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目 錄
1 前言………………………………………………………………… (1)
2 提升機構(gòu)的設計及校核……………………………………………（5）
2.1 總體傳動方案的設計…………………………………………………………（5）
2.1.1 傳動方案簡圖介紹…………………………………………………………（5）
2.1.2 傳動方案介紹………………………………………………………………（6）
2.2 液壓馬達的選擇及輸出功率的計算………………………………………… （6）
2.2.1 液壓馬達的選擇……………………………………………………………（6）
2.2.2 CMZ2032型馬達相關(guān)性能參數(shù)………………………………………………（6）
2.2.3 CMZ2032型齒輪馬達相關(guān)計算……………………………………………（7）
2.3、液壓齒輪馬達輸出軸的設計…………………………………………………（7）
2.3.1、材料類型選擇：…………………………………………………………（7）
2.3.2、強度計算…………………………………………………………………（7）
2.3.3、軸扭轉(zhuǎn)強度校核…………………………………………………………（8）
2.3.4 軸的扭轉(zhuǎn)剛度校核計算………………………………………………… （8）
2.3.5 連接問題說明：……………………………………………………………（9）
2.4 絲杠絲母的設計………………………………………………………………（9）
2.4.1 確定滾珠絲杠副的導程………………………………………………… （9）
2.4.2 滾珠絲杠負的載荷及轉(zhuǎn)速計算……………………………………………（9）
2.4.3 確定預期額定動載荷…………………………………………………… （9）
2.4.4、按精度要求確定允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑d2m…………………（10）
2.4.5、確定預緊力FP……………………………………………………………（11）
2.4.6、Dn值校驗…………………………………………………………………（11）
2.4.7、基本軸向額定靜載荷Cca驗算……………………………………………（11）
2.4.8、滾珠絲杠副臨界壓縮載荷的效檢（驗算壓桿穩(wěn)定性）………………（12）
2.4.9絲杠上鍵的選擇及校核………………………………………………… （12）
2.4.10、滾珠絲杠的潤滑…………………………………………………………（13）
2.5 減速器的應用………………………………………………………………（13）
2.5.1、減速器類型的選擇………………………………………………………（13）
2.5.2、蝸桿減速器傳動比的確定………………………………………………（13）
2.5.3按齒面接觸疲勞強度進行設計………………………………………… （13）
2.5.4蝸桿與渦輪的主要參數(shù)與幾何尺寸計算…………………………………（15）
2.5.5校核齒根彎曲強度…………………………………………………………（17）
2.5.6、驗算效率…………………………………………………………………（18）
2.5.7、蝸桿傳動的輪滑………………………………………………………… （18）
2.5.8、蝸桿傳動的熱平衡計算…………………………………………………（18）
2.5.9蝸桿上鍵的選擇及校核………………………………………………… （19）
2.5.10渦輪的結(jié)構(gòu)形式………………………………………………………… （20）
2.6 蝸桿與齒輪馬達聯(lián)軸器的選用…………………………………………… （20）
2.6.1、類型選擇…………………………………………………………………（20）
2.6.2、材料選擇…………………………………………………………………（20）
2.6.3、載荷計算…………………………………………………………………（20）
2.6.4、類型選擇…………………………………………………………………（20）
2.6.5、基本參數(shù)和主要尺寸……………………………………………………（21）
2.7蝸桿軸承的選用………………………………………………………………（21）
2.7.1軸承類型選擇…………………………………………………………… （21）
2.7.2、材料選擇…………………………………………………………………（22）
2.7.3、滾動軸承壽命的計算……………………………………………………（22）
2.7.4、軸承裝置的一些說明……………………………………………………（23）
2.7.5、軸承的潤滑………………………………………………………………（23）
2.8 絲杠軸承的選用…………………………………………………………… （24）
2.8.1、類型選擇…………………………………………………………………（24）
2.8.2、確定滾動軸承的當量載荷P………………………………………………（24）
2.8.3、滾動軸承壽命的計算……………………………………………………（24）
2.8.4、軸承裝置的一些說明……………………………………………………（25）
2.8.5、軸承的潤滑………………………………………………………………（25）
2.9 蝸桿減速器箱體的設計………………………………………………………（25）
2.9.1相關(guān)尺寸………………………………………………………………… （25）
2.9.2附件……………………………………………………………………… （26）
2.10 提升機構(gòu)的螺紋連接介紹………………………………………………… （27）
2.10.1螺栓連接…………………………………………………………………（28）
2.10.2 螺釘連接……………………………………………………………… （28）
2.10.3 螺紋連接的防松…………………………………………………………（29）
3、 結(jié)論…………………………………………………………… （30）
4、 主要參考文獻…………………………………………………（31）
5、 致謝……………………………………………………………（32）
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1. 前言
路面銑刨機是瀝青路面養(yǎng)護施工機械的主要機種之一，主要用于公路、城市道路等瀝青砼面層清除擁包、油浪、網(wǎng)紋、車轍等。用路面銑刨機銑削損壞的舊鋪層，再鋪設新面層是一種最經(jīng)濟的現(xiàn)代化養(yǎng)護方法。
隨著公路交通事業(yè)的發(fā)展，以大型銑刨機為主要設備的機械化養(yǎng)護作業(yè)方式已經(jīng)在我國廣泛采用。目前我國大型銑刨機提升機構(gòu)一般都采用后輪獨立液壓驅(qū)動，而路面的損壞程度、銑削層的深度以及刀具的情況等都會對提升機構(gòu)產(chǎn)生影響。
由于它工作效率高、施工工藝簡單、銑削深度易于控制、操作方便靈活、機動性能好、銑削的舊料能直接回收利用等，因而廣泛用于城鎮(zhèn)市政道路和高速公路養(yǎng)護工程中。
我國的銑刨機生產(chǎn)起步較晚，20世紀80年代初才開始研制，主要結(jié)構(gòu)形式有兩種：一是在農(nóng)用輪式拖拉機上加裝銑削裝置而構(gòu)成簡易型冷銑刨機，其結(jié)構(gòu)簡單，適用于中等強度以下的瀝青路面的銑削；二是自行式冷銑刨機，近兩年有了一定的發(fā)展，主要機型的使用性能已完全能滿足國內(nèi)高等級公路及市政道路的養(yǎng)護要求，良好的性能價格比與國外進口產(chǎn)品相比也有較大的競爭優(yōu)勢，但在品種規(guī)格、技術(shù)水平及配套件等方面仍存在較大的差距。
目前，國產(chǎn)機型更多地借鑒了歐洲銑刨機的技術(shù)和經(jīng)驗，在動力、液壓和控制系統(tǒng)上均采用了國際化的配套，可以說在系統(tǒng)配置上達到了國際先進水平。從知識產(chǎn)權(quán)的角度來看，部分國產(chǎn)產(chǎn)品如陜西建設機械股份有限公司生產(chǎn)的CM2000及西安宏大交通科技有限公司生產(chǎn)的CM1900和CM1200，不但擁有完整的知識產(chǎn)權(quán)，而且在整機系統(tǒng)、控制系統(tǒng)及其軟件的設計和制造工藝等方面均已達到國際先進水平。
在今后的市場競爭中，我國的銑刨機生產(chǎn)廠商應該發(fā)揮以下優(yōu)勢：①利用我國已經(jīng)加入WTO的有利條件，樹立國際化的設計思想，加強國際間的技術(shù)合作，在技術(shù)上保持與國際發(fā)展水平同步，爭取更大的高端產(chǎn)品市場；②發(fā)揮本地化的優(yōu)勢，為用戶提供及時的從整機技術(shù)到配件供給等全方位的服務；③利用我國勞動力價格低廉的條件，降低整機成本，發(fā)揮價格優(yōu)勢，爭取更多的中低端用戶，擴大市場；④注意研發(fā)符合我國道路特點的專有技術(shù)及產(chǎn)品系列，為公路養(yǎng)護工程服務，促進我國公路交通事業(yè)的技術(shù)進步。
國外路面銑刨機的發(fā)展和工程應用已有較長的歷史，積累了豐富的經(jīng)驗，形成了以德國維特根公司產(chǎn)品為代表的歐洲風格和以美國RoadTech公司、CMI公司、卡特彼勒公司產(chǎn)品為代表的北美風格。它們的工作原理和流程相同，發(fā)動機的裝機容量基本相當，區(qū)別在于歐洲的銑刨機采用四履帶行走方式，外形結(jié)構(gòu)緊湊、精巧，更多地采用電子控制技術(shù)，特別是目前的數(shù)字電子網(wǎng)絡控制技術(shù)；而北美的銑刨機均采用三履帶行走方式，造型粗曠、更加堅固。表2列出了幾種國外典型產(chǎn)品的主要技術(shù)參數(shù)。
國外的路面銑刨機技術(shù)已達到較高的技術(shù)水平，歸納起來有以下幾個特點。
?、?、先進合理的底盤結(jié)構(gòu)，銑刨機的底盤主要以全剛性車架及四輪行走結(jié)構(gòu)組成，驅(qū)動及轉(zhuǎn)向方式均以靜液壓傳動為主。
?、凇⒊浞职l(fā)揮最佳銑削功率，銑刨機上的自動液壓功率調(diào)節(jié)器可根據(jù)路面材料的硬度及銑削深度來控制銑削轉(zhuǎn)子的進刀速度，即可自動調(diào)節(jié)銑削轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速和銑刨機行走速度，使銑刨機始終處于最大功率利用狀態(tài)，并不會發(fā)生超負荷工作情況。
?、邸l(fā)動機功率增大，同樣銑削寬度的新型銑刨機功率越來越大，生產(chǎn)效率提高。
?、堋⑤^大的銑削深度，新型銑刨機一次銑削深度均超過300mm，使對整個行車道的全厚度鋪層進行銑削成為可能。
?、荨⑿阅芰己玫你娤鬓D(zhuǎn)子，多數(shù)冷銑刨機將銑刀頭固定在數(shù)塊半圓形瓦片上，通過瓦片在轉(zhuǎn)子上安裝的多少來調(diào)整銑刨機的銑削寬度。
?、?、簡便的銑削物裝載系統(tǒng)，銑刨機后部掛裝集料輸送裝置即可完成快速收料，并將銑削物裝入運載汽車上。通過液壓機構(gòu)調(diào)整卸料高度，并可使傳送帶左右擺動40°～50°，從而實現(xiàn)路側(cè)裝料。
?、?、大量采用先進技術(shù)，如全輪驅(qū)動技術(shù)及機電液一體化控制技術(shù)、智能化故障診斷和維護系統(tǒng)、精確的自動找平系統(tǒng)、安全自保護系統(tǒng)及功率自動分配系統(tǒng)。
?、?、大容量容器水箱、柴油箱容積更大，機器工作時燃油、冷卻水加注間隔長，待機時間短。
⑨、模塊化設計發(fā)動機及其外圍部件--液壓泵、液壓閥和冷卻系統(tǒng)均裝置在同一底架上，所有的電磁閥都裝配在同一個分配閥上，易于調(diào)整、檢測和維修。
隨著公路交通事業(yè)突飛猛進的發(fā)展，特別是經(jīng)過“八五”和“九五”期間的快速健康發(fā)展，我國公路基礎(chǔ)設施的總量取得了巨大的突破，到2002年底，公路總里程已達176萬km，其中高速公路為2.52萬km、二級以上高等級公路24萬km。為保持道路通行的安全、舒適、快速，對它們進行及時、有效、高質(zhì)量的養(yǎng)護將是今后日常工作的重點。
隨著我國經(jīng)濟的發(fā)展，綜合國力的增強，鄉(xiāng)鎮(zhèn)城市化、中小城市大型化、大中城市花園化的趨勢日漸明顯，城市道路的改擴建工程也越來越多。在這種形勢下，公路養(yǎng)護工作也變得日益繁重，對公路養(yǎng)護作業(yè)的質(zhì)量提出了更高的要求，現(xiàn)代化的機械養(yǎng)護作業(yè)方式勢在必行。
在市場前景看好、市場需求強勁的形勢下，路面養(yǎng)護設備大發(fā)展的時代已經(jīng)來臨，瀝青路面銑刨機作為道路機械化養(yǎng)護必不可少的設備之一，在國內(nèi)市場的需求量會越來越大。
事實上，以銑刨機為主要設備的機械化養(yǎng)護作業(yè)方式已經(jīng)在全國許多公路上被采用，成為目前形勢下的一種標準養(yǎng)護模式，大型路面銑刨機同時也成為“十五”期間我國需重點發(fā)展的高等級公路養(yǎng)護機械之一。
提升機構(gòu)作為支撐機器的裝置及銑刨深度的直接影響因素已經(jīng)顯得越來越重要，如何進一步提高提升機構(gòu)的優(yōu)越性及可靠性從而優(yōu)化銑刨深度無級調(diào)解，切深精度更精確，提高銑刨質(zhì)量，已經(jīng)成為國內(nèi)外機械公司及專家的研究熱點方向之一。為了提高銑刨機的使用性能及工作可靠性，保證銑刨機具有較高的生產(chǎn)效率和作業(yè)質(zhì)量。本文對2m銑刨機的提升機構(gòu)進行了研究。
在對2m銑刨機國內(nèi)外技術(shù)現(xiàn)狀調(diào)研的基礎(chǔ)上，選擇符合本設計要求的液壓齒輪馬達，并根據(jù)該馬達自帶的相關(guān)參數(shù)，計算出輸出功率；根據(jù)我國路面銑刨作業(yè)的具體要求，選擇絲杠絲母，并設定相關(guān)參數(shù)，選擇具體型號的絲杠絲母并驗算；根據(jù)傳動比及設計的具體情況，選擇蝸桿減速器，并進行設計計算及校核計算，計算減速器中心距、模數(shù)、蝸桿分度圓直徑、；聯(lián)軸器及其他相關(guān)連接以及諸如機械的潤滑等問題也按設計的順序進行；根據(jù)計算所得的相關(guān)數(shù)據(jù)，進行裝配圖及零件圖的制作
根據(jù)我國公路發(fā)展的統(tǒng)計，未來公路養(yǎng)護對各類現(xiàn)代化機械設備的需求將會越來越大。隨著高速公路大修期的到來和公路交通行業(yè)以及城市管理部門對現(xiàn)代化養(yǎng)護方式的認識，對路面銑刨機的需求將會逐年增加，并且會以很快的速度增加。
國外進口產(chǎn)品盡管性能先進，但價格昂貴、維修服務不便，因此可以預計國產(chǎn)瀝青路面銑刨機將具有較廣闊的市場前景。
國內(nèi)生產(chǎn)企業(yè)應抓住機遇，使國產(chǎn)瀝青路面銑刨機盡快形成完整的系列，并不斷提高產(chǎn)品的使用性能和可靠性，為用戶提供經(jīng)濟、實用、高質(zhì)量的銑刨機。
說明：如無特別注釋，本論文所用計算公式，圖表引用，各種機械材料的選擇依據(jù)均出自《機械設計》(第八版、濮良貴、紀名剛主編、高等教育出版社)，《液壓與氣壓傳動》（劉樂平、陳為國、戴哲敏主編，江西高校出版社）。
2、提升機構(gòu)的設計及校核
2.1 總體傳動方案的設計
2.1.1 傳動方案簡圖介紹
為了保證提升機構(gòu)能在升程內(nèi)任意位置停止升降、并自鎖，而系統(tǒng)采用液壓驅(qū)動，故采用的傳動方案為：
圖2.1-1傳動方案簡圖 單位mm
詳情請見裝配圖
2.1.2傳動方案介紹：
傳動方案為：馬達轉(zhuǎn)動帶動聯(lián)軸器轉(zhuǎn)動，聯(lián)軸器轉(zhuǎn)動帶動蝸桿轉(zhuǎn)動，蝸桿轉(zhuǎn)動帶動渦輪轉(zhuǎn)動，渦輪轉(zhuǎn)動絲杠轉(zhuǎn)動，絲杠轉(zhuǎn)動帶動絲母轉(zhuǎn)動，絲母的轉(zhuǎn)動可以控制銑刨機的上升。
2.2 液壓馬達的選擇及輸出功率的計算
2.2.1液壓馬達的選擇
液壓齒輪馬達在結(jié)構(gòu)上適應正反轉(zhuǎn)要求，進出油口相等，具有對稱性、有單獨外泄油口，將軸承部分的泄露油引出殼體外。結(jié)構(gòu)簡單、轉(zhuǎn)速較高、轉(zhuǎn)動慣量小、便于啟動和制動、調(diào)速和換向的靈敏度高，故本設計采用液壓齒輪馬達。
由于系統(tǒng)提供壓力P=160kg/ cm2=16MPa,則所選馬達額定壓力ps應大于系統(tǒng)提供的壓力，即ps>P=16MPa,以保護液壓馬達及維護生產(chǎn)作業(yè)安全,根據(jù)參考書《液壓馬達選用與維修手冊》（陸望龍主編，化學工業(yè)出版社），選擇CMZ2032型液壓齒輪馬達。
圖2.2-1 CMZ2032型馬達簡圖
2.2.2 CMZ2032型馬達相關(guān)性能參數(shù)
據(jù)上述參考書可查得CMZ2032型齒輪馬達排量V=32.1mL/r=32.1×10-6m3/r,額定壓力ps =20MPa,最高壓力pmax =25MPa，轉(zhuǎn)速范圍為150r/min≤n≤2000r/min,容積效率ηv=94%,總效率η=85%。
2.2.3 CMZ2032型齒輪馬達相關(guān)計算
1）、液壓馬達的輸入功率Pr =p×q=p×=p×
式中各值的含義：
p:液壓馬達的工作壓力，
p=16MPa=16×106 Pa
n：液壓馬達的轉(zhuǎn)速，取n =1200r/min=1200×r/s
V：液壓馬達的排量，V=32.1 mL/r=32.1×10-6m3/r
ηv ：液壓馬達的容積效率ηv=94%,
因此液壓馬達的輸入功率
Pr=16×106×w=10927.66W
2）、液壓馬達的輸出功率
P0=Pr*η
η為液壓馬達的總效率η=85%
則馬達輸出功率P0=10927.66×85% W=9288.511W=9.289Kw
2.3、液壓齒輪馬達輸出軸的設計
2.3.1、 材料類型選擇：
選用45鋼制造該軸，進行高頻淬火，，以及表面噴丸處理，以提高軸的抗疲勞強度。
2.3.2、強度計算
該軸主要承受扭矩，因此按扭轉(zhuǎn)強度計算
按式（15-2）可知
軸的直徑d≥A0
式中各值的確定：
按表15-3考慮彎矩影響而降低許用扭轉(zhuǎn)切應力故
取較小值，A0取較大值
此處=28，A0=120
n=1200r/min，P=9.289KW
所以ｄ≥１２０×ｍｍ＝23.738ｍｍ
考慮到需要在軸上兩個鍵槽，所以ｄ≥23.738×（1+12％）
＝26.587ｍｍ
此處圓整ｄ＝３０ｍｍ
2.3.3、軸扭轉(zhuǎn)強度校核
由式15-1可知軸的扭轉(zhuǎn)強度條件為
τt=≤
τt=
=13.69μＰａ≤=28ＭＰａ
故此直徑設計符合軸扭轉(zhuǎn)強度條件。
2.3.4軸的扭轉(zhuǎn)剛度校核計算
1)由式（15-15）及（15-17）可知
圓軸扭轉(zhuǎn)角ψ=5.73×104≤
式中各值的含義及確定
扭矩T=N.mm
==7.392×104 N.mm
剪切彈性模量G=8.1×104ＭＰａ
軸截面的極慣性矩Ip=
允許扭轉(zhuǎn)角=0.5~1（°）/m
此處取=（0.7）°/m
ψ=5.73×107× （°）/min
=0.657<=（0.7）°/min
即軸的扭轉(zhuǎn)剛度符合條件
2.3.5連接問題說明：
軸與馬達齒輪采用圓頭平鍵連接，軸的另一端與聯(lián)軸器相連。
2.4絲杠絲母的設計
絲杠采用GCr15高碳鉻軸承鋼，熱處理采用球化退火或調(diào)質(zhì)處理作為預熱處理然后再工作部位進行表面淬火，這樣既可滿足整體性要求，又能保證工作部分高硬度、強度以及足夠的耐磨性。
2.4.1 確定滾珠絲杠副的導程
由傳動關(guān)系圖，工作臺最高移動轉(zhuǎn)速Vmax最高轉(zhuǎn)速nmax 傳動比i等確定導程ph
ph=
根據(jù)實際轉(zhuǎn)速Vmax = 3mm/s , nmax= 20r/min , i=1
則ph=mm=8.5mm
圓整為導程ph=10mm
2.4.2滾珠絲杠負的載荷及轉(zhuǎn)速計算，
當量轉(zhuǎn)速=20r/min
當量載荷Fm==×10N=1.0×104
2.4.3確定預期額定動載荷
*按滾珠絲杠副的預期工作時間Lh(小時)計算：
Cam=* (N)
*按滾珠絲杠副的預期行程距離Ls(千米)計算：
=
式中：
Lh—預期工作時間（小時），取Lh= 10000 h
Ls—預期運行距離（千米）根據(jù)任務書，Ls=200×10-6km
fa—精度系數(shù)，按7級精度，取fa=0.8
fc—可靠性系數(shù)，按可靠度90%，取fc=1.0
fW—符合系數(shù)， 取fW=1.4
代入數(shù)值得
按預期工作時間=×N
=N
按預期行程距離計算=×N
=4.75×N
取較大值，即=4.75×N
2.4.4、按精度要求確定允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑d2m
1.估算滾珠絲杠的最大允許軸向變形量m
m≦( ～)定位精度=( ～)×30um=（6～7.5）um
取m=6um
2.估算滾珠絲杠副的底徑d2m
本設計所用滾珠絲杠為一端固定，一段游動
所以d2m≧0.078
式中各值的確定：
1） F0—導軌靜摩擦力（N），F(xiàn)0=u0W ， 取u0=0.2 W=1.0×104N
所以靜摩擦力F0=2.0×103N
2） L—滾珠螺母至滾珠絲杠固定端支承的最大距離（mm）
L≈(1.05～1.1)行程＋（10～14）ph
=(1.05～1.1)×200＋（10～14）×10mm
=(310～360)mm ,取L=360mm
代入數(shù)據(jù)得d2m≧0.078× mm=27.1mm
3確定滾珠絲杠型號:
根據(jù)d2 ≧d2m ， Ca≧Cam， 查取資料
選擇FF型內(nèi)循環(huán)浮動式滾珠絲杠副，規(guī)格代號FF6310-5。此滾珠絲杠副的相關(guān)參數(shù)如下（單位mm）：公稱直徑d0=63,公稱導程Ph0=10,絲杠外徑 d1=62.5,鋼球直徑DW=7.144，絲杠底徑d2=57.3,循環(huán)總?cè)?shù)n=5,基本額定動載荷Ca =62.4KN，基本額定靜載荷Cca =200.7KN,剛度Kc=1252N/um, 效率=0.96。
圖2.4-1 絲杠示意圖 單位mm
2.4.5、確定預緊力FP:
選擇預緊螺母型式的滾珠絲杠副時需定預緊力Fp
FP=Fmax=×104N
2.4.6、Dn值校驗：
DPW﹒nmax ≦100000
式中：
DPW—滾珠絲杠副的節(jié)圓直徑，DPW=d2+DW=57.3+7.144mm=64.444mm；
nmax—滾珠絲杠副的最高轉(zhuǎn)速，nmax=20r/min；
DPW﹒nmax=64.444×20=1288.88﹤100000
2.4.7、基本軸向額定靜載荷Cca驗算
fs﹒Famax≦Cca
式中：
Cca=62.4KN
fs—靜態(tài)安全系數(shù)，取fs =3，
Famax—最大軸向N載荷（N），F(xiàn)amax =1.0×104N
所以，fs﹒Famax=30KN﹤Cca﹦62.4KN
.4.8、滾珠絲杠副臨界壓縮載荷的效檢（驗算壓桿穩(wěn)定性）：
式中：— 滾珠絲杠螺紋底徑，取樣本數(shù)據(jù)（mm）
—滾珠絲杠副的最大受長度（mm),取=200mm
—安全系數(shù),取K1=0.8
—支承系數(shù),取K2=2
所以Fc= N﹥1.0×104 N
絲杠不會受壓失穩(wěn)，故不用驗算。
2.4.9絲杠上鍵的選擇及校核
1、選擇鍵連接的類型和尺寸
一般7級以上精度的絲杠有定心精度要求，選用單圓頭普通平鍵，選用單圓頭普通平鍵（C型）。根據(jù)，從《機械設計》P106表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度，高度。取鍵長。
2、校核鍵連接的強度
鍵、絲杠和輪轂的材料都是鋼，由《機械設計》 P106表6-2查得許用擠壓應力，取最小值。
鍵的工作長度：
鍵與輪轂槽的接觸高度：
由《機械設計》P106式6-1
可見連接的擠壓強度足夠。
鍵的標記為：鍵C GB/T 1096—2003。
2.4.10、滾珠絲杠的潤滑
潤滑對滾珠絲杠傳動來說，具有特別重要的意義。因為當潤滑不良時，傳動效率將顯著降低，所以往往采用粘度大的礦物油進行良好的潤滑，在潤滑油還常加入添加濟，使其提高抗膠合能力。
滾珠絲杠副常用抗高壓和高黏度的潤滑劑，如黃油及透平油。
2.5 減速器的應用
2.5.1、減速器類型的選擇
蝸桿減速器外廓尺寸相對較小，結(jié)構(gòu)簡單，且可獲得大的傳動比，工作平穩(wěn)噪聲較小，本設計采用蝸桿側(cè)置型單級蝸桿減速器，閉式結(jié)構(gòu)。
根據(jù)GB/T10085-1988的推薦，采用漸開式蝸桿（ZI）。
蝸桿材料的選擇：
為提高表面硬度，且考慮到蝸桿傳動功率不大，速度不是很高因此蝸桿采用45#鋼；為提高效率，增加耐磨性蝸桿表面要經(jīng)淬火處理，硬度為40-55HRC渦輪采用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造,為了節(jié)約貴重的有色金屬,僅齒圈用青銅制造,而輪芯用灰鑄鐵HT100制造.
2.5.2、蝸桿減速器傳動比的確定
由前述計算可知液壓齒輪馬達轉(zhuǎn)速n=1200r/min
滾珠絲杠轉(zhuǎn)速ni=20r/min
則蝸桿減速器傳動比為i===60
2.5.3按齒面接觸疲勞強度進行設計
根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒根彎曲疲勞強度。
由式（11-12）可知傳動中心距
a≥
式中各值的含義則確定：
1）確定作用渦輪上的轉(zhuǎn)矩T2
按z1=1，估取效率η=0.7，則
T2=955×106× = 9.55×106
=9.55×106×N.mm
=1.025×106 N.mm
2）確定載荷系數(shù)K
由表11-5選取使用系數(shù)KA=1.15；因蝸桿傳動的工作載荷較平穩(wěn)，載荷分布不均現(xiàn)象將由工作表面良好的磨合而得到改善，故取齒向載荷分布不均系數(shù)Kβ=1，由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動載荷系數(shù)Kv=1.05
則 K=KA*Kβ*Kv=1.15×1×1.05=1.21
3）確定彈性影響系數(shù)ZE
因選用的是鑄錫磷青銅渦輪和45# 渦輪相配，因此ZE=160
４）確定接觸系數(shù)Zρ
先假設蝸桿分度圓直徑ｄ１和傳動中心距ａ的比值
＝0.4，由圖１１-１８可查得＝2.756
５）確定許用接觸應力
根據(jù)渦輪材料為鑄錫磷青銅ZcuSn10P1，金屬模制造蝸桿螺旋齒面硬度＞４５HRC，可從表11-17中查得渦輪的基本許用應力1 =268MPa 假設銑刨機工作年限為10年，每年工作200天，一班制，則工作壽命Lh=10×200×8h=16000h
應力循環(huán)次數(shù)N=60jn2Lh=60×1××16000=5.76×107
壽命系數(shù)==0.803
則=1=0.803×268ＭＰａ=215.204MPa
6）計算中心距
代入數(shù)值得a≥mm=173.328mm
圓整取中心距a=200mm，因Z1=1,估從表11-2中選取模數(shù)m=5，蝸桿分度圓直徑d1=90mm，因此=0.45，從圖11-18中可查得接觸系數(shù)=2.644﹤，因此以上計算結(jié)果可采用。
圖2.5-1蝸輪蝸桿傳動關(guān)系及相關(guān)尺寸簡圖
單位mm
2.5.4蝸桿與渦輪的主要參數(shù)與幾何尺寸計算
（1）蝸桿
軸向齒距==15.707，直徑系數(shù)q===18
齒頂圓直徑da1=100mm，齒根圓直徑df1=78mm
蝸桿軸向齒厚Sa=7.854mm
蝸桿齒高 =11
分度圓導程角==3.18°
由《機械設計》（第八版， 濮良貴、紀名剛主編）表11-2下注釋“本表中導程角小于的圓柱蝸桿均為自鎖蝸桿”可知，本設計的蝸桿能實現(xiàn)自鎖性能。
圖2.5-1 蝸桿 單位mm
（2）渦輪
齒數(shù)Z2=62，變位系數(shù)X2=0
驗算傳動比i===62
傳動比誤差為×100%=3.3%
可接受范圍
渦輪分度圓直徑d2=m* =5×62mm=310mm
渦輪喉圓直徑da2=d2+2ha2=310+2×5×（1+0）mm=320mm
渦輪咽喉圓直徑rg2=a-da2×=(200-×320)mm=40mm
渦輪齒頂高=5mm
蝸輪齒根高=6mm
渦輪齒高=11mm
蝸輪齒根圓直徑=298mm
圖2.5-2 渦輪 單位mm
2.5.5校核齒根彎曲強度
由式11-13即
σF=YFa2.Yβ≤
式中各值的確定：
渦輪齒形系數(shù)Y的確定
渦輪的當量齒數(shù)Z===62.287
且變位系數(shù)x=0
查圖11-19可知渦輪的齒形系數(shù)Y=2.29
螺旋角系數(shù)Y=1－=1－=0.977
則=MPa=30.434Mpa
壽命系數(shù)KFN ==0.637
從表11-8中查得鑄錫青銅，金屬模制造的基本許用彎曲應力
=56Mpa
所以，= KFN =56×0.637Mpa=35.69MPa
因為﹤， 所以彎曲強度是滿足的
2.5.6、驗算效率
由式（11-20a）可知，==（0.95～0.96）
式中各值的確定：
==3.18°
滑動速度Vs==m/s=0.486m/s
以插值法從表11-18中求的當量摩擦角
則=（0.95～0.96）×=0.705～0.713
此效率大于原估計值，因此上述計算合理。
2.5.7、蝸桿傳動的輪滑：
由于Vs=0.486m/s，由表11-21可知運動粘度=220，采用CKE輕負荷蝸輪蝸桿油220，給油方法為油池潤滑，浸油深度為蝸桿的一個尺高。
2.5.8、蝸桿傳動的熱平衡計算
1） 由于摩擦損耗的功率，則產(chǎn)生的熱量（單位為1W=1J/s）為
式中，P為蝸桿傳遞的效率，kW.
2） 以自然冷卻的方式，從箱體外壁散發(fā)到周圍空氣中去的熱流量（單位為W）為
式中：
—箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，可取=（8.15～17.45）W/（），此處取 =15
S—內(nèi)表面能被潤滑油所飛濺到，而外表面又可為周圍空氣所冷卻的箱體表面面積，根據(jù)蝸輪蝸桿的已得計算尺寸，此處取1.5m2;
—油的工作溫度，一般應限制在60～700C，最高不應超過800C；
—周圍空氣的溫度，取=200C
按熱平衡條件，可求得在既定工作條件下的油溫（單位為0C）為
代入數(shù)值得=770C﹤800C
故不用采取額外散熱措施。
2.5.9蝸桿上鍵的選擇及校核
1、選擇鍵連接的類型和尺寸
一般7級以上精度的蝸桿有定心精度要求，應該選用平鍵，選用圓頭普通平鍵（A型）。根據(jù)，從《機械設計》 P106表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度，高度，取鍵長（比輪轂寬度小些）。
2、校核鍵連接的強度
鍵和蝸桿的材料為鋼，由《機械設計》 P106表6-2查得許用擠壓應力，取最小值。
鍵的工作長度：
鍵與其它元件的接觸高度：
由《機械設計》 P106式6-1得
可見連接的擠壓強度足夠。
鍵的標記為：鍵 GB/T 1096—2003。
2.5.10渦輪的結(jié)構(gòu)形式
采用齒圈式，這種結(jié)構(gòu)由青銅齒圈及鑄鐵輪芯組成。齒圈與輪芯采用配合，并加裝4～6個緊定螺釘，以增強連接的可靠性。螺釘直徑取作（1.2～1.5）m，m為渦輪的模數(shù)。螺釘擰入深度為（0.3～0.4）B，B為渦輪寬度。為了便于鉆孔，應將螺孔中心線由配合縫向材料較硬的輪芯部分偏移2～3mm.渦輪與軸之間采用圓頭平鍵連接。
2.6 蝸桿與齒輪馬達聯(lián)軸器的選用
2.6.1、類型選擇
因為工作載荷穩(wěn)定，啟動頻繁，且為了緩沖減振，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。這種聯(lián)軸器的構(gòu)造與凸緣聯(lián)軸器相似，只是用套有彈性套的柱銷代替了連接螺栓。
因為通過蛹狀的彈性套傳遞轉(zhuǎn)矩，故可減沖緩振。彈性套的材料常用耐油橡膠，并做成截面形狀如網(wǎng)紋狀，以提高其彈性。這種聯(lián)軸器制造容易，裝拆方便，成本較低。
2.6.2、材料選擇
彈性套的材料選用耐油橡膠，并將截面形狀做成網(wǎng)紋以提高其彈性。半聯(lián)軸器的材料采用35鋼，柱銷材料采用35鋼。
2.6.3、載荷計算
公稱轉(zhuǎn)矩T= N﹒mm=7.392×104 N﹒mm
由表14-1查得K=1.5
則計算轉(zhuǎn)矩為 =1.5×7.392×10N﹒mm
=1.109×105 N﹒mm=110.9N﹒M
2.6.4、類型選擇
據(jù)參考書《機械設計手冊—聯(lián)軸器、離合器與制動器》中表22.5-33選擇LT5型彈性套柱銷聯(lián)軸器。此聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩
=125N﹒M ， 許用轉(zhuǎn)速=4600r/min，軸徑為25mm～35mm之間，效率為。
2.6.5、基本參數(shù)和主要尺寸
據(jù)參考書《機械設計手冊—聯(lián)軸器、離合器與制動器》中表22.5-33可知：LT5型彈性套柱銷聯(lián)軸器
軸孔直徑d1=30mm, d2=32mm, dZ=35mm (Y型)L=82mm, L1=60mm (Z型)L=82mm, L推薦=50mm。 聯(lián)軸器的外徑D=130mm。
柱銷中心分布圓直徑D1=（15～16.5）（15～16.5）mm=(72.068～79.275)mm。 取D1=75mm
彈性套外徑d5=（0.22～0.35）D1=（0.22～0.35）×75mm=(16.5～26.5)mm。取d5=24mm
彈性套內(nèi)徑d6=0.5d5=0.5×24mm=12mm
柱銷數(shù)Z=2.8D1/d5==8.75 取Z=9
圖2.6-1 LT5型彈性套柱銷聯(lián)軸器簡圖
2.7蝸桿軸承的選用
2.7.1軸承類型選擇
由于蝸桿的公稱轉(zhuǎn)矩T1=9.55×106
P1=Ｐ０*η1 ， Ｐ０為齒輪馬達的輸出功率，
η1為聯(lián)軸器的效率，n1為蝸桿的轉(zhuǎn)速
所以 T1=9.55×106×N.mm
=7.32×104 N.mm
按式（11-8）可知軸向力Fa==N=6613N
按式（11-9）可知徑向力Fr=Ft2tanα=Ｆａ２tanα
＝6613×tan２０°Ｎ
＝2407Ｎ
由表１３-１中選取推力球軸承（70000AC，α＝２５°） 。
2.7.2、材料選擇：
軸承的內(nèi)、外圈和滾動體，采用高碳鉻軸承鋼（GCr15）制造，元件經(jīng)過1500C回火處理，熱處理后表面硬度不低于60HRC。
2.7.3、滾動軸承壽命的計算
1）由表13-3可選取與其計算壽命Lh′=10000h
2）軸承應具有的基本額定動載荷
Ｃ＝
確定滾動軸承的當量動載荷P
P=fp(XFr+YFa)
式中各值的確定:
確定比值==2.74
由表13-5可知對于7000AC，ａ=25°推力球軸承
且由表13-5可取載荷系數(shù)fp=1.4
則單個軸承的當量載荷P=1.4×（0.41×+0.87×）N
=4.718ＫＮ
３）由表１３-４?。?.00，n＝1200r/min
對于推力球軸承ε＝３
所以?。茫健罧N=42.287KN
4）由式（13-5）可知
軸承的基本額定壽命
代入數(shù)值得Lh=×h
=h
故不用重算。
2.7.4、軸承裝置的一些說明
采用雙支點各單向固定。內(nèi)圈采用軸用彈性擋圈嵌在軸的溝槽內(nèi)，外圈采用軸承蓋緊固。為了便于軸向位置的調(diào)整，將確定軸 向位置的軸承裝在一個套杯中，套杯則裝在外殼孔中。通過增減套杯端面與外殼之間墊片的厚度，即可調(diào)整蝸桿的軸向位置。采用一對磨窄了的內(nèi)圈而預緊，這種特制的成對安裝推力球軸承，可由生產(chǎn)廠選配組合成套提供。
2.7.5、軸承的潤滑
潤滑對于滾動軸承具有重要意義，軸承中的潤滑不僅可以降低摩擦阻力，還可以起著散熱、減不接觸應、吸收振動、防止銹蝕等作用。
軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。選用哪一類潤滑方式，這與軸承的速度有關(guān)，一般用滾動軸承的值（為滾動軸承內(nèi)徑，；為軸承轉(zhuǎn)速，）表示軸承的速度大小。則
=96×1200 mm﹒r/min =1.152×mm﹒r/min
查《機械設計》 P332表13-10得此處軸承采用黃油潤滑。
2.8 絲杠軸承的選用
2.8.1、類型選擇
由蝸桿軸承計算部分可知，絲杠軸承的徑向力與蝸桿軸承的徑向力方向相反，大小相等，即Fr=2407N, 軸向載荷Fa=。 由表13-1中選取推力球軸承。
2.8.2、確定滾動軸承的當量載荷P
P=
式中各值的確定
1)確定比值
由表13-5可知，對于推力球軸承，
4.155﹥e=0.68, 由表13-5查得，X=0.41，Y=0.87
由表13-6可取載荷系數(shù)
則單個軸承的當量載荷P=N
=6780.809N=6.781KN
2.8.3、滾動軸承壽命的計算
1）由表13-3可選取預期計算壽命
2）軸承應具有的基本額定動載荷
C=
由表13-4取 ， n=20r/min
則C=KN=15.523KN
由式（13-5）可知，軸承的基本額定壽命
故不用重算。
2.8.4、軸承裝置的一些說明
采用雙支點各單向固定。內(nèi)圈采用軸用彈性擋圈嵌在軸的溝槽內(nèi)，外圈采用軸承蓋緊固。為了便于軸向位置的調(diào)整，將確定軸向位置的軸承裝在一個套杯中，套杯則裝在外殼孔中。通過增減套杯端面與外殼之間墊片的厚度，即可調(diào)整蝸桿的軸向位置。采用一對磨窄了的內(nèi)圈而預緊，這種特制的成對安裝推力球軸承，可由生產(chǎn)廠選配組合成套提供。
2.8.5、軸承的潤滑
潤滑對于滾動軸承具有重要意義，軸承中的潤滑不僅可以降低摩擦阻力，還可以起著散熱、減不接觸應、吸收振動、防止銹蝕等作用。
軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。選用哪一類潤滑方式，這與軸承的速度有關(guān)，一般用滾動軸承的值（為滾動軸承內(nèi)徑，；為軸承轉(zhuǎn)速，）表示軸承的速度大小。則
=96×1200 mm﹒r/min =1.152×mm﹒r/min
查《機械設計》 P332表13-10得此處軸承采用黃油潤滑。
2.9 蝸桿減速器箱體的設計
2.9.1相關(guān)尺寸
采用剖分式箱體，箱體采用灰鑄鐵制造。實物圖可參考《機械設計課程設計》圖4-3.相關(guān)參數(shù)如下：
*箱座壁厚δ=0.04a+3=11mm, 箱蓋壁厚δ1=δ=11mm
*箱體凸緣厚度b=1.5δ=16.5mm ,箱蓋b1=1.5δ1=16.5mm ,
箱底座b2=2.5δ=27.5mm
*加強肋厚 箱座m=0.85δ=9.35mm , 箱蓋m1=0.85δ1=9.35mm
*地腳螺釘直徑df=0.036a+12=19.2mm
*地腳螺釘數(shù)目n=4
*軸承旁連接螺栓直徑d1=0.75df=14.4mm
*箱蓋、箱座連接螺栓直徑d2=（0.5～0.6）df=(9.6～11.52)mm,取10mm , 螺栓間距L≦150～200
*軸承蓋螺釘直徑和數(shù)目d3 、n 相關(guān)數(shù)值取之于《機械設計課程設計》表9-9
*軸承蓋（軸承座端面）外徑D2 相關(guān)數(shù)值取之于《機械設計課程設計》表9-9 、表9-10
*觀察孔蓋螺釘直徑d4=（0.3～0.4）df=（5.76～7.68）
*余參數(shù)參考《機械設計課程設計》相關(guān)內(nèi)容
2.9.2附件
如在箱體的適當位置設置觀察孔，設置通氣器，在箱蓋與箱座的連接凸緣上裝配定位銷等等。
圖2.9-1 軸承端蓋示意圖 單位mm
2.10 提升機構(gòu)的螺紋連接介紹
2.10.1螺栓連接
在被連接件上開有通孔，插入螺栓后在螺栓的另一端擰上螺母，這種連接的結(jié)構(gòu)特點是被連接件上的通孔和螺栓桿間留有間隙，通孔的加工精度要求低，結(jié)構(gòu)簡單，拆裝方便，使用時不受被連接件材料的限制，因此，本設計采
用了螺栓連接。
孔和螺栓桿采用基孔制過渡配合。這種連接能精確固定被連接件的相對位置，并能承受橫向載荷，但孔的加工精度要求較高。本設計機架連接中所用的螺栓的螺紋余留長度=16.15mm,靜載荷≥(0.3～0.5)d=(4.845～8.075)mm；變載荷≥0.75d=12.113；沖擊載荷或彎曲載荷≥d=11.78；鉸制孔用螺栓連接≈=13.55mm；螺紋拉出長度a≈(0.2～0.3)d=5.54；螺栓軸線到被連接件邊緣的距離e=d+(3～6)mm=(14.78～17.78)mm；通孔直徑≈1.1d=12.958mm。
2.10.2 螺釘連接
螺釘連接的特點是螺栓（或螺釘）直接擰入被連接件的螺紋孔中，不用螺母，在結(jié)構(gòu)上比雙頭螺柱連接簡單、緊湊。其用途和雙頭螺柱連接相似。螺釘頭部形狀有圓頭、扁圓頭、六角頭、圓柱頭和沉頭，本設計采用了六角頭和沉頭。頭部的槽有一字、十字和內(nèi)六角等形式。十字槽螺釘頭部強度高、對中性好，便于自動轉(zhuǎn)配。內(nèi)六角孔螺釘能承受較大的扳手力矩，連接強度高，可代替六角頭螺栓，用于要求結(jié)構(gòu)緊湊的場合。本設計采用內(nèi)六角孔和十字形式。
2.10.3 螺紋連接的防松
本設計采用摩擦防松中的彈簧墊圈。螺母擰緊后，靠墊圈壓平而產(chǎn)生的彈性反力使旋合螺紋間壓緊。同時墊圈斜口的尖端抵住螺母與被連接件的支撐面也有防松作用。結(jié)構(gòu)簡單、使用方便。
3、結(jié)論
通過前面章節(jié)的分析可知：2m是一種高效的路面維修養(yǎng)護設備。廣泛用于路面的大面積銑刨破碎，路面的局部修補，路面壅包、油浪、車轍的銑平修正，摩擦系數(shù)過低路面路面的拉毛等工況。由于它工作效率高、施工工藝簡單、銑削深度易于控制、操作方便靈活、機動性能好、銑削的舊料能直接回收利用等，因而廣泛用于城鎮(zhèn)市政道路和高速公路養(yǎng)護工程中。
2m銑刨機售價高，具有較高的利潤空間。隨著我國高速公路的進一步發(fā)展，養(yǎng)護作業(yè)的進一步增多，2m銑刨機具有較好的市場。隨著我國經(jīng)濟的發(fā)展，綜合國力的增強，鄉(xiāng)鎮(zhèn)城市化、中小城市大型化、大中城市花園化的趨勢日漸明顯，城市道路的改擴建工程也越來越多。在這種形勢下，公路養(yǎng)護工作也變得日益繁重，對公路養(yǎng)護作業(yè)的質(zhì)量提出了更高的要求，現(xiàn)代化的機械養(yǎng)護作業(yè)方式勢在必行。
在市場前景看好、市場需求強勁的形勢下，路面養(yǎng)護設備大發(fā)展的時代已經(jīng)來臨，瀝青路面銑刨機作為道路機械化養(yǎng)護必不可少的設備之一，在國內(nèi)市場的需求量會越來越大。
事實上，以銑刨機為主要設備的機械化養(yǎng)護作業(yè)方式已經(jīng)在全國許多公路上被采用，成為目前形勢下的一種標準養(yǎng)護模式，大型路面銑刨機同時也成為“十五”期間我國需重點發(fā)展的高等級公路養(yǎng)護機械之一。
本設計的研究工作總結(jié)如下：
1、 收集并整理國內(nèi)外大量銑刨機資料，對銑刨機有一整體的了解，對銑刨機提升機構(gòu)有一整體的掌握；
2、 根據(jù)任務書的具體要求，選擇符合本設計要求的液壓齒輪馬達，并根據(jù)該馬達自帶的相關(guān)參數(shù)，計算出輸出功率；
3、 根據(jù)我國路面銑刨作業(yè)的具體要求，選擇絲杠絲母，并設定相關(guān)參數(shù)，選擇具體型號的絲杠絲母并驗算；
4、 根據(jù)傳動比及設計的具體情況，選擇蝸桿減速器，并進行設計計算及校核計算；
5、 聯(lián)軸器及其他相關(guān)連接以及諸如機械的潤滑等問題也按設計的順序進行；
6、 根據(jù)計算所得的相關(guān)數(shù)據(jù)，進行裝配圖及零件圖的制作。
4、主要參考文獻
參考文獻
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5、致謝
致謝
本畢業(yè)設計是在袁寧老師的悉心指導下完成的。經(jīng)過三個多月的忙碌和學習，本次畢業(yè)設計已經(jīng)接近尾聲，作為一個本科生的畢業(yè)論文，由于理論知識的不夠扎實及實際設計經(jīng)驗的缺乏，難免會有許多考慮不周全甚至錯誤的地方，如果沒有老師的細心耐心的督促指導，以及相關(guān)資料的查閱，要獨自完成畢業(yè)設計是會有很多困難的。在畢業(yè)論文的設計過程中，得到了袁寧老師的親切關(guān)懷和耐心指導。他嚴謹?shù)闹螌W精神，精益求精的工作作風，深深地感染和激勵著我。從課題的初步思路設想到最終完成，袁老師始終給我細心的指導和不懈的支持。除了袁老師的治學嚴謹和科學態(tài)度之外，他的專業(yè)水平也是我永遠學習的榜樣，并將積極影響我今后的學習和工作。再次向袁寧老師致以誠摯的謝意和崇高的敬意。最后，我還要感謝南昌航空大學對我的教育，我將永遠牢記“日新自強 知行合一”，在今后的人生道路中奮發(fā)向上，積極探索，不辜負南昌航空大學對我的培養(yǎng)，展現(xiàn)新時代昌航學子的風采。
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