2.選擇電機的容量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;n=nnnn1234n---聯軸器的傳動效率；1n傳動效率；2n---卷筒的傳動效率。41234電動機所需的工作功率為P=w==1.974Kwdn0.692工作機卷筒的轉速為所以電動機轉速可選的范圍為dw裝置的尺寸、質量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為1000r/minw根據電動機的類型、容量和轉速，由機械設計手冊選定電動機的型號為Y112M-6，其額定功率額定功率/kW啟動轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩滿載轉速/(r/min)單位mm)外外形尺寸L1×(AC/2+AD)×HD400×(115+90)×265底腳安裝尺鍵連接部分尺寸底腳螺栓尺寸D×E總傳動比i=inⅡ軸nⅡ軸n=1==50r/mini18.8321d12123卷212P1.974m所以：Ⅰ軸m2123卷212的運動和動力參數名卷筒軸質，表面淬火，根據公式m2d9KT(ZE)212z[]2H[]——材料金恩許用接觸應力；HK——載荷系數。根據減速器的工作環境及載荷情況，參考文獻[1]表7.4查的使用系數KA=1.0；假設蝸所以桿頭數z1=2，則蝸輪z38齒數z2=z1×i=2×18.8=37.6，取為38，故此時i=2==19，z21i18.8查表得彈性模量Z=160MPa；材料基本許用接觸應力[G]=180MPa。帶入公式EHmd2之9KT(ZE)2=9〉1.0〉2.78〉105〉(160)=1369.0mm32H1v=幾dn11=3.14〉63〉940=3.13m/s顯然vs<6m/s，與原假設相符，取Kv值合理。由vs=3.13m/s，查參考文獻[1]表7.7，利用插值法得當量摩擦角p'=2°35’，所以齒根高全齒高分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑蝸桿分度圓導程角蝸輪分度圓螺旋角節圓直徑傳動中心距蝸桿軸向齒距蝸桿螺旋線倒程蝸桿螺旋部分長度蝸輪外圓直徑蝸輪齒寬齒根圓弧半徑齒頂圓弧半徑齒寬角hfhddaddf2d1paLd2e2b2bR1計算公式和數據(單位mm)hmaf1d1dd2h1a1dd2h1f1112d'd2xm11pmapzps1a12dd1.5m22e22aa12f1數據蝸輪h(1x)mf223d2mz273dd2h51dd2hf22f2所需散熱面積s0該設計的減速器工作環境是清潔，取油溫t=80℃，周圍空氣溫度t0=20℃，通風條件良ns機體外表面的面積1機體表面凸緣面積1與理論散熱面積相比2與凸緣面積滿足散熱需求。s數數據(單位mm)機座壁厚機蓋壁厚機座凸緣厚度機蓋凸緣厚度計算公式661bb1機座底凸緣厚度地腳螺釘直徑地腳螺釘數目軸承旁連接螺栓直徑機蓋與機座螺栓直徑軸承端蓋螺釘直徑窺視孔蓋螺釘直徑定位銷直徑fdddf、d2至凸緣距離軸承旁凸臺半徑外機壁至軸承座端面距離內機壁至軸承座端面距離蝸輪外圓與內機壁距離蝸輪輪轂與內機壁距離軸承端蓋凸緣厚度pdfnd2d3d4dc2c2R1l1l212e4fffff2c2868螺栓直螺栓直徑ccmin沉頭座直徑M8因傳遞功率不大，并對質量及結構尺寸無特殊要求，考慮到經濟性選用常用材料45#定2.1、蝸輪軸最小軸頸與聯軸器的確定對于蝸輪軸p1.451dC32=1103=33.8mmmin2n502蝸輪軸計算轉矩為2為GY6。(1)軸承部件的結構形式：蝸桿減速器的中心距a=130，通過查表選擇減速器的機體(3)密封圈與軸段2的設計：考慮到聯軸器右端的固定和密封圈的標準，取軸段(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(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55(6)軸肩5的設計：軸段6上安裝與軸段3成對的甩油環，考慮到軸承受力的對稱性55(7)鍵連接：聯軸器及蝸輪的軸向連接均采用普通平鍵連接，分別為鍵10×70GB/T2T21.99104軸向力：Fa軸向力：Fa=1=向心力：F=F=2r2向心力：F=F=2r2r1d2切向力：F=2=t2d2受力圖如圖二所示在水平面上1Hr22H在垂直平面上故軸承Ⅰ上的總支承反力FRR=1292+1463.22=1469.9N軸承Ⅱ上的總支承反力F=R2+R2=936.12+1463.22=1737.0NR22H2v223AV1AV2由于L與L十分接近，故將豎直面上的23AV1AV2抗扭剖面模量Td256彎曲應力M1357318.8MPa8.8MPaab0m扭剪應力TTTTB11的等效系數0.2，0.1。鍵槽引起的應力集中系數，查得K1.82,K1.57數S1KamS1KS1K SSSSSS=2==60.96MPaPdhl388(7010)p[]，故強度足夠。pp齒輪處鍵連接的擠壓應力=2==36.77MPaPdhl5610(7016)MPa]，故強度PPPF.9F=R1==524.96NF1737.0F=R2==620.35N1顯然，F+F>F，因此軸有右移趨勢，但由軸承部件的結構圖分析可知軸承Ⅰ將保持平衡，故兩軸承的軸向分力分別為F=F+F=1156.7NaS1比餃兩軸承的受力，故只需校核軸承Ⅱ。TPCehPFh顯然L遠大于L'，故軸承壽命很充裕。10hh式，按照機械設計課程設計圖號11設計蝸輪結構，其數據如下表所示計算公計算公式13labR2l1en12d2+2m42633p1.954dC31=1103=14.04mmmin1n9401軸器，聯軸器一端連接電動機，一端連接蝸桿軸。蝸桿軸計算轉矩為1軸尺寸，選擇聯軸器的型號為LH2。(1)軸承部件的結構形式：蝸桿減速器的中心距a=130，通過查表選擇減速器的機體采承部件的結構形式如圖3所示。然后可按轉軸軸上零件的順序，從dmin處開始設計。(3)密封圈與軸段2的設計：考慮到聯軸器右端的固定和密封圈的標準，取軸段(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，軸平鍵連接，為鍵8×53GB/T1096-19901546HM2m用脂潤滑，填充量不超過軸承空間的1/3，每隔半年更換潤滑脂。蝸桿軸承透蓋采用