【螺旋输送机传动装置设计15000字（论文）】

螺旋输送机传动装置设计摘要随着科技的迅速发展，传动装置在生产生活中的应用越来越广泛、普及。这本篇文章具体描写的就是针对于给定的螺旋输送机来给它设计一套传动装置的过程、并且根据计算的结果来对这么一套系统进行三维建模。在这篇文章中，首先介绍的是螺旋输送机的发展背景，就国内外相比较而言，国外的技术水平要稍微比我们国内水平高一些，应用也更加广泛，因此此课题也具有很现实的意义。然后就是选择合适的电机、根据已有的数据开始对传动装置传动比进行设计、按照设计标准以及设计理论对传动装置中的各个零部件进行设计计算以及强度校核，最后就时对整个装置的润滑、密封等细节进行了简单的描述。这是我用大学这么些年时间所学知识的一次实践运用，让我对机械设计有了更深的了解。关键词：螺旋输送机传动装置设计目录1引言11.1本课题的研究意义11.2国内外发展现状11.3主要研究方向2TOC\o"1-2"\h\z\u2总体设计22.1设计任务书22.2设计计算步骤22.3传动方案的特点33电动机的选择和参数设计43.1电动机种类的选择43.2确定传动装置的效率43.3确定电动机容量43.4确定传动装置总传动比以及分配传动比53.5运动学和动力学参数计算54减速器高速级齿轮传动设计计算94.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数94.2按齿面接触疲劳强度设计94.3按齿根弯曲疲劳强度设计114.4确定传动尺寸144.5计算齿轮传动其它几何尺寸145减速器低速级齿轮传动设计计算165.1初定齿轮基本参数165.2按齿面接触疲劳强度设计165.3按齿根弯曲疲劳强度设计185.4确定传动尺寸215.5计算齿轮传动其它几何尺寸216开式圆柱齿轮传动设计计算236.1初选各齿论基本参数236.2按齿根弯曲疲劳强度设计236.3按齿面接触疲劳强度设计256.4确定传动尺寸286.5计算齿轮传动其它几何尺寸287传动轴和传动轴承及联轴器的设计307.1输入轴设计计算307.2中间轴设计计算357.3输出轴设计计算418轴承的选择及校核计算478.1输入轴的轴承计算与校核478.2中间轴的轴承计算与校核478.3输出轴的轴承计算与校核489键联接的选择及校核计算509.1输入轴键选择与校核509.2中间轴键选择与校核509.3输出轴键选择与校核5110联轴器的选择5210.1输入轴上联轴器5210.2工作机轴上联轴器5211减速器的润滑和密封5311.1减速器的润滑5311.2减速器的密封5412减速器附件及箱体主要结构尺寸5512.1减速器附件的设计与选取5512.2减速器箱体主要结构尺寸61参考文献1引言1.1本课题的研究意义螺旋传送器的工作原理是，当发动机转动螺旋轴时，添加到槽中的材料会因自身受到的重力带动旋转螺旋叶片，在螺旋轴压力的作用下，它会朝着分配端口的方向推动，从而分配材料。本新型输送机具有体积小、退役容量小、传输比大、维护容量大、传输可持续、效率高等优点。SolidWorks软件具有强大的功能和许多组件。它可以实现子建模、装配、工程制图、运动仿真等。它使用简单方便，易学易用。SolidWorks软件可以实现尺寸驱动和改变安装部件的某些尺寸。在重建安装模型时，其他部件会根据限制的依赖性进行适当的更改。基于SolidWorks软件的螺旋输送机的设计具有重要的现实意义1.2国内外发展现状在国外快速发展的螺旋输送机技术主要集中于两方面：一是螺旋输送机功能的五花八门多种多样，应用范围不断的扩大。另一方面，针对于螺旋输送机的技术有了很大的发展，尤其是长距离、大运量以及工作快速的大型的机器成为了该类型机器发展的最为主要的趋势。由于螺旋传动装置在我国许多行业中得到广泛应用，其结构参数、叶片类型多为变速、对壳径进行变更、改变螺距、对轴径进行更改等这几方面。因而其具有倾角大、具有较强的可以伸缩的性能等特点，除此之外新型螺旋输送机还设有螺旋轴输送装置，适用与对污泥、垃圾的处理，以及农作物秸秆这类型的饲料的输送。因为受到结构参数各方面的影响，目前还没有得到较为广泛的应用。与国外水平相比，国产螺旋输送机仍有一定距离，即差距。而科学技术的发展是工业发展的方向。此课题的研究具有现实意义。1.3主要研究方向本文是描述一套有关传动装置的设计计算过程，针对的主体是螺旋输送机。主体的部分是对传动系统中减速器的设计计算，在这篇文章中，首先介绍的是螺旋输送机的发展背景，然后根据已有的数据对整体的传动比进行分配计算，按照机原以及机设的相关知识对该套传动装置进行设计计算以及强度校核，并对装置的润滑进行了简单的描述。最后依据数据对该机构进行建模。2总体设计2.1设计任务书螺旋输送机传动装置，单向转动，载荷比较平稳，二班制工作，工作期限：10年。表2-1设计数据工作机所需功率Pw1.2kW转速nw20r╱min2.2设计计算步骤1.确定传动装置的传动方案2.选择合适的电动机3.计算减速器的总传动比以及分配传动比4.计算减速器的动力学参数5.齿轮传动的设计6.传动轴的设计与校核7.滚动轴承的设计与校核8.键联接设计9.联轴器设计10.减速器润滑密封设计11.减速器箱体结构设计2.3传动方案特点1)传动装置的组成：电机、减速器、联轴器、开式齿、以及工作机。2)特点：齿轮非对称布置（相对于轴承）3)确定传动方案。传动方案如图所示

3.电动机的选择和参数设计3.1电动机种类的选择按照要求和工况等，选择运用三相异步电动机，Y型，380V。3.2确定传动装置的效率查表得：联轴器的效率：η1=0.99滚动轴承的效率：η2=0.99闭式圆柱齿轮的效率：η3=0.97开式圆柱齿轮的效率：ηo=0.96工作机的效率：ηw=0.96ηa3.3确定电动机容量工作机所需功率为P电动机所需额定功率:P工作机轴转速：n查阅手册可知下列各部件的传动比范围：减速器：8～40；开式圆柱齿轮：2～5；总体：16～200。电动机转速一般在nd=ia×nw=(16～200)×20=320～4000r/min。在对本装置的大小、经济、质量、以及减速器、开式齿传动比等因素的总体的考虑后，查表确定选用三相异步电动机，型号为：Y90L-4，Pen=1.5kW，nm=1400r/min，nt=1500r/min。（Pen用来表示额定功率；nm用来表示满载转速；nt用来表示同步转速）表3-1电机选择方案对比方案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)1132S-81.57507102Y100L-61.510009403Y90L-41.5150014004Y90S-21.530002840图3-1电机尺寸表3-2电动机尺寸中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸键部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G90340×195140×1251024×508×203.4确定总传动比并进行分配（1）总传动比的计算通过选定nm及nw，可算得传动装置总传动比为：i（2）分配传动装置传动比取开式圆柱齿轮传动比：ic=5高速级传动比i则低速级的传动比i减速器总传动比ib3.5运动学和动力学参数计算（1）各轴转速：输入轴：n中间轴：n输出轴：n轴Ⅴ：n工作机轴：n（2）各轴输入功率：输入轴：P中间轴：P输出轴：P轴Ⅴ：P工作机轴：P因而各个轴的输出功率为：输入轴：P'中间轴：P'输出轴：P'轴Ⅴ：P'工作机轴：P'（3）各轴输入转矩：电机轴：T输入轴：T中间轴：T输出轴：T轴Ⅴ：T工作机轴：T则各轴输出转矩：输入轴：T'中间轴：T'输出轴：T'轴Ⅴ：T'工作机轴的输出转矩为：T'各轴运动学，动力学参数列于下表表3-3各轴运动学、动力学参数表名称转速n/(r/min)功率P/kW转矩T/(N•m)电机轴14001.4710.03输入轴14001.469.96中间轴321.841.441.54输出轴99.951.34128.03轴Ⅴ19.991.27606.73工作机轴19.991.19568.51

4对于高速级齿轮传动的设计计算4.1确定齿轮的类型、齿轮的精度等级、齿轮的材料及齿数①选用直齿圆柱齿轮，α=20°。（压力角）②参考表10-7选用8级精度。③材料选择参照表10-1：小齿轮为40Cr调质处理，该材料经过调质处理后硬度为280HBW，大齿轮为45钢进行调质处理，该材料经过调质处理后硬度为240HBW。④选z1=24，则z2=z1×i=24×4.35=103。（z1为小齿轮齿数、z2为大齿轮齿数）4.2按齿面接触疲劳强度设计1)由式(10-11)计算小齿轮分度圆直径，即d①确定公式中的各参数值试选KHt=1.3计算小齿轮传递的扭矩:T=9550由表10-8选取齿宽系数φd=1计算区域系数ZHZ通过表10-6查得材料的弹性影响系数是ZE=189.8√MPa。经过式(10-9)计算得到Zε（接触疲劳强度用重合度系数）ααεZ计算接触疲劳许用应力[σH]通过图10-21c得到各齿接触疲劳极限分别为σ由式(10-15)计算应力循环次数：NN由图10-19查取接触疲劳系数K取失效概率为1%，安全系数S=1，由式(10-14)得[σH][σH]因此要取二者中取较小的，即σ②试算小齿轮分度圆直径d2)调整小齿轮分度圆直径①数据准备。圆周速度νv=齿宽bb=②计算实际载荷系数KH。由表10-2查得使用系数KA=1依据v=2.07m/s、8级精度，由图10-8查到动载系数为Kv=1.03齿轮的圆周力为。FKA×Ft/b=1×705.31/28.243=25N╱mm<100N╱mm查阅表10-3得到的齿间载荷分配系数为KHα=1.2通过表10-4使用插值法得当8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，齿向载荷分布系数为KHβ=1.358由而，得实际载荷系数为K③通过式(10-12)，可以得到按KH所算得的分度圆直径d④确定模数m=4.3按齿根弯曲疲劳强度设计①由式(10-7)试算模数，即m②确定公式中的各参数值。试选KFt=1.3通过式(10-5)计算重合度系数Yε。Y计算YFa×YSa/[σF]由表10-5查得齿形系数Y查得应力修正系数Y通过图10-20c查阅得到大小齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为σ应力循环次数N1=60njN2=由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数K选取弯曲疲劳安全系数为S=1.25，由式(10-14)得σσYY两者取较大值，所以Y③试算齿轮模数m1)调整齿轮模数①数据准备圆周速度νdv=齿宽bb=齿高h及齿宽比b/hh=b②计算实际载荷系数KF由v=1.416m/s，8级精度，经过图10-8查得动载系数为Kv=1.078通过查表10-3可以得到齿间载荷分配系数KFα=1.2由表10-4查得KHβ=1.358，以及b/h=10.668查图10-13，得KFβ=1.069。则载荷系数为K③通过式(10-13)，依据实际载荷系数所算得的齿轮模数m=取m=2mm④计算分度圆直径d为了满足弯曲疲劳强度，就近取m=2mm；同时为满足接触疲劳强度，算得的d1=30.751mm。因此z1=d1/m=15.38取z1=24，因此z2=i×z1=4.35×24=104.4取z2=103。4.4确定传动尺寸1)计算中心距a=2)计算小、大齿轮的分度圆直径dd3)计算齿宽b=由于要考虑不可避免的安装误差，同时保证设计齿宽和节省材料，普遍将小齿轮略为加宽因此取B1=55mmB2=50mm主要设计结论齿数z1=24，z2=103，模数m=2mm，压力角α=20°，中心距a=127mm，齿宽B1=55mm、B2=50mm4.5计算齿轮传动其它几何尺寸①计算齿顶高、齿根高和全齿高hhh=②计算小、大齿轮的齿顶圆直径dd③计算小、大齿轮的齿根圆直径dd注：h1)齿轮参数和几何尺寸总结表4-1齿轮主要结构尺寸

5对于低速级齿轮传动的设计计算5.1初定齿轮基本参数①按照上面所得到的传动方案，选用直齿圆柱齿轮，α=20°。（压力角）②参考表10-7选用8级精度。③材料选择参照表10-1：小齿轮为40Cr且进行调质处理，该材料经过调质处理后硬度为280HBW，大齿轮为45钢进行调质处理，该材料经过调质处理后硬度为240HBW。④选z1=25，则z2=z1×i=25×3.22=81。5.2按齿面接触疲劳强度设计1)根据式(10-11)初步来计算小齿轮分度圆直径，即d①确定公式中的各参数值试选KHt=1.3计算小齿轮传递的扭矩:T=9550由表10-8选取齿宽系数φd=1计算区域系数ZHZ由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8√MPa。由式(10-9)计算Zε。ααεZ计算接触疲劳许用应力[σH]由图10-21c查得小大齿轮的σ_Hlim为σ由式(10-15)计算应力循环次数：NN由图10-19查取接触疲劳系数K取失效概率为1%，安全系数S=1，由式(10-14)得[σH][σH]取[σH]和[σH]中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即σ②试算小齿轮分度圆直径d2)调整小齿轮分度圆直径①数据准备。圆周速度νv=齿宽bb=②计算实际载荷系数KH。由表10-2查得使用系数KA=1根据v=0.76m/s、8级精度，由图10-8查得动载系数Kv=0.99齿轮的圆周力。FKA×Ft/b=1×1842.05/45.102=41N╱mm<100N╱mm查表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.2由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.36由此，得到实际载荷系数K③由式(10-12)，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d④及相应的齿轮模数m=5.3按齿根弯曲疲劳强度设计①由式(10-7)试算模数，即m②确定公式中的各参数值。试选KFt=1.3由式(10-5)计算Yε。Y计算YFa×YSa/[σF]由表10-5查得齿形系数Y查得应力修正系数Y由图10-20c查得小大齿轮的σFlimσFlim1应力循环次数N1=60njN2=由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数K综合情况考虑选择弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式(10-14)得σσYY两者取较大值，所以Y③试算齿轮模数m1)调整齿轮模数①数据准备圆周速度νdv=齿宽bb=齿高h及齿宽比b/hh=b②计算实际载荷系数KF根据v=0.531m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.061查表10-3得齿间载荷分配系数KFα=1.2由表10-4查得KHβ=1.36，结合b/h=11.111查图10-13，得KFβ=1.069。则载荷系数为K③由式(10-13)，按实际载荷系数算得的齿轮模数m=为了满足弯曲疲劳强度，取m=3mm；同时为满足接触疲劳强度，算得d1=48.495mm。因此z1=d1/m=16.16取z1=25，则z2=i×z1=3.22×25=80.5取z2=81。5.4确定传动尺寸1)计算中心距a=2)计算小、大齿轮的分度圆直径dd3)计算齿宽b=考虑到不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽和节省材料，一般将小齿轮略为加宽取B1=80mmB2=75mm主要设计结论齿数z1=25，z2=81，模数m=3mm，压力角α=20°，中心距a=159mm，齿宽B1=80mm、B2=75mm5.5计算齿轮传动其它几何尺寸①计算齿顶高、齿根高和全齿高hhh=②计算小、大齿轮的齿顶圆直径dd③计算小、大齿轮的齿根圆直径dd注：h1)齿轮参数和几何尺寸总结表5-1齿轮主要结构尺寸

6对于开式圆柱齿轮传动设计计算6.1初选各齿轮基本参数①按照上面所得到的传动方案，选用直齿圆柱齿轮，α=20°。（压力角）②参考表10-7选用8级精度。③材料选择参照表10-1：大小齿轮均为20Cr且进行渗碳淬火处理，该材料经过渗碳淬火处理后硬度为58～62HRC。④选z1=24，则z2=z1×i=24×5=121。6.2按齿根弯曲疲劳强度设计①由式(10-7)试算模数，即m②确定公式中的各参数值。试选KFt=1.3由式(10-5)计算弯曲疲劳强度用重合度系数Yε。Y计算YFa×YSa/[σF]由表10-5查得齿形系数Y查得应力修正系数Y由图10-20c查得小、大齿轮的σ_Flim分别为σFlim1应力循环次数N1=60njN2=由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数K综合各项条件选择弯曲疲劳安全系数为S=1.25，由式(10-14)得σσYY两者取较大值，所以Y③试算齿轮模数m1)调整齿轮模数①数据准备圆周速度νdv=齿宽bb=齿高h及齿宽比b/hh=b②计算实际载荷系数KF根据v=0.229m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.055查表10-3得齿间载荷分配系数KFα=1.2根据查表10-4得KHβ=1.388，结合b/h=6.401读图10-13，得KFβ=1.073。则载荷系数为K③由式(10-13)，按实际载荷系数算得的齿轮模数m=取m=3mm④计算分度圆直径d6.3按齿面接触疲劳强度设计1)由式(10-11)试算dd①确定公式中的各参数值试选KHt=1.3计算小齿轮传递的扭矩:T=9550由表10-8选取齿宽系数φd=0.6计算区域系数ZHZ由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8√MPa。由式(10-9)计算Zε。ααεZ计算接触疲劳许用应力[σH]由图10-21c查得小大齿轮的σ_Hlim分别为σ由式(10-15)计算应力循环次数：NN由图10-19查取接触疲劳系数K取失效概率为1%，安全系数S=1，由式(10-14)得[σH][σH]取[σH]的较小值来计算，即σ②试算小齿轮分度圆直径d2)调整小齿轮分度圆直径①数据准备。圆周速度νv=齿宽bb=②计算实际载荷系数KH。由表10-2查得使用系数KA=1根据v=0.25m/s、8级精度，由图10-8查得动载系数Kv=0.98齿轮的圆周力。FKA×Ft/b=1×5395.28/28.476=189N╱mm>100N╱mm查表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.2由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承悬臂布置时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.388由此，得到实际载荷系数K③由式(10-12)，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d④确定模数m=取m=3mm（满足弯曲疲劳强度）；为满足接触疲劳强度，算得d1=51.198mm。因此z1=d1/m=17.07取z1=24，则z2=i×z1=5×24=120取z2=121。6.4确定传动尺寸1)计算中心距a=2)计算小、大齿轮的分度圆直径dd3)计算齿宽b=考虑到不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽和节省材料，一般将小齿轮略为加宽取B1=50mmB2=45mm主要设计结论齿数z1=24，z2=121，模数m=3mm，压力角α=20°，中心距a=218mm，齿宽B1=50mm、B2=45mm开式Ⅰ小齿轮所受的圆周力（d5为开式Ⅰ小齿轮的分度圆直径）F开式Ⅰ小齿轮所受的径向力FF6.5计算齿轮传动其它几何尺寸①计算齿顶高、齿根高和全齿高hhh=②计算小、大齿轮的齿顶圆直径dd③计算小、大齿轮的齿根圆直径dd注：h1)齿轮参数和几何尺寸总结表6-1齿轮主要结构尺寸

7传动轴和传动轴承及联轴器的设计7.1输入轴设计计算1)对输入轴上的P1、n1和T1进行计算P1=1.46kW；n1=1400r/min；T1=9.96N•m2)初步确定轴的最小直径：初步选取轴的材料为40Cr进行调质处理，经过调质处理后该种材料的硬度为280HBW。通过查阅表格取A0=110，于是得d轴的最小直径会装键所以将轴径增大5%d轴的最小直径是d12，因为该处轴端要与联轴器进行配合，因此需要同时选取联轴器的型号。计算转矩Tca=KA×T1，通过查阅表格以及其他情况的考虑，取KA=1.3，则:T由于要满足Tca＜联轴器公称转矩，再者又考虑到选取的电机轴直径为24mm，最终经过查阅标准，联轴器确定选用LX1型。取d12=25mm，两者相配合的毂孔长度为52mm。3)轴的结构设计图图7-1高速轴示意图①因为要在该段轴上对联轴器进行轴向定位，所以取直径d23=30mm。因为L=52mm，想要确保挡圈完美的压在连轴器上，所以Ⅰ-Ⅱ段的长度应该比L短一些，因此取l12=50mm。4)分析到轴承会受到沿着轴的直径方向存在的力作用，为了满足装置可靠性选择使用深沟球轴承。综合情况考虑且d23=30mm，所以选择代号为6207，其尺寸为d×D×B=35×72×17mm，所以d34=d78=35mm。取挡油环宽度s1为12,则l由于轴承要用挡油环来进行轴向定位。由查阅取d45=42mm。5)由于齿轮直径较小，为了确保轮体的强度，所以决定做成齿轮轴。l56=55mm，d56=52mm6)为了方便轴承端盖拆装，所以要在其外端面和齿轮右端面留有一定间距，取l23=60mm7)取Δ=10mm，c=15mm，s=10mm，小b3=80mm，则ll就这样经过以上计算初步得到了各轴段的直径和长度。表7-1轴的直径和长度轴段1234567直径25303542524235长度506029100.555829计算高速级小齿轮所到受的圆周力F高速级小齿轮所受的径向力Fr1根据6207深沟球查手册得压力中心a=8.5mm第一段轴中点到轴承压力中心距离:l轴承压力中心到齿轮支点距离:l齿轮中点到轴承压力中心距离:l①计算轴的支反力水平支反力FF垂直支反力FF②计算轴的弯矩，并做弯矩图截面C处的水平弯矩M截面C处的垂直弯矩M分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c）截面C处的合成弯矩M③作合成弯矩图（图d）T=作转矩图（图e）图7-2高速轴受力及弯矩图8)按弯扭合成应力校核轴的强度通常只校核轴上承受最大弯矩和扭转的截面（即危险截面C左侧）的强度。必要时也对其他危险截面（扭矩较大且轴径较小的截面）进行强度校核。取α=0.6（单向传动），则有抗弯截面系数为W=0.1抗扭截面系数为W当量应力为σ这样轴的强度就可以满足对应的安全系数（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。7.2中间轴设计计算1)对中间轴上的P2、n2以及T2的计算P2=1.4kW；n2=321.84r/min；T2=41.54N•m2)初步确定轴的最小直径初步选取轴的材料为45（调质），该种材料的硬度为280HBW。通过查阅表格取A0=110，于是得d3)轴的结构设计图图7-3中间轴示意图4)选择d12和d56处对轴承进行配置，考虑到存在沿着轴的直径方向存在的力，所以决定使用深沟球轴承。总的考虑并且dmin=17.96mm，选择轴承代号为6207，所以最后确定d12=d56=35mm。5)选择用d45=38mm处装配大齿轮；用挡油环来承担右侧定位作用。已知b2=50mm，出于对装置的可靠性的考虑，设计带段轴的长度＜b2，所以取l45=48mm。左端打算依靠轴肩来进行定位，根据d45=38mm查表，知h=5mm，所以取d34=48mm为该处轴径。因为要满足轴环的宽度要大于等于1.4h，所以决定取l34=15mm。6)决定用挡油环对左边的轴承进行轴向定位。通过查阅手册得6207型h=1.5mm,因此，取d23=38。7)由于材料的不同以及出于经济原因的考虑，将小齿轮和轴分成两部分进行加工。已知b3=80mm，为了确保挡油环对齿轮定位的可靠性，取l23=78mm。8)取Δ=10mm，Δ2=12.5mm，c=15mm，s=10mm，则ll就这样经过以上计算初步得到了各轴段的直径和长度。表7-2轴的直径和长度轴段12345直径3538483835长度3978154841.5计算高速级大齿轮所受的圆周力F高速级大齿轮所受的径向力F低速级小齿轮所受的圆周力（d3为低速级小齿轮的分度圆直径）F低速级小齿轮所受的径向力F根据6207深沟球查手册得压力中心a=8.5mm轴承的压力中心与小齿轮中点距离:l小大齿轮中点间的距离:l高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离:l①计算轴的支反力水平支反力FF垂直支反力FF②计算轴的弯矩，并做弯矩图截面B处的水平弯矩MM截面C处的水平弯矩MM截面C处的垂直弯矩M截面B处的垂直弯矩M分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c）截面B处的合成弯矩M截面C处的合成弯矩M作合成弯矩图（图d）T=作转矩图（图e）图7-4中间轴受力及弯矩图9)按弯扭合成应力校核轴的强度通常只校核轴上承受最大弯矩和扭转的截面（即危险截面B左侧）的强度。必要时也对其他危险截面（扭矩较大且轴径较小的截面）进行强度校核。取α=0.6（单向传动），则有抗弯截面系数为W=0.1抗扭截面系数为W当量应力为σ这样进行的设计计算满足相应的安全系数（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。7.3输出轴设计计算1)对输出轴上P3、n3和T3进行计算P3=1.34kW；n3=99.95r/min；T3=128.03N•m2)初步确定轴的最小直径初步选取轴的材料为45（调质），在经过调制处理后材料的硬度可以达到280HBW。通过查阅表格取A0=110，于是得d考虑到轴的最小直径处要用于装配齿轮，要用到键连接，所以将轴径增大7%d故选取:d12=28mm3)轴的结构设计图图7-5低速轴示意图①取Ⅱ-Ⅲ段的轴径d23=33mm来满足齿轮的轴向定位。已知L=50mm，想要保证挡圈与齿轮的较好的定位关系而不影响到轴，所以Ⅰ-Ⅱ段应小于L，现取l12=48mm。（注：L为齿轮轮毂宽度）4)考虑到轴承会受到沿着轴的直径方向存在的力的作用，决定选用深沟球轴承。综合情况考虑且d23=33mm，选用代号为6207的轴承，故d34=d78=35mm。取挡油环宽度为22.5,则l由于轴承缺少轴向定位，所以决定用挡油环来进行，通过手册上查得它的标准的进行定位的轴肩的高度h=3.5mm，因此，取d67=42mm5)取直径d45=38mm用来配合齿轮；已知b4=75mm，为了确保挡油环对齿轮的定位的可靠性，故取l45=b4-2=73mm。齿轮的右端还缺少轴向的定位，所以决定设计一个轴肩，故取h=4mm，则所设计的轴肩处的直径d56=46mm，取l56=10mm。6)取轴承端盖厚度e=10，端盖垫片厚度Δt=2，为了便于轴承端盖装拆，保证轴承端盖的外端面与外接传动部件有一定距离，取K=24，螺钉C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚δ=8mm，则轴承座宽度为L=δl7)取Δ2=12.5mm，c=15mm，s=10mm，低速齿齿宽差一半为2.5mm,则ll通过进行以上计算可以得到各轴段的直径和长度。表7-3轴的直径和长度轴段1234567直径28333538464235长度486041.5731057.539.5低速级大齿轮所受的圆周力F低速级大齿轮所受的径向力F根据6207深沟球查手册得压力中心a=8.5mmlll①计算轴的支反力低速轴上外传动件压轴力Fq=3784.63N水平支反力FF垂直支反力FF②计算轴的弯矩，并做弯矩图截面C处的水平弯矩M截面B处的垂直弯矩M截面C处的垂直弯矩MM分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c）截面B处的合成弯矩M截面C处的合成弯矩M③作合成弯矩图（图d）T=作转矩图（图e）图7-6低速轴受力及弯矩图8)按弯扭合成应力校核轴的强度取α=0.6（单向传动），则有抗弯截面系数为W=0.1抗扭截面系数为W当量应力为σ经过这样的设计计算，轴的强度得到了保证，也满足了对应的安全系数。

8轴承的选择及校核计算8.1输入轴的轴承计算与校核表8-1轴承参数表轴承的选取一般根据载荷和速度来决定，对于该轴选用型号为6207的轴承，它的基本参数可以通过查表获得：Cr=25.5kN，C0r=15.2kN。（其中Cr代表的是额定动载荷，C0r代表的是额定静载荷）合成支反力的计算：FF查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0根据工况，查得载荷系数fd=1因为不受轴向力，所以Fa1=Fa2=0P1=fdP2=fd因P_1<P_2，故只需验算2轴承。轴承预期寿命为48000小时L轴承具有足够寿命。8.2中间轴的轴承计算与校核表8-2轴承参数表在综合分析载荷以及速度的分析，选择型号为：6207其基本参数查表得Cr=25.5kN，C0r=15.2kN。合成支反力的计算：FF查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0根据工况，查得载荷系数fd=1因为不受轴向力，所以Fa1=Fa2=0P1=fdP2=fd因P1≥P2，故只需验算1轴承。轴承预期寿命为48000小时L轴承具有足够寿命。8.3输出轴的轴承计算与校核表8-3轴承参数表轴承的选取一般根据载荷和速度来决定，对于该轴选择使用深沟球轴承。其型号为：6207，它的基本参数可以通过查表获得：Cr=25.5kN，C0r=15.2kN。合成支反力的计算：FF查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0根据工况，查得载荷系数fd=1因为不受轴向力，所以Fa1=Fa2=0P1=fdP2=fd因P1≥P2，因此只需要对1轴承进行验算即可。其预期寿命为48000小时L轴承具有足够寿命。

9键联接的选择及校核计算9.1输入轴键选择与校核(1)输入轴与联轴器键连接校核选用A型键，查表得b×h=8mm×7mm,键长40mm。键的工作长度l=L-b=32mm依据标准为GB/T1096-2003根据所用零件的材料，计算出许用挤压应力[σ]p=120MPa。（键连接）上述零件指联轴器，材料为45。键连接工作面的挤压应力σ9.2中间轴键选择与校核(1)中间轴与低速级小齿轮键连接校核选用A型键，查表得b×h=10mm×8mm,键长70mm。键的工作长度l=L-b=60mm依据标准为GB/T1096-2003根据所用零件的材料，计算出许用挤压应力[σ]p=120MPa。（键连接）上述零件指低速级小齿轮，材料为40Cr。键连接工作面的挤压应力σ(2)中间轴与高速级大齿轮键连接校核选用A型键，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T1096-2003）,键长36mm。键的工作长度l=L-b=26mm根据所用零件的材料，计算出许用挤压应力[σ]p=120MPa。（键连接）上述零件指高速级大齿轮，材料为45。键连接工作面的挤压应力σ9.3输出轴键选择与校核9.3.1输出轴与低速级大齿轮键连接校核选用A型键，查表得b×h=10mm×8mm,键长63mm。键的工作长度l=L-b=53mm依据标准为GB/T1096-2003根据所用零件的材料，计算出许用挤压应力[σ]p=120MPa。（键连接）上述零件指低速级大齿轮，材料为45。键连接工作面的挤压应力σ9.3.2输出轴与联轴器键连接校核选用A型键，查表得b×h=8mm×7mm,键长36mm。键的工作长度l=L-b=28mm依据标准为GB/T1096-2003根据所用零件的材料，计算出许用挤压应力为[σ]p=120MPa。（键连接）上述零件指联轴器，材料为45。键连接工作面的挤压应力σ

10联轴器的选择10.1输入轴上联轴器（1）计算载荷由表查得载荷系数K=1.3计算转矩Tc=K×T=1.3×9.96=12.95N•m（2）选择联轴器的型号根据以上计算决定选择LX1弹性柱销联轴器（GB/T5014-2017）使用在轴伸出端，其各项参数如下：Tn=250N•m，[n]=8500r/min，d1=24mm，L1=52mm。d2=25mm，L2=52mm，Y型轴孔。其中Tn为公称转矩；[n]为许用转速；d1为主动端孔直径；L为主动端轴孔长度；；为d2从动端孔直径；L2为从动端轴孔长度。Tc=12.95N•m<250N•mn=1400r/min<8500r/min10.2工作机轴上联轴器（1）计算载荷由表查得载荷系数K=1.3计算转矩Tc=K×T=1.3×568.51=739.06N•m（2）选择联轴器的型号根据以上计算决定选择LX3弹性柱销联轴器（GB/T5014-2017）使用在轴伸出端，其各项参数如下：Tn=1250N•m，[n]=4700r/min，d1=28mm，L1=62mm。d2=28mm，L2=62mm，Y型轴孔。Tc=739.06N•m<1250N•mn=20r/min<4700r/min

11减速器的润滑和密封11.1减速器的润滑11.1.1齿轮的润滑齿轮圆周速度v=对于我们比较常见的封闭式的齿轮传动来讲，它的工作时的转速决定了润滑方式。因为本次毕业设计中大齿轮的圆周速度v<12m/s，故而选用浸油润滑来保证系统完美运行，并且选用这种方式，由于零件转动，可以将润滑油带到箱体内壁，加强散热能力，润滑油也可以被带到齿轮各处。齿轮浸在润滑油或润滑脂中的深度通常来介于一个该齿轮的齿高到10mm之间，并且大的齿轮的齿顶与润滑油面的距离也要保证＜30mm，这样可以防止在齿轮运动时，将沉积在油底部的灰尘颗粒等物质带起，磨损齿面而影响齿轮寿命。暂取齿顶距箱体内底面距离为30mm,实际油面根据实际结构变化。由于大齿轮全齿高h=6.75mm<10mm，取浸油深度为10mm，则油的深度H为H=30+10=40mm根据上述内容通过查表决定使用牌号为L-CKC320的润滑油，其执行的标准为GB5903-2011，它的黏度的推荐值为288到352cSt之间。11.1.2轴承的润滑油润滑和脂润滑为两种比较常见的对轴承的润滑方式，当然也有特殊情况会使用固体润滑来润滑轴承。对于润滑方式的选择，一般是根据该轴的工作时的圆周速度来选取的。在本次设计中，根据轴上齿轮的圆周速度来看，选用脂润滑较为合适。在这种情况下，由于稀油会对油脂有一定的稀释作用，为了避免该情况发生，我们采用挡油环把轴承与箱内环境分隔开来，并且在轴承与箱体内壁之间设置一定的间隔距离。在本次对螺旋输送机传动装置设计中轴承与内壁距离设置为10mm，决定只用执行标准为GB/T7324-1987的通用锂基润滑脂。11.2减速器的密封由于齿轮的传动对环境要求较高，为了避免箱体外部的灰尘颗粒进入箱内影响齿轮寿命，同时也为了防止润滑油的外露，我们一般要在箱体与外界有接触的各个零件之间，就像箱体之间、端盖位置、排油注油位置等，加装各种各样的密封装置。一般橡胶垫用于没有相对运动的接触面；而对于存在相对运动的接触面就要考虑其运动速度等因素来布置合适的密封装置了。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间v<3m/s，输出轴与轴承盖间v<3m/s，故均采用半粗羊毛毡密封圈

12减速器附件及箱体主要结构尺寸12.1减