人人文库网 > 图纸下载 > 毕业设计 > 二级蜗轮蜗杆斜齿圆柱齿轮减速器的设计【三维SW】【全套CAD图纸和答辩论文】

设计说明书.doc

二级蜗轮蜗杆斜齿圆柱齿轮减速器的设计【三维SW】【全套CAD图纸和答辩论文】

资源目录

二级蜗轮蜗杆斜齿圆柱齿轮减速器的设计【三维SW】【全套CAD图纸+答辩论文】.rar

设计说明书.doc---(点击预览)

蜗轮蜗杆斜齿圆柱齿轮减速器的设计-CAD+SW.doc---(点击预览)

三维图

B18.3.1M - 8 x 1.25 x 55 Hex SHCS -- 28CHX.sldprt

GB - LH Helical gear 2.5M 37T 14.36HA 20PA 100FW ---37A75H50L55.0R1.sldprt

GB - RH Helical gear 2.5M 118T 14.36HA 20PA 95FW ---118A75H50L75.0R1.sldprt

GB - RH Helical gear 2.5M 37T 14.36HA 20PA 100FW ---37A75H50L55.0R1.sldprt

GB - RH Helical gear 2.5M 37T 14.36HA 20PA 100FW ---37A75H50L75.0N.sldprt

GB - RH Helical gear 2.5M 37T 14.36HA 20PA 100FW ---37A75H50L75.0R1.sldprt

GB - Spur gear 2.5M 134T 20PA 78FW ---S134A75H50L60.0R1.sldprt

GB_CONNECTING_PIECE_KEYS_CSK 16X180.sldprt

GB_CONNECTING_PIECE_KEYS_CSK 16X45.sldprt

GB_CONNECTING_PIECE_KEYS_CSK 16X90.sldprt

GB_CONNECTING_PIECE_KEYS_CSK 18X90.sldprt

GB_CONNECTING_PIECE_KEYS_CSK 20X80.sldprt

GB_CONNECTING_PIECE_KEYS_CSK 6X25.sldprt

GB_CONNECTING_PIECE_PIN_DP 10X55.sldprt

GB_FASTENER_BOLT_HHBB M12X45-N.sldprt

GB_FASTENER_BOLT_HHBC M12X55-N.sldprt

GB_FASTENER_BOLT_HHBFTC M8X16-N.sldprt

GB_FASTENER_BOLT_HHBFTC M8X25-N.sldprt

GB_FASTENER_BOLT_HSBJSS M12X50-N.sldprt

GB_FASTENER_BOLT_HSBJSS M20X73-N.sldprt

GB_FASTENER_BOLT_HSBJSS M22X75-N.sldprt

GB_FASTENER_BOLT_HSBJSS M24X82-N.sldprt

GB_FASTENER_BOLT_SB A M10X45-N.sldprt

GB_FASTENER_BOLT_SB A M10X65-N.sldprt

GB_FASTENER_BOLT_SB A M12X50-N.sldprt

GB_FASTENER_BOLT_SB A M12X60-N.sldprt

GB_FASTENER_BOLT_SB A M16X110-N.sldprt

GB_FASTENER_BOLT_SB A M16X120-N.sldprt

GB_FASTENER_BOLT_SB A M16X65-N.sldprt

GB_FASTENER_BOLT_SB A M16X90-N.sldprt

GB_FASTENER_BOLT_SB A M20X80-N.sldprt

GB_FASTENER_BOLT_SB A M20X80-S.sldprt

GB_FASTENER_BOLT_SB A M8X40-N.sldprt

GB_FASTENER_BOLT_SB A M8X50-N.sldprt

GB_FASTENER_BOLT_STBAB A M8X16-N.sldprt

GB_FASTENER_NUT_SNAB1 M12-N.sldprt

GB_FASTENER_NUT_SNAB1 M16-N.sldprt

GB_FASTENER_WASHER_PWNA 12.sldprt

GB_FASTENER_WASHER_PWNA 16.sldprt

GB_FASTENER_WASHER_SW 12.sldprt

GB_FASTENER_WASHER_SW 16.sldprt

HX-SHCS 3.25-12x14x8.25-N.sldprt

ISO - LH Helical gear 2.5M 37T 14.36HA 20PA 100FW ---37A75H50L55.0R1.sldprt

Rolling bearings 32306 GB 297-94.sldprt

Rolling bearings S7214 GB 292-94.sldprt

Rolling bearings S7310 GB 292-94.sldprt

上箱体.SLDPRT

下箱体.sldprt

大齿轮.SLDPRT

套筒1.sldprt

套筒2.sldprt

套筒3.sldprt

套筒4.sldprt

套筒5.sldprt

套筒6.sldprt

实体1.sldprt

实体2.sldprt

小齿轮.SLDPRT

毡圈1.sldprt

毡圈2.sldprt

油圈.SLDPRT

油塞.SLDPRT

油标尺.SLDPRT

涡轮.SLDPRT

涡轮1 - 副本.SLDPRT

蜗杆轴.SLDPRT

蜗杆轴1.SLDPRT

蜗轮1.SLDPRT

装配体1.SLDASM

装配体1.STEP

视孔盖.sldprt

视孔盖垫圈.sldprt

轴2.SLDPRT

轴3.SLDPRT

轴承32306 圆锥滚子.SLDPRT

轴承7214AC 角接触.SLDPRT

轴承7310B 角接触.SLDPRT

轴承套杯.SLDPRT

轴承套杯垫圈.sldprt

轴承盖1.SLDPRT

轴承盖1垫圈.sldprt

轴承盖2.SLDPRT

轴承盖2垫圈.sldprt

轴承盖3A.SLDPRT

轴承盖3B.SLDPRT

轴承盖3垫圈.sldprt

轴承装配1.sldasm

通气塞.SLDPRT

键16x10x45.SLDPRT

键16x10x90.SLDPRT

键18x11x90.SLDPRT

键20x12x80.SLDPRT

键6X6X25.SLDPRT

外文翻译

翻译译文（中文）.doc---(点击预览)

翻译封面.doc---(点击预览)

翻译原文（英文）.doc---(点击预览)

工程图

上箱体.SLDDRW

下箱体.SLDDRW

涡轮.SLDDRW

涡轮A4.SLDDRW

蜗杆轴.SLDDRW

装配体.SLDDRW

轴承盖2.SLDDRW

轴承盖3B.SLDDRW

A0-装配体完成.dwg

A2-箱座.dwg

A2-箱盖.dwg

A2-蜗轮.dwg

蜗杆轴-A3.dwg

轴承盖2-A4.DWG

轴承透盖1-A4.DWG

压缩包内文档预览：(预览前20页/共25页)

编号：663318 类型：共享资源大小：75.47MB 格式：RAR 上传时间：2016-06-13 上传人：好资料QQ****51605 IP属地：江苏

50
积分

版权申诉 word格式文档无特别注明外均可编辑修改；预览文档经过压缩，下载后原文更清晰！ 立即下载

关键词：: 二级蜗轮蜗杆圆柱齿轮减速器设计三维 sw 全套 cad 图纸答辩论文

资源描述：

【温馨提示】购买原稿文件请充值后自助下载。

以下预览截图到的都有源文件,图纸是CAD，文档是WORD，下载后即可获得。

预览截图请勿抄袭，原稿文件完整清晰，无水印，可编辑。

有疑问可以咨询QQ：414951605或1304139763

一、设计任务书-----------------------------------------1

二、传动方案分析---------------------------------------2

三、电动机的选择计算-----------------------------------3

四、总传动比的确定和各级传动比的分配-------------------3

五、运动和动力参数的计算-------------------------------3

六、传动零件的设计-------------------------------------4

七、轴的设计和计算------------------------------------11

八、滚动轴承的选择和计算------------------------------16

九、键连接的选择和计算--------------------------------19

十、联轴器的选择和计算--------------------------------20

十一、润滑和密封的说明--------------------------------21

十二、拆装和调整的说明--------------------------------21

十三、减速箱体的附件的说明----------------------------21

十四、设计小节----------------------------------------21

十五、参考资料----------------------------------------22

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。

结构形式.jpg

三维1.jpg

三维2.jpg

三维一览.jpg

内容.jpg

A0-装配体完成.gif

A2-蜗轮.gif

A2-箱盖.gif

A2-箱座.gif

蜗杆轴-A3.gif

轴承盖2-A4.gif

轴承透盖1-A4.gif

内容简介：: 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 . 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 - 19 - 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 - 20 - 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 .

温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。

人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。