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畢業(yè)設計（論文）
畢業(yè)設計（論 文）
題目
減速器的設計
系 (部)
專業(yè)
班級
姓名
指導老師
系主任
年 月 日
摘要
帶式輸送機自從發(fā)明至今已有一百五十年的歷史，仍然被廣泛的應用于生產(chǎn)、生活中，被廣泛使用在石油、化工、塑料、橡膠、食品、建材、包裝、紡織、造紙、輕工、立體停車庫和流水線等機械設備領(lǐng)域中。
通過本畢業(yè)設計將學過的基礎(chǔ)理論知識進行綜合應用，培養(yǎng)結(jié)構(gòu)設計，計算能力，了解減速器的結(jié)構(gòu)設計的步驟及參數(shù)選擇的原則，熟悉減速器傳動的基本原理，熟悉并掌握一套完整的機械傳動裝置的設計過程。
了解減速器的參數(shù)數(shù)據(jù)的選擇原則對傳動裝置效率的影響。
由于減速器的結(jié)構(gòu)簡單實用，被廣泛應用于各行各業(yè)中，因此，減速器的使用還有很好的前景。
通過本畢業(yè)設計，了解減速器的結(jié)構(gòu)設計的步驟及參數(shù)選擇的原則，熟悉減速器傳動的基本原理，并設計了一套完整的電動滾筒傳動裝置。
關(guān)鍵詞：帶式輸送機；減速器設計；主要部件
前言
隨著科學技術(shù)的迅速發(fā)展，市場競爭日趨激烈，在機械制造中，運輸工業(yè)已成為國民經(jīng)濟支柱產(chǎn)業(yè)之一，其在國民經(jīng)濟中所占比重和作用越來越重要，世界各國經(jīng)濟發(fā)展歷程證明了這一點。改革開放以來，隨著市場經(jīng)濟的發(fā)展，商品流通的增加，物質(zhì)的不斷豐富，生活水平的提高，人們在追求商品外在質(zhì)量提高的同時，主要還是追求商品內(nèi)在質(zhì)量提高，保證內(nèi)在質(zhì)量就需要快速的運輸來實現(xiàn)。近年來人們的消費需求的擴大，運輸工業(yè)隨之迅速發(fā)展，在我國國民生產(chǎn)總值中已占到10%以上，與經(jīng)濟發(fā)達國家的差距正在逐步縮小。
運輸機械在運輸工業(yè)中的地位十分重要，對運輸工業(yè)現(xiàn)代化具有舉足輕重的作用。它可以提高勞動生產(chǎn)率，改善生產(chǎn)環(huán)境，降低生產(chǎn)成本，減少環(huán)境污染，增加產(chǎn)品質(zhì)量，提高產(chǎn)品的檔次，增加附加值從而增加市場競爭力，帶來更大的社會效益和經(jīng)濟效益。
我國的運輸機械發(fā)展起步與20世紀40年代末，從改革開放前少數(shù)幾種水平落后的單機起，到70年代，在借鑒進口設備和技術(shù)的基礎(chǔ)上，運輸機械的生產(chǎn)發(fā)生了一個巨大的變化，大量填補國內(nèi)空白的運輸機械問世，品種規(guī)格不斷增加，出現(xiàn)了大量專業(yè)的運輸機械生產(chǎn)企業(yè)，形成了一批專業(yè)化生產(chǎn)的骨干企業(yè)。許多研究機構(gòu)著手研究運輸機械，大專院校也紛紛設立運輸專業(yè)，先后成立了全國性的協(xié)會，學會，標準化機構(gòu)，出版了各種專業(yè)期刊，形成了一個獨立的運輸行業(yè)部門，也是原機械工業(yè)部管理的14個大行業(yè)之一。進入20世紀80年代，除繼續(xù)增加新品種外。在產(chǎn)品的技術(shù)水平和內(nèi)在質(zhì)量、性能等方面有了很大進步，從注重數(shù)量向注重質(zhì)量和性能方面發(fā)展，產(chǎn)品的技術(shù)水平與國外先進水平的差距在縮小。
1、系統(tǒng)傳動方案設計和運動學及動力學參數(shù)設計計算
1.1系統(tǒng)傳動方案設計
組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。
特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。
確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，故采用剛性聯(lián)軸器聯(lián)結(jié)電機與減速器。 其傳動方案如下：
1-電機 2-聯(lián)軸器 3-減速器 4-聯(lián)軸器 5-滾筒
圖1-1 帶式輸送機總體方案布局圖
1.2 系統(tǒng)運動學及動力學參數(shù)設計計算
1.2.1 選擇電動機
電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機
電動機功率選擇：
η1—聯(lián)軸器的傳動效率：0.99
η2—每對軸承的傳動效率：0.99
η3—圓柱直齒輪的傳動效率：0.96
η4—滾筒與傳送帶之間的傳動效率：0.96
傳動裝置的總效率：
η=η12×η24×η32×η4
=0.992×0.994×0.962×0.96
≈0.83
電機所需的工作功率：
==6KW
確定電動機轉(zhuǎn)速：
計算滾筒工作轉(zhuǎn)速：
n滾筒===76.43r/min
查《機械設計手冊》P18-4表18.1-1得二級圓柱齒輪減速器傳動比i=8～60，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍是：
n電=n滾筒×i=（8～60）×76.43r/min=611.44～4585.8 r/min
根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊查出有三種適用的電動機型號，因此有2種傳動比方案如下：
表1-1 電機型號
方案
電動機型號
額定功率
KW
額定轉(zhuǎn)速
r/min
重 量
Kg
總傳動比
1
Y132S1-2
6.5
2900
67
22.31
2
Y132S-4
6.5
845
68
11.08
圖1-2 電機安裝及外形尺寸
表1-2電機外形尺寸
型號
A
B
C
D
E
F
G
H
K
AB
AC
AD
HD
BB
L
Y132M-4
216
140
89
38
80
10
33
132
12
280
275
210
315
200
475
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和減速器的傳動比，可見第二方案比較適合。因此選定電動機型號為Y132S-4。
1.2.2 總傳動比并分配傳動
總傳動比 ==11.08
分配傳動比： i1=（1.3～1.5）i2，經(jīng)計算i1=（3.79～4.08），取i1=4，計算得i2=2.77
I1為高速級傳動比，i2為低速級傳動比。
1.2.3 各軸功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩計算
將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為1軸、2軸、3軸、4軸；η01，η12，η23，η34依次為電機與軸1，軸1與軸2，軸2與軸3，軸3與軸4之間的傳動效率。
各軸轉(zhuǎn)速：=845 r/min
==211.25r/min
==76.43r/min
=129.96 r/min
各軸輸入功率：P1=P電·η01= 6×0.99＝5.94KW η01＝η1
P2=P1·η12= 5.94×0.99×0.96＝5.82KW η12＝η2η3
P3=P2·η23= 5.82×0.99×0.96＝5.53KW η23＝η2η3
P4=P3·η34= 5.53×0.99×0.99＝5.42KW η34＝η1η2
各軸輸入轉(zhuǎn)矩：＝67.8N·m
T1=Td·η01＝67.8×0.99＝67.13N·m
T2=T1·i1·η12＝67.13×4×0.99×0.96＝255.21 N·m
T3=T2·i2·η23＝255.21×2.77×0.99×0.96＝671.87 N·m
T4=T3·η34＝671.87×0.99×0.99＝658.5N·m
1-3軸的輸出功率、輸出轉(zhuǎn)矩分別為各軸的輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩乘以1對軸承的傳動效率0.99。
2. 傳動件設計計算
2.1 高速級大、小齒輪的設計計算
2.1.1選擇齒輪材料
載荷中等、速度不高且傳動尺寸無特殊要求，所以大小齒輪都選軟齒面齒輪，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，硬度230HBS，大齒輪正火處理，硬度190HBS。根據(jù)兩齒面的硬度，由《機械設計基礎(chǔ)》表6-10中的算式得出兩齒輪的接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度的許用應力：
=380+0.7HBS=541MPa =380+0.7HBS=513MPa
=140+0.2HBS=186MPa =140+0.2HBS=178MPa
2.1.2 選取設計參數(shù)
小齒輪齒數(shù)z1=25，則z2=26×4=100；取齒寬系數(shù)=1.0
2.1.3 按齒面接觸疲勞強度設計
小齒輪的轉(zhuǎn)矩T1=32.18 N·m
載荷系數(shù)查《機械設計基礎(chǔ)》表6-9取K=1.2
d1 ≥766= 766= 42.0 mm
齒輪的模數(shù)為m =≥=1.62。查《機械設計基礎(chǔ)》表6-1取標準第一系列模數(shù)m=2。
d1= mz1 = 26×2 = 52 mm
2.1.4 齒輪的幾何尺寸計算
d1= mz1 = 2×26 = 52 mm
d2= mz2 = 2×104 = 208 mm
da1= mz1+2ha*m = 52 +4 = 56 mm
da2= mz2+2ha*m = 208 +4 = 212 mm
df1= mz1－2（ha*+ c*）m = 52－5 = 47 mm
df2= mz2－2（ha*+ c*）m = 208－5 = 203 mm
a =（d1+d2）/ 2 = （52+208）/ 2 = 130 mm
b =ψdd1=1.0×50 = 52 mm ，取b2=52，b1=52+4 = 56 mm
2.1.5 校核彎曲疲勞強度
由齒數(shù)查表6-12得兩齒輪的復合齒形系數(shù)為：YFS1= 4.24，YFS2= 3.96．
σF1 = =
= 60.55 Mpa＜= 186MPa
合格
σF2 = =
= 56.55 Mpa＜= 178MPa
合格
2.1.6精度設計
查《機械設計基礎(chǔ)》表6-8取8級精度．
2.1.7 結(jié)構(gòu)設計
主要為大齒輪的結(jié)構(gòu)設計，中間軸孔的厚度：見參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P117圖6-56.
大齒輪 D0=da2-(10～14)mn=212-(10～14)×2=(184～192)mm.取D0=180 mm.
D4為軸徑，D4=33mm，D3=1.6D4=1.6×33=57.63mm,取D3=60，l=b=齒寬，
D2=(0.25～0.35)( D0- D3)= (0.25～0.35)（180-33)=（36.75～51.45），取D2=45mm. r=1mm.
腹板孔厚度：C=(0.2～0.3)b≥8mm,選C=10mm.
潤滑方式：
==3.92m/s<12m/s,采用潤滑油池潤滑。見參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P118.
2.2 低速級大、小齒輪的設計計算
2.2.1選擇齒輪材料
載荷中等、速度不高且傳動尺寸無特殊要求，所以大小齒輪都選軟齒面齒輪，小齒輪選用35MnB調(diào)質(zhì)，硬度260HBS，大齒輪選用SiMn調(diào)質(zhì)，硬度225HBS。根據(jù)兩齒面的硬度，由《機械設計基礎(chǔ)》表6-10中的算式得出兩齒輪的接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度的許用應力：
265HBS=27.1HRC, 225HBS=20HRC
=380 + HBS = 640 MPa =380 + HBS = 605 MPa
= 155 + 0.3 HRC = 163 MPa = 155 + 0.3 HRC = 161 MPa
2.2.2 選取設計參數(shù)
小齒輪齒數(shù)z1=26，則z2=26×2.77=72.02,取z2=72；
實際傳動比為i12=72/26=2.769，
傳動比誤差Δi==0.0004％≤ 5％，在允許范圍內(nèi)。
齒寬系數(shù)取=1.0
2.2.3 按齒面接觸疲勞強度設計
小齒輪的轉(zhuǎn)矩T1=121.10 N·m
載荷系數(shù)查《機械設計基礎(chǔ)》表6-9取K=1.2
d1 ≥766= 766= 60.01 mm
齒輪的模數(shù)為m =≥=2.31。查《機械設計基礎(chǔ)》表6-1取標準系列模數(shù)m=3。
d1= mz1 = 26×3 = 78 mm
2.2.4 齒輪的幾何尺寸計算
d3= mz3 = 3×26 = 78 mm
d4= mz4 = 3×72 = 216 mm
da3= mz3+2ha*m = 78 +6 = 84 mm
da4= mz4+2ha*m = 216 +6 = 222 mm
df3= mz3－2（ha*+ c*）m = 78－7.5 = 70.5 mm
df4= mz4－2（ha*+ c*）m = 216－7.5 = 208.5 mm
a =（d3+d4）/ 2 = （78+216）/ 2 = 147 mm
b =ψdd3=1.0×66 = 78 mm
取b4=78，b3=78+4 = 82 mm
2.2.5 校核彎曲疲勞強度
由齒數(shù)查表6-12得兩齒輪的復合齒形系數(shù)為：YFS1= 4.30，YFS2= 4．
σF1 = =
= 68.42 Mpa＜= 163MPa
合格
σF2 = =
= 63.69 Mpa＜= 178MPa
合格
2.2.6精度設計
查《機械設計基礎(chǔ)》表6-8取8級精度．
2.2.7. 結(jié)構(gòu)設計
2.2.7.1. 中間軸孔的厚度：
大齒輪 D0=da4-(10～14)mn=222-(10～14)×3=(180～192)mm, 取D0=190 mm.
D4為軸徑，D4=52mm，D3=1.6D4=1.6×52=83.2mm,取D3=85，l=b=齒寬，
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,選C=10mm.
2.2.8. 潤滑方式
==2.1m/s<12m/s,采用潤滑油池潤滑。見參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P118.
3.軸系零件的校核計算
3.1Ⅰ軸的設計計算
3.1.1材料的選擇及軸頸的確定
圖3-1 Ⅰ軸示意圖
選擇軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查《機械設計手冊》（成大先主編，化學工業(yè)出版社）表6-1-1得
σb=650 Mpa， σs= 360 Mpa， σ-1=270 Mpa，
τ-1=155 Mpa， E = 2.15×105 Mpa
根據(jù)《機械設計手冊》表6-1-18公式初步計算軸徑，由于材料為45鋼，由《機械設計手冊》表6-1-19選取A=120則得
d≥A =120×=17.99mm，因為考慮到裝聯(lián)軸器加鍵，有一個鍵槽，
d≥17.99×（1+5％）=18.89mm
3.1.2確定各軸段直徑
表3-1 各軸段直徑
名稱
依據(jù)
確定結(jié)果（mm）
大于軸的最小直徑18.89，電機軸徑D=38，d1=（0.8～1.2）D且考慮與聯(lián)軸器內(nèi)孔標準直徑配合，聯(lián)軸器選擇GY5型
30
聯(lián)軸器定位d2= d1+2（0.07～0.1）d1
=30+（4.2～6）=34.2～36
35
考慮軸承d3> d2 選用代號為6008軸承
軸承內(nèi)徑 d=40 (mm)
軸承外徑 D=68 (mm)
軸承寬度 B=15 (mm)
40
考慮軸承定位
d4＝da
46
考慮到齒輪分度圓與軸徑相差不大（da<2d），選用齒輪軸，此時d5=da1=54
56
d6＝da
46
d7＝d3（同一對軸承）
40
3.1.3各軸段的長度
1軸段安裝聯(lián)軸器：聯(lián)軸器選擇GY5型（見《機械設計手冊》GB/T 5843-2003）聯(lián)軸器寬度L聯(lián)軸器=82mm,使l1略小于L聯(lián)軸器，取l1=80mm.
2軸段的長度l2：包括三部分：l2=lS1+e+m,
其中l(wèi)S1部分為聯(lián)軸器的內(nèi)端面至軸承端蓋的距離，查參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P26表5-2，lS1=15-20mm,取lS1=20mm,e部分為軸承端蓋的厚度，查參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P39表5-7，軸承外徑D=90mm，d3=8mm,e=1.2d3=9.6mm,m部分為軸承蓋的上口端面至軸承座孔邊緣的距離，
軸承座孔的寬度L座孔=δ+C1+C2+(5～10mm), δ為下箱座壁厚，查參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P27表5-3：δ=8mm,C1,C2為軸承座旁連接螺栓到箱體外壁及箱邊的尺寸，根據(jù)軸承座旁連接螺栓的直徑查參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P27表5-3，（假設軸承座旁連接螺栓d1=14mm）得C1=20mm,C2=18mm, L座孔=δ+C1+C2+(5～10mm)=8+20+18+6=52mm
另外為加工軸承座孔端面方便，軸承座孔的端面應高于箱體，m =L座孔-△3-B=52-5-12=35, △3=5mm, 見參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P26表5-2。
l2=20+9.6+35=64.6，取l2=65mm.
3軸段的長度l3：l3應略小于深溝球軸承的寬度，軸承的型號為61908，軸承寬度B=12mm,l3=12mm.
4軸段的長度：減速器的內(nèi)壁尺寸：A =2△2+B1+B2+△4+2=2×10+82+52+14+2=170mm
其中△2為齒輪斷面與箱體內(nèi)壁的距離，△4為Ⅱ軸上兩齒輪之間的距離，B1、B2風別為Ⅱ軸上兩齒輪寬度。
l4=A-l5-l6+2△3=170-56-15+10=109mm
5軸段部位為齒輪軸，其長度與齒寬相同：l5=56mm.
6軸段長度l6:l6=△2+△3=10+5=15mm.
7軸段為軸承安裝段，l7等于滾動軸承的寬度B，B=15mm,取l7=15mm.
3.1.4Ⅰ軸的校核
3.1.4.1軸的校核
a+b=B/2+l4+l5+l6+B/2=6+99+56+15+6=182mm
a=B/2+l6+l5/2=6+15+28=49mm,b=133mm
圖3-2 Ⅰ軸的強度計算
(1)計算切向力和徑向力：結(jié)構(gòu)參見圖3-2。
(2)求水平平面內(nèi)的支反力:
（3）計算水平平面的彎矩
(4)求垂直平面的支反力
（5）計算垂直平面的彎矩
（6）該軸的轉(zhuǎn)矩
T=32180Nmm
(7)合成彎矩并繪制彎矩圖
(8)確定危險截面，校核該軸強度。結(jié)合上圖可看出。
安裝齒輪處為危險截面，根據(jù)公式，選擇最大彎矩進行計算。
此軸為單向運轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力可按照脈動循環(huán)應力處理，得，W為抗彎截面系數(shù)， ，d為齒輪的齒根圓直徑，d=47mm，查參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P211表12-2，得
該軸的結(jié)構(gòu)滿足強度要求。
3.1.4.2. 軸承的校核
由公式
其中：ft為溫度系數(shù)：查參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P246表14-3，得ft=1,
fd 為載荷系數(shù)：查參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P246表14-4，得fd=1.2,
C為基本額定動載荷：軸承選擇為深溝球軸承6008，查《機械設計手冊》（GB/T276-94），得C=17.0KN
n為軸承工作轉(zhuǎn)速：n =1440r/min,
ε為壽命指數(shù)：對于球軸承ε=3，見參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P245.
P為當量動載荷：P=XFr+YFa,對于此設計中的深溝球軸承，沒有軸向載荷，F(xiàn)a=0，取X=1,見參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P247.
所以，P=XFr=Fr。
選擇兩者中的大的：
所以該軸承符合強度要求。
3.1.4.3與聯(lián)軸器的連接軸的鍵的設計與校核
(1)一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪在兩支撐點中間，故選用圓頭（A型）普通平鍵。
選擇聯(lián)軸器GY5型：dz=38mm,d2=30mm，L=82mm. L1=60mm
由參考文獻［機械零件設計手冊］P581，查得鍵的截面尺寸：b×h=8×7
根據(jù)連接段取鍵長：L=L1-10=80-10=70mm,屬于標準尺寸系列。
(2)鍵的校核
查《機械設計手冊》P5-227表5-3-17，得
鍵的工作長度為：l=L-b=70-8=62mm,
鍵的擠壓應力為： ，所以該鍵符合強度要求。
選用鍵8×7，GB1906-2003
查《機械設計手冊》P5-228表5-3-18鍵槽深：.
3.2 Ⅱ軸的設計計算
3.2.1軸徑的確定
圖3-3 Ⅱ軸示意圖
確定最小直徑：低速運轉(zhuǎn)，較大載荷，選用40Cr調(diào)質(zhì)處理。查參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P211表12-2：許允彎曲應力=70 MPa。
根據(jù)《機械設計手冊》表6-1-18公式初步計算軸徑，由于材料為40Cr鋼，由《機械設計手冊》表6-1-19選取A=100則得
d≥A =100×=23.40mm，
3.2.2各軸段直徑的確定
表3-2 Ⅱ軸各軸段直徑
名稱
依據(jù)
確定結(jié)果（mm）
d≥23.40mm，選軸承代號：6306
軸承內(nèi)徑 d=30 (mm)
軸承外徑 D=72 (mm)
軸承寬度 B=19 (mm)
30
安裝齒輪段d2>d1 ,h=1.5～2mm，取2mm
33
軸肩段 h =（0.07～0.1）d，取h=3mm
39
d4＝d2
33
d7＝d1（同一對軸承）
30
3.2.3各軸段長度的確定
1軸段的長度l1：l1=B+△2+△3+2=19+10+5+2=36mm，軸承的型號為6306，軸承寬度B=19mm,△2為齒輪斷面與箱體內(nèi)壁的距離，△3為軸承內(nèi)端面與箱體內(nèi)壁之間的距離
2軸段的長度：l2=B2-2=82-2=80mm, 齒輪寬B2=82mm
3軸段的長度：兩齒輪間距l(xiāng)3=14mm
4軸段的長度：l2=B1-2=52-2=50mm, 齒輪寬B1=52mm
5軸段的長度：l5：l5=B+△2+△3+2=19+10+5+4=38mm，軸承寬度B=19mm,△2為齒輪斷面與箱體內(nèi)壁的距離，△3為軸承內(nèi)端面與箱體內(nèi)壁之間的距離
3.2.4Ⅱ軸的校核
3.2.4.1軸的校核
圖3-4 Ⅱ軸的強度計算
a= l4/2+△2+△3+2+B/2=26+10+5+2+9.5=52.5mm
b= l2/2+l3+l4/2=41+14+26=81mm,
c= B/2+△3+△2+l2/2=9.5+5+10+41=65.5mm
a+b+c=49.5+81+62.5=199mm
（1）計算圓周力和徑向力，彎矩圖參見圖5.
(1-1)計算齒輪2的圓周力
（1-2）計算齒輪3的圓周力
（1-3）計算齒輪2的徑向力
（1-4）計算齒輪3的徑向力
(2)求水平平面內(nèi)的支反力:
,
,
（3）計算水平平面的彎矩
對于B點：
對于C點：
(4)求垂直平面的支反力
,
,
（5）計算垂直平面的彎矩
對于B點：
對于C點：
（6）該軸的轉(zhuǎn)矩
T=122320 Nmm
(7)合成彎矩并繪制彎矩圖
對于B點：
對于C點：
(8)確定危險截面，校核該軸強度。結(jié)合圖5可看出。
安裝齒輪2處為危險截面，根據(jù)公式，選擇最大彎矩進行計算。
查參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P220表12-5，得，W為抗彎截面系數(shù)， ，d為齒輪2處軸的直徑，d=33mm，鍵槽尺寸b=10mm, .T=122320Nmm
查參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P211表12-2，得
該軸的結(jié)構(gòu)滿足強度要求。
3.2.4.2. 軸承的校核
由公式 見參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P246（14-3）
其中：ft為溫度系數(shù)：查參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P246表14-3，得ft=1,
fd 為載荷系數(shù)：查參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P246表14-4，得fd=1.2,
C為基本額定動載荷：軸承選擇深溝球軸承6306，查參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P95附錄一，得C=27KN
n為軸承工作轉(zhuǎn)速：n=360r/min,
ε為壽命指數(shù)：對于球軸承ε=3，見參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P245.
P為當量動載荷：P=XFr+YFa,對于此設計中的深溝球軸承，沒有軸向載荷，F(xiàn)a=0，取X=1,見參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P247.
所以，P=XFr=Fr。
選擇兩者中的大的：
所以該軸承符合強度要求。
3.2.5.3鍵的選擇與校核
一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。選用圓頭（A型）普通平鍵。
（1）大齒輪段l4=50mm.d4=33mm=d.
由參考文獻《機械設計手冊》P6-121，查得鍵的截面尺寸：b×h=10×8
根據(jù)?輪轂段取鍵長：L=l4-10=50-10=40mm,屬于標準尺寸系列。
(1-1)鍵的校核
查參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P204表11-13，得
鍵的工作長度為：l=L-b=40-10=30mm,
鍵的擠壓應力為： ，所以該鍵符合強度要求。
選用鍵10×8，GB/T1095-1979.
鍵槽深：查《機械設計手冊》P6-121 得.
（2）小齒輪段l2=80mm.d2=33mm.
由參考文獻《機械設計手冊》P6-121，查得鍵的截面尺寸：b×h=10×8
根據(jù)?輪轂段取鍵長：L=l2-10=80-10=88mm,屬于標準尺寸系列。
(2-1)鍵的校核
查參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P204表11-13，得
鍵的工作長度為：l=L-b=80-10=70mm,
鍵的擠壓應力為： ，所以該鍵符合強度要求。
選用鍵10×8，GB/T1095-1979.
鍵槽深：查《機械設計手冊》P6-121得.
3.3 Ⅲ軸的設計
3.3.1軸徑的確定
圖3-5 Ⅲ軸示意圖
1）確定最小直徑：選擇軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查《機械設計手冊》（成大先主編，化學工業(yè)出版社）表6-1-1得
σb=650 Mpa， σs=360 Mpa， σ-1=270 Mpa，
τ-1=155 Mpa， E=2.15×105 Mpa，=60 MPa
根據(jù)《機械設計手冊》表6-1-18公式初步計算軸徑，由于材料為45鋼，由《機械設計手冊》表6-1-19選取A=120則得
d≥A =120×=38.76mm，因為考慮到裝聯(lián)軸器加鍵，有一個鍵槽，
d≥38.76×（1+5％）=40.70mm
3.3.2各軸段直徑的確定
表3-3 Ⅲ軸段直徑
名稱
依據(jù)
確定結(jié)果（mm）
大于軸的最小直徑40.70，考慮與聯(lián)軸器內(nèi)孔標準直徑配合，聯(lián)軸器選擇GY6型，取d1=42mm
42
聯(lián)軸器定位d2= d1+2（0.07～0.1）d1
=42+（5.88～8.4）=47.88～50.4
48
考慮軸承d3> d2 選用代號為6010軸承
軸承內(nèi)徑 d=50 (mm)
軸承外徑 D=80 (mm)
軸承寬度 B=16 (mm)
50
考慮軸承定位
d4≥da
56
h＝（0.07～0.1）d4＝（4.62～6.6）,取h=6，d4＝56+2×6
68
考慮到齒輪的軸向定位采用套筒，取d6=52
52
d7＝d3（同一對軸承）
50
3.3.3各軸段長度的確定
1軸段安裝聯(lián)軸器：聯(lián)軸器選擇GY6型（見《機械設計手冊》GB/T 5843-2003）聯(lián)軸器寬度L聯(lián)軸器=112mm,使l1略小于L聯(lián)軸器，取l1=110mm.
2軸段的長度l2：包括三部分：l2=lS+e+m,
其中l(wèi)S部分為聯(lián)軸器的內(nèi)端面至軸承端蓋的距離，查參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P26表5-2，lS=15-20mm,取lS=20mm,
e部分為軸承端蓋的厚度，查參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P39表5-7，軸承外徑D=90mm，d3=8mm,e=1.2d3=9.6mm,
m部分為軸承蓋的上口端面至軸承座孔邊緣的距離，軸承座孔的寬度L座孔=δ+C1+C2+(5～10mm), δ為下箱座壁厚，查參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P27表5-3：δ=8mm,C1,C2為軸承座旁連接螺栓到箱體外壁及箱邊的尺寸，根據(jù)軸承座旁連接螺栓的直徑查參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P27表5-3，（假設軸承座旁連接螺栓d1=14mm）得C1=20mm,C2=18mm, L座孔=δ+C1+C2+(5～10mm)=8+20+18+6=52mm
另外為加工軸承座孔端面方便，軸承座孔的端面應高于箱體，m =L座孔-△3-B=52-5-12=35, △3=5mm, 見參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P26表5-2。
l2=20+9.6+35=64.6，取l2=65mm.
3軸段的長度l3：l3應略小于或等于深溝球軸承的寬度，軸承的型號為6010，軸承寬度B=16mm,l3=16mm.
4軸段的長度：減速器的內(nèi)腔寬為：A =170mm
l4=△3+A-（l5+l6+△2+4）=5+170-（10+76+10+4）=75mm
5軸段部位為齒輪定位軸環(huán)，其長度為：l=1.4h=1.4×6=8.4mm取l5=10.
6軸段為安裝齒輪段，其長度略小于齒輪寬度， l6=76＜B4=78mm.
7軸段為軸承安裝段并加套筒來保證齒輪和軸承的軸向定位，l7=4+△2+△3 +B軸承=4+10+5+16=35mm.
3.3.4第三軸的校核
3.3.4.1軸的校核
圖3-6 Ⅲ軸的強度計算
a= l7--2+=35-8-2+39=64mm
b=+l5+l4+ =39+10+75+8=132mm
a+b=64+132=196mm
(1)計算齒輪4的圓周力Ft4和徑向力Fr4, 參見圖7，查參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P102（6-38）。
(2)求水平平面內(nèi)的支反力:
,
（3）計算水平平面的彎矩
(4)求垂直平面的支反力
,
（5）計算垂直平面的彎矩
（6）該軸的轉(zhuǎn)矩
T=322020Nmm
(7)合成彎矩并繪制彎矩圖
(8)確定危險截面，校核該軸強度。結(jié)合圖3-6可看出。
安裝齒輪處為 危險截面，根據(jù)公式，選擇最大彎矩進行計算。
此軸為單向運轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力可按照脈動循環(huán)應力處理。
查參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P220表12-5，得，W為抗彎截面系數(shù)， ，d為齒輪4處軸的直徑，d=52mm,選擇軸承6010
選擇鍵：b×h=16×10mm, b=16mm, h=10mm,.
T=322020Nmm
查參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P211表12-2，得
該軸的結(jié)構(gòu)滿足強度要求。
3.3.4.2軸承的校核
由公式
其中：ft為溫度系數(shù)：查參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P246表14-3，得ft=1,
fd 為載荷系數(shù)：查參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P246表14-4，得fd=1.2,
C為基本額定動載荷：軸承選擇為深溝球軸承6010，查參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P95附錄一，得C=22KN
n為軸承工作轉(zhuǎn)速：n=129.96r/min,
ε為壽命指數(shù)：對于球軸承ε=3，見參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P245.
P為當量動載荷：P=XFr+YFa,對于此設計中的深溝球軸承，沒有軸向載荷，F(xiàn)a=0，取X=1,見參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P247.
所以，P=XFr=Fr。
選擇兩者中的大的：
所以該軸承符合強度要求。
3.3.4.3鍵的選擇與校核
（1）齒輪4安裝段的鍵的選擇：
L6=76mm.d6=52mm=d.
由參考文獻《機械設計手冊》P6-121，查得鍵的截面尺寸：b×h=16×10
根據(jù)輪轂段取鍵長：L=l6-6=76-6=70mm,屬于標準尺寸系列。
(1-1)鍵的校核
查參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P204表11-13，得
鍵的工作長度為：l=L-b=70-16=54mm,
鍵的擠壓應力為： ，所以該鍵符合強度要求。
選用鍵16×10，GB/T1095-1979.
鍵槽深：.
（2）與滾筒連接的聯(lián)軸器的軸的鍵的設計與校核：
一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪在兩支撐點中間，故選用圓頭（A型）普通平鍵。
d6=42mm, 查參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P101附錄五
選擇聯(lián)軸器GY6型：d1=42mm，L=112mm，L1=84mm。
由參考文獻［機械零件設計手冊］P581，查得鍵的截面尺寸：b×h=12×8
根據(jù)連接段取鍵長：L=L1-10=110-10=100mm,屬于標準尺寸系列。
（2-1）鍵的校核
查參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P204表11-13，得
鍵的工作長度為：l=L-b=100-12=88mm,
鍵的擠壓應力為： ，所以該鍵符合強度要求。
選用鍵16×100 GB/T 1096-1979，鍵槽深：.
3.4. 聯(lián)軸器的選擇
根據(jù)以上的計算與校核，選擇
（1）電動機與減速器連接的聯(lián)軸器型號為：GY5型，（見《機械設計手冊》P22-17 GB/T 5843-2003）Tn=400N·m
（1-1）轉(zhuǎn)矩TC=KAT,見參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P224（12-4）
TC-聯(lián)軸器所傳遞的計算轉(zhuǎn)矩
T-聯(lián)軸器所傳遞的名義轉(zhuǎn)矩，T=9550P/n。查參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P102（6-37）。
P –電動機功率，P=5.5KW
n-電動機轉(zhuǎn)速,n=1440r/min
KA-工作情況系數(shù)，查參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P224表12-6，得KA=1.5.
TC=1.5×9550×5.5/1440=54.7 Nmm≤ TP=400Nmm。
（2）減速器與滾筒連接的聯(lián)軸器型號為：GY6型，（見《機械設計手冊》P22-17 GB/T 5843-2003）Tn=900N·m
（2-1）轉(zhuǎn)矩TC=KAT,見參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P224（12-4）
TC-聯(lián)軸器所傳遞的計算轉(zhuǎn)矩
T-聯(lián)軸器所傳遞的名義轉(zhuǎn)矩，T=9550P/n。查參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P102（6-37）。
P –減速器輸出功率,P=4.34KW
n-第三軸轉(zhuǎn)速,n=129.96r/min
KA-工作情況系數(shù)，查參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P224表12-6，得KA=1.5.
TC=1.5×9550×4.34/129.96= 478.4Nmm≤ Tn=900Nmm。
表3-4 聯(lián)軸器的型號及參數(shù)
型號
許用轉(zhuǎn)矩TP/Nm
許用轉(zhuǎn)速np/r/min
軸孔直徑d1/mm,d2/mm
軸孔長度
D/mm
Y型
J、J1
L/mm
L1/mm
GY5
400
8000
38,30
82
60
120
GY6
900
6800
42,42
112
84
140
4. 潤滑與密封的設計
4.1潤滑設計
由于減速器內(nèi)的大齒輪傳動的圓周速度：
d2為齒輪2分度圓直徑，d2=208mm，n2為齒輪2的轉(zhuǎn)速,n2=360r/min
采用潤滑油池潤滑，潤滑油位高度為hs=d大/3+50=216/3+50=72+50=122,取 hs=125mm,飛濺出的潤滑油可潤滑其他齒輪。
同時箱蓋凸緣面在箱蓋接合面與內(nèi)壁相接的邊緣處制出倒棱，以便于潤滑油流入油溝潤滑軸承。也可達到散熱降溫的功能。油溝距內(nèi)壁的距離a=6mm,深度c=4mm,寬度b=6mm.
4.2 密封設計
（1）高速軸軸頸的圓周速度為：
，
（見參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P255表14-11），故高速軸軸頸采用接觸式氈圈密封。
（2）低速軸軸頸的圓周速度為：
，
（見參考文獻［機械設計基礎(chǔ)］P255表14-11），故低速軸軸頸采用接觸式氈圈密封。
5. 機架設計與說明
5.1箱體的設計：
一般使用情況下，為制造和加工方便，采用鑄造箱體，材料為鑄鐵。箱體結(jié)構(gòu)采用剖分式，剖分面選擇在軸線所在的水平面上。
為了保證箱體軸承座處有足夠的壁厚，在外壁軸承蓋的附近加支撐肋。
為了提高箱體軸承座孔處的連接剛度，座孔兩側(cè)的連接螺栓應盡量靠近，（但不要與端蓋螺釘孔及箱內(nèi)導油溝發(fā)生干涉），為此，軸承座孔附近做出凸臺，使凸臺高度有足夠的扳手空間。
箱體中心的高度為：見參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P36圖5-21，表5-6.
da4為齒輪4的齒頂圓直徑，da2=222mm,H=da4/2+60=222/2+60=171mm,取箱體中心高度為：H=175mm.
取箱體壁厚δ=8mm. 見參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P27表5-3.
5.2 箱蓋頂部外表面輪廓的確定
以R=Ra4+△1+δ1為半徑做出箱蓋頂部的部分輪廓。其中Ra4為齒輪4的齒頂圓半徑，δ1為上箱蓋的厚度，△1為齒輪4頂圓與箱體內(nèi)部的距離。
5.3齒輪1處的箱蓋頂部外表面輪廓的確定
保證小齒輪軸承處螺栓附近有足夠的扳手空間，同時也要使小齒輪軸承孔凸臺能在此輪廓內(nèi)。
5.4底座凸緣厚度
上下箱體的連接凸緣應較箱壁厚些，寬度要有足夠的扳手空間。上下箱體連接螺栓的距離不大于150mm，但要保證有足夠的扳手空間。
為了保證箱體底座的剛度，取底座凸緣厚度為2.5δ。δ為箱座壁厚。
5.5 箱體結(jié)構(gòu)尺寸
表5-1 箱體結(jié)構(gòu)尺寸
名稱
符號
推薦尺寸
選取值
一、減速器箱體厚度部分
圓柱齒輪減速器
下箱座壁厚
δ
0.025a+2≥8
8
上箱座壁厚
δ1
0.025a+2≥8
8
下箱座剖分面處凸緣厚度
b
b=1.5δ
12
上箱蓋剖分面處凸緣厚度
b1
b1=1.5δ1
12
地腳螺栓底腳厚度
b2
b2=2.5δ
20
箱蓋上的肋厚
m
δ1’ ≥0.85δ1
6.8
箱座上的肋厚
m1
δ’ ≥0.85δ
6.8
二、安裝地腳螺栓部分
二級圓柱齒輪傳動中心距a1+a2
≤400
地腳螺栓直徑
df
0.036a+12
M18
地腳螺栓通孔直徑
df’
25
地腳螺栓沉頭座直徑
D0
48
底腳凸緣尺寸（扳手空間）
c1’
24
c2’
22
三、安裝軸承座旁螺栓部分
軸承座旁聯(lián)接螺栓直徑
d1
M16
軸承座旁聯(lián)接螺栓通孔直徑
d1’
17.5
軸承座旁聯(lián)接螺栓沉頭座直徑
D0
33
剖分面凸緣尺寸（扳手空間）
c1
20
c2
18
四、安裝上下箱螺栓部分
上下箱聯(lián)接螺栓直徑
d2
M12
上下箱聯(lián)接螺栓通孔直徑
d2’
13.5
上下箱聯(lián)接螺栓沉頭座直徑
D0
26
箱緣尺寸（扳手空間）
c1
20
c2
16
軸承蓋（即軸承座）外徑
D2
D2=軸承孔直徑
D+（5～5.5）d3=92
箱體外壁至軸承座端面的距離
l
l=c1+c2+(5～10)=50
軸承座旁凸臺的高度
h
D2=130
軸承座旁凸臺的半徑
Rδ
Rδ=c2
軸承座旁聯(lián)接螺栓的距離
s
s=D2
軸承蓋螺釘直徑
d3
（0.4～0.5）df
M8
檢查孔蓋聯(lián)接螺栓直徑
d4
d4=0.4df≥6
圓錐定位銷直徑
d5
d5=0.8d2
減速器中心高
H
H=Ra+(60～80)mm,Ra
為大齒輪頂圓半徑。
175
大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁的距離
△1
≥1.2δ
14
齒輪端面與箱體內(nèi)壁的距離
△2
≥δ
10
6. 減速器附件設計及說明
6.1 吊環(huán)、調(diào)耳
按總中心距，查參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P47表5-21，箱體毛重980kg,直接在箱體表面鑄造吊耳。
6.2軸承蓋的選擇
所選用的軸承分別為：深溝球軸承6008，6306，6010.
對應的軸承蓋的選擇凸緣式軸承蓋，軸承外徑范圍為(68～100)mm, 見參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P39表5-7.
6206（一對）：D=68mm，d3=8mm, D0=90mm,D2=108mm
6306（一對）：D=72mm，d3=8mm, D0=94mm,D2=112mm。
6010（一對）：D=80mm，d3=8mm, D0=102mm,D2=120mm
6.3檢查孔和孔蓋
根據(jù)減速器的總中心距，a=277mm
查參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P45表5-14，得檢查孔及孔蓋的尺寸：
檢查孔尺寸：L=130mm,b=75mm
檢查孔蓋尺寸：l1=160mm,b1=105mm,b2=90mm,l2=145mm,d4=9mm,螺孔數(shù)=6.
材料：Q235。厚度取6mm.
6.4通氣器
查參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P46表5-15，選用通氣器1，選M20×1.5.
6.5油標
查參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P47表5-16，選用M12.
6.6油塞
查參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P47表5-19，選用M16×1.5.
螺塞材料：Q235。
6.7定位銷
查參考文獻［機械設計畢業(yè)設計指導書］P47表5-20，選銷釘公稱直徑d=9mm.
設計小結(jié)
時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結(jié)構(gòu)龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設備。
通過此次設計的實踐過程，更加詳細的掌握了帶式輸送機的設計方法和理論基礎(chǔ)，并且增加了我的理論知識，強化了獨立思考，分析、解決問題的能力，并將這種能力充分的運用到實際的工作當中。
致謝
本次畢業(yè)設計是在老師的悉心指導下完成的，如果沒有老師的指導和幫助，本論文不會順利完成，他嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度、豐富的實踐經(jīng)驗和教學經(jīng)驗使我受益匪淺，在此致以衷心的感謝。同時在設計過程中還得到了同組同學的大力支持和幫助，提供了很多設計中需要的參考資料，在此一并致謝。
四年的大學生活，有過努力，有過拼搏，有過失敗，有過成功，能夠順利的畢業(yè)，有賴于院系領(lǐng)導和老師的關(guān)懷、照顧和同學的熱心幫助，在此我表示衷心的感謝！
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