單級蝸桿減速器設計說明書Ⅲ

1、傳動裝置簡圖1電動機 2、4聯(lián)軸器 3一級蝸輪蝸桿減速器 5傳動滾筒 6輸送帶一：選擇電機1.選擇電機類型按工作要求和工作條件選擇YB系列三相鼠籠型異步電動機，其結構為全封閉式自扇冷式結構，電壓為380V。2. 選擇電機的容量3. 工作機的有效功率為 從電動機到工作機輸送帶間的總效率為式中：所以電動機所需的工作功率為 3. 確定電動機的轉(zhuǎn)速由于蝸桿的頭數(shù)越大，效率越低，先選擇蝸桿的頭數(shù)Z1=1，所算出的傳動比不在推薦范圍內(nèi)。故選則蝸桿的頭數(shù)Z1=2 所以電動機轉(zhuǎn)速可選的范圍為符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750r/min、1000r/min和1500r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及

2、價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機。根據(jù)電動機的類型、容量和轉(zhuǎn)速，由機械設計手冊選定電動機的型號為YB112M-6，其主要性能如表1.1所示，電動機的主要外形尺寸和安裝尺寸如表1.2所示。 表1.1YB112M-6型電動機的主要性能 型號額定功率Ped/kW 滿 載 時最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩質(zhì)量/kg轉(zhuǎn)速nw/r/min電流/A（380V）效率/%功率因數(shù)YB112M-62.29405.680.50.742.045 表1.2電動機的主要外形和安裝尺寸（單位mm）中心高H外形尺寸L1（AC/2+AD）HD底腳安裝尺寸AB底腳螺栓直徑K軸伸尺寸DE鍵連接部分

3、尺寸FGD112400（115+90）265190140122860872. 計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比1. 總傳動比3. 計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)1. 各軸的轉(zhuǎn)速1軸 n1=nm=940r/min2. 軸的輸入功率1軸 2軸卷筒軸3. 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機的輸出轉(zhuǎn)矩Td為故1軸2軸卷筒軸將上述計算結果匯總于表1.3，以備查用軸名功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/r/min轉(zhuǎn)速n/r/min電機軸1.93619668.99401軸1.89719275.59402軸1.5502.7210552卷筒軸1.4892.61105524. 傳動零件的設計計算1. 渦輪蝸桿的材料選擇蝸桿材料選用45鋼，

4、整體調(diào)質(zhì)，表面淬火，齒面硬度4550HRC蝸輪材料，根據(jù)其中n1為蝸桿轉(zhuǎn)速，T2為蝸輪轉(zhuǎn)矩初估蝸桿副的滑動速度vs=3.2m/s，選擇蝸輪的材料為無錫青銅2. 按疲勞強度設計，根據(jù)公式則有由表取m=6.3，蝸桿分度圓直徑d1=63蝸桿倒程角蝸輪圓周速度蝸桿副滑動速度蝸輪圓周速度故選擇減速器的類型為蝸桿下置符合初取的效率值渦輪蝸桿的尺寸計算蝸輪分度圓直徑中心距變位系數(shù)其他尺寸總匯于表1.4名稱符號 計算公式和數(shù)據(jù)（單位mm）蝸輪數(shù)據(jù)蝸桿數(shù)據(jù)齒頂高ha6.36.401齒根高hf7.567.459全齒高h13.8613.86分度圓直徑d63226.8齒根圓直徑df47.88239.602齒頂圓直徑d

5、a75.6211.882蝸桿分度圓上倒程角113036蝸輪分度圓上螺旋角2節(jié)圓直徑d63.202226.8傳動中心距a145蝸桿軸向齒距pa119.79蝸桿螺旋線倒程ps35.98蝸桿螺旋部分長度L86蝸桿外圓直徑de2252蝸輪齒寬b254齒根圓弧半徑R139.06齒頂圓弧半徑R225.2齒寬角48654熱平衡計算：根據(jù)公式 該設計的減速器工作環(huán)境是煤場，故取油溫t=70。周圍空氣溫度t0=20，通風條件良好，取散熱系數(shù)Ks=15W/m2*，傳動效率為=0.78.則 機體外表面的面積機體表面凸緣面積所需要加的散熱片面積每片散熱片的面積所加散熱片的數(shù)目選擇蝸桿和渦輪的精度等級 蝸輪的圓周速度通

6、過查表選用精度等級為9級，應為該傳動平穩(wěn)，選用的側(cè)隙種類為c，即傳動9cGB/T10089-1988.蝸桿的圓周速度通過查表選用精度等級為8級，應為該傳動平穩(wěn)，選用的側(cè)隙種類為c，即傳動8cGB/T10089-1988.根據(jù)傳動中心距a可以確定鑄鐵蝸桿減速器機體的結構尺寸計算表如下：名稱符號計算公式數(shù)據(jù)（單位mm）機座壁厚10機蓋壁厚9機座凸緣厚度15機蓋凸緣厚度12機座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑20地腳螺釘數(shù)目4軸承旁連接螺栓直徑16機蓋與機座螺栓直徑12連接螺栓d2的間距150200軸承端蓋螺釘直徑8窺視孔蓋螺釘直徑6定位銷直徑10df、d1、d2至外機壁距離見表1.5df、d2至凸緣距離

7、軸承旁凸臺半徑外機壁至軸承座端面距離48內(nèi)機壁至軸承座端面距離58蝸輪外圓與內(nèi)機壁距離15蝸輪輪轂與內(nèi)機壁距離12軸承端蓋凸緣厚度10 表1.5連接螺栓扳手空間c1，c2值和沉頭座直徑表螺栓直徑M8M10M12M16M20M24M301316182226344011141620242834沉頭座直徑20242632404860四.蝸桿軸的設計計算1. 軸的材料選擇 因傳遞功率不大，并對質(zhì)量及結構尺寸無特殊要求，考慮到經(jīng)濟性選用常用材料45#鋼，調(diào)質(zhì)處理2. 初算軸徑 對于轉(zhuǎn)軸，按扭轉(zhuǎn)強度初算軸徑，查參考書1表10.2得C=106118，考慮到軸端的彎矩和轉(zhuǎn)矩的大小，故取C=110則 考慮到鍵槽

8、的影響，取 3.結構設計（1） 軸承部件的結構形式：蝸桿減速器的中心距a=135，通過查表選擇減速器的機體采用剖分式結構。因傳遞功率小，故軸承的固定方式可采用兩端固定方式。因此，所設計的軸承部件的結構形式如上圖所示。然后可按轉(zhuǎn)軸軸上零件的順序，從dmin處開始設計。（2） 聯(lián)軸器及軸段1的設計：dmin就是軸段1的直徑，又考慮到軸段1上安裝聯(lián)軸器，因此，軸段1的設計和聯(lián)軸器的設計同時進行。 由于聯(lián)軸器的一端連接工作機一端連接軸，其轉(zhuǎn)速比較低，傳遞轉(zhuǎn)矩比較大。考慮到安裝時不一定能保證同心度，采用有良好的補償位移偏差性能的剛性可移式聯(lián)軸器。選用金屬滑塊聯(lián)軸器。則轉(zhuǎn)矩 由機械設計手冊查得聯(lián)軸器的軸孔

9、長度為70mm，許用轉(zhuǎn)矩為500N*m許用轉(zhuǎn)速為250r/min，軸徑范圍為3640mm，考慮到軸段3連接的是軸承，故取L1=70mm ，d1=40mm。（3） 密封圈與軸段2的設計：考慮到聯(lián)軸器右端的固定和密封圈的標準，取軸段d2=48mm，密封圈為毛氈油封密封圈FZ/T92010-1991中直徑是50的。（4） 軸段3與軸段6：考慮到蝸桿減速器有軸向力，軸承類型選用圓錐滾子軸承，軸段3上安裝軸承，要使軸承便于安裝又符合軸承內(nèi)徑系列，暫取軸承型號為30210，查軸承手冊，其內(nèi)徑d=50mm，外徑D=90mm，寬度B=20mm，故取d3=d6=50mm，考慮到安裝擋油板時的側(cè)隙，L3=50mm

10、，軸段6除了安裝軸承外還有有加工倒角，故L6=32mm。（5） 蝸輪與軸段4：軸段4上安裝蝸輪，為了方便安裝蝸輪d4應該略大于d3，取d4=52mm，按照蝸輪的設計，蝸輪的輪轂寬為（1.51.9）d5，取輪轂寬為78mm，則軸段5的長度略小于蝸輪輪轂寬度，取L5=75mm（6） 軸肩5的設計：軸段6上安裝與軸段3成對的擋油板，考慮到軸承受力的對稱性軸肩5的長度L5=11mm。（7） 軸段2的長度：軸段2的長度根據(jù)箱體的壁厚、軸承凸臺的厚度、軸承端蓋的厚度以及聯(lián)軸器類型確定:L25=0mm（8） 鍵連接：聯(lián)軸器及蝸輪的軸向連接均采用普通平鍵連接，分別為鍵1261GB/T1096-1990及鍵16

11、68GB/T1096-1990.4.軸受力分析蝸輪所受力Fa=Fr=Ft991NFt=2720N在水平面上負號表示力的方向于受力簡圖中所設方向相反。在垂直平面上軸承上的總支承反力軸承上的總支承反力（1） 畫彎矩圖在水平面上A-A剖面左側(cè)：A-A剖面右側(cè)：在豎直平面上合成彎矩A-A剖面左側(cè)：A-A剖面右側(cè)：（2） 畫轉(zhuǎn)矩圖1. 校核軸的強度A-A剖面左側(cè)因彎矩大、有轉(zhuǎn)矩，還有鍵引起的應力集中，故A-A剖面左側(cè)為危險截面。由附表10.1，抗彎剖面模量抗扭剖面模量彎曲應力 扭剪應力對于調(diào)質(zhì)處理的45鋼，由表10.1查得，由表10.1注查得材料的等效系數(shù)，。鍵槽引起的應力集中系數(shù)，由表10.4查得絕對

12、尺寸系數(shù)，由附圖10.1查得軸磨削加工時的表面質(zhì)量系數(shù)由附圖10.2查得。安全系數(shù)查表10.5得許用安全系數(shù)，顯然，故A-A剖面安全。5.校核鍵連接的強度聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應力取鍵、軸、聯(lián)軸器的材料都為鋼，查表6.1得。顯然，故強度足夠。齒輪處鍵連接的擠壓應力取鍵、軸、齒輪的材料都為鋼，查表6.1得。顯然，故強度足夠。6.校核軸承壽命(1) 計算軸承的軸向力。由表11.13查得70309軸承內(nèi)部軸向力計算公式，則軸承、的內(nèi)部軸向力分別為根據(jù)軸承手冊查得 圖一：軸承布置及受力的方向如圖一所示，同向，則顯然，因此軸有左移趨勢，但由軸承部件的結構圖分析可知軸承將保持平衡，故兩軸承的軸向分力分別為比

13、餃兩軸承的受力，因，故只需校核軸承。（2） 計算當量動載荷。因為所以X=0.56,Y=2.30當量動載荷（3） 校核軸承壽命。軸承在以下工作，查表11.9得。平穩(wěn)，查表11.10，得。軸承的壽命已知減速器使用4年，二班制工作，則預期壽命顯然，故軸承壽命很充裕。7. 蝸輪設計計算蝸輪的分度圓直徑d=226.8mm，為了節(jié)約比較貴重的青銅材料，故蝸輪的結構采用裝配式，按照機械設計課程設計圖號16設計蝸輪結構，其數(shù)據(jù)如下表所示符號計算公式數(shù)據(jù)(單位mm)d390l90c12a14b14R139.06R225.2d2226.8da2239.4d410l120e3d5183.68D0122.84n3DW

14、2525. 減速器的附件設計1. 窺視孔和窺視孔蓋得設計 窺視孔的作用是方便人手伸入機箱內(nèi)手動調(diào)節(jié)蝸輪的輪齒嚙合，因此窺視孔蓋的大小應該能伸入手的大小，如果太大，結構會顯得不合理而且加工費用會比較貴，綜合上述因素，按照機械設計課程設計的表14.7選擇窺視孔的參數(shù)如下表（單位mm）ABA1B1CC1C2R螺釘尺寸螺釘數(shù)目11090140120125801055M161562. 通氣器的設計 根據(jù)減速器的工作環(huán)境，選擇帶過濾網(wǎng)的防塵式通氣器，根據(jù)機體的大小按照機械設計課程設計的表14.9選擇的通氣器參數(shù)如下表（單位mm）dd1d2d3d4Dhabch1RD1skefM18M321.510516403610614174026.9195223. 放油孔及放油螺栓的設計放油螺栓的設計按照機械設計課程設計的表14.14選取的螺栓及油圈參數(shù)如下表（單位mm）螺紋dDD1SLhabD0H材料M12c1.25221513241232222皮封油圈-工業(yè)皮革螺塞-Q2354. 油標的設計 考慮到減速器的結構簡單原則，選用桿式油標，其油標孔直接在減速器箱體上鑄出，按照機械設計課程設計的表14.13選取油標的參數(shù)如下表(單位mm)dd1d2d3habcDD1M12412628106420165.高速軸輸入端的聯(lián)軸器