二级圆柱齿轮减速器毕业设计计算书

机械设计课程设计计算说明书——二级展开式圆柱齿轮减速器设计设计题目：带式输送机传动装置设计原始数据：牵引力F=2000N，带速v=1.5m/s，滚筒直径D=350mm工作条件：连续单向运转，载荷平稳，两班制，工作10年专业：机械设计制造及其自动化

目录TOC\o"1-2"\h\z\u第1章绪论 第1章绪论1.1设计任务与原始数据本设计为带式输送机传动装置中的二级展开式圆柱齿轮减速器设计。带式输送机是一种广泛应用于矿山、冶金、化工、建材等行业的连续输送设备，其传动装置通常由电动机、联轴器、减速器和工作机组成。减速器作为传动装置的核心部件，其设计质量直接影响整个系统的工作性能、可靠性和使用寿命。设计原始数据如下：项目符号数值单位输送带牵引力F2000N输送带速度v1.5m/s滚筒直径D350mm工作年限—10年工作制度—两班制（16h/天）—年工作日—300天载荷特性—平稳，单向连续运转—环境温度—0～40°C总工作小时数：L_h=10×300×16=48000h。1.2传动方案拟定根据工作要求和原始数据，本设计采用"电动机→弹性柱销联轴器→二级展开式圆柱齿轮减速器→弹性柱销联轴器→滚筒"的传动方案。方案选择理由如下：（1）二级圆柱齿轮减速器传动比范围为8～40，本设计总传动比约为11.7，处于合理范围内。与蜗杆减速器相比，齿轮减速器效率更高、寿命更长，适用于长期连续运转的场合。（2）展开式二级减速器结构简单、加工方便、成本较低，是应用最广泛的二级减速器形式。其缺点是齿轮相对于轴承不对称布置，轴的弯曲变形会导致载荷沿齿宽分布不均，因此设计时应适当增大轴的刚度并限制齿宽系数。（3）高速级和低速级均采用直齿圆柱齿轮。直齿轮制造简单、成本低、无轴向力，适用于圆周速度v<5m/s的场合。本设计高速级圆周速度约2.4m/s，低速级约1.3m/s，均满足直齿轮使用条件。（4）电动机与减速器之间、减速器与滚筒之间均采用弹性柱销联轴器，具有补偿两轴相对偏移和缓冲减振的能力，适用于正反转变化、启动频繁的场合。1.3设计依据与引用标准本设计严格遵循以下国家标准和机械设计规范：GB/T10095.1~2—2008圆柱齿轮精度制GB/T3480.1~5—2019直齿轮和斜齿轮承载能力计算GB/T276—2013滚动轴承深沟球轴承外形尺寸GB/T1096—2003普通型平键GB/T5014—2017弹性柱销联轴器GB/T13871.1—2007旋转轴唇形密封圈GB/T5903—2011工业闭式齿轮油GB/T9439—2010灰铸铁件GB/T699—2015优质碳素结构钢GB/T3077—2015合金结构钢GB/T2828.1—2012计数抽样检验程序JB/T8853—2001圆柱齿轮减速器

第2章电动机选择与运动参数计算2.1工作机所需功率计算滚筒轴所需功率由输送带牵引力和带速确定，计算公式为：P代入数值：P_w=2000×1.5/1000=3.000kW。滚筒转速计算公式为：n代入数值：n_w=60000×1.5/(π×350)=81.85r/min。2.2传动装置总效率传动装置的总效率为各组成部分效率的乘积。传动路线为：电动机→弹性柱销联轴器→高速轴（一对滚动轴承）→高速级齿轮→中间轴（一对滚动轴承）→低速级齿轮→低速轴（一对滚动轴承）→弹性柱销联轴器→滚筒。各部分效率取值如下：传动件符号效率值依据弹性柱销联轴器η_c0.99机械设计手册滚动轴承（每对，稀油润滑）η_b0.99GB/T276闭式圆柱齿轮传动（8级精度）η_g0.97GB/T3480滚筒（含轴承）η_d0.96经验值总效率计算公式为：η=代入数值：η=0.99×0.99³×0.97²×0.99×0.96=0.8590。2.3电动机选择电动机所需工作功率为：P代入数值：P_d=3.000/0.8590=3.492kW。选择Y系列三相异步电动机。考虑到电动机额定功率应大于所需功率，且要有一定的过载能力，初选Y132M-6型电动机，其主要参数如下：参数数值型号Y132M-6额定功率P_ed4.0kW满载转速n_m960r/min同步转速1000r/min额定转矩39.8N·m最大转矩/额定转矩2.0电动机轴径38mm防护等级IP44电动机额定功率4.0kW>所需功率3.49kW，满足要求，且有14.5%的功率裕度。2.4总传动比计算与分配传动装置总传动比为电动机满载转速与滚筒转速之比：i代入数值：i_Σ=960/81.85=11.729。二级展开式圆柱齿轮减速器的传动比分配原则：为使两级大齿轮浸油深度大致相近，高速级传动比i₁应大于低速级传动比i₂，通常取i₁=(1.2～1.3)i₂。本设计取i₁/i₂=1.25。由i₁·i₂=i_Σ和i₁=1.25i₂，解得：ii验算：i₁·i₂=3.829×3.063=11.729≈i_Σ=11.729。2.5各轴运动与动力参数计算从电动机轴开始，依次计算各轴的转速、功率和转矩。计算中考虑各传动环节的效率损失。（1）转速计算：n（2）功率计算：P（3）转矩计算（T=9550P/n）：T各轴运动与动力参数汇总如下表：轴名转速n(r/min)功率P(kW)转矩T(N·m)传动比电动机轴960.004.00039.79—I轴（高速轴）960.003.96039.393.829II轴（中间轴）250.723.803144.853.063III轴（低速轴）81.853.652426.08—滚筒轴81.853.615421.82—实际输出转速为81.85r/min，与目标滚筒转速81.85r/min的偏差为0.00%，在允许的±5%范围内，满足设计要求。

第3章高速级齿轮传动设计3.1材料选择与热处理高速级齿轮传动转速较高（小齿轮n=960r/min），要求齿面具有较高的硬度和耐磨性，同时齿芯应有足够的韧性。根据载荷平稳、长期连续运转的工作条件，选择如下材料及热处理方式：齿轮材料热处理硬度强度极限σ_b(MPa)小齿轮40Cr调质处理255～286HBW（取280）750大齿轮45钢调质处理217～255HBW（取240）650小齿轮采用40Cr合金结构钢，经调质处理后具有良好的综合力学性能；大齿轮采用45优质碳素结构钢调质处理。小齿轮硬度比大齿轮高约40HBW，有利于提高抗胶合能力和使两齿轮寿命接近。齿轮精度等级选为8级（GB/T10095），适用于圆周速度v≤5m/s的闭式传动。3.2许用应力计算（1）应力循环次数。齿轮在设计寿命期内的应力循环次数按下式计算：NN（2）寿命系数。对于调质钢，接触疲劳寿命基数N₀=10⁷，当N>N₀时取Z_N=1；弯曲疲劳寿命基数N₀=3×10⁶，当N>N₀时取Y_N=1。本设计中N₁、N₂均大于基数，故：Z（3）许用接触应力。按GB/T3480，取最小安全系数S_Hmin=1.1（一般可靠度），许用接触应力为：σσ取较小值：[σ_H]=min(527.3,500.0)=500.0MPa。（4）许用弯曲应力。取最小安全系数S_Fmin=1.4：σσ3.3按齿面接触疲劳强度初算对于闭式软齿面齿轮传动，主要失效形式为齿面点蚀，因此按齿面接触疲劳强度进行设计计算。直齿圆柱齿轮接触强度设计公式为：d式中各参数选取如下：①工况系数K_A=1.25（载荷平稳，电动机驱动，轻微冲击）；②动载系数K_v=1.12（8级精度，初估v<5m/s）；③齿向载荷分布系数K_Hβ=1.10（软齿面，对称布置，φ_d=1.0）；④齿间载荷分配系数K_Hα=1.0；⑤载荷系数K_H=K_A·K_v·K_Hβ·K_Hα=1.25×1.12×1.10×1.0=1.540；⑥齿数比u=i₁=3.833；⑦齿宽系数φ_d=1.0（软齿面，推荐0.8～1.2）；⑧弹性系数Z_E=189.8√MPa（钢-钢配对）；⑨节点区域系数Z_H=2.5（标准直齿轮，α=20°）；⑩重合度系数Z_ε=0.88（初估ε_α=1.75）。小齿轮转矩T₁=39.39N·m=39394N·mm。代入公式得：d计算得d₁min≈47.4mm。3.4齿轮主要参数与几何尺寸（1）齿数选择。取小齿轮齿数z₁=24（避免根切，z_min=17），则大齿轮齿数：z实际齿数比u=z₂/z₁=92/24=3.833。（2）模数确定。由m=d₁/z₁=47.4/24=1.975mm，按GB/T1357标准模数系列取m=2mm。（3）主要几何尺寸计算：参数计算公式小齿轮大齿轮分度圆直径d=mzd₁=2×24=48mmd₂=2×92=184mm齿顶高h_a=m2mm2mm齿根高h_f=1.25m2.5mm2.5mm齿全高h=2.25m4.5mm4.5mm齿顶圆直径d_a=d+2h_ad_a1=52mmd_a2=188mm齿根圆直径d_f=d-2h_fd_f1=43mmd_f2=179mm中心距a=(d₁+d₂)/2(48+184)/2=116.0mm齿宽b=φ_d·d₁b₁=53mmb₂=48mm圆周速度v=πd₁n₁/60000v=2.41m/s圆周速度v=2.41m/s<5m/s，8级精度适用。修正动载系数K_v=1.05（v<3m/s），修正后K_H=1.25×1.05×1.10×1.0=1.444。小齿轮齿宽比大齿轮宽5mm（b₁=b₂+5），以补偿安装轴向误差。3.5齿面接触疲劳强度校核校核公式为：σ重合度计算：εZ圆周力F_t=2T₁/d₁=2×39390/48=1641.4N。修正后K_H=1.415。代入校核公式：σσ_H=467.2MPa<[σ_H]=500.0MPa，接触疲劳强度满足要求，安全裕度为(500-467.2)/500×100%=6.6%。3.6齿根弯曲疲劳强度校核弯曲疲劳强度校核公式为：σ齿形系数Y_Fa和应力修正系数Y_Sa按齿数查GB/T3480：齿轮齿数z齿形系数Y_Fa应力修正系数Y_Sa小齿轮242.651.58大齿轮922.181.79弯曲重合度系数Y_ε=0.25+0.75/ε_α=0.25+0.75/1.712=0.688。弯曲载荷系数K_F=K_A·K_v·K_Fβ·K_Fα=1.25×1.05×1.10×1.0=1.444（K_Fβ=K_Hβ=1.10）。小齿轮齿根弯曲应力：σ大齿轮齿根弯曲应力：σσ_F1=69.7MPa<[σ_F1]=314.3MPa；σ_F2=65.0MPa<[σ_F2]=285.7MPa。弯曲疲劳强度均满足要求，且有较大安全裕度。3.7齿轮结构设计高速级小齿轮d_a1=52mm，齿根圆直径d_f1=43mm。由于齿根圆直径与轴径相差不大（d_f1/d轴≈1.5），且小齿轮直径较小，为保证齿轮与轴的连接强度和刚度，将小齿轮与轴制成一体，即齿轮轴结构。齿轮轴材料为40Cr，整体调质处理。高速级大齿轮d_a2=188mm，d_f2=179mm，齿宽b₂=48mm。采用腹板式结构，轮毂直径d_hub=1.6d轴=1.6×40=64mm，轮毂长L_hub=1.2d轴=48mm（取与齿宽相等），腹板厚δ_web=8mm，腹板上开4个φ25mm减重孔。大齿轮内孔与中间轴采用过盈配合+平键连接。

第4章低速级齿轮传动设计4.1材料选择与许用应力低速级齿轮传动转速较低（小齿轮n=250.7r/min），但传递转矩较大。材料选择与高速级相同：小齿轮40Cr调质（280HBW），大齿轮45钢调质（240HBW），8级精度。应力循环次数：NN₁、N₂均大于接触和弯曲疲劳寿命基数，故Z_N1=Z_N2=1.0，Y_N1=Y_N2=1.0。许用应力与高速级相同：σ取[σ_H]=500.0MPa。4.2按接触强度初算与参数确定低速级小齿轮转矩T₁=144.85N·m=144848N·mm。齿数比u=i₂=3.063。载荷系数K_H=K_A·K_v·K_Hβ·K_Hα=1.25×1.08×1.10×1.0=1.485（初估v<3m/s，K_v=1.08）。代入接触强度设计公式：d取小齿轮齿数z₁=24，则模数m=d₁/z₁=73.6/24=3.07mm。按标准模数系列，m=3mm略小于计算值，为保证强度裕度并考虑低速级载荷较大，取标准模数m=4mm（GB/T1357第二系列中3.5mm亦可，但4mm具有更大的强度裕度且为第一系列标准值）。大齿轮齿数z₂=round(z₁·u)=round(24×3.063)=74，实际齿数比u=74/24=3.083。低速级齿轮主要几何尺寸：参数小齿轮大齿轮模数m4mm4mm齿数z2474分度圆直径dd₁=4×24=96mmd₂=4×74=296mm齿顶圆直径d_ad_a1=104mmd_a2=304mm齿根圆直径d_fd_f1=86mmd_f2=286mm齿全高h9mm9mm中心距a(96+296)/2=196.0mm齿宽bb₁=101mmb₂=96mm圆周速度vv=π×96×250.72/60000=1.26m/s圆周速度v=1.26m/s，8级精度适用。实际总传动比i=(92/24)×(74/24)=3.833×3.083=11.8194，实际输出转速n=960/11.8194=81.22r/min，与目标转速81.85r/min的偏差为-0.77%，在允许范围内。4.3接触与弯曲强度校核（1）接触强度校核。重合度ε_α=1.88-3.2×(1/24+1/74)=1.703，Z_ε=√((4-1.703)/3)=0.875。圆周力F_t=2T₁/d₁=2×144850/96=3017.7N。修正后K_H=1.396。σσ_H=323.0MPa<[σ_H]=500.0MPa，接触强度满足要求。（2）弯曲强度校核。Y_Fa1=2.65,Y_Sa1=1.58,Y_Fa2=2.16,Y_Sa2=1.80,Y_ε=0.25+0.75/1.703=0.690,K_F=1.396。σσσ_F1=31.7MPa<[σ_F1]=314.3MPa；σ_F2=29.4MPa<[σ_F2]=285.7MPa。弯曲强度满足要求。4.4齿轮结构设计低速级小齿轮d_a1=104mm，d_f1=86mm，齿宽b₁=101mm。采用实心式结构（d_a≤150mm时推荐实心式），内孔直径与中间轴配合段直径一致，轮毂长L=1.2d轴=54mm（不小于齿宽的1.2倍），通过平键与轴连接。低速级大齿轮d_a2=304mm，d_f2=286mm，齿宽b₂=96mm。采用腹板式结构，轮毂直径d_hub=1.6×55=88mm，轮毂长L_hub=1.2×55=66mm（取与齿宽相近的95mm以增强连接刚度），腹板厚δ_web=10mm，腹板上均匀分布4个φ30mm减重孔。大齿轮内孔与低速轴采用过盈配合（H7/r6）+平键连接，以传递较大转矩。

第5章轴的设计计算轴是减速器中最重要的零件之一，其作用是支撑齿轮并传递运动和动力。本设计三根轴均采用45钢调质处理，σ_b=650MPa，σ_s=360MPa，[σ_-1b]=60MPa（许用弯曲应力）。轴的设计按"初步估算→结构设计→强度校核"的步骤进行。5.1高速轴设计（1）初步估算轴径。按扭转强度估算轴的最小直径，公式为：d式中C=110（45钢调质），P₁=3.960kW，n₁=960r/min。代入得d_min=110×∛(3.96/960)=17.6mm。考虑外伸端有键槽，轴径增大5%，得18.5mm。取外伸端直径d=24mm（与联轴器孔径匹配）。（2）结构设计。高速轴为齿轮轴结构（小齿轮与轴一体），从左到右各段直径和长度如下：段号位置直径d(mm)长度L(mm)说明1外伸端（联轴器）2450装HL3联轴器，平键8×7×402密封段2820唇形密封圈FB24×40×7，轴承盖3左轴承3016深沟球轴承62064齿轮段3552高速级小齿轮（齿轮轴），齿宽535右轴承3016深沟球轴承6206轴承跨距L=16/2+52+10+16/2=78mm，齿轮位于跨距中央（对称布置）。（3）受力分析。高速级小齿轮受力：F齿轮位于跨距中央，两支承反力相等：R齿轮处弯矩：MM=√(M_v²+M_h²)=（4）强度校核。按弯扭合成强度校核，扭矩为脉动循环（正反转启动时取α=0.6），当量弯矩：M危险截面为齿轮处（d=35mm），抗弯截面系数W=0.1d³=0.1×35³=4287.5mm³，当量弯曲应力：σσ_e=9.67MPa<[σ_-1b]=60MPa，高速轴强度满足要求，安全裕度很大。5.2中间轴设计（1）初步估算轴径。d_min=110×∛(P_II/n_II)=110×∛(3.80/250.7)=27.2mm，有键槽增大5%得28.6mm。取轴承处轴径d=35mm。（2）结构设计。中间轴上安装两个齿轮，从左到右各段：段号位置直径d(mm)长度L(mm)说明1左轴承3518深沟球轴承62072高速级大齿轮4050齿轮轮毂，平键12×8×403间隔套4515两齿轮间定位4低速级小齿轮45100齿轮轮毂，平键14×9×805右轴承3518深沟球轴承6207轴承跨距L=18/2+50+15+100+18/2=183mm。高速级大齿轮中点距左轴承34mm，低速级小齿轮中点距左轴承124mm、距右轴承59mm。（3）受力分析。中间轴上两个齿轮的作用力方向相反（高速级大齿轮为从动轮，低速级小齿轮为主动轮）。作用力高速级大齿轮低速级小齿轮圆周力F_t(N)1641.43017.7径向力F_r(N)597.41098.3距左轴承距离(mm)34124由静力学平衡求得支承反力（垂直面Ft方向，水平面Fr方向）：R左轴承合成支反力R_A=386.9N，右轴承合成支反力R_B=1851.5N。危险截面为低速级小齿轮处（弯矩最大），合成弯矩：M（4）强度校核。危险截面轴径d=45mm，W=0.1×45³=9112.5mm³。当量弯矩：Mσ中间轴强度满足要求。5.3低速轴设计（1）初步估算轴径。d_min=110×∛(P_III/n_III)=110×∛(3.65/81.85)=39.0mm，有键槽增大5%得41.0mm。取外伸端直径d=42mm（与联轴器匹配）。（2）结构设计。低速轴从左到右各段：段号位置直径d(mm)长度L(mm)说明1外伸端（联轴器）4280装HL4联轴器，平键12×8×702密封段4820唇形密封圈FB42×62×83左轴承5020深沟球轴承62104齿轮段5595低速级大齿轮，平键16×10×805右轴承5020深沟球轴承6210轴承跨距L=20/2+95+10+20/2=125mm，齿轮位于跨距中央。（3）受力分析。低速级大齿轮受力：F齿轮位于跨距中央，两支承反力相等：R齿轮处合成弯矩：M=√((F_t·L/4)²+(F_r·L/4)²)=100354N·mm（4）强度校核。危险截面为齿轮处（d=55mm），W=0.1×55³=16637.5mm³。当量弯矩：Mσ低速轴强度满足要求。三根轴的强度校核结果汇总：轴名危险截面直径(mm)当量弯矩(N·mm)当量应力(MPa)许用应力(MPa)结论高速轴35414599.6760满足中间轴4513959115.3260满足低速轴5527463816.5160满足

第6章滚动轴承选择与寿命计算三根轴均采用深沟球轴承（GB/T276），适用于主要承受径向载荷的场合。轴承采用稀油润滑（齿轮飞溅润滑），正常工作温度≤80°C。轴承寿命计算公式为：L式中：C_r为基本额定动载荷(N)，P为当量动载荷(N)，ε为寿命指数（球轴承ε=3），n为轴承转速(r/min)。当量动载荷P=f_p·R，其中f_p=1.2为载荷系数（平稳载荷，轻微冲击）。（一）高速轴轴承。型号6206，d=30mm，D=62mm，B=16mm，C_r=19500N。P=1.2×873.4=1048.0N要求寿命L_h≥48000h，实际寿命111824h，裕度2.33倍，满足要求。（二）中间轴轴承。型号6207，d=35mm，D=72mm，B=17mm，C_r=25500N。P=1.2×1851.5=2221.7N要求寿命L_h≥48000h，实际寿命100506h，裕度2.09倍，满足要求。（三）低速轴轴承。型号6210，d=50mm，D=90mm，B=20mm，C_r=35000N。P=1.2×1605.7=1926.8N要求寿命L_h≥48000h，实际寿命1220444h，裕度25.43倍，满足要求。轴承寿命校核结果汇总：轴名轴承型号C_r(N)最大支反力(N)当量动载荷(N)计算寿命(h)要求寿命(h)结论高速轴620619500873104811182448000满足中间轴6207255001851222210050748000满足低速轴62103500016061927122046148000满足

第7章键连接设计与校核轴与齿轮、联轴器之间均采用普通平键连接（GB/T1096），键材料为45钢。校核条件为工作面的挤压强度，公式为：σ式中：T为传递转矩(N·mm)，d为轴径(mm)，k为键与轮毂接触高度(k≈h/2，mm)，l为键的工作长度(l=L-b，mm)，[σ_p]=100MPa（静载，钢-钢配合）。各键连接的选择与校核结果如下：连接部位轴径d(mm)键规格b×h×L工作长度l(mm)传递转矩T(N·m)挤压应力σ_p(MPa)结论I轴-联轴器248×7×403239.429.3通过I轴-齿轮（齿轮轴）3510×8×453539.416.1通过II轴-高速级大齿轮4012×8×4028144.964.7通过II轴-低速级小齿轮4514×9×8066144.921.7通过III轴-大齿轮5516×10×8064426.148.4通过III轴-联轴器4212×8×7058426.187.5通过所有键连接的挤压应力均小于许用值[σ_p]=100MPa，满足强度要求。其中III轴-联轴器处σ_p=87.5MPa，安全裕度较小，设计时可适当增大键长或采用花键连接，但当前设计仍在允许范围内。

第8章联轴器选择高速端（电动机与减速器之间）和低速端（减速器与滚筒之间）均采用弹性柱销联轴器（GB/T5014），具有补偿两轴相对偏移、缓冲减振的能力。计算转矩公式为：T式中K_A为工况系数，取K_A=1.5（载荷平稳，每天工作16h，有轻微启动冲击）。（1）高速端联轴器。I轴转矩T_I=39.4N·m，计算转矩T_ca=1.5×39.4=59.1N·m。选HL3型弹性柱销联轴器，公称转矩T_n=1250N·m，许用转速[n]=4700r/min，轴孔直径范围20～42mm。主动端（电动机轴）轴孔d=38mm（Y型，长圆柱形），从动端（I轴）轴孔d=24mm（J型，短圆柱形）。T_n=1250N·m>T_ca=59.1N·m，[n]=4700>n=960r/min，满足要求。（2）低速端联轴器。III轴转矩T_III=426.1N·m，计算转矩T_ca=1.5×426.1=639.1N·m。选HL4型弹性柱销联轴器，公称转矩T_n=2000N·m，许用转速[n]=3800r/min，轴孔直径范围25～55mm。主动端（III轴）轴孔d=42mm，从动端（滚筒轴）轴孔d=45mm。T_n=2000N·m>T_ca=639.1N·m，满足要求。项目高速端低速端联轴器型号HL3HL4公称转矩T_n(N·m)12502000计算转矩T_ca(N·m)59.1639.1许用转速(r/min)47003800实际转速(r/min)96081.9主动端轴孔(mm)38（电动机）42（III轴）从动端轴孔(mm)24（I轴）45（滚筒轴）

第9章减速器箱体结构设计箱体是减速器的基础零件，用于支撑和固定轴系部件、保证传动件的正确啮合、储存润滑油、以及防护内部零件免受外界环境影响。本设计箱体采用剖分式结构，由箱座和箱盖组成，材料为HT200灰铸铁（GB/T9439），具有良好的铸造性能、减振性和切削加工性。9.1箱体主要结构尺寸箱体结构尺寸按经验公式确定，以低速级中心距a=196mm为基准：结构参数计算公式计算值取值箱座壁厚δ0.025a+1≥80.025×196+1=5.98mm箱盖壁厚δ₁0.02a+1≥80.02×196+1=4.98mm箱座凸缘厚b1.5δ12.012mm箱盖凸缘厚b₁1.5δ₁12.012mm底座凸缘厚B₀2.5δ20.020mm轴承旁螺栓d₁0.4δ+12≥M1215.2M16箱盖座连接螺栓d₂0.3δ+10≥M1012.4M12轴承端盖螺栓d₃0.2δ+8≥M89.6M10检查孔盖螺钉d₄0.2δ+6≥M67.6M8定位销直径d0.7d₂8.7φ9mm启盖螺钉直径d₂—M12齿轮顶圆-内壁Δ₁≥1.2δ9.615mm齿轮端面-内壁Δ₂≥δ8.010mm9.2箱体刚度与结构要点（1）轴承座刚度。轴承座处设有加强筋，以提高轴承座的刚度，减少轴承受载后的变形。轴承座孔两端面应与箱体剖分面垂直，轴承座孔的圆柱度和同轴度直接影响轴承的运转精度。（2）剖分面设计。箱座与箱盖的剖分面通过两个圆锥销定位，由6个M12螺栓连接。剖分面应经过精铣加工，表面粗糙度Ra≤3.2μm，以保证密封性能。剖分面处不使用垫片，仅涂密封胶。（3）底座与安装。底座设有4个安装孔，用地脚螺栓固定在基础上。底座凸缘厚度20mm，保证足够的连接刚度。箱体中心高取210mm，确保低速级大齿轮有足够的浸油深度。（4）箱座油池。箱座底部设有油池，储油量约2.0L。油池深度应保证大齿轮齿顶到油池底面的距离不小于30～50mm，防止搅起油泥沉淀。放油孔设在油池最低处，便于换油时排尽污油。9.3箱体加工工艺性（1）铸造工艺。箱体采用砂型铸造，铸件壁厚均匀（δ=8mm），避免壁厚突变。铸件转角处均采用R3～R5圆角过渡，防止应力集中和铸造缺陷。箱体上设有必要的拔模斜度（1:20～1:10）。（2）时效处理。铸件粗加工前应进行人工时效处理（加热至530～560°C，保温4～6h后随炉冷却），以消除铸造内应力，防止加工后变形。（3）加工基准。以剖分面为主要加工基准，先铣剖分面，再以剖分面定位镗轴承座孔。轴承座孔应在一次安装中镗出，以保证同轴度。轴承座孔端面应与孔轴线垂直。（4）装配工艺。箱体采用剖分式结构，便于轴系部件的装配和拆卸。装配顺序：先将轴系部件（轴+齿轮+轴承）装入箱座，再盖箱盖，打入定位销，拧紧连接螺栓，最后安装轴承端盖、联轴器和附件。

第10章润滑、密封与热平衡计算10.1润滑方式选择高速级齿轮圆周速度v₁=2.41m/s，低速级v₂=1.26m/s，最大圆周速度v_max=2.41m/s<12m/s。根据齿轮传动润滑方式选择原则，当齿轮圆周速度v<12m/s时，采用浸油润滑（油浴润滑）方式。浸油润滑通过低速级大齿轮转动时将润滑油带入啮合区，同时飞溅到箱壁和轴承上进行润滑和冷却。为保证两级齿轮均能得到充分润滑，低速级大齿轮的浸油深度取1～2个齿高（约15mm），高速级大齿轮通过飞溅的油雾润滑。10.2润滑油选择与用量根据齿轮传动的工作条件（中等载荷、中低速、长期连续运转），选用L-CKC220工业闭式齿轮油（GB/T5903），其主要性能指标如下：性能指标数值说明40°C运动粘度198～242mm²/s中粘度等级，适用于中低速重载粘度指数≥90温度稳定性好倾点≤-12°C适应环境温度0～40°C闪点（开口）≥200°C安全性好极压抗磨性通过FZG≥11级满足齿面抗胶合要求用油量估算：按每传递1kW功率需油量0.35～0.7L计算，取0.5L/kW，则总需油量q=0.5×4.0=2.0L。实际油池储油量应略大于此值，取油池有效容积约2.5L，以保证油面稳定和冷却效果。10.3密封装置设计减速器的密封包括外伸轴密封和箱体剖分面密封两部分。（1）外伸轴密封。高速轴和低速轴的外伸端均采用唇形密封圈（GB/T13871.1），适用于轴表面线速度v≤15m/s的旋转轴密封。唇形密封圈由橡胶密封圈和金属骨架组成，具有密封可靠、安装方便、寿命长的优点。轴轴径(mm)密封圈型号尺寸(内径×外径×宽度)高速轴（I轴）24FB型唇形密封圈24×40×7mm低速轴（III轴）42FB型唇形密封圈42×62×8mm密封圈安装在轴承端盖的密封孔中，唇口朝向箱内，防止润滑油外泄。密封圈与轴之间形成弹性接触，轴表面粗糙度Ra≤1.6μm，硬度≥40HRC（可表面淬火或镀铬），以延长密封圈寿命。（2）箱体剖分面密封。箱座与箱盖的剖分面不使用垫片，仅在装配时涂以液态密封胶（如厌氧胶或硅酮密封胶），以保证密封性能。轴承端盖与箱体之间采用纸垫密封。窥视孔盖、放油螺塞等处均设有密封垫圈。10.4热平衡计算减速器在长期连续运转中，由于齿轮啮合、轴承摩擦、搅油阻力等产生的功率损耗转化为热量，使油温升高。当发热量与散热量达到平衡时，油温稳定在某一数值。热平衡计算的目的是验算油温是否在允许范围内。（1）损耗功率计算。减速器的损耗功率为输入功率与输出功率之差：P（2）散热面积计算。箱体散热面积按箱体外表面面积估算（扣除与基础接触的底面）。箱体外形尺寸约为：宽192mm×高470mm×深296mm，有效散热面积：A≈2×(W·H+W·D+H·D)×0.85=0.488m²式中0.85为有效散热系数（考虑箱体上有凸缘、加强筋等非散热表面，以及部分表面被遮挡）。为增强散热效果，在箱座外壁设置散热片，可使有效散热面积增加约30%，实际有效散热面积A≈0.65m²。（3）热平衡方程。达到热平衡时，损耗功率全部通过箱体表面散出：P式中α_t为表面传热系数，取α_t=15W/(m²·°C)（通风良好，有散热片）；t_air为环境温度，取20°C。平衡油温为：t工业齿轮油的允许最高工作温度为90～100°C，通常控制油温不超过80°C。本设计平衡油温t_oil≈77.8°C<80°C，满足热平衡要求。温升Δt=77.8-20=57.8°C<60°C（允许最大温升），合格。若在夏季高温环境（环境温度达40°C）下连续工作，平衡油温将达到97.8°C，超过允许值。此时应采取以下措施之一：①在箱座外壁增加散热片面积（增大散热面积至0.9m²以上）；②采用风扇强制冷却（在高速轴外伸端安装风扇）；③采用循环油润滑冷却系统。本设计建议在箱座外壁增设散热片，以确保高温环境下的安全运行。

第11章减速器附件设计为保证减速器的正常工作、便于安装、维护和检修，减速器上需设置一系列附件。本设计包括以下附件：11.1窥视孔及窥视孔盖窥视孔设在箱盖顶部，用于观察齿轮啮合情况、检查齿面接触斑点和磨损情况，同时可作为注油口。窥视孔尺寸应便于观察和操作，取长×宽=100×80mm。窥视孔盖用4个M8螺钉固定在箱盖上，盖与箱体之间设纸垫密封。窥视孔盖材料为Q235钢板，厚度3mm。11.2通气器通气器安装在箱盖顶部窥视孔盖上，用于使减速器内外气压平衡，防止因运转时箱内温度升高、气压增大而导致润滑油从密封处渗漏。选用M18×1.5通气器（标准件），通气孔内设有迷宫式通道，既保证通气又防止灰尘进入。通气器材料为Q235钢，表面发黑处理。11.3油标（油面指示器）油标安装在箱座侧壁，用于指示油池内的油面高度，保证润滑油量适当。选用圆形油标（M16×1.5），安装在油面稳定的位置，油标中心与最低油面齐平。油标采用透明有机玻璃制成，便于观察油位。油标与箱体之间设O形密封圈。11.4放油螺塞放油螺塞设在箱座底部最低处，用于换油时排放污油和清洗油池。选用M18×1.5外六角螺塞，螺塞与箱体之间设封油垫圈（铝垫圈或耐油橡胶垫圈）。放油孔位置应保证油池内的油能完全排尽，孔口略低于油池底面。11.5起吊装置为便于减速器的搬运和安装，在箱盖上设置两个吊环螺钉（M12），用于吊运箱盖；在箱座两侧设置吊钩（与箱座一体铸出），用于吊运整个减速器。吊环螺钉按标准GB/T825选用，额定起重量满足减速器总重（约25kg）的要求。吊钩的尺寸按铸造工艺和起重量确定，钩部圆角R≥5mm。11.6定位销在箱座与箱盖的连接凸缘上，沿对角线位置安装两个圆锥销（GB/T117，φ9×40mm），用于保证箱座与箱盖的轴承座孔在装配和加工时的位置精度。定位销应在轴承座孔镗削之前装入，以确保镗孔时箱座和箱盖的相对位置固定。圆锥销的锥度为1:50，装配时涂润滑油打入。11.7启盖螺钉在箱盖凸缘上设置1～2个启盖螺钉（M12），用于拆卸箱盖时顶起箱盖。启盖螺钉的螺纹长度应大于箱盖凸缘厚度，螺钉端部为圆柱形或半球形，以免顶坏剖分面。启盖螺钉与箱盖凸缘上的螺纹孔配合，不使用时拧入或取下。减速器附件汇总：附件名称规格/型号数量安装位置材料窥视孔盖100×80×3mm1箱盖顶部Q235通气器M18×1.51窥视孔盖上Q235油标M16×1.5圆形1箱座侧壁有机玻璃放油螺塞M18×1.51箱座底部Q235吊环螺钉M12(GB/T825)2箱盖顶部Q235定位销φ9×40(GB/T117)2箱盖座凸缘对角线45钢启盖螺钉M122箱盖凸缘Q235

第12章设计结果验证与总结12.1主要设计参数汇总本设计二级展开式圆柱齿轮减速器的主要设计参数汇总如下：项目高速级低速级传动比i3.83333.0833模数m(mm)24齿数z₁/z₂24/9224/74分度圆直径d₁/d₂(mm)48/18496/296中心距a(mm)116.0196.0齿宽b₁/b₂(mm)53/48101/96圆周速度v(m/s)2.411.26精度等级8级(GB/T10095)8级(GB/T10095)小齿轮材料40Cr调质(280HBW)40Cr调质(280HBW)大齿轮材料45钢调质(240HBW)45钢调质(240HBW)项目高速轴(I)中间轴(II)低速轴(III)转速n(r/min)960.00250.7281.85功率P(kW)3.9603.8033.652转矩T(N·m)39.39144.85426.08轴材料45钢调质45钢调质45钢调质轴承型号620662076210轴承寿命(h)1118241005071220461当量应力(MPa)9.6715.3216.5112.2设计结果验证对本设计的各项计算结果进行系统验证，确保设计的安全性和可靠性：（1）传动比验证。实际总传动比i=(92/24)×(74/24)=3.833×3.083=11.819，理论总传动比i_Σ=960/81.85=11.729。传动比误差=(11.819-11.729)/11.729×100%=0.77%<5%（允许误差），输出转速81.22r/min与目标81.85r/min偏差-0.77%，满足带式输送机的转速要求。（2）齿轮强度验证。高速级：σ_H=467.2MPa