单带式输送机传动装置设计-级蜗杆减速器设计（全套图纸）

1、原创通过答辩毕业设计说明书论文 QQ 194535455 设计说明书课题名称：带式输送机传动装置设计学 院：专业班级：学 号：学 生：指导老师：目 录程设计说明书1目录2摘要31带式运输机的传动装置的设计42总体传动方案的分析与选择63电动机的选择74传动装置运动及运动参数计算95蜗轮蜗杆的设计及其参数的计算116轴的校核及计算167键连接的设计计算239减速器的设计计算2710减速器结构与润滑2811螺栓及相关标准的选择2912设计小结30摘要设计是考察学生全面在掌握基本理论知识的重要环节。在201年11月21日-2010年12月7日为期三周的机械设计设计。本次是设计一个蜗轮蜗杆减速器，减速

2、器是用于电动机和工作机之间的独立的闭式传动装置。本减速器属单级蜗杆减速器（电机联轴器减速器联轴器滚筒），本人是在指导老师指导下完成的。该设计内容包括：任务设计书，参数选择，传动装置总体设计，电动机的选择，运动参数计算，蜗轮蜗杆传动设计，蜗杆、蜗轮的基本尺寸设计，蜗轮轴的尺寸设计与校核，减速器箱体的结构设计，减速器其他零件的选择，减速器的润滑等和A0图纸装配图1张、A3图纸的零件图2张。设计参数的确定和方案的选择通过查询有关资料所得。蜗轮蜗杆减速器的计算机辅助机械设计，计算机辅助设计及辅助制造（CAD/CAM）技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术，通过本课题的研究，将进一步深入地对这一技

3、术进行深入地了解和学习。本文主要介绍一级蜗轮蜗杆减速器的设计过程及其相关零、部件的CAD图形。计算机辅助设计（CAD），计算机辅助设计及辅助制造（CAD/CAM）技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术，能清楚、形象的表达减速器的外形特点。该减速器的设计基本上符合生产设计要求，限于作者初学水平，错误及不妥之处望老师批评指正。1带式运输机的传动装置的设计1.1 带式运输机的工作原理带式运输机的传动示意图如图图1-2 带式输送机传动系统简图1电动机；2一联轴器；3蜗杆减速器；4卷筒；5输送带1.2.工作情况：已知条件1) 工作条件：单向运转，有轻微震动，经常满载，空载启动，两班制工作。 2)

4、使用折旧期；10年；3) 运输带速度容许误差：5%；。1.3设计数据运输带工作接力F/N运输带工作速度n/（m/s）卷筒直径D/mm23001.953001.4传动方案本设计采用的是单级蜗杆减速器传动。1.5设计内容及内容1) 电动机的选择与运动参数计算；2) 斜齿轮传动设计计算；3) 轴的设计；4) 滚动轴承的选择；5) 键和连轴器的选择与校核；6) 装配图、零件图的绘制；7) 设计计算说明书的编写；8) 减速器总装配图一张；9) 齿轮、轴零件图各一张；10) 设计说明书一份。 2总体传动方案的选择与分析2.1 传动方案的选择1. 根据要求设计单级蜗杆减速器，传动路线为：电机连轴器减速器连轴

5、器带式运输机。根据生产设计要求可知，该蜗杆的圆周速度V45m/s，所以该蜗杆减速器采用蜗杆下置式见，采用此布置结构，由于蜗杆在蜗轮的下边，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。 2. 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。3.适应工作条件能力强，可靠性高，能满足设计任务中要求的设计条件及环境。3电动机的选择3.1 电动机功率的确定1) 工作机各传动部件的传动效率

6、及总效率：查机械设计设计指导书表9.2可知蜗杆传动的传动比为：；又根据机械设计基础表4-2可知蜗杆头数为，由表4-4可知蜗杆传动的总效率为：查机械设计设计指导书表9.1可知各传动部件的效率分别为：； ；工作机的总效率为：2) 电动机的功率：所以电动机所需工作效率为：3.2 确定电动机的转速1) 传动装置的传动比的确定：查机械设计设计指导书书中表9.2得各级齿轮传动比如下： 理论总传动比：2) 电动机的转速：卷筒轴的工作转速：所以电动机转速的可选范围为：根据上面所算得的原动机的功率与转速范围，符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min和1500 r/min三种。综合考虑电动

7、机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500 r/min的电动机。其主要功能表如下：电动机型号额定功率kW满载转速/r/min起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y132M-47.514402.22.34传动装置运动及动力参数计算4.1 各轴的转速计算1) 实际总传动比及各级传动比的他配：由于是蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。则总传动比: 所以取2) 各轴的转速：第一轴转速：第二轴转速：4.2 各轴的输入功率第一轴功率：第二轴功率：第三轴功率：4.3各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩：第一轴转矩：第二轴转矩：第三轴转矩： 将运动和动力参

8、数计算结果进行整理并列于下表：轴 名功率P/kW转矩转速n/(r/min)传动比效率电机轴7.549740144011第一轴7.42549240144011第二轴6.25481350124120.80卷筒轴6.048135012410.955蜗轮蜗杆的设计及其参数计算5.1 传动参数蜗杆输入功率P=7.5 kW，蜗杆转速，蜗轮转速，理论传动比i=11.61，实际传动比i=12，蜗杆头数，蜗轮齿数为，蜗轮转速.5.2 蜗轮蜗杆材料及强度计算1）选择蜗杆传动类型根据GB/T 10085-1988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI).2）选择材料考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等,故蜗杆用45钢;因希望

9、效率要高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为45-55HRC.蜗轮用铸锡磷青铜,金属模铸造.为了节约贵重的有色金属,仅齿圈用青铜制造,而轮芯用灰铸铁HT100制造.3)按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度.由参考文献1中式(11-12)计算传动中心矩:根据书中表11-1，取蜗轮上的转矩4)确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数；由参考文献1中表11-5选取使用系数；由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数；则：5)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。6)确定接触系数先假设蜗杆分度圆

10、直径d1和传动中心距a的比值为0.35，从图参考文献1图11-18中可查得。7)确定许用接触应力根据蜗轮材料为铸锡磷青铜，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可以从文献1表11-7中查得蜗轮的基本许用应力。8)应力循环次数 9)寿命系数 则 =0.61180= 112.8 10)计算中心距取a=180mm，因i=11.6，故从文献1中表11-2中取模数m=6.3mm，蜗杆的分度圆直径d1=63mm。这时d1/a为0.4，从文献1中图11-18中可查得接触系数，因为，因此以上结果可用。5.3 蜗杆蜗杆传动的几何尺寸计算轴向齿距 直径系数 分度圆直径 d1=63mm齿顶圆直径 齿根圆直径 分度

11、圆导程角 蜗杆轴向齿厚 蜗轮的齿数Z2=48；变位系数X2=-0.4286 ；验算传动比 这时传动比误差为 ，是允许的。蜗轮分度圆直径 蜗轮喉圆直径 蜗轮齿根圆直径 蜗轮尺宽 B=505.4校核齿根弯曲疲劳强度1)当量齿数 根据X2=-0.4286，ZV2=59.96，从参考文献1中图11-19中可以查得齿形系数YFa2=2.55。2)螺旋角系数 3)许用弯曲应力 从文献1表11-8中查得由制造的蜗轮的基本许用应力。4)寿命系数 弯曲强度是满足的。5)验算效率已知；与相对滑动速度VS有关。从参考文献1表11-18中用插入值法查得，；代入式中求得，大于原估计值，因此不用重算。5.5热平衡计算及精

12、度公差确定1)散热面积A 取传热系数 ，取，从而可以计算出箱体工作温度因为，所以符合要求。2）精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T10089-1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择7级精度，侧隙种类为c，标注为7c GB/T10089-1988。然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度，详见图纸。6轴的设计计算及校核6.1输出轴的设计1）蜗轮轴的设计蜗轮上的转矩。则作用于齿轮上的圆周力：轴向力：径向力：2）初步确定轴的最小直径先按文献1式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得输出轴的最小直

13、径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查文献1表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查参考文献2表14-4，选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630Nm。半联轴器的孔径d1=45mm,故取d12=45mm,半联轴器长度L=114mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。3）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度根据蜗轮结构尺寸，取=45mm。为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右段需制出一轴肩，故取2-3段直径=38mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡

14、圈直径D=40mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比L1短一些，现取L12=58mm。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0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30208，其基本尺寸，故，而。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取轴肩高度h=5mm，因此，取=50mm。蜗轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h=5mm，则轴环直径=55mm。轴环宽度，则取=10mm。轴承端盖的总宽度为20 mm，根据轴承端盖的装拆以

15、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器右端面间的距离，故取。轴承宽度为19.75mm，取挡圈宽度为15mm，所以=20+15+2=37mm。=（1.21.8），则取=60mm；取=16mm。6.2输入轴的设计1)蜗杆轴的设计由于蜗杆的直径很小，可以将蜗杆和蜗杆轴做成一体，即做蜗杆轴。蜗杆的转矩。蜗轮的转矩481.35Nm则作用于齿轮上的圆周力：轴向力： 径向力：2)初步确定轴的最小直径先按参考文献1式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同

16、时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查文献1表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查参考文献2表14-4，选用LX2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为560000Nmm。半联轴器的孔径d1=25mm,故取d12=25mm,半联轴器长度L=62mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=44mm。3)轴上零件的装配方案蜗杆是直接和轴做成一体的，左轴承及轴承端盖从左面装，右轴承及右端盖从右面装。4)轴向定位及轴各段直径和长度1)为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右段需制出一轴肩，故取2-3段直径d23=35mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=

17、38mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比L1短一些，现取L12=58mm。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mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307，其基本尺寸，故。3)由于蜗杆的齿根圆为48.7mm，故取轴段mm。蜗杆的轴承内侧采用轴环定位，轴肩高度h0.07d ，故取h=5mm，则轴环处的直径，轴环宽度，取。4)轴承端盖的总宽度为20 mm，根据轴承端盖的装拆以及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外

18、端面与半联轴器右端面间的距离，故取。5)由于箱体由蜗轮决定，轴承采用脂润滑，蜗杆齿宽，滚动轴承宽度，则5)轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按=25mm，由文献一表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm，同时为了保证齿轮半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选用轴的直径尺寸公差为m6。 6)蜗杆轴的校核 图5-2设蜗杆齿宽的法向中心线的有侧长为，左侧的长度为，则： 水平面的支承反力（图a）垂直面的支承反力（图b）绘水平面的弯矩图绘垂直面的弯矩图绘合成弯矩图该轴所受扭矩为：10.21Nm=10210Nmm按弯扭合成应力校核轴的强

19、度由图可知轴承上截面C为危险截面，根据文献1式（15-5）及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献1表15-1查得。因此，故安全。由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕地确定的，由蜗杆轴受力情况知截面C处应力最大，但其轴径也较大，且应力集中不大，各处应力集中都不大，故蜗杆轴的其它截面的疲劳强度不必校核。6.3轴承的选择及校核1)初选输入轴的轴承型号据已知工作条件和输入轴的轴颈，由机械设计基础附表8-5初选轴承型号为圆锥滚子轴承30308（一对），其尺寸：D=90mm,d=50mm,B=23mm。据已知工作条件和输出轴

20、的轴颈，由机械设计基础附表8-5初选轴承型号为圆锥滚子轴承30214（一对），其尺寸：D=125mm,d=70mm,B=24mm。基本额定动载荷 C=63000N计算系数 e=0.37轴向载荷系数 Y=1.62)计算蜗杆轴的受力蜗杆轴的切向力，轴向力和径向力蜗杆轴： 蜗轮轴： 3)计算轴承内部轴向力轴承的内部轴向力：4)计算轴承的轴向载荷轴承2的轴向载荷 由已知得，与方向相同，其和为 （轴承2为“压紧”端），所以轴承1的轴向载荷 （轴承1为“放松”端）5)计算当量动载荷轴承1的载荷系数 根据，由表8-8可知轴承2的载荷系数 根据由表8-8可知轴承1的当量动载荷 轴承2的当量动载荷 所以轴承的当

21、量动载荷取、中较大者，所以6)计算轴承实际寿命温度系数 由机械设计基础表8-6可知载荷系数 由机械设计基础表8-7可知寿命指数 滚子轴承 轴承实际寿命 轴承预期寿命 结论 由于 轴承30208满足要求 7键连接设计计算7.1 蜗杆联接键 键的选择和参数选择普通平键，圆头。由机械设计设计指导书表11.27查得d=30mm时。应选用键 GB/T1096转 矩键长接触长度许用挤压应力校 核查机械设计基础表2-12键连接钢的许用挤压应力为故满足要求7.2 蜗轮键的选择与校核键的选择和参数选择普通平键，圆头。由机械设计设计指导书表11.27查得d=55时。应选用键 GB/T1096转 矩键长接触长度许用

22、挤压应力校 核查机械设计基础表2-12键连接钢的许用挤压应力为故满足要求7.3 蜗轮轴键的选择与校核键的选择和参数选择普通平键，圆头。由机械设计设计指导书表11.27查得d=55时。应选用键 GB/T1096转 矩键长接触长度许用挤压应力校 核查机械设计基础表2-12键连接钢的许用挤压应力为故满足要求8箱体的设计计算8.1箱体的构形式和材料采用下置剖分式蜗杆减速器（由于V=5m/s）铸造箱体，材料HT150。8.2箱体主要结构尺寸和关系 名称 减速器型式及尺寸关系箱座壁厚 =11mm 箱盖壁厚1 1=10mm箱座凸缘厚度b1，箱盖凸缘厚度b，箱座底凸缘厚度b2 b=1.5=16mm b1=1.

23、51=15mm b2=2.5=28mm地脚螺钉直径及数目 df=19mm n=6轴承旁联接螺栓直径 d1=14mm箱盖，箱座联接螺栓直径 d2=10mm 螺栓间距 150mm轴承端盖螺钉直径 d3=9mm 螺钉数目4检查孔盖螺钉直径 d4=6mmDf，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 D1=80mm D2=125mm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结构确定箱盖，箱座筋厚 m1=9mm m2=9mm蜗轮外圆与箱内壁间距离 12mm蜗轮轮毂端面与箱内壁

24、距离 10mm9螺栓等相关标准的选择本部分含螺栓，螺母，螺钉的选择垫圈，垫片的选择，具体内容如下：9.1螺栓，螺母，螺钉的选择考虑到减速器的工作条件，后续箱体附件的结构，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 M10 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*（参考装配图）M10*35M12*100M10M12M6*20M8*25M6*169.2销，垫圈垫片的选择 选用销GB117-86，B8*30， 数量为2个选用垫圈G

25、B93-87 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*（参考装配图）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减速器结构与润滑的概要说明在以上设计选择的基础上，对该减速器的结构，减速器箱体的结构，轴承端盖的结构尺寸，减速器的润滑与密封，减速器的附件作一简要的阐述。10.1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，在箱体底部设有放汕螺塞；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；减速气用地脚螺栓固定在机架或地基上。（具体