矿山绞车TP环面蜗杆减速器的设计说明

1、 . . . 毕毕业业设设计计（论论文文）题目：题目：矿山绞车矿山绞车 TPTP 环面蜗杆减速器的设计环面蜗杆减速器的设计 . . . 太湖学院本科毕业设计（论文）太湖学院本科毕业设计（论文） 诚诚 信信 承承 诺诺 书书本人重声明：所呈交的毕业设计（论文）矿山绞车 TP 环面蜗杆减速器的设计 是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的成果，其容除了在毕业设计（论文）中特别加以标注引用，表示致的容外，本毕业设计（论文）不包含任何其他个人、集体已发表或撰写的成果作品。 班 级： 机械 91 学 号： 0923047 奚 天 洋 2013 年 5 月 25 日 . . . 太太湖湖学学院院 信信 机

2、机系系 机机械械工工程程与与自自动动化化 专专业业毕毕 业业 设设 计计论论 文文 任任 务务 书书一、题目与专题：一、题目与专题：1、题目矿山绞车 TP 环面蜗杆减速器的设计 2、专题二、课题来源与选题依据：二、课题来源与选题依据：本课题来源于家港某矿山工程机械。绞车（卷扬机）在国民基础建设工程、航运港口以与矿业开采中发挥着重要的不可以缺少的起重作用，因操作简单、绕绳量大、移置方便而广泛应用。 减速器在各行各业中的使用越来越广泛，在各式机械传动系统中都可以看到，从交通工具、建筑用重型机械与自动化生产设备到日常生活中的家电等。本文是以绞车用的减速器为研究对象，利用其减速器减速增矩功能，采用的环

3、面蜗杆传动是多齿双线接触，齿面诱导法曲率小，接触应力小，滑动率接近 90，有利于齿面间的弹性流体动力润滑。其承载能力大，传动效率高，从而更好的完善和优化目前绞车减速器设计不足。 三、本设计（论文或其他）应达到的要求：三、本设计（论文或其他）应达到的要求： . . . 熟练掌握机械设计的一般过程； 熟练掌握矿山专用减速器的用途和构造； 熟练运用多学科知识解决设计中的问题，通过合理的设计使产品符合工作要求； 熟练运用设计资料并能够进行数据处理和图纸的设计； 通过本次设计，提高自身的计算和制图能力，熟悉有关的国家标准和行业标准，为以后的专业设计和工作打下坚实的基础。 四、接受任务学生：四、接受任务学

4、生： 机械 91 班班 奚 天 洋 五、开始与完成日期：五、开始与完成日期：自自 20122012 年年 1111 月月 1212 日日 至至 20132013 年年 5 5 月月 2525 日日六、设计（论文）指导（或顾问）：六、设计（论文）指导（或顾问）：指导教师签名指导教师签名签名签名签名签名教教研研室室主主任任学科组组长研究所所长学科组组长研究所所长签名签名系主任系主任 签名签名 . . . III / 5020122012 年年 1111 月月 1212 日日 . . . 摘摘 要要本次毕业设计主要阐述的是矿山绞车 TP 环面蜗杆减速器的设计方法，该减速器是蜗轮蜗杆减速器的一种形式。

5、 本设计课题来源于家港某矿山工程机械，通过分析传统减速器的设计方法和主要考虑的问题，以矿山绞车减速器为设计背景，按照设计准则和设计理论设计了 TP 环面蜗轮蜗杆减速器并加以校核，接着对减速器的部件组成进行了尺寸计算和校核，该设计代表了环面蜗轮蜗杆设计的一般过程，对其他的蜗轮蜗杆的设计工作也有一定的价值。目前，在矿山绞车减速器的设计、制造以与应用上，国与国外先进水平相比仍有较大差距，国在设计制造减速器过程中存在着很大程度上的缺点，本文通过确定其合理的提升方式与运转参数，改造现有提升设备，采用最新最新技术、最新工艺、使其不断体积小、质量轻，提升能力大，运行准确可靠和高度集中化自动化方向发展。关键词

6、：关键词：矿山绞车；PT 环面蜗杆；减速器；结构设计 . . . V / 50A AbstractbstractThis graduationdesignis the maindesign method of minehoistTPtoroidal wormreducer,thereducer is aformof worm gear reducer.This design derives from a mine in Zhangjiagang Construction Machinery Co., Ltd., through the analysis of the traditional d

7、esign method of main reducer and consideration, in mine hoist reducer design background, in accordance with the design criteria and design theory to design TP toroidal worm reducer and be checked, then the components of the reducer to the size of the calculation and verification, the design represen

8、ts the torus worm general design process, on the other worm design work also has a certain value.At present,in minehoistreducerdesign,manufacture and application ofdomestic,compared with foreign advancedlevel there are still largegapsexist,hometo a large extent the shortcomingsin the design and manu

9、facture ofreducerprocess,but our country isfurther enhancing thebasic theory ofequipment,determine a reasonable upgrademode andoperation parameters,transformationthe existinglifting equipment,using thelatesttechnology,the latest technology,it hassmall volume,light weight,big lifting capacity,accurat

10、e and reliable operationandhighly centralizedautomated direction.KeyKey wordswords: Mine hoist; PT toroidal worm; reducer; structure design . . . 目目 录录摘 要 IIIABSTRACTIV目录 V1 绪论 11.1 本课题的研究容和意义 11.2 国外的发展概况 21.3 本课题应达到的要求 32 选定设计方案 42.1 原动机的选择 42.2 传动装置的选择 43 电动机的选择与动力参数计算 73.1 初选电动机类型和结构型式 73.2 电动机的

11、容量 83.2.1 确定减速器所需的功率8wP3.2.2 确定传动装置效率 93.2.3 电动机的技术数据 93.3 传动装置运动参数的计算 93.3.1 总传动比的计算 103.3.2 各轴功率计算 103.3.3 各轴转速的计算 103.3.4 各轴输入扭矩的计算 104 减速器部件的选择计算 114.1 蜗杆传动设计计算 114.1.1 选择蜗杆、蜗轮材料 114.1.2 确定蜗杆头数与蜗轮齿数121Z2Z4.1.3 验算滚筒的速度 12 . . . VII / 504.1.4 确定蜗杆蜗轮中心距 a124.1.5 蜗杆传动几何参数设计 134.2 环面蜗轮蜗杆校核计算 154.3 轴的

12、结构设计 164.3.1 蜗杆轴的设计 164.3.2 蜗轮轴的设计 184.4 轴的校核 204.4.1 蜗杆轴的强度校核 204.4.2 蜗轮轴的强度校核 224.5 滚动轴承的选择与校核 244.5.1 蜗杆轴滚动轴承的选择与校核 244.5.2 蜗轮轴上轴承的校核 254.6 键联接的强度校核 264.6.1 蜗杆轴上安装联轴器处的键联接 264.6.2 蜗轮轴上装蜗轮处的键联接 264.6.3 蜗轮轴上装联轴器处的键联接 274.7 联轴器的选择和计算 274.7.1 与电机输出轴的配合的联轴器 274.7.2 与蜗轮蜗杆减速器配合的联轴器 274.8 箱体结构尺寸与密封 284.8

13、.1 箱体结构尺寸 284.8.2 箱体的密封 295 润滑与附件的结构设计 305.1 减速器的润滑 305.1.1 润滑油选择 305.1.2 蜗杆传动的热平衡计算 305.2 减速器的附件 325.2.1 窥视孔和视孔盖 325.2.2 通气器 325.2.3 定位销 335.2.4 起盖螺钉 335.2.5 起吊装置 335.2.6 放油孔与螺塞 345.3 减速器的安装、使用与维护 345.3.1 减速器的安装 345.3.2 减速器的使用和维护 356 结论与展望 366.1 结论 36 . . . 6.2 不足之处与未来展望 36致 37参考文献 38 . . . 1 / 501

14、 1 绪论绪论1.11.1 本课题的研本课题的研究容和意义究容和意义减速器在原动机和工作机之间起匹配转速和传递转矩的作用，在现代机械中应用极为广泛。减速器按用途可分为通用减速器和专用减速器两大类，二者的设计、制造和使用特点各不一样。卷扬机是一种常见的提升设备，其传动装置的设计有多种多样，如皮带减速器、链条减速器、齿轮减速器、蜗轮蜗杆减速器等等。7080年代，世界减速器技术有了很大发展。通用减速器体现以下发展趋势：(1)高水平、高性能。(2)积木式组合设计。基本参数采取优先数，尺寸规格整齐、零件通用性和互换性强、系列容易扩充和花样翻新，利于组织批量生产和降低成本。(3)形式多样化、变型设计多。摆

15、脱了传统的单一底座安装方式，增添了空心轴悬挂式、浮动支承底座、电动机与减速机一体式联接，多方位安装面等不同型式，扩大使用围。TP系列平面包络环面蜗杆减速器（/T9051199-2）为平面一次包络蜗杆传动，传动TPU、TPS、TPA三种形式，适合于冶金、矿山、起重、 运输、建筑、石油、化工、航天、航海设备或精密传动的减速传动。工作条件：蜗杆转速不超过1500；工作环境温度为+40-40，当工作环境温度0以下时，启动前minr润滑油必须加热到0以上，或采用低凝固点的润滑油；当环境温度超过40时，需采取强迫冷却措施。 国的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机

16、械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。TP环面蜗杆减速器承载能力大，传动效率高，使用寿命长，适合于重载动力传动装置，如图1.1所示： 图1.1 TP环面蜗杆减速器本设计课题来源于家港某矿山工程机械，其主要容是：总结了传统减速器设计中主要考虑的问题与发展趋势，基于矿山绞车减速器的设计背景，通过初步计算出减速器的各零件的尺寸参数并加以校核，然后根据现代的计算机辅助

17、设计技术AutoCAD软件对该减速器的齿轮、轴、箱体等所有零件进行三维建模最后装配生成二维装配图。1.21.2 国外的发展概况国外的发展概况卷扬机（又叫绞车）是由人力或机械动力驱动卷筒、卷绕绳索来完成牵引工作的装置。可以垂直提升、水平或倾斜拽引重物。卷扬机分为手动卷扬机和电动卷扬机两种。现在以电动卷扬机为主。电动卷扬机由 . . . 电动机、联轴节、制动器、齿轮箱和卷筒组成，共同安装在机架上。对于起升高度和装卸量大工作频繁的情况，调速性能好，能令空钩快速下降。对安装就位或敏感的物料，能用较小速度。如图2.1所示：图 1.2 矿山用绞车我国卷扬机的生产是解放后才开始的。50年代为满足恢复经济的需

18、要和第一个五年计划建筑的需要，卷扬机的生产被提到了日程上。原国泰机器厂等成批仿制了两种卷扬机，一种为riben的JIS8001型动力卷扬机，它是一种原动机为电动机，传动形式是开式圆柱齿轮传动，双锥体摩擦离合器，操作为手板脚踩的快速卷扬机；另一种是按联图纸制造的1011型和1012型普通蜗杆传动、电控慢速卷扬机1。由于当时生产力不高，卷扬机的需求量亦不多，故这段时间国卷扬机的生产主要是仿制。随着生产的发展，到了60年代，卷扬机的生产和使用越来越多了。为了协调生产，主要卷扬机生产厂家（矿山机械厂、卷扬机厂、机器厂、起重运输机厂等）组成了卷扬机行业组织，隶属于第一机械工业部矿山机械行业下。为了发展卷

19、扬机的生产，行业组织了有关厂家的人员对全国卷扬机的生产和应用情况进行了调查。在调查的基础上，开始自行设计和制造新的卷扬机，先后试制了0.5t、1t、3t电动卷扬机，但由于对当时各厂家的生产能力估计不足，无法推广。从70年代起，我国卷扬机的生产进入了技术提高、品种增多的新阶段。在各厂自行设计和生产的基础上，1973年，由卷扬机行业组织了有关厂家和院校联合进行了卷扬机基型设计，并充分考虑到了当时中小厂家的生产能力。快速卷扬机的基型采用半开半闭式齿轮传动，离合器采用单锥面石棉橡胶摩擦带结构，操作用手板刹车带制动。慢速卷扬机的基型为闭式传动（圆柱齿轮传动或蜗杆传动减速器）、电磁铁制动结构。这两种基型一

20、直到现今还在生产。为适应生产发展的需要，当时第一机械工业部发布了926-74卷扬机型式与基本参数和1803-76卷扬机技术条件两个部标准，并把卷扬机行业划归建筑机械研究所（建筑机械研究院前身）领导。随着部标准的颁布，使卷扬机有了大发展的基础。在此期间，由于石化工业的发展，大型设备很多，都需要吊装，如一些大型反应塔，塔的高度达七八十米，质量达五六百吨，就需要有大型吊装用的卷扬机，因而各厂家相继生产了20t和30t卷扬机，满足了经济发展的需要。末期开始，中国实行了改革开放政策，使国民经济得到了大发展，基本建设任务增加了很多，促使建筑机械的使用大量增加，生产卷扬机的厂家亦随之大量增加。随着改革开放逐

21、步深入，生产形势的不断发展，新产品的开发提到日程上来了，不少生产厂家成立了厂属研究所，开发了如高速卷扬机、变速卷扬机、自动限位卷扬机等新产品，以与谐波传动、摆线针轮传动、圆弧齿齿轮传动、圆弧齿圆柱蜗杆传动等具有新型传动型式的卷扬机。为使卷扬机的生产满足日益增加的需求和解决中小厂家设计力量薄弱的情况，1988年卷扬机行业组织了九厂一所一校成立了卷扬机系列设计组，对单筒快速建筑卷扬机起重质量从0.5t到2.5t的机型进行了系列设计。这次设计分两种机型，一种为基本型（电控卷扬机），一种为溜放型（手控卷扬机）。设计既考虑到技术发展的趋势，又考虑到厂家的生产能力。因此基本型为一字型布置，采用二级或三级圆

22、柱斜齿轮传动，电制动锥形转子电动机；溜放型采用封闭式二级行星齿轮传动，普通Y系列电动机，用手操作两条制动带控制工作和制动。这两种机型结构紧凑，加工简单，操作方便，体积小，重量轻，一般中小企业均可生产，满足了生产的需要又实现了技术的进步 。现在世界矿山卷扬机的应用依然十分看重，在不断的发展和完善设计，都在追求高效的提升设备，以 . . . 3 / 50便最大效率的完成生产任务创造更大的生产价值，为此，世界卷扬机的发展和设计业是进一步研究提升设备的基础理论，确定合理的提升方式与运转参数，改造现有提升设备，采用最新技术、最新工艺、使其不断体积小、质量轻，提升能力大，运行准确可靠和高度集中化自动化方向

23、发展。我国是机械制造大国，绝不会落后于其他国家在矿山卷扬机方面的设计和制造。1.31.3 本课题本课题应达到的要求应达到的要求机械零件的设计是整个机器设计工作中的一项重要的具体容，因此，必须从机器整体出发来考虑零件的设计。设计零件的步骤通常包括：选择零件的类型；确定零件上的载荷；零件失效分析；选择零件的材料；通过承载能力计算初步确定零件的主要尺寸；分析零部件的结构合理性；作出零件工作图和装配图。对一些由专门工厂大批生产的标准件主要是根据机器工作要求和承载能力计算，在标准中合理选择。 研究此项任务，一方面可以对我这几年来所学知识的一个检测，也是对我以后工作能力的提高，在此次毕业设计中运用到了机械

24、设计、机械制图、互换性、材料、机械原理与工程力学等多学科知识。通过合理的设计减速器传动装置，使卷扬机能够在特定的工作环境下满足正常的工作要求。本文需要解决的问题包括：(1)怎样提高传动效率的问题；(2)对传动系统各零部件的设计计算；(3)卷扬机减速器各机械部分的结构设计。2 2 选定设计方案选定设计方案根据设计任务书，该传动方案的设计包括原动机和传动装置两部分。2.12.1 原动机的选择原动机的选择设计要求：动力源为三相交流电故原动机选用电动机。2.22.2 传动装置的选择传动装置的选择传动系统方案设计是机器总体设计的主要组成部分，传动装置的重量和成本通常在整台机器中占很大的比重，机器工作性能

25、和运转费用在很大程度上也取决于传动装置的性能、质量与设计布局的合理性。因此传动系统方案设计的优劣，对机器的工作性能、工作可靠性、外廓尺寸、重量、制造成本、运转费用等均有一定程度的影响，合理拟订传动方案具有重要意义。合理的传动系统方案，除了应满足工作机性能要求、适合工况条件与工作可靠外，还应使传动系统结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、效率高与便于使用和维护等。要同时满足这许多要求常常是困难的，在进行传动系统方案设计时应统筹兼顾、保证重点。电动机输出转速较高，并且输出不稳定，同时在运转故障或严重过载时可能烧坏电动机，所以要有一个过载保护装置。可能选用的有：带传动、链传动、齿轮传动、蜗杆传动。

26、设计方案有如下两种：图 2.1 方案一1.方案一：蜗杆传动类型蜗杆传动是在空间交错的两轴之间传递运动和动力的一种机构，两轴交错的夹角可 . . . 为任意值，常用的为 90 度，这种传动由于具有下述特点，故应用颇为广泛。(1)当使用单头蜗杆时，蜗杆旋转一周，蜗轮只转过了一个齿距，因而能实现大的传动比。在动力传动中，一般传动比 I=5-80；在分度机构或手动机构中，传动比可达300；若只传递运动，传动比可达 1000。由于传动比大，零件数目又少，因而结构很紧凑。(2)在杆蜗传动中，由于蜗杆齿是连续不断的螺旋齿，它和蜗轮齿是逐渐进入啮合与逐渐退出啮合的，同时啮合的齿对又较多，故冲击载荷小，传动平稳

27、，噪声低。(3)当蜗杆的螺旋线升角小于啮合面的当量摩擦角时，蜗杆传动更具有自锁性。(4)蜗杆传动与螺旋齿轮传动相似，在啮合处有相对滑动。当滑动速度很大，工作条件不够良好时，会产生较严重的磨擦和磨损，从而引起过分发热，使润滑情况恶化。因此磨损较大；当蜗杆传动具有自锁性时，效率仅为 0.4 左右。同时由于摩擦与磨损严重，常需耗用有色金属制造蜗轮，以便与钢制的蜗杆配对组合成减磨性良好的滑动摩擦剂。图 2.2 方案二2.方案二：圆柱齿轮传动类型齿轮是任意一个有齿的机械元件，它能利用它的齿与另一个有齿元件连续啮合，从而将运动传递给后者，或者从后者接受运动。齿轮副是由两个相互啮合的齿轮组成的基本机构，两齿

28、轮轴线相对位置不变，并各绕其自身的轴线转动。齿轮副是线接触的高副。齿轮传动是利用齿轮副来传递运动和 (或)动力的一种机械传动。齿轮副的一对齿轮的齿依次交替地接触，从而实现一定规律的相对运动的过程和形态称为啮合。齿轮传动是现代机械中应用最广的一种机械传动形式。在工程机械、矿山机械、冶金机械、各种机床与仪器、仪表工业中被广泛地用来传递运动和动力。齿轮传动除传递回转运动外,也可以用来把回转运动转变为直线往复运动 (如齿轮齿条传动)。与摩擦轮传动、带传动和链传动等比较，齿轮传动具有如下优点：(1)能保证瞬时传动比的恒定，传动平稳性好，传递运动准确可靠。(2)传递的功率和速度围大。传递的功率小至低于 l

29、W (如仪表中的齿轮传动)，大至5l04kW(如蜗轮发动机的减速器)，甚至高达 ll05kW;其传动时圆周速度可达至300m/s。(3)传动效率高。一般传动效率为 0.940.99。 . . . 5 / 50(4)结构紧凑，工作可靠，寿命长。设计正确、制造精良、润滑维护良好的齿轮传动，可使用数年乃至数十年。齿轮传动也存在以下不足：制造和安装精度要求高，工作时有噪声。齿轮的齿数为整数，能获得的传动比受到一定的限制，不能实现无级变速。中心距过大时将导致齿轮传动机构结构庞大、笨重，因此，不适宜中心距较大的场合。链传动与齿轮传动虽然传动效率高，但会引起一定的振动，且缓冲吸震能力差，也没有过载保护；带传

30、动平稳性好、噪音小，有缓冲吸震与过载保护的能力，精度要求不高，制造、安装、维护都比较方便，成本也比较低，但是传动效率较低，传动比也不恒定，寿命短而蜗杆传动虽然效率低，没有缓冲吸振和过载保护的能力，制造要求精度高，但还是比较符合本设计的要求，所以采用蜗杆传动。此外，蜗杆传动与齿轮传动相比，传动比更大，传动平稳噪音小，同等传动比下结构更紧凑，容易实现自锁。综上所述，本设计选取方案一蜗杆传动类型。根据要求设计单级蜗杆减速器，传递路线为：电动机联轴器减速器联轴器滚筒。根据设计要求可知，该蜗杆的圆周路线V4-5，所以该蜗杆减速器采用蜗杆下置式，采用此布置结构，由于蜗杆m s在蜗轮的下边，啮合处的冷却和润

31、滑均较好。蜗轮与蜗轮轴利用平键作轴向固定。蜗杆与蜗轮轴均采用圆锥滚子轴承，承受径向载荷和轴向载荷的复合作用，为防止轴外延伸段箱润滑油漏失以与外界灰尘，异物侵入箱，在轴承盖中装有密封元件。该减速器的结构包括电动机、蜗轮蜗杆传动装置、蜗轮轴、箱体、滚动轴承、检查孔与定位销等附件以与其他标准件等。 . . . 3 3 电动机的选择与动力参数计算电动机的选择与动力参数计算3.13.1 初选电动机类型和结构型式初选电动机类型和结构型式电动机是专门工厂批量生产的标准部件，设计时要根据工作机的工作特性、电源种类(交流或直流)、工作条件(环境温度、空间位置等)、载荷大小和性质(变化性质、过载情况等)、起动性能

32、和起动、制动、正反转的频繁程度等条件来选择电动机的类型、结构、容量(功率)和转速，并在产品目录中选出其具体型号和尺寸。 电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于生产单位一般多采用三相交流电源，因为此，无特殊要求时均应选用三相交流电动机，其中以三相异步交流电动机应用最广泛。根据 不同防护要求，电动机有开启式、防护式、封闭自扇冷式和防爆式等不同的结构型式。 Y系列三相笼型异步电动机是一般用途的全封闭自扇冷式电动机，由于其结构简单、工作作可靠、价格低廉、维护方便，因此广泛应用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上，如金属切削机床、运输机、风机、搅拌机等。对于经常起动，制动正反转的机械，如

33、起重、提升设备，要求电动机具有较小的转动惯量和较大过载能力。电动机的容量(功率)选择的是否合适，对电动机的正常工作和经济性都有影响。容量选得过小，不能保证工作机正常工作，或使电动机因超载而过早损坏；而容量选得过大，则电动机的价格高，能力又不能充分利用，而且由于电动机经常不满载运行，其效率和功率因数较低，增加电能消耗而造成能源的浪费。电动机的容量主要根据电动机运行时的发热条件来决定。该绞车用于矿井中井底车场、中间巷道、采取运输巷与掘进头等场合调度矿车，矿井中含有沼气与煤尘等爆炸性气体，相对湿度在97%以，周围介质温度不超过35，须选用YB系列防爆电机。当用于矿山地面、冶金矿物或建筑工地的地面调度

34、和搬运工作，要求 环境湿度在80%以下，周围介质温度不超过40，且空气中不得含有沼气等爆炸性与具有腐蚀作用的气体，可选用非防爆电机。方案比较见下表3-1：表3-1 参数列表型号额定功率（）kw额定转速（）minr效率（）重量（）YB90L-61.191088.2149YB100L-61.594088.5166YB112M-62.297089.5215经比较，选用电动机型号为YB100L-6，其外形结构如图3.1所示： . . . 7 / 50图3.1 矿山专用电机3.23.2 电动机的容量电动机的容量电动机的功率（容量）选得合适与否，对电动机的工作和经济性有较大的影响，小于工作要求时，不能保证

35、工作机正常工作，还会造成电动机因长期过载而过早损坏。过大则电动机价格高，效率和功率因数低，浪费能量。电动机功率的大小一般应按发热条件确定，其工作情况分为两类：1.对于载荷比较稳定、长期运转的机械（如带式输送）通常按照电动机额定功率选择：首先估算传动系统的总效率，再根据工作机特征计算工作机所需电动机功率，最后选定电动机额定功率，且使电动机额定功率不小于工作机所需电动机功率。由于负载是稳定的，无需进行过载能力的校核；当电动机不带负载起动时，也无需进行起动条件的校核。其额定功率等于或略大于电动机所需的输出功率。2.对于变载下长期运行的、短期运行的、重复短时运行的电动机，其容量选择按等效功率法计算，还

36、须用过载能力与起动条件加以校核。3.2.13.2.1 确定减速器所需的功率确定减速器所需的功率wP由滚筒圆周力和滚筒速度 v,得：F （3-1） 1000wFvP 其中:,为提升重量。FGmg一般来说，在矿山上每次提升的矿物的质量为，电机的转速为 450mKg9/ minm，那么其提升重量为： 450 9.84410FN滚筒的切向线速度为：90.15/60vm s将数据代入式（3-1）可以得：4410 0.150.66151000wPkw如果安全系数 取 1.25，则本文所要设计的减速器的额定功率为：s1.250.6615 1.250.8269wwPPkw . . . 3.2.23.2.2 确

37、定传动装置效率确定传动装置效率传动装置的效率由以下的要求：(1) 轴承效率均指一对轴承而言。 (2) 同类型的几对运动副或传动副都要考虑其效率，不要漏掉。 (3) 蜗杆传动的效率与蜗杆头数 z1有关，应先初选头数后，然后估计效率。此外，蜗杆传动的效率中已包括了蜗杆轴上一对轴承的效率，因此在总效率的计算中蜗杆轴上轴承效率不再计入。各传动机构和轴承的效率为：10.98设计中，电动机与减速器相连的法兰，相当于一个凸缘联轴器。一级环面蜗杆传动效率: 70. 02一对滚动轴承传动效率：30.98凸缘联轴器效率：98. 04 从电动机至工作机主动轴之间的总效率故传动装置总效率：221234=0.98 0.

38、70 0.980.98=0.646 电动机的输出功率：dP考虑传动装置的功率损耗，电动机输出功率为：wdPP 则 0.8268751.30.646WdPPkw3.2.33.2.3 电动机的技术数据电动机的技术数据根据计算的功率可选定电动机额定功率，取同步转速，6 级极数。min1000r经过上面的分析和计算，本文选用的 YB100L-6 矿山专用电机，其主要参数如下：电动机额定功率：；1.5OPkw电动机满载转速：；min940rn 电压：；380UV电流：。3.9IA3.33.3 传动装置运动参数的计算传动装置运动参数的计算传动装置的运动和动力参数主要指的是各轴的转速、功率和扭矩。在选定电动

39、机型号与分配传动比后，应计算传动系统中各轴的转速、功率与转矩，连同相邻两轴间的传动比和传动效率，为传动零件的设计计算和轴的设计计算提供依据。各轴的转速可根据电动机满载转速与传动比进行计算。各轴的功率和转矩均按输入值进行计算，计算时所用电动机输出功率可选工作机所需电动机功率或电动机额定功率。按前者所设计的传动系统结构紧凑；按后者所设计的传动系统具有一定的生产潜力。在计算功率和转矩时应注意：同一根轴的输出功率或转矩与输入功率或转矩数据不同，因为有轴承等的功率损耗；一根轴的输出功率或转矩与相邻下一根轴的输入功率或转矩数值不同，因为有传动零件的功率损耗。3.3.13.3.1 总传动比的计算总传动比的计

40、算由上面的选型与计算可知：电机的转速为，因为传动比 的合理围为5-80，选取。940minnr电机iminr50i . . . 9 / 503 3. .3 3. .2 2 各轴功率计算各轴功率计算蜗杆轴1011.5 0.981.47PPkw蜗轮轴2221231.47 0.70.980.97PPkw 3 3. .3 3. .3 3 各轴转速的计算各轴转速的计算蜗杆轴min9401rn 蜗轮轴min8 .185094012rinnn滚筒3 3. .3 3. .4 4 各轴输入扭矩的计算各轴输入扭矩的计算蜗杆轴111P1.47T9550955014.93N mmn940蜗轮轴222P0.97T955

41、09550492.74N mmn18.8表3-3 参数列表4 4 减速器部件的选择计算减速器部件的选择计算4 4.1.1 蜗杆传动设计计算蜗杆传动设计计算4 4.1.1.1.1 选择蜗杆、蜗轮材料选择蜗杆、蜗轮材料1.各种机械广为采用的蜗杆传动中，其蜗杆大多是圆柱形的，最为普遍的是阿基米德蜗杆（其端面齿形为阿基米德螺线），此外还有渐开线蜗杆（其端面齿形为渐开线），圆弧圆柱蜗杆（其轴剖面齿廓为凹圆弧）。在圆柱蜗杆中，阿基米德蜗杆和渐开线蜗杆统称普通圆柱蜗杆。由于阿基米德蜗杆最为简单，且轴 名功率Kw转速minr扭矩N mm蜗杆轴1.4794014.93蜗轮轴0.9718.8492.74 . .

42、. 有关阿基米德蜗杆传动的一些基本知识，也适用于其它型式的蜗杆传动2。平面二次包络环面蜗杆传功于1971年发明的一种新型蜗杆传动装置，这种蜗轮副具有以下特点：1）蜗杆齿面硬度高(HRC58)， 表面面经渗氮后精确磨削而成，精度高，表面光滑；2）加工过程与成形原理吻合度高，传动精度高；3）蜗杆与蜗轮的啮合为多齿接触，每齿为瞬时双线接触，齿面接触区可达70%以上；4）啮台面的综合曲率半径大；5）接触线与相对速度方向夹角大，动压油膜形成与保持性性好。此种蜗轮副承载能力大，传动效高，耐磨损，可广泛地向用于冶金，矿山、化工、建筑，橡塑，船舶等各种行业中。相比于普通圆柱蜗杆有承载能力大、高效率的滑动角、无

43、噪音和稳啮合、减速比选择有较大的围、高质量的材质与热处理方法、结构紧凑合理、节省能量、使用寿命长等优点。本次设计的TP环面蜗杆就是其中一种，它主要有三种型式： TPU型蜗杆在蜗轮之下； TPS型蜗杆在蜗轮之侧； TPA型蜗杆在蜗轮之上。本设计采用TPU型蜗轮蜗杆，其结构示意图如图4.1所示：图4.1 TP环面蜗轮蜗杆2.选择蜗杆、蜗轮材料，确定许用应力考虑蜗杆传动中，传递的功率不大，速度只是中等，根据机械零件课程设计表523，蜗杆选用 40Cr，因希望效率高些，耐磨性好故蜗杆螺旋齿面要求：调质HB265285.蜗轮选用铸锡磷青铜 ZQSn10-1，金属模铸造，为了节约贵重有色金属，仅齿圈用锡磷

44、青铜制造，轮芯用灰铸铁 HT100 制造。由机械零件课程设计表 53 查得蜗轮材料的许用接触应力为：2190/HN mm由机械零件课程设计表 55 查得蜗轮材料的许用弯曲应力为：244/FN mm4 4.1.2.1.2 确定蜗杆头数确定蜗杆头数与蜗轮齿数与蜗轮齿数1Z2Z由机械零件课程设计表 56：选取1Z1则21ZZ i1 5050 故取2Z50 . . . 11 / 504 4.1.3.1.3 验算滚筒的速度验算滚筒的速度实际传动比：50i 工作机滚筒转速：min8 .1850940rn滚筒钢丝绳的提升速度，假设滚筒直径 250： 3.14 D n3.14 2.5 18.8V0.148m

45、s10001000滚筒速度误差： ，合适。VV0.15-0.148%=%=1.3%V0.155%4 4.1.4.1.4 确定蜗杆蜗轮中心距确定蜗杆蜗轮中心距 a a确定蜗杆的计算功率：1cP1AC1PKPKFM P（K ）式中使用场合系数，每天工作一小时,轻度震动，AK 由齿轮手册4查得：；AK0.7制造精度系数，取 7 级精度，FK 由齿轮手册查得：；FK0.9材料配对系数，齿面滑动速度6-1010-1818-3030-5050-8080-120120-180C或R0.50.60.81.01.21.62.02.53.0 . . . ，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径，半联轴器与轴配2

46、 355dmm60Dmm合的毂孔长度，保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，故 1-62Lmm2 段的长度应比 L 略短一些，故取。 1 2110lmm2）初步选择滚动轴承，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取零基本游隙组，2 355dmm标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30212，其尺寸为，故60 110 23.75dD Tmm，而。 3 46 760ddmm7 823.75lmm3) 取安装蜗轮处的轴段直径，蜗轮左端与左轴承用套筒定位，已知蜗轮4 565dmm轮缘宽度为 28mm，所以可取蜗轮轮毂宽度为 52mm

47、，为了使套筒端面可靠地压紧蜗轮，4-5 段应略短于轮毂宽度，故取。 4 550lmm 4）蜗轮右端采用轴肩定位，轴肩高度，取，则轴环处直径0.07hd6hmm，轴环宽度，取，。 5 677dmm1.4bh5 612lmm6 712lmm6 768dmm5) 轴承端盖的总宽度为 28mm(由减速器与轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆与便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴的右端面间的距离，故取。 22lmm2 350lmm6) 取蜗轮距箱体壁之距离。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置16amm时，应距箱体壁一段距离，取。8Smm则， 3 42 16823.7549.7

48、5lmm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。图 4.4 蜗轮轴零件的装配示意图（注：数字 1,2,3,4,5,6,7,8 为各轴段号） 4.轴上零件的周向定位 蜗轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平健联接。根据可选蜗轮与轴之间的平键4 5d尺寸为 (GBT1096-1979)，键槽用键槽铣刀加工，长为 45mm(标准键长18 11b hmm . . . 19 / 50见 GBT1096-1979)，同时保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，选择轮毂与轴的配合。半联轴器与轴的联结按由手册查得平键截面为(GBT1096-76Hn12d16 10b hmm1979)，键槽用键槽铣刀加工，长为 100mm

49、 (标准键长见 GBT1096-1979)，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径76Hk尺寸公差为。6m 5.确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径按表 4-3 选取。2 454 4.4.4 轴的校核轴的校核4 4.4.4. .1 1 蜗杆轴的强度校核蜗杆轴的强度校核 1绘轴的计算简图在确定轴承支点位置时，应从手册上查取 a 值，对于 30207 型单列圆锥滚子轴承，a=16mm，所以作为简支梁的轴的支撑跨距：23(2043.7534)(2043.7534)LL97.7597.75195.5mm 2计算作用在轴上的力132222 49

50、2.74 106179.88159.466aTFNd216179.88242751.46raFF tgtgN 3计算支点反力水平反力：112736.67368.33522tNHNHFFFN垂直反力：0BM111197.752195.540.5342751.46 97.756179.8822016.38195.5raNVdFFFN0AM111297.752195.540.5342751.46 97.756179.882735.08195.5raNVdFFFN 4计算弯矩，作弯矩图水平弯矩： 197.75368.335 97.7536004.75HNHMFN mm . . . 垂直弯矩： 1197

51、.752016.38 97.75197101.145VNVMFN mm2297.75735.08 97.7571854.07VNVMFN mm合成弯矩：2222HV1cMMM36004.75197101.145200362.68N mm左2222HV2cMMM36004.7571854.0780370.08N mm右 5扭矩图由机械零件课程设计表 618 查得折算系数 0.591T8808.7N mm3=0. 59 14. 93 10扭矩图如图 4.5 所示。 6校核轴的强度由机械设计表 15-1 查得：170MPa222113()200362.688808.746.590.1 35.047c

52、aMTMPaW则，强度足够。 1ca轴强度弯矩图和扭矩图见图 4.5。 . . . 21 / 50图 4.5 蜗杆轴的强度4.4.2 蜗轮轴的强度校核 1绘轴的计算简图在确定轴承支点位置时，应从手册上查取 a 值，对于 30212 列圆锥滚子轴承，作为简支梁的轴的支撑跨距22amm23(2043.7534)(2043.7534)LL97.7597.75195.5mm 2计算作用在轴上的力216179.88taFFN21736.67atFFN212751.46rrFFN 3计算支点反力水平反力：1126179.883089.9422tNHNHFFFN垂直反力：0BM . . . 222151.7

53、52103.5159.466736.672751.46 51.752808.22103.5arNVdFFFN0AM111297.752195.540.5342751.46 97.756179.882735.08195.5raNVdFFFN 4计算弯矩，作弯矩图水平弯矩： 151.753089.94 51.75159904.395HNHMFN mm 垂直弯矩： 1151.75808.22 51.7541825.385VNVMFN mm2251.751943.24 51.75100562.67VNVMFN mm合成弯矩：2222HV1cMMM159904.39541825.85165283.93N

54、 mm左2222HV2cMMM159904.395100562.67188897.5N mm右 5扭矩图由机械零件课程设计表 618 查得折算系数0.591T492.74290716.6N mm3=0. 5910扭矩图如图 4.6 所示。 6校核轴的强度由机械设计表 15-1 查得：， 160MPa222223()188897.5290716.612.60.1 65caMTMPaW则，强度足够。 1ca蜗轮轴的弯矩图见图 4.6。 . . . 23 / 50图 4.6 蜗轮轴的强度 4 4.5.5 滚动轴承的选择与校核滚动轴承的选择与校核4.5.14.5.1 蜗杆轴滚动轴承的选择与校核蜗杆轴滚

55、动轴承的选择与校核 1轴承的径向载荷的计算222211368.3352016.382049.75rANHNVFFFN222222368.335735.08822.2rBNHNVFFFN 2派生轴向力的计算查设计手册得，圆锥滚子轴承 30207 型的各参数为：14 0210，1.50.375etg 2000hLh 当 d=35mm 时，e=0.37，y=1.6；故12049.75640.552 1.62 1.6rAdFFN2822.2256.942 1.62 1.6rBdFFN又12640.556179.886820.43daedFFF . . . 所以，轴承 2 受压则11640.55adFF

56、N216179.88640.556820.43aaedFFFN 3求当量动载荷12640.550.31252049.756820.438.295822.2arAarBFeFFeF所以，对于轴承 1：x=1，y=0；12049.75rAPFN对于轴承 2：x=0.4，y=1.6220.41.60.4 822.2 1.6 6820.4311241.568rBaPFFN 4. 校核轴承的寿命 查设计手册得，51.5cKN10 3940minnr66310/3101051.5 10()()28316060 94011241.568hhCLhLnP故此轴承的寿命满足设计要求。4 4.5.2.5.2 蜗轮

57、轴上轴承的校核蜗轮轴上轴承的校核 1求径向载荷2222112634.98452.472673.55rANHNVFFFN2222223544.92298.994225.12rBNHNVFFFN 2计算派生轴向力查设计手册得，圆锥滚子轴承 30212 型的各参数为：1.5etg，15 06 3473 10hLh 则，1.5etg 1.5y 122673.55891.1822 1.54225.121408.3722 1.5rAdrBdFFNyFFNy12891.18736.671627.85daedFFNF则轴承 2 受压所以，11891.18adFFN21627.85aFN3求当量动载荷 . .

58、. 25 / 5012891.180.332673.551627.850.44225.12arAarBFeFFeF所以，对于轴承 1：x=1 ，y=0 对于轴承 2：x=1 ，y=0122673.554225.12rArBPFNPFN4校核轴承的寿命查设计手册得：，97.8cKN10 318.8minnr66310/3101097.8 10()()313345596060 18.84225.12hhCLhLnP故此轴承寿命满足设计要求。4 4.6.6 键联接的强度校核键联接的强度校核4 4.6.1.6.1 蜗杆轴上安装联轴器处的键联接蜗杆轴上安装联轴器处的键联接由机械零件课程设计表 81 选用

59、普通平键： ，取 L45mm。 8 7b hmm 由机械零件课程设计表 87 查得：键的工作长度：45837lLbmm键的工作高度：6322hkmm由机械零件课程设计表 88 查得键联接的许用压力： ， 7080PMPa2TPdkl32 14.93 1010.537 3.5 22MPa所以，所选平键合适。 PP4 4.6.2.6.2 蜗轮轴上装蜗轮处的键联接蜗轮轴上装蜗轮处的键联接由机械零件课程设计表 81 选用普通平键： ，取 L45mm。 18 11b hmm由机械零件课程设计表 87 查得：键的工作长度：45 1827lLbmm键的工作高度：5.52hkmm由机械零件课程设计表 88 查

60、得键联接的许用压力： 100 120PMPa . . . 322 492.74 10102.15.5 27 65TPMPadkl所以，所选平键合适。 PP4 4.6.3.6.3 蜗轮轴上装联轴器处的键联接蜗轮轴上装联轴器处的键联接由机械零件课程设计表 81 选用普通平键： ，取 L100mm。 16 10b hmm由机械零件课程设计表 87 键的工作长度：100 1684lLbmm键的工作高度：52hkmm由机械零件课程设计表 88 查得键联接的许用压力： 7080PMPa322 492.74 1046.935 84 50TPMPadkl所以，所选平键合适。 PP4.74.7 联轴器的选择和计