哈工大机械设计优秀课程设计.doc

目 录1电动机选择12蜗轮、蜗杆设计计算23传动装置运动、动力参数计算54轴校核计算65啮合件及轴承润滑方法、润滑剂牌号及装油量136密封方法选择137箱体机构设计138附件及其说明149参考文件16一、电动机选择工作机有效功率为式中 F输送带有效拉力，N；v输送带线速度，m/s；工作机有效功率，kW。故从电动机到工作机输送带间总效率为式中电动机和蜗杆之间联轴器传动效率，暂选0.99；蜗轮轴和卷筒轴之间联轴器传动效率，暂选0.99；滚动轴承传动效率，暂选0.98；双头蜗杆传动效率，查表取0.79；卷筒传动效率，查表取0.96。故电动机所需工作功率为工作机主动轴转速为式中d卷筒直径，mm。故总传动比即是蜗轮蜗杆传动比，查表知i=1080，所以电动机转速可选范围为由电动机工作功率及可选转速查表，选择Y系列三相鼠笼型异步电动机Y112M-6。而且查得该电动机额定功率为2.2kW，满载转速为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确定传动比为蜗轮齿数所以最终确定传动比i=18.5。二、 蜗轮、蜗杆设计计算蜗杆输入功率为转速，传动比i=18.5。（1） 材料选择及热处理方法减速器传输功率不大，速度不高，蜗杆选择材料45钢调制处理，齿面硬度 220250HBW,蜗轮缘选择材料铸造铝青铜（ZCuAl0Fe3）,金属模铸造。（2） 蜗杆头数及蜗轮齿数蜗杆头数，蜗轮齿数为。（3） 按齿面接触疲惫强度确定模数和蜗杆分度圆直径蜗轮轴转矩 载荷系数由表9.4查得使用系数；预估蜗轮圆周速度，则动载系数；因为工作载荷平稳，故齿向载荷分布系数。所以。查表9.6得蜗轮材料许用接触应力。材料弹性系数：对于青铜或铸铁蜗轮和钢制蜗杆配对时，取。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。（4） 计算传动中心距蜗轮分度圆直径： 。中心距 。取，得。（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和假设相符。蜗杆导程角相对滑动速度 和估计吻合很好。当量摩擦角由表9.7得验算啮合效率 和初取值相近。（6） 计算蜗轮蜗杆关键几何尺寸名称符号计算公式及结果蜗杆蜗轮齿顶高齿根高全齿高分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径蜗杆分度圆上导程角蜗轮分度圆上螺旋角节圆直径传动中心距蜗杆轴向齿距蜗杆螺旋线导程蜗杆螺旋部分长度x z20.5根据结构，取80mm蜗轮外圆直径取208mm蜗轮齿宽取45mm齿根圆弧面半径齿顶圆弧面半径齿宽角（7） 热平衡计算环境温度取，工作温度取，传热系数取。需要散热面积 （8） 精度等级及侧隙种类，取9级精度，侧隙种类代号为c，即传动9c GB/T 10089-1998。（9） 蜗轮蜗杆结构设计及工作图绘制（见图纸）三、 传动装置运动、动力参数计算蜗杆轴转速：蜗轮轴转速：蜗杆轴功率：蜗轮轴功率：卷筒轴功率：电动机轴输出转矩：蜗杆轴转矩：蜗轮轴转矩：卷筒轴转矩：带式传动装置运动和动力参数轴名功率P/kW转矩T/(N.mm)转速n/(r/min)传动比i效率电机轴1.82394010.99转轴1.80594018.50.76转轴1.39750.810.94卷筒轴1.35550.8四、 轴校核计算已知涡轮轴输出功率P=1.397kW，转矩T=262500N.mm，转速n=50.8r/min。蜗轮分度圆直径d=185mm，齿宽b=45mm，圆周力，径向力，轴向力。（1） 材料选择考虑到减速器为一般中用途中小功率减速传动装置，轴关键传输蜗轮转矩，其传输功率不大，对其重量和尺寸无特殊要求，故选择常见45钢，正火回火处理，毛坯用锻件。关键机械性能：硬度170217HBW，抗拉强度极限，屈服极限，弯曲疲惫极限，扭转疲惫极限。（2） 初算轴径对于转轴,根据扭转强度初算轴颈,由表10.2知C值在106118间。考虑轴端弯矩小于转矩，故取C=106，已知轴输入功率为1.379kW，转速为50.8 r/min。所以蜗杆轴最小直径：计入键槽影响：（3） 结构设计对于连接减速器蜗杆和电动机联轴器，为了减小起动转矩，选择含有较小转动惯量和良好减震性能有弹性元件挠性联轴器，选择弹性套柱销联轴器。对于减速器和卷筒轴联轴器，转速低，传输转矩较大，选择凸缘联轴器。刚性联轴器，电动机驱动，所以由表13.1能够查得载荷系数为K=2，则计算转矩。由表13.4能够查得GB/T 5843-中GY6型号凸缘联轴器符合要求，其参数为：公称转矩为900N.m，许用转速为6800r/min，轴孔直径为38mm，轴孔长度为60mm，J1型轴孔。轴段1直径，取。经过草图绘制，确定采取两端固定方法，而且使用圆锥滚子轴承，因为轴承距油面较高，采取脂润滑。最终确定轴承型号为30209 GB/T 297-1994。并依次确定轴承各部分轴径及长度图所表示。依据轴径选择A型一般平键，分别为键10x8 GB/T 1096-和键14x9 GB/T 1096-。蜗杆依据轴径选择A型一般平键，为键8x7 GB/T 1096-（4） 轴受力分析轴受力分析、转矩图、弯矩图图所表示。轴承支反力计算：在水平面上在垂直平面上轴承总支反力轴承总支反力在水平面上，a-a剖面左侧a-a剖面右侧垂直面合成弯矩（5） 校核轴强度图aa剖面左侧受转矩弯矩，还有键槽引发应力集中，为危险剖面，抗弯截面模量为式中：d-aa截面直径，47mm；b-键槽宽度，14mm；t-键槽深度，5.5mm。同理可得抗扭截面模量为弯曲应力扭剪应力查数据得45号钢正火回火处理硬度170217HBW，抗拉强度极限，屈服极限，弯曲疲惫极限，扭转疲惫极限。对于单向转动转轴，通常转矩按脉动循环处理，取折合系数，则当量应力为，显然满足，故a-a截面左侧强度满足要求。（6） 校核键连接强度键连接挤压应力为式中：d键连接处直径，mm； T传输转矩，N.mm； h键高度，mm； l键连接计算长度，mm，l=L-b。蜗轮处键连接挤压应力取键、轴及联轴器材料全部为钢，查得 。显然，故强度足够。联轴器处键连接挤压应力取键、轴及齿轮材料全部为钢，已查得 。显然，故强度足够。联轴器处键连接挤压应力取键、轴及齿轮材料全部为钢，已查得 。显然，故强度足够。（7） 校核轴承寿命查手册知道30209轴承。轴承轴向力所以所以只需校核轴承。，查得e=0.4；，查得X=0.4，Y=1.5。当量载荷轴承在100以下工作，查表得。同时，。轴承寿命为预期寿命，比预期寿命长，所以合格。对于蜗杆，结构设计图受力分析蜗杆分度圆直径d=50mm，圆周力，径向力，轴向力。转速n=940r/min。轴承支反力计算：在水平面上在垂直平面上轴承总支反力：轴承总支反力：查手册知道30207轴承。轴承轴向力所以所以只需校核轴承。，查得e=0.37；，查得X=0.4，Y=1.6。当量载荷轴承在100以下工作，查表得。同时，。轴承寿命为预期寿命，比预期寿命长，所以合格。五、 啮合件及轴承润滑方法、润滑剂牌号及装油量蜗轮传动部分采取润滑油，润滑油粘度为118cSt（100C），润滑油118cSt。蜗轮轴承部分采取脂润滑，润滑脂牌号为ZL-2。六、 密封方法选择蜗杆轴承采取油润滑，用内包骨架旋转轴唇形密封圈密封，型号唇形圈B28 52 7GB/T 1387.1-1992。蜗轮轴采取脂润滑，用毡圈密封，毡圈38FZ/T 9-1991。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 =10mm机盖壁厚1 1=8mm机座凸缘厚度b机盖凸缘厚度b1机座底凸缘厚度p b=15mm b1=15mm p=25mm地脚螺钉直径及数目 df=20mm n=4轴承旁联接螺栓直径 d1=16mm机盖，机座联接螺栓直径 d2=12mm 轴承端盖螺钉直径 d3=10mm 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=26,22,18 C2=24,16轴承端盖外径 D1=122mm D2=130mm轴承旁凸台半径 R1=20mm轴承旁凸台高度 依据轴承座外径和扳手空间要求由结构确定机盖，机座筋厚 m1=10mm m2=10mm蜗轮外圆和箱内壁间距离 12mm蜗轮轮毂端面和箱内壁距离 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方孔，而且铸造出5mm凸台，对凸台进行加工。孔盖采取铸造板，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，所以选择结构简单通气螺塞M20。（5） 吊耳为了方便减速器机体安装拆卸，设置吊耳，同时充当筋板作用，加固箱体，结构见装配图，孔径25mm。（6） 定位销为确保涡轮轴轴承座孔加工及安装精度，设置两个非对称定位销，为销GB/T 117 10X40。（7） 启盖螺钉预防机体和机盖粘连而难以分开，设置起盖螺钉，为方便，使用和连接螺钉相同规格螺栓，切除头部螺纹。九、 参考资料1王黎钦,陈铁鸣.机械设计.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，.2王连明,宋宝玉.机械设计课程设计.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，.3宋宝玉.简明机械设计课程设计图册.北京：高等教育出版社，.