步进式推钢机的传动装置设计

四川大学锦江学院毕业论文（设计）PAGE32 -PAGEIII-毕业论文（设计）题目步进式推钢机的传动装置设计学院专业机械设计制造及其自动化年级学生姓名学号指导教师）步进式推钢机的传动装置设计机械设计制造及其自动化学生赵传熙指导教师罗海燕【摘要】推钢机是轧钢车间上料区主要设备之一，其作用是将加热炉前辊道上的钢坯或炉前上料台架上的钢坯推入加热炉进行二次加热过程。本设计主要针对步进式推钢机的传动装置进行，在设计中主要采用了齿轮传动方式。该机构具有结构简单，整体尺寸适中，传动效率高，维修方便，造价较低的优点。在本次设计中，根据拟定的传动方案，对步进式推钢机的传动装置进行了理论计算和结构设计。随着现代工程技术的进一步发展，对推钢机传动装置的设计也提出了新的要求。在传统设计过程中，存在产品的设计周期长，质量差，费用高，产品缺乏竞争力等缺点，因此，研究推钢机传动装置的优化设计方法，对于提高推钢机的效率和质量具有重要的作用。【关键词】推钢机结构设计齿轮传动

Designofthetransmissiondeviceofthesteppingpusher【Abstract】themachineispushedsteelrollingworkshopfeedingarea,oneofthemainequipmentisusedtobeforethebilletreheatingfurnacetableorfurnacefrontloadingtestbenchofthebilletreheatingfurnacepushedintoasecondheatingprocess.Thisdesignchoosethesteppingtypepushedsteelmachine,steelstructuredesignmachineinpushonmainlyadoptsgearstructureform.Inthedesignofthemainstepfurnaces.apushedsteelstructuredesignandthemachinetothetheoreticalcalculation,withthefocusonthetransmissionmechanismofadetailedanalysisanddesign.Alongwiththescienceandtechnologyandthefurtherdevelopmentofthecomputertechnology,modernengineeringtechnologyistowardpractical,reliable,safe,economicandregulatethedirectionofdevelopment.Inthisdevelopmentunderthebackgroundofpushjustmachineliftingmechanismdesignhasalsoputforwardnewrequirements,inpushingjustmachineliftingmechanismoftraditionaldesignprocess,thedesignoftheproductdesigncycleislong,poorquality,thehighcostofproductdesign,lackofcompetitiveness.Therefore,thepushjustmachinehoistingmechanism,theoptimizationdesignmethodforimprovingpushjustmachineliftingmechanismdesignefficiencyandqualityhasthevitalrole.【Keywords】SpecialfixtureRockerprocessingtechnology

目录TOC\o"1-2"\h\u绪论 11传动装置总体设计方案 22.1原始数据 22.2设计步骤 22.3传动方案 23.选择电动机 33.1电动机类型的选择 33.2计算传动装置总效率 33.3选择电动机容量 33.4确定传动装置的总传动比和分配传动比 43.4.1总传动比的计算 43.4.2分配传动装置传动比 43.5传动装置运动及动力参数计算 43.5.1各轴转速 43.5.2各轴输入功率 53.5.3各轴输入转矩 54.减速器高速级齿轮传动设计计算 54.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 54.2按齿面接触疲劳强度设计 54.3确定传动尺寸 74.4校核齿根弯曲疲劳强度 84.5计算齿轮传动其它几何尺寸 94.6齿轮参数和几何尺寸总结 105.减速器低速级齿轮传动设计计算 105.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 105.2按齿面接触疲劳强度设计 105.3确定传动尺寸 125.4校核齿根弯曲疲劳强度 135.5计算齿轮传动其它几何尺寸 145.6齿轮参数和几何尺寸总结 156.轴的设计与校核 156.1高速轴设计计算 156.2中间轴设计计算 196.3低速轴设计计算 237.滚动轴承计算与校核 277.1高速轴上的轴承计算与校核 277.2中间轴上的轴承计算与校核 287.3低速轴上的轴承计算与校核 288.键联接设计与校核 298.1高速轴与联轴器键选择与校核 298.2中间轴与低速级小齿轮键选择与校核 298.3中间轴与高速级大齿轮键选择与校核 308.4低速轴与低速级大齿轮键选择与校核 308.5低速轴与联轴器键选择与校核 309.联轴器的选型 309.1高速轴上联轴器 309.2低速轴上联轴器 3110.减速器的密封与润滑 3110.1减速器的密封 3110.2齿轮的润滑 3110.3轴承的润滑 3211.减速器附件 3211.1油面指示器 3211.2通气器 3211.3放油孔及放油螺塞 3311.4窥视孔和视孔盖 3311.5定位销 3411.6起盖螺钉 3411.7起吊装置 3512.减速器箱体主要结构尺寸 37总结及展望 39参考文献 40致谢 42PAGE29绪论研究背景：钢铁工业作为国民经济的基础工业，一直是衡量一个国家经济发展水平的重要指标。我国钢铁工业近年来发展很快，钢产量己连续多年突破亿吨大关，钢铁产品质量也得到了很大的提高，特别是在轧钢生产方面。各种高精度轧钢机械设备的引进和投产，先进的自动化控制设备和计算机技术的应用，冷轧不锈钢带、硅钢带、精密合金钢带、稀有合金带、高精度极薄冷轧碳素钢带等各种高精度高品质产品的出产，大大地促进了轧钢生产企业的经济效益和竞争能力，有力地提升了我国轧钢生产企业的形象。但是由于科学技术的飞速发展，新的设备和新的技术以惊人的速度不停地改进和更新，产品的技术含量越来越高，对产品生产机械设备和操作技术的要求也越来越高。因而及时掌握新型轧钢机械设备的性能，熟练掌握新的操作技术，全面应用先进的自动化控制技术和计算机轧制技术，是当前轧钢生产企业进一步提高产品质量、降低轧钢生产成本、增强轧钢生产企业的市场竞争能力的关键所在。国内外研究现状：20世纪90年代以前，我国轧钢生产的平均水平与世界主要生产国相比，仍存在一定的差距。轧钢生产以型钢为主，生产线大、中、小型并存。不同企业的技术装备水平参差不齐，能耗、成本较高。很多企业还使用20世纪五六十年代较为陈旧的设备和工艺，这是限制我国钢材质量，品种和效益进一步提升的主要瓶颈。20世纪90年代后期，随着我国经济的高速发展，尤其是我国加入WTO后，参与国际钢材市场竞争的需要，各大企业纷纷采用当今世界先进的技术和装备，进行了大规模的技术改造，广泛引进新技术，新设备，新工艺，使我国轧钢生产的水平有了长足进步，开发了一批高技术，高附加值的新品种。目前我国轧钢技术创新发展的方向主要为:通用工艺技术，综合节能与环保技术，新品种开发与钢材性能优化技术，信息技术和装备机电控制一体化技术等。论文主要工作：本次设计参考了《机械设计》、《机械设计手册》、《机械制图》、《轧钢生产机械设备操作与白动化控制技术使用手册》和《机械原理》等专用书籍。具体包括轧制工艺过程和自动化控制简介，推钢机的分类、结构和工作原理，电动机的选用，减速器的选用，传动方式和传动装置（包括连杆传动和齿轮传动）设计，轴系零件（包括轴，轴承，联轴器，键）设计，并对传动机构和关键轴进行了强度和刚度校核。其中传动方案的设计与拟定是设计的首要任务，决定了传动机构的设计，在综合比较了各种传动方案的优缺点以及推钢机本身的技术要求后，最后选定齿轮传动作为主要传动机构。该传动机构具有结构简单，整体尺寸较小，传动效率高，维修方便，造价较低的优点。论文结构：首先确定电机类型，明确各构件受力情况，传动比分配；其次设计校核各构件，主要在这些方面；减速器高低速级齿轮的设计与校核，三条轴的设计与校核，滚动轴承计算与校核，键联接设计与校核，联轴器的选型，减速器的密封与润滑；最后设计减速器附件和减速器箱体。

传动装置总体设计方案1.1原始数据根据设计要求，步进式推钢机的推头阻力为F=2000N,推头行程S=500mm，往返次数N=1/min可见推钢机整体尺寸不大，且在低速状态下工作。综合考虑以上传动类型的特点和推钢机的设计要求，现选用齿轮传动和传送带传动，并采用减速器与电动机相连接。电动机经皮带、减速器和齿轮机构减速后，由连杆将轴的转动转化为推杆的往复运动，将钢坯推入加热炉。1.2设计步骤1.电动机的选择2.计算传动装置的总传动比以及分配传动比3.计算传动装置的动力学参数4.齿轮传动的设计5.传动轴的设计与校核6.滚动轴承的设计与校核7.键联接设计8.联轴器设计9.润滑密封设计10.箱体结构设计1.3传动方案1.在满足传动要求的情况下，应尽量使机构的数目减少，使传动链短，这样可以提高机械效率，减低生产成本。2.当机械传动系统的总传动比较大而采用多级传动时，应合理分配各传动机构的传动比。传动比的分配原则时使总的体积小和发挥各类传动机构本身的优势。3.合理安排传动机构的次序。当总传动比8≥时，要考虑多级传动。如有带传动时，一般将带传动放置在高速级；如采用不同类型的齿轮机构组合，圆锥齿轮传动和蜗杆传动一般放置在高速级；链传动一般不宜放在高速级。4.在满足传递要求的前提下，应尽量采用平面传动机构，使制造，组装，维修更加方便。5.在对传动系统的尺寸的要求较小时，可采用行星轮系机构。

选择电动机2.1电动机类型的选择按照要求选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。2.2计算传动装置总效率ηa=η联轴器的效率η1=0.99,滚动轴承的效率η2=0.99,闭式圆柱齿轮的效率η3=0.98,工作机的效率ηw=0.96。2.3选择电动机容量工作机所需功率为Pw=FV1000=电动机所需额定功率:Pd=Pwη工作机轴转速：nw=60×1000V本次设计所用二级齿轮减速器的适宜传动比为8～40，这是由设计手册表格得到。转速的适用区间在nd=ia×nw=(8～40)×143.24=573～2865r/min。选择相应电机参数汇总，见表2.1。在动力，空间，经济等多方面因素的作用下，电机型号选择：Y132M-4的三相异步电动机，满载转速为nm=1440r/min，同步转速为nt=1500r/min，额定功率Pen=7.5kW。电机主要外形尺寸见图2-1、表2.2。表2.1电机参数汇总表方案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)1YE3-Y160L-87.57507202Y160M-67.510009703Y132M-47.5150014404Y132S2-27.530002900图2-1电机主要外形尺寸表2.2电机外型参数表中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸键部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132475×315216×1401238×8010×332.4确定传动装置的总传动比和分配传动比2.4.1总传动比的计算根据选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，能够计算出传动装置总传动比为：ia=nmn2.4.2分配传动装置传动比高速级传动比i1=1.35ia则低速级的传动比i减速器总传动比ib=i1i2.5传动装置运动及动力参数计算2.5.1各轴转速高速轴：n中间轴：n低速轴：n工作机轴：n2.5.2各轴输入功率高速轴：P中间轴：P低速轴：P工作机轴：P2.5.3各轴输入转矩电机轴：Td=9550000×P高速轴：中间轴：低速轴：工作机轴：运动和动力参数列表2.3：表2.3各轴运动和动力参数汇总表编号电机轴高速轴中间轴低速轴工作机轴功率kW6.846.776.576.375.99转速r/mi72142.49142.49转矩N▪mm22524.8322299.5870530.27212128.25199590.62传动比3.263.11效率0.990.980.98

减速器高速级齿轮传动设计计算3.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为α=20°。(2)由表10-6选用7级精度。(3))材料采用小齿轮40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮45（调质），硬度为240HBS，由表10-1得出。(4)选小齿轮齿数z1=25，则大齿轮齿数z2=z1×i=25×3.26=82。3.2按齿面接触疲劳强度设计(1)根据式（10-11）粗算小齿轮分度圆直径，有d1t≥31)确定公式中的各参数值①试选KHt=1.3②计算小齿轮传递的扭矩:T=22299.58N③根据表10-7可以采取齿宽系数φd=1④根据图10-20得到区域系数ZH=2.49⑤根据表10-5得到材料的弹性影响系数ZE=189.8√MPa。⑥根据式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。αa1=arccosz1cosαa2=arccosz2cosεZε=4-ε⑦计算接触疲劳许用应力[σH]查看图10-25d得到小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σ根据式（10-15）计算应力循环次数：NL1=60njLh=60NL2=NL1u由图10-23查取接触疲劳系数K取失效概率为1%，安全系数S=1，得σH1=σHlim1KσH2=σHlim2K取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即σ2)试算小齿轮分度圆直径d(2)调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前的数据准备。①圆周速度νv=πd1tn60②齿宽bb=φdd1t=12)计算实际载荷系数KH。①由表10-2查得使用系数KA=1②根据v=5.37m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.102③齿轮的圆周力。Ft=2×TKA×Ft/b=1×1261.15/35.364=36N╱mm<100N╱mm(3-12)查表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.2由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.417由此，得到实际载荷系数KH=KAK3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t34)确定模数m=d1z1=3.3确定传动尺寸(1)计算中心距a=z1+z2(2)计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1d2=z2m=82(3)计算齿宽b=φdd1=50mm取B1=55mmB2=50mm3.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为σF=2KF1)T、m和d1同前齿宽b=b2=50齿形系数YFa和应力修正系数YSa：由图10-17查得齿形系数Y由图10-18查得应力修正系数Y①试选KFt=1.3②由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数Yε。Yε=0.25+0.75εα2)圆周速度v=πd1n603)宽高比b/hh=2ha*+c*×b根据v=7.59m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.144查表10-3得齿间载荷分配系数KFα=1.2由表10-4查得KHβ=1.42，结合b/h=50/4.5=11.111查图10-13，得KFβ=1.079。则载荷系数为KF=KAK由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为σ由图10-22查取弯曲疲劳系数K取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得σF1=σFlim1KσF2=σFlim2K齿根弯曲疲劳强度校核σσ齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。4)齿轮的圆周速度v=πd1n60选用7级精度是合适的主要设计结论齿数z1=25，z2=82，模数m=2mm，压力角α=20°，中心距a=107mm，齿宽B1=55mm、B2=503.5计算齿轮传动其它几何尺寸1)计算齿顶高、齿根高和全齿高ha=mhan*hf=mhan*h=ha+hf2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径da1=d1+2da2=d2+23)计算小、大齿轮的齿根圆直径df1=d1-df2=d2-注：3.6齿轮参数和几何尺寸总结各齿轮参数和几何尺寸汇总如下表3.1齿轮参数汇总表：表3.1齿轮参数汇总表名称和代号计算公式小齿轮大齿轮中心距a107107齿数z2582模数m22齿宽B5550螺旋角β0°0°齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数c*0.250.25齿顶高ham×ha*22齿根高hfm×(ha*+c*)2.52.5全齿高hha+hf4.54.5分度圆直径d50164齿顶圆直径dad+2×ha54168齿根圆直径dfd-2×hf45159

减速器低速级齿轮传动设计计算4.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为α=20°。(2)参考表10-6选用7级精度。(3)材料选择由表10-1选择小齿轮40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮45（调质），硬度为240HBS(4)选小齿轮齿数z1=26，则大齿轮齿数z2=z1×i=26×3.1=81。4.2按齿面接触疲劳强度设计(1)由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即d1t≥31)确定公式中的各参数值①试选KHt=1.3②计算小齿轮传递的扭矩:T=70530.27N③由表10-7选取齿宽系数φd=1④由图10-20查得区域系数ZH=2.49⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8√MPa。⑥由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。αa1=arccosz1cosαa2=arccosz2cosεZε=4-ε⑦计算接触疲劳许用应力[σH]由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σ由式（10-15）计算应力循环次数：NL1=60njLh=60NL2=NL1u由图10-23查取接触疲劳系数K取失效概率为1%，安全系数S=1，得σH1=σHlim1KσH2=σHlim2K取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即σ2)试算小齿轮分度圆直径d(2)调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前的数据准备。①圆周速度νv=πd1tn60②齿宽bb=φdd1t=12)计算实际载荷系数KH。①由表10-2查得使用系数KA=1②根据v=2.44m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.046③齿轮的圆周力。Ft=2×TdKA×Ft/b=1×2688.15/52.475=51N╱mm<100N╱mm(4-12)查表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.2由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.42由此，得到实际载荷系数KH=KAK3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t34)确定模数m=d1z1=4.3确定传动尺寸(1)计算中心距a=(2)计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1m=26d2=z2m=81(3)计算齿宽b=φdd1=65mm取B1=70mmB2=65mm4.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为σF=2KF1)T、m和d1同前齿宽b=b2=65齿形系数YFa和应力修正系数YSa：由图10-17查得齿形系数Y由图10-18查得应力修正系数Y①试选KFt=1.3②由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数Yε。Yε=0.25+0.75εα2)圆周速度v=πd1n603)宽高比b/hh=bh=655.625=11.556根据v=3.03m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.058查表10-3得齿间载荷分配系数KFα=1.2由表10-4查得KHβ=1.424，结合b/h=65/5.625=11.556查图10-13，得KFβ=1.079。则载荷系数为KF=KAK由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为σ由图10-22查取弯曲疲劳系数K取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得σF1=σFlim1KσF2=σFlim2K齿根弯曲疲劳强度校核σσ齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。4)齿轮的圆周速度v=πd1n60选用7级精度是合适的主要设计结论齿数z1=26，z2=81，模数m=2.5mm，压力角α=20°，中心距a=134mm，齿宽B1=70mm、B2=654.5计算齿轮传动其它几何尺寸1)计算齿顶高、齿根高和全齿高ha=mhan*hf=mhan*h=ha+hf2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径da1=d1+2da2=d2+23)计算小、大齿轮的齿根圆直径df1=d1-df2=d2-注：4.6齿轮参数和几何尺寸总结各齿轮参数和几何尺寸汇总如下表4.1齿轮参数汇总表：表4.1齿轮参数汇总表名称和代号计算公式小齿轮大齿轮中心距A134134齿数z2681模数m2.52.5齿宽B7065螺旋角β0°0°齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数c*0.250.25齿顶高ham×ha*2.52.5齿根高hfm×(ha*+c*)3.1253.125全齿高hha+hf5.6255.625分度圆直径d65202.5齿顶圆直径dad+2×ha70207.5齿根圆直径dfd-2×hf58.75196.25

轴的设计与校核5.1高速轴设计计算1)输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1P1=6.77kW；n1=2900r/min；T1=22.3N•m2)初步确定轴的最小直径：使用硬度240HBS的材料45（调质）制造该轴。对比表格可发现，A0=112。由此估算最小直径。d≥A0由于键的安装需要洗出键槽，这会降低轴的强度，应将该处的轴径增大5%。观察全轴发现安装联轴器处的轴径最小，且有键槽。故最小轴径。dmin=1+0.05×14.86=15.6mm联轴器需要与轴径相配合才能使用。因为最小直径处同时也是安装联轴器d12处，因此联轴器型号也应在此确定。在考虑平稳的情况下查表，得KA=1.3。将k带入联轴器转矩计算公式Tca=KA×T1得。Tca=KAT=28.99N同时考虑原动机轴直径为38mm且联轴器公称转矩大于计算转矩，由标准手册选用LX3型联轴器。该联轴器毂长82mm，孔径25mm，因此取最小轴径d12=25mm。3)轴的结构设计图如图5-1高速轴示意图图5-1高速轴示意图①半轴联轴器的定位方式按左右两端的情形不同，选择不同的定位方式。左端采用轴端挡圈定位，根据标准得挡圈的直径D=35mm。右端采用轴肩定位，因此d23应略大于d12，取为d23=30mm。在考虑轴端挡圈与联轴器接触良好和联轴器右侧与轴肩定位良好的情况下，取Ⅰ-Ⅱ段的长度略短短于联轴器毂长，因此l12=80mm。4)分析轴承的受力情况，发现轴承只承受径向力。这种情况下，深沟球轴承为最好选择。轴承内径应与轴的直径配合使用，由于d23=30mm，应选取孔径与它相近的轴承。深沟球轴承6207满足此要求。它的标准参数为d×D×B=35×72×17mm，可得d34=35mm。对照左侧，可得右侧d78=35mm。左侧轴承右端依靠轴肩定位，定位轴肩高度可以从标准手册表上查得，h=3.5mm，因此，d45=42mm。对照左侧，可得右侧d67=42mm。5)由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，将采用一体式。所以该段长为高速级小齿轮的长度l67=B=55mm。6)轴承端盖要与外接半轴联轴器保持一定距离且要方便于拆装。因此l23=61mm。7)箱体内壁与小齿轮之间的距离取Δ=10mm。滚动轴承位置确定的时候，由于箱体铸造误差的存在，滚动轴承与箱体内壁之间应有一定距离s，取s=5mm。同时由轮高速级小齿轮宽度b3=55mm。有l67=b3-l78=B+Δ+Δ至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。列表5.1各轴段尺寸汇总表表5.1各轴段尺寸汇总表轴段1234567直径2530354245此处为齿轮35长度80611787.5105534高速级小齿轮所受的圆周力（d1为高速级小齿轮的分度圆直径）Ft1=2×Td高速级小齿轮所受的径向力F根据6207深沟球查手册得压力中心a=8.5mm第一段轴中点到轴承压力中心距离:l1=802+61+8.5=109.5mm轴承压力中心到齿轮支点距离:l2=17+87.5+10+552-齿轮中点到轴承压力中心距离:l3=552+34①计算轴的支反力水平支反力FNH1=FtlFNH2=Ftl垂直支反力FNV1=FrlFNV2=Frl②计算轴的弯矩，并做弯矩图，详见图6-2截面C处的水平弯矩MH1=FNH1l截面C处的垂直弯矩MV1=FNV1l分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c）截面C处的合成弯矩M1=MH12③作合成弯矩图（图d）T=22299.58N作转矩图（图e）图5-2高速轴受力及弯矩图8)校核轴的强度因C左侧弯矩大，且作用有转矩，故C左侧为危险剖面抗弯截面系数为W=πd332=抗扭截面系数为WT=πd3最大弯曲应力为σ=MW=35028.2剪切应力为τ=TWT=按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为σca=σ2+4查表得45(调质)处理，抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。5.2中间轴设计计算1)求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2=6.57kW；n2=889.57r/min；T2=70.53Nm2)初步确定轴的最小直径使用硬度240HBS的材料45（调质）制造该轴。对比表格可发现，A0=112。由此估算最小直径。d≥A03P3)轴的结构设计图，见图5-3中间轴示意图：图5-3中间轴示意图4)分析轴承的受力情况，发现轴承只承受径向力。这种情况下，深沟球轴承为最好选择。轴承内径应与轴的直径配合使用，安装滚动轴承处恰好为最小直径处dmin=21.81mm。选取内径与它相近的深沟球轴承6205，标准参数为d×D×B=25×52×15mm，因此左右滚动轴承安装处轴径d12=d56=25mm。5)由于大齿轮安装孔直径为28mm，因此d45=28mm。高速大齿轮的定位方式按左右两端的情形不同，选择不同的定位方式。右端采用定距环定位，为保证轴向定位可靠，应使毂略长于l45。由于高速大齿轮的宽b2=50mm，因此取l45=48mm。左端采用轴肩定位，对比标准表格，根据轴径d45=28mm，可以得到轴肩高h=5mm，因此得d34=38mm。根据轴环的长与高要求，取l34=15mm。6)由于小齿轮安装孔直径为28mm，因此23段的直径d23=28。7)为了降低制造成本，中间轴与低速级小齿轮分开制造。因此，低速级小齿轮需要进行轴向定位。左侧用定距环进行轴向定位，右侧用轴肩进行轴向定位。为保证轴向定位的可靠，轮毂的宽度应略长于此段轴的长度，l23=68mm。8)低速小齿轮与高速大齿轮之间的距离取c=15mm，同时两者与箱体内壁的距离分别取Δ=10mm和Δ2=12.5mm。滚动轴承的位置确定要考虑箱体的铸造误差，因此，在这里取滚动轴承与内壁之间的距离s=5mm。则l12=B+s+Δ+2=15+5+10+2=32mm(l56=B+s+Δ2+2=15+5+12.5+2=34.5mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。表6.3各轴段尺寸汇总表轴段12345直径2528382825长度3268154834.5高速级大齿轮所受的圆周力（d2为高速级大齿轮的分度圆直径）Ft2=2×Td高速级大齿轮所受的径向力Fr2=Ft2tan低速级小齿轮所受的圆周力（d3为低速级小齿轮的分度圆直径）Ft3=2×Td低速级小齿轮所受的径向力Fr3=Ft3tan根据6205深沟球查手册得压力中心a=7.5mm轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离:l1=32-2+70低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离:l2=50+702+15=75mm高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离:l3=34.5-2+50①计算轴的支反力水平支反力FF垂直支反力FF②计算轴的弯矩，并做弯矩图，见图5-4中间轴受力及弯矩图：截面B处的水平弯矩MBH1=FNH1l截面C处的水平弯矩MCH1=FNH2l截面C处的垂直弯矩MCV1=FNV2l截面B处的垂直弯矩MBV1=FNV1l分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c）截面B处的合成弯矩M截面C处的合成弯矩M作合成弯矩图（图d）T=70530.27N作转矩图（图e）图5-4中间轴受力及弯矩图9)校核轴的强度因B左侧弯矩大，且作用有转矩，故B左侧为危险剖面抗弯截面系数为W=πd332=抗扭截面系数为WT=πd3最大弯曲应力为σ=MW=102419.98剪切应力为τ=TWT=按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为σca=σ2+4查表得45(调质)处理，抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。5.3低速轴设计计算1)求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3P3=6.37kW；n3=286.96r/min；T3=212.13Nm2)初步确定轴的最小直径使用硬度240HBS的材料45（调质）制造该轴。对比表格可发现，A0=112。由此估算最小直径。d≥A03P由于键的安装需要洗出键槽，这会降低轴的强度，应将该处的轴径增大7%。观察全轴发现安装联轴器处的轴径最小，且有键槽。故最小轴径。dmin=1+0.07×31.48=33.68mm故选取:d12=35mm联轴器需要与轴径相配合才能使用。因为最小直径处同时也是安装联轴器d12处，因此联轴器型号也应在此确定。在考虑平稳的情况下查表，得KA=1.3。将k带入联轴器转矩计算公式Tca=KA×T3得。Tca=KAT考虑联轴器公称转矩大于计算转矩，由标准手册选用LX2型联轴器。该联轴器毂长82mm，孔径35mm，因此取最小轴径d12=35mm。3)轴的结构设计图，见图5-5低速轴示意图：图5-5低速轴示意图①半轴联轴器的定位方式按左右两端的情形不同，选择不同的定位方式。左端采用轴端挡圈定位，根据标准得挡圈的直径D=45mm。右端采用轴肩定位，因此d23应略大于d12，取为d23=40mm。在考虑轴端挡圈与联轴器接触良好和联轴器右侧与轴肩定位良好的情况下，取Ⅰ-Ⅱ段的长度略短短于联轴器毂长，因此l12=80mm。4)初步选择滚动轴承。分析轴承的受力情况，发现轴承只承受径向力。这种情况下，深沟球轴承为最好选择。轴承内径应与轴的直径配合使用，滚动轴承d23=40mm。选取内径与它相近的深沟球轴承6209，标准参数为d×D×B=25×52×15mm，因此左右滚动轴承安装处轴径d34=d78=45mm。同时可得l34=B=19mm。左侧轴承右端依靠轴肩定位，定位轴肩高度可以从标准手册表上查得，h=3.5mm，因此，d45=52mm。5)由于齿轮安装孔直径为48mm，因此d67=48mm。低速大齿轮的定位方式按左右两端的情形不同，选择不同的定位方式。右端端采用定距环定位，为保证轴向定位可靠，应使毂略长于l67。由于低速大齿轮的宽b4=65mm，因此取l67=63mm。左端采用轴肩定位，对比标准表格，根据轴径d67=48mm，可以得到轴肩高h=7mm，因此得d56=62mm。根据轴环的长与高要求，取l56=10mm。6)轴承端盖要与外接半轴联轴器保持一定距离且要方便于拆装。因此l23=59mm。7)低速小齿轮与高速大齿轮之间的距离取c=15mm，同时低速级大齿轮与箱体内壁的距离取Δ2=12.5mm。滚动轴承的位置确定要考虑箱体的铸造误差，因此，在这里取滚动轴承与内壁之间的距离s=5mm，低速齿轮齿宽差一半为2.5mm，则l=19+5+12.5+2=38.5mm(5-44)l=50+15+12.5+5+2.5-10=75mm(5-至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。见表5.4各轴段尺寸汇总表：表5.4各轴段尺寸汇总表轴段1234567直径35404552624845长度80591975106338.5低速级大齿轮所受的圆周力（d4为低速级大齿轮的分度圆直径）Ft4=2×Td低速级大齿轮所受的径向力Fr4=Ft4tan根据6209深沟球查手册得压力中心a=9.5mml1=802+59+9.5=108.5mml2=652+10+75+19l3=38.5-2+65①计算轴的支反力水平支反力FNH1=FtlFNH2=Ftl垂直支反力FNV1=FrlFNV2=Frl②计算轴的弯矩，并做弯矩图，图5-6低速轴受力及弯矩图截面C处的水平弯矩MH1=FNH1l截面C处的垂直弯矩MV1=FNV1l分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c）截面C处的合成弯矩M1=MH12③作合成弯矩图（图d）T=212128.25N作转矩图（图e）图5-6低速轴受力及弯矩图8)校核轴的强度因C左侧弯矩大，且作用有转矩，故C左侧为危险剖面抗弯截面系数为W=πd332=抗扭截面系数为WT=πd3最大弯曲应力为σ=MW=90335.94剪切应力为τ=TWT=按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为σca=σ2+4查表得45(调质)处理，抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。

滚动轴承计算与校核6.1高速轴上的轴承计算与校核查表可得，6207深沟球轴承宽度、外径、内径的标准尺寸分别为B=17mm、D=72mm、d=35mm。同时也可得到轴承的基本额定静载荷、动载荷分别为C0r=15.2kN、Cr=25.5kN。详见参数表6.1轴承参数汇总表：表6.1轴承参数汇总表型号内径d(mm)外径D(mm)宽度B(mm)基本额定动载荷Cr(kN)基本额定静载荷C0r(kN)620735721725.515.2总支反力可由轴垂直面支反力和轴水平面支反力合成得到，计算可得轴承支反力为：Fr1=FFr2=FNH22查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1因为不受轴向力，所以Fa1=Fa2=0Pr1=X1FPr2=X2F取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660n由于工作要求的年限为20000h.根据轴承计算寿命远大于20000h,可知该轴承满足工作要求。6.2中间轴上的轴承计算与校核查表可得，6207深沟球轴承宽度、外径、内径的标准尺寸分别为B=15mm、D=52mm、d=25mm。同时也可得到轴承的基本额定静载荷、动载荷分别为C0r=15.2kN、Cr=25.5kN。详见表6.2轴承参数汇总表:表6.2轴承参数汇总表型号内径d(mm)外径D(mm)宽度B(mm)基本额定动载荷Cr(kN)基本额定静载荷C0r(kN)6205255215147.88总支反力可由轴垂直面支反力和轴水平面支反力合成得到，计算可得轴承支反力为：Fr1=FNH12Fr2=FNH22查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1因为不受轴向力，所以Fa1=Fa2=0Pr1=X1FPr2=X2F取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660n由于工作要求的年限为20000h.根据轴承计算寿命远大于20000h,可知该轴承满足工作要求。6.3低速轴上的轴承计算与校核查表可得，6209深沟球轴承宽度、外径、内径的标准尺寸分别为B=19mm、D=85mm、d=45mm。同时也可得到轴承的基本额定静载荷、动载荷分别为C0r=20.5kN、Cr=31.5kN。详见参数表6.3轴承参数汇总表:表6.3轴承参数汇总表型号内径d(mm)外径D(mm)宽度B(mm)基本额定动载荷Cr(kN)基本额定静载荷C0r(kN)620945851931.520.5总支反力可由轴垂直面支反力和轴水平面支反力合成得到，计算可得轴承支反力为：Fr1=FNH12Fr2=FNH22查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1因为不受轴向力，所以Fa1=Fa2=0Pr1=X1FPr2=X2F取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660n由于工作要求的年限为20000h.根据轴承计算寿命远大于20000h,可知该轴承满足工作要求。

键联接设计与校核7.1高速轴与联轴器键选择与校核此处选用型号为A型键（GB/T1096-2003）普通平键，其大小为b×h×L=8×7×70接触长度为l=L-b=62mm由于用45r材料制造联轴器，故其许用挤压应力查表得[σ]p=120MPa。因此挤压应力为σp=4T该键挤压强度合格。7.2中间轴与低速级小齿轮键选择与校核此处选用型号为A型键（GB/T1096-2003）普通平键，其大小为b×h×L==8×7×36接触长度为l=L-b=48mm由于用45材料制造低速级小齿轮，故其许用挤压应力查表得[σ]p=120MPa。因此挤压应力为σp=4Thld=47MPa该键挤压强度合格。7.3中间轴与高速级大齿轮键选择与校核此处选用型号为A型键（GB/T1096-2003）普通平键，其大小为b×h×L==8×7×36接触长度为l=L-b=28mm由于用45材料制造高速级大齿轮，故其许用挤压应力查表得[σ]p=120MPa。因此挤压应力为σp=4Thld=51MPa该键挤压强度合格。7.4低速轴与低速级大齿轮键选择与校核此处选用型号为A型键（GB/T1096-2003）普通平键，其大小为b×h×L=14×9×50接触长度为l=L-b=36mm由于用45材料制造低速级大齿轮，故其许用挤压应力查表得[σ]p=120MPa。因此挤压应力为σp=4Thld=55MPa该键挤压强度合格。7.5低速轴与联轴器键选择与校核此处选用型号为A型键（GB/T1096-2003）普通平键，其大小为b×h×L=10×8×70接触长度为l=L-b=60mm由于用45材料制造联轴器，故其许用挤压应力查表得[σ]p=120MPa。因此挤压应力为σp=4Thld=51MPa该键挤压强度合格。

联轴器的选型8.1高速轴上联轴器由机械设计手册轴及其联接表并配合高速轴输入端直径D=38mm查找发现，LX3弹性柱销联轴器（GB/T5014-2017）符合尺寸要求。该套联轴器主从动端轴孔的具体尺寸为，孔长82mm，孔径分别为38mm,25mm。查表，得LX3弹性柱销联轴器（GB/T5014-2017）的工况系数KA=1.3，同时要传递的转矩为T=22.3N•m。将两者带入联轴器转矩计算公式Tc=KA×T得。Tc=K由机械设计手册可知LX3弹性柱销联轴器（GB/T5014-2017）正常工作要求转速不得超过4700r/min，转矩不得超过1250N•m。对比实际工作情况有4700r/min>2900r/min，1250N•m>28.99N•m。据此可知LX3联轴器ZA38×828.2低速轴上联轴器由机械设计手册轴及其联接表并配合低速轴输出端直径D=35mm查找发现，LX2弹性柱销联轴器（GB/T5014-2017）符合尺寸要求。该套联轴器主从动端轴孔的具体尺寸为，孔长82mm，孔径分别为35mm,32mm。查表得LX2弹性柱销联轴器（GB/T5014-2017）的工况系数KA=1.3，同时要传递的转矩为T=212.13N•m。将两者带入联轴器转矩计算公式Tc=KA×T得。Tc=KAT=1.3由机械设计手册可知LX2弹性柱销联轴器（GB/T5014-2017）正常工作要求转速不得超过6300r/min，转矩不得超过560N•m。对比实际工作情况有6300r/min>286.96r/min，560N•m>275.77N•m。据此可知LX3联轴器ZA35×82

减速器的密封与润滑9.1减速器的密封为减速器正常工作，应使用润滑剂使各构件之间润滑。同时用除杂机的工作环境特殊，存在大量杂质。因此，如果内外间能够相互流通，将导致杂质进入减速器内部同时润滑剂流出。这会使减速器无法正常工作，因此需要进行密封。不同的情况适用于不同的密封方法，箱体与箱座之间考虑常用的耐油橡胶垫密封，减速器输入输出轴与轴承端盖之间则需要根据其相对速度和密封要求而定。输入输出轴与轴承密封盖的相对速度V<3m/s，因此都使用采用TC骨架油封。9.2齿轮的润滑闭式齿轮传动中齿轮圆周速度的大小决定了齿轮的润滑方式。由于低速级大齿轮的圆周速度v≤12m/s，将大齿轮的轮齿浸入油池进行浸油润滑。因此在齿轮运转的同时，又完成了箱体降温和齿轮间的润滑。在润滑过程中对油池的深度有两个要求：首先，润滑油浸泡的高度不能超过齿轮的齿高，同时尽量大于10mm。其次，为保证齿轮不搅动箱底的杂质，一般选取大齿轮顶端到油池底部的距离大于30mm，在此暂取距离为30mm。低速级大齿轮全齿高h=5.625mm≤10mm，浸油深度暂取为10mm。由此可得油的深度H=30+10=40mm对比润滑油选取表格，由齿轮圆周速度选择工业闭式齿轮油（GB5903-2011），牌号为L-CKC320润滑油，黏度值为288～352cSt。9.3轴承的润滑滚动轴承的润滑方式根据齿轮的圆周速度判断，从油润滑、脂润滑、固体润滑中选取一种。根据齿轮的速度大于2m/s，对比选择表格选择油润滑。

减速器附件10.1油面指示器由于无法直接观测减速器内部油面高度，因此需要油面指示器来进行辅助观测。减速器内润滑油的油面通过游标器来进行指示。当油尺安装的部位太低时，减速器内部润滑油会从油尺孔溢出，因此油尺设置部位不能太低。如图10-1杆式油标：图10-1杆式油标10.2通气器通气器的作用是排出多余气体使机体内的气压平衡。减速器工作时由于内部器件发热，进而导致气压上升，因此需要添加通气器。如图10-2通气器图10-2通气器10.3放油孔及放油螺塞减速器需要定期清洗箱体和排出污油，因此需要设置放油孔和放油螺塞。为了方便润滑油的排出，我将箱底设计成有1°～2°倾斜的斜面，并且在斜面底端设置放油孔。如图10-3放油塞：图10-3放油塞10.4窥视孔和视孔盖减速器工作时需要人们能够观察到里面的状况，同时对机体内工作情况进行一定程度的操作，因此需要设置窥视孔。窥视孔一般设置在机体顶部箱盖上表面，同时用橡胶垫圈和窥视盖进行密封，窥视盖一般有铸铁制成。如图10-4窥视孔盖示意图图10-4窥视孔盖示意图L1=140，L2=125，b1=120，b2=105h=6mmd4=6mmR=5mm10.5定位销由于箱盖和箱做分开加工，为保证两者的安装精度和加工精度，需要使用到定位销。考虑到箱体的实际情况，定位销选用销GB/T117-2000。如图10-5销：图10-5销10.6起盖螺钉箱体和箱盖时常难以拆分，这是因为，为了加强箱体和箱盖之间的密封性，在两者连接处常常会使用密封胶等。为解决这一问题，便设置有起盖螺钉，如图11-6。只要旋动起盖螺钉便能轻松翘起箱盖。如图10-6起盖螺钉图10-6起盖螺钉10.7起吊装置为了方便减速器的运输以及拆装，减速器需要设置起吊装置。本次减速器选用的起吊装置由吊耳和吊孔组成，其中吊耳位于箱座下缘凸起，吊孔在箱盖上。具体情况如图11-7所示；图10-7起吊装置吊孔尺寸计算：b≈1.8～2.5×δ1=d=b=16mm(10-3)R=1～1.2×d=1吊耳尺寸计算：K=C1+C2=16+14=30mmH=0.8K=0.8×30=24mm(10-h=0.5H=0.5×24=12mm(10-r=0.25K=0.25×30=7.5mm(10-b≈1.8～2.5×δ1=(1)轴承端盖的选用输入轴上的轴承为6207型深沟球采用凸缘式轴承端盖，其中输入轴上端为透盖，输出轴上端为闷盖，下端为透盖。轴承外径D=72，螺钉直径为8mm，螺钉数目4颗。中间轴上的轴承为6205型深沟球采用凸缘式轴承端盖，其中输入轴上端为透盖，输出轴上端为闷盖，下端为透盖。轴承外径D=52，螺钉直径为8mm，螺钉数目4颗。输出轴上的轴承为6209型深沟球采用凸缘式轴承端盖，其中输入轴上端为透盖，输出轴上端为闷盖，下端为透盖。轴承外径D=85，螺钉直径为8mm，螺钉数目4颗。(2)轴承端盖的结构计算高速轴承端盖采用凸缘式轴承端盖根据箱体结构取轴承盖螺栓直径d3=8螺钉孔直径d0d0=d3+1=8+1=9mm(10-10)D0=D+2.5×d3=72+2.5×8=92mm(10-11)D2=D0+2.5×d3=92+2.5×8=112mm(10-12)e=1.2×d3=1.2×8=9.6mm(10-13)D4=D-(12～16)=72-(12～16)=72-12=60mm(10-14)D5=D0-3×d3=92-3×8=68mm(10-15)D6=D-(2～4)=72-(2～4)=72-2=70mm(10-16)b=5～10=6mm(10-17)h=(0.8～1)×b=(0.8～1)×6=6mm(10-18)螺钉数目取4颗中间轴承端盖采用凸缘式轴承端盖根据箱体结构取轴承盖螺栓直径d3=8螺钉孔直径d0d0=d3+1=8+1=9mm(10-19)D0=D+2.5×d3=52+2.5×8=72mm(10-20)D2=D0+2.5×d3=72+2.5×8=92mm(10-21)e=1.2×d3=1.2×8=9.6mm(10-22)D4=D-(12～16)=52-(12～16)=52-12=40mm(10-23)D5=D0-3×d3=72-3×8=48mm(10-24)D6=D-(2～4)=52-(2～4)=52-2=50mm(10-25)b=5～10=6mm(10-26)h=(0.8～1)×b=(0.8～1)×6=6mm(10-27)螺钉数目取4颗低速轴承端盖采用凸缘式轴承端盖根据箱体结构取轴承盖螺栓直径d3=8螺钉孔直径d0d0=d3+1=8+1=9mm(10-28)D0=D+2.5×d3=85+2.5×8=105mm(10-29)D2=D0+2.5×d3=105+2.5×8=125mm(10-30)e=1.2×d3=1.2×8=9.6mm(10-3