带式运输机及电动滚筒的设计说明书样本

毕业设计（阐明书）题目：带式运送机及电动滚筒设计阐明书姓名：黄立波编号：（）字号中国矿业大学二0一五年8月1日

毕业设计（论文）任务书函授站（点）宁夏专业年级学生姓名黄立波任务下达时期：年7月12日设计（论文）日期：7月13日至12月2日设计（论文）题目：带式运送机及电动滚筒设计阐明书设计（论文）专项题目：带式运送机及电动滚筒设计阐明书设计（论文）重要内容和规定：通过查阅文献资料，掌握直线振动筛工作原理及国内外发呈现状。完毕直线振动筛设计，涉及构造设计、传动布置及分派、强度校核验算、图纸绘制等内容。设计阐明书字数1.2-1.8万字，正文不少于30页；工程绘图量折合成图幅为A0号图纸不少于2张。指引教师签字：中华人民共和国矿业大学成人教诲学院毕业设计(论文)指引教师评阅书指引教师评语(包括①基本理论及基本技能掌握；②独立解决实际问题能力；③研究内容理论根据和技术办法；④获得重要成果及创新点；⑤工作态度及工作量；⑥总体评价及建议成绩；⑦存在问题；⑧与否批准答辩等）；建议成绩：指引教师签字：年月日

中华人民共和国矿业大学成人教诲学院毕业设计(论文)答辩及综合成绩函授站(点)宁夏专业年级学生姓名黄立波阐明书39页图纸3张其他材料答辩情况提出问题回答问题答辩委员会评语及建议成绩：答辩委员会主任签字：年月日

目录前言 11、系统传动方案设计和运动学及动力学参数设计计算 31.1系统传动方案设计 31.2系统运动学及动力学参数设计计算 31.2.1选取电动机 31.2.2总传动比并分派传动 51.2.3各轴功率、转速、转矩计算 52.传动件设计计算 72.1低速级大、小齿轮设计计算 72.1.1选取齿轮材料 72.1.2选用设计参数 72.1.3按齿面接触疲劳强度设计 72.1.4齿轮几何尺寸计算 72.1.5校核弯曲疲劳强度 82.1.6精度设计 82.1.7.构造设计 82.1.8.润滑方式 93.轴系零件校核计算 103.1Ⅰ轴设计计算 103.1.1材料选取及轴颈拟定 103.1.2拟定各轴段直径 103.1.3各轴段长度 113.1.4Ⅰ轴校核 123.2Ⅱ轴设计计算 163.2.1轴径拟定 163.2.2各轴段直径拟定 163.2.3各轴段长度拟定 173.2.4Ⅱ轴校核 173.2.5.3键选取与校核 213.3Ⅲ轴设计 223.3.1轴径拟定 223.3.2各轴段直径拟定 233.3.3各轴段长度拟定 243.3.4第三轴校核 253.4.联轴器选取 294.润滑与密封设计 314.1润滑设计 314.2密封设计 315.机架设计与阐明 325.1箱体设计： 325.2箱盖顶部外表面轮廓拟定 325.3齿轮1处箱盖顶部外表面轮廓拟定 325.4底座凸缘厚度 325.5箱体构造尺寸 326.减速器附件设计及阐明 356.1吊环、调耳 356.2轴承盖选取 356.3检查孔和孔盖 356.4通气器 356.5油标 356.6油塞 356.7定位销 35设计小结 37道谢 38参照文献 39

摘要带式输送机自从创造至今已有一百五十年历史，依然被广泛应用于生产、生活中，被广泛使用在石油、化工、塑料、橡胶、食品、建材、包装、纺织、造纸、轻工、立体停车库和流水线等机械设备领域中。通过本毕业设计将学过基本理论知识进行综合应用，培养构造设计，计算能力，理解减速器构造设计环节及参数选取原则，熟悉减速器传动基本原理，熟悉并掌握一套完整机械传动装置设计过程。理解减速器参数数据选取原则对传动装置效率影响。由于减速器构造简朴实用，被广泛应用于各行各业中，因而，减速器使用尚有较好前景。通过本毕业设计，理解减速器构造设计环节及参数选取原则，熟悉减速器传动基本原理，并设计了一套完整电动滚筒传动装置。核心词：带式输送机；减速器设计；重要部件前言随着科学技术迅速发展，市场竞争日趋激烈，在机械制造中，运送工业已成为国民经济支柱产业之一，其在国民经济中所占比重和作用越来越重要，世界各国经济发展历程证明了这一点。改革开放以来，随着市场经济发展，商品流通增长，物质不断丰富，生活水平提高，人们在追求商品外在质量提高同步，重要还是追求商品内在质量提高，保证内在质量就需要迅速运送来实现。近年来人们消费需求扩大，运送工业随之迅速发展，在国内国民生产总值中已占到10%以上，与经济发达国家差距正在逐渐缩小。

运送机械在运送工业中地位十分重要，对运送工业当代化具备举足轻重作用。它可以提高劳动生产率，改进生产环境，减少生产成本，减少环境污染，增长产品质量，提高产品档次，增长附加值从而增长市场竞争力，带来更大社会效益和经济效益。

国内运送机械发展起步与20世纪40年代末，从改革开放前少数几种水平落后单机起，到70年代，在借鉴进口设备和技术基本上，运送机械生产发生了一种巨大变化，大量弥补国内空白运送机械问世，品种规格不断增长，浮现了大量专业运送机械生产公司，形成了一批专业化生产骨干公司。许多研究机构着手研究运送机械，大专院校也纷纷设立运送专业，先后成立了全国性协会，学会，原则化机构，出版了各种专业期刊，形成了一种独立运送行业部门，也是原机械工业部管理14个大行业之一。进入20世纪80年代，除继续增长新品种外。在产品技术水平和内在质量、性能等方面有了很大进步，从注重数量向注重质量和性能方面发展，产品技术水平与国外先进水平差距在缩小。本课题是联系生产实际课题。当前，带式输送机已广泛应用于工农业生产各个角落，如化工、建材、矿山开采，车站、码头以及农产品贮运等，操作以便、运送距离比较长。随着机械化和综合机械化采煤工作面产量不断提高，带式输送机已经逐渐成为煤矿生产中一种重要输送设备。

电动滚筒是带式输送机一种重要动力部件，就冷却形式而言有油冷式、油浸式及风冷式等，就减速形式而言有齿轮减速式及摆线针轮式等，就电动机安装位置而言有内置式和外置式等。当前应用较多是齿轮减速、内置、油冷式电动滚筒，特别是对于小型和微型电动滚筒来说，这种电动滚筒更具备不可代替地位。但是，齿轮减速油冷式电动滚筒承载能力较差、传动效率低，右法兰轴构造复杂、工艺性较差。因而，拟采用活齿减速技术方案对其进行改进设计。

活齿波动传动是用来传递两同轴间回转运动一种新型传动形式，这与电动滚筒传动方式完全吻合。它由激波器V、中心轮K、活齿架H及一组活齿构成，工作时，激波器周期性地推动活齿，这些活齿与中心轮齿廓啮合点形成了蛇腹蠕动式切向波，从而与中心轮形成持续驱动关系。活齿传动具备构造紧凑、体积小、承载能力大、传动效率高、基本构件工艺性好等长处，因此一浮现就引起了人们极大兴趣。

1、系统传动方案设计和运动学及动力学参数设计计算1.1系统传动方案设计构成：传动装置由电机、减速器、工作机构成。特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，规定轴有较大刚度。拟定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，故采用刚性联轴器联结电机与减速器。其传动方案如下：1-电机2-联轴器3-减速器4-联轴器5-滚筒图1-1带式输送机总体方案布局图1.2系统运动学及动力学参数设计计算1.2.1选取电动机电动机类型选取：Y系列三相异步电动机电动机功率选取：η1—联轴器传动效率：0.99η2—每对轴承传动效率：0.99η3—圆柱直齿轮传动效率：0.96η4—滚筒与传送带之间传动效率：0.96传动装置总效率：η=η12×η24×η32×η4=0.992×0.994×0.962×0.96≈0.83电机所需工作功率：==6KW拟定电动机转速：计算滚筒工作转速：n滚筒===76.43r/min查《机械设计手册》P18-4表18.1-1得二级圆柱齿轮减速器传动比i=8～60，故电动机转速可选范畴是：n电=n滚筒×i=（8～60）×76.43r/min=611.44～4585.8r/min依照容量和转速，由关于手册查出有三种合用电动机型号，因而有2种传动比喻案如下：表1-1电机型号方案电动机型号额定功率KW额定转速r/min重量Kg总传动比1Y132S1-26.529006722.312Y132S-46.58456811.08图1-2电机安装及外形尺寸表1-2电机外形尺寸型号ABCDEFGHKABACADHDBBLY132M-4216140893880103313212280275210315200475综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量和减速器传动比，可见第二方案比较适合。因而选定电动机型号为Y132S-4。1.2.2总传动比并分派传动总传动比==11.08分派传动比：i1=（1.3～1.5）i2，经计算i1=（3.79～4.08），取i1=4，计算得i2=2.77I1为高速级传动比，i2为低速级传动比。1.2.3各轴功率、转速、转矩计算将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴；η01，η12，η23，η34依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间传动效率。各轴转速：=845r/min==211.25r/min==76.43r/min=129.96r/min各轴输入功率：P1=P电·η01=6×0.99＝5.94KWη01＝η1P2=P1·η12=5.94×0.99×0.96＝5.82KWη12＝η2η3P3=P2·η23=5.82×0.99×0.96＝5.53KWη23＝η2η3P4=P3·η34=5.53×0.99×0.99＝5.42KWη34＝η1η2各轴输入转矩：＝67.8N·mT1=Td·η01＝67.8×0.99＝67.13N·mT2=T1·i1·η12＝67.13×4×0.99×0.96＝255.21N·mT3=T2·i2·η23＝255.21×2.77×0.99×0.96＝671.87N·mT4=T3·η34＝671.87×0.99×0.99＝658.5N·m1-3轴输出功率、输出转矩分别为各轴输入功率、输入转矩乘以1对轴承传动效率0.99。

2.传动件设计计算2.1低速级大、小齿轮设计计算2.1.1选取齿轮材料载荷中档、速度不高且传动尺寸无特殊规定，因此大小齿轮都选软齿面齿轮，小齿轮选用35MnB调质，硬度260HBS，大齿轮选用SiMn调质，硬度225HBS。依照两齿面硬度，由《机械设计基本》表6-10中算式得出两齿轮接触疲劳强度和弯曲疲劳强度许用应力：265HBS=27.1HRC，225HBS=20HRC=380+HBS=640MPa=380+HBS=605MPa=155+0.3HRC=163MPa=155+0.3HRC=161MPa2.1.2选用设计参数小齿轮齿数z1=26，则z2=26×2.77=72.02,取z2=72；实际传动比为i12=72/26=2.769，传动比误差Δi==0.0004％≤5％，在容许范畴内。齿宽系数取=1.02.1.3按齿面接触疲劳强度设计小齿轮转矩T1=121.10N·m载荷系数查《机械设计基本》表6-9取K=1.2d1≥766=766=60.01mm齿轮模数为m=≥=2.31。查《机械设计基本》表6-1取原则系列模数m=3。d1=mz1=26×3=78mm2.1.4齿轮几何尺寸计算d3=mz3=3×26=78mmd4=mz4=3×72=216mmda3=mz3+2ha*m=78+6=84mmda4=mz4+2ha*m=216+6=222mmdf3=mz3－2（ha*+c*）m=78－7.5=70.5mmdf4=mz4－2（ha*+c*）m=216－7.5=208.5mma=（d3+d4）/2=（78+216）/2=147mmb=ψdd3=1.0×66=78mm取b4=78，b3=78+4=82mm2.1.5校核弯曲疲劳强度由齿数查表6-12得两齿轮复合齿形系数为：YFS1=4.30，YFS2=4．σF1===68.42Mpa＜=163MPa合格σF2===63.69Mpa＜=178MPa合格2.1.6精度设计查《机械设计基本》表6-8取8级精度．2.1.7.构造设计2.1.7.1.中间轴孔厚度：大齿轮D0=da4-(10～14)mn=222-(10～14)×3=(180～192)mm，取D0=190mm.D4为轴径，D4=52mm，D3=1.6D4=1.6×52=83.2mm,取D3=85，l=b=齿宽，D2=(0.25～0.35)（D0-D3)=(0.25～0.35)（190-85）=（26.25～36.75）mm，取D2=35.r=1mm.腹板孔厚度：C=(0.2-0.3)b≥8mm,选C=10mm.2.1.8.润滑方式==2.1m/s<12m/s,采用润滑油池润滑。见参照文献［机械设计基本］P118.

3.轴系零件校核计算3.1Ⅰ轴设计计算3.1.1材料选取及轴颈拟定图3-1Ⅰ轴示意图选取轴材料为45钢，调质解决，查《机械设计手册》（成大先主编，化学工业出版社）表6-1-1得σb=650Mpa，σs=360Mpa，σ-1=270Mpa，τ-1=155Mpa，E=2.15×105Mpa依照《机械设计手册》表6-1-18公式初步计算轴径，由于材料为45钢，由《机械设计手册》表6-1-19选用A=120则得d≥A=120×=17.99mm，由于考虑到装联轴器加键，有一种键槽，d≥17.99×（1+5％）=18.89mm3.1.2拟定各轴段直径表3-1各轴段直径名称根据拟定成果（mm）不不大于轴最小直径18.89，电机轴径D=38，d1=（0.8～1.2）D且考虑与联轴器内孔原则直径配合，联轴器选取GY5型30联轴器定位d2=d1+2（0.07～0.1）d1=30+（4.2～6）=34.2～3635考虑轴承d3>d2选用代号为6008轴承轴承内径d=40(mm)轴承外径D=68(mm)轴承宽度B=15(mm)40考虑轴承定位d4＝da46考虑到齿轮分度圆与轴径相差不大（da<2d），选用齿轮轴，此时d5=da1=5456d6＝da46d7＝d3（同一对轴承）403.1.3各轴段长度1轴段安装联轴器：联轴器选取GY5型（见《机械设计手册》GB/T5843-）联轴器宽度L联轴器=82mm,使l1略不大于L联轴器，取l1=80mm.2轴段长度l2：涉及三某些：l2=lS1+e+m,其中lS1某些为联轴器内端面至轴承端盖距离，查参照文献［机械设计毕业设计指引书］P26表5-2，lS1=15-20mm,取lS1=20mm,e某些为轴承端盖厚度，查参照文献［机械设计毕业设计指引书］P39表5-7，轴承外径D=90mm，d3=8mm,e=1.2d3=9.6mm,m某些为轴承盖上口端面至轴承座孔边沿距离，轴承座孔宽度L座孔=δ+C1+C2+(5～10mm)，δ为下箱座壁厚，查参照文献［机械设计毕业设计指引书］P27表5-3：δ=8mm,C1,C2为轴承座旁连接螺栓到箱体外壁及箱边尺寸，依照轴承座旁连接螺栓直径查参照文献［机械设计毕业设计指引书］P27表5-3，（假设轴承座旁连接螺栓d1=14mm）得C1=20mm,C2=18mm，L座孔=δ+C1+C2+(5～10mm)=8+20+18+6=52mm此外为加工轴承座孔端面以便，轴承座孔端面应高于箱体，m=L座孔-△3-B=52-5-12=35，△3=5mm，见参照文献［机械设计毕业设计指引书］P26表5-2。l2=20+9.6+35=64.6，取l2=65mm.3轴段长度l3：l3应略不大于深沟球轴承宽度，轴承型号为61908，轴承宽度B=12mm,l3=12mm.4轴段长度：减速器内壁尺寸：A=2△2+B1+B2+△4+2=2×10+82+52+14+2=170mm其中△2为齿轮断面与箱体内壁距离，△4为Ⅱ轴上两齿轮之间距离，B1、B2风别为Ⅱ轴上两齿轮宽度。l4=A-l5-l6+2△3=170-56-15+10=109mm5轴段部位为齿轮轴，其长度与齿宽相似：l5=56mm.6轴段长度l6:l6=△2+△3=10+5=15mm.7轴段为轴承安装段，l7等于滚动轴承宽度B，B=15mm,取l7=15mm.3.1.4Ⅰ轴校核3.1.4.1轴校核a+b=B/2+l4+l5+l6+B/2=6+99+56+15+6=182mma=B/2+l6+l5/2=6+15+28=49mm,b=133mm图3-2Ⅰ轴强度计算(1)计算切向力和径向力：构造参见图3-2。(2)求水平平面内支反力:（3）计算水平平面弯矩(4)求垂直平面支反力（5）计算垂直平面弯矩（6）该轴转矩T=32180Nmm(7)合成弯矩并绘制弯矩图(8)拟定危险截面，校核该轴强度。结合上图可看出。安装齿轮处为危险截面，依照公式，选取最大弯矩进行计算。此轴为单向运转，扭转切应力可按照脉动循环应力解决，得，W为抗弯截面系数，，d为齿轮齿根圆直径，d=47mm，查参照文献［机械设计基本］P211表12-2，得该轴构造满足强度规定。3.1.4.2.轴承校核由公式其中：ft为温度系数：查参照文献［机械设计基本］P246表14-3，得ft=1,fd为载荷系数：查参照文献［机械设计基本］P246表14-4，得fd=1.2,C为基本额定动载荷：轴承选取为深沟球轴承6008，查《机械设计手册》（GB/T276-94），得C=17.0KNn为轴承工作转速：n=1440r/min,ε为寿命指数：对于球轴承ε=3，见参照文献［机械设计基本］P245.P为当量动载荷：P=XFr+YFa,对于此设计中深沟球轴承，没有轴向载荷，Fa=0，取X=1,见参照文献［机械设计基本］P247.因此，P=XFr=Fr。选取两者中大：因此该轴承符合强度规定。3.1.4.3与联轴器连接轴键设计与校核(1)普通8级以上精度齿轮有定心精度规定，应选用平键连接。由于齿轮在两支撑点中间，故选用圆头（A型）普通平键。选取联轴器GY5型：dz=38mm,d2=30mm，L=82mm.L1=60mm由参照文献［机械零件设计手册］P581，查得键截面尺寸：b×h=8×7依照连接段取键长：L=L1-10=80-10=70mm,属于原则尺寸系列。(2)键校核查《机械设计手册》P5-227表5-3-17，得键工作长度为：l=L-b=70-8=62mm,键挤压应力为：，因此该键符合强度规定。选用键8×7，GB1906-查《机械设计手册》P5-228表5-3-18键槽深：.3.2Ⅱ轴设计计算3.2.1轴径拟定图3-3Ⅱ轴示意图拟定最小直径：低速运转，较大载荷，选用40Cr调质解决。查参照文献［机械设计基本］P211表12-2：许允弯曲应力=70MPa。依照《机械设计手册》表6-1-18公式初步计算轴径，由于材料为40Cr钢，由《机械设计手册》表6-1-19选用A=100则得d≥A=100×=23.40mm，3.2.2各轴段直径拟定表3-2Ⅱ轴各轴段直径名称根据拟定成果（mm）d≥23.40mm，选轴承代号：6306轴承内径d=30(mm)轴承外径D=72(mm)轴承宽度B=19(mm)30安装齿轮段d2>d1,h=1.5～2mm，取2mm33轴肩段h=（0.07～0.1）d，取h=3mm39d4＝d233d7＝d1（同一对轴承）303.2.3各轴段长度拟定1轴段长度l1：l1=B+△2+△3+2=19+10+5+2=36mm，轴承型号为6306，轴承宽度B=19mm,△2为齿轮断面与箱体内壁距离，△3为轴承内端面与箱体内壁之间距离2轴段长度：l2=B2-2=82-2=80mm，齿轮宽B2=82mm3轴段长度：两齿轮间距l3=14mm4轴段长度：l2=B1-2=52-2=50mm，齿轮宽B1=52mm5轴段长度：l5：l5=B+△2+△3+2=19+10+5+4=38mm，轴承宽度B=19mm,△2为齿轮断面与箱体内壁距离，△3为轴承内端面与箱体内壁之间距离3.2.4Ⅱ轴校核3.2.4.1轴校核图3-4Ⅱ轴强度计算a=l4/2+△2+△3+2+B/2=26+10+5+2+9.5=52.5mmb=l2/2+l3+l4/2=41+14+26=81mm,c=B/2+△3+△2+l2/2=9.5+5+10+41=65.5mma+b+c=49.5+81+62.5=199mm（1）计算圆周力和径向力，弯矩图参见图5.(1-1)计算齿轮2圆周力（1-2）计算齿轮3圆周力（1-3）计算齿轮2径向力（1-4）计算齿轮3径向力(2)求水平平面内支反力:，，（3）计算水平平面弯矩对于B点：对于C点：(4)求垂直平面支反力，，（5）计算垂直平面弯矩对于B点：对于C点：（6）该轴转矩T=122320Nmm(7)合成弯矩并绘制弯矩图对于B点：对于C点：(8)拟定危险截面，校核该轴强度。结合图5可看出。安装齿轮2处为危险截面，依照公式，选取最大弯矩进行计算。查参照文献［机械设计基本］P220表12-5，得，W为抗弯截面系数，，d为齿轮2处轴直径，d=33mm，键槽尺寸b=10mm，.T=122320Nmm查参照文献［机械设计基本］P211表12-2，得该轴构造满足强度规定。3.2.4.2.轴承校核由公式见参照文献［机械设计基本］P246（14-3）其中：ft为温度系数：查参照文献［机械设计基本］P246表14-3，得ft=1,fd为载荷系数：查参照文献［机械设计基本］P246表14-4，得fd=1.2,C为基本额定动载荷：轴承选取深沟球轴承6306，查参照文献［机械设计毕业设计指引书］P95附录一，得C=27KNn为轴承工作转速：n=360r/min,ε为寿命指数：对于球轴承ε=3，见参照文献［机械设计基本］P245.P为当量动载荷：P=XFr+YFa,对于此设计中深沟球轴承，没有轴向载荷，Fa=0，取X=1,见参照文献［机械设计基本］P247.因此，P=XFr=Fr。选取两者中大：因此该轴承符合强度规定。3.2.5.3键选取与校核普通8级以上精度齿轮有定心精度规定，应选用平键连接。选用圆头（A型）普通平键。（1）大齿轮段l4=50mm.d4=33mm=d.由参照文献《机械设计手册》P6-121，查得键截面尺寸：b×h=10×8依照

轮毂段取键长：L=l4-10=50-10=40mm,属于原则尺寸系列。(1-1)键校核查参照文献［机械设计基本］P204表11-13，得键工作长度为：l=L-b=40-10=30mm,键挤压应力为：，因此该键符合强度规定。选用键10×8，GB/T1095-1979.键槽深：查《机械设计手册》P6-121得.（2）小齿轮段l2=80mm.d2=33mm.由参照文献《机械设计手册》P6-121，查得键截面尺寸：b×h=10×8依照

轮毂段取键长：L=l2-10=80-10=88mm,属于原则尺寸系列。(2-1)键校核查参照文献［机械设计基本］P204表11-13，得键工作长度为：l=L-b=80-10=70mm,键挤压应力为：，因此该键符合强度规定。选用键10×8，GB/T1095-1979.键槽深：查《机械设计手册》P6-121得.3.3Ⅲ轴设计3.3.1轴径拟定图3-5Ⅲ轴示意图1）拟定最小直径：选取轴材料为45钢，调质解决，查《机械设计手册》（成大先主编，化学工业出版社）表6-1-1得σb=650Mpa，σs=360Mpa，σ-1=270Mpa，τ-1=155Mpa，E=2.15×105Mpa，=60MPa依照《机械设计手册》表6-1-18公式初步计算轴径，由于材料为45钢，由《机械设计手册》表6-1-19选用A=120则得d≥A=120×=38.76mm，由于考虑到装联轴器加键，有一种键槽，d≥38.76×（1+5％）=40.70mm3.3.2各轴段直径拟定表3-3Ⅲ轴段直径名称根据拟定成果（mm）不不大于轴最小直径40.70，考虑与联轴器内孔原则直径配合，联轴器选取GY6型，取d1=42mm42联轴器定位d2=d1+2（0.07～0.1）d1=42+（5.88～8.4）=47.88～50.448考虑轴承d3>d2选用代号为6010轴承轴承内径d=50(mm)轴承外径D=80(mm)轴承宽度B=16(mm)50考虑轴承定位d4≥da56h＝（0.07～0.1）d4＝（4.62～6.6）,取h=6，d4＝56+2×668考虑到齿轮轴向定位采用套筒，取d6=5252d7＝d3（同一对轴承）503.3.3各轴段长度拟定1轴段安装联轴器：联轴器选取GY6型（见《机械设计手册》GB/T5843-）联轴器宽度L联轴器=112mm,使l1略不大于L联轴器，取l1=110mm.2轴段长度l2：涉及三某些：l2=lS+e+m,其中lS某些为联轴器内端面至轴承端盖距离，查参照文献［机械设计毕业设计指引书］P26表5-2，lS=15-20mm,取lS=20mm,e某些为轴承端盖厚度，查参照文献［机械设计毕业设计指引书］P39表5-7，轴承外径D=90mm，d3=8mm,e=1.2d3=9.6mm,m某些为轴承盖上口端面至轴承座孔边沿距离，轴承座孔宽度L座孔=δ+C1+C2+(5～10mm)，δ为下箱座壁厚，查参照文献［机械设计毕业设计指引书］P27表5-3：δ=8mm,C1,C2为轴承座旁连接螺栓到箱体外壁及箱边尺寸，依照轴承座旁连接螺栓直径查参照文献［机械设计毕业设计指引书］P27表5-3，（假设轴承座旁连接螺栓d1=14mm）得C1=20mm,C2=18mm，L座孔=δ+C1+C2+(5～10mm)=8+20+18+6=52mm此外为加工轴承座孔端面以便，轴承座孔端面应高于箱体，m=L座孔-△3-B=52-5-12=35，△3=5mm，见参照文献［机械设计毕业设计指引书］P26表5-2。l2=20+9.6+35=64.6，取l2=65mm.3轴段长度l3：l3应略不大于或等于深沟球轴承宽度，轴承型号为6010，轴承宽度B=16mm,l3=16mm.4轴段长度：减速器内腔宽为：A=170mml4=△3+A-（l5+l6+△2+4）=5+170-（10+76+10+4）=75mm5轴段部位为齿轮定位轴环，其长度为：l=1.4h=1.4×6=8.4mm取l5=10.6轴段为安装齿轮段，其长度略不大于齿轮宽度，l6=76＜B4=78mm.7轴段为轴承安装段并加套筒来保证齿轮和轴承轴向定位，l7=4+△2+△3+B轴承=4+10+5+16=35mm.3.3.4第三轴校核3.3.4.1轴校核图3-6Ⅲ轴强度计算a=l7--2+=35-8-2+39=64mmb=+l5+l4+=39+10+75+8=132mma+b=64+132=196mm(1)计算齿轮4圆周力Ft4和径向力Fr4，参见图7，查参照文献［机械设计基本］P102（6-38）。(2)求水平平面内支反力:，（3）计算水平平面弯矩(4)求垂直平面支反力，（5）计算垂直平面弯矩（6）该轴转矩T=32Nmm(7)合成弯矩并绘制弯矩图(8)拟定危险截面，校核该轴强度。结合图3-6可看出。安装齿轮处为危险截面，依照公式，选取最大弯矩进行计算。此轴为单向运转，扭转切应力可按照脉动循环应力解决。查参照文献［机械设计基本］P220表12-5，得，W为抗弯截面系数，，d为齿轮4处轴直径，d=52mm,选取轴承6010选取键：b×h=16×10mm，b=16mm，h=10mm,.T=32Nmm查参照文献［机械设计基本］P211表12-2，得该轴构造满足强度规定。3.3.4.2轴承校核由公式其中：ft为温度系数：查参照文献［机械设计基本］P246表14-3，得ft=1,fd为载荷系数：查参照文献［机械设计基本］P246表14-4，得fd=1.2,C为基本额定动载荷：轴承选取为深沟球轴承6010，查参照文献［机械设计毕业设计指引书］P95附录一，得C=22KNn为轴承工作转速：n=129.96r/min,ε为寿命指数：对于球轴承ε=3，见参照文献［机械设计基本］P245.P为当量动载荷：P=XFr+YFa,对于此设计中深沟球轴承，没有轴向载荷，Fa=0，取X=1,见参照文献［机械设计基本］P247.因此，P=XFr=Fr。选取两者中大：因此该轴承符合强度规定。3.3.4.3键选取与校核（1）齿轮4安装段键选取：L6=76mm.d6=52mm=d.由参照文献《机械设计手册》P6-121，查得键截面尺寸：b×h=16×10依照轮毂段取键长：L=l6-6=76-6=70mm,属于原则尺寸系列。(1-1)键校核查参照文献［机械设计基本］P204表11-13，得键工作长度为：l=L-b=70-16=54mm,键挤压应力为：，因此该键符合强度规定。选用键16×10，GB/T1095-1979.键槽深：.（2）与滚筒连接联轴器轴键设计与校核：普通8级以上精度齿轮有定心精度规定，应选用平键连接。由于齿轮在两支撑点中间，故选用圆头（A型）普通平键。d6=42mm，查参照文献［机械设计毕业设计指引书］P101附录五选取联轴器GY6型：d1=42mm，L=112mm，L1=84mm。由参照文献［机械零件设计手册］P581，查得键截面尺寸：b×h=12×8依照连接段取键长：L=L1-10=110-10=100mm,属于原则尺寸系列。（2-1）键校核查参照文献［机械设计基本］P204表11-13，得键工作长度为：l=L-b=100-12=88mm,键挤压应力为：，因此该键符合强度规定。选用键16×100GB/T1096-1979，键槽深：.3.4.联轴器选取依照以上计算与校核，选取（1）电动机与减速器连接联轴器型号为：GY5型，（见《机械设计手册》P22-17GB/T5843-）Tn=400N·m（1-1）转矩TC=KAT,见参照文献［机械设计基本］P224（12-4）TC-联轴器所传递计算转矩T-联轴器所传递名义转矩，T=9550P/n。查参照文献［机械设计基本］P102（6-37）。P–电动机功率，P=5.5KWn-电动机转速,n=1440r/minKA-工作状况系数，查参照文献［机械设计基本］P224表12-6，得KA=1.5.TC=1.5×9550×5.5/1440=54.7Nmm≤TP=400Nmm。（2）减速器与滚筒连接联轴器型号为：GY6型，（见《机械设计手册》P22-17GB/T5843-）Tn=900N·m（2-1）转矩TC=KAT,见参照文献［机械设计基本］P224（12-4）TC-联轴器所传递计算转矩T-联轴器所传递名义转矩，T=9550P/n。查参照文献［机械设计基本］P102（6-37）。P–减速器输出功率,P=4.34KWn-第三轴转速,n=129.96r/minKA-工作状况系数，查参照文献［机械设计基本］P224表12-6，得KA=1.5.TC=1.5×9550×4.34/129.96=478.4Nmm≤Tn=900Nmm。表3-4联轴器型号及参数型号许用转矩TP/Nm许用转速np/r/min轴孔直径d1/mm,d2/mm轴孔长度D/mmY型J、J1L/mmL1/mmGY5400800038,308260120GY6900680042,4211284140

4.润滑与密封设计4.1润滑设计由于减速器内大齿轮传动圆周速度：d2为齿轮2分度圆直径，d2=208mm，n2为齿轮2转速,n2=360r/min采用润滑油池润滑，润滑油位高度为hs=d大/3+50=216/3+50=72+50=122,取hs=125mm,飞溅出润滑油可润滑其她齿轮。同步箱盖凸缘面在箱盖接合面与内壁相接边沿处制出倒棱，以便于润滑油流入油沟润滑轴承。也可达到散热降温功能。油沟距内壁距离a=6mm,深度c=4mm,宽度b=6mm.4.2密封设计（1）高速轴轴颈圆周速度为：，（见参照文献［机械设计基本］P255表14-11），故高速轴轴颈采用接触式毡圈密封。（2）低速轴轴颈圆周速度为：，（见参照文献［机械设计基本］P255表14-11），故低速轴轴颈采用接触式毡圈密封。

5.机架设计与阐明5.1箱体设计：普通使用状况下，为制造和加工以便，采用锻造箱体，材料为铸铁。箱体构造采用剖分式，剖分面选取在轴线所在水平面上。为了保证箱体轴承座处有足够壁厚，在外壁轴承盖附近加支撑肋。为了提高箱体轴承座孔处连接刚度，座孔两侧连接螺栓应尽量接近，（但不要与端盖螺钉孔及箱内导油沟发生干涉），为此，轴承座孔附近做出凸台，使凸台高度有足够扳手空间。箱体中心高度为：见参照文献［机械设计毕业设计指引书］P36图5-21，表5-6.da4为齿轮4齿顶圆直径，da2=222mm,H=da4/2+60=222/2+60=171mm,取箱体中心高度为：H=175mm.取箱体壁厚δ=8mm.见参照文献［机械设计毕业设计指引书］P27表5-3.5.2箱盖顶部外表面轮廓拟定以R=Ra4+△1+δ1为半径做出箱盖顶部某些轮廓。其中Ra4为齿轮4齿顶圆半径，δ1为上箱盖厚度，△1为齿轮4顶圆与箱体内部距离。5.3齿轮1处箱盖顶部外表面轮廓拟定保证小齿轮轴承处螺栓附近有足够扳手空间，同步也要使小齿轮轴承孔凸台能在此轮廓内。5.4底座凸缘厚度上下箱体连接凸缘应较箱壁厚些，宽度要有足够扳手空间。上下箱体连接螺栓距离不不不大于150mm，但要保证有足够扳手空间。为了保证箱体底座刚度，取底座凸缘厚度为2.5δ。δ为箱座壁厚。5.5箱体构造尺寸表5-1箱体构造尺寸名称符号推荐尺寸选用值一、减速器箱体厚度某些圆柱齿轮减速器下箱座壁厚δ0.025a+2≥88上箱座壁厚δ10.025a+2≥88下箱座剖分面处凸缘厚度bb=1.5δ12上箱盖剖分面处凸缘厚度b1b1=1.5δ112地脚螺栓底脚厚度b2b2=2.5δ20箱盖上肋厚mδ1’≥0.85δ16.8箱座上肋厚m1δ’≥0.85δ6.8二、安装地脚螺栓某些二级圆柱齿轮传动中心距a1+a2≤400地脚螺栓直径df0.036a+12M18地脚螺栓通孔直径df’25地脚螺栓沉头座直径D048底脚凸缘尺寸（扳手空间）c1’24c2’22三、安装轴承座旁螺栓某些轴承座旁联接螺栓直径d1M16轴承座旁联接螺栓通孔直径d1’17.5轴承座旁联接螺栓沉头座直径D033剖分面凸缘尺寸（扳手空间）c120c218四、安装上下箱螺栓某些上下箱联接螺栓直径d2M12上下箱联接螺栓通孔直径d2’13.5上下箱联接螺栓沉头座直径D026箱缘尺寸（扳手空间）c120c216轴承盖（即轴承座）外径D2D2=轴承孔直径D+（5～5.5）d3=92箱体外壁至轴承座端面距离ll=c1+c2+(5～10)=50轴