礦山絞車TP環(huán)面蝸桿減速器的設計

摘 要 本次畢業(yè)設計主要闡述的是礦山絞車 TP 環(huán)面蝸桿減速器的設計方法，該減速器是蝸輪蝸桿減速器的一種形式。 本設計課題來源于張家港某礦山工程機械有限公司，通過分析傳統(tǒng)減速器的設計方法和主要考慮的問題，以礦山絞車減速器為設計背景，按照設計準則和設計理論設計了 TP環(huán)面蝸輪蝸桿減速器并加以校核，接著對減速器的部件組成進行了尺寸計算和校核，該設計代表了環(huán)面蝸輪蝸桿設計的一般過程，對其他的蝸輪蝸桿的設計工作也有一定的價值。 目前，在礦山絞車減速器的設計、制造以及應用上，國內與國外先進水平相比仍有較大差距，國內在設 計制造 減速器 過程中存在著很大程度上的缺點，本文通過確定其合理的提升方式及運轉參數(shù)，改造現(xiàn)有提升設備，采用最新最新技術、最新工藝、使其不斷體積小、質量輕，提升能力大，運行準確可靠和高度集中化自動化方向發(fā)展。 關鍵詞 ： 礦山絞車 ； PT 環(huán)面蝸桿 ； 減速器；結構設計 Abstract This graduation design is the main design method of mine hoist TP toroidal worm reducer, the reducer is a form of worm gear reducer. This design derives from a mine in Zhangjiagang Construction Machinery Co., Ltd., through the analysis of the traditional design method of main reducer and consideration, in mine hoist reducer design background, in accordance with the design criteria and design theory to design TP toroidal worm reducer and be checked, then the components of the reducer to the size of the calculation and verification, the design represents the torus worm general design process, on the other worm design work also has a certain value. At present, in mine hoist reducer design, manufacture and application of domestic, compared with foreign advanced level there are still large gaps exist, home to a large extent the shortcomings in the design and manufacture of reducer process, but our country is further enhancing the basic theory of equipment, determine a reasonable upgrade mode and operation parameters, transformation the existing lifting equipment, using the latest technology, the latest technology, it has small volume, light weight, big lifting capacity, accurate and reliable operation and highly centralized automated direction. Key words: Mine hoist； PT toroidal worm； reducer； structure design 目 錄 摘 要 . I ABSTRACT . II 目 錄 . III 1 緒論 . 1 1.1 本課題的研 究內容和意義 . 1 1.2 國內外的發(fā)展概況 . 2 1.3 本課題應 達到的要求 . 3 2 選定設計方案 . 4 2.1 原動機的選擇 . 4 2.2 傳動裝置的選擇 . 4 3 電動機的選擇及動力參數(shù)計算 . 7 3.1 初選電動機類型和結構型式 . 7 3.2 電動機的容量 . 8 3.2.1 確定減速器所需的功率wP . 8 3.2.2 確定傳動裝置效率 . 9 3.2.3 電動機的技術數(shù)據(jù) . 9 3.3 傳動裝置運動參數(shù)的計算 . 9 3.3.1 總傳動比的計算 . 10 3.3.2 各軸功率計算 . 10 3.3.3 各軸轉速的計算 . 10 3.3.4 各軸輸入扭矩的計算 . 10 4 減速器部件的選擇計算 . 11 4.1 蝸桿傳動設計計算 . 11 4.1.1 選擇蝸桿、蝸輪材料 . 11 4.1.2 確定蝸桿頭數(shù)1Z及蝸輪齒數(shù)2Z . 12 4.1.3 驗算滾筒的速度 . 12 4.1.4 確定蝸桿蝸輪中心距 a . 12 4.1.5 蝸桿傳動幾何參數(shù)設計 . 13 4.2 環(huán)面蝸輪蝸桿校核計算 . 15 4.3 軸的結構設計 . 16 4.3.1 蝸桿軸的設計 . 16 4.3.2 蝸輪軸的設計 . 18 4.4 軸的校核 . 20 4.4.1 蝸桿軸的強度校核 . 20 4.4.2 蝸輪軸的強度校核 . 22 4.5 滾動軸承的選擇及校核 . 24 4.5.1 蝸桿軸滾動軸承的選擇及校核 . 24 4.5.2 蝸輪軸上軸承的校核 . 25 4.6 鍵聯(lián)接的強度校核 . 26 4.6.1 蝸桿軸上安裝聯(lián)軸器處的鍵聯(lián)接 . 26 4.6.2 蝸輪軸上裝蝸輪處的鍵聯(lián)接 . 26 4.6.3 蝸輪軸上裝聯(lián)軸器處的鍵聯(lián)接 . 27 4.7 聯(lián)軸器的選擇和計算 . 27 4.7.1 與電機輸出軸的配合的聯(lián)軸器 . 27 4.7.2 與蝸輪蝸桿減速器配合的聯(lián)軸器 . 27 4.8 箱體結構尺寸及密封 . 28 4.8.1 箱體結構尺寸 . 28 4.8.2 箱體的密封 . 29 5 潤滑及附件的結構設計 . 30 5.1 減速器的潤滑 . 30 5.1.1 潤滑油選擇 . 30 5.1.2 蝸桿傳動的熱平 衡計算 . 30 5.2 減速器的附件 . 32 5.2.1 窺視孔和視孔蓋 . 32 5.2.2 通氣器 . 32 5.2.3 定位銷 . 33 5.2.4 起蓋螺釘 . 33 5.2.5 起吊裝置 . 33 5.2.6 放油孔及螺塞 . 34 5.3 減速器的安裝、使用及維護 . 34 5.3.1 減速器的安裝 . 34 5.3.2 減速器的使用和維護 . 35 6 結論與展望 . 36 6.1 結論 . 36 6.2 不足之處及未來展望 . 36 致謝 . 37 參考文獻 . 38 1 緒論 1.1 本課題的研 究內容和意義 減速器在原動機和工作機之間起匹配轉速和傳遞轉矩的作用，在現(xiàn)代機械中應用極為廣泛。減速器 按用途可分為通用減速器和專用減速器兩大類，二者的設計、制造和使用特點各不相同。卷揚機是一種常見的提升設備，其傳動裝置的設計有多種多樣，如皮帶減速器、鏈條減速器、齒輪減速器、蝸輪蝸桿減速器等等。 70 80年代，世界減速器技術有了很大發(fā)展。通用減速器體現(xiàn)以下發(fā)展趨勢： (1)高水平、高性能。 (2)積木式組合設計?；緟?shù)采取優(yōu)先數(shù)，尺寸規(guī)格整齊、零件通用性和互換性強、系列容易擴充和花樣翻新，利于組織批量生產(chǎn)和降低成本。 (3)形式多樣化、變型設計多。擺脫了傳統(tǒng)的單一底座安裝方式，增添了空心軸懸掛式、浮動支承 底座、電動機與減速機一體式聯(lián)接，多方位安裝面等不同型式，擴大使用范圍。 TP系列平面包絡環(huán)面蝸桿減速器（ JB/T9051199-2）為平面一次包絡蝸桿傳動，傳動TPU、 TPS、 TPA三種形式，適合于冶金、礦山、起重、 運輸、建筑、石油、化工、航天、航海設備或精密傳動的減速傳動。工作條件：蝸桿轉速不超過 1500 minr ；工作環(huán)境溫度為 +40 -40 ，當工作環(huán)境溫度 0 以下時，啟動前潤滑油必須加熱到 0 以上，或采用低凝固點的潤滑油；當 環(huán)境溫度超過 40 時，需采取強迫冷卻措施。 國內的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率過低的問題。另外，材料品質和工藝水平上還有許多弱點，特別是大型的減速器問題更突出，使用壽命不長。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。 TP環(huán)面蝸桿減速器承載能力大，傳動效率高，使用壽命長，適合于重載動力傳動裝置，如圖 1.1所示： 圖 1.1 TP環(huán)面蝸桿減速器 本設計課題來源于張家港某礦山 工程 機械有限公司，其主要內容是：總結了傳統(tǒng)減速器設計中主要考慮的問題及發(fā)展趨勢，基于礦山絞車減速器的設計背景，通過初步計算出減速器的各零件的尺寸參數(shù)并加以校核，然后根據(jù)現(xiàn)代的計算機輔助設計技術 AutoCAD軟件對該減速器的齒輪、軸、箱體等所有零件進行三維建模最后裝配生成二維裝配圖。 1.2 國內外的發(fā)展概況 卷揚機（又叫絞車）是由人力或機械動力驅動卷 筒、卷繞繩索來完成牽引工作的裝置。可以垂直提升、水平或傾斜拽引重物。卷揚機分為手動卷揚機和電動卷揚機兩種?，F(xiàn)在以電動卷揚機為主。電動卷揚機由電動機、聯(lián)軸節(jié)、制動器、齒輪箱和卷筒組成，共同安裝在機架上。對于起升高度和裝卸量大工作頻繁的情況，調速性能好，能令空鉤快速下降。對安裝就位或敏感的物料，能用較小速度。如圖 2.1所示： 圖 1.2 礦山用絞車 我國卷揚機的生產(chǎn)是解放后才開始的。 50年代為滿足恢復經(jīng)濟的需要和第一個五年計劃建筑的需 要，卷揚機的生產(chǎn)被提到了日程上。原沈陽國泰機器廠等成批仿制了兩種卷揚機，一種為 riben的 JIS8001型動力卷揚機，它是一種原動機為電動機，傳動形式是開式圓柱齒輪傳動，雙錐體摩擦離合器，操作為手板腳踩的快速卷揚機；另一種是按蘇聯(lián)圖紙制造的 1011型和 1012型普通蝸桿傳動、電控慢速卷揚機 1。由于當時生產(chǎn)力不高，卷揚機的需求量亦不多，故這段時間國內卷揚機的生產(chǎn)主要是仿制。隨著生產(chǎn)的發(fā)展，到了 60年代，卷揚機的生產(chǎn)和使用越來越多了。為了協(xié)調生產(chǎn)，主要卷揚機生產(chǎn)廠家（阜新礦山機械廠、天津卷揚機廠、山西機器廠 、寶雞起重運輸機廠等）組成了卷揚機行業(yè)組織，隸屬于第一機械工業(yè)部礦山機械行業(yè)下。為了發(fā)展卷揚機的生產(chǎn)，行業(yè)組織了有關廠家的人員對全國卷揚機的生產(chǎn)和應用情況進行了調查。在調查的基礎上，開始自行設計和制造新的卷揚機，先后試制了 0.5t、 1t、 3t電動卷揚機，但由于對當時各廠家的生產(chǎn)能力估計不足，無法推廣。從 70年代起，我國卷揚機的生產(chǎn)進入了技術提高、品種增多的新階段。在各廠自行設計和生產(chǎn)的基礎上， 1973年，由卷揚機行業(yè)組織了有關廠家和院校聯(lián)合進行了卷揚機基型設計，并充分考慮到了當時中小廠家的生產(chǎn)能力?？焖倬頁P 機的基型采用半開半閉式齒輪傳動，離合器采用單錐面石棉橡膠摩擦帶結構，操作用手板剎車帶制動。慢速卷揚機的基型為閉式傳動（圓柱齒輪傳動或蝸桿傳動減速器）、電磁鐵制動結構。這兩種基型一直到現(xiàn)今還 在生產(chǎn)。為適應生產(chǎn)發(fā)展的需要，當時第一機械工業(yè)部發(fā)布了 JB926-74卷揚機型式與基本參數(shù)和 JB1803-76卷揚機技術條件兩個部標準，并把卷揚機行業(yè)劃歸常德建筑機械研究所（長沙建筑機械研究院前身）領導。隨著部標準的頒布，使卷揚機有了大發(fā)展的基礎。在此期間，由于石化工業(yè)的發(fā)展，大型設備很多，都需要吊裝，如一些大型反 應塔，塔的高度達七八十米，質量達五六百噸，就需要有大型吊裝用的卷揚機，因而各廠家相繼生產(chǎn)了 20t和 30t卷揚機，滿足了經(jīng)濟發(fā)展的需要。末期開始，中國實行了改革開放政策，使國民經(jīng)濟得到了大發(fā)展，基本建設任務增加了很多，促使建筑機械的使用大量增加，生產(chǎn)卷揚機的廠家亦隨之大量增加。隨著改革開放逐步深入，生產(chǎn)形勢的不斷發(fā)展，新產(chǎn)品的開發(fā)提到日程上來了，不少生產(chǎn)廠家成立了廠屬研究所，開發(fā)了如高速卷揚機、變速卷揚機、自動限位卷揚機等新產(chǎn)品，以及諧波傳動、擺線針輪傳動、圓弧齒齒輪傳動、圓弧齒圓柱蝸桿傳動等具有新型傳動型式 的卷揚機。為使卷揚機的生產(chǎn)滿足日益增加的需求和解決中小廠家設計力量薄弱的情況， 1988年卷揚機行業(yè)組織了九廠一所一校成立了卷揚機系列設計組，對單筒快速建筑卷揚機起重質量從 0.5t到 2.5t的機型進行了系列設計。這次設計分兩種機型，一種為基本型（電控卷揚機），一種為溜放型（手控卷揚機）。設計既考慮到技術發(fā)展的趨勢，又考慮到廠家的生產(chǎn)能力。因此基本型為一字型布置，采用二級或三級圓柱斜齒輪傳動，電制動錐形轉子電動機；溜放型采用封閉式二級行星齒輪傳動，普通 Y系列電動機，用手操作兩條制動帶控制工作和制動。這兩種機型結 構緊湊，加工簡單，操作方便，體積小，重量輕，一般中小企業(yè)均可生產(chǎn)，滿足了生產(chǎn)的需要又實現(xiàn)了技術的進步 。 現(xiàn)在世界礦山卷揚機的應用依然十分看重，在不斷的發(fā)展和完善設計，都在追求高效的提升設備，以便最大效率的完成生產(chǎn)任務創(chuàng)造更大的生產(chǎn)價值，為此，世界卷揚機的發(fā)展和設計業(yè)是進一步研究提升設備的基礎理論，確定合理的提升方式及運轉參數(shù)，改造現(xiàn)有提升設備，采用最新技術、最新工藝、使其不斷體積小、質量輕，提升能力大，運行準確可靠和高度集中化自動化方向發(fā)展。我國是機械制造大國，絕不會落后于其他國家在礦山卷揚機方面的設計和 制造。 1.3 本課題應達到的要求 機械零件的設計是整個機器設計工作中的一項重要的具體內容，因此，必須從機器整體出發(fā)來考慮零件的設計。設計零件的步驟通常包括：選擇零件的類型；確定零件上的載荷；零件失效分析；選擇零件的材料；通過承載能力計算初步確定零件的主要尺寸；分析零部件的結構合理性；作出零件工作圖和裝配圖。對一些由專門工廠大批生產(chǎn)的標準件主要是根據(jù)機器工作要求和承載能力計算，在標準中合理選擇。 研究此項任務，一方面可以對我這幾年來所學知識的一個檢測，也是對我以后工作能力的提高，在此次畢業(yè)設計中運用到了機械 設計、機械制圖、互換性、材料、機械原理及工程力學等多學科知識。通過合理的設計減速器傳動裝置，使卷揚機能夠在特定的工作環(huán)境下滿足正常的工作要求。本文需要解決的問題包括： (1)怎樣提高傳動效率的問題； (2)對傳動系統(tǒng)各零部件的設計計算； (3)卷揚機減速器各機械部分的結構設計。 2 選定設計方案 根據(jù)設計任務書，該傳動方案的設計包括原動機和傳動裝置兩部分。 2.1 原動機的選擇 設計要求：動力源為三相交流電故原動機選用電動機。 2.2 傳動裝置的選擇 傳動系統(tǒng)方案設計是機器總體設計的主要組成部分，傳動裝 置的重量和成本通常在整臺機器中占很大的比重，機器工作性能和運轉費用在很大程度上也取決于傳動裝置的性能、質量及設計布局的合理性。因此傳動系統(tǒng)方案設計的優(yōu)劣，對機器的工作性能、工作可靠性、外廓尺寸、重量、制造成本、運轉費用等均有一定程度的影響，合理擬訂傳動方案具有重要意義。 合理的傳動系統(tǒng)方案，除了應滿足工作機性能要求、適合工況條件及工作可靠外，還應使傳動系統(tǒng)結構簡單、尺寸緊湊、加工方便、成本低廉、效率高及便于使用和維護等。要同時滿足這許多要求常常是困難的，在進行傳動系統(tǒng)方案設計時應統(tǒng)籌兼顧、保證重點。 電動機 輸出轉速較高，并且輸出不穩(wěn)定，同時在運轉故障或嚴重過載時可能燒壞電動機，所以要有一個過載保護裝置。 可能選用的有：帶傳動、鏈傳動、齒輪傳動、蝸桿傳動。 設計方案有如下兩種： 圖 2.1 方案一 1.方案一：蝸桿傳動類型 蝸桿傳動是在空間交錯的兩軸之間傳遞運動和動力的一種機構，兩軸交錯的夾角可為任意值，常用的為 90 度，這種傳動由于具有下述特點，故應用頗為廣泛。 (1)當使用單頭蝸桿時，蝸桿旋轉一周，蝸輪只轉過了一個齒距，因而能實現(xiàn)大的傳動比。在動力傳動中，一般傳動比 I=5-80； 在分度機構或手動機構中，傳動比 可達 300；若只傳遞運動，傳動比可達 1000。由于傳動比大，零件數(shù)目又少，因而結構很緊湊。 (2)在桿蝸傳動中，由于蝸桿齒是連續(xù)不斷的螺旋齒，它和蝸輪齒是逐漸進入嚙合及逐漸退出嚙合的，同時嚙合的齒對又較多，故沖擊載荷小，傳動平穩(wěn)，噪聲低。 (3)當蝸桿的螺旋線升角小于嚙合面的當量摩擦角時，蝸桿傳動更具有自鎖性。 (4)蝸桿傳動與螺旋 齒輪傳動相似，在 嚙合處有相對滑動。當滑動速度很大，工作條件不夠良好時，會產(chǎn)生較嚴重的磨擦和磨損，從而引起過分發(fā)熱，使?jié)櫥闆r惡化。因此磨 損較大；當蝸桿傳動具有自鎖性時，效率僅為 0.4 左右。同時由于摩擦與磨損嚴重，常需耗用有色金屬制造蝸輪，以便與鋼制的蝸桿配對組合成減磨性良好的滑動摩擦劑。 圖 2.2 方案二 2.方案二：圓柱齒輪傳動類型 齒輪是任意一個有齒的機械元件，它能利用它的齒與另一個有齒元件連續(xù)嚙合，從而將運動傳遞給后者，或者從后者接受運動。齒輪副是由兩個相互嚙合的齒輪組成的基本機構，兩齒輪軸線相對位置不變，并各繞其自身的軸線轉動。齒輪副是線接觸的高副。齒輪傳動是利用齒輪副來傳遞運動和 (或 )動力的一種機械傳動。齒輪副的一對齒輪的齒依次交替地接觸，從而實現(xiàn)一定規(guī)律的相對運動的 過程和形態(tài)稱為嚙合。齒輪傳動是現(xiàn)代機械中應用最廣的一種機械傳動形式。在工程機械、礦山機械、冶金機械、各種機床及儀器、儀表工業(yè)中被廣泛地用來傳遞運動和動力。齒輪傳動除傳遞回轉運動外 ,也可以用來把回轉運動轉變?yōu)橹本€往復運動 (如齒輪齒條傳動 )。與摩擦輪傳動、帶傳動和鏈傳動等比較，齒輪傳動具有如下優(yōu)點 ： (1)能保證瞬時傳動比的恒定，傳動平穩(wěn)性好，傳遞運動準確可靠。 (2)傳遞的功率和速度范圍大。傳遞的功率小至低于 lW (如儀表中的齒輪傳動 )，大至5l04kW(如蝸輪發(fā)動機的減速器 )，甚至高達 ll05kW；其 傳動時圓周速度可達至 300m/s。 (3)傳動效率高。一般傳動效率為 0.94 0.99。 (4)結構緊湊，工作可靠，壽命長。設計正確、制造精良、潤滑維護良好的齒輪傳動，可使用數(shù)年乃至數(shù)十年。 齒輪傳動也存在以下不足 ： 制造和安裝精度要求高，工作時有噪聲。 齒輪的齒數(shù)為整數(shù)，能獲得的傳動比受到一定的限制，不能實現(xiàn)無級變速。 中心距過大時將導致齒輪傳動機構結構龐大、笨重，因此，不適宜中心距較大的場合。 鏈傳動與齒輪傳動雖然傳動效率高，但會引起一定的振動，且緩沖吸震能力差，也沒有過載保護；帶傳動平穩(wěn)性好、 噪音小，有緩沖吸震及過載保護的能力，精度要求不高，制造、安裝、維護都比較方便，成本也比較低，但是傳動效率較低，傳動比也不恒定，壽 命短而蝸桿傳動雖然效率低，沒有緩沖吸振和過載保護的能力，制造要求精度高，但還是比較符合本設計的要求，所以采用蝸桿傳動。此外，蝸桿傳動與齒輪傳動相比，傳動比更大，傳動平穩(wěn)噪音小，同等傳動比下結構更緊湊，容易實現(xiàn)自鎖。 綜上所述，本設計選取方案一蝸桿傳動類型。 根據(jù)要求設計單級蝸桿減速器，傳遞路線為：電動機 聯(lián)軸器 減速器 聯(lián)軸器 滾筒。根據(jù)設計要求可知，該蝸桿的圓周路線 V4-5ms，所以該蝸桿減速器采用蝸桿下置式，采用此布置結構，由于蝸桿在蝸輪的下邊，嚙合處的冷卻和潤滑均較好。蝸輪及蝸輪軸利用平鍵作軸向固定。蝸桿及蝸輪軸均采用圓錐滾子軸承，承受徑向載荷和軸向載荷的復合作用，為防止軸外延伸段箱內潤滑油漏失以及外界灰塵，異物侵入箱內，在軸承蓋中裝有密封元件。該減速器的結構包括電動機、蝸輪蝸桿傳動裝置、蝸輪軸、箱體、滾動軸承、檢查孔與定位銷等附件以及其他標準件等。 3 電動機的選擇及動力參數(shù)計算 3.1 初選電動機類型和結構型式 電動機是專門工廠批量生產(chǎn)的標準部件，設計時要根據(jù)工作機的工作特性、電源種類(交流或直流 )、工作條件 (環(huán)境溫度、空間位置等 )、載荷大小和性質 (變化性質、過載情況等 )、起動性能和起動、制動、正反轉的頻繁程度等條件來選擇電動機的類型、結構、容量(功率 )和轉速，并在產(chǎn)品目錄中選出其具體型號和尺寸。 電動機分交流電動機和直流電動機兩種。由于生產(chǎn)單位一般多采用三相交流電源，因為此，無特殊要求時均應選用三相交流電動機 ，其中以三相異步交流電動機應用最廣泛。根據(jù) 不同防護要求，電動機有開啟式、防護式、封閉自扇冷式和防爆式等不同的結構型式。 Y系列三相籠型異步電動機是一般用途的全封閉自扇冷式電動機，由于其結構簡單、工作作可靠、價格低廉、維護方便，因此廣泛應用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械上，如金屬切削機床、運輸機、風機、攪拌機等。對于經(jīng)常起動，制動正反轉的機械，如起重、提升設備，要求電動機具有較小的轉動慣量和較大過載能力。 電動機的容量 (功率 )選擇的是否合適，對電動機的正常工作和經(jīng)濟性都有影響 。容量選得過小，不能保證工作機正常工作，或使電動機因超載而過早損壞；而容量選得過大，則電動機的價格高，能力又不能充分利用，而且由于電動機經(jīng)常不滿載運行，其效率和功率因數(shù)較低，增加電能消耗而造成能源的浪費。電動機的容量主要根據(jù)電動機運行時的發(fā)熱條件來決定。 該絞車用于礦井中井底車場、中間巷道、采取運輸巷及掘進頭等場合調度礦車，礦井中含有沼氣與煤塵等爆炸性氣體，相對濕度在 97%以內，周圍介質溫度不超過 35 ，須選用 YB系列防爆電機。當用于礦山地面、冶金礦物或建筑工地的地面調度和搬運工作，要求 環(huán)境濕度在 80%以 下，周圍介質溫度不超過 40 ，且空氣中不得含有沼氣等爆炸性及具有腐蝕作用的氣體，可選用非防爆電機。方案比較見下表 3-1： 表 3-1 參數(shù)列表 型號 額定功率（ kw ） 額定轉速（ minr ） 效率（） 重量（） YB90L-6 1.1 910 88.2 149 YB100L-6 1.5 940 88.5 166 YB112M-6 2.2 970 89.5 215 經(jīng)比較，選用電動機型號為 YB100L-6，其外形結構如圖 3.1所示： 圖 3.1 礦山專用電機 3.2 電動機的容量 電動機的功率（容量）選得合適與否，對電動機的工作和經(jīng)濟性有較大的影響，小于工作要求時，不能保證工作機正常工作，還會造成電動機因長期過載而過早損壞。過大則電動機價格高，效率和功率因數(shù)低，浪費能量。 電動機功率的大小一般應按發(fā)熱條件確定，其工作情況分為兩類： 1.對于載荷比較穩(wěn)定、長期運轉的機械（如帶式輸 送）通常按照電動機額定功率選擇：首先估算傳動系統(tǒng)的總效率，再根據(jù)工作機特征計算工作機所需電動機功率，最后選定電動機額定功率，且使電動機額定功率不小于工作機所需電動機功率。由于負載是穩(wěn)定的，無需進行過載能力的校核；當電動機不帶負載起動時，也無需進行起動條件的校核。其額定功率等于或略大于電動機所需的輸出功率。 2.對于變載下長期運行的、短期運行的、重復短時運行的電動機，其容量選擇按等效功率法計算，還須用過載能力及起動條件加以校核。 3.2.1 確定減速器所需的功率wP 由滾筒圓周力 F 和滾筒速度 v,得： 1000w FvP （ 3-1） 其中 : F G mg ,為提升重量。 一般來說，在礦山上每次提升的礦物的質量為 450m Kg ，電機的轉速為 9 / minm ，那么其提升重量為： 4 5 0 9 . 8 4 4 1 0FN 滾筒的切向線速度為： 9 0 . 1 5 /60v m s 將數(shù)據(jù)代入式（ 3-1）可以得： 4 4 1 0 0 . 1 50 . 6 6 1 51000wP k w 如果安全系數(shù) s 取 1.25，則本文所要設計的減速器的額定功率為： 1 . 2 5 0 . 6 6 1 5 1 . 2 5 0 . 8 2 6 9wwP P k w 3.2.2 確定傳動裝置效率 傳動裝置的效率由以下的要求： (1) 軸承效率均指一對軸承而言。 (2) 同類型的幾對運動副或傳動副都要考慮其效率，不要漏掉。 (3) 蝸桿傳動的效率與蝸桿頭數(shù) z1 有關，應先初選頭數(shù)后，然后估計效率。 此外，蝸桿傳動的效率中已包括了蝸桿軸上一對軸承的效率，因此在總效率的計算中蝸桿軸上軸承效率不再計入。 各傳動機構和軸承的效率為：1 0.98 設計中，電動機與減速器相連的法蘭，相當于一個凸緣聯(lián)軸器。 一級環(huán)面蝸桿傳動效率 : 70.02 一對滾動軸承傳動效率：3 0.98 凸緣聯(lián)軸器效率： 98.04 從電動機至工作機主動軸之間的總效率故傳動裝置總效率： 221 2 3 4 = 0 . 9 8 0 . 7 0 0 . 9 8 0 . 9 8 = 0 . 6 4 6 電動機的輸出功率dP： 考慮傳動裝置的功率損耗，電動機輸出功率為： wd PP 則 0 . 8 2 6 8 7 5 1 . 30 . 6 4 6Wd PP k w 3.2.3 電動機的技術數(shù)據(jù) 根據(jù)計算的功率可選定電動機額定功率，取同步轉速 min1000 r ， 6 級極數(shù)。 經(jīng)過上面的分析和計算，本文選用的 YB100L-6 礦山專用電機，其主要參數(shù)如下： 電動機額定功率 ： 1.5OP kw； 電動機滿載轉速 ： min940 rn ； 電壓 ： 380UV ； 電流 ： 3.9IA 。 3.3 傳動裝置運動參數(shù)的計算 傳動裝置的運動和動力參數(shù)主要指的是各軸的轉速、功率和扭矩。在選定電動機型號及分配傳動比后，應計算傳動系統(tǒng)中各軸的轉速、功率及轉矩，連同相鄰兩軸間的傳動比和傳動效率，為傳動零件的設計計算和軸的設計計算提供依據(jù)。 各軸 的轉速可根據(jù)電動機滿載轉速及傳動比進行計算。各軸的功率和轉矩均按輸入值進行計算，計算時所用電動機輸出功率可選工作機所需電動機功率或電動機額定功率。按 前者所設計的傳動系統(tǒng)結構緊湊；按后者所設計的傳動系統(tǒng)具有一定的生產(chǎn)潛力。在計算功率和轉矩時應注意：同一根軸的輸出功率或轉矩與輸入功率或轉矩數(shù)據(jù)不同，因為有軸承等的功率損耗；一根軸的輸出功率或轉矩與相鄰下一根軸的輸入功率或轉矩數(shù)值不同，因為有傳動零件的功率損耗。 3.3.1 總傳動比的計算 由上面的選型及計算可知： 電機的轉速為 9 4 0 m i nnr電 機，因為傳動比 i 的合理范圍為 5-80 minr ，選取 50i 。 3.3.2 各軸功率計算 蝸桿軸1 0 1 1 . 5 0 . 9 8 1 . 4 7P P k w 蝸輪軸 222 1 2 3 1 . 4 7 0 . 7 0 . 9 8 0 . 9 7P P k w 3.3.3 各軸轉速的計算 蝸桿軸 min9401 rn 蝸輪軸 m in8.185094012 rinnn 滾筒 3.3.4 各軸輸入扭矩的計算 蝸桿軸111P 1 . 4 7T 9 5 5 0 9 5 5 0 1 4 . 9 3 N m mn 9 4 0 蝸輪軸222P 0 . 9 7T 9 5 5 0 9 5 5 0 4 9 2 . 7 4 N m mn 1 8 . 8 表 3-3 參數(shù)列表 軸 名 功率 Kw 轉速 minr 扭矩 N mm 蝸桿軸 1.47 940 14.93 蝸輪軸 0.97 18.8 492.74 4 減速器部件的選擇計算 4.1 蝸桿傳動設計計算 4.1.1 選擇蝸桿、蝸輪材料 1.各種機械廣為采用的蝸桿傳動中，其蝸桿大多是圓柱形的，最為普遍的是阿基米德蝸桿（其端面齒形為阿基米德螺線），此外還有漸開線蝸桿（其端面齒形為漸開線），圓弧 圓柱蝸桿（其軸剖面齒廓為凹圓?。Ｔ趫A柱蝸桿中，阿基米德蝸桿和漸開線蝸桿統(tǒng)稱普通圓柱蝸桿。由于阿基米德蝸桿最為簡單，且有關阿基米德蝸桿傳動的一些基本知識，也適用于其它型式的蝸桿傳動 2。 平面二次包絡環(huán)面蝸桿傳功于 1971年發(fā)明的一種新型蝸桿傳動裝置，這種蝸輪副具有以下特點： 1）蝸桿齒面硬度高 (HRC58)， 表面面經(jīng)滲氮后精確磨削而成，精度高，表面光滑； 2）