电动机机械设计课程设计Word下载.docx

电动机机械设计课程设计Word下载.docx

《电动机机械设计课程设计Word下载.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《电动机机械设计课程设计Word下载.docx（17页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。

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-6

2.2

940

2.0

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、蜗杆的设计计算

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220~250HBW,蜗轮缘选用材料铸造铝青铜（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）按齿面接触疲劳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得蜗轮材料的许用接触应力。

材料弹性系数：

对于青铜或者铸铁蜗轮与钢制蜗杆配对时，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

与假设相符。

蜗杆导程角

相对滑动速度

与预测吻合较好。

当量摩擦角由表9.7得

验算啮合效率

与初取值相近。

（6）计算蜗轮蜗杆的主要几何尺寸

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

xz

2

0.5

按照结构，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。

需要的散热面积

（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9cGB/T10089-1998。

（9）蜗轮蜗杆的结构设计及工作图绘制（见图纸）

三、传动装置的运动、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：

电动机轴的输出转矩：

蜗杆轴转矩：

蜗轮轴转矩：

卷筒轴转矩：

带式传动装置的运动和动力参数

轴名

功率P/kW

转矩T/（N.mm）

转速n/（r/min）

传动比i

效率η

电机轴

1.823

1

0.99

转轴Ⅰ

1.805

18.5

0.76

转轴Ⅱ

1.397

50.8

0.94

卷筒轴

1.355

四、轴的校核计算

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

考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩，其传递的功率不大，对其重量和尺寸无特殊要求，故选择常用的45钢，正火回火处理，毛坯用锻件。

主要机械性能：

硬度170~217HBW，抗拉强度极限，屈服极限，弯曲疲劳极限，扭转疲劳极限。

（2）初算轴径

对于转轴,按照扭转强度初算轴颈,由表10.2知C值在106~118间。

考虑轴端弯矩小于转矩，故取C=106，已知轴的输入功率为1.379kW，转速为50.8r/min。

所以蜗杆轴的最小直径：

计入键槽的影响：

（3）结构设计

对于连接减速器蜗杆和电动机的联轴器，为了减小起动转矩，选择具有较小转动惯量和良好减震性能的有弹性元件的挠性联轴器，选择弹性套柱销联轴器。

对于减速器与卷筒轴的联轴器，转速低，传递转矩较大，选用凸缘联轴器。

刚性联轴器，电动机驱动，所以由表13.1可以查得载荷系数为K=2，则计算转矩。

由表13.4可以查得GB/T5843-2003中的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的直径，取。

通过草图绘制，确定采用两端固定方式，并且使用圆锥滚子轴承，由于轴承距油面较高，采用脂润滑。

最终确定轴承型号为30209GB/T297-1994。

并依次确定轴承各部分的轴径及长度如图所示。

根据轴径选择A型普通平键，分别为键10x8GB/T1096-2003和键14x9GB/T1096-2003。

蜗杆根据轴径选择A型普通平键，为键8x7GB/T1096-2003

（4）轴的受力分析

轴的受力分析、转矩图、弯矩图如图所示。

轴承的支反力计算：

在水平面上

在垂直平面上

轴承Ⅰ的总支反力

轴承Ⅱ的总支反力

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）校核轴的强度

图a—a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

式中：

d-a—a截面的直径，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170~217HBW，抗拉强度极限，屈服极限，弯曲疲劳极限，扭转疲劳极限。

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，则当量应力为

，显然满足，故a-a截面左侧强度满足要求。

（6）校核键连接的强度

键连接的挤压应力为

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，l=L-b。

蜗轮处键连接的挤压应力

取键、轴及联轴器的材料都为钢，查得。

显然，

，故强度足够。

联轴器处键连接的挤压应力

取键、轴及齿轮的材料都为钢，已查得。

显然，，故强度足够。

（7）校核轴承寿命

查手册知道30209轴承的。

轴承的轴向力

所以

所以只需校核轴承Ⅱ。

，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Ⅰ的寿命为

预期寿命，比预期寿命长，所以合格。

对于蜗杆，结构设计如图

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Ⅰ的总支反力：

轴承Ⅱ的总支反力：

查手册知道30207轴承的。

所以只需校核轴承Ⅰ。

，查得e=0.37；

，，查得X=0.4，Y=1.6。

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118cSt。

蜗轮轴承部分采用脂润滑，润滑脂的牌号为ZL-2。

六、密封方式的选择

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B28527GB/T1387.1-1992。

蜗轮轴采用脂润滑，用毡圈密封，毡圈38FZ/T92010-1991。

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δ

δ=10mm

机盖壁厚δ1

δ1=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=20mmn=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=6mm

Df，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

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

m1=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

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/ZQ4450-1986）油圈25X18ZB71-62。

（3）油面指示器

选择压配式圆形油标A20GB/T1160.1-1989。

（4）通气器

因为工作环境为清洁，所以选择结构简单的通气螺塞M20。

（5）吊耳

为了方便减速器机体的安装拆卸，设置吊耳，同时充当筋板的作用，加固箱体，结构见装配图，孔径25mm。

（6）定位销

为保证涡轮轴轴承座孔的加工及安装精度，设置两个非对称的定位销，为销GB/T11710X40。

（7）启盖螺钉

防止机体与机盖粘连而难以分开，设置起盖螺钉，为方便，使用与连接螺钉相同规格的螺栓，切除头部螺纹。

九、参考资料