1、目 錄1、機械設計課程設計任務書 -（3）2、電動機的選擇-（5）3、傳動裝置的運動和動力參數的計算 -（7）4、傳動零件設計計算-（8）5、軸的設計計算及校核-（13）6、軸承的校核 -（19）7、鍵的選擇和校核 - （22）8、箱體的設計 - （22）9、鍵等相關標準的選擇- （24）10、減速器結構與潤滑、密封方式的概要說明-（25）附錄 軸的反力及彎矩、扭矩圖 - （29）1設計題目帶式運輸機用蝸桿減速器設計。1.1. 工作原理及已知條件工作原理：帶式輸送機工作裝置如下圖所示己知條件： 1.工作條件：三班制，運輸機連續工作，單向動轉，載荷平穩，空載起動。 2.使用壽命：使用期限10年（

2、每年300工作日）； 3.運輸帶速度允許誤差；5；三、原始數據已知條件傳送帶工作拉力F（kN）傳送帶工作速度v（m/s）滾筒直徑D（mm）參數20.83501電動機 2聯軸器 3蝸桿減速器 4帶式運輸機附圖G計算及說明結果2.1電動機的選擇計算2.1.1 選擇電動機2.1.1.1選擇電動機的類型按工作要求和條件選取Y系列一般用途全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。2.1.1.2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

3、電動機輸出功率： kw2.1.1.3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 =1.6kw=0.63=2.54kwnw=43.68r/min 計算及說明 結果電動機轉速可選范圍： nd=i* nd=(1070)*43.68=436.83057.6r/min2.1.1.4確定電動機型號 查表16-1，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 1Y100L-23kw3000r/min2870r/min65.71 22Y100L-43kw1500r/min1440r/min32.97 43Y132S-63kw1000 r/min960r/min21.986 計算及說明

4、 結果經合考慮，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。電動機的型號為Y132 S-6計算及說明結果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=2.540.99=2.51KW蝸輪的功率：p2=2.510.730.98=1.80kW滾筒的功率：

5、p3=1.80.980.99=1.75Kw3.3 轉矩 =21.98n=43.68 r/minp1=2.51KWp2=1.80KWp3=1.75KW將所計算的結果列表： 參數電動機蝸桿蝸輪滾筒轉速(r/min)96096043.6843.68功率(P/kw)2.542.511.801.75轉矩(Nm)25.2725.02533.4507傳動比i21.98效率0.990.730.96 計算及說明 結果4.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

6、，蝸輪用鑄錫磷青鋼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傳動中心矩計算公式如下：(1) 確定作用在蝸輪上的轉矩 =533.4Nm(2) 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(3) 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=147漸開線蝸桿ZI45鋼ZCuSn10P1青銅HT100=533.4NmKA=1.1=147 計算及說明結果(4) 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=3.1(5) 確定接觸疲勞極限根據蝸輪材料為ZCuSn1

7、0P1，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=265MPa(6) 確定接觸疲勞最小安全系數 根據推薦值可取=1.2（7）確定壽命系數 116800 （8）計算中心距 取中心矩a=200mm這時， =3.1由圖11-18查得，因為d2,且與軸承內徑標準系列相符，故取d3=55mm.( 軸承型號選30211) 軸段4安裝蝸輪，此直徑采用標準系列值，故取d4=60mm軸段5為軸環，考慮蝸輪的定位和固定取d5=70mm軸段6考慮左端軸承的定位需要，根據軸承型號30211查得d6=64mm軸段7與軸段3相同軸徑d7=55mm5.2.2確定各軸段長度為了保證蝸輪固定可靠，軸

8、段4的長度應小于蝸的輪轂寬度2mm，取L4=60mm 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，取兩者間距為23mm 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 . 根據軸承寬度B=21mm，取軸段7長度L7=21mm， 因為兩軸承相對蝸輪對稱，故取軸段3長度為L3=（2+23+2+21）=48mm。 為了保證聯軸器不與軸承蓋相碰， 取L2=22+46=68mm。 根據聯軸器軸孔長度112mm，取L1=110mm。 因此，定出軸的跨距為L=（10.5+25+60+25+10.5）=131mm.（一般情況下，支點按照軸

9、承寬度中點處計算） 蝸輪軸的總長度為L總=131+21+68+110=330mm。 軸的結構示意圖如圖所示：d1=42mmd2=52mmd3=55mmd4=60mmd5=70mmd6=64mmd7=55mmL4=60mmL7=21mmL3=48mmL2=68mmL1=110mmL=131mmL總=330mm計算及說明結果5.2.3 軸的校核計算 按彎扭組合進行強度校核（軸的受力簡圖及彎扭矩圖見下圖）（a） 繪制軸的受力圖蝸輪的分度圓直徑d=352mm； 轉矩T=533.4Nm蝸輪的切向力Ft=2T/d=2533.4/352=3030.7N蝸輪的徑向力Fr=Fttan=3030.7tan20=1

10、103.1N蝸輪軸向力Fa=Fttan=3030.7tan11.3=605.6N（b） 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。 =NC截面處的彎矩N（C）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Ft=3030.7NFr=1103.1NFa=605.6N=N=N=99.3計算及說明結果截面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: =271.31N*m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：d=36

11、.67*1.05=38.51mm而結構設計中，此處直徑已初定為60mm，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。=T=271.31N*m=36.67mm強度足夠45鋼計算及說明結果 按扭轉強度，初步估計軸的最小直徑 dA Tc=1.2*9550*2.51/960=29.96mm 5.3.2確定各軸段直徑查表GB 4384-1997 選用WH6滑塊聯軸器，標準孔徑d=40mm，即軸伸直徑為40mm聯軸器軸孔長度為：84mm。軸的結構設計從軸段d1=40mm開始逐漸選取軸段

12、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=40+0.1d1=44mm，該直徑處安裝密封氈圈，取標準直徑。應取d2=45mm；d3與軸承的內徑相配合，為便與軸承的安裝，選定軸承型號為30310。取d3=50mm。 d4起定位作用，由h=（0.070.1）d3=（0.070.1）50=3.55mm，取h=4mm，d4=d3+h=50+4=54mm；d6=d4=54mm;d7段裝軸承，取d7=d3=50mmd5段取蝸桿齒頂圓直徑d5=96mm;5.3.3確定各軸段長度L1取聯軸器軸孔長度84mmL2安裝端蓋取L2=40mmL3安裝軸承，取軸承寬度L3=B=20mmL4

13、和L6為了讓蝸桿與渦輪正確嚙合，取L4=L6=138mmL7也安裝軸承和端蓋L7=30mmL5為蝸桿軸向齒寬取L5=107mm定出軸的跨度為;L=L4+L6+L5+1/2L3+1/2L3 =403mm蝸桿的總長度為：L總=L+40+30+84 =557mm5.3.4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）d=15.84mmd1=40mmd2=45mmd3=50mmd4=54mmd6=54mmd7=50mmd5=96mmL1=84mmL2=40mmL3=20mmL4=138mmL7=30mmL5=107mmL總=557mm計算及說明結果（a） 繪制

14、軸的受力圖（b） 求水平面H內的支反力及彎矩 Ft1=Fa2=605.6N Fr1=Fr2=1103.1NFa1=Ft2=3030.7N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（C）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Ft1=605.6NFr1=1103.1NFa1=3030.7N =302.8N計算及說明結果計算轉矩：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: =172.4N*m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

15、大5%，即：d=31.53*1.05=33.11mm而結構設計中，此處直徑已初定為96mm，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30311 查表GB/T297-1994 額定動載荷Cr=90.8103 N 基本靜載荷Cor=115*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= N =172.4N*m強度足夠計算及說明結果Fr2v= NFr1H=1515.4 NFr2H=1515.4 NFr1=NFr2=N（1） 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=60

16、5.6N 軸承2端被壓緊，故 求當量動載荷P1和P2e查表GB/T297-1994，取X=1,Y=0查表GB/T297-1994，取X=0.4,Y=1.5計算P1、P2，由于載荷平穩取fp=1,則Fr2v NFr1H=1515.4 NFr2H=1515.4 NFr1= NFr2 =Ne=0.4計算及說明結果 驗算軸承壽命因為P1P2，所以按軸承的受力大的計算： 所以軸承滿足壽命要求。6.2校核303110 查表GB/T297-1994 額定動載荷Cr=73.2103 N 基本靜載荷Cor=92.0*103 N(2) 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= NFr

17、2v= NFr1H=302.8 NFr2H=302.8NFr1=NFr2=N求兩軸承計算軸向力Fa1和Fa2查表GB/T297-1994 可知 e=0.42=軸承滿足壽命要求Fr1NFr2= N計算及說明結果附加軸向力 軸向力FA=3030.7N 軸承2端被壓緊，故 求當量動載荷P1和P2e查表GB/T297-1994，取X=1,Y=0查表GB/T297-1994，取X=0.4,Y=1.4計算P1、P2，由于載荷平穩取fp=1,則 驗算軸承壽命因為P1P2，所以按軸承的受力大的計算： 所以軸承滿足壽命要求。 軸承滿足壽命要求計算及說明結果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

18、GB1095-2003：A型普通平鍵根據軸的最小直徑d=42mm,選擇鍵b*h=12mm8mmL=80mml=L-b=80-12=68mmk=0.5h=0.58=4mmMPa=110MPa 合格7.2蝸桿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=40mm,選擇鍵b*h=12mm8mmL70mml=L-b=70-12=58mmk=0.5h=0.58=4mmMPa=110MPa 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

19、：A型普通平鍵b*h=12mm8mm 合格A型普通平鍵b*h=12mm8mm合格 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=1.51=15mmb=1.5=15mm b2=2.5=2.510=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

20、.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 R1=16mm軸承旁凸臺高度 根據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

21、輪軸與半聯軸器相配合的鍵：A型普通平鍵，b*h=12mm8mmGB1095-2003 半聯軸器與蝸桿軸的連接 b*h=12mm8mmA型，12mm8mmA型，12mm8mm 聯軸器的選擇根據軸設計中的相關數據，查GB4323-1997，選用聯軸器的型號WH6WH6GB4323-1997螺栓，螺母，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 M6*20 數量為2個 M8*25， 數量為24個

22、M6*16 數量為12個 M10*35M12*100M10M12M6*20M8*25M6*166.4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GB117-86B8*30GB93-87止動墊片石棉橡膠墊片08F調整墊片有關其他的標準件，常用件，專用件，詳見后續裝配圖10.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

23、潤滑和密封裝置等組成。箱體為剖分式結構，由I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

24、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=4.02 m/s12 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

25、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，排油孔與油蓋，通氣空，油標，吊環螺釘，吊耳和吊鉤，起蓋螺釘，其結構及裝配詳見裝配圖。具體結構詳見裝配圖具體結構裝配圖詳見零件工作圖N32號渦輪蝸桿油 ZL-3型潤滑脂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 -北京：高等教育出版社2，機械設計課程設計 宋寶玉 主編 -北京：高等教育出版社3，機械設計課程設計 殷玉楓 主編 -北京：機械工業出版社4，機械設計課程設計 孫 巖 陳曉羅 主編 -北京：北京理工大學出版社5.機械設計課程設計王昆，何小柏，汪信遠主編 -高等教育出版社6.機械設計（第七版）濮良貴，紀名剛主編 - 高等教育出版社7.簡明機械