带式运输机用蜗杆减速器设计

-目 录1、机械设计课程设计任务书 -32、电动机的选择-53、传动装置的运动和动力参数的计算 -74、传动零件设计计算-85、轴的设计计算及校核-136、轴承的校核 -197、键的选择和校核 - 228、箱体的设计 - 229、键等相关标准的选择- 2410、减速器构造与润滑、密封方式的概要说明-25附录 轴的反力及弯矩、扭矩图- 291设计题目带式运输机用蜗杆减速器设计。1.1. 工作原理及条件工作原理：带式输送机工作装置如下列图所示己知条件： 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300工作日； 3.运输带速度允许误差；5；三、原始数据条件传送带工作拉力FkN传送带工作速度vm/s滚筒直径Dmm参数20.83501电动机 2联轴器 3蜗杆减速器 4带式运输机附图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三相异步电动机。2.1.1.2选择电动机容量工作机所需的功率： 由电动机至工作机之间的总效率： 其中分别为联轴器，轴承，蜗杆和卷筒的传动效率。查表可知=0.99滑块联轴器=0.98滚子轴承=0.73单头蜗杆 =0.96卷筒 所以：所以电动机输出功率： kw2.1.1.3确定电动机转速根据条件计算出工作机滚筒的工作转速为 =1.6kw=0.63=2.54kwnw=43.68r/min计算及说明 结果电动机转速可选范围：nd=i*nd=(1070)*43.68=436.83057.6r/min2.1.1.4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速总传动比极数 1Y100L-23kw3000r/min2870r/min65.71 22Y100L-43kw1500r/min1440r/min32.97 43Y132S-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，电动机价格比拟廉价，而且方案3的传动比不是很大，尺寸也不是很大，构造还比拟紧凑。电动机的型号为Y132 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：2.1.2.2 各级传动比的分配 2.1.2.3 由于为蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，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一样蜗轮转速：滚筒的转速和蜗轮的转速一样3.2 功率蜗杆的功率：p1=2.540.99=2.51KW蜗轮的功率：p2=2.510.730.98=1.80kW滚筒的功率：p3=1.80.980.99=1.75Kw3.3 转矩=21.98n=43.68 r/minp1=2.51KWp2=1.80KWp3=1.75KW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(Nm)25.2725.02533.4507传动比i21.98效率0.990.730.96 计算及说明 结果4.选择蜗轮蜗杆的传动类型根据 GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆ZI。4.1选择材料考虑到蜗杆的传动功率不大，速度只是中等，应选择45钢，蜗杆螺旋局部要求淬火，硬度为4555HRC，蜗轮用铸锡磷青钢ZCuSn10P1，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按齿面接触强度进展设计传动中心矩计算公式如下：(1) 确定作用在蜗轮上的转矩=533.4Nm(2) 确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布系数KA=1.1(3) 确定弹性影响系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故=147渐开线蜗杆ZI45钢ZCuSn10P1青铜HT100=533.4NmKA=1.1=147 计算及说明结果(4) 确定接触系数先假设蜗杆分度圆d1和传动中心矩a的比值，从图11-18可查得=3.1(5) 确定接触疲劳极限根据蜗轮材料为ZCuSn10P1，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可从表11-7中查得无蜗轮的根本许用应力=265MPa(6) 确定接触疲劳最小平安系数 根据推荐值可取=1.27确定寿命系数 116800 8计算中心距取中心矩a=200mm这时，=3.1由图11-18查得，因为d2,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轴段5为轴环，考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查得d6=64mm轴段7与轴段3一样轴径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及轴承拆装方便，蜗轮端面与箱体内壁间应有一定间隙，取两者间距为23mm 为保证轴承含在箱体轴承孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面与箱体内壁的距离为2mm . 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=2+23+2+21=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L1=110mm。 因此，定出轴的跨距为L=10.5+25+60+25+10.5=131mm.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=330mm。 轴的构造示意图如下图：d1=42mmd2=52mmd3=55mmd4=60mmd5=70mmd6=64mmd7=55mmL4=60mmL7=21mmL3=48mmL2=68mmL1=110mmL=131mmL总=330mm计算及说明结果5.2.3 轴的校核计算按弯扭组合进展强度校核轴的受力简图及弯扭矩图见下列图（a） 绘制轴的受力图蜗轮的分度圆直径d=352mm； 转矩T=533.4Nm蜗轮的切向力Ft=2T/d=2533.4/352=3030.7N蜗轮的径向力Fr=Fttan=3030.7tan20=1103.1N蜗轮轴向力Fa=Fttan=3030.7tan11.3=605.6N（b） 求水平面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。=NC截面处的弯矩NC求垂直平面V内的支反力及弯矩 支反力由得截面C左侧的弯矩Ft=3030.7NFr=1103.1NFa=605.6N=N=N=99.3计算及说明结果截面C右侧的弯矩求合成弯矩截面C左侧的合成弯矩截面C右侧的合成弯矩计算转矩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=0.6,危险截面C处的当量弯矩为: =271.31N*m计算截面C处的直径，校验强度因此处有一键槽，故将轴径增大5%，即：d=36.67*1.05=38.51mm而构造设计中，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。=T=271.31N*m=36.67mm强度足够45钢计算及说明结果按扭转强度，初步估计轴的最小直径 dA Tc=1.2*9550*2.51/960=29.96mm确定各轴段直径查表GB 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。轴的构造设计从轴段d1=40mm开场逐渐选取轴段直径，d2起固定作用，定位轴肩高度可在0.070.1d范围内，故d2=40+0.1d1=44mm，该直径处安装密封毡圈，取标准直径。应取d2=45mm；d3与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，选定轴承型号为30310。取d3=50mm。 d4起定位作用，由h=0.070.1d3=0.070.150=3.55mm，取h=4mm，d4=d3+h=50+4=54mm；d6=d4=54mm;d7段装轴承，取d7=d3=50mmd5段取蜗杆齿顶圆直径d5=96mm;5.3.3确定各轴段长度L1取联轴器轴孔长度84mmL2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=L4+L6+L5+1/2L3+1/2L3 =403mm蜗杆的总长度为：L总=L+40+30+84 =557mm5.3.4蜗杆轴的强度校核按弯扭组合进展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d=15.84mmd1=40mmd2=45mmd3=50mmd4=54mmd6=54mmd7=50mmd5=96mmL1=84mmL2=40mmL3=20mmL4=138mmL7=30mmL5=107mmL总=557mm计算及说明结果（a） 绘制轴的受力图（b） 求水平面H内的支反力及弯矩Ft1=Fa2=605.6N Fr1=Fr2=1103.1NFa1=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。=C截面处的弯矩C求垂直平面V内的支反力及弯矩 支反力由得截面C左侧的弯矩截面C右侧的弯矩求合成弯矩截面C左侧的合成弯矩截面C右侧的合成弯矩Ft1=605.6NFr1=1103.1NFa1=3030.7N=302.8N计算及说明结果计算转矩：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=0.6,危险截面C处的当量弯矩为: =172.4N*m计算截面C处的直径，校验强度因此处有一键槽，故将轴径增大5%，即：d=31.53*1.05=33.11mm而构造设计中，此处直径已初定为96mm，故强度足够蜗杆轴的构造示意图如下列图所示：6.轴承的校核6.1 校核30311 查表GB/T297-1994 额定动载荷Cr=90.8103 N 根本静载荷Cor=115*103 N(1) 求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2由前面设计蜗轮时求得的：Fr1v=N =172.4N*m强度足够计算及说明结果Fr2v= NFr1H=1515.4 NFr2H=1515.4 NFr1=NFr2=N（1） 求两轴承计算轴向力Fa1和Fa2查表GB/T297-1994 可知 e=0.4附加轴向力 轴向力FA=605.6N 轴承2端被压紧，故求当量动载荷P1和P2e查表GB/T297-1994，取*=1,Y=0查表GB/T297-1994，取*=0.4,Y=1.5计算P1、P2，由于载荷平稳取fp=1,则Fr2v NFr1H=1515.4 NFr2H=1515.4 NFr1=NFr2=Ne=0.4计算及说明结果验算轴承寿命因为P1P2，所以按轴承的受力大的计算： 所以轴承满足寿命要求。6.2校核303110 查表GB/T297-1994 额定动载荷Cr=73.2103 N 根本静载荷Cor=92.0*103 N(2) 求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2由前面设计蜗轮时求得的：Fr1v=NFr2v= NFr1H=302.8 NFr2H=302.8NFr1=NFr2=N求两轴承计算轴向力Fa1和Fa2查表GB/T297-1994 可知 e=0.42=轴承满足寿命要求Fr1NFr2=N计算及说明结果附加轴向力 轴向力FA=3030.7N 轴承2端被压紧，故求当量动载荷P1和P2e查表GB/T297-1994，取*=1,Y=0查表GB/T297-1994，取*=0.4,Y=1.4计算P1、P2，由于载荷平稳取fp=1,则验算轴承寿命因为P1P2，所以按轴承的受力大的计算： 所以轴承满足寿命要求。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查 GB1095-2003：A型普通平键根据轴的最小直径d=42mm,选择键b*h=12mm8mmL=80mml=L-b=80-12=68mmk=0.5h=0.58=4mmMPa=110MPa 合格7.2蜗杆与联轴器相配合的键的选择查 GB1095-2003：A型普通平键根据轴的最小直径d=40mm,选择键b*h=12mm8mmL70mml=L-b=70-12=58mmk=0.5h=0.58=4mmMPa=110MPa 合格8.箱体的设计计算 8.1箱体的构造形式和材料箱体采用铸造工艺，材料选用HT200。因其属于中型铸件，铸件最小壁厚810mm，取=10mm8.2铸铁箱体主要构造尺寸和关系如下表：A型普通平键b*h=12mm8mm 合格A型普通平键b*h=12mm8mm合格名称减速器型式及尺寸关系箱座壁厚=10mm 箱盖壁厚11=0.8=9.6mm 取1=10mm箱座凸缘厚度b1，箱盖凸缘厚度b，箱座底凸缘厚度b2 b1=1.51=15mmb=1.5=15mm b2=2.5=2.510=25mm地脚螺钉直径及数目 df=0.036a+12=21mm 取df=25mm n=6轴承旁联接螺栓直径d1=0.75df=18.75mm 取d1=20mm盖与座联接螺栓直径 d2=0.50.6df 取d2=16mm联接螺栓d2间的间距l=150200mm轴承端盖螺栓直径 d3=0.40.5df 取d3=12mm 检查孔盖螺栓直径 d4=0.30.4df 取d4=8mmDf，d1，d2至外壁距离 df，d2至凸缘边缘距离C1=26,20,16 C2=24,14轴承端盖外径 D2=140mm 轴承旁联接螺栓距离 S=140mm轴承旁凸台半径 R1=16mm轴承旁凸台高度 根据轴承座外径和扳手空间的要求由构造确定箱盖，箱座筋厚 m1=9mm m2=9mm蜗轮外圆与箱内壁间距离1=16mm蜗轮轮毂端面与箱内壁距离2=30mm9.键等相关标准的选择本局部含键的选择，联轴器的选择，螺栓、螺母、螺钉的选择，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=12mm8mmGB1095-2003 半联轴器与蜗杆轴的连接 b*h=12mm8mmA型，12mm8mmA型，12mm8mm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，后续箱体附件的构造，以及其他因素的影响选用 螺栓GB5782-86， M10*35， 数量为3个 M12*100， 数量为6个 螺母GB6170-86 M10 数量为2个 M12， 数量为6个螺钉GB5782-86 M6*20 数量为2个 M8*25， 数量为24个 M6*16 数量为12个 M10*35M12*100M10M12M6*20M8*25M6*166.4销，垫圈垫片的选择选用销GB117-86，B8*30，数量为2个选用垫圈GB93-87数量为8个选用止动垫片1个选用石棉橡胶垫片2个选用08F调整垫片4个GB117-86B8*30GB93-87止动垫片石棉橡胶垫片08F调整垫片有关其他的标准件，常用件，专用件，详见后续装配图10.减速器构造与润滑、密封方式的概要说明减速器的构造本课题所设计的减速器，其根本构造设计是在参照后附装配图的根底上完成的，该项减速器主要由传动零件蜗轮蜗杆，轴和轴承，联结零件键，销，螺栓，螺母等。箱体和附属部件以及润滑和密封装置等组成。箱体为剖分式构造，由I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；采用圆锥销用于准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查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，以放高气压冲破隙缝的密封而致使漏油；副标尺用于检查箱内油面的上下；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；减速器用地脚螺栓固定在机架或地基上。减速箱体的构造该减速器箱体采用铸造的剖分式构造形式具体构造详见装配图轴承端盖的构造尺寸详见零件工作图减速器的润滑由于V=4.02 m/s12 m/s，应用喷油润滑，考虑成本及需要，选用润滑油润滑。轴承局部采用润滑脂润滑。蜗轮润滑采用N32号涡轮蜗杆油SH0094-91最低最高油面距1020mm，油量为1.5L。轴承润滑选用 ZL-3型润滑脂 (GB 7324-1987油量为轴承间隙的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，垫片进展密封。 轴承孔的密封、闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部，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，其构造及装配详见装配图。具体构造详见装配图具体构造装配图详见零件工作图N32号涡轮蜗杆油ZL-3型润滑脂详见装配图参考文献1，机械设计第八版 濮良贵 纪名刚 主编 -：高等教育2，机械设计课程设计 宋宝玉 主编 -：高等教育3，机械设计课程设计 殷玉枫 主编 -：机械工业4，机械设计课程设计 岩 陈晓罗 主编 -：理工大学5.机械设计课程设计王昆，何小柏，汪信远主编-高等教育6.机械设计第七版濮良贵，纪名刚主编-高等教育7.简明机械设计手册洪钟德主编-同济大学 8.减速器选用手册周明衡主编-化学工业 9.工程机械构造图册周明衡*希平主编-机械工业 10.机械制图第四版*朝儒高治一编-高等教育11.互换性与技术测量第四版李硕根杨兴骏编-中国计量7，机械原理 恒 陈作模 主编 -：高等教育8，机械零件课程设计 祥 主编 -：中国铁道9，理论力学 *工业大学理论力学教研室 编 -：高等教育 10，机械设计课程设计手册 2版 吴宗泽 主编 -：高等教育课程设计小结通过这次设计让我了解到机械设计是从使用要求等出发，对机械的工作原理、构造、运动形式、力和能量的传递方式，以及各个零件的材料和形状尺寸等问题进展构思、分析和决策的工作过程，这种过程的结果要表达成设计图纸、说明书及各种技术文件。机械设计课程设计是机械设计课程的一个重要环节，它可以让我们进一步稳固和加深学生所学的理论知识，通过设计把机械设计及其他有关先修课程如机械制图、理论力学、材料力学、工程材料等中所获得的理论知识在设计实践中加以综合运用，使理论知识和生产实践密切的结合起来。而且，本次设计是我们学生首次进展完整综合的机械设计，它让我树立了正确的设计思想，培养了我对机械工程设计的独立工作能力；让我具有了初步的机构选型与组合和确定传动方案的能力；为我今后的设计工作打了良好的根底。由于实践经历和资料的缺乏，加之时间紧迫，在设计过程中遇到了许多问题，大局部问题在教师的指导和同学们的帮助下下得以解决。但也有很多地方设计的不近人意，例如所绘制的图纸有些地方表达的不是很清楚，希望各位教师给予谅解。附录反力及弯局矩、扭矩图轴的受力分析图*-Y平面受力分析*-Z平面受力图：水平面弯矩 99.3垂直面弯矩 89.42 -17.17合成弯矩 100.77 133.63转矩TT=393.54Nm 271.31当量弯矩. z.