哈工大机械设计课程设计报告书.docx
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哈工大机械设计课程设计报告书
....
1．电动机的选择⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯1
2．蜗轮、蜗杆的设计计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯2
3．传动装置的运动、动力参数计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯5
4．轴的校核计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯6
5．啮合件及轴承的润滑方法、润滑剂牌号及装油量⋯⋯13
6．密封方式的选择⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯13
7．箱体机构设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯13
8．附件及其说明⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯14
9．参考文献⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯16
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....
一、电动机的选择
工作机的有效功率为
PWFvkW
1000
式中F——输送带的有效拉力，N；
v——输送带的线速度，m/s；
PW——工作机的有效功率，kW。
故
P
FvkW
1850
0.7kW
1.295kW
W
1000
1000
从电动机到工作机输送带间的总效率为
2
1
2
3
4
5
式中
1——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。
故
2
0.99
0.99
0.98
2
0.79
0.96
0.71
1
2
3
4
5
电动机所需的工作功率为
PW
1.295
Pd
1.823kW
0.71
工作机主动轴转速为
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....
601000v
nW
d
式中d——卷筒直径，mm。
故
nW
601000v
6010000.7
d
51.4r/min
260
总的传动比即是蜗轮蜗杆的传动比，查表知i=10~80，所以电动机转速的
可选范围为
ndnWi51.4（10~80）514~4112r/min
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。
并且查得该电动机的额定功率为2.2kW，满载转速为
nm940r/min，轴径28mm，轴座中心高112mm。
电动机型号额定功率满载转速/起动转矩/额定转最大转矩/额定转
kW（r/min）矩矩
Y112M-62.29402.02.0
确定传动比为
nm
940
i
18.29
nW
51.4
蜗轮齿数
Z2Z1i
218.2936.5837
所以最终确定传动比i=18.5。
二、蜗轮、蜗杆的设计计算
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....
蜗杆输入功率为
P1
PW
1.295
1.796kW
2
0.99
0.98
2
0.79
2
3
4
5
0.96
转速n1
940r/
min，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z12，蜗轮齿数为z2iz118.5237。
（3）按齿面接触疲劳强度确定模数和蜗杆分度圆直径
2
m2d19KT2ZE
z2H
蜗轮轴转矩
T2
i
T118.5
0.719.55
10
6P1
2.39710
5
Nmm
n1
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
V23m/s
，则动载系数
K1.0；因为工作载荷平稳，故齿向载荷分布系数K
1.0。
所以
K=KAK
K
1.01.01.0。
[
]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ZE160MPa。
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....
2
ZE
2
5
160
2
3
md1
9KT2（z2[]H
）
91.02.39710
（
37180
）
1245.1mm
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d1
50mm。
（4）计算传动中心距
蜗轮分度圆直径：
d
2
mz
5
37mm
185mm
2
。
中心距
a
d1
d2
50
185
117.5mm
2
2
。
取a
1（d
1
d
2
2xm）
120mm
0.5。
2
，得x
（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
d2n2
185
940
v2
18.5
0.49m/s
60
60
1000
1000
与假设相符。
蜗杆导程角=arctan
mz1
arctan
52
'''
d1
11.31
111836
50
相对滑动速度
d1n1
50
940
s
1000cos
60
1000
2.51m/s
60
cos11.13
与预测吻合较好。
当量摩擦角由表9.7得
'=252'
验算啮合效率
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....
tan
tan11.31
（0.95~0.96）
'
0.752~0.760
tan
tan11.312.52
与初取值相近。
（6）计算蜗轮蜗杆的主要几何尺寸
符计算公式及结果
名称
号蜗杆
齿顶高
h
h1
m5mm
齿根高
hf
hf1
1.2m6mm
全齿高
h
h1
2.2m
11mm
分度圆直径
d
d1
50mm
齿顶圆直径
d
d1
d1
2h1
60mm
齿根圆直径
df
df1
d1
2hf1
38mm
蜗杆分度圆
arctan（z1m/d1）11.31
蜗轮
h2（1x）m7.5mm
hf2
（1.2x）m3.5mm
h2
2.2m
11mm
d2
mz2
185mm
da2
d22ha2
200mm
df2
d2
2hf2
178mm
上导程角
蜗轮分度圆
2
2
11.31
上螺旋角
节圆直径
d'
d1'
d1
2xm
55mm
d2
d2185mm
传动中心距
a'
a
1（d1
d2
2xm）
120mm
2
蜗杆轴向齿
p1
p1
m
15.7
距
蜗杆螺旋线
ps
ps
z1p131.4
导程
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....
xz2
蜗杆螺旋部
LL（110.1z2）m73.5mm
分长度0.5
按照结构，取80mm
z12
蜗轮外圆直
de2d2da21.5m207.5mm取
径
208mm
z1
2
蜗轮齿宽b2
b2
0.75d1
45mm取45mm
齿根圆弧面
R1
R1
d1/2
0.2m
31mm
半径
齿顶圆弧面
R2
R2
df1/2
0.2m
20mm
半径
齿宽角
sin
b2/（d10.5m）,103
2
（7）热平衡计算
环境温度取t0
2C0，工作温度取t
7C0
，传热系数取
kt1W5/2mC。
需要的散热面积
1000P1（1
）2
1000
1.796（1
0.75）
2
2
A
m
15
（7020）
m
0.59m
KS（t
t0）
（8）精度等级及侧隙种类
v20.49m/s，取
9级精度，侧隙种类代号为c，即传动9cGB/T
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10089-1998。
（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：
n1
nm
940r/min
蜗轮轴转速：
n2
n1
940
i
50.8r/min
18.5
蜗杆轴功率：
P1
Pd
1
1.8230.99kW
1.805kW
蜗轮轴功率：
P2
P1
3
4
1.805
0.79
0.98kW1.397kW
卷筒轴功率：
P3
P2
2
3
1.397
0.99
0.98kW
1.355kW
电
动
机
轴
的
输
出
转
矩
：
Td9.55
106Pd
9.55
106
1.823
1.852
104Nmm
nm
940
蜗杆轴转矩：
T1
Td
1
1.852
1040.99
1.833104N
mm
蜗轮轴转矩：
T2
T1
3
4i2.625105N
mm
卷筒轴转矩：
T3
T2
2
3
2.547
105N
mm
带式传动装置的运动和动力参数
轴名功率P/kW转矩转速传动比i效率η
T/（N.mm）n/（r/min）
电机轴1.823
转轴Ⅰ1.805
转轴Ⅱ1.397
卷筒轴1.355
1.852104
94010.99
1.833104
94018.50.76
2.625105
50.810.94
2.547105
50.8
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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
2T2
2
262500
，径向力Fr1
Ft2tan
1032.89N，轴向力
Ft2
185
2837.84N
d2
Fa2Ft1
2T1
2
18330
d1
733.2N。
50
（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B
600MPa，屈服极限
s300MPa，弯曲疲劳极限
1275MPa，扭转疲劳极限
1140MPa。
（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50.8
r/min。
所以蜗杆轴的最小直径：
D1C3P
10631.379
31.86mm
n
50.8
计入键槽的影响：
D1min31.86（15%）33.45mm
（3）结构设计
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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TcKT2262500525000Nmm。
由表13.4可以查得GB/T
5843-2003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d138mm，取L158mm。
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
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....
轴的受力分析、转矩图、弯矩图如图所示。
L1
109mm,L263mm,L365mm
轴承的支反力计算：
在水平面上
R1H
R2H
Ft2
2837.84
1418.9N
2
2
在垂直平面上
Fr2L3
Fa2
d
1032.89
65
733.2
185
R1v
2
2
5.34N
L2
L3
63
65
Rv
Fr
2
Rv
1032.89
（
5.34）
1038.23N
2
1
轴承Ⅰ的总支反力
R1
R12
R12
1418.92
5.342
1418.9N
H
v
轴承Ⅱ的总支反力
R2R22HR22v1418.921038.2321758.2N
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....
在水平面上，a-a剖面左侧
MaHR1HL21418.96389390.7Nmm
a-a剖面右侧
MaH'MaH89390.7Nmm
垂直面
Mav
R1vL2
5.34
63
336.42N
mm
Mav'
R2vL3
1038.
23
65
67484.9N
mm
合成弯矩
Ma
MaH2
Mav2
89390.
72
336.422
89391.3N
mm
'
'2
'2
89390.
72
67484.92
112004.1
mm
Ma
MaH
Mav
N
（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
W
0.13
bt（d
t）2
d
2d
式中：
d-a—a截面的直径，47mm；
b-键槽宽度，14mm；
t-键槽深度，5.5mm。
W
0.1d
3
bt（dt）
2
3145.5
（475.5）2
3
2d
0.147
2
47
8971.52mm
同理可得抗扭截面模量为
W
0.2d
3
bt（dt）2
3145.5
（475.5）2
3
0.247
19353.82mm
T
2d
2
47
.下载可编辑.
....
弯曲应力
Ma
89391.3
9.96MPa
b
W
MPa
8971.52
a
b9.96MPa
m0
扭剪应力
T
T
262500MPa13.56MPa
WT
19353.82
a
m
T
6.78MPa
2
查数据得
45号钢正火回火处理硬度170~217HBW，抗拉强度极限
B600MPa，屈服极限s
300MPa，弯曲疲劳极限
1275MPa，扭转疲
劳极限1140MPa。
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
2
4（）
2
9.96
2
4（0.613.56）
2
19.08MPa
e
b
[1b]
55MPa，显然满足e
[1b]，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
4T
p
dhl
式中：
d—键连接处直径，mm；
T—传递的转矩，N.mm；
h—键的高度，mm；
.下载可编辑.
....
l—键连接的计算长度，mm，l=L-b。
蜗轮处键连接的挤压应力
p
4T
4
262500
68.95MPa
dhl47
9
（5014）
取键、轴及联轴器的材料都为钢，查得
[σ]120~150MPa
。
显然，
p
σp
[
σ
p
，故强度足够。
]
联轴器处键连接的挤压应力
p
4T
4
262500
86.35MPa
dhl38
8
（5010）
[σ]
120~150MPa
取键、轴及齿轮的材料都为钢
，已查得
p
。
显然，
σ
[σ]
p
，故强度足够。
p
联轴器处键连接的挤压应力
4T
4
18330
18.
70MPa
p
287
（288）
dhl
[σ]
120
~150MPa
取键、轴及齿轮的材料都为钢
，已查得
p
。
显然，
σ
[σ]
，故强度足够。
p
p
（7）校核轴承寿命
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