机械毕业设计（论文）-矿山绞车TP环面蜗杆减速器的设计【全套图纸】

编编 号号 无锡太湖学院 毕毕业业设设计计（论论文文） 题目：题目：矿山绞车矿山绞车 TP 环面蜗杆减速器的设计环面蜗杆减速器的设计 信机 系系 机械工程及自动化 专专 业业 学 号： 学生姓名： 指导教师： （职称：副教授 ） （职称： ） 2013 年 5 月 25 日 无锡太湖学院本科毕业设计（论文）无锡太湖学院本科毕业设计（论文） 诚诚 信信 承承 诺诺 书书 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 本人郑重声明：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，其内容除了在毕业设计（论文）中特别加以标注 引用，表示致谢的内容外，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 作者姓名： II 2013 年 5 月 25 日 I 无无锡锡太太湖湖学学院院 信信 机机 系系 机机械械工工程程及及自自动动化化 专专业业 毕毕 业业 设设 计计论论 文文 任任 务务 书书 一、题目及专题：一、题目及专题： 1、题目 矿山绞车 TP 环面蜗杆减速器的设计 2、专题 二、课题来源及选题依据：二、课题来源及选题依据： 本课题来源于张家港某矿山工程机械有限公司。绞车（卷扬机） 在国民基础建设工程、航运港口以及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、建筑用重型机械及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： II 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、接受任务学生： 机械 91 班班 姓名姓名 五、开始及完成日期：五、开始及完成日期： 自自 2012 年年 11 月月 12 日日 至至 2013 年年 5 月月 25 日日 六、设计（论文）指导（或顾问）：六、设计（论文）指导（或顾问）： 指导教师指导教师 签名签名 签名签名 签名签名 教教研研室室主主任任 学科组组长研究所学科组组长研究所 所长所长 签名签名 系主任系主任 签名签名 III 2012 年年 11 月月 12 日日 IV 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。 本设计课题来源于张家港某矿山工程机械有限公司，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、制造以及应用上，国内与国外先进水平相比仍有 较大差距，国内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 理的提升方式及运转参数，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：关键词：矿山绞车；PT 环面蜗杆；减速器；结构设计 V Abstract This graduation design is the main design method of mine hoist TP toroidal worm reducer, the reducer is a form of worm gear reducer. This design derives from a mine in Zhangjiagang Construction Machinery Co., Ltd., through the analysis of the traditional design 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 represents the torus worm general design process, on the other worm design work also has a certain value. At present, in mine hoist reducer design, manufacture and application of domestic, compared with foreign advanced level there are still large gaps exist, home to a large extent the shortcomings in the design and manufacture of reducer process, but our country is further enhancing the basic theory of equipment, determine a reasonable upgrade mode and operation parameters, transformation the existing lifting equipment, using the latest technology, the latest technology, it has small volume, light weight, big lifting capacity, accurate and reliable operation and highly centralized automated direction. Key words: Mine hoist; PT toroidal worm; reducer; structure design VI 目目 录录 摘 要.III ABSTRACTIV 目 录 V 1 绪论.1 1.1 本课题的研究内容和意义.1 1.2 国内外的发展概况.2 1.3 本课题应达到的要求.3 2 选定设计方案.4 2.1 原动机的选择4 2.2 传动装置的选择4 3 电动机的选择及动力参数计算.7 3.1 初选电动机类型和结构型式7 3.2 电动机的容量8 3.2.1 确定减速器所需的功率.8 w P 3.2.2 确定传动装置效率.9 3.2.3 电动机的技术数据9 3.3 传动装置运动参数的计算9 3.3.1 总传动比的计算.10 3.3.2 各轴功率计算10 3.3.3 各轴转速的计算10 3.3.4 各轴输入扭矩的计算10 4 减速器部件的选择计算.11 4.1 蜗杆传动设计计算11 4.1.1 选择蜗杆、蜗轮材料.11 4.1.2 确定蜗杆头数及蜗轮齿数12 1 Z 2 Z 4.1.3 验算滚筒的速度.12 4.1.4 确定蜗杆蜗轮中心距 a 12 4.1.5 蜗杆传动几何参数设计.13 4.2 环面蜗轮蜗杆校核计算15 4.3 轴的结构设计16 4.3.1 蜗杆轴的设计.16 4.3.2 蜗轮轴的设计.18 4.4 轴的校核20 4.4.1 蜗杆轴的强度校核.20 4.4.2 蜗轮轴的强度校核.22 4.5 滚动轴承的选择及校核24 VII 4.5.1 蜗杆轴滚动轴承的选择及校核.24 4.5.2 蜗轮轴上轴承的校核.25 4.6 键联接的强度校核26 4.6.1 蜗杆轴上安装联轴器处的键联接.26 4.6.2 蜗轮轴上装蜗轮处的键联接.26 4.6.3 蜗轮轴上装联轴器处的键联接.27 4.7 联轴器的选择和计算27 4.7.1 与电机输出轴的配合的联轴器.27 4.7.2 与蜗轮蜗杆减速器配合的联轴器.27 4.8 箱体结构尺寸及密封28 4.8.1 箱体结构尺寸.28 4.8.2 箱体的密封.29 5 润滑及附件的结构设计.30 5.1 减速器的润滑30 5.1.1 润滑油选择.30 5.1.2 蜗杆传动的热平衡计算.30 5.2 减速器的附件32 5.2.1 窥视孔和视孔盖.32 5.2.2 通气器.32 5.2.3 定位销.33 5.2.4 起盖螺钉.33 5.2.5 起吊装置.33 5.2.6 放油孔及螺塞.34 5.3 减速器的安装、使用及维护34 5.3.1 减速器的安装.34 5.3.2 减速器的使用和维护.35 6 结论与展望.36 6.1 结论36 6.2 不足之处及未来展望36 致谢.37 参考文献.38 矿山绞车 TP 环面蜗杆减速器的设计 1 1 绪论绪论 1.1 本课题的研本课题的研究内容和意义究内容和意义 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相同。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，扩大使用范围。 TP系列平面包络环面蜗杆减速器（JB/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。 国内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 本设计课题来源于张家港某矿山工程机械有限公司，其主要内容是：总结了传统减速器设计中主要考 虑的问题及发展趋势，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。 1.2 国内外的发展概况国内外的发展概况 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 无锡太湖学院学士学位论文 2 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。原沈阳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；另一种是按苏联图纸制造的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，故这段时间国内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（阜新矿山机械厂、天津卷 扬机厂、山西机器厂、宝鸡起重运输机厂等）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JB926-74卷扬机型式与基本参数和JB1803-76卷扬机技术条件两个部标准， 并把卷扬机行业划归常德建筑机械研究所（长沙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 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，以及谐波传动、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 矿山绞车 TP 环面蜗杆减速器的设计 3 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及运转参数，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。 1.3 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内容，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设计、机械制图、互换性、材料、机械原理及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 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。 2.1 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。 2.2 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，机器工作性能和运转费用在很大程度上也取决于传动装置的性能、质量及设计布局的合理性。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、适合工况条件及工作可靠外，还应使传动系统结 构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、效率高及便于使用和维护等。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。 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 无锡太湖学院学士学位论文 4 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及 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，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 及仪器、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)传递的功率和速度范围大。传递的功率小至低于 lW (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。 (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。 矿山绞车 TP 环面蜗杆减速器的设计 5 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；带传动平稳性好、噪音小，有缓冲吸震及过载保护的能力，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，啮合处的冷却和润滑均较好。蜗轮及蜗轮轴利用平键作轴向固定。蜗杆及蜗轮轴均采用圆 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内润滑油漏失以及外界灰尘，异 物侵入箱内，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及其他标准件等。 无锡太湖学院学士学位论文 6 3 电动机的选择及动力参数计算电动机的选择及动力参数计算 3.1 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、采取运输巷及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%以内，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及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-61.191088.2149 YB100L-61.594088.5166 YB112M-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： 矿山绞车 TP 环面蜗杆减速器的设计 7 图3.1 矿山专用电机 3.2 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，还须 用过载能力及起动条件加以校核。 3.2.1 确定减速器所需的功率确定减速器所需的功率 w P 由滚筒圆周力和滚筒速度 v,得：F （3-1） 1000 w Fv P 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： 9 0.15/ 60 vm s 将数据代入式（3-1）可以得： 4410 0.15 0.6615 1000 w Pkw 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：s 1.250.6615 1.250.8269 ww PPkw 无锡太湖学院学士学位论文 8 3.2.2 确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： 1 0.98 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 . 0 2 一对滚动轴承传动效率： 3 0.98 凸缘联轴器效率：98 . 0 4 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： 22 1234=0.98 0.70 0.98 0.98=0.646 电动机的输出功率： d P 考虑传动装置的功率损耗，电动机输出功率为： w d P P 则 0.826875 1.3 0.646 W d P Pkw 3.2.3 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：； 1.5 O Pkw 电动机满载转速：；min940rn 电压：；380UV 电流：。 3.9IA 3.3 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。在选定电动机型号及分配传动比后， 应计算传动系统中各轴的转速、功率及转矩，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及传动比进行计算。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。 3.3.1 总传动比的计算总传动比的计算 由上面的选型及计算可知： 电机的转速为，因为传动比 的合理范围为5-80，选取。940minnr 电机 iminr50i 矿山绞车 TP 环面蜗杆减速器的设计 9 3.3.2 各轴功率计算各轴功率计算 蜗杆轴 101 1.5 0.981.47PPkw 蜗轮轴 2 2 2123 1.47 0.70.980.97PPkw 3.3.3 各轴转速的计算各轴转速的计算 蜗杆轴 min940 1 rn 蜗轮轴 min 8 . 1850940 1 2 r i n nn 滚筒 3.3.4 各轴输入扭矩的计算各轴输入扭矩的计算 蜗杆轴 1 1 1 P1.47 T9550955014.93N mm n940 蜗轮轴 2 2 2 P0.97 T95509550492.74N mm n18.8 表3-3 参数列表 4 减速器部件的选择计算减速器部件的选择计算 4.1 蜗杆传动设计计算蜗杆传动设计计算 4.1.1 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； 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 无锡太湖学院学士学位论文 10 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，动压油膜形成及保持性性好。 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、无噪音和稳啮合、减速比选择有较 大的范围、高质量的材质及热处理方法、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： 2 190/ H N 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： 2 44/ F N mm 4.1.2 确定蜗杆头数确定蜗杆头数及蜗轮齿数及蜗轮齿数 1 Z 2 Z 由机械零件课程设计表 56： 选取 1 Z1 则 21 ZZ i1 5050 故取 2 Z50 4.1.3 验算滚筒的速度验算滚筒的速度 实际传动比： 50i 矿山绞车 TP 环面蜗杆减速器的设计 11 工作机滚筒转速：min 8 . 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 18.8 V0.148m s 10001000 滚筒 速度误差： ，合适。 VV0.15-0.148 %=%=1.3% V0.15 5% 4.1.4 确定蜗杆蜗轮中心距确定蜗杆蜗轮中心距 a 确定蜗杆的计算功率： 1c P 1A C1 PK P K FM P （K ） 式中使用场合系数，每天工作一小时,轻度震动， A K 由齿轮手册4查得：； A K0.7 制造精度系数，取 7 级精度， F K 由齿轮手册查得：； F K0.9 材料配对系数，齿面滑动速度6-1010-1818-3030-5050-8080-120120-180 C或 R 0.50.60.81.01.21.62.02.53.0 无锡太湖学院学士学位论文 18 段的长度应比 L 略短一些，故取。 1 2 110lmm 2）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 3 55dmm 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 7 60ddmm 7 8 23.75lmm 3) 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 5 65dmm 轮缘宽度为 28mm，所以可取蜗轮轮毂宽度为 52mm，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 5 50lmm 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 6 77dmm 1.4bh 5 6 12lmm 6 7 12lmm 6 7 68dmm 5) 轴承端盖的总宽度为 28mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖 的装拆及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。 22lmm 2 3 50lmm 6) 取蜗轮距箱体内壁之距离。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位16amm 置时，应距箱体内壁一段距离，取。8Smm 则， 3 4 2 16823.7549.75lmm 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 5 d 尺寸为 (GBT1096-1979)，键槽用键槽铣刀加工，长为 45mm(标准键长18 11b hmm 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 矿山绞车 TP 环面蜗杆减速器的设计 19 。半联轴器与轴的联结按由手册查得平键截面为(GBT1096-76Hn12d16 10b hmm 1979)，键槽用键槽铣刀加工，长为 100mm (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 45 4.4 轴的校核轴的校核 4.4.1 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)LL 97.7597.75195.5mm 2计算作用在轴上的力 1 3 2 2 22 492.74 10 6179.88 159.466 a T FN d 21 6179.88242751.46 ra FF tgtgN 3计算支点反力 水平反力： 1 12 736.67 368.335 22 t NHNH F FFN 垂直反力： 0 B M 1 11 1 97.75 2 195.5 40.534 2751.46 97.756179.88 2 2016.38 195.5 ra NV d FF F N 0 A M 1 11 2 97.75 2 195.5 40.534 2751.46 97.756179.88 2 735.08 195.5 ra NV d FF F N 4计算弯矩，作弯矩图 水平弯矩： 1 97.75368.335 97.7536004.75 HNH MFN mm 垂直弯矩： 无锡太湖学院学士学位论文 20 11 97.752016.38 97.75197101.145 VNV MFN mm 22 97.75735.08 97.7571854.07 VNV MFN mm 合成弯矩： 2222 HV1c MMM36004.75197101.145200362.68N mm 左 2222 HV2c MMM36004.7571854.0780370.08N mm 右 5扭矩图 由机械零件课程设计表 618 查得折算系数 0.59 1 T8808.7N mm 3 =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： 1 70MPa 222 11 3 ()200362.688808.7 46.59 0.1 35.047 ca MT MPa W 则，强度足够。 1 ca 轴强度弯矩图和扭矩图见图 4.5。 矿山绞车 TP 环面蜗杆减速器的设计 21 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22amm 23 (2043.7534)(2043.7534)LL 97.7597.75195.5mm 2计算作用在轴上的力 21 6179.88 ta FFN 21 736.67 at FFN 21 2751.46 rr FFN 3计算支点反力 水平反力： 1 12 6179.88 3089.94 22 t NHNH F FFN 垂直反力： 0 B M 无锡太湖学院学士学位论文 22 2 22 1 51.75 2 103.5 159.466 736.672751.46 51.75 2 808.22 103.5 ar NV d FF F N 0 A M 1 11 2 97.75 2 195.5 40.534 2751.46 97.756179.88 2 735.08 195.5 ra NV d FF F N 4计算弯矩，作弯矩图 水平弯矩： 1 51.753089.94 51.75159904.395 HNH MFN mm 垂直弯矩： 11 51.75808.22 51.7541825.385 VNV MFN mm 22 51.751943.24 51.75100562.67 VNV MFN mm 合成弯矩： 2222 HV1c MMM159904.39541825.85165283.93N mm 左 2222 HV2c MMM159904.395100562.671888