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說明書
題 目：_________________________________
學 生：_________________________________
系 別：_________________________________
專業(yè)班級：_________________________________
指導教師：_________________________________
輔導教師：_________________________________
時 間：______________至_________________
二級斜齒輪減速器的設計
摘 要 IV
緒論 V
1、任務書 1
2、電動機的選擇 2
2.1、電動機的容量選擇 2
2.2．電動機轉(zhuǎn)速的選擇 2
2.3． 電動機型號的確定 3
3、傳動比的分配 3
4、傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算 3
5.漸開線斜齒圓柱齒輪設計 4
5.1高速級斜齒圓柱齒輪設計計算表 4
5.2低速級斜齒圓柱齒輪設計計算表 10
5.3斜齒輪設計參數(shù)表 15
6.軸的設計計算 16
6.1 1軸的結(jié)構(gòu)設計 16
(1）．選擇軸的材料及熱處理方法 16
(2）．確定軸的最小直徑 16
(4)．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。 17
(5)計算各軸段長度。 18
6.2 Ⅱ軸的結(jié)構(gòu)設計 19
（1）選擇軸的材料及熱處理方法 19
（2）確定軸的最小直徑 19
（3）確定各軸段直徑并填于下表內(nèi) 20
(4)．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。 20
（5）.計算各軸段長度 21
6.3 Ⅲ軸的結(jié)構(gòu)設計 21
(1)．選擇軸的材料及熱處理方法 21
（2）．確定軸的最小直徑 21
（3）．確定各軸段直徑并填于下表內(nèi) 22
（4）．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。 22
（5）.計算各軸段長度 23
6.4 0軸的強度校核 23
7軸承的選擇和校核 28
7.1Ⅱ軸軸承的選擇 28
7.2 校核Ⅱ軸軸承是否滿足工作要求 28
8 鍵聯(lián)接的選擇和校核 30
8.1 Ⅱ軸大齒輪鍵的選擇 30
8.2 Ⅱ軸大齒輪鍵的校核 30
9 減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇 31
9.1傳動零件的潤滑 31
9.2 減速器密封 31
結(jié) 論 34
參考文獻 35
致 謝 36
摘 要
該論文完成二級斜齒輪減速器裝置的設計，主要包括以下內(nèi)容：介紹主要裝置的性能、規(guī)格、型號及技術數(shù)據(jù)；說明了設計原理并進行了方案選擇，繪出了相關圖形和表格；對各種方案進行了分析和比較并介紹了所用方案的特點；應用原始數(shù)據(jù)以及相關公式對各種方案進行了計算，并根據(jù)計算結(jié)果確定應選用元器件或零部件；進行結(jié)構(gòu)設計和方案校核；對實驗中所得到的資料進行歸納、分析和判斷，提出自己的結(jié)論和見解。
關鍵詞
傳動比 電動機 齒輪 減速器
Design of Two Level Inclined Gear Reducer
Abstract
The paper complete belt conveyor design of transmission device, mainly includes the following content: to introduce the main device performance, type, model and technical data。 Explain the design principle and the plan selection, draw the relevant graphics and tables, For all kinds of schemes are analyzed and compared, and introduces the characteristics of the scheme; Application of original data and related formula in the various solutions are calculated, and according to the calculated results to determine should choose what kind of components or parts; Structure design and check plan; In the experiment of information obtained concludes, analysis, and judgment, put forward its own conclusions and opinions.
Keywords
transmission motor gear reducer
緒論
輸送帶一般可分為普通輸送帶和特殊結(jié)構(gòu)輸送帶。普通輸送帶主要用于通用固定式、繩架吊掛式及可伸縮式帶式輸送機。特殊結(jié)構(gòu)輸送帶包括鋼繩牽引輸送帶、旅客輸送帶、花紋輸送帶、擋邊輸送帶、防撕裂輸送帶、無覆蓋膠輸送帶等。輸送帶一般由覆蓋層、帶芯、隔離層三個組成。
所以帶式輸送機具有運行可靠、連續(xù)、高效,易于實現(xiàn)自動化和對地形適應性強等優(yōu)點,是散狀物料連續(xù)運輸?shù)闹饕O備。據(jù)有關資料介紹,法國輸送機單機長度已達15 km,高差為1 km。單滾筒的驅(qū)動功率達1 050 kW,設計帶速達8.4m/s,年運量達4億t。在澳大利亞的一個采礦場,輸送機通過多機串聯(lián)運距長達上百公里。目前我國的帶式輸送機也正在向長距離、高帶速、大運量、大功率方向發(fā)展。由于我國用剛性理論來分析研究帶式輸送機并制訂計算方法和設計規(guī)范,設計中對輸送帶使用了很高的安全系統(tǒng)(一般取n=10左右),實際上輸送帶是粘彈性體,而不能簡單地用剛體力學來解釋和計算。長距離帶式輸送機其輸送帶對驅(qū)動裝置的起、制動力的動態(tài)響應是一個非常復雜的過程,如何降低輸送帶的設計安全系統(tǒng)(輸送帶安全系數(shù)n=5～6),延長帶式輸送機使用壽命,確保了輸送機運行的可靠性,傳動問題是大型輸送機的關鍵技術,它關系到輸送機的技術性能和經(jīng)濟效益。目前國內(nèi)外大都采用以下可控傳動技術來解決輸送機的傳動問題。
傳動時間隨帶式輸送機主參數(shù)可以在一定范圍調(diào)節(jié),使輸送機按照預先設定的傳動速度圖平穩(wěn)運行,并能實現(xiàn)滿載傳動;在多機驅(qū)動時具有功率平衡的功能;電動機能空載傳動,降低對電網(wǎng)的沖擊;具有過載保護功能
近幾年來,國內(nèi)外相繼開發(fā)成功了多種形式的軟傳動裝置:①液粘性軟傳動裝置,如澳大利亞的BOSS 系統(tǒng)、美國的CST 等;②液力型軟傳動裝置,如調(diào)速型液力偶合器、加長后輔液力偶合器等;③電氣型軟傳動裝置,如變頻調(diào)速、可控硅控制開關磁阻傳動等;④機械式軟傳動裝置,如BEST、德國力士樂公司的輔助液壓馬達周轉(zhuǎn)齒輪系統(tǒng)等。
V
1、任務書
1、題目：設計二級圓錐/斜齒輪減速箱及主要零件的加工工藝。
2、要求：該機由Y型電機驅(qū)動，經(jīng)傳動裝置驅(qū)動滑輪帶動鋼絲繩移動。整機使用壽命為5年，每天兩班制工作，每年工作300天，工作時不逆轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，工作機效率為0.95，要求有過載保護，按單件生產(chǎn)設計。
3、原始數(shù)據(jù)：二級斜齒輪減速箱
原始數(shù)據(jù)
第二組（雙號）
斜齒輪
運輸帶拉力
F(KN)
4
卷筒直徑
D(mm)
300
帶速V(m/s)
0.60
編制工藝零件
輸出軸
4、傳動方案簡圖
斜齒輪傳動
2、電動機的選擇
2.1、電動機的容量選擇
根據(jù)已知條件可以計算出工作機所需有效功率
.4
設 —— 輸送機滾筒軸至輸送帶間的傳動效率；
—— 聯(lián)軸器效率， =0.99
—— 閉式圓柱齒輪傳動效率， =0.97
—— 一對滾動軸承效率， =0.99
—— 帶式輸送機滾筒效率。 =0.96
估算運動系統(tǒng)總傳遞效率：
式中：
得傳動系統(tǒng)總效率
工作機所需電動機功率
由Y系列三相異步電動機技術數(shù)據(jù)中可以確定，滿足條件的電動機額定功率應取為3。
2.2．電動機轉(zhuǎn)速的選擇
根據(jù)已知條件由計算得知輸送機滾筒的工作轉(zhuǎn)速
按高等教育出版社出版的機械設計課程設計指導書表3-1，常見機械傳動的主要性能推薦的傳動比合理范圍，一級齒輪減速器傳動比=3～5，則總傳動比合理范圍=9～25，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為：
=×=(9～25)×47.77=343.9～955.5r/min
符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有: 750。由高等教育出版社出版的機械設計課程設計指導書表10-112（查出Y132M-8滿足要求）
2.3． 電動機型號的確定
選用Y系列三項異步電動機，臥式封閉結(jié)構(gòu)，綜合考慮電機和傳動裝置的尺寸、重量、價格減速器的傳動比選擇電機型號為Y132M-8 ，其主要參數(shù)如下：
電動機額定功率
3KW
電動機滿載轉(zhuǎn)速
710r/min
電動機軸伸出端直徑D
38mm
電動機伸出端安裝長度E
110mm
3、傳動比的分配
帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比
柱齒輪傳動單級傳動比常用值為3-5，展開式二級齒輪減速器
為便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當兩對齒輪材料相同、齒面硬度、齒寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強度接近相等的條件，取高速級傳動比
低速級傳動比
4、傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算
傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩計算：
0軸（電動機軸）：
1軸（減速器高速軸）：
2軸（減速器中間軸）：
3軸（減速器低速軸）：
將上述結(jié)果和傳動比及傳動效率匯總?cè)绫?-3:
項目
電機軸
高速軸Ⅰ
中間軸Ⅱ
低速軸Ⅲ
轉(zhuǎn)速 (r min)
710
710
144.9
38.13
功率 (kw)
3
2.772
2.66
2.55
轉(zhuǎn)矩N·m )
37.66
37.28
175.4
640
傳動比i
4.9
3.8
表2-3 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)
5.漸開線斜齒圓柱齒輪設計
5.1高速級斜齒圓柱齒輪設計計算表
表3-2高速級斜齒圓柱齒輪
項目
計算（或選擇）依據(jù)
計算過程
單位
計算（或確定）結(jié)果
1．選齒輪精度等級
查[1]表10-8
選用7級精度
級
7
2．材料選擇
查[1]表10-1
小齒輪選用45號鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度為250HBS
大齒輪選用45號鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度為220HBS
小齒輪250HBS
大齒輪220HBS
3．選擇齒數(shù)Z
個
147
4.9
4．選取螺旋角β
取14
度
14
5．按齒面接觸強度設計
（1）試選Kt
取1.6
1.6
(2)區(qū)域系數(shù)ZH
由[1]圖10-30
（3）εa
由[1]圖10-26查得εa1=0.77
εa2=0.87
1.64
1.64
(4)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1
查表1
Nmm
(5)齒寬系數(shù)Фd
由[1]表10-7
1.0
(6)材料的彈性影響系數(shù)ZE
由[1]表10-6
(7) 齒輪接觸疲勞強度極限
由[1]圖10-21c
由[1]圖10-21ｄ
550
540
550
540
（8）應力循環(huán)次數(shù)N
由[1]式10-13
（9）接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN
由[1]圖10-19
KHN1 =1.05
KHN2 =1.12
KHN1 =1.05
KHN2 =1.12
（10）計算接觸疲勞強度許用應力[σH]
取失效概率為１％，安全系數(shù)為S=1，由[1]式10-12得
=(577.5+604.8)=591.15
（11）試算小齒輪分度圓直徑
按[1]式（10－21）試算
mm
=53.03
（12）計算圓周速度v
m/s
1.54
（13）計算齒寬B
B1=60
B2=55
mm
B1=60
B2=55
（14）模數(shù)
h = 2.25mnt =2.25×2.14=4.815
b/h =53.03/4.815=11.01
度
mnt =2.14
h = 4.815
b/h =11.01
（15）計算縱向重合度
εβ= 0.318φdz1tanβ
1.903
（16）計算載荷系數(shù)K
由[1]表10-2查得使用系數(shù)
根據(jù)v=1.54 m/s，７級精度，由[1]圖１０－８查得動載荷系數(shù)1.08
由[1]表１０－４查得
KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2) φd2+0.23×10-3b
=1.420
由[1]圖１０－１３查得KFβ=1.33
假定，由[1]表１０－３查得1.4
故載荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ=1×1.08×1.4×1.42=2.15
K=2.15
（17）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑
由[1]式10-10ａ
58.52
（18）計算模數(shù)
mm
1.89
6．按齒根彎曲強度設計
（1）計算載荷系數(shù)K
K=KAKVKFαKFβ
K=1×1.08×1.4×1.33=2.01
K=2.01
（2）螺旋角影響系數(shù)
根據(jù)縱向重合度εβ= 1.903 ，從[1]圖10-28
0.88
0.88
（3）計算當量齒數(shù)ZV
=32.84
=160.9
（4）齒形系數(shù)YFa
由[1]表１０－５
YFa1=2.591
YFa2=2.198
YFa1=2.591
YFa2=2.198
（5）應力校正系數(shù)YSa
由[1]表１０－５
YSa1=1.597
YSa2=1.781
YSa1=1.597
YSa2=1.781
（6）齒輪的彎曲疲勞強度極限
由[1]圖10-20b
由[1]圖10-20c
400
350
400
350
（7）彎曲疲勞強度壽命系數(shù)
由[1]圖10-18
利用插值法可得
0.90
0.95
0.90
0.95
（8）計算彎曲疲勞許用應力[σF]
取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.3，由式10-12得
（9）計算大小齒輪的并加以比較
結(jié)論：大齒輪的系數(shù)較大，以大齒輪的計算
＝0.0153
（10）齒根彎曲強度設計計算
由[1]式10-17
=1.743
mm
1.743
結(jié)論：對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，?。? mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=58.52 mm來計算應有的齒數(shù)。于是由
取30，則Z2 = Z1×i齒1 =30×4.9=147取Z2 =147
7．幾何尺寸計算
（1）計算中心距a
=182.4
將中心距圓整為183
mm
a=183
（2）按圓整后的中心距修正螺旋角β
因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。
度
14.71
（3）計算齒輪的分度圓直徑d
mm
62.03
303.96
（4）計算齒輪的齒根圓直徑df
mm
57.03
298.96
（5）計算齒輪寬度B
b = φdd1
b=1.0×62.03
=62.03
圓整后取：
B1 =65
B2 =60
mm
B1 =65
B2 =60
（6）驗算
所以合適
5.2低速級斜齒圓柱齒輪設計計算表
表3-3
項目
計算（或選擇）依據(jù)
計算過程
單位
計算（或確定）結(jié)果
1．選齒輪精度等級
查[1]表10-8
選用7級精度
級
7
2．材料選擇
查[1]表10-1
小齒輪選用45號鋼（調(diào)質(zhì)處理），硬度為250HBS
大齒輪選用45號鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度為220HBS
小齒輪
250HBS
大齒輪
220HBS
3．選擇齒數(shù)Z
個
U=3.8
4．選取螺旋角β
取14
度
14
5．按齒面接觸強度設計
（1）試選Kt
取1.6
1.6
（2）區(qū)域系數(shù)ZH
由[1]圖10-30
（3）
由[1]圖10-26查得
εa4=0.88
=0.78+0.88=1.66
1.66
(4)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩TⅡ
查表1
Nmm
(5)齒寬系數(shù)Фd
由[1]表10-7
1.0
(6)材料的彈性影響系數(shù)ZE
由[1]表10-6
MPa1/2
(7) 齒輪接觸疲勞強度極限
由[1]圖10-21c
由[1]圖10-21ｄ
550
540
550
540
（8）應力循環(huán)次數(shù)N
由[1]式10-13
（9）接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN
由[1]圖10-19
KHN1 =1.08
KHN2 =1.14
KHN1 =1.08
KHN2 =1.14
（10）計算接觸疲勞強度許用應力[σH]
取失效概率為１％，安全系數(shù)為S=1，由[1]式１０－１２得
[σH]= 594
=604.8
（11）試算小齒輪分度圓直徑
按[1]式（10－21）試算
mm
＝80.53
（12）計算圓周速度v
m/s
=0.61
（13）計算齒寬B
B3=85
B4=80
mm
B3=85
B4=80
（14）模數(shù)
h = 2.25mnt =2.253.13
＝7.04
b/h =80.53/7.04=11.44
度
＝3.13
h ＝7.04
b/h =11.44
（15）計算縱向重合度
εβ= 0.318φdz3tanβ
＝0.3181.025an14
=1.98
=1.98
（16）計算載荷系數(shù)K
由[1]表10-2查得使用系數(shù)
根據(jù)v=0.65s，７級精度，由[1]圖１０－８查得動載荷系數(shù)1.1
由[1]表１０－４查得
KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2) φd2+0.23×10-3b
=1.43
由[1]圖１０－１３查得KFβ=1.35
假定，由[1]表１０－３查得1.4
故載荷系數(shù)
K=KAKVKHαKHβ=11.11.41.43=2.20
K=2.20
（17）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑d3
由[1]式10-10ａ
89.55
（18）計算模數(shù)
=3.48
mm
=3.48
6．按齒根彎曲強度設計
（1）計算載荷系數(shù)K
K=KAKVKFαKFβ
K=1.01.11.41.35
=2.079
K=2.079
（2）螺旋角影響系數(shù)
根據(jù)縱向重合度εβ=1.981]圖10-28
0.88
0.88
（3）計算當量齒數(shù)ZV
=27.37
76.63
（4）齒形系數(shù)YFa
由[1]表１０－５
YFa3=2.563
YFa4=2.227
YFa3=2.563
YFa4=2.227
（5）應力校正系數(shù)YSa
由[1]表１０－５
YSa3=1.604
YSa4=1.763
YSa3=1.604
YSa4=1.763
（6）齒輪的彎曲疲勞強度極限
由[1]圖１０－２０b
由[1]圖１０－2０ｃ
400
350
400
350
（7）彎曲疲勞強度壽命系數(shù)
由[1]圖１０－１８
0.92
0.96
0.92
0.96
（8）計算彎曲疲勞許用應力[σF]
取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.3，由式１０－１２得
368
336
（9）計算大小齒輪的并加以比較
結(jié)論：大齒輪的系數(shù)較大，以大齒輪的計算
=
0.0117
（10）齒根彎曲強度設計計算
由[1]式１０－１７
=2.37
結(jié)論：對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，?。?.5已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3=89.55應有的齒數(shù)。于是由
取35 ，則Z4 = Z3×i齒2 =35*3.8=133 取Z4 =133
7．幾何尺寸計算
（1）計算中心距a
將中心距圓整為217
mm
=217
（2）按圓整后的中心距修正螺旋角β
因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。
度
（3）計算齒輪的分度圓直徑d
mm
90.42
343.58
（4）計算齒輪的齒根圓直徑df
mm
84.17
=337.33
（5）計算齒輪寬度B
b = φdd3=
1.0*90.00=90.00
圓整后取：
B3 =95
B4 =90
mm
B3 =95
B4 =90
（6）驗算
故合適
5.3斜齒輪設計參數(shù)表
表3-4斜齒輪參數(shù)表
傳動類型
模數(shù)
齒數(shù)
中心距
齒寬
螺旋角
高速級
斜齒圓柱齒輪
mm
mm
低速級
斜齒圓柱齒輪
6.軸的設計計算
6.1 1軸的結(jié)構(gòu)設計
(1）．選擇軸的材料及熱處理方法
查表15-1[1]選擇軸的材料為優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火。
(2）．確定軸的最小直徑
查[1]的扭轉(zhuǎn)強度估算軸的最小直徑的公式：
（3-3）
再查表15-3[1]，
考慮鍵：因為鍵槽對軸的強度有削弱作用，開有一個鍵槽，所以軸的軸徑要相應增大
mm
(3）．確定各軸段直徑并填于下表內(nèi)
表3-5各軸段直徑
名稱
依據(jù)
單位
確定結(jié)果
mm
且由前面的帶輪的設
計可得，帶輪的孔徑為30，mm
＝30
＝30
查 [2]表7-12 35
35
因為處裝軸承，所以只要＞即可，選取7類軸承，查 [2]表6-6，選取7208AC，故 ＝40
＝40
46
由于是齒輪軸所以等于高速級小齒輪的分度圓直徑：
40
40
(4)．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。
查 [2]（2）“潤滑方式”，及說明書“（12）計算齒輪圓周速度” = 1.54，故選用脂潤滑。
將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表
表3-6軸長度有關的各參數(shù)
名稱
依據(jù)
單位
確定結(jié)果
箱體壁厚
查表11-1[2]
8
地腳螺栓直徑及數(shù)目n
查表11-1 [2]
查表3-13[2]， ?。?0，
＝16
軸承旁聯(lián)接螺栓直徑
查表11-1 [2]
查表3-9 [2]，取＝16
＝12
軸承旁聯(lián)接螺栓扳手空間、
查表11-1 [2]
軸承蓋聯(lián)接螺釘直徑
查表11-2[2]
查表11-10 [2]，得當取
軸承蓋厚度
查表11-10 [2]
，
小齒輪端面距箱體內(nèi)壁距離
查[2]
=10
軸承內(nèi)端面至箱體內(nèi)壁距離
查 [2]因為選用脂潤滑，所以
＝10
距軸承支點距軸承寬邊端面離a
查表6-6[2]，選取7208AC軸承，
故
(5)計算各軸段長度。
表3-7各軸段長度
名稱
計算公式
單位
計算結(jié)果
由于與大帶輪配合，則：
63
由公式
＝56
由公式
32
由公式
＝110.5
齒輪1輪轂寬度：
＝65
由公式
＝40
L（總長）
＝365.5
（支點距離）
＝197.5
6.2 Ⅱ軸的結(jié)構(gòu)設計
（1）選擇軸的材料及熱處理方法
查表15-1[1]選擇軸的材料為優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。
（2）確定軸的最小直徑
查[1]的扭轉(zhuǎn)強度估算軸的最小直徑的公式：
（3-4）
=
再查表15-3 [1]，
（3）確定各軸段直徑并填于下表內(nèi)
表3-8軸段直徑
名稱
依據(jù)
單位
確定結(jié)果
由于和軸承配合，取標準軸徑為：
=45
由于和齒輪配合，取
查表1-6[2]，?。?0
=50
查 [2]表1-6，取=60
=60
與高速級大齒輪配合，?。?
＝=45
＝45
(4)．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。
查 [2]（二）“滾動軸承的潤滑”，及說明書“六、計算齒輪速度” ，故選用脂潤滑。
將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表
表3-9軸長度有關的各參數(shù)
名稱
依據(jù)
單位
確定結(jié)果
軸承支點距軸承寬邊端面距離a
選用7209AC軸承，查 [2]表6-6
得
（5）.計算各軸段長度
表3-10各軸段長度
名稱
計算公式
單位
計算結(jié)果
＝43
＝93
＝10
齒輪配合長度：
＝58
＝45.5
L（總長）
L＝249.5
（支點距離）
196.1
6.3 Ⅲ軸的結(jié)構(gòu)設計
(1)．選擇軸的材料及熱處理方法
查表15-1[1]選擇軸的材料為優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。
（2）．確定軸的最小直徑
查[1]的扭轉(zhuǎn)強度估算軸的最小直徑的公式：
（3-5）
再查表15-3 [1]，
考慮鍵：因為鍵槽對軸的強度有削弱作用，開有一個鍵槽，所以軸的軸徑要相應增大
（3）．確定各軸段直徑并填于下表內(nèi)
表3-11各軸段直徑
名稱
依據(jù)
單位
確定結(jié)果
由于與聯(lián)軸器配合，配合軸徑為d1=60mm
＝60
考慮聯(lián)軸器定位：
查 [2]表7-12，?。?0
＝70
為了軸承裝配的方便： ，取符合軸承標準孔徑大小為
＝75
考慮軸肩定位，查（1）表1-16，取標準值=86
＝86
考慮齒輪的定位：
92
由于與齒輪配合=80mm
=80
由于軸承配合：＝＝75
＝75
（4）．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。
查 [2]（二）“滾動軸承的潤滑”，及說明書“六、計算齒輪速度”， ，故選用脂潤滑。將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表
表3-12與軸長度有關的各參數(shù)
名稱
依據(jù)
單位
確定結(jié)果
軸承支點距軸承寬邊端面距離a
選用7015AC軸承，查表6-6[2]
得
（5）.計算各軸段長度
表3-13
名稱
計算公式
單位
計算結(jié)果
選聯(lián)軸器軸孔長度為107mm，則：
105
由公式
＝47
由公式
＝39
由公式
＝73
由公式
＝10
配合齒輪4：
88
＝51.5
L（總長）
413.5
（支點距離）
＝184.3
6.4 0軸的強度校核（說明：其余兩軸不再校核）
齒輪的受力分析：
斜齒輪上的圓周力：；徑向力：；軸向力：
分別將:
代入以上3式，得
表3-14和軸長度有關的參數(shù)
齒輪2上的圓周力
齒輪上的徑向力
齒輪上的軸向力
3189.49
1195.80
788.14
齒輪3上的圓周力
齒輪上的徑向力
齒輪上的軸向力
4958.7
2720.77
1750.14
求支反力、繪彎矩、扭矩圖
軸Ⅱ受力簡圖
圖3-2Ⅱ軸的受力圖
其中， 方向均向外；方向都指向軸心；向左，向右。
（1）.垂直平面支反力，如圖a)
軸向力平移至軸心線形成的彎矩分別為：
（3-6）
（3-7）
（3-8）
(2).垂直平面彎矩圖，如圖b
計算特殊截面的彎矩：
（3-9）
（3-10）
（3-11）
（3-12）
(3).水平平面支反力，如圖c)
（3-13）
(4).水平平面彎矩圖,如圖d)
計算特殊截面的彎矩：
（3-14）
(5).合成彎矩圖, 如圖e)
（3-15）
(6).扭矩圖,如圖f)
(7)．按彎扭合成校核軸的強度
1）確定軸的危險截面
根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸和彎矩圖可知：截面3受到的合力矩最大，且大小為： ,再考慮到兩個裝齒輪的軸段,因此截面3為危險截面。
2）按彎矩組合強度校核軸危險截面強度
（軸的抗彎截面系數(shù)，初選鍵：b=12,t=5,d=50;解得W=11050.63 mm3）
取，則：
查表15-1得[]=60mpa,因此,故安全。
7軸承的選擇和校核
7.1Ⅱ軸軸承的選擇
選擇Ⅱ軸軸承的一對7309AC軸承，校核軸承，軸承使用壽命為6年，每年按300天計算。
根據(jù)滾動軸承型號，查出和。
7.2 校核Ⅱ軸軸承是否滿足工作要求
(1).畫軸承的受力簡圖
圖3-3 軸承的受力圖
(2).求軸承徑向支反力、
1）垂直平面支反力、
（3-16）
2）水平面支反力、
（3-17）
3）合成支反力、
（3-18）
(3).求兩端面軸承的派生軸向力、
（3-19）
(4).確定軸承的軸向載荷、
由于
因此軸承1被放松：
軸承2被放松：
(5).計算軸承的當量載荷、
查[1] 表13-5 ：可得：e=0.68
①
查[1]表有：
取
得：
②
查[1]表有：，取，得：
因此軸承1危險。
(6).校核所選軸承
由于兩支承用相同的軸承，故按當量動載荷較大的軸承1計算，滾子軸承的0.68，查表13-6[1]取沖擊載荷系數(shù) 1.2，查表13-7[1]取溫度系數(shù)1.0，計算軸承工作壽命：
結(jié)論：選定的軸承合格，軸承型號最終確定為：7209AC
8 鍵聯(lián)接的選擇和校核
8.1 Ⅱ軸大齒輪鍵的選擇
一般8級精度以上尺寸的齒輪有定心精度要求，因此均選用普通圓頭平鍵 A型,根據(jù)鍵槽所在段軸徑為分別為：
查[2]，選用，（大齒輪）鍵1：
（小齒輪）鍵2：
8.2 Ⅱ軸大齒輪鍵的校核
鍵長度小于輪轂長度且鍵長不宜超過，前面算得大齒輪寬度60, 小齒輪寬度90，根據(jù)鍵的長度系列選鍵長:
鍵1：；鍵2：
查[1]表16-2得
鍵與鋼制軸在輕微沖擊載荷下的許用擠壓應力為：
，則：
鍵1：
鍵2：
所以所選用的平鍵強度均足夠。
取鍵標記為： 鍵1：16×50 GB/TB1096-79
鍵2：16×80 GB/TB1096-79
9 減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇
9.1傳動零件的潤滑
（1）齒輪傳動潤滑
因為齒輪圓周速度，故選擇浸油潤滑。
（2）滾動軸承的潤滑
因為齒輪速度，故滾動軸承選用脂潤滑。
9.2 減速器密封
（1）軸外伸端密封
毛氈圈油封。
（2） 軸承靠箱體內(nèi)側(cè)的密封
擋油板：防止?jié)q油漲到軸承。
（3）箱體結(jié)合面的密封
箱體結(jié)合面的密封性要求是指在箱體剖分面、各接觸面及密封處均不允許出現(xiàn)漏油和滲油現(xiàn)象，剖分面上不允許加入任何墊片或填料。為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度應為6.3,密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大，不大于mm。
11 箱體主要設計尺寸
表3-15 箱體主要尺寸
名稱
計算依據(jù)
計算過程
計算結(jié)果
箱座壁厚
8
箱蓋壁厚
8
箱座凸緣厚度
12
箱蓋凸緣厚度
12
箱座底凸緣厚度
20
地腳螺栓直徑
0．036+12
——
16
地腳螺釘數(shù)目
=171<250
4
軸承旁聯(lián)接螺栓直徑
12
箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑
8
聯(lián)接螺栓的間距
——
——
100
軸承端蓋螺釘直徑
8
定位銷直徑
8
、、至外箱壁距離
查[2]表5-1
25
20
16
、至凸緣邊緣距離
查[2]表5-1
23
14
軸承旁凸臺半徑
=
——
16
凸臺高度
——
——
60
軸承座寬度
50
鑄造過渡尺寸
——
11.82
大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離
≥
——
10
齒輪端面與內(nèi)箱壁距離
≥10～15
——
10
箱蓋、箱昨筋厚、
8
10
軸承端蓋外徑
120
114
160
軸承旁聯(lián)接螺栓距離
——
20
133.5
173.5
結(jié) 論
現(xiàn)代減速器的種類越來越多，而選擇適合自己的就顯得很重要了。
本文介紹了選擇減速器的方法，同時對減速器的各個部分進行了分析以及計算，具體方法如下：
（1）深入進行了減速器的分析及其選擇。
（2）針對不同性能和功能要求，對減速器各個功能組件進行研究設計。
（3）對主軸、錐齒輪和軸承等關鍵部位的零件進行設計計算并校核，保證其功能要求和性能要求，同時繪制造粒機總裝配圖和零件圖。
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致 謝
四年的大學時光轉(zhuǎn)瞬即逝，多年的學子生涯亦將揮手告別。至此論文完成之際，向所有關心我、支持我的老師、親人還有同學們說一聲“謝謝”！
論文研究過程中，從準備階段到撰寫階段，都得到導師老師悉心指導。老師嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度、淵博的知識、求實的工作作風和正直的人品，令我無論在學習還是做人方面都受益匪淺，將使我終身受益。老師事無巨細的修改論文的精神令我深深的敬佩和感激。為此，首先請允許我向老師表示最衷心的感謝和最崇高的敬意。
值此即將畢業(yè)之際，向老師表示摯誠的感謝和由衷的敬意。同時，向?qū)W學院學生付出辛勤勞動的其他各位老師表示衷心的謝意！
36