三级减速器的设计

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1、 毕 业 设 计（论文） （说 明 书） 题 目：三级减速器的设计 姓 名： 王 正 光 编 号： 20122001889 平顶山工业职业技术学院 年 月 日 平顶山工业职业技术学院 毕 业 设 计 （论文） 任 务 书 姓名 王正光 专业 机械设计与制造 任 务 下 达 日 期 2015 年 4 月 12

2、 日 设计（论文）开始日期 2015 年 4 月 12 日 设计（论文）完成日期 2015 年 6 月 20 日 设计（论文）题目： 三级减速器的设计 A·编制设计

3、 B·设计专题（毕业论文） 指 导 教 师 刘 东 晓 系（部）主 任 张 君

4、 年 月 日 平顶山工业职业技术学院 毕业设计（论文）答辩委员会记录 机 械 系 机械设计与制造 专业，学生 王正光 于 年 月 日 进行了毕业设计（论文）答辩。 设计题目： 三级减速器的设计 专题（论文）题目：

5、 指导老师： 刘东晓 答辩委员会根据学生提交的毕业设计（论文）材料，根据学生答辩情况，经答辩委员会讨论评定，给予学生 王正光 毕业设计（论文）成绩为 。 答辩委员会 人，出席 人 答辩委员会主任（签字）： 答辩委员会副主任（签字）： 答辩委员

6、会委员： ， ， ， ， ， ， 平顶山工业职业技术学院毕业设计（论文）评语 第 页 共 页 学生姓名： 王正光 专业 机械设计与制造 年级 12级机设三班 毕业设计（论文）题目： 三级减速器的设计

7、 评 阅 人： 指导教师： 刘东晓 （签字） 年 月 日 成 绩： 系（科）主任： 张君 （签字） 年 月 日 毕业设计（论文）及答辩评语：

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12、 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书（论文） 摘 要 减速器是一种由封闭在箱体内的齿轮，蜗杆蜗轮等传动零件组成的传动装置，装在原动机和工作机之间用来改变轴的转速与转矩，以适应工作机需要。减速器结构紧凑，传动效率高，使用维护方便，因而在工业中应用广泛。 减速器的结构随其类型和要求的不同而异，一般由齿轮，轴，轴承，箱体和附件等组成。对于即将毕业的学生来说，本次设计的最大成果就是：综合运用机械设计、机械制图、机械制造基础、金属材料与热处理、公

13、差与技术测量、理论力学、材料力学、机械原理、计算机应用基础以及工艺、夹具等基础理论、工程技术和生产实践知识。掌握机械设计的一般程序、方法、设计规律、技术措施，并与生产实习相结合，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，具备了机械传动装置、简单机械的设计和制造的能力，还煅练了学生自觉学习软件的能力。 关 键 词：减速器,设计,制造  目 录 摘 要 1 第1章 绪论 4 1.1 减速器的发展现状 4 1.1.1 我国减速器的发展现状 4 1.1.2 国外减速器的发展现状 4 1.2 减速器的发展趋势 5 1.3 本文研究对象及意义 6 1.3.1 本文研究对象

14、 6 第2章 传动装置总体设计 8 2.1 设计任务 8 2.1.1 设计任务和要求 8 2.1.2 原始数据 8 2.2 确定传动方案 8 2.3 选择电动机和传动比的分配 9 2.3.1 确定电动机功率 9 2.3.2 分配各级传动比 9 2.4 传动系统的运动和动力参数计算 9 2.4.1 各轴的转速 9 2.4.2 各轴输入转矩 10 第3章 齿轮设计计算 12 3.1 高速轴齿轮的设计 12 3.1.1 主要参数 12 3.1.2 按齿根弯曲疲劳强度设计 12 3.1.3 校核齿面接触疲劳强度 14 3.2 第二级传动齿轮

15、设计 15 3.2.1 主要参数 15 3.2.2 按齿根弯曲疲劳强度设计 15 3.3 第三级传动齿轮设计 19 3.3.1 主要参数 19 3.3.2 按齿根弯曲疲劳强度设计 19 3.3.3 校核齿面接触疲劳强度 21 第4章 轴的设计 23 4.1 Ⅰ轴的设计 23 4.2 Ⅱ轴的设计 26 4.3 Ⅲ轴的设计 30 4.4 Ⅳ轴的设计 33 第5章 滚动轴承的校核 37 5.1 Ⅰ轴承校核 37 5.2 Ⅱ轴承校核 37 5.3 Ⅲ 轴承校核 37 5.4 Ⅳ 轴承校核 38 第6章 箱体的设计计算 39 第7章 齿轮传动

16、介绍和减速器工艺 40 7.1 齿轮传动特点 40 7.2 影响齿轮寿命的因素 40 第8章 减速器润滑方式及润滑剂的选择 42 8.1 减速器的润滑方式 42 8.2润滑剂的选取 43 8.3润滑油的选取 44 第9章 运用计算机辅助设计软件展现减速机三维图 46 结 论 49 致 谢 50 参考文献 51 第 52 页 第1章 绪论

17、 1.1 减速器的发展现状 1.1.1 我国减速器的发展现状 减速机在我国的发展已有近40年的历史，广泛应用于国民经济及国防工业的各个领域。产品已从最初单一的摆线减速机，发展到现在五大类产品，即摆线减速机、无级变速器、齿轮减速机、蜗轮蜗杆减速机、电动滚筒。据初步统计，减速机用量比较大的行业主要有：电力机械、冶金机械、环保机械、电子电器、筑路机械、化工机械、食品机械、轻工机械、矿山机械、输送机械、建筑机械、建材机械、水泥机械、橡胶机械、水利机械、石油机械等，这些行业使用减速机产品的数量已占全国各行业使用减速机总数的60%～70%。 “十五”期间，由于国家采取了积极的财政政策，拉动了

18、内需，固定资产投资力度加大，各行业的发展驶入了快车道。特别是基础建设的投资，使冶金、电力、建筑机械、建筑材料、能源等加快了发展，因此，对减速机的需求也逐步扩大。预计“十一五”期间，随着国家对机械制造业的重视，重大装备国产化进程的加快以及城市改造、场馆建设等工程项目的开工，减速机的市场前景看好，整个行业仍将保持快速发展态势，尤其是齿轮减速机的增长将会大幅度提高，这与进口设备大多配套采用齿轮减速机有关。因此，业内专家希望企业抓紧开发制造齿轮减速机，尤其是大型硬齿面减速机及中、小功率减速机，以满足市场的需求。 从行业内企业发展情况来看，近年来，江苏省、浙江省的民营企业发展速度很快，已经成为行业中

19、的一支生力军。此外，山东省淄博地区的减速机厂家也很多。一些发展速度较快的民营企业，在完成了原始积累后，不断发展壮大。他们紧跟市场变化，及时调整产品结构，对产品质量的要求也在不断提高。为了增强竞争力，他们加大购置检测设备、实验设备以及扩大厂房的资金投入，加工能力及技术水平提高很快，同时还重视人才的培养与引进，企业已开始向规范化、标准化方向发展。 1.1.2 国外减速器的发展现状 眼前国外工程机械紧要配套件大多半都出产历史久远，技艺成熟、供应富余，出产集中度高，品牌效应突出。配套件的开展随主机的开展而开展，同时配套件自身的开展反过来又推进主机的开展。眼前国外工程机械配套件的开展形势好过主机的

20、开展形势。 在流体产物范畴内，眼前世界上最大的流体产物缔造企业，美国的派克公司，成立于1918年，也有近100年历史，能够提供种类齐全的、高技艺程度的液压件、密封件及一切的液压附件。 眼前世界上最大的用于静液压体系的变量液压元件缔造企业，德国的博士――力士乐公司，已有200多年的历史，从1953年开端一切缔造液压元件，也有50年以上历史。其最具特征的产物是用于静液压传动的变量体系液压元件，不管是斜盘式或斜轴式，闭式或开式体系液压元件种类都十分齐全，能为各种需求静液压体系元件的工程机械配件。 还有世界上最大的传动部件缔造企业，德国的ZF公司，成立于1915年，也有近100年历史，能为各种工

21、程机械提供种类齐全的传动部件。在电气配套件方面，世界最大的德国西门子电气公司，以及日本的东芝公司、川崎公司、德国的博士公司等，都有50年以上，以至100年以上的久远历史，能满足工程机械各种高技艺程度的电气体系和电气元件的请求。 1.2 减速器的发展趋势 减速机发展趋势如下： 高水平、高性能。圆柱齿轮普遍采用渗碳淬火、磨齿，承载能力提高4倍以上，体积小、重量轻、噪声低、效率高、可靠性高。 积木式组合设计。基本参数采用优先数，尺寸规格整齐，零件通用性和互换性强，系列容易扩充和花样翻新，利于组织批量生产和降低成本。 型式多样化，变型设计多。摆脱了传统的单一的底座安装方式，增添了空心轴悬挂式

22、、浮动支承底座、电动机与减速器一体式联接，多方位安装面等不同型式，扩大使用范围。 促使减速器水平提高的主要因素有： 理论知识的日趋完善，更接近实际（如齿轮强度计算方法、修形技术、变形计算、优化设计方法、齿根圆滑过渡、新结构等）。 采用好的材料，普遍采用各种优质合金钢锻件，材料和热处理质量控制水平提高。 结构设计更合理。加工精度提高到ISO5－6级。轴承质量和寿命提高，润滑油质量提高。 自20世纪60年代以来，我国先后制订了JB1130－70《圆柱齿轮减速器》等一批通用减速器的标淮，除主机厂自制配套使用外，还形成了一批减速器专业生产厂。目前，全国生产减速器的企业有数百家，年产通用减速器

23、25万台左右，对发展我国的机械产品作出了贡献。 20世纪60年代的减速器大多是参照苏联20世纪40－50年代的技术制造的，后来虽有所发展，但限于当时的设计、工艺水平及装备条件，其总体水平与国际水平有较大差距。改革开放以来，我国引进一批先进加工装备，通过引进、消化、吸收国外先进技术和科研攻关，逐步掌握了各种高速和低速重载齿轮装置的设计制造技术。材料和热处理质量及齿轮加工精度均有较大提高，通用圆柱齿轮的制造精度可从JB179－60的8－9级提高到GB10095－88的6级，高速齿轮的制造精度可稳定在4－5级。部分减速器采用硬齿面后，体积和质量明显减小，承载能力、使用寿命、传动效率有了较大的提高

24、，对节能和提高主机的总体水平起到很大的作用。 我国自行设计制造的高速齿轮减（增）速器的功率已达42000kW ，齿轮圆周速度达150m/s以上。但是，我国大多数减速器的技术水平还不高，老产品不可能立即被取代，新老产品并存过渡会经历一段较长的时间。 1.3 本文研究对象及意义 1.3.1 本文研究对象 硬齿面减速机主要包括平行轴系列和垂直轴系列，平行轴减速器是按国家标准(GBl9004—88))生产，产品经优化设计，具有国际八十年代先进水平，它主要包括ZDY (单级)、ZLY(两级)、ZSY(三级)和ZFY(四级)四大系列，垂直轴减速器是按国家标准(JB/T9002—1999)生产，

25、用于输入轴与输出轴呈垂直方向布置的传动装置，它主要包括DBY、DCY和DFY三大系列。 ZSY硬齿面减速机包括：ZSY160,ZSY180,ZSY200,ZSY224,ZSY250, ZSY280, ZSY3 15,ZSY355,ZSY400等系列。 主要有以下几点特点： 中心距，公称传动比等主要参数均经优化设计，主要零、部件互换性好。 齿轮均采用优质合金钢经渗碳、淬火、而成，齿面硬度达HRC54—62． 体积小、重量轻、精度高、承载能力大、效率高，寿命长，可靠性高、传动平稳、噪音低。 一般采用油池润，自然冷却，当热功率不能满足时，可采用循环油润滑或风扇，冷却盘管冷却。

26、 ZSY减速机输入转速一般n、≤1500r／min 。ZSY硬齿面减速机(2)齿轮传动圆周速度不大于20米／秒。可广泛用于冶金、矿山、化工、建材、起重、运输、纺织、造纸、仪器、塑料、橡胶、工程机械、能源等工业部门。 本文研究的对象是ZSY系列减速机的250型号，根据给定的材料对减速机整体各部分进行设计校核。且能运用PRO/E三维软件进行辅助设计，画出零件的三维图并予以装配，然后将三维图导成二维图，便于对整个设计过程进行分析。 此减速机是三级展开式圆柱齿轮减速机，三级都是斜齿圆柱齿轮传动，其基本参考数据如表1-1所示。 表1-1减速机参考数据 名称 材料 齿数 齿宽 模数

27、mn 螺旋角β 分度圆直径 齿轮轴Ⅰ 2M0Cr nTi 24 98mm 4 13 98.52mm 齿轮Ⅱ 20CrMnTi 68 90mm 4 13 279.15mm 齿轮轴Ⅱ 20CrMnTi 24 120mm 4 13 98.52mm 齿轮Ⅲ 20CrMnTi 78 110mm 4 13 320.19mm 齿轮轴Ⅲ 20CrMnTi 24 138mm 6 13 148mm 齿轮Ⅳ 20CrMnTi 64 128mm 6 13 394mm ZSY圆柱齿轮减速机作为一种广泛应用的减速机，具有广泛的

28、代表性。通过对此类型的减速机的设计与研究，可以深入的了解减速机的原理，减速机在机械行业中的重要意义。同时通过对减速机的设计紧密结合各种专业知识，灵活运用，培养设计者较为成熟的机械设计思想，为以后的工作打下一个良好的基础。 第2章 传动装置总体设计 2.1 设计任务 2.1.1 设计任务和要求 通过在广泛查阅了大量有关文献、吸收和消化目前对减速器的研究成果的基础上，做以下的工作： ① 了解国产减速器的制造工艺和装配工艺； ② 设计ZSY250-24-118Kw型减速器； ③ 利用三维造型软件完成减速器结构设计方案的三维及二维图纸； ④ 制定减速器的安装、调试、使用及维护保养

29、的技术文件。 2.1.2 原始数据 该减速器低速级中心距为250mm，总传动比为24，输出功率为118Kw。工作寿命10年，每年工作300天，两班制，工作平稳。 2.2 确定传动方案 传动方案一般用机构简图表示。传动方案要满足工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、使用维护方便、工艺性和经济性好等要求。本课题减速器的机构简图如图2-1所示： 图2-1减速器的机构简图 2.3 选择电动机和传动比的分配 2.3.1 确定电动机功率 标准电动机的容量以额定功率表示，所选电动机的额定功率应不小于所需工作机的额定要求的功率。则工作机要求的电动机功率为： Pd＝Pw/η

30、 （2-1） Pd——工作机要求的电动机输出功率，单位为Kw； η——电动机至工作机之间传动装置的总效率； Pw——工作机所需输入功率，单位为Kw。 齿式联轴器传动效率 圆柱斜齿轮齿轮传动效率 滚子轴承 则 η=0.99×0.98×0.98×0.98×0.98×0.98×0.98×0.98×0.99=0.851 Pd＝118/0.851Kw=138.66 Kw 所以可以选择Y315L-4型电动机，其额定功率是160Kw，满载转速时1480

31、 r/min。 2.3.2 分配各级传动比 总传动比公式为i＝i*i*i3，其中i＝24，根据传动比分配原则，初步假定i=2.83，i=3.2，i=2.65。 2.4 传动系统的运动和动力参数计算 传动系统各轴的转速、功率和转矩计算： 2.4.1 各轴的转速和输入功率： n===1480 r/min n===523 r/min n===163 r/min n===62r/min P=138.66Kw P=P0.99=137.27Kw P=P0.98=131.83Kw P=P0.98=126.61Kw P=P0.98=121.6Kw 式中，P ，P，

32、P， P分别为相对应轴的功率。 2.4.2 各轴输入转矩 T=9.5510=885.7610 Nmm T=9.5510=2407.410 Nmm T=9.5510=739810 Nmm T=9.5510=18830.5410 Nmm 式中， 对应轴的转矩。 第3章 齿轮设计计算 3.1 高速轴齿轮的设计 3.1.1 主要参数 大小齿轮均采用20CrMnTi，经渗碳淬火，齿面硬度为58～62HRC，7级精度，Z=24，Z=68，φ= 0.8,β=13。 3.1.2 按齿根弯曲疲劳强度设计 ⑴确定模数： M （3-1） ①载

33、荷系数 试选K=1.5。 ②小齿轮传递取T=9.5510=857.0410 Nmm=885760 Nmm。 ③大小齿轮弯曲疲劳强度极限 ==460Mpa。 ④应力循环次数 N=60njLh=4.16510， N=60 njLh=1.49210。 ⑤弯曲疲劳寿命系数K=0.88, K=0.90。 ⑥计算许用弯曲应力: 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，应力修正系数Y=2.0，则： == 578.2 Mpa == 591.4Mpa Z ==27.02 Z ==73.51 查表得出： Y=2.62, Y=2.24

34、, Y=1.59，Y=1.75 因为 所以按小齿轮进行齿根弯曲疲劳强度设计计算。 重合度系数Y及螺旋角系数Y。 Y=0.70 Y=0.86 ⑵设计计算： ①模数： M==3.64m ②圆周速度: v===6.9 m/s ③计算载荷系数K， 使用系数K=1.5，传动载荷系数K=1.2， 齿间载荷分配系数K=1.2, 齿间载荷分布系数K=1.24 K= K K K K=2.68 ④校正并确定模数m； m==3.46×=4.3mm 取m=4mm。 ⑶计算齿轮传动几何尺寸 ①中心距a： a==188.8mm ②

35、 螺旋角： =13.00 ③ 齿轮分度圆直径： d==98.52mm d==279.15mm ④齿宽： b= d=0.898.52=78.82mm b=90mm b= b+(5—10)=98mm 3.1.3 校核齿面接触疲劳强度 = （3-2） 确定上公式各参数值： ① ==1200 Mpa ② K=0.9 K=0.92 ③计算许用接触应力： 取S=1 =K/ S=0.91200/1=1080Mpa =K/ S=0.921200/1=1104Mpa =(+)/2=1092Mpa ④节点区域系数Z=

36、2.44， ⑤重合度系数Z=0.8， ⑥螺旋角系数Z==0.987， ⑦材料系数Z= 189.8， ⑧校核： =2.44189.80.750.992 =926.43 Mpa <=1092Mpa 3.2 第二级传动齿轮设计 3.2.1 主要参数 大小齿轮均采用20CrMnTi，经渗碳淬火，齿面硬度为58～62HRC，7级Z=24， Z=78，φ= 1.1,β=13 3.2.2 按齿根弯曲疲劳强度设计 ⑴ 确定模数： M （3-3） ①载荷系数 K=1.5， ②小齿轮传递的转矩： T=2407.4Nm

37、 ③大小齿轮的弯曲疲劳强度极限： ==460Mpa ④应力循环次数： N=14.96210, N=0.46410 ⑤弯曲疲劳寿命系数： K=0.9, K=0.92 ⑥取弯曲疲劳安全系数S=1.4，应力修正系数Y=2，则 == 591.43 Mpa == 604.6 ⑦查取齿型系数和应力校正系数： Z ==27.03 Z ==95.13 查表得 Y=2.57，=2.18 , Y=1.6，Y=1.79。 ⑧计算大小齿轮的并加以比较， 因为 故按小齿轮进行齿根弯曲疲劳强度设计。 ⑨重合度系数Y及螺旋角系数Y： Y=0.7 Y=0.9 ⑵设计计算:

38、 ①计算齿轮模数M=3.46 ②圆周速度: v==2.377m/s ③计算载荷系数K： 使用系数K=1.5，传动载荷系数K=1.01， 齿间载荷分配系数K=1.2, 齿间载荷分布系数K=1.34 K= K K K K=2.44 ④校正并确定模数 m==3.437×=3.67mm 取m=4m ⑶计算齿轮传动几何尺寸： ①中心距a： a==209mm ② 螺旋角： =13 ③ 齿轮分度圆直径： d= =98.52mm, d==320.19mm ④ 齿宽： b= d=1.198.52=108.37mm b=110 mm b= b+(

39、5—10)=120mm 3.2.3 校核齿面接触疲劳强度 = （3-4） ⑴ 确定上公式各参数值； ① ==1500 Mpa ② K=0.95 K=0.97 ③计算许用接触应力， 取S=1 =K/ S=0.951500/1=1425Mpa =K/ S=0.971500/1=1465Mpa =(+)/2=1440Mpa ④节点区域系数Z=2.44 ⑤重合度系数Z=0.8 ⑥螺旋角系数Z==0.987 ⑦材料系数Z= 189.8, Z=24 ⑧校核 =683.7=1440 3.3 第三级传动齿轮设计

40、 3.3.1 主要参数 大小齿轮均采用20CrMnTi，经渗碳淬火，齿面硬度为58～62HRC，7级Z=24，Z=64，φ= 0.9,β=13。 3.3.2 按齿根弯曲疲劳强度设计 ⑴ 确定 M （3-5） ①载荷系数 K=1.5 ②小齿轮传递的转矩； T=7398000 Nm ③大小齿轮的弯曲疲劳强度极限； ==460Mpa ④应力循环次数 N=4.2310, N=16.110 ⑤弯曲疲劳寿命系数K=0.92, K=0.94 ⑥取弯曲疲劳安全系数S=1.4，应力修正系数Y=2，则 == 604.60

41、 Mpa == 617.71 Mpa ⑦查取齿型系数和应力校正系数； Z ==27.03 Z ==71.35 查表得 Y=2.57 ,Y=2.24 , Y=1.600, Y=1.75 ⑧计算大小齿轮的并加以比较； （3-6） 故按小齿轮进行齿根弯曲疲劳强度设计。 ⑨重合度系数Y及螺旋角系数Y： Y=0.7 Y=0.9 ⑵设计计算； ① 计算齿轮模数： M=5.47 ②圆周速度: v==1.080m/s ③计算载荷系数K； 使用系数K=1.5，传动载荷系数K=1， 齿间载荷分配

42、系数K=1.2, 齿向载荷分布系数K=1.3 K= K K K K=2.34 ④校正并确定模数m： m==3.28×=6.34mm 取m=6mm。 ⑶计算齿轮传动几何尺寸： ①中心距a： a==280.18mm ② 螺旋角： =13.00 ③ 齿轮分度圆直径： d= =148.00mm d ==394mm ④ 齿宽： b= d=128.60mm b=128mm b= b+(5—10)=138mm 3.3.3 校核齿面接触疲劳强度 = （3-7）

43、 确定上公式各参数值 ① ==1500 Mpa ② K=0.97 ， K=0.98 ③计算许用接触应力； 取S=1 =K/ S=0.971500/1=1455Mpa =K/ S=0.981500/1=1470Mpa =(+)/2=1462.5Mpa ④节点区域系数 Z=2.44 ⑤重合度系数 Z=0.8 ⑥螺旋角系数 Z==0.987 ⑦材料系数 Z= 189.8 ⑧校核 =1406.49=1462.5 第4章 轴的设计 4.1 Ⅰ轴的设计 ⑴ 轴上小齿轮

44、的直径较小，采用齿轮轴结构，轴的材料及热处理和齿轮的材料及热处理一致，均采用20CrMnTi，经渗碳淬火。 ⑵轴的结构设计： ①估算轴径d，查表得轴的C值是112。 d =50.14mm 单键槽增加5%——7%，所以d(52.65—53.65)mm，根据工厂实际情况，这里d=53mm ② 轴上转矩， T=885.76 Nm ③Ⅰ轴的结构简图如图4-1所示。 图4-1Ⅰ轴的结构简图 d=d=53 mm d= d+2=55 mm d= d+10=65 mm d= d=65 mm d= d=55 mm L=82 mm, L=210 mm, L=24

45、2 mm L=8 mm, L=T=29 mm(T为轴承宽度) 查轴承样本，选用型号为30311单列圆锥滚子轴承，其内径d=55 mm，外径D=120mm ④Ⅰ轴的受力分析如图4-2 图4-2Ⅰ轴的受力 L=L+ L+L=72.5 mm L=L+ L +T=306.5 mm ⑤Ⅰ轴的校核： F==16701 N F= Ftan/cos=6239N F= Ftan=3856N R= F L/L=3195N R =13506 N M=1.978706410 Nmm R=(F L- F d)/ L =5640 N R= 689 N M=979185

46、 M= R L=408900 Nmm M= R L=180528.5 Nmm M=1061133 Nmm M=995688 Nmm T=885.7610 Nmm =0.6 M==1175165 Nmm = M/ω＜[]=90Mpa满足要求. 图4-3I轴扭矩图 4.2 Ⅱ轴的设计 ⑴ 轴上小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构，轴的材料及热处理和齿轮的材料及热处理一致，均采用20CrMnTi，经渗碳淬火。 ⑵轴的结构设计： ①估算轴径d，查表11.3得轴的C值是105。 d =64.7mm 单键槽增加5%——7%，所以d(67.94—69.23)mm，所以d=7

47、0mm ② 轴上转矩 T=407.4Nm ③Ⅱ轴的结构简图如图4-4所示： 图4-4Ⅱ轴的结构简图 d=70mm, d= d+10=80mm d= d+2a= d+2(0.07—0.1)d=91.2—96 这里取d=94mm, d=78mm, d= 70mm 查轴承样本，选用型号为30314单列圆锥滚子轴承，其内径分别为d=70 mm，外径D=150 mm L=35mm, L=108mm, L=105mm, L=7mm, L=T=35mm(T为轴承宽度) ④Ⅱ轴的受力分析如图4-5。 图4-5Ⅱ轴的受力 L=T+( L-T)+ L=54mm L= L+ L+

48、 L+ L=224mm L= L+ L+ L=107mm ⑤Ⅱ轴的校核： F==16031 N F= Ftan/cos=5988N F= Ftan=3701 N F==43603 N F= Ftan/cos=16288 N F= Ftan=10067 N R=( F L+ F L) /L=25901 N R=33733 N M= R L=1398654 Nmm M= RL=360946 Nmm R==3305 N R==8239N M=R L=178470 Nmm M= F L+R L=921403 Nmm M= R L=-881573 Nmm M= R L

49、- F L=-422522 Nmm M==1409995Nmm M==1674878 Nmm M==952603Nmm M==555704 Nmm ⑶齿轮轴的弯扭合成强度校核； 根据轴的结构尺寸及弯矩图，转矩图，截面D处的弯矩最大，且有齿轮配合引起的应力集中；截面C处的弯矩较大，且有齿轮配合引起的应力集中。故这些都属于危险截面，应进行弯扭合成强度校核。考虑启、停机影响，扭矩为脉动循环变应力，α=0.6。 M==1646125 Nmm = M/W＜[]=90Mpa满足要求。 4.3 Ⅲ轴的设计 ⑴ 轴上小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构，轴的材料及热处理和

50、齿轮的材料及热处理一致，均采用20CrMnTi，经渗碳淬火。 ⑵轴的结构设计： ①估算轴径d，查表11.3得轴的C值是107 d=98.8mm 单键槽增加5%——7%，所以d(103. 74—105.716)mm，所以d=110mm ② 轴上转矩 T=7398 Nm d= d= d=95mm d= d+26=121mm d= d+10=130mm d=120mm L=137mm, L=58mm, L=7 mm, L=T=45 mm(T为轴承宽度) L=45 mm, 查轴承样本，选用型号为30319单列圆锥滚子轴承，其内径d=95 mm，外径D=200 mm。

51、③Ш轴的受力分析如图4-6， 图4-6Ⅲ轴的受力 L=L+ L+L=103.5mm L=L+ L=221.5 mm L=L+( L-T)+T=170 mm ④Ш轴的校核： F==41678N F= Ftan/cos=15569 N F= Ftan=9622N F==97770 N F= Ftan/cos=36521 N F= Ftan=22572 N R=( F L+ F L) /L=91641 N R=( F L+ F L) /L=47807 N M= R L=948484 Nmm M= RL=8127190 Nmm R==-16516 N R==-44

52、36 N M=R L=-1709406 Nmm M= R L-F L =-1736694 Nmm M= R L=-754120 Nmm M= R L+ F L=272170Nmm M==1954915 Nmm M==1978820 Nmm M==8162102 Nmm M==8131746 Nmm 图4-7Ⅲ轴的弯矩图 ⑶齿轮轴的弯扭合成强度校核； 根据轴的结构尺寸及弯矩图，转矩图，截面C处的弯矩最大，且有齿轮配合引起的应力集中；截面D处的弯矩较大，且有齿轮配合引起的应力集中。故这些都属于危险截面，应进行弯扭合成强度校核。考虑启、停机影响，扭矩为脉动循环变应力，α

53、=0.6, M==9328601 Nmm = M/W＜[]=90Mpa满足要求。 4.4 Ⅳ轴的设计 ⑴轴材料选用40Cr，调质处理。 ⑵轴的结构设计： ①估算轴径d，查表得轴的C值是97。 d =121mm 单键槽增加5%——7%，所以d(127—129)mm，根据工厂实际情况，这里取d=130mm。 ② 轴上转矩， T=18830.54 Nm ③Ⅳ轴的结构简图如图4-8所示： 图4-8Ⅳ轴的结构简图 d= d=140mm, d= d= d+10=150mm, d= d+2(0.07—0.1) =（173.28—182.4）mm 这里取d=175

54、mm, d= d+10=160 mm. L=370mm, L=269mm, L1.4h=10.5, 取L=15mm, L=180mm, L=T=65mm(T为轴承宽度) 查轴承样本，选用单列圆锥滚子轴承，其内径d=150 mm，外径D=320 mm。 ④Ⅳ轴的受力分析如图4-9： 图4-9Ⅳ轴的受力 L=167.5mm L=296.5mm ⑤ Ⅳ轴的校核： F==18978.92N F= Ftan/cos=34923 N F= Ftan=21584 N R= F L/L=33750 N R = F L/L=59742 N M=10006785 Nmm R=(F

55、 L+ F d)/ L= 31759 N R=(F L- F d)/ L=3164 N M= R L=5319633 Nmm M= R L=938126 Nmm M=11332883 Nmm M=938131 Nmm 图4-10Ⅳ轴的转矩图 T=18830540Nmm M==11332889 Nmm = M/W＜[]=90 Mpa满足要求。 第5章 滚动轴承的校核 5.1 Ⅰ轴承校核 轴承类型为圆锥滚子轴承，轴承预期寿命为 由之前计算可知：F=6329N，F= 3856 N 轴承工作转速n=1480 r/min P=4952 N < C 故轴承

56、30311满足要求。 5.2 Ⅱ轴承校核 轴承类型为圆锥滚子轴承，轴承预期寿命为 由之前计算可知：F=5988N，F= 3701 N。 轴承工作转速n=523 r/min。 < C 故轴承30314满足要求。 5.3 Ⅲ 轴承校核 轴承类型为圆锥滚子轴承，轴承预期寿命为 由之前计算可知：F=36521N，F= 22572 N。 轴承工作转速n=163r/min。 < C 故轴承30319满足要求。 5.4 Ⅳ 轴承校核 轴承类型为圆锥滚子轴承，轴承预期寿命为。 由之前计算可知：F=34923N，F= 21584 N。 轴承工作转速n=62

57、 r/min。 < C 故轴承30330满足要求。 第6章 箱体的设计计算 表6-1箱体的设计 名 称 符号 减速器型式及尺寸关系mm 减速器 机座壁厚 δ 0.025a+5=12>8, 取δ=15 机盖壁厚 δ1 0.02a+5=10.6>8, 取δ=15 机座凸缘厚 b b=1.515=22.5mm 机盖凸缘厚 b1 b1 = 1.514=21mm 机座底凸缘厚 b2 b2=2.515=37..5mm 取b2=50 地脚螺钉直径 df d =0.047a+8=21.16,取d=28mm 地脚螺钉数目 n 8

58、轴承旁联接螺栓直径 d1 0.75 df=0.75×28=21 取20 机盖与机座联接螺栓直径 d2 0.6df=16.8,取d=20 联接螺栓d2的间距 l 150~200,取150 轴承端盖螺钉直径 d3 M10、M12 、M14 窥视孔盖螺钉直径 d4 M8 df d2至凸缘边缘距离 c1 查表得C1min=22mm 外机壁至轴承座端面距离 h C+C+8=80mm 齿轮端面与箱内壁距离 ，取距离为12mm 第7章 齿轮传动介绍和减速器工艺 7.1 齿轮传动特点 ①瞬时传动比恒定不变； ②机械效率高； ③寿命长，

59、工作可靠性高； ④结构紧凑，适用的圆周速度和功率范围较广等； ⑤要求较高的制造和安装精度，成本较高； ⑥不适宜于远距离两轴之间的传动； ⑦低精度齿轮在传动时会产生噪声和振动。 7.2 影响齿轮寿命的因素 基于上述讲述的齿轮传动的特点，影响齿轮寿命的因素包括： ① 大小齿轮齿数：齿数太少，不利于齿轮加工；齿数太多，齿轮传动中轮齿啮合次数多，齿轮磨损大，减小齿轮的寿命。因此，在加工方便和满足要求的下，齿数尽可能少。 ② 传动比：因为传动比是由一对啮合齿轮的齿数比决定的，所以传动比影响到齿数，从而影响到齿轮的寿命。 ③ 齿轮材料：根据轮齿的失效形式可知，设计齿轮传动时，对齿轮材料

60、的基本要求为： I 齿面应有足够的硬度和耐磨性，以抵抗齿而磨损、点蚀、胶合以及塑性变形等； II 轮齿芯部应有足够的强度和较好的韧性，以抵抗齿根折断和冲击载荷； III 应有良好的加工工艺性能及热处理性能，使之便于加工且便于提高其力学性能。 因此，适合制造齿轮的材料有很多，最常用的是锻钢，其次是铸钢、铸铁，此外还有非金属材料等，例如工程塑料。 ④ 压力角：一般标准压力角是20度。增大压力角。齿轮弯曲强度和接触强度均可增加。 ⑤ 模数：对于一般传动模数>>2mm。 ⑥ 齿宽系数：齿宽系数决定齿宽的大小，加大齿宽，可提高承载能力；但是齿宽越大，载荷沿齿宽分布越

61、不均匀。因此应合理选择齿宽系数。一级减速机中一对啮合的大小齿轮，要求具有一定的承载能力，且啮合准确，并且有必要提出的是，齿宽结果要圆整，而且小齿轮的齿宽在圆整值的基础上还要增加5-10mm，以防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的工作载荷。 第8章 减速器润滑方式及润滑剂的选择 减速器一般采用软齿面减速器或硬齿面减速器。由于在重载的工况下工作，虽然机械功率可以满足使用要求，但有些由于热功率达不到要求也无法使用。因此，合理选择减速器的润滑方式和润滑油、对提高减速器的传动质量、提高热功率、改善其润滑条件就显得十分重。矿用减速器各旋转零件的使用寿命直接受润滑的影

62、响。润滑好的零件其寿命较长，反之则寿命较短。同时，润滑还有助于各零件的散热、降温，使其在允许的工作温度下工作。因此，润滑是机械传动过程中一个不可减少的重要环节。 8.1 减速器的润滑方式 目前，国外矿用减速器的润滑方式有4种：浸油润滑、喷油润滑、油雾润滑、和定期注油或脂润滑。 浸油润滑： 浸油润滑是齿轮自身浸在油中或是用一个与齿轮相啮合的浸油轮浸在油中；在其他情况中还有用特殊的溅油盘、油轮或吸油杆的，由它们向其他零件供油和溅油。这种方法用于润滑高速和低速齿轮副。这时，油面的位置应使齿轮副的大齿轮浸在油中1/3~1/4直径。较小的齿轮靠较大的齿轮带油并送到啮合处进行润滑。轴承是靠足够的油

63、面高度或溅油润滑的。当传动零件转速相当高时，这种方法可以使位于不同水平面的传动件得到良好的润滑。减速器的轴布置在同一水平面和接近同一水平面，润滑效果最好。这种方法简单、可靠而费用低廉，优点是：润滑强度高，工作零件散热快。对润滑油的杂质和粘度降低不敏感。其缺点是油的容量有限（容易老化），无过滤袋可能性。 另外，考虑到如果采用浸油润滑，在必要时可在油池内装置蛇形冷却水管，以降低油池的温度。当装置蛇形管接入循环水进行冷却时，应在机体的一端铸出2个圆形凸台，可用于接进水管。 喷油润滑: 如果个传动件所在的水平相差很大，且有低速齿轮副，则采用喷油润滑。这时，由专用油泵供油，其吸油管所在位置应保证

64、油面在最低允许水平时，它也总能浸在油里。这种润滑方法效果很好。它的优点死可以避免搅油损耗，油可以在循环中过滤、冷却并进行监控，还可以将油直接引入轴承。油量可按要求引走的热量加以核计。可以把齿轮箱用作油箱或把置于箱体外面的容器作油箱。外置油箱也可由多个装置供油，保证高处和远离油池的传动零件得到正常润滑。但是，这种方法对润滑油的洁净有较高的要求，必须经常检查系统的工作。 对于1000kW以上的大型减速器，其热功率所占机械功率的百分比很低，采用一般的散热装置难以见效。同时这一类型减速器，通常是负荷大，转速也比较高，不适宜采用油池润滑。为了提高热功率并改善其润滑条件，这一类减速器采用循环球强迫润滑

65、方式，即在减速器机体之外设置专门的润滑油润滑方式，即在减速器机体之外设置专门的润滑油循环系统，并对油箱及各零件进行冷却。这样，可提高润滑油进油与出油的温度差，更好地实现热交换散热。 由齿轮装置的热平衡进行计算喷油量。其估算式为 式中 b：齿轮的宽度，mm。 总油量Q，当用装在外面的集油箱时，油量的循环时间常为4~30min，在从油箱中吸油时，则为0.5~2.5min，其计算值 油雾润滑： 油在一个包含储油器的设备中变成雾状，然后用低压喷射油雾。在圆周速度左右的小型齿轮传动中，可以将油雾送到封闭的齿轮箱中，然后润滑所在的内部零件。在速度较高时，可在啮合区的前方用喷嘴直接向啮合轮齿喷

66、油雾。喷嘴孔离齿顶圆的距离约为10mm最佳。多数齿轮油度能雾化，这种方法的优点是没有因密封性不好而产生的磨损，能有效地防止箱体内所有零件生锈。缺点为：不能通过油散热，因此不宜用于载荷较大和速度较高之处。 定期注油或脂润滑： 个别独立地点的润滑，通常是靠定期地用压力注油器，向其挤入润滑油。压力注油器可以是固定装在供油点的，也可以是供油时才接上去的。这种方法通常用于没有地方安排单独油池，不希望润滑点与公共油池连通及润滑转速不高，载荷不很大，不要求散热很快的零件（低速轴的轴承，牵引机构导向链轮的轴承）等情况。 8.2润滑剂的选取 只要粘度足够，应当毫无例外地优先采用润滑油。它可以很容易地引入

67、轮齿啮合并把摩擦热带走。只有在低速运行场合，开式传动或主要为部分受载或间歇运行的闭式传动的减速器，才采用润滑脂。 根据圆周速度决定润滑剂和润滑方式，方法见表8-1。 表8-1润滑剂和润滑方式参考表 圆周速度 润滑剂 润滑方式 传动结构形式 特点 润滑脂 喷射润滑 开式 尽可能加防护罩 （有时6） 流动脂 （有时10） 浸油润滑 带散热翘片的浸油润滑 （有时30） 润滑油 闭式 >25（有时30） 适于轻载间歇运行 喷油润滑 在这里说明：当减速器立式安装时，因为浸油润滑达不