模板-機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計說明書-l賀紅林

機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計說明書設(shè)計題目: 帶式輸送機(jī)的斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計及其三維建模學(xué)生姓名： 班級學(xué)號： 指導(dǎo)教師： 設(shè)計成績： 2024年06月30日目錄1帶式輸送機(jī)的傳動方案設(shè)計 帶式輸送機(jī)的傳動方案設(shè)計1.1帶式輸送機(jī)設(shè)計技術(shù)條件帶式輸送機(jī)又稱皮帶輸送機(jī)，是一種基于摩擦驅(qū)動并以連續(xù)方式輸送物料的超重運(yùn)輸類機(jī)械，主要由機(jī)架、輸送帶、托輥、滾筒、張緊裝置、傳動裝置等組成。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運(yùn)送的卸料點，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、輸送量大、連續(xù)輸送、運(yùn)行可靠、易于自動化、集中化控制等優(yōu)點，具有廣泛的工程應(yīng)用。本文的主要任務(wù)是設(shè)計能用于輸送顆粒狀物料的帶式輸送機(jī)傳動裝置，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)計原始數(shù)據(jù)工作年限工作班制載荷性質(zhì)允許傳動比誤差運(yùn)輸帶速滾筒直徑滾筒圓周力*年*班制***********mm****N1.2傳動方案及分析根據(jù)帶式輸送機(jī)的結(jié)構(gòu)組成和工作特點，結(jié)合本設(shè)計所涉及帶式輸送機(jī)運(yùn)送顆粒狀物料的要求，并充分考慮各種典型機(jī)械傳動部件形式，本文擬定出4種帶式輸送機(jī)傳動裝置方案如圖1所示。圖中的方案（a）為V帶傳動串接閉式斜齒圓柱齒輪機(jī)構(gòu)，其中，V帶傳動布置于傳動系統(tǒng)的高速級，這樣能發(fā)揮帶傳動工作平穩(wěn)、緩沖吸振和過載保護(hù)等優(yōu)點，與此同時V帶傳動的制造安裝要求不高、成本較低，而該方案的一個不足是結(jié)構(gòu)尺寸相對較大；方案（b）則采用蝸桿傳動，具有傳動比大、工作平穩(wěn)、噪聲小、結(jié)構(gòu)緊湊優(yōu)點，但蝸桿傳動效率低、功耗大，不太適于長期連續(xù)輸送物料的工作場合；方案（c）采用兩級圓柱齒輪傳動，該方案能適用于繁重及惡劣條件下長期運(yùn)行的工作場合，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較。方案（d）采用圓錐-圓柱齒輪傳動方式，適合布置在狹窄工作場所，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，以上四種傳動裝置方案各有其優(yōu)勢，它們均適用各種不同的應(yīng)用場合。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、有的造價不低?？紤]到方案（a）中的圓柱齒輪減速器、結(jié)構(gòu)簡單、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)的最終傳動裝置方案。該傳動方案主要由電動機(jī)、V帶傳動、單級圓柱齒輪減速器、滾動軸承、聯(lián)軸器和驅(qū)動卷筒以及輸送帶等零部件組成，如圖2所示。（a）帶轉(zhuǎn)動+級齒輪傳動方案（b）蝸桿傳動方案（c）二級圓柱齒輪傳動方案（d）圓錐-圓柱齒輪傳動方案圖1帶式運(yùn)輸機(jī)傳動方案對比圖2本設(shè)計選定的帶式輸送機(jī)傳動系統(tǒng)方案2電動機(jī)的選擇2.1類型的選擇任何機(jī)器的運(yùn)轉(zhuǎn)都離不開原動部件，帶式輸送機(jī)同樣不例外，機(jī)器需要原動機(jī)產(chǎn)生其運(yùn)行所需的機(jī)械能。工程上，較為常用的原動機(jī)有電動機(jī)、內(nèi)燃機(jī)、液壓馬達(dá)、氣動馬達(dá)等多種類型。考慮到本文設(shè)計的帶式輸送機(jī)將安裝在便于供電的固定場所，顯然，若采用電動機(jī)對其進(jìn)行驅(qū)動，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。電動機(jī)又有交、直流之分，交流電動機(jī)還有異步式和同步式的區(qū)別?？紤]到在廠房內(nèi)一般都會接入三相交流電，故而本設(shè)計選取三相異步交流電動機(jī)作帶式輸送機(jī)的原動機(jī)。眾所周知，異步交流電動機(jī)構(gòu)型主要有籠型和繞線型兩種，其中，籠型異步電動機(jī)結(jié)構(gòu)簡單、易于維護(hù)、維修方便，應(yīng)用更為廣泛。各種型籠型電動機(jī)中，目前應(yīng)用比較廣泛的是Y系列自扇冷式籠型電動機(jī)，這類電動機(jī)具有啟動性能好、工作可靠、價格低廉、維護(hù)方便特點，可適用于非易燃、不易爆、無腐蝕性氣體、無特殊要求的場合。根據(jù)本文帶式輸送機(jī)的工作條件及其運(yùn)行環(huán)境，在此選取Y系列IP44類封閉式籠型三相異步電動機(jī)為帶式輸送機(jī)的原動機(jī)。2.2 功率的選擇（1）傳動裝置總效率由文獻(xiàn)【2】表5-3，可查得V帶傳動效率，閉式圓柱齒輪傳動效率，滾動軸承機(jī)械效率，聯(lián)軸器機(jī)械效率；帶式輸送機(jī)的卷筒效率?？紤]到本文確定的帶式輸送機(jī)傳動方案中，中各傳動環(huán)節(jié)的功率滾動呈現(xiàn)串行性流動特點，這樣便不難計算帶式輸送機(jī)傳動系統(tǒng)的總效率（2）電動機(jī)功率確定驅(qū)動卷筒的輸出功率所需電動機(jī)的功率為了保證電動機(jī)連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)時不因通電時間過長、電流過大而引起過熱而可能造成電動機(jī)的燒壞，通常要求電動機(jī)額定功率應(yīng)大于等于所需的電機(jī)功率，即需滿足：。為此，根據(jù)從文獻(xiàn)【2】表17-1中查得，所選電動機(jī)額定功率：。2.3轉(zhuǎn)速的選擇帶式輸送式的驅(qū)動卷筒工作轉(zhuǎn)速為根據(jù)文獻(xiàn)【2】中的表5-1可查得各種一些典型傳動部件的傳動比范圍，如V帶傳動的合理傳動比范圍：，圓柱齒輪傳動的傳動比范圍：?？紤]到本文的傳動裝置由V帶傳動和圓柱齒輪傳動串接而成，因此本文帶式輸送機(jī)傳動系統(tǒng)總傳動比的范圍可按下式計算，即為根據(jù)卷筒轉(zhuǎn)速并結(jié)合傳動系統(tǒng)的合理傳動比范圍，可得所需電動機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍，即為從文獻(xiàn)【3】中的查表17-1可知，處于該速度范圍的電機(jī)同步轉(zhuǎn)速有3種，即1000r/min、1500r/min和3000r/min。因此，綜合考慮到電動機(jī)與傳動裝置總體尺寸、重量以及減速器的傳動比要求，最終確定本文電機(jī)的同步轉(zhuǎn)速為：1500r/min。圖3Y160M電動機(jī)的結(jié)構(gòu)示意要賣本文電機(jī)的額定功率及其同步轉(zhuǎn)速要求，由文獻(xiàn)【3】表17-2，最終選定本文帶式輸送機(jī)驅(qū)動電機(jī)型號：Y160M。該電機(jī)的技術(shù)和安裝參數(shù)列于表2，圖3為其安裝參數(shù)示意。表2驅(qū)動電動機(jī)的特性參數(shù)與主要安裝尺寸電機(jī)型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速額定轉(zhuǎn)矩EDHY160M411kW1460r/min2.2kNm110mm42mm160mm3傳動裝置運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)計算3.1 傳動系統(tǒng)的傳動比分配（1）系統(tǒng)總傳動比根據(jù)Y160M電機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速及驅(qū)動卷筒工作轉(zhuǎn)速，不難求得傳動系統(tǒng)總傳動比，即為（2）傳動比的分配由于傳動系統(tǒng)的總傳動比與帶傳動以及齒輪傳動的傳動比存在如下關(guān)系，即式中，i01、i02分別表示V帶傳動和齒輪傳動的傳動比。為分配傳動比時，為使V帶傳動尺寸不至過大，并結(jié)合其傳動比范圍，可先令帶傳動的傳動比這樣一來，齒輪減速裝置的傳動比便為3.2各軸運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)計算（1）運(yùn)動學(xué)參數(shù)計算電機(jī)軸工作的轉(zhuǎn)速：減速器高速軸（Ⅰ）的轉(zhuǎn)速：減速器低速軸（Ⅱ）的轉(zhuǎn)速：卷筒軸（Ⅲ）工作轉(zhuǎn)速：（2）動力學(xué)參數(shù)電動機(jī)軸的輸出功率：電機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩：軸Ⅰ的輸出功率:軸Ⅰ的輸出轉(zhuǎn)矩:軸Ⅱ的輸出功率:軸Ⅱ的輸出轉(zhuǎn)矩:軸Ⅲ的輸出功率：軸Ⅲ的輸出轉(zhuǎn)矩：為便于觀察，現(xiàn)將傳動裝置內(nèi)各軸的運(yùn)動學(xué)與動力學(xué)參數(shù)，列于表3之中。表3傳動裝置各軸的運(yùn)動和動力學(xué)參數(shù)序號或名稱輸出功率/kW輸出轉(zhuǎn)矩/Nmm工作轉(zhuǎn)速/r/min電動機(jī)軸9.57627951460Ⅰ軸（高速軸）9.09178435486.7Ⅱ軸（低速軸）8.46537188153.0Ⅲ軸（卷筒軸）8.21512320153.04V帶傳動的設(shè)計與三維建模4.1V帶傳動設(shè)計計算（1）確定計算功率根據(jù)給定的帶式輸送機(jī)工作條件，可知V帶傳動每天工作10~16小時。由于它采用輕載啟動并具有運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)特性，且其驅(qū)動電機(jī)的功率，則查文獻(xiàn)【1】中表11-10，可得帶傳動的工況系數(shù)：。這樣一來，該V帶傳動的計算功率為（2）選定V帶的截型根據(jù)V帶傳動計算功率以及小帶輪的工作轉(zhuǎn)速（即軸I的工作轉(zhuǎn)速），通過文獻(xiàn)【1】的V帶選型圖11-11，可選定帶的截型：B型普通V帶。（3）確定帶輪基準(zhǔn)直徑①初選小帶輪直徑根據(jù)V帶的截型，分別查閱文獻(xiàn)【1】圖11-11、圖11-13和表11-3，可以初步確定小帶輪的基準(zhǔn)直徑為：②驗算V帶速度可見，該帶輪直徑保證V帶速度處于5m/s≤v≤25m/s范圍內(nèi)，故小帶輪直徑尺寸合理。③確定大帶輪基準(zhǔn)直徑因為根據(jù)該直徑查文獻(xiàn)【1】中表11-3，可知最接近的尺寸為560mm，故確定大帶輪直徑為：④計算V帶傳動實際傳動比（4）確定帶傳動中心距及帶長①初定中心距a0由0.7dd1+dd2≤a≤2dd1+d②確定V帶長度根據(jù)，查閱文獻(xiàn)【1】表11-2可得，V帶基準(zhǔn)長度：③計算實際中心距④驗算小帶輪包角小帶輪包角可按下式計算，即為可見，小帶輪包角能夠滿足要求，這表明上述帶傳動中心距是合理的。（6）確定帶的根數(shù)根據(jù)帶的長度、型號、傳動比及小帶輪包角，分別查閱文獻(xiàn)【1】中的表11-7、表11-9等，可知單根B型V帶額定功率為，額定功率增量為，帶長系數(shù)為以及包角系數(shù)為。這樣一來，便可按下式計算帶的根數(shù)，即由于帶的根數(shù)可宜為小數(shù)，故將向上取整，則可確定最終的帶的根數(shù)：。（7）確定帶傳動的初拉力通過文獻(xiàn)【1】表11-5，可查得單位帶長的質(zhì)量，這樣一來，帶的初拉力為（8）計算帶傳動的壓軸力4.2V帶傳動的結(jié)構(gòu)設(shè)計（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)較為復(fù)雜，故帶輪的材料選用：ZG35。（2）小帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計前文述及小帶輪軸即是電機(jī)軸，且軸徑：。因且，故小帶輪可采用腹板式結(jié)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)參數(shù)可參數(shù)文獻(xiàn)【1】表11-4提供的經(jīng)驗公式進(jìn)行計算，相關(guān)計算結(jié)果如下：取，，，（a）二維結(jié)構(gòu)(b)三維模型圖4小帶輪的結(jié)構(gòu)及其模型；；；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)計由于，故大帶輪采用輪輻式結(jié)構(gòu)。大帶輪結(jié)構(gòu)參數(shù)計算可參見文獻(xiàn)【1】表11-4提供的公式，相關(guān)計算過程與計算結(jié)果如下：帶輪外徑輪轂直徑hb1=0.4h1f1=0.2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帶傳動裝配結(jié)構(gòu)建模本文利用SolidWorks建立了帶傳動的三維裝配模型如圖所示（略）。5斜齒圓柱齒輪傳動設(shè)計計算5.1齒輪傳動類型、精度、材料、齒數(shù)選擇及許用應(yīng)力本文的帶式輸送機(jī)載荷、速度均較大。為提高其工作性能和運(yùn)行平穩(wěn)性，傳動系統(tǒng)中的齒輪減速器采用閉式軟齒面斜齒圓柱齒輪傳動，且斜齒輪的法面壓力角取為標(biāo)準(zhǔn)值，即。工程設(shè)計中，斜齒圓柱齒輪的螺旋角一般應(yīng)在80～200內(nèi)選取，這是因為如果螺旋角過小，則斜齒輪傳動的優(yōu)勢無法發(fā)揮不出來，但若過大則會使齒輪產(chǎn)生過大的軸向力過大，從而增大滾動軸承的負(fù)擔(dān)。綜合考慮以上因素，本文的斜齒輪螺旋角試?。?。（1）材料選擇針對帶式輸送機(jī)的受載及其工況，根據(jù)文獻(xiàn)【1】表12-1，選定斜齒輪的材料、硬度及其熱處理方法如下：小齒輪：45鋼，調(diào)質(zhì)熱處理；硬度應(yīng)在220~255HBW范圍內(nèi)，故取HBW1=240HBW；大齒輪選用：ZG35Mn，調(diào)質(zhì)；硬度應(yīng)在180~200HBW范圍內(nèi)，故取HBW2=190HBW；這樣便有：查閱文獻(xiàn)中【1】表12-2，可見，兩齒輪的齒面硬度之差處于合理范圍內(nèi)。（2）齒輪精度的選擇考慮到帶式輸送機(jī)屬于一般性的起重運(yùn)輸類機(jī)械，它所采用的齒輪傳動通常沒有過高的、特殊的要求，根據(jù)【1】表12-4，精度可在6~9級內(nèi)，在此選擇7級齒輪精度等級。（3）齒輪的齒數(shù)確定閉式圓柱齒輪傳動的小齒輪齒數(shù)取值范圍通常在20~40之內(nèi)。為了保證本文齒輪傳動的結(jié)構(gòu)緊湊性，并提高齒輪傳動平穩(wěn)性，本設(shè)計選定小齒輪為齒數(shù)：?？紤]到大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之間存在的關(guān)系，故大齒輪齒數(shù)為：將上述齒數(shù)四舍五入取整后，大齒輪齒數(shù)最后確定為：。這樣一來，本文斜齒圓柱齒輪傳動的實際傳動比為傳動裝置的實際總傳動比則為傳動裝置的總傳動比相對誤差則為故傳動比誤差處于允許的變動范圍之內(nèi)。（4）齒輪的許用應(yīng)力根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表12-6，查得兩齒輪的接觸疲勞極限和彎曲疲勞極限如下：同理，根據(jù)文獻(xiàn)【2】中的表12-7，可查得齒輪的接觸強(qiáng)度安全系數(shù)為，彎曲強(qiáng)度安全系數(shù)則為。這樣一來，小齒輪和大齒輪的接觸強(qiáng)度計算時的許用應(yīng)力分別為：彎曲強(qiáng)度計算時的許用應(yīng)力則分別為：5.2齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算（1）確定齒輪的載荷系數(shù)考慮到本文的帶式輸送機(jī)工作時有中等沖擊，根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表12-5可知，相應(yīng)載荷系數(shù)取值范圍：1.2~1.7，本文取定為：?？紤]到本設(shè)計涉及的減速器基本上屬于輕型減速器，故可根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表12-8，取定齒輪的齒寬系數(shù)為：。（2）初算斜齒輪傳動的中心距根據(jù)文獻(xiàn)【2】中的式（12-16），可得（3）確定齒輪的法面模數(shù)考慮斜齒圓柱齒輪中心距與法面模數(shù)之間的關(guān)系，則可按下式初定法面模數(shù)，即有根據(jù)法面模數(shù)初值，查取斜齒圓柱齒輪的模數(shù)標(biāo)準(zhǔn)，可將本設(shè)計斜齒輪的法面模數(shù)為：（7）確定齒輪傳動的中心距針對于斜齒輪圓柱齒輪傳動的設(shè)計，通?？梢圆捎谜{(diào)整螺旋角大小的方法，將中心距圓整為以0和5為尾數(shù)的數(shù)值。據(jù)此，本文擬將該齒輪傳動的中心距調(diào)整為：則螺旋角的大小應(yīng)相應(yīng)地調(diào)整為（8）計算齒輪分度圓直徑（9）確定齒輪的齒輪寬度計算輪齒寬度：根據(jù)輪齒寬度b，確定大齒輪寬度：考慮到小齒輪與大小齒輪寬度之間的關(guān)系，即，故取定小齒輪寬度為：5.3齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度計算（1）計算齒輪的當(dāng)量齒數(shù)（2）確定齒輪的復(fù)合齒形系數(shù)（3）驗算齒根彎曲強(qiáng)度校核彎曲強(qiáng)度時，應(yīng)將大齒輪的齒寬作為強(qiáng)度計算基準(zhǔn)，這樣可見，兩齒輪的齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。（4）計算齒輪的圓周速度根據(jù)文獻(xiàn)【2】中的表12-4，可知該齒輪傳動選用7級精度，是完全滿足要求的。5.4齒輪幾何參數(shù)計算及結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）幾何參數(shù)計算小齒輪齒頂圓直徑小齒輪齒根圓直徑大齒輪齒頂圓直徑大齒輪齒根圓直徑本文齒輪傳動的相關(guān)幾何參數(shù)列于表4中。表4齒輪傳動部分幾何的參數(shù)計算幾何參數(shù)符號小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn4mm螺旋角β17o42’30’’螺旋線方向右旋左旋15.211°齒數(shù)z2476分度圓直徑d100.8mm319.2mm齒頂圓直徑da108.8mm327.2mm齒根圓直徑df90.8mm309.8mm輪齒寬度B82mm76mm中心距a210mm（2）齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計及其三維建模齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計的首要內(nèi)容是確定其構(gòu)型，考慮到大齒輪外徑，故為在保證齒輪強(qiáng)度條件下，盡可能減小齒輪重量，決定大齒輪采用腹板式結(jié)構(gòu)。結(jié)構(gòu)設(shè)計還涉及到齒輪的幾何參數(shù)計算問題。盡管通過齒輪強(qiáng)度計算，可以確定齒輪的法面模數(shù)、分度圓直徑、齒根圓直徑、齒寬和螺旋角等齒輪主要參數(shù)，但是齒輪上有更多的細(xì)部結(jié)構(gòu)尺寸卻須通過結(jié)構(gòu)設(shè)計確定。事實上，運(yùn)用文獻(xiàn)【2】上的齒輪設(shè)計經(jīng)驗公式，可求取齒輪上大部分的細(xì)部結(jié)構(gòu)尺寸。在結(jié)構(gòu)設(shè)計的基礎(chǔ)上，本文設(shè)計了大齒輪的幾何結(jié)構(gòu)并建立了其三維模型，如圖6所示。圖6大齒輪的三維結(jié)構(gòu)模型6軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強(qiáng)度校核6.1高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計減速器高速軸的作用在于安裝小齒輪，以便將軸的運(yùn)動和動力傳遞給小齒輪，進(jìn)而傳遞給大齒輪與低速軸?？紤]到本文的小齒輪分度圓直徑僅為，在這種條件下若將小齒輪與高速軸設(shè)計成兩個不同的分立零件，則因?qū)X輪安裝在軸上時須齒輪與軸之間設(shè)計鍵連接，而需在齒輪內(nèi)孔開設(shè)鍵槽，從而極有可能造成鍵槽與齒輪的齒槽貫穿，造成齒輪設(shè)計失敗。為避免上述問題，并考慮到小齒輪的徑向尺寸較小，故本文將小齒輪與軸作為一體化結(jié)構(gòu)而設(shè)計，即將小齒輪設(shè)計成齒輪軸結(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：220~255HBW。根據(jù)高速軸的轉(zhuǎn)矩可按下式大致估計該軸的最小直徑，即結(jié)合大帶輪的結(jié)構(gòu)情況，最終確定齒輪軸的最小直徑軸段直徑為：最小直徑軸段長度應(yīng)略短于大帶輪轂寬，即為：本設(shè)計最終確定為：。齒輪軸的其他各段的長度和直徑，可通過結(jié)構(gòu)設(shè)計確定。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6.2低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強(qiáng)度校核（1）低速軸系的裝配方案低速軸亦即前文述及的軸Ⅱ。根據(jù)低速軸的功能及其軸上零件的定位和安裝要求，本文為低速軸設(shè)計出圖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)比較簡單，并使軸呈現(xiàn)一定的等強(qiáng)度特性。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)的熱處理方法為：調(diào)質(zhì)并軸的硬度控制在250~270HBW。查表可知，該軸彎曲疲勞強(qiáng)度計算的許用應(yīng)力（3）低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）最小直徑段的尺寸低速軸上的基本運(yùn)動學(xué)與動力學(xué)參數(shù)在前文已經(jīng)確定，在這里重新列出，即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)度條件來初估計最小軸段直徑，即式中，為計算系數(shù)。對于40Cr，查表可得。由于最小直徑軸段與聯(lián)軸器存在配合關(guān)系，需在該軸段開設(shè)一個鍵槽，為些須將該段的軸徑至少增大5%，以補(bǔ)償鍵槽開設(shè)所帶來的強(qiáng)度削弱，這樣便有同時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，故最小軸段直徑應(yīng)與聯(lián)軸器孔徑相等。考慮到本設(shè)計選定的聯(lián)軸器型號為LX3，該聯(lián)軸器的孔徑系列中存在一個42mm的值（【注】：關(guān)于聯(lián)軸器選擇計算將在后文闡述），故低速軸最小直徑段直徑最終確定為：。最小直徑段長度顯然應(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LX9聯(lián)軸器的轂孔深度為，故最小直徑段長度確定為2）穿過軸承蓋的軸（Ⅱ）段尺寸根據(jù)聯(lián)軸器軸向定位要求，第Ⅱ段與第段I間設(shè)有一個定位軸肩，其徑尺寸正好相差2倍的定位軸肩高度，故本設(shè)計最終確定為。至于該軸段的長度，完全可以在減速器設(shè)計與建模時，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)置了一個工藝軸肩，且工藝軸肩的高度通常，故根據(jù)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為確定第Ⅲ段長度，須先為低速軸選定滾動軸承。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，根據(jù)第Ⅲ段直徑大小，確定圓錐滾子軸承的代號為30211（有關(guān)軸承的選擇計算將在后文闡述）。第Ⅲ段的長度應(yīng)根據(jù)箱體內(nèi)壁與大齒輪端面距離（Δ1=15~18mm）的經(jīng)驗值、滾動軸承寬度（B）以及大齒輪在軸上的壓緊空間(δ=2~3mm)確定，并且為將該長度進(jìn)行圓整后，本設(shè)計確定為4）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)計經(jīng)驗，該軸段的直徑應(yīng)較軸承段直徑大3~8mm，這樣，第Ⅳ段的直徑范圍為本設(shè)計最終確定第Ⅳ段軸徑：第Ⅳ段的長度應(yīng)比大齒輪的較齒（或輪轂）寬度短于2~3mm，故有，且最終確定為5）軸環(huán)（Ⅴ）段尺寸確定因為第Ⅴ段與第Ⅳ之間相差設(shè)定了一個定位軸肩，故該段直徑范圍為這里最終確定為軸環(huán)（Ⅴ）段寬度大致等于大齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離，即為本設(shè)計確定為6）左軸承安裝（Ⅵ）段的尺寸確定考慮到圓錐滾子軸承應(yīng)成對使用，故第Ⅵ段的直徑與第Ⅲ段直徑相等，即有第Ⅵ段的長度應(yīng)比滾動軸承寬度略大一點，在這里將該長度值進(jìn)行圓整后，最終確定。本文將低速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計的結(jié)果列于表5中，與此同時，在軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計基礎(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ⅠⅡⅢⅣⅤⅥ直徑455255607055軸長82/3874/24圖9低速軸的三維結(jié)構(gòu)模型（4）低速軸強(qiáng)度校核1）斜齒圓柱齒輪輪齒受力分析圓周力徑向力軸向力2）低速軸受力軸段長度計算根據(jù)圓錐滾子軸承30212查機(jī)械設(shè)計手冊，可得其壓力中心位置為，則第Ⅰ段軸的中點到軸承壓力中心的距離：右端軸承的壓力中心（支點）到齒輪寬度中點位置的距離左端軸承到齒輪寬度中點位置的距離：3）軸兩端的支反力計算圖10（a）給出了低速軸和簡化力學(xué)分析模型。圖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)的支反力計算方法如下：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)的支反力計算方法如下：4）計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：截面C處沿垂直平面內(nèi)的彎矩：根據(jù)上述計算彎矩，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：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?？梢姡诮孛鍯的左側(cè)具有最大彎矩。5）作扭矩圖根據(jù)，可以做出軸的扭矩圖，如圖10（f）所示。6）計算當(dāng)量彎矩并做當(dāng)量彎矩圖式中，α為取折合系數(shù)且α取0.6。圖18低速軸的力學(xué)分析模型及彎矩圖7）軸的強(qiáng)度校核因截面C的左側(cè)當(dāng)量彎矩值更大，故C面的左側(cè)為危險剖面。與此同時，截面C的抗彎系數(shù)可以按下式計算，即這樣一來，危險截面處的當(dāng)量彎曲工作應(yīng)力7滾動軸承選擇與計算7.1高速軸的滾動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，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，特別是考慮到高速軸的軸承段尺寸為50mm，故而確定高速軸上的滾動軸承代號為30210。該軸承的主要參數(shù)列于6中。表630210軸承的幾何和力學(xué)性能參數(shù)軸承型號內(nèi)徑d外徑D寬度B額定動載荷3021050mm90mm20mm73.2kN7.2低速軸滾動軸承選擇與校核（1）低速軸的軸承代號選擇如前文所述，根據(jù)低速軸的裝配結(jié)構(gòu)設(shè)計情況，特別是，考慮到軸承段徑向尺寸為55mm，故而確定低速軸的滾動軸承代號為30211。為了提高低速軸的彎曲剛度，決定該對軸承采用正裝方式。30211型軸承的相關(guān)參數(shù)參見表7。表730211軸承的幾何和力學(xué)性能參數(shù)代號內(nèi)徑外徑寬度額定動載C3021155mm100mm22.75mm90.8kN（2）計算軸承的徑向載荷右端軸承（軸承B處）的徑向載荷左端軸承（軸承D處）的徑向載荷（3）計算軸承的內(nèi)部軸向力查文獻(xiàn)【1】表13-1，查得圓錐滾子軸承30211的判別系數(shù)，并查得該軸承的徑向系數(shù)和軸向系數(shù)的如下：當(dāng)時，徑向系數(shù)，；當(dāng)時，徑向系數(shù)，。30211滾動軸承的內(nèi)部軸向可以按式計算，即，B處軸承的內(nèi)部軸向力：D處軸承的內(nèi)部軸向力：低速軸的內(nèi)部軸向力及其軸向載荷情況，可參見19所示。圖19低速軸的滾動軸承軸向力分析模型（3）計算軸承的軸向載荷如圖19所示，由于，故該軸存在向左竄動趨勢，則軸承B“放松”,軸承D“壓緊”，這樣便有（4）計算軸承的當(dāng)量動載荷根據(jù)，查表可得：根據(jù)，查表可得：這樣便有式中，為軸的載荷系數(shù)，當(dāng)軸承工作中存在中等沖擊時，，在此?。?）計算滾動軸承的壽命由于本文軸承工作的環(huán)境溫度不會超過120度，故該對軸承的溫度系數(shù)可取。此外，對于圓錐滾子軸承，其軸承指數(shù)可以取。由于兩軸承的當(dāng)量動載滿足，故可按左端軸承預(yù)估該對軸承壽命，即軸承壽命為可見，該對圓錐滾子軸承30211滿足壽命要求。8聯(lián)軸器的選擇與計算（1）聯(lián)軸器的類型選擇考慮到本文的帶式輸送機(jī)工作時存在中等沖擊，同時本文的減速器傳動裝置所傳遞轉(zhuǎn)矩也不是特別太大，因此，為適當(dāng)?shù)販p少傳動裝置的工作振動與沖擊，同時為便于補(bǔ)償所聯(lián)接兩軸的間相對位移并降低機(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聯(lián)軸器，其結(jié)構(gòu)如圖11所示。圖11彈性柱銷聯(lián)軸器（2）聯(lián)軸器的選擇計算前文關(guān)于帶式輸送傳動裝置總體設(shè)計中已計算出了減速器輸出軸的理論轉(zhuǎn)矩，即為然后受到機(jī)器工作時的振動沖擊等眾多因素影響，聯(lián)軸器實際的工作載荷較理論載荷大得多，在選擇聯(lián)軸器型號規(guī)格時，必須考慮載荷增大的因素，或者說必須以計算載荷作為型號規(guī)格選定的依據(jù)。查閱文獻(xiàn)【1】中表161-1，查得中等沖擊條件下的聯(lián)軸器工況系數(shù)，這樣一來，聯(lián)軸器的計算載荷為（3）聯(lián)軸器的型號確定根據(jù)聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩及卷筒軸工作轉(zhuǎn)速n，查閱文獻(xiàn)【2】中的表15-8，可以選定彈性柱銷聯(lián)軸器的型號：LX3（GB/T4323-2002）。該聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩，許用轉(zhuǎn)速，主動端采用Z型孔且孔徑、孔深，采用C型鍵槽。從動端則采用J1型孔，孔徑，孔深，采用A型鍵槽，相應(yīng)的選聯(lián)軸器標(biāo)記形式為LX3聯(lián)軸器9鍵的選擇與校核計算（1）電機(jī)軸與小帶輪孔之間的鍵連接由于對電機(jī)軸與小帶輪鍵的連接沒有特殊要求，故而選用A型普通鍵。根據(jù)電動機(jī)的軸徑，查文獻(xiàn)【1】表10-8，查得鍵寬與鍵高；考慮到電動機(jī)的軸伸E=110mm，結(jié)合文獻(xiàn)【1】表10-8，選定鍵長。故電動軸與小帶輪之間為鍵的型號為：GB/T1096鍵12x8x100。由于鍵、軸、輪轂三者選用的材料都是鋼且工作時有輕微沖擊，查文獻(xiàn)【1】表10-9，得到許用擠壓應(yīng)力為該鍵的工作長度為故工作擠壓應(yīng)力為可見，該平鍵連接的強(qiáng)度是足夠的。（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)大帶輪軸孔直徑查文獻(xiàn)【1】表10-8可選取鍵寬鍵高為，根據(jù)大帶輪寬度并結(jié)合鍵的長度系列10-8，選擇鍵長。故大帶輪軸孔間鍵連接選用：GB/T1096鍵12x8x56。由于鍵、軸、輪轂三者選用的材料都是鋼，且工作時有輕微沖擊，即查文獻(xiàn)【1】表10-9得。鍵的工作長度為故工作擠壓應(yīng)力為可見，大帶輪軸轂間鍵連接同樣滿足強(qiáng)度要求。（3）低速軸與大齒輪間的鍵連接對于單級減速器而言，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)動輸出，與此同時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。圖12大齒輪與低速軸間平鍵連接針對A型平鍵，考慮到大齒輪孔徑，查文獻(xiàn)【1】表10-8可查得鍵的截面尺寸：。鍵的長度應(yīng)略短于大齒輪寬度并符合長度系數(shù)值要求，考慮了大齒輪寬度為76mm，故根據(jù)鍵長系列，選定鍵長這樣，大齒輪與軸間的A鍵平鍵的標(biāo)記為：鍵由于鍵、軸、齒輪三者選用的材料都是鋼且工作時有輕微沖擊，查文獻(xiàn)【1】表10-9，查得許用擠壓應(yīng)力，而鍵的工作長度：且該鍵傳遞的轉(zhuǎn)矩為，故鍵連接的工作擠壓應(yīng)力為：可見，該鍵連接強(qiáng)度是足夠的。10減速器箱體及減速器附件設(shè)計（1）減速器箱體參數(shù)經(jīng)驗性計算參照文獻(xiàn)【2】中表6-1所列經(jīng)驗公式，本文對圖13所示的箱體結(jié)構(gòu)尺寸進(jìn)行了設(shè)計計算，具體計算結(jié)果則列于表11中。值得一提的是，該齒輪傳動的中心距a=210mm。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）名稱符號減速器尺寸關(guān)系實際尺寸箱體壁厚δ0.03a+1≥810箱蓋壁厚δ0.02a+1≥810箱座凸緣厚度b1.6δ16箱蓋凸緣厚度b1.6δ16名稱符號減速器尺寸關(guān)系實際尺寸箱座底凸緣厚度b2.5δ25地腳螺釘直徑d0.036a+12=19.5mm20地腳螺釘數(shù)目na≤250mm，n=44軸承旁連接螺栓直徑d0.75d16機(jī)蓋與機(jī)座連接螺栓直徑d(0.5~0.6)d12連接螺栓d2l≤150~250mm170軸承端蓋螺釘直徑d(0.4~0.5)d10窺視孔蓋螺釘直徑d(0.3~0.4)d8定位銷直徑d(0.3~0.4)d8dc17.5dc17.5軸承旁凸臺半徑Rc17.5凸臺蓋度h45箱體外壁至軸承座端面距離lc1+38箱蓋、箱座肋厚mm1≈0.858.5軸承旁連接螺栓距離ss≈175（2）減速器的附件設(shè)計與建模1）油面指示器設(shè)計油面指示器是用來指示箱內(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)計時應(yīng)注意油標(biāo)心的長度要適中，既不能伸出箱內(nèi)壁，也不能碰不到油面。與此同時，油標(biāo)尺安裝的角度還要考慮到其起吊裝置干涉問題，就防止碰撞而導(dǎo)致無法深入或取出油面指示器。本文設(shè)計的油標(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)計由于帶式輸送機(jī)的減速器通常會長期工作，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排出，從而保證箱體的內(nèi)、外氣壓平衡，以免潤滑油沿箱體接合面、軸外伸處及其他縫隙滲漏出來。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1（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)計本文在箱蓋的頂部開設(shè)了一個窺視孔如圖17（a）所示，通過該孔便可方便地觀察傳動齒輪的嚙合情況。與此同時，利用這個大孔，人們還能方便地將一些小工具伸入箱體內(nèi)而對機(jī)件進(jìn)行一些小調(diào)整或操作。更主要的是，當(dāng)需要更換潤滑油時，可以通過該窺視孔向箱體內(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，在箱蓋的頂部專門設(shè)置一個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5）定位銷、起蓋螺釘及起吊裝置選擇與設(shè)計①定位銷為了保證其各部分在加工及裝配時能夠具有精確的位置，特別是為保證箱體軸承座孔的加工精度以及安裝精度，在箱蓋與箱體之間設(shè)置兩個定位銷，如圖18所示，而且為了保證箱蓋與箱體相對位置的定位精度，兩個定位銷的位置最好沒有幾何對稱關(guān)系。通常，定位銷分為圓柱銷和圓錐銷，其中圓柱銷主要用于銷子裝入后基本上不再取出地場合。考慮到減速器箱蓋須常打開，故定位銷相須常拆裝，因此，為了保證定位的可靠性，本文選用圓錐銷。作為定位之用的圓錐銷，其徑向尺寸通常沒有特別要求，為此本文選用直徑為8mm的圓錐，該圓錐銷標(biāo)識為：銷GB/T119.18m6×40。圖18定位銷的安裝位置②起蓋螺釘裝配減速器時，在箱體剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封膠，因而在拆卸時往往因膠結(jié)緊密難于打開箱蓋，為此，在箱蓋上設(shè)置一個起蓋螺釘如圖19所示，并且通過旋動起蓋螺釘，便可將箱蓋頂起。（a）起蓋螺釘?shù)陌惭b(b)起蓋螺釘?shù)奈恢茫╟）起蓋螺釘結(jié)構(gòu)圖19起蓋螺釘?shù)脑O(shè)計與安裝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11減速器密封、潤滑方式的選擇（1）減速器的密封形式為了防止箱體內(nèi)潤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。對于無相對運(yùn)動的結(jié)合面，可采用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運(yùn)動速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計中由于密封界面的相對速度較小，故采用接觸式密封?？紤]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。（2）齒輪潤滑方式確定通常，針對閉式圓柱齒輪傳動，其潤滑方式根據(jù)齒輪圓周速度大小予以決定。由于本文的大齒輪圓周速度為：v=2.7ms<12m/s，故可采用將大齒輪的輪齒浸入油池的浸油潤滑方式的，這樣一來，當(dāng)齒輪傳動運(yùn)轉(zhuǎn)時，大齒輪輪齒就能把潤滑油帶到嚙合工作區(qū)，同時也會將一些油甩到箱壁上，以實現(xiàn)齒輪減速器散熱。采用該潤滑方式，大齒輪浸入油中的深度不宜超高一個齒高，且一般亦不應(yīng)小于10mm；為了避免齒輪轉(zhuǎn)動時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。由于大齒輪的全齒高：h=6.75mm≤10mm，故而取定減速器的齒輪浸油深度為10mm，則油在箱體內(nèi)的總H=10+30~根據(jù)齒輪圓周速度查表選用負(fù)荷工業(yè)齒輪油（GB5903-2011），牌號為LCKC320潤滑油，黏度推薦值為：288-352cSt。（3）滾動軸承的潤滑滾動軸承的潤滑劑可以是脂潤滑、潤滑油或固體潤滑劑。具體采用哪種潤滑方式，通?？梢愿鶕?jù)齒輪的圓周速度進(jìn)行判斷。由于齒輪圓周速度v<2m/s，所以高速軸與低速軸處的滾動軸承均采用脂潤滑進(jìn)行潤滑。特別是，當(dāng)軸承采用脂潤滑軸承的時候，為了避免潤滑油稀釋軸承空間內(nèi)的潤滑油脂，設(shè)計中采用擋油盤將高速軸上的軸承與箱體內(nèi)部進(jìn)行隔開，并且軸承與箱體內(nèi)壁需還設(shè)計了一定的距離。至于軸承的潤滑脂牌號，本文選用通用滾珠潤滑脂（GB/T0386-1992），該類潤滑脂適用于寬溫度范圍內(nèi)各種機(jī)械設(shè)備的潤滑，具體選用的牌號為：ZG69-2的潤滑脂。12減速器的三維裝配結(jié)構(gòu)建模（1）箱蓋的設(shè)計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，在建模過程中需要添加鑄造圓角與拔模角度。出于工程實際考慮，減速器箱蓋通常使用綠色涂漆，本設(shè)計將外表面特性更改為綠色涂漆。對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、磨削等修飾加工，本設(shè)計出于實際加工情況，將加工表面更改為暴露出的金屬本色，如圖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（2）箱座的設(shè)計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，在建模過程中需要添加鑄造圓角與拔模角度。本文設(shè)計過程中，考慮到方便于內(nèi)部潤滑液泄出，故在內(nèi)腔底部添加斜度與階梯。并且出于工程實際的考慮，減速器箱體通常使用綠色涂漆，本設(shè)計將外表面特性更改為綠色涂漆。對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，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，其上面設(shè)有氈圈密封槽并在裝配時裝有氈圈，以做好密封。悶蓋和透蓋的結(jié)構(gòu)，如圖26和圖27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（a）視角一(b)視角二(c)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)計及其三維模型當(dāng)完成了減速器各主要零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計和三維建模之后，便可對這些零件進(jìn)行裝配三維虛擬裝配，并對各零件相對位置關(guān)系進(jìn)行修配，同時對三維模型進(jìn)行干涉檢查，從而完成減速器的裝配結(jié)構(gòu)設(shè)計，本文設(shè)計出的減速器具有如圖29~37所呈現(xiàn)的結(jié)構(gòu)。圖29減速器的等軸測三維模型圖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二14減速器裝配圖及零件工作圖設(shè)計本設(shè)計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

15全文總結(jié)（1）本文的主要貢獻(xiàn)1）分析擬定出帶式輸送機(jī)的傳動系統(tǒng)方案。在對帶式輸送的傳動裝置進(jìn)行了總體設(shè)計分析的基礎(chǔ)上，擬定出“電動機(jī)-V帶傳動-一級斜齒圓柱齒輪傳動-彈性聯(lián)軸器-驅(qū)動卷筒-輸送帶”的帶式輸送機(jī)總體傳動方案。2）完成了帶式輸送機(jī)的總體設(shè)計分析和計算。針對帶式輸送機(jī)，進(jìn)行了運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)計算，確定電動機(jī)的功率與速度，選定了驅(qū)動電機(jī)的型號，確定系統(tǒng)的總傳動比為9.83，實現(xiàn)了傳動比的分析并使帶傳動和齒輪傳動的傳動比分別為3.11和3.16。3）進(jìn)行了帶式輸送機(jī)傳動零件的工作能力計算。針對帶式輸送機(jī)的傳動部件V帶傳動、斜齒圓柱齒輪傳動進(jìn)行了設(shè)計計算，并對帶輪及齒輪進(jìn)行了結(jié)構(gòu)設(shè)計。該帶傳動的中心距為1000.8mm，大、小帶輪直徑分別為180mm和560mm，且采用B型帶；齒輪傳動的法面模數(shù)模數(shù)為4mm，兩齒輪分度圓直徑分別為100.8mm、319.2mm，中心距為210mm。4）進(jìn)行了減速器軸系零部件選型、結(jié)構(gòu)設(shè)計和強(qiáng)度校核。設(shè)計出軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，選定了滾動軸承型號并對其進(jìn)行了壽命計算；選定聯(lián)軸器型號為：，選定了鍵連接的類型與規(guī)格，并對其工作能力進(jìn)行校核。5）完成的減速器的裝配結(jié)構(gòu)設(shè)計及其三維建模工作。設(shè)計了帶式輸送機(jī)傳動裝置的裝配結(jié)構(gòu)，建立了減速器、帶傳動的三維裝配模型及整個傳動裝置的三維裝配模型。6）設(shè)計出帶式輸送機(jī)傳動裝置主要零件的細(xì)部結(jié)構(gòu)。7）繪制了減速器的總體裝配圖及其主要零件的工作圖。（2）設(shè)計感悟本次以帶式運(yùn)輸機(jī)用斜齒圓柱齒輪減速器為對象的課程設(shè)計，是一次真正的理論聯(lián)系實際、深入理解設(shè)計概念、深刻體認(rèn)設(shè)計過程的綜合性實踐活動，不僅幫助我樹立了嚴(yán)謹(jǐn)務(wù)實、精益求精、理論聯(lián)系實際的設(shè)計思想，而且使我形成了較強(qiáng)的工程意識；訓(xùn)練了本人綜合運(yùn)用機(jī)械工程設(shè)計及其先修課程的理論、知識技術(shù)，解決實際工程問題的基本能力；同時還鞏固、深化、擴(kuò)展本人關(guān)于設(shè)計、制造和材料學(xué)科方面的知識，提高了本人的機(jī)械工程設(shè)計與創(chuàng)新能力的基本能力。在整個設(shè)計過程中，我不由自主地心生了不少感悟。首先，我深刻地感覺到基于這種綜合性的設(shè)計實踐，不僅能使我們不僅站在學(xué)生角度去分析思考解決問題的方法，而且促使我們開始嘗試站在工程設(shè)計人員，甚至工程師的角度去尋求工程問題的解決方