机械毕业设计（论文）-单曲柄往复式给煤机设计【全套图纸】.doc

中国矿业大学2007届本科生毕业设计 第 93页第一章 概述全套图纸，加153893706往复式给煤机在我国煤矿广泛应用几十年。生产实践证明,该设备对煤的品种、粒度、外在水份等适应性强,与其他给料设备相比,具有运行安全可靠、性能稳定、噪音低、维护工作量少等优点,仍不失推广使用的价值。随着煤炭工业的发展,煤矿井型不断地扩大,现有型往复给煤机生产能力小,不能满足大型矿井的要求。因此,改进和扩大现有型往复给煤机是完全必要的。1.1 往复式给煤机的发展历史给煤设备是煤矿生产系统的主要设备之一,给煤设备的可靠性,特别是关键咽喉部位给煤设备的可靠性,直接影响整个生产系统的正常运行。目前,我国煤矿使用的给煤设备主要是往复式给煤机和电振给煤机。 往复式给煤机最早研制于20世纪60年代初,70年代,在基础上,更换了驱动装置,改为系列,并一直沿用至今。国外给煤机发展状况也与国内大相径庭,并没有更高的技术含量,但价格却是国内同类产品的45倍。自20世纪60年代定型后,我国各大煤矿使用的给煤机主要是K系列的往复式给煤机。系列给煤机共有五种型号:-0、-1、-2、-3、-4，其技术参数（表1-1）及结构尺寸（表1-2）如下所示：表1-1 技术参数型号规格K-0K-1K-2K-3K-4给料能力（t/h）底版行程曲柄位置无烟煤烟煤无烟煤烟煤无烟煤烟煤无烟煤烟煤无烟煤烟煤200mm410090150135225200330300590530150mm37567112100170150247220440395100mm25045756813310016515029526850mm12522343455508375148132曲柄转速（r/min）5757626262电动机型号YB160M1-8Y160M1-8YB160M1-8Y160M1-8YB160M1-8Y160M1-8YB160M1-6Y160M1-6YB160M1-6Y160M1-6功率（KW）4447.518.5转速（r/min）720720720970970减速机型号JZQ0-350JZQ0-350JZQ0-350JZQ-400JZQ-500速比12.6412.6412.6415.7515.75允许最大颗粒（mm）含量10%以下250350400500700含量10%以上200300350450550设备重量（kg）带料斗11271251148119272737不带料斗10261144134217352505图1-1 K形给煤机外形尺寸表1-2 结构尺寸型号ABCHH1H2H3L111213141516K-0136031008462102103251051245084010008007501040750K-113603100111221021032510512450840100080075010401000K-21360354011122082083251297285011501250105010009401000K-313523950136025025034513403270140015001300125011571250K-416224740163233033034515433850170017501550155014351500型号171819110111112n*113114n*115116N*MDK-0550500500830351911*2001311*19019014*M20K-18007507501080352751*2801311*19019016*M20K-28007507501080352081*208911*22522517*M20K-31050100010001300352731*273911*29029017*M20K-41300125015801580352701*270961*32022020*M201.2 往复式给煤机的用途最通用的往复式给煤机为K型，一般用于煤或其他磨琢性小、黏性小的松散粒状物料的给料。往复式给煤机适用于矿井和选煤厂，将煤碳经煤仓均匀地装载到输送机或其它筛选、贮存装置上。1.3 给煤机的组成及工作原理如图1-1所示，往复式给煤机结构是由电动机、减速器、联轴器、H形架、连杆、底板(给料槽)、传动平台、漏斗闸门、托辊等组成。传动原理：当电动机开动后，经弹性联轴器、减速器、曲柄连杆机构拖动倾斜的底板在托辊上作直线往复运动，当底板正行时,将煤仓和槽形机体内的煤带到机体前端;底板逆行时,槽形机体内的煤被机体后部的斜板挡住,底板与煤之间产生相对滑动,机体前端的煤自行落下。将煤均匀地卸到运输机械或其它筛选设备上。该机设有带漏斗、带调节阀门和不带漏斗、不带调节阀门两种形式。1.4 往复式给煤机的特点1.4.1 往复式给煤机的特点(1) 结构简单,维修量小在往复式给煤机中,电动机和减速器均采用标准件,其余大部分是焊接件,易损部件少,用在煤矿恶劣条件下,其适用性深受使用单位的好评。(2) 性能稳定往复式给煤机对煤的牌号,粒度组成,水分、物理性质等要求不严,当来料不均匀,水分不稳定且夹有大块煤、橡胶带、木头及钢丝等时,仍能正常工作。(3) 噪音低往复式给煤机是非振动式给料设备,其噪音发生源只有电动机和减速器,而这两个的噪音都很低。尤其在井下或煤仓等封闭型场所,噪音无法扩散,这一点是电动给料机所无法达到的。(4) 安装方便、高度小往复式给煤机一般安装在煤仓仓口,不需另外配制仓口闸门溜槽及电动机支座,安装可一步到位,调整工作量小,而电动给煤机由于不能直接承受仓压,需要另外安放仓口过渡溜槽,相比之下,往复式给煤机占有高度小,节省了建筑面积和投资。1.4.2 往复式给煤机与振动式给煤机的比较往复式与振动式给煤机两种给料方式不同点是给料频率和幅值以及运动轨迹不同。在使用过程中，由于振动式给料机给料频率高，噪声也大；由于它是靠高频振动给料，其振动和频率受物料密度及比重影响较大，所以，给料量不稳定，给料量的调整也比较困难；由于是靠振动给料，给料机必须起振并稳定在一定的频率和振幅下，但振动参数对底板受力状态很敏感，故底板不能承受较大的仓压，需增加仓下给料槽的长度，结果是增加了料仓的整体高度，使工程投资加大；由于给料高度加大，无法用于替换目前大量使用的往复式给煤机。1.5 往复式给煤机的设计目的、基本要求及基本参数1.5.1 往复式给煤机的设计目的 随着煤炭工业的迅猛发展,煤矿井型也在不断扩大,现有的往复式给煤机，如-4生产能力最大,但也只有，已不能再满足煤矿生产系统的选型要求。正是基于这个原因,我们在对给煤机使用情况大量调研的基础上,研制了、的大型往复式给煤机。1.5.2 对往复式给煤机的基本要求了解往复式给煤机的用途、工作原理以及工作中存在的问题，设计一台单曲柄往复式给煤机。1.5.3 设计参数给料量：；往复行程：。1.6 本文所做的基本工作1.设计完成总体装配图设计；2.设计完成主减速器装配图设计；3.完成主要传动组件、零件的工作图设计；4.编写主要零件的加工工艺；5.编写完成整体设计计算说明书。第二章 往复式给煤机的总体设计在确定往复式给煤机整体结构尺寸之前，首先考虑给煤机的容积利用系数。容积利用系数是给煤机槽体内煤的体积与槽体容积的比值。在给煤机槽体容积一定的情况下,容积利用系数取值的高低,决定设计给料能力的值就越大,则设计生产能力大,反之就小。现有型往复给煤机容积利用系数取值为0.62。为了提高给煤机的综合性能,通过对K型往复给煤机的使用情况进行大量调查和性能测试,给煤机实际生产能力比设计生产能力偏大约1020%。这说明原设计容积利用系数取值偏低。在该往复给煤机设计中,我们将容积利用系数提高到0.7-0.8,这就意味着,与原设计比较,在相同设计生产能力条件下,给煤机槽体容积可以缩小13%。给煤机的实际生产能力与煤的粒度、水份有较大关系。同样一台给煤机,煤的流动性好,则实际生产能力大;煤的流动性差,则实际生产能力就小。现有型往复给煤机之所以适应范围广,除其它性能以外,就在于设计时余量较大,即容积利用系数取值较低。我认为,容积利用系数不宜取值过大,以保证往复给煤机对各种煤的适应性。2.1 给煤机箱体尺寸的确定根据已知参数（给料量：；往复行程：），初步设定曲柄的转数为，箱体的有效高度和宽度，高度为，宽度为。给料量可表示为 式中给煤机给料量，；给料机箱体高度，；给料机箱体宽度，； 给料机行程，；煤的密度，；给料机箱体高度，；工况系数，。因此，由式可求出给料量由上式结果可得出，箱体尺寸满足给料要求。 2.2 给煤机整体结构布局如图2-1所示图2-1给煤机整体结构布局图2.3 给煤机的受力分析2.3.1 往复式给煤机的运行阻力往复式给煤机运行时，电动机功率主要消耗在克服下列阻力上。正行时：底板在托滚上的运动阻力和煤与固定侧板的摩擦阻力。逆行时：底板在托滚上的运动阻力和煤与底板的摩擦阻力。此外，还有一些能量消耗在克服底板加速运动时的运行阻力上。往复式给煤机正行时的功耗是有效功耗，逆行时的功耗是无效功耗。2.3.2 产生运行阻力的因素现有往复式给煤机的运行阻力有以下公式计算： 式中 给煤机槽体内煤的质量，；给煤机运动部件的质量，； 重力加速度，； 煤仓出口处压力，；给煤机底板水平投影长度，；煤仓出口对底板有效压力区长度，；给煤机槽体净宽度，；底板在托滚轮上的运动阻力系数，；煤对侧板的侧压系数； 煤的松散容重， ；底板上煤的厚度， ，；往复式给煤机计算简图见图2-2。图2-2 给料机的计算简图正行阻力： 正行阻力： 运行阻力按正行阻力和逆行阻力的均方值计算，即 式中、括号内的第一项表示给煤机槽体内煤的重量和活动件的重量；表示给煤机槽体内煤的重量； 表示煤的重量对给煤机固定侧板产生的侧压力。号内的第二项表示煤仓出口处压力； 表示煤仓出口处压力对给煤机固定侧板产生的侧压力。由于底板在托滚轮上的运动阻力较小(运动阻力系数值较小),给煤机运行阻力主要是煤与固定侧板的摩擦阻力和煤与底板的摩擦阻力。因此可知,产生运行阻力的主要因素是给煤机槽体内的煤的重量和煤仓出口处的压力以及煤与侧板或底板的摩擦系数。从以上分析可知,我们只能从减少煤仓出口处压力对底板的作用,以及减小煤与固定侧板和底板的摩擦力来往复式给煤机的节能措施。采用倾斜式仓口漏斗由于煤仓出口处压力的作用,使底板产生了运行阻力,如果采用斜仓口漏斗,使煤仓出口压力对底板作用减小或不作用在底板上,底板的运行阻力就可以减小。往复式给煤机的运行阻力由以下简化公式计算： 给煤机槽体内煤的质量： 底托板选用的材料为，其密度，底托板厚度为 底托板质量： 则 正行阻力： 正行阻力： 运行阻力：减少煤与底板的磨擦系数是有限的。这是因为正行时，给煤机槽体内的煤是在其与底板之间的磨擦力的作用下，移到给煤机前端。煤与底板的磨擦力要大于煤在加速时的动阻力和煤与固定侧板的磨擦力，才能保证在正行时，煤与底板间不产生相对滑动。2.3.3 曲柄连杆机构的运动分析图2-2曲柄连杆运动简图已知：由滑块行程得出曲柄，连杆长，曲柄转速。参考文献1表41.1-24，计算底托板的运动速度为：第三章往复式给煤机减速器的设计3.1 电动机的选择3.1.1 选择电动机类型本设计中的往复式给煤机工作于井下煤仓。井下煤尘多、瓦斯浓度较大、易发生爆炸。根据工作环境要求，参考文献2表23-1-101,选择YB系列隔爆型三相异步电动机。3.1.2 选择电动机容量电动机所需工作功率为 即 传动装置的总效率为 参考文献3，查表2-3确定各部分效率为：联轴器效率，滚动轴承传动效率（一对），闭式齿轮传动效率，曲柄连杆的传动效率，槽摩擦传动效率代入式得 。有式3-1求出，所需电动机功率为因载荷有轻微冲击，故电动机额定功率要大于即可。参考文献2,YB系列电动机技术数据，选用电动机的功率为。3.1.3 确定电动机转速连杆所需的转速 二级圆柱齿轮减速器的传动比常用的范围为，故电动机转速的可选范围为 符合这一范围的同步转速有很多，参考文献2的表23-1-101，经过比较决定选取：参考文献2，选用YB160L1-6型电动机。3.1.4 传动装置的总传动比及其分配（1）总传动比（2）分配传动装置各级传动比参考文献3表2-1，取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比对于展开式二级圆柱齿轮减速器，在两极齿轮配对材料、性能及齿宽系数大致相同的情况下，即齿面接触强度大致相等时，两极齿轮的传动比可按下式分配： 即 代入式得3.1.5 计算传动装置的运动和动力参数各轴的转速根据电动机的满载转速及传动比进行计算;传动装置各部分的功率和转矩。计算各轴时将传动装置中各轴从高速轴到低速轴依次编号，定0轴（电动机轴），1轴，2轴，3轴，4轴；相邻两轴间的传动比表示为，；各轴的输出功率为，；各轴的输出转矩为，。各轴的输出功率0轴（电动机轴）1轴（高速轴）2轴（中间轴）3轴（低速轴）各轴的输出转速0轴（电动机轴）1轴（高速轴）2轴（中间轴）3轴（低速轴）各轴的输出转矩0轴（电动机轴）1轴（高速轴）2轴（中间轴）3轴（低速轴）3.2 齿轮的设计及校核计算3.2.1 第一对齿轮的设计(1) 选择齿轮材料参考文献4查表8-17 小齿轮选用调质并表面淬火 大齿轮选用调质并表面淬火 (2) 按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度; 参考文献4表8-14，表8-15选取 公差组8级小轮分度圆直径d，参考文献4，由式（8-64）求得齿宽系数参考文献4，查表823 按齿轮相对轴承为非对称布置，取 小齿轮齿数,在推荐值20-40中选 大齿轮齿数 ，圆整取齿数比 传动比误差 误差在范围内。合适小齿轮转矩参考文献4，由式（8-53）求得 载荷系数K参考文献4，由式（8-54）得使用系数参考文献4，查表8-20 动载荷系数参考文献4，查图8-57得初值 齿向载荷分布系数参考文献4，查图8-60 齿间载荷分配系数参考文献4，由式（8-55）及得 参考文献4，查表并插值则载荷系数的初值 弹性系数参考文献4，查表8-22得节点影响系数参考文献4，查图8-64得重合度系数参考文献4，查图865得许用接触应力参考文献4，由式（869）得接触疲劳极限应力、参考文献4，查图869参考文献4，应力循环次数由式(870)预设给煤机每天工作20小时，每年工作350天，预期寿命为10年则参考文献4，查图8-70得接触强度的寿命系数 、（不允许有点蚀） 硬化系数参考文献4，查图8-71及说明接触强度安全系数参考文献4，查图8-27，按一般可靠度查 取 故的设计初值为 齿轮模数 参考文献4，查表83取 小轮分度圆直径的参数圆整值圆周速度 与估计取有差距，对取值影响不大，不需修正参考文献4，查图8-57 小轮分度圆直径 大轮分度圆直径 中心距齿宽 ，取大轮齿宽小轮齿宽 (3) 齿根弯曲疲劳强度校核计算 齿形系数参考文献4，查图8-67 小轮 大轮 应力修正系数参考文献4，查图8-68 小轮 大轮 重合度系数参考文献4，由式（8-67） 许用弯曲应力参考文献4，由式（8-71）弯曲疲劳极限参考文献4，查图8-72 弯曲寿命系数参考文献4，查图8-73 尺寸系数 参考文献4，查图8-74 安全系数参考文献4，查表8-27 则 故齿根弯曲强度足够。(4) 齿轮其他尺寸计算与结构设计(参考文献4表8-4)1) 小齿轮的相关尺寸分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径基圆直径 齿距 齿厚 齿槽宽 基圆齿距 法向齿距 顶隙 中心距 传动比 2) 大齿轮的相关尺寸分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆基圆直径 齿距 齿厚 齿槽宽 基圆齿距 法向齿距 顶隙 中心距 传动比 参考文献4表8-31得知，当 ，选用腹板式的结构 取应大于，为齿全高3.2.2 第二对齿轮的设计参考文献4(1) 选择齿轮材料查表8-1 小齿轮选用调质表面淬火 大齿轮选用调质表面淬火 (2) 按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度; 参考表8-14，表8-15选取 公差组8级小轮分度圆直径d，由式（8-64）得齿宽系数查表823按齿轮相对轴承为非对称布置，取 小齿轮齿数, 在推荐值20-40中选大齿轮齿数 ，圆整取齿数比 传动比误差 误差在范围内。合适小齿轮转矩 由式（8-53）得载荷系数K由式8-54得使用系数查表8-20 动载荷系数查图8-57得初值 齿向载荷分布系数查图8-60 齿间载荷分配系数由式（8-55）及得 查表并插值 则载荷系数的初值 弹性系数 查表8-22得节点影响系数查图8-64得重合度系数查图865得许用接触应力由式（869）得接触疲劳极限应力、查图869应力循环次数由式(870)预设给煤机每天工作20小时，每年工作350天，预期寿命为10年 则 查图8-70得接触强度的寿命系数 、（不允许有点蚀） 硬化系数查图8-71及说明接触强度安全系数查图8-27，按一般可靠度查 取 故的设计初值为 齿轮模数 查表83取 小轮分度圆直径的参数圆整值圆周速度 与估计取有差距，对取值影响不大，不需修正查图8-57 小轮分度圆直径 大轮分度圆直径 中心距 齿宽，取大轮齿宽小轮齿宽 (3) 齿根弯曲疲劳强度校核计算由式（866） 齿形系数查图8-6小轮 大轮 应力修正系数 查图8-68 小轮 大轮 重合度系数 由式（8-67） 许用弯曲应力 由式（8-71）弯曲疲劳极限 查图8-72 弯曲寿命系数 查图8-73 尺寸系数 查图8-74 安全系数 查表8-27 则 故 齿根弯曲强度足够。(4) 齿轮其他尺寸计算与结构设计1) 小齿轮的相关尺寸分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径 齿距 齿厚 齿槽宽 基圆齿距 法向齿距 顶隙 中心距 传动比 2) 大齿轮的相关尺寸分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径基圆直径 齿距 齿厚 齿槽宽 基圆齿距 法向齿距 顶隙 中心距 传动比 根据表8-31得知，当 ，选用腹板式的结构应大于，为齿全高3.3 轴的设计及校核计算3.3.1 2轴的设计及校核(1) 求输出轴上的转矩 (2) 求作用在齿轮上的力 输出轴上大齿轮的分度圆直径为（由以上齿轮计算得知）圆周力、径向力和轴向力的大小如下，方向如图3-2所示。输出轴上小齿轮的分度圆直径为（由以上齿轮计算得知）圆周力、径向力和轴向力的大小如下，方向如图3-2所示。(3) 确定轴的最小直径 选取轴的材料为，调质处理，按式初估轴的最小直径，参考文献4表4-2，取，可得 (4) 轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案 装配方案如图3-1所示 2）按轴向定位要求确定各轴段直径和长度 轴段 该段安装滚动轴承，考虑到轴承只受径向力，所以选择深沟球轴承。取轴段直径。参考文献4 表11-1，选用6310型深沟球轴承，尺寸为。取齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，滚动轴承在距箱体内壁有一段距离，现取，则图3-1 2轴的结构简图轴段 该段安装齿轮，齿轮左端采用套筒定位，右端使用轴环定位，轴段直径。已知齿轮轮毂的宽度为60mm,为了使套筒断面可靠的压紧齿轮，轴段长度应略短于轮毂孔宽度，取。轴段 取齿轮右端轴肩高度，则轴环直径，。轴段 该轴段安装齿轮，用套筒定位，取直径，。轴段 该轴段安装轴承，取直径。3）轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用A型普通平键联接，按，参考文献4 表10-26，查得平键截面尺寸，根据轮毂宽度，由键长系列中选取键长，按，查得平键截面尺寸，根据轮毂宽度，由键长系列中选取键长，为保证齿轮与轴具有良好的对中性，取齿轮与轴的配合为。4）确定轴端倒角取。5）轴的强度校核 求轴的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的结构简图（见图3-2），在确定轴承的支点位置时，参考文献6表24.2-15可得知a值，对于6310型深沟球轴承，取,因此轴的支撑跨距为。 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图，扭矩图和当量弯矩图。从轴的结构图和当量弯矩图中可以看出，B截面的当量弯矩最大，是轴的危险截面。B截面处的及的数值如下。支反力 水平面， 垂直面，弯矩和水平面 垂直面，合成弯矩 扭矩 当量弯矩 如图3-2 2轴的计算简图校核轴的强度轴的材料为，调质处理，由参考文献4表4-1查得，则，即，取，轴的计算应力为满足强度要求。3.3.2 1轴的设计及校核(1) 求输出轴上的转矩 (2) 求作用在齿轮上的力 输出轴上齿轮的分度圆直径为（由以上齿轮计算得知）圆周力、径向力和轴向力的大小如下，方向如图3-4所示。(3) 确定轴的最小直径 选取轴的材料为，调质处理，按式初估轴的最小直径，参考文献4查表4-2，取，可得 轴段 该段用于安装联轴器，其直径应该与联轴器的孔径相配合，因此要先选用联轴器。联轴器的计算转矩，根据工作情况选取，则。参考文献4 表13-5，根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为，许用转矩。与输出轴联接的半联轴器孔径，因此取轴段的直径。半联轴器轮毂总宽度（J型轴孔），与轴配合的毂孔长度。(4)轴的结构设计1) 拟定轴上零件的装配方案 装配方案如图3-3所示图3-3 1轴的结构图2) 按轴向定位要求确定各轴段直径和长度轴段 半联轴器左端用轴端挡圈定位，按轴段的直径，取挡圈直径。为保证轴端挡圈压紧半联轴器，轴段的长度应比半联轴器配合段毂孔长度略短于23mm，取。轴段 为了半联轴器的轴向定位，轴段左端制出定位轴肩，所以轴段的直径为。根据减速器与轴承端盖的结构和端盖的拆卸要求，取端盖外端面与半联轴器右端面之间的距离为20mm，因此取。轴段 该段安装滚动轴承，考虑到轴承只受径向力，所以选择深沟球轴承。取轴段直径，选用6310型深沟球轴承，参考文献4 表11-1可知，尺寸为。取。轴段该轴段用于轴承的定位，它的轴肩，所以轴段的直径为。取齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，滚动轴承在距箱体内壁有一段距离，现取，所以轴段的长度。轴段 该轴段为齿轮轴，齿轮宽度，分度圆直径。因为2轴的支撑跨距为，轴段用于安装轴承，选用6310型深沟球轴承，参考文献4 表11-1知，尺寸为。其直径为，所以，轴段的直径和长度各取，。3) 确定轴端倒角取。4) 轴的强度校核 求轴的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图（见图3-4），在确定轴承的支点位置时，参考文献6表24.2-15可得知，对于6310型深沟球轴承，取,因此轴的支撑跨距为。 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图，扭矩图和当量弯矩图。从轴的结构图和当量弯矩图中可以看出，B截面的当量弯矩最大，是轴的危险截面。B截面处的及的数值如下。支反力 水平面， 垂直面，弯矩和 水平面， 垂直面合成弯矩扭矩 当量弯矩 图3-4 2轴的计算简图校核轴的强度 轴的材料为，调质处理，参考文献4表4-1,查得，则，即，取，轴的计算应力为满足强度要求。3.3.3 3轴的设计及校核(1) 求输出轴上的转矩 (2) 求作用在齿轮上的力 输出轴上齿轮的分度圆直径为（由以上齿轮计算得知）圆周力、径向力和轴向力的大小如下，方向如图3-6所示。(3) 确定轴的最小直径 选取轴的材料为，调质处理，按式初估轴的最小直径，参考文献4查表4-2，取，可得 (4) 轴的结构设计 1) 拟定轴上零件的装配方案装配方案如图3-5所示2) 按轴向定位要求确定各轴段直径和长度轴段该段安装滚动轴承，考虑到轴承只受径向力，所以选择深沟球轴承。取轴段直径。选用6313型深沟球轴承，参考文献4 表11-1可知，尺寸为。取该轴段的直径为，。轴段该段安装齿轮，齿轮左端采用套筒定位，右端使用轴环定位，轴段直径。已知齿轮轮毂的宽度为52mm,为了使套筒断面可靠的压紧齿轮，轴段长度应略短于轮毂孔宽度，取。图3-5 3轴的结构简图轴段取齿轮右端轴肩高度，则轴环直径，。轴段 该段安装滚动轴承，考虑到轴承只受径向力，所以选择深沟球轴承。取轴段直径，选用6313型深沟球轴承，参考文献4 表11-1可查知，尺寸为。取。轴段根据减速器与轴承端盖的结构和端盖的拆卸要求，取端盖外端面与曲柄右端面之间的距离为20mm，因此取。轴段 该轴段安装曲柄，其直径和长度各取，。3) 轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位采用A型普通平键联接，按，参考文献4 表10-26，查得，平键截面尺寸，根据轮毂宽度，由键长系列中选取键长。为保证齿轮与轴具有良好的对中性，取齿轮与轴的配合为。4) 确定轴端倒角取。5) 轴的强度校核 求轴的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图（见图3-6），在确定轴承的支点位置时，参考文献6表24.2-15可得知a值。对于6313型深沟球轴承，取,因此轴的支撑跨距为。 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图，扭矩图和当量弯矩图。从轴的结构图和当量弯矩图中可以看出，B截面的当量弯矩最大，是轴的危险截面。B截面处的及的数值如下。支反力 水平面， 垂直面 ， 弯矩和 水平面 垂直面合成弯矩扭矩 当量弯矩 图3-6 3轴的计算简图校核轴的强度 轴的材料为，调质处理，参考文献4表4-1，查得，则，即，取，轴的计算应力为满足使用要求。3.4 轴承的选择与校核计算3.4.1 1轴上的轴承选择与校核根据1轴的结构尺寸，参考文献4 表11-1,选用6310型深沟球轴承，该轴承的主要性能参数为：基本额定动载荷；基本额定静载荷。根据以上轴的载荷计算，得知：(1) 轴承的支反力：水平支反力 ，垂直支反力 ，合成支反力 (2) 轴承的寿命因，由表3-1、表3-2查得，表3-1 温度系数轴承工作温度/125150175200225250300350温度系数1.000.950900.850.800.750.700.600.50表3-2 载荷系数载荷性质无冲击或轻微冲击中等冲击强烈冲击载荷系数1.01.21.21.281.83.0满足使用要求。3.4.2 2轴的轴承选择与校核根据1轴的结构尺寸，参考文献4 表11-1,选用6310型深沟球轴承，该轴承的主要性能参数为：基本额定动载荷；基本额定静载荷。根据以上轴的载荷计算，得知：(1) 轴承的支反力：水平支反力 ， 垂直支反力 ，合成支反力 (2) 轴承的寿命因，由表3-1、表3-2查得，满足使用要求。3.4.3 3轴的轴承选择与校核根据1轴的结构尺寸，参考文献4 表11-1,选用6313型深沟球轴承，该轴承的主要性能参数为：基本额定动载荷；基本额定静载荷。根据以上轴的载荷计算，得知：(1) 轴承的支反力： 水平支反力 ，垂直支反力 ，合成支反力 (2) 轴承的寿命因，由表3-1、表3-2查得，满足使用要求。3.5 键的选择与校核计算3.5.1 2轴上键的选择与校核齿轮3与轴的周向定位采用A型普通平键联接，按，参考文献4 表10-26，查得平键截面尺寸，根据轮毂宽度，由键长系列中选取键长；齿轮2与轴的周向定位采用A型普通平键联接，按，查得平键截面尺寸，根据轮毂宽度，由键长系列中选取键长，为保证齿轮与轴具有良好的对中性，取齿轮与轴的配合为。其挤压强度计算公式为：式中：键与毂槽（或轴槽）的接触强度，为键高（尺寸查有关设计手册）；键的工作长度，型：，型：（尺寸查有关设计手册）；许用挤压应力，查表3-3键的材料一般采用抗拉强度极限的精拔钢制造，常用材料为号钢，轴的材料一般为钢；而轮毂材料可能是钢或铸铁。表3-3 轴联接的许用挤压应力轮毂材料载荷性质静载荷轻微冲击冲击载荷钢1201501001206090铸铁708050603045该键满足强度要求。该键满足强度要求。3.5.2 3轴上键的选择与校核齿轮与轴的周向定位采用A型普通平键联接，按，参考文献4 表10-26，得平键截面尺寸，根据轮毂宽度，由键长系列中选取键长。为保证齿轮与轴具有良好的对中性，取齿轮与轴的配合为。该键满足强度要求。3.6 轴系部件的结构设计3.6.1 轴承盖的结构设计轴承盖用以固定轴承、调整轴承间隙及承受轴向载荷，轴承盖有嵌入式和凸缘式两种。嵌入式轴承盖结构简单，为增强其密封性能，常与O形密封圈配合使用。由于调整轴承间隙时，需打开箱盖，放置调整垫片，比较麻烦，故多用于不调整间隙的轴承处。凸缘式轴承盖，调整轴承间隙比较方便，密封性能好，应用较多。凸缘式轴承盖多用铸铁铸造，应使其具有良好的铸造工艺性。对穿通式轴承盖，由于安装密封件要求轴承盖与轴配合处有较大厚度，设计时应使其厚度均匀。当轴承采用箱体内的润滑油润滑时，为了将传动件飞溅的油经箱体剖分面上的油沟引入轴承，应在轴承盖上开槽，并将轴承盖的端部直径做小些，以保证油路畅通，见图3-7图 3-7 轴承端盖的结构尺寸轴承外径螺钉直径螺钉数456564701008411014010615023012168(1)1、2轴上的轴承端盖的结构及尺寸由结构确定，有密封件尺寸确定(2)3轴上的轴承端盖的结构及尺寸由结构确定，有密封件尺寸确定3.6.2 轴外伸处的密封设计在输入轴或输出轴的外伸处，为防止润滑剂外漏及外界的灰尘、水分和其它杂质浸入，造成轴承的磨损或腐蚀，要求设置密封装置。旋转轴唇形密封圈适用于转速不高的稀油润滑，其结构形式见图3-8。图3-8 唇形密封圈密封3.6.3 套筒的设计套筒选用材料为：；套筒所在的位置如图3-9所示。其结构（如图3-10）及尺寸（见表3-4）图3-9 套筒的位置简图图3-10 套筒的结构尺寸表3-4 套筒的尺寸名称1507019250702336585233.7 减速器箱体的设计铸铁减速器箱体结构尺寸（参考文献3表4-1）名称符号二级减速器尺寸关系箱体壁厚，取箱盖壁厚，取箱座凸缘厚度箱盖凸缘厚度箱座底凸缘厚度地脚螺钉直径，取地脚螺钉的数目时，轴承旁联接螺栓直径，取箱盖与箱座联接螺栓直径，取联接螺栓直径的间距之间轴承端盖螺钉直径，取窥视孔盖螺钉直径，取定位销直径，取、至外箱壁的距离见表3-5，取、至凸缘边缘距离见表3-5，取轴承旁凸台半径凸台高度外箱壁至轴承座端面距离大齿轮顶圆与内箱壁距离，取齿轮端面与内箱壁距离箱盖、箱座筋板，取轴承端盖外径轴承座孔直径轴承旁联接螺栓距离尽量靠近，以互不干涉为准，一般取注：多级传动时，取低速级中心距。表3-5 C1、C2值螺栓直径1416182226344012141620242835沉头座直径182226334048613.7.1 油面位置及箱座高度的确定当传动零件采用浸油润滑时，浸油深度应根据传动零件的类型而定。对于圆柱齿轮，通常取浸油深度为一个齿高。为避免传动零件转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，应使大齿轮齿顶距油池底面的距离不小于。所以取大齿轮齿顶距油池底面的距离为。3.7.2 油沟的结构形式及尺寸(1)输油沟当轴承利用传动零件飞溅起来的润滑油润滑时，应在箱座的剖分面上开设输油沟，使溅起的油沿箱盖内壁经斜面流入输油沟内，在经轴承盖上的导油槽流入轴承，其结构尺寸见图3-11。 图3-11 油沟的结构(2)回油沟为提高减速器箱体的密封性，可在箱座的剖分面上制出与箱内沟通的回油沟，使渗入箱体剖分面的油沿回油沟流回箱内。回油沟的尺寸与输油沟的尺寸相同。3.8 减速器的附件为了保证减速器正常工作，除了对箱体、轴系部件的结构设计应给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、指示油面，装拆时箱座与箱盖的精确定位、启盖及吊运等减速器附件的合理选择和设计。3.8.1 检查孔与检查孔盖的设计为了检查传动零件的啮合和润滑情况，并为了向箱体内注入润滑油，应在传动件啮合区的上方设置窥视孔。窥视孔要足够大，以便于检查操作。窥视孔上设有视孔盖，用螺钉紧固，视孔盖可用钢板、铸铁或有机玻璃等材料制造，其结构形式及尺寸确定如图3-12图3-12 视孔盖的结构取；螺钉为M8，直径，个数为6个3.8.2 通气器的结构及尺寸减速器运转时，由于摩擦发热，箱内会发生温度升高、气体膨胀的空气和油蒸汽能自由地排出，以保持箱体内外气压相等，不致使润滑油沿箱体接合面、轴伸处及其它缝隙渗漏出来，通常在箱盖顶部或视孔盖上设置通气器。通气器的结构形式很多，因为该设备用于灰尘比较大的场合，所以选择如下结构见图3-13、尺寸见表3-6，其内部做成曲路，并设有金属滤网，可减少灰尘随空气进入箱内。表3-6 通气器的尺寸831640401271825.42222见图3-13 通气孔的结构3.8.3 放油孔、螺塞和封油圈为了将污油排放干净，应在油池的最底位置处设置放油孔。放油孔的位置如图3-14。放油孔用螺塞及油封垫圈密封。螺塞用细牙螺纹圆柱，垫圈的材料为耐油橡胶、石棉及皮革等。螺塞直径约 为箱体壁厚的23倍。螺塞及密封垫圈的尺寸见表3-7