带式运输机电动滚筒的设计说明书模板.doc

带式运输机电动滚筒的设计说明书

53

资料内容仅供参考，如有不当或者侵权，请联系本人改正或者删除。
摘要

带式输送机自从创造至今已有一百五十年的历史, 依然被广泛的应用于生产、 生活中, 被广泛使用在石油、 化工、 塑料、 橡胶、 食品、 建材、 包装、 纺织、 造纸、 轻工、 立体停车库和流水线等机械设备领域中。
经过本毕业设计将学过的基础理论知识进行综合应用, 培养结构设计, 计算能力, 了解减速器的结构设计的步骤及参数选择的原则, 熟悉减速器传动的基本原理, 熟悉并掌握一套完整的机械传动装置的设计过程。
了解减速器的参数数据的选择原则对传动装置效率的影响。
由于减速器的结构简单实用, 被广泛应用于各行各业中, 因此, 减速器的使用还有很好的前景。
经过本毕业设计, 了解减速器的结构设计的步骤及参数选择的原则, 熟悉减速器传动的基本原理, 并设计了一套完整的电动滚筒传动装置。
关键词: 带式输送机; 减速器设计; 主要部件

前言

随着科学技术的迅速发展, 市场竞争日趋激烈, 在机械制造中, 运输工业已成为国民经济支柱产业之一, 其在国民经济中所占比重和作用越来越重要, 世界各国经济发展历程证明了这一点。改革开放以来, 随着市场经济的发展, 商品流通的增加, 物质的不断丰富, 生活水平的提高, 人们在追求商品外在质量提高的同时, 主要还是追求商品内在质量提高, 保证内在质量就需要快速的运输来实现。近年来人们的消费需求的扩大, 运输工业随之迅速发展, 在中国国民生产总值中已占到10%以上, 与经济发达国家的差距正在逐步缩小。
运输机械在运输工业中的地位十分重要, 对运输工业现代化具有举足轻重的作用。它能够提高劳动生产率, 改进生产环境, 降低生产成本, 减少环境污染, 增加产品质量, 提高产品的档次, 增加附加值从而增加市场竞争力, 带来更大的社会效益和经济效益。
中国的运输机械发展起步与20世纪40年代末, 从改革开放前少数几种水平落后的单机起, 到70年代, 在借鉴进口设备和技术的基础上, 运输机械的生产发生了一个巨大的变化, 大量填补国内空白的运输机械问世, 品种规格不断增加, 出现了大量专业的运输机械生产企业, 形成了一批专业化生产的骨干企业。许多研究机构着手研究运输机械, 大专院校也纷纷设立运输专业, 先后成立了全国性的协会, 学会, 标准化机构, 出版了各种专业期刊, 形成了一个独立的运输行业部门, 也是原机械工业部管理的14个大行业之一。进入20世纪80年代, 除继续增加新品种外。在产品的技术水平和内在质量、 性能等方面有了很大进步, 从注重数量向注重质量和性能方面发展, 产品的技术水平与国外先进水平的差距在缩小。
本课题是联系生产实际的课题。
当前, 带式输送机已广泛应用于工农业生产的各个角落, 如化工、 建材、 矿山开采, 车站、 码头以及农产品贮运等, 操作方便、 运输距离比较长。随着机械化和综合机械化采煤工作面产量的不断提高, 带式输送机已经逐渐成为煤矿生产中的一种主要输送设备。
电动滚筒是带式输送机的一个重要动力部件, 就冷却形式而言有油冷式、 油浸式及风冷式等, 就减速形式而言有齿轮减速式及摆线针轮式等, 就电动机的安装位置而言有内置式和外置式等。当前应用较多的是齿轮减速、 内置、 油冷式电动滚筒, 特别是对于小型和微型电动滚筒来说, 这种电动滚筒更具有不可替代的地位。可是, 齿轮减速油冷式电动滚筒承载能力较差、 传动效率低, 右法兰轴结构复杂、 工艺性较差。因此, 拟采用活齿减速技术方案对其进行改进设计。
活齿波动传动是用来传递两同轴间回转运动的一种新型传动形式, 这与电动滚筒的传动方式完全吻合。它由激波器V、 中心轮K、 活齿架H及一组活齿组成, 工作时, 激波器周期性地推动活齿, 这些活齿与中心轮齿廓的啮合点形成了蛇腹蠕动式的切向波, 从而与中心轮形成连续的驱动关系。活齿传动具有结构紧凑、 体积小、 承载能力大、 传动效率高、 基本构件的工艺性好等优点, 因此一出现就引起了人们极大的兴趣。

1、 系统传动方案设计和运动学及动力学参数设计计算
1.1系统传动方案设计
组成: 传动装置由电机、 减速器、 工作机组成。
特点: 齿轮相对于轴承不对称分布, 故沿轴向载荷分布不均匀, 要求轴有较大的刚度。
确定传动方案: 考虑到电机转速高, 传动功率大, 故采用刚性联轴器联结电机与减速器。 其传动方案如下:

1-电机 2-联轴器 3-减速器 4-联轴器 5-滚筒

图1-1 带式输送机总体方案布局图
1.2 系统运动学及动力学参数设计计算
1.2.1 选择电动机
电动机类型的选择: Y系列三相异步电动机
电动机功率选择:
η1—联轴器的传动效率: 0.99
η2—每对轴承的传动效率: 0.99
η3—圆柱直齿轮的传动效率: 0.96
η4—滚筒与传送带之间的传动效率: 0.96

传动装置的总效率:
η=η12×η24×η32×η4
=0.992×0.994×0.962×0.96
≈0.83
电机所需的工作功率:
==6KW
确定电动机转速:
计算滚筒工作转速:
n滚筒===76.43r/min
查《机械设计手册》P18-4表18.1-1得二级圆柱齿轮减速器传动比i=8～60, 故电动机转速的可选范围是:
n电=n滚筒×i=( 8～60) ×76.43r/min=611.44～4585.8 r/min
根据容量和转速, 由有关手册查出有三种适用的电动机型号, 因此有2种传动比喻案如下:
表1-1 电机型号
方案
电动机型号
额定功率
KW
额定转速
r/min
重 量
Kg
总传动比
1
Y132S1-2
6.5
2900
67
22.31
2
Y132S-4
6.5
845
68
11.08

图1-2 电机安装及外形尺寸
表1-2电机外形尺寸
型号
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
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、 重量和减速器的传动比, 可见第二方案比较适合。因此选定电动机型号为Y132S-4。
1.2.2 总传动比并分配传动
总传动比 ==11.08
分配传动比: i1=( 1.3～1.5) i2, 经计算i1=( 3.79～4.08) , 取i1=4, 计算得i2=2.77
I1为高速级传动比, i2为低速级传动比。
1.2.3 各轴功率、 转速、 转矩计算
将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、 2轴、 3轴、 4轴; η01, η12, η23, η34依次为电机与轴1, 轴1与轴2, 轴2与轴3, 轴3与轴4之间的传动效率。
各轴转速: =845 r/min
==211.25r/min
==76.43r/min
=129.96 r/min
各轴输入功率: P1=P电·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

各轴输入转矩: ＝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轴的输出功率、 输出转矩分别为各轴的输入功率、 输入转矩乘以1对轴承的传动效率0.99。

2. 传动件设计计算
2.1 高速级大、 小齿轮的设计计算

2.2 低速级大、 小齿轮的设计计算
2.2.1选择齿轮材料
载荷中等、 速度不高且传动尺寸无特殊要求, 因此大小齿轮都选软齿面齿轮, 小齿轮选用35MnB调质, 硬度260HBS, 大齿轮选用SiMn调质, 硬度225HBS。根据两齿面的硬度, 由《机械设计基础》表6-10中的算式得出两齿轮的接触疲劳强度和弯曲疲劳强度的许用应力:
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 选取设计参数
小齿轮齿数z1=26, 则z2=26×2.77=72.02,取z2=72;
实际传动比为i12=72/26=2.769,
传动比误差Δi==0.0004％≤ 5％, 在允许范围内。
齿宽系数取=1.0
2.2.3 按齿面接触疲劳强度设计
小齿轮的转矩T1=121.10 N·m
载荷系数查《机械设计基础》表6-9取K=1.2
d1 ≥766= 766= 60.01 mm
齿轮的模数为m =≥=2.31。查《机械设计基础》表6-1取标准系列模数m=3。
d1= mz1 = 26×3 = 78 mm

2.2.4 齿轮的几何尺寸计算
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 校核弯曲疲劳强度
由齿数查表6-12得两齿轮的复合齿形系数为: YFS1= 4.30, YFS2= 4．
σF1 = =
= 68.42 Mpa＜= 163MPa
合格
σF2 = =
= 63.69 Mpa＜= 178MPa
合格
2.2.6精度设计
查《机械设计基础》表6-8取8级精度．
2.2.7. 结构设计
2.2.7.1. 中间轴孔的厚度:
大齿轮 D0=da4-(10～14)mn=222-(10～14)×3=(180～192)mm, 取D0=190 mm.
D4为轴径, D4=52mm, D3=1.6D4=1.6×52=83.2mm,取D3=85, l=b=齿宽,
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,选C=10mm.
2.2.8. 润滑方式
==2.1m/s<12m/s,采用润滑油池润滑。见参考文献［机械设计基础］P118.

3.轴系零件的校核计算
3.1Ⅰ轴的设计计算
3.1.1材料的选择及轴颈的确定

图3-1 Ⅰ轴示意图
选择轴的材料为45钢, 调质处理, 查《机械设计手册》( 成大先主编, 化学工业出版社) 表6-1-1得
σb=650 Mpa, σs= 360 Mpa, σ-1=270 Mpa,
τ-1=155 Mpa, E = 2.15×105 Mpa
根据《机械设计手册》表6-1-18公式初步计算轴径, 由于材料为45钢, 由《机械设计手册》表6-1-19选取A=120则得
d≥A =120×=17.99mm, 因为考虑到装联轴器加键, 有一个键槽,
d≥17.99×( 1+5％) =18.89mm

3.1.2确定各轴段直径
表3-1 各轴段直径
名称
依据
确定结果( mm)

大于轴的最小直径18.89, 电机轴径D=38, d1=( 0.8～1.2) D且考虑与联轴器内孔标准直径配合, 联轴器选择GY5型
30

联轴器定位d2= d1+2( 0.07～0.1) d1
=30+( 4.2～6) =34.2～36
35

考虑轴承d3> d2 选用代号为6008轴承
轴承内径 d=40 (mm)
轴承外径 D=68 (mm)
轴承宽度 B=15 (mm)
40

考虑轴承定位
d4＝da
46

考虑到齿轮分度圆与轴径相差不大( da<2d) , 选用齿轮轴, 此时d5=da1=54
56

d6＝da
46

d7＝d3( 同一对轴承)
40
3.1.3各轴段的长度
1轴段安装联轴器: 联轴器选择GY5型( 见《机械设计手册》GB/T 5843- ) 联轴器宽度L联轴器=82mm,使l1略小于L联轴器, 取l1=80mm.
2轴段的长度l2: 包括三部分: l2=lS1+e+m,
其中lS1部分为联轴器的内端面至轴承端盖的距离, 查参考文献［机械设计毕业设计指导书］P26表5-2, lS1=15-20mm,取lS1=20mm,e部分为轴承端盖的厚度, 查参考文献［机械设计毕业设计指导书］P39表5-7, 轴承外径D=90mm, d3=8mm,e=1.2d3=9.6mm,m部分为轴承盖的上口端面至轴承座孔边缘的距离,
轴承座孔的宽度L座孔=δ+C1+C2+(5～10mm), δ为下箱座壁厚, 查参考文献［机械设计毕业设计指导书］P27表5-3: δ=8mm,C1,C2为轴承座旁连接螺栓到箱体外壁及箱边的尺寸, 根据轴承座旁连接螺栓的直径查参考文献［机械设计毕业设计指导书］P27表5-3, ( 假设轴承座旁连接螺栓d1=14mm) 得C1=20mm,C2=18mm, L座孔=δ+C1+C2+(5～10mm)=8+20+18+6=52mm
另外为加工轴承座孔端面方便, 轴承座孔的端面应高于箱体, m =L座孔-△3-B=52-5-12=35, △3=5mm, 见参考文献［机械设计毕业设计指导书］P26表5-2。
l2=20+9.6+35=64.6, 取l2=65mm.
3轴段的长度l3: l3应略小于深沟球轴承的宽度, 轴承的型号为61908, 轴承宽度B=12mm,l3=12mm.
4轴段的长度: 减速器的内壁尺寸: A =2△2+B1+B2+△4+2=2×10+82+52+14+2=170mm
其中△2为齿轮断面与箱体内壁的距离, △4为Ⅱ轴上两齿轮之间的距离, B1、 B2风别为Ⅱ轴上两齿轮宽度。
l4=A-l5-l6+2△3=170-56-15+10=109mm
5轴段部位为齿轮轴, 其长度与齿宽相同: l5=56mm.
6轴段长度l6:l6=△2+△3=10+5=15mm.
7轴段为轴承安装段, l7等于滚动轴承的宽度B, B=15mm,取l7=15mm.
3.1.4Ⅰ轴的校核
3.1.4.1轴的校核
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

图3-2 Ⅰ轴的强度计算
(1)计算切向力和径向力: 结构参见图3-2。

(2)求水平平面内的支反力:

( 3) 计算水平平面的弯矩

(4)求垂直平面的支反力

( 5) 计算垂直平面的弯矩

( 6) 该轴的转矩
T=32180Nmm
(7)合成弯矩并绘制弯矩图

(8)确定危险截面, 校核该轴强度。结合上图可看出。
安装齿轮处为危险截面, 根据公式, 选择最大弯矩进行计算。
此轴为单向运转, 扭转切应力可按照脉动循环应力处理, 得, W为抗弯截面系数, , d为齿轮的齿根圆直径, d=47mm, 查参考文献［机械设计基础］P211表12-2, 得

该轴的结构满足强度要求。
3.1.4.2. 轴承的校核
由公式
其中: ft为温度系数: 查参考文献［机械设计基础］P246表14-3, 得ft=1,
fd 为载荷系数: 查参考文献［机械设计基础］P246表14-4, 得fd=1.2,
C为基本额定动载荷: 轴承选择为深沟球轴承6008, 查《机械设计手册》( GB/T276-94) , 得C=17.0KN
n为轴承工作转速: n =1440r/min,
ε为寿命指数: 对于球轴承ε=3, 见参考文献［机械设计基础］P245.
P为当量动载荷: P=XFr+YFa,对于此设计中的深沟球轴承, 没有轴向载荷, Fa=0, 取X=1,见参考文献［机械设计基础］P247.
因此, P=XFr=Fr。

选择两者中的大的:

因此该轴承符合强度要求。
3.1.4.3与联轴器的连接轴的键的设计与校核
(1)一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求, 应选用平键连接。由于齿轮在两支撑点中间, 故选用圆头( A型) 普通平键。
选择联轴器GY5型: dz=38mm,d2=30mm, L=82mm. L1=60mm
由参考文献［机械零件设计手册］P581, 查得键的截面尺寸: b×h=8×7
根据连接段取键长: L=L1-10=80-10=70mm,属于标准尺寸系列。
(2)键的校核
查《机械设计手册》P5-227表5-3-17, 得
键的工作长度为: l=L-b=70-8=62mm,
键的挤压应力为: , 因此该键符合强度要求。
选用键8×7, GB1906-
查《机械设计手册》P5-228表5-3-18键槽深: .
3.2 Ⅱ轴的设计计算
3.2.1轴径的确定

图3-3 Ⅱ轴示意图
确定最小直径: 低速运转, 较大载荷, 选用40Cr调质处理。查参考文献［机械设计基础］P211表12-2: 许允弯曲应力=70 MPa。
根据《机械设计手册》表6-1-18公式初步计算轴径, 由于材料为40Cr钢, 由《机械设计手册》表6-1-19选取A=100则得
d≥A =100×=23.40mm,

3.2.2各轴段直径的确定
表3-2 Ⅱ轴各轴段直径
名称
依据
确定结果( mm)

d≥23.40mm, 选轴承代号: 6306
轴承内径 d=30 (mm)
轴承外径 D=72 (mm)
轴承宽度 B=19 (mm)
30

安装齿轮段d2>d1 ,h=1.5～2mm, 取2mm
33

轴肩段 h =( 0.07～0.1) d, 取h=3mm
39

d4＝d2
33

d7＝d1( 同一对轴承)
30
3.2.3各轴段长度的确定
1轴段的长度l1: l1=B+△2+△3+2=19+10+5+2=36mm, 轴承的型号为6306, 轴承宽度B=19mm,△2为齿轮断面与箱体内壁的距离, △3为轴承内端面与箱体内壁之间的距离
2轴段的长度: l2=B2-2=82-2=80mm, 齿轮宽B2=82mm
3轴段的长度: 两齿轮间距l3=14mm
4轴段的长度: l2=B1-2=52-2=50mm, 齿轮宽B1=52mm
5轴段的长度: l5: l5=B+△2+△3+2=19+10+5+4=38mm, 轴承宽度B=19mm,△2为齿轮断面与箱体内壁的距离, △3为轴承内端面与箱体内壁之间的距离

3.2.4Ⅱ轴的校核
3.2.4.1轴的校核

图3-4 Ⅱ轴的强度计算
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) 计算圆周力和径向力, 弯矩图参见图5.
(1-1)计算齿轮2的圆周力

( 1-2) 计算齿轮3的圆周力

( 1-3) 计算齿轮2的径向力

( 1-4) 计算齿轮3的径向力

(2)求水平平面内的支反力:
,
,
( 3) 计算水平平面的弯矩
对于B点:

对于C点:

(4)求垂直平面的支反力
,
,
( 5) 计算垂直平面的弯矩
对于B点:

对于C点:

( 6) 该轴的转矩
T=122320 Nmm
(7)合成弯矩并绘制弯矩图
对于B点:

对于C点:

(8)确定危险截面, 校核该轴强度。结合图5可看出。
安装齿轮2处为危险截面, 根据公式, 选择最大弯矩进行计算。
查参考文献［机械设计基础］P220表12-5, 得, W为抗弯截面系数, , d为齿轮2处轴的直径, d=33mm, 键槽尺寸b=10mm, .T=122320Nmm
查参考文献［机械设计基础］P211表12-2, 得

该轴的结构满足强度要求。
3.2.4.2. 轴承的校核
由公式 见参考文献［机械设计基础］P246( 14-3)
其中: ft为温度系数: 查参考文献［机械设计基础］P246表14-3, 得ft=1,
fd 为载荷系数: 查参考文献［机械设计基础］P246表14-4, 得fd=1.2,
C为基本额定动载荷: 轴承选择深沟球轴承6306, 查参考文献［机械设计毕业设计指导书］P95附录一, 得C=27KN
n为轴承工作转速: n=360r/min,
ε为寿命指数: 对于球轴承ε=3, 见参考文献［机械设计基础］P245.
P为当量动载荷: P=XFr+YFa,对于此设计中的深沟球轴承, 没有轴向载荷, Fa=0, 取X=1,见参考文献［机械设计基础］P247.
因此, P=XFr=Fr。

选择两者中的大的:

因此该轴承符合强度要求。
3.2.5.3键的选择与校核
一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求, 应选用平键连接。选用圆头( A型) 普通平键。
( 1) 大齿轮段l4=50mm.d4=33mm=d.
由参考文献《机械设计手册》P6-121, 查得键的截面尺寸: b×h=10×8
根据 轮毂段取键长: L=l4-10=50-10=40mm,属于标准尺寸系列。
(1-1)键的校核
查参考文献［机械设计基础］P204表11-13, 得
键的工作长度为: l=L-b=40-10=30mm,
键的挤压应力为: , 因此该键符合强度要求。
选用键10×8, GB/T1095-1979.
键槽深: 查《机械设计手册》P6-121 得.
( 2) 小齿轮段l2=80mm.d2=33mm.
由参考文献《机械设计手册》P6-121, 查得键的截面尺寸: b×h=10×8
根据 轮毂段取键长: L=l2-10=80-10=88mm,属于标准尺寸系列。
(2-1)键的校核
查参考文献［机械设计基础］P204表11-13, 得
键的工作长度为: l=L-b=80-10=70mm,
键的挤压应力为: , 因此该键符合强度要求。
选用键10×8, GB/T1095-1979.
键槽深: 查《机械设计手册》P6-121得.
3.3 Ⅲ轴的设计
3.3.1轴径的确定
图3-5 Ⅲ轴示意图
1) 确定最小直径: 选择轴的材料为45钢, 调质处理, 查《机械设计手册》( 成大先主编, 化学工业出版社) 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
根据《机械设计手册》表6-1-18公式初步计算轴径, 由于材料为45钢, 由《机械设计手册》表6-1-19选取A=120则得
d≥A =120×=38.76mm, 因为考虑到装联轴器加键, 有一个键槽,
d≥38.76×( 1+5％) =40.70mm

3.3.2各轴段直径的确定
表3-3 Ⅲ轴段直径
名称
依据
确定结果( mm)

大于轴的最小直径40.70, 考虑与联轴器内孔标准直径配合, 联轴器选择GY6型, 取d1=42mm
42

联轴器定位d2= d1+2( 0.07～0.1) d1
=42+( 5.88～8.4) =47.88～50.4
48

考虑轴承d3> d2 选用代号为6010轴承
轴承内径 d=50 (mm)
轴承外径 D=80 (mm)
轴承宽度 B=16 (mm)
50

考虑轴承定位
d4≥da
56

h＝( 0.07～0.1) d4＝( 4.62～6.6) ,取h=6, d4＝56+2×6
68

考虑到齿轮的轴向定位采用套筒, 取d6=52
52

d7＝d3( 同一对轴承)
50

3.3.3各轴段长度的确定
1轴段安装联轴器: 联轴器选择GY6型( 见《机械设计手册》GB/T 5843- ) 联轴器宽度L联轴器=112mm,使l1略小于L联轴器, 取l1=110mm.
2轴段的长度l2: 包括三部分: l2=lS+e+m,
其中lS部分为联轴器的内端面至轴承端盖的距离, 查参考文献［机械设计毕业设计指导书］P26表5-2, lS=15-20mm,取lS=20mm,
e部分为轴承端盖的厚度, 查参考文献［机械设计毕业设计指导书］P39表5-7, 轴承外径D=90mm, d3=8mm,e=1.2d3=9.6mm,
m部分为轴承盖的上口端面至轴承座孔边缘的距离, 轴承座孔的宽度L座孔=δ+C1+C2+(5～10mm), δ为下箱座壁厚, 查参考文献［机械设计毕业设计指导书］P27表5-3: δ=8mm,C1,C2为轴承座旁连接螺栓到箱体外壁及箱边的尺寸, 根据轴承座旁连接螺栓的直径查参考文献［机械设计毕业设计指导书］P27表5-3, ( 假设轴承座旁连接螺栓d1=14mm) 得C1=20mm,C2=18mm, L座孔=δ+C1+C2+(5～10mm)=8+20+18+6=52mm
另外为加工轴承座孔端面方便, 轴承座孔的端面应高于箱体, m =L座孔-△3-B=52-5-12=35, △3=5mm, 见参考文献［机械设计毕业设计指导书］P26表5-2。
l2=20+9.6+35=64.6, 取l2=65mm.
3轴段的长度l3: l3应略小于或等于深沟球轴承的宽度, 轴承的型号为6010, 轴承宽度B=16mm,l3=16mm.
4轴段的长度: 减速器的内腔宽为: A =170mm
l4=△3+A-( l5+l6+△2+4) =5+170-( 10+76+10+4) =75mm
5轴段部位为齿轮定位轴环, 其长度为: l=1.4h=1.4×6=8.4mm取l5=10.
6轴段为安装齿轮段, 其长度略小于齿轮宽度, l6=76＜B4=78mm.
7轴段为轴承安装段并加套筒来保证齿轮和轴承的轴向定位, l7=4+△2+△3 +B轴承=4+10+5+16=35mm.

3.3.4第三轴的校核
3.3.4.1轴的校核

图3-6 Ⅲ轴的强度计算
a= l7--2+=35-8-2+39=64mm
b=+l5+l4+ =39+10+75+8=132mm
a+b=64+132=196mm
(1)计算齿轮4的圆周力Ft4和径向力Fr4, 参见图7, 查参考文献［机械设计基础］P102( 6-38) 。

(2)求水平平面内的支反力:
,

( 3) 计算水平平面的弯矩

(4)求垂直平面的支反力
,

( 5) 计算垂直平面的弯矩

( 6) 该轴的转矩
T=322020Nmm
(7)合成弯矩并绘制弯矩图

(8)确定危险截面, 校核该轴强度。结合图3-6可看出。
安装齿轮处为 危险截面, 根据公式, 选择最大弯矩进行计算。

此轴为单向运转, 扭转切应力可按照脉动循环应力处理。
查参考文献［机械设计基础］P220表12-5, 得, W为抗弯截面系数, , d为齿轮4处轴的直径, d=52mm,选择轴承6010
选择键: b×h=16×10mm, b=16mm, h=10mm,.
T=322020Nmm
查参考文献［机械设计基础］P211表12-2, 得

该轴的结构满足强度要求。
3.3.4.2轴承的校核
由公式
其中: ft为温度系数: 查参考文献［机械设计基础］P246表14-3, 得ft=1,
fd 为载荷系数: 查参考文献［机械设计基础］P246表14-4, 得fd=1.2,
C为基本额定动载荷: 轴承选择为深沟球轴承6010, 查参考文献［机械设计毕业设计指导书］P95附录一, 得C=22KN
n为轴承工作转速: n=129.96r/min,
ε为寿命指数: 对于球轴承ε=3, 见参考文献［机械设计基础］P245.
P为当量动载荷: P=XFr+YFa,对于此设计中的深沟球轴承, 没有轴向载荷, Fa=0, 取X=1,见参考文献［机械设计基础］P247.
因此, P=XFr=Fr。

选择两者中的大的:

因此该轴承符合强度要求。
3.3.4.3键的选择与校核
( 1) 齿轮4安装段的键的选择:
L6=76mm.d6=52mm=d.
由参考文献《机械设计手册》P6-121, 查得键的截面尺寸: b×h=16×10
根据轮毂段取键长: L=l6-6=76-6=70mm,属于标准尺寸系列。
(1-1)键的校核
查参考文献［机械设计基础］P204表11-13, 得
键的工作长度为: l=L-b=70-16=54mm,
键的挤压应力为: , 因此该键符合强度要求。
选用键16×10, GB/T1095-1979.
键槽深: .
( 2) 与滚筒连接的联轴器的轴的键的设计与校核:
一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求, 应选用平键连接。由于齿轮在两支撑点中间, 故选用圆头( A型) 普通平键。
d6=42mm, 查参考文献［机械设计毕业设计指导书］P101附录五
选择联轴器GY6型: d1=42mm, L=112mm, L1=84mm。
由参考文献［机械零件设计手册］P581, 查得键的截面尺寸: b×h=12×8
根据连接段取键长: L=L1-10=110-10=100mm,属于标准尺寸系列。
( 2-1) 键的校核
查参考文献［机械设计基础］P204表11-13, 得
键的工作长度为: l=L-b=100-12=88mm,
键的挤压应力为: , 因此该键符合强度要求。
选用键16×100 GB/T 1096-1979, 键槽深: .
3.4. 联轴器的选择
根据以上的计算与校核, 选择
( 1) 电动机与减速器连接的联轴器型号为: GY5型, ( 见《机械设计手册》P22-17 GB/T 5843- ) Tn=400N·m
( 1-1) 转矩TC=KAT,见参考文献［机械设计基础］P224( 12-4)
TC-联轴器所传递的计算转矩
T-联轴器所传递的名义转矩, T=9550P/n。查参考文献［机械设计基础］P102( 6-37) 。
P –电动机功率, P=5.5KW
n-电动机转速,n=1440r/min
KA-工作情况系数, 查参考文献［机械设计基础］P224表12-6, 得KA=1.5.
TC=1.5×9550×5.5/1440=54.7 Nmm≤ TP=400Nmm。
( 2) 减速器与滚筒连接的联轴器型号为: GY6型, ( 见《机械设计手册》P22-17 GB/T 5843- ) Tn=900N·m
( 2-1) 转矩TC=KAT,见参考文献［机械设计基础］P224( 12-4)
TC-联轴器所传递的计算转矩
T-联轴器所传递的名义转矩, T=9550P/n。查参考文献［机械设计基础］P102( 6-37) 。
P –减速器输出功率,P=4.34KW
n-第三轴转速,n=129.96r/min
KA-工作情况系数, 查参考文献［机械设计基础］P224表12-6, 得KA=1.5.
TC=1.5×9550×4.34/129.96= 478.4Nmm≤ Tn=900Nmm。

表3-4 联轴器的型号及参数
型号
许用转矩TP/Nm
许用转速np/r/min
轴孔直径d1/mm,d2/mm
轴孔长度
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. 润滑与密封的设计
4.1润滑设计
由于减速器内的大齿轮传动的圆周速度:

d2为齿轮2分度圆直径, d2=208mm, n2为齿轮2的转速,n2=360r/min
采用润滑油池润滑, 润滑油位高度为hs=d大/3+50=216/3+50=72+50=122,取 hs=125mm,飞溅出的润滑油可润滑其它齿轮。
同时箱盖凸缘面在箱盖接合面与内壁相接的边缘处制出倒棱, 以便于润滑油流入油沟润滑轴承。也可达到散热降温的功能。油沟距内壁的距离a=6mm,深度c=4mm,宽度b=6mm.
4.2 密封设计
( 1) 高速轴轴颈的圆周速度为:
,
( 见参考文献［机械设计基础］P255表14-11) , 故高速轴轴颈采用接触式毡圈密封。
( 2) 低速轴轴颈的圆周速度为:
,
( 见参考文献［机械设计基础］P255表14-11) , 故低速轴轴颈采用接触式毡圈密封。

5. 机架设计与说明
5.1箱体的设计:
一般使用情况下, 为制造和加工方便, 采用铸造箱体, 材料为铸铁。箱体结构采用剖分式, 剖分面选择在轴线所在的水平面上。
为了保证箱体轴承座处有足够的壁厚, 在外壁轴承盖的附近加支撑肋。
为了提高箱体轴承座孔处的连接刚度, 座孔两侧的连接螺栓应尽量靠近, ( 但不要与端盖螺钉孔及箱内导油沟发生干涉) , 为此, 轴承座孔附近做出凸台, 使凸台高度有足够的扳手空间。
箱体中心的高度为: