《带式输送机减速器的设计》14000字（论文）

带式输送机减速器的设计目录TOC\o"1-2"\h\u28741带式输送机减速器的设计 1261841.1引言 371641.2课题的研究意义 324581.3国内外研究动态 4211861.4本设计的研究内容 41809712年内每天16小时（节假日除外） 4113571.5小结 5265952带式输送机减速器概述 673952.1减速器的分类 6326672.1.2圆锥齿轮减速器 7268802.1.3蜗轮蜗杆减速器原理 7297172.1.4行星齿轮减速结构 8187432.2减速器的结构 816927（1）减速器的轴及轴类零件 87209（2）减速器箱体 830394（3）减速器的附件 8184793原始数据的处理 1078763.1电动机类型的选择 10119893.2确定传动装置的效率 1095073.3选择电动机容量 10268563.4减速器总传动比及分配 116910（1）总传动比的计算 1130776（2）分配传动装置传动比 127773.5动力学参数计算 1217478（1）各轴转速： 1216372（2）各轴输入功率： 128554（3）各轴输入转矩： 1219084减速器高、低速级齿轮传动设计计算 14241304.1高速级齿轮设计 1416701、选定高速级齿轮参数 14290222、按齿根弯曲疲劳强度设计 1422683、确定传动尺寸 16290614、校核齿面接触疲劳强度 16175515、计算齿轮传动其它几何尺寸 1853956、齿轮参数和几何尺寸总结 18134544.2低速级齿轮设计 2064531、选择低速级齿轮参数 20326152、按齿根弯曲疲劳强度设计 20143503、确定传动尺寸 2254584、校核齿面接触疲劳强度 221972720Cr的弹性影响系数ZE=189.8MPa 23183495、计算齿轮传动其它几何尺寸 242636、齿轮参数和几何尺寸总结 25279795传动轴及轴系零件的设计 26255265.1输入轴设计计算 265792)初步确定轴的最小直径： 26181473)轴的结构设计图 26263988)按弯扭合成应力校核轴的强度 3039145.2中间轴设计计算 30170492)初步确定轴的最小直径 3045783)轴的结构设计图 30251759)按弯扭合成应力校核轴的强度 3521095.3输出轴设计计算 3567032)初步确定轴的最小直径 35156423)轴的结构设计图 35243286)取轴承端盖厚度e=10。端盖垫片厚度Δt=2。 36231388)按弯扭合成应力校核轴的强度 403415.4轴承寿命校核 41194921、输入轴轴承的校核 41196342、中间轴的轴承校核 4121193、输出轴的轴承校核 42156705.5各轴键与联轴器键连接校核 43187091、输入轴与联轴器键的校核 43164892、中间轴上键的校核 43309173、输出轴键选择与校核 43263885.6联轴器的选择 45160471、输入轴上联轴器 45220682、输出轴上联轴器 4525301n=72.17r/min<3870r/min 46309336减速器的润滑密封及附件 4789216.1减速器的润滑 4716819(1)齿轮的润滑 4711173(2)轴承的润滑 487036.2减速器的密封 48177416.3减速器附件的设计与选取 4920996(1)检查孔和视孔盖 4927372(2)放油螺塞 5028288(3)油标(油尺) 505777(4)通气器 5127878(5)起吊装置 522426(6)起盖螺钉 5329553(7)定位销 54233366.4减速器箱体主要结构尺寸 55176957总结 5711795参考文献 57摘要本次毕业设计是对带式输送机原动电机与卷筒之间的二级减速器进行设计。首先对带式输送机的传动方案进行了分析；其次根据原始数据对减速器的进行设计；然后对减速器各级齿轮、传动轴受力载荷进行分析；最后对减速器的润滑方案进行说明。减速器在很多领域都应用广泛，目前我国的减速器的设计、制造与国外的先进技术仍有很大差距。本次设计是对带式输送机减速器的一般设计方案，对今后设计者有一定参考价值。关键词：带式输送机二级减速器圆柱齿轮传动轴减速器箱体1.1引言机械工业在为国民经济的各个领域提供技术装备的支持，是现代国家经济水平的重要因素。国家的工、农、国防和科技水平与机械工业的发展密不可分。减速器是连接原动机与工作机的传动装置，它可以用来降低转速同时增大扭矩，是机械设备的重要组成部分。二级减速器主要利用齿轮传动减速的原理，有着结构紧凑、传动比大、传动可靠、使用寿命长等优点，是现代机械设备应用广泛的机械传动装置。随着各行各业的发展，人们对产品的需求变得多样化，这也决定了未来产品的生产方式趋于多样化、个性化和小批量生产。目前，通用减速器标准型号齐全，对市场的各种需求基本满足。国内减速机多为齿轮传动和高速传动，但普遍存在传动比大、机械效率低、功率大等问题，但同时减速机的整体质量也很大。此外，国内很多企业在使用材料和制造工艺水平上还有许多问题没有解决，这些问题的存在导致减速器特别是大型的减速器，使用寿命不长。我国在减速机生产方面已有五十多年的经验，国内机械设备行业已从粗放型生产逐步发展到相对成熟的业务体系。这就是为什么在激烈的市场竞争中，他们必须要有独特的设备产品才能占领一定的市场，环保减排产品无疑成为了产业竞争的目标，企业应该采取更加合理的措施，加快产品创新和进步，从而克服发展中的瓶颈，实现更好的发展。1.2课题的研究意义传送带自1795年发明以来，应用广泛。特别是随着第三次工业技术革命后的新材料、新技术的采用，传送带的发展进入了新时代。现在，即使从运输量、运输距离、经济效益等方面进行测定，它已经成为对抗火车、汽车运输、争相发展的产业。传送带的构造简单，输送量大，输送材料的范围广，运输距离长，卸料块方便，可靠性高，运费便宜，自动化程度高。近年来，随着我国工业现代化的迅速发展，综合机械化采煤技术的普及使得煤的开采量和运输量逐渐增加，从而远程、大容量、大电力运输设备的需求量越来越大。单个传送带的总输出功率超过5000千瓦，输送长度超过10公里，输送量超过5000t/h。然而国内对这些大功率减速器的设计制造等方面还存在很大问题，许多企业引进国外关键性技术来研究产品，缺乏创新意识，使得国内生产出的产品大同小异。传送带结构紧凑，传动效率高，噪音低，使用寿命长，运行稳定，工作可靠，密封性高。可以适应湿润、泥泞、粉尘等各种恶劣的工作环境。通过添加国际间网络实现相互连接。传送带的设计、开发、制造、销售周期大幅缩短。提高竞争力。1.3国内外研究动态从上世纪六十年代开始，我国就对减速器结构原理进行大量研究，开始设计生产出少齿差传动、摆线针轮传动、谐波传动等减速器，这些减速器具有传动比大，体积小、机械效率高等优点，但同时受其传动的理论的限制，不能传递过大的功率，功率一般都要小于40kw。由于传动的理论、工艺水平和材料质量没有突破，所以根本无法解决传输功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等基本要求。上世纪90年代初期，国内出现了外平运动齿轮传动的三轮齿轮减速器。那个实现大的传动比，有传达更大的负荷的能力。同时，他的体积和质量比定轴齿轮减速器轻，结构简单，传输效率高。但是，由于该减速器结构3轴平行分布，所以输入轴和输出轴不在同一轴上，所以使用起来有很多不便。之后北京理工大学在这个基础上开发了内平动齿轮减速器，不仅具有三环减速器的优点，有着电力和重量比较大，同时输入轴和输出轴在同一轴上，在国内有技术的领先地位。国外的减速器在德国、丹麦和日本领先。特别是在材料和制造技术方面占优势。减速器的工作可靠性高，寿命长。但是，其传动形式还以轴齿轮传动为中心，体积和重量的问题也没有解决。现在的减速器正朝着大功率、大传动比、小体积、高机械效率、使用寿命水平、高性能、积木式的组合设计、多样化、变形设计多等方向发展。减速器和马达的连接构造是被强有力地开发了的形式，生产着多种构造和多种功率模型的产品。近十年来，随着现代计算机技术和数字控制技术的发展，机械加工的精度大大提高，推动了机械传动产品的多样化。在21世纪的成套设备中，齿轮仍然是机械传动的基本部件。CNC机床和工艺技术的发展促进了机械传动结构的快速发展。在传动系统设计中的电子控制、油压传动、齿轮、带链条的混合动力是传输设计中最适合的方向。传达设计学科的交叉是新型传动产品发展的重要趋势。1.4本设计的研究内容设计题目设计展开式二级直齿圆柱减速器12年内每天16小时（节假日除外）有三相交流电源表3-1设计数据扭矩T1240N•m速度v1.2m/s直径D320mm设计计算步骤：1.确定传动装置的传动方案2.选择合适的电动机3.计算减速器的总传动比以及分配传动比4.计算减速器的动力学参数5.齿轮传动的设计6.传动轴的设计与校核7.滚动轴承的设计与校核8.键联接设计9.联轴器设计10.减速器润滑密封设计11.减速器箱体结构设计传动方案：图1-1带式输送机传动方案采用图示传动方式，机构紧凑，减小了电机的效率损失，齿轮相对于轴承非对称布置。1.5小结本次毕业设计对减速器的研究的背景及进行了阐述，总结了目前各种减速器的特点及存在的问题，同时提出了自己的设计思路。通过这次减速器的设计，综合训练了我对机械零件设计计算，对各零件受力分析、零件图绘制等专业能力。培养从理论解决实际工作中的问题，巩固了四年专业学习的知识。同时对机械行业也有了更新的认识。2带式输送机减速器概述2.1减速器的分类减速器是在封闭的外壳中，由齿轮、蜗轮、蜗轮、蜗轮——蜗轮组成的装置，是原动机和工作机之间的减速传递装置，起到了与旋转速度和扭矩的传递一致的作用。减速器一般是使用低转速大扭矩的设备，其目的是用减速器输入轴的齿数少的齿轮啮合输出轴的齿轮来减速马达、内燃机或其他高速运转的动力大部分的减速器也使用同样的减速原理的齿轮来达到理想的减速效果。大、小齿轮的齿数之比为传动比。减速机作为常用的传递装置，种类繁多，种类丰富，根据传动级数，主要分为一级、二级、多级。按照传动方式又可分为齿轮、蜗轮—蜗杆、齿轮—蜗杆、蜗杆—齿轮、行星减速器、等。还有谐波减速器、摆线针轮减速器等单级圆柱齿轮减速器适用于传动比小于8时；当传动比为8-40时，最好选用两级减速器，当传动比大于40时，最好选用两级以上，当单级减速器传动比过大时，减速器的外形尺寸过大，两级和多级圆柱减速器一般分为展开式、分体式和同轴式。由于展开式齿轮两侧轴承分布不对称，所以使得载荷沿齿宽分布不均匀；所以在设计减速器时轴的应该选择刚度大的材料，输入轴的高速级小齿轮应远离转矩输入端，或者采用斜齿轮的设计，当采用斜齿轮布置时，一侧选左旋另一侧选择右旋，轴向力就会相互抵消。图2.1.1二级减速器原理图。图2.1.1二级减速器原理图输入轴与输出轴的位置为相交布置的是圆锥齿轮减速器，如图2.1.2所示。二级或二级以上的圆锥齿轮减速器常常会选择圆锥齿轮传动和圆柱齿轮传动相结合的方式，一般我们称其为圆锥—圆柱齿轮减速器，由于圆锥齿轮常常是悬臂式的装在轴端，为了使它的受力小一些，通常高速级为圆锥齿轮。此外，圆锥齿轮的精确生产是一个困难的问题，这使得其低圆周速度。圆锥齿轮可以通过模块系统设计，可以有很多的发动机组件，安装形式和结构图，传输可以超过详细程度，可满足不同的运行条件，减速机传动效率高，耗能低，效率高。2.1.2圆锥齿轮减速器蜗轮蜗杆减速器主要为传动比大于10的场合，蜗轮蜗杆减速器有着反向自锁功能，一般我们说蜗轮蜗杆减速器结构紧凑、传动比大，这只是对于传动比比较大的涡轮—蜗杆减速器才是对的，当传动比不是很大时，此优点并不明显。但是输入轴和输出轴不在同一轴线上，也不在同一平面，传动效率低，不适用大功率传动。涡轮—蜗杆减速器主要有蜗杆在上和蜗杆在下两种不同形式。2.1.3蜗轮蜗杆减速器原理行星齿轮减速器如图2.1.4所示，结构简单相对与其他减速器具有更高的刚性、高精度、高传动效率、高扭矩体积比、终身不用维护的优点，广泛应用于伺服电机，步进电机、等在保证精密传动的前提下，降低转速增大扭矩降低负载与电机转动惯量。一般来说，主机是高速运转的，比如发动机，通过将少齿的齿轮与输出轴上的大齿轮合并到行星齿轮减速器的输入轴上，行星齿轮减速器可以在减速的同时增加输出扭矩。扭矩输出比乘以发动机输出乘以减速比，但应注意扭矩输出比不得超过行星齿轮减速器的标称扭矩。再降速的同时会降低他的负载惯量，惯量的减少是减速比的平方。行星减速器还可做多齿箱连接，最高减速比可达10万。行星减速器的缺点是采用的材料优质、结构复杂、制造和安装比较困难。2.1.4行星齿轮减速结构2.2减速器的结构减速器的虽然外形各异，但是基本结构有轴类零件、箱体及其附件。（1）减速器的轴及轴类零件轴的主要作用是支撑轴上零件进行旋转运动，并且传递扭矩。轴上主要安装齿轮、轴承，轴承端盖等，输入轴与输出轴分别连接原动机与工作机。轴和齿轮通过键连接联合转动，连接区域受较大的接触应力和弯曲应力，是减速器的主要零件。通常轴上会有阶梯，便于轴上零件的安装及拆卸。轴上的轴肩，轴套和轴承盖对轴的轴向进行固定，一般使用深沟球轴承，可以承受径向载荷和少量的轴向载荷。当减速器轴上的轴向载荷较大时，应采用角接触轴承或圆锥滚子轴承。（2）减速器箱体箱体和箱盖是减速器传动零件的支撑件和包覆件，要具有很好的刚度，密封性和减震性，大部分减速器箱体选中等强度的铸铁铸成，少量减速器选择焊接箱体。减速器受力大，振动大，在轴承孔附近加支撑肋，提高油箱刚度。最后都要退火。当大量生产时，有时会选择冲压箱体。2.2.1减速器箱体的吊孔与吊耳图（3）减速器的附件除了传动零件、箱体外，减速器辅助零件也十分重要。检查孔为了方便观察齿轮啮合情况，也可向箱体内注润滑油。当工作机高速转动时产生大量的热，腔内气体急剧膨胀压力随之升高，如不及时排除，会产生爆裂，损坏减速器，所以在箱体顶部设置通气孔，把腔内气压与外界相通，保持压力平衡。放油螺栓设计在减速器底部，孔要低于油箱底部平面，平时不换油时用螺栓堵住，螺栓与箱体之间用垫圈封住，防止漏油。2.2.2通气孔2.2.3减速器放油螺栓

3原始数据的处理3.1电动机类型的选择按照工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。3.2确定传动装置的效率查表得：联轴器的效率：η1=0.99滚动轴承的效率：η2=0.993闭式圆柱齿轮的效率：η3=0.99工作机的效率：ηw=0.93η3.3选择电动机容量工作机所需功率为P电动机所需额定功率:P工作机轴转速：n二级齿轮减速器传动比范围为：8～40，得：nd=ia×nw=(8～40)×71.62=573～2865r/min。综合考虑，选定电机型号为：Y160L-6的三相异步电动机：额定功率11kW，满载转速970r/min，同步转速1000r/min。表4-1电机选择方案对比方案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)1YE3-Y180L-8117507302Y160L-61110009703Y160M-411150014604Y160M1-21130002930图4-1电机尺寸表4-2电动机尺寸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×G160650×385254×25414.542×11012×373.4减速器总传动比及分配（1）总传动比的计算i（2）分配传动装置传动比高速级传动比i则低速级的传动比i减速器总传动比i3.5动力学参数计算（1）各轴转速：输入轴：n中间轴：n输出轴：n工作机轴：n（2）各轴输入功率：输入轴：P中间轴：P输出轴：P工作机轴：P则各轴的输出功率：输入轴：P'中间轴：P'输出轴：P'工作机轴：P'（3）各轴输入转矩：电机轴：T输入轴：T中间轴：T输出轴：T工作机轴：T则各轴输出转矩：输入轴：T'中间轴：T'输出轴：T'工作机轴：T'各轴转速、功率和转矩列于下表表4-3各轴动力学参数表轴名称转速n功率P转矩T电机轴97010.63104.66输入轴97010.52103.57中间轴230.9510.34427.57输出轴72.1710.161344.44工作机轴72.179.291229.31

4减速器高、低速级齿轮传动设计计算4.1高速级齿轮设计1、选定高速级齿轮参数①选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为α=20°。②选用7级精度。③大、小齿轮都选择20Cr材料（渗碳淬火），齿面硬度为58～62HRC④选小齿轮齿数z1=31，则大齿轮齿数z2=z1×i=31×4.2=130。2、按齿根弯曲疲劳强度设计①由式(10-7)试算模数，即m②确定公式中的各参数值。试选KFt=1.3计算弯曲疲劳强度用重合度系数Yε：ααεY计算YFa×YSa/[σF]由图10-17查得齿形系数Y由图10-18查得应力修正系数Y查得小、齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为σ应力循环次数NN由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数K取弯曲疲劳安全系数S=1.25，得σσYY两者取较大值，所以Y③试算齿轮模数m1)调整齿轮模数①计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度νdv=齿宽bb=齿高h及齿宽比b/hh=b②计算实际载荷系数KF根据v=1.934m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.089齿间载荷分配系数KFα=1.1查得KHβ=3.056；根据b/h=13.779，得KFβ=1.269。则载荷系数为K③根据实际载荷系数来算齿轮模数m=取m=1.5mm④计算分度圆直径d3、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dd3)计算齿宽b=取B1=55mmB2=50mm4、校核齿面接触疲劳强度齿面接触疲劳强度条件为σ①T、φd和d1同前v=根据v=2.36m/s、7级精度，所以动载系数Kv=1.02齿轮的圆周力。FKA×Ft/b=1×4454.624/55=81N╱mm<100N╱mm取齿间载荷分配系数KHα=1.2用插值法查得齿向载荷分布系数：KHβ=3.058由此，得到实际载荷系数K由图10-20查取区域系数Z该材料弹性影响系数Z计算重合度系数Zε：ααεZ计算接触疲劳许用应力[σH]查得大小齿轮的接触疲劳极限：σ由式(10-15)计算应力循环次数NN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;可得接触疲劳许用应力[σH][σH]σ②齿轮的圆周速度v=选用7级精度是合适的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hhh=②计算小、大齿轮的齿顶圆直径dd③计算小、大齿轮的齿根圆直径dd注：h6、齿轮参数和几何尺寸总结表5-1齿轮主要结构尺寸代号名称计算公式小齿轮大齿轮模数m1.51.5螺旋角β左旋0°0'0"右旋0°0'0"齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数c*0.250.25齿数z31130齿宽B5550齿顶高ham×ha*1.51.5齿根高hfm×(ha*+c*)1.8751.875分度圆直径d46.5195齿顶圆直径dad+2×ha49.5198齿根圆直径dfd-2×hf42.75191.25中心距a125125

4.2低速级齿轮设计1、选择低速级齿轮参数①直齿圆柱齿轮传动压力角α=20°。②初选7级精度。③大、小齿轮都为20Cr材料（渗碳淬火），齿面硬度为58～62HRC④选z1=31，z2=z1×i=31×3.2=99。2、按齿根弯曲疲劳强度设计①由式(10-7)试算模数，即m②确定公式中的各参数值。试选KFt=1.3计算弯曲疲劳强度用重合度系数Yε:ααεY计算YFa×YSa/[σF]由图10-17查得齿形系数Y由图10-18查得应力修正系数Y大小齿轮齿根弯曲疲劳极限分别为σ应力循环次数NN由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数K取弯曲疲劳安全系数S=1.25，得:σσYY两者取较大值，所以Y③试算齿轮模数m1)调整齿轮模数①计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度νdv=齿宽bb=齿高h及齿宽比b/hh=b②计算实际载荷系数KF根据精度v=7.22m/s，得动载系数Kv=1.064齿间载荷分配系数KKHβ=3.058；根据b/h=13.778得KFβ=1.271。则载荷系数为K③实际载荷系数得的齿轮模数m=取m=2.5mm④计算分度圆直径d3、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dd3)计算齿宽b=取B1=85mmB2=80mm4、校核齿面接触疲劳强度齿面接触疲劳强度条件为σ①T、φd和d1同前v=由精度速度得Kv=0.99齿轮的圆周力。FKA×Ft/b=1×11034.065/85=130N╱mm>100N╱mm齿间载荷分配系数KHα=1.1，KHβ=3.06由此，得到实际载荷系数K取区域系数ZH=2.4920Cr的弹性影响系数ZE=189.8MPa重合度系数Zε：ααεZ计算接触疲劳许用应力[σH]小、大齿轮的接触疲劳极限：σ由式(10-15)计算应力循环次数NN由图10-23查取接触疲劳系数：K失效概率1%，安全系数S=1，则接触疲劳许用应力[σH][σH]σ②齿轮的圆周速度v=选用7级精度是合适的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hhh=②计算小、大齿轮的齿顶圆直径dd③计算小、大齿轮的齿根圆直径dd注：h6、齿轮参数和几何尺寸总结表5-2齿轮主要结构尺寸代号名称计算公式小齿轮大齿轮模数m2.52.5螺旋角β右旋0°0'0"左旋0°0'0"齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数c*0.250.25齿数z3199齿宽B8580齿顶高ham×2.52.5齿根高hfm×3.1253.125分度圆直径d77.5247.5齿顶圆直径dad+2×82.5252.5齿根圆直径dfd−2×71.25241.25中心距a165165

5传动轴及轴系零件的设计5.1输入轴设计计算1)由前面计算可知，P1=10.52kW；n1=970r/min；T1=103.57N•m2)初步确定轴的最小直径：选择20Cr材料（渗碳淬火），齿面硬度为58～62HRC取A0=110，于是得d因为最小轴径处有键槽，故轴径增大5%d根据最小轴径选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KA×T1，查表，考虑平稳，故取KA=1.3，则:T查标准或手册，选用LX3型联轴器。孔径为28mm，故取d12=28mm配合长度为112mm。3)轴的结构设计图图6-1高速轴示意图①为了满足半联轴器的轴向定位要求，右端需制出一轴肩，取d23=33mm。半联轴器与轴配合的轮毂长度L=112mm,取l12=110mm。4)初步选择滚动轴承。因轴承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。由d23=33mm，选深沟球轴承6207，参数d×D×B=35×72×17mm；故d34=d78=35mm。取挡油环宽度s1为12,则l轴承采用挡油环进行轴向定位。6207轴肩高度h=3.5mm，取d45=42mm。5)由于齿轮的直径较小，故加工成齿轮轴。所以l56=55mm，d56=49.5mm6)根据轴承端盖便于装拆,保证轴承端盖的外端面与传动部件右端面有一定距离，取l23=60mm7)取小齿轮距箱体内壁之距离Δ=10mm。高低速级齿轮距离c=15mm。因为铸造存在误差。取距箱体内壁一段距离s=10mm。小齿轮宽度b3=85mm，则ll至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。表6-1轴的直径和长度轴段1234567直径2833354249.54235长度1106029105.555829高速级小齿轮所受的圆周力F高速级小齿轮所受的径向力F由轴承6207压力中心a=8.5mm第一段轴中点到轴承压力中心距离:l轴承压力中心到齿轮支点距离:l齿轮中点到轴承压力中心距离:l①求水平支反力及弯矩，做水平面弯矩图（图b）RRM②求垂直支反力及弯矩，做垂直面弯矩图（图c）RRM③计算合成弯矩，作合成弯矩图（图d）M④计算转矩，作转矩图（图e）T=103570N•mm⑤计算当量弯矩，作当量弯矩图（图f）。取α=0.6MMMM图6-2高速轴受力及弯矩图8)按弯扭合成应力校核轴的强度由图可知危险截面在C左侧。取α=0.6（单向传动），则有抗弯截面系数为W=0.1×抗扭截面系数为W当量应力为σ故设计的轴有足够的强度。5.2中间轴设计计算1)由前面计算可知，P2=10.34kW；n2=230.95r/min；T2=427.57N•m2)初步确定轴的最小直径选择45（调质）硬度为240HBS。取A0=110，得:d3)轴的结构设计图图6-3中间轴示意图4)初步选择滚动轴承。中间轴最小直径安装滚动轴承的直径。中间轴不受轴向力的作用，选深沟球轴承。由dmin=39.06mm，选深沟球轴承6208：d×D×B=40×80×18mm，故d12=d56=40mm。5)取安装大齿轮处的轴段的直径d45=43mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度b2=50mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45=48mm。齿轮的左端采用轴肩定位，由轴径d45=43mm。取h=5mm，则轴环处的直径d34=53mm。轴环宽度b≥1.4h，取l34=15mm。6)左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。该的定位轴肩高度h=1.5mm，取d23=43。7)考虑材料和加工的经济性，应将低速小齿轮和轴分开设计与制造。由之前计算b3=85mm。为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，取l23=83mm。8)取低速级小齿轮距箱体内壁Δ=10mm。高速级大齿轮距箱体内壁Δ2=12.5mm。两齿轮距离c=15mm。由于铸造存在误差，轴承应离箱体内壁一段距离，取s=10mm，则ll至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。表6-2轴的直径和长度轴段12345直径4043534340长度4083154842.5高速级大齿轮所受的圆周力F径向力F低速级小齿轮所受的圆周力F径向力F6208轴承压力中心a=9mm轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离:l小齿轮中点到大齿轮中点距离:l高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离:l①求水平面支反力及弯矩MH。做水平弯矩图RRMM②求垂直支反力和弯矩MV。做垂直面弯矩图RRMM③计算合成弯矩，作合成弯矩图MM④计算转矩，作转矩图T=427570N•mm⑤计算当量弯矩，作当量弯矩图。取α=0.6MM图6-4中间轴受力及弯矩图9)按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，危险截面在B右侧。取α=0.6（单向传动），则有抗弯截面系数为W=0.1×抗扭截面系数为W当量应力为σ故设计的轴有足够的强度。5.3输出轴设计计算1)由前面计算可知，P3=10.16kW；n3=72.17r/min；T3=1344.44N•m2)初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45（调质），硬度为240HBS；取A0=110，得:d输出轴的最小直径是安装联轴器的轴径，由于安装键将轴径增大7%d故选取:d12=63mm输出轴最小轴径为安装联轴器轴段。计算联轴器转矩，取KA=1.3，则:T查得LX4型联轴器符合。孔径为63mm，故取d12=63mm，毂孔长度为142mm。3)轴的结构设计图图6-5低速轴示意图①联轴器的轴向需定位，故d23=68mm。半联轴器轮毂长度L=142mm,轴端挡圈不能压在轴端面。故取l12=140mm。4)初步选择滚动轴承。因轴承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。因d23=68mm，所以选6214深沟球轴承。（d×D×B=70×125×24mm）所以d34=d78=70mm。取挡油环宽度为22.5,则l6214型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，取d45=79mm5)取安装齿轮处直径d67=73mm；齿轮的右端与右轴承之间采用档油环定位。因为b4=80mm，此轴段应短于齿厚。取l67=78mm。齿轮的左端采用轴肩定位，取h=10mm，则轴环处的直径d56=93mm。轴环宽度l56=10mm。6)取轴承端盖厚度e=10。端盖垫片厚度Δt=2。方便轴承装卸，轴承端盖的外端面与联轴器间距，取K=24。螺钉C1=20mm，C2=18mm。箱座壁厚δ=8mm，则轴承座宽度为L=δ+l7)取齿轮距箱体距离Δ2=12.5mm。高、低速级小齿轮距离c=15mm。在铸造箱体时有误差，轴承应离箱体存在距离，取s=10mm。低速齿轮齿宽差一半为2.5mm,则ll至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。表6-3轴的直径和长度轴段1234567直径63687079937370长度1405346.557.5107848.5低速级大齿轮所受的圆周力F低速级大齿轮所受的径向力F根据6214深沟球查手册得压力中心a=12mmlll①水平支反力及弯矩，做水平面弯矩图（图b）RRM②垂直平面支反力及弯矩，做垂直面弯矩图（图c）RRM③计算合成弯矩，作合成弯矩图（图d）M④计算转矩，作转矩图（图e）T=1344440N•mm⑤计算当量弯矩，作当量弯矩图（图f）。取α=0.6MMMM图6-6低速轴受力及弯矩图8)按弯扭合成应力校核轴的强度危险截面在C左侧。取α=0.6（单向传动），则有抗弯截面系数为W=0.1×抗扭截面系数为W当量应力为σ故设计的轴有足够的强度。

5.4轴承寿命校核1、输入轴轴承的校核表6-4轴承参数表轴承型号内径d(mm)外径D（mm）宽度B（mm）额定动载荷Cr（KN）额定静载荷Cor(KN)620735721725.515.2要求寿命为Lh=57600h。计算得到合成支反力：FF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=0PP轴承寿命计算:L由此可知该轴承的工作寿命足够。2、中间轴的轴承校核表6-5轴承参数表轴承型号内径d(mm)外径D(mm)宽度B(mm)基本额定动载荷(kN)额定静载荷(kN)620840801829.518要求寿命为Lh=57600h。计算合成支反力：FF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=0PP轴承寿命计算L由此可知该轴承的工作寿命足够。3、输出轴的轴承校核表6-6轴承参数表轴承型号内径d(mm)外径D(mm)宽度B(mm)额定动载荷Cr(kN)额定静载荷Cor(kN)6214701252460.845要求寿命为Lh=57600h。合成支反力：FF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=0PP轴承寿命计算L由此可知该轴承的工作寿命足够。5.5各轴键与联轴器键连接校核1、输入轴与联轴器键的校核选用A型键b×h×L=8×7×100mm（GB/T1096-2003）键的工作长度l=L-b=92mm联轴器材料为45。键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σ2、中间轴上键的校核1）中间轴与低速级小齿轮键连接校核选用A型键，b×h×L=12×8×70（GB/T1096-2003）键的工作长度l=L-b=58mm低速级小齿轮材料为20Cr。键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σ2）中间轴与高速级大齿轮键连接校核选用A型键b×h×L=12×8×36（GB/T1096-2003）键的工作长度l=L-b=24mm高速级大齿轮材料为20Cr，键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σ3、输出轴键选择与校核1）输出轴与低速级大齿轮键连接校核选用A型键b×h×L=20×12×63mm（GB/T1096-2003）键的工作长度l=L-b=43mm低速级大齿轮材料为20Cr键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σ2）输出轴与联轴器键连接校核选用A型键b×h×L=18×11×125mm（GB/T1096-2003）键的工作长度l=L-b=107mm联轴器材料为45键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σ5.6联轴器的选择1、输入轴上联轴器（1）计算载荷由表查得载荷系数K=1.3计算转矩Tc=K×T=1.3×103.57=134.64N•m（2）选择联轴器的型号初选为LX3弹性柱销联轴器（GB/T5014-2017）。公称转矩Tn=1250N•m。许用转速[n]=4700r/min。Y型轴孔，主动端孔直径d=42mm。轴孔长度L=112mm。从动端孔直径d=28mm，轴孔长度L=112mm。Tc=134.64N•m<1250N•mn=970r/min<4700r/min2、输出轴上联轴器（1）计算载荷由表查得载荷系数K=1.3计算转矩Tc=K×T=1.3×1344.44=1747.77N•m（2）选择联轴器的型号轴伸出端安装的联轴器初选为LX4弹性柱销联轴器（GB/T5014-2017），公称转矩Tn=2500N•m，许用转速[n]=3870r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=63mm，轴孔长度L=142mm。从动端孔直径d=63mm，轴孔长度L=142mm。Tc=1747.77N•m<2500N•mn=72.17r/min<3870r/min

6减速器的润滑密封及附件6.1减速器的润滑(1)齿轮的润滑齿轮圆周速度v=通用的闭式齿轮传动，其润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定。由于大齿轮的圆周速度v<=12m/s，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。齿轮浸油深度不超过一个齿高，且大于10mm。同时可以防止齿轮箱转动时搅动储油器底边的污垢，从而降低齿面磨损。大齿轮与箱体底部的距离取30mm。由于大齿轮全齿高h=5.625mm<10mm，取浸油深度为10mm，则油的深度H为H=30+10=40mm由齿轮圆周速度选则中负荷工业齿轮油(GB5903-2011)。100号润滑油，粘度荐用值为81.5cSt(2)轴承的润滑轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。此外，也有使用固体润滑剂润滑的。根据大齿轮的圆周速度判断。根据齿轮速度，采用脂润滑。为了防止齿轮油稀释油脂，使用挡油环将轴承与箱体内部隔开。轴承保持距离与油箱内壁。在本箱体设计中滚动轴承距箱体内壁距离10mm，故选用通用锂基润滑脂(GB/T7324-1987)，它适用于宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。6.2减速器的密封为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，在构成箱体的各零部件间，如箱盖与箱座间、外伸轴的输出、输入与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。由于上下箱体无相对运动，通常我们采用密封胶、耐油橡胶垫圈等接触式密封。输入轴输出轴与轴承盖间v<3m/s，故均采用半粗羊毛毡密封圈。

6.3减速器附件的设计与选取(1)检查孔和视孔盖检查孔在箱体上盖上，可以观察齿轮传动情况，检查润滑情况，也可添加或注入润滑油。在便于观察传动件啮合区的位置设置，尺寸应便于检查操作。视孔盖可用铸铁、钢板制成，它和箱体之间应加密封垫，还可在孔口处加过滤装置，以过滤注入油中的杂质。视孔盖示意图及相应尺寸计算如下：图6-1窥视孔盖示意图L1=180，L2=165，b1=140，b2=125δ=4mmd4=7mmR=5mm(2)放油螺塞放油孔应设在箱座底面最低处或设在箱底。箱外应有足够的空间，以便于放容器，油孔下也可制出唇边，以利于引油流到容器内。为防止漏油，放油塞为六角头细牙螺纹。在六角头与放油孔的接触面处，加封油圈密封。放油螺塞及对应油封圈尺寸如下图所示：图6-2放油塞(3)油标(油尺)油标用来指示油面高度，应设置在便于检查及油面较稳定之处。本设计采用杆式油标，杆式油标结构简单，其上有刻线表示最高及最低油面。油标安置的位置不能太低，以防油溢出。其倾斜角度应便于油标座孔的加工及油标的装拆。查辅导书手册，具体结构和尺寸如下：图6-3杆式油标(4)通气器通气器用于通气，使箱体内外气压一致，以免由于运转时箱体内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。简易的通气器钻有丁字形孔，常设置在箱顶或检查孔盖上，用于较清洁的环境。本设计采用通气器型号及尺寸如下：图6-4通气器(5)起吊装置起吊装置用于拆卸及搬运减速器。它常由箱盖上的吊孔和箱座凸缘下面的吊耳构成。小型减速器或吊起箱盖也可用螺钉加吊环得方式。下图时本设计中所采用吊孔和吊耳的。尺寸如下图所示：图6-5起盖螺钉吊孔尺寸计算：b≈d=b=16mmR=吊耳尺寸计算：K=H=0.8K=0.8×30=24mmh=0.5H=0.5×24=12mmr=0.25K=0.25×30=7.5mmb≈(6)起盖螺钉为便于起箱盖，可在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。起盖螺钉头部应为圆柱形，以免损坏螺纹。本设计起盖螺钉尺寸如下：图6-6起盖螺钉(7)定位销为保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度，应在箱体链接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，并尽量放在不对称位置，以使箱座与箱盖能正确定位。定位销长度大于链接凸缘总厚度。本设计定位销尺寸如下：图6-7销6.4减速器箱体主要结构尺寸箱体是减速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油箱。机体通过地脚螺栓固定，地脚螺栓间距离由齿轮得中心距计算。设计减速器的具体结构尺寸如下表：表6-1箱体主要结构尺寸箱座壁厚δ0.025a+3=0.025×165+3≥88mm箱盖壁厚δ10.02a+3=0.02×165+3≥88mm箱盖凸缘厚度b11.5δ112mm箱座凸缘厚度b1.5δ12mm箱座底凸缘厚度b22.5δ