带式运输机用蜗杆减速器设计.doc

目 录

1、机械设计课程设计任务书 -------------------------------（3）

2、电动机的选择------------------------------------------------（5）

3、传动装置的运动和动力参数的计算 -------------（7）

4、传动零件设计计算------------------------------------------（8）

5、轴的设计计算及校核----------------------------------------（13）

6、轴承的校核 ----------19）

7、键的选择和校核 -------------------------------------- （22）

8、箱体的设计 ------------------------- （22）

9、键等相关标准的选择------------------------------------- （24）
10、减速器结构与润滑、密封方式的概要说明-------------（25）
附录 轴的反力及弯矩、扭矩图 ------------- （29
1．设计题目
带式运送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，运送机连续工作，单向动转，载荷平稳，空载起动。
2.使用寿命：使用期限2023（每年300工作日）；
3.运送带速度允许误差；±5％；

三、原始数据
已知条件
传送带工作拉力F（kN）
传送带工作速度v（m/s）
滚筒直径D（mm）
参数
2
0.8
350

1．电动机 2．联轴器 3．蜗杆减速器 4．带式运送机

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
按工作规定和条件选取Y系列一般用途全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。
2.1.1.2选择电动机容量
工作机所需的功率：
由电动机至工作机之间的总效率：

其中 分别为联轴器，轴承，蜗杆和卷筒的传动效率。
查表可知=0.99（滑块联轴器）=0.98（滚子轴承）
=0.73（单头蜗杆） =0.96（卷筒）
所以：
所以电动机输出功率：
kw
2.1.1.3拟定电动机转速
根据已知条件计算出工作机滚筒的工作转速为

=1.6kw

=0.63

=2.54kw

nw=43.68r/min
计算及说明
结果
电动机转速可选范围：
nd’=i*
nd=(10~70)*43.68=436.8~3057.6r/min

2.1.1.4拟定电动机型号
查表16-1，可得：
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
Y100L-2
3kw
3000r/min
2870r/min
65.71
2
2
Y100L-4
3kw
1500r/min
1440r/min
32.97
4
3
Y132S-6
3kw
1000 r/min
960r/min
21.98
6

计算及说明
结果
经合考虑，选定方案3。由于同步转速较高，电动机价格比较便宜，并且方案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Y132 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派
2.1.2.1 计算总传动比：

2.1.2.2 各级传动比的分派
2.1.2.3 由于为蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分派传动比。
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：
滚筒的转速和蜗轮的转速相同
3.2 功率
蜗杆的功率：p1=2.54×0.99=2.51KW
蜗轮的功率：p2=2.51×0.73×0.98=1.80kW
滚筒的功率：p3=1.8×0.98×0.99=1.75Kw
3.3 转矩

=21.98

n=43.68 r/min

p1=2.51KW
p2=1.80KW
p3=1.75KW

将所计算的结果列表：
参数

电动机
蜗杆
蜗轮
滚筒
转速(r/min)
960
960
43.68
43.68
功率(P/kw)
2.54
2.51
1.80
1.75
转矩(N·m)
25.27
25.02
533.4
507
传动比i
21.98
效率
0.99
0.73
0.96

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。

4.1选择材料
考虑到蜗杆的传动功率不大，速度只是中档，故选择45钢，蜗杆螺旋部分规定淬火，硬度为45~55HRC，蜗轮用铸锡磷青钢ZCuSn10P1，金属模铸造，为了节约贵重金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。

4.2按齿面接触强度进行设计

传动中心矩计算公式如下：

(1) 拟定作用在蜗轮上的转矩
=533.4N·m
(2) 拟定载荷系数K
因工作载荷较稳定，故取载荷分布系数KA=1.1
(3) 拟定弹性影响系数
因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故=147

渐开线蜗杆ZI

45钢

ZCuSn10P1
青铜
HT100

=533.4N·m

KA=1.1

=147
计算及说明
结果
(4) 拟定接触系数
先假设蜗杆分度圆d1和传动中心矩a的比值，从图11-18可查得=3.1
(5) 拟定接触疲劳极限
根据蜗轮材料为ZCuSn10P1，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=265MPa
(6) 拟定接触疲劳最小安全系数
根据推荐值可取=1.2
（7）拟定寿命系数
116800

（8）计算中心距

取中心矩a=200mm
这时， =3.1
由图11-18查得，由于<，
因此以上计算结果可用。

=3.1

=1.2

a=178.4mm

计算及说明
结果
4.3 蜗轮蜗杆的重要参数和几何尺寸
拟定蜗杆的头数

拟定模数m

蜗杆分度圆直径

查机械设计书表11-3，取标准值d1=80mm，
直径系数q=10
齿顶圆

齿根圆
df1=m(q-2.4)=60.8mm
分度圆导程角

蜗杆轴向齿宽

蜗轮齿数
=×21.98=44
验算传动比
i=
传动比误差，
是允许的

取=2

取m=8

d1=80mm

=44

计算及说明
结果

蜗轮分度圆直径
=8×44=352mm
实际中心距
a=1/2(d1+d2)=216mm
蜗轮宽度

蜗杆圆周速度

相对滑动速度

当量摩擦系数
查机械设计书表13-6，
4.4 校核轮齿接触疲劳强度

许用接触应力

最大接触应力

=352mm

b2=61.1mm

m/s

m/s

，

=123.4

合格
计算及说明
结果

齿根弯曲疲劳强度
查机械设计书表13-2，取
弯曲疲劳最小安全系数
根据机械设计书推荐值，取
许用弯曲疲劳应力

轮齿最大弯曲应力

温度计算

传动啮合效率

搅油效率
根据机械设计书自定为
轴承效率
根据机械设计书自定为
总效率

合格

计算及说明
结果

散热总面积估算

箱体工作温度

此处取=15w/（m²c）,中档通风环境

5.轴的设计计算及校核
5.1轴的材料的选择，拟定许用应力
考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴重要传递蜗轮的转矩。选取轴的材料为45钢，调质解决。
查机械设计书表得 [σb]=640MPa [σ-1]1=55MPa
取A115，于是得

d≥
轴的最小直径为d1，与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号
计算转矩=,查机械设计书表，选取=1.2，则有
=KT=1.2×9.550××1.8/43.68
=472，3N.m
考虑轴头有一键槽，将轴径增大5%，即d=39.7*1.05=41.6mm，因轴头安装联轴器，根据联轴器内孔直径取最小直径为d=42mm
选联轴器
查表GB 4384-1997 选WH6滑块联轴器，标准孔径d=42mm

合格

45钢

[σb]=640MPa [σ-1]1=55MPa

=1.2
=472.3N.m

WH6滑块联轴器
计算及说明
结果

5.2蜗轮轴的结构设计
5.2.1拟定各轴段直径

根据拟定各轴段直径的拟定原则，由右端至左端，从最小直径开始，轴段1 为轴的最小直径，已拟定d1=42mm
轴段2考虑联轴器定位，按照标准尺寸取d2=52mm
轴段3安装轴承，为了便于安装拆卸应取d3>d2,且与
轴承内径标准系列相符，故取d3=55mm.( 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d4=60mm
轴段5为轴环，考虑蜗轮的定位和固定取d5=70mm
轴段6考虑左端轴承的定位需要，根据轴承型号30211查得d6=64mm
轴段7与轴段3相同轴径d7=55mm

5.2.2拟定各轴段长度

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2mm，取L4=60mm
为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，取轴承端面与箱体内壁的距离为2mm .
根据轴承宽度B=21mm，取轴段7长度L7=21mm，
由于两轴承相对蜗轮对称，故取轴段3长度为L3=（2+23+2+21）=48mm。
为了保证联轴器不与轴承盖相碰， 取L2=22+46=68mm。
根据联轴器轴孔长度112mm，取L1=110mm。
因此，定出轴的跨距为L=（10.5+25+60+25+10.5）=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。
轴的结构示意图如图所示：

d1=42mm

d2=52mm

d3=55mm

d4=60mm
d5=70mm

d6=64mm
d7=55mm

L4=60mm

L7=21mm

L3=48mm
L2=68mm
L1=110mm

L=131mm

L总=330mm
计算及说明
结果

5.2.3 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=533.4N·m
蜗轮的切向力
Ft=2T/d=2×533.4/352=3030.7N
蜗轮的径向力
Fr=Ft×tanα
=3030.7×tan20°
=1103.1N
蜗轮轴向力
Fa=Ft×tanβ
=3030.7×tan11.3°=605.6N
（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。
=N
C截面处的弯矩
N
（C）求垂直平面V内的支反力及弯矩
支反力
由得

截面C左侧的弯矩

Ft=3030.7N

Fr=1103.1N

Fa=605.6N

=N
=N
=99.3
计算及说明
结果

截面C右侧的弯矩

求合成弯矩
截面C左侧的合成弯矩

截面C右侧的合成弯矩

计算转矩

求当量弯矩
由于单向传动，转矩为脉动循环变化，故折算系数=0.6,危险截面C处的当量弯矩为:

=271.31N*m
计算截面C处的直径，校验强度

因此处有一键槽，故将轴径增大5%，即：
d=36.67*1.05=38.51mm
而结构设计中，此处直径已初定为60mm，
故强度足够

5.3蜗杆轴的设计
5.3.1轴的材料的选择，拟定许用应力

考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴重要传递蜗轮的转矩。选取轴的材料为45钢，淬火解决。

=

T=

=271.31N*m

=36.67mm

强度足够

45钢
计算及说明
结果
按扭转强度，初步估计轴的最小直径
d≥A
Tc=1.2*9550*2.51/960=29.96mm
5.3.2拟定各轴段直径
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，
d2起固定作用，定位轴肩高度可在（0.07~0.1）d范围内，故d2=40+0.1d1=44mm，该直径处安装密封毡圈，取标准直径。应取d2=45mm；
d3与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，选定轴承型号为30310。取d3=50mm。
d4起定位作用，由h=（0.07~0.1）×d3=（0.07~0.1）×50=3.5～5mm，取h=4mm，d4=d3+h=50+4=54mm；
d6=d4=54mm;
d7段装轴承，取d7=d3=50mm
d5段取蜗杆齿顶圆直径d5=96mm;
5.3.3拟定各轴段长度
L1取联轴器轴孔长度84mm
L2安装端盖取L2=40mm
L3安装轴承，取轴承宽度L3=B=20mm
L4和L6为了让蜗杆与涡轮对的啮合，取L4=L6=138mm
L7也安装轴承和端盖L7=30mm
L5为蜗杆轴向齿宽取L5=107mm
定出轴的跨度为;
L=L4L6+L5+1/2L3+1/2L3
=403mm
蜗杆的总长度为：
L总=L+40+30+84
=557mm
5.3.4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）

d=15.84mm

d1=40mm

d2=45mm

d3=50mm

d4=54mm
d6=54mm
d7=50mm
d5=96mm

L1=84mm
L2=40mm
L3=20mm
L4=138mm
L7=30mm
L5=107mm

L总=557mm
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
Ft1=Fa2=605.6N
Fr1=Fr2=1103.1N
Fa1=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。
=
C截面处的弯矩

（C）求垂直平面V内的支反力及弯矩
支反力
由得

截面C左侧的弯矩

截面C右侧的弯矩

求合成弯矩
截面C左侧的合成弯矩

截面C右侧的合成弯矩

Ft1=605.6N
Fr1=1103.1N
Fa1=3030.7N

302.8N

计算及说明
结果

计算转矩：

求当量弯矩
由于单向传动，转矩为脉动循环变化，故折算系数=0.6,危险截面C处的当量弯矩为:

=172.4N*m
计算截面C处的直径，校验强度

因此处有一键槽，故将轴径增大5%，即：
d=31.53*1.05=33.11mm
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/T297-1994
额定动载荷Cr=90.8×103 N
基本静载荷Cor=115*103 N
(1) 求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2
由前面设计蜗轮时求得的：
Fr1v== N

=172.4N*m

强度足够

计算及说明
结果
Fr2v= N
Fr1H==1515.4 N
Fr2H==1515.4 N
Fr1=N
Fr2=N
（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

轴向力FA=605.6N

轴承2端被压紧，故

求当量动载荷P1和P2

验算轴承寿命
由于P1 e=0.42

=

轴承满足寿命规定

Fr1N

Fr2= N

计算及说明
结果
附加轴向力

轴向力FA=3030.7N

轴承2端被压紧，故

求当量动载荷P1和P2
验算轴承寿命
由于P1MPa<[]=110MPa
合格
7.2蜗杆与联轴器相配合的键的选择
查 GB1095-2023：A型普通平键
根据轴的最小直径d=40mm,选择键b*h=12mm×8mm
L70mm
l=L-b=70-12=58mm
k=0.5×h=0.5×8=4mm
MPa<[]=110MPa
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8～10mm，取δ=10mm
8.2铸铁箱体重要结构尺寸和关系如下表：

A型普通平键
b*h=12mm×8mm

合格

A型普通平键

b*h=12mm×8mm

合格

名称
减速器型式及尺寸关系
箱座壁厚δ
δ=10mm
箱盖壁厚δ1
δ1=0.8δ=9.6mm 取δ1=10mm
箱座凸缘厚度b1，
箱盖凸缘厚度b，
箱座底凸缘厚度b2
b1=1.5×δ1=15mm
b=1.5×δ=15mm
b2=2.5×δ=2.5×10=25mm
地脚螺钉直径及数目
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=8mm
Df，d1，d2至外壁距离
df，d2至凸缘边沿距离
C1=26,20,16
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
根据轴承座外径和扳手空间的规定由结构拟定
箱盖，箱座筋厚
m1=9mm m2=9mm
蜗轮外圆与箱内壁间距离
Δ1=16mm
蜗轮轮毂端面与箱内壁距离
Δ2=30mm

9.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，具体内容如下：

键的选择
查 GB1095-2023 蜗轮轴与半联轴器相配合的键：A型普通平键，b*h=12mm×8mm
GB1095-2023 半联轴器与蜗杆轴的连接 b*h=12mm×8mm

A型，12mm×8mm
A型，12mm×8mm
联轴器的选择
根据轴设计中的相关数据，查GB4323-1997，选用联轴器的型号WH6

WH6
GB4323-1997
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
M12， 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

M10*35
M12*100
M10
M12
M6*20
M8*25
M6*16
6.4销，垫圈垫片的选择
选用销GB117-86，B8*30，数量为2个
选用垫圈GB93-87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

GB117-86
B8*30
GB93-87
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、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毕的，该项减速器重要由传动零件（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；采用圆锥销用于精拟定位以保证和箱座在加工轴承孔和装配时的互相位置；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，在箱体底部设有放油螺塞；吊环螺栓用来提高箱体，而整台减速气的提高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=4.02 m/s<<12 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N32号涡轮蜗杆油（SH0094-91）
最低——最高油面距10～20mm，油量为1.5L。
轴承润滑选用 ZL-3型润滑脂 (GB 7324-1987）
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。
观测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相应的轴承外部，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。

具体结构详见装配图

具体结构装配图
详见零件工作图

N32号涡轮蜗杆油

ZL-3型润滑脂

详见装配图

参考文献
1，《机械设计》第八版 濮良贵 纪名刚 主编 ---北京：高等教育出版社
2，《机械设计课程设计》 宋宝玉 主编 ---北京：高等教育出版社
3，《机械设计课程设计》 殷玉枫 主编 ---北京：机械工业出版社
4，《机械设计课程设计》 孙 岩 陈晓罗 主编 ---北京：北京理工大学出版社
5.《机械设计课程设计》王昆，何小柏，汪信远主编 ---高等教育出版社
6.《机械设计（第七版）》濮良贵，纪名刚主编 --- 高等教育出版社
7.《简明机械设计手册》洪钟德 主编 --- 同济大学出版社
8.《减速器选用手册》周明衡 主编 --- 化学工业出版社
9.《工程机械构造图册》周明衡 刘希平主编 ---机械工业出版社
10.《机械制图（第四版）》刘朝儒 高治一编 ---高等教育出版社
11.《互换性与技术测量（第四版）》李硕根 杨兴骏编 ---中国计量出版社

7，《机械原理》 孙 恒 陈作模 主编 ---北京：高等教育出版社
8，《机械零件课程设计》 赵 祥 主编 ---北京：中国铁道出版社
9，《理论力学》 哈尔滨工业大学理论力学教研室 编 ---北京：高等教育出版社
10，《机械设计课程设计手册》 2版 吴宗泽 主编 ---北京：高等教育出版社

课程设计小结
通过这次设计让我了解到机械设计是从使用规定等出发，对机械的工作原理、结构、运动形式力和能量的传递方式，以及各个零件的材料和形状尺寸等问题进行构思、分析和决策的工作过程，这种过程的结果要表达成设计图纸、说明书及各种技术文献。
机械设计课程设计是机械设计课程的一个重要环节，它可以让我们进一步巩固和加深学生所学的理论知识，通过设计把机械设计及其他有关先修课程（如机械制图、理论力学、材料力学、工程材料等）中所获得的理论知识在设计实践中加以综合运用，使理论知识和生产实践密切的结合起来。并且，本次设计是我们学生初次进行完整综合的机械设计，它让我树立了对的的设计思想，培养了我对机械工程设计的独立工作能力；让我具有了初步的机构选型与组合和拟定传动方案的能力；为我此后的设计工作打了良好的基础。
由于实践经验和资料的缺少，加之时间紧迫，在设计过程中碰到了许多问题，大部分问题在老师的指导和同学们的帮助下下得以解决。但也有很多地方设计的不近人意，例如所绘制的图纸有些地方表达的不是很清楚，希望各位老师给予谅解。

附录
反力及弯局矩、扭矩图
轴的受力分析图

X-Y平面受力分析

X-Z平面受力图：

水平面弯矩 99.3

垂直面弯矩
89.42

-17.17

合成弯矩

100.77
133.63

转矩T

T=393.54Nm

271.31
当量弯矩