心距
實際中心距
a≈ +(Ld-L) ／2=750+(2500-2402)/2
=800mm
V、驗算小輪包角
【1】計算單根V帶的許用功率
由SPA帶的 =125mm, n=1440r／min
i帶=2.8
得 =1.93kw
又根據SPA帶 Δ =0.17kw
又由 Ld=2500mm
查表，長度系數
=180°-Δ×60°／a=164.7°
同時由 =164.7°得包角系數 Ka=0.964
【2】、計算帶的根數z
Z=Pc／（P0+ΔP0）Kl Ka=4.079
取z=5
SPA帶推薦槽數為1-6，故符合要求。
VI、 確定初拉力
單位長度質量 q=0.1kg／m
單根帶適宜拉力為：=161.1N
VII、 計算壓軸力
壓軸力為：
FQ=2z sin( a1／2)= 1596.66N
VIII、張緊裝置
此處的傳動近似為水平的傳動，故可用調節中心距的方案張緊。
VIIII、帶輪的結構設計
已知大帶輪的直徑da2=350mm，小帶輪的直徑為 da1=125mm。對於小帶輪，由於其與電動機輸出轉軸直接相連，故轉速較高，宜採用鑄鋼材料，
又因其直徑小，故用實心結構。
對於大帶輪，由於其轉速不甚高，可採用鑄鐵材料，牌號一般為HT150或HT200，
又因其直徑大，故用腹板式結構。

（二）、齒輪設計
已知條件：已知輸入功率P1=6.94kw ，轉速為 n1=514.286 r/min，齒數比 u=4，單向運轉，載荷平穩，每天工作時間為16小時，預計壽命為10年。
（1）、選定齒輪類型、材料、熱處理方式及精度等級
A、採用直齒圓柱齒輪傳動。
B、帶式輸送機為一般機械，速度不高，選用8級精度。
C、查表 小齒輪材料為45鋼，調質處理，平均齒面硬度為250HBS。
大齒輪材料為45鋼，正火處理，平均齒面硬度為200 HBS。
（2）、初步計算齒輪參數
因為是閉式齒面齒輪傳動，故先按齒面接觸疲勞強度設計，按齒根彎曲疲勞強度校核。
小齒輪分度圓的直徑為
A、 Ad==85
B、 計算齒輪轉矩
TⅠ=9550×PⅠ／nⅠ= 9550×6.94／514.286=128.87 Nm
C、 取齒寬系數
齒數比為u=4
D、 取 ,則大齒輪的齒數: =84
E、 接觸疲勞極限
[σH]lim =610MPa, [σH]lim =500MPa
應力循環次數
N1=60×514.286×10×300×16=1.48×10
N2=N1/u=3.7×10
查圖得接觸疲勞壽命極限系數為 =1, =1.1
取安全系數SH=1
則接觸應力：
[σ ] =[σ ]lim1ZN1/SH=610×1/1=610MPa
[σ ] =[σ ]lim2ZN2/SH=550MPa
取 [σ ]=550 MPa

則 =85
>=66mm 取d1=70mm
（3）、確定傳動尺寸
1、計算圓周速度
v=pd1n1/60*1000=1.77m/s
2、計算載荷系數
查表得使用系數
由 v=1.77 ，8級精度，查圖得動載系數
查表得齒間載荷分配系數
查表得齒向載荷分布系數 （非對稱布置，軸剛性小）
得
3、 確定模數： m=d1/z1=70/21=3.33mm，取標准模數為 .5
4、計算中心距：
a=m(z1+z2)/2=183.75mm
圓整為a=185mm
5、精算分度圓直徑
d1=mz1=3.5×21=73.5mm
d2=mz2=3.5×84=294mm
6、計算齒寬
b1= d1=1.1×73.5=80mm
取 b2=80mm， b1=85mm
7、計算兩齒輪的齒頂圓直徑、齒根圓直徑
小齒輪：
齒頂圓直徑：
da1=m(z1+ha*)=3.5×(21+1)=77mm
齒根圓直徑：
df1=m(z1-2ha*-2c)=3.5×(21-2×1-2×0.25)=64.75mm
大齒輪：
齒頂圓直徑：
da2=297.5mm
齒根圓直徑：
df2=285.25mm
（4）、校核齒根彎曲強度
由
式中各參數的含義
1、 的值同前
2、查表齒形系數 Ya1=2.8 Ya2=2.23
應力校核系數 Ysa1=1.55 Ysa2=1.77
4、許用彎曲應力
查圖6-15（d）、（c）的彎曲疲勞強度系數為
=1

查圖得彎曲疲勞壽命系數
，取安全系數 ，故有KFN1=0.85 KFN2=0.8
滿足齒根彎曲強度。
（5）結構設計
小齒輪的分度圓直徑為 ，故可採用實心結構
大齒輪的分度圓直徑為 ，故應採用腹板式結構
（6）、速度誤差計算
經過帶輪和齒輪設計後，
滾筒的實際轉速n= /i= =127.57r/min
滾筒理論要求轉速為 127.4r/min
則誤差為
故符合要求。
五、軸的設計計算
（一）、低速軸的設計校核
低速軸的設計
已知：輸出軸功率為 =6.66KW，輸出軸轉矩為 =499.286Nm，輸出軸轉速為 =127.4r/min，壽命為10年。
齒輪參數： z1=21， z2=84，m=3.5，
1、 選擇軸的材料
該軸無特殊要求，因而選用調質處理的45鋼，查得
2、 求輸入軸的功率，轉速及扭矩
已求得 ，PI=6.94KW , TI=128.872Nm， nI= 514.286r/min
3、 初步估算最小軸徑
最小軸徑
當選取軸的材料為45鋼，C取110
=
輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑 。
考慮到軸上開有鍵槽對軸強度的影響，軸徑需增大5%。
d=(1+5%)41.3=43.4mm
則d=45mm
為使所選直徑 與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選擇聯軸器。
聯軸器的扭矩 ,查表得 ，又TII=499.286Nm，則有
Tc=kT=1.5 499.286Nm=748.9Nm
理論上該聯軸器的計算轉矩應小於聯軸器的公稱轉矩。
從《機械設計基礎課程設計》 查得採用 型彈性套柱聯軸器。
該聯軸器所傳遞的公稱轉矩
取與該軸配合的半聯軸器孔徑為 d=50mm，故軸徑為d1=45mm
半聯軸器長 ，與軸配合部分長度 L1=84mm。
軸的結構設計
裝聯軸器軸段I-II:
=45mm，因半聯軸器與軸配合部分的長度為 ，為保證軸端擋板壓緊聯軸器，而不會壓在軸的端面上，故 略小於 ，取 =81mm。
（2）、裝左軸承端蓋軸段II-III：
聯軸器右端用軸肩定位，取 =50mm，
軸段II-III的長度由軸承端蓋的寬度及其固定螺釘的范圍（拆裝空間而定），可取 =45mm.
（3）、裝左軸承軸段III-VI：
由於圓柱斜齒輪沒有軸向力及 =55,初選深溝球軸承，型號為6211，其尺寸為
D×d×B=100×55×21，故 =55。
軸段III-VI的長度由滾動軸承的寬度B=21mm，軸承與箱體內壁的距離s=5～10（取 =10），箱體內壁與齒輪距離a=10～20mm（一般取 ）以及大齒輪輪轂與裝配軸段的長度差（此處取4）等尺寸決定：
L3=B+s+a+4=21+10+14+4=49mm
取L3=49mm。
（4）、裝齒輪軸段IV-V：
考慮齒輪裝拆方便，應使d4>d3=55mm， 軸段IV-V的長度由齒輪輪轂寬度 =80mm決定，取 =77mm。
（5）、軸環段V-VI：
考慮齒輪右端用軸環進行軸向定位，取d5=70mm。
軸環寬度一般為軸肩高度的1.4倍，即
=1.4h=10mm。
（6）、自由段VI-VII：
考慮右軸承用軸肩定位，由6211軸承查得軸肩處安裝尺寸為da=64mm，取d6=60mm。
軸段VI-VII的長度由軸承距箱體內壁距離 ，軸環距箱體內壁距離 決定，則 =19mm。
（7）、右軸承安裝段VII-VIII：
選用6211型軸承，d7=55mm，軸段VII-VIII的長度由滾動軸承寬度B=21mm和軸承與箱體內壁距離決定，取 。
軸總長為312mm。
3軸上零件的定位
齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均用平鍵連接。
按 =45mm，由手冊查得平鍵剖面 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70mm。
半聯軸器與軸的配合代號為
同理由 =60mm，選用平鍵為10×8×70，為保證良好的對中性，齒輪輪轂與軸的配合代號為 ，滾動軸承與軸的周向定位是靠過盈配合來保證的，此處選 。
4考慮軸的結構工藝性
軸端倒角取 .為便於加工，齒輪、半聯軸器處的鍵槽分布在同一母線上。
5、軸的強度驗算
先作出軸的受力計算簡圖，如圖所示，取集中載荷作用在齒輪的中點，
並找出圓錐滾子軸承的支反力作用點。由表查得代號為6211軸承 ,B=21mm。則
L1=41.5+45+21/2=97mm
L2=49+77/2-21/2=77mm
L3=77/2+10+19+31-21/2=88mm
(1)、計算齒輪上的作用力
輸出軸大齒輪的分度圓直徑為
d2=294mm，
則圓周力

徑向力

軸向力
Fa=Ft tan =Ft tan 0°=0
（2）、計算軸承的支反力
【1】、水平面上支反力
R =Ft L3/(L2+L3)=
R =FtL2/(L2+L3)=
【2】、垂直面上支反力
【3】、畫彎矩圖
截面C處的彎矩
a、 水平面上的彎矩

b、 垂直面上的彎矩
c、 合成彎矩M
d、 扭矩
T=T =499286Nmm

e、 畫計算彎矩
因單向運轉，視扭矩為脈動循環， ，則截面B、C處的當量彎矩為

=299939Nmm
f、 按彎扭組合成應力校核軸的強度可見截面C的當量彎矩最大，故校核該截面的強度

查表得 ，因 ，故安全。
A截面直徑最小，故校核其強度

查表得 ，因 ，故安全。
g、 判斷危險截面
剖面A、B、II、III只受扭矩，雖有鍵槽、軸肩及過渡配合等所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由於軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，所以剖面A、B、II、III均無需校核。
從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，剖面IV和V處過盈配合所引起的應力集中最嚴重；從受載的情況看，剖面C處 最大。剖面V的應力集中的影響和剖面IV的相近，但剖面V不受扭矩作用，同時軸徑也比較大，故不必作強度校核。剖面C上雖然 最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故剖面C也不必校核。剖面VI顯然更不必校核，又由於鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小，因而該軸只須校核IV既可。

（二）、高速軸的設計校核
高速軸的設計
已知：輸入軸功率為PⅠ=6.94 kw ，輸入軸轉矩為TⅠ= 128.87Nm
，輸入軸轉速為nⅠ=514.286 r／min，壽命為10年。
齒輪參數： z1=21，z2=84，m=3.5， 。
1、選擇軸的材料
該軸無特殊要求，因而選用調質處理的45鋼，由表查得
1、 求輸出軸的功率 ，轉速 及扭矩 。
已求得 =127.4 r／min
=6.66kw
=499.286Nm
初步估算最小軸徑
最小軸徑 d min=
由表可知，當選取軸的材料為45鋼，C取110
d min=26.2 mm
此最小直徑顯然是安裝大帶輪處軸的直徑 。
考慮到軸上開有鍵槽對軸強度的影響，軸徑需增大5%。
則 d min=1.05 26.2=27.5mm，取 =28 mm
2、 軸的結構設計
（1）、裝帶輪軸段I-II:
=28 mm,軸段I-II的長度根據大帶輪的輪轂寬度B決定，已知 =60mm，為保證軸端擋板壓緊帶輪，而不會壓在軸的端面上，故 略小於 ，故取 =57mm。
（2）、裝左軸承端蓋軸段II-III：
聯軸器右端用軸肩定位，取 ,軸段II-III的長度由軸承端蓋的寬度及其固定螺釘的范圍（拆裝空間而定），可取
（3）、裝左軸承軸段III-IV：
由於圓柱直齒輪無軸向力及 ,初選深溝球軸承，型號6207，其尺寸為 , 。
軸段III-VI的長度由滾動軸承的寬度,滾動軸承與箱體內壁距離 ，等尺寸決定： 。
（4）、間隙處IV-V：
高速軸小齒輪右緣與箱體內壁的距離 。
取 ，
（5）、裝齒輪軸段V-VI：
考慮齒輪裝拆方便，應使 ，取 ，軸段V-VI的長度由齒輪輪轂寬度B=80mm決定，取 。
（6）、軸段VI-VII：
與軸段IV-V同。 。
（7）、右軸承安裝段VII-VIII：
選用6207型軸承， B=17mm ，軸VII-VIII的長度取
軸總長為263mm。
3、 軸上零件的定位
小齒輪、帶輪與軸的周向定位均用平鍵連接。
按 =28mm，由手冊查得平鍵剖面 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm。
帶輪與軸的配合代號為 。同理由 ，選用平鍵為 ，為保證良好的對中性，齒輪輪轂與軸的配合代號為 ，滾動軸承與軸的周向定位是靠過盈配合來保證的，此處選 。
4、 考慮軸的結構工藝性
軸端倒角取 。
為便於加工，齒輪、帶輪處的鍵槽分布在同一母線上。
7、軸的強度驗算
先作出軸的受力計算簡圖，如圖所示，取集中載荷作用在齒輪的中點，並找出圓錐滾子軸承的支反力作用點。查《機械設計課程設計指導書》得代號為6207的深溝球軸承 a=17mm，則
L1=57/2+50+17/2=87mm
L2=17/2+12+10+80/2=70.5mm
L3=17/2+12+10+80/2=70.5mm
(1)、計算齒輪上的作用力
輸出軸小齒輪的分度圓直徑為
d1=mz1=3.5 21=73.5mm
則圓周力

徑向力

軸向力 Fa=0
（2）、計算軸承的支反力
【1】、水平面上支反力
RHA=FtL3/(L2+L3)=1/2Ft=1753.4N
RHB=FtL2/(L2+L3)= 1/2Ft=1753.4N
【2】、垂直面上支反力

RVA=3220N
RVB= =347N
【3】、截面C處的彎矩
1、 水平面上的彎矩

2、 垂直面上的彎矩

3、 合成彎矩M

4、 扭矩
T= TⅠ= 128.87Nm
5、 計算彎矩
因單向運轉，視扭矩為脈動循環， ，則截面C、A、D處的當量彎矩為

6 、 按彎扭組合成應力校核軸的強度
可見截面A的當量彎矩最大，故校核該截面的強度

查表得 ，因 ，故安全。
截面D的直徑最小，故校核該截面的強度

因 ，故安全。

5、 判斷危險截面
剖面A、B、II、III只受扭矩，雖有鍵槽、軸肩及過渡配合等所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由於軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，所以剖面A、B、II、III均無需校核。
從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，剖面IV和V處過盈配合所引起的應力集中最嚴重；從受載的情況看，剖面C處 最大。剖面V的應力集中的影響和剖面IV的相近，但剖面V不受扭矩作用，同時軸徑也比較大，故不必作強度校核。剖面C上雖然 最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故剖面C也不必校核。剖面VI顯然更不必校核，又由於鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小，因而該軸只須校核IV既可。

六、鍵連接的校核計算
鍵連接設計
I、 帶輪與輸入軸間鍵連接設計
軸徑 ，輪轂長度為 ，查手冊，選用A型平鍵，其尺寸為 。
現校核其強度：
, ， 。

查手冊得 ，因為 ，故滿足要求。
II、 小齒輪與輸入軸間鍵連接設計
軸徑 d=50mm，輪轂長度為 ，查手冊，選用A型平鍵，其尺寸為 .
現校核其強度：
TI=128872Nmm, ， 。

查手冊得 ，因為 ，故滿足要求。
鍵連接設計
III、 大齒輪與輸出軸間鍵連接設計
軸徑d=60mm，輪轂長度為 ，查手冊，選用A型平鍵，其尺寸為
現校核其強度：
TII=499.286 Nm， ， 。

查手冊得 ，因為 ，故滿足要求。
IV、 半聯軸器與輸出軸間鍵連接設計
軸徑 ，半聯軸器的長度為 ，查手冊，選用A型平鍵，其尺寸為 .
現校核其強度：
, ， 。

查手冊得 ，因為 ，故滿足要求。
七、 滾動軸承的選擇及壽命計算
滾動軸承的組合設計及低速軸上軸承的壽命計算
已知條件：
採用的軸承為深溝球軸承。
一、滾動軸承的組合設計
1、滾動軸承的支承結構
輸出軸和輸入軸上的兩軸承跨距為H1=155mm,H2=150mm ，都小於350mm。且工作狀態溫度不甚高，故採用兩端固定式支承結構。
2、滾動軸承的軸向固定
軸承內圈在軸上的定位以軸肩固定一端位置，另一端用彈性擋圈固定。
軸承外圈在座孔中的軸向位置採用軸承蓋固定。
3、滾動軸承的配合
軸承內圈與軸的配合採用基孔制，採用過盈配合，為 。
軸承外圈與座孔的配合採用基軸制。
4、滾動軸承的裝拆
裝拆軸承的作用力應加在緊配合套圈端面上，不允許通過滾動體傳遞裝拆壓力。
裝入時可用軟錘直接打入，拆卸時藉助於壓力機或其他拆卸工具。
5、滾動軸承的潤滑
對於輸出軸承，內徑為d=55mm，轉速為n=127.4 ，則
，查表可知其潤滑的方式可為潤滑脂、油浴潤滑、滴油潤滑、循環油潤滑以及噴霧潤滑等。
同理，對於輸入軸承，內徑為35，轉速為514.286 r/min
，查表可知其潤滑的方式可為潤滑脂、油 浴潤滑、滴油潤滑、循環油潤滑以及噴霧潤滑等
6、滾動軸承的密封
對於輸出軸承，其接觸處軸的圓周速度

故可採用圈密封。
二、低速軸上軸承壽命的計算
已知條件：
1軸承 ,

2軸承

軸上的軸向載荷為0徑向載荷為
查表得 ,則軸承軸向分力
Fs1=Fr1/2Y=567N
Fs2=Fr2/2Y=496N
易知此時
Fs1 > Fs2
則軸承2的軸向載荷

軸承1軸向載荷為
.
且低速軸的轉速為127.4
預計壽命 =16 57600h
I、計算軸承1壽命
6、 確定 值
查《機械設計基礎課程設計》表，得6207基本動荷 ,基本額定靜載荷 。
7、 確定e值
對於深溝球軸承，則可得 e=0.44
8、 計算當量動載荷P
由
<e
由表查得 ,則

9、 計算軸承壽命
由 =
查可得 ,取 ；查表可得 （常溫下工作）；6207軸承為深溝球軸承，壽命指數為 ，則
>
故滿足要求。
II、計算軸承2壽命
1、確定 值
查《機械設計基礎設計》，得6211型軸承基本額定動載荷 ,基本額定靜載荷 。
2、 確定e值
對於深溝球軸承6200取，則可得e=0.44
4、 計算當量動載荷P
由

由表10-5查得 ,則
P=Fr2=1687N
5、 計算軸承壽命
由
查表10-7，可得 ,取 ；查表10-6可得 （常溫下工作）；深溝球軸承軸承，壽命指數為 ，則
> ,故滿足要求。
八、 聯軸器的選擇
與低速軸軸端相連的半聯軸器為彈性套柱銷聯軸器，型號為 ，其公稱轉矩為 ，而計算轉矩值為：
，故其強度滿足要求。
九、箱體結構設計
箱體採用灰鑄鐵鑄造而成，採用剖分式結構，由箱座和箱蓋兩部分組
成，取軸的中心線所在平面為剖分面。
箱體的強度、剛度保證
在軸承座孔處設置加強肋，做在箱體外部。外輪廓為長方形。
機體內零件的密封、潤滑
低速軸上齒輪的圓周速度為：

由於速度較小，故採用油池浸油潤滑，浸油深度為：

高速軸上的小齒輪採用濺油輪來潤滑，利用濺油輪將油濺入齒輪嚙合處進行潤滑。
3、機體結構有良好的工藝性.
鑄件壁厚為8mm，圓角半徑為R=5。機體外型簡單，拔模方便.
4. 對附件設計
A 視孔蓋和窺視孔
在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件嚙合區的位置，並有足夠的空間，以便於能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，便於機械加工出支承蓋板的表面並用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵製成，用M8螺釘緊固。
B 油螺塞：
放油孔位於油池最底處，並安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，並加封油圈加以密封。
C 油標：
油標位在便於觀察減速器油麵及油麵穩定之處。
油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.
D 通氣孔：
由於減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便於排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.
E 定位銷：
為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.
F 吊鉤：
在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環，用以起吊或搬運較重的物體.

總結：機箱尺寸

名稱 符號 結構尺寸/mm
箱座壁厚
8
箱蓋壁厚
8
箱座凸緣厚度
12
箱蓋凸緣厚度
12
箱底座凸緣厚度
20
箱座上的肋厚
7
箱蓋上的肋厚
7
軸承旁凸台的高度
39
軸承旁凸台的半徑
23
軸承蓋的外徑
140/112
地
腳
螺
釘 直徑
M16
數目
4
通孔直徑
20
沉頭座直徑
32
底座凸緣尺寸
22
20
連
接
螺
栓 軸承旁連接螺栓直徑
M12
箱座的連接螺栓直徑
M8
連接螺栓直徑
M18
通孔直徑
9
沉頭座直徑
26
凸緣尺寸 15
12
定位銷直徑
6
軸承蓋螺釘直徑
M8A
視孔蓋螺釘直徑
M6
吊環螺釘直徑
M8
箱體內壁至軸承座端面距離
55
大齒輪頂圓與箱體內壁的距離
12
齒輪端面與箱體內壁的距離
15

十、潤滑與密封
滾動軸承的潤滑
由於軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用於小型設備，選用GB443-89全損耗系統用油L-AN15潤滑油。
密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易於調整，採用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為GB894.1-86-25軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定
十一、設計小結
十二、參考資料
1《畫法幾何及工程制圖 第六版》朱輝、陳大復等編 上海科學技術出版社
2、《機械設計基礎課程設計》 陳立德主編 高等教育出版社
3、《機械設計計算手冊 第一版》王三民主編 化學工業出版社
4、《機械設計 第四版》邱宣懷主編 高等教育出版社

我的設計作業F=3000N V=2m/s D=300mm

4. 設計已螺旋輸送機的驅動裝置設計說明書

計算內容 計算結果
一， 設計任務書
設計題目：傳送設備的傳動裝置
（一）方案設計要求：
具有過載保護性能（有帶傳動）
含有二級展開式圓柱齒輪減速器
傳送帶鼓輪方向與減速器輸出軸方向平行
（二）工作機原始數據：
傳送帶鼓輪直徑___ mm,傳送帶帶速___m/s
傳送帶主動軸所需扭矩T為___N.m
使用年限___年，___班制
工作載荷（平穩，微振，沖擊）
（三）數據：
鼓輪D 278mm，扭矩T 248N.m
帶速V 0.98m/s，年限 9年
班制 2 ，載荷 微振
二.電機的選擇計算
1. 選擇電機的轉速：
a. 計算傳動滾筒的轉速
nw= 60V/πd=60×0.98/3.14×0.278=67.326 r/min
b.計算工作機功率
pw= nw/9.55×10³=248×67.326/9.55×10³=1.748Kw
2. 工作機的有效功率
a. 傳動裝置的總效率
帶傳動的效率η1= 0.96
彈性聯軸器的效率η2= 0.99

滾筒的轉速
nw=67.326 r/min
工作機功率
pw=1.748Kw

計算內容 計算結果
滾動軸承的效率 η3=0.99
滾筒效率 η4=0.96
齒輪嚙合效率 η5=0.97
總效率 η=η1×η2×η34×η4×η5²=
0.95×0.99×0.994×0.96×0.97²=0.816
c. 所需電動機輸出功率Pr=Pw/η=1.748/0.816=2.142kw
3. 選擇電動機的型號：
查參考文獻[10] 表16-1-28得 表1.1
方案
號 電機
型號 電機
質量
(Kg) 額定
功率
(Kw) 同步
轉速(r/min) 滿載
轉速
(r/min) 總傳
動比
1 Y100L1-4 34 2.2 1500 1420 21.091
2 Y112M-6 45 2.2 1000 940 13.962
根據以上兩種可行同步轉速電機對比可見，方案2傳動比小且質量價格也比較合理，所以選擇Y112M-6型電動機。
三.運動和動力參數的計算
1. 分配傳動比取i帶=2.5
總傳動比 i=13.962
i減=i/i帶=13.962/2.5=5.585
減速器高速級傳動比i1= =2.746
減速器低速級傳動比i2= i減/ i1=2.034
2. 運動和動力參數計算:

總效率
η=0.816

電動機輸出功率
Pr=2.142kw

選用三相非同步電動機Y112M-6
p=2.2 kw
n=940r/min
中心高H=1112mm,外伸軸段D×E=28×60

i=13.962
i12=2.746
i23=2.034

P0=2.142Kw

計算內容 計算結果
0軸(電動機軸):
p0=pr=2.142Kw
n0=940r/min
T0=9.55103P0/n0=9.551032.119/940=21.762N.m
Ⅰ軸(減速器高速軸):
p1=p.η1=2.1420.95=2.035Kw
n1= n0/i01=940/2.5=376
T1=9.55103P1/n1=51.687 N.m
Ⅱ軸(減速器中間軸):
p2=p1η12=p1η5η3=2.0350.970.99
=1.954 Kw
n2= n1/i12=376/2.746=136.926 r/min
T2=9.55103 P2/n2=136.283N.m

Ⅲ軸(減速器低速軸):
p3=p2η23= p2η5η3=1.876 Kw
n3= n2/i23=67.319 r/min
T3=9.55103 P3/n3=266.133 N.m
Ⅳ軸(鼓輪軸):
p4=p3η34=1.839 Kw
n4= n3=67.319 r/min
T4=9.55103 P4/n4=260.884 N.m
四.傳動零件的設計計算
(一)減速器以外的傳動零件
1.普通V帶的設計計算
(1) 工況系數取KA=1.2
確定dd1, dd2:設計功率pc=KAp=1.22.2=2.64Kw n0=940r/min
T0=21.762N.m
p1=2.035Kw
n1=376r/min
T1=51.687N.m
p2=1.954Kw
n2=136.926 r/min
T2=136.283 N.m
p3=1.876Kw
n3=67.319 r/min
T3=266.133N.m

p4=1.839 Kw
n4=67.319r/min
T4=260.884 N.m

小帶輪轉速n1= n0=940 r/min
選取A型V帶 取dd1=118mm
dd2=(n1/n2)dd1=(940/376) 118=295mm
取標准值dd2=315mm
實際傳動i=dd1/ dd2=315/118=2.669
所以n2= n1/i=940/2.669=352.192r/min(誤差為6.3%>5%)
重取 dd1=125mm,
dd2=(n1/n2)dd1=(940/376)125=312.5mm
取標准值dd2=315mm
實際傳動比i= dd1/ dd2=315/125=2.52
n2= n1/i=940/2.52=373.016
(誤差為8% 允許)
所選V帶帶速v=πdd1 n1/(601000)=3.14
125940/(601000)=6.152m/s
在5 ~25m/s之間 所選V帶符合
(2)確定中心距
①初定a0 :0.7(dd1 +dd2)≤a0≤ 2(dd1 +dd2)

308≤a0≤880 取a0=550mm
②Lc=2 a0+(π/2)( dd1 +dd2)+( dd2 -dd1)²/4 a0
=2550+(3.14/2) (315+125)+(315-125)²/4550=1807.559
③取標准值:Ld=1800mm
④中心距:a=a0+ (Ld­Lc)/2=550+(1800-1807.559)/2

計算內容 計算結果
=546.221mm
取a=547mm,a的調整范圍為:
amax=a+0.03 Ld=601mm
amin=a-0.015Ld=520mm

(2)驗算包角:
α≈180°-(dd2-dd1) 60° /a=180°-(315-125) 60°/547=159°>120°，符合要求。
(3)確定根數:z≥pc/p0』
p0』=Kα(p0+Δp1+Δp2)
Kα=1.25(1- )=0.948
對於A型帶:c1=3.7810-4,c2=9.8110-3,
c3=9.610-15,c4=4.6510-5
L0=1700mm
ω1= = =98.437rad/s
p0= dd1ω1[c1- - c3 (dd1ω1)²- c4lg(dd1ω1)]
=12598.437[3.7810-4- -9.6
10-15 (12598.437)²- 4.6510-5
lg(12598.437)]=1.327
Δp1= c4dd1ω1 =0.148
Δp2=c4dd1ω1 =0.0142
p0』=0.948 (1.327+0.149+0.0142)=1.413 Kw

確定根數：z≥ ≤Zmax
z= = 取z=2
（4）確定初拉力F0
F0=500 =500×
=175.633KN
（5）帶對軸的壓力Q
Q=2 F0zsin =2 =690.768KN
（二）減速器以內的零件的設計計算
1．齒輪傳動設計
（1）高速級用斜齒輪
① 選擇材料
小齒輪選用40Cr鋼，調質處理，齒面硬度250~280HBS大齒輪選用ZG340~ 640，正火處理，齒面硬度170 ~ 220HBS
應力循環次數N：
N1=60n1jLh=60×376×（9×300×16）=9.74×108
N2= N1/i1=9.74×108 ÷2.746=3.549×108
查文獻[2]圖5-17得：ZN1=1.02 Z N2=1.11（允許有一點蝕）
由文獻[2]式（5-29）得：ZX1 = ZX2=1.0，取SHmin=1.0，Zw=1.0，ZLVR=0.92
按齒面硬度250HBS和170HBS由文獻[2]圖（5-16（b））得：σHlim1=690Mpa, σHlim2=450 Mpa
許用接觸應力[σH]1 =（σHlim1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR=647.496 Mpa，[σH]2=（σHlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR
=459.540 Mpa
因[σH]2〈[σH]1，所以計算中取[σH]= [σH]2 =459.540 Mpa
②按接觸強度確定中心距
初定螺旋角β=12° Zβ= =0.989
初取KtZεt2=1.12 由文獻[2]表5-5得ZE=188.9 ，減速傳動u=i1 =2.746，取Φa=0.4
端面壓力角αt=arctan(tanαn/cosβ)=arctan（tan20°/cos12°）=20.4103°
基圓螺旋角βb= arctan(tanβ×cosαt)= arctan(tan12°×cos20.4103°)=11.2665°
ZH= = =2.450
計算中心距a:

計算內容 計算結果
a≥
=
=111.178mm
取中心距 a=112mm
估算模數mn=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×=
0.784~2.24
取標准模數mn=2
小齒輪齒數

實際傳動比： 傳動比誤差 在允許范圍之內
修正螺旋角β=
10°50′39〃
與初選β=12°相近，Zβ，ZH可不修正。
齒輪分度圓直徑

圓周速度
由文獻[2]表5-6 取齒輪精度為8級
③驗算齒面接觸疲勞強度
按電機驅動，載荷平穩，由文獻[2]表5-3 取 KA=1.25
由文獻[2]圖5-4（b），按8級精度和
取KV=1.023
齒寬 ，取標准b=45mm
由文獻[2]圖5-7（a）按b/d1=45/61.091=0.737,取Kβ=1.051
由文獻[2]表5-4，Kα=1.2
載荷系數K= KAKVKβKα=
計算重合度：
齒頂圓直徑
端面壓力角：
齒輪基圓直徑： mm
mm
端面齒頂壓力角：

高速級斜齒輪主要參數：
mn=2
z1=30, z2=80
β=
10°50′39〃
mt= mn/cosβ=2.036mm
d1=61.091mm
d2=162.909mm
da1=65.091mm
da2=166.909mm
df1= d1-2(ha*+ c*) mn=56.091mm
df2= d2-2(ha*+ c*) mn=157.909mm
中心距a=1/2(d1+d2)=112mm
齒寬b2=b=
45mm
b1= b2+(5~10)=50mm

計算內容 計算結果

齒面接觸應力
安全
④驗算齒根彎曲疲勞強度
由文獻[2]圖5-18（b）得：
由文獻[2]圖5-19得：
由文獻[2]式5-23：
取
計算許用彎曲應力：

計算內容

計算結果

由文獻[2]圖5-14得：
由文獻[2]圖5-15得：
由文獻[2]式5-47得計算

由式5-48： 計算齒根彎曲應力：

均安全。
⑵低速級直齒輪的設計
①選擇材料
小齒輪材料選用40Cr鋼，齒面硬度250—280HBS,大齒輪材料選用ZG310-570，正火處理，齒面硬度162—185HBS
計算應力循環次數N：同高速級斜齒輪的計算 N1=60 n1jL h=1.748×108
N2= N1/i1=0.858×108
計算內容

計算結果
查文獻[2]圖5-17得：ZN1=1.12 Z N2=1.14
按齒面硬度250HBS和162HBS由文獻[2]圖（5-16（b））得：σHlim1=690Mpa, σHlim2=440 Mpa
由文獻[2]式5-28計算許用接觸應力：
[σH]1 =（σHlim1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR=710.976 Mpa，[σH]2=（σHlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR
=461.472 Mpa
因[σH]2〈[σH]1，所以取[σH]= [σH]2 =461.472 Mpa
②按接觸強度確定中心距
小輪轉距T1=136.283N.m=136283N.m
初取KtZεt2=1.1 由文獻[2]表5-5得ZE=188.9 ，減速傳動u=i23=2.034，取Φa=0.35

計算中心距a: a≥
=145.294mm
取中心距 a=150mm估算模數m=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×150=
1．05~3
取標准模數m=2
小齒輪齒數

齒輪分度圓直徑

齒輪齒頂圓直徑：

齒輪基圓直徑： mm
mm
圓周速度
由文獻[2]表5-6 取齒輪精度為8級
按電機驅動，載荷平穩，而工作機載荷微振，由文獻[2]表5-3 取 KA=1.25
按8級精度和 取KV=1.02
齒寬 b= ,取標准b=53mm
由文獻[2]圖5-7（a）按b/d1=53/100=0.53,取Kβ=1.03
由文獻[2]表5-4，Kα=1.1
載荷系數K= KAKVKβKα=
計算端面重合度：

安全。
③校核齒根彎曲疲勞強度
按z1=50, z2=100,由文獻[2]圖5-14得YFa1=2.36 ,YFa2=2.22
由文獻[2]圖5-15得YSa1= 1.71，YSa2=1.80。
Yε=0.25+0.75/ εα=0.25+0.75/1.804=0.666
由文獻[2]圖5-18（b），σFlim1=290Mp, σFlim2=152Mp
由文獻[2]圖5-19，YN1= YN2=1.0,因為m=4〈5mm，YX1= YX2=1.0。
取YST=2.0，SFmin=1.4。
計算許用彎曲應力：
[σF1]= σFlim1YST YN1 YX1/SFmin=414Mp
[σF2]= σFlim2YST YN2 YX2/SFmin=217Mp
計算齒根彎曲應力：
σF1=2KT1YFa1YSa1Yε/bd1m=2×1.445×136283×2.36×1.71×0.666/53×100×2=99.866Mp〈[σF1]
σF2=σF1 YFa2YSa2/ YFa1YSa1=98.866Mp〈[σF2]
均安全。
五．軸的結構設計和軸承的選擇
a1=112mm, a2=150mm,
bh2=45mm, bh1= bh2+(5~10)=50mm
bl2=53mm, bl1= bl2+(5~10)=60mm
(h----高速軸，l----低速軸)
考慮相鄰齒輪沿軸向不發生干涉，計入尺寸s=10mm，考慮齒輪與箱體內壁沿軸向不發生干涉，計入尺寸k=10mm，為保證滾動軸承放入箱體軸承座孔內，計入尺寸c=5mm，初取軸承寬度分別為n1=20mm,n2=22，n3=22mm，3根軸的支撐跨距分別為：
計算內容

低速級直齒輪主要參數：
m=2
z1=50, z1=50 z2=100
u=2.034
d1=100mm
d2=200mm
da1=104mm
da2=204mm
df1=
d1-2(ha*+ c*) m=95mm
df2=
d2-2(ha*+ c*) m=195mm
a=1/2(d2+ d1)=150mm
齒寬b2 =b=53mm
b1=b2+
(5~10)=60mm

計算結果
l1=2(c+k)+bh1+s+bl1+n1=2×(5+10)+50+10+60+20=170mm
l2=2(c+k)+bh1+s+bl1+n2=2×(5+10)+50+10+60+20=

172mm
l3=2(c+k)+bh1+s+bl1+n3=2×(5+10)+50+10+60+20=172mm
(2)高速軸的設計：
①選擇軸的材料及熱處理
由於高速軸小齒輪直徑較小，所以採用齒輪軸，選用40r鋼，
②軸的受力分析：
如圖1軸的受力分析：

lAB=l1=170mm,
lAC=n1/2+c+k+bh1/2=20/2+5+10+50/2=50mm
lBC= lAB- lAC=170-50=120mm
(a) 計算齒輪嚙合力：
Ft1=2000T1/d1=2000×51.687/61.091=162.131N
Fr1=Ft1tanαn/cosβ1692.13×tan20°/cos10.8441°=627.083N
Fa1= Ft1tanβ×tan10.8441°=324.141N
(b) 求水平面內支承反力，軸在水平面內和垂直面的受力簡圖如下圖：

RAx= Ft1 lBC/ lAB=1692.131×120/170=1194.445N
RBx= Ft1-RAx=1692.131-1194.445=497.686N
RAy=(Fr1lBC+Fa1d1/2)/lAB=(627.083×120+324.141×
61.091/2)/170=500.888N
RBy= Fr1-RAy=627.083-500.888=126.195N
(c) 支承反力

彎矩MA= MB=0，MC1= RA lAC=64760.85N.mm
MC2= RB lBC=61612.32N.mm
轉矩T= Ft1 d1/2=51686.987N.mm
計算內容

計算結果

d≥ ③軸的結構設計
按經驗公式，減速器輸入端軸徑A0 由文獻[2]表8-2，取A0=100
則d≥100 ，由於外伸端軸開一鍵槽，
d=17.557（1+5%）=18.435取d=20mm，由於da1<2d,用齒輪軸，根據軸上零件的布置、安裝和定位的需要，初定軸段直徑和長度，其中軸頸、軸的結構尺寸應與軸上相關零件的結構尺寸聯系起來考慮。
初定軸的結構尺寸如下圖：

高速軸上軸承選擇：選擇軸承30205 GB/T297-94。
（2）中間軸（2軸）的設計：
①選擇軸的材料及熱處理
選用45號綱調質處理。
②軸的受力分析：
如下圖軸的受力分析：

計算內容

計算結果

lAB=l2=172mm,
lAC=n2/2+c+k+bh1/2=22/2+5+10+50/2=51mm
lBC= lAB- lAC=172-51=121mm
lBD=n2/2+c+k+bl1/2=22/2+5+10+60/2=56mm
(a) 計算齒輪嚙合力：
Ft2=2000T2/d2=2000×136.283/162.909=1673.118N
Fr2=Ft2tanαn/cosβ=1673.118×tan20°/cos10.8441°=620.037N
Fa2=Ft2tanβ=1673.118×tan10.8441°=320.499N
Ft3=2000T2/d3=2000×136.283/100=2725.660N
Fr3=Ft3tanα=2725.660×tan20°=992.059N
(b)求水平面內和垂直面內的支反力
RAx=(Ft2lBC+Ft3lBD )/lAB=(1673.118×121+2725.660×56)/172=2064.443N
RBx=Ft2+Ft3-RAX=1673.118+2725.660-2064.443=2334.35N
RAY=(Fa2d2/2-Fr2lBC+Fr3lBD)/lAB=(320.449×162.909/2-620.037×121+992.059×56)=190.336N
RBY=Fr3-Fr2-RAY=992.059-620.037-190.336=
計算內容

計算結果
181.656N
RA=2073.191N, RB=2341.392N
③軸的結構設計
按經驗公式, d≥A0 由文獻[2]表8-2，取A0=110
則d≥110 ，取開鍵槽處d=35mm
根據軸上零件的布置、安裝和定位的需要，初定軸段直徑和長度，其中軸頸、軸的結構尺寸應與軸上相關零件的結構尺寸聯系起來考慮。
初定軸的結構尺寸如下圖：

中間軸上軸承選擇：選擇軸承6206 GB/T276-94。
（3）低速軸（3軸）的設計：
①選擇軸的材料及熱處理
選用45號綱調質處理。
②軸的受力分析：
如下圖軸的受力分析：

計算內容

計算結果

初估軸徑：
d≥A0 =110
聯接聯軸器的軸端有一鍵槽，dmin=33.5（1+3%）=34.351mm，取標准d=35mm
軸上危險截面軸徑計算：d=（0.3~0.4）a=（0.3~0.4）×150=45~60mm 最小值dmin =45×（1+3%）=46.35mm，取標准
計算內容 計算結果
50mm
初選6207GB/T276-94軸承，其內徑，外徑，寬度為40×80×18
軸上各軸徑及長度初步安排如下圖：

③低速級軸及軸上軸承的強度校核
a、 低速級軸的強度校核
①按彎扭合成強度校核：
轉矩按脈動循環變化，α≈0.6
Mca1= Mc=106962.324N.mm
Mca2=
Mca3=αT=159679.800N.mm
計算彎矩圖如下圖：

計算內容

計算結果

Ⅱ剖面直徑最小，而計算彎矩較大，Ⅷ剖面計算彎矩最大，所以校核Ⅱ，Ⅷ剖面。
Ⅱ剖面:σca= Mca3/W=159679.8/0.1×35³=37.243Mp
Ⅷ剖面：σca= Mca2/W=192194.114/0.1×50³=15.376Mp
對於45號綱，σB=637Mp，查文獻[2]表8-3得
[σb] -1=59
Mp，σca<[σb] -1,安全。
②精確校核低速軸的疲勞強度
a、 判斷危險截面：
各個剖面均有可能有危險剖面。其中，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ剖面為過度圓角引起應力集中，只算Ⅱ剖面即可。Ⅰ剖面與Ⅱ剖面比較，只是應力集中影響不同，可取應力集中系數較大者進行驗算。Ⅸ--Ⅹ面比較，它們直徑均相同，Ⅸ與Ⅹ剖面計算彎矩值小，Ⅷ剖面雖然計算彎矩值最大，但應力集中影響較小（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），所以Ⅵ與Ⅶ剖面危險，Ⅵ與Ⅶ剖面的距離較接近（可取5mm左右），承載情況也很接近，可取應力集中系數較大值進行驗算。
計算內容

計算結果
b.較核Ⅰ、Ⅱ剖面疲勞強度：Ⅰ剖面因鍵槽引
起的應力集中系數由文獻[2]附表1-1查得：kσ=1.76, kτ=1.54
Ⅱ剖面配合按H7/K6，引起的應力集中系數由文獻[2]附表1-1得：kσ=1.97, kτ=1.51。Ⅱ剖面因過渡圓角引起的應力集中系數查文獻[2]附表1-2（用插入法）： （過渡圓角半徑根據D-d由文獻[1]表4.2-13查取） kτ=1.419，故應按過渡圓角引起的應力集中系數驗算Ⅱ剖面
Ⅱ剖面產生的扭應力、應力幅、平均應力為：
τmax =T/ WT=266.133/0.2×35³=31.036Mp,
τa=τm =τmax /2=15.52Mp
絕對尺寸影響系數查文獻[2]附表1-4得：εσ =0.88，ετ =0.81，表面質量系數查文獻[2]附表1-5：βσ =0.92，βτ =0.92
Ⅱ剖面安全系數為：
S=Sτ=
取[S]=1.5~1.8，S>[S] Ⅱ剖面安全。
b、 校核Ⅵ，Ⅶ剖面：
Ⅵ剖面按H7/K6配合，引起的應力集中系數查附表1-1，kσ=1.97, kτ=1.51
Ⅵ剖面因過渡圓角引起的應力集中系數查附表1-2， ，kσ=1.612,kτ=1.43
Ⅶ剖面因鍵槽引起的應力集中系數查文獻[2]附表1-1得：kσ=1.82, kτ=1.62。故應按過渡圓角引起
計算內容

計算結果
的應力集中系數來驗算Ⅵ剖面
MVⅠ=113 RA=922.089×113=104196.057N.mm, TVⅠ=266133N.mm
Ⅵ剖面產生的正應力及其應力幅、平均應力：
σmax= MVⅠ/W=104196.057/0.1×50³=8.336Mp
σa=σmax=8.366 σm=0
Ⅵ剖面產生的扭應力及其應力幅，平均應力為：
τmax =TⅥ/ WT=266133/0.2×50³
絕對尺寸影響系數由文獻[2]附表1-4得：εσ =0.84，ετ
=0.78
表面質量系數由文獻[2]附表1-5查得：βσ =0.92，βτ =0.92
Ⅵ剖面的安全系數：
Sσ =
Sτ=
S=
取[S]= 1.5~1.8，S>[S] Ⅵ剖面安全。
六．各個軸上鍵的選擇及校核
1．高速軸上鍵的選擇：
初選A型6×32 GB1095-79：b=6mm，L=32mm，l=26mm,查文獻[2]表2-10，許用擠壓應力[σp]=110Mp，σp= 滿足要求；

計算內容

高速軸上
選A型6×32 GB1095-79：b=6mm，L=32mm，l=26mm
中間軸
選A型10×32 GB1095-79：b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm,

計算結果
2．中間軸鍵的選擇：
A處：初選A型10×32 GB1095-79：b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm, [σp]=110Mp
σp= 滿足要求;
B處：初選A型10×45 GB1095-79：
b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm,[σp]=110Mp
σp= 滿足要求.
3. 低速軸上鍵的選擇：
a.聯軸器處選A型普通平鍵
初選A型10×50 GB1096-79：b=10mm,h=8mm,L=50mm,l=40mm,查文獻[2]表2-10，許用擠壓應力[σp]=110Mp
σp= 滿足要求.
b. 齒輪處初選A型14×40 GB1096-79：b=14mm,h=9mm,L=40mm,l=26mm, [σp]=110Mp
σp= 滿足要求.
七．聯軸器的選擇
根據設計題目的要求，減速器只有低速軸上放置一聯軸器。
查表取工作情況系數K=1.25~1.5 取K=1.5
計算轉矩 Tc=KT=1.5×266.133=399.200Mp
選用HL3型聯軸器：J40×84GB5014-85，[T]=630N.m, Tc<[T],n<[n],所選聯軸器合適。
低速軸
聯軸器處選A型10×50GB1096-79：b=10mm,h=8mm,L=50mm,l=40mm
低速軸
齒輪處初選A型14×40GB1096-79：
b=14mm,h=9mm,L=40mm,l=26mm

選用HL3型聯軸器：J40×84GB5014-85
參考資料：機械課程設計，理論力學

5. 螺旋振動給料機ug三維圖怎麼畫

螺旋振動給料機ug三維圖應該這樣畫：
1、纏繞型螺旋線不能直接設計出來，需要在沒有畫螺旋線之前，先繪制出一個曲線的形狀，依便做纏繞（繪制一個圓）；
2、進入到螺旋線命令下，其類型要使用沿脊線（沿一條軌跡線之意，也就是步驟1繪制的圓），將重要的參數部分重點用箭頭標出；
3、配合使用管道、渲染，我們設計出了一個金燦燦的三維零件圖形。

6. 螺旋輸送機工作原理是什麼

當螺旋軸轉動時，由於物料的重力及其與槽體壁所產生的摩擦力，使物料只能在葉片的推送下沿著輸送機的槽底向前移動，其情況好像不能旋轉的螺母沿著旋轉的螺桿作平移運動一樣。物料在中間軸承的運移，則是依靠後面前進著的物料的推力。所以，物料在輸送機中的運送，完全是一種滑移運動。為了使螺旋軸處於較為有利的受拉狀態，一般都將驅動裝置和卸料口安放在輸送機的同一端，而把進料口盡量放在另一端的尾部附近。 旋轉的螺旋葉片將物料推移而進行輸送，使物料不與螺旋輸送機葉片一起旋轉的力是物料自身重量和螺旋輸送機機殼對物料的摩擦阻力。葉片的面型根據輸送物料的不同有實體面型、帶式面型、葉片面型等型式。螺旋輸送機的螺旋軸在物料運動方向的終端有止推軸承以隨物料給螺旋的軸向反力，在機長較長時，應加中間吊掛軸承。

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