機(jī)械設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)

機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)明說(shuō)明書(shū)設(shè)計(jì)題目: 帶式輸送機(jī)的斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)及其三維建模學(xué)生姓名： 班級(jí)學(xué)號(hào)： 指導(dǎo)教師： 設(shè)計(jì)成績(jī)： 2022年12月31日目錄式輸機(jī)的動(dòng)方設(shè)計(jì) 1帶式送機(jī)計(jì)技條件 1傳方案分析 1電動(dòng)的選擇 3類(lèi)的選擇 3功率選擇 4轉(zhuǎn)的選擇 4傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)學(xué)參數(shù)算 5傳系統(tǒng)傳動(dòng)配 5各運(yùn)動(dòng)和動(dòng)參數(shù)計(jì)算 6V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 7V帶傳動(dòng)計(jì)計(jì)算 7V帶動(dòng)的構(gòu)設(shè)計(jì) 9斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算 11齒傳動(dòng)型、、材料齒數(shù)擇及應(yīng)力 11齒接觸勞強(qiáng)算 12齒彎曲勞強(qiáng)算 13齒傳動(dòng)何參數(shù)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 14軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度校核 16高軸的構(gòu)設(shè)計(jì) 16低軸的構(gòu)設(shè)強(qiáng)度校核 17滾動(dòng)軸承選擇與計(jì)算 23高軸的動(dòng)軸擇 23低軸滾軸承與校核 23聯(lián)軸器的選擇與計(jì)算 25鍵的選擇與校核計(jì)算 26減速器箱體結(jié)構(gòu)參數(shù)計(jì)算 28減速器密封、潤(rùn)滑方式的選擇 29減速器其它部分零件的設(shè)計(jì) 30減速器的三維裝配結(jié)構(gòu)建模 34減速器裝配圖及零件工作圖設(shè)計(jì) 42全文總結(jié) 46參考文獻(xiàn) 48PAGEPAGE10帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)帶式輸送機(jī)設(shè)計(jì)技術(shù)條件帶式輸送機(jī)又稱(chēng)皮帶輸送機(jī)，是一種基于摩擦驅(qū)動(dòng)并以連續(xù)方式輸送物料的超重運(yùn)輸類(lèi)機(jī)械，主要由機(jī)架、輸送帶、托輥、滾筒、張緊裝置、傳動(dòng)裝置等組成。它可將處于一定輸送線上的塊狀、顆粒狀物料如石塊、煤炭、谷物等從初始供料點(diǎn)運(yùn)送的卸料點(diǎn)，既可輸送碎散物料，也可以進(jìn)行成件物品輸送，還可以與工業(yè)企業(yè)生產(chǎn)流程中的工藝過(guò)程做配合，并形成有節(jié)奏的流水作業(yè)運(yùn)輸線。帶式輸送機(jī)具有輸送距離長(zhǎng)、輸送量大、連續(xù)輸送、運(yùn)行可靠、易于自動(dòng)化、集中化控制等優(yōu)點(diǎn)，具有廣泛的工程應(yīng)用。本文的主要任務(wù)是設(shè)計(jì)能用于輸送顆粒狀物料的帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置，其主要技術(shù)參數(shù)與工作條件列于表1中。表1帶式輸送機(jī)設(shè)計(jì)原始數(shù)據(jù)工作年限工作班制載荷性質(zhì)允許傳動(dòng)比誤差運(yùn)輸帶速滾筒直徑滾筒圓周力10年3班載荷變動(dòng)較小4%2.5m/s330mm1000N傳動(dòng)方案及分析根據(jù)帶式輸送機(jī)的結(jié)構(gòu)組成和工作特點(diǎn)，結(jié)合本設(shè)計(jì)所涉及帶式輸送機(jī)運(yùn)送顆粒狀物料的要求，并充分考慮各種典型機(jī)械傳動(dòng)部件形式，本文擬定出4種帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置方案1所示。圖中的方案（a）V帶傳動(dòng)串接閉式斜齒圓柱齒輪機(jī)構(gòu)，其中，V帶傳動(dòng)布置于傳動(dòng)系統(tǒng)的高速級(jí)，這樣能發(fā)揮帶傳動(dòng)工作平穩(wěn)、緩沖吸振和過(guò)載保護(hù)等優(yōu)點(diǎn)，與此同時(shí)V帶傳動(dòng)的制造安裝要求不高、成本較低，而該方案的一個(gè)不足是結(jié)構(gòu)尺寸相對(duì)較大；方案（b）則采用蝸桿傳動(dòng)，具有傳動(dòng)比大、工作平穩(wěn)、噪聲小、結(jié)構(gòu)緊湊優(yōu)點(diǎn)，但蝸桿傳動(dòng)效率低、功耗大，不太適于長(zhǎng)期連續(xù)輸送物料的工作場(chǎng)合；方案（c）采用兩級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)，該方案能適用于繁重及惡劣條件下長(zhǎng)期運(yùn)行的工作場(chǎng)合，并且其涉及的系統(tǒng)使用維護(hù)方便，但是該方案的成本相對(duì)較。方案（d）采用圓錐-圓柱齒輪傳動(dòng)方式，適合布置在狹窄工作場(chǎng)所，但是圓錐齒輪的加工比圓柱齒輪要困難得多，制造成本更較高?？傮w地看，以上四種傳動(dòng)裝置方案各有其優(yōu)勢(shì)，它們均適用各種不同的應(yīng)用場(chǎng)合。當(dāng)然它們也都存在一些不足，比如有的尺寸較大、有的效率不高、有的造價(jià)不低?？紤]到方案（a）中的圓柱齒輪減速器、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作可靠、易于維護(hù)，所以本文決定把方案（a）作為帶式輸送機(jī)的最終傳動(dòng)裝置方案。該傳動(dòng)方案主要由電動(dòng)機(jī)、V帶傳動(dòng)、單級(jí)圓柱齒輪減速器、滾動(dòng)軸承、聯(lián)軸器和驅(qū)動(dòng)卷筒以及輸送帶等零部件組成，如圖2所示。（a）帶轉(zhuǎn)動(dòng)+級(jí)齒輪傳動(dòng)方案 （b）蝸桿傳動(dòng)方案（c）二級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)方案 （d）圓錐-圓柱齒輪傳動(dòng)方案圖1帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)方案對(duì)比滑動(dòng)軸承輸送帶滑動(dòng)軸承輸送帶軸Ⅲ聯(lián)軸器電動(dòng)機(jī)軸Ⅰ減速器電動(dòng)機(jī)的選擇類(lèi)型的選擇

滾動(dòng)軸承圖2本設(shè)計(jì)選定的帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)方案

V帶傳動(dòng)任何機(jī)器的運(yùn)轉(zhuǎn)都離不開(kāi)原動(dòng)部件，帶式輸送機(jī)同樣不例外，機(jī)器需要原動(dòng)機(jī)產(chǎn)生其運(yùn)行所需的機(jī)械能。工程上，較為常用的原動(dòng)機(jī)有電動(dòng)機(jī)、內(nèi)燃機(jī)、液壓馬達(dá)、氣動(dòng)馬達(dá)等多種類(lèi)型。考慮到本文設(shè)計(jì)的帶式輸送機(jī)將安裝在便于供電的固定場(chǎng)所，顯然，若采用電動(dòng)機(jī)對(duì)其進(jìn)行驅(qū)動(dòng)，則不僅能使帶式輸送機(jī)運(yùn)行平穩(wěn)，而且還便于它的使用與維護(hù)，此外還可降低機(jī)器的成本。電動(dòng)機(jī)又有交、直流之分，交流電動(dòng)機(jī)還有異步式和同步式的區(qū)別?？紤]到在廠房?jī)?nèi)一般都會(huì)接入三相交流電，故而本設(shè)計(jì)選取三相異步交流電動(dòng)機(jī)作帶式輸送機(jī)的原動(dòng)機(jī)。眾所周知，異步交流電動(dòng)機(jī)構(gòu)型主要有籠型和繞線型兩種，其中，籠型異步電動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、易于維護(hù)、維修方便，應(yīng)用更為廣泛。各種型籠型電動(dòng)機(jī)中，目前應(yīng)用比較廣泛的是Y系列自扇冷式籠型電動(dòng)機(jī)，這類(lèi)電動(dòng)機(jī)具有啟動(dòng)性能好、工作可靠、價(jià)格低廉、維護(hù)方便特點(diǎn)，可適用于不易燃、不易爆、無(wú)腐蝕性氣體、無(wú)特殊要求場(chǎng)合。根據(jù)本文帶式輸送機(jī)的工況與運(yùn)行環(huán)境，在此決定選取Y系列（IP44）封閉式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)為帶式輸送機(jī)的原動(dòng)機(jī)。功率的選擇（1）傳動(dòng)裝置總效率由文獻(xiàn)【25-3V帶傳動(dòng)效率1，閉式圓柱齒輪傳動(dòng)效率2，4。考慮到本文確定的帶式輸送機(jī)傳動(dòng)方案中，中各傳動(dòng)環(huán)節(jié)的功率滾動(dòng)呈現(xiàn)串行性流動(dòng)特點(diǎn)，這樣便不難計(jì)算帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的總效率1234520.8112345（2）電動(dòng)機(jī)功率確定驅(qū)動(dòng)卷筒的輸出功率

PFv10002.52.5kW所需電動(dòng)機(jī)的功率

W 1000 1000dPPWd

2.53.1kW0.81為了保證電動(dòng)機(jī)連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)不因通電時(shí)間過(guò)長(zhǎng)、電流過(guò)大而引起過(guò)熱，從而造成電動(dòng)機(jī)的燒杯，通常要求電動(dòng)機(jī)的額定功率Ped大于等于所需功率，亦即需要滿足條件PedPd。因此，根據(jù)Pd，可從文獻(xiàn)【2】表17-1查得電動(dòng)機(jī)的額定功率Ped4kW。轉(zhuǎn)速的選擇帶式輸送式的驅(qū)動(dòng)卷筒工作轉(zhuǎn)速n 601000v144.69r/minW D根據(jù)文獻(xiàn)【2】表5-1V帶傳動(dòng)的t2~4r3~5?？紤]到本文的傳動(dòng)裝置是由V帶傳動(dòng)和圓柱齒輪傳動(dòng)串接而成和，因此，本文的帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比范圍可按下式計(jì)算，即tr6~0根據(jù)卷筒轉(zhuǎn)速，并結(jié)合傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比范圍，可求出所需電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍，即w6~)~n查取文獻(xiàn)【317-1，可知，處于上述速度范圍的三相交流異步電動(dòng)機(jī)同步轉(zhuǎn)速有三1000r/min、1500r/min。在此，綜合考慮到電動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)裝置的總體尺寸、重量及減速器的傳動(dòng)比要求，最終確定采用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動(dòng)機(jī)。圖3Y160M電動(dòng)機(jī)的結(jié)構(gòu)示意結(jié)合電動(dòng)機(jī)的額定功率及同步轉(zhuǎn)速要求，根據(jù)文獻(xiàn)【3】表17-2，最終為帶式輸送機(jī)選定的型號(hào)為Y112M的電動(dòng)機(jī)，該電動(dòng)機(jī)的技術(shù)和安裝參數(shù)列于表2。圖3為其安裝尺寸示意。2驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)的特性參數(shù)與主要安裝尺寸電機(jī)型號(hào)額定功率滿載轉(zhuǎn)速額定轉(zhuǎn)矩EDHY112M4kW1440r/min2.2kNm60mm28mm112mm傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)計(jì)算傳動(dòng)系統(tǒng)的傳動(dòng)比分配（1）總傳動(dòng)比計(jì)算根據(jù)電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速及卷筒工作轉(zhuǎn)速，可以計(jì)算傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比，即（2）傳動(dòng)比的分配

inmnW

1440

9.95由于傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比i與帶傳動(dòng)及齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比存在如下關(guān)系ii01i02式中，??01、??02分別表示V帶傳動(dòng)和齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比。V帶傳動(dòng)尺寸不至過(guò)大并考慮t2~4傳動(dòng)比范圍，可令帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比為i013這樣一來(lái)，齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比即為i02

3.32各軸運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)計(jì)算（1）運(yùn)動(dòng)學(xué)參數(shù)計(jì)算電動(dòng)機(jī)軸工作轉(zhuǎn)速：nm1440r/min減速器高速軸（Ⅰ）轉(zhuǎn)速：減速器低速軸（Ⅱ）轉(zhuǎn)速：

nnmIi01IⅡnn1i02Ⅱ

1440480r/min3480144.58r/min3.32卷筒軸（Ⅲ）工作轉(zhuǎn)速：（2）動(dòng)力學(xué)參數(shù)

nⅢnⅡ144.58r/min電動(dòng)機(jī)軸輸出功率：Pd3.1kW

9.55106

Pd9.55106nm

3.1

20559Nmm軸Ⅰ輸出功率:PIPd13.10.942.91kW

.5061NmnI軸Ⅱ輸出功率:

PIIPI232.910.980.962.74kW

9.55106nII

9.55106

2.74

180986.3NmmⅢ489W

9.55106PⅢ9.55106nⅢ

2.66

175702Nmm為便于對(duì)比，現(xiàn)將傳動(dòng)裝置內(nèi)各軸的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)列于表3之中。表3傳動(dòng)裝置各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)序號(hào)或名稱(chēng)輸出功率/kW輸出轉(zhuǎn)矩/N·mm工作轉(zhuǎn)速/r/min電動(dòng)機(jī)軸3.1205591440Ⅰ軸（高速軸）2.9157896.88480Ⅱ軸（低速軸）2.74180986.3144.58Ⅲ軸（卷筒軸）2.66175702144.58V帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算（1）確定計(jì)算功率根據(jù)帶式輸送機(jī)工作條件，可知它為3班制，即每天工作24小時(shí)，同時(shí)由于它采用輕載啟動(dòng)、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，驅(qū)動(dòng)電機(jī)功率Pe4kW，查文獻(xiàn)【1】表11-10得帶傳動(dòng)的工況系數(shù)為KA1.3，這樣，V帶傳動(dòng)的計(jì)算功率為PcaKAPe1.345.2kW（2）選擇V帶的截型根據(jù)帶傳動(dòng)的計(jì)算功率Pca以及小帶輪工作轉(zhuǎn)速nI（即電機(jī)工作轉(zhuǎn)速），并且參考文獻(xiàn)【1】的V帶選型圖11-11，可選定帶的截型為：A型普通V帶。（3）確定V帶輪基準(zhǔn)直徑①初選小帶輪基準(zhǔn)直徑根據(jù)V帶的帶型，并查閱文獻(xiàn)【1】圖11-11和圖11-13和表11-3，可以初步選擇小帶輪的基準(zhǔn)直徑為

dd190mm②驗(yàn)算V帶速度vdd1nm60100

6.78m/s5m/sv≤25m/s范圍內(nèi)，故小帶輪直徑基本合理。③計(jì)算大帶輪基準(zhǔn)直徑d2d13m查文獻(xiàn)【1】中表11-3，最接近270mm的尺寸為280mm，故確定大帶輪直徑dd2280mm④計(jì)算帶傳動(dòng)實(shí)際傳動(dòng)比idd23.11d01dd1（4）確定帶傳動(dòng)中心距及帶長(zhǎng)①初定中心距??0由0.7(????1+????2)≤??≤2(????1+????2)，可得259mma0740mm為此，初取中心距a0=400mm②計(jì)算相應(yīng)的帶長(zhǎng)

d d2L 2a

dd

d2 d1 d0 0 2

d1

4a0查閱文獻(xiàn)【1】表11-2得，Ld1430mm③計(jì)算實(shí)際中心距aa0④驗(yàn)算小帶輪包角因?yàn)?/p>

LdLd0413.27mm2180odd2dd157.3o153.66o120o1 a所以，小帶輪包角能夠滿足要求。確定帶的根數(shù)根據(jù)帶長(zhǎng)、帶的型號(hào)、帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比及小帶輪包角，分別查閱文獻(xiàn)【1】中的表11-7、表11-9等，單根A型V帶額定功率P01.06kW，額定功率增量P00.41kW，帶長(zhǎng)系數(shù)KL0.96以及包角系數(shù)K0.93。這樣，帶的根數(shù)為可按下式計(jì)算，即為z (00)KLKα

3.96將帶的根數(shù)向上取整，則最終確定帶的根數(shù)

z4。確定帶傳動(dòng)的初拉力由文獻(xiàn)【1】表11-5，查得單位帶上質(zhì)量q0.105kg/m，故帶的初拉力為0F0(.5Kα)av2N0Kαzv計(jì)算帶傳動(dòng)的壓軸力F2zFsin11298.3Np 0 2V（1）帶輪的材料選擇考慮到小帶輪轉(zhuǎn)速較高，且?guī)л喗Y(jié)構(gòu)較復(fù)雜，故帶輪的材料選用ZG35。（2）小帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)小帶輪軸即電機(jī)軸，軸徑dz128mm。因dd190mm>2.5dz170mm且dd1300mm，故小帶輪采用腹板式結(jié)構(gòu)，小帶輪相關(guān)結(jié)構(gòu)參數(shù)計(jì)算可查看文獻(xiàn)【1】表11-4提供的公式，相關(guān)計(jì)算過(guò)程和計(jì)算結(jié)果如下：取39f10mm8（a）二維結(jié)構(gòu) (b)三維模型圖4小帶輪的三維結(jié)構(gòu)模型B(z1)e2f

65；dadd196；1.8dz150C1B13；L2d小帶輪的帶輪結(jié)構(gòu)如圖4所示。（3）大帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

56mmL=B=65mm由于dd2300mm，故大帶輪采用孔板式結(jié)構(gòu)。大帶輪結(jié)構(gòu)參數(shù)計(jì)算可參見(jiàn)文獻(xiàn)【1】表11-4提供的公式，相關(guān)計(jì)算過(guò)程與計(jì)算結(jié)果如下：帶輪外徑輪轂直徑

dda2dd22ha28023286mmddg22dz2100mm3 ??

3 42?1=290√??2

????

=290×√14403.11×5

=34.8mm??????1=0.4?1=13.92??????2=0.8??1=11.14?????2=0.8?1=27.84??????1=0.2?1=6.96??????2=0.2?2=5.57????圖5給出了大帶輪的部分幾何結(jié)構(gòu)參數(shù)及其三維建模結(jié)果。（a）二維結(jié)構(gòu) (b)三維模型圖65大帶輪的結(jié)構(gòu)及其三維模型（3）V帶傳動(dòng)裝配結(jié)構(gòu)建模本文利用SolidWorks建立了帶傳動(dòng)的三維裝配模型如圖所示（略）。斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算齒輪傳動(dòng)類(lèi)型、精度、材料、齒數(shù)選擇及許用應(yīng)力本文設(shè)計(jì)的帶式輸送機(jī)的載荷和速度較大，為了提高其工作性能和運(yùn)行平穩(wěn)性，傳動(dòng)系統(tǒng)中的減速器采用閉式軟齒面斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，且斜齒輪法面壓力角取為標(biāo)準(zhǔn)值，即n20o。工程中，斜齒輪的螺旋角一般應(yīng)在80～200內(nèi)選取。若螺旋角過(guò)小，則斜齒輪傳動(dòng)的優(yōu)點(diǎn)發(fā)揮不出來(lái)，但若過(guò)大則會(huì)使齒輪產(chǎn)生的軸向力過(guò)大，從而增大相應(yīng)軸承的負(fù)擔(dān)。n0綜合考慮上述因素，本文的斜齒輪螺旋角初?。?15o。0（1）材料選擇針對(duì)帶式輸送機(jī)的載荷及運(yùn)行情況，根據(jù)文獻(xiàn)【1】表12-1，選定齒輪的材料及其熱處理方法如下：小齒輪選定：45鋼，調(diào)質(zhì)；硬度：217~255HBW，取HBW1=250HBW；大齒輪選用：ZG35Mn，調(diào)質(zhì)；硬度：197~248HBW，取HBW2=200HBW；HBW1-HBW250HBW20~50HBW查閱文獻(xiàn)中【1】表12-2，可見(jiàn)，兩齒輪的齒面硬度差設(shè)置在合理范圍內(nèi)。（2）齒輪精度的選擇考慮到帶式輸送機(jī)所使用的齒輪傳動(dòng)通常沒(méi)有特殊要求，根據(jù)【1】表12-4，初步為齒輪傳動(dòng)選擇7級(jí)精度等級(jí)。（3）齒輪的齒數(shù)確定閉式圓柱齒輪傳動(dòng)的小齒輪齒數(shù)取值范圍是20~40。為保證齒輪傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)緊湊性并提高齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)性，本次設(shè)計(jì)選定小齒輪齒數(shù)：z1=20。顯然，大齒輪的齒數(shù)為z2=iz166.4將上述齒數(shù)中的小數(shù)值進(jìn)行圓整后，確定大齒輪齒數(shù)為z2=66。這樣一來(lái)，該齒輪傳動(dòng)的實(shí)際傳動(dòng)比為iuz2663.3z102 20z1傳動(dòng)裝置的實(shí)際總傳動(dòng)比則為2傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比誤差為iiiiiii

=3.12%<4%9.959.9510.369.95（4）齒輪的許用應(yīng)力根據(jù)【2】表12-6，查得兩齒輪的接觸疲勞極限和彎曲疲勞極限如下Hlim1598.3MPaHlim2550MPaFlim1180MPaFlim2230MPa查【2】中的表12-7，查得接觸強(qiáng)度安全系數(shù)SH=1.25；彎曲強(qiáng)度安全系數(shù)SF=1.6，這樣一來(lái)，兩齒輪接觸強(qiáng)度計(jì)算時(shí)的許用應(yīng)力分別為]Hlim1598.3478.64MPaSH1SH

1.25]Hlim2550440MPaSH2SH

1.25彎曲強(qiáng)度計(jì)算時(shí)的許用應(yīng)力分別為[]Flim1180112.5MPaSF1SF

1.6[]Flim2230143.75MPaSF2SF

1.6齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算（1）確定載荷系數(shù)考慮到該帶式輸送機(jī)工作時(shí)有中等沖擊，查取文獻(xiàn)【2】中表12-5可知，載系數(shù)取值范圍：1.2~1.6，這里取K=1.5?？紤]到本設(shè)計(jì)所涉及減速器屬于輕型減速器，故可根據(jù)【2】表12-8，取定齒輪的齒寬系數(shù)為a=0.35（2）初算齒輪傳動(dòng)中心距根據(jù)文獻(xiàn)【2】中的式（12-16），有3052KT

305

21.557896.88Hau13H

1

3.313

0.353.3

122.5mm（3）確定齒輪法面模數(shù)考慮到中心距與法面模數(shù)和關(guān)系，故可按下式初定法面模數(shù)，即2a 2137.84m 0 3.09n0 zz 20 1 2根據(jù)法面模數(shù)初值mn0查取圓柱齒輪模數(shù)標(biāo)準(zhǔn)，可確定齒輪法面模數(shù)：mn3mm（7）確定齒輪傳動(dòng)的中心距amn(z1z2)4(2066)133.6mm00 2cos 2cos15o005a135mm則螺旋角相應(yīng)地調(diào)整為arcmn(z1z2)arc3(2066)2a

2 17.15o17o9（8）計(jì)算分度圓直徑d1d2

mnz2cos

62.8mm207.2mm（9）確定齒輪寬度計(jì)算輪齒寬度：baa0.3513547.25mm根據(jù)輪齒寬度b，確定大齒輪寬度為：b250mm考慮到小齒輪寬度b1b2(4~6)b155mm

54~56mm，故取定小齒輪寬度為：齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算（1）計(jì)算齒輪的當(dāng)量齒數(shù)zv1z

z1cos3 z2

22.9275.65v2 cos3（2）確定齒輪的復(fù)合齒形系數(shù)YFS1zv1YFS2zv2（3）驗(yàn)算齒根彎曲強(qiáng)度

(0.269zv10.841)4.3(0.269zv20.841)3.88校核彎曲強(qiáng)度時(shí)，應(yīng)將大齒輪的齒寬作為強(qiáng)度計(jì)算基準(zhǔn)，這樣F1

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

2

57.24]

可見(jiàn)，兩齒輪的齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。（4）計(jì)算齒輪的圓周速度v

3.1462.84801.58m/s根據(jù)【2】表12-4，可知該齒輪傳動(dòng)選用7級(jí)精度，完全滿足要求。齒輪幾何參數(shù)計(jì)算及結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）幾何參數(shù)計(jì)算d

d2mh*

68.8mma1 1 nanf1 1f1 1 n an n

d2m

*

c*55.3mm大齒輪齒頂圓直徑d

d2mh*

213.2mma2 2 nanf2 2f2 2 n an n

d2m

*

c*199.7mm本文齒輪傳動(dòng)的相關(guān)幾何參數(shù)列于表4中。表4齒輪傳動(dòng)部分幾何的參數(shù)計(jì)算幾何參數(shù)符號(hào)小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn3mm螺旋角β17o9’螺旋線方向右旋左旋齒數(shù)z2066分度圓直徑d62.8mm207.2mm齒頂圓直徑da68.8mm213.2mm齒根圓直徑df55.3mm199.7mm輪齒寬度B55mm50mm中心距a135mm（2）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及其三維建模齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)首先是確定齒輪構(gòu)型?？紤]到大齒輪齒頂圓直徑160mm<da2<500mm，為了減小齒輪質(zhì)量并保證齒輪強(qiáng)度，決定大齒輪采用孔板式結(jié)構(gòu)。結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的第二個(gè)主要內(nèi)容是齒輪幾何尺寸的確定。盡管通過(guò)齒輪強(qiáng)度計(jì)算，可以確定齒輪的法面模數(shù)、分度圓直徑、齒根圓直徑、齒輪寬度和螺旋角等齒輪主要參數(shù)，但是齒輪上還有更多的細(xì)部結(jié)構(gòu)，還須通過(guò)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)來(lái)確定，運(yùn)用文獻(xiàn)【26給出了本文設(shè)計(jì)的大齒輪的幾何結(jié)構(gòu)及其三維模型。圖6大齒輪的三維結(jié)構(gòu)模型軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度校核高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)高速軸的作用在于安裝小齒輪以便將軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力傳遞給小齒輪。考慮到本文的小齒輪分度圓直徑僅62.8mm，此時(shí)，若將小齒輪與高速軸設(shè)計(jì)成兩個(gè)不同零件，則因在齒輪與軸之間需有鍵連接，故需在齒輪的內(nèi)孔開(kāi)設(shè)鍵槽，這樣，極有可能造成鍵槽與齒輪的齒槽貫穿，造成齒輪設(shè)計(jì)失敗。為避免上述問(wèn)題，并考慮到小齒輪的徑向小，故本文將小齒輪與軸作一體化設(shè)計(jì)而將小齒輪設(shè)計(jì)成齒輪軸結(jié)構(gòu)。這樣，高速軸的材料及熱處理與小齒輪相同且均為：45鋼、調(diào)質(zhì)、硬度：217~255HBW。根據(jù)高速軸的轉(zhuǎn)矩可按下式大致估計(jì)該軸的最小直徑，即L ⅠⅠ

2.91ndminA03nⅠ

=1123 =20.4mm480Ⅰ結(jié)合大帶輪的結(jié)構(gòu)情況，最終確定齒輪軸最小直徑軸段直徑dL32mmⅠⅠ 最小直徑軸段長(zhǎng)度應(yīng)略短于大帶輪轂寬，即LL 2~~Ⅰ Ⅰ本設(shè)計(jì)確定為：LL62mm。Ⅰ齒輪軸的其他各段的長(zhǎng)度和直徑，可通過(guò)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)確定。本文建立的齒輪軸的三維幾何模型，如圖7所示。圖7齒輪軸結(jié)構(gòu)及其三維模型低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度校核（1）低速軸系的裝配方案低速軸即前文述及的軸Ⅱ。根據(jù)低速軸的功能及其軸上零件的定位和安裝要求，本文為低速15所示裝配結(jié)構(gòu)方案。在該方案中，軸上（右軸承）從軸的右端裝入，而齒輪、套筒、滾動(dòng)軸承、軸承透蓋、聯(lián)軸器等更多的零件均從軸的左端裝入軸上。該裝配方案使軸的結(jié)構(gòu)比較簡(jiǎn)單，并使軸呈現(xiàn)一定的等強(qiáng)度特性。ⅠⅠⅡⅢⅣⅤⅥ圖8低速軸的裝配方案及結(jié)構(gòu)展示（2）低速軸的材料選擇軸II是用來(lái)安裝大齒輪的，其所受轉(zhuǎn)矩及彎矩載荷較大，為了使該軸結(jié)構(gòu)緊湊，并提高其強(qiáng)度，在查閱文獻(xiàn)【1】表15-1的基礎(chǔ)上，決定該軸的材料選用合金鋼：40Cr，相應(yīng)的熱處~286HBW。查表可知，該軸彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的許用應(yīng)力10a（3）低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）最小直徑段的尺寸低速軸上的基本運(yùn)動(dòng)學(xué)與動(dòng)力學(xué)參數(shù)在前文已經(jīng)確定，在這里重新列出，即ⅡⅡ,ⅡNmm盡管該低速軸屬于轉(zhuǎn)軸但其轉(zhuǎn)矩較大，故可按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件來(lái)初估計(jì)最小軸段直徑，即dminA0

=11232.7=29.7mmPII3PII3nII式中，A0為計(jì)算系數(shù)。對(duì)于40Cr，查表可得A0=112。由于最小直徑軸段與聯(lián)軸器存在配合關(guān)系，需在該軸段開(kāi)設(shè)一個(gè)鍵槽，為些須將該段的軸徑增大7%，以補(bǔ)償鍵槽開(kāi)設(shè)所帶來(lái)的強(qiáng)度削弱，這樣便有dmin1.0729.731.79mm同時(shí)也因最小直徑軸段與聯(lián)軸器相配合，而聯(lián)軸器的孔徑又是標(biāo)準(zhǔn)值，故最小軸段直徑LX2，該聯(lián)軸器的孔徑系列中存在mm的值（【注】：關(guān)于聯(lián)軸器選擇計(jì)算將在后文闡述），故低速軸最小直徑段直徑最終確定為：dⅠ=32mm。最小直徑段長(zhǎng)度顯然應(yīng)比聯(lián)軸器的轂孔深度要短一些，且通常應(yīng)短于2~3mm，查表可得L聯(lián)=2m0m2）穿過(guò)軸承蓋的軸（Ⅱ）段尺寸I2倍的定位軸肩高度，故dIIdI2(0.07~0.1)dI36.5~38.4mm本設(shè)計(jì)最終確定為dII38mm。至于該軸段的長(zhǎng)度，完全可以在減速器設(shè)計(jì)與建模時(shí)，根據(jù)軸上零件裝配情況確定。3）安裝右軸承軸（Ⅲ）段尺寸確定在第Ⅲ段與第Ⅱ之間設(shè)置了一個(gè)工藝軸肩，且工藝軸肩的高度通常hg1~2mm，故dⅢdⅡ2hg382(1~2)40~42mm根據(jù)dⅢ取值范圍，并考慮到與第Ⅲ段配合的軸承孔徑須是5的倍數(shù)，故最終確定該段直徑為dⅢ45mm為確定第Ⅲ段長(zhǎng)度，須先為低速軸選定滾動(dòng)軸承。考慮到第Ⅲ段承受較大徑向和軸向載荷，故該軸應(yīng)采用圓錐滾子軸承進(jìn)行支承。同時(shí)，根據(jù)第Ⅲ段直徑大小，確定圓錐滾子軸承的代號(hào)為30208（有關(guān)軸承的選擇計(jì)算將在后文闡述）。第Ⅲ段的長(zhǎng)度應(yīng)根據(jù)箱體內(nèi)壁與大齒輪端面距離（Δ1=15~18mm）的經(jīng)驗(yàn)值、滾動(dòng)軸承寬度（T）以及大齒輪在軸上的壓緊空間(δ=2~3mm)確定，并且為L(zhǎng)ⅢT119.75(15~18)(2~3)36.75~40.75mm將該長(zhǎng)度進(jìn)行圓整后，本設(shè)計(jì)確定為L(zhǎng)Ⅲ44mm4）裝配齒輪（Ⅳ）段的尺寸確定第Ⅳ段的軸徑大小的確定首先要保證該軸的彎曲強(qiáng)度。根據(jù)以往設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，該軸段的直徑應(yīng)較軸承段直徑大3~8mm，這樣，第Ⅳ段的直徑范圍為dⅣdⅢ(3~8)48~53mm本設(shè)計(jì)最終確定第Ⅳ段軸徑：dⅣ50mm第Ⅳ段的長(zhǎng)度應(yīng)比大齒輪的較齒（或輪轂）寬度短于2~3mm，故有LⅣb2(2~3)47~48mm，且最終確定為L(zhǎng)Ⅳ48mm5）軸環(huán)（Ⅴ）段尺寸確定因?yàn)榈冖醵闻c第Ⅳ之間相差設(shè)定了一個(gè)定位軸肩，故該段直徑范圍為ⅤⅣ27~Ⅳ~(yú)60mⅤⅣ27~Ⅳm軸環(huán)（Ⅴ）段寬度大致等于大齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離，即為L(zhǎng)Ⅴ115~18mm本設(shè)計(jì)確定為

6）左軸承安裝（Ⅵ）段的尺寸確定考慮到圓錐滾子軸承應(yīng)成對(duì)使用，故第Ⅵ段的直徑與第Ⅲ段直徑相等，即有dⅥdⅢ45mm第Ⅵ段的長(zhǎng)度應(yīng)比滾動(dòng)軸承寬度略大一點(diǎn)，在這里L(fēng)ⅥT+119.75+120.75mm將該長(zhǎng)度值進(jìn)行圓整后，最終確定LⅥ23mm。本文將低速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的結(jié)果列于表5中，與此同時(shí)，在軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)基礎(chǔ)上，本文建立出低速軸的三維幾何模型，如圖9所示。表5低速軸的各軸段尺寸（單位：mm）軸段號(hào)ⅠⅡⅢⅣⅤⅥ直徑323845506045軸長(zhǎng)8050444819.523（4）低速軸強(qiáng)度校核1）斜齒圓柱齒輪輪齒受力分析

圖9低速軸的三維結(jié)構(gòu)模型圓周力

F2TⅡ2180986.31747Ndt2d2

207.2徑向力

FF

tann

466Nr2

cos軸向力

Fae2Ft2tan539N2）低速軸受力軸段長(zhǎng)度計(jì)算根據(jù)圓錐滾子軸承30209查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，可得其壓力中心位置為a18.6mm，則第Ⅰ段軸的中點(diǎn)到軸承壓力中心的距離：LⅠL

+a108.6mm1 2 Ⅱ右端軸承的壓力中心（支點(diǎn)）到齒輪寬度中點(diǎn)位置的距離L2(LⅢ

a)LⅢ47.4mm2L

LⅣ+L

a)48mm3）軸兩端的支反力計(jì)算

3 2 Ⅴ Ⅵ10（a）10（b）給出了該軸沿水平面的外力及其支反力的情況，利用該圖可求解低速軸沿水平面的支反力大小。沿水平面內(nèi)的支反力計(jì)算方法如下：F F 48

879N2 3NH1 t2L2 3

48+47.4F FF

868NNH2 t2

圖10（d）為該軸沿垂直平面內(nèi)的外力及其支反力的情況。同樣地，利用該圖可求解低速軸沿垂直平面內(nèi)的支反力大小。沿垂直面內(nèi)的支反力計(jì)算方法如下： d22 NV1

LLd22F NNV2

LL2 34）計(jì)算軸上彎矩并做彎矩圖截面C（即齒輪中面）處的沿水平面內(nèi)彎矩：MH1FNH1L287947.4=41664.6Nmm截面C處沿垂直平面內(nèi)的彎矩：MV1FNV1L282047.4=38868NmmMV2FNV2L3353.84816982.4Nmm根據(jù)上述計(jì)算彎矩，可以分別繪制圖低速軸沿水平面、垂直面的彎矩圖，如圖10（c）和圖10(e)所示。截面C處的合成彎矩：M2M2M2M2M2M2M2M2

=56979.5Nmm根據(jù)上述合成彎矩值，可繪制低速軸的合成彎矩圖如圖10（f）所示?？梢?jiàn)，在截面C的左側(cè)具有最大彎矩。5）作扭矩圖根據(jù)TⅡ180986.3Nmm，可以做出軸的扭矩圖，如圖10（f）所示。56979.5256979.5262MT21MT21Ⅱ2

122633Nmm式中，α為取折合系數(shù)且α取0.6。Mca2M2=44993NmmL1 L2 L3A B C D(a)(b)(c)(d)(e)(f)(g)圖18低速軸的力學(xué)分析模型及彎矩圖7）軸的強(qiáng)度校核CCC的抗彎系數(shù)可以按下式計(jì)算，即d3W

3.145033= =12266332 32這樣一來(lái)，危險(xiǎn)截面處的當(dāng)量彎曲工作應(yīng)力ca

=MW

=122633=10MPa<12266 1滾動(dòng)軸承選擇與計(jì)算高速軸的滾動(dòng)軸承選擇本文的減速器為斜齒輪圓柱齒輪減速器，當(dāng)機(jī)器運(yùn)行時(shí)，兩軸承除承受較大的徑向載荷之外，還將承受較大軸向載荷。為使軸承具有足夠的承載能力，決定該減速器的高速軸和低速軸均采用圓錐滾子軸承。根據(jù)高速軸的裝配結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，特別是考慮到高速軸的軸承段尺寸為40mm，故而確定高速軸上的滾動(dòng)軸承代號(hào)為30208。該軸承的主要參數(shù)列于6中。表630208軸承的幾何和力學(xué)性能參數(shù)軸承型號(hào)內(nèi)徑d外徑D寬度B額定動(dòng)載荷3020840mm80mm18mm63kN低速軸滾動(dòng)軸承選擇與校核（1）低速軸的軸承代號(hào)選擇如前文所述，根據(jù)低速軸的裝配結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)情況，特別是，考慮到軸承段徑向尺寸為45mm，故而確定低速軸的滾動(dòng)軸承代號(hào)為30209。為了提高低速軸的彎曲剛度，決定該對(duì)軸承采用正裝方式。30209型軸承的相關(guān)參數(shù)參見(jiàn)表7。表730211軸承的幾何和力學(xué)性能參數(shù)代號(hào)內(nèi)徑外徑寬度額定動(dòng)載C3020945mm85mm20.75mm67.8kN（2）計(jì)算軸承的徑向載荷右端軸承（B處）的徑向載荷左端軸承（D處）的徑向載荷

F2F2F2FrD

1202.1NF2F2F2（3）計(jì)算軸承的內(nèi)部軸向力查文獻(xiàn)【113-630209的判別系數(shù)e，并查得該軸承的徑向系數(shù)和軸向系數(shù)的如下：

ee

X1Y0；XY。30209F

計(jì)算，即，d B處軸承的內(nèi)部軸向力：F 1202.1400.7NdBD處軸承的內(nèi)部軸向力：FdD

2YFrD2Y

21.5937.3312.43N21.5低速軸的內(nèi)部軸向力及其軸向載荷情況，可參見(jiàn)19所示。FdBFae2FFdBFae2FdD圖19低速軸的滾動(dòng)軸承軸向力分析模型（3）計(jì)算軸承的軸向載荷19所示，由于539939.7，故該軸存在向左竄動(dòng)趨勢(shì)，則B“D“壓緊”，這樣便有FaBFdB400.7NFaDFae2+FdB939.7N（4）計(jì)算軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷FrB

400.7

0.33e0.4X

B1,YB0根據(jù)FaDFrD

939.7

1.01e0.4X

D

1.5這樣便有PBfPXBFrBYBFaB1.511202.10400.71803.15NPDfPXDFrDYDFaD1.51937.31.5939.73520N式中，fP為軸的載荷系數(shù)，當(dāng)軸承工作中存在中等沖擊時(shí)，fP1.2~1.7，在此取fP1.5（5）計(jì)算滾動(dòng)軸承的壽命由于本文軸承工作的環(huán)境溫度不會(huì)超過(guò)120度，故該對(duì)軸承的溫度系數(shù)可取ft1.0。此外，對(duì)于圓錐滾子軸承，其軸承指數(shù)可以取10。3由于兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載滿足PDPB，故可按左端軸承預(yù)估該對(duì)軸承壽命，即軸承壽命為106 fC3

106 1678003 t

2208160h>8000h60n

60144.58×3520可見(jiàn)，該對(duì)圓錐滾子軸承30209滿足壽命要求。聯(lián)軸器的選擇與計(jì)算（1）聯(lián)軸器的類(lèi)型選擇考慮到本文的帶式輸送機(jī)工作時(shí)存在中等沖擊，同時(shí)本文的減速器傳動(dòng)裝置所傳遞轉(zhuǎn)矩也不是特別太大，因此，為適當(dāng)?shù)販p少傳動(dòng)裝置的工作振動(dòng)與沖擊，同時(shí)為便于補(bǔ)償所聯(lián)接兩軸的間相對(duì)位移并降低機(jī)器制造成本，故決定在減速器輸出軸與卷筒軸之間選用彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器，其結(jié)構(gòu)如圖11所示。圖11彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器（2）聯(lián)軸器的選擇計(jì)算前文關(guān)于帶式輸送傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)中已計(jì)算出了減速器輸出軸的理論轉(zhuǎn)矩，即為T(mén)Ⅱ180986.3Nmm然后受到機(jī)器工作時(shí)的振動(dòng)沖擊等眾多因素影響，聯(lián)軸器實(shí)際的工作載荷較理論載荷大得多，在選擇聯(lián)軸器型號(hào)規(guī)格時(shí)，必須考慮載荷增大的因素，或者說(shuō)必須以計(jì)算載荷作為型號(hào)規(guī)格選定的依據(jù)。116-1，K5，這樣一來(lái)，聯(lián)軸器的計(jì)算載荷為aKⅡ5180986.3mm（3）聯(lián)軸器的型號(hào)確定根據(jù)聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca及卷筒軸工作轉(zhuǎn)速n，查閱文獻(xiàn)【2】中的表15-8，可以選定彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器的型號(hào)：LX2（GB/T4323-2002）。該聯(lián)軸器的公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩Tn560Nm，許4用轉(zhuǎn)速[n6300r/minZ型孔且孔徑din3260C型鍵槽。從動(dòng)端則采用J1型孔，孔徑dout35mm，孔深L160mm，采用A型鍵槽，相應(yīng)的選聯(lián)軸器標(biāo)記形式為L(zhǎng)X2聯(lián)軸器ZC32×60GT/T5014-2003J1A35×60鍵的選擇與校核計(jì)算（1）電機(jī)軸與小帶輪孔之間的鍵連接由于對(duì)電機(jī)軸與小帶輪鍵的連接沒(méi)有特殊要求，故而選用A型普通鍵。根據(jù)電動(dòng)機(jī)的軸徑dz32mm，查文獻(xiàn)【1】表10-8，查得鍵寬與鍵高bh87；E=60mm，結(jié)合文獻(xiàn)【110-8L。故電動(dòng)軸與小帶輪之間為鍵的型號(hào)為：GB/T1096x7x56。由于鍵、軸、輪轂三者選用的材料都是鋼且工作時(shí)有輕微沖擊，查文獻(xiàn)【110-9，得到許用擠壓應(yīng)力為p0Pa該鍵的工作長(zhǎng)度為故工作擠壓應(yīng)力為

lLb56848mmp

4Tmhldz1

4205598.8MPa<110MPa74828p（2）大帶輪處的軸間鍵連接大帶輪軸轂間同樣選用A型普通平鍵，根據(jù)大帶輪軸孔直徑dz128mm查文獻(xiàn)【1】表10-8可選取鍵寬鍵高為bh66，根據(jù)大帶輪寬度并結(jié)合鍵的長(zhǎng)度系列10-8，選擇鍵長(zhǎng)L56mm。故大帶輪軸孔間鍵連接選用：GB/T1096鍵6x6x56。由于鍵、軸、輪轂三者選用的材料都是鋼，且工作時(shí)有輕微沖擊，即查文獻(xiàn)【1】表10-9得p0Pa。鍵的工作長(zhǎng)度為

lLb56650mm故工作擠壓應(yīng)力為

p

4TIhldz

457896.8827.57MPa<110MPa65028p（3）低速軸與大齒輪間的鍵連接對(duì)于單級(jí)減速器而言，其大齒輪與低速軸之間應(yīng)有保證較高的定心精度，從便保證低速軸具有較高精度的運(yùn)動(dòng)輸出，與此同時(shí)還考慮到鍵連接裝拆的方便性，因此決定大齒輪與低速軸之間選用A型普通平鍵連接，如圖12所示。A型平鍵A型平鍵圖12大齒輪與低速軸間平鍵連接針對(duì)A型平鍵，考慮到大齒輪孔徑dⅣ50mm，查文獻(xiàn)【1】表10-8可查得鍵的截面尺寸：bh=149。鍵的長(zhǎng)度應(yīng)略短于大齒輪寬度并符合長(zhǎng)度系數(shù)值要求，考慮了大齒輪寬度為50mm，故根據(jù)鍵長(zhǎng)系列，選定鍵長(zhǎng)L45mmA鍵平鍵的標(biāo)記為：鍵14由于鍵、軸、齒輪三者選用的材料都是鋼且工作時(shí)有輕微沖擊，查文獻(xiàn)【110-9，查得許用擠壓應(yīng)力p0Pa鍵的工作長(zhǎng)度

lLb451431mm該鍵傳遞的轉(zhuǎn)矩為T(mén)Ⅱ537188Nmm180986.3故鍵連接的工作擠壓應(yīng)力為pⅡ486.3Pa<pdhl 509可見(jiàn)，該鍵連接強(qiáng)度也是足夠的。減速器箱體結(jié)構(gòu)參數(shù)計(jì)算參照文獻(xiàn)【26-113所示的箱體結(jié)構(gòu)尺寸進(jìn)行了設(shè)計(jì)計(jì)算，具體計(jì)11a=135mm。圖13減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)表8減速器箱體和箱蓋的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)（mm）名稱(chēng)符號(hào)減速器尺寸關(guān)系實(shí)際尺寸箱體壁厚??0.03??+1≥810箱蓋壁厚??10.02a+1≥810箱座凸緣厚度??1.6??16箱蓋凸緣厚度??11.6??116名稱(chēng)符號(hào)減速器尺寸關(guān)系實(shí)際尺寸箱座底凸緣厚度??22.5??25地腳螺釘直徑????0.036a+12=16.8mm15地腳螺釘數(shù)目??a≤250mm，n=44軸承旁連接螺栓直徑??10.75????16機(jī)蓋與機(jī)座連接螺栓直徑??2(0.5~0.6)????12連接螺栓??2的間距??≤150~250mm117軸承端蓋螺釘直徑??3(0.4~0.5)????10窺視孔蓋螺釘直徑??4(0.3~0.4)????8定位銷(xiāo)直徑??(0.3~0.4)??26????、??1、??2至外機(jī)壁距離??117.5????、??1、??2至凸緣邊緣距離??217.5軸承旁凸臺(tái)半徑??1??220凸臺(tái)蓋度?29箱體外壁至軸承座端面距離??1??1+??2+(3~10)42箱蓋、箱座肋厚??1、????1≈0.85??1??≈0.85??8軸承旁連接螺栓距離????≈??2117減速器密封、潤(rùn)滑方式的選擇（1）減速器的密封形式為了防止箱體內(nèi)潤(rùn)滑劑外泄和外部雜質(zhì)進(jìn)入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設(shè)置不同形式的密封裝置。對(duì)于無(wú)相對(duì)運(yùn)動(dòng)的結(jié)合面，可采用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對(duì)于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運(yùn)動(dòng)速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計(jì)中由于密封界面的相對(duì)速度較小，故采用接觸式密封。考慮到輸入軸、輸出軸與與軸承蓋之間的速度v<3m/s，故均采用半粗羊毛氈封油圈進(jìn)行密封。齒輪潤(rùn)滑方式確定通用的閉式齒輪傳動(dòng)，其潤(rùn)滑方式根據(jù)齒輪的圓周速度大小決定。由于大齒輪的圓周速度??=1.58?????<12??/??，常將大齒輪的輪齒浸入油池中進(jìn)行浸油潤(rùn)滑。這樣，齒輪在傳動(dòng)時(shí)，就把潤(rùn)滑油帶到嚙合的齒面上，同時(shí)也將油甩到箱壁上，借以散熱。齒輪浸入油中的深度不宜超高一個(gè)齒高，一般亦不應(yīng)小于10mm；為了避免齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距離油池地面距離不小于30mm，取齒頂距箱體內(nèi)底面距離為16mm。由于大齒輪全齒高?=6.75????≤10????，取浸油深度為10mm，則油的深度H為H=10+30~50=40~60mm????。根據(jù)齒輪圓周速度查表選用負(fù)荷工業(yè)齒輪油（GB5903-2011），牌號(hào)為L(zhǎng)CKC320潤(rùn)滑油，黏度推薦值為：288-352cSt。滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑劑可以是脂潤(rùn)滑、潤(rùn)滑油或固體潤(rùn)滑劑。具體采用哪種潤(rùn)滑方式，通常v<2m/s，所以高速軸與低速軸處的滾動(dòng)軸承均采用脂潤(rùn)滑進(jìn)行潤(rùn)滑。特別是，采用脂潤(rùn)滑軸承的時(shí)候，為了避免潤(rùn)滑油稀釋油脂，設(shè)計(jì)中采用擋油盤(pán)將高速軸軸承與箱體內(nèi)部隔開(kāi)，并且軸承與箱體內(nèi)壁需還設(shè)計(jì)了一定的距離。至于軸承的潤(rùn)滑脂牌號(hào)，本文選用通用滾珠潤(rùn)滑脂（GB/T0386-1992），該類(lèi)潤(rùn)滑脂適用于寬溫度范圍內(nèi)各種機(jī)械設(shè)備的潤(rùn)滑，具體選用的牌號(hào)為：ZG69-2的潤(rùn)滑脂。部分其它零件的設(shè)計(jì)（1）油面指示器設(shè)計(jì)油面指示器是用來(lái)指示箱內(nèi)油面的高度減速器附件。油標(biāo)應(yīng)位于便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。顯然，為防油進(jìn)入油尺座孔而溢出，油標(biāo)尺的安置部位不應(yīng)太低。此外，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)注意油標(biāo)心的長(zhǎng)度要適中，既不能伸出箱內(nèi)壁，也不能碰不到油面。與此同時(shí)，油標(biāo)尺安裝的角度還要考慮到其起吊裝置干涉問(wèn)題，就防止碰撞而導(dǎo)致無(wú)法深入或取出油面指示器。本文設(shè)計(jì)的油標(biāo)尺的結(jié)構(gòu)及其安裝位置，如圖14所示。（a）油標(biāo)安裝位置 （b）油標(biāo)尺結(jié)構(gòu)圖14油標(biāo)尺的安裝位置及結(jié)構(gòu)（2）通氣器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)由于帶式輸送機(jī)的減速器通常會(huì)長(zhǎng)期工作，從而可能使箱體內(nèi)的溫度和氣壓都都變得很高。在減速器上設(shè)置通氣器能使熱膨脹氣體及時(shí)排出，從而保證箱體的內(nèi)、外氣壓平衡，以免潤(rùn)滑油沿箱體接合面、軸外伸處及其他縫隙滲漏出來(lái)。通氣器的結(jié)構(gòu)形式有多種，本文參考文獻(xiàn)【2】表6-3，設(shè)計(jì)出的通氣器結(jié)構(gòu)圖，如圖15所示。(a)通氣器結(jié)構(gòu) （b）通氣器安裝位置圖15通氣器的結(jié)構(gòu)及其安裝（3）放油孔及放油螺塞設(shè)計(jì)為排放減速器箱體內(nèi)污油和便于清洗箱體內(nèi)部，在箱座油池的最低處設(shè)置放油孔，箱體內(nèi)底面做成斜面，向放油孔方向傾斜1°～2°，使油易于流出。查閱參考文獻(xiàn)[2]表6-8可知外六角螺塞結(jié)構(gòu)圖，如圖16所示。 （a）放油孔的位置 (b)油塞的安裝 （c）油塞結(jié)構(gòu)圖16放油孔和放油螺塞（4）窺視孔與視孔蓋設(shè)計(jì)本文在箱蓋的頂部開(kāi)設(shè)了一個(gè)窺視孔如圖17（a）所示，通過(guò)該孔便可方便地觀察傳動(dòng)齒輪的嚙合情況。與此同時(shí)，利用這個(gè)大孔，人們還能方便地將一些小工具伸入箱體內(nèi)而對(duì)機(jī)件進(jìn)行一些小調(diào)整或操作。更主要的是，當(dāng)需要更換潤(rùn)滑油時(shí)，可以通過(guò)該窺視孔向箱體內(nèi)注油。當(dāng)然，為了保證不讓灰塵、水分等進(jìn)入箱體，在窺視孔上方安裝視孔蓋而將窺視孔蓋住如圖17（b）。為便于放置視孔蓋，在箱蓋的頂部專(zhuān)門(mén)設(shè)置一個(gè)凸緣以供視孔蓋的安裝。（a）窺視孔 （b）視孔蓋圖17窺視孔和視孔蓋的設(shè)計(jì)（5）定位銷(xiāo)、起蓋螺釘及起吊裝置選擇與設(shè)計(jì)1）定位銷(xiāo)為了保證其各部分在加工及裝配時(shí)能夠具有精確的位置，特別是為保證箱體軸承座孔的18所示，而且為了保證箱蓋與箱體相對(duì)位置的定位精度，兩個(gè)定位銷(xiāo)的位置最好沒(méi)有幾何對(duì)稱(chēng)關(guān)系。通常，定位銷(xiāo)分為圓柱銷(xiāo)和圓錐銷(xiāo)，其中圓柱銷(xiāo)主要用于銷(xiāo)子裝入后基本上不再取出地場(chǎng)合?？紤]到減速器箱蓋須常打開(kāi)，故定位銷(xiāo)相須常拆裝，因此，為了保證定位的可靠性，本文選用圓錐銷(xiāo)。作8mm的圓錐，該GB/T119.18m6×40。定位銷(xiāo)圖18定位銷(xiāo)的安裝位置2）起蓋螺釘裝配減速器時(shí)，在箱體剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封膠，因而在拆卸時(shí)往往因膠結(jié)緊密難于打開(kāi)箱蓋，為此，在箱蓋上設(shè)置一個(gè)起蓋螺釘如圖19所示，并且通過(guò)旋動(dòng)起蓋螺釘，便可將箱蓋頂起。（a）起蓋螺釘?shù)陌惭b (b)起蓋螺釘?shù)奈恢?（c）起蓋螺釘結(jié)構(gòu)圖19起蓋螺釘?shù)脑O(shè)計(jì)與安裝3）起吊裝置起吊裝置用于拆卸及搬運(yùn)減速器。它常由吊環(huán)螺釘、箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構(gòu)成。本文的箱蓋采用吊環(huán)起吊裝置如圖20所示，并且在蓋的左右兩側(cè)各設(shè)置有一個(gè)吊環(huán)。箱體則采用吊耳式起吊結(jié)構(gòu)，如圖21所示。圖20吊環(huán)式起吊裝置 圖21吊耳式起吊裝置減速器的三維裝配結(jié)構(gòu)建模箱蓋的設(shè)計(jì)及三維模型由于箱蓋零件主體使用鑄造完成，考慮到鑄造工藝的特點(diǎn)，在建模過(guò)程中需要添加鑄造圓角與拔模角度。出于工程實(shí)際考慮，減速器箱蓋通常使用綠色涂漆，本設(shè)計(jì)將外表面特性更改為綠色涂漆。對(duì)于部分修飾特征與配合特征，需要在完成鑄造后再進(jìn)行諸如銑削、磨削22、圖23所示。圖22箱蓋的三維結(jié)構(gòu)模型—視角一圖23箱蓋的三維結(jié)構(gòu)模型—視角二箱座的設(shè)計(jì)及三維模型由于箱座零件主體使用鑄造完成，考慮到鑄造工藝的特點(diǎn)，在建模過(guò)程中需要添加鑄造圓角與拔模角度。本文設(shè)計(jì)過(guò)程中，考慮到方便于內(nèi)部潤(rùn)滑液泄出，故在內(nèi)腔底部添加斜度與階梯。并且出于工程實(shí)際的考慮，減速器箱體通常使用綠色涂漆，本設(shè)計(jì)將外表面特性更改為綠色涂漆。對(duì)于部分修飾特征與配合特征，需在完成鑄造后再進(jìn)行諸如銑削、磨削等修飾加工，將加工表面更改為暴露出的金屬本色，如圖24、25所示。圖24箱座的三維幾何模型——視角一圖25箱座的三維幾何模型——視角二（3）軸承蓋結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)及三維模型減速器中的軸承蓋根據(jù)作用不同分為悶蓋和透蓋。悶蓋的作用主要是防止軸露出來(lái)，避免軸外露。透蓋安裝在輸入軸和輸出軸處，其作用主要是讓輸入軸和輸出軸可以穿過(guò)，其上2627所示，圖28給出了嵌在透蓋中的密封圈結(jié)構(gòu)（a）視角一 （b）視角二圖26小悶蓋結(jié)構(gòu)及其三維模型視角一視角二剖視圖圖27小透蓋的三維幾何模型圖28氈圈的三維幾何模型（4）減速器裝配結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)及其三維模型當(dāng)完成減速器了減速器的各主要零件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和建模之后，便進(jìn)入了零件裝配階段，并進(jìn)行各零件相對(duì)位置關(guān)系修配，同時(shí)進(jìn)行干涉檢查，從而完成裝配設(shè)計(jì)，裝配結(jié)構(gòu)如圖29~37所示。圖29 減速器的等軸測(cè)三維模型圖30 減速器的前視外觀圖31減速器的外觀左視圖圖32減速器的外觀右視圖圖33減速器的外觀俯視圖圖34減速器的外觀仰視圖圖35減速器的透視圖圖36減速器的垂直截面視圖一圖37減速器水平截面視圖二減速器裝配圖及零件工作圖設(shè)計(jì)本設(shè)計(jì)基于減速器的三維裝配模型及其零件的三維結(jié)構(gòu)模型，設(shè)計(jì)出減速器的裝配圖及其主要零件的工作圖，如圖38~圖41所示。圖38斜齒圓柱齒輪減速器裝配圖圖39大齒輪工作圖圖40低速軸工作圖全文總結(jié)（1）本文的主要貢獻(xiàn)1）擬定出帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)方案。主要是針對(duì)帶式輸送的傳動(dòng)裝置進(jìn)行了總體設(shè)計(jì)分析，并擬定出電動(dòng)機(jī)-V帶傳動(dòng)-一級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)-聯(lián)軸器-卷筒-輸送帶的輸送機(jī)總體