混泥土搅拌机传动卸料系统设计（含CAD图纸和说明书）

混泥土搅拌机传动卸料系统设计（含CAD图纸和说明书）,泥土,搅拌机,传动,卸料,系统,设计,CAD,图纸,说明书 全日制普通本科生 毕业论文（设计）开题报告 学生姓名 学 号 年级专业及班级 指导教师及职称 学 院 毕业论文（设计）题目 混凝土传动及其卸料系统设计 文献综述 课题的目的与意义 混凝土搅拌机是一种带叶片的轴在圆筒或槽中旋转用以把水泥、砂石骨料和水混合并拌制成混凝土混合料的机械。主要由拌筒、加料和卸料机构、供水系统、原动机、传动机构、机架和支承装置等组成。它在建筑中占有重要的地位。 混凝土搅拌机广泛应用于公路、铁路、建筑、桥梁、港口、机场等工程中。在“十二五”期间，我国眼建设一大批大型煤矿、油田、电站、机场、港口、高速铁路、高等级公路等重点工程，同时也要进行大量的城市道路、城镇住宅的开发与建设，这都需要用到大量的混凝土搅拌机。所以现在正是发展混凝土搅拌机的大好时机。 国内外研究情况 19世纪40年代，在德、美、俄等国家出现了以蒸气机为动力源的自落式搅拌机，其搅拌腔由多面体状的木制筒构成，一直到19世纪80年代，才开始用铁或钢件代替木板，但形状仍然为多面体。1888年法国申请登记了第一个用于修筑战前公路的混凝土搅拌机专利。20世纪初，圆柱形的拌筒自落式搅拌机才开始普及。形状的改进避免了混凝土在拌筒内壁上的凝固沉积，提高了搅拌质量和效率。1903年德国在斯太尔伯格建造了世界上第一座水泥混凝土的预拌工厂。1908年，在美国出现了第一台内燃机驱动的搅拌机，随后电动机则成为主要动力源。从1913年，美国开始大量生产预拌混凝土，到1950年，亚洲大陆的日本开始用搅拌机生产预拌混凝土。在这期间，仍然以各种有叶片或无叶片的自落式搅拌机的发明与应用为主。自落式搅拌机依靠被拌筒提升到一定高度的物料的自落完成搅拌。工作时，随着拌筒的转动，物料被搅拌筒内壁固定的叶片提升到一定高度后，依靠自重下落。由于各物料颗粒下落的高度、时问、速度、落点和滚动距离不同，从而物料各颗粒相互穿插、渗透、扩散，最后达到均匀混合。自落式搅拌机结构简单，可靠性高，维护简单，功率消耗小，拌筒和叶片磨损轻，但搅拌强度不高，生产效率低，搅拌质量不易保证。此种搅拌机适于拌制普通塑性混凝土，广泛应用于中小型建筑工地。按拌筒形状和卸料方式的不同，有鼓筒式搅拌机、双锥反转出料搅拌机、双锥倾翻出料搅拌机和对开式搅拌机等，其中鼓简式搅拌机技术性能落后，已于1987年被我国建设部列为淘汰产品。随着多种商品混凝土的广泛使用以及建筑规模的大型化、复杂化和高层化对混凝土质量、产量不断提出的更高要求，有力地促进了混凝土搅拌设备在使用性能和技术水平方面的提高与发展。各国研究人员开始从混凝土搅拌机的结构形式、传动方式、搅拌腔衬板材料以及搅拌生产工艺等方面进行改进和探索。20世纪40年代后期，德国ELBA公司最先发明了强制式搅拌机，和自落式搅拌机的工作原理不同，强制式搅拌机利用旋转的叶片强迫物料按预定轨迹产生剪切、挤压、翻滚和抛出等强制搅拌作用，使物料在剧烈的相对运动中得到匀质搅拌。强制式搅拌机与自落式搅拌机相比，强制式搅拌机搅拌作用强烈，搅拌质量好，搅拌效率高，但拌筒和叶片磨损大，功耗增大。此种搅拌机适于拌制干硬性、轻骨料混凝土以及特种混凝土和专用混凝土，多用于施工现场的混凝土搅拌站和预拌混凝土搅拌楼。根据构造特征不同，主要有立轴涡浆式搅拌机、立轴行星式搅拌机、立轴对流式搅拌机、单卧轴搅拌机和双卧轴搅拌机等。随着技术的发展，强制式搅拌机在德国的BHS公司和ELBA公司、美国的JOHNSON公司和REX WORKS公司、意大利的SICOMA公司和SIMEN公司、日本的日工株式会社和光洋株式会社等企业发展迅速，目前已形成系列产品。比如德国的EMC系列、EMS系列搅拌站和UBM系列、EMT系列搅拌楼，意大利的MAO系列搅拌站、MSO系列大型搅拌基地等。 我国混凝土搅拌设备的生产从20世纪50年代开始。1952年，天津工程机械厂和上海建筑机械厂试制出我国第一代混凝土搅拌机，进料容量为400L和1000L。20世纪70年代未至80年代初，我国为适应建筑业商品混凝土大规模发展的需要，在引进国外样机的基础上，有关院所厂家陆续开发了新一代Jz型双锥自落式搅机、．D型单卧轴强制式搅拌机。其中，JS型双卧轴搅拌机在80年代初研制成功。80年代末，我国混凝土搅拌产品开发重点转向商品混凝土成套设备，研制出了10多种混凝土搅拌楼(站)。经过引进吸收、自主开发等几个阶段，到本世纪初，国内混凝土搅拌机技术得到长足发展，在产品规格和生产数量上，都达到了一定规模，出现了一批具有自主知识产权的新技术，逐步形成了一个具有一定规模和竞争能力的行业。2006年，我国生产装机容量O．5～6m3的搅拌站2100多台，已成为混凝土搅拌设备的生产大国。 主要参考文献 [1] 中国农业机械化科学研究院.农业机械手册[M].北京：机械工业出版社，1990,152-173 [2] 杨明韶.我国牧草压缩基础研究工作进展与探索[J].农机化研究，2002,(2):1-4 [3] 董德军，陈海霞.滚刀式铡草机刀片刃线分析[J].农机化研究，2002，(2):41-42 [4] 张文祥 .草坪割草机内置调高机构的设计开发[J].林业机械与木工设备，2008，(7):5-12 [5] 王东青.实用型多功能割草机的研制[J].林业机械与木工设备，2003，(4):17-22 [6] 汪德众，王敦军，齐邵文，王宏章.9GYS-0.85型盘式甩刀割草机的设计[J].农机化研究，2003，(01)12-16 [7] 刘延超，宋世忠，孙红梅，任国玉.GCL120-160型路用割草机的研制[J].黑龙江交通科技，2002，(6):12-20 [8] 黄麟锋，林绍奕，梁林庆.66型铺复式双草刀割草机的研制[J].广东林业科技，1997，(1):35-61 [9] 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进程计划（各研究环节的时间安排、实施进度、完成程度等） 2011.11-2012.2 完成选题、资料准备、方案确定与开题目报告； 2012.2-2012.4 基本完成遥控割草机机械部分设计； 2012.4-2012.5 初步完成设计说明书； 2012.5-2012.6设计说明书的修改与提交、论文答辩。 论证小组意见 组长签名： 20 年 月 日 专业委员会意见 签名： 20 年 月 日 学院指导委员会审核意见 签名（公章）： 20 年 月 日 7 毕业论文（设计）中期检查表 学 部： 理工学部 学生姓名 学 号 年级专业及班级 2008级机械设计制造及其自动化(7)班 指导教师姓名 指导教师职称 教授 毕业论文（设计）题目 混凝土搅拌机传动及其卸料系统设计 工作进度 已完成的主要内容 尚需解决的主要问题 1、接受设计任务书，了解课题内容 及要求； 2、查阅了大量资料和参考文献，完成开题报告; 3、初步拟定了设计方案 4、完成部分装配图的设计和部分计算说明书。 1、 剩下的系统原理图； 2、 剩下部分零部件的计算； 3、设计说明书的整理； 4、毕业答辩的相关准备； 指导教师意见 指导教师签名： 年 月 日 检查（考核）小组意见 检查小组组长签名： 年 月 日 开题论证小组意见 指导教师签名： 年 月 日 专业委员会意见 检查小组组长签名： 年 月 日 注：此表意见栏必须由相应的负责人亲笔填写。专业名称必须是全称，例如“会计学专业”，班序号用阿拉伯数字“1”、“2”标注。此表如不够填写，可另加页。 全日制普通本科生毕业论文全日制普通本科生毕业论文混凝土搅拌机传动及卸料系统设计混凝土搅拌机传动及卸料系统设计THETHE DESIGNDESIGN OFOF TRANSMISSIONTRANSMISSION SYSTEMSSYSTEMS ANDAND DISCHAREDISCHARE SYTEMSSYTEMS OFOF CONCRETECONCRETE MIXINGMIXING PLANTPLANT 学生姓名学生姓名： 学学 号：号： 年级专业及班级：年级专业及班级： 指导老师及职称：指导老师及职称： 学学 部：部：理工学部理工学部 提交日期：20 年 月 全日制普通本科生毕业论文诚信声明本人郑重声明：所呈交的本科毕业论文是本人在指导老师的指导下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确的说明并表示了谢意。同时，本论文的著作权由本人与湖南农业大学东方科技学院、指导教师共同拥有。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 毕业论文作者签名： 年 月 日 毕业论文（设计）开题论证审批表 学生姓名   学号   年级专业及班级 2008级机械设计制造及其自动化(7)班 指导教师及职称   开题时间 年   月    日 毕业论文（设计）题目 混凝土搅拌机传动及卸料系统设计 文献综述（选题研究意义、国内外研究现状、主要参考文献等）（宋体五号，行间距单倍行距。） 课题的目的与意义 混凝土搅拌机是一种带叶片的轴在圆筒或槽中旋转用以把水泥、砂石骨料和水混合并拌制成混凝土混合料的机械。主要由拌筒、加料和卸料机构、供水系统、原动机、传动机构、机架和支承装置等组成。它在建筑中占有重要的地位。 混凝土搅拌机广泛应用于公路、铁路、建筑、桥梁、港口、机场等工程中。在“十二五”期间，我国眼建设一大批大型煤矿、油田、电站、机场、港口、高速铁路、高等级公路等重点工程，同时也要进行大量的城市道路、城镇住宅的开发与建设，这都需要用到大量的混凝土搅拌机。所以现在正是发展混凝土搅拌机的大好时机。    国内外研究情况      19世纪40年代，在德、美、俄等国家出现了以蒸气机为动力源的自落式搅拌机，其搅拌腔由多面体状的木制筒构成，一直到19世纪80年代，才开始用铁或钢件代替木板，但形状仍然为多面体。1888年法国申请登记了第一个用于修筑战前公路的混凝土搅拌机专利。20世纪初，圆柱形的拌筒自落式搅拌机才开始普及。形状的改进避免了混凝土在拌筒内壁上的凝固沉积，提高了搅拌质量和效率。1903年德国在斯太尔伯格建造了世界上第一座水泥混凝土的预拌工厂。1908年，在美国出现了第一台内燃机驱动的搅拌机，随后电动机则成为主要动力源。从1913年，美国开始大量生产预拌混凝土，到1950年，亚洲大陆的日本开始用搅拌机生产预拌混凝土。在这期间，仍然以各种有叶片或无叶片的自落式搅拌机的发明与应用为主。自落式搅拌机依靠被拌筒提升到一定高度的物料的自落完成搅拌。工作时，随着拌筒的转动，物料被搅拌筒内壁固定的叶片提升到一定高度后，依靠自重下落。由于各物料颗粒下落的高度、时问、速度、落点和滚动距离不同，从而物料各颗粒相互穿插、渗透、扩散，最后达到均匀混合。自落式搅拌机结构简单，可靠性高，维护简单，功率消耗小，拌筒和叶片磨损轻，但搅拌强度不高，生产效率低，搅拌质量不易保证。此种搅拌机适于拌制普通塑性混凝土，广泛应用于中小型建筑工地。按拌筒形状和卸料方式的不同，有鼓筒式搅拌机、双锥反转出料搅拌机、双锥倾翻出料搅拌机和对开式搅拌机等，其中鼓简式搅拌机技术性能落后，已于1987年被我国建设部列为淘汰产品。随着多种商品混凝土的广泛使用以及建筑规模的大型化、复杂化和高层化对混凝土质量、产量不断提出的更高要求，有力地促进了混凝土搅拌设备在使用性能和技术水平方面的提高与发展。各国研究人员开始从混凝土搅拌机的结构形式、传动方式、搅拌腔衬板材料以及搅拌生产工艺等方面进行改进和探索。20世纪40年代后期，德国ELBA公司最先发明了强制式搅拌机，和自落式搅拌机的工作原理不同，强制式搅拌机利用旋转的叶片强迫物料按预定轨迹产生剪切、挤压、翻滚和抛出等强制搅拌作用，使物料在剧烈的相对运动中得到匀质搅拌。强制式搅拌机与自落式搅拌机相比，强制式搅拌机搅拌作用强烈，搅拌质量好，搅拌效率高，但拌筒和叶片磨损大，功耗增大。此种搅拌机适于拌制干硬性、轻骨料混凝土以及特种混凝土和专用混凝土，多用于施工现场的混凝土搅拌站和预拌混凝土搅拌楼。根据构造特征不同，主要有立轴涡浆式搅拌机、立轴行星式搅拌机、立轴对流式搅拌机、单卧轴搅拌机和双卧轴搅拌机等。随着技术的发展，强制式搅拌机在德国的BHS公司和ELBA公司、美国的JOHNSON公司和REX WORKS公司、意大利的SICOMA公司和SIMEN公司、日本的日工株式会社和光洋株式会社等企业发展迅速，目前已形成系列产品。比如德国的EMC系列、EMS系列搅拌站和UBM系列、EMT系列搅拌楼，意大利的MAO系列搅拌站、MSO系列大型搅拌基地等。  我国混凝土搅拌设备的生产从20世纪50年代开始。1952年，天津工程机械厂和上海建筑机械厂试制出我国第一代混凝土搅拌机，进料容量为400L和1000L。20世纪70年代未至80年代初，我国为适应建筑业商品混凝土大规模发展的需要，在引进国外样机的基础上，有关院所厂家陆续开发了新一代Jz型双锥自落式搅机、．D型单卧轴强制式搅拌机。其中，JS型双卧轴搅拌机在80年代初研制成功。80年代末，我国混凝土搅拌产品开发重点转向商品混凝土成套设备，研制出了10多种混凝土搅拌楼(站)。经过引进吸收、自主开发等几个阶段，到本世纪初，国内混凝土搅拌机技术得到长足发展，在产品规格和生产数量上，都达到了一定规模，出现了一批具有自主知识产权的新技术，逐步形成了一个具有一定规模和竞争能力的行业。2006年，我国生产装机容量O．5～6m3的搅拌站2100多台，已成为混凝土搅拌设备的生产大国。   主要参考文献   研究方案（研究目的、内容、方法、预期成果、条件保障等）（宋体五号，行间距单倍行距） 研究目的 通过研究混凝土搅拌机的发展历史和国内外的现状，比较国内和国外混凝土搅拌机的技术差别，自主研究和改进当前的缺陷和不足。本文通过对三一重工和中联重科及国内外其他公司相关产品资料研究，借鉴其长处，改善其不足和缺陷。本文中主要对搅拌机的方案，传动系统和卸料进行规范的设计和描述，从而达到所需要求。   条件保障 1. 学院有对这方面进行过比较深入的老师与学长； 2. 学院有比较齐全的硬件设施，可以提供实验与制作系统条件； 3. 本人有一定的机械设计基础，能独立完成简单机械部分的设计； 4. 前人对割草机有了比较深入的研究，有一定的参考资料。   时间进程安排（各研究环节的时间安排、实施进度、完成程度等）（宋体五号，行间距单倍行距） 2011/12/25前 查阅相关文献，收集资料，调研。 2011/12/26-2012/4/10总体方案设计，完成总装图、部件装配图和零件图。 2011/4中旬         毕业设计中期考核 2011/4/20-2012/5/10 完成设计说明书， 2011/5/11-2012/5/25  毕业设计审查。 2011/6               毕业答辩   开题论证小组意见                                        组长签名：                                                年  月  日   专业委员会意见         专业教研室主任签名：                    年  月  日   注：此表意见栏必须由相应责任人亲笔填写。专业名称必须是全称，例如“会计学专业”，班序号用阿拉伯数字“1”、“2”标注。此表如不够填写，可另加页。 毕业论文（设计）开题论证记录 学 部： 理工学部 学生姓名 学 号 年级专业及班级 2008级机械设计制造及其自动化专业(7)班 指导教师姓名 指导教师职称 教授 毕业论文（设计）题目 混凝土搅拌机传动及其卸料系统设计 论证小组质疑及指导意见 1、 以前有哪些相关或相近的研究？  2、 你设计的机器名称有什么主要结构以及工作原理是什么？  3、 你准备采取哪些方法和步骤来完成你的毕业设计      学生回答简要记录 1、董德军，陈海霞.减速器的选择 李凯捷，王琦.混凝土搅拌机物体试验与设计开发试验台的研究 2、机器名称：混凝土搅拌机。 主要结构：减速箱、液压缸、卸料系统、传动系统结构组成。   工作原理：利用减速箱把动力传到搅拌缸内，使搅拌轴获得相宜的速度搅拌。搅拌完成后通过液压系统推开卸料板卸料。 3、利用图书馆和网络资料完成毕业设计；通过指导老师的指导和帮助完成毕业设计。        论证小组 成员签名 记录人签名： 论证时间： 2012 年4 月25 日 注：记录、签名栏必须用黑色笔手工填写。 目 录 目录 摘要 1 关键词 2 1前言 2 1.1研究的目的与意义 2 1.2国内为研究现状 2 2 传动系统设计 4 2.1 拟定传动方案 4 2.2 电动机类型和结构 6 2.2.1 电动机容量 6 2.2.2 电动机的转速 6 2.3传动装置的总体 7 2.3.1 确定传动方案 7 2.3.2 传动比的计算及钢轮柔轮的齿数 9 2.3.3柔轮和刚轮的材料 10 2.3.4波发生器的形式及几何参数，确定原始曲线方程 12 2.3.5 传动模数的我初步确定 14 2.4 谐波齿轮减速器的几何计算 15 2.4.1 选定主要啮合参数（，，，） 15 2.4.2 柔轮和刚轮的主要几何尺寸 17 2.4.3 齿廓啮合干涉验算 19 2.4.4 保证传动正常工作性能的条件 20 2.5 柔轮，刚轮和波发生器的结构设计 20 2.5.1 柔轮和刚轮 20 2.5.2波发生器 25 2.6柔轮的疲劳强度验算与稳定性校核 28 2.7 柔性轴承的寿命计算 31 2.8 传动效率估算 31 2.9 低速轴的设计 33 3 计算转动装置的运动和动力参数 34 3.1 各轴转速 34 3.2 各轴输入功率 35 3.3 带传动设计 35 3.3.1 确定计算功率Pca 35 3.3.2 选择V带的带型 35 3.3.3 确定带轮的基准直径dd0并验算带速v 35 3.3.4 确定v带的中心距a和基准长度Ld 36 3.3.5 验算小带轮上的包角 36 3.3.6 计算带的根数z 36 3.3.7 带轮结构设计 37 4减速器箱体装配图及制造设计 38 4.1 作用 38 4.2 减速器装配图的绘制 38 5.箱体制造设计 39 6.附件设计 39 6.1润滑与密封 40 6.1.1 润滑： 40 6.2.2 轴承的密封 40 7卸料系统的设计 40 7.1对卸料系统的要求 40 7.2 确定卸料系统的控制方式 40 7.3拟定液压系统原理图 41 7.4计算和选择液压元件 42 7.4.1计算液压缸的总机械载荷F 42 7.5液压泵的计算 44 7.5.1确定液压泵的实际工作压力 44 7.5.2确实液压泵的流量 44 7.5.3确定液压泵电机的功率 44 7.5.4油管及其他辅助装置的选择 45 7.5.5 查阅设计手册选择油管公称通径、外径、壁厚参数 45 7.5.6确定邮箱容量 45 7.5.7液压缸的设计计算 45 8总 结 47 致 谢 50 混凝土搅拌机传动及卸料系统设计 摘要：本为通过研究混凝土搅拌机的发展历史和国内外的现状，比较国内和国外混凝土搅拌机的技术差别，自主研究和改进当前的缺陷和不足。本文通过对三一重工和中联重科及国内外其他公司相关产品资料研究，借鉴其长处，改善其不足和缺陷。本文中主要对搅拌机的方案，传动系统和卸料进行规范的设计和描述，从而达到所需要求。 关键词：减速箱；轴；齿轮；液压； The Design of Transmission Systems and Dischare Sytems of Concrete Mixing Plant (College of Enineering Hunan Agriculturanl University,Changsha 410128, China) Abstract:The paper is a diquistion of concrete mixing machine fron history and world circs at present time.The comparatitvly of mising machine technology fron inland and abrod,finding the limitation to develop the technology.standying the imformation oi SANY Company to learn strongpoint and improve the short.So in this paper,the main mixer in the programme,off-loudin and transmission system to regulate the design and description.To achieve the necessary requirements. Key words: Transmission;Axes;Gear;Hydraulic pressure 1 前言 1.1研究的目的与意义 目前我国的混凝土搅拌机主机基本上依靠国外进口，国内技术水平参差不齐，只有部分产品接近国际先进水平，但是自主知识产权缺乏，基于商品混凝土的大力推广应用，双卧轴强制式混凝土搅拌机使用与各类混凝土搅拌站或搅拌楼，因为他的搅拌功率大、搅拌容积大、搅拌效率高等特点，现在被广大的商品混凝土行业专家所接受，所以开发本类混凝土搅拌机是符合市场要求和必须的。主要设计内容：（1）双卧轴强制式混凝土搅拌机传动系统设计；（2）双卧轴强制式混凝土卸料系统设计。 1.2国内为研究现状 在20世纪初，由蒸汽机驱动的鼓筒式混凝土搅拌机已经开始出现使用。50年代后，强制搅拌机和自落式搅拌机等相继出现问世并获得发展。前者适合干硬性混凝土，后者适合塑性混凝土。发展到现在，出现了星式搅拌机、立式搅拌机、混凝土搅拌机、防险搅拌机、单轴搅拌机。双轴搅拌机、防滑搅拌机等等。而目前的搅拌站、搅拌楼、搅拌车都是在此基础上改造和改进而来的。 为了确保混凝土的搅拌质量，要求混凝土混合料混合搅拌均匀，搅拌时间短，卸料快，残留少，污染低和耗能少。影响混凝土搅拌机搅拌质量的因素:搅拌机的加料容量与搅拌筒几何容积的比率，搅拌机的结构形式，混合料的加料过程与加料位置，搅拌速度和叶片衬板的磨损状况，搅拌叶片的质量和排列的几何角度等等。所以这些是目前主要的研究方向。在这里面包括了环保要求的设计方向。 下图为此次研究的仿物图，此课题研究的是传动和卸料系统。 图一 搅拌示意简图 Fig1 Agitation station hint diagranm 2 传动系统设计 2.1 拟定传动方案 图二 Fig.2 图三 Fig.3 方案一如图一，方案二如图二。方案一结构简单，总传动比比较大，但沿齿宽载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度；方案二结构较为复杂，用于大功率、大传动比变载荷时，故选方案二。 选择电动机 2.2 电动机类型和结构 按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系三相异步电动机。它为卧式封闭结构。 2．2.1 电动机容量 1）搅拌轴机工作机的输出转矩TW和转速Nw TW=3000N●m 2) 电动机输出功率Pd Pd== 传动装置的总效率η=η1●η23●η32●η4●η5 式中，η1 η2…为从电动机至搅拌轴之间的各传动机构和轴承的效率。由教材表2-4查得：V带传动η1=0.96；滚动轴承η2=0.99；谐波齿轮传动η3=0.97；弹性联轴器η4=0.99；搅拌轴滚动轴承η5=0.99，则 η=0.96×0.993×0.962×0.99×0.99=0.83 故 Pd= ==11.35KW C、电动机额定功率Ped 由课程设计教材第二十章表20-1选取电动机额定功率Ped=15KW 2.2.2 电动机的转速 为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由表课程设计教材表2-1查V带传动常用传动比i1=2~4，谐波齿轮传动比i2=50~500，则电动机转速可选范围为 nd=nwi1i2=3000~30000r／min 故选用电动机的型号为Y160M2-2 2.3传动装置的总体 2.3.1 确定传动方案 谐波齿轮传动就其本质来说, 是属Z-X-V 型行星齿轮传动。其工作原理如图4所示, 它是由三个元件组成的, 即波发生器、柔轮和刚轮。其中任何一件均可固定不动, 其余两件作为输入件和输出件它可作为减速器使用, 也可作为增速器使用。通常, 刚轮为内齿轮, 固定不动; 波发生器为椭圆凸轮( 或双滚轮) , 作输入轴; 柔轮为外齿轮, 作输出轴; 而且大都采用2波传动, 即波发生器转1 转, 柔轮变形两次; 也即刚轮与柔轮的齿数差为2。若将波发生器装在柔轮中, 将使柔轮变为椭圆形, 此时, 处于长轴的齿将与刚轮齿接触啮合, 而处于短轴的齿则与刚轮齿脱开。当波发生器回转时, 将迫使柔轮齿依次同刚轮齿啮合, 由于相差2 齿, 故发生器转1 转, 将使柔轮在相反方向转过2 齿, 从而获得减速运动。 图4工作原理 Fig4 Working principle 本设计采用钢轮固定不动，波发生器作输入轴，柔轮作输出轴。 柔轮的结构型式主要有杯形、环形和钟形三种。经常采用的是杯形柔轮,本设计也采用了杯形柔轮，其结构如图5 所示。 图5 柔轮结构简图 Fig5 Flexible wheel Structure diagram 杯形柔轮虽然工艺性较差，但结构简单，联接方便，刚性好，传动精度高。 波发生器的结构型式主要有双滚轮式、四滚轮式、偏心盘式、柔性轴承凸轮式等。经常采用的是柔性轴承凸轮式或双滚轮式波发生器。其结构如图6所示。 图6 凸轮式和双滚轮式波发生器 Fig6 Cam and Double wheel Wave generator 柔性轴承凸轮式波发生器能全面控制柔轮变形, 承载能力大, 刚度好, 适于标准化批量生产。双滚轮式波发生器结构简单, 制造方便, 但承载能力低, 适于单件生产。本设计采用凸轮式波发生器。 本设计的主要性能指标为：传动比80、输入转速3000r/min、输入转矩3000Nm。单级传动的传动比为100，能够满足传动比要求，且结构建效率较高，所以本设计采用单级传动。 综上所述，传动方案采用双滚轮波发生器，钢轮固定，波发生器输入，柔轮输出的单级谐波齿轮传动。如图 图7 结构简图 Fig 7 Structure diagram 2.3.2 传动比的计算及钢轮柔轮的齿数 传动比计算公式：= 传动比：=-80 钢轮齿数：z2=81 柔轮齿数：z1=80 2.3.3柔轮和刚轮的材料 （1）柔轮材料：在谐波齿轮传动中，柔轮是在反复弹性变形的的状态下工作的，即要承受狡辩弯曲应力，又要承受扭转应力，工作条件恶劣，因此应使用疲劳极限≥350MPa和调制硬度280~320HBS的合金钢制造柔轮。另外根据承受载荷情况的不同，所选的柔轮材料也应有区别。 对于重载荷且传动比较小的的柔轮，推荐采用对应力集中敏感性小的高韧度的结构钢。例如38CrMoAlA，40CrNiMoA等。中等载荷与轻载荷的柔轮，可以用脚廉价的30CrMnSiA、35CrMnSiA或60Si2、40Cr等。目前我国通用谐波齿轮减速器及前苏联国家标准的通用谐波齿轮减速器，柔轮的材料主要采用30CrMnSiA。 不锈钢Cr18Ni10T具有很高的塑性，便于控制及旋压，但却贵而稀缺。密封谐波传动的柔轮常采用此种材料。 上述材料的热处理方法通常采用调制（280~320HBS）。热处理之后，不需要进行光整工序就可以进行直接加工，包括齿形加工。柔轮的齿圈，包括齿槽在内，通常要进行冷作硬化。冷作硬化可以提高疲劳极限值得10%~15%。同样，对齿圈进行氮化也是有效的方法。氮化不仅能提高疲劳极限值得30%~40%，而且还可以减少齿轮的磨损。柔轮常用金属材料的热处理规范和力学性能见表2.3.1 表1 金属柔轮材料及热处理规范 Table 1 Metal material and heat treatment of flexible wheel range 钢的牌号 热处理方法 热处理规范 力学性能 硬度 抗拉强度（MPa） 疲劳极限 30CrMnSiA 调制 1.油中淬火880℃+油中回火540℃ 850 380 300~320HBS 2油中淬火890~910℃+油中回火540℃ 1100 420 等温淬火 用个硝酸钾等温淬火880~890℃+加热到370℃空气冷却 1090 450 调制+喷丸冷作硬化 调制+氮化 调制+喷丸冷作硬化 1100 480~500 28~32HRC 调制+氮化 1100 600~650 50~54HRC 芯部280~320HBS 35CrMnSiA 调制 油中淬火880℃+水或油中回火540℃ 880 380 300~280HBS 等温淬火 用个硝酸钾等温淬火880℃+加热到280~310℃空气冷却 1300 450 60Si2 调制 油中淬火870℃+空气中回火460℃ 1400 500 50CrMn 调制 油中淬火840℃+空气中回火490℃ 1100 610 240~280HBS 40CrNiMoA 调制 油中淬火850℃+空气中回火600℃ 950 530 40Cr 调制 油中淬火850℃+油中回火550℃ 900 400 38CrMoAlA 调制 油中淬火9400℃+油中回火6400℃ 1000 400~490 表面65~70HRC 芯部320HBS 调制+氮化 调制+氮化 1000 620~630 Cr18Ni10T 安供应状况 600 280 本设计的传动比较大，重载荷，38CrMoAlA调制处理后能够达到力学性能的要求，且价格便宜，所以本设计选用38CrMoAlA 调制处理作为柔轮的材料。 （2）刚轮材料：钢轮的应力状态大大低于柔轮。因此刚轮可以此用普通结构钢，例如45、40Cr等。亦可用铸铁件与箱体铸在一起，材料应选用搞强度的铸铁或球墨镁铸铁等。铸铁刚轮与钢制柔轮形成减摩副，可以减轻表面磨损。本设计采用45作为刚轮材料，刚轮与箱体采用连接件链接。 （3）凸轮轮材料凸轮材料无需要求，常用45钢，调制处理。 2.3.4波发生器的形式及几何参数，确定原始曲线方程 波发生器是迫使柔轮产生预期变形规律的元件。安变形波数分，有单波、双波和三波发生器，按柔轮变形特性不同，又可分为自由变形波发生器和确定变形波发生器两类，前者不能完全控制柔轮的变形状态，而后者则能在柔轮的各点上控制其变形。 按波发生器与柔轮相互作用的原理的不同，可分为机械波发生器、液压波发生器、气压波发生器和电磁波发生器，其中以机械波发生器应用最广。 常用的机械波发生器有滚轮式，偏心盘式和凸轮式，其中凸轮式柔轮变形全部控制，承载能力较大，刚度较好，精度也较高。是目前国内外最通用的结构。所以本设计选取凸轮式波发生器。如下图： 图8 凸轮波发生器 Fig 8Cam-wave generator 凸轮形式主要有标准椭圆凸轮，此种凸轮加工简单方便，为目前最常用的一种凸轮；以四力作用下圆环变形曲线为廓线的椭圆凸轮，此种凸轮的加工虽较前者复杂，但只要改变角，便可获得所需之各种凸轮性状，当=时，柔轮中峰值力克达到最小；双偏心圆弧凸轮，此种凸轮加工方便，啮合区较大，但柔轮中的应力较大。 本设计采用标准椭圆凸轮形式。 图9 凸轮轮廓线 Fig 9 Cam contour 凸轮长半轴：a=0.5（）+ 凸轮短半轴：b= 考虑补偿波发生器径向尺寸链总的间隙量 ——柔性轴承内径 凸轮廓线方程：= 轮波发生器的原始曲线可看作凸轮廓线的外等距曲线。 计算得：（mm） a=54.4 b=50.56 2.3.5 传动模数的我初步确定 由于谐波齿轮传动两轮的齿数均很多，故轮齿啮合时很接近于面接触，因此齿面磨损可由工作表面的比压来控制。于是，齿面比压p为： P= 式中： ——用在柔轮上的转矩（N·m） ——柔轮分读远直径 ——齿廓工作段高度，其精确值应由集合计算确定，近似取=m，其中 =1.4~1.6，m为模数 ——齿宽系数，=b/，一般取0.1~0.2，b为齿宽 ——当量与沿齿廓工作段高度接触的全齿合工作齿数，=0.25 ——啮合齿数站总齿数的百分数，一般取=0.3~0.5 K——计算载荷系数，当静载荷时，却K=0.1，工作中有冲击和震动时，取K=1.15~1.5 ——许用比压。齿圈材料，且在润滑条件下工作时，对不同钢种及热处理条件，可取=20~40N/，当润滑不良时，值应适当降低，对塑料齿圈，。 在计算时，，齿面磨损条件往往用来大致确定传动模数，由式（2.3-1）得 m 取=80，K=1.5，=40N·m，=0.4，=0.1，，=30N/按公式（2.5-2）求得m1.8，本设计取模数为1.9。 2.4 谐波齿轮减速器的几何计算 2.4.1 选定主要啮合参数（，，，） 渐开线谐波齿轮传动啮合参数合理选择所遵循的基本原则是：在保证传动不发生啮合干涉的情况下，获得较大的啮合深度和啮合区，切保证有合理的啮合侧隙。因而在齿形确定之后，影响传动性能的参数主要是基准齿形角，变为系数、，径向变形量系数和齿廓工作段高度。 （1）基准齿形角我国目前谐波齿轮传动中柔轮、刚轮所采用的均为渐开线窄槽齿，基准齿形角分别采用、四种。为防止干涉，均采用短齿。对于=的大压力角齿形，可不变位或取较小变位。对于=的渐开线齿形，可采用变位的方法来防止啮合干涉。因为目前各国应用最广泛的是渐开线齿形，所以本设计取齿形基准角=的渐开线齿形，同时采用适当的变位系数来防止干涉。 （2）变位系数从增大啮入深度和啮合区的观点出发，变位系数应选大些，但其极限受齿顶变尖的限制。现设定柔轮用滚刀加工，刚轮用用插刀加工，则对于采用非标准柔性轴承的凸轮波发生器，圆盘波发生器和滚轮波发生器的谐波齿轮传动，柔轮和刚轮的变位系数可大致取： =（1.35-）/（0.85-0.04） =+（-1） 对于采用标准柔性轴承的凸轮波发生器的谐波齿轮传动，取 =/m 式中：——径向变形量系数 ——柔性轴承外径（mm） ——齿顶高系数 S——柔轮齿圈壁厚（mm） C——径向间隙系数。 （2）径向变形量系数：径向变形量系数定义为=/m（其中为柔论的最大径向变量）在其他条件不变时，增加，可使啮合深度增加大，所需的变位系数减小；但此时啮合区缩小，柔轮中的应力增大。一般取=0.9~1.1。在动力传动中，亦可取： =0.89+8+2/m 而/m=Tb/（+4（i-60） 式中：——空载时在啮合区应保证的间隙（mm） T——输出力矩（N·mm） b——柔轮齿圈宽度（mm） ——柔轮光滑圆柱部分的壁厚（mm） G——剪切弹性模量（N/） 由于本设计为非动力传动，所以直接取=1.0 （3）齿廓工作段高度：通常，齿廓工作段高度随的增加而增加。一般取=（1.3~1.6）mm，或推荐安下式确定： =m 本设计取=1.0，=1.5m=2.85,再由式（7）、(8)、（9）求得： =0.8 =0.8 应该指出，，，和的选择是相互关联的，因而最合理的值应该用优化的方法确定。 2.4.2 柔轮和刚轮的主要几何尺寸 柔轮： 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 式中：——柔轮齿上渐开线起始圆直径 由上式求得：=152 =157.05 =150.29 刚轮： 分度圆直径= 齿顶圆直径= 齿根圆直径=2（+） 式中：——刚轮齿上渐开线终止圆直径 =2 ——插削刚轮时的切齿啮合角 ——插削刚轮时的切齿中心距 ——刚轮基准半径 ，——插齿刀的顶元和基圆半径 由上式得：=153.9 =151.5 =158.5 2.4.3 齿廓啮合干涉验算 根据大量的计算和使用时间证明，齿廓重叠干涉大多都发生在柔轮齿顶与刚轮齿廓啮合之处，因而只需验算柔轮齿顶与刚轮齿廓干涉与否即可。设柔轮齿顶坐标为（，以=为半径作弧与相邻刚轮齿廓相交，即得到对应点（）当啮合处在第一相线时，啮合位置不放生干涉的条件为： -，-0 其中点，的坐标为： = = = 式中 ——柔轮和刚轮的分度圆半径（mm） ——柔轮变形前的中线圆半径（mm） ——原始曲线的极半径 进行齿廓啮合干涉验算时，理论上讲，此验算应在全啮合范围内进行。但是根据大量计算可知，对于1的传动，只需验算三个位置即可；而对于1的传动，则验算三个位置。若验算发现传动有干涉现象，则需要相应的增大或，或减小，重新计算。 经验算，没有干涉现象，啮合参数无需改动。 2.4.4 保证传动正常工作性能的条件 为保证传动正常工作性能，除保证无啮合干涉的条件以外，还要满足如下条件： （1） 不产生渡曲线干涉： （2） 为保证传动的承载能力，其最大啮入深度不应小于m 0.5（ （3） 保证有一定的顶隙 0.5（ （4） 齿廓工作段高度不应超过允许的极限值 m（0.5 （5） 齿顶不变尖 ， 式中：，——柔轮和刚轮的齿顶厚。 带入数据验算，均满足要求。 2.5 柔轮，刚轮和波发生器的结构设计 2.5.1 柔轮和刚轮 谐波齿轮传动的主要构件柔轮、刚轮的结构设计正确与否，严重影响到波发生器的工作性能。如寿命、承载能力、刚度、效率、精度等。因此正确的选择柔轮、刚轮的结构要素是完成谐波齿轮传动设计的重要主城部分。 柔轮 最常见的的柔轮结构形式是杯形柔轮结构，它可以采用图元或花键与输出轴相连接，或者直接与轴做成整体形式。其次是具有齿啮输出形式的环状柔轮，以及用于外复式传动具有双排齿圈的环行柔轮。此外，还有钟形柔轮以及向密闭空间传递运动的密闭式柔轮结构。 杯形柔轮结构简单，联接方便，刚性好，传动精度高。在相同直径的柔轮中，比别的结构形式的柔轮承载能力大。是国内外应用最普遍的结构形式。如下图： 图10 柔轮 Fig10 Flexible wheel 几何尺寸：d= S=（0.01~0.03） 当i150；或者载荷大时，即T/0.3MPa时取大值，反之取小值。推荐最佳壁厚系数为0.0125，即 S=0.0125 =（0.6~0.9）s 带输出轴的整体式柔轮部分尺寸与普通杯形柔轮相同，适用于小直径的轮。 环形柔轮结构简单，加工方便，轴向尺寸较小，但扭转刚度、传动精度，承载能力等于杯形柔轮相比，有所降低。啮合输出柔轮的承载能力约降低1/3左右。 几何尺寸：L=2(b+c+f)+a 尺寸c、b同上，尺寸f由结构设计确定 a ——滚刀外圆半径 h——柔轮全齿高 密封柔轮，A-A面和底部需进行强度校核，多用于密闭谐波齿轮传动。 几何尺寸：s 常取s=0.0125 = d= 本设计采用杯形柔轮，安几何计算公式求得起集合尺寸为： =144 S=0.125=1.8 =（0.6~0.9）s=1.2 刚轮 常用的刚轮结构主要有环状和带凸缘的两种。环状刚轮的结构简单，加工方便，制造成本低，故通用性广；带凸缘的刚轮可利用凸缘径向定位，因而安装定位比环状刚轮灵活、方便，但加工略较复杂。刚轮齿宽一般比柔轮齿宽大2~5mm，刚轮齿圈的厚度应保证有一定的径向刚度。环状刚轮和带凸缘的刚轮结构尺寸的推荐值见下表：(mm) 表2 环状刚轮的结构尺寸 Table 1 Circular drum structure size 机型 A G Q 25 9 34 6 3.5 M3 32 10 43 6 3.5 M3 40 11 51 6 4.5 M4 50 12 62 6 4.5 M4 60 14 75 6 5.5 M5 80 18 100 6 6.5 M6 机型 A G Q 100 24 120 6 9 M8 120 28 150 6 11 M10 160 38 195 6 13 M12 200 40 240 6 18 M16 25 55 295 6 21 M18 表3 带凸缘刚轮的结构尺寸 Table 1 Flanged drum structure size 机型 b c A G Q 32,40 8 2 12 50 44 38 6 3.5 50 14 3 20 70 60 54 6 3.5 60 16 3 22 85 75 67 6 4.5 80 20 3 26 110 100 90 6 5.5 100 25 4 33 135 120 110 6 6.5 120 30 4 38 170 150 135 6 9 160 40 5 50 215 195 177 6 11 200 50 6 62 265 240 218 6 11 250 60 6 72 330 290 272 6 14 本设计选择带凸缘的刚轮结构，根据之前计算的刚轮轮齿的几何尺寸，从表4.1.2中选择型号160的刚轮。 图11 刚轮 Fig 11 Rigid wheel 2.5.2波发生器 （1）柔性轴承的结构：实践表明，使谐波齿轮减传动的承载能力、工作性能、及寿命收到限制的又一薄弱环节是柔性轴承。谐波齿轮传动工作时，柔性轴承的外环不断反复变形，因此常出现的破换形式是是外环的疲劳断裂。而内环在装配时只是一次变形，故常出现的破坏形式是点蚀。除此之外，保持器设计制造不合理也会产生断裂或运动干涉。 因此，正确的设计及确定柔性轴承的结构尺寸，严格保证材料的性能质量（我国制造柔性轴承的材料选用ZGCr15——军用甲级钢。严格按军用技术条件检验其化学成分和控制碳化物偏析等级）、合理的制造工艺，是保证柔性轴承寿命及其性能的关键。 柔性轴承外环与柔轮内孔的配合为；柔性轴承的内环的内环与凸轮的配合取。如果柔性轴承装入柔轮内孔过紧，竟会引起远见内应力增加，发热，使轴承效率降低，最后导致破坏。 柔性轴承外环的硬度为55~60HRC,内环的硬度为61~65HRC。 本设计采用内、外环为等壁厚的柔性轴承，这种柔性轴承的外环两端可倒角，以改善柔轮齿圈的应力集中。同时在承载时柔轮内壁不会因为扭转变形翘曲使轴承划伤柔轮内壁。 其几何尺寸： 常取 ——柔性周琛外径 ——钢球直径 ——钢球数 ——滚道深度 ——外环滚道半径 ——内环滚道半径 B——柔性轴承宽度 ——柔性轴承内径 我国生产的谐波齿轮减速器用柔性球轴承规格以标准化，在齿轮手册列出供选择，本设计根据柔轮尺寸选择型号2000921AKT2的柔性求轴承。其外形尺寸（mm）和额定值如下： 外径D=145 内径d=105 宽度B/C=24 最大径向变形1.1 输入转速3000r/min 输出力矩800N·m 通过给出的数据求得其他结构尺寸： =2.9 =21 0.79 （2）保持器：保持器多采用尼龙整体式保持器，我国在一些大功率动力谐波传动中，还有用黄铜的分离块式保持器。 概括说来，在设计保持器时，应注意当柔性套在凸轮上变形时后，要求保持器内径不应与柔性轴承内环变形后处于长轴处的外表面相碰（或只允许在长轴处两端表面各一点接触）。而保持器的外径不应与柔性轴承外环变形后短轴处的内表面相碰（或只允许在短轴处两端各一点接触，即四点定位）。此时，保持器的孔径应不干涉柔性轴承球的运动轨迹，且应有一定间隙。 常见的保持器结构： A型保持器，此种保持器结构简单，制造容易，装拆方便，但径向无法定位，有游动摩擦现象。 B型——柱面定位保持器，此种结构简单，加工方便，为国内外通用结构之一。 C型——球面定位保持器，此种结构效率高、强度好。但保持器的制造复杂（模具的设计制造要求精度高）。目前我国通用谐波齿轮减速器标准系列中柔性轴承的保持器采用了此种。 D型保持器——四点定位保持器，此种结构采用四点（长、短轴各两点）定位，消除了保持器径向游动，减小内外环的摩擦，因此提高了和运动精度。 本设计采用C型——球面定位保持器。 （3）凸轮 图12 凸轮 Fig12 cam 凸轮的结构形式和集合尺寸已在章节2.4中说明。 2.6柔轮的疲劳强度验算与稳定性校核 计算柔轮强度时，由于联接端的边界效应、参与啮合的实际齿对数、齿间的载荷分布规律、以及轮齿对柔轮体内应力分布的影响比较复杂，加之柔轮受载时的畸变影响等，柔轮的应力状态很难精确估计，为了简化强度计算，往往把柔轮简化为一个光滑圆柱壳体进行应力分析，然后在根据实验结果进行适当的修正。柔轮的应力分析是以四力作用形式的数学模型为出发点的。 根据圆柱壳体理论，可求得： 轴向应力 (24) 周向应力 (25) 切应力 (26) 由作用在柔轮上的转矩所产生的剪应力为： (27) 式中 ——最大径向变形量 S——柔轮齿圈处的壁厚 ——柔轮中性圆半径 l——柔轮体的计算长度 E——材料的弹性模量 ——泊松比，取=0.3 、——正应力和切应力系数，其计算式为： 谐波齿轮触动工作时，柔轮处在变应力状态下工作。由分析可知，正应力基本上呈对称变化，而切应力呈脉动变化。若以分别正应力和切应力的应力幅和平均应力，则： (30) 于是，安全系数可按下式计算： (31) 其中： (32) (33) 式中：、——正应力和切应力作用时的安全系数 、——材料在对称循环时的弯曲和剪切疲劳极限（N/） 由材料的特性查表得 ——考虑轮齿影响正应力有效应力的集中系数，按下式确定 (34) 上式试用于； ——切应力的有效应力集中系数，取。 为防止承载过大时柔轮筒体失稳，故需对柔轮筒体的稳定性机型校核。表征筒体不失稳时扭转力的临界值为 (35) 柔轮筒体不失稳的条件为 (36) 式中 将数据带入式（5.1）~(5.13),求得S=1.72，，均满足式（5.8）和（5.13）。故柔轮的结构尺寸符合要求。 2.7 柔性轴承的寿命计算 对于凸轮波发生器用的柔性球轴承，由于其钢球的直径与座圈滚道曲率半径间的集合关系与一般的滚动轴承相类似，因而柔性轴承的额定动载荷仍可按一般滚动轴承的公式计算。利用一般滚动轴承额定动载荷的计算关系，将钢球直径的值代入，并取钢球数为23及（式中取决于零件的几何关系，制造精度和材料品质的系数），参照式（63.2.3-2），可得出柔性球轴承的寿命计算式： 当时 (37) 当时 (38) ——柔轮分度圆直径 ——输入转矩 代入数据，求得6.64h 2.8 传动效率估算 谐波齿轮传动的效率，最可靠的确定办法是实测，由于计算确定的值只可能是近似的。这是因为：减速器的具体情况，其细微差别很大；计算模型总是加以简化的；摩擦因数不易选准，等等。实际情况比简化了的计算要复杂得多，有些影响因素，难于列入计算式。但是，估算还是必要的。 根据理论分析和实测表明，谐波齿轮传动的效率与如下众多的因素有关，如： 1） 传动比 2） 轮齿啮入深度 3） 波数 4） 钢、柔轮齿槽宽窄的比列 5） 齿形角（或变位系数） 6） 滚动和华东摩擦系数 7） 回差值 8） 柔轮的最大径向变形量和柔轮的弯曲刚度 9） 转速 10)负载大小 11)减速器的结构和加工精度 12）润滑剂的种类、有无搅油损失，等等。 上述诸多因素中，4）、7)、9)、11）、12）在计算式中未加考虑。 为了简化计算，对于常用的单级和复式谐波齿轮减速器，不论波发生器的类 型和具体结构如何，其效率均统一近似的用一套公式计算。 对于杯形柔轮，其变形力（滚轮式）可近似按下式计算： 式中 J。 ——齿圈段界面的惯性矩，考虑到轮齿的影响。以齿槽厚度增大6%~8%作为光滑圆环段来计算，即，而=（1.06~1.08）s； ——简体光滑部分的界面惯性矩。取光滑简体长的1/3作为圆环长来计算，即； ——相当于光滑简体的圆环长度 刚轮固定的减速传动 式中： f——滑动摩擦因素，f=0.05~0.1（根据润滑剂的种类及齿面加工精度适当选择）； 当量滚动摩擦因素，取； R——刚轮在平均齿高处的圆周半径（mm） 刚轮齿平均高度处的渐开线压力角 低速轴上的转矩（N·m） i——传动比的绝对值。 带入数据求得传动效率 2.9 低速轴的设计 轴的结构工艺性是指轴的结构工艺形式应便于加工和装配轴上的零件，并 且生产率高，成本低。一般地说，轴的结构越简单，工艺性越好。因此，在满足使用要求的前提下，轴的结构应尽量简化。为了便于装备零件并去掉毛刺，轴端应制出45的倒角；需要磨削加工的轴段，应留有砂轮越程槽，需切制螺纹的轴段，应留有退刀槽。 为了减少装夹工件的时间，同一轴上不同轴段的键槽应布置在同一母线上。为了减少刀具种类和提高生产率，轴上直径相近处的圆角、倒角、键槽宽度、砂轮越程槽和退刀槽应尽可能采用相同的尺寸。 本设计的轴只承受扭矩，故最小轴径的计算按扭转强度条件计算。轴的扭转强度条件为： (42) 式中： ——扭转应力（MPa） T——轴所承受的扭矩（N·mm） ——轴的抗扭界面系数（ n——轴的转速，r/min P——轴传递的功率（kW） d——计算截面处轴的直径（mm） ——许用扭转切应力（MPa） 本设计轴的材料采用45钢，调制处理，其材料的许用扭转切应力为25~45MPa。 由公式（7）求得最小轴径为60.68mm。 3 计算转动装置的运动和动力参数 3．1 各轴转速 电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，低速轴为2轴，则各轴转速分别为 ==3000r/min = 3.2 各轴输入功率 按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，既 ==15KW = 150.96 r/min=14.4 KW == 13.4 KW 2.3.3 各轴转矩 = 42.53 N m = = = 4265.67 N m 将计算结果汇总列表备用 表2 各轴参数 Table 2 Parameters of Axis 轴 转速r/min 输入功率KW 承受转矩N m 0轴 3000 15 42.53 1轴 30 14.4 4265.67 3.4 带传动设计 3.4.1 确定计算功率Pca 由参考文献1表8-7查得工作情况系数KA=1.2，故 18 kw 3.4.2 选择V带的带型 根据Pca，n0由参考文献图8-11选用B型。 3.4.3 确定带轮的基准直径dd0并验算带速v 1） 初选小带轮的基准直径dd1. 由参考文献表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=200mm. 验算带速v。按参考文献式（8-13）验算带的速度 V = 因为5m／s

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