傳動裝置簡圖
1—電動機 2、4—聯軸器 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． 選擇電機型別
按工作要求和工作條件選擇yb系列三相鼠籠型非同步電動機，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
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：---聯軸器的傳動效率；
---軸承的傳動效率；
---蝸輪的傳動效率；
---捲筒的傳動效率。
由表9.1可知，，，，則
所以電動機所需的工作功率為
3． 確定電動機的轉速
工作機捲筒的轉速為
由於蝸桿的頭數越大，效率越低，當選擇蝸桿的頭數z1=1時，對應電動機所算出的傳動比不在推薦範圍內。故選則蝸桿的頭數z1=2。
所以電動機轉速可選的範圍為
符合這一範圍的同步轉速為1000r/min和1500r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量及**等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為1000r/min的電動機。
根據電動機的型別、容量和轉速，由機械設計手冊選定電動機的型號為y112m-6，其主要效能如表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1.1 y112m-6型電動機的主要效能
表1.2 電動機的主要外形和安裝尺寸（單位mm）
二、 計算傳動裝置的傳動比
1． 總傳動比
三、 計算傳動裝置各軸的運動和動力引數
1． 各軸的轉速
ⅰ軸ⅱ軸捲筒軸
2． 各軸的輸入功率
ⅰ軸ⅱ軸捲筒軸
3． 各軸的輸入轉矩
電動機的輸出轉矩td為
ⅰ軸ⅱ軸捲筒軸
將上述計算結果彙總於表1.3，以備查用。
表1.3 傳動裝置的運動和動力引數
四、傳動零件的設計計算
1．蝸輪蝸桿的材料選擇
由於輸入功率不太大，轉速也不是很高，蝸桿材料選用45鋼，整體調質，表面淬火，齒面硬度220~250hbw
蝸輪材料，根據
其中n1為蝸桿轉速，t2為蝸輪轉矩
初估蝸桿副的滑動速度vs>6m/s，選擇蝸輪的材料為鑄錫磷青銅
1.按疲勞強度設計，根據公式
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
故選擇減速器的型別為蝸桿下置
符合初取的效率值
渦輪蝸桿的尺寸計算
蝸輪分度圓直徑
中心距變位係數
其他尺寸總匯於表1.4
熱平衡計算：根據公式
該設計的減速器工作環境是煤場，故取油溫t=70℃。周圍空氣溫度t0=20℃，通風條件良好，取散熱係數ks=15w/m2*℃，傳動效率為η=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
所加散熱片的數目
選擇蝸桿和渦輪的精度等級
蝸輪的圓周速度
通過查表選用精度等級為9級，應為該傳動平穩，選用的側隙種類為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，選用的側隙種類為c，即傳動8cgb/t10089-1988.
根據傳動中心距a可以確定鑄鐵蝸桿減速器機體的結構尺寸計算表如下：
表1.5連線螺栓扳手空間c1，c2值和沉頭座直徑表
四.蝸桿軸的設計計算
1.軸的材料選擇
因傳遞功率不大，並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#鋼，調質處理
2.初算軸徑
對於轉軸，按扭轉強度初算軸徑，查參考書1表10.2得c=106~118，考慮到軸端的彎矩和轉矩的大小，故取c=110則
考慮到鍵槽的影響，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採用剖分式結構。因傳遞功率小，故軸承的固定方式可採用兩端固定方式。
因此，所設計的軸承部件的結構形式如上圖所示。然後可按轉軸軸上零件的順序，從dmin處開始設計。
（2）聯軸器及軸段1的設計：dmin就是軸段1的直徑，又考慮到軸段1上安裝聯軸器，因此，軸段1的設計和聯軸器的設計同時進行。
由於聯軸器的一端連線工作機一端連線軸，其轉速比較低，傳遞轉矩比較大。考慮到安裝時不一定能保證同心度，採用有良好的補償位移偏差效能的剛性可移式聯軸器。選用金屬滑塊聯軸器。則轉矩
由機械設計手冊查得聯軸器的軸孔長度為70mm，許用轉矩為500n*m許用轉速為250r/min，軸徑範圍為36~40mm，考慮到軸段3連線的是軸承，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，軸承型別選用圓錐滾子軸承，軸段3上安裝軸承，要使軸承便於安裝又符合軸承內徑系列，暫取軸承型號為30210，查軸承手冊，其內徑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隙，l3=50mm，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應該略大於d3，取d4=52mm，按照蝸輪的設計，蝸輪的輪轂寬為（1.5~1.
9）d5，取輪轂寬為78mm，則軸段5的長度略小於蝸輪輪轂寬度，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的長度根據箱體的壁厚、軸承凸台的厚度、軸承端蓋的厚度以及聯軸器型別確定:l25=0mm
（8）鍵連線：聯軸器及蝸輪的軸向連線均採用普通平鍵連線，分別為鍵12×61gb/t1096-1990及鍵16×68gb/t1096-1990.
4.軸受力分析
蝸輪所受力
fa=fr=ft991n
ft==2720n
在水平面上
負號表示力的方向於受力簡圖中所設方向相反。
在垂直平面上
軸承ⅰ上的總支承反力
軸承ⅱ上的總支承反力
（1）畫彎矩圖
在水平面上
a-a剖面左側：
a-a剖面右側：
在豎直平面上
合成彎矩
a-a剖面左側：
a-a剖面右側：
（2）畫轉矩圖
1. 校核軸的強度
a-a剖面左側因彎矩大、有轉矩，還有鍵引起的應力集中，故a-a剖面左側為危險截面。
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
對於調質處理的45鋼，由表10.1查得，，，
由表10.1注查得材料的等效係數，。
鍵槽引起的應力集中係數，由表10.4查得
絕對尺寸係數，由附圖10.1查得
軸磨削加工時的表面質量係數由附圖10.2查得。
安全係數
查表10.5得許用安全係數，顯然，故a-a剖面安全。
5.校核鍵連線的強度
聯軸器處鍵連線的擠壓應力
取鍵、軸、聯軸器的材料都為鋼，查表6.1得。顯然，，故強度足夠。
齒輪處鍵連線的擠壓應力
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軸承內部軸向力計算公式，則軸承ⅰ、ⅱ的內部軸向力分別為
根據軸承手冊查得
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ⅰ將保持平衡，故兩軸承的軸向分力分別為
比餃兩軸承的受力，因，故只需校核軸承ⅰ。
（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，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，為了節約比較貴重的青銅材料，故蝸輪的結構採用裝配式，按照機械設計課程設計圖號16設計蝸輪結構，其資料如下表所示
5.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手動調節蝸輪的輪齒嚙合，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選擇窺視孔的引數如下表（單位mm）
哈工大機械設計課程設計
目錄1 電動機的選擇1 2 蝸輪 蝸桿的設計計算2 3 傳動裝置的運動 動力引數計算 5 4 軸的校核計算6 5 嚙合件及軸承的潤滑方法 潤滑劑牌號及裝油量 13 6 密封方式的選擇13 7 箱體機構設計13 8 附件及其說明14 9 參考文獻16 一 電動機的選擇 工作機的有效功率為 式中 f 輸...
哈工大機械設計課程設計 說明書
減速器選擇展開式二級圓柱減速器，一級為斜齒，二級為直齒。電動機選擇y系列三相籠型非同步電動機，工作電壓380v，型號為y100l2 4。聯軸器選擇彈性柱銷聯軸器。工作機有效功率 同步轉速 滿載轉速 電動機工作功率 其中分別代表聯軸器 滾動軸承 齒輪傳動和捲筒傳動的效率。查指導書表9.1其數值分別為0...
哈工大機械設計課程設計設計說明書
目錄一 傳動裝置的總體設計1 1.1 確定傳動方案1 1.2 選擇電動機2 1.3 計算裝置的總傳動比並分配傳動比4 1.4 計算裝置各軸的運動和動力引數4 二 傳動零件的設計計算6 2.1 高速齒輪傳動6 2.1.1 選擇材料熱處理級精度等級和齒輪型別及齒數62.1.2 初步計算傳動主要尺寸6 2...