1、河北工程大學科信學院課程設計1.設計題目帶式輸送機用一級蝸桿減速器1.1工作原理、傳動方案、工作條件及已知數據工作原理：帶式輸送機是由輸送帶完成運送機器零、部件的工作。其傳動示意圖參見圖1-1。圖1-1 帶式輸送機工作裝置傳動示意圖傳動方案：工作條件：（1）機器功用 由輸送帶傳送機器的零、部件；（2）工作情況 單向運輸，載荷較平穩，室內工作，有粉塵，環境溫度不超過35°C；（3）運動要求 輸送帶運動速度誤差不超過5%；滾筒傳動效率為0.96；（4）使用壽命 8年，每年350天，每天16小時；（5）動力來源 電力拖動，三相交流，電壓380/220V；（6）檢修周期 半年小修，二年中修，

2、四年大修；（7）生產規模 中型機械廠，小批量生產。已知數據：已知條件輸送帶工作拉力F/kN輸送帶速度卷筒直徑參數2.91.54502電動機的選擇2.1選擇電動機2.1.1選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選取Y系列一般用途全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。2.1.1.1選擇電動機容量工作機所需的功率：由電動機至工作機之間的總效率：其中 分別為聯軸器、軸承、蝸桿和卷筒的傳動效率。查表可知=0.99（滑塊聯軸器）=0.98（滾子軸承）=0.73（單頭蝸桿） =0.96（卷筒） 所以：所以電動機輸出功率： 2.1.1.2確定電動機轉速根據已知條件計算出工作機滾筒的工作轉速為:電動機轉速可選范圍：

3、2.1.1.3確定電動機型號查表可得：方案號電動機型號額定功率同步轉速滿載轉速總傳動比極數1Y132S2-27.5kw3000 r/min2900 r/min46.9522Y132M-47.5kw1500 r/min1440 r/min22.6143Y160M-67.5kw1000 r/min970 r/min15.236經合考慮，選定方案3。因為同步轉速較高，電動機價格比較便宜，而且方案3的傳動比不是很大，尺寸也不是很大，結構還比較緊湊。2.1.2 計算總傳動比和各級傳動比的分配2.1.2.1 計算總傳動比：2.1.2.2 各級傳動比的分配 2.1.2.3 由于為蝸桿傳動，傳動比都集中在蝸桿

4、上，其他不分配傳動比。3. 計算傳動裝置的運動和動力參數3.1蝸桿蝸輪的轉速：蝸桿轉速和電動機的額定轉速相同蝸輪轉速：滾筒的轉速和蝸輪的轉速相同3.2功率蝸桿的功率：p1=6.9×0.99=6.83kw蝸輪的功率：p2=6.9×0.73×0.98=4.94kw滾筒的功率：p3=4.94×0.98×0.99=4.79kw3.3 轉矩將所計算的結果列表： 參數電動機蝸桿蝸輪滾筒轉速(r/min)97097063.6963.69功率(P/kw)6.96.834.944.79轉矩(N·m)67.9367.25892.88848.59傳動比i1

5、5.23效率0.990.730.964.選擇蝸輪蝸桿的傳動類型根據 GB/T10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿ZI。4.1選擇材料考慮到蝸桿的傳動功率不大，速度只是中等，故選擇45鋼，蝸桿螺旋部分要求淬火，硬度為4555HRC，蝸輪用鑄錫磷青ZCuSn10P1，金屬模鑄造，為了節約貴重金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。4.2按齒面接觸強度進行設計(1)傳動中心矩計算公式如下：(2)確定作用在蝸輪上的轉矩 =892.88N·m(3)確定載荷系數K因工作載荷較穩定，故取載荷分布系數KA=1.1(4)確定彈性影響系數因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故=16

6、0(5)確定接觸系數先假設蝸桿分度圓d1和傳動中心矩a的比值從圖11-18可查得=2.9(6)確定接觸疲勞極限根據蝸輪材料為ZCuSn10P1，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，可從表11-7中查得無蝸輪的基本許用應力=268MPa(7)計算許用接觸應力（8）計算中心距 取中心矩a=200mm這時, =2.7由圖11-18查得，因為<， 因此以上計算結果可用。4.3 蝸輪蝸桿的主要參數和幾何尺寸確定蝸桿的頭數 取=2 則，蝸輪齒數=×15.23=30.46,取=31確定模數：1、 蝸桿主要參數齒頂高： 齒根高： 全齒高： 分度圓直徑： 齒頂直徑： 齒根圓直徑： 蝸桿分度圓導程

7、角: 蝸桿軸向齒距：蝸桿導程: 蝸桿螺紋部分長度：取=150mm2、蝸輪主要參數蝸輪齒數：=31，變位系數：驗算傳動比，這時傳動比誤差為在允許范圍內。蝸輪齒頂高： 蝸輪齒根高：全齒高： 分度圓直徑： 齒頂圓直徑：齒根圓直徑：實際中心距: 咽喉半徑: 蝸輪分度圓螺旋角：蝸輪寬度： 蝸桿圓周速度： 相對滑動速度： 當量摩擦系數： 查機械設計書: 4.4 校核輪齒接觸疲勞強度1、最大接觸應力 滿足要求。2、齒根彎曲疲勞強度輪齒最大彎曲應力，由經驗可知對閉式蝸桿傳動通常只作蝸輪齒根彎曲疲勞強度的校核計算。查得蝸輪齒根彎曲疲勞強度計算公式為 式中：-蝸輪齒根彎曲應力，單位為MP； -蝸輪齒形系數； -螺

8、旋角影響系數；-蝸輪的許用彎曲應力，單位為Mp；當量齒數 根據 ，查得齒形系數。 螺旋角影響系數 許用彎曲應力 查ZCuSn10P1制造蝸輪的基本許用彎曲應力。壽命系數=0.7 則 校驗結果為 。所以蝸輪齒根彎曲疲勞強度是滿足要求的。傳動嚙合效率：攪油效率：根據機械設計書自定為軸承效率：根據機械設計書自定為 總效率： 大于原估計值，因此不用重算。溫度計算：散熱總面積估算：箱體工作溫度： 此處取=15w/（m·c）,中等通風環境5.軸的設計計算及校核5.1軸的材料的選擇，確定許用應力考慮到減速器為普通中用途中小功率減速傳動裝置，軸主要傳遞蝸輪的轉矩。選取軸的材料為45鋼，調質處理。查機

9、械設計書表得 取，于是得軸的最小直徑為，與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器的型號計算轉矩=,查機械設計書表，選取=1.5，則有=KT=1.5×9.550××4.79/63.69=1077.36Nm考慮軸頭有一鍵槽，將軸徑增大5%，即d=48.54×1.05=50.1mm，因軸頭安裝聯軸器，根據聯軸器內孔直徑取最小直徑為d=55mm選聯軸器：查表GB /T5843-2003選GY7凸緣聯軸器，標準孔徑d=55mm軸孔長度 ，J型孔，A型鍵。5.2蝸輪軸的結構設計根據確定各軸段直徑的確定原則，由右端至左端，從最小直徑開始，軸段1 為軸的最小直徑，已確定

10、,其長度略小于轂孔寬度，取。軸段2考慮聯軸器定位及密封圈的尺寸，按照標準軸肩高度,查機械設計手冊選氈圈60, JB/ZQ 46061997.所以。軸段3軸段7安裝軸承，為了便于安裝拆卸應取,且與軸承內徑標準系列相符，考慮蝸輪有軸向力存在，故選取角接觸球軸承現暫選軸承7013C，查機械設計手冊軸承內徑d=65mm,外徑D=100mm,寬度B=18mm慢慢，內圈定位軸肩直徑da=72mm,外圈定位直徑Da=93mm,軸上定位端面圓角半徑最大為ra=1mm,對軸的力作用點與外圈大端面的距離a3=20.1mm,故d3=65mm,軸承采用脂潤油,故L3=64mm.L7=36mm一般同一根軸上選用同一型號

11、的軸承。所以d7=d3=65mm.軸段5和6為軸環,起蝸輪的定位和固定作用，則d5=82mm，d6=77mm。為了保證蝸輪端面與箱體內壁不相碰及軸承拆裝方便，蝸輪端面與箱體內壁間應有一定間隙,L5=12mm，L6=82mm。軸段4安裝蝸輪，此直徑采用標準系列值，d4應略小于d5故取d4=70mm,其長度應比輪轂略短，故取L4=76mm.為保證軸承含在箱體軸承孔中，并考慮軸承的潤滑，取軸承端面與箱體內壁的距離為2mm。為了保證聯軸器不與軸承蓋相碰， 取L2=50mm。因此，定出軸的跨距為（一般情況下，支點按照軸承寬度中點處計算）。蝸輪軸的總長度為。（渦輪軸簡圖見附錄）5.2.3 軸的校核計算按彎

12、扭組合進行強度校核（軸的受力簡圖及彎扭矩圖見附錄）（1）繪制軸的受力圖蝸輪的分度圓直徑：d=248mm 轉矩：T=892.88N·m蝸輪的切向力：=2T/d=2×892.88/0.248=7200.65N蝸輪的徑向力：=×tan=7200.65×tan20°=2620.82N蝸輪軸向力=×tan=7200.65×tan11.3°=1438.84N（2）求水平面H內的支反力及彎矩由于蝸輪相對支撐點對稱布置，故兩端支承反力相等。 C截面處的彎矩:（3）求垂直平面V內的支反力及彎矩支反力由得 截面C左側的彎矩: 截面C右

13、側的彎矩: 求合成彎矩截面C左側的合成彎矩:截面C右側的合成彎矩: 計算轉矩: 求當量彎矩:因為單向傳動，轉矩為脈動循環變化，故折算系數=0.6,危險截面C處的當量彎矩為:計算截面C處的直徑，校驗強度因此處有一鍵槽，故將軸徑增大5%，即：而結構設計中，此處直徑已初定為55mm，故強度足夠5.3蝸桿軸的設計5.3.1軸的材料的選擇，確定許用應力考慮到減速器為普通中用途中小功率減速傳動裝置，軸主要傳遞蝸輪的轉矩。選取軸的材料為45鋼，淬火處理。按扭轉強度，初步估計軸的最小直徑 5.3.2確定各軸段直徑查表GB/T 5843-2003 選用GY3聯軸器，標準孔徑d=25mm，即軸伸直徑為25mm聯軸

14、器軸孔長度為：38mm軸的結構設計：從軸段d1=25mm開始逐漸選取軸段直徑，d2起固定作用，定位軸肩高度可在（0.070.1）d范圍內，故d2=25+（0.070.1）d1 =26.6827.4mm，該直徑處安裝密封氈圈，取標準直徑。應取d2=28mm；d3與軸承的內徑相配合，且d3> d2,又應要承受徑向力和軸向力，為便與軸承的安裝，故選定圓錐滾子軸承，軸承型號為30306。取d3=30mm。 d4起定位作用，由h=（0.070.1）×d3=（0.070.1）×30=2.13.0mm，取h=3mm，d4=d3+h=30+6=36mm，即d4=36mm。d6=d4=

15、36mm;d7段裝軸承，取d7=d3=30mmd5段取蝸桿齒頂圓直徑d5=96mm5.3.3確定各軸段長度L1取聯軸器軸孔長度38mmL2安裝端蓋取L2=35mmL3安裝軸承，取軸承寬度L3=B=13mmL4和L6為了讓蝸桿與渦輪正確嚙合，取L4=L6=89mmL7也安裝軸承和端蓋L7=25mmL5為蝸桿軸向齒寬取L5=69mm定出軸的跨度為;L=L4+L6+L5+L3/2+L7/2 =266mm蝸桿的總長度為：L總=L+35+38+19 =358mm5.3.4蝸桿軸的強度校核按彎扭組合進行強度校核（軸的受力簡圖及彎扭矩圖和蝸輪軸相似，故不再作圖）（1）繪制軸的受力圖（2）求水平面H內的支反力

16、及彎矩 Ft1=Fa2=1438.84N Fr1=Fr2=2620.82NFa1=Ft2=7200.65N由于蝸桿相對支撐點對稱布置，故兩端支承反力相等。 C截面處的彎矩：（3）求垂直平面V內的支反力及彎矩支反力由得 截面C左側的彎矩：截面C右側的彎矩：求合成彎矩截面C左側的合成彎矩：截面C右側的合成彎矩：計算轉矩：求當量彎矩因為單向傳動，轉矩為脈動循環變化，故折算系數=0.6,危險截面C處的當量彎矩為:計算截面C處的直徑，校驗強度因此處有一鍵槽，故將軸徑增大5%，即：，故強度足夠。 蝸桿軸的結構示意圖如下圖所示：6.軸承的校核6.1 校核7013C 查表GB/T297-1994 額定動載荷C

17、r=40.4×103 N 基本靜載荷Cor=35.5×103 N（1）求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2由前面設計蝸輪時求得的：Fr1v=499.43NFr2v=2121.39NFr1H=3600.33NFr2H=3600.33N（2）求兩軸承計算軸向力Fa1和Fa2查表GB/T297-1994 可知e=0.4附加軸向力：軸向力FA=1438.84N軸承2端被壓緊，故求當量動載荷P1和P2查表GB/T297-1994，取X=1,Y=0查表GB/T297-1994，取X=0.44,Y=1.23計算P1、P2，由于載荷平穩取fp=1,則 驗算軸承壽命因為P1<P2，所以

18、2危險，故校核2即可： 所以軸承滿足壽命要求。6.2校核30306查表GB/T297-1994 額定動載荷Cr=59×103 N基本靜載荷Cor=63×103 N（1）求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2由前面設計蝸輪時求得的：Fr1v=227.61N Fr2v=2393.21 N Fr1H=719.42NFr2H=719.42N（2）求兩軸承計算軸向力Fa1和Fa2 e=0.31附加軸向力:軸向力FA=7200.65N 軸承2端被壓緊，故 求當量動載荷P1和P2查表GB/T297-1994，取X=1,Y=0查表GB/T297-1994，取X=0.4,Y=1.9計算P1、P

19、2，由于載荷平穩取fp=1,則驗算軸承壽命因為P1<P2，所以按軸承的受力大的計算不滿足設計要求，所以改用一對30306。經計算，滿足壽命要求。7鍵的選擇和校核7.1蝸輪與聯軸器相配合的鍵的選擇查 GB1095-2003：A型普通平鍵根據軸的最小直徑d=55mm,選擇鍵b*h=16mm×10mmL=70mm(比輪轂寬小些)l=L-b=70-16=54mmk=0.5×h=0.5×10=5mm 不合格，因此改選雙鍵，相隔180°布置，雙鍵的工作長度：l=1.5×54=81mm.由式合適。7.2蝸桿與聯軸器相配合的鍵的選擇查 GB1095-20

20、03：A型普通平鍵根據軸的最小直徑d=25mm,選擇鍵b*h=8mm×7mmL=30mml=L-b=30-8=22mmk=0.5×h=0.5×7=3.5mm 合格。8箱體的設計計算8.1箱體的結構形式和材料箱體采用鑄造工藝，材料選用HT200。因其屬于中型鑄件，鑄件最小壁厚810mm，取=10mm8.2鑄鐵箱體主要結構尺寸和關系如下表： 名稱減速器型式及尺寸關系箱座壁厚 =10mm 箱蓋壁厚1 1=0.8=9.6mm 取1=10mm箱座凸緣厚度b1箱蓋凸緣厚度b箱座底凸緣厚度b2 b1=1.5×1=15mmb=1.5×=15mm b2=2.5&

21、#215;=2.5×10=25mm地腳螺釘直徑及數目 df=0.036a+12=21mm 取df=25mm n=6軸承旁聯接螺栓直徑d1=0.75df=18.75mm 取d1=20mm蓋與座聯接螺栓直徑 d2=（0.50.6）df 取d2=16mm聯接螺栓d2間的間距l=150200mm軸承端蓋螺栓直徑 d3=（0.40.5）df 取d3=12mm 檢查孔蓋螺栓直徑 d4=（0.30.4）df 取d4=8mmDf，d1，d2至外壁距離 df，d2至凸緣邊緣距離 C1=26、20、16 C2=24、14軸承端蓋外徑 D2=140mm 軸承旁聯接螺栓距離 S=140mm軸承旁凸臺半徑 R

22、1=16mm軸承旁凸臺高度軸承座外徑和扳手空間的要求由結構確定箱蓋、箱座筋厚 m1=9mm m2=9mm蝸輪外圓與箱內壁間距離 1=16mm蝸輪輪轂端面與箱內壁距離 2=30mm9鍵等相關標準的選擇本部分含鍵的選擇，聯軸器的選擇，螺栓、螺母、螺釘的選擇，墊圈、墊片的選擇，具體內容如下：鍵的選擇：查 GB1095-2003 蝸輪軸與半聯軸器相配合的鍵：A型普通雙鍵，b×h=20mm×12mmGB1095-2003 半聯軸器與蝸桿軸的連接：b×h=8mm×7mm聯軸器的選擇：根據軸設計中的相關數據，查GB4323-1997，選用YL13 凸緣聯軸器。螺栓、螺

23、母、螺釘的選擇：考慮到減速器的工作條件，后續箱體附件的結構，以及其他因素的影響選用螺栓GB5782-86，M10×35，數量為3個 M12×100， 數量為6個螺母GB6170-86 M10 數量為2個 M12， 數量為6個螺釘GB5782-86 M10×16 數量為2個 M12×25， 數量為24個 M8×16 數量為12個 銷、墊圈墊片的選擇：選用銷GB117-86，B8×30，數量為2個選用墊圈GB93-87數量為8個選用止動墊片1個選用石棉橡膠墊片2個選用08F調整墊片4個有關其他的標準件、常用件和專用件，詳見后續裝配圖！10

24、.減速器結構與潤滑、密封方式的概要說明減速器的結構：本課題所設計的減速器，其基本結構設計是在參照后附裝配圖的基礎上完成的，該項減速器主要由傳動零件（蝸輪蝸桿），軸和軸承，聯結零件（鍵，銷，螺栓，螺母等）。箱體和附屬部件以及潤滑和密封裝置等組成。箱體為剖分式結構，由箱體和箱蓋組成，其剖分面通過蝸輪傳動的軸線；箱蓋和箱座用螺栓聯成一體；采用圓錐銷用于精確定位以確保和箱座在加工軸承孔和裝配時的相互位置；起蓋螺釘便于揭開箱蓋；箱蓋頂部開有窺視孔用于檢查齒輪嚙合情況及潤滑情況用于加住潤滑油，窺視孔平時被封住；通氣器用來及時排放因發熱膨脹的空氣，以放高氣壓沖破隙縫的密封而致使漏油；副標尺用于檢查箱內油面的

25、高低；為了排除油液和清洗減速器內腔，在箱體底部設有放油螺塞；吊環螺栓用來提升箱體，而整臺減速氣的提升得使用與箱座鑄成一體的吊鉤；減速器用地腳螺栓固定在機架或地基上。減速箱體的結構：該減速器箱體采用鑄造的剖分式結構形式，具體結構詳見裝配圖。軸承端蓋的結構尺寸，詳見零件工作圖。減速器的潤滑：由于V=4.06 m/s<<12 m/s，應用噴油潤滑，考慮成本及需要，選用潤滑油潤滑。軸承部分采用潤滑脂潤滑。蝸輪潤滑采用N32號渦輪蝸桿油（SH0094-91）最低最高油面距1020mm，油量為1.5L。軸承潤滑選用 ZL-3型潤滑脂 (GB 7324-1987）油量為軸承間隙的1/31/2。減

26、速器的密封：箱座與箱蓋凸緣接合面的密封選用在接合面涂漆或水玻璃。觀察孔和油孔等處接合面的密封用石棉膠橡紙，墊片進行密封。軸承孔的密封、悶蓋和透蓋用作密封與之對應的軸承外部，軸段外伸端透著間的間隙采用氈圈油封。軸承靠近機體內壁處用擋圈油環密封以防止潤滑油進入軸承的內部。減速器附件簡要說明：該減速器的附件含窺視孔、窺視孔蓋、排油孔、油蓋、通氣空、油標、吊環螺釘、吊耳、吊鉤和起蓋螺釘，其結構及裝配詳見裝配圖。參考文獻1、機械設計第八版 濮良貴 紀名剛 主編 -高等教育出版社2、機械設計課程設計 宋寶玉 主編 -高等教育出版社3、機械設計課程設計 殷玉楓 主編 -機械工業出版社4、機械設計課程設計 孫 巖 主編 -北京理工大學出版社5、機械設計課程設計王昆，