哈工大机械设计课程设计

1、目录1 .电动机的选择 12. 蜗轮、蜗杆的设计计算 23. 传动装置的运动、动力参数计算 54. 轴的校核计算 65. 啮合件及轴承的润滑方法、润滑剂牌号及装油量136. 密封方式的选择 137. 箱体机构设计 13&附件及其说明 149.参考文献 16、电动机的选择工作机的有效功率为PW =式中F输送带的有效拉力，N ；v 输送带的线速度，m/s；工作机的有效功率,kW。Pw 二 FV kW100018500. 7 kW 二 1.295kW1000从电动机到工作机输送带间的总效率为十 12.2.45式中!电动机与蜗杆之间的联轴器的传动效率，暂选0.99;2蜗轮轴与卷筒轴之间的联轴器的传动效

2、率，暂选0.99；3 滚动轴承的传动效率，暂选0.98；4 双头蜗杆的传动效率，查表取0.79；5 卷筒的传动效率，查表取 0.96。厂 1 * 2 I电动机所需的工作功率为5=0.99 0.99 0.982 0.79 0.96=0.71Pd295 = 1.823kW0.71工作机主动轴转速为nW601000/式中d卷筒直径，mm故nw60 1000V601000 I =51.4r /min二 260总的传动比即是蜗轮蜗杆的传动比，查表知i=1080,所以电动机转速的可选范围为nd = rw i = 51. 4（10 80） = 514 4112r / min由电动机工作功率及可选转速查表，选

3、择丫系列三相鼠笼型异步电动机丫112M-6。并且查得该电动机的额定功率为 2.2kW，满载转速为nm=940r/min.轴径28mm，轴座中心高112mm。电动机型号额定功率kW满载转速/（r/min）起动转矩/额定转 矩最大转矩/额定转 矩Y112M-62.29402.02.0确定传动比为nm940“ ccim18.29nW51.4蜗轮齿数Z2 =乙 i =218.29 二 36. 5837所以最终确定传动比i=18.5。蜗轮、蜗杆的设计计算蜗杆输入功率为R =2PW=学95 = 1.796kW2 f 450.99 0. 9820. 790.96转速 n1 = 940r / min，传动比

4、i=18.5。（1）材料选择及热处理方式减速器传递功率不大，速度不高，蜗杆选用材料45钢调制处理，齿面硬度220250HBW,蜗轮缘选用材料铸造铝青铜（ZCuAI0Fe3），金属模铸造。（2）蜗杆头数及蜗轮齿数蜗杆头数Z1 = 2，蜗轮齿数为Z2二iz 1 = 18. 52 = 37。（3）按齿面接触疲劳强度确定模数和蜗杆分度圆直径（Z 1m r 兰 9 KT2 E 蜗轮轴转矩pE = i T = 18. 5 乂 0. 71 汉 9. 55 工 106 = 2. 397 乂 105N mm载荷系数K=Ka K K：由表9.4查得使用系数Ka =1.0 ;预估蜗轮圆周速度V2 “3m/s，则动载

5、系数 1. ；因为工作载荷平稳，故齿向载荷分布系数3.0。所以 K=Ka K K，1.0 1.0 1.0 =1.0。匚h =180MPa查表9.6得蜗轮材料的许用接触应力。材料弹性系数Ze :对于青铜或者铸铁蜗轮与钢制蜗杆配对时，取Ze =16 MPa。2Ze 2516023m2d1 - 9KT2(E )= 9 1.0 2.397 105 () = 1245.1mrfiz2二H37 180模数及蜗杆分度圆直径由表9.1取标准值，分别为：模数m= 5mm，蜗杆分度圆直径d50mm 0(4) 计算传动中心距蜗轮分度圆直径：d2 = mz = 5 x 37mm= 185mm亠、hld1 + d250

6、 +185 一 “L中心距 a117. 5mn%1取a a2 2+ d2 + 2xm) = 120mm，得 x = 0.5。(5) 验算蜗轮圆周速度、相对滑动速度、传动效率蜗轮圆周速度V2二 d2n260 100094018.5二 0.49m/ s60 1000与假设相符d1蜗杆导程角二arctan 匹1 = arctan 2 =11.31 =111836相对滑动速度二 dn60 lOOOcos二 50 9402.51m/s60 1000 cos11.13与预测吻合较好。当量摩擦角由表9.7得；-=2 52验算啮合效率-(0.95 0.96)tantantan 11.31tan 11.312.

7、52=0.7520.760与初取值相近。（6）计算蜗轮蜗杆的主要几何尺寸名称符计算公式及结果号蜗杆蜗轮齿顶咼hrG= m = 5mmh蓉=(1 + x)m = 7.5mm齿根高hfhf1 =1.2m =6mmhf2 = (1.2 x)m =3.5mm全齿高hg =2.2m =11mmg = 2.2m = 11mm分度圆直径dd1 =50mmd2 = mz2 = 185mm齿顶圆直径ddd 母=d (11 + 0.1z2)m = 73.5mm按照结构，取80mm蜗轮外圆直 径de2z1 =2d礬兰 da2+1.5m = 207.5mm 取208mm蜗轮齿宽b2Z=2b2 Mq262500轴的受力

8、分析、转矩图、弯矩图如图所示L1 二 109mmL2 二 63mmL3 二 65mm轴承的支反力计算: 在水平面上R1H- R2H2837.842=1418. 9N在垂直平面上Fr 2L3- Fa21032. 8965 - 733.218526365二一5. 34 NRzv = &2 - R1v - 1032 89 -( -5. 34) - 1038. 23N轴承I的总支反力尺 =二R2hR：=1418.925. 34 =1418.9N轴承U的总支反力R2 二.R；hR21 二 1418. 921038. 232 = 1758.2N在水平面上，a-a剖面左侧MaH 二 R1HL2 二 1418

9、. 9 63 二 89390. 7N mma-a剖面右侧MaH 二 MaH 二 89390. 7N mm垂直面Mav = Rv L2 = -5. 34 63 = _336.42N mmMav = Rd L3 二 1038. 23 65 = 67484. 9N mm合成弯矩Ma二M：h M：v二89390.亍336.422二 89391.3N mmMa二Ma：MaV二.89390.7267484.92二 112004. 1N mm(5) 校核轴的强度图aa剖面左侧受转矩弯矩，还有键槽引起的应力集中，为危险剖面，抗弯截面模量为0. 1d 3bt(d -1 )22d式中：d-a a截面的直径，47m

10、m ；b-键槽宽度，14mm；145. 5(47 5. 5)22 x 47二 8971. 52mmt-键槽深度，5.5mm。w = 0. 1d 3 _ bt LL = 0. 1 473 2d同理可得抗扭截面模量为WT = 0. 2d2bt(d -t)2d20 2 -73 _ 14d(47-5.5)2 x 47工 19353. 82mm弯曲应力Ma89391.3 MPa 二 9.96MPa8971.52；a - ； b = 9. 96MPa=0扭剪应力WTMPa二 13. 56MPa19353 82T2二 6. 78MPa查数据得45号钢正火回火处理硬度170217HBW ,抗拉强度极限门=6

11、0M Pa屈服极限匚s =300MPa，弯曲疲劳极限二=275MPa，扭转疲劳极限.=140MPa。对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，取折合系 数=0.6，则当量应力为二e =忌4）2 =9. 9624 （0. 6 13. 56） 19. 08MPa.b =55MPa，显然满足二e ：订二小，故a-a截面左侧强度满足要求。（6）校核键连接的强度键连接的挤压应力为4Tdhl式中：d键连接处直径，mm；T传递的转矩，N.mm ；h键的高度，mm；l 键连接的计算长度，mm，匸L-b蜗轮处键连接的挤压应力4Tdhl4262500479(50 - 14)二 68. 95MPa取键、轴及联轴器

12、的材料都为钢，查得呦二120 150MPa 。显然,叩” Wp，故强度足够。联轴器处键连接的挤压应力4Tdhl4262500388(50 - 10)二 86. 35MPa取键、轴及齿轮的材料都为钢，已查得 ：刃p，故强度足够。联轴器处键连接的挤压应力op =120 150MPa显然,4Tdhl418330二 18. 70MPa287(28 _ 8)取键、轴及齿轮的材料都为钢,已查得op =120 150MPa。显然,OP ： OP，故强度足够。(7) 校核轴承寿命查手册知道30209轴承的Cr-67900N, Cg = 83600N。轴承的轴向力=0.4R1 = 0. 41418. 9 =56

13、7. 56N二 0.4R2 = 0. 41758. 2 二703. 28N所以Fa1Fa2FS1 二 567. 56NFS1Fa = 567. 56 733. 2二 1300. 76N所以只需校核轴承U。Fa2 / Co1300. 76 / 83600 = 0.016，查得e=0.4；Fa2 / R2 当量载荷1300. 76 / 1758. 2 = 0. 74，Fa1 / Fr1e，查得 X=0.4，丫=1.5。PrXRY氐 =0. 4 1758. 21. 51300. 76 二 2654. 42N轴承在100C以下工作，查表得fT =1。 轴承I的寿命为Lh106 严 360n(f PPr

14、)106(901)3 = 5491429 8h6050. 8 2654. 42预期寿命Lh - 625016 = 24000h，比预期寿命长，所以合格对于蜗杆，结构设计如图受力分析蜗杆分度圆直径d=50mm,圆周力R =733.2N ,径向力Fr =1032.89N ,轴向力 Fa =2837.84N。转速 n=940r/min。轴承的支反力计算:在水平面上R1HR2HFi在垂直平面上Fr 1L3di1032.89932837.84 岂29393-897. 88N1032. 8993 - 2837. 845093932 = -135. 01NR1=- R1H R1v轴承I的总支反力:366.

15、62897. 882 = 969. 83N轴承U的总支反力:R2 = - R2H R2v366. 62135. 012 二 390. 67N查手册知道30207轴承的Cr = 54200N,C0 = 63500N轴承的轴向力F S1二 0. 4R = 0. 4969. 83 二 387. 9NF S2-0. 4R2 = 0. 4390. 67 二 156. 3N所以Fa1 二 FS2Fa = 156. 3 2837. 84 二 2994. 1NFa2 二 FS2 二 156. 3N所以只需校核轴承I。Fa1 / Co = 2994. 1 / 63500 = 0. 047，查得 e=0.37;F

16、a1 / R = 2994. 1 / 969. 83 = 3. 09 , Fa1 / Fr e，查得 X=0.4 , Y=1.6。 当量载荷Pr 二 XR丫已= 0.4 969.83 1.6 2994 1 = 5178. 5N轴承在100C以下工作，查表得fT = 1。同时,轴承I的寿命为Lh10 (f TCr )360n fpPr106( 54200 ) 360_(5178. 5)二 25328. 6h预期寿命Lh = 625016 = 24000h，比预期寿命长，所以合格五、啮合件及轴承的润滑方法、润滑剂牌号及装油量蜗轮传动部分采用润滑油，润滑油的粘度为118cSt(100 C),润滑油1

17、18cSt。 蜗轮轴承部分采用脂润滑，润滑脂的牌号为ZL-2。六、密圭寸方式的选择蜗杆轴承采用油润滑，用内包骨架旋转轴唇形密封圈密封，型号唇形圈B2852 7GB/T 1387.1-1992。蜗轮轴采用脂润滑，用毡圈密封，毡圈38FZ/T 92010-1991。七、箱体机构设计剖分式箱体，材料HT200名称减速器型式及尺寸关系机座壁厚SS =10mm机盖壁厚S1S 仁8mm机座凸缘厚度b机盖凸缘厚度b1 机座底凸缘厚度pb=15mm b1=15mmp=25mm地脚螺钉直径及数目df=20mmn=4轴承旁联接螺栓直径d仁 16mm机盖，机座联接螺栓d2=12mm直径轴承端盖螺钉直径d3=10mm

18、窥视孔盖螺钉直径d4=6mmDf，d1，d2至外壁距离df，d2至凸缘边缘距离C1=26,22,18C2=24,16轴承端盖外径D1=122mmD2=130mm轴承旁凸台半径R仁 20mm轴承旁凸台高度根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定机盖，机座筋厚m仁 10mmm2=10mm蜗轮外圆与箱内壁间距离12mm蜗轮轮毂端面与箱内壁距离12mm八、附件及其说明(1) 窥视孔和窥视孔盖在机盖顶部中心位置铸造100mmX50mm的方孔，并且铸造出5mm凸台,对凸台进行加工。孔盖采用铸造板，并在中间开螺纹孔安装通气器，孔盖140mmX80mm。(2) 放油孔及油螺塞选择六角螺塞 M18 (JB/ZQ 4450-1986)油圈 25X18 ZB 71-62(3) 油面指示器选择压配式圆形油标 A20GB/T 1160.1-1989。（4）通气器因为工作环境为清洁，所以选