1、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 - 2（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 设计题目带式运输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，运输机连续工作，单向动转，载荷平稳，空载起动。2.使用寿命：使用期限 10
2、年（每年300 工作日） ；3.运输带速度允许误差；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 35031电动机 2联轴器 3蜗杆减速器 4带式运输机附图 G计算及说明 结果42.1 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要求和条件选取 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： kwkwFVPw 6.11028.103由电动机至工作机之间的总效率： 4321a其中 分别为联轴器，轴承，蜗杆1和卷筒的传动效率。查表可知 =0.9
3、9（滑块联轴器） =0.98（滚12子轴承）=0.73（单头蜗杆） =0.96（卷筒） 3 4所以： 63.09.78.09.2xxa所以电动机输出功率： kwkwPad54.263.0/12.1.1.3 确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 r/min68.3r/in3508.1610*6kwDVnw=1.6kwwP=0.63a=2.54kwdPnw=43.68r/min计算及说明 结果5电动机转速可选范围：nd=i* wnnd=(1070)*43.68=436.83057.6r/min2.1.1.4 确定电动机型号查表 16-1，可得：方案号电动机型号额定功率同步转速 满
4、载转速 总传动比 极数 1 Y100L-2 3kw 3000r/min2870r/min65.71 22 Y100L-4 3kw 1500r/min1440r/min32.97 43 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。因为同步转速较高，电动机价格比较便宜，而且方案 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62.1.2 计算总传动比和各级传动比的分配2.1.2.1 计算总传动比：21.986.430wnmia2.1.2.2 各级传动比的分配 2.1.2
5、.3 由于为蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。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： min/68.439.210rn滚筒的转速和蜗轮的转速相同3.2 功率蜗杆的功率：p 1=2.540.99=2.51KW蜗轮的功率：p 2=2.510.730.98=1.80kW滚筒的功率：p 3=1.80.980.99=1.75Kw3.3 转矩 mNnpTmd .2759604.5950id .127.11T .45398805a2 mNi 0764.3233=21.98ain=43.68 r/minp1=2.51KWp2=1.80K
6、Wp3=1.75KW将所计算的结果列表：7参数电动机 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(Nm) 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，速度只是中等，故选择 45钢，蜗杆螺旋部分要求淬火，硬度为 4555HRC，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
7、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： 23lim2HhnESZKTa(1)确定作用在蜗轮上的转矩=533.4Nm2(2)确定载荷系数 K因工作载荷较稳定，故取载荷分布系数 KA=1.1(3)确定弹性影响系数 EZ因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故=147EZ21MP渐开线蜗杆 ZI45 钢ZCuSn10P1青铜HT100=533.4Nm2TKA=1.1=147EZ21MP8计算及说明 结果(4)确定接触系数 Z先假设蜗杆分度圆 d1和传动中心矩 a 的比值 ，3.01d从图 11-18 可查得 =3.1Z(5)确定接触疲劳极限
8、limH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 =265MPalimH(6) 确定接触疲劳最小安全系数 liS根据推荐值可取 =1.2limHS（7）确定寿命系数116800720138hL6.18452066 hhZ（8）计算中心距23lim2HhnESZKTa 4.178065.184.07934.51. 323 取中心矩 a=200mm这时 ， =3.1.2081adZ由图 11-18 查得，因为 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，
9、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=55mm5.2.2 确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，因为两轴承相对蜗轮对称，故取轴段 3 长
10、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=42mmd2=52mmd3=55mmd4=60mmd5=70mmd6=64mmd7=55mmL4=60mmL7=21mmL3=48mmL2=68mmL1=110mmL=131mmL 总 =330mm16计算及说明 结果
11、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=533.4Nm蜗轮的切向力Ft=2T/d=2533.4/352=3030.7N蜗轮的径向力Fr=Fttan=3030.7tan20=1103.1N蜗轮轴向力Fa=Fttan=3030.7tan11.3=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。= NHAF4.1527.302/tBC 截面处的弯矩N3.9.415LMA（C）求垂直平面 V 内的支反力及弯矩支反力由 得0A022DFllarVBl
12、rN2.13652356.0213.0FvbrVA .1截面 C 左侧的弯矩 mNLvaMc 17.23.0261Ft=3030.7NFr=1103.1NFa=605.6N= NHAF4.15= NB=99.3HCM17计算及说明 结果截面 C 右侧的弯矩 mNLFvbMc 42.8913.02652求合成弯矩截面 C 左侧的合成弯矩 VCH 7.0).(.922211截面 C 右侧的合成弯矩 mNMVCH 63.142.89322计算转矩 nPT5.68.4319502求当量弯矩因为单向传动，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:a 222 54.396.0.
13、13)(aTMecc=271.31N*m计算截面 C 处的直径，校验强度 mecda 67.351.071.033 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，确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，轴主要传递蜗轮的转矩。选取轴的材料为 45 钢，淬火处理。2MvcmN4.891C7.0=2CMmN63.1T= N54.39=271.31N*mecM=36.67mmad强度足够45 钢18计算及说明 结果19按扭转强度，初步估计轴的最小直径
14、dA mnp84.15960.2330Tc=1.2*9550*2.51/960=29.96mm5.3.2 确定各轴段直径查表 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（0.070.1）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=（0.070.1
15、 ）d3=（ 0.070.1）50=3.5 5mm，取h=4mm，d4=d3+h=50+4=54mm；d6=d4=54mm;d7 段装轴承，取 d7=d3=50mmd5 段取蜗杆齿顶圆直径 d5=96mm;5.3.3 确定各轴段长度L1 取联轴器轴孔长度 84mmL2 安装端盖取 L2=40mmL3 安装轴承，取轴承宽度 L3=B=20mmL4 和 L6 为了让蜗杆与涡轮正确啮合，取L4=L6=138mmL7 也安装轴承和端盖 L7=30mmL5 为蜗杆轴向齿宽取 L5=107mm定出轴的跨度为;L=L4+L6+L5+1/2L3+1/2L3=403mm蜗杆的总长度为：L 总 =L+40+30+
16、84=557mm5.3.4 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=15.84mmd1=40mmd2=45mmd3=50mmd4=54mmd6=54mmd7=50mmd5=96mmL1=84mmL2=40mmL3=20mmL4=138mmL7=30mmL5=107mmL 总= 557mm20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=605.6NFr1=Fr2=1103.1NFa1=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。=HAFNtB 8.3026.52/C 截面
17、处的弯矩 mLMA 1.64.830（C）求垂直平面 V 内的支反力及弯矩支反力由 得A0211DFlarVBlrN36.85240287.30241.0FvbrVA 7.1截面 C 左侧的弯矩 mNLvaMc 52.043.72501截面 C 右侧的弯矩 Fb7.1.682求合成弯矩截面 C 左侧的合成弯矩 mNMVCH 21.795.01.62211截面 C 右侧的合成弯矩Ft1=605.6NFr1=1103.1NFa1=3030.7N=302.8NHAFCMmN01.6VAFN74.2501MvcmN75.1CMmN2.7921计算及说明 结果mNMVCHC 26.1875.0.6122
18、2计算转矩： nPT9.460.9501求当量弯矩因为单向传动，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:a 222 97.46075.1)(aTMecc=172.4N*m计算截面 C 处的直径，校验强度 mecd53.1.041.033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=90.8103 N基本静载荷 Cor=115*103 N(1) 求两轴承受到的径向
19、载荷 Fr1和 Fr2由前面设计蜗轮时求得的：Fr1v= = NVAF1.262CMmN6.18=172.4N*mecM强度足够22计算及说明 结果Fr2v= NVBF2.1365Fr1H= =1515.4 NHAFr2H= =1515.4 NBFr1= N9.15374.)1.26(21 FrvFr2= N60352（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 P2e3.091576.2Fra查表 GB/T297-1994，取 X=1,Y=0er.6.2038查表 G
20、B/T297-1994，取 X=0.4,Y=1.5计算 P1、P2，由于载荷平稳取 fp=1,则Fr2v N.1365Fr1H=1515.4 NFr2H=1515.4 NFr1= N9.537Fr2 = N6.0e=0.41SFN63.522S89.71aFN63.522a.8NYFRS 63.512.9721RS 802 21 3.16.53. FSNFA Sa.21A8223计算及说明 结果24验算轴承寿命因为 P1P2，所以按轴承的受力大的计算：所以轴承满足寿命要求。6.2 校核 303110查表 GB/T297-1994 额定动载荷 Cr=73.2103 N基本静载荷 Cor=92.0
21、*103 N(2) 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= = NVAF74.250Fr2v= NB368Fr1H= =302.8 NHAFr2H= =302.8NBFFr1= N14.398.0274.521rvFr2= N5362求两轴承计算轴向力 Fa1和 Fa2查表 GB/T297-1994 可知e=0.422pN1.493=hL710.6轴承满足寿命要求Fr1 N4.39Fr2= N5.0NyFxPar9.15371Npr2.493 3.18.6204.)0272010.6 )()(7 1.493086.431716030hPCnhLL25计算及说
22、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 P2e36.014.91Fra查表 GB/T297-1994，取 X=1,Y=0er5072查表 GB/T297-1994，取 X=0.4,Y=1.4计算 P1、P2，由于载荷平稳取 fp=1,则NyFxPar14.3911验算轴承寿命因为 P1P2，所以按轴承的受力大的计算：所以轴承满足寿命要求。1SFN4.02S5.32pN4.801hLh4102.5轴承满足寿命要求NYFRS 41.0.2391RS 52 21 1.37.041. FSNFA Sa.1A172Np4.80 1.37.5022720
23、102.5)()(4 4.81732096011670 30hPCnh LL26计算及说明 结果7.键的选择和校核7.1 蜗轮与联轴器相配合的键的选择查 GB1095-2003：A 型普通平键根据轴的最小直径 d=42mm,选择键 b*h=12mm8mmL=80mml=L-b=80-12=68mmk=0.5h=0.58=4mmMPa =110MPa38.9426810.531023KldT 合格7.2 蜗杆与联轴器相配合的键的选择查 GB1095-2003：A 型普通平键根据轴的最小直径 d=40mm,选择键 b*h=12mm8mmL70mml=L-b=70-12=58mmk=0.5h=0.5
24、8=4mmMPa =110MPa4.50841.210233KldT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 810mm，取=10mm8.2 铸铁箱体主要结构尺寸和关系如下表：A 型普通平键b*h=12mm8mm合格A 型普通平键b*h=12mm8mm合格27名称 减速器型式及尺寸关系箱座壁厚 =10mm箱盖壁厚 1 1=0.8=9.6mm 取 1=10mm箱座凸缘厚度 b1，箱盖凸缘厚度 b，箱座底凸缘厚度 b2b1=1.51=15mmb=1.5=15mmb2=2.5=2.510=25mm地脚螺钉直径及数目 df
25、=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=（0.50.6）df 取 d2=16mm联接螺栓 d2 间的间距 l=150200mm轴承端盖螺栓直径 d3=（0.40.5）df 取 d3=12mm 检查孔盖螺栓直径 d4=（0.30.4）df 取 d4=8mmDf，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 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
26、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 1=16mm蜗轮轮毂端面与箱内壁距离 2=30mm9.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 GB1095-2003 蜗轮轴与半联轴器相配合的键：A 型普通平键，b*h=12mm8mm A 型，12mm8mm28GB1095-2003 半联轴器与蜗杆轴的连接 b*h=12mm8mm A 型，12mm8mm 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 WH6WH6GB4323-1997螺栓，螺母，
27、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*35M12*100M10M12M6*20M8*25M6*166.4 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
28、片 4 个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、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
29、合情况及润滑情况用于加住润滑油，窥视孔具体结构详见装配图29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/s12 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（SH009
30、4-91）最低最高油面距 1020mm，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 1/31/2。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。观察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对应的轴承外部，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。具体结构装配图详见零件工作图N32 号涡轮蜗
31、杆油ZL-3 型润滑脂详见装配图30参考文献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
32、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31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要求等出发，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
33、明书及各种技术文件。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。而且，本次设计是我们学生首次进行完整综合的机械设计，它让我树立了正确的设计思想，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确定传动方案的能力；为我今后的设计工作打了良好的基础。由于实践经验和资料的缺乏，加之时间紧迫，在设计过程中遇到了许多问题，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。
