1、目錄一 設計任務書1二 傳動方案的擬定2三 電動機的選擇和傳動裝置的運動、動力參數(shù)計算3四 傳動裝置的設計4五 軸及軸上零件的校核計算41 蝸桿軸及其軸上零件的校核計算72 蝸輪軸及其軸上零件的校核計算5六 嚙合條件及軸承的潤滑方法、潤滑劑的選擇6七 密封方式的選擇6八 減速器的附件及其說明6九 參考資料6二 傳動方案的擬定本設計采用蝸輪傳動，雖然相對于齒輪傳動，蝸輪傳動的傳動效率低，而且蝸輪采用青銅等貴重減磨材料時，成本較高，但是蝸輪傳動具有傳動比大，結(jié)構(gòu)緊湊，傳動平穩(wěn)，噪聲低的優(yōu)點，適用于載荷較小、間歇工作的場合。 傳動方案如下圖所示。三 電動機的選擇和傳動裝置的運動、動力參數(shù)計算1 電動

2、機的選擇1). 按工作要求和工作條件選用Y系列三相鼠籠型異步電動機，其結(jié)構(gòu)為全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓為380V。2). 選擇電動機的容量工作機的有效功率為PW=Fv1000=22000.851000KW=1.87KW從電動機到工作機輸送帶間的總效率為=（11）2234式中，1、1、2、3、4分別為彈性聯(lián)軸器、十字滑塊聯(lián)軸器、蝸桿傳動和卷筒的傳動率。由參考文獻1表9.1可知，1=0.992，1=0.98，2=0.98，3=0.78，4=0.96，則=0.9920.980.9820.780.96=0.699所以電動機所需工作功率為Pd=PW=1.870.699kW=2.68KW3) 確定電動機轉(zhuǎn)速

3、工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速為nW=601000vd=6010000.8530054.11r/min綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，擬采用電機Y132S-6，滿載轉(zhuǎn)速nd=960r/min， 表1 Y132S-6型電動機的主要性能電動機型號額定功率/kW滿載轉(zhuǎn)速/(rmin-1)起動轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132S-639602.02.02 計算傳動裝置的總傳動比ii=ndnW=96054.11=17.74取i=18，由=18-17.7417.74=1.5%3%可知，i=18滿足要求。 因為該設計為一級蝸輪蝸桿減速器，故i=i。3 計算傳動裝置各軸的運動和動

4、力參數(shù)1) 各軸的轉(zhuǎn)速軸 n=nm=960r/min軸 n=ni=96018=53.33r/min 卷筒軸 n卷=n=53.33r/min2) 各軸的輸入功率軸 P=Pd1=2.680.99=2.65kW軸 P=P3=2.650.76=2.0kW卷筒軸 P卷=P21=2.00.980.98=1.92kW3) 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩Td為Td=9.55106P1n1=9.551062.64960105Nmm=2.63104NmmT1=Td1=2.631040.99105Nmm=2.6104NmmT2=iT1=180.762.6104Nmm=3.56105NmmT卷=T221=3.561

5、050.980.98105Nmm=3.42105Nmm軸名功率P/KW轉(zhuǎn)矩T/(Nmm)轉(zhuǎn)速n/( r/min)傳動比i傳動效率電機軸2.682.6310496010.99軸2.652.6104960180.76軸2.03.5610553.3310.96卷筒軸1.923.4210553.33四 傳動裝置的設計(1) 選擇材料、熱處理方式考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度也不太高，蝸桿選用45鋼制造，調(diào)制處理，齒面硬度為220250HBW；由vs=5.210-4n13T2=5.210-49603360=3.55ms6ms，取vs=4m/s，故蝸輪輪緣選擇鋁鐵青銅ZCuAl10Fe3，又因為批量生

6、產(chǎn)，采用金屬模制造。(2) 選擇蝸桿頭數(shù)z1和蝸輪齒數(shù)z2由參考文獻2表7.2，按i=18選取z1=2，則z2=iz1=182=36(3) 按吃面疲勞強度確定模數(shù)m和蝸桿分度圓直徑d1m2d19KT2(ZEz2H)21) 確定作用于蝸輪上的扭矩T2按z1=2，初取=0.76，則T2=iT1=180.762.6104Nmm=3.56105Nmm2) 確定載荷系數(shù)K=KAKvK。由參考文獻2表7.4查取使用系數(shù)KA=1.15，假設蝸輪圓周速度v2-0.7mm,符合要求。(5) 驗算蝸輪圓周速度v2、相對滑動速度vs及傳動效率v2=d2n2601000=226.896018601000=0.68m/

7、s顯然v2FS1，因此軸有向右移動的趨勢，但由軸承的分析可知軸承I將使軸保持平衡，故兩軸承的軸向力分別為Fa2=FS1+Fa=3249NFa1=109N由于Fa2Fa1，F(xiàn)R1e由參考文獻1表10.13得X=0.4，Y=0.4cot=0.4cot15=1.5當量動載荷F2=XFR2+XFa2=0.41155+1.53249=5335.5N3) 校核軸承壽命軸承在100以下工作，由參考文獻1表10.9得fr=1.0；載荷平穩(wěn)，由參考文獻1表10.10，查得fF=1.2取當量動載荷較大的軸承II計算壽命L10h=10660n(ftCfFF)=10660960(1.0630001.25335.5)1

8、03=35443h由參考文獻3知，該系統(tǒng)為五年兩班工作制Lh=862250=24000h顯然L10hLh，故軸承壽命校核通過。1 渦輪軸的校核(1) 選擇軸的材料因為傳遞功率不大，并對質(zhì)量及結(jié)構(gòu)無特殊要求，故選用常用材料45鋼，調(diào)制處理。(2)初算軸徑對于轉(zhuǎn)軸，按扭轉(zhuǎn)強度初算軸徑，由參考文獻2查表9.4得C=106118，考慮到蝸桿受到軸向力的作用，故取C=118，則dminC3Pnm=11832.096018=39.5mm考慮鍵槽的影響，取dmin39.51.05mm41.5mm(3)結(jié)構(gòu)設計1) 聯(lián)軸器及軸段1。考慮到軸段1上安裝聯(lián)軸器，因此軸段1的設計應與聯(lián)軸器的設計同時進行。 為了補償

9、聯(lián)軸器所連接的兩軸的安裝誤差，隔離震動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。由參考文獻2查表12.1取K=1.5，則計算轉(zhuǎn)矩TC=KT=1.59.551032.64960 0.990.7618Nm=533.5Nm有參考文獻1查表13.3得，選擇金屬滑塊聯(lián)軸器4590 JB/ZQ 4384-1997，相應的，取軸段1直徑d1=45mm，軸段1的長度應比聯(lián)軸器軸孔長度略段，則軸段1的長度為88mm，2) 密封圈與軸段2。在確定軸段2的直徑時，應考慮聯(lián)軸器的固定和密封圈的尺寸。由參考文獻2圖9.8計算得軸肩高度h0.070.1d=0.070.145=3.154.5mmd2=d6=d1+2h=45+23.154.5=

10、51.354mm考慮到露天環(huán)境，采用唇形密封圈，由參考文獻1表14.5，唇形密封圈的軸徑d=52mm，所以d2=52mm；3) 軸段3和軸段6上安裝軸承，尺寸由軸承確定。蝸桿轉(zhuǎn)動時有軸向力，選用單列圓錐滾子軸承。暫取軸承型號為30211，由參考文獻1表12.4，軸承內(nèi)徑d=55mm，外徑D=100mm，軸肩定位直徑da min=64mm，因為軸承的極限轉(zhuǎn)速為3800rpm，所以選用脂潤滑。取d3=d6=55mm， B=21mm。4) 軸段4上安裝蝸輪，為了便于蝸輪的安裝， d4應略大于d3，而且考慮到受力增大，直徑也應增大，故取d4=60mm，蝸輪左端用套筒固定，為使套筒端面頂在蝸輪左端面上即

11、靠緊，軸段4的長度l4應比蝸輪輪轂略短，取輪轂長l=73mm，故取l4=71mm。5) 軸段5。蝸輪右端采用軸肩固定，由此可確定軸段5的直徑。由參考文獻2圖9.8計算得軸肩高度h0.070.1d=0.070.160=4.26mmd5=d4+2h=60+24.26=68.472mm取d5=70mm，由參考文獻2圖9.8計算得軸環(huán)寬度b=1.4h=1.4d5-d42=1.470-602=7，可取軸段5的長度l5=10mm。6) 軸段2軸段3軸段6的長度的確定。軸段2軸段3軸段6的長度l2、l3、l6出與軸上零件有關(guān)外，還與機體及軸承蓋零件有關(guān)。通常，從蝸輪端面開始向兩端展開來確定尺寸。為避免轉(zhuǎn)動齒

12、輪與不動機體相碰，應在齒輪端面與機體內(nèi)壁件理由足夠的間距H，由參考文獻2表9.5可取H=15mm。軸承在座孔中的位置與軸承的潤滑方式有關(guān)，該設計中蝸輪分度圓的線速度vFS1，因此軸有向右移動的趨勢，但由軸承的分析可知軸承I將使軸保持平衡，故兩軸承的軸向力分別為Fa2=FS1+Fa=1193.3NFa1=543.3N由于Fa2Fa1，F(xiàn)R1e由參考文獻1表10.13得X=0.4，Y=0.4cot=0.4cot15=1.5當量動載荷F2=XFR2+XFa2=0.41721+1.51193.3=2478.35N3) 校核軸承壽命軸承在100以下工作，由參考文獻1表10.9得fr=1.0；載荷平穩(wěn)，由

13、參考文獻1表10.10，查得fF=1.2取當量動載荷較大的軸承II計算壽命L10h=10660n(ftCfFF)=10660960(1.0908001.22478.35)103=1.54106h由參考文獻3知，該系統(tǒng)為五年兩班工作制Lh=862250=24000h顯然L10hLh，故軸承壽命校核通過。減速器的附件設計1 窺視孔和窺視孔蓋為了檢查傳動件的嚙合情況，并向機體內(nèi)注入潤滑油，應在機體上設置窺視孔。窺視孔應設置在減速器機體的上部，可以看到所有傳動件嚙合的位置，以便檢查齒面接觸斑點和齒側(cè)間隙，檢查齒輪的失效情況和潤滑情況。平時窺視孔用蓋板蓋住，用M5M8的螺釘緊固，以防污物進入機體和潤滑油

14、飛濺出來。因此蓋板下應加防滲漏的墊片。蓋板可以用鋼板、鑄鐵或有機玻璃制造。窺視孔的大小至少應能伸進手去，以便操作。2 放油孔及放油螺栓 更換油時，應把污油全部排出，并進行機內(nèi)清洗。因此，應在機體底部油池最低位置開設放油孔。平時，放油孔用放油螺栓和防漏墊圈堵嚴。為了加工方便，放油孔處的機體外壁應有加工凸臺，經(jīng)機械加工成為放油螺栓頭部的支承面，并加封油墊圈以免漏油，封油墊圈可用石棉橡膠板或皮革制成。放油螺塞帶有細牙螺紋。3 油面指示器油面指示器用來顯示油面的高度，以保證油池中有正常的油量。油面指示器一般設置在機體便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位。油面指示器有各種類型結(jié)構(gòu)。常見形式有油標尺、圓形油標、長形

15、油標和管狀油標等。油標尺由于結(jié)構(gòu)簡單，在減速器中應用較多。其上刻有最高和最低油面的刻度線。油面位置在這兩個刻度線之間視為正常油量。長期連續(xù)工作的減速器可選用外面裝有隔離套的游標尺，以便能在不停車的情況下隨時檢查油面。間斷工作或允許停車檢查油面的減速器可不設油標尺套。設計時，在不與機體凸緣想干涉，并保證順利拆裝和加工條件下，油標尺的設置位置應盡可能高一些。油標尺可以垂直插入油面，也可以傾斜插入油面，與水平面的夾角不得小于45。4 通氣器 減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦生熱使機體內(nèi)部溫度升高，若機體密閉，則機體內(nèi)氣壓會增大，導致潤滑油從縫隙及密閉處向外滲漏，使密閉件失靈。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通

16、氣器，使機體內(nèi)的熱漲氣體自由溢出，達到機體內(nèi)外的氣壓平衡，可提高密封的性能。常用通氣器有通氣螺塞和網(wǎng)氏通氣器兩種結(jié)構(gòu)形式。清潔環(huán)境可選用結(jié)構(gòu)簡單的通氣螺塞，多塵環(huán)境應選用帶有過濾網(wǎng)氏的通氣。通氣器的尺寸規(guī)格有多種，應視減速器的大小決定。5 吊耳為了裝拆和搬運，應在機蓋上設置吊環(huán)螺釘或吊耳，基座上設置吊鉤。當減速器的質(zhì)量較大時，搬運整臺減速器，只能用機座上的吊鉤，而不允許機蓋上的吊環(huán)螺釘或吊耳，以免損壞機蓋和機座連接凸緣結(jié)合面的密封性。采用吊環(huán)螺釘使機械加工工藝復雜，所以常在機蓋上直接鑄出吊鉤或吊耳。6 定位銷 在剖分式機體中，為了保證軸承座孔的加工和裝配精度，在機蓋和機座用螺栓連接后，在鏜孔之前，在連接凸緣上應該配有兩個定位銷。定位銷可保證機蓋的每次裝配都使軸承座孔始終保持制造加工時的位置精度。 經(jīng)常采用圓錐做定位銷，兩個定位銷相距盡量遠一些，常安置在機體縱向兩側(cè)的連接凸緣上，并呈非對稱布置，以加強定位效果。 定位銷的直徑一般取d=(0.70.8)d2，式中d2為機蓋和機座連接