蜗轮蜗杆斜齿圆柱齿轮减速器的设计【全套设计含CAD+SW图纸】
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s ve it it is It of is In “is is is to Its to An is a in to is to in A of is its a s is by B. of of R&D is of or of R&D is a of is of T to a be so be as In to a be to is of to it to of to in at is a of it of of is of is to to to in do a to to s a of of of to a of if be a is no of a be is to A to an be be or be of be is a a at It be if a be of of be to a of it is to in of by In is up to be It is is in of as be is a be to to if to be to is in to or to to is a a to or is to or to to is a be on 英文文献 翻译 学 生 姓 名： 学 院： 专业及班级 ： 学 号： 指导教师： 2011年 4月 25 日 机械工程英语 第 1课现代制造工程 也许你从来没有想过这个问题之前，但它是你周围的一切。它影响着你生活的一部分。是什么呢？在这种情况下， “它 ”是制造业。其实 “制造 ”是不是你周围的一切。而是人为制造的产品。现在看看你周围。名称有些事情你看到这些制造。椅子，笔记本电脑，蓝色牛仔裤，书籍，地板砖，黑板，灯泡，铅笔，眼镜，近周围的一切你是制造。 制造业是香港的重要的社会。这对于我们的经济。一个经济体是生产和销售的产品和服务体系。许多人工作在制造业。他们帮助生产的产品。他们用这些钱购买 他们赚的产品。人们购买的产品越多，越产品的生产。这让更多的人来工作。 制造业也是重要的另一种方式的经济。甲片的材料后，更是值得它被改变成一个有用的产品。这就是附加值。价值是增 加了生产过程。 二现代制造 一个制造业的资源需要三个基本类型：物质资源，人力资源，资本资源。 工业的七个关键要素是组织生产步骤：研究，开发，生产模具，生产计划与控制，质量控制，人事管理，制造，营销。 研发新产品，工艺或材料，旧技术的改进计划。 R D 是这么大，工业世界的重要组成部分，需要与不同的人才很多人。 生产工具是工业元素与这些工具有关。在 器和设备需要做出的产品。 生产计划与控制最重要的部分是路由，调度，调度，并规划布局。机械及设备，必须使生产安 排，可以进行顺利，没有浪费时间和精力。 质量控制可以被定义为那些活动，防止缺陷的文章。在尝试这种方式管理，以确保产品将可以接受的买家。 营销是让那些谁使他们对那些谁使用它们，有助于提供各种货物的权利给我们，在正确的方式和数额，时间及价格，产品的过程。 第 2课机械工程设计 机械工程设计是工程的主要部分，它涉 及的概念，设计，开发，改进和应用机器及各种机械设备。对于许多学生，机械工程设计是他们的第一个专业的工程课程之一。专业工程关注的是获得解决实际问题，工程师们能够设计出更好的解决实际问题。在机械工程设计中的大多数问题没有唯一正确的答案。因此，现代机械工程师能够产生显着更好的解决方案，以满足今天的需要。工程师必须使用现有的最佳科学信息的理解以及经验，良好的判断力。当考虑一个完整的机器，工程师都认为，要求和约束是相互关联的各个组成部分。现代工程师已越来越多地安全，生态，更广泛的考虑和整体有关 “生活质量 ”。 好的设 计需要尝试新的想法并愿意采取了一定的风险，因为他们知道如果新的观点并不工作中存在的方法可以恢复。因此，设计者必须要有耐心，因为没有时间和扩大的努力取得成功的保证。创建一个全新的设计，通常需要许多旧的和行之有效的方法，将重点放在一边。这并不容易，因为许多人抱着熟悉的想法，技巧和态度。设计工程师必须不断寻找方法来改进现有产品，必须决定哪些旧的，成熟的概念，应使用什么新的，未经试验的想法应该被纳入。 新的设计通常有 “错误 ”或之前，必须制定新设计出来的优良特性，可享有不可预见的问题。因此，有一个优越的产品的机会， 但只有在较高的风险。应该强调的是，如果设计不保证激进的新方法，这种方法不能申请的改变而而已。 在设计的开始阶段，创意应该允许繁荣没有大量的约束。尽管许多不切实际的想法可能发生时，通常很容易消除在设计的早期阶段，他们之前是由公司生产所需的细节。通过这种方式，创新的思想不是抑制。很多时候，一个以上的设计，开发，到那里他们可以相互比较点。这是完全可能的是，最终设计将接受使用心得在被拒绝的设计，没有太多的整体表现为一个现有的承诺。 另一项重要的一点，应该承认的是，设计工程师必须能够与其他人交流意见，如果他们要纳 入。传达给其他人设计的最后，在设计过程中的重要一步。毫无疑问，许多伟大的设计，发明和创新工程已失去了人类仅仅是因为创始人是无法或不愿解释他们的成就给其他人。演讲是一个销售的工作。这位工程师，当提出一个新的解决方案，行政，管理或监督人，正试图出售或向他们证明这个解决方案是一个更好的。除非这是可以做到成功，获得的时间和精力花在解决方案已经在很大程度上浪费了。 包含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 械设计说明书 学院： 专业： 班级： 学号： 包含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 1 - 目 录 一、设计任务书 、传动方案分析 、电动机的选择计算 四、总传动比的确定和各级传动比的分配 、运动和动力参数的计算 、传动零件的设计 、轴的设计和计算 、滚动轴承的选择和计算 、键连接的选择和计算 、联轴器的选择和计算 一、 润滑和密封的说明 二、拆装和调整的说明 三、减速箱体的附件的说明 四、设计小节 五、参考资料 含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 2 - 二、传动方案分析 1蜗杆传动 蜗杆传动可以实现较大的传动比，尺寸紧凑，传动平稳，但效率较低，适用于中、小 功率的场合。采用锡青铜为蜗轮材料的蜗杆传动，由于允许齿面有较高的相对滑动速度， 可将蜗杆传动布置在高速级，以利于形成润滑油膜，可以提高承载能力和传动效率。因此 将蜗杆传动布置在第一级。 2斜齿轮传动 斜齿轮传动的平稳性较直齿圆柱齿轮传动好，常用在高速级或要求传动平稳 的场合。 因此将斜齿轮传动布置在第二级。 3圆锥齿轮传动 圆锥齿轮加工较困难，特别是大直径、大模熟的圆锥齿轮，只有在需要改变轴的布置 方向时采用，并尽量放在高速级和限制传动比，以减小圆锥齿轮的直径和摸数。所以 将圆锥齿轮传动放在第三级用于改变轴的布置方向。 4链式传动 链式传动运转不均匀，有冲击，不适于高速传动，应布置在低速级。所以链式传动布 置在最后。 因此，蜗杆传动 斜圆柱齿轮传动 圆锥齿轮传动 链式传动，这样的传动方案是比较合 理的。包含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 3 - 包含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 4 - 包含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 5 - 包含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 6 - 包含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 7 - 包含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 8 - 包含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 9 - 包含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 10 - 包含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 11 - 包含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 12 - 包含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 13 - 计 算 及 说 明 三电动机选择计算 1原始数据如下： 运输链牵引力 F=6000N 运输链工作速度 V=s 运输链齿数 Z=16 运输链节距 P=100 2电动机型号选择 运输链所需功率 6 0 0 0 0 . 1 5 0 . 91 0 0 0 1 0 0 0w k w 取 1=轴器） ,2=承） ,3=齿轮） ,4=杆） ,5=锥齿轮）； a=1( 2)3 3 45=动机功率 w / a=输链链轮节圆直径 100 512s i n ( 1 8 0 / ) s i n ( 1 8 0 / 1 6 )pD m 链轮转速 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 0 . 1 5 5 . 6 / m i 1 4 5 1 2 取圆锥齿轮传动比 24 ; 蜗杆传动比 6090 则电动机总传动比为 120360 故电动机转速可选范围是 n=(120360)702012 r / 选电动机型号为 要参数： 1 5 0 0 / m i n ; 2 4dn r D m m 四总传动比确定及各级传动比分配 由电动机型号查表得 440 r / ia= n=1440 / 57 取蜗杆传动比 1；直齿圆柱齿轮传动比 =3；圆锥齿轮传动比运动和动力参数的计算 设蜗杆为 1 轴，蜗轮轴为 2 轴，圆柱齿轮轴为 3 轴 ,链轮轴为 4 轴， n1= 440 / 31 =r / n2= 3= r / n3= r / 果 512D 电动机型号 5 0 0 / m i 4 0 / m i m 12331; r / r / =r / 含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 14 - d01=2=02=3=34=4=45= 550Pd/550440=m d01= m 112=1 m 234= m 345= m 运动和动力参数计算结果整理于下表： 轴名 效率 P(转距 T(N m) 转速n(r/传动比i 效率 输入 输出 输入 输出 电动机轴 一轴 轴 三轴 四轴 传动零件的设计计 算 1蜗杆蜗轮的选择计算 (1)根据 10085 1988 的推荐 ,采用渐开线蜗杆 ( (2)蜗杆传动传递的功率不大，速度中等，故蜗杆用 45 钢，蜗轮用铸锡青铜属膜铸造。轮芯用灰铸铁 造。 (3)根据闭式蜗杆传动的设计准则 ,先按齿面接触疲劳强度进行设计 ,再校核齿根弯曲疲劳强度。 2= 3= 4= d=m m m m m 蜗杆材料用 45 钢，蜗轮 用 铸 锡 青 铜属膜铸造。轮芯用灰铸铁造。 包含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 15 - 传动中心距 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 0 . 1 5 5 . 6 / m i 1 4 5 1 2 确定作用在蜗轮上的转距 T2 ， =则 6 6 521262 1 1 21 . 4 7 3 0 . 79 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 2 . 1 2 1 0/ 1 4 4 0 / 3 1n n i N 确定载荷 K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数 1，机械设计 250 页查表11 于转速不高，冲击不大，可取 K= 确定弹性影响系数 因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故 60 确定接触系数 先假设分度圆直径 传动中心距 a 的比值 d1/a=图 11查得 确定许用接触应力 H9 根据蜗轮材料为铸锡青铜 属铸造膜，蜗杆螺旋齿面硬度 45从表 11查得蜗轮的基本许用应力 H=268力循环次数 82 14406 0 6 0 1 7 2 0 0 2 . 0 1 1 031hN j n L 寿命系数 78 510 0 . 6 8 72 . 0 1 1 0则 0 . 6 8 7 2 6 8 1 8 4 . 1 2H H N P a 计算中心距 53 1 6 0 2 . 91 . 2 1 1 . 4 7 1 0 9 9 . 3 41 8 4 . 1 2a m m 52 2 1 0T N m m 60 2 1 0N 0 7 1 8 4 . 1 2H M P a 包含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 16 - 取 1 0 0 , 3 1,a m m i从表 11查得 m=5，蜗杆分度圆直径。这时1 / 从图 11查得 Z ，因此以上计算结果可用。 (4)蜗杆 轴向齿距 径系数 q=10；齿顶圆直径10度圆导程角 5 42 38 o ；蜗杆轴向齿厚 12蜗轮 蜗轮齿数 1；变位系数 验算传动比 i = z2/1；传动比误差为 0 蜗轮分度圆直径 d2=m31=155轮喉圆直径 55+25=165轮齿根圆直径 55=143轮咽喉母圆半径 65=5)2 2121 . 5 3 F F a Yd d m当量齿数 22 3 31 3 1 . 4 7c o s c o s ( 5 4 2 3 8 )V 由此，查表 11得齿形系数2 。 螺旋角系数 5 . 7 11 0 . 9 5 9 2140 许用弯曲应力 F F F 从表 11查得由 造的蜗轮的基本许用应力 F=56命系数 69 510 0 . 5 1 52 . 0 1 1 0 5 6 0 . 5 1 5 2 8 . 8 4H M P a 100a 1 5 .7 m m ;q = 1 0 ;d = 6 0 m m ;= 5 4 2 3 8 s = 7 m m 55 65mm 43 2 包含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 17 - 51 . 5 3 1 . 0 5 2 . 0 1 1 0 3 . 3 0 . 9 5 9 2 2 7 . 8 2 M P 1 5 5 5F 满足弯曲强度。 (6)考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减 速器，从 10089 1988 圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择 8 级精度，侧隙种类为 f，标注为 8f 10089 1988。 (7) 由于摩擦损耗的功率 (1 )，则产生的热流量为1 1 0 0 0 (1 )P P 蜗杆传递的功率 以自然方式2 ()d o aS t t d 箱体的表面传热系数，可取 21 5 / ( )d W m C ； S 内表面能被论化油所飞溅到，而外表面又可为周围空气所冷却的箱体表面面积，单位为 取 S=0.5 t 油的工作温度，可取 65； 周围空气的温度，常温情况可取 20； 按热平衡条件12 ，可求得在即定工作条件下的油温 1 0 0 0 (1 ) 1 0 0 0 (1 0 . 7 2 )2 0 5 7 . 31 5 0 . 5Oa t 满足温度要求。 2斜齿轮传动选择计算 (1)料及齿数 运输机一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度。 材料选择。有表 10择小齿轮材料为 40质），硬度为 280齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 240者材料硬度差为 40 选小齿轮齿数1 24,z 大齿轮齿数2 72,z 选取螺旋角。初选螺旋角 14o 。 (2) 2 8 . 8 4H M P a 2 7 M P 1 24,z 2 72,z 14o 包含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 18 - 2131 2 1t 确定公式内各计算数值 0取区域系数 0得120 . 7 7 , 0 . 8 8 ,则12 1 . 6 5a a a 5 5 51 1 1 1 . 0 3 99 5 . 5 1 0 / 9 5 . 5 1 0 2 . 1 3 6 1 04 6 . 4 5T P n N mm 0取齿宽系数 1d 0得材料的弹性影响系数 1 / 21 8 9 . 8 P a0得齿轮的接触疲劳强度极限li m 600H M P a 816 0 6 0 4 6 . 4 5 1 6 3 0 0 1 5 2 . 0 1 1 0hN n j L 0得接触疲劳寿命系数 取安全系数 S=1 l i m 1 . 0 7 6 0 0 6 4 21H N M P 计算 iu 入 H中较小的值 2531 2 1 . 6 2 . 1 3 6 1 0 4 2 . 4 3 1 8 9 . 8 6 5 . 8 11 1 . 6 5 3 6 4 2td m m 1 1 2 3 . 1 4 1 6 6 5 . 8 1 4 6 . 4 5 0 . 1 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s b 及模数 2 1 . 6 5a a a 51 2 6 1 0T N d 1 / 21 8 9 . 8 P a li m 600H M P a 0N 6 4 2h M P a 1 6 5 td m mv m s 包含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 19 - 1111 6 5 . 8 1 6 5 . 8 1c o s 6 5 . 8 1 c o s 1 42 . 6 6242 . 2 5 2 . 2 5 2 . 6 6 5 . 9 8 5/ 6 5 . 8 1 / 5 . 9 8 5 1 1 . 0 0d m m m m 10 . 3 1 8 t a n 0 . 3 1 8 1 2 4 t a n 1 4 1 . 9 0 3d z 由表 10得使用系数 1根据 v=s， 7 级精度，有图 10得动载荷系数 1，故 2 2 331 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 ) 0 . 2 3 1 01 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 1 6 ) 0 . 2 3 1 0 6 5 . 8 11 . 4 2H d 由表 10得 由表 10得 1 故载荷系数 1 1 . 1 1 . 4 2 1 . 5 6A V H K K K 3311 / 6 5 . 8 1 1 . 5 6 / 1 . 6 6 5 . 2 6d K K m m o s 6 5 . 2 6 c o s 1 4 2 . 6 424m (3)213212 c o sF a S an Y 6 5 2 5 5/ 1 1 1 1 2 nm 包含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 20 - 确定计算参数 1 1 . 1 1 . 3 5 1 . 4 8 5A V H K K K ，从图 10得螺旋角影响系数 11 3322 3324 2 6 . 2 7c o s c o s 1 472 7 8 . 8 2c o s c o s 1 4 由表 10得 1 2 1 22 . 5 9 2 , 2 . 2 4 , 1 . 5 9 6 , 1 . 7 5F a F a S a S Y Y 齿轮的加以比较 1112222 . 5 9 2 1 . 5 9 6 0 . 0 1 3 6 3 3 0 3 . 5 72 . 2 4 1 . 7 5 0 . 0 1 6 4 1 2 3 8 . 8 6F a S a S 大齿轮的数值大。 设计计算 52322 1 . 4 8 5 2 . 1 3 6 1 0 0 . 8 8 c o s 1 4 0 . 0 1 6 4 1 2 . 0 82 1 1 . 6 5 此取 3nm ，可满足齿根弯曲疲劳强度。为满足齿面接触疲劳强度取11 6 5 . 2 6td d m m 11c o s 6 5 . 2 6 c o s 1 4 2 1 . 1 13 取 1 21z ，则 21 3 2 1 6 3z u z (4) 3nm 11 6 5 . 2 6td d m m 122163包含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 21 - 计算中心距 12() ( 2 1 6 3 ) 3 1 2 9 . 8 62 c o s 2 c o s 1 4nz z ma m m 将中心距圆整为 130按圆整后的中心距修正螺旋角 12() ( 2 1 6 3 ) 3a r c c o s a r c c o s 1 4 1 5 0 2 2 1 3 0nz z 因值改变不多，故 ,等值不必修正。 计算大、小齿轮的分度圆直径 11222 1 5 6 5 . 0 0 0c o s c o s 1 4 1 5 6 3 5 1 9 5 . 0 0 0c o s c o s 1 4 1 5 m m m 计算齿轮宽度 1 1 6 5 6 5db d m m 所以取 216 5 ; 7 0B m m B m m。 七轴的设计和计算 轴的材料选用常用的 45 钢 当轴的支撑距离未定时， 无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径 d，计算公式为： 3 1， 3 轴为外伸轴，初算轴径作为最小直 径，应取较小的 A 值； 2 轴为非外伸轴，初算轴径作为最大直径，应取较大的 A 值；查表 15 3=110， 20。 1 331112 332223 333331 . 4 7 31 1 0 1 1 . 0 814401 . 0 3 91 2 0 3 3 . 8 14 6 . 4 50 . 9 8 81 1 0 4 3 . 9 61 5 . 4 8 m m m 130a 14 15 0 1265195d 216570B 轴的材料选用常用的45 钢 包含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 22 - 考虑到 1 轴要与电动机联接，初算直径 须与电动机轴和联轴器空相匹配，所以初定 4 3545轴的结构设计 1 轴的初步设计如下图： 端盖联轴器 并列向心轴承 滚动轴承装配方案是：套筒、左端轴承、端盖、联轴器依 次从轴的左端向又端安装，右端只安装轴承和轴承座。 轴的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时，直径变化值要大些，可取（ 68） 则可取（ 46） 的轴向尺寸：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度。轴的端面与零件端面应留有距离 L，以保证零件端面与套筒接触起到轴向固定作用，一般可取 L=（ 13）上的键槽应靠近轴的端面处。 3 轴的初步设计如下图： 斜齿轮 端盖 圆锥齿轮滚动轴承 滚动轴承装配方案：左端从左到右依次安装斜齿轮、套筒和滚动轴承，右端从右到左依次安装套筒、滚动轴承、端盖和圆锥齿轮。 尺寸设计准则同 1 轴 2 轴的初步设计如下图： 123243545d 包含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 23 - 轮齿 蜗轮角接触球轴承 角接触球轴承装配方案：左端从左到右依次安装套筒、滚动轴承，右端从右到左依次安装蜗轮、套筒、滚动轴承和端盖。 尺寸设计准则同 1 轴 3 2 轴的弯扭合成强度计算 由 2 轴两端直径 d=35机械零件手册得到应该使用的轴承型号为 7207C，D=72B=17 a=承的校核将在后面进行）。 (1)轮、轴承对轴的力，轴上的弯距、扭距，并作图 齿轮上的作用力： 1112 2 2 1 3 . 7 1 0 0 0 854850t 11 1t a n t a n 2 08 5 4 8 3 2 1 0c o s c o s 1 4 1 5 N 1 1 1t a n 8 5 4 8 t a n 1 4 1 5 2 1 7 1 N 蜗轮对轴的作用力： 2222 2 2 1 3 . 7 1 0 0 0 2 7 5 7 . 3155t 22 2t a n t a n 2 02 7 5 7 . 3 1 0 0 8 . 6c o s c o s 5 4 2 3 8 N d=35=72=17 8548 1 3210 1 2171 2 2 7 5 7 2 1 0 0 8 包含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 24 - 2 2 2t a n 1 0 0 8 . 6 t a n 5 4 2 3 8 2 7 5 . 7 N 再由下图求出轴承对轴的作用力 1 1 2 1 0 1 8 9 5 . 3N V a a N F F N 1 1 2 21 1 2 3 1 2 3 2 3 2 20( ) ( ) 0N V t r N t r F L L F L L F L F r 126 2 5 1 . 6 ; 1 2 8 7 . 8N V N F N 1 1 2 21 1 2 3 1 1 1 2 3 2 30( ) ( ) 0N H r t N a r F L L F r F L L F L 121 3 4 7 . 9 ; 1 8 0 0 . 6N H N F N 作出 2 轴的力学模型，如下图 再计算出各个作用点处的弯距和扭距 1 1 1 6 2 5 1 . 6 4 9 . 3 / 1 0 0 0 3 0 8 . 2V N L N m 2 1 2 3 1 2 8 7 . 8 4 0 . 3 / 1 0 0 0 5 1 . 9V N L N m 2 2 2 3 2 2 ( 1 2 8 7 . 8 4 0 . 3 2 7 5 . 7 1 5 5 ) / 1 0 0 0 9 4 . 6 3V N V L F r N m 1 1 1 1 1 3 4 7 . 9 4 9 . 3 / 1 0 0 0 6 6 . 5H N L N m 1 2 1 1 1 1 6 6 . 5 ( 2 1 7 1 6 5 ) / 1 0 0 0 2 0 7 . 5 7H H F r N m 2 2 3 1 8 0 0 . 6 4 0 . 3 / 1 0 0 0 7 2 . 6H N L N m 221 1 1 1 1 3 1 5 . 3 M N m 221 2 1 1 2 3 7 1 . 6 M N m 222 1 2 1 2 8 8 . 4 M N m 222 2 2 2 2 1 1 9 . 0 M N m 1 1 2 2 8 5 4 8 6 5 2 7 5 7 . 3 1 5 5 1 2 8 . 21000 r F r N m 2 2 7 5 1 1 8 9 5 . 3 1 6 2 5 1 2 1 2 8 7 1 1 3 4 7 . 9 2 1 8 0 0 1 3 0 8 m 2 5 1 m 1 6 6 . 5 m 2 7 2 m 1 3 1 5 m 2 8 8 m 1 2 8 m 包含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 25 - 弯距图和扭距图如下： 4 9 . 3 93 4 0 . 31 5 . 7 1 5 . 7F a 1F N V 1F N V 1F V 2 F 2 V 1F N V 2F N V 1F a 1F M 2M N V 1F a 1F 2 2M H 1 2M 12M 22轴的受力分析及弯距、扭距图 包含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 26 - (2)由轴的扭距、弯距图可知，齿轮轴的轮齿处存在危险截面，因此在该处计算应力 224 ( ) （因扭转切应力不是对称循环应力，故引入折合系数）取 抗弯截面系数 33 35650 . 1 0 . 1 2 . 7 5 1 03 2 1 0 0 0 截面上的弯 曲应力 1253 7 1 . 6 1 1 . 52 . 7 5 1 0M M P 截面上的扭转切应力 51 2 8 . 2 2 . 3 322 2 . 7 5 1 0 P 轴的弯扭强度条件为 1 查表 15 1 60 以 22 11 1 . 5 4 ( 0 . 3 2 . 3 3 ) 1 1 . 6 P a 符合弯扭强度条件 八滚动轴承的选择计算 1 1 轴上的轴承的选择和寿命计算 左端采用双列角接触球轴承，根据 轴直径 d=45择角接触球轴承的型号为 7209C，主要参数如下： D=85=19mm;a=本额定静载荷 7.2 本额定动载荷 C =38.5 限转速 700 r / 端采用深沟球轴承，根据轴直径 d =45择深沟球轴承代号为 6209， 主要参数如下： D=85=19本额定静载荷 0.5 本额定动载荷 C =31.5 限转速 000 r / 2 1 0W 1 60 1 P a D=85=19mm a=o=27.2 =38.5 700 r / =85=19o=20.5 =31.5 含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 27 - 因 1 轴所受的轴向力向左，所以只有最左边的角接触球轴承受轴向力 2 2 7 5 . 7 N 该轴承所受的径向力约为 211 1 0 0 8 . 6 2 5 2 . 244 N 查表 13双列角接触球轴承判断系数 e = 1 e 所以 0 ; 1 当量动载荷 1 0 . 6 3 2 5 2 . 2 1 . 2 4 2 7 5 . 7 5 0 0 . 8 F Y F N 深沟球轴承所受的径向力约为 21 1 0 0 8 . 6 5 0 4 . 322 N 当量动载荷 2 5 0 4 N 所以 12，应用 2P 核算轴承的寿命 因为是球轴承，所以取指数 3 轴承计算寿命 36 6 3 51 0 1 0 3 8 . 5 1 0 5 . 1 5 1 06 0 6 0 1 4 4 0 5 0 4 . 3 减速器设计寿命 41 5 3 0 0 1 6 7 . 2 1 0 所以 满足寿命要求 2 2 轴上轴承的选择计算 (1)选择使用深沟球轴承，根据轴直径 d=35用深沟球轴承的型号为 7207C， 主要参数如下： D=72B=17a=本额定静载荷 0 本额定动载荷 C =30.5 000 r / 1 轴轴承计算寿命 55 1 0 47 0 D=72B=17mm a=o=20 含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 28 - 极限转速 1000 r / 2)12 2 2 21 1 12 2 2 22 2 22 2 212 1 8 9 5 . 36 2 5 1 . 6 1 3 4 7 . 9 6 3 9 5 . 31 2 8 7 . 8 1 8 0 0 . 6 2 2 1 3 . 70 . 6 8 1 5 0 5 . 31 8 5 9 . 3 1 5 0 5 . 3 3 3 6 4 . 6a e N V N V N Ha d ra a e F F F F N 查表 13 1 1 2 2/ 0 . 5 3 ; / 0 . 6 8a r a e F F e 1 2 1 20 . 4 4 ; 1 . 0X X Y Y 所以 121 1 1 5 9 2 2 . 7 F Y F N 轴承计算寿命 36 6 3 51 0 1 0 3 0 . 5 1 0 4 . 9 1 06 0 6 0 4 6 . 4 5 5 9 2 2 . 7 减速器设计寿命 47 0 所以 满足寿命要求。 (3)查机械零件手册可知，角接触球轴承当量静载荷 1 6 3 9 5 . 3 N 因载荷稳定，无冲击，所以取静强度安全系数 所以 6 3 9 5 . 3 1 . 0 6 . 4 0 2 0o o k N C k N 满足强度条件 (4)以上所选各轴承的极限转速 m a x 1 4 4 0 / m i nv v r 都成立，所以他们的极限工作 转速一定满足要求。 C =30.5 1000 r / 2211 8 9 5 9 5 1 3 0 5 6 4 2 轴轴承计算寿命 54 0 6 3 9 5 包含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 29 - 九、键连接的选择和计算 1键的选择 1 轴键槽部分的轴径为 24以选择普通圆头平键 键 8 7 , 8 , 7 , 3 2b m m h m m L m m 3 轴左端 键槽部分的轴径为 50以选择普通圆头平键 键 1 4 9 , 1 4 , 9 , 5 0b m m h m m L m m 右端选择与左端相同的键 键 1 4 9 , 1 4 , 9 , 5 0b m m h m m L m m 2 轴 键槽部分的轴径为 43以选择普通圆头平键 键 1 2 8 , 1 2 , 8 , 4 5b m m h m m L m m 2 键的强度计算 假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键联接的强度条件为 32 1 0 k 查表 6，钢材料在轻微冲击下的许用挤压应力为 100120以取 1 2 0P M P a (1)上键的强度计算 1111 1 19 . 7 70 . 5 3 . 524T N mk h m b m m 所以 31 2 9 . 7 7 1 0 9 . 7 3 . 5 2 4 2 4 a 满足强度条件 (2)上键的强度计算 2222 2 22 1 3 . 70 . 5 433T N mk h m b m m 1 9 包含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 30 - 所以 32 2 2 1 3 . 7 1 0 7 5 . 3 4 3 3 4 3 a 满足强度条件 (3)左端键的强度计算 313 1 3 13 1 3 1 3 16 0 9 . 40 . 5 4 . 536T N mk h m b m m 所以 331 2 6 0 9 . 4 1 0 1 0 1 . 5 4 . 5 3 6 5 0 P a 满足强度条件 右端键的强度计算 323 2 3 23 2 3 2 3 26 0 9 . 40 . 5 4 . 536T N mk h m b m m 所以 332 2 6 0 9 . 4 1 0 1 1 5 . 8 4 . 5 3 6 4 2 P a 满足强度条件 十联轴器的选择计算 1计算联轴器的计算转距 T K T 查表 14小转距、电动机作原动机情况下取 1 . 5 1 2 8 . 2 1 9 2 . 3 m 2型号选择 根据计算转距选择挠性联轴器 主要参数如下： 公称扭距 315 m（满足要求） 许用转速 5 6 0 0 / m （满足要求） 2 7 5 P a 31 1 0 1 P a 32 1 1 5 P a 1 9 2 m 315 m 5 6 0 0 / m 包含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 31 - 轴孔直径 24d 轴孔长度 52L 十一润滑和密封说明 1润滑说明 因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度 12 /v m s ，故蜗杆采用浸油润滑， 取浸油深度 h=12、小斜齿圆柱齿轮采用飞溅润滑；润滑油使用 50 号机械润 滑油。 轴承采用润滑脂润滑，因为轴承 转速 v1500r /以选择润滑脂的填入量为轴承 空隙体积的 1/2。 2密封说明 在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或 水玻璃，不允许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。 十二拆装和调整的说明 在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常 工作。当轴直径为 3050，可取游隙为 4070 在安装齿轮或蜗杆蜗轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是 由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不 符合精度要求时，可以对齿 面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。也可调整蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通 过蜗轮中间平面。 十三减速箱体的附件说明 机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘 宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影 响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算 ，但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度 和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等 因素后确定的 。 十四设计小结 设计是一项艰巨的任务，设计是要反复思考、反复修改，设计是要以坚实的知识基础 为前提的，设计机械的最终目的是要用于实际生产的，所以任何一个环节都马虎不得 ，机械设计课程设计让我又重温了一遍学过的机械类课程的知识。 经过多次修改，设计的结果还是存在很多问题的，但是体验了机械设计的过程，学会 了机械设计的方法，能为以后学习或从事机械设计提供一定的基础。 24d 52L 包含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 32 - 十五参考资料 1机械设计濮良贵 纪名刚 主编，高等教育出版社， 2005 年。 2机械设计课程设计指导书龚 :桂 义 主编，高等教育出版社， 2005 年。 3.机械零件手册周开勤 主编，高等教育出版社， 2005 年。 4机械设计课程设计图册 龚 :桂 义 主编，高等教育出版社， 2004 年。 包含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 33 - 包含有 纸和三维建模及说明书 ,咨询 34 - 机械 设计说明书 学院： 专业： 班级： 学号： - 1 - 目 录 一、设计任务书 、传动方案分析 、电动机的选择计算 四、总传动比的确定和各级传动比的分配 、运动和动力参数的计算 、传动零件的设计 、轴的设计和计算 、滚动轴承的选择和计算 、键连接的选择和计算 、联轴器的选择和计算 一、 润滑和密封的说明 二、拆装和调整的说明 三、减速箱体的附件的说明 四、设计小节 五、参考资料 2 - 二、 传动方案分析 1蜗杆传动 蜗杆传动可以实现较大的传动比，尺寸紧凑，传动平稳，但效率较低，适用于中、小 功率的场合。采用锡青铜为蜗轮材料的蜗杆传动，由于允许齿面有较高的相对滑动速度， 可将蜗杆传动布置在高速级，以利于形成润滑油膜，可以提高承载能力和传动效率。因此 将蜗杆传动布置在第一级。 2斜齿轮传动 斜齿轮传动的平稳性较直齿圆柱齿轮传动好，常用在高速级或要求传动平稳 的场合。 因此将斜齿轮传动布置在第二级。 3圆锥齿轮传动 圆锥齿轮加工较困难，特别是大直径、大模熟的圆锥齿轮，只有在需要改变轴的布置 方向时采用，并尽量放在高速级和限制传动比，以减小圆锥齿轮的直径和摸数。所以 将圆锥齿轮传动放在第三级用于改变轴的布置方向。 4链式传动 链式传动运转不均匀，有冲击，不适于高速传动，应布置在低速级。 所以链式传动布 置在最后。 因此，蜗杆传动 斜圆柱齿轮传动 圆锥齿轮传动 链式传动，这样的传动方案是比较合 理的。 - 3 - 计 算 及 说 明 三 电动机选择计算 1原始数据如下： 运输链牵引力 F=6000N 运输链工作速度 V=s 运输链齿数 Z=16 运输链节距 P=100 2电动机型号选择 运输链所需功率 6 0 0 0 0 . 1 5 0 . 91 0 0 0 1 0 0 0w k w 取 1=轴器） ,2=承） ,3=齿轮） ,4=杆） ,5=锥齿轮）； a=1( 2)3 3 45=动机功率 w / a=输链链轮节圆直径 100 512s i n ( 1 8 0 / ) s i n ( 1 8 0 / 1 6 )pD m 链轮转速 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 0 . 1 5 5 . 6 / m i 1 4 5 1 2 取圆锥齿轮传动比 24 ; 蜗杆传动比 6090 则电动机总传动比为 120360 故电动机转速可选范围是 n=(120360)702012 r / 选电动机型号为 要参数： 1 5 0 0 / m i n ; 2 4dn r D m m 四 总传动比确定及各级传动比分配 由电动机型号查表得 440 r / ia= n=1440 / 57 取蜗杆传动比 1；直齿圆柱齿轮传动比 =3；圆锥齿轮传动比 运动和动力参数的计算 设蜗杆为 1 轴，蜗轮轴为 2 轴，圆柱齿轮轴为 3 轴 ,链轮轴为 4 轴， n1= 440 / 31 =r / n2= 3= r / n3= r / 果 512D 电动机型号 5 0 0 / m i 4 0 / m i m 12331; r / r / =r / 4 - d01=2=02=3=34=4=45= 550Pd/550440=m d01= m 112=1 m 234= m 345= m 运动和动力参数计算结果整理于下表： 轴名 效率 P(转距 T(N m) 转速n(r/传动比i 效率 输入 输出 输入 输出 电动机轴 一轴 轴 三轴 四轴 传动零件的设计计算 1蜗杆蜗轮的选择计算 (1)根据 10085 1988 的推荐 ,采用渐开线蜗杆 ( (2)蜗杆传动传递的功率不大，速度中等，故蜗杆用 45 钢，蜗轮用铸锡青铜属膜铸造。轮芯用灰铸铁 造。 (3)根据闭式蜗杆传动的设计准则 ,先按齿面接触疲劳强度进行设计 ,再校核齿根弯曲疲劳强度。 2= 3= 4= d=m m m m m 蜗杆材料用 45 钢，蜗轮 用 铸 锡 青 铜属膜铸造。轮芯用灰铸铁造。 - 5 - 传动中心距 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 0 . 1 5 5 . 6 / m i 1 4 5 1 2 确定作用在蜗轮上的转距 T2 ， =则 6 6 521262 1 1 21 . 4 7 3 0 . 79 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 2 . 1 2 1 0/ 1 4 4 0 / 3 1n n i N 确定载荷 K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数 1，机械设计 250 页查表11 于转速不高，冲击不大，可取 K= 确定弹性影响系数 因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故 60 确定接触系数 先假设分度圆直径 传动中心距 a 的比值 d1/a=图 11查得 确定 许用接触应力 H9 根据蜗轮材料为铸锡青铜 属铸造膜，蜗杆螺旋齿面硬度 45从表 11查得蜗轮的基本许用应力 H=268力循环次数 82 14406 0 6 0 1 7 2 0 0 2 . 0 1 1 031hN j n L 寿命系数 78 510 0 . 6 8 72 . 0 1 1 0则 0 . 6 8 7 2 6 8 1 8 4 . 1 2H H N P a 计算中心距 53 1 6 0 2 . 91 . 2 1 1 . 4 7 1 0 9 9 . 3 41 8 4 . 1 2a m m 52 2 1 0T N m m 60 2 1 0N 0 7 1 8 4 . 1 2H M P a - 6 - 取 1 0 0 , 3 1,a m m i从表 11查得 m=5，蜗杆分度圆直径。这时1 / 从图 11查得 Z ，因此以上计算结果可用。 (4)蜗杆 轴向齿距径系数 q=10；齿顶圆直径10度圆导程角 5 42 38 o ；蜗杆轴向齿厚 12蜗轮 蜗轮齿数 1；变位系数 验算传动比 i = z2/1；传动比误差为 0 蜗轮分度圆直径 d2=m31=155轮喉圆直径 55+25=165轮齿根圆直径 55=143轮咽喉母圆半径 65=5)2 2121 . 5 3 F F a Yd d m当量齿数 22 3 31 3 1 . 4 7c o s c o s ( 5 4 2 3 8 )V 由此，查表 11得齿形系数2 。 螺旋角系数 5 . 7 11 0 . 9 5 9 2140 许用弯曲应力 F F F 从表 11查得由 造的蜗轮的基本许用应力 F=56命系数 69 510 0 . 5 1 52 . 0 1 1 0 5 6 0 . 5 1 5 2 8 . 8 4H M P a 100a 1 5 .7 m m ;q = 1 0 ;d = 6 0 m m ;= 5 4 2 3 8 s = 7 m m 55 65mm 43 2 - 7 - 51 . 5 3 1 . 0 5 2 . 0 1 1 0 3 . 3 0 . 9 5 9 2 2 7 . 8 2 M P 1 5 5 5F 满足弯曲强度 。 (6)考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从 10089 1988 圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择 8 级精度，侧隙种类为 f，标注为 8f 10089 1988。 (7) 由于摩擦损耗的功率 (1 )，则产生的热流量为1 1 0 0 0 (1 )P P 蜗杆传递的功率 以自然方式2 ()d o aS t t d 箱体的表面传热系数，可取 21 5 / ( )d W m C ； S 内 表面能被论化油所飞溅到，而外表面又可为周围空气所冷却的箱体表面面积，单位为 取 S=0.5 t 油的工作温度，可取 65； 周围空气的温度，常温情况可取 20； 按热平衡条件12 ，可求得在即定工作条件下的油温 1 0 0 0 (1 ) 1 0 0 0 (1 0 . 7 2 )2 0 5 7 . 31 5 0 . 5Oa t 满足温度要求。 2斜齿轮传动选择计算 (1)料及齿数 运输机一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度。 材料选择。有表 10择小齿轮材料为 40质），硬度为 280齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 240者材料硬度差为 40 选小齿轮齿数1 24,z 大齿轮齿数2 72,z 选取螺旋角。初选螺旋 角 14o 。 (2) 2 8 . 8 4H M P a 2 7 M P 1 24,z 2 72,z 14o - 8 - 2131 2 1t 确定公式内各计算数值 0取区域系数 0得120 . 7 7 , 0 . 8 8 ,则12 1 . 6 5a a a 5 5 51 1 1 1 . 0 3 99 5 . 5 1 0 / 9 5 . 5 1 0 2 . 1 3 6 1 04 6 . 4 5T P n N mm 0取齿宽系数 1d 0得材料的弹性影响系数 1 / 21 8 9 . 8 P a0得齿轮的接触疲劳强度极限li m 600H M P a 816 0 6 0 4 6 . 4 5 1 6 3 0 0 1 5 2 . 0 1 1 0hN n j L 0得接触疲劳寿命系数 安全系数 S=1 l i m 1 . 0 7 6 0 0 6 4 21H N M P 计算 iu 入 H中较小的值 2531 2 1 . 6 2 . 1 3 6 1 0 4 2 . 4 3 1 8 9 . 8 6 5 . 8 11 1 . 6 5 3 6 4 2td m m 1 1 2 3 . 1 4 1 6 6 5 . 8 1 4 6 . 4 5 0 . 1 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s b 及模数 2 1 . 6 5a a a 51 2 6 1 0T N d 1 / 21 8 9 . 8 P a li m 600H M P a 0N 6 4 2h M P a 1 6 5 td m mv m s - 9 - 1111 6 5 . 8 1 6 5 . 8 1c o s 6 5 . 8 1 c o s 1 42 . 6 6242 . 2 5 2 . 2 5 2 . 6 6 5 . 9 8 5/ 6 5 . 8 1 / 5 . 9 8 5 1 1 . 0 0d m m m m 10 . 3 1 8 t a n 0 . 3 1 8 1 2 4 t a n 1 4 1 . 9 0 3d z 由表 10得使用系数 1根据 v=s， 7 级精度，有图 10得动载荷系数 1，故 2 2 331 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 ) 0 . 2 3 1 01 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 1 6 ) 0 . 2 3 1 0 6 5 . 8 11 . 4 2H d 由表 10得 由表 10得 1 故载荷系数 1 1 . 1 1 . 4 2 1 . 5 6A V H K K K 3311 / 6 5 . 8 1 1 . 5 6 / 1 . 6 6 5 . 2 6d K K m m o s 6 5 . 2 6 c o s 1 4 2 . 6 424m (3)213212 c o sF a S an Y 6 5 2 5 5/ 1 1 1 1 2 nm - 10 - 确定计算参数 1 1 . 1 1 . 3 5 1 . 4 8 5A V H K K K ，从图 10得螺旋角影响系数 11 3322 3324 2 6 . 2 7c o s c o s 1 472 7 8 . 8 2c o s c o s 1 4 由表 10得 1 2 1 22 . 5 9 2 , 2 . 2 4 , 1 . 5 9 6 , 1 . 7 5F a F a S a S Y Y 齿轮的加以比较 1112222 . 5 9 2 1 . 5 9 6 0 . 0 1 3 6 3 3 0 3 . 5 72 . 2 4 1 . 7 5 0 . 0 1 6 4 1 2 3 8 . 8 6F a S a S 大齿轮的数值大。 设计计算 52322 1 . 4 8 5 2 . 1 3 6 1 0 0 . 8 8 c o s 1 4 0 . 0 1 6 4 1 2 . 0 82 1 1 . 6 5 此取 3nm ，可满足齿根弯曲疲劳强度。为满足齿面接触疲劳强度取11 6 5 . 2 6td d m m 11c o s 6 5 . 2 6 c o s 1 4 2 1 . 1 13 取 1 21z ，则 21 3 2 1 6 3z u z (4) 3nm 11 6 5 . 2 6td d m m 122163- 11 - 计算中心距 12() ( 2 1 6 3 ) 3 1 2 9 . 8 62 c o s 2 c o s 1 4nz z ma m m 将中心距圆整为 130按圆整后的中心距修正螺旋角 12() ( 2 1 6 3 ) 3a r c c o s a r c c o s 1 4 1 5 0 2 2 1 3 0nz z 因值改变不多，故 ,等值不必修正。 计算大、小齿轮的分度圆直径 11222 1 5 6 5 . 0 0 0c o s c o s 1 4 1 5 6 3 5 1 9 5 . 0 0 0c o s c o s 1 4 1 5 m m m 计算齿轮宽度 1 1 6 5 6 5db d m m 所以取 216 5 ; 7 0B m m B m m。 七 轴的设计和计算 轴的材料选用常用的 45 钢 当轴的支撑距离未定时， 无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径 d，计算公式为： 3 1， 3 轴为外伸轴，初算轴径作为最小直径，应取较小的 A 值； 2 轴为 非外伸轴，初算轴径作为最大直径，应取较大的 A 值；查表 15 3=110， 20。 1 331112 332223 333331 . 4 7 31 1 0 1 1 . 0 814401 . 0 3 91 2 0 3 3 . 8 14 6 . 4 50 . 9 8 81 1 0 4 3 . 9 61 5 . 4 8 m m m 130a 14 15 0 1265195d 216570B 轴的材料选用常用的45 钢 - 12 - 考虑到 1 轴要与电动机联接，初算直径 须与电动机轴和联轴器空相匹配，所以初定 4 3545轴的结构设计 1 轴的初步设计如下图： 端盖联轴器 并列向心轴承 滚动轴承装配方案是：套筒、左端轴承、端盖、联轴器依次从轴的左端向又端安装，右 端只安装轴承和轴承座。 轴的径向尺寸： 当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时，直径变化值要大些，可取（ 68） 则可取（ 46） 的轴向尺寸：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度。轴的端面与零件端面应留有距离 L，以保证零件端面与套筒接触起到轴向固定作用，一般可取 L=（ 13）上的键槽应靠近轴的端面处。 3 轴的初步设计如下图： 斜齿轮 端盖 圆锥齿轮滚动轴承 滚动轴承装配方案：左端从左到右依次安装斜齿轮、套筒和滚动轴承，右端从右到左依次安装套筒、滚动轴承、端盖和圆锥齿轮。 尺寸设计准则同 1 轴 2 轴的初步设计如下图： 123243545d - 13 - 轮齿 蜗轮角接触球轴承 角接触球轴承装配方案：左端从左到右依次安装套筒、滚动轴承，右端从右到左依次安装蜗轮、套筒、滚动轴承和端盖。 尺寸设计准则同 1 轴 3 2 轴的弯扭合成强度计算 由 2 轴两端直径 d=35机械零件手册得到应该使用的轴承型号为 7207C，D=72B=17 a=承的 校核将在后面进行）。 (1)蜗轮、轴承对轴的力 ，轴上的弯距、扭距，并作图 齿轮上的作用力： 1112 2 2 1 3 . 7 1 0 0 0 854850t 11 1t a n t a n 2 08 5 4 8 3 2 1 0c o s c o s 1 4 1 5 N 1 1 1t a n 8 5 4 8 t a n 1 4 1 5 2 1 7 1 N 蜗轮对轴的作用力： 2222 2 2 1 3 . 7 1 0 0 0 2 7 5 7 . 3155t 22 2t a n t a n 2 02 7 5 7 . 3 1 0 0 8 . 6c o s c o s 5 4 2 3 8 N d=35=72=17 8548 1 3210 1 2171 2 2 7 5 7 2 1 0 0 8 - 14 - 2 2 2t a n 1 0 0 8 . 6 t a n 5 4 2 3 8 2 7 5 . 7 N 再由下图求出轴承对轴的作用力 1 1 2 1 0 1 8 9 5 . 3N V a a N F F N 1 1 2 21 1 2 3 1 2 3 2 3 2 20( ) ( ) 0N V t r N t r F L L F L L F L F r 126 2 5 1 . 6 ; 1 2 8 7 . 8N V N F N 1 1 2 21 1 2 3 1 1 1 2 3 2 30( ) ( ) 0N H r t N a r F L L F r F L L F L 121 3 4 7 . 9 ; 1 8 0 0 . 6N H N F N 作出 2 轴的力学模型 ，如下图 再计算出各个作用点处的弯距 和扭距 1 1 1 6 2 5 1 . 6 4 9 . 3 / 1 0 0 0 3 0 8 . 2V N L N m 2 1 2 3 1 2 8 7 . 8 4 0 . 3 / 1 0 0 0 5 1 . 9V N L N m 2 2 2 3 2 2 ( 1 2 8 7 . 8 4 0 . 3 2 7 5 . 7 1 5 5 ) / 1 0 0 0 9 4 . 6 3V N V L F r N m 1 1 1 1 1 3 4 7 . 9 4 9 . 3 / 1 0 0 0 6 6 . 5H N L N m 1 2 1 1 1 1 6 6 . 5 ( 2 1 7 1 6 5 ) / 1 0 0 0 2 0 7 . 5 7H H F r N m 2 2 3 1 8 0 0 . 6 4 0 . 3 / 1 0 0 0 7 2 . 6H N L N m 221 1 1 1 1 3 1 5 . 3 M N m 221 2 1 1 2 3 7 1 . 6 M N m 222 1 2 1 2 8 8 . 4 M N m 222 2 2 2 2 1 1 9 . 0 M N m 1 1 2 2 8 5 4 8 6 5 2 7 5 7 . 3 1 5 5 1 2 8 . 21000 r F r N m 2 2 7 5 1 1 8 9 5 . 3 1 6 2 5 1 2 1 2 8 7 1 1 3 4 7 . 9 2 1 8 0 0 1 3 0 8 m 2 5 1 m 1 6 6 . 5 m 2 7 2 m 1 3 1 5 m 2 8 8 m 1 2 8 m - 15 - 弯距图和扭距图如下： 4 9 . 3 93 4 0 . 31 5 . 7 1 5 . 7F a 1F N V 1F N V 1F V 2 F 2 V 1F N V 2F N V 1F a 1F M 2M N V 1F a 1F 2 2M H 1 2M 12M 22轴的受力分析及弯距、扭距图 - 16 - (2)由 轴的扭距、弯距图可知，齿轮轴的轮齿处存在危险截面， 因此在该处计算应力 224 ( ) （因扭转切应力不是对称循环应力，故引入折合系数）取 抗弯截面系数 33 35650 . 1 0 . 1 2 . 7 5 1 03 2 1 0 0 0 截面 上的弯 曲应力 1253 7 1 . 6 1 1 . 52 . 7 5 1 0M M P 截面上的扭转切应力 51 2 8 . 2 2 . 3 322 2 . 7 5 1 0 P 轴的弯扭强度条件为 1 查表 15 1 60 以 22 11 1 . 5 4 ( 0 . 3 2 . 3 3 ) 1 1 . 6 P a 符合弯扭强度条件 八 滚动轴承的选择计算 1 1 轴上的轴承的选择 和寿命 计算 左端采用 双 列角接触球轴承，根据 轴直径 d=45择角接触球轴承的型号为 7209C，主要参数如下： D=85=19mm;a=本 额定静载荷 7.2 本额定动载荷 C =38.5 限转速 700 r / 端采用深沟球轴承，根据轴直径 d =45择深沟球轴承代号为 6209， 主要参数如下： D=85=19本额定静载荷 0.5 本额定动载荷 C =31.5 限转速 000 r / 2 1 0W 1 60 1 P a D=85=19mm a=o=27.2 =38.5 700 r / =85=19o=20.5 =31.5 17 - 因 1 轴所受的轴向力向左，所以只有最左边的角接触球轴承受轴向力 2 2 7 5 . 7 N 该轴承所受的径向力 约为 211 1 0 0 8 . 6 2 5 2 . 244 N 查表 13双列角接触球轴承判断系数 e = 1 e 所以 0 ; 1 当量动载荷 1 0 . 6 3 2 5 2 . 2 1 . 2 4 2 7 5 . 7 5 0 0 . 8 F Y F N 深沟球轴承所受的径向力约为 21 1 0 0 8 . 6 5 0 4 . 322 N 当量动载荷 2 5 0 4 N 所以 12，应用 2P 核算轴承的寿命 因为是球轴承，所以取指数 3 轴承 计算 寿命 36 6 3 51 0 1 0 3 8 . 5 1 0 5 . 1 5 1 06 0 6 0 1 4 4 0 5 0 4 . 3 减速器设计寿命 41 5 3 0 0 1 6 7 . 2 1 0 所以 满足寿命要求 2 2 轴上轴承的选择计算 (1)选择使用深沟球轴承，根据轴直径 d=35用深沟球轴承的型号为 7207C， 主要参数如下： D=72B=17a=本额定静载荷 0 本额定动载荷 C =30.5 000 r / 1 轴轴承计算寿命 55 1 0 47 0 D=72B=17mm a=o=20 18 - 极限转速 1000 r / 2)12 2 2 21 1 12 2 2 22 2 22 2 212 1 8 9 5 . 36 2 5 1 . 6 1 3 4 7 . 9 6 3 9 5 . 31 2 8 7
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