带式运输机用蜗杆减速器设计

1、1、机械设计课程设计任务书(3)2、电动机的选择(5)3、传动装置的运动和动力参数的计算 (7)4、传动零件设计计算(8)5、轴的设计计算及校核(13)6、轴承的校核(19)7、键的选择和校核 (22)8、箱体的设计 (22)9、键等相关标准的选择(24)1()、减速器结构与润滑、密封方式的概要说明(25)附录轴的反力及弯矩、扭矩图 (29)1.设计题目带式运输机用蜗杆减速器设计O1.1.工作原理及已知条件工作原理：带式输送机工作装直如下图所示己知条件：1工作条件：三班制，运输机连续工作，单向动转，载荷平稳，空载起动。2使用寿命：使用期限10年(每年30() 工作日)；业三、巳知条件传送带工作

2、拉力F(kN)传送带工作速度V(m/s)滚筒鱼径D (mm)参数20.8350动力及传动製置3.运输带速度允许误差；5%;附图G计算及说明结果2.1电动机的选择计算2.1.1选择电动机2.1.1.1选择电动机的类型按工作要求和条件选取Y系列一般用途全封闭 自扇冷鼠笼型=相异步电动机。2.1.1.2选择电动机容量工作机所需的功率：门FV ,0.8x2x10=Pw =kw=kw= 1 6kw1000 1000由电动机至工作机之间的总效率：其中弘 弘 弘久分别为联轴器，轴承，蜗杆和 卷筒的传动效率。查表可知7=0.99 （滑块联轴器）%=0.98 （滚子轴承）仏=（）.73 （单头蜗杆）产。 （卷筒

3、）所以：% = 0.99 彳 xo.98 4尤0.73兀0.96=063所以电动机输出功率：Pd =命航=1.6/0.63 = 2.54 kw2.1.1.3确定电动机转速根据已知条件计算出工作机滚筒的工作转速为60*1000V ,60x1000x0.8 /.=kw=r/inui = 43.o8i7minM加9”350Pw =1.6kw叽=0.63Pd =2.54kwnw=43.68r/min计算及说明结果电动机转速可选范围：nd =i* nwnd=(10-70)*43.68=436.-3057.6r/miii2.1.1.4确定电动机型号查表16-1,可得:方案号电动机型号额定功率同步转速满载转

4、速总传动比极数1Y100L-23kw3000r/min2870r/min65.7122Y100L-43kw150() r/min1440r/min32.9743Y132S-63kw1000 r/min960r/min21.986计算及说明结果经合考虑，选定方案3。因为同步转速较高，电动机价格比电动机的型较便宜，而且方案3的传动比不是很大，尺寸也不是很大，号为Y132结构还比较紧凑。S-6计算及说明结果2.1.2计算总传动比和各级传动比的分配2.1.2.1计算总传动比：法960 -21.98 nw 43.682. 1.2. 2各级传动比的分配=21.982.1. 2. 3由于为蜗杆传动，传动比都

5、集中在蜗杆上，其他不分配传动比。3计算传动装置的运动和动力参数3.1蜗杆蜗轮的转速：蜗杆转速和电动机的额定转速相同中昌孙鉛彳東 n -43 68r/min瑚?is?速：n 21 98Jn=43.68滚筒的转速和蜗轮的转速相同r/min3.2功率蜗杆的功率：pi=2.54X 0.99=2.51 IWPi=2.51KW蜗轮的功率：p2=2.51 X 0.73 X 0.98= 1.8()kWP2=1.8()KW滚筒的功率:p3=l-8X0.98X0.99=1.75KwP3=1.75KW3 3 转無7； - 9550 x % 9550 x 2,54 一 25.2JN.rn3.3料旭心9607 = Td

6、 xix r/ = 25.27 x 1 x 0.99 = 25.02 N.mT= = T、x za x a x；7? = 25.02 x 21.98 x 0.99 x 0.98 = 533 AN.m為二兀 x心 xx“3 二533,4xlx0.99 x 0.96 = 507N.m将所计算的结果列表:参数电动机蜗杆蜗轮滚筒转速(r/min)96096043.6843.68功率（p/kw）2.542.511.801.75转矩(N m)25.2725.02533.4507传动比i21.98效率0.990.730.96精品计算及说明结果计算及说明结果4.选择蜗轮蜗杆的传动类型渐开线蜗杆ZI根据GB/T

7、10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆ZI。4.1选择材料45钢ZCuSnlOP)青铜HT100考虑到蜗杆的传动功率不大，速度只是中等，故选择45钢, 蜗杆螺旋部分要求淬火，硬度为4555HRC,蜗轮用铸锡磷 青钢ZCuSnlOP,金属模铸造，为了节约贵重金属，仅齿圈 用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。4.2按齿面接触强度进行设计传动中心矩计算公式如下：场=5334Nm心1灯、(沁)2V Z”z 皿(1) 确定作用在蜗轮上的转矩A=533.4N mId2,且与轴承内径标准系列相符，故取d3=55mm.（轴承型号选 30211）轴段4安装蜗轮，此直径采用标准系列值，故取d4=60mm

8、轴段5为轴环，誇虑蜗轮的定位和固定取d5=70mm轴段6考虑左端轴承的定位需要，根据轴承型号30211 査得 d6=64mm轴段7与轴段3相同轴径d7=55mm5.2.2确定各轴段长度为了保证蜗轮固定可靠，轴段4的长度应小于蜗的轮毂 宽度 2mm,取 L4=60mm为了保证蜗轮端面与箱体内壁不相碰尺轴承拆装方便， 蜗轮端面与箱体内壁间应有一定间隙，取两者间距为23mmdl 二42mmd2=52mmd3=55mmd4=60mmd5=70mmd6=64mmd7=55mmL4=60mmL7=21mmL3=48mmL2=68mmLI = 110mm为保证轴承含在箱体轴承孔中，并考虑轴承的润滑，取L=1

9、31mm 轴承端面与箱体内壁的距离为2mm .L e=330mm 根据轴承宽度B=21mm,取轴段7长度L7=21mm,因为两轴承相对蜗轮对称，故取轴段3长度为L3二 (2+23+2+21)二48mm。为了保证联轴器不与轴承盖相碰， 取 L2=22+46=68mm。根据联轴器轴孔长度112mm,取Ll = 110mmo因此,定出轴的跨距为L= (10.5+25+60+25+10.5)=(一般情况下，支点按照轴承宽度中点处计算)蜗轮轴的总长度为L总=131+21+68+110=330mmo轴的结构示意图如图所示：结果计算及说明5.2.3轴的校核计算按弯扭组合进行强度校核(轴的受力简图及弯扭矩图见

10、 下图)(a) 绘制轴的受力图蜗轮的分度圆直径d=352mm；转矩 TW33.4N m蜗轮的切向力Fi=2T/d 二2 X 533.4/352二3030.7N蜗轮的径向力Fr=FtX vaiia=3030.7 X ian20二 1103. IN蜗轮轴向力Fa二 Ft X tanp=3030.7 X lanl 13 二605.6N(b) 求水平回H内的支反力及弯矩由于蜗轮相对支撑点对称布置，故两端支承反力相等。Fha =卩曲=Ft/2 = 3030.7 一 2 = 1515.4 nC截面处的弯矩M/IC = Fha 協= 1515.4 x 031*2 = 99.3N(C)求垂直平回V内的支反力及

11、弯矩Ft二3030.7NFr=1103.1NFa=6O5.6NF旳= 1515.4 N尺冊=1515.4NMfic =99.3支反力由ema=o得张-人2%+為D% = 0甩=(耳2% +為吆)/(1103x 131%+ 605.6x352% )厶=1365.2NFva = Fr2 -Fvb = 103 .1-1365 .2 = 一262.IN 截面C左侧的弯矩Mvd = Fw/% = -262.1 x 0.131 + 2 = -17.17/V in计算及说明结果截面C右侧的弯矩Mvcl = 89.42/V mMvcl = Fvb% = 1365.2 x 0.131 + 2 = 89.427V

12、 m求合成弯矩截面C左侧的合成弯矩Mj = 100.77AT emMci=ylHc2 + vci2 =J99 +(-17.17)2 = 100.77截面C右侧的合成弯矩M：2=133.63N 加M 二=M 点 + MVC22 =岛审 + 89.422 = 133.63/V m计算转矩T=393.54N 加T = 9550% = 9550x 1.8 6g = 393.54N m求当量弯矩=271.31 N 恤因为单向传动，转矩为脉动循环变化，故折算系数a =0.6,险截面C处的当量弯矩为：t/=36.67mmMfec = JMJ + (aT)2 = J133.632 +(0.6x393.54二

13、271.31 N*m强度足够计算截面C处的直径，校验强度1 Mee7(271.31x1000da =3=3=36.67加“ blb_l V 0.1x55因此处有一键槽，故将轴径增大5%,即：d=36.67*l.05=38.51 mm45钢而结构设计中，此处直径已初定为60mm,故强度足够5.3蜗杆轴的设计5.3.1轴的材料的选择，确定许用应力考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。选取轴的材料为45钢，淬火处理。计算及说明结果按扭转强度，初步估计轴的最小直径d A A收=115 X = 15.S4/WHd=15.84mmTc= 1.2*9550*2.51 /960二

14、29.96mm5.3.2确定各轴段直径査表GE 4384-1997选用WH6滑块联轴器，标准孔径d=40mm,即轴伸直径为40mm联轴器轴孔长度为：84mm odl=40mm轴的结构设计从轴段d l=40mm开始逐渐选取轴段直径，d2=45mmd2起固定作用，定位轴肩高度可在(0.07-0.1) d范围内，故d2=40+().ldl二44mm,该直径处安装密封毡圈，取标d3=50mm准直径。应取d2=45mm ；d4=54mmd3与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，选定轴d6=54mm承型号为30310。取d3=50mmod7=50mmd4 起定位作用,由 h= (0.070.1) Xd3=

15、 (0.07-0.1)d5=96mmX50=3.55mm,取 h二4mm, d4=d3+h=50+4=54mm；d6=d4=54mm;LI 二 84mmd7段装轴承，取d7=d3=50mmL2=4()mmd5段取蜗杆齿顶圆直径d5=96mm;L3=20mm5.3.3确定各轴段长度L4= 138mmL1取联轴器轴孔长度84mmL7=30mmL2安装端盖取L2=40mmL3安装轴承，取轴承宽度L3=B=20mmL4和L6为了让蜗杆与涡轮正确啮合，取L4=L6=138mmL7也安装轴承和端盖L7=30mmL5为蜗杆轴向齿宽取L5= 107mm定出轴的跨度为；L= L44- L6+L5+1 /2L3+

16、1 /2L3=403mm蜗杆的总长度为：L 色二L+40+30+84二 557mm5.3.4蜗杆轴的强度校核按弯扭组合进行强度校核（轴的受力简图及弯扭矩图 和蜗轮轴相似，故不再作图）L5= 107mmL 首.557mm计算及说明结果(a) 绘制轴的受力图(b) 求水平回H内的支反力及弯矩Ftl 二 Fa2 二605.6NFrl 二 Fr2二 1103.1NFal=Ft2=3030.7N由于蜗杆相对支撑点对称布置，故两端支承反力相等。F/M = F/B =Fr/2 = 605.64-2 = 302.8NC截面处的弯矩=尸八 % = 302.8x0.403*2 = 61.01N加(C)求垂直平回V

17、内的支反力及弯矩支反力由XMA=o得心=(巴+尸/拓)/(1103,n截面C右侧的合成弯矩计算及说明结果=18226N 加M9C2 =+ MVC1 = V61 .OP+171.752 = 182.262V m计算转矩：7=9550% =9550 x 2.5% =24.97N加Mc =172.4N*m求当量弯矩因为单向传动，转矩为脉动循环变化，故折算系数a二0.6,危险截面C处的当量弯矩为：Mfec =枫;+ (7V = 7171.752 +(0.6x24.97 )2= 172.4N*m强度足够计算截面C处的直径，校验强度I Mec 1172.4x1000d =3= 3= 3 .53mm忡FS2

18、 轴承2端被压紧，故Fal = FS =512.63 TVFal = FS2 +Fa =1118.23 AT求当量动载荷Pl和P2F.1=512.63=()33 eFr2 2039.66査表 GB/T297-1994,取 X=().4,Y=1.5计算Pl、P2,由于载荷平稳取Fp_l,则计算及说明结果R = xFrl + yFai =1537.9Np2 = 0.4 + yFn2) = 0.4x 2039.66 + 1.5x111 &23 = 2493.2 IN验算轴承寿命因为P1lJ = 72000L/? = 6.1x10/?轴承满足寿命要求所以轴承满足寿命要求。6.2 校核 303110查表

19、 GB/T297-1994额定动载荷Cr=73.2X10N基本静载荷Cor=92.0=*l()3 N(2)求两轴承受到的径向载荷Fr.和Fr2由前面设计蜗轮时求得的：Frfv二 Fva = = 250.74 NFr 严 393.14 NFr2v= Fvb =852.36 NFr,H= Fha =302.8 NFr,= 904.55 NFr2H=F=302.8NFr 严 JF卩 2 + Ff.H2 = J250.74? + 302.X = 393.14NFr,=(F吋 + F/-/72 = J852.36? + 302.82 = 904.55 N 求两轴承计算轴向力F绚和Fa?査表GB/T297

20、-1994可知c=0.42计算及说明结果附加轴向力FSl - Fri - 39314-140.4W1 2Y 2x1.4耳2 =904.55=323.05“52 2Y 2x1.4轴向力FA二303()7NFS、+Fa =140.41 +3030.7 = 3171FS?轴承2端被压紧，故Fal = FS =140.41N化2 =FS? +耳=31 刀.11N求当量动载荷Pl和P2I = 140.41 =()36 幺Fr2 904.55査表 GB/T297-1994,取 X=0.4,Y=1.4计算PI、P2,由于载荷平稳取Fp_l,则P = xFr + yFai =393.14 Np2 =0.4仔2

21、 + yFal =0.4x904.55 + 1.4x3171.11 = 4801.4验算轴承寿命因为PKP2,所以按轴承的受力大的计算：FSl =140.4 INFS1 =323.05Np2 =4801.4NLh =15.2xl04/?轴承满足寿命要求16670( 73200 f %960 褊801.4 丿=15.2 xlO4AL/J = 72000所以轴承满足寿命要求。计算及说明结果7.键的选择和校核7.1蜗轮与联轴器相配合的键的选择査GB 1095-2(X)3: A型普通平键根据轴的最小直径d二42mm,选择键b*h=12mm X 8mmL=80mm1= L-b=80-l 2=68mmk二

22、().5 X h=0.5 X 8=4mm2Tx032x533.4x10bo =93.38 MPa cr. 1 = 11OMP卩Kid4x68x42a合格7.2蜗杆与联轴器相配合的键的选择査GE1095-2003: A型普通平键根据轴的最小直径d二40mm,选择键b*h=12mm X 8mmL70mmI=L-b=70-12=58mmk=()5 X h=0.5 X 8=4mm27xl032x25.05 xl03 =八r n 小皿(J D = 5.4二 1 lOMPapKid4x58x40合格A型普通平键b*h=12mmX8mm合格A型普通平键b*h=12mmX8mm合格精品&箱体的设计计算8.1箱

23、体的结构形式和材料箱体采用铸造工当 材料选用HT200。因其属于中型铸件，铸件最小壁厚8l（）tne取8.2铸铁箱体主要结构尺寸和关系如下表：名称减速器型式&尺寸关系箱座讎厚88= 10mm箱盖壁厚8 1 =0.8 8 二96mm取 81=10mm箱座凸缘厚度bl,bl=1.5X81=15mm箱盖凸缘厚度b,b=1.5X8=15mm箱座底凸缘厚度b2b2=25 X 8 =2.5 X10 二 25mm地脚螺钉直径及数目df=0.036a+12=21mm取 df=25mmn=6轴承旁联接螺栓直径dl=0.75df=l 8.75mm取 dl=20mm盖与座联接螺栓直径d2= (0.5 0.6) df

24、取 d2=16mm联接螺栓d2间的间距1=15()200mm轴承端盖螺栓直径d3二(0.4 0.5) df取 d3=12mm检査孔盖螺栓直径d4= (0304) df取 d4=8mmDF, di, d2至外壁距离Cl =26,20,16df, d2至凸缘边缘距离C2=24,14轴承端盖外径02= 140mm轴承旁联接螺栓距离S= 140mm轴承旁凸台半径Rl = 16mm轴承旁凸台高度根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定箱盖，箱座筋厚ml=9mmm2=9mm蜗轮外圆与箱内壁间距离蜗轮轮毂端面与箱内壁距离2= 30mm9 键等相关标准的选择本部分含键的选择，联轴器的选择，螺栓、螺母、螺钉的选

25、择，垫圈、垫片的选择，具体内容如下：键的选择查GB1095-2003蜗轮轴与半联轴器相配合的键：A型普通平键,b*h=12mm X 8mmGB 1095-2003 半联轴器与蜗杆轴的连接b*h=12mm X8mmA 型，12mm X8mmA 型，12mm X8mm联轴器的选择根据轴设计中的相关数据，查GB4323-1997,选用联轴器的型号WH6WH6GB4323-1997螺栓，螺母，螺钉的选择考虑到减速器的工作条件，后续箱体附件的结构，以及其他M1O*35因素的影响选用M12*1(X)螺栓GB5782-86, Ml 0*35,数量为3个MIOM12*100,数量为6个Ml 2螺母GB6170

26、-86M10数量为2个M6*20M12,数量为6个M8*25螺钉GB5782-86M6*2()数量为2个M6*16M8*25,数量为24个M6*16数量为12个6.4销，垫圈垫片的选择GB117-86选用销GB117-86, B8*30,数量为2个B8*30选用垫圈GB93-87数量为8个GB93-87选用止动垫片1个止动垫片选用石棉橡胶垫片2个石棉橡胶垫片选用08F调轄举片4个08F调鑿華片有关其他的标准件，常用件，专用件，详见后续装配图10减速器结构与润滑、密封方式的概要说明减速器的结构本课题所设计的减速器，其基本结构设计是在参照后附装 配图的基础上完成的，该项减速器主要由传动零件（蜗轮

27、蜗杆），轴和轴承，联结零件（键，销，螺栓，螺母等）。 箱体和附属部件以&润滑和密封装置等组成。箱体为剖分式结构，由1箱体和箱盖组成，其剖分面通过 蜗轮传动的轴线；箱盖和箱座用螺栓联成一体；采用圆锥 销用于精确定位以确保和箱座在加工轴承孔和装配时的相 互位置；起盖螺钉便于揭开箱盖；箱盖顶部开有窥视孔用 于检査齿轮啮合情况及润滑情况用于加住润滑油，窥视孔 平时被封住；通气器用来及时排放因发热膨胀的空气，以 放髙气压冲破隙缝的密封而致使漏油；副标尺用于检査箱 内袖面的高低；为了排除油液和清洗减速器内腔，在箱体 底部设有放油螺塞；吊环螺栓用来提升箱体，而整台减速 气的提升得使用与箱座铸成一体的吊钩；减

28、速器用地脚螺 栓固定在机架或地基上。减速箱体的结构该减速器箱体采用铸造的剖分式结构形式具体结构详见装配图轴承端盖的结构尺寸具体结构详见装配图具体结构装配图详见零件工作图Z32号涡轮蜗杆油ZL-3型润滑脂详见零件工作图减速器的润滑由于V=4.()2m/svvl2m/s,应用喷油润滑，誇虑成详见装配图本&需要，选用润滑油润滑。轴承部分采用润滑脂润滑。蜗轮润滑采用N32号涡轮蜗杆油(SH0094-91)最彳最髙袖面距l()2()mm,油量为1.5LO轴承润滑选用ZJ3型润滑脂(GB 7324-1987) 袖量为轴承间隙的1 /31/2。减速器的密封箱座与箱盖凸缘接合面的密封选用在接合面涂漆或水玻 璃。观察孔和油孔等处接合面的密封用石棉胶橡纸，垫片进行 密封。轴承孔的密封、闷盖和透盖用作密封与二对应的轴承外 部，轴段外伸端透着间的间隙采用毡圈油封。轴承靠近机体内壁处用挡圈油环密封以防止润滑油进入 轴承的内部。减速器附件简要说明该减速器的附件含窥视孔，窥视孔盖，排油孔与油盖，通 气空，油标，吊环螺钉，吊耳和吊钩，起盖螺钉，其结构尺装配详见装配图。精品参考文献1,机械设计第八版濮良贵纪名刚主编北京：高