矿金提升机减速器结构设计

1、221 减速器 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，也是地面用提升机的主体部分。减速器在现代机械中应用极为广泛。7080年代，世界减速器技术有了很大发展。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。促进减速器水平提高的主要因素有：（1）硬齿面技术的发展和完善，如大型磨齿技术、渗碳淬火工艺、齿

2、轮强度计算方法、修形技术、变形及优化设计方法、齿根强化及其元化过渡、新结构等。（2）用好的材料，普遍采用各种优质合金钢锻件，材料和热处理质量控制水平高。（3）结构设计更合理。（4）加工精度提高到ISO5-6级。（5）轴承质量和寿命提高。（6）润滑油质量提高。1.1减速器分类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。按使用性能可分为可调传动比减速器、固定传动比减速器或等级变速减速器、无级变速减速器；按其传动件结构可分为齿轮减速器、其他新型减速器等。在一些变速要求高，工作过程复杂的精密，超精密机构中，大量采用新型减速器。由于齿轮制造技术成熟，工作环境要求不

3、高，保养维护方便，因此齿轮减速器是最常用的。齿轮减速器的类别、品种、型式很多，目前已制定为行(国)标的减速器有40余种，齿轮减速器的类别是根据所采用的齿轮齿形、齿廓曲线划分；减速器的品种是根据使用的需要而设计的不同结构的减速器；减速器的型式是在基本结构的基础上根据齿面硬度、传动级数、出抽型式、装配型式、安装型式、联接型式等因素而设计的不同的减速器。1.2减速器的载荷分类 与减速器联接的工作机载荷状态比较复杂，对减速器的影响很大，是减速器选用及计算的重要因素，减速器的载荷状态即工作机(从动机)的载荷状态，通常分为三类：I一均匀载荷，一中等冲击载荷，一强冲击载荷。设计方案要根据载荷类型，适当放大参

4、数，以确保减速器的使用寿命。 设计减速器时应根据工作机的选用条件，技术参数，动力机的性能，经济性等因素，比较不同方案减速器的外廓尺寸，传动效率，承载能力，质量，价格等，选择设计最适合的减速器。2 蜗杆传动蜗杆传动用以空间交错的两轴的运动和转矩。运动可以是减速或增速，最常用的是轴交角等于90度的减速运动。螺旋线方向可任选右旋或左旋，但蜗杆和蜗轮螺旋方向线必须相同。传统上取右旋的较多。蜗杆传动平稳，振动 冲击和噪声均很小；能以单级传动获得较大的传动比，结构紧凑；多对齿同时啮合，且系线接触，承载能力大于交错轴圆柱斜齿轮。因此，在各种工业中应用极为广泛，蜗杆转速可达3000r/min，蜗轮转矩可达2M

5、N·m，圆周力达0.8MN，直径可达2m以上。蜗杆齿面与蜗轮齿面间滑动大，摩擦损失也较大，传动效率比齿轮传动为低。须重视箱体散热条件和合理润滑。蜗轮一般须采用有良好跑合性能的减摩材料（如青铜等），价格相对昂贵。2.1蜗杆的分类按照蜗杆与蜗轮的相对位置，可分为蜗杆在蜗轮之下、蜗杆在蜗轮之侧、蜗杆在蜗轮之上三种基本型式。按照蜗杆外形结构可分为圆栓蜗杆减速器、环面蜗杆减速器、锥蜗杆减速器三类，前二类应用较广。根据蜗杆分度曲面的形状，蜗杆传动可以分成三大类：圆柱蜗杆传动、环面蜗杆传动、锥蜗杆传动。蜗杆分度曲面是圆环内表面的一部分，蜗杆轴线平面内理论齿廓为直线的蜗杆传动称为直廓环面蜗杆传动，俗

6、称“球面蜗轮传动”。它始于1921年的美国造船业，其代表产品是美国CONE DRIVE，50年代起在我国得到推广应用。与普通圆柱蜗杆传动相比，这种蜗杆同时包容齿数多，双线接触线形成油膜条件好，两齿面接触线诱导法曲率半径大。因此，承载能力是相同中心矩普通蜗杆的1.53倍（小值适应于小中心矩，大值适应于大中心矩）。在传递同样功率时，中心矩可缩小20%-40%。由于性能优良，美国、日本、俄罗斯等国都将这种传动作为动力传动中的主要形式之一广泛使用。美国生产产品系列中心矩为151320；速比为5343000；最高传动效率可达97%。我国经过40年的研究和发展，目前这种蜗杆的生产品种也十分可观，最大中心矩

7、可达到1200；最少齿数比为5；蜗杆头数达6；最高传动效率可达94%。这种蜗杆传动分为“原始型”和“修整型”两种。“原始型”直廓环面蜗杆的螺旋齿面的形成为：一条与成形圆相切、位于蜗杆轴线平面内的直线，在绕成形圆的圆心作等角速的旋转运动的同时，又与成形圆一起围绕蜗杆的轴线作等角速的旋转运动，这条直线在空间形成的轨迹曲面，就是直廓环面蜗杆的齿面。由于蜗杆齿面的发生线是直线刀刃，蜗杆螺旋面是直线刀刃形成的不可展直纹面而不是由包络产生的，难以实现磨削，这种蜗杆制造钢筋工艺比较复杂，不易获得高精度的传动，这是直廓环面蜗杆传动的主要缺点。“修整型”直廓环面蜗杆螺旋面的形成，基本上与“原始型”相同，不同之处

8、在于加工时根据设计要求的修形曲线，将加工参数加以改变。一般常用的有：变位异速修形和变速比修形两种工艺方法。变位异速修形方法就是在加工蜗杆时，刀具位置及固定传动比不同于蜗杆副工作时的位置及速比。变速比修形方法则是加工时瞬时传动比按一定规律变化。用修形加工方法加工的蜗杆与由修形滚刀加工成的蜗轮组成“修整型”直廓环面蜗杆传动，消除了蜗轮齿面中部棱线接触，不仅改善了装配条件，减少了误差敏感性，更重要的是：与“原始型”蜗杆传动比较，接触区扩大，形成油膜条件好，包容齿数间载荷有平均作用，因而其承载能力、啮合性能和传动效率均较“原始型”高。平面二次包络环面蜗杆CAD配套图纸QQ2833052805平面二次包

9、络环面蜗杆其蜗杆齿面是以一个平面为母线，通过相对圆周运动，包络出环面蜗杆的齿面，再以蜗杆的齿面为母线，通过相对运动包络出蜗轮的齿面，称为平面二次包络环面蜗杆副。包括PwU、PwO、PwS型三种型式，适用于冶金、矿山、起重、运输、石油、化工、建筑等行业机械设备的减速传动。2.2蜗杆的工况和型号工作条件：两轴交角为90；蜗杆转速不超过1500rmin工作环境温度为040，当环境温度低于0或高于40时，启动前润滑油要相应加热或冷却；蜗杆轴可正、反向运转。蜗杆的型号如下：(1)Pwu型一蜗杆在蜗轮之下平向二次包络环面蜗杆减速器：(2)PwO型一蜗杆在蜗轮之上平面二次包络环面蜗杆减速器；(3)PwS型一

10、蜗杆在蜗轮之侧平团二次包络环面蜗杆减速器 本次设计采用准平行啮合线尔茨堡罗环面蜗杆，该蜗轮蜗杆副是以二次包络环面蜗杆蜗轮蜗杆副和直廓蜗轮蜗杆副基本参数为依据，经过复杂的推理计算得来。蜗轮滚刀是可铲背可磨削的，蜗轮齿面没有脊线，运动不会产生干涉，工装和理论相吻合。和同类蜗杆相比，它还具有以下几个特点：(1)瞬时接触线和相对运动速度方向夹角稳定，且接近90度。(2)蜗轮齿面是用铲背滚刀制造加工而成，因此蜗轮齿面接触面大、质量稳定。(3)同时参加啮合的蜗轮齿数多，一般可达Z2/9(Z2为蜗杆齿数)。(4)蜗轮齿面无脊线，传递运动时不会产生干涉。因此这种蜗杆具有传动承载功率大，动压油涵稳定传动、噪声低

11、、平衡温度低等特征。3 减速器的设计3.1提升电机设计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，应选用冶

12、金及起重用三相异步电动机Yz型(笼型)或YzR型(绕线型)。 电动机的类型和结构型式应根据电源种类(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。 （1）确定功率 ： P=FV÷1000 =(500×9.8×8)÷(1000×60)= 0.653（2）传动装置的效率：十字联轴器 1=0.98 蜗轮蜗杆传动效率 2 =0.40.45 在本次设计中由于特殊的制造方法，效率大幅度提高, 可达 2 =0.7 一对深沟球轴承的效率 3=0.98 一对圆锥轴承的效

13、率 4=0.98 法兰联接的效率 5 =0.98 =0.70×0.98×0.98×0.98×0.98×0.98=0.633 电机输出功率：Pd=1.25×P÷ =1.25×0.653÷0.633=1.29KW查机械手册取Y系列三相异步电动机 型号 Y100L6Y100L6P=1.5KW 效率80.5%，最大转矩2.0N.m的 三相异步电动机转速n=940r/min 3.2减速器传动比的分配在设计两级或多级减速器时，合理地将传动比分配到各级非常重要。因它直接影响减速器的尺寸、重量、润滑方式和维护等。 分配传

14、动比的基本原则是：1)使各级传动的承载能力接近相等(大致相同的齿面接触强度)。2)使各级传动的大齿轮浸在油中的深度大致相等，使润滑简便。 3)使减速器获得最小的外形尺寸和重量。 根据生产要求及机械合理性，此次设计定转速比为 i= 50/1 滚筒转速 n=940/50=18.8 r/min 取线速为v=8 m/s 滚筒直径D=8×1000×50÷(940×3.14)=135.5 mm 3.3各轴功率计算 蜗杆轴 P=Pd=1.29 KW 蜗轮轴 P=Pd×2×3×42 =1.29×0.7×0.98×

15、;0.982=0.869 kw各轴转速 n1=940r/minn2=n1/i=940/50=18.8r/min 各轴扭矩 T1=9550×103× P1/n1=8838.8N·mm T2=9550×103× P2/n2=291071.8 N·mm 3.4蜗杆传动的类型及结构设计3.4.1确定蜗轮蜗杆的传动类型 采用直廓环面蜗杆传动 ，直廓环面蜗杆。 选择材料 ： 根据实际生产情况，传递功率不大，速度中等，蜗杆采用40Cr,调质处理,HB265285,齿圈采用锡青铜ZQSn10-1轮芯为灰铸铁HT100制造。3.4.2确定中心距a及其它

16、参数蜗杆的计算功率： Pc1=P×KA/(KF×KMP)其中: KA 使用场合系数 KF 制造精度系数(7级) KMP 材料配对系数 该提升机工作环境在演播大厅,调整时间较短,因此,按每天工作半个小时,工作平稳来选择参数。查表取KA=0.70 KF =0.90 KMP =0.85Pc1=1.29×0.70÷(0.9×0.85)=0.796 KW Pc1=1.180 KW3.4.3验算滚筒的速度实际传动比 i50/1工作机滚筒转速 n940/50=18.8钢丝绳的提升速度 =7.998 m/s速度误差 = 0.25 合适根据以上值，查手册准平行二

17、次包络环面蜗杆的几何参数和尺寸如下：表3-1蜗杆传动参数表序号名称代号公式或说明结果1中心距a机械工程手册/传动设计卷（第二版）标准选取802齿数比uu503蜗杆头数机械工程手册/传动设计卷（第二版）表2.517选取14蜗轮齿数机械工程手册/传动设计卷（第二版）齿数比要求选取505蜗杆齿顶圆直径机械工程手册/传动设计卷（第二版）表2.516选取366蜗轮轮缘宽度同上227蜗轮齿距角7.28蜗杆包容蜗轮齿数KK取整59蜗杆齿宽包角之半0.5（K0.45）16.410蜗杆齿宽机械工程手册/传动设计卷（第二版）表2.516选取4211蜗杆螺纹部分长度L机械工程手册/传动设计卷（第二版）表2.516选

18、取4712蜗杆齿顶圆弧半径机械工程手册/传动设计卷（第二版）表2.516选取6513成形圆直径机械工程手册/传动设计卷（第二版）表2.516选取5214蜗杆齿顶圆最大直径机械工程手册/传动设计卷（第二版）表2.516选取42.9715蜗轮端面模数mm2.5516齿向间隙cc0.16 m0.40817圆角半径c0.40818齿顶高1.78519齿根高 2.19320蜗杆分度圆直径32.4321蜗轮分度圆直径127.622蜗轮喉圆直径131.123蜗轮齿根圆直径123.124蜗杆齿根圆直径28.0425判 断： d是26蜗杆齿根圆弧半径 65.9827蜗杆螺纹包角之半21.8828蜗轮喉母圆半径2

19、0.6429蜗轮外圆直径de2由作图确定13530蜗杆分度圆导程角arctan()4.5031蜗杆平均导程角4.0932蜗杆螺纹两端连接处直径3533蜗杆分度圆直径4.334蜗杆分度圆法向齿厚Sn14.335蜗轮分度圆法向齿厚Sn25.4936蜗杆外径处肩带宽度 337蜗杆测量齿顶高2.238蜗轮测量齿顶高2.1939蜗轮齿冠圆弧半径19.2840蜗轮喉部齿根圆直径13.9841蜗杆螺纹包角之半21.983.4.4蜗轮齿根的剪切强度校核齿轮断齿主要是由于齿根剪切强度不足造成的 。齿轮剪切强度如下校核： 其中： Fc 作用于蜗轮表面上及摩擦力影响的载荷Z蜗轮包容齿数 Z5 蜗轮齿根受剪面积蜗杆与

20、蜗轮啮合对应的载荷分配系数 取0.5 由式中: -作用在蜗轮轮齿上的圆周力- 当量摩擦角 蜗杆喉部螺牙升角4.5 （N）蜗杆与蜗轮在节点啮合时滑动速度式中: -螺牙升角=4.5 -蜗杆喉部分交圆直径 -蜗杆转速， n1=940r/mm1.6m/s 查表p=2.352.58N 蜗轮齿根受剪面积式中: -蜗轮根圆齿厚 -蜗杆轴上齿距式蜗轮端面周节 mm -蜗轮理论半包角 -蜗轮分交圆齿厚所对的中心角 =5.62mm mm mm2 MPa 蜗轮齿圈材料的许用剪切力：对于青铜齿圈 查表可知铸锡磷青铜砂模铸造,其抗弯强度 MPa 满足强度要求 3.5主轴的设计主轴是提升机承载的主要部件，提升机的主要工作

21、构件如滚筒、轴承、离合器以及联轴器等均安装在主轴上。有些小型提升机的主轴还装有减速的末级大齿轮。电动机通过主轴驱动滚筒主轴也是传动的主要部件。提升机主轴应能承受工作过程中的外负荷而不发生残余变形和过量的弹性变形，同时要保证一定的使用寿命。主轴往往是提升机中重量最大的一个零件，其尺寸和传递的力矩也较大。因此在结构上除应满足强度和刚度要求外，还应重视工艺和安装方面的问题。主轴的结构设计应考虑如下几点；(1)要便于起吊、拆装和加工。零件在轴上要求定位准确，工作中不发生移动。例如，为了便于安装、找正，提升机主轴目前一般做成两支点。为了便于加工，主轴轴向尺寸不宜过长以免需要大型工装及需要大型炉进行热处理

22、等现代提升机上已普遍采用滚动轴承代替原来的滑动轴承，这样可减小主轴轴向尺寸：为便于安装，主轴结构应作相应考虑。例如为了安装上方便，在滚筒左支轮侧留有一定间隙，在活滚筒两端固定有挡环作为调整环，以便在装配时修正。（2)轴的结构应尽量使轴受力合理，避免或减轻应力集中，以保证铀的疲劳强度。轴径变化处过渡圆角半径不应过小。根据需要和可能对主轴进行表面强化处理(如喷九、锻压等)以提高其疲劳强度。 (3)主轴是主要承载部件且受交变应力，故对其工艺要求较高。主轴锻造后必须进行探伤试验及机械性能试验，当有裂纹及其他缺陷存在时，此轴的寿命会受到影响。主轴加工后要进行热处理，热处理方法有用正火也有用调质的。 (4

23、)主铀材料一般采用优质碳钢，最常用的是45碳素结构钢。这种材料价廉、对应力集中敏感性小、加工性能好，通过调质热处理，可获得强度、耐磨性和冲击韧性都比较好的综合机械性能。一般不采用合金钢，因为碳钠与合金钢的弹性模量相差很小，用合金钢虽可提高主轴强度，但对提高主轴刚度意义不大。3.5.1主轴的强度计算 提升机主铀的强度计算步骤和计算内容如下：(1)根据结构及工艺要求，绘制出主轴结构草图，并初定主铀的尺寸。主轴的直径可以根据它们传递的扭矩进行初算，也可以根据经验估计。(2)计算主轴的正常载荷。根据最大正常载荷，计算主轴危险断面的安全系数，对于对称循环应力，一般取疲劳安全系数K15；对于非对称循环应力

24、，疲劳安全系数n2。(3)按正常载荷校核主轴的刚度，主铀的最大挠度应满足要求。(4)计算主轴的非常载荷(按卡罐、断绳情况)。根据非常载荷计算主轴危险断面的应力，此应力应小于材料的屈服极限，以保证主铀在非常载荷下不产生残余变形。提升机主轴强度计算，可按机械零件中轴的计算方法进行，只是主轴的外载荷应根据提升机具体工作特点确定。 主轴的力学模型和受力分析把主轴简化成受几个集中载荷的无重轴，以单层缠绕为例来说明，并且只有活滚筒的左轮毂、死滚筒的右轮毂处和联轴器处传递扭矩。只有三点传递扭矩。 作用在主轴上的集中力(1) 安装在主轴上的各零、部件及主轴的自重；主要有滚筒、调绳离合器和齿轮联轴器。它们的重量

25、可认为集中加于各自轮毂的中心；主轴可认为是均布载荷，用加在各轮毂中心及支座的集中力来代替。因此，把主轴分成6段7点。 比如活滚筒的重量可以认为是加在1、2两点上的两个集中力，其力的大小各自等于活滚筒自重的一半。其两轮毂之间的轴重也认为是加在两轮毂处，而各自等于此段轴重的一半。 此项载荷在提升过程中，对于各点来说大、小不变且方向垂直向下，对轴产生垂直方向的弯矩。 (2)缠绕在滚筒上的钢丝绳重量s由于缠在滚筒上的钢绳因数随提升过程而发生变化。3.5.2 蜗杆轴的设计校核（1）轴的材料选择 由生产实际，此轴材料采用40Cr，调质处理。 轴采用40Cr （2）轴径的初步计算由机械零件课程设计表62，取

26、A。105，根据公式 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径，考虑到轴端有键槽以及法兰的选择，故需要同时选择联轴器型号。 联轴器的计算转矩 查表4-1，考虑到转矩变化很小，故取=1.3 则 =1.3x8838.8=11490.44Nmm按照计算转矩应小于联轴器和公称转矩的条件，查手册选用YL4型凸缘联轴器，公称转矩Tn=40 Nm 选YL4型凸缘孔径d=22mm,取=22mm 半联轴器与轴配合的孔。 （3）根据轴面定位要求确立轴的各段直径和长度 1)为了满足半联轴器轴面定位要求轴段右端制出一轴肩,故取d- =27mm。左端用轴端挡圈定位,轴端直径取挡圈直径D=30mm。半联轴器与轴配合的轴孔

27、长度，为保证轴端挡圈是压在半联轴器而不压在轴端面上。故取L-比 L1略短些，取L- =50mm 初取滚动轴承，轴承同时承受径向力和轴向力。选用单列圆锥滚子轴承，并根据 d- =27mm查表取圆锥滚子轴承代号为 7206E（30206） 其尺寸为,故d=d=30mm 3）求得蜗杆喉部齿硬圆直径 mm, 最大齿顶圆直径 mm 蜗杆螺纹部分长度L=47mm，蜗杆齿宽 b1=42mm,可取 L =55mm d=42.97mm，d喉部36mm，d=34mm 4）取轴承端盖总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承润滑的要求，去端盖距半轴器右端面L=20mm故取L202040mm 5）为避免涡轮与箱

28、体内壁干涉，应取箱体内壁凸台之间离略大于蜗轮最大直径 mm,取内壁凸台距离L=145mm 在确立滚动轴承时应距箱体内壁一段距离，取S8mm 6）在和轴段各预留一个溅油轮位置取其总长L122.75mmL=L=17.25+22.75=40 mm LLmm 修改S7.5mm，取 LL 30mm 各轴段如图所示得L总50404030553040285mm 图3-1 蜗杆装配图 （4）轴上零件的周向定位半联轴器与轴采用平键定位。查手册取平键尺寸 L=45mm。滚动轴承与轴用过渡配合轴的直径尺寸公差m6。 根据机械零件课程设计表615并参考图66，设计轴的结构草图。 （5）按弯扭合成进行轴的强度计算 1）

29、根据轴的计算和设计作出轴的结构图。从手册中查，轴承30206反向安装时，a=14mm。因此作为简支梁的轴的支承跨距为：L3+L4+L5+L6+L7-2a=40+30+55+30+40-14-14=167mm从轴的结构图可以看出齿轮截面上是危险截面。 2） 计算作用在轴上的力由机械零件课程设计表617： 4） 计算弯矩，作弯矩图水平弯矩： 垂直弯矩： 合成弯矩：图3-2 蜗杆受力分析图5） 作扭矩图由机械零件课程设计表618 查得折算系数 6） 计算当量弯矩，作当量弯矩图 7） 校核轴的强度由机械设计表151查得：70N/56.24所以 ， 故强度足够。 3.5.3蜗轮轴的设计校核 （1）轴的材

30、料选择由机械零件课程设计表61选用45号钢，调质（2）轴径的初步计算初步估算轴的最小直径 造轴的材料为号 调质处理 取A。=112 输出轴的最小直径显然是安装连轴器处轴的直径。故需选取联轴器型号。 联轴器计算转矩：查表取则 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件查手册， 选用YL9型凸缘联轴器： 公称转矩Tn=400Nm,孔径d38mm轴孔长度L82mm 3.5.4涡轮轴的结构设计1）为满足半连轴器的轴向定位要求，段右端须制出一轴肩，取=42mm。左端用轴端挡圈定 位，按轴端直径查表取挡圈直径D55mm为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故 应比L略短些。 取 2）初步选用轴

31、承。轴承同时承受径向力和轴向力作用，选用单列圆锥滚子轴承。根据=42mm, 取单列圆锥滚子轴承的代号32209 ，其中：d45mm D=85mm T=24.75mm3）取齿轮距箱体之距离a=16mm，考虑到箱体铸造误差，在确立滚动轴承位置时应距箱体内壁一段距离。取已知轴承宽T24.75mm，为了使套筒段面可靠地压紧齿轮，取齿轮伸出量为则L24.75168452.75mm 4)按轴承宽度T24.75mm取mm 5)由于右端轴面采用轴承定位，由手册上查到采用32209型轴承的定位轴肩高度则 6）轴承端盖的总宽度取为20mm，（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方便对轴承增加润

32、滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离L=30mm，取 图3-3 涡轮轴装配图7）根据轮缘宽度分度圆直径d2=127.57mm，由公式，由于为定位轴肩，取： （4）轴面零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接，按由手册查得键截面（A型），键槽用键槽铣刀加工，长为L56mm。同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配和为同样半联轴器与轴联接选用平键为。半 联轴器与轴的配合和为。 滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合和来保证的，此处选用轴的直径尺寸公差为m6。（5） 确立轴上圆角和倒角尺寸参考表152取轴端倒角为各轴肩处圆角半径取R2mm。（6） 按

33、弯扭合成进行轴的强度校核1).根据轴的计算和设计作出轴的结构图。 从手册中查，轴承32209反向安装时，因此作为简支梁的轴支承跨距为：L3+L4+L5+L6-2a=52.75+74+24.75+10+14-22-22=131.5mm L1=24.75+10+(74+4)/2=65.75mm 图3-4 涡轮轴受力分析图从轴的结构图可以看出齿轮截面上是危险截面。(2) 由机械零件课程设计表6174563.3N545.1N2031.7N （3） 计算支点反力 水平反力： 垂直反力：(4) 计算弯矩，作弯矩图 水平弯矩： 垂直弯矩： 合成弯矩：（5） 作扭矩图由机械零件课程设计表618 查得折算系数

34、，0.59×291071.8=171732.36 （6） 计算当量弯矩，作当量弯矩图 （7） 校核轴的强度由机械设计表151查得：70N/243070.4/11059.2=21.9870 故强度足够 3.6滚动轴承的选择及校核3.6.1蜗杆轴滚动轴承的选择及校核前面已经初选圆锥滚子轴承30206（GB/T297-94）（1）两轴承的径向载荷计算 图3-5蜗杆轴承受力分析图（2）派生轴向心力计算查手册 轴承30206各计算参数如下：e=0.37 Y=1.6 d=30 轴承2被放松,轴承1受压则:（3）求当量动载荷查机械零件课程设计表77得到：对轴承2 X1 Y=0 N对轴承1 ：X0.

35、4 Y1.6 （4）轴承寿命的校核：由机械零件课程设计表71，取：C43.2KN ，所以该提升机设计寿命暂定二十年,每天工作半小时,则要求寿命为，因此该轴承满足寿命要求。3.6.2 蜗轮轴的轴承校核前面已经初选圆锥滚子轴承32209,由机械零件课程设计表6-1查得轴承32209各计算参数如下： Y1.5 Cr 80.8KN e0.4图3-6 涡轮轴承受力分析图（1） 径向载荷计算 （2）派生轴向心计算 所以轴承2放松 轴承1被压紧，轴承2放松，所以： （3）求当量动截荷 所以 对轴承2 X1 Y=0 N对轴承1 ： X0.4 Y1.6 （4）计算寿命 该提升机设计寿命暂定二十年,每天工作半小时

36、,则要求寿命为 因此该轴承满足寿命要求。3.7 键的校核 3.7.1蜗轮轮毂与轴联接的键的校核： 蜗轮 、键、轴、轮毂的材料都是45钢 。由表查得许用挤压应力=100120Mpa。取平均值 键的工作长度l=L-b=42mm 键与轮毂键槽的接触高度K=0.5h=6mm由< 所以满足强度要求。 3.7.2蜗轮杆与联轴器联接的键： 蜗轮杆与联轴器键的尺寸 ： 键的工作长度l=L-b=60mm，键与键槽的接触高度 K=0.5h=4mm由 所以满足强度要求。 3.7.3蜗杆与联轴器联接的键：蜗杆与联轴器键的尺寸 键的工作长度l=L-b=32mm 键与键槽的接触高度 K=0.5h=4mm由 所以满足

37、强度要求。 3.8减速器箱体设计箱体是减速器的重要组成部件。它是传动零件的基座，应具有足够的强度和刚度。箱体通常用灰铸铁铸造，对于有冲击载荷的减速器也可以采用灰磷铸铁铸造箱体。单件生产的减速器，为了简化工艺、降低成本，可采用钢板焊接的箱体。灰鳞铸铁具有很好的铸造性能和抗振性能。为了便于轴系部件的安装和拆卸，箱件成沿袖心线水平剖分式。上箱体和下箱体用螺栓联接成一体轴承座的联接螺栓应尽量靠近轴承座孔，而轴承座的凸台，应具有足够的承托面，以便放置联接螺栓，并保证拆卸螺栓时要的扳手空间。为保证箱体具有足够的强度，轴承孔附近加加强肋板。为保证减速器安置在基座上的稳定性并尽可能减少箱件底座平面的机械加工面

38、积，箱体底座一般不采用完整的平面。减速器下箱座底面普遍采用两纵向长条形加工基面 3.8.1箱体的设计 为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、揩油。检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。 （1）检查孔 为检查传动零件的啮合情况并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。检查孔一般设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时检查孔的盖板用螺钉固定在箱体上。图3-7通气器 (2)通气器 减速器工作时，箱件内温度升高，气体膨胀，压力增大。为使为使箱内热胀空气能自由排

39、出,保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴端密封件等其他地方渗漏通常在箱体顶部装设通气器。 (3)轴承盖 为固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。轴承盖利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中装有密封装置。凸缘式轴承盖的优点是拆装、调整轴承方便，但和嵌入式轴承盖相比、零件数目较多、尺寸较大、外观不平整。图3-8 轴承盖 (4)定位销 为保证每次拆装箱盖时，能保持轴承座孔制造加工时的精度，应在加工轴承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。所用的两个定位圆锥销，应安装在箱体纵向联接凸缘上，对称箱件应呈非对称布置，以免反装。

40、 (5)油面指示器 检查减速器内油面的高度，经常保持油池内有适量的油，一般安装在便于观察、油画较稳定的部位，设计中采用的油面指示器是油标尺。 （6)放油活塞 为在换油时能放净污油和清洗剂，应在箱座底部、油池的最低位置处开设放油孔。平时用螺塞将放油孔堵住。放油螺塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈。 (7)启箱螺钉 为加强密封效果，通常在装配时于箱件剖分面上涂以水玻璃作密封剂，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开箱为此常在箱盖联接凸缘的适当位置，加工出12个螺孔，旋入启箱用的启箱螺钉。启动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。小型减速器也可不设启箱螺钉，开箱时用起子撬开箱盖启箱螺钉的大小可同于凸缘联接螺钉。图3-9

41、 启箱螺钉 (8)起吊装置 当减速器重量超过80KG时，为了便于搬运在箱体设置起吊装置，如在箱体上铸出吊耳或吊钩等。如重量在200KG以上，一般上箱体装有两个吊环螺钉，下箱座铸出四个吊钩。3.8.2箱体各参数的确定箱体壁厚：mm箱盖壁厚 mm箱座加强肋厚 mm箱盖加强肋厚 mm箱座分箱面凸缘厚 mm箱盖分箱面凸缘厚mm平凸缘底座厚 mm地脚螺栓 (取M16)轴承螺拴 (取M12)连接分箱面的螺栓 图3-10 箱体螺栓组分布图轴承盖螺钉 检查孔盖尺寸各个参数: 检查螺钉 吊耳环图3-11 吊耳环地脚螺栓数 取凸缘上螺栓凸台结构尺寸 螺栓取M10 Rmax=5mm 图3-12 凸缘上螺栓凸台结构

42、轴承座孔边缘至轴承螺栓轴线距离 mm轴承座孔外端面至箱外壁距离 mm蜗杆轴承座孔（D）外直径D1=82mm D2=92mm D4=62mm蜗轮轴承座孔（D）外直径D12=105mm D22=115mm D42=85mm轴承螺拴的凸台高 =30mm 箱座的深度 mm箱体分箱面凸缘圆角半径（0.76.21818）30mm箱体内壁圆角半径 mm蜗杆轴承盖尺寸：图3-13 轴承端盖尺寸图蜗轮轴承盖尺寸： 3.8.3 箱体其他结构设计 为了保证箱体轴承座孔的镗制和装配精度，需在箱体分箱面凸绦长度方向两侧各安装个圆锥定位销。两销应置远一些，但不宜对称布置。定位销孔应在箱盖和箱座紧固后钻空，其位置便于、钻铰

43、和装拆，不应与邻近箱壁和螺钉相碰。、 （1）定位销 定位销的直径可取d：(o7o8)d：(d：为凸缘上螺栓的直径)，长度应大于分箱面凸缘的总厚度。 （2）起盖螺钉为了保证减速器的密封性，常在箱体的剖分面上涂有水玻璃或密封胶，为便于拆卸箱盖，在箱盖凸缘上设置1到2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，拧动起盖螺钉，便可顶起箱盖。起盖螺钉设置在箱盖联接凸缘上，其螺纹有效长度应大于箱盖凸缘厚度。起盖螺钉直径可与凸缘联接螺钉相同，螺钉端部制成圆柱形并光滑倒角或制成半球形。 （3放油孔及螺塞为了排除污油，在减速器的箱座最底处设有放油孔，并用放油螺塞和密封垫圈将其堵住。减速器的蜗杆轴高：减速器的蜗轮轴距上箱盖高：减速器

44、的全高：减速器的箱体宽：B52.7574101424.7516+10+16+10=227.5mm减速器的箱体长： L=40+30+55+30+40+10+16+10+16=247mm3.9蜗杆传动的润滑油选择对于蜗杆传动的润滑油类型的选择无明显的区分界限，德国推荐对重负荷淬硬蜗杆和起动频繁的蜗杆传动要选用含有极压添加剂的润滑油。对于蜗杆传动润滑油的粘度选择有三种方法供使用，一种是按滑动速度选取，一种是按中心距及蜗杆转速选取，还有一种是根据力速度因子选取。其中根据滑动速度选取的依据如下：表3-2 润滑油粘度选择表 滑动速度1.5>1.53.5>3.510>10粘度值>61

45、2414506288352198242ISO-VG或GB-N级6804603202203.10蜗杆传动及轴承的润滑方式图3-14 蜗杆传动润滑方式图蜗杆滑动的润滑方式可分为油浴润滑和压力喷油润滑；其区分主要根据滑动速度或蜗杆转速的大小。速度过高时，油滴将由于离心力的作用甩走，难以带入啮合区，因此必须采用压力喷油润滑。一般当时用喷油润滑。对于环面蜗杆来说，由于端部比喉部大，增加了线速度的影响，应适当酌处。一般中、低速蜗杆传动大多数采用油浴润滑。当蜗杆在下时，浸油高度应到蜗杆顶圆（外圆）直径的1/3处。浸油高度可偏高点，但过高会增加搅油损耗功率。但在本设计中，蜗杆最大齿顶圆直径小于同轴轴承中心，因

46、此，必须采用溅油轮来达到润滑目的。溅油轮的结构尺寸如图： 其中， d=座孔直径-2mm=62-2=60mm图3-15 溅油轮的结构尺寸图 轴承是利用齿轮旋转时溅起的稀油进行润滑。箱座中油池的润滑油，经旋转的齿轮溅起飞溅到箱盖的内壁上，沿内壁流到分箱面坡口后，经过导油槽渗入轴承。当浸油齿轮圆周速度v2ms时，应采用润滑脂润滑轴承为避免可能溅起的稀油冲掉润滑脂，采用挡油环将其分开。为防止润滑油流失和外界灰尘进入箱内，在轴承端盖和外伸轴之间装有密封元件。CAD配套图纸QQ28330528053.11减速器的使用和维护3.11.1 减速器的使用(1)安装好的减速器首先应按要求加注规定的润滑油至指定位置

47、。在正式使用之前应进行空载试车和负载试车。但不需要检验热功率。 (2)空载试车用l超额定转速运转30min左右，检验是否有异常声音及振动等现象若不能实现超额定转速时，可用额定转速将运转时间按1，2，4，7，10min的顺序试车，间隔l0s左右。若上述试运转后，齿面接触良好然后在额定转速下连续运转1h，同样检查有无异常现象。 (3)空载试车正常可进行负载试车。先用较低转速进行，可按工作机额定负荷的25、50、75和lOO分级进行，每级2h左右，在下一级试运转前，应观察齿面确认有无损伤若不能实现较低转速时，可用额定转速在各级负荷下，运转时间按l，2，4，7，10min依次进行，间隔l0s左右。若上

48、述试运转后，齿面接触良好，可在额定转速下，按工作机额定负荷的50、乃和100分别连续运转2h，各级加载前，同样检验齿面有无问题。(4)在上述试车中，一旦发现异常，应立即排除，然后重新进行试车。(5)试车合格以后，换上新润滑油，即可正式投入使用。(6)减速器正常使用时，润滑油温升不得超过80，油温不得超过100。3.11.2减速器的维护 (1)应定期检查减速器的密封、联接等部位，以及油位和蜗轮齿面。 (2)更换轴承时，应按装配技术要求安装调整。蜗杆和蜗轮更新时要保证啮合正确，经过跑合研齿和空载及负载试车，方可正式使用。 (3)润滑油更换：当减速器蜗杆蜗轮第一次使用后，工作500h更换新油，以后根

49、据润滑油的质量，工作300一4000h左右再进行更换，每天上作时间较短(不超过8h)的减速器，一年半右右更换一次润滑油。 上述润滑油的更换是一般正常情况下的。若减速器工作环境恶劣，加高温、多尘、潮湿、有害气体等，应适当提前更换。注入新油前，减速器内部应消洗干净，润滑油粘度较大时，可以适当加热，降低粘度后再注入减速器4 钢丝绳的选择钢丝绳和卷筒相连，将卷筒的转速转化为线速度，下端和灯具相连，是直接提起灯具的设备，在设计中要充分考虑安全性。钢丝绳上载荷在提升过程中大小是变化的，绳圈重量认为是作用在1、2、3、4点上的集中力，方向向下，对主轴产生垂直方向的弯矩。钢绳的拉力是作用在滚筒半径上的，它对主轴的作用可视为一个集中力和一个力偶矩的合成。一般集中力的方向与水平面成一个角度，故在计算过程中，应把它分解成水平力和垂直力.在提升过程中，该集中力