（CAD）（tb54799944）--联轴器-二级涡杆-斜齿圆柱-联轴器 开式圆柱齿轮，F=80000，v=0.0833，D=650，24小时300天15年（左侧_近端向上）_1_

第 1 页 /共 52 页 第 1 页 /共 52 页 目录 第一部分 设计任务书 . 3 计题目 . 3 计步骤 . 3 第二部分 选择电动机 . 3 动机类型的选择 . 3 定传动装置的效率 . 3 算电动机容量 . 4 定电动机功率及转速 . 4 定传动装置的总传动比和分配传动比 . 5 第三部分 计算传动装置运动学和动力学参数 . 6 动机输出参数 . 6 速轴的参数 . 6 间轴的参数 . 6 速轴的参数 . 7 作机轴的参数 . 7 第四部分 开式圆 柱齿轮传动设计计算 . 8 精度等级、材料及齿数 . 8 定传动尺寸 . 10 核齿面接触疲劳强度 . 11 算齿轮传动其它几何尺寸 . 12 轮参数和几何尺寸总结 . 13 第五部分 减速器蜗杆副传动设计计算 . 13 择蜗杆传动类型 . 13 择材料 . 13 齿面接触疲劳强度进行设计 . 13 杆与涡轮的主要参数与几何尺寸 . 14 核齿根弯曲疲劳强度 . 15 算效率 . 16 平衡计算 . 16 第六部分 减速器低速级齿轮传动设计计算 . 16 精度等级、材料及齿数 . 16 齿根弯曲疲劳强度设计 . 17 定传动尺寸 . 19 核齿面接触疲劳强度 . 20 算齿轮传动其它几何尺寸 . 22 轮参数和几何尺寸总结 . 22 第七部分 轴的设计 . 23 速轴设计计算 . 23 间轴设计计算 . 28 速轴设计计算 . 35 第八部分 滚动轴承寿命校核 . 42 速轴上的轴承校核 . 42 第 2 页 /共 52 页 第 2 页 /共 52 页 间轴上的轴承校核 . 44 速轴上的轴承校核 . 45 第九部分 键联接设计计算 . 46 速轴与联轴器键连接校核 . 46 间轴与低速级小齿轮键连接校核 . 46 间轴与涡轮键连接校核 . 47 速轴与低速级大齿轮键连接校核 . 47 速轴与联轴器键连接校核 . 47 第十部分 联轴器的选择 . 47 速轴上联轴器 . 47 速轴上联轴器 . 48 第 十一部分 减速器的密封与润滑 . 48 速器的密封 . 48 轮的润滑 . 49 承的润滑 . 49 第十二部分 减速器的各部位附属零件的设计 . 49 第十三部分 减速器箱体主要结构尺寸 . 50 第十四部分 设计小结 . 51 第十五部分 参考文献 . 51 第 3 页 /共 52 页 第 3 页 /共 52 页 第一部分 设计任务书 计题目 二级涡杆 力 F=80000N，速度 v=s，直径 D=650天工作小时数： 24 小时，工作年限（寿命）： 15 年，每年工作天数： 300 天，配备有三相交流电源，电压 380/220V。 计步骤 总体设计方案 第二部分 选择电动机 动机类型的选择 按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压 380V， Y 系列。 定传动装 置的效率 查表得： 第 4 页 /共 52 页 第 4 页 /共 52 页 联轴器的效率： 1=承的效率： 2=式圆柱齿轮的效率： 4=式圆柱齿轮的效率： o=杆的效率： 3=作机的效率： w=算电动机容量 工作机所需功率为 定电动机功率及转速 电动机所需额定功率 : 工作转速： 经查表按推荐的合理传动比范围，开式圆柱齿轮传动比范围为： 2 5，二级圆锥齿轮减速器传动比范围为： 20 80，因此理论传动比范围为： 40 400。可选择的电动机转速范围为 nd=40 400) 8行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为： 三相异步电动机，额定功率 1载转速为30r/步转速为 50r/ 方案 型号 额定功率 / 步 转 速(r/满载转速(r/1 1 750 730 2 1 1000 970 3 1 1500 1460 第 5 页 /共 52 页 第 5 页 /共 52 页 4 1 3000 2930 电机主要尺寸参数 中心高 H 外形尺寸 L装尺寸 A B 地脚螺栓孔直径 K 轴伸尺寸 D E 键部位尺寸F G 180 710430 279279 8110 14定传动装置的总传动比和分配传动比 （ 1）总传动比的计算 由选定的电动机满载转速 工作机主动轴转速 以计算出传动装置总传动比为： （ 2）分配传动装置传动比 取开式圆柱齿轮传 动比： 高速级传动比 则低速级的传动比为 减速器总传动比 第 6 页 /共 52 页 第 6 页 /共 52 页 第三部分 计算传动装置运动学和动力学参数 动机输出参数 速轴的参数 间轴的参数 第 7 页 /共 52 页 第 7 页 /共 52 页 速轴的参数 作机轴的参数 运动和动力参数计算结果整理于下表 : 第 8 页 /共 52 页 第 8 页 /共 52 页 轴名 功率 P(转矩 T(N转速(r/传动比 i 效率 输入 输出 输入 输出 电动机轴 30 1 轴 30 轴 轴 作机轴 四部分 开式圆柱齿轮传动设计计 算 精度等级、材料及齿数 （ 1）由选择小齿轮 40碳淬火），齿面硬度 55齿轮 40碳淬火），齿面硬度 55 2）选小齿轮齿数 0，则大齿轮齿数 1 i=20 4=81。 实际传动比 i= 3）压力角 =20。 （ 1）由式（ 10算齿轮模数，即 1）确定公式中的各参数值。 试选载荷系数 计算弯曲疲劳强度的重合度系数 第 9 页 /共 52 页 第 9 页 /共 52 页 计算 F 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 : 由图查取弯曲疲劳系数： 取弯曲疲劳安全系数 S= 两者取较大值，所以 2）试算齿轮模数 （ 2）调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度 第 10 页 /共 52 页 第 10 页 /共 52 页 齿宽 b 齿高 h 及齿宽比 b/h 2）计算实际载荷系数 图得动载系数 表得齿间载荷分配系数： 表得齿向载荷分布系数： 表得齿向载荷分布系数： 际载荷系数为 3）计算按实际载荷系数算得的齿轮模数 4）计算分度圆直径 定传动尺寸 （ 1）计算中心距 第 11 页 /共 52 页 第 11 页 /共 52 页 （ 2）计算小、大齿轮的分度圆直径 （ 3）计算齿宽 取 85 80核齿面接触疲劳强度 齿面接触疲劳强度条件为 1） T、 d 和 前 由图查取区域系数 查表得材料的弹性影响系数 由式计算接触疲劳强度用重合度系数 计算接触疲劳许用应力 H 由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为： 第 12 页 /共 52 页 第 12 页 /共 52 页 计算应力循环次数 由图查取接触疲劳系数： 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得接触疲劳许用应力 故接触强度足够。 算齿轮传动其它几何尺寸 （ 1）计算齿顶高、齿根高和全齿高 （ 2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 （ 3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 第 13 页 /共 52 页 第 13 页 /共 52 页 轮参数和几何尺寸总结 参数或几何尺寸 符号 小齿轮 大齿轮 法面模数 1 11 法面压力角 n 20 20 法面齿顶高系数 面顶隙系数 c* 数 z 20 81 齿顶高 0 齿根高 0 分度圆直径 d 220 891 齿顶圆直径 42 913 齿根圆直径 宽 B 185 180 中心距 a 556 556 第五部分 减速器蜗杆副传动设计计算 择蜗杆传动类型 根据 10085推荐，采用渐开线蜗杆（ 择材料 考虑到蜗杆传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用 45 钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度未 45 55轮用铸锡磷青铜 属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁 造。 齿面接触疲劳 强度进行设计 （ 1）确定作用在涡轮上的转矩 ，故取效率 =第 14 页 /共 52 页 第 14 页 /共 52 页 （ 2）确定载荷系数 K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数载荷系数 1；由表 11取使用系数 ；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数 ；则 （ 3）确定弹性影响系数 选用的是铸锡磷青铜涡轮和钢蜗杆相配，故 64 （ 4）确定涡轮齿数 5）确定许用接触应力 H 根据涡轮 材料为涡轮用铸锡磷青铜 属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度 45从表 11查得涡轮的基本许用应力 H=268 故寿命系数为： （ 6）计算 m2 因 ，故从表 11取模数 m=5杆分度圆直径 0杆与涡轮的主要参数与几何尺寸 （ 1）中心距 （ 2）蜗杆 第 15 页 /共 52 页 第 15 页 /共 52 页 轴向齿距 径系数 q=10；齿顶圆直径 0根圆直径 8度圆导程 角 =11 1836；蜗杆轴向齿厚 3）涡轮 涡轮分度圆直径 涡轮齿顶圆直径 涡轮齿根圆直径 涡轮咽喉母圆半径 核齿根弯曲疲劳强度 当量齿数 根据 图 11可查得齿形系数 螺旋角系数 许用弯曲应力 从表 11查得由 造的涡轮的基本许用应力 F=56 寿命系数 第 16 页 /共 52 页 第 16 页 /共 52 页 弯曲 强度是满足要求的。 算效率 已知 =11 1836； v=相对滑动速度 关。 代入得 =此不用重算。 平衡计算 取油温 t=70，周围空气温度 0，通风良好，取 5W/(m2 )，散热面积为： 第六部分 减速器低速级齿轮传动设计计算 精度等级、材料及齿数 （ 1）由选择小齿轮 40碳淬火），齿面硬度 55齿轮 40碳淬火），齿面硬度 55第 17 页 /共 52 页 第 17 页 /共 52 页 （ 2）选小齿轮齿数 1，则大齿轮齿数 1 i=21 2。 实际传动比 i= 3）初选螺旋角 =13。 （ 4）压力角 =20。 齿根弯曲疲劳强度设计 （ 1）由式（ 10算齿轮模数，即 1）确定公式中的各参数值。 试选载荷系数 计算弯曲疲劳强度的重合度系数 计算弯曲疲劳寿命系数 计算 F 小齿 轮当量齿数： 大齿轮当量齿数： 第 18 页 /共 52 页 第 18 页 /共 52 页 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 : 由图查取弯曲疲劳系数： 取弯曲疲劳安全系数 S= 两者取较大值，所以 2）试算齿轮模数 （ 2）调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度 第 19 页 /共 52 页 第 19 页 /共 52 页 齿宽 b 齿高 h 及齿宽比 b/h 2）计算实际载荷系数 图得动载系数 表得齿间载荷分配系数： 表得齿向载荷分布系数： 表得齿向载荷分布系数： 际载荷系数为 3）计算按实际载荷系数算得的齿轮模数 4）计算分度圆直径 定传动尺寸 （ 1）计算中心距 第 20 页 /共 52 页 第 20 页 /共 52 页 （ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 =13356 （ 3）计算小、大齿轮的分度圆直径 （ 4）计算齿宽 取 5 0核齿面接触疲劳强度 齿面接触疲劳强度条件为 1） T、 d 和 前 由图查取区域系数 查表得材料的弹性影响系数 由式计算接触疲劳强度用重合度系数 第 21 页 /共 52 页 第 21 页 /共 52 页 由公式可得螺旋角系数 计算接触疲劳许用应力 H 由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为： 计算应力循环次数 由图查取接触疲劳系数： 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得接触疲劳许用应力 第 22 页 /共 52 页 第 22 页 /共 52 页 故接触强度足够。 算齿轮传动其它几何尺寸 （ 1）计算齿顶高、齿根高和全齿高 （ 2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 （ 3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 轮参数和几何尺寸总结 参数或几何尺寸 符号 小齿轮 大齿轮 法面模数 4 法面压力角 n 20 20 法面齿顶高系数 面顶隙系数 c* 旋 角 左 13 356 右 13 356 齿数 z 21 92 齿顶高 0 齿根高 0 第 23 页 /共 52 页 第 23 页 /共 52 页 分度圆直径 d 顶圆直径 根圆直径 宽 B 75 70 中心距 a 232 232 第七部分 轴的设计 速轴设计计算 （ 1）已知的转速、功率和转矩 转速 30r/率 传递的转矩 2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用 45（调质），齿面硬度 217 255用弯曲应力为 =60 3）按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取 12。 由于最小轴段截面上要开 1 个键槽，故将轴径增大 5% 查表可知标准轴孔直径为 40取 0 （ 4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图 为方便安装和调整涡轮轴。采用沿涡轮轴线的水平面剖分箱体结构，蜗杆轴不长，故轴承采用两端固定方式。可按轴上零件的安装顺序。 第 24 页 /共 52 页 第 24 页 /共 52 页 第 1 段： 010 2 段： 5肩）， 2 3 段： 8圆螺母连接螺纹）， 0 4 段： 5刀槽）， 5 段： 0轴承内圈配合）， 6 6 段： 2肩）， 0 7 段： 8肩）， 0 8 段： 221 9 段： 0杆段）， 5 10 段： 221 11 段： 8肩）， 0 12 段： 2肩）， 0 13 段： 0轴承内圈配合）， 1 14 段： 5刀槽）， 15 段： 8圆螺母连接螺纹）， 2 5）蜗杆的受力分析 如图所示为蜗杆受力图以及水平平面和垂直平面受力图 蜗杆所受的圆周力（ 蜗杆的分度圆直径） 第 25 页 /共 52 页 第 25 页 /共 52 页 蜗杆所受的径向力（ 涡轮的分度圆直径） 蜗杆所受的轴向力 第一段轴中点到轴承中点距离 40承中点 到蜗杆中点距离 杆中点到轴承中点距离 所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关 轴承 A 和轴承 B 在水平面内的支承反力为： 轴承 A 在垂直面内的支承反力为： 轴承 B 在垂直面内的支承反力为： 轴承 A 的总支承反力为： 轴承 B 的总 支承反力为： 弯矩图如图所示： 在水平面上，蜗杆受力点截面 C 处弯矩为： 在垂直面上，蜗杆受力点截面 C 左侧弯矩为： 第 26 页 /共 52 页 第 26 页 /共 52 页 在垂直面上，蜗杆受力点截面 C 右侧弯矩为： 合成弯矩，蜗杆受力点截面 C 左侧为 合成弯矩，蜗杆受力点截面 C 右侧为 第 27 页 /共 52 页 第 27 页 /共 52 页 第 28 页 /共 52 页 第 28 页 /共 52 页 由弯矩图可知，蜗杆受力点截面左侧为危险截面 其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 最大弯曲应力为 剪切应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数 =当量应力为 查表得调质处理，抗拉强度极限 B=640轴的许用弯曲应力 60承基本额定动 载荷 承采用正装。 要求寿命为 08000h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力： 由计算可知，轴承 1 被“压紧”，轴承 2 被“放松”。 查表得 ， 查表可知 ， 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 由此可知该轴承的工作寿命足够。 第 44 页 /共 52 页 第 44 页 /共 52 页 间轴上的轴承校核 轴承型号 内径 (外径 (宽度 (基本额定动载荷 (72115 100 21 据前面的计算，选用 7211接触球轴承，内径 d=55径 D=100度B=21 r ， r；当 r承基本额定动载荷 承采用正装。 要求寿命为 08000h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力： 由计算可知，轴承 1 被“压紧”，轴承 2 被“放松”。 查表得 ， ， ， 查表可知 ， 第 45 页 /共 52 页 第 45 页 /共 52 页 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 由此可知该轴承的工作寿命足够。 速轴上的轴承校核 轴承型号 内径 (外径 (宽度 (基本额定动载荷 (72160 140 26 85 根据前面的计算，选用 7216接触球轴承，内径 d=80径 D=140度B=26 r ， r；当 r承基本额定动载荷 5承采用正装。 要求寿命为 08000h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力： 由计算可知，轴承 2 被“压紧”，轴承 1 被“放松”。 第 46 页 /共 52 页 第 46 页 /共 52 页 查表得 ， ， ， 查表可知 ， 取两轴承当量动载荷较大值带 入轴承寿命计算公式 由此可知该轴承的工作寿命足够。 第九部分 键联接设计计算 速轴与联轴器键连接校核 选用 A 型键，查表得 b h=128 1096,键长 90 键的工作长度 l=8轴器材料为 45，可求得键连接的许用挤压应力 p=120 键连接工作面的挤压应力 间轴与低速级小齿轮键连接校核 选用 A 型键，查表得 b h=1811 1096,键长 56 键的工作长度 l=8速级小齿轮材料为 45，可求得键连接的许用挤压应力 p=120 键连接工作面的挤压应力 第 47 页 /共 52 页 第 47 页 /共 52 页 间轴与涡轮键连接校核 选用 A 型键，查表得 b h=1811 1096,键长 32 键的工作长度 l=4轮材料为 45，可求得键连接的许用挤压应力 p=120 键连接工作面的挤压应力 速轴与低速级大齿轮键连接校核 选用 A 型键，查表得 b h=2214 1096,键长 56 键的工作长度 l=4速级大齿轮材料为 45，可求得键连接的许用挤压应力 p=120 键连接工作面的挤压应力 速轴与联轴器键连接校核 选用 A 型键，查表得 b h=2012 1096,键长 125 键的工作长度 l=05轴器材料为 45，可求得