机械设计说明书

机械设计基础课程设计明说明书设计题目: 带式输送机的斜齿圆柱齿轮减速器设计及其三维建模学生姓名： 班级学号： 指导教师： 设计成绩： 2022年12月31日目录式输机的动方设计 1带式送机计技条件 1传方案分析 1电动的选择 3类的选择 3功率选择 4转的选择 4传动装置运动学和动学参数算 5传系统传动配 5各运动和动参数计算 6V带传动的设计 7V带传动计计算 7V带动的构设计 9斜齿圆柱齿轮传动设计计算 11齿传动型、、材料齿数择及应力 11齿接触劳强算 12齿弯曲劳强算 13齿传动何参数结构设计 14轴的结构设计与强度校核 16高轴的构设计 16低轴的构设强度校核 17滚动轴承选择与计算 23高轴的动轴择 23低轴滚轴承与校核 23联轴器的选择与计算 25键的选择与校核计算 26减速器箱体结构参数计算 28减速器密封、润滑方式的选择 29减速器其它部分零件的设计 30减速器的三维装配结构建模 34减速器装配图及零件工作图设计 42全文总结 46参考文献 48PAGEPAGE10带式输送机的传动方案设计带式输送机设计技术条件带式输送机又称皮带输送机，是一种基于摩擦驱动并以连续方式输送物料的超重运输类机械，主要由机架、输送带、托辊、滚筒、张紧装置、传动装置等组成。它可将处于一定输送线上的块状、颗粒状物料如石块、煤炭、谷物等从初始供料点运送的卸料点，既可输送碎散物料，也可以进行成件物品输送，还可以与工业企业生产流程中的工艺过程做配合，并形成有节奏的流水作业运输线。带式输送机具有输送距离长、输送量大、连续输送、运行可靠、易于自动化、集中化控制等优点，具有广泛的工程应用。本文的主要任务是设计能用于输送颗粒状物料的带式输送机传动装置，其主要技术参数与工作条件列于表1中。表1带式输送机设计原始数据工作年限工作班制载荷性质允许传动比误差运输带速滚筒直径滚筒圆周力10年3班载荷变动较小4%2.5m/s330mm1000N传动方案及分析根据带式输送机的结构组成和工作特点，结合本设计所涉及带式输送机运送颗粒状物料的要求，并充分考虑各种典型机械传动部件形式，本文拟定出4种带式输送机传动装置方案1所示。图中的方案（a）V带传动串接闭式斜齿圆柱齿轮机构，其中，V带传动布置于传动系统的高速级，这样能发挥带传动工作平稳、缓冲吸振和过载保护等优点，与此同时V带传动的制造安装要求不高、成本较低，而该方案的一个不足是结构尺寸相对较大；方案（b）则采用蜗杆传动，具有传动比大、工作平稳、噪声小、结构紧凑优点，但蜗杆传动效率低、功耗大，不太适于长期连续输送物料的工作场合；方案（c）采用两级圆柱齿轮传动，该方案能适用于繁重及恶劣条件下长期运行的工作场合，并且其涉及的系统使用维护方便，但是该方案的成本相对较。方案（d）采用圆锥-圆柱齿轮传动方式，适合布置在狭窄工作场所，但是圆锥齿轮的加工比圆柱齿轮要困难得多，制造成本更较高。总体地看，以上四种传动装置方案各有其优势，它们均适用各种不同的应用场合。当然它们也都存在一些不足，比如有的尺寸较大、有的效率不高、有的造价不低。考虑到方案（a）中的圆柱齿轮减速器、结构简单、工作可靠、易于维护，所以本文决定把方案（a）作为带式输送机的最终传动装置方案。该传动方案主要由电动机、V带传动、单级圆柱齿轮减速器、滚动轴承、联轴器和驱动卷筒以及输送带等零部件组成，如图2所示。（a）带转动+级齿轮传动方案 （b）蜗杆传动方案（c）二级圆柱齿轮传动方案 （d）圆锥-圆柱齿轮传动方案图1带式运输机传动方案对比滑动轴承输送带滑动轴承输送带轴Ⅲ联轴器电动机轴Ⅰ减速器电动机的选择类型的选择

滚动轴承图2本设计选定的带式输送机传动系统方案

V带传动任何机器的运转都离不开原动部件，带式输送机同样不例外，机器需要原动机产生其运行所需的机械能。工程上，较为常用的原动机有电动机、内燃机、液压马达、气动马达等多种类型。考虑到本文设计的带式输送机将安装在便于供电的固定场所，显然，若采用电动机对其进行驱动，则不仅能使带式输送机运行平稳，而且还便于它的使用与维护，此外还可降低机器的成本。电动机又有交、直流之分，交流电动机还有异步式和同步式的区别。考虑到在厂房内一般都会接入三相交流电，故而本设计选取三相异步交流电动机作带式输送机的原动机。众所周知，异步交流电动机构型主要有笼型和绕线型两种，其中，笼型异步电动机结构简单、易于维护、维修方便，应用更为广泛。各种型笼型电动机中，目前应用比较广泛的是Y系列自扇冷式笼型电动机，这类电动机具有启动性能好、工作可靠、价格低廉、维护方便特点，可适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求场合。根据本文带式输送机的工况与运行环境，在此决定选取Y系列（IP44）封闭式笼型三相异步电动机为带式输送机的原动机。功率的选择（1）传动装置总效率由文献【25-3V带传动效率1，闭式圆柱齿轮传动效率2，4。考虑到本文确定的带式输送机传动方案中，中各传动环节的功率滚动呈现串行性流动特点，这样便不难计算带式输送机传动系统的总效率1234520.8112345（2）电动机功率确定驱动卷筒的输出功率

PFv10002.52.5kW所需电动机的功率

W 1000 1000dPPWd

2.53.1kW0.81为了保证电动机连续运转时不因通电时间过长、电流过大而引起过热，从而造成电动机的烧杯，通常要求电动机的额定功率Ped大于等于所需功率，亦即需要满足条件PedPd。因此，根据Pd，可从文献【2】表17-1查得电动机的额定功率Ped4kW。转速的选择带式输送式的驱动卷筒工作转速n 601000v144.69r/minW D根据文献【2】表5-1V带传动的t2~4r3~5。考虑到本文的传动装置是由V带传动和圆柱齿轮传动串接而成和，因此，本文的带式输送机传动系统的总传动比范围可按下式计算，即tr6~0根据卷筒转速，并结合传动装置传动比范围，可求出所需电动机的转速范围，即w6~)~n查取文献【317-1，可知，处于上述速度范围的三相交流异步电动机同步转速有三1000r/min、1500r/min。在此，综合考虑到电动机与传动装置的总体尺寸、重量及减速器的传动比要求，最终确定采用同步转速为1500r/min的电动机。图3Y160M电动机的结构示意结合电动机的额定功率及同步转速要求，根据文献【3】表17-2，最终为带式输送机选定的型号为Y112M的电动机，该电动机的技术和安装参数列于表2。图3为其安装尺寸示意。2驱动电动机的特性参数与主要安装尺寸电机型号额定功率满载转速额定转矩EDHY112M4kW1440r/min2.2kNm60mm28mm112mm传动装置运动学和动力学参数计算传动系统的传动比分配（1）总传动比计算根据电动机的满载转速及卷筒工作转速，可以计算传动装置总传动比，即（2）传动比的分配

inmnW

1440

9.95由于传动装置的总传动比i与带传动及齿轮传动的传动比存在如下关系ii01i02式中，𝑖01、𝑖02分别表示V带传动和齿轮传动的传动比。V带传动尺寸不至过大并考虑t2~4传动比范围，可令带传动的传动比为i013这样一来，齿轮传动的传动比即为i02

3.32各轴运动学和动力学参数计算（1）运动学参数计算电动机轴工作转速：nm1440r/min减速器高速轴（Ⅰ）转速：减速器低速轴（Ⅱ）转速：

nnmIi01IⅡnn1i02Ⅱ

1440480r/min3480144.58r/min3.32卷筒轴（Ⅲ）工作转速：（2）动力学参数

nⅢnⅡ144.58r/min电动机轴输出功率：Pd3.1kW

9.55106

Pd9.55106nm

3.1

20559Nmm轴Ⅰ输出功率:PIPd13.10.942.91kW

.5061NmnI轴Ⅱ输出功率:

PIIPI232.910.980.962.74kW

9.55106nII

9.55106

2.74

180986.3NmmⅢ489W

9.55106PⅢ9.55106nⅢ

2.66

175702Nmm为便于对比，现将传动装置内各轴的运动学和动力学参数列于表3之中。表3传动装置各轴的运动和动力学参数序号或名称输出功率/kW输出转矩/N·mm工作转速/r/min电动机轴3.1205591440Ⅰ轴（高速轴）2.9157896.88480Ⅱ轴（低速轴）2.74180986.3144.58Ⅲ轴（卷筒轴）2.66175702144.58V带传动的设计V带传动设计计算（1）确定计算功率根据带式输送机工作条件，可知它为3班制，即每天工作24小时，同时由于它采用轻载启动、运转平稳，驱动电机功率Pe4kW，查文献【1】表11-10得带传动的工况系数为KA1.3，这样，V带传动的计算功率为PcaKAPe1.345.2kW（2）选择V带的截型根据带传动的计算功率Pca以及小带轮工作转速nI（即电机工作转速），并且参考文献【1】的V带选型图11-11，可选定带的截型为：A型普通V带。（3）确定V带轮基准直径①初选小带轮基准直径根据V带的带型，并查阅文献【1】图11-11和图11-13和表11-3，可以初步选择小带轮的基准直径为

dd190mm②验算V带速度vdd1nm60100

6.78m/s5m/sv≤25m/s范围内，故小带轮直径基本合理。③计算大带轮基准直径d2d13m查文献【1】中表11-3，最接近270mm的尺寸为280mm，故确定大带轮直径dd2280mm④计算带传动实际传动比idd23.11d01dd1（4）确定带传动中心距及带长①初定中心距𝑎0由0.7(𝑑𝑑1+𝑑𝑑2)≤𝑎≤2(𝑑𝑑1+𝑑𝑑2)，可得259mma0740mm为此，初取中心距a0=400mm②计算相应的带长

d d2L 2a

dd

d2 d1 d0 0 2

d1

4a0查阅文献【1】表11-2得，Ld1430mm③计算实际中心距aa0④验算小带轮包角因为

LdLd0413.27mm2180odd2dd157.3o153.66o120o1 a所以，小带轮包角能够满足要求。确定带的根数根据带长、带的型号、带传动的传动比及小带轮包角，分别查阅文献【1】中的表11-7、表11-9等，单根A型V带额定功率P01.06kW，额定功率增量P00.41kW，带长系数KL0.96以及包角系数K0.93。这样，带的根数为可按下式计算，即为z (00)KLKα

3.96将带的根数向上取整，则最终确定带的根数

z4。确定带传动的初拉力由文献【1】表11-5，查得单位带上质量q0.105kg/m，故带的初拉力为0F0(.5Kα)av2N0Kαzv计算带传动的压轴力F2zFsin11298.3Np 0 2V（1）带轮的材料选择考虑到小带轮转速较高，且带轮结构较复杂，故带轮的材料选用ZG35。（2）小带轮结构设计小带轮轴即电机轴，轴径dz128mm。因dd190mm>2.5dz170mm且dd1300mm，故小带轮采用腹板式结构，小带轮相关结构参数计算可查看文献【1】表11-4提供的公式，相关计算过程和计算结果如下：取39f10mm8（a）二维结构 (b)三维模型图4小带轮的三维结构模型B(z1)e2f

65；dadd196；1.8dz150C1B13；L2d小带轮的带轮结构如图4所示。（3）大带轮结构设计

56mmL=B=65mm由于dd2300mm，故大带轮采用孔板式结构。大带轮结构参数计算可参见文献【1】表11-4提供的公式，相关计算过程与计算结果如下：带轮外径轮毂直径

dda2dd22ha28023286mmddg22dz2100mm3 𝑃

3 42ℎ1=290√𝑛2

𝑍𝑎

=290×√14403.11×5

=34.8mm𝑚𝑚𝑏1=0.4ℎ1=13.92𝑚𝑚𝑏2=0.8𝑏1=11.14𝑚𝑚ℎ2=0.8ℎ1=27.84𝑚𝑚𝑓1=0.2ℎ1=6.96𝑚𝑚𝑓2=0.2ℎ2=5.57𝑚𝑚图5给出了大带轮的部分几何结构参数及其三维建模结果。（a）二维结构 (b)三维模型图65大带轮的结构及其三维模型（3）V带传动装配结构建模本文利用SolidWorks建立了带传动的三维装配模型如图所示（略）。斜齿圆柱齿轮传动设计计算齿轮传动类型、精度、材料、齿数选择及许用应力本文设计的带式输送机的载荷和速度较大，为了提高其工作性能和运行平稳性，传动系统中的减速器采用闭式软齿面斜齿圆柱齿轮传动，且斜齿轮法面压力角取为标准值，即n20o。工程中，斜齿轮的螺旋角一般应在80～200内选取。若螺旋角过小，则斜齿轮传动的优点发挥不出来，但若过大则会使齿轮产生的轴向力过大，从而增大相应轴承的负担。n0综合考虑上述因素，本文的斜齿轮螺旋角初取：=15o。0（1）材料选择针对带式输送机的载荷及运行情况，根据文献【1】表12-1，选定齿轮的材料及其热处理方法如下：小齿轮选定：45钢，调质；硬度：217~255HBW，取HBW1=250HBW；大齿轮选用：ZG35Mn，调质；硬度：197~248HBW，取HBW2=200HBW；HBW1-HBW250HBW20~50HBW查阅文献中【1】表12-2，可见，两齿轮的齿面硬度差设置在合理范围内。（2）齿轮精度的选择考虑到带式输送机所使用的齿轮传动通常没有特殊要求，根据【1】表12-4，初步为齿轮传动选择7级精度等级。（3）齿轮的齿数确定闭式圆柱齿轮传动的小齿轮齿数取值范围是20~40。为保证齿轮传动的结构紧凑性并提高齿轮传动平稳性，本次设计选定小齿轮齿数：z1=20。显然，大齿轮的齿数为z2=iz166.4将上述齿数中的小数值进行圆整后，确定大齿轮齿数为z2=66。这样一来，该齿轮传动的实际传动比为iuz2663.3z102 20z1传动装置的实际总传动比则为2传动装置的总传动比误差为iiiiiii

=3.12%<4%9.959.9510.369.95（4）齿轮的许用应力根据【2】表12-6，查得两齿轮的接触疲劳极限和弯曲疲劳极限如下Hlim1598.3MPaHlim2550MPaFlim1180MPaFlim2230MPa查【2】中的表12-7，查得接触强度安全系数SH=1.25；弯曲强度安全系数SF=1.6，这样一来，两齿轮接触强度计算时的许用应力分别为]Hlim1598.3478.64MPaSH1SH

1.25]Hlim2550440MPaSH2SH

1.25弯曲强度计算时的许用应力分别为[]Flim1180112.5MPaSF1SF

1.6[]Flim2230143.75MPaSF2SF

1.6齿面接触疲劳强度计算（1）确定载荷系数考虑到该带式输送机工作时有中等冲击，查取文献【2】中表12-5可知，载系数取值范围：1.2~1.6，这里取K=1.5。考虑到本设计所涉及减速器属于轻型减速器，故可根据【2】表12-8，取定齿轮的齿宽系数为a=0.35（2）初算齿轮传动中心距根据文献【2】中的式（12-16），有3052KT

305

21.557896.88Hau13H

1

3.313

0.353.3

122.5mm（3）确定齿轮法面模数考虑到中心距与法面模数和关系，故可按下式初定法面模数，即2a 2137.84m 0 3.09n0 zz 20 1 2根据法面模数初值mn0查取圆柱齿轮模数标准，可确定齿轮法面模数：mn3mm（7）确定齿轮传动的中心距amn(z1z2)4(2066)133.6mm00 2cos 2cos15o005a135mm则螺旋角相应地调整为arcmn(z1z2)arc3(2066)2a

2 17.15o17o9（8）计算分度圆直径d1d2

mnz2cos

62.8mm207.2mm（9）确定齿轮宽度计算轮齿宽度：baa0.3513547.25mm根据轮齿宽度b，确定大齿轮宽度为：b250mm考虑到小齿轮宽度b1b2(4~6)b155mm

54~56mm，故取定小齿轮宽度为：齿轮弯曲疲劳强度计算（1）计算齿轮的当量齿数zv1z

z1cos3 z2

22.9275.65v2 cos3（2）确定齿轮的复合齿形系数YFS1zv1YFS2zv2（3）验算齿根弯曲强度

(0.269zv10.841)4.3(0.269zv20.841)3.88校核弯曲强度时，应将大齿轮的齿宽作为强度计算基准，这样F1

1.6KT1YF1cosn1b2m2zn11.61.557896.884.3cos17.15o50322063.44MPa[F1]

2

57.24]

可见，两齿轮的齿根弯曲疲劳强度满足要求。（4）计算齿轮的圆周速度v

3.1462.84801.58m/s根据【2】表12-4，可知该齿轮传动选用7级精度，完全满足要求。齿轮几何参数计算及结构设计（1）几何参数计算d

d2mh*

68.8mma1 1 nanf1 1f1 1 n an n

d2m

*

c*55.3mm大齿轮齿顶圆直径d

d2mh*

213.2mma2 2 nanf2 2f2 2 n an n

d2m

*

c*199.7mm本文齿轮传动的相关几何参数列于表4中。表4齿轮传动部分几何的参数计算几何参数符号小齿轮大齿轮法面模数mn3mm螺旋角β17o9’螺旋线方向右旋左旋齿数z2066分度圆直径d62.8mm207.2mm齿顶圆直径da68.8mm213.2mm齿根圆直径df55.3mm199.7mm轮齿宽度B55mm50mm中心距a135mm（2）结构设计及其三维建模齿轮结构设计首先是确定齿轮构型。考虑到大齿轮齿顶圆直径160mm<da2<500mm，为了减小齿轮质量并保证齿轮强度，决定大齿轮采用孔板式结构。结构设计的第二个主要内容是齿轮几何尺寸的确定。尽管通过齿轮强度计算，可以确定齿轮的法面模数、分度圆直径、齿根圆直径、齿轮宽度和螺旋角等齿轮主要参数，但是齿轮上还有更多的细部结构，还须通过结构设计来确定，运用文献【26给出了本文设计的大齿轮的几何结构及其三维模型。图6大齿轮的三维结构模型轴的结构设计与强度校核高速轴的结构设计高速轴的作用在于安装小齿轮以便将轴的运动和动力传递给小齿轮。考虑到本文的小齿轮分度圆直径仅62.8mm，此时，若将小齿轮与高速轴设计成两个不同零件，则因在齿轮与轴之间需有键连接，故需在齿轮的内孔开设键槽，这样，极有可能造成键槽与齿轮的齿槽贯穿，造成齿轮设计失败。为避免上述问题，并考虑到小齿轮的径向小，故本文将小齿轮与轴作一体化设计而将小齿轮设计成齿轮轴结构。这样，高速轴的材料及热处理与小齿轮相同且均为：45钢、调质、硬度：217~255HBW。根据高速轴的转矩可按下式大致估计该轴的最小直径，即L ⅠⅠ

2.91ndminA03nⅠ

=1123 =20.4mm480Ⅰ结合大带轮的结构情况，最终确定齿轮轴最小直径轴段直径dL32mmⅠⅠ 最小直径轴段长度应略短于大带轮毂宽，即LL 2~~Ⅰ Ⅰ本设计确定为：LL62mm。Ⅰ齿轮轴的其他各段的长度和直径，可通过结构设计确定。本文建立的齿轮轴的三维几何模型，如图7所示。图7齿轮轴结构及其三维模型低速轴的结构设计与强度校核（1）低速轴系的装配方案低速轴即前文述及的轴Ⅱ。根据低速轴的功能及其轴上零件的定位和安装要求，本文为低速15所示装配结构方案。在该方案中，轴上（右轴承）从轴的右端装入，而齿轮、套筒、滚动轴承、轴承透盖、联轴器等更多的零件均从轴的左端装入轴上。该装配方案使轴的结构比较简单，并使轴呈现一定的等强度特性。ⅠⅠⅡⅢⅣⅤⅥ图8低速轴的装配方案及结构展示（2）低速轴的材料选择轴II是用来安装大齿轮的，其所受转矩及弯矩载荷较大，为了使该轴结构紧凑，并提高其强度，在查阅文献【1】表15-1的基础上，决定该轴的材料选用合金钢：40Cr，相应的热处~286HBW。查表可知，该轴弯曲疲劳强度计算的许用应力10a（3）低速轴的结构设计1）最小直径段的尺寸低速轴上的基本运动学与动力学参数在前文已经确定，在这里重新列出，即ⅡⅡ,ⅡNmm尽管该低速轴属于转轴但其转矩较大，故可按扭转强度条件来初估计最小轴段直径，即dminA0

=11232.7=29.7mmPII3PII3nII式中，A0为计算系数。对于40Cr，查表可得A0=112。由于最小直径轴段与联轴器存在配合关系，需在该轴段开设一个键槽，为些须将该段的轴径增大7%，以补偿键槽开设所带来的强度削弱，这样便有dmin1.0729.731.79mm同时也因最小直径轴段与联轴器相配合，而联轴器的孔径又是标准值，故最小轴段直径LX2，该联轴器的孔径系列中存在mm的值（【注】：关于联轴器选择计算将在后文阐述），故低速轴最小直径段直径最终确定为：dⅠ=32mm。最小直径段长度显然应比联轴器的毂孔深度要短一些，且通常应短于2~3mm，查表可得L联=2m0m2）穿过轴承盖的轴（Ⅱ）段尺寸I2倍的定位轴肩高度，故dIIdI2(0.07~0.1)dI36.5~38.4mm本设计最终确定为dII38mm。至于该轴段的长度，完全可以在减速器设计与建模时，根据轴上零件装配情况确定。3）安装右轴承轴（Ⅲ）段尺寸确定在第Ⅲ段与第Ⅱ之间设置了一个工艺轴肩，且工艺轴肩的高度通常hg1~2mm，故dⅢdⅡ2hg382(1~2)40~42mm根据dⅢ取值范围，并考虑到与第Ⅲ段配合的轴承孔径须是5的倍数，故最终确定该段直径为dⅢ45mm为确定第Ⅲ段长度，须先为低速轴选定滚动轴承。考虑到第Ⅲ段承受较大径向和轴向载荷，故该轴应采用圆锥滚子轴承进行支承。同时，根据第Ⅲ段直径大小，确定圆锥滚子轴承的代号为30208（有关轴承的选择计算将在后文阐述）。第Ⅲ段的长度应根据箱体内壁与大齿轮端面距离（Δ1=15~18mm）的经验值、滚动轴承宽度（T）以及大齿轮在轴上的压紧空间(δ=2~3mm)确定，并且为LⅢT119.75(15~18)(2~3)36.75~40.75mm将该长度进行圆整后，本设计确定为LⅢ44mm4）装配齿轮（Ⅳ）段的尺寸确定第Ⅳ段的轴径大小的确定首先要保证该轴的弯曲强度。根据以往设计经验，该轴段的直径应较轴承段直径大3~8mm，这样，第Ⅳ段的直径范围为dⅣdⅢ(3~8)48~53mm本设计最终确定第Ⅳ段轴径：dⅣ50mm第Ⅳ段的长度应比大齿轮的较齿（或轮毂）宽度短于2~3mm，故有LⅣb2(2~3)47~48mm，且最终确定为LⅣ48mm5）轴环（Ⅴ）段尺寸确定因为第Ⅴ段与第Ⅳ之间相差设定了一个定位轴肩，故该段直径范围为ⅤⅣ27~Ⅳ~60mⅤⅣ27~Ⅳm轴环（Ⅴ）段宽度大致等于大齿轮端面到箱体内壁距离，即为LⅤ115~18mm本设计确定为

6）左轴承安装（Ⅵ）段的尺寸确定考虑到圆锥滚子轴承应成对使用，故第Ⅵ段的直径与第Ⅲ段直径相等，即有dⅥdⅢ45mm第Ⅵ段的长度应比滚动轴承宽度略大一点，在这里LⅥT+119.75+120.75mm将该长度值进行圆整后，最终确定LⅥ23mm。本文将低速轴结构设计的结果列于表5中，与此同时，在轴的结构设计基础上，本文建立出低速轴的三维几何模型，如图9所示。表5低速轴的各轴段尺寸（单位：mm）轴段号ⅠⅡⅢⅣⅤⅥ直径323845506045轴长8050444819.523（4）低速轴强度校核1）斜齿圆柱齿轮轮齿受力分析

图9低速轴的三维结构模型圆周力

F2TⅡ2180986.31747Ndt2d2

207.2径向力

FF

tann

466Nr2

cos轴向力

Fae2Ft2tan539N2）低速轴受力轴段长度计算根据圆锥滚子轴承30209查机械设计手册，可得其压力中心位置为a18.6mm，则第Ⅰ段轴的中点到轴承压力中心的距离：LⅠL

+a108.6mm1 2 Ⅱ右端轴承的压力中心（支点）到齿轮宽度中点位置的距离L2(LⅢ

a)LⅢ47.4mm2L

LⅣ+L

a)48mm3）轴两端的支反力计算

3 2 Ⅴ Ⅵ10（a）10（b）给出了该轴沿水平面的外力及其支反力的情况，利用该图可求解低速轴沿水平面的支反力大小。沿水平面内的支反力计算方法如下：F F 48

879N2 3NH1 t2L2 3

48+47.4F FF

868NNH2 t2

图10（d）为该轴沿垂直平面内的外力及其支反力的情况。同样地，利用该图可求解低速轴沿垂直平面内的支反力大小。沿垂直面内的支反力计算方法如下： d22 NV1

LLd22F NNV2

LL2 34）计算轴上弯矩并做弯矩图截面C（即齿轮中面）处的沿水平面内弯矩：MH1FNH1L287947.4=41664.6Nmm截面C处沿垂直平面内的弯矩：MV1FNV1L282047.4=38868NmmMV2FNV2L3353.84816982.4Nmm根据上述计算弯矩，可以分别绘制图低速轴沿水平面、垂直面的弯矩图，如图10（c）和图10(e)所示。截面C处的合成弯矩：M2M2M2M2M2M2M2M2

=56979.5Nmm根据上述合成弯矩值，可绘制低速轴的合成弯矩图如图10（f）所示。可见，在截面C的左侧具有最大弯矩。5）作扭矩图根据TⅡ180986.3Nmm，可以做出轴的扭矩图，如图10（f）所示。56979.5256979.5262MT21MT21Ⅱ2

122633Nmm式中，α为取折合系数且α取0.6。Mca2M2=44993NmmL1 L2 L3A B C D(a)(b)(c)(d)(e)(f)(g)图18低速轴的力学分析模型及弯矩图7）轴的强度校核CCC的抗弯系数可以按下式计算，即d3W

3.145033= =12266332 32这样一来，危险截面处的当量弯曲工作应力ca

=MW

=122633=10MPa<12266 1滚动轴承选择与计算高速轴的滚动轴承选择本文的减速器为斜齿轮圆柱齿轮减速器，当机器运行时，两轴承除承受较大的径向载荷之外，还将承受较大轴向载荷。为使轴承具有足够的承载能力，决定该减速器的高速轴和低速轴均采用圆锥滚子轴承。根据高速轴的装配结构设计，特别是考虑到高速轴的轴承段尺寸为40mm，故而确定高速轴上的滚动轴承代号为30208。该轴承的主要参数列于6中。表630208轴承的几何和力学性能参数轴承型号内径d外径D宽度B额定动载荷3020840mm80mm18mm63kN低速轴滚动轴承选择与校核（1）低速轴的轴承代号选择如前文所述，根据低速轴的装配结构设计情况，特别是，考虑到轴承段径向尺寸为45mm，故而确定低速轴的滚动轴承代号为30209。为了提高低速轴的弯曲刚度，决定该对轴承采用正装方式。30209型轴承的相关参数参见表7。表730211轴承的几何和力学性能参数代号内径外径宽度额定动载C3020945mm85mm20.75mm67.8kN（2）计算轴承的径向载荷右端轴承（B处）的径向载荷左端轴承（D处）的径向载荷

F2F2F2FrD

1202.1NF2F2F2（3）计算轴承的内部轴向力查文献【113-630209的判别系数e，并查得该轴承的径向系数和轴向系数的如下：

ee

X1Y0；XY。30209F

计算，即，d B处轴承的内部轴向力：F 1202.1400.7NdBD处轴承的内部轴向力：FdD

2YFrD2Y

21.5937.3312.43N21.5低速轴的内部轴向力及其轴向载荷情况，可参见19所示。FdBFae2FFdBFae2FdD图19低速轴的滚动轴承轴向力分析模型（3）计算轴承的轴向载荷19所示，由于539939.7，故该轴存在向左窜动趋势，则B“D“压紧”，这样便有FaBFdB400.7NFaDFae2+FdB939.7N（4）计算轴承的当量动载荷FrB

400.7

0.33e0.4X

B1,YB0根据FaDFrD

939.7

1.01e0.4X

D

1.5这样便有PBfPXBFrBYBFaB1.511202.10400.71803.15NPDfPXDFrDYDFaD1.51937.31.5939.73520N式中，fP为轴的载荷系数，当轴承工作中存在中等冲击时，fP1.2~1.7，在此取fP1.5（5）计算滚动轴承的寿命由于本文轴承工作的环境温度不会超过120度，故该对轴承的温度系数可取ft1.0。此外，对于圆锥滚子轴承，其轴承指数可以取10。3由于两轴承的当量动载满足PDPB，故可按左端轴承预估该对轴承寿命，即轴承寿命为106 fC3

106 1678003 t

2208160h>8000h60n

60144.58×3520可见，该对圆锥滚子轴承30209满足寿命要求。联轴器的选择与计算（1）联轴器的类型选择考虑到本文的带式输送机工作时存在中等冲击，同时本文的减速器传动装置所传递转矩也不是特别太大，因此，为适当地减少传动装置的工作振动与冲击，同时为便于补偿所联接两轴的间相对位移并降低机器制造成本，故决定在减速器输出轴与卷筒轴之间选用弹性柱销联轴器，其结构如图11所示。图11弹性柱销联轴器（2）联轴器的选择计算前文关于带式输送传动装置总体设计中已计算出了减速器输出轴的理论转矩，即为TⅡ180986.3Nmm然后受到机器工作时的振动冲击等众多因素影响，联轴器实际的工作载荷较理论载荷大得多，在选择联轴器型号规格时，必须考虑载荷增大的因素，或者说必须以计算载荷作为型号规格选定的依据。116-1，K5，这样一来，联轴器的计算载荷为aKⅡ5180986.3mm（3）联轴器的型号确定根据联轴器的计算转矩Tca及卷筒轴工作转速n，查阅文献【2】中的表15-8，可以选定弹性柱销联轴器的型号：LX2（GB/T4323-2002）。该联轴器的公称转矩Tn560Nm，许4用转速[n6300r/minZ型孔且孔径din3260C型键槽。从动端则采用J1型孔，孔径dout35mm，孔深L160mm，采用A型键槽，相应的选联轴器标记形式为LX2联轴器ZC32×60GT/T5014-2003J1A35×60键的选择与校核计算（1）电机轴与小带轮孔之间的键连接由于对电机轴与小带轮键的连接没有特殊要求，故而选用A型普通键。根据电动机的轴径dz32mm，查文献【1】表10-8，查得键宽与键高bh87；E=60mm，结合文献【110-8L。故电动轴与小带轮之间为键的型号为：GB/T1096x7x56。由于键、轴、轮毂三者选用的材料都是钢且工作时有轻微冲击，查文献【110-9，得到许用挤压应力为p0Pa该键的工作长度为故工作挤压应力为

lLb56848mmp

4Tmhldz1

4205598.8MPa<110MPa74828p（2）大带轮处的轴间键连接大带轮轴毂间同样选用A型普通平键，根据大带轮轴孔直径dz128mm查文献【1】表10-8可选取键宽键高为bh66，根据大带轮宽度并结合键的长度系列10-8，选择键长L56mm。故大带轮轴孔间键连接选用：GB/T1096键6x6x56。由于键、轴、轮毂三者选用的材料都是钢，且工作时有轻微冲击，即查文献【1】表10-9得p0Pa。键的工作长度为

lLb56650mm故工作挤压应力为

p

4TIhldz

457896.8827.57MPa<110MPa65028p（3）低速轴与大齿轮间的键连接对于单级减速器而言，其大齿轮与低速轴之间应有保证较高的定心精度，从便保证低速轴具有较高精度的运动输出，与此同时还考虑到键连接装拆的方便性，因此决定大齿轮与低速轴之间选用A型普通平键连接，如图12所示。A型平键A型平键图12大齿轮与低速轴间平键连接针对A型平键，考虑到大齿轮孔径dⅣ50mm，查文献【1】表10-8可查得键的截面尺寸：bh=149。键的长度应略短于大齿轮宽度并符合长度系数值要求，考虑了大齿轮宽度为50mm，故根据键长系列，选定键长L45mmA键平键的标记为：键14由于键、轴、齿轮三者选用的材料都是钢且工作时有轻微冲击，查文献【110-9，查得许用挤压应力p0Pa键的工作长度

lLb451431mm该键传递的转矩为TⅡ537188Nmm180986.3故键连接的工作挤压应力为pⅡ486.3Pa<pdhl 509可见，该键连接强度也是足够的。减速器箱体结构参数计算参照文献【26-113所示的箱体结构尺寸进行了设计计算，具体计11a=135mm。图13减速器箱体结构尺寸参数表8减速器箱体和箱盖的主要结构参数（mm）名称符号减速器尺寸关系实际尺寸箱体壁厚𝛿0.03𝑎+1≥810箱盖壁厚𝛿10.02a+1≥810箱座凸缘厚度𝑏1.6𝛿16箱盖凸缘厚度𝑏11.6𝛿116名称符号减速器尺寸关系实际尺寸箱座底凸缘厚度𝑏22.5𝛿25地脚螺钉直径𝑑𝑓0.036a+12=16.8mm15地脚螺钉数目𝑛a≤250mm，n=44轴承旁连接螺栓直径𝑑10.75𝑑𝑓16机盖与机座连接螺栓直径𝑑2(0.5~0.6)𝑑𝑓12连接螺栓𝑑2的间距𝑙≤150~250mm117轴承端盖螺钉直径𝑑3(0.4~0.5)𝑑𝑓10窥视孔盖螺钉直径𝑑4(0.3~0.4)𝑑𝑓8定位销直径𝑑(0.3~0.4)𝑑26𝑑𝑓、𝑑1、𝑑2至外机壁距离𝑐117.5𝑑𝑓、𝑑1、𝑑2至凸缘边缘距离𝑐217.5轴承旁凸台半径𝑅1𝑐220凸台盖度ℎ29箱体外壁至轴承座端面距离𝑙1𝑐1+𝑐2+(3~10)42箱盖、箱座肋厚𝑚1、𝑚𝑚1≈0.85𝛿1𝑚≈0.85𝛿8轴承旁连接螺栓距离𝑠𝑠≈𝐷2117减速器密封、润滑方式的选择（1）减速器的密封形式为了防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，可采用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。考虑到输入轴、输出轴与与轴承盖之间的速度v<3m/s，故均采用半粗羊毛毡封油圈进行密封。齿轮润滑方式确定通用的闭式齿轮传动，其润滑方式根据齿轮的圆周速度大小决定。由于大齿轮的圆周速度𝑣=1.58𝑚⁄𝑠<12𝑚/𝑠，常将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。这样，齿轮在传动时，就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热。齿轮浸入油中的深度不宜超高一个齿高，一般亦不应小于10mm；为了避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距离油池地面距离不小于30mm，取齿顶距箱体内底面距离为16mm。由于大齿轮全齿高ℎ=6.75𝑚𝑚≤10𝑚𝑚，取浸油深度为10mm，则油的深度H为H=10+30~50=40~60mm𝑚𝑚。根据齿轮圆周速度查表选用负荷工业齿轮油（GB5903-2011），牌号为LCKC320润滑油，黏度推荐值为：288-352cSt。滚动轴承的润滑滚动轴承的润滑剂可以是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。具体采用哪种润滑方式，通常v<2m/s，所以高速轴与低速轴处的滚动轴承均采用脂润滑进行润滑。特别是，采用脂润滑轴承的时候，为了避免润滑油稀释油脂，设计中采用挡油盘将高速轴轴承与箱体内部隔开，并且轴承与箱体内壁需还设计了一定的距离。至于轴承的润滑脂牌号，本文选用通用滚珠润滑脂（GB/T0386-1992），该类润滑脂适用于宽温度范围内各种机械设备的润滑，具体选用的牌号为：ZG69-2的润滑脂。部分其它零件的设计（1）油面指示器设计油面指示器是用来指示箱内油面的高度减速器附件。油标应位于便于观察减速器油面及油面稳定之处。显然，为防油进入油尺座孔而溢出，油标尺的安置部位不应太低。此外，设计时应注意油标心的长度要适中，既不能伸出箱内壁，也不能碰不到油面。与此同时，油标尺安装的角度还要考虑到其起吊装置干涉问题，就防止碰撞而导致无法深入或取出油面指示器。本文设计的油标尺的结构及其安装位置，如图14所示。（a）油标安装位置 （b）油标尺结构图14油标尺的安装位置及结构（2）通气器结构设计由于带式输送机的减速器通常会长期工作，从而可能使箱体内的温度和气压都都变得很高。在减速器上设置通气器能使热膨胀气体及时排出，从而保证箱体的内、外气压平衡，以免润滑油沿箱体接合面、轴外伸处及其他缝隙渗漏出来。通气器的结构形式有多种，本文参考文献【2】表6-3，设计出的通气器结构图，如图15所示。(a)通气器结构 （b）通气器安装位置图15通气器的结构及其安装（3）放油孔及放油螺塞设计为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜1°～2°，使油易于流出。查阅参考文献[2]表6-8可知外六角螺塞结构图，如图16所示。 （a）放油孔的位置 (b)油塞的安装 （c）油塞结构图16放油孔和放油螺塞（4）窥视孔与视孔盖设计本文在箱盖的顶部开设了一个窥视孔如图17（a）所示，通过该孔便可方便地观察传动齿轮的啮合情况。与此同时，利用这个大孔，人们还能方便地将一些小工具伸入箱体内而对机件进行一些小调整或操作。更主要的是，当需要更换润滑油时，可以通过该窥视孔向箱体内注油。当然，为了保证不让灰尘、水分等进入箱体，在窥视孔上方安装视孔盖而将窥视孔盖住如图17（b）。为便于放置视孔盖，在箱盖的顶部专门设置一个凸缘以供视孔盖的安装。（a）窥视孔 （b）视孔盖图17窥视孔和视孔盖的设计（5）定位销、起盖螺钉及起吊装置选择与设计1）定位销为了保证其各部分在加工及装配时能够具有精确的位置，特别是为保证箱体轴承座孔的18所示，而且为了保证箱盖与箱体相对位置的定位精度，两个定位销的位置最好没有几何对称关系。通常，定位销分为圆柱销和圆锥销，其中圆柱销主要用于销子装入后基本上不再取出地场合。考虑到减速器箱盖须常打开，故定位销相须常拆装，因此，为了保证定位的可靠性，本文选用圆锥销。作8mm的圆锥，该GB/T119.18m6×40。定位销图18定位销的安装位置2）起盖螺钉装配减速器时，在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于打开箱盖，为此，在箱盖上设置一个起盖螺钉如图19所示，并且通过旋动起盖螺钉，便可将箱盖顶起。（a）起盖螺钉的安装 (b)起盖螺钉的位置 （c）起盖螺钉结构图19起盖螺钉的设计与安装3）起吊装置起吊装置用于拆卸及搬运减速器。它常由吊环螺钉、箱盖上的吊孔和箱座凸缘下面的吊耳构成。本文的箱盖采用吊环起吊装置如图20所示，并且在盖的左右两侧各设置有一个吊环。箱体则采用吊耳式起吊结构，如图21所示。图20吊环式起吊装置 图21吊耳式起吊装置减速器的三维装配结构建模箱盖的设计及三维模型由于箱盖零件主体使用铸造完成，考虑到铸造工艺的特点，在建模过程中需要添加铸造圆角与拔模角度。出于工程实际考虑，减速器箱盖通常使用绿色涂漆，本设计将外表面特性更改为绿色涂漆。对于部分修饰特征与配合特征，需要在完成铸造后再进行诸如铣削、磨削22、图23所示。图22箱盖的三维结构模型—视角一图23箱盖的三维结构模型—视角二箱座的设计及三维模型由于箱座零件主体使用铸造完成，考虑到铸造工艺的特点，在建模过程中需要添加铸造圆角与拔模角度。本文设计过程中，考虑到方便于内部润滑液泄出，故在内腔底部添加斜度与阶梯。并且出于工程实际的考虑，减速器箱体通常使用绿色涂漆，本设计将外表面特性更改为绿色涂漆。对于部分修饰特征与配合特征，需在完成铸造后再进行诸如铣削、磨削等修饰加工，将加工表面更改为暴露出的金属本色，如图24、25所示。图24箱座的三维几何模型——视角一图25箱座的三维几何模型——视角二（3）轴承盖结构的设计及三维模型减速器中的轴承盖根据作用不同分为闷盖和透盖。闷盖的作用主要是防止轴露出来，避免轴外露。透盖安装在输入轴和输出轴处，其作用主要是让输入轴和输出轴可以穿过，其上2627所示，图28给出了嵌在透盖中的密封圈结构（a）视角一 （b）视角二图26小闷盖结构及其三维模型视角一视角二剖视图图27小透盖的三维几何模型图28毡圈的三维几何模型（4）减速器装配结构的设计及其三维模型当完成减速器了减速器的各主要零件结构设计和建模之后，便进入了零件装配阶段，并进行各零件相对位置关系修配，同时进行干涉检查，从而完成装配设计，装配结构如图29~37所示。图29 减速器的等轴测三维模型图30 减速器的前视外观图31减速器的外观左视图图32减速器的外观右视图图33减速器的外观俯视图图34减速器的外观仰视图图35减速器的透视图图36减速器的垂直截面视图一图37减速器水平截面视图二减速器装配图及零件工作图设计本设计基于减速器的三维装配模型及其零件的三维结构模型，设计出减速器的装配图及其主要零件的工作图，如图38~图41所示。图38斜齿圆柱齿轮减速器装配图图39大齿轮工作图图40低速轴工作图全文总结（1）本文的主要贡献1）拟定出带式输送机的传动方案。主要是针对带式输送的传动装置进行了总体设计分析，并拟定出电动机-V带传动-一级斜齿圆柱齿轮传动-联轴器-卷筒-输送带的输送机总体