带式运输机单级蜗杆减速器设计说明书

1 带式运输机单级蜗杆减速器设计说明书 1 设计题目 带式运输机用蜗杆减速器设计 。 工作原理及已知条件 工作原理 ：带式输送机工作装置如下图所示 己知条件： 三班制， 运输机连续工作，单向动转，载荷平稳，空载起动 。 使用期限 10 年 （每年300工作日）； 5； 三、原始数据 已知条件 传送带工作拉力 F（ 传送带工作速度 v（ m/s） 滚筒直径 D（ 参数 2 50 2 1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 3 动机的选择计算 择电动机 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。 工作机所需的功率： w 0 0 0 0 3 由电动机至工作机之间的总效率： 434221 2 34 分别为联轴器，轴承，蜗杆和卷筒的传动效率。 查表可知 1 =块联轴器） 2 =子轴承） 3=头蜗杆） 4 =筒） 所以： 2 以电动机输出功率： 根据已知条件计算出工作机滚筒的工作转速为 r / m i m i 0 n w a=算及说明 结果 4 电动机转速可选范围： =i*1070)*查表 16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 1 000r/870r/ 2 2 500r/440r/ 4 3 000 r/60r/ 计算及说明 结果 经合考虑 ，选定方案 3。因为同步转速较高，电动机价格比较便宜，而且方案 3 的传动比不是很大，尺寸也不是很大，结构还比较紧凑。 电动机的型号为 算及说明 结果 5 计算总传动比和各级传动比的分配 算总传动比 ： 2 1 级传动比的分配 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 蜗杆蜗轮的转速： 蜗杆转速和电动机的额定转速相同 蜗轮转速： m 滚筒的转速和蜗轮的转速相同 功率 蜗杆的功率： 轮的功率： 筒的功率： 矩 5 09 5 5 0 d 5 0 332323 n=r/所计算的结果列表： 6 参数 电动机 蜗杆 蜗轮 滚筒 转速 (r/960 960 率 (P/矩 (N m) 07 传动比 i 率 算及说明 结果 根据 10085推荐，采用渐开线蜗杆 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 4555轮用铸锡磷青钢 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 传动中心矩计算公式如下： 23 (1) 确定作用在蜗轮上的转矩 2T =m (2) 确定载荷系数 K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布系数 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 21渐开线蜗杆 5钢 铜 T =m Z =147 21 7 计算及说明 结果 (4) 确定接触系数图 11=5) 确定接触疲劳极限 根据蜗轮材料为 杆螺旋齿面硬度 45从表 11 =2656) 确定接触疲劳最小安全系数 根据推荐值可取 7） 确定寿命系数 7 2 0 0 0103 0 083 6 Z（ 8）计算中心距 23 23 a 取中心矩 a=200时 Z=图 11为 与 轴承内径标准系列相符，故取 5 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 0段 5为轴环， 考虑蜗轮的定位和固定取 0段 6 考虑左端轴承的定位需要，根据轴承型号 30211查得 4段 7与轴段 3相同轴径 5 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 2 0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 23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 2 根据轴承宽度 B=21轴段 7长度 1 因为两轴承相对蜗轮对称，故取轴段 3 长度为 2+23+2+21） =48 为了保证联轴器不与轴承盖相碰， 取 2+46=68 根据联轴器轴孔长度 112 10 因此，定出轴的跨距为 L=（ 5+60+25+131一般情况下，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=330 轴的结构示意图如图所示： 2mm 2mm 5mm 0mm 0mm 4mm 54=607=213=482=681=110=131 总 =33013 计算及说明 结果 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下图） （ a） 绘制轴的受力图 蜗轮的分度圆直径 d=352 转矩 T=m 蜗轮的切向力 T/d=2 52=轮的径向力 t = =轮轴向力 t = 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。 1 3 02/ B N 5 152 （ C）求垂直平面 V 内的支反力及弯矩 支反力 由 0 022 222 2 222 6 51 3 123 5 521 3 31 NF v A 6 0 32 截面 C 左侧的弯矩 v aM v c r=a= 14 计算及说明 结果 截面 C 右侧的弯矩 v bM v c 求合成弯矩 截面 C 左侧的合成弯矩 22121 截面 C 右侧的合成弯矩 22222 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a =险截面 C 处的 当量弯矩为 : 222 2 c =m 计算截面 验强度 e cd a 3 因此处有一键槽，故将轴径增大 5%，即： d=结构设计中，此处直径已初定为 60 故强度足够 杆轴的设计 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。 2 1CM 2 T= =m 度足够 45 钢 15 计算 及说明 结果 按扭转强度，初步估计轴的最小直径 d A 5 33 0 550*60=确定各轴段直径 查表 384用 块联轴器，标准孔径d=40轴伸直径为 40轴器轴孔长度为： 84 轴的结构设计 从轴段 0始逐渐选取轴段直径， 位轴肩高度可在（ d 范围内，故 0+4直径 处安装密封毡圈，取标准直径。应取 5 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 0 定位作用，由 h=（ 50=5 h=4d4=d3+h=50+4=54 d6=4 d7=0mm 6定各轴段长度 42安装端盖取 03安装轴承，取轴承宽度 =204和 6=1387也安装轴承和端盖 05为蜗杆轴向齿宽取 07出轴的跨度为 ; L=6+1/2403杆的总长度为： L 总 =L+40+30+84 =557 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） d=0mm 5mm 0mm 4mm 4mm 0mm 61=842=403=204=1387=305=107 总 =55716 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 于蜗杆相对支撑点对称布置，故两端支承反力相等。 B （ C）求垂直平面 V 内的支反力及弯矩 支反力 由 0 022 111 2 111 3 NF v A 0 31 截面 C 左侧的弯矩 v aM v c 截面 C 右侧的弯矩 v bM v c 求合成弯矩 截面 C 左侧的合成弯矩 22121 截面 C 右侧的合成弯矩 CM 1 7 计算及说明 结果 22222 计算转矩： 5 09 5 5 0 1 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 =险截面 C 处的当量弯矩为 : 222 1)(2 c =m 计算截面 校验强度 e 3 因此处有一键槽，故将轴径增大 5%，即： d=结构设计中，此处直径已初定为 96 故强度足够 蜗杆轴的结构示意图如下图所示： 核 30311 查表 297额定动载荷 103 N 基本静载荷 15*103 N (1) 求两轴承受到的径向载荷 前面设计蜗轮时求 得的： N 2 =m 强度足够 18 计算及说明 结果 222121 22222 1） 求两轴承计算轴向力 表 297可知 e=加轴向力 轴向力 承 2 端被压紧，故 求当量动载荷 e 查表 297 X=1,Y=0 B/ X=算 于载荷平稳取 ,则 N e=S 3 72 11 S 3 92 22 21 a a 1 822 19 计算及说明 结果 验算轴承寿命 因为 2，所以按轴承的受力大的计算： 所以轴承满足寿命要求。 03110 查表 297额定动载荷 103 N 基本静载荷 03 N (2) 求两轴承受到的径向载荷 前面设计蜗轮时求得的： N 22121 22222 两轴承计算轴向力 表 297可知 e=p 轴承 满足寿命要求 N 3 7111 N 22 7 2 0 0 )(10 20 计算及说明 结果 附加轴向力 轴向力 承 2 端被压紧，故 求当量动载荷 3 011 e 查表 297 X=1,Y=0 4 7 122查表 297 X=算 于载荷平稳取 ,则 验算轴承寿命 因为 2，所以按轴承的受力大的计算： 所以轴承满足寿命要求。 2p 轴承满足寿命要求 S 1 S 2 21 7 3 a a 7 122 N 22 )(0 096016 67 016 67 0 310 21 计算及说明 结果 轮与联轴器 相配合的键的选择 查 根据轴的最小直径 d=42择键 b*h=128=80mm l=08mm k=h=8=43 K =110格 杆与联轴器 相配合的键的选择 查 根据轴的最小直径 d=40择键 b*h=12870mm l=08mm k=h=8=43 K =110格 和材料 箱体采用铸造工艺，材料选用 因其属于中型铸件，铸件最小壁厚 8 10 =10铁箱体主要结构尺寸和关系如下表： b*h=128格 b*h=128格 22 名称 减速器型式及尺寸关系 箱座壁厚 =10盖壁厚 1 1=取 1=10座凸缘厚度 箱盖凸缘厚度 b， 箱座底凸缘厚度 b2 1=15mm b= =15mm =0=25脚螺钉直径及数目 2=21取 5 n=6 轴承旁联接螺栓直径 0与座联接螺栓直径 取 6接螺栓 l=150 200承端盖螺栓直径 取 2 检查孔盖螺栓直径 取 f， 6,20,16 4,14 轴承端盖外径 40轴承旁联接螺栓距离 S=140承旁凸台半径 6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 轮外圆与箱内壁间距离 1=16轮轮毂端面与箱内壁距离 2=30本部分含键的选择，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 蜗轮轴与半联轴器 相配合的键： A 型普通平键， b*h=128半联轴器与蜗杆轴的连接 b*h=128型， 128型， 128 23 联轴器的选择 根据轴设计中的相关数据，查 用 联轴器的型号 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，以及其他因素的影响选用 螺栓 5， 数量为 3个 00， 数量为 6个 螺母 数量为 2个 数量为 6个 螺钉 0 数量为 2个 5， 数量为 24个 6 数量为 12个 5 00 12 0 5 6 圈垫片的选择 选用销 0，数量为 2个 选用垫圈 个 选用止动垫片 1个 选用石棉橡胶垫片 2 个 选用 08 个 8*30 动垫片 石棉橡胶垫片 08有关其他的标准件，常用件，专用件，详见后续装配图 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。 箱体为剖分式结构，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，以具体结构详见装配图 24 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 详见零件工作图 减速器的润滑 由于 V=m/s12 m/s，应用喷油润滑，考虑成 本及需要，选用润滑油润滑。 轴承部分采用润滑脂润滑。 蜗轮润滑采用 涡轮蜗杆油（ 最低 最高油面距 10 20量为 轴承润滑选用 (324 油量为轴承间隙的 1/3 1/2。 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，其结构及装配详见装配图。 具体结构装配图 详见零件工作图 涡轮蜗杆油 详见装配图 25 参考文献 1，机械设计第八版 濮良贵 纪名刚 主编 等教育出版社 2，机械设计课程设计 宋宝玉 主编 等教育出版社 3，机械设计课程设计 殷玉枫 主编 械工业出版社 4，机械设计课程设计 孙 岩 陈晓罗 主编 京理工大学出版社 5.机械设计课程设计王昆，何小柏，汪信远主编 6.机械设计（第七版）濮良贵，纪名刚主编 等教育出版社 7.简明机械设计手册洪钟德 主编 济大学出版社 8.减速器选用手册周明衡 主编 学工业出版社 9.工程机械构造图册周明衡 刘希平主编 10.机械制图（第四版）刘朝儒 高治一编 11.互换性与技术测量（第四版）李硕根 杨兴骏编 7，机械原理 孙