电动机机械设计课程设计

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

0

一、电动机的选择

工作机的有效功率为

PWFv1000kW

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

PWFv1000kW18500.7kW1.295kW

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123450.990.990.9820.790.960.71

电动机所需的工作功率为

Pd工作机主动轴转速为

PW1.2951.823kW 0.71601000vnW式中d——卷筒直径，mm。

故

d

nW601000vd6010000.7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

1

选范围为

ndnWi51.4(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nm940r/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-6 2.2 940 2.0 2.0 确定传动比为

i蜗轮齿数

nm94018.29 nW51.4Z2Z1i218.2936.5837

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

P1PW223451.2951.796kW 20.990.980.79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z12，蜗轮齿数为z2iz118.5237。 （3）按齿面接触疲劳强度确定模数和蜗杆分度圆直径

ZE2md19KT2z2H

2蜗轮轴转矩

T2iT118.50.719.551062

P12.397105Nmmn1

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，则动载系数

K1.0；因为工作载荷平稳，故齿向载荷分布系数K1.0。所以

K=KAKK1.01.01.01.0。

[]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ZE160MPa。

。

m2d19KT2(ZE160)291.02.397105()21245.1mm3z2[]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d150mm。 （4）计算传动中心距

蜗轮分度圆直径： d2mz2537mm185mm。 中心距 ad1d2250185117.5mm。 2取a1(d1d22xm)120mm，得x0.5。 2（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与假设相符。

d2n260100018594018.50.49m/s

601000蜗杆导程角=arctan

mz152''' arctan11.31111836d1503

相对滑动速度

sd1n1601000cos50940601000cos11.132.51m/s

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

tantan11.31tan'tan11.312.52(0.95~0.96)与初取值相近。

0.752~0.760

（6）计算蜗轮蜗杆的主要几何尺寸 名称 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 符号 h hfh d 计算公式及结果 蜗杆 蜗轮 h1m5mm hf11.2m6mmh2(1x)m7.5mm hf2(1.2x)m3.5mm h12.2m11mm d150mm d1d12h160mm df1d12hf138mmh22.2m11mm d2mz2185mm d dfda2d22ha2200mm df2d22hf2178mm  2 d' arctan(z1m/d1)11.31 211.31 d2d2185mm d1'd12xm55mm aa' 1(d1d22xm)120mm 2p1 p1m15.7 4

蜗杆螺旋线导程 蜗杆螺旋部分长度 ps psz1p131.4 x z 2 L 0.5 L(110.1z2)m73.5mm 按照结构，取80mm 蜗轮外圆直径 z12 de2 d2da21.5m207.5mm取208mm 蜗轮齿宽 齿根圆弧面半径 齿顶圆弧面半径 齿宽角 b2 z12 b20.75d145mm取45mm R1 R1d1/20.2m31mm R2df1/20.2m20mm sinR2  2b2/(d10.5m),103 （7）热平衡计算

2k15W/mCt20Ct环境温度取0，工作温度取t70C，传热系数取。

需要的散热面积

A1000P1(1)210001.796(10.75)2mm0.59m2

KS(tt0)15(7020)（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 100-1998。 v20.49m/s，

（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n194050.8r/mini18.5

蜗杆轴功率：PkW 1Pd11.8230.99kW1.805蜗轮轴功率：P2P341.8050.790.98kW1.397kW 15

卷筒轴功率：PkW3P2231.3970.990.98kW1.355电动机轴的输出转矩：Td9.55106

Pd1.8239.551061.852104Nmm nm940蜗杆轴转矩：T1Td11.8521040.991.833104Nmm 蜗轮轴转矩：T2T134i2.625105N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 功率P/kW 转矩转速传动比i T/(N.mm) n/(r/min) 1.852104 1.823 940 1 1.833104 1.805 940 18.5 2.625105 1.397 50.8 1 2.547105 1.355 50.8 轴名 电机轴 转轴Ⅰ 转轴Ⅱ 卷筒轴 效率η 0.99 0.76 0.94 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

Ft2d=185mm，齿宽b=45mm，圆周力

2T222625002837.84N，径向力Fr1Ft2tan1032.N，轴向力d21852T1218330733.2N。 d150Fa2Ft1（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

s300MPa，弯曲疲劳极限1275MPa，扭转疲劳极限1140MPa。

（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

6

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：

D1C3计入键槽的影响：

P1.379106331.86mm n50.8D1min31.86(15%)33.45mm

（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TcKT2262500525000Nmm。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d138mm，取L158mm。

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30209 GB/T 297-1994。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10x8 GB/T 1096-2003和键14x9 GB/T 1096-2003。蜗杆根据轴径选择A型普通平键，为键8x7 GB/T 1096-2003

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（4）轴的受力分析

轴的受力分析、转矩图、弯矩图如图所示。

L1109mm,L263mm,L365mm

轴承的支反力计算： 在水平面上

R1HR2H在垂直平面上

Ft222837.8421418.9N

R1vFr2L3Fa2L2L3d21032.65733.2636518525.34N

R2vFr2R1v1032.(5.34)1038.23N

轴承Ⅰ的总支反力

R1轴承Ⅱ的总支反力

R12HR12v1418.925.3421418.9N

R2R22HR22v1418.921038.2321758.2N

在水平面上，a-a剖面左侧

MaHR1HL21418.963390.7Nmm

a-a剖面右侧

'MaHMaH390.7Nmm

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垂直面

MavR1vL25.3463336.42NmmMavR2vL31038.236567484.9Nmm合成弯矩

'

MaMa'22MaHMav390.72336.422391.3Nmm390.767484.922

MaHMav'2'2112004.1Nmm（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0.1d式中：

d-a—a截面的直径，47mm； b-键槽宽度，14mm； t-键槽深度，5.5mm。

3bt(dt)22d

bt(dt)2145.5(475.5)23W0.1d0.14771.52mm32d2473

同理可得抗扭截面模量为

WT0.2d3bt(dt)2145.5(475.5)230.24719353.82mm32d247

弯曲应力

bMa391.3MPa9.96MPa W71.52ab9.96MPa m0

扭剪应力

TT262500MPa13.56MPa WT19353.829

amT26.78MPa

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s300MPa，弯曲疲劳极限1275MPa，扭转疲劳B600MPa极限1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

eb24()29.9624(0.613.56)219.08MPa[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

p式中：d—键连接处直径，mm； T—传递的转矩，N.mm； h—键的高度，mm；

4Tdhl

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4Tdhl426250068.95MPa479(5014)

取键、轴及联轴器的材料都为钢，查得 [σp]120~150MPa。显然，

σp[σ]p，故强度足够。

联轴器处键连接的挤压应力

4Tpdhl426250086.35MPa

388(5010)取键、轴及齿轮的材料都为钢，已查得 [σp]120~150MPa。显然，

σp[σ]p，故强度足够。

联轴器处键连接的挤压应力

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p4Tdhl41833018.70MPa

287(288)取键、轴及齿轮的材料都为钢，已查得 [σp]120~150MPa。显然，

σp[σ]p，故强度足够。

（7）校核轴承寿命

查手册知道30209轴承的Cr67900N,C083600N。 轴承的轴向力

FS10.4R10.41418.9567.56NFS20.4R20.41758.2703.28N所以

Fa1FS1567.56NFa2FS1Fa567.56733.21300.76N所以只需校核轴承Ⅱ。

Fa2/C01300.76/836000.016，查得e=0.4；

Fa2/R21300.76/1758.20.74，Fa1/Fr1e，查得X=0.4，Y=1.5。当量载荷

PrXR2YFa20.41758.21.51300.762654.42N

轴承在100℃以下工作，查表得fT1。同时，fP1。 轴承Ⅰ的寿命为

Lh106fTCr3106679003()()5491429.8h 60nfPPr6050.82654.42预期寿命L'，比预期寿命长，所以合格。 h62501624000h对于蜗杆，结构设计如图

受力分析

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蜗杆分度圆直径d=50mm，圆周力Ft733.2N，径向力Fr1032.N，轴向力Fa2837.84N。转速n=940r/min。

轴承的支反力计算： 在水平面上

R1HR2H在垂直平面上

Ft12733.2366.6N 2R1vFr1L3Fa1L2L3Fr1L2Fa1L2L3d121032.932837.8493931032.932837.8493935027.88N 502135.01N

d12R2v轴承Ⅰ的总支反力：

R1R12HR12v366.627.882969.83N

轴承Ⅱ的总支反力：

R2R22HR22v366.62135.012390.67N

查手册知道30207轴承的Cr54200N,C063500N。 轴承的轴向力

FS10.4R10.4969.83387.9NFS20.4R20.4390.67156.3N所以

Fa1FS2Fa156.32837.842994.1NFa2FS2156.3N12

所以只需校核轴承Ⅰ。

Fa1/C02994.1/635000.047，查得e=0.37；

Fa1/R12994.1/969.833.09，Fa1/Fr1e，查得X=0.4，Y=1.6。

当量载荷

PrXR1YFa10.4969.831.62994.15178.5N

轴承在100℃以下工作，查表得fT1。同时，fP1。 轴承Ⅰ的寿命为

Lh106fTCr3106542003()()25328.6h 60nfPPr609405178.5预期寿命L'，比预期寿命长，所以合格。 h62501624000h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B28 52 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 机座壁厚δ 机盖壁厚δ1 机座凸缘厚度b 机盖凸缘厚度b1 机座底凸缘厚度p 地脚螺钉直径及数目 轴承旁联接螺栓直径 机盖，机座联接螺栓 减速器型式及尺寸关系 δ=10mm δ1=8mm b=15mm b1=15mm p=25mm df=20mm n=4 d1=16mm d2=12mm 13

直径 轴承端盖螺钉直径 窥视孔盖螺钉直径 Df，d1，d2至外壁 距离 df，d2至凸缘边缘距离 轴承端盖外径 D1=122mm D2=130mm 轴承旁凸台半径 轴承旁凸台高度 机盖，机座筋厚 蜗轮外圆与箱 内壁间距离 蜗轮轮毂端面 与箱内壁距离

R1=20mm 根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定 m1=10mm m2=10mm 12mm 12mm d3=10mm d4=6mm C1=26,22,18 C2=24,16 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

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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 1160.1-19。 （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

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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/T 117 10X40。

（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

[1]王黎钦,陈铁鸣.机械设计.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2010. [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，2010.

[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，2011.目 录

第一章 项目总论 ········································ 错误！未定义书签。 §1.1项目简介 ············································ 错误！未定义书签。 §1.2可行性研究的范围 ································ 错误！未定义书签。 §1.3编制依据 ············································ 错误！未定义书签。 第二章 项目建设背景及必要性 ······················ 错误！未定义书签。 §2.1橡胶密封件项目提出的背景 ···················· 错误！未定义书签。

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§2.2国家产业 ······································ 错误！未定义书签。 §2.3项目建设的必要性 ································ 错误！未定义书签。 第三章 项目优势 ········································ 错误！未定义书签。 §3.1市场优势 ············································ 错误！未定义书签。 §3.2技术优势 ············································ 错误！未定义书签。 §3.3组织优势 ············································ 错误！未定义书签。 §3.4优势:关中—天水经济区发展规划 ······ 错误！未定义书签。 §3.5区域投资环境优势 ································ 错误！未定义书签。 第四章 产品介绍与技术介绍 ························· 错误！未定义书签。 §4.1橡胶密封件产品介绍 ····························· 错误！未定义书签。 §4.2 产品标准 ··········································· 错误！未定义书签。 §4.3 产品特征及材质 ·································· 错误！未定义书签。 §4.4产品方案 ············································ 错误！未定义书签。 §4.5产品技术来源 ······································ 错误！未定义书签。 第五章 项目产品发展预测 ······························ 错误！未定义书签。 §5.1产品行业关联环境分析 ·························· 错误！未定义书签。 §5.2行业竞争格局与竞争行为 ······················· 错误！未定义书签。 §5.3竞争力要素分析 ··································· 错误！未定义书签。 §5.4项目发展预测 ······································ 错误！未定义书签。

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§5.5竞争结构分析及预测 ····························· 错误！未定义书签。 第六章 项目产品规划 ·································· 错误！未定义书签。 §6.1项目产品产能规划方案 ·························· 错误！未定义书签。 §6.2产品工艺规划方案 ································ 错误！未定义书签。 §6.3项目产品营销规划方案 ·························· 错误！未定义书签。 第七章 项目建设规划 ·································· 错误！未定义书签。 §7.1项目建设总规 ······································ 错误！未定义书签。 §7.2项目项目建设环境保护方案 ···················· 错误！未定义书签。 §7.3项目建设节能方案 ································ 错误！未定义书签。 §7.4项目建设消防方案 ································ 错误！未定义书签。 §7.5项目建设生产劳动安全方案 ···················· 错误！未定义书签。 第八章 项目组织实施情况 ···························· 错误！未定义书签。 §8.1项目组织 ·············· 错误！未定义书签。 §8.2项目劳动定员和人员培训 ······················· 错误！未定义书签。 §8.3项目管理与实施进度安排 ······················· 错误！未定义书签。 §8.4工程招标 ············································ 错误！未定义书签。 第九章 项目财务评价分析 ···························· 错误！未定义书签。 §9.1项目总投资及资金筹措 ·························· 错误！未定义书签。 §9.2项目财务评价依据及相关说明 ················· 错误！未定义书签。

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§9.3 项目总成本费用估算 ···························· 错误！未定义书签。 §9.4 销售收入、销售税金及附加和估算 · 错误！未定义书签。 §9.5 利润分配估算 ····································· 错误！未定义书签。 §9.6 借款偿还计划 ····································· 错误！未定义书签。 §9.7现金流估算 ········································· 错误！未定义书签。 §9.8不确定性分析 ······································ 错误！未定义书签。 §9.9风险分析 ············································ 错误！未定义书签。 第十章 项目经济、社会效益评价 ····················· 错误！未定义书签。 §10.1经济效益评价 ···································· 错误！未定义书签。 §10.2社会效益评价 ···································· 错误！未定义书签。 第十一章 可行性研究结论与建议 ····················· 错误！未定义书签。 §11.1研究结论 ·········································· 错误！未定义书签。 §11.2建议 ················································ 错误！未定义书签。

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