课程设计带式输送机传动系统设计(含CAD图纸) (1)

湖南工业大学

课 程 设 计

资 料 袋

机 械 工 程 学院（系、部） 2011-2012 学年第 一 学期 课程名称 机械设计 指导教师 李历坚 职称 教授 学生姓名 闫涛 专业班级 机械设计及自动化 班级 092 学号09405700433 题 目 带式输送机传动系统设计 成 绩 起止日期 2011 年 12 月 21 日～ 2011年 1 月 1 日

目 录 清 单

序号 1 2 3 4 5 6 材 料 名 称 课程设计任务书 课程设计说明书 课程设计图纸 装配图 零件图 资料数量 1 1 1 2

备 注 张

课程设计任务书

2009—2010学年第一学期

机械工程 学院（系、部） 机械设计及自动化 专业 092 班级

课程名称： 机 械 设 计 设计题目： 带式输送机传动系统设计 完成期限：自 2011 年 12 月 21 日至 2011 年 1 月 1 日共 2 周

一、设计的主要技术参数： 卷筒直径D=355mm，运输带速度v=1.4m/s, 输送带最大有效拉力为F=3000N 工作条件：双班制工作，工作时有轻微振动，使用寿命为8年（其中轴承寿命为3年以上）。 二、设计任务：传动系统的总体设计； 传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计； 设计计算说明书的编写。 三、每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务： （1） 减速机装配图1张； （2） 零件工作图2张； （3） 设计说明书1份（6000~8000字）。 内 容 及 任 务 起止日期 进 度 安 排 2011.12.21-2011.12.22 2011.12.23-2011.12.25 2011.12.25-2011.12.31 2012.01.01 工作内容 传动系统总体设计 传动零件的设计计算 减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书 交图纸并答辩 1.《机械设计（第八版）》（濮良贵，纪明刚主编 高教出版社） 主 要 参 考 资 料 2.《机械设计课程设计》（金清肃主编 华中科技大学出版社） 3.《工程图学》（赵大兴主编 高等教育出版社） 4．《机械原理》（朱理主编 高等教育出版社） 5.《互换性与测量技术基础》（徐雪林主编 湖南大学出版社） 6.《机械设计手册（单行本）》（成大先主编 化学工业出版社） 7.《材料力学》（刘鸿文主编 高等教育出版社） 指导教师（签字）： 年 月 日 系（教研室）主任（签字）： 年 月 日

机 械 设 计

设计说明书

带 式 输 送 机 传 动 系 统 设 计

起止日期： 2011 年 12 月 21 日 至 2012 年 01 月 01 日

学生姓名 班 级 学 号 成 绩 指导教师(签字)

闫 涛 机设092 09405700433

机械工程学院（部） 2012年01月01日

目 录

1 设计任务书·················································································· 3 2 传动方案的拟定 ········································································· 4 3 原动机的选择 ············································································· 6 4 传动比的分配 ············································································· 8 5 传动装置运动和运动参数的计算·································· 9 6 传动件的设计及计算 ······························································· 12 7 轴的设计及计算 ······················································ 20 8 轴承的寿命计算及校核 ··························································· 36 9 键联接强度的计算及校核 ······················································· 38 10 润滑方式、润滑剂以及密封方式的选择 ······························· 40 11 减速器箱体及附件的设计 ······················································· 42 12 设计小结 ······························································· 46 13 参考文献 ······························································· 47

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1.设计任务书

1.1 课程设计的设计内容

设计带式输送机传动系统中的减速器，其传动转动装置图如下图1-1所示。

图1.1 带式输送机传动系统简图

1—电动机；2—联轴器；3—两级圆柱齿轮减速器；

4—联轴器；5—滚筒；6—输送带

1.2 课程设计的原始数据动力及传动装置

已知条件：①运输带最大有效拉力：F=3000N；

②运输带的工作速度：v=1.4m/s； ③输送机滚筒直径：D=355mm；

④使用寿8年（其中轴承寿命为3年以上）。

1.3 课程设计的工作条件

带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷较平稳；输送带工作速度v的允许误差为±5％；二班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，大修期为2～3年，大批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。

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2.传动方案的拟定

2.1传动方案的要求

传动方案应满足工作机的要求，适应工作环境和条件，应满足工作可靠的要求且结构简单，尺寸紧凑，制造成本低，传动效率高，维护方便。

2.2工作机器的分析

带式运输机的传动方案如下图所示

图 2.1带式输送机传动系统简图

1—电动机；2—联轴器；3—两级圆柱齿轮减速器；

4—联轴器；5—滚筒；6—输送带

图2.1中展开式两级圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级齿轮布置在远离转矩的输入端，这样，轴载转矩的作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象，用于载荷比较平稳的场合，高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。

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2.3传动方案说明

1) 传动装置组成:

电动机1、联轴器2、两级圆柱齿轮减速器3、联轴器4、滚筒5和输送带6

2)传动原理:

电动机与减速器是通过皮带进行传动的，由于电动机转速高，所以经过减速器二级变速，通过联轴器带动滚筒转动。在同样的张紧力下，V带较平带传动能产生更大的摩擦力，而且V带所允许的中心距较平带大，传动平稳，结构简单，使用维护方便，价格低廉。故在第一级(高速级)采用V带传动较为合理，这样还可以减轻电动机因过载产生的热量，以免烧坏电机，当严重超载或有卡死现象时，皮带打滑，可以起保护电机的作用。

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3.原动机的选择

3.1原动件的选择

a．计算工作机功率

PwFV1000300010001.4kw4.2kw

式中：Pw—工作机所需的有效功率（kw）

F—运输带最大有效拉力( N)

V—运输带的工作速度（m/s）

3.2工作机的有效功率

传动装置总效率：

设:c——联轴器效率，c0.99

g——闭式圆柱齿轮传动效率（设齿轮精度为8级）

b——一对滚动轴承效率，b=0.98

d——输送机滚筒效率，d=0.96 5w——输送机滚筒轴至输送带间的效率 （见文献【2】表3-3） 估算传动系统总效率为

01122334

其中： ==0.99

=

=0.980.970.9506

==0.980.970.9506 =

=0.980.990.9702

=bd=0.980.960.9408

传动系统的总效率：η=0.990.95060.95060.97020.808工作时，

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电动机所需功率为：

PdPw/4.2/0.805.20kw

由参考材料【2】表12-1可知，满足pepd条件的Y系列三相交流异步电动机额定功率pe应取为5.5kw。

3.3选择电动机的型号

a.计算卷筒的转速

60v601.4nw75.36r/min

πD3.140.355b.根据动力源和工作条件，电动机的类型选用Y系列三相异步电动机。电动机的额定功率选取3KW、转速可选择常用同步转速：3000r/min、1500 r/min、1000 r/min 和750r/min以便比较。

传动系统的总传动比为

式中：

nm—电动机满载转速

n—运输带的转动速度

根据电动机型号查【2】表8-53确定各参数。将计算数据和查表数据填入表3-1，便于比较。 方案 电动机型号 额定功同步转速满载转速总传动率/KW /(r/min) /(r/min) 比 1 2 3 4 Y132S1-2 Y132S-4 Y132M2-6 Y160M2-8 5.5 5.5 5.5 5.5 3000 1500 1000 750 2900 1440 960 720 34.48 19.11 12.74 9.55

表3-1 电动机的数据及总传动比

由上表可知，相比1、3、4方案，方案2转速高，电动机价格低，总传动比虽然大些，但完全可以通过传动带和两级齿轮传动实现，此方案较优，所以选方案2。

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4.传动比的分配

4.1总传动比

i0nm144019.11 nw75.364.2各级传动比的分配

由传动系统方案知：i011 i341

由计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比i为

ii12i23i19.11i01i34

为了便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同，齿面硬度HBS350，齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比为

高速级圆柱齿轮传动比i121.3i1.319.114.98 低速级圆柱齿轮传动比：i23ii1219.11/4.983.84 各级传动比分别为 i011 i124.98 i233.84 i341

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5.传动装置运动和运动参数的计算

将传动装置各轴由高速到低速依次定为

0轴--电动机轴

I轴--减速器高速轴

Ⅱ轴--减速器中间轴

Ⅲ轴--减速器低速轴

Ⅳ轴--输入机滚筒轴

5.1各轴转速

0轴：

n0nm1440r/min

Ⅰ轴：

nn0Ⅰ

i14401440r/min 011Ⅱ轴：

nⅠ

1440

4.98289.16 Ⅲ轴：

Ⅲ

289.163.8475.30 Ⅳ轴：

nnⅢⅣi75.30175.30r/min 345.2各轴输入功率

0轴：P0Pd5.20kw

Ⅰ轴： P1P0015.200.995.15kw

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Ⅱ轴： P1125.150.95064.90kw

Ⅲ轴：P3P2234.900.95064.66kw

Ⅳ轴: P3344.660.97024.52kw

5.3各轴输入转矩

0轴：

TP009550n34.47 0Ⅰ轴：

9550P1n95505.1534.16 11440Ⅱ轴：

9550P24.90n9550161.83 2289.16Ⅲ轴：

9550P3n95504.66591.01 375.30Ⅳ轴：

9550P4n95504.52573.40 475.30

运动和动力参数结果如下表：

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功率转矩T/转速n/ 轴号 P/Kw （ ） （r/min） 传动比i 0轴 5.20 34.47 1440 1 Ⅰ轴 5.25 34.16 1440 Ⅱ轴 4.98 4.90 161.83 289.16 Ⅲ轴 3.84 4.66 591.01 75.30 Ⅳ轴 1 4.52 573.40 75.30

表5-1运动和动力参数

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6.传动件的设计及计算

6.1高速级直齿圆柱齿轮的设计及计算

6.1.1选精度等级、材料及齿数

1） 材料及热处理：

选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 2） 精度等级选用7级精度：

3） 齿数：选小齿轮齿数z120，大齿轮齿数z24.982099.6的 故取z2100

6.1.2按齿面接触强度设计

因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按式（6.2-1）试算，即

2KT1u1ZE （6.2-1） d1t2.32duH1.确定公式内的各计算数值

（1） 试选Kt＝1.3

（2） 由文献【1】中表10－7选取尺宽系数d＝1

（3） 由文献【1】中表10－6查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa

（4） 由文献【1】中图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极σHlim1＝

600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； （5） 由文献【1】中式10－13计算应力循环次数

1232N160n1jLh60144012830083.32109

3.32109N26.67108

4.98此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Lh为齿轮的工作寿命，单位小时 （6） 由文献【1】中图10-19取接触疲劳寿命系数KHN10.92,KHN20.98

（7） 由文献【1】中式10-12，计算接触疲劳许用应力（取失效概率1%，安全系数S=1）

[σH]1KHN1σHlim10.92600552MPa SKHN2σHlim20.98550539MPaS

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[σH]2

2.计算

① 试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值。

1.33.421045.98189.82d1t2.32()mm43.56mm

14.985393② 计算圆周速度v。

πd1tn1π43.561440vm/s3.28m/s

601000601000③ 计算齿宽b

bdd1t143.56mm43.56mm

b④计算齿宽与齿高之比。

hmtd1t43.56mm2.17mm z120

h2.25mt2.252.17mm4.88mm

b43.568.93 h4.88

⑤ 计算载荷系数K。

根据v=1.4m/s，7级精度，由文献【1】中图10-8（p194）查得动载系数 ；

由文献【1】中表10-3查得直齿轮， =1；

由文献【1】中表10-2查得使用系数KA=1；

由文献【1】中表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，

=1.417。

由 =8.89， =1.417由文献【1】中图10-13得 =1.32

故载荷系数：KKAKVKHαKHβ11.0511.4171.49

⑥ 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得

d1dlt3K1.4943.56x344.84mm Kt1.3第13页 共47页

⑦ 计算模数m

md144.842.24mm z120所以根据《机械原理》表7.2可得标准模数：m2.5mm

6.1.2按齿根弯曲强度设计

由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为

m32KT1YFaYsa() 2dZ1σF1.确定公式内的各计算数值

①由文献【1】中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500Mpa；大齿轮的弯曲强度极限 =380Mpa

②由文献【1】中图10-18取弯曲疲劳寿命系数 =0.85， =0.88 ③计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得

Kσ0.85500MPa303.57MPa σF1FN1FE1S1.4Kσ0.88380MPa238.86MPa σF2FN2FE2S1.4④ 计算载荷系数K

KKAKVKFαKFβ11.0511.321.39mm

⑤查取齿形系数。

由文献【1】中表10-5查得 =2.80 =2.18； ⑥查取应力校正系数

由文献【1】中表10-5查得 =1.55； =1.79；

⑦计算大、小齿轮的

YFaYsa并加以比较。 σFYFa1YSa12.80X1.550.014； [σF]1303.57YFa2YSa22.18X1.790.016；

[σF]2238.86大齿轮的数值大。

2.设计计算

m321.393.420.016mm1.56mm2120

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度

计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而

第14页 共47页

齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数1.56并就近圆整为标准值m2mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=44.84mm，算出小齿轮齿数。

d44.84z1122.42 取 =23，

m2则大齿轮数

= =4.98x23=114.54， =115

. 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

6.1.3 几何尺寸计算

1.计算分度圆直径

d1z1m232mm46mm

d2z2mn1152mm230mm

2.计算中心距

ad1d246230mm138m 22

3.计算齿轮的宽度

bdd1146mm46mm

圆整后取B246mm;B151mm。

6.2低速级直齿圆柱齿轮的设计及计算

6.2.1选精度等级、材料及齿数

1） 材料及热处理：

选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 2） 精度等级选用7级精度：

3） 齿数：选小齿轮的齿数z120，大齿轮齿数z43.842076.8 故取z477

6.2.2按齿面接触强度计算

根据文献【1】中10-21式进行试算，即

第15页 共47页

2KT2u1ZEd3t2.323duH1.确定公式内的各计算数值

① 试选载荷系数 。 ② 计算小齿轮传递的转矩。

2

95.5105P295.51054.90T21.62105Nmm

n2289.16③ 由文献【1】中表10-7选取齿宽系数 。

④ 由文献【1】中表10-6查得材料弹性影响系数ZE189.8MPa。 ⑤ 由文献【1】中图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

12σHlim1600MPa；大齿轮的接触疲劳强度σHlim2550MPa 。

⑥ 由文献【1】中式10-13计算应力循环次数。

N360n2jLh60289.1612830086.67108

—齿轮的转速（r/min）。

j—齿轮每转一圈，同一齿面的啮合次数，j1。

Lh—齿轮的工作寿命（h）。

6.67108N41.74108

3.84⑦由文献【1】中图10-19取接触疲劳寿命系数KHN10.94,KHN20.98 ⑧由文献【1】中式10-12，计算接触疲劳许用应力（取失效概率1%，安全系数S=1）

Kσ[σH]1HN1Hlim10.94600564MPa

S

Kσ[σH]2HN2Hlim20.98550539MPa

S2. 计算

① 试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值。

51.31.62104.84189.82d3t2.323()mm74.34mm

13.84539② 计算圆周速度v

πd3tn2π74.34289.16vm/s1.13m/s

601000601000第16页 共47页

③ 计算齿宽b

bdd3t174.34mm74.34mm

④计算齿宽与齿高之比

b hd3t74.34mm3.72mm z320模数： mt齿高： h2.25mt2.253.72mm8.37mm

b74.348.88 h8.37

⑤ 计算载荷系数K。

根据v=1.4m/s，7级精度，由文献【1】中图10-8（p194）查得动载荷系数 =1.05，

由文献【1】中表10-3查得直齿轮， =1；

由文献【1】中表10-2查得使用系数KA=1；

由文献【1】中表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，

=1.417。

由 =8.88， =1.417由文献【1】中图10-13（p198）得 =1.32

KKAKVKHαKHβ11.0511.4171.49

⑥ 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得

d3d3t3⑦ 计算模数m

K1.4974.34x377.80mm Kt1.3d377.803.89mm z320m所以根据《机械原理》表7.2可得标准模数：m4mm

6.2.3按齿根弯曲强度设计

由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为

m32KT2YFaYsa() 2dZ3σF第17页 共47页

1.确定公式内的各计算数值

①由文献【1】中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500Mpa；大齿轮的弯曲强度极限 =380Mpa

②由文献【1】中图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN30.88;KFN40.90 ③计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得

KFN3FE30.88500314.286MPaS1.4

K0.90380[F]4FN4FE4244.286MPaS1.4[F]3④ 计算载荷系数K

KKAKVKFKF11.0511.301.365

⑤查取齿形系数。

由文献【1】中表10-5查得 YFa3=2.80 YFa4=2.22；

⑥查取应力校正系数

由文献【1】中表10-5查得 YFa4=1.55； YSa4=1.77；

⑦计算大、小齿轮的

YFaYsa并加以比较。 σFYFa3YSa32.801.550.014； [σF]3314.286

YFa4YSa42.221.770.016； [σF]4244.286大齿轮的数值大。

2.设计计算

521.31.6210m30.0162.601mm

1202对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数2.601并就近圆整为标准值m3mm，按接触强度算得的分度圆直径d3=77.80mm，算出小齿轮齿数。

第18页 共47页

z3d377.8025.93 m3取z326，

则大齿轮数 z4z3=3.84x26=99.84，z4=100

. 这样设计储 的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲

疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

6.2.4几何尺寸计算

1.计算分度圆直径

2.计算中心距

3.计算齿轮的宽度

d3z3m26378mm

d4z4m1003300mm

ad3d47823002189mm bdd3178mm78mm

圆整后取B278mm,B183mm。

第19页 共47页

7.轴的设计及计算

7.1低速轴的设计

7.1.1轴的受力分析

根据输出轴运动和动力参数、低速级齿轮设计几何尺寸及参数，计算作用在输出轴的齿轮上的力：

输出轴的功率 P34.66kw 输出轴的转速 n375.30r/min

输出轴的转速 T3591.01Nm5.91105Nmm

2T325.91105Ft3940Nd4300FrFttan3940tan2001434.04N

7.1.2轴的材料的选择

由于低速轴转速不高，但受力较大，故选取轴的材料为45钢，调质处理。

7.1.3轴的最小直径

根据文献【1】中表15-3,取A0=112,由15-2式可初步估算轴的最小直径，

dminA03p34.661123mm44.30mmn375.30

式中：A0—最小直径系数，根据文献【1】中表15-3按45钢查得A0112 P3—低速轴的功率（Kw），由表5-1可知: P34.66Kw n3—低速轴的转速（r/min），由表5-1可知：n375.30r/min 输出轴的最小直径应该安装联轴器g处，为了使轴直径

dIII与联轴器的孔径

第20页 共47页

相适应，故需同时选取联轴器的型号。根据文献【1】中表14-1式查得

TcaKAT3

式中：Tca—联轴器的计算转矩（Nmm）

KA—工作情况系数，根据文献【1】中表14-1按转矩变化小查得，

KA1.5

T3—低速轴的转矩（Nmm），由表5-1可知：T3591.01103Nmm 因此： TcaKAT31.5591.01103886515Nmm 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014-2003或根据文献【2】中表8-36查得，选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250 Nm。其具体结构及基本参数如图7.1及表7-1所示：

图7.1 LX3型弹性柱销联轴器结构形式图

第21页 共47页

J、J1、Z许用转速轴孔直径 Y型 型 型号 [n]Tn （d1、d2、dZ） （r/min） L L L Nm 公称转矩轴孔长度mm DmmD1 mm S Bmmmm 质量 Kg. m2 kg 转动惯量 30,32,35,38 LX3 1250 4750 40,42,45,48 82 60 82 160 75 36 2.5 0.026 8 112 84 112 表7-1.LX3型弹性柱销联轴器基本参数及主要尺寸

由上表可知，其公称转矩为1250Nm。半联轴器孔径d145mm，故取

dIII45mm，半联轴器的长度L112mm，与轴配合的毂孔长度L184mm。

7.1.4轴的结构设计

1.拟定轴上零件的装配方案

低速轴的装配方案如下图7.2所示，

图7.2 低速轴的结构与装配

第22页 共47页

2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

①满足半联轴器的轴向定位要求。Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径

dIIIIIdIII2hII452453mm

式中：hII—轴Ⅱ处轴肩的高度（mm），根据文献【1】中P364中查得定位轴肩的高度

hII0.07~0.1dIII0.07~0.1453.15~4.5mm，故取hII4mm 左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D挡圈55mm。半联轴器与轴配合的毂孔的长度L184mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L1稍短一些，现取LⅠⅡ82mm。

②初步选择滚动轴承。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，根据文献【1】中表13-1可选3型圆锥滚子轴承。根据文献【2】中表13-1中参照工作要求并根据dIIIII53mm，由轴承产品目录中可初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承33011，其基本尺寸资料如下表7-2所示

参数 d 数值mm 45 标准图 D 90 T 27 C 21 a 19 B 27

表7-2 33011型圆锥滚子轴承

第23页 共47页

由上表7.2可知该轴承的尺寸为dDT55mm90mm27mm，故

dⅢⅣdⅦⅧ55mm 、lⅢⅣ27mm；

由于圆锥滚子轴承采用脂润滑，得用封油环进行轴向定位和挡油。由手册上查的33011型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此，取 Ⅳ mm。 ③取安装齿轮处的轴段Ⅵ-Ⅶ的直径dⅥⅦ60mm已知齿轮轮轮毂的宽度为78

mm，为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此齿段应略短于轮毂宽度，故取

lⅥⅦ74mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=6mm，则轴环处的直径d Ⅵ72mm。轴环宽度b≥1.4h，取l Ⅵ12mm。

④取轴承端盖的总宽度为b端盖20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l30mm（参看图7.1），故取lⅡⅢ50mm。

⑤根据轴的总体布置简图7.2可知，齿轮距箱体内壁之距离a16mm，锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离c20mm（参考图7.1）。考虑到箱体的铸造误差以及轴承的整体布置，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s8mm。已知滚动轴承宽度T27mm,根据文献【1】图10-39（b）中可初取大圆锥齿轮轮毂长L28mm，则

lⅦⅧTsa78-74278164mm55mm lⅣ Bcasl Ⅵ3402016812375mm

至此，经过步骤①②③④⑤已初步确定了轴的各段直径和长度，如上图7.4所示，并归纳为下表7-3所示，

轴的参数 轴段长度 轴段直径 轴肩高度 参数符号 l d h 轴的截面（mm） Ⅰ 82 45 — 3.5 Ⅱ 50 52 1.5 Ⅲ 27 55 3.5 Ⅳ 75 62 3.5 12 72 5 Ⅵ Ⅶ 74 60 2.5 Ⅷ 55 55 — 表7-3.低速轴的参数值

7.2.4轴上零件的周向定位

齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用圆头普通平键连接。根据文献【1】

第24页 共47页

中表6-1按dIVV62mm查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面bh18mm11mm，键槽用键槽铣刀加工，长为L45mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对

H7中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，按dIII查得联轴器与轴连接的

n6平键截面bh14mm9mm键槽用键槽铣刀加工，长为L70mm，半联轴器与

H7轴配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直

k6径尺寸公差为k6。

7.2.4.4 确定轴上圆角和倒角尺寸

根据文献【1】中表15-2查得，取轴端倒角为245，各轴肩处的圆角半径见图7.2。

7.2.5 求轴上的载荷

首先根据轴的结构图（图7.4）做出轴的设计简图（7.1图）。在确定轴承的支点位置时，应从圆锥滚子轴承a值入手。对于30307型圆锥滚子轴承，由上表7.2中可知a19mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距

L2L3125mm62mm187mm根据轴的设计简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下图7.3所示。

第25页 共47页

图7.3低速轴的受力分析

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。

支反力F:

FNH1FNH2

FtL33940621306N(L2L3)187 (水平面H) FtFNH1394013062634NFNV1FrFNV214343831051N (垂直面V) FLMa1434125107730FNV2r2383N（L2L3）187弯矩M:

第26页 共47页

MHFtL2L3394012562174520Nmm (水平面H)

LL18723MV1FrL2L314341256259431Nmm(L2L3)187 (垂直面V)

MV2MV1Ma6535710773042373Nmm

现将计算出的截面C处的MH、MV以及M的值列于下表。

载荷 支反力水平面H 垂直面V F 弯矩M FNH11306N,FNH22634N MH174520Nmm FNV11051N,FNV2383N MV159431Nmm,MV242373Nmm 总弯矩M11745202+653572=186357Nmm M21745202423732179590Nmm TII591010Nmm M 扭矩T

表7-4 低速轴上的载荷分布

7.2.7精确校核轴的疲劳强度

7.2.1 判断危险截面

截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的应

力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A，Ⅱ，Ⅲ，B均无需校核。

从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载荷的情况来看，截面C上的应力最大。截面VII的应力集中的影响和截面VI的相近，但截面VII不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端)，而且轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面IV所受弯矩也不大，所以也不必校核，而截面V显然更不必校核。所以只需要校核截面VI右侧即可。 7.2.2分析截面Ⅵ右侧

根据文献【1】中表15-4按圆形截面查得，

第27页 共47页

抗弯截面系数： W0.1d30.160321600Nmm3 抗扭截面系数： WT0.2d30.260343200Nmm3 截面VI右侧的弯矩M为：

12530 M186357Nmm141631Nmm

125截面Ⅵ上的扭矩： TⅢ442191Nmm 截面上的弯曲应力： σb截面上的扭转切应力： τTM141631MPa6.56MPa W21600TⅢ442191MPa10.24MPa WT43200轴的材料为45钢，调质处理。由文献[1]表15-1查得

σB640MPa，σ1275MPa，τ1155MPa。

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按文献[1]附表3-2查取。因

r2D720.033，1.2，经过插值后可查得 d60d60ασ2.31,ατ1.7

又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为

qσ0.82，qτ0.85

故有效应力集中系数按式（附表3-4）为

kσ1qσασ110.822.3112.07kτ1qτατ110.851.711.60

由附图3-2的尺寸系数εσ0.69；由附图3-3的扭转尺寸系数ετ0.83.

轴按磨削加工，根据文献【1】中附图3-4查得表面质量系数，

0.92

轴未经表面强化处理，即表面高频淬火强化系数q1，根据文献【1】中3-12式及3-14b式可得综合系数，

Kσkσ12.071113.09 εσβσ0.690.92kτ11.601112.01 ετβτ0.830.92Kτ第28页 共47页

又根据文献【1】中P25和P26查得碳钢的特性系数，

0.1~0.2，取0.1

0.01~0.1，取0.05

于是，计算安全系数Sca值，根据文献【1】中15-6式和15-8式查得，

Sσσ127513.57

Kσσaφσσm3.096.560.10Sττ115514.70

kττaφττm2.015.120.055.12ScaSσSτSσSτ2213.5714.7013.5714.70221.5

式中：ab6.56MPa，m0 am5.12MPa

故可知该低速轴的截面VI右侧的强度也是足够的。由于该减速器没有大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，低速轴的设计计算即告结束。

7.3 高速轴的设计

7.3.1轴的材料的选择

取轴的材料为45优质碳素结构钢，调质处理。

7.3.2轴的最小直径

根据文献【1】中15-2式可初步估算轴的最小直径，

dminA03p1 n1式中：A0—最小直径系数，根据文献【1】中表15-3按45钢查得A0112 P0—高速轴的功率（Kw），由表5.1可知：P15.15Kw

n0—高速轴的转速（r/min），由表5.1可知：n11440r/min

第29页 共47页

因此： dminA03p15.151123mm17.13mm n11440 输出轴的最小直径应该安装联轴器处，为了使轴直径dIII与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。根据文献【1】中14-1式查得，

TcaKAT0式中：Tca—联轴器的计算转矩（Nmm）

KA1.3 KA—工作情况系数，根据文献【1】中表14-1按转矩变化小查得， T0—高速轴的转矩（Nmm），由表5.1可知：T034.16103Nmm 因此： TcaKATII1.334.1610344408Nmm

按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014-2003或根据文献【2】中表14-4查得，选用GY2凸缘联轴器，其基本参数如下：

公称转矩为63Nm。半联轴器的孔径d22mm故dⅠⅡ=22mm，半联轴器长度L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L138mm即LIII38mm。

7.3.3轴的结构设计

7.3.3.1拟定轴上零件的装配方案

高速轴的装配方案如下图7.3所示，

图7.4高速轴的结构与装配

第30页 共47页

7.3.3.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

①满足半联轴器的轴向定位要求。Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径

dⅡⅢdⅠⅡ2hⅡ2222.527mm

式中：hII—轴Ⅱ处轴肩的高度（mm），根据文献【1】中P364中查得定位轴肩的高度

hⅡ0.07~0.1dⅠⅡ0.07~0.1251.75~2.5mm，故取hII2.5mm

左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D挡圈32mm。半联轴器与轴配合的毂孔的长度L138mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L1稍短一些，现取lIII36mm。

②初步选择滚动轴承。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，根据文献【1】中表13-1可选3型圆锥滚子轴承。根据文献【2】中表13-1中参照工作要求并根据dIIIII27mm，由轴承产品目录中可初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承320/32，其基本尺寸资料如下表7-5所示

参数 d 数值mm 32 标准图 D 58

C 13 T 17

B 17 表7-5 320/32型圆锥滚子轴承

第31页 共47页

a 14.0

由表6.3.1可得轴承尺寸为dDT3mm2mm58，故mm17dⅢⅣdⅧⅨ32mm； 两滚动轴承均采用轴肩进行轴向定位，由上表7-4可知320/32型轴承的定位轴肩高度hIVhVdad38323mm，因此，22dⅢⅣdⅧⅨ38mm。

③取轴承端盖的总宽度为b端盖20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l30mm，故取

LIIIII50mm。

④取圆锥齿轮距箱体内壁之距离a16mm，轴Ⅱ上的两个大小齿轮之间的距离为c20mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s8mm，退刀槽l'=5mm，因为轴Ⅰ小齿轮比轴Ⅱ大齿轮的宽度大5mm。所以啮合时大齿轮的左端距离小齿轮的左端距离相差2-3mm，取该长度为l''=3mm，所以：

lⅦⅧasl'168519mm

lⅣ abcsl''l'166520835101mm

至此，经过步骤①②③④基本确定了轴的各段直径和长度，如上图7.5所示，

并归纳为下表7-6所示，

轴的参数 轴段长度 轴段直径 轴肩高度 参数符号 l 轴的截面（mm） Ⅰ 36 22 — 2.5 Ⅱ 50 27 1 Ⅲ 17 32 1.5 Ⅳ 101 38 3 5 28 Ⅵ 齿宽 46 齿轮 直径 — — Ⅶ 19 38 3 Ⅷ Ⅸ 17 32 — d h

表7-6 高速轴的参数值

7.3.3.3轴上零件的周向定位

齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用圆头普通平键连接。根据文献【1】

中表6-1按dIVV38mm查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面bh10mm8mm，

第32页 共47页

键槽用键槽铣刀加工，长为L25mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对

H7中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，按dIII查得联轴器与轴连接的

k6平键截面bh6mm6mm键槽用键槽铣刀加工，长为L20mm；滚动轴承和联轴器与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差均为k6。

7.3.3.4确定轴上圆角和倒角尺寸

根据文献【1】中表15-2查得，取轴端倒角为245，各轴肩处的圆角半

径见图7.4。

7.4中间轴的设计

7.4.1轴端齿轮的分度圆直径

由上述6.2中高速级齿轮设计可知： 小圆柱齿轮的分度圆直径：d146mm 大圆锥齿轮的大端分度圆直径：d2230mm

7.4.2轴的材料的选择

取轴的材料为45优质碳素结构钢，调质处理。

7.4.3轴的最小直径

根据文献【1】中15-2式可初步估算轴的最小直径，

dminA03PInI 式中：A0—最小直径系数，根据文献【1】中表15-3按45钢查得A0112 P0—高速轴的功率（KW），由表5.1可知：PI5.15Kw

n0—高速轴的转速（r/min），由表5.1可知：nI1440r/min

因此： dminA03p15.151123mm17.13mm n11440第33页 共47页

7.4.4 轴的结构设计

7.4.4.1 拟定轴上零件的装配方案

中间轴的装配方案如下图7.5所示，

图7.5中间轴的结构与装配

7.4.4.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

①输出轴的最小直径显然是安装滚动轴承处轴的直径dIII和dVVI。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，根据文献【1】中表13-1可选3型圆锥滚子轴承。根据文献【2】中表13-1中参照工作要求并根据dmin17.93mm，由轴承产品目录中可初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30304，其基本尺寸资料如上表7.5所示。由表可知该轴承的尺寸为

dDT40mm，故dIIIdVVI40mm。 68m② 取安装齿轮处的轴II-III的直径dⅡⅢ45mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮轮毂的宽度为83mm，为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此齿段应略短于轮毂宽度，故取lⅣ 42mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=7.5mm，则直径dⅢⅣ60mm。

取安装齿轮处的轴段IV-V的直径dⅡⅢ45mm；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮轮毂的宽度为46mm，为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此齿段应略短于轮毂宽度，故取lⅡⅢ79mm。两齿轮轮毂之间的距离为20mm，

第34页 共47页

所以lⅢⅣ20mm。

③ 取齿轮距箱体内壁之距离a16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=19mm，轴2大齿轮的宽度为B=46mm，则：

lⅠⅡl ⅥasT416819447mm

至此，经过步骤①②③基本确定了轴的各段直径和长度，如上图7.6所示，

并归纳为下表7-7所示，

参数名称 参数符号 轴的截面（mm） Ⅰ 轴段长度 轴段直径 轴肩高度 l d Ⅱ 79 45 2.5 Ⅲ 20 60 7.5 Ⅳ 42 45 7.5 Ⅵ 47 40 47 40 — h 2.5 —

表7-7.中间轴的参数值

7.4.4.3 轴上零件的周向定位

齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用圆头普通平键连接。根据文献【1】

中表6-1按dIIIII查得圆柱齿轮与轴连接的平键截面bh14mm9mm，键槽用键槽铣刀加工，长为L50mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故与圆柱齿轮配合的轴的直径尺寸公差为k6；查得圆锥齿轮与轴连接的平键截面 bh14mm9mm，键槽用键槽铣刀加工，长为L25mm，与圆锥齿轮配合的轴的直径尺寸公差也为k6。 7.4.4.4 确定轴上圆角和倒角尺寸

根据文献【1】中表15-2查得，取轴端倒角为245，各轴肩处的圆角半

径见图7.5。

第35页 共47页

8.轴承的寿命计算及校核

因为轴承的寿命与所受载荷的大小有关，工作载荷越大，引起的接触应力也就越大，因而在发生点蚀破坏前经受的应力变化次数也就越少，，亦即轴承的寿命越短。而低速轴的轴承所承受的载荷最大，故只需校核该轴的轴承的寿命。

8.1低速轴齿轮的载荷计算

由上述6.2中低速级齿轮设计可求得大齿轮的啮合力： 分度圆直径：d4300mm 圆周力:Ft43940N 径向力:Fr41434N

8.2轴承的径向载荷计算

低速轴上的滚动轴承采用正装，其受力简图如下图8.1所示。两个轴承型号均为33011型的圆锥滚子轴承，其基本额定动载荷Cr94800N，基本额定静载荷C0r145000N。由上表7.4可得：

Fr1FNH12FNV1213062105121676N Fr2FNH22FNV222634238322662N

8.3轴承的轴向载荷计算

根据文献【1】中表13-1查得30307型圆锥滚子轴承的基本额定动载荷

Cr94800N，基本额定静载荷C0r145000N，判断系数e0.31和轴向动载荷系数Y1.9。故两轴承的派生轴向力为：

F1676Fd1r1441N

2Y21.9F2662Fd2r2701N

2Y21.9因为 Fd1Fd2 故轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松。

则 轴承的轴向派生力为 Fa1Fd2701N,Fa2Fd2701N

8.4轴承的当量动载荷计算

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根据文献【1】中表13-6按轻微冲击查得载荷系数fP1.2，又因为

Fa1701F7010.418e0.31，a20.263e0.31 Fr11676Fr22662根据文献【1】中表13-5查得两个轴承的径向动载荷系数X1X20.4和轴向动载荷系数Y1Y21.9。

所以根据文献【1】中表13-8a查得两轴承的当量动载荷为

P1fP(X1Fr1Y1Fa1)1.2(0.416761.9701)2402.76N P2fP(X2Fr2Y2Fa2)1.2(0.426621.9701)2396.7N

8.5轴承寿命的计算及校核

根据设计要求每年工作日300天，双班制，每班8小时，寿命为8年。可算得预期寿命为L'h28300838400h

Lh故轴承绝对安全。

10C107520038400h

60nP6075.362402.7666103

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9.键联接强度计算及校核

9.1普通平键的强度条件

根据文献【1】表6-1中可知，

2T103PPkld

式中：T—传递的转矩(Nmm)

k—键与轮毂键槽的接触高度，k0.5h，此处h为键的高度（mm） l—键的工作长度（mm），圆头平键lLb，L为键的公称长度，b为键的宽度（mm）

d—轴的直径（mm）

P—键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力（MPa），根据文献【1】中表62中按材料为钢铁，载荷性质为轻微冲击查得P110MPa。

9.2高速轴上键的校核

对于键6mm6mm20mm，已知：

T134.16Nm,k3mm,l20mm,d22mm于是得，

2T1103234.16103P51.76MPaP ，故该键安全。

kld32022对于键10mm8mm25mm，已知：

T134.16Nm,k4mm,l25mm,d38mm于是得，

2T1103234.16103P17.98MPaP ，故该键安全。

kld425389.3中间轴上键的校核

对于键14mm9mm50mm已知：

T2161.83Nm,k4.5mm,l50mm,d45mm于是得，

2T21032161.83103P31.97MPaP ，故该键安全。

kld4.55045对于键14mm9mm25mm已知：

T2161.83Nm,k4.5mm,l25mm,d45mm于是得，

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2T21032161.83103P63.93MPaP` ，故该键安全。

kld4.525459.4低速轴上键的校核

对于键18mm11mm45mm已知

T3591.01Nm,k5.5mm,l45mm,d62mm于是得，

2T31032591.01103P77.03MPaP ，故该键安全。

kld5.54562对于键14mm9mm70mm已知：

T2591.01Nm,k4.5mm,l70mm,d45mm于是得，

2T31032591.01103P83.39MPaP` ，故该键安全。

kld4.57045

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10.润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择

10.1齿轮的滑方式及润滑剂的选择

10.1.1齿轮润滑方式的选择

高速轴小圆锥齿轮的圆周速度：

d1n1461440v13.47m/s

601000601000中间轴大圆锥齿轮和小圆柱齿轮的圆周速度：

d2n2230289.16v23.48m/s

601000601000d3n278289.16v31.18m/s

601000601000低速轴大圆柱齿轮的圆周速度：

d4n330075.30v41.18m/s

601000601000取vv1,v2,v3,v4max3.48m/s，一般来说当齿轮的圆周速度v2m/s时，宜采用油润滑；当v12m/s时，应采用浸油润滑。故此减速器齿轮的润滑应将

齿轮浸于油池中，当齿轮传动时，既将润滑油带到润滑处，同时也将油直接甩到箱体壁上利于散热。

10.1.2齿轮润滑剂的选择

根据文献【2】中表17-1中查得，齿轮润滑油可选用全工业闭式齿轮用油，代号是：LCKB150，运动粘度为：135 ~165（单位为：mm²/s）。

10.2滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择

10.2.1滚动轴承润滑方式的选择

高速轴轴承: d高n13214404.608104r/min2105r/min 中间轴轴承：d中n240289.161.157104r/min2105r/min 低速轴轴承：d低n35575.300.414104r/min2105r/min 故三对轴承均应采用脂润滑。

10.2.2滚动轴承润滑剂的选择

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根据文献【2】表17-2中查得，滚动轴承润滑可选用通用锂基润滑脂1号。

10.3密封方式的选择

10.3.1滚动轴承的密封选择

滚动轴承与箱体外界用毡圈密封，与箱体内用封油环防止减速器内的油液飞溅到轴承内。

10.3.2箱体的密封选择

箱体部分面上应用水玻璃或密封胶密封。

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11.减速器箱体及附件的设计

11.1减速器箱体的设计

减速箱应采用铸铁铸造而成，其结构尺寸如下表所示： 名 称 箱座壁厚 箱盖壁厚 符 号 δ δ1 箱 体 的 尺 寸 关 系 0.025×138+3=6.45≤8 虑到铸造工艺，所有壁厚都不应小于8 0.0085（d1+d2）+1≥8 b ＝1.5δ；b1＝1.5δ1；b2＝2.5δ 0.015（d1+d2）+1≥12 n＝6 0.75 df （0.5～0.6）df （0.4～0.5）df （0.3～0.4）df （0.7～0.8）d2 c2 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准 c1 +c2+（5～10） ≥1.2δ ≥δ m≈0.85δ 凸缘式：D2＝D+(5～5.5) d3； D为轴承座孔直径

箱体的尺寸取值 8 8 12、12、20 16 6 12 8 8 8 6 6 12 35 35 10 8 8 130、108、98 箱座、箱盖、箱座底凸缘b、 b1、 b2 厚度 地脚螺栓直径 地脚螺栓数目 轴承旁联接螺栓直径 箱盖与箱座联接螺栓直径 连接螺栓直径 轴承盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径 定位销直径 轴承旁凸台半径 凸台高度 外箱壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与箱体内壁距离 齿轮端面与箱体内壁距离 箱座肋厚 轴承端盖外径 df n d1 d2 d d3 d4 d R1 h l1 ⊿1 ⊿2 m D2

11-1 铸铁减速器箱体结构尺寸

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11.2减速器附件的设计

11.2.1窥视孔及视孔盖

视孔用于检查传动件工作情况，还可用来注入润滑油。其尺寸如下图11-2所示。

11.2.2通气器

通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内油温升高、内压增大，从而引起减速器润滑油的渗漏。该减速器采用M16×1.5的通气塞，综上述及根据文献【2】表4-3、表4-4中设计的视孔、视孔盖及通气器如下图11-2所示。

图11-1 通气塞

图11-2 视孔盖

11.2.3放油孔及螺塞

为了将污油排放干净，应在油池最低位置处设置放油孔，放油孔应避免与其

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它机件相靠近，以便于放油，根据文献【2】表4-7中选取M18×1.5的外六角螺塞，其结构如下图11-3所示。

图11-3 放油螺塞

图11-4 油标 11.2.4油标

油标用来指示油面高度，应设置在便于检查和油面较稳定之处。根据文献【2】表4-12中，该减速箱上选用了M12的油标尺，其结构如上图11-4所示。

11.2.5起吊装置

为便于拆缷和搬运减速器，应在箱体上设置起吊装置。根据文献【2】表4-13和表4-14，该减速器选用了M8的吊环螺钉起吊箱盖，选用吊钩起吊箱座，其结构如下图11-5和图11-6所示。

图11-5 吊环螺钉

图11-6 吊钩

11.2.6启盖螺钉

为防止润滑油从箱体剖分面处外漏，常在箱盖和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封胶，在拆缷时会因粘接较紧而不易分开，故该减速器采用了M8的启盖螺钉，其结构如下图11-7所示。

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图11-7 启盖螺栓 图11-8定位销

11.2.7定位销

定位销用于保证轴承座孔的镗孔精度，并保证减速器每次装拆后轴承座的上

下两半孔始终保持加工时的位置精度。根据文献【2】表12-12选取圆锥销,其型号为A10×60 GB117-2000，其结构如上图11-8所示。

11.2.8轴承盖

轴承盖用于对轴系零件进行轴向固定和承受轴向载荷，同时起密封作用。该减速器采用凸缘式的轴承盖。

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12.设计小结

经过十天的努力,我终于将《机械设计》课程设计做完了，一开始热情高涨，但随着设计工作的一步步进行， 我遇到了一些未曾想到的困难,一遍又一遍的计算,一次又一次的设计方案修改，但始终保持着对课程设计的热情，积极认真的查阅资料，不懂的问同学，参考课本，最终顺利完成了课程设计。

尽管这次课程设计花了十天的时间的,过程也有曲折,但我的收获还是很大的。这次的课程设计,不仅仅掌握了设计一个完整机械的步骤与方法；也对机械制图、autocad软件有了更进一步的掌握。对我来说,收获最大的是方法和能力，那些分析和解决问题的方法与能力。同时，对于培养我们理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。在做课程设计的同时相当于又复习巩固了一遍《机械原理》、《机械设计》、《机械设计课程设计》、《理论力学》、《材料力学》、《工程制图》、《工程材料》、《互换性与测量技术》等一系列课程。在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节。

总体来说,我觉得做这个课程设计对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来，综合应用才能很好的完成包括机械设计在内的所有工作，关于带式运输机的两级圆柱减速器的课程设计可以说是我们步入大学以来真正意义上的一次机械设计。通过十天的设计实践，既让我们加深了对机械设计概念的理解，提高了我们机械设计认识以及自身设计方面的综合素质，为以后我们走向社会、走向工作岗位打下了坚实的基础。

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13.参考文献

【1】 《机械设计》第八版，濮良贵、纪名刚主编，高等教育出版社，2001。

【2】 《机械设计课程设计》，金清肃主编，华中科技大学出版社，2007。

【3】 《机械原理》，朱理主编，高等教育出版社，2003。 【4】《互换性与测量技术》，徐学林主编，湖南大学出版社，2005。

【5】 《机械设计手册》，成大先主编，化学工业出版社，2008。 【6】《工程制图》，赵大兴主编，高等教育出版，2004。

【7】 《理论力学》第六版，哈尔滨工业大学理论力学教研室编，高等教育出版 社，2002。

【8】 《材料力学》第四版，刘鸿文主编，高等教育出版社，2003。

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