毕业设计（论文）浓缩机设计（含完整CAD图纸）.doc

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1、全套CAD图纸，加1538937061 概论浓缩设备在选矿厂一般用于过滤之前的精矿浓缩或尾矿脱水，还可广泛用于煤炭、化工、建材以及水源和污水处理等工业中含固料浆液的浓缩和净化。浓缩机主要由圆形浓缩池和耙式刮泥机两大部分组成，浓缩池里悬浮于矿浆中的固体颗粒在重力作用下沉降，上部则成为澄清水，使固液得以分离，沉积于浓缩池底部的矿泥由耙式刮泥机连续地刮集到池底中心排矿口排出，而澄清水则由浓缩池上沿溢出。耙式浓缩机通常可分为中心传动式和周边传动式两大类，构造大致相同，都是由池体、耙架、传动装置、给料装置、排料装置、安全信号和耙架提升装置组成。浓缩机的池体一般可用水泥制成，小型号的可用钢板焊制，为了便于

2、运输物料，底部有的倾角；与池底距离最近的是耙架，耙架下有刮板；浓缩机的给料一般是先由给料溜槽把矿浆给入池中的中心受料筒，而后再向四周辐射；矿浆中的固体颗粒逐渐浓缩沉降到底部，并由耙架下的刮板刮入池底中心的圆锥形卸料斗中，在用沙泵排出；池体的上部周边没有环形溢流槽，最终的澄清水由环形溢流槽排出；当给料量过多或沉淀物浓度过大时，安全装置发出信号，通过人工手动或自动提怕装置将耙架提起，以免烧坏电机或损坏机件。中心传动耙架浓缩机，其耙臂由中心衍架支撑，衍架和传动装置置于钢结构或钢筋混凝土结构的中心柱上。由电动机带动的蜗轮减速机的输出轴上安有齿轮，它和内齿轮啮合，内齿轮和稳流筒连在一起，通过它带动中心旋

3、转架饶中心柱旋转，在带动耙架旋转。可以把一对较长的耙架的横断面做成三角形，三角形的斜边两端用铰链和旋转架连接，因为是铰链连接，可以使耙架向上向后提起，大型中心传动浓缩机的国产规格为16m、20m、30m、40m和53m，已有直径达到100m的产品，国外已达183m。周边传动耙式浓缩机，池中心有一个钢筋混凝土支柱，耙架一端借助于特殊轴承置于中心支柱上，另一端与传动小车相连接，小车上的辊轮由固定在小车上的电机经减速器，齿轮齿条传动装置驱动，使其在轨道上滚动，带动耙架回转，为了想电机供电，在中心支柱上装有环形接点，而沿环滑动的集电接点则与耙架相连，将电流引入电机。一般选型原则在选择浓缩机时，一般应根

4、据给料量、给料量粒度的组成、物料沉降速度、给料和排料的固液比、矿浆及泡沫的黏度、浮选药剂和絮凝药剂的类型、矿浆温度等因素来确定其规格和类型。一般选择是：给料量较小时一般选用中心传动式浓缩机，给料量较大时则选用周边传动式浓缩机，物料密度小可用辊轮式，反之以齿条式为宜。在厂地小和寒冷地区浓缩机设于室内时，可选用高效浓缩机，但要考虑到絮凝剂的效果及其对下面工序的影响。既要满足下段作业对精矿或中矿含水量的要求，又要严格控制和减少随溢流流失的金属量及溢流水的浊度。应尽量通过生产性实验或模拟实验确定所需浓缩机面积，并据此选用合适的浓缩机。在准确掌握被浓缩矿浆特性的情况下，可参照处理类似矿石选矿厂的生产指标

5、选用相应的浓缩机。2选型21浓缩机选型颗粒在煤泥水中的沉降为干扰沉降，其沉降速度可按利亚申柯公式计算： 一般在1.22.2g/cm,取1.3d取0.07cm液固比R与质量百分比浓度C之间的换算:,已知C=20%, 所以R=4.代入得：2.2浓缩池面积的计算：式中 G入料中的干煤泥量，t/h f每小时沉淀1吨煤泥，所需的沉清面积，根据入料浓度和卸料浓度既换算后，查表得f=7.3,G=560/24=24 t/h代入得：F=247.3=175.22.3浓缩池直径的计算： D=d为给料桶直径，由经验法得d=0.7m所以，D= =15m根据浓缩池的直径，由经验法选择浓缩池池深H为2.6m,浓缩池斜度.为

6、了避免耙架转动时影响物料的沉降过程,耙架的旋转速度应该很慢,通常最外围的线速度每分钟 不超过78米.这个速度取决与浓缩物料的性质,若浓缩物料粒度较粗,且容易沉降,刮板的线速度在6M/MIN左右:细煤泥浓缩时,刮板的线速度应该在34M/MIN以下.因此选择本设计最外围刮板的线速度为4M/MIN.则耙架的转速0.1r/min.本设计采用周边传动方式,传动部分的电动机功率选则Y132M2-6,功率5.5kw,额定转速960r/min.耙架转速0.1r/min,辊轮轨道中心圆直径15.6M,辊轮直径0.3M,由此得辊轮的转速为n2=5.2r/min,电动机相连的减速器采用行星齿轮减速器.2.4总传动比

7、i的计算:i=960/5.2=184.1533减速器的设计3.1行星齿轮传动的配齿计算：选行星轮个数np =3根据i值的大小可预先选取中心轮a的齿数za =13,再按公式计算齿数zb 即,再由公式得：Ze=zb+np=77+3=80因ze-za=80-13=67为偶数,则由公式可得Zc=0.5(ze-za)-0.5=33再验算其传动比iaeb值iaeb=其传动比误差为可见该配齿计算结果完全满足其传动比要求.3.2减速器的计算本设计减速器采用3Z（II）型行星传动，由于其采用了一个公共的行星轮C，因此，该3Z（II）型传动可以分为a-c,b-c和e-c三个啮合齿轮副。a-c b-c同e-c在3Z

8、（II）行星传动中，因各个齿轮副的齿数和Z通常是不能满足za+zc=zb-zc=ze-zd的条件。所以，为了使得各齿轮副的实际啮合中心距a相等，就不可避免地要采取角度变位传动。3.2.1行星减速器的变位系数和啮合角计算：首先应将传动分为a-c,b-c和e-c三个啮合齿轮副，因为，齿数差（ze-za）=67为奇数，则可取xe=xc=+0.25,即在 e-c 齿轮副中，变位系数和=0.5m(80-33)=23.5m.对于b-c啮合,据同心条件可得其角度变位的中心距为而其标准中心距为.根据表中的公式,则得其中心距变动系数为yb=其啮合角变位系数和为因xc=+0.25,则得1.817+0.25=2.0

9、67对于a-c啮合,因其标准中心距为,访上可得ya=0.5,因xc=+0.25,则得0.538-0.25=0.288对于a-c:小齿轮选40Cr钢，调质，HBS=241286；大齿轮选40Cr钢，调质，HBS=241286。查取小齿轮选择齿轮精度等级为7级精度。3.2.2按齿根弯曲强度初算齿轮模数m齿轮模数m的初算公式为式中， Kd算式系数，对于直齿轮传动Km=12.1 T1啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，NmT1=9549 Z1齿轮副中小齿轮齿数 则分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿高 齿顶圆直径 齿根圆直径 节圆直径 基圆直径齿顶圆压力角重合度端面重合度纵向重合度总重合度齿宽3.2.3装配条件的

10、验算对于所设计的上述行星齿轮传动应满足如下的装配条件。邻接条件 按公式验算其邻接条件，即 将已知的、和值代入上式，则得 即满足邻接条件。同心条件 按公式验算该公式3Z（II）型行星传动的同心条件，即则满足同心条件。安装条件验算 按公式验算其安装条件，即得所以，满足其安装条件。3.2.4传动效率的计算由于内齿轮b的节圆直径可采用如下公式进行计算，即已知其啮合损失系数可按公式计算，即有取齿轮的啮合摩擦因数所以，其传动效率为3.2.5结构设计根据3Z（II）型行星传动的工作特点、传递功率的大小和转速的高低等情况，对其进行具体的结构设计。首先应确定中心轮（太阳轮）a的结构，以为它的直径d较小，所以，轮

11、a应该采用齿轮轴的结构形式；即将中心轮a与输入轴连成一个整体。且按该行星传动的输入功率P和转速n初步估算输入轴的直径，同时进行轴的结构设计。为了便于轴上零件的装拆，通常将轴制成阶梯形。总之，在满足使用要求的情况下，轴的形状和尺寸应力求简单，以便于加工制造。内齿轮b采用了十字滑块联轴器的均载机构进行浮动；即采用齿轮固定环将内齿轮b与箱体的端盖连接起来，从而可以将其固定。内齿轮e采用了将其于输出轴连成一体的结构，且采用平面辐板与其轮毂相联接。行星轮c采用带有内孔的结构，它的齿宽b应当加大；以便保证该行星轮c与中心轮a的啮合良好，同时还应保证其与内齿轮b和e想啮合。在每个行星轮的内孔中，可安装两个滚

12、动轴承来支撑着。而行星轮轴在安装到转臂x的侧板上之后，还采用了矩形截面的弹性挡圈来进行轴向固定。由于该3Z型行星传动的转臂X不承受外力矩，也不是行星传动的输入或输出构件；而且还具有个行星轮。因此，其转臂X采用了双侧板整体式的结构型式。该转臂x可以采用两个向心球轴承支撑在中心轮a的轴上。3.2.6齿轮强度验算由于3Z（II）型行星齿轮传动具有短期间断的工作特点，且具有结构紧凑、外廓尺寸较小和传动比大的特点。针对其工作特点，只需按其齿根弯曲应力的强度条件公式进行校核计算，即首先按公式计算齿轮的齿根应力，即其中，齿根应力的基本值可按公式计算，即许用齿根应力可按公式计算，即现将该3Z（II）行星传动按

13、照3个齿轮副a-c、b-c和e-c分别验算如下。（1）a-c齿轮副名义切向力Ft.中心轮a的切向力可按公式计算；已知。则得有关系数。a使用系数.使用系数.按中等冲击查找=1.5。b.动载荷系数查表得动载荷系数=1.15。c齿向载荷分布系数而，所以d齿间载荷分配系数齿间载荷分配系数查表可得=1.2e. 行星轮间载荷分配系数 行星轮间载荷分配系数可按公式计算，即已取f.齿形系数齿形系数由图查得g应力修正系数应力修正系数由图可得h重合度系数重合度系数可按公式计算，即i螺旋角系数螺旋角系数由图可得=1因行星轮c不仅与中心轮a啮合，且同时与内齿轮b和e相啮合，顾取齿宽b=93mm计算齿根弯曲应力按公式计

14、算齿根弯曲应力，即取弯曲应力计算许用齿根应力，即已知齿根弯曲疲劳极限由表查得最小安全系数。式中各系数取值如下。应力系数，按所给定的。寿命系数按表查得=1齿根圆角敏感系数按图查得=1相对齿根表面状况系数按公式计算，即取齿根表面微观不平度代入上式得尺寸系数按表中对应的公式计算，即代入公式可得许用齿根应力为因齿根应力小于许用齿根应力，所以a-c齿轮副满足齿根弯曲强度条件。（2）b-c齿轮副 在内啮合齿轮副b-c中只需要核对内齿轮b的齿根弯曲强度，即仍按公式计算其齿根弯曲应力即计算许用齿根应力。已知。仿上，通过查表或采用相应的公式计算，可得到取值与外啮合不同的系数为代入上式则得取故b-c齿轮副满足齿根

15、弯曲强度条件。（3）e-c齿轮副 仿上，e-c齿轮副只需要校核内齿轮e的齿根弯曲强度，即仍按公式计算，仿上，与内齿轮b不同的系数为代入上式则得取故e-c齿轮副满足齿根弯曲强度条件3.3轴的设计及计算3.3.1高速轴3.3.1.1圆周向力Ft和径向力Fr的大小： 转矩74609.375 Nmm 轴上小齿轮分度圆直径：da1=39mm圆周向力： Ft1=2T1/d1 =274609.375/39 =3826.12N径向力：a= 20Fr1=Ft1tan=3826.12tan20=1392.6N3.3.1.2初步估算轴最小的直径选取40CrNi合金钢作为轴的材料,调质处理，由表查得材料力学性能数据为

16、： 由式 计算轴的最小直径,由表选取A=106，则得考虑装联轴器加键，计算轴的最小直径并加大4%5%，故取轴最小的直径d=23mm3.3.1.3轴的结构设计轴段1：轴段1与电动机通过键相连接，选择AMN内张摩擦式安全联轴器，查设计手册得轴孔的直径d1=23 mm,联轴器轴孔长度为52mm,实际使用长度为52-(14)=49mm,轴段1的长度L1=49mm.轴段2：该轴段安装端盖。考虑安装方便及加工,所以轴段2的长度L2=29mm，轴段2的直径D2=28mm。轴段3：该段为一齿轮轴。分度圆直径为39mm，齿根圆直径为33.2mm为了方便加工齿轮使轴段左半部分的直径为35mm；齿轮齿宽为95mm，

17、转臂最小厚度为11.5mm，转臂与箱体内壁间距离取7.5mm，转臂与齿轮间距离取为2mm,轴承选择d=35、D=62、B=14的深沟球轴承，用来支撑轴和行星架。所以轴段3的长度L3=170mm，轴段3的直径D3=35mm。3.3.1.4绘制轴的弯矩图和扭矩图： （1）求轴承反力： H水平面：联立方程，解得V垂直面联立方程，解得（2）求齿宽中心处弯矩：H水平面： V垂直面：（3）合成弯矩： M=270220.7N.mm（4）扭矩T：T=74609.375N.mm(5)、按弯扭合成强度校核轴的强度：当量弯Mca=，取折合系数a=0.6,Mca= =489858.75 N.mm轴的材料为40CrNi

18、合金钢，调质处理。由表查得b=900 N/mm2,由表查得材料许用应力-1b=80 N/mm。由式得轴的计算应力为由计算结果可知,该轴满足强度要求6)、精确校荷轴的疲劳强度 A：轴的细部结构设计 圆角半径：各肩部处圆角半径见图纸 键槽：半联轴器与轴周向固定采用A型平键连接，按GB1095-2003，GB1096-2003半联轴器处的键为2514160 配合：参考设计图纸和设计手册 MV=1471135.81N.mm精加工方法：参考设计图纸和设计手册 B：选取危险截面： 如图所示：1-1截面所受的力最大，应力集中教严重，2-2截面虽说受力不是最大，但截面尺寸小，仍很危险需要进行校荷。 C：计算危

19、险截面工作应力 截面1-1：截面弯矩：M1=4301318.524N.mm截面扭矩：T=3906818.182N.mm 抗弯截面系数：W=0.1d3=0.11003=100000mm3 抗扭截面系数：WT=0.2d3=0.21003=200000mm3 截面上弯曲应力：b=M/W=43.013N/mm2 截面上扭剪应力：=T/WT=19.534 N/mm2弯曲应力幅：a=b=43.013N/mm2 弯曲平均应力：a=0扭切应力：a=m=/2=19.534N/mm截面2-2：截面弯矩：M2=（73-12）M/73=3594252.465N.mm截面扭矩：T=3906818.182N.mm抗弯截面

20、系数：W=0.1d3=0.1903=72900mm3 抗扭截面系数：WT=0.2d3=0.21003=145800mm3 截面上弯曲应力：b=M/W=49.304N/mm2 截面上扭剪应力：=T/WT=26.796 N/mm2 弯曲应力幅：a=b=49.304N/mm2 弯曲平均应力：a=0 扭切应力：a=m=/2=13.398N/mm D：确定材料特性系数 E：确定综合影响系数、 轴肩圆角处的有效应力集中系数、，根据r/d=2.5/90=0.028，D/d=100/90=1.111查机械设计手册插值计算得：， 配合处综合影响系数、，根据d和b，查机械设计手册插值计算得：， 键槽处有效应力集中

21、系数、，根据b，查机械设计手册插值计算得：， 尺寸系数，根据d由机械设计手册查得, 表面状况系数,根据b,表面加工方法,查机械设计手册得: 轴肩处综合影响系数、为: 同一截面如有两个以上的应力集中源,则选取其中较大的系数来计算安全系数,本题中每个危险截面只有一个应力集中源,所以不需要比较. F：计算安全系数 取许用的安全系数为S=1.4 1-1截面: 2-2截面： 由计算结果可知,轴疲劳强度安全3.3.2输出轴3.3.2.1圆周向力Ft和径向力Fr的大小： 转矩11156971 Nmm 轴上小齿轮分度圆直径：da1=240mm圆周向力： Ft1=2T1/d1 =211156971/240 =9

22、2975N径向力：a= 20Fr1=Ft1tan=92975tan20=33841N3.3.2.2初步估算轴最小的直径选取40CrNi合金钢作为轴的材料,调质处理，由表查得材料力学性能数据为： 由式 计算轴的最小直径,由表选取A=106，则得考虑装联轴器加键，计算轴的最小直径并加大4%5%，故取轴最小的直径d=120mm3.3.2.3轴的结构设计轴段1：轴段1与联轴器通过花键相连接，选择AMN内张摩擦式安全联轴器，查设计手册得轴孔的直径d1=120 mm,联轴器轴孔长度为212mm,实际使用长度为52-(14)=210mm,轴段1的长度L1=245mm.轴段2：该轴段安装一对直径较大的轴承dD

23、B=13023040。考虑安装方便及加工,所以轴段2的长度L2=102mm，轴段2的直径d2=130mm。轴段3：该段作用同轴肩。所以轴段3的长度L3=12mm，轴段3的直径d3=135mm。轴段4：该段为圆环，用来与内齿圈的辐板连接，实现功率、力矩的输出。所以轴段3的长度L3=43mm，轴段3的直径d3=291mm。3.3.2.4绘制轴的弯矩图和扭矩图： （1）求轴承反力： H水平面：Ft=RHB-RHA RHA=-55936RHB=37039 V垂直面：Fr=RVBRVA RVA=20360RVB=13481（2）求齿宽中心处弯矩：H水平面：MH= RHA98RHB148=10963500

24、N.mmV垂直面：MV= RVA98RVB148=3990468N.mm（3）合成弯矩： M=11667140N.mm（4）扭矩T：T=11156971N.mm(5)、按弯扭合成强度校核轴的强度：当量弯Mca=，取折合系数a=0.6,Mca= =13451180 N.mm轴的材料为40CrNi合金钢，调质处理。由表查得b=900 N/mm2,由表查得材料许用应力-1b=80 N/mm。由式得轴的计算应力为由计算结果可知,该轴满足强度要求6)、精确校荷轴的疲劳强度 A：轴的细部结构设计 圆角半径：各肩部处圆角半径见图纸 键槽：半联轴器与轴周向固定采用A型平键连接，按GB1095-2003，GB1

25、096-2003半联轴器处的键为2514160 配合：参考设计图纸和设计手册 MV=1471135.81N.mm精加工方法：参考设计图纸和设计手册 B：选取危险截面： 如图所示：1-1截面所受的力最大，应力集中教严重，2-2截面虽说受力不是最大，但截面尺寸小，仍很危险需要进行校荷。 C：计算危险截面工作应力 截面1-1：截面弯矩：M1=4301318.524N.mm截面扭矩：T=3906818.182N.mm 抗弯截面系数：W=0.1d3=0.11003=100000mm3 抗扭截面系数：WT=0.2d3=0.21003=200000mm3 截面上弯曲应力：b=M/W=43.013N/mm2

26、截面上扭剪应力：=T/WT=19.534 N/mm2弯曲应力幅：a=b=43.013N/mm2 弯曲平均应力：a=0扭切应力：a=m=/2=19.534N/mm截面2-2：截面弯矩：M2=（73-12）M/73=3594252.465N.mm截面扭矩：T=3906818.182N.mm抗弯截面系数：W=0.1d3=0.1903=72900mm3 抗扭截面系数：WT=0.2d3=0.21003=145800mm3 截面上弯曲应力：b=M/W=49.304N/mm2 截面上扭剪应力：=T/WT=26.796 N/mm2 弯曲应力幅：a=b=49.304N/mm2 弯曲平均应力：a=0 扭切应力：a

27、=m=/2=13.398N/mm D：确定材料特性系数 E：确定综合影响系数、 轴肩圆角处的有效应力集中系数、，根据r/d=2.5/90=0.028，D/d=100/90=1.111查机械设计手册插值计算得：， 配合处综合影响系数、，根据d和b，查机械设计手册插值计算得：， 键槽处有效应力集中系数、，根据b，查机械设计手册插值计算得：， 尺寸系数，根据d由机械设计手册查得, 表面状况系数,根据b,表面加工方法,查机械设计手册得: 轴肩处综合影响系数、为: 同一截面如有两个以上的应力集中源,则选取其中较大的系数来计算安全系数,本题中每个危险截面只有一个应力集中源,所以不需要比较. F：计算安全系

28、数 取许用的安全系数为S=1.4 1-1截面: 2-2截面： 由计算结果可知,轴疲劳强度安全3.4滚动轴承的选择和计算3.4.1输入轴： 选用滚动轴承6020(GB276-1994)查机械设计手册得该轴承的主要性能参数为:C=16200N,C0=10500N 1） 计算轴承合成支反力 A：水平支反力： B：垂直支反力： C：合成支反力： 2）计算轴承当量动载荷P0： P0A=RA=1057.3NP0B=RB=979NP0C=RC=1057.3NP0C=RC=979N根据手册,选择强度系数S0=2C0=10500NS0P0A=2114.6N C0=10500NS0P0B=1958N C0=105

29、00NS0P0C=2114.6N C0=10500NS0P0D=1958N3）计算轴承寿命Lh： 轴承温度不高，温度系数ft=1 Lh1= = =65965 h Lh=1635010 =56000 hLh Lh342输出轴：选用滚动轴承6020(GB276-1994)查机械设计手册得该轴承的主要性能参数为:C=165000N,C0=148000N1） 计算轴承合成支反力 A：水平支反力： RHA=-55936RHB=37039 B：垂直支反力：RVA=20360RVB=13481 C：合成支反力： 2）计算轴承当量动载荷P0： P0A=RA=67088NP0B=RB=24419N根据手册,选择

30、强度系数S0=2C0=148000NS0P0A=134176N C0=148000NS0P0B=48838N 3）计算轴承寿命Lh： 轴承温度不高，温度系数ft=1 Lh1= = =65965 h Lh=1635010 =56000 hLh Lh 3.5键联接的计算挤压强度校核：轴的材料一般为钢，而轮毂材料可能是钢或铸铁，当载荷性质为轻微冲击时钢的许用挤压应力p=110N/mm2，用挤压强度条件p=4T/dblp校核本次设计中所采用的键， l为键的工作长度，A型键l=L-b。 1输入轴：与联轴器联接的键，直径d=23mm,键的尺寸为bhL=8730 , l=L-b=30-8=22mm，扭矩 T

31、=74609.375 Nmm。 p=4T/dbl=474609.375/23822=73.73N/mm2p2输出轴：与大行星架联接的花键，直径d=120mm,键的尺寸为扭矩 T=74609.375184.6150.81=11156948Nmm。 p=4T/dbln=411156948/120189010=52N/mm2p3.6减速器的润滑和密封形式3.6.1减速器的润滑良好的润滑,可降低传动件和轴承的摩擦功率损耗，减少磨损，保护其锈蚀。提高其使用寿命和效率，由于润滑油膜的分隔作用，能减少润滑表面的摩擦阻力，减轻工作时的冲击，降低振动和噪音。润滑还能起到散热、冷却、冲洗金属磨粒的作用。1)齿轮润

32、滑 采用油池浸浴润滑油池中油的深度不低于10mm，根据齿轮的材料，极限强度，各级传动平均圆周速度查机械设计表6.16得齿轮润滑油的运动粘度，再根据润滑油的运动粘度查机械设计表6.17得润滑油的型号：采用工业齿轮油N24（GB3141-84）换油周期为：1年2)滚动轴承润滑 采用润滑脂润滑轴承的润滑方式为：脂润滑选用ZG-2钙基每次小修时补充润滑脂3.6.2减速器的密封形式 减速器的密封包括箱体、轴承等处的密封，密封的作用是防止灰尘、水分、酸气和其它杂物进入轴承和箱体内，并阻止润滑剂的泄漏。 本设计中用到毡圈密封，引密封结构简单，价格低廉，毡圈密封将毡圈安装在轴上的梯形槽中，与轴紧密接触，或通过

33、压板压紧毛毡，调整毛毡与轴的啮合程度。3.7减速器箱体、附件设计3.7.1箱体：箱体是减速器的重要组成部件。它是传动零件的基座，应具有足够的强度和刚度。箱体通常用灰铸铁制造，对于重载或有冲击载荷的减速器也可以采用铸钢箱体。单体生产的减速器，为了简化工艺、降低成本，可采用钢板焊接的箱体。灰铸铁具有很好的铸造性能和减振性能。为了便于轴系部件的安装和拆卸，箱体制成沿轴心线水平剖分式。上箱盖和下箱体用螺栓联接成一体。轴承座的联接螺栓应尽量靠近轴承座孔，而轴承座旁的凸台，应具有足够的承托面，以便放置联接螺栓，并保证旋紧螺栓时需要的扳手空间。为保证箱体具有足够的刚度，在轴承孔附近加支撑肋。为保证减速器安置

34、在基础上的稳定性并尽可能减少箱体底座平面的机械加工面积，箱体底座一般不采用完整的平面。箱体结构尺寸名称符号尺寸大小(mm)机体壁厚9前机盖壁厚18后机盖壁厚28机盖法兰凸缘厚度329加强筋厚度49加强筋斜度1：7机体宽度B171机体内壁直径D319机体和机盖紧固螺栓直径d19轴承端盖螺栓直径d29机体底座凸缘厚度h18地脚螺栓直径d20地脚螺栓孔的位置C1C230263.7.2附件：为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。1

35、)检查孔：为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。2）通气器：减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。3）轴承盖：为固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。本设计采用的是凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中装有密封装置。凸缘式轴承盖的优点是拆装、调整轴承方便。4）油面指示器：检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的

36、油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位装设油面指示器，本设计采用的油面指示器是油标尺。5）放油螺塞：换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，放油螺塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈。6）起吊装置 当减速器重量超过25kg时，为了便于搬运，在箱体设置起吊装置，如在箱体上铸出吊耳或吊钩等。在本次设计中，因为都是圆环类箱体，所以没有使用起吊装置373内齿圈b浮动对于3Z型传动，由于在结构上内齿轮是与输出轴或箱体相连，且可用十字滑块联轴器使内齿轮b浮动。本设计采用了固定内齿圈b浮动的行星齿轮传动，其行星轮数为3。该行星传动的均载机构的结构参见设计图，

37、在内齿轮b的左侧有一条凹槽“J”，齿轮固定环右侧的矩形楔“K”与凹槽“J”相配合；而固定环的左侧还有一条凹槽“A”。其左侧的凹槽“A”与右侧的矩形楔“K”是位于相互垂直的两个直径上。端盖右侧的矩形楔“B”与齿轮固定环左侧的凹槽“A”相配合。可见，该均载机构是内齿轮b、齿轮固定环和端盖三个构件组成的刚性可移式联轴器。它允许内齿轮b的轴线产生径向位移。在行星齿轮传动中，若因齿轮等零件的制造和装配误差或轮齿变形的影响，而使内齿轮b的轴线与3个行星轮的分布圆中心不同心时，则在某个行星轮与中心轮a之间就会产生径向力（此时，行星齿轮传动就不是无径向载荷的传动）；在该径向力的作用下，可使内齿轮b的轴线沿径向

38、发生位移，即使内齿轮b的凹槽“J”沿齿轮固定环的矩形楔k滑动，或齿轮固定环的凹槽A沿端盖的矩形B滑动，从而，使主动中心轮a能同时与三个行星轮c想啮合，而达到无径向载荷的扭矩传递的目的，即使行星轮间载荷分布均匀。4开式齿轮传动为支撑耙架，所以增加一级开式齿轮传动，用来减轻减速器输出轴所要承受的径向载荷，其传动比为1。小齿轮选40Cr钢，调质，HBS=241286；大齿轮选40Cr钢，调质，HBS=241286。查取小齿轮选择齿轮精度等级为8级精度。4.1按齿根弯曲强度初算齿轮模数m齿轮模数m的初算公式为式中 Kd算式系数，对于直齿轮传动Km=12.1 T1啮合齿轮副中小齿轮的名义转矩，NmT1=

39、9549 Z1齿轮副中小齿轮齿数 则=18.17圆整204.2齿轮几何尺寸的计算齿轮齿数的选择：由于其传动比为1，故大齿轮与小齿轮的的齿数相等，选择齿数23，所以z1=z2=23分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿高 齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径齿顶圆压力角重合度端面重合度纵向重合度总重合度齿宽4.3齿面接触强度的校核计算根据国家标准“渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法”（GB/T 34081977），该标准赫兹应力作为齿面接触应力的计算基础，并用来评价齿轮的接触强度。赫兹应力是齿面间应力的主要指标，但不是产生点蚀的唯一原因。例如，在接触应力计算中的未考虑滑动的大小和方向、摩擦因数和润滑状态，这些都会影