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。1.1. 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：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、原始数据已知条件传送带工作拉力 F传送带工作速度 v滚筒直径 D（mm）（kN）（m/s）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Pw =1.6kw按工作要求和条件

2、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：PwFV kw0.8 2 103kw 1.6kw10001000由电动机至工作机之间的总效率：24a1234a =0.63其中 1234 分别为联轴器，轴承，蜗杆和卷筒的传动效率。Pd =2.54kw查表可知1 =0.99 （滑块联轴器）2 =0.98 （滚子轴承）3 =0.73 （单头蜗杆）4 =0.96 （卷筒）nw=43.68r/min所以： a0.992xxx0.960.630.9840.73所以电动机输出功率：PdPwakw1.6/ 0.632.54 kw2.1.1.3确定电动机转速根

3、据已知条件计算出工作机滚筒的工作转速为nw60 * 1000V kw60 1000 0.8 r/min 43.68r/minD350计算及说明结果电动机转速可选围：nd =i*nwnd=(1070)*43.68=436.83057.6r/min2.1.1.4确定电动机型号查表 16-1 ，可得：方电动机型额定案同步转速满载转速总传动比极数号功率号2870r/mi1Y100L-23kw 3000r/min65.712n1440r/mi2Y100L-43kw 1500r/min32.974n3Y132S-63kw1000 r/min960r/min21.986计算及说明结果经合考虑 ，选定方案 3

4、。因为同步转速较高，电动机价格比电动机的型较便宜，而且方案3 的传动比不是很大，尺寸也不是很大，号为 Y132结构还比较紧凑。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 ：nm96021.98ia43.68nw2.1.2.2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相同蜗轮转速： n96043.68r / min21.98滚筒的转速和蜗轮的转速相同3.2功率i a =21.98n=43.68r/min蜗杆的功率： p1=2.54

5、 0.99=2.51KWp1=2.51KW蜗轮的功率： p2=2.51 0.73 0.98=1.80kWp2=1.80KW滚筒的功率： p3=1.8 0.98 0.99=1.75Kwp3=1.75KW3.3转矩 Td9550pm2.5425.27N.mnm9550960T1Tdi1125.27 10.99 25.02N.mT2T1ia1225.0221.98 0.99 0.98533.4N.mT3T2i323533.41 0.990.96 507 N.m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)2.542.511.801.7

6、5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 。渐开线蜗杆 ZI4.1 选择材料45 钢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4555HRC，蜗轮用铸锡磷ZCuSn10P青钢 ZCuSn10P，金属模铸造，为了节约贵重金属，仅齿圈青铜用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。HT1004.2 按齿面接触强度进行设计传动中心矩计算公式如下：Z E ZSH lim2a 3 KT2?Zn Zh

7、H lim(1) 确定作用在蜗轮上的转矩T2 =533.4NmT2 =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 ZEKA=1.1因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故11Z E =147MP 2Z E =147MP 2计算及说明结果(4)确定接触系数 Z先假设蜗杆分度圆1d10.3，d 和传动中心矩 a 的比值aZ =3.1从图 11-18 可查得 Z=3.1(5)确定接触疲劳极限 H lim 根据蜗轮材料为 ZCuSn10P，蜗杆螺旋齿面硬度 45HRC，可从表 11-7 中查得无蜗轮的基本许用应力 H lim =265

8、MPaSH lim =1.2(6)确定接触疲劳最小安全系数 SH lim根据推荐值可取 SH lim =1.2（ 7）确定寿命系数Z h 0.84Lh3830010 72000Z h2500062500060.84 1.6Lh72000（8）计算中心距aZE Z? SH lim2a=178.4mm3KT 2Z n Z hH lima 3 1.1533.41473.1? 1.22 103178.40.790.84265取中心矩 a=200mm这时d1800.4， Z =3.1a200由图 11-18查得，因为 Zd2, 且与轴承径标准系列相符，故取 d3=55mm.( 轴承型号选 30211)d

9、3=55mm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=70mmd4=60mm轴段 6 考虑左端轴承的定位需要，根据轴承型号30211d5=70mm查得 d6=64mm轴段 7 与轴段 3 相同轴径 d7=55mmd6=64mm5.2.2 确定各轴段长度d7=55mm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=60mmL4=60mm为了保证蜗轮端面与箱体壁不相碰及轴承拆装方便，蜗轮端面与箱体壁间应有一定间隙，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，取轴承端面与箱体壁的距

10、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=L7=21mm（ 2+23+2+21） =48mm。为了保证联轴器不与轴承盖相碰，取 L2=22+46=68mm。 L3=48mm根据联轴器轴孔长度 112mm，取 L1=110mm。L2=68mm因此，定出轴的跨距为L=（ 10.5+25+60+25+10.5 ）L1=110mm=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。L=131mm轴的结构示意图如图所示：L 总=330mm计算及说明5

11、.2.3轴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=352mm；转矩 T=533.4Nm蜗轮的切向力Ft=2T/d=2 533.4/352=3030.7N蜗轮的径向力Fr=Ft tan =3030.7 tan20 =1103.1N蜗轮轴向力Fa=Fttan =3030.7 tan11.3 =605.6N（b） 求水平面 H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。FHA = FHBFt / 23030.721515.4NC 截面处的弯矩MHC FHAL21515.4 0.131 2 99.3N（C）求垂直平面

12、V 的支反力及弯矩支反力由 M A0 得FVB l Fr 2 l2Fa2D 202FVBFr 2lFa 2D 2l221103.11312605.635221311365.2NFVAFr 2Fvb1103.11365.2262.1N截面 C左侧的弯矩Mvc1 Fva L2262.1 0.131 217.17 N ? m结果Ft=3030.7NFr=1103.1NFa=605.6NF HA =1515.4 NFHB =1515.4 NM HC =99.3计算及说明结果截面 C右侧的弯矩Mvc 2 Fvb LMvc2 89.42N ? m21365.2 0.131 2 89.42N ? m求合成弯

13、矩截面 C左侧的合成弯矩2M VC1299.32( 17.17)2100.77 N ? mMC1MHCM C1100.77N ? m截面 C右侧的合成弯矩2M VC2299.3289.422133.63N ? mMC2MHCM C 2 =133.63N ? m计算转矩T 9550 P9550 1.843.68393.54N ? mn2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 T=393.54 N ? m a =0.6, 危险截面 C处的当量弯矩为 :M ec22133 .632 0.6 393 .54 2M c 2 (aT )=271.31N*m计算截面 C处的直径，校验强度M

14、ec =271.31N*mMec271.311000d a 3336.67mm0.1 10.155因此处有一键槽，故将轴径增大5%，即：d=36.67*1.05=38.51mmda =36.67mm60mm，而结构设计中，此处直径已初定为故强度足够强度足够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。45 钢计算及说明结果按扭转强度，初步估计轴的最小直径dA3 p0115 3 2.51d=15.84mm15.84mmn960Tc=1.2*9550*2.51/960=29.96m

15、m5.3.2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。轴的结构设计从轴段 d1=40mm开始逐渐选取轴段直径，d1=40mmd2起固定作用，定位轴肩高度可在（ 0.070.1 ） d 围，故 d2=40+0.1d1=44mm，该直径处安装密封毡圈，取标准直d2=45mm径。应取 d2=45mm；d3 与轴承的径相配合，为便与轴承的安装，选定轴承型号为30310。取 d3=50mm。d3=50mmd4 起定位作用， 由 h=（0.070.1 ） d3=（ 0.070.1） 50=3.5 5mm，

16、取 h=4mm，d4=d3+h=50+4=54mm；d4=54mmd6=d4=54mm;d6=54mmd7段装轴承，取 d7=d3=50mmd7=50mmd5段取蜗杆齿顶圆直径 d5=96mm;d5=96mm5.3.3 确定各轴段长度L1取联轴器轴孔长度 84mmL1=84mmL2安装端盖取 L2=40mmL2=40mmL3安装轴承，取轴承宽度 L3=B=20mmL3=20mmL4 和 L6 为了让蜗杆与涡轮正确啮合， 取 L4=L6=138mm L4=138mmL7 也安装轴承和端盖L7=30mmL7=30mmL5 为蜗杆轴向齿宽取L5=107mmL5=107mm定出轴的跨度为 ;L=L4+

17、L6+L5+1/2L3+1/2L3=403mmL 总=557mm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）计算及说明结果（a） 绘制轴的受力图（b） 求水平面 H的支反力及弯矩Ft1=Fa2=605.6NFr1=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。FHA = FHBFt / 2605.62302.8NC 截面处的弯矩M HCFHAL2302.8 0.403 2 61.01N ? m（C）求垂直平面 V 的支反力及弯矩支反

18、力由 M A0 得FVB lFr1l2Fa1D102FVBFr 1lFa1D1l221103.140323030.7802403852.36NFVAFr 1Fvb1103.1852.36250.74N截面 C左侧的弯矩Mvc1Fva L2250.740.403250.52 N ? m截面 C右侧的弯矩Mvc 2Fvb L2852.360.4032171.75N ? m求合成弯矩截面 C左侧的合成弯矩2M VC1261.01250.52279.21N ? mMC1MHC截面 C右侧的合成弯矩Ft1=605.6NFr1=1103.1NFa1=3030.7NF HA =302.8NM HC61.01

19、N ? mFVA250.74NMvc1171.75N ?mM C179.21N ?m计算及说明22171.752182.26N ? mMC2M HC MVC261.012计算转矩：T 9550 P9550 2.5196024.97 N ? mn1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 =0.6, 危险截面 C处的当量弯矩为 :M ec22171.7522M c 2 (aT )0. 6 24.97=172.4N*m计算截面 C处的直径，校验强度Mec3 172.41000d 30.131.53mm0.1 155因此处有一键槽，故将轴径增大5%，即：d=31.53*1.05=3

20、3.11mm而结构设计中，此处直径已初定为 96mm，故强度足够蜗杆轴的结构示意图如下图所示：6. 轴承的校核6.1 校核 30311查表 GB/T297-19943额定动载荷 Cr=90.8 10 N3基本静载荷 Cor=115*10 N(1) 求两轴承受到的径向载荷 Fr 1 和 Fr 2 由前面设计蜗轮时求得的：Fr 1 v= FVA =262.1N结果M C 2182.26N ? mM ec =172.4N*m强度足够计算及说明Fr 2v= FVB1365.2 NFr 1H=FHA =1515.4 NFr 2H=FHB =1515.4 NFr 1=Fr1v2Fr1H 2( 262.1)

21、2 1515.421537.9NFr 2=Fr2v2Fr2H 213652.2 1515.422039.63N（ 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FS 1FR11537.92Y2512.63N1.5FS 2FR22039.662Y2679.89N1.5轴向力 FA=605.6NFS1 FA512.63605.6 1118.23 N FS2轴承 2 端被压紧，故Fa1FS1512.63NFa 2FS2F A1118.23N求当量动载荷 P1 和 P2Fa1512.630.33 eFr11537.9查表 GB/T297-1994，

22、取 X=1,Y=0Fa 21118.230.55eFr 22039.66查表 GB/T297-1994，取 X=0.4,Y=1.5结果Fr 2v1365.2 NFr 1H=1515.4 NFr 2H=1515.4 NFr 1= 1537.9 NFr 2 = 2039.63 Ne=0.4FS1512.63NFS 2679.89NFa1512.63NFa 21118.23N计算 P1、P2，由于载荷平稳取fp=1, 则计算及说明结果P1xFr 1 yFa11537.9Np2 0.4Fr 2yFa 2 ) 0.42039.66 1.5 1118.232493.21N验算轴承寿命因为 P1P2，所以按

23、轴承的受力大的计算：Lh16670n ( CP )1667043.6810( 2493.9080021 ) 36.1 107 hLh72000所以轴承满足寿命要求。6.2 校核 303110查表 GB/T297-19943额定动载荷 Cr=73.2 10 N3基本静载荷 Cor=92.0*10N(2) 求两轴承受到的径向载荷 Fr 1 和 Fr 2 由前面设计蜗轮时求得的：Fr 1 v= FVA =250.74NFr 2v= FVB852.36 NFr 1H=FHA =302.8 NFr 2H=FHB =302.8NFr 1=Fr1v2Fr1H 2250.742 302.82393.14NFr

24、 2=Fr2v2Fr2 H 2852.362 302.82904.55N求两轴承计算轴向力Fa1 和 Fa2查表 GB/T297-1994可知e=0.42p22493.21NLh = 6.1 107 h轴承满足寿命要求Fr 1393.14 NFr 2= 904.55N计算及说明附加轴向力FS 1FR1393.142Y2140.41N1.4FS 2FR2904.552Y2323.05N1.4轴向力 FA=3030.7NFS1 F A 140.413030.7 3171.11N FS2轴承 2 端被压紧，故Fa1FS1140.41NFa 2FS2FA3171.11N求当量动载荷P1和 P2Fa11

25、40.410.36eFr1393.14查表 GB/T297-1994，取 X=1,Y=0结果FS1140.41NFS 2323.05NFa 23171.11Fr 2904.553.5e查表 GB/T297-1994，取 X=0.4,Y=1.4计算 P1、P2，由于载荷平稳取fp=1, 则P1xFr 1yFa1393.14Np20.4Fr2yFa 20.4 904.55 1.4 3171.114801.4N验算轴承寿命因为 P1P2，所以按轴承的受力大的计算：Lh16670n ( CP )16670960 ( 480173200.4 )10315.2 104 hLh 72000所以轴承满足寿命要

26、求。p24801.4NLh15.2 104 h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A 型普通平键根据轴的最小直径 d=42mm,选择键 b*h=12mm8mmb*h=12mm8mmL=80mml=L-b=80-12=68mmk=0.5 h=0.5 8=4mm2T1032533.410 3Kld46893.38 MPa =110MPa42合格合格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A 型普通平键根据轴的最小直径 d=40mm,选择键 b*h=12mm8mmL70m

27、mb*h=12mm8mml=L-b=70-12=58mmk=0.5 h=0.5 8=4mm2T103225.05103=110MPaKld458405.4 MPa合格合格8. 箱体的设计计算8.1箱体的结构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 铸铁箱体主要结构尺寸和关系如下表：名称减速器型式及尺寸关系箱座壁厚 =10mm箱盖壁厚 1 1=0.8 =9.6mm取 1=10mm箱座凸缘厚度 b1，b1=1.5 1=15mm箱盖凸缘厚度 b，b=1.5 =15mm箱座底凸缘厚度 b2b2=2.5 =2.5 10=25mm地脚螺

28、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= （0.5 0.6 ）df取 d2=16mm联接螺栓 d2 间的间距l=150 200mm轴承端盖螺栓直径d3= （0.4 0.5 ）df取 d3=12mm检查孔盖螺栓直径d4= （0.3 0.4 ）df取 d4=8mmDf ，d1，d2 至外壁距离C1=26,20,16df ，d2 至凸缘边缘距离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

29、扳手空间的要求由结构确定箱盖，箱座筋厚m1=9mm m2=9mm蜗轮外圆与箱壁间距离1=16mm蜗轮轮毂端面与箱壁距离2=30mm9. 键等相关标准的选择本部分含键的选择，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=12mm 8mmGB1095-2003半联轴器与蜗杆轴的连接b*h=12mm 8mmA 型， 12mm8mm A 型， 12mm8mm联轴器的选择WH6根据轴设计中的相关数据，查GB4323-1997，选用联轴器的GB4323-1997型号 WH6螺栓，螺母，螺钉的选择考

30、虑到减速器的工作条件，后续箱体附件的结构，以及其他M10*35因素的影响选用M12*100螺栓 GB5782-86， M10*35，数量为 3个M10M12*100，数量为 6个M12螺母 GB6170-86M10数量为 2个M6*20M12，数量为 6个M8*25螺钉 GB5782-86M6*20数量为 2个M6*16M8*25，数量为 24 个M6*16数量为 12 个6.4 销，垫圈垫片的选择GB117-86选用销 GB117-86，B8*30，数量为 2 个B8*30选用垫圈 GB93-87数量为 8 个GB93-87选用止动垫片 1 个止动垫片选用石棉橡胶垫片2 个石棉橡胶垫片选用

31、08F 调整垫片 4 个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. 减速器结构与润滑、密封方式的概要说明减速器的结构具体结构详见装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，以放高气压