3137 螺旋運輸機的設計（水平放置）,螺旋,運輸機,設計,水平,放置 xxxxxxx畢 業(yè) 設 計 說 明 書題 目： 螺旋運輸機的設計（水平放置）專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學 號： xxxxxxx 姓 名： xxxxxxx 指導教師： xxxxxxx 完成日期 2012 年 5月 30日 xxxxxxx畢業(yè)論文（設計）任務書論文（設計）題目： 螺旋運輸機的設計（水平放置） 學號：xxxxxxx 姓名：xxxxxxx 專業(yè)：機械設計制造及其自動化 指導教師： xxxxxxx 系主任： 周友行 一、主要內(nèi)容及基本要求 主要內(nèi)容： 螺旋運輸機的設計（水平放置） 運輸物料：干燥煤粉 ρ = 850 kg/m3 運 輸 量： 25 t/h 運輸長度： 12 m 基本要求： 總裝圖：A0 （1 張） ，主要零件工作圖（折合為 1 張 A0 圖） 。 設計說明書一份（打印 7000 字以上） 翻譯外文資料（3000 字符以上） 嚴格按照設計進度進行 二、重點研究的問題（1）研究螺旋運輸機的工作原理 （2）主要零部件的結構設計 減速器的設計 三、進度安排序號 各階段完成的內(nèi)容 完成時間1 熟悉課題、調(diào)研、收集資料 第 1-3 周2 方案設計、論證 第 3-5 周3 總體設計、機械設計計算 第 6-7 周4 繪制裝配圖、主要零件工作圖 第 8-10 周5 撰寫說明書、翻譯資料、準備答辯 第 11-13 周6 寫出正式稿 第 14 周8 答辯 2012 年 5 月 31 日四、應收集的資料及主要參考文獻[1] 龔桂義. 機械設計課程設計指導書[M]. 2 版. 北京：高等教育出版社， 1990 年.[2] 濮良貴，紀名剛. 機械設計[M]. 8 版. 北京：高等教育出版社， 2006 年.[3] 吳宗澤，羅圣國. 機械設計課程設計設計手冊[M]. 3 版 . 北京：高等教育出版社，2006 年.[4] 唐金松. 簡明機械設計手冊[M]. 2 版. 上海：上?？茖W技術出版社， 2000 年.[5] 龔桂義. 機械設計課程設計圖冊. 3 版[M]. 北京：高等教育出版社， 1987 年.[6] 成大先. 機械設計手冊[M]. 5 版. 北京：化學工業(yè)出版社， 2008 年.[7].詹啟賢主編.自動機械設計.北京：輕工業(yè)出版社.1987[8] 吳戰(zhàn)國，武東主編.造型技巧[M]. 北京：機械工業(yè)出版社， 2004.[9] 周良德，朱泗芳等編著.現(xiàn)代工程圖學[M]. 長沙: 湖南科學技術出版社，2000.[10] 孫桓，陳作模主編.機械原理（第七版）[M]. 北京：高等教育出版社， 2006.xxxxxxx畢業(yè)論文（設計）評閱表學號 xxxxxxx 姓名 李 毅 專業(yè) 機械設計制造及其自動化 畢業(yè)論文（設計）題目： 螺旋運輸機的設計（水平放置） 評價項目 評 價 內(nèi) 容選題1.是否符合培養(yǎng)目標，體現(xiàn)學科、專業(yè)特點和教學計劃的基本要求，達到綜合訓練的目的；2.難度、份量是否適當；3.是否與生產(chǎn)、科研、社會等實際相結合。能力1.是否有查閱文獻、綜合歸納資料的能力；2.是否有綜合運用知識的能力；3.是否具備研究方案的設計能力、研究方法和手段的運用能力；4.是否具備一定的外文與計算機應用能力；5.工科是否有經(jīng)濟分析能力。論文（設計）質(zhì)量1.立論是否正確，論述是否充分，結構是否嚴謹合理；實驗是否正確，設計、計算、分析處理是否科學；技術用語是否準確，符號是否統(tǒng)一，圖表圖紙是否完備、整潔、正確，引文是否規(guī)范；2.文字是否通順，有無觀點提煉，綜合概括能力如何；3.有無理論價值或?qū)嶋H應用價值，有無創(chuàng)新之處。綜合評價評閱人： 2012 年 5 月 日xxxxxxx畢業(yè)論文（設計）鑒定意見學號：xxxxxxx 姓名： 李 毅 專業(yè)： 機械設計制造及其自動化 畢業(yè)論文（設計說明書） 35 頁 圖 表 5 張論文（設計）題目： 螺旋運輸機的設計（水平放置） 內(nèi)容提要：本畢業(yè)設計的主要內(nèi)容是關于水平放置的螺旋運輸機的設計，螺旋輸送機是目前鑄造車間中常用的連續(xù)運輸設備之一，主要用于煤粉、粘土粉的運輸也可以輸送新砂和處理后的舊砂。對石灰石、焦炭、灰渣及清砂時所用的鐵丸等小塊及粒狀物料，也能輸送。結構簡單、橫截面尺寸小、密封性好、工作可靠、制造成本低，便于中間裝料和卸料，輸送方向可逆向，也可同時向相反兩個方向輸送。但是目前國內(nèi)外螺旋輸送機的技術差距很大，特別是大型螺旋輸送機的關鍵核心技術上的差距。設計中涉及蝸輪蝸桿減速箱的設計計算，包括軸的設計，以及軸承的校核。通過設計，熟悉了螺旋運輸機的發(fā)展現(xiàn)狀以及其工作原理，對今后從事機械方面的工作有大幫助。指導教師評語該同學畢業(yè)設計過程中，態(tài)度一般。完成了主要設計參數(shù)的計算，繪制了三維模型和設計了二維裝配圖和主要零部件圖紙，其工作量雖然適當，但結構設計存在較大的缺陷并沒有按照要求加以完全改正，考慮到該同學的學習態(tài)度后階段有所改善和自主完成設計任務，最終基本達到本科生畢業(yè)設計的目的和要求。同意其參加答辯。指導教師： 2012 年 5 月 日答辯簡要情況及評語答辯小組組長： 2012 年 5 月 日答辯委員會意見經(jīng)答辯委員會討論，同意該畢業(yè)論文（設計）成績評定為答辯委員會主任： 2012 年 5 月 日目 錄摘要第一章 緒論…………………………………………………………… 11.1螺旋運輸機的原理與特點 …………………………………… 1 1.2螺旋運輸機的主要現(xiàn)狀 ……………………………………… 11.3螺旋運輸機的發(fā)展趨勢 ……………………………………… 21.4煤礦螺旋運輸機的技術發(fā)展趨勢 …………………………… 5第二章 結構方案擬定 ……………………………………………… 62.1設計要求 ……………………………………………………… 62.2設計原理 ……………………………………………………… 6第三章 主要參數(shù)確定 ……………………………………………… 83.1功率計算與驅(qū)動裝置的選擇 ………………………………… 83.2螺旋直徑與轉(zhuǎn)數(shù)確定 ………………………………………… 93.3驅(qū)動裝置的設計 ……………………………………………… 113.4傳動零件的設計計算 ………………………………………… 143.5軸的設計 ……………………………………………………… 193.6軸承及聯(lián)軸器的校核 ………………………………………… 253.7箱體結構的設計 ……………………………………………… 283.8減速器其他零件的選擇 ……………………………………… 303.9減速器的潤滑 ………………………………………………… 33設計心得 ……………………………………………………………… 34參考文獻 ……………………………………………………………… 35螺旋運輸機的設計摘要：螺旋輸送機具有結構簡單，制做成本低，密封性強、操作安全方便等優(yōu)點，中間可多點裝、卸料。廣泛用于化工、 建材、冶金、糧食等部門，在傾角 β＜ 20 °的情況下，輸送粘度不大、不易變質(zhì)、不蝗結塊的粉狀、顆粒狀和小塊物料。螺旋機廣泛應用于各行業(yè)，如建材、化工、電力、冶金、煤礦炭、糧食等行業(yè)，適用于水平或傾斜輸送粉狀、粒狀和小塊狀物料，如煤礦、灰、渣、水泥、糧食等，物料溫度小于 200℃。螺旋機不適于輸送易變質(zhì)的、粘性大的、易結塊的物料。在混凝土攪拌站中,螺旋輸送機的作用得到了最大的體現(xiàn).由驅(qū)動裝置封閉槽箱和螺旋組成借螺旋轉(zhuǎn)動將槽箱內(nèi)的煤推移輸出。關鍵詞：螺旋輸送機，卸料，物料，驅(qū)動裝置，螺旋Screw conveyor designAbstract: The screw conveyor is simple in structure, low cost production, tightness, and the advantages of safe and convenient operation, the middle point can be loaded, discharge. Widely used in chemical industry, building materials, metallurgy, food and other departments, in the angle β <20 °, the transmission is not the viscosity, non-perishable, non-caking powder locusts, and small granular materials. Screw machine is widely used in various industries, such as building materials, chemical industry, electric power, metallurgy, coal mine, food and other industries, applied to horizontal or inclined conveyor powder, granulated and small lump materials, such as coal, ash, slag, cement , food, etc., material temperature is less than 200 ℃. Not suitable for screw machine perishable transport, and viscous large, easy caking materials. In the concrete mixing stations, the role of screw conveyor of the embodiment of the largest. By drive me and the spiral groove formed by the rotation of spiral groove box over the output of coal.Keywords: screw conveyor, discharge, materials, drives, spiral1第一章 緒 論1.1 螺旋輸送的原理與特點1、螺旋輸送機的原理（1） 螺旋輸送機屬于沒有撓性牽引構件的連續(xù)輸送機械。它的工作原理是：蛟龍（帶螺旋片的軸）在封閉的料槽內(nèi)旋轉(zhuǎn)，使裝入料槽的物料由于自重及其與料槽摩擦力的作用而不與螺旋一起旋轉(zhuǎn)，只能沿料槽橫向移動。在垂直放置的螺旋輸送機中，物料是靠離心力與槽壁所產(chǎn)生的摩擦力而向上移動。它的某些類型常被用作喂料設備、計量設備、攪拌設備、烘干設備、仁殼分離設備、卸料設備以及連續(xù)加壓設備。螺旋輸送機被廣泛應用于食品工業(yè)中。（2）螺旋輸送機的特點螺旋輸送機的主要優(yōu)點：1.結構簡單、緊湊、橫斷面尺寸小，在其他輸送設備無法安裝時或操作困難的地方試用；2.工作可靠，易于維修，成本低廉，價格僅為斗士提升機的一半；3.機槽可以是全封閉的，能實現(xiàn)密閉輸送，以減少物料對環(huán)境的污染，對輸送粉塵大的物料尤為適宜；4.輸送時，可以多點進料，也可以在多點卸料，工藝安排靈活；5.物料的輸送方向是可逆的。一臺輸送機可以同時向兩個方向輸送物料，即集向中心輸送或背離中心輸送；6.在物料輸送中還可以同時進行混合、攪拌、松散、加熱和冷卻等工藝操作。（3）輸送機的主要缺點：物料在輸送過程中，與機槽、螺旋體間的摩擦以及物料間的攪拌翻動等原因，使輸送功率消耗較大，同時對物料具有一定的破碎作用;特別是它對機槽和螺旋葉片有強烈的磨損作用；對超載敏感；需要均勻進料，否則容易產(chǎn)生堵塞現(xiàn)象；不宜輸送含長纖維及雜質(zhì)多的物料。（4）螺旋輸送機的特點是：結構簡單、橫截面尺寸小、密封性好、工作可靠、制造成本低，便于中間裝料和卸料，輸送方向可逆向，也可同時向相反兩個方向輸送。輸送過程中還可對物料進行攪拌、混合、加熱和冷卻等作業(yè)。通過裝卸閘門可調(diào)節(jié)物料流量。但不宜輸送易變質(zhì)的、粘性大的、易結塊的及大塊的物料。輸送過程中物料易破碎，螺旋及料槽易磨損。單位功率較大。使用中要保持料槽的密封性及螺旋與料槽間有適當?shù)拈g隙。（5）垂直螺旋輸送機適用于短距離垂直輸送?？蓮澢菪斔蜋C的螺旋由撓性軸和合成橡膠葉片組成，易彎曲，可根據(jù)現(xiàn)場或工藝要求任意布置，進行空間輸送。螺旋輸送機葉片有現(xiàn)拉式和整拉失，現(xiàn)拉式可做成任意厚度與規(guī)格尺寸，整拉式不宜制作非標準螺旋。1.2 螺旋輸送機的主要現(xiàn)狀螺旋輸送機是目前鑄造車間中常用的連續(xù)運輸設備之一，主要用于煤粉、粘土2粉的運送，也可以輸送新砂和處理后的舊砂。對石灰石、焦炭、灰渣及清砂時所用的鐵丸等小塊及粒狀物料，也能輸送。1.3 螺旋輸送機的發(fā)展趨勢1.國外螺旋輸送機技術的現(xiàn)狀國外螺旋輸送機技術的發(fā)展很快，其主要表現(xiàn)在 2 個方面：一方面是螺旋輸送機的功能多元化、應用范圍擴大化，如高傾角帶輸送機、管狀螺旋輸送機、空間轉(zhuǎn)彎螺旋輸送機等各種機型；另一方面是螺旋輸送機本身的技術與裝備有了巨大的發(fā)展，尤其是長距離、大運量、高帶速等大型螺旋輸送機已成為發(fā)展的主要方向，其核心技術是開發(fā)應用于了螺旋輸送機動態(tài)分析與監(jiān)控技術，提高了螺旋輸送機的運行性能和可靠性。目前，在煤礦井下使用的螺旋輸送機已達到表 1 所示的主要技術指標，其關鍵技術與裝備有以下幾個特點：⑴設備大型化。其主要技術參數(shù)與裝備均向著大型化發(fā)展，以滿足年產(chǎn) 300~500萬 t 以上高產(chǎn)高效集約化生產(chǎn)的需要。⑵應用動態(tài)分析技術和機電一體化、計算機監(jiān)控等高新技術，采用大功率軟起動與自動張緊技術，對輸送機進行動態(tài)監(jiān)測與監(jiān)控，大大地降低了輸送帶的動張力，設備運行性能好，運輸效率高。⑶采用多機驅(qū)動與中間驅(qū)動及其功率平衡、輸送機變向運行等技術，使輸送機單機運行長度在理論上已有受限制，并確保了輸送系統(tǒng)設備的通用性、互換性及其單元驅(qū)動的可靠性。⑷新型、高可靠性關鍵元部件技術。如包含 CST 等在內(nèi)的各種先進的大功率驅(qū)動裝置與調(diào)速裝置、高壽命高速托輥、自清式滾筒裝置、高效貯帶裝置、快速自移機尾等。如英國 FSW 生產(chǎn)的 FSW1200/（2~3 ）×400（ 600）工作面順槽螺旋輸送機就采用了液粘差速或變頻調(diào)速裝置，運輸能力達 3000 t/h 以上，它的機尾與新型轉(zhuǎn)載機（如美國久益公司生產(chǎn)的 S500E）配套，可隨工作面推移而自動快速自移、人工作業(yè)少、生產(chǎn)效率高。2.國內(nèi)螺旋輸送機技術的現(xiàn)狀我國生產(chǎn)制造的螺旋輸送機的品種、類型較多。在“ 八五” 期間，通過國家一條龍“日產(chǎn)萬噸綜采設備” 項目的實施，螺旋輸送機的技術水平有了很大提高，煤礦井下用大功率、長距離螺旋輸送機的關鍵技術研究和新產(chǎn)呂開發(fā)都取得了很大的進步。如大傾角長距離螺旋輸送機成套設備、高產(chǎn)高效工作面順槽可伸縮螺旋輸送機等均填補了國內(nèi)空白，并對螺旋輸送機的減低關鍵技術及其主要元部件進行了理論研究和產(chǎn)品開發(fā)，研制成功了多種軟起動和制動裝置以及以 PLC 為核心的可編程電控裝置，驅(qū)動系統(tǒng)采用調(diào)速型液力偶合器和行星齒輪減速器3 國內(nèi)外螺旋輸送機技術的差距3（1）大型螺旋輸送機的關鍵核心技術上的差距螺旋輸送機動態(tài)分析與監(jiān)測技術 長距離、大功率螺旋輸送機的技術關鍵是動態(tài)設計與監(jiān)測，它是制約大型螺旋輸送機發(fā)展的核心技術。目前我國用剛性理論來分析研究螺旋輸送機并制訂計算方法和設計規(guī)范，設計中對輸送帶使用了很高的安全系統(tǒng)（一般取 n=10 左右） ，與實際情況相差很遠。實際上輸送帶是粘彈性體，長距離螺旋輸送機其輸送帶對驅(qū)動裝置的起、制動力的動態(tài)響應是一個非常復雜的過程，而不能簡單地用剛體力學來解釋和計算。已開發(fā)了螺旋輸送機動態(tài)設計方法和應用軟件，在大型輸送機上對輸送機的動張力進行動態(tài)分析與動態(tài)監(jiān)測，降低輸送帶的安全系統(tǒng)，大大延長使用壽命，確保了輸送機運行的可靠性，從而使大型螺旋輸送機的設計達到了最高水平（輸送帶安全系數(shù) n=5～6） ，并使輸送機的設備成本尤其是輸送帶成本大為降低。 可靠的可控軟起動技術與功率均衡技術 長距離大運量螺旋輸送機由于功率大、距離長且多機驅(qū)動，必須采用軟起動方式來降低輸送機制動張力，特別是多電機驅(qū)動時。為了減少對電網(wǎng)的沖擊，軟起動時應有分時慢速起動；還要控制輸送機起動加速度 0.3～0.1 m/s2，解決承載帶與驅(qū)動帶的帶速同步問題及輸送帶涌浪現(xiàn)象，減少對元部件的沖擊。由于制造誤差及電機特性誤差，各驅(qū)動點的功率會出現(xiàn)不均衡，一旦某個電機功率過大將會引起燒電機事故，因此，各電機之間的功率平衡應加以控制，并提高平衡精度。國內(nèi)已大量應用調(diào)速型液力偶合器來實現(xiàn)輸送機的軟起動與功率平衡，解決了長距離螺旋輸送機的起動與功率平衡及同步性問題。但其調(diào)節(jié)精度及可靠性與國外相比還有一定差距。此外，長距離大功率螺旋輸送機除了要求一個運煤帶速外，還需要一個驗帶的帶速，調(diào)速型液力偶合器雖然實現(xiàn)軟啟動與功率平衡，但還需研制適合長距離的無級液力調(diào)速裝置。當單機功率>500 kW 時，可控 CST 軟起動顯示出優(yōu)越性。由于可控軟起動是將行星齒輪減速器的內(nèi)齒圈與濕式磨擦離合器組合而成（即粘性傳動） 。通過比例閥及控制系統(tǒng)來實現(xiàn)軟起動與功率平衡，其調(diào)節(jié)精度可達 98% 以上。但價格昂貴，急需國產(chǎn)化。3、技術性能上差距我國螺旋輸送機的主要性能與參數(shù)已不能滿足高產(chǎn)高效礦井的需要，尤其是順槽可伸縮螺旋輸送機的關鍵元部件及其功能如自移機尾、高效儲帶與張緊裝置等與國外有著很大差距。⑴裝機功率 我國工作面順槽可伸縮螺旋輸送機最大裝機功率為 4×250 kW，國外產(chǎn)品可達 4×970 kW，國產(chǎn)螺旋輸送機的裝機功率約為國外產(chǎn)品的 30%～40%，固定螺旋輸送機的裝機功率相差更大。 ⑵運輸能力 我國螺旋輸送機最大運量為 3000 t/h，國外已達 5500 t/h。⑶最大輸送帶寬度 我國螺旋輸送機為 1400 mm，國外最大為 1830 mm。4⑷帶速 由于受托輥轉(zhuǎn)速的限制，我國螺旋輸送機帶速為 4m/s，國外為 5m/s 以上。⑸工作面順槽運輸長度 我國為 3000 m，國外為 7300m。⑹自移機尾 隨著高產(chǎn)高效工作面的不斷出現(xiàn)，要求順槽可伸縮螺旋輸送機機尾隨著工作面的快速推進而快速自移。國內(nèi)自移機尾主要依賴進口，主要有 2 種：（a）隨轉(zhuǎn)載機一起移動的由英國 LONGWALL 公司生產(chǎn)的自移機尾裝置。 （b）德國DBT 公司生產(chǎn)的自移機尾裝置。前者只有一個推進油缸，后者則有 2 個推進油缸。LONGWALL 公司生產(chǎn)的自稱機尾用于在國內(nèi)帶寬 1.2 m 的輸送機上，缺點是自移機尾輸送帶的跑偏量太小，糾偏能力弱，剛性差。德國生產(chǎn)的自移機尾在國內(nèi)使用效果優(yōu)于前者，水平、垂直 2 個方向均有調(diào)偏油缸，糾偏能力強。因此，前者還需完善，后者則需研制。但對自移機尾的要求是共同的，既要滿足輸送機正常工作時防滑的要求，又要滿足在輸送機不停機的情況下實現(xiàn)快速自移。⑺高效儲帶與張緊裝置 我國采用封閉式儲帶結構和絞車紅緊為主，張緊小車易脫軌，輸送帶易跑偏，輸送帶伸縮時，托輥小車不自移，需人工推移，檢修麻煩。國外采用結構先進的開放式儲帶裝置和高精度的大扭矩、大行程自動張緊設備，托輥小車能自動隨輸送帶伸縮到位。輸送帶有易跑偏，不會出現(xiàn)脫軌現(xiàn)象。⑻輸送機品種 機型品種少，功能單一，使用范圍受限，不能充分發(fā)揮其效能，如拓展運人、運料或雙向運輸?shù)裙δ埽龅揭粰C多用；另外，我國煤礦的地質(zhì)條件差異很大，在運輸系統(tǒng)的布置上經(jīng)常會出現(xiàn)一些特殊要求，如彎曲、大傾角（>+25° ）直至垂直提升等，應開發(fā)特殊型專用機種螺旋輸送機。4、可靠性、壽命上的差距⑴輸送帶抗拉強度 我國生產(chǎn)的織物整芯阻燃輸送帶最高為 2500 N/mm，國外為 3150 N/mm。鋼絲繩芯阻燃輸送帶最高為 4000 N/mm，國外為 7000 N/mm。⑵輸送帶接頭強度 我國輸送帶接頭強度為母帶的 50%～65%，國外達母帶的70%～ 75%。⑶托輥壽命 我國現(xiàn)有的托輥技術與國外比較，壽命短、速度低、阻力大，而美國等使用的新型注油托輥，其運行阻力小，軸承采用稀油潤滑，大大地提高了托輥的使用壽命，并可作為高速托輥應用于螺旋輸送機上，使用面廣，經(jīng)濟效益顯著。我國輸送機托輥壽命為 2 萬 h，國外托輥壽命 5～9 萬 h，國產(chǎn)托輥壽命僅為國外產(chǎn)品的 30%～40%。⑷輸送機減速器壽命 我國輸送機減速器壽命 2 萬 h，國外減速器壽命 7 萬 h。⑸螺旋輸送機上下運行時可靠性差5、 控制系統(tǒng)上差距⑴驅(qū)動方式 我國為調(diào)速型液力偶合器和硬齒面減速器，國外傳動方式多樣，如5BOSS 系統(tǒng)、 CST 可控傳動系統(tǒng)等，控制精度較高。⑵監(jiān)控裝置 國外輸送機已采用高檔可編程序控制器 PLC，開發(fā)了先進的程序軟伯與綜合電源繼電器控制技術以及數(shù)據(jù)采信、處理、存儲、傳輸、故障診斷與查詢等完整自動監(jiān)控系統(tǒng)。我國輸送機僅采用了中檔可編程序控制器來控制輸送機的啟動、正常運行、停機等工作過程。雖然能與可控啟（制）支裝置配合使用，達到可控啟（制）動、帶速同步、功率平衡等功能，但沒有自動臨近裝置，沒有故障診斷與查詢等。⑶輸送機保護裝置 國外螺旋輸送機除安裝防止輸送帶跑偏、打滑、撕裂、過滿堵塞、自動灑水降塵等保護裝置外，近年又開發(fā)了很多新型監(jiān)測裝置：傳動滾筒、變向滾筒及托輥組的溫度監(jiān)測系統(tǒng)；煙霧報警及自動消防滅火裝置；纖維織輸送帶縱撕裂及接頭監(jiān)測系統(tǒng)；防爆電子輸送帶秤自動計量系統(tǒng)。這些新型保護系統(tǒng)我國基本處于空白。而我國現(xiàn)有的打滑、堆煤、溜煤眼滿倉保護，防跑偏、超溫灑水，煙霧報警裝置的可靠性、靈敏性、壽命都較低。1.4 煤礦螺旋輸送機技術的發(fā)展趨勢（1） 設備大型化、提高運輸能力為了適應高產(chǎn)高效集約化生產(chǎn)的需要，螺旋輸送機的輸送能力要加大。長距離、高帶速、大運量、大功率是今后發(fā)展的必然趨勢，也是高產(chǎn)高效礦井運輸技術的發(fā)展方向。在今后的 10a 內(nèi)輸送量要提高到 3000～4000 t/h，還速提高至 4～6m/s，輸送長度對于可伸縮螺旋輸送機要達到 3000m。對于鋼繩芯強力螺旋輸送機需加長至5000m 以上，單機驅(qū)動功率要求達到 1000～1500 kW，輸送帶抗拉強度達到 6000 N/mm（鋼繩芯）和 2500 N/mm（鋼繩芯） 。尤其是煤礦井下順槽可伸縮輸送技術的發(fā)展，隨著高產(chǎn)高效工作面的出現(xiàn)及煤炭科技的不斷發(fā)展，原有的可伸縮螺旋輸送機，無論是主參數(shù)，還是運行性能都難以適應高產(chǎn)高效工作面的要求，煤礦現(xiàn)場急需主參數(shù)更大、技術更先進、性能更可靠的長距離、大運量、大功率順槽可伸縮螺旋輸送機，以提高我國螺旋輸送機技術的設計水平，填補國內(nèi)空白，接近并趕上國際先進工業(yè)國的技術水平。其包含 7 個方面的關鍵技術：⑴螺旋輸送機動態(tài)分析與監(jiān)控技術；⑵軟起動與功率平衡技術；⑶中間驅(qū)動技術；⑷自動張緊技術；⑸新型高壽命高速托輥技術；⑹快速自移機尾技術；⑺高效儲帶技術。（2） 提高元部件性能和可靠性設備開機率的高與低主要取決于元部件的性能和可靠性。除了進一步完善和提高現(xiàn)有元部件的性能和可靠性，還要不斷地開發(fā)研究新的技術和元部件，如高性能可控軟起動技術、動態(tài)分析與監(jiān)控技術、高效貯帶裝置、快速自移機尾、高速托輥等，使螺旋輸送機的性能得到進一步的提高。（3） 擴大功能，一機多用化6拓展運人、運料或雙向運輸?shù)裙δ?，做到一機多用，使其發(fā)揮最大的經(jīng)濟效益。開發(fā)特殊型螺旋輸送機，如彎曲螺旋輸送機、大傾角或垂直提升輸送機等。第二章 結構方案的擬定2.1 設計要求螺旋運輸機設計（水平放置）具體參數(shù)：運輸物料：干燥煤粉 3/850mkg??運 輸 量：25t/h 運輸長度：12 m（1） 研究螺旋運輸機的工作原理；（2） 主要部件的結構設計（蝸輪蝸桿減速器的設計） 。2.2 設計原理1、水平螺旋運輸機的機構如圖 2-11.軸承；2.傳動輪；3.進料口；4.中間軸承；5.螺旋；6.機殼；7.卸料口；8.支座；9.料槽；圖 2-1 螺旋運輸機的機構2、螺旋葉片的種類及選擇 如圖 2-27圖 2-2 螺旋葉片當運送干燥的小顆?；蚍蹱钗锪系臅r候，宜采用實體式螺旋。本設計是運輸煤粉，所以選取實體式螺旋的葉片。3 螺旋軸 如圖 2-31.軸 ；2.螺釘；3.連接軸；4.螺旋面；5 襯套；圖 2-3 螺旋軸4 螺旋軸的連接-------軸承 如圖 2-481.軸； 2.軸連接； 3.對開式滑動軸承圖 2-4 軸承第三章主要參數(shù)確定3.1.功率計算與驅(qū)動裝置的選擇螺旋輸送機的電動機功率是有其機構運動過程中所產(chǎn)生的阻力來決定的。其阻力由下述各部分組成：物料對槽體的摩擦阻力；物料對螺旋面的摩擦阻力；中間軸承裝置和尾部軸承裝置內(nèi)的摩擦阻力；承受軸向力的止推軸承裝置內(nèi)的摩擦阻力；當物料向上傾斜輸送時產(chǎn)生的重力分力的阻力；9物料在運移途中被攪拌、碾軋、以及在中間軸承裝置處的堆積等情況所產(chǎn)生的各項附加阻力。所有的這些阻力中，最后一項阻力，即各項附加阻力無法從理論上算得，因而盡管已知各摩擦系數(shù)求出其余各項的阻力后，總的阻力仍無法計算出。所以，在決定輸送機的螺旋軸功率時，常常是利用螺旋輸送機在生產(chǎn)實踐中得出的物料總阻力系數(shù)表示，由下述經(jīng)驗公式?jīng)Q定：=0???HLQ?0367??式中 -----螺旋軸所需要之功率（千瓦） ；k ------功率備用系數(shù)；Q-------生產(chǎn)率（噸/時） ；------物料總阻力系數(shù)；0?L-------輸送機水平投影長度（米） ；H-------輸送機垂直投影高度（米） 。查表得 =1.2 0由于輸送機水平放置 H=0 =1.2 =0.98093（千瓦）0?12.3675?額定功率 N= (千瓦) 選用 JJ 型驅(qū)動 取 =0.94?0N?所以 N=1.0435(千瓦)3.2 螺旋直徑與轉(zhuǎn)數(shù)的確定螺旋直徑的確定螺旋葉片直徑主要取決于輸送量和被送物料的特性及塊狀大小。對沒有強烈粘性的物料，它可按下述公式計算：D= (米)5.2CQK??式中 D------螺旋葉片直徑（米） ；Q------物料的輸送量（噸/時） ；------物料的堆積比重（T/ ）?3M10------水平輸送時物料在輸送機內(nèi)的充填系數(shù)；?K------表示物料綜合特性的經(jīng)驗系數(shù)；C------傾斜向上輸送時輸送量的校正系數(shù)，其值與輸送機的軸線和水平面的夾角有關。有已知得 Q=25t/h查表 有 =0.6t/m3 =0.40 K=0.0415 C=0??所以 D=0.045 =288.5mm5.2160.4??把直徑 D 圓整 D=300mm螺旋軸轉(zhuǎn)速的確定(轉(zhuǎn)/分)nA?式中 n----螺旋軸最大許可轉(zhuǎn)數(shù)；D----選定的標準螺旋葉片直徑；A----物料綜合特性。查表得 A=75所以 136.9 轉(zhuǎn)/分=137 轉(zhuǎn)/分??Dn75求得的轉(zhuǎn)速應圓整為螺旋軸的標準轉(zhuǎn)速值 所以取 n=120 轉(zhuǎn)/ 分螺旋葉片形式采用實體螺旋面 螺距 S=0.8D=240mm填充系數(shù)的驗算342.016.24013.4754722 ????nCsDQ??由于校核得到的 值與推薦數(shù)值 =0.35-0.45 很接近 取 n 降低一級 n=90 轉(zhuǎn)/分時， =0.456 超過 0.45 所以計算結果取 D=300mm n=120 轉(zhuǎn)/分 校核 許用千瓦轉(zhuǎn)速比 及許用懸臂載荷??????nN??P???????nN0??P?082.193.0?11查表 當 D=300mm 時 =0.100??????nN由于 0.008245 HRC,可以從表 11-7 中查得蝸輪的基本許用應力 =268 MPa??'H?/應力循環(huán)次數(shù) N=60J L =1.052nh810?壽命系數(shù) =0.7453HNK則 = =268 0.7453 ???'/?MPa=199.75 MPa16（6） 計算中心距 =83.86 mm??232)(HEZKTa???去中心距 a=160 mm　因為 I＝12,從表 11-2 中取模數(shù) m=5,蝸桿分度圓直徑 =50 1dmm 。這時 =0.3125，從圖 11-18 中可查得接觸系數(shù) =3.05ad1 ?Z/因為 > 因此以上計算結果可用。?Z/蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸蝸桿軸向齒距 =3.14 5=15.7 mm;直徑系數(shù) q=10;aP?齒頂圓直徑 =50+2 5=60 mm;1ad齒根圓直徑 =50-2.4 5=38 mm;1f?分度圓導程角 r= ;/05482蝸桿軸向齒厚 s =7.85 mm.a(2) 蝸輪蝸輪齒數(shù) =53，變位系數(shù) =+0.5；2z2x驗算傳動比 I= =13.25，這時傳動比誤差為 10.4%，是允許的。1蝸輪分度圓直徑 =212 mm;22mzd?蝸輪喉圓直徑 mm;210)(??xhaa17蝸輪齒根圓直徑 mcxhdaf205.1)(????蝸輪咽喉母圓半徑 arg49/1622??5.校核齒根彎曲疲勞強度 ??FFYamdKT?????22153.當量齒數(shù) =66.258.053cos??Zv根據(jù) =+0.5 ， =66.25 從圖 11-19 可查得齒形系數(shù) 2x2v 08.2?YFa螺旋角系數(shù) =0.8443;014????Y許用彎曲應力 ??FNFK/?從表 11-8 中查得由 ZCuSn10P1 制造的蝸輪的基本許用彎曲應力 =56 MPa.??/F?壽命系數(shù) =0.5962 FN=56 0.5962=33.3872 MPa??FK/???=5.54 MPa843.025210.873.5彎曲強度是滿足的。6.驗算效率 ?=（0.95-0.96） )tan(2???18已知 ； ； 與相對滑動速度 有關。08.21??vvfarctn??sv= =3.947 m/s sv018.2os6?d?從表 11-18 中用插值法查得 =0.0245， =1.417；vfv?代入式得 =0.93 ，大于原始估算值，因此不用重算。?因為 = =3.947 m/s 查表得 減速箱采用蝸桿下置式。sv018.2cos60?nd?7.精度等級公差和表面粗糙度的確定考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從 GB/T 10089-1988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇 8 級精度，側隙種類為 f，標注為 8f GB/T 10089-1988.然后由有關手冊查得要求的公差項目及表面粗糙度，此處從略。8.熱平衡核算估算散熱面積 A ： A= =0.75 75.1)0(3.a3m驗算油的工作溫度 ti室溫 t ,通常取 20 散熱系數(shù)取較大值 17.45 W/(0C0 ).02Ct = =26.9 小于 80i 01)(tAKPs???0所以油溫未超標。9.潤滑方式根據(jù) = =3.947 m/s 查表 11-21 采用油池潤滑。sv018.2cos60?nd?3.5.軸的設計蝸輪軸的設計1.初步確定軸的最小直徑先按公式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表 15-193，選取 =120，于是得0A= =24.41 mm mind30PA輸出軸的的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 。為了使所選的軸直徑21?d與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。21?d聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 Tc=KT=K×9550× =1.5 82819=124228.5 N.mmnP?由 Tc、d 根據(jù)《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社第 334 頁表 14-13 可查得選用 HT5 號彈性柱銷聯(lián)軸器. 其公稱轉(zhuǎn)矩為 125000 N.mm半聯(lián)軸器孔徑 =25 mm ,故取 =25 mm.半聯(lián)軸器長度 L=62 mm,半聯(lián)軸器與軸121?d配合的轂孔長度 =44 mm.L2.軸的結構設計 （1） 擬定軸上的零件裝配方案（2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2 斷軸右端需制出一軸肩。定位軸肩的高度在（0.07-0.1 ）d 范圍內(nèi)，故 = +2h=28.5 mm ,取標準直徑 30 mm.右端用軸端擋2d1圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑為 38 mm，半聯(lián)軸器與軸孔相配合的轂孔長度 =44 1Lmm.為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故 1-2 段的的長度應比略短一些，現(xiàn)取 =42 mm.1L21?L2)初步確定滾子軸承。因軸承同時承受有徑向力和軸向力作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) =30 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游隙32?d組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承 30207.其尺寸為 d D T=35 72 18.25.故??=35 mm。而 =18.25 mm.7643??d87?L右端滾子軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得 30207 型軸承的定位軸肩高度 h=6 mm,因此取 =35+2 6=47 mm.65?d?20又因為軸環(huán)高度 b=1.4h=8.4 ,所以ｂ取 12 mm，即 =12 mm.65?L3)蝸輪的軸段直徑蝸輪軸段的直徑的右端為定位軸肩，左端與左軸承之間采用套筒定位。因為 =35+2 6=47 mm. 取 h=0.074d 所以 =47-2h=40 mm.65?d?54?d與傳動零件相配合的軸段，應略小于傳動零件的輪轂寬;蝸輪輪轂寬度為 =(1.2 1.5) =48-60 mm2B54?d取 =60 mm,即 =56 mm.254?L4) 軸承端蓋的總寬度為 20mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定） 。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 l=30 mm,故 =20+30=50 mm.32?L5) 取蝸輪與箱體內(nèi)壁距離為 a=16 mm,滾動軸承應距箱體一段距離 S,取 S=8 mm,已知滾動軸承 30207 寬度 T=18.25 mm,蝸輪輪轂長 60 mm.則 =18.25+8+16+(60-56)=46.25 mm54?L至此已初步確定了軸的各段直徑和長度L =42+50+46.25+56+12+15+18.25=239.5 mm總如圖 3-1圖 3-1 蝸輪軸21(3) 軸上零件的周向定位蝸輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接，由表 6-1 查得平鍵截面 b h=12?8,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 45 mm,同時為了保證齒輪和軸配合有良好的對中性，?故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 ，同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為67hHb h l=8 7 32,半聯(lián)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 M6。（4）確定軸上的圓角和倒角尺寸參看表 15-2，取倒角為 1 45 ，1.6 ，各軸肩處的圓角見蝸輪草圖。?00453.求軸上的載荷蝸輪分度圓直徑 =212 mm,轉(zhuǎn)矩 T=82.819 N.M2d蝸輪的切向力 Ft= =781.3 N23T蝸輪的徑向力 = Ft =306.27 N?F??costan蝸輪的軸向力 Fa= Ft =312.5 Nt根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖，在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a 值，對于 30207 型圓錐滾子軸承，由手冊中查得 a=15.5,因此作為簡支梁的軸的支撐跨距為 =58.95+57395=116.9 mm32L?根據(jù)軸的計算圖做出軸的彎矩扭矩圖。表 3-4 載 荷 水平面 H 垂直面 V支反力 F=300.5 N, =480.8 1N2NFN=54.1 N, =252.17 1NF2NN彎矩 M =9033.8 N.mmH=12774.6 N.mm,1VM=407.5 N.mm222總彎矩N.mm08.1564.278.9031 ???MN.mm9..4.2扭矩 T=82819 N.mm3如圖 3-2圖 3-2 彎矩扭矩圖蝸桿軸的設計選取軸的材料 考慮到減速器為普通用途中小功率減速傳動裝置，軸主要傳遞蝸輪的轉(zhuǎn)矩，故選取 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 HBS-230.抗拉強度 =640，屈服強度極限 =355，彎曲??s?疲勞強度極限 =275，剪切疲勞極限 =155，許用彎曲應力 =60.1??1????1?231.最小直徑的估算= =11.7 mm mind30PATc=KT=K×9550× =1.5×8803=13204.5 N.mmnP由 Tc、d 根據(jù)《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社第 334 頁表 14-13 可查得選用 HT3 號彈性柱銷聯(lián)軸器.標準孔徑 d=16 mm,聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為 30 mm.故取 =16 mm21?軸的結構設計從軸段 =16 mm 開始逐漸選取軸段直徑， 右端非定位軸肩，且安裝密封21d 1d氈圈，取 =25 mm， 段與軸承的內(nèi)徑相配合，為了便于軸承的安裝，選定軸承型號3為圓錐滾子軸承 30206，取 =30 mm。3d軸承 30206 的 =30 62 17.25 TD?取 = =30 mm9d3其定位作用 由 h=(0.07-1) =21-30 mm4 3d取 =42 mmhd2348??和 為退刀槽 取 = =30 mm5d757取蝸桿齒頂圓直徑 =60 mm6 6d=聯(lián)軸器軸孔長度 30-2=28 mm1L的長度：軸承端蓋總寬度 20 mm。取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面距離為 35 2mm. =20+35=55 mm.軸段的長度，參照蝸輪軸承的長度選取 3da=16 mm, s=8 mm, 圓錐滾子軸承的 T=17.25 mm24所以 7+8+17.25=32.25 mm3L?取 =35 mm =39和 為退刀槽那段軸段長度 4d5=35 mm 同理 =35 mm?87L?軸段的長度 616b?查表 11-4 =89 mmmZ).052(21當 me 時 Fra有 P= 其中 x=0.4 查手冊得圓錐滾子軸承 30207 的 Y 值為 1.6)(YFarfp??所以 P=1.5（122.132+821.408）=1415.31 N當 =e 時 有 P=1.5Fr=1.5×542.92=814.38 Nra驗算軸承的壽命 因為 P1 > P2 按軸承的受力大小計算 對于圓錐滾子軸承 ?)1(60PcnLh?310??26故 =3.56 h 遠遠大于 15000 h hL710?故軸承壽命滿足要求 ，所選軸承合格。鍵的校核 (1) 選用普通平鍵（ A 型）按低速軸裝蝸輪處的軸徑 d=45mm，以及輪轂長 =30mm，l查表，選用鍵 12×8 GB1096—79。(2) 強度校核鍵材料選用 45 鋼，查表知 ，鍵的工作長度MPap120~][??mm， mm，按公式的擠壓應力mbLl31245???48hkPakldTp 37.14089.0????小于 ，故鍵的聯(lián)接的強度是足夠的。p][低速軸輸入端的聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩 ，查表取 ，TKAca?5.1?A mNTKAca ???5.1248895.1查表選用 TL5 型彈性套柱銷聯(lián)軸器，材料為 35 鋼，許用轉(zhuǎn)矩 ，許用轉(zhuǎn)][速 r/min，標記：TL5 聯(lián)軸器 42×114 GB4323—84。460][n選鍵，裝聯(lián)軸器處的軸徑為 25mm，選用鍵 12×8 GB1096—79，對鍵的強度進行校核，鍵同樣采用 45 鋼，有關性能指標見（六） ，鍵的工作長度mm， mm，按公式的擠壓應力50126???bLl428?hk＜ ，合格。所以低速級選用的MPakldTp 5.9410.33??? p][?聯(lián)軸器為 TL5 聯(lián)軸器 42×114 GB4323—84，所用的聯(lián)結鍵為 12×70 GB1096—79。高速軸輸出端的聯(lián)軸器根據(jù)高速軸的結構尺寸以及轉(zhuǎn)矩，選用聯(lián)軸器 TL3 聯(lián)軸器 63×114 GB4323—84，所用的聯(lián)結鍵為 18×90 GB1096—79，經(jīng)過校核計算，選用的鍵是符合聯(lián)結的強度要求的，具體的計算過程與上面相同，所以省略。273.7.箱體結構的設計表 3-5 箱體的結構尺寸減速器箱體采用 HT200 鑄造，必須進行去應力處理。設計內(nèi)容 計 算 公 式 計算結果箱座壁厚度 δ=0.04×160+3=9.4m8304.???a?ma 為蝸輪蝸桿中心距取δ=10mm箱蓋壁厚度 δ1 =0.85×10=8.5mm?85.01? 取δ1=10mm機座凸緣厚度 b b=1.5δ =1.5×10=15mm b=15mm機蓋凸緣厚度 b1 b1=1.5δ1=1.5×10=15mm b1=15mm機蓋凸緣厚度 P P=2.5δ=2.5×10=25mm P=25mm地腳螺釘直徑 d? d?==20mm d?=20mm地腳螺釘直徑 d`? d`?==20mm d`?==20mm地腳沉頭座直徑 D0 D0==48mm D0==48mm地腳螺釘數(shù)目 n 取 n=4 個 取 n=4L1=32mm L1=32mm底腳凸緣尺寸（扳手空間）L2=30mm L2=30mm軸承旁連接螺栓直徑 d1 d1= 16mm d1=16mm軸承旁連接螺栓通孔直徑d`1 d`1=17.5 d`1=17.5軸承旁連接螺栓沉頭座直徑 D0 D0=32mmD0=32mm28C1=24mm C1=24mm剖分面凸緣尺寸（扳手空間） C2=20mm C2=20mm上下箱連接螺栓直徑 d2 d2 =12mm d2=12mm上下箱連接螺栓通孔直徑d`2 d`2=13.5mmd`2=13.5mm上下箱連接螺栓沉頭座直徑 D0=26mmD0=26mmC1=20mm C1=20mm箱緣尺寸（扳手空間）C2=16mm C2=16mm軸承蓋螺釘直徑和數(shù)目n,d3 n=4, d3=10mmn=4d3=10mm檢查孔蓋螺釘直徑 d4 d4=0.4d=8mm d4=8mm圓錐定位銷直徑 d5 d5= 0.8 d2=9mm d5=9mm減速器中心高 H H=340mm H=340mm軸承旁凸臺半徑 R R=C2=16mm R1=16mm軸承旁凸臺高度 h 由低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準。 取50mm軸承端蓋外徑 D2 D2=軸承孔直徑+(5~5.5) d3 取D2=180mm箱體外壁至軸承座端面距離 K K= C1+ C2+(8~10)=44mmK=54mm軸承旁連接螺栓的距離 S 以 Md1 螺栓和 Md3 螺釘互不干涉為準盡量靠近一般取 S=D2 S=180蝸輪軸承座長度（箱體內(nèi)壁至軸承座外端面的距離） L1=K+δ=56mmL1=56mm29蝸輪外圓與箱體內(nèi)壁之間的距離 =12mm?2.1??取=12mm1?蝸輪端面與箱體內(nèi)壁之間的距離 =12mm2取=12mm2機蓋、機座肋厚 m1,m m1=0.85δ1=8.5mm, m=0.85δ=8.5mmm1=8.5mm, m=8.5mm以下尺寸以參考文獻《機械設計、機械設計基礎課程設計》 王昆等主編 高等教育出版社 表 3-6 1995 年表 6-1 為依據(jù)蝸桿頂圓與箱座內(nèi)壁的距離=40m6?m軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離=4mm3?箱底的厚度 20mm軸承蓋凸緣厚度e=1.2 d3=12mm箱蓋高度 220mm箱蓋長度（不包括凸臺）440mm蝸桿中心線與箱底的距離115mm箱座的長度（不包括凸臺）444mm裝蝸桿軸部分的長度460mm箱體寬度（不包括凸臺）180mm 箱底座寬度 304mm蝸桿軸承座孔外伸長度8mm蝸桿軸承座長度 81mm蝸桿軸承座內(nèi)端面與箱體內(nèi)壁距離 61mm3.8、減速器其他零件的選擇經(jīng)箱體、蝸桿與蝸輪、蝸輪軸以及標準鍵、軸承、密封圈、擋油盤、聯(lián)軸器、定位銷的組合設計，經(jīng)校核確定以下零件：表 3-7 鍵 單位：mm安裝位置 類型 b（h9 h（h11 L9（h1430） ） ）蝸桿軸、聯(lián)軸器以及電動機聯(lián)接處GB1096-90鍵10×7010 8 70蝸輪與蝸輪軸聯(lián)接處GB1096-90鍵25×11025 14 110蝸輪軸、聯(lián)軸器及