带式运输机用蜗杆减速器设计【F=2200 V=0.9 D=320】

带式运输机用涡轮蜗杆减速器设计目 录第一章 设计任务书11.1设计条件11.2原始数据11.3 传动方案1第二章 传动装置的总体设计22.1 选择电动机22.1.1电动机类型的选择22.1.2 电动机功率的选择22.1.3 电动机转速的选择22.2 传动比的计算32.3计算传动装置的运动和动力参数32.3.1各轴的转速32.3.2各轴的输入功率32.3.3各轴的输入转矩3第三章 传动零件设计53.1 涡轮蜗杆设计53.1.1选择蜗轮蜗杆的传动类型53.1.2选择材料53.1.3按计齿面接触疲劳强度计算进行设63.1.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸73.1.5校核齿根弯曲疲劳强度73.1.6验算效率83.1.7精度等级公差和表面粗糙度的确定83.2轴的设计与校核93.2.1输入轴93.2.2输出轴123.3轴承的校核153.3.1蜗杆轴上的轴承寿命校核153.3.2涡轮轴上的轴承校核153.4键的校核163.4.1蜗杆轴上键的强度校核163.4.2蜗轮轴上键的强度校核163.5联轴器的选用17蜗杆轴上联轴器的选用173.6减速器润滑与密封173.6.1 轴承润滑173.6.2 涡轮蜗杆润滑173.6.3 密封类型的选择17第四章 减速器箱体设计194.1箱体结构设计194.2油面位置及箱座高度的确定194.3箱体结构的工艺性194.4箱体尺寸设计20结 论22致 谢23参 考 文 献24全套图纸加扣 3346389411或301225058224第一章 设计任务书1.1设计条件设计一带式运输机上用的蜗杆减速器。运输机连续工作，单向运转，载荷平稳，空载起动。运输带速度误差为5%。减速器小批生产，使用期限10年，三班制工作。1.2原始数据运输带工作拉力：F =2200N输带工作速度：V =0.90m/s卷筒直径：D =320mm1.3 传动方案根据设计要求，所给原始数据本次设计的链式运输机传动结构简图如图1-1:图1-1带式运输机传动结构简图第二章 传动装置的总体设计2.1 选择电动机2.1.1电动机类型的选择按工作要求和工作条件选用Y系列三相异步电动机。2.1.2 电动机功率的选择标准电动机的容量由额定功率表示。所选电动机的额定功率应该等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，则不能保证工作机的正常工作，或使电动机长期过载、发热大而过早损坏；容量过大，则增加成本，并且由于效率和功率因数低而造成电能浪费。1、运输带的功率为：2、电动机的输出功率为电动机至滚筒轴的传动装置总效率。联轴器传动效率，蜗杆传动效率，滚子轴承传动效率，传送带的效率则从电动机到工作机传送链的总效率为：3、电动机所需功率为：查机械设计实践与创新表19-1选取电动机额定功率为3kw。2.1.3 电动机转速的选择滚筒转速：涡轮蜗杆传动比为：所以电动机实际转速的推荐值为：符合这一范围的同步转速为750、1000、1500r/minr/min。综合考虑传动装置机构紧凑性和经济性，选用同步转速1500r/min的电机。型号为Y100L2-4，满载转速，功率3。2.2 传动比的计算（1）传动比为：（2）传动比取涡轮蜗杆传动比：则涡轮蜗杆传动比：2.3计算传动装置的运动和动力参数2.3.1各轴的转速1轴 2轴 ；3轴 ；2.3.2各轴的输入功率1轴 ；2轴 ；3轴 ；2.3.3各轴的输入转矩1轴 ；2轴 ；3轴 ；将各轴动力参数整理如下表：轴名功率转矩 转速传动比1轴2.9519.84142012轴2.168386.4253.5826.53轴2.104375.0153.581第三章 传动零件设计3.1 涡轮蜗杆设计3.1.1选择蜗轮蜗杆的传动类型传动参数： 根据设计要求选用阿基米德蜗杆即ZA式。3.1.2选择材料设滑动速度：蜗杆选45钢，齿面要求淬火，硬度为45-55HRC.蜗轮用ZCuSn10P1,金属模制造。为了节约材料齿圈选青铜，而轮芯用灰铸铁HT100制造（1）确定许用接触应力根据选用的蜗轮材料为ZCuSn10P1，金属模制造，蜗杆的螺旋齿面硬度45HRC，可从文献1P254表11-7中查蜗轮的基本许用应力应力循环次数寿命系数则 （2）确定许用弯曲应力从文献1P256表11-8中查得有ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56MPa寿命系数 3.1.3按计齿面接触疲劳强度计算进行设（1）根据闭式蜗杆传动的设计进行计算，先按齿面接触疲劳强度计进行设计，再校对齿根弯曲疲劳强度。式中：蜗杆头数：涡轮齿数：涡轮转矩：载荷系数： 因工作比较稳定，取载荷分布不均系数；由文献1P253表11-5选取使用系数；由于转速不大，工作冲击不大，可取动载系；则选用的是45钢的蜗杆和蜗轮用ZCuSn10P1匹配的缘故，有故有：查机械设计表7.3得应取蜗杆模数：取蜗杆直径系数：蜗杆分度圆直径：蜗杆导程角：涡轮分度圆直径：中心距：变位系数：涡轮圆周速度：3.1.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸（1）蜗杆轴向尺距 直径系数 齿顶圆直径 齿根圆直径蜗杆螺线部分长度：取80mm（2）蜗轮 蜗轮齿数验算传动比蜗轮分度圆直径齿顶直径齿根圆直径咽喉母圆半径涡轮外圆直径涡轮宽度3.1.5校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数 根据 从图11-9中可查得齿形系数Y=2.37螺旋角系数：许用弯曲应力：从文献1P256表11-8中查得有ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56MPa寿命系数 可以得到：因此弯曲强度是满足的。3.1.6验算效率已知；与相对滑动速度有关。从文献1P264表11-18中用差值法查得： 代入式中，得大于原估计值，因此不用重算。3.1.7精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T10089-1988圆柱蜗杆，蜗轮精度选择8级精度，侧隙种类为f，标注为8f GB/T10089-1988。然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度，此处从略。详细情况见零件图。3.2轴的设计与校核3.2.1输入轴 (1)材料的选择 由表16.1 查得 用45号钢，进行调质处理， 由表16.3得 (2)估算轴的最小直径 根据表11.6，取=112为取值范围 估算轴的直径：因为轴上开有两个键槽，考虑到键槽对轴强度的削落，应增大轴径，此时轴径应增大5%10%考虑到与联轴器配合，查设计手册 轴段上有联轴器需要定位，因此轴段应有轴肩 轴段安装轴承，必须满足内径标准，故 轴段 轴段按弯扭合成强度校核轴颈圆周力 径向力水平 垂直 合成当量弯矩 校核 绘制轴的受力简图 绘制垂直面弯矩图 轴承支反力：FAY=FBY=Fr1/2=540.2NFAZ=FBZ=/2=406.6N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为：MC1=FAyL/2=16.9Nm绘制水平面弯矩图图7-1截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=406.662.5=12.7Nm绘制合弯矩图MC=(MC12+MC22)1/2=(16.92+12.72)1/2=21.1Nm绘制扭矩图转矩：T= TI=20.33Nm校核危险截面C的强度由教材P373式（15-5）经判断轴所受扭转切应力为脉动循环应力,取=0.6, 前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材P362表15-1查得,因此,故安全。该轴强度足够。3.2.2输出轴（1）材料的选择 由表16.1 查得 用45号钢，进行调质处理， 由表16.3得 （2）估算轴的最小直径 根据表11.6，取=110为取值范围 估算轴的直径：因为轴上开有一个键槽，考虑到键槽对轴强度的削落，应增大轴径，此时轴径应增大5%，取（3）轴上的零件定位，固定和装配 单级减速器中,可以将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，蜗轮套筒，右轴承和链轮依次从右面装入。（4）确定轴的各段直径和长度I段：直径d1=40mm 长度取L1=110mmII段：由教材P364得：h=0.08 d1=0.0840=4mm直径d2=d1+2h=42+6=48mm,长度取L2=46 mmIII段：直径d3=50mm 由GB/T297-1994初选用30210型圆锥滚子轴承，其内径为50mm，宽度为20mm。故III段长：L3=44mm段：直径d4=54mm，涡轮轮毂宽为70mm，取L4=68mm段：由教材P364得：h=0.08 d5=0.0854=4.32mmD5=d4+2h=54+24.3262mm长度取L5=22mm段：直径d6=d3=50mm L6=20mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=134mm（5）按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=205mm求转矩：已知T2= TII=304.27Nm求圆周力Ft：根据教材P198（10-3）式得=2T2/d2=590 N求径向力Fr：根据教材P198（10-3）式得Fr=tan=3586.4tan200=1370N两轴承对称LA=LB=75mm求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZFAY=FBY=Fr/2=107.35NFAX=FBX=/2=295N由两边对称，截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=107.3575=8Nm截面C在水平面弯矩为MC2=FAXL/2=29575=22.125Nm计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（82+22.1252）1/2=23.54Nm图7-2校核危险截面C的强度由式（15-5）由教材P373式（15-5）经判断轴所受扭转切应力为对称循环变应力,取=1, 前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材P362表15-1查得,因此,故安全。此轴强度足够3.3轴承的校核3.3.1蜗杆轴上的轴承寿命校核在设计蜗杆选用的轴承为30206型圆锥滚子轴承,由手册查得(1)由滚动轴承样本可查得,轴承背对背或面对 面成对安装在轴上时,当量载荷可以按下式计算:1)当 2)当 ,且工作平稳,取,按上面式(2)计算当量动载荷,即(2)计算预期寿命(3)求该轴承应具有的基本额定动载荷故选择此对轴承在轴上合适.3.3.2涡轮轴上的轴承校核（1）求作用在轴承上的载荷（2）计算动量载荷在设计时选用的30210型圆锥滚子轴承,查手册知根据,查得查得 所以（3）校核轴承的当量动载荷已知,所以故选用该轴承合适.3.4键的校核3.4.1蜗杆轴上键的强度校核在前面设计轴此处选用平键联接,尺寸为,键长为45mm.键的工作长度键的工作高度可得键联接许用比压故该平键合适.3.4.2蜗轮轴上键的强度校核在设计时选用平键联接,尺寸为,键长度为63mm键的工作长度键的工作高度得键联接许用比压故选用此键合适.3.5联轴器的选用蜗杆轴上联轴器的选用根据前面计算，蜗杆轴最小直径：取查机械手册，根据轴径和计算转矩选用弹性柱销联轴器： 联轴器转矩计算 查表课本14-1， K=1.3，则启动载荷为名义载荷的1.25倍，则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册选择联轴器型号为选用HL3（J1型）弹性柱销联轴器，其允许最大扭矩T=630,许用最高转速 n=5000，半联轴器的孔径d=35，孔长度l=60mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=82。3.6减速器润滑与密封3.6.1 轴承润滑蜗杆轴上轴承：涡轮轴上轴承：轴承均采用脂润滑。选用通用锂基润滑脂（GB7324-87），牌号为ZGL1。其有良好的耐水性和耐热性。适用于-20至120宽温度范围内各种机械的滚动轴承、滑动轴承及其他摩擦部位的润滑。润滑脂的装填量不宜过多，一般不超过轴承内部空间容积的1/32/3。3.6.2 涡轮蜗杆润滑涡轮蜗杆的润滑方法采用浸油润滑。在涡轮传动时，就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热。涡轮浸入油中油的深度不宜超过高速级1/2，亦不应小于1/4。为避免涡轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，应使大涡轮齿顶距油池底面的距离不小于3050mm。现取为3.6.3 密封类型的选择（1）轴外伸处的密封设计为防止润滑剂外漏及外界的灰尘、水分和其他杂质渗入，造成轴承磨损或腐蚀，应设置密封装置。轴承为脂润滑，选用毡圈油封，材料为半粗羊毛毡。（2）剖分面的密封设计在剖分面上涂水玻璃，以防止漏油。第四章 减速器箱体设计4.1箱体结构设计减速器箱体是支承和固定轴系部件、保证传动零件正常啮合、良好润滑和密封的基础零件，因此，应具有足够的强度和刚度。为提高箱体强度，采用铸造的方法制造。为便于轴系部件的安装和拆卸，箱体采用剖分式结构，由箱座和箱盖组成，剖分面取轴的中心线所在平面,箱座和箱盖采用普通螺栓连接，圆柱销定位。减速器箱体是支承和固定轴系部件、保证传动零件正常啮合、良好润滑和密封的基础零件，因此，应具有足够的强度和刚度。为提高箱体强度，采用铸造的方法制造。首先保证足够的箱体壁厚，箱座和箱盖的壁厚取。其次，为保证减速器箱体的支承刚度，箱体轴承座处要有足够的厚度，并设置加强肋，且选用外肋结构。为提高轴承座孔处的联接刚度，座孔两侧的连接螺栓应尽量靠近（以避免与箱体上固定轴承盖的螺纹孔干涉为原则）。为提高联接刚度，在轴承座旁联接螺栓处做出凸台，要有一定高度，以留出足够的扳手空间。由于减速器上各轴承盖的外径不等，各凸台高度设计一致。 另外，为保证箱座与箱盖的联接刚度，箱盖与箱座联接凸缘应有较大的厚度。为保证箱体密封，除箱体剖分面联接凸缘要有足够的宽度外，合理布置箱体凸缘联接螺栓，采用对称均匀布置，并不与吊耳、吊钩和定位销等发生干涉。4.2油面位置及箱座高度的确定对于圆柱齿轮，通常取浸油深度为一个齿高，对于多级传动中的低速级大齿轮，其浸油深度不得超过其分度圆半径的1/3。为避免传动零件传动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，应使大齿轮齿顶圆距油齿底面的的距离不小于3050mm。取45mm。4.3箱体结构的工艺性由于采用铸造箱体，所以要注意铸造的工艺要求，例如注意力求壁厚均匀、过渡平缓，外形简单；考虑液态金属的流动性，箱体壁厚不应过薄，砂形铸造圆角半径取；为便于造型时取模，铸件表面沿拔模方向设计成的拔模斜度，以便拔模方便。箱体与其他零件的结合处，如箱体轴承座端面与轴承盖、窥视孔与视孔盖、螺塞等处均做出凸台，以便于机加工。设计箱体结构形状时，应尽量减小机械加工面积，减少工件和刀锯的的调整次数。例如同一轴心线上的两轴承座孔的直径应尽量一致，以便镗孔并保证镗孔精度，取两轴承座孔的直径相同。箱体的加工面与非加工面必须严格分开,加工处做出凸台()。螺栓头部或螺母接触处做出沉头座坑。箱体形状力求均匀、美观。4.4箱体尺寸设计要设计启盖螺钉，其上的螺纹长度要大于箱盖联接凸缘的厚度，钉杆端部要做成圆柱形，加工成半圆形，以免顶坏螺纹。为了保证剖分式箱体轴承座孔的加工与装配精度，在箱体联接凸缘的长度方向两端各设一圆锥定位销。两销间的距离尽量远，以提高定位精度。定位销直径一般取，取，长度应大于箱盖和箱座联接凸缘的总厚度，以利于装拆。箱体相关尺寸汇总如下：名 称代号一级齿轮减速器计算结果机座壁厚0.04a+3mm8mm8机盖壁厚10.858机座凸缘厚度b1.520机盖凸缘厚度b11.5120机座底凸缘厚度b22.530地脚螺钉直径df0.036a+12mm16地脚螺钉数目n4轴承旁连接螺栓直径d10.75 df16机座与机盖连接螺栓直径d2(0.50.6) df12连接螺栓d2的间距l150200mm轴承端螺钉直径d3(0.40.5) df6窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4) df5定位销直径d(0.70.8) d26df、d1 、d2至外机壁距离c1见表222,16,13df 、d2至缘边距离c2见表220,11轴承旁凸台半径R1c220凸台高度h根据低速轴承座外径确定50外机壁到轴承端面距离l1c1+ c2+(58)mm48内机壁到轴承端面距离l2+ c1+ c2+(58)mm56蜗轮齿顶圆与内机壁距离11.210蜗轮端面与内机壁的距离28机座肋厚mm0.857轴承端盖外径D2轴承座孔直径+(55.5) d3125轴承端盖凸缘厚度e(11.2) d310轴承旁连接螺栓距离s尽量靠近，以Md1和Md3不发生干涉为准结 论这次的课程设计几乎用到了我们大学所学的所有专业课程,可以说是我们大学所学专业知识的一次综合考察和评定.通过这次毕业设计,使我们对以前所学的专业知识有了一个总体的认识与融会贯通.例如我们在设计过程当中需要用到所学的工程制图、材料力学、机械工程材料、机械设计、极限配合与公差以及CAD计算机辅助制图等基础的专业知识.在做毕业设计的过程中,不仅使我们熟悉了旧的的知识点,还使我们发现了许多以前没有注意的细节问题,而这些细节问题恰恰是决定我们是否能够成为一名合格的机械技术人才的关键所在.此外,我感觉两个月的毕业设计极大的丰富了我们的知识面,使我学到了许多知识,不仅仅局限于多学的专业知识.在做设计的过程中,由于需要用到课本外的知识,这要求我们上网或者到图书馆等查阅资料.例如在设计传动方案时就需要我们对绞车的工作环境和工作能力等由一定的了解才能选择合适的传动方式.由于以前没有注意此方面的问题,所以必须通过实践认识和查阅资料才能做到更好.致 谢从基础课到专业课四五十门，但这都是零散的，成块吸收，而最终的毕业设计就是把这些零散、成块的知识有条理、系统化，综合运用。达到检验所学程度的目的，既是对综合运用知识的能力的培养，又是为将来走上工作岗位的做的一次实战模拟。链式运输机对我来说是陌生的，因为平时接触这方面的知识很少。在整个设计过程中，我学会了如何把所学的知识应用到设计中去，不是单一的设计一件东西，而是要灵活运用，举一反三，能运用到别的设计中去，不过，在设计上还有很多缺陷，需要进一步完善，希望各位领导和老师提出意见，批评指正，使以后不在犯同样的错误，不断成熟、进步，在此我感谢各位领导和老师的孜孜不倦的教悔和热心帮助。经过了近3个月的时间,我的毕业设计终于作完了,在整个设计过程中我尊敬的老师们和我的同学给予了我很大的帮助，在此我深表感谢，没有他们的帮助我很难将这次毕业设计做好。我更加感谢的我的指导，在我的整个设计过程中都给予了我很大的支持和帮助，在此,我对老师衷心的说一声谢谢。我还要感谢院里的领导，因为是他们为我提供了这次机会。谢谢!参 考 文 献1 濮良贵，纪名刚.机械设计(第七版).高等教育出版社，2001.62 李仪钰.矿山机械(提升运输机械部分).冶金工业出版社,1980.73 东北工学院机械设计机械制图教研室.机械设计手册.冶金工业出版社 ,1974.44 王昆,何小柏,汪信远.机械设计指导手册.高等教育出版社,1995.125 交通大学起重运输机械教研组.起重运输机械.机械工业出版社,1958.106 陈维健,齐秀丽.矿井提升机械.中国矿业大学出版社,1989.27 劳动部煤炭工业部颁发.绞车工手册. 煤炭工业出版社,1998.58 肖凋燕,余纪生,崔居普.绞车工手册.煤炭工业出版社,1995.19 东北工学院矿山运输提升教研室.建井提升运输.冶金工业出版社,1961.110 竺可桢. 物理学. 北京：科学出版社，1973.56-60 12范祖荛，编结构力学M机械工业出版社，197913冷兴聚，王春华，王琦 主编 机械设计基础M沈阳 东北大学出版社200214陈玮璋，主编 起重机械金属结构M上海海运学院 198615李美荣，主编 工程机械专业英语M人民交通出版社2002