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双螺杆挤出机传动系统设计姓名:吴钰 班级:200708050409 指导老师:付维 摘 要塑料工业是与国民经济发展和社会文明建设息息相关的重要产业。塑料工业的机械和装备的水平对该工业的发展起着关键作用。双螺杆挤出机是一种啮合型同向旋转挤出设备。传动系统是双螺杆挤出机的关键部件，要求输出较大的扭矩，并承受较大的轴向力。但由于两螺杆中心距的限制，对传动系统中齿轮、输出轴和轴承等的设计制造都提出很高的要求。双螺杆挤出机的传动系统主要由驱动电机（连轴器）、齿轮箱（包括扭矩分配和减速部分）等组成。本文对双螺杆挤出机的传动系统进行了较深入的探讨。在分析了国内外双螺杆挤出机和挤出机传动系统的基础上，提出了双螺杆挤出机传动系统的设计方案，并进行了结构分析和论证。关键词：双螺杆挤出机；传动系统；设计The design of Twin-screw extruderdrive systemAbstract: Plastics industry is an important industry closely related to the national economic development and social civilization. The level of plastics industry machinery and equipment plays akey role for the industrial development. Twin-screw extruderis aco-rotating intermeshing extruder. Transmission is the key components of a twin-screw extruder, requires a largeoutput torque,andbearlarge axial force.But, because of the restrictions on the center distanceof two screw. High demands are made on transmissioningear,output shaftand bearingsdesign and manufacture.The transmission of Doublescrew extrudermainly composed by the drive motor (coupling),gearbox (including the torque distribution andslowpart)and so on.In this paper,we made a morethorough discussion on the twin-screw extruder drive system. On the basis of the analysis of domestic and foreign twin-screw extr -uder and extruder drive system. Proposed The design oftwin-screw extruderdrive system,and carried outstructural analysis andargument.Key words:twin screw extruder;transmission system;Design目 录目录3第一章 前言5第二章 传动方案的设计82.1 扭矩分配方案的选择82.2 传动系统中的各种方式分析82.3传动系统的结构布局分析10第三章 齿轮的设计123.1齿轮的几何参数设计 123.1.1齿轮5与齿轮6的设计 123.1.2齿轮3与齿轮4的设计143.1.3齿轮1与齿轮2的设计153.2齿轮的强度校核 203.2.1齿轮5和6的强度校核 203.2.2齿轮3和4 的强度校核233.2.3齿轮2的强度校核253.2.4齿轮1的强度校核283.3 齿轮最终尺寸参数 30第四章 轴的参数设计及强度校核 334.1轴的设计一般步骤334.2 A轴的设计和校核344.2.1 A轴的结构设计 344.2.2 A轴的强度校核354.3 B轴的设计和校核 384.3.1 B轴的结构设计 384.3.2 B轴的强度校核 394.4 C轴的设计和校核 424.4.1 C轴的结构设计 424.4.2 C轴的强度校核 434.5 D轴的设计和校核 464.5.1 D轴的结构设计 464.5.2 D轴的强度校核 47第五章 轴承选取515.1轴承初选方案515.2圆锥滚子轴承设计525.3深沟球轴承设计 53第六章 箱体设计56第七章 其他部件的选择及设计577.1润滑方式577.2键的选择577.3箱体附件设计 59结论 61致谢 61参考文献 62第一章 前言生活中塑料制品随处可见，而且随着经济的发展，塑料制品的应用也越来越广泛，对塑料生产设备的需求越来越多，要求越来越高。而塑料粒子在备种塑料生产线中占据着非常重要的地位，在挤出生产线中，双螺杆挤出机组作为一种高效机组，被广泛应用于塑料粒子的挤出加工中，挤出机的性能直接影响到生产效率和产品质量。挤出机分为螺杆类挤出机和非螺杆类(如柱塞式)。而螺杆类挤出机又分为单螺杆挤出机、双螺杆挤出机和多螺杆挤出机，实际应用中以单螺杆挤出机和双螺杆挤出机居多。就使用范围而言，双螺杆挤出机的应用更为广泛。双螺杆挤出机喂料特性好，有更好的混炼、排气、反应和自洁功能，特别是加工热稳定性差的塑料和共混料时更显示出其优越性。双螺杆挤出机组以其高速、高效、太扭矩高精度而倍受广大塑料及其原料生产厂家的青睐。但是，在双螺杆挤出机组中其主机双螺杆中心距相对较小而且同定，再加上挤出机本身的结构特点(轴向受力很大)，因此，对丁大功率的挤出机而言，对其内部结构、材质必须提出非常高的要求这也是一个直困扰着我国塑料挤小机制造业的难题。我国在双螺杆挤出机方面开发较晚。80年代以来，化工部化工机械研究院率先研制成功千吨级SHI-68双螺杆挤出机以来，我国的挤出机发展出现了可喜局面。但是，由于技术水平所限，我国日前所用的双螺杆挤压机大多依靠进口。在国外，也仅有德国CWP公司、目本神户制钢所(KOBE)、口本制钢所(JSW)、美国法雷尔公司等为数不多的儿家公司拥有设计、制造大型混炼造粒机组成套技术的能力。我国挤压造粒机的设计和制造水平与国外差距较大，大中型聚烯烃生产装置用挤压造粒机全部依靠进口，这种被动局面在短期内还无法打破。尽管近年来国内双螺杆挤出机的设计和制造取得了一定的成绩，但随着高分子材料科学的发展和新型聚合物加工方法的更新，迅速增长的聚合物加工业急需以较短的研发周期和较低的研发成本不断研制出新型的挤出机。目前国内挤出机生产厂家，己具定的生产规模和生产能力，产品种类比较齐全且己形成系列化，甚至有很多产品已经销往国外，但同时也存在着一些问题急需解决，如挤出机设计方法有待改进、设计效率有待提高等。在科研领域，自从M.L.Booy在1978年根据相对运动原理推导出啮合同向双螺杆的螺杆几何学以来，经过多年研究，双螺杆挤出机的研究设计取得了丰硕成果。然而，国外对职螺杆挤出机的研究偏向于对挤出理论的研究，而在挤出机机械结构设计方面研究甚少。在1977年，Polymer Processing News杂志就开始刊登一些学者对双螵杆挤出机的机械系统进行的系统分析。1983年，美国工程师Farrizo Martelli发表了对于双螺杆挤出机的一个基本理解一文，使人们更方便的认识到了这个期待快速发展的行业，2001年1月和4月，美国制造商分别设计了两种高效的双螺杆挤出机试验室，极大地提高了对取螺杆挤出机传动系统的使用寿命和失效等方面的测试和分析。纵观取螺杆挤出机更新换代历程，有不断提高的趋势。德国W&P公司1993年推出了第5代产品，其特点是高扭矩、大自由容积：1995年推出了第6代产品，其特点是高转速、大自由密积及更高扭矩，使比能耗更低大大提高了机器的性能、产量，给双螺杆挤出机的发展带来了一次新的革命。同向取螺杆挤出机的传动能力等级用参数T/L3来表示，其中为T为单报螺杆驱动轴的扭矩(NM)，L为两根螺杆的中心距。显然，T/L3比值越大，螺杆所能传递的扭矩越犬、挤出机的产量越高。而螺杆所能传递的扭矩是由传动系统所决定的。双螺杆挤出机的传动系统是机器的重要组成部分，其结构设计的好坏，直接影响到整台机器的正常运转。如果能改进传动系统的设计方法，就能为相关的技术人员在设计机器是提供一定的理论参考。传动系统是双螺杆挤出机的关键部件，要求输出较大的扭矩，并承受较大的轴向力，能够提高挤出机的产量。但由于两螺杆中心距的限制，对传动系统中齿轮、轴和轴承等的设计制造都提出很高的要求。由于几何尺寸的限制，扭矩越高，传动系统中齿轮、输出轴、轴承等部件的设计制造就越困难。国产传动系统大都为内齿或外齿三轴式传动。即一个外齿轮或内齿轮同时带动两根距离(中心距)很近的输出轴同向转动。由于几何尺寸的限制，输出轴要承受无法克服的剪应力，所以承受扭矩的能力相对低。目前的研究主要涉及到：双螺杆挤出机传动系统发展情况以及设计关键、常用传动系统的类型分析、传动箱的结构布局、平行双螺杆挤出机的推力轴承系统的布置和设计要求，以及对传动箱中重点元件齿轮的设计、布置和强度分析等方面。此间，与双螺杆挤出机相关的轴承技术以及齿轮箱、齿轮设计、传动系统总的设计等理论知识在不断发展中，从而促进了双螺杆挤出机传动系统的快速完善。新的设计方法也不断出现，例如有以意大利鲍山诺公司MD系列为特色的42传动系统，还出现双啮合齿轮传动的传动系统等。不过，此类传动结构复杂，因此设计和制造的难度也很大。本文主要对于双螺杆挤出机的关键部分传动系统提出了设计方案，并据此对传动系统的理论设计和对比效验。第二章 传动方案的设计2.1扭矩分配方案的选择系统总体设计要求：输入轴转速1440r/min，输出转速600r/min，输出扭矩850NM，轴B与轴D间距固定为63mm，齿轮1、 2传动比为2.4，后两级传动比为1。设工作寿，命为15年，每年工作300天，每天工作16小时。下面根据此要求，进行具体设计。2.2 传动系统中的各种方式分析双螺杆传动系统按其扭矩分配部分可分为分离式传动系统、三轴式传动系统和内齿分配传动系统。下面分别对其进行简要分析： 1、分离齿轮传动系统分离齿轮传动系统如图（2-1）所示，最简单的分离式系统主要是通过一根传动轴上的两齿轮分别将扭矩传递给两根螺杆输出轴。此形式由于结构及布置上的原因，往往带有一定的增速比，主轴的扭矩较大。德国Berstoff公司早期的26型同向双螺杆传动系统就属于此形式。图2-1 分离齿轮传动系统1-主轴 2-输出轴 3-推力轴承2、三轴式传动系统在三轴式传动系统中，总扭矩一半直接作用在一根输出轴上，另一半由齿轮通过辅助轴间接传递到另一根输出轴上。一般整个传动系统由两部分组成，第一部分主要起减速作用，第二部分起扭矩分配作用。三轴式系统可分为两箱式和单箱式，分别如图（2-2)、（2-3）：图2-2双箱式三轴式传动系统1、 2输出轴3辅助轴图2-3单箱式三轴式传动系统1 、 2输出轴 3-辅助轴3、内齿分配传动系统内齿分配传动系统通过主轴上的两个齿轮1、 4将扭矩分配、传递给两个内齿圈2、 5， 再由内齿圈将扭矩传递给两根输出轴3、 6，见图（2-4)。图2-4 内齿分配传动系统该系统结构比较紧凑、节能，能较好地保证两根螺杆的同步运转，且因为采用内啮合齿轮可增大齿轮的重叠系数，有利于提高齿轮承载能力。意大利Banderra公司和德国Leistriz公司机型都釆用内齿分配传动系统。2.3传动系统的结构布局分析双螺杆挤出机传动系统由减速部分、扭矩分配部分组成，这两部分的功能虽有不同， 但它们紧密联系，有时还相互制约。传动系统的传动结构布局目前大致可分为两种传动形式：（1）两箱传动型即减速部分、扭矩分配部分分别独立，即形成减速箱与扭矩分配箱。其特点为减速部分与扭矩分配部分分开，减速部分、扭矩分配部分独立设计，使设计结构简单对于同样的承载能力，减速部分可适当加大，承载能力也相应增加，还可以对两部分的齿轮强度进行分别计算。但双螺杆传动系统需要承受由机头传来的轴向力，由于输出轴中心距的限制， 承受轴向力的两个止推轴承组一个在减速部分之前，另一个在减速部分之后，势必造成传动部分输出轴一长一短，并且同时承受扭矩和轴向力，这样对于长轴而言，其受力扭转角增大、挠度增大，同时由于传动装置由两部分组成，增加了装配难度，并且占地面积增加。此结构适用于大功率且双螺杆中心距较大的机组。这种减速箱布置有可能釆用标准减速器代替减速箱部分，因而简化了扭矩分配部分的设计制造工作量，但占用空间体积较大。（2）单箱传动型即减速部分与扭矩分配部分合一。其优点是结构紧凑，占地面积小，齿轮受力小可提髙齿轮的承载能力，齿轮接触强度及弯曲强度的安全系数增大保证双螺杆受力均匀。因此该结构用得较普遍。以上通过对各种类型传动系统的分析比较，不难看出，三轴式传动系统改善了一些轴、齿轮、推力轴承的受力状态，特别是传递总功率的输出轴，它以与螺杆同样的速度运转， 与分离式传动系统相比，在同样的传递功率下，实际承受的扭矩较低。另外，输出轴与辅助轴的距离增大，可以选用承载能力高、外径大的径向轴承和推力轴承，从而提高了传动系统的工作能力和寿命。另外，轴2上齿轮可与轴做成一体，三轴式单传动系统中、轴的配对齿轮多采用斜齿轮，可在同等齿顶圆情况下得到更强的传递能力。同时，适当加大齿宽系数有利于齿轮强度的提高。同时，为了使传动系统结构紧凑、体积小，所以采用减速部分与扭矩分配部分合一的单箱传动方案。图2-5 传动系统结构简图通过分析综合，可认为本传动系统方案采用三轴式单箱传动方式，是比较合适的，其具有传动功率大，过载能力强，运行平稳可靠，预期寿命长等优势。参照实际工况要求， 采取的三轴式单传动系统结构方案如图（2-5)所示.第三章 齿轮的设计齿轮是一个传动系统中最重要、最复杂的零件，因此，根据设计要求，按照机械设计的一般步骤，先确定各个齿轮的主要参数。完成参数的初步设计工作之后，再根据载荷的强度要求，分别对其进行强度校核，从理论上对该部分零件的性能进行分析。3.1齿轮的几何参数设计产中由于斜齿轮在传递运动和动力时，具有传动较平稳，冲击、振动和噪音较小等优点而被广泛采用。因此，本系统的三对齿轮均采用斜齿轮进行扭矩传递。根据传动箱的总体性能要求，齿轮的具体设计过程如下：初定输出轴的最小直径：根据公式： （3-1）式中：P轴所传递的功率；n轴的转速；许用扭转剪应力n=600r/min;P=T*n/9550000=850000*950000=53.40kw选D轴最小直径=45mm3.1.1齿轮5与齿轮6的设计由总体设计要求分析可知，齿轮5、 6的工作状况如下：扭矩T=850NM；转速n=600r/min；功率P=53.40kw根据具体工况要求，对齿轮5、 6设计如下： 式中齿轮5的齿顶圆直径：螺杆驱动轴直径，由先前的最小轴径计算取力=d=45mm；啮合齿轮6和5的端面模数；法面模数；轴与齿轮5的齿顶圆之间的间隙，它的取值时考虑到驱动轴的刚度，以齿顶圆与对应轴径不发生干涉的原则，一般由轴的挠度经验公式计算；齿轮5的齿数；现初步选定斜齿的=2.5mm，则=0.0250.125,取=0.2mm，和A=63mm，=45mm一起带入上两式中，得：=71.6mm=66.6mm选取=24，则啮合的斜齿轮6和5的端面模数=25.7102齿轮5、 6的传动比为1，因此：由斜齿轮5、 6的参数：，得齿轮5、 6的中心距： 根据支撑布置方式査表取齿宽系数取，所以 取55mm，属于9级精度。齿轮6的参数与齿轮5相同。3.1.2 齿轮3与齿轮4的设计3、 4齿轮的中心距应等于5、 6齿轮的中心距加上A，即：由于3、 4齿轮的传动比为1，齿数取50， ，模数取为2.5属于9级精度。齿轮4与齿轮3参数相同。3.1.3 齿轮1与齿轮2的设计有系统结构可知，C轴与B轴间距为130mm，所以齿轮2的齿顶圆半径必须小于130mm，否则与C轴发生干涉，同时也为C轴的设计带来困难。齿轮1 、 2的传动比为2.4。(1)选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数： 选用斜齿圆柱齿轮传动，齿轮2左旋，齿轮1右旋。选用7级精度（GB10095-88)。 材料选择。查表选择齿轮1、 2的材料为40cr(调质),齿轮1硬度为280HBS，齿轮2 硬度为240HBS。 选则齿数，则 初选螺旋角。按齿面接触强度设计并计算由公式 （3-2）定公式内各计算参数值： 试选载荷系数 选取区域系数 A轴输入扭矩为了 査表齿宽系数 材料弹性影响系数 按齿面硬度査表得齿轮1、 2的接触疲劳强度极限为。 査表得端面重合度。 计算应力循环次数 查得接触疲劳寿命系数 计算接触应力：接触疲劳许用应力，取实效概率1；安全系数S=1，则许用接触应力（3）代入设计公式计算：代入式（3-2）计算齿轮分度圆直径计算圆周速度计算尺宽及端面模数 计算齿高及齿高比 计算纵向重合度 计算载荷系数K选取使用系数，根据， 7级精度，査表得动载荷系数，查得接触疲劳强度计算的齿向载荷分布系数査得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数査得齿间载荷分布系数 实际载荷系数校正所算的分度圆直径 计算模数 （4）按齿根弯曲强度计算：确定各计算参数： 计算载荷系数 根据纵向重合度查得螺旋角影响系数 计算当量齿数 查得齿形系数和应力校正系数 弯曲疲劳寿命系数 弯曲疲劳强度极限 选取弯曲疲劳安全系数S=1.4 许用弯曲疲劳强度计算齿轮1、2的，并加以比较。齿轮2的数值大计算由于齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度要求，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度计算的分度圆直径来计算应有的齿数。即：取（5）几何尺寸计算：计算中心距 调整为a=165mm圆整后中心距修正螺旋角角度改变不多，故各参数不需要修正计算齿轮分度圆直径 计算齿轮宽度 圆整后取， 3.2 齿轮的强度校核3.2.1齿轮5和6的强度校核小齿轮上的扭矩（1）重合度校核螺旋角 ， 齿数査表得 法面模数，齿宽査表得，满足齿轮传动重合度要求。（2）校核齿根弯曲疲劳强度 （3-3） D轴上扭矩 使用系数 动载系数 （3-4）査表得，代入上式得齿向载荷分部系数齿间载荷分配系数查表得复合齿形系数 D轴上的齿轮5， 查表得抗弯强度计算的重合度与螺旋角系数查表得，将以上各值带入（3-3）式，得：所以齿轮5和6的齿根弯曲疲劳强度满足要求。（3）按齿面接触疲劳强度校核。齿面接触疲劳强度公式： （3-5） 节点区域系数查表得 材料弹性系数查表得 接触强度计算的重合度与螺旋角系数查表得 齿向载荷分布系数 齿向载荷分配系数查表得将以上数据代入（3-5）式，得：3.2.2齿轮3和4 的强度校核（1）重合度的校核螺旋角 ， 齿数査表得 法面模数，齿宽査表得，满足齿轮传动重合度要求。（2）校核齿根弯曲疲劳强度 D轴上扭矩 使用系数 动载系数査表得，代入式（3-4）得 齿向载荷分部系数 齿间载荷分配系数查表得 复合齿形系数B轴上的齿轮5， 查表得 抗弯强度计算的重合度与螺旋角系数查表得，将以上各值带入（3-3）式，得：所以齿轮3和4的齿根弯曲疲劳强度满足要求。（3）按齿面接触疲劳强度校核。齿面接触疲劳强度公式： 节点区域系数查表得 材料弹性系数查表得 接触强度计算的重合度与螺旋角系数查表得 齿向载荷分布系数 齿向载荷分配系数查表得将以上数据代入（3-5）式，得：所以齿轮3和4的齿面接触疲劳强度满足要求。3.2.3 齿轮2的强度校核（1）重合度的校核螺旋角 ， 齿数査表得 法面模数，齿宽査表得，满足齿轮传动重合度要求。（2）校核齿根弯曲疲劳强度 B轴上扭矩 使用系数 动载系数査表得，代入式（3-4）得 齿向载荷分部系数 齿间载荷分配系数查表得 复合齿形系数B轴上的齿轮2， 查表得 抗弯强度计算的重合度与螺旋角系数查表得，将以上各值带入（3-4）式，得：所以齿轮2的齿根弯曲疲劳强度满足要求。（3）按齿面接触疲劳强度校核。齿面接触疲劳强度公式： 节点区域系数查表得 材料弹性系数查表得 接触强度计算的重合度与螺旋角系数查表得 齿向载荷分布系数齿向载荷分配系数查表得将以上数据代入（3-5）式，得：所以齿轮2的齿面接触疲劳强度满足要求。3.2.4 齿轮1的强度校核（1）重合度的校核螺旋角 ， 齿数査表得 法面模数，齿宽査表得，满足齿轮传动重合度要求。（2）校核齿根弯曲疲劳强度 B轴上扭矩 使用系数 动载系数査表得，代入式（3-4）得 齿向载荷分部系数 齿间载荷分配系数查表得 复合齿形系数B轴上的齿轮1， 查表得 抗弯强度计算的重合度与螺旋角系数查表得，将以上各值带入（3-3）式，得：所以齿轮1的齿根弯曲疲劳强度满足要求。（3）按齿面接触疲劳强度校核。齿面接触疲劳强度公式： 节点区域系数查表得 材料弹性系数查表得 接触强度计算的重合度与螺旋角系数查表得 齿向载荷分布系数齿向载荷分配系数查表得将以上数据代入（3-5）式，得：所以齿轮2的齿面接触疲劳强度满足要求。3.3齿轮最终尺寸参数综上所述，将各齿轮的参数设计与强度校核结果进行整理、统计，得出以下设计结果：（1）齿轮1和2：中心距 法面模数 螺旋角 齿数 齿宽 齿轮精度 7级，7级 （2）齿轮3和4：中心距 法面模数 螺旋角 齿数 齿宽 齿轮精度 9级，9级（3）齿轮5和6：中心距 法面模数 螺旋角 齿数 齿宽 齿轮精度 9级，9级材料及热处理 大齿轮：20Cr 渗碳，淬火，回火 表面5662HRC小齿轮：20Cr 渗碳，淬火，回火 表面5662HRC（4）其他参数的确定 传动比 转速功率 扭矩第四章 轴的参数设计及强度校核 各轴的工作状况为：输入轴A转速1440r/min，输入功率22.25kw，轴A与轴B之间的传动比为2.4，后两级传动比均为1，输出转速600r/min；0，输出扭矩850NM，输出功率为53.40kw。4.1 轴的设计一般步骤对于轴的设计，由于轴上零件较多，采用阶梯轴方式，便于轴上零件的装配及定位。轴的结构设计一般包括确定轴的形状，轴的径向尺寸和轴向尺寸。1、确定轴的径向尺寸和结构确定轴的径向尺寸时，要在初估计轴的基础上，考虑轴承型号选择，轴的强度，轴上零件的定位和固定，以及便于加工装配等。 初选轴承型号； 保证轴有足够的强度； 为了便于轴上零件的装拆，故常做成阶梯轴，其径向尺寸逐步变化； 综合考虑轴上零件的定位于固定及减少轴上应力集中，这是决定阶梯轴的相邻直径变化大小的重要因素； 根据有关标准和规范确定径向尺寸。2、确定轴的轴向尺寸轴的轴向尺寸主要取决于轴上传动件及支承件的轴向宽度及轴向位置，并应考虑有利于提高轴的强度和刚度。一般注意以下几点:保证传动件在轴上的固定可靠； 支承件的位置应尽量靠近传动件； 应便于零件的装拆4.2 A轴的设计和校核4.2.1 A轴的结构设计传递的总功率由A轴一端输入，它将总扭矩的一半直接作用在相联接的螺杆驱动轴上, 另一半通过齿轮1和齿轮2的啮合间接传递给辅助轴B，再通过另一根辅助轴C：传递给螺杆驱动轴D。根据本节开始所述工况条件，其结构设计如图（4-1）所示：图4-1 A轴结构简图一（1）拟订轴上零件的装配方案：轴上需安装轴端盖，密封圈，轴承，套筒，弹性挡圈和齿轮等。2按轴向定位要求确定轴的各段直径和长度： 将代入式（3-1），可得： 选A轴的最小直径d=25mm。 从左到右依次为： 第一段的轴径最小，但是要和其上标准圆锥滚子轴承内径相配合，取 第二段上安装调心滚子轴承，取第三段安装圆锥滚子轴承，取第四段上安装齿轮，取。第五段上安装轴承，弹性挡圈，密封圈，取。第六段取 。(3) 轴上零件的周向定位联轴器与轴的周向定位采用A型普通键联接，按，由手册査得平键剖面尺寸bh=149，由键长系列中选取键长L=100.(4) 确定轴上圆角和倒角尺寸倒角取为1.545。4.2.2 A轴的强度校核（1）A轴上的载荷 先要做出轴的计算简图，如图（4-2）所示：图4-2 A轴受力分析简图受载分析： 计算齿轮的啮合力 求齿平面内的支反力，作为水平面内的弯矩图，图4-3 A轴水平面内弯矩图 求垂直面内的支反力，作垂直面内的弯矩图，图4-4 A轴垂直面内的弯矩图 求支反力，作轴的合成弯矩图、转矩图。图4-5 A轴载荷分析图（2）校核结果根据轴的结构图与载荷分析可知，C剖面的计算弯矩最大，是轴的危险面，对C校核如下：由于A、B、C、D四轴材料均为20CrMnMo，渗碳淬火，查表得，则可知： A轴满足强度要求。4.3 B轴的设计与校核4.3.1 B轴的结构设计根据本节开始所述的工况条件，设计其机构简图如图（4-6）所示：图4-6 B轴结构简图一其设计尺寸如下： 4.3.2 B轴的强度校核（1）B轴上的载荷 先要做出轴的计算简图，如图（4-7）所示：图4-7 B轴的受力分析简图受载分析： 计算齿轮的啮合力 求齿平面内的支反力，作为水平面内的弯矩图，图4-8 B轴水平面内弯矩图 求垂直面内的支反力，作垂直面内的弯矩图，图4-9 B轴垂直面内弯矩图 求支反力，作轴的合成弯矩图、转矩图。图4-10 B轴载荷分析图（2）校核结果根据轴的结构图与载荷分析可知，C剖面的计算弯矩最大，是轴的危险面，对C校核如下：由于A、B、C、D四轴材料均为20CrMnMo，渗碳淬火，查表得，则可知： B轴满足强度要求。4.4 C轴的设计与校核4.4.1 C轴结构设计根据本节开始所述的工况条件，设计其机构简图如图（4-11）所示：图4-11 C轴结构简图一其设计尺寸如下： 4.4.2 C轴的强度校核（1）C轴上的载荷 先要做出轴的计算简图，如图（4-12）所示：图4-12 C轴的受力分析简图 计算齿轮的啮合力 求齿平面内的支反力，作为水平面内的弯矩图， 图4-13 C轴水平面内弯矩图 求垂直面内的支反力，作垂直面内的弯矩图，图4-14 C轴垂直面内弯矩图 求支反力，作轴的合成弯矩图、转矩图。图4-15 C轴载荷分布图（2）校核结果根据轴的结构图与载荷分析可知，C剖面的计算弯矩最大，是轴的危险面，对C校核如下：由于A、B、C、D四轴材料均为20CrMnMo，渗碳淬火，查表得，则可知： C轴满足强度要求。4.5 D轴的设计与校核4.5.1 D轴结构设计根据本节开始所述的工况条件，设计其机构简图如图（4-21）所示：图4-16 D轴结构简图一其设计尺寸如下： 4.5.2 D轴的强度校核（1）D轴上的载荷 先要做出轴的计算简图，如图（4-17）所示：图4-17 D轴的受力分析简图 计算齿轮的啮合力 求齿平面内的支反力，作为水平面内的弯矩图，图4-18 D轴水平面内弯矩图 求垂直面内的支反力，作垂直面内的弯矩图，图4-19 D轴垂直面内弯矩图 求支反力，作轴的合成弯矩图、转矩图。图4-20 D轴载荷分析图（2）校核结果根据轴的结构图与载荷分析可知，C剖面的计算弯矩最大，是轴的危险面，对C校核如下：由于A、B、C、D四轴材料均为20CrMnMo，渗碳淬火，查表得，则可知： D轴满足强度要求。第五章 轴承选取根据本文中轴的布置和齿轮设计，整个传动系统转速不高，输入转速为1440r/min，主要传递扭矩，由轴的布置形式可以看出，轴A轴D承受的扭矩较大，应选用可同时承受径向载荷及轴向载荷的圆锥滚子轴承。轴B和轴C承受的轴向力较小，因此选用主要承受径向载荷，也可同时承受小的轴向载荷的深沟球轴承。5.1 轴承初选方案根据整个传动系统的布置及受力情况，可以看出，为了增加齿轮的承载能力，均选用斜齿，齿轮1和齿轮5不但要承受与之啮合的径向力，还要承受轴向力，所以轴承均选择圆锥滚子轴承，齿轮2和3，齿轮4和6，旋向相反，能抵消一部分轴向力，故选用主要承受径向载荷，也可以同时承受小的轴向载荷的深沟球轴承。其他支撑轴的位置也选用深沟球轴承。布置形式如图（5-1)所示。图5-1 轴承布置图根据轴径初步选择型号分别为：A轴：30208 GB-T 297-94（一对）B轴：81809 GB-T 297-94（一对）C轴：81809 GB-T 297-94（一对）D轴：81809 GB-T 297-94（一对）5.2 圆锥滚子轴承设计图5-2 圆锥滚子轴承受力图圆锥滚子轴承受力如图（4-27）所示。由A轴的受力分析可知=2778.37，设置轴承转速等于输入轴转速1440r/min，预期计算寿命为5000h。 求比值： 初步计算当量动载荷：由式 查表得,取，所以，X=0.6， ，则 计算基本额定动载荷值： 计算寿命可见，选择的型号刚好满足设计要求。5.3 深沟球轴承设计1、B轴上：61808 GB-T 297-94型号。由B轴的受力分析可知=2780.97N，=2233.91，设置轴承转速等于输入轴转速600r/min，预期计算寿命为5000h。图5-3 深沟球轴承深沟球轴承结构如图（4-28）所示。 求比值： 初步计算当量动载荷：由式 查表得,取，所以，X=0.56， ，则 计算基本额定动载荷值： 计算寿命可见，选择的型号满足设计要求。2、C轴上： 由B轴的受力分析可知=5299.73N，=6113.13N，设置轴承转速等于输入轴转速600r/min，预期计算寿命为5000h。求比值： 深沟球轴承最大e值为0.44，按处理初步计算当量动载荷：由式 查表得,取，所以，X=0.56， ，则计算基本额定动载荷值：计算寿命可见，选择的型号满足设计要求。同理，计算得到D轴上的轴承满足设计要求。第六章 箱体设计对于箱体的设计，采用上。下箱体铸造的设计方式，结构简单，装配、拆卸方便，材料为灰铸铁。在结构设计方面，根据铸件制造和强度设计要求，四周壁以此取15mm、25mm、30mm、15mm，底座外缘采用厚50mm支撑整个传动箱，中间隔板根据需要适当进行加厚， 上、下箱体的分型面距传动箱底部高度设计时结合了电动机输出轴的髙度进行了设计.整体上实现了传动箱箱体的紧凑和强度设计要求。箱体主要设计参数为：箱座壁厚：以此为15、25、30、15；箱座底凸缘厚度：50mm；地脚螺钉直径：20mm；地脚螺钉数目：4；轴承旁联接螺栓直径：5mm；轴承端盖外径：A轴处：90mm，B轴处68mm，C和D轴处62mm；齿轮4齿顶圆与内箱壁距离：10mm；齿轮1齿顶圆与内箱壁距离：19.4mm；齿轮3与4端面到内箱壁距离同为：203mm；凸台深度：20mm。第七章 其他部件的选择及设计71 润滑方式齿轮圆周速度，齿轮采用油池润滑；轴承轴颈速度，轴承采用脂润滑，并用挡油环将轴承与油池中的稀油隔离。72 键的选择键是标准件，分为平键、半圆键、楔键和切向键等。键是用来实现轴和轴上零件之间的固定以传递转矩。设计时参考各零件具体选择，由于平键定心好、装拆方便，因此本设计选择平键。而平键也分为A型、B型、C型三种，本篇设计选用A型平键。材料选用45#。1、齿轮1轴上键的设计根据d=50mmL=B-(510)=97-(510)=90mm选用A型普通平键 ，查手册表4-1得b=14，t=5.5mm，=3.8mm，l=L-b=90-14=76mm。由机械设计基础表10-10 选用钢材料。挤压疲劳极限强度选用键长选l=40mm。L=l+b=40+14=54mm2、 齿轮2轴上键的设计根据d=60mmL=B-(510)=102-(510)=95mm选用A型普通平键。查手册4-1得t=7.0mm =4.4mm l=L-b=95-18=77mm。由机械设计基础表10-10选用钢材料。挤压疲劳极限强度选用键长选l=70mm。L=l+b=70+18=88mm3、 齿轮3轴上键的设计根据d=60mmL=B-(510)=109-(510)=100mm选用A型普通平键。查手册4-1得t=7.0mm =4.4mm l=L-b=95-18=77mm。由机械设计基础表10-10选用钢材料。挤压疲劳极限强度选用键长选l=70mm。L=l+b=70+18=88mm4、齿轮4轴上键的设计根据d=50mmL=B-(510)=109-(510)=100mm选用B型普通平键。查手册4-1得t=5.5mm =3.8mm l=L-b=100-14=86mm。由机械设计基础表10-10选用钢材料。挤压疲劳极限强度选l=72mm。L=l+b=72+14=86mm7.3箱体附件设计为了检查传动件的啮合情况，改善传动件及轴承的润滑条件、注油、排油、指示油面、通气及装拆吊运等，传动系统箱体中常安装有各种附件。（1）窥视孔盖和窥视孔箱盖顶部要开窥视孔以便检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙等。窥视孔应设在能看见传动零件啮合区的位置，并有足够的大小。以便手能伸入进行操作。箱体内的润滑油也由窥视孔注入，为了减少油的杂质，可在窥视孔口装一过滤网。窥视孔要有盖板，机体上开窥视孔处应凸起一块，以便机械加工出支撑盖板的表面并用垫片加强密封。盖板常用钢铁或铸铁制成。（2）放油螺塞放油孔的位置应在油池最低处，并安排在减速器不与其它部件靠近的一侧，以便于放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，经机械加工成螺塞头部的支撑面，并加封油圈以加强密封。（3）油标油标常放置在便于观测箱体内油面及油面稳定之处。用油标时，应使机座油尺座孔德倾斜位置便于加工和使用，油尺安置的部位不能太低，以防油进入尺座孔而溢出。为了避免因油搅动而影响检查效果，可在油尺外装隔离套。（4）通气器减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，对减速器密封极为不利。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热张气体自由溢出，以保证机体内外压力均衡，提高机体有缝隙处的密封性能。（5）启盖螺钉启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联接凸缘的厚度，钉杆端部要做成圆柱状，大倒角或半圆形，以免顶坏螺纹。（6）定位销为了保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机