涡轮蜗杆设计说明书(共21页).doc

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1、精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业目录1 1 设计任务书设计任务书.2 22 2 电动机的选择计算电动机的选择计算.2 23 3 传动装置的运动和动力参数的选择和计算传动装置的运动和动力参数的选择和计算.3 34 4 传动零件的设计计算传动零件的设计计算.4 44.1 蜗轮蜗杆的设计计算.44.2 滚子链传动.84.3 选择联轴器.105 5 轴的设计计算轴的设计计算.10106 6 滚动轴承的选择和寿命验算滚动轴承的选择和寿命验算.17177 7 键联接的选择和验算键联接的选择和验算.19198 8 减速器的润滑方式及密封形式的选择润滑油牌的选择及装油量的计算减速器的润滑方式及密封形

2、式的选择润滑油牌的选择及装油量的计算.20209 9 参考资料参考资料.2020精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业1 1 设计设计任务书任务书1.1 题目：题目： 胶带输送机的传动装置胶带输送机的传动装置 滚筒圆周力 F=19000N； 带速 V=0.45m/s； 滚筒直径 D=300mm； 滚筒长度 L=400mm。1.2 工作条件：工作条件：A 工作年限 8 年； 工作班制 2 班；工作环境 清洁；载荷性质 平稳；生产批量 小批。 图 1 胶带运输机的传动方案2 2 电动机的选择计算电动机的选择计算2.1 选择电动机系列选择电动机系列按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结

3、构，电压 380V，Y 系列。2.2 选择电动机功率选择电动机功率卷筒所需有效功率PW=FV/1000=19000.45/1000=0.855kW PW=0.855kW传动装置总效率：=1223456按参考资料2（以下所有的“参考资料1”和“参考资料2”都统一简称为“1”和“2” ）表 4.2-9 取弹性联轴器效率 1=0.99蜗杆传动效率 2=0.75（暂定蜗杆为双头）一对滚动轴承效率 3=0.99开式滚子链传动效率 4=0.9运输滚筒效率 5=0.96滑动轴承效率 6=0.97 则传动总效率 =0.990.750.9920.90.960.97=0.635 =0.635精选优质文档-倾情为你

4、奉上专心-专注-专业所需电动机功率Pr=PW/=0.855/0.635=1.35kw Pr=1.35kW查2表 4.12-1,可选 Y 系列三项异步电动机 Y100L-6 型，额定功率P0=1.5kW。 2.3确定电动机转速确定电动机转速滚筒转速 nw=28.6r/minmin/6 .283 . 045. 06060wrDvn 由2表 4.12-1 查得电动机数据，计算出的总传动比于下表 1。 表 1 电动机数据及总传动比2.4 分配传动比分配传动比滚筒轴转速 min/6 .283 . 045. 06060wrDvn传动装置总传动比 i=32.8787.326 .289400wnni据表24.

5、2-9,取 i链=2.1,则 i蜗= i/ i链=32.87/2=15.652 i蜗 =15.6523 3 传动装置的运动和动力参数的选择和计算传动装置的运动和动力参数的选择和计算0 轴(电机轴) P0=Pr=1.35kW P0=1.35kw n0= 940r/min n0=940 r/min T0=9550P0/n0=95501.35/940=13.7Nm； T0=13.7Nm电动机型号额定功率(/kW)同步转速/(r/min)满载转速 （r/min）总传动比D*EHY100L-61.5100094032.8728j6*60100精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业I 轴(减速器蜗杆轴

6、) P1= P01=1.350.99=1.337kW P1=1.337kWn1= n0/ i01=940/1=940r/min, n1=940r/min T1=9550P1/n1=95501.337/940=13.6Nm； T1=13.6NmII 轴(减速器蜗轮轴) P2= P123= 1.3370.750.99=0.993kW P2=0.993kwn2= n1/i12=940/15.652=60.06r/min n2=60.06r/min T2=9550P2/n2=95500.993/60.06=157.89Nm T2=157.89Nm;III 轴(滚筒轴)P3= P234= 0.9930.

7、990.9=0.885kW P3=0.885kwn3= n2/i23=60.06/2.1=28.6r/min n3=28.6r/min T3=9550P3/n3=95500.885/28.6=295.52Nm T3=295.52Nm 表 2 各轴运动及动力参数4 4 传动零件的设计计算传动零件的设计计算轴序号功率 P(kw)转速 n(r/min)转矩(N.m)传动形式传动比效率01.3594013.7联轴器10.991.33794013.6蜗杆传动15.6520.7350.99360.06157.890.88528.6295.52链传动2.10.891精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业

8、4.1 蜗轮蜗杆的设计计算4.1.1 选择材料选择材料蜗杆用 45 钢，硬度为小于 45HRC。蜗轮用铸锡青铜 ZCuSn10Pb1，砂模铸造，为节约贵金属，仅齿圈用贵金属制成，轮芯用铸铁 HT200 制造。4.1.2 确定蜗杆头数确定蜗杆头数 Z2及蜗轮齿数及蜗轮齿数 Z1由1表 6-3，按 i=15.652，选择蜗杆头数 Z1=2，所以： Z1=2Z2=2 i蜗215.652=31.304 Z2=31则取 Z2=31，则 i蜗= Z2 /Z21=31/2=15.5。 i蜗=15.54.1.3 验算传动比验算传动比理论计算传动比 i理=32.87，实际传动比 i实=i链i蜗=2.115.5=

9、32.55， i实=32.55则传动比误差为： i=0.97%00000000597. 010087.3255.3287.32100理实理iiii故传动比满足设计要求。4.1.4 按蜗轮齿面接触疲劳强度进行设计计算按蜗轮齿面接触疲劳强度进行设计计算a) 确定作用在蜗轮上的转矩 由前面的计算可知，作用在蜗轮上的转矩 T2=157.89 Nm=N.mm。 T2= Nmmb) 确定载荷系数 K由1表 6-6 中选取使用系数 KA=1.0，因为载荷平稳所 KA=1.0以取载荷分布系数 K=1.0 由于蜗轮转速为 60.06r/min，估计蜗轮 K=1.0的圆周速度可能较小（v13m/s） ，故选动载荷

10、系数 Kv=1.0，于是 Kv=1.0 K=KAKKv=1.01.01.0=1. 0 K=1.0 c) 确定许用接触应力H 由表 6-7 中查得H=150N/mm2；应力循环次数 H=150N/mm2精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业N=60jn2Lh=60160.06163658=1.68108 N= 1.68108则 H=105.45N/ mm2 288787/45.1051068. 11015010mmNNHHd) 确定模数 m 及蜗杆分度圆直径 d2青铜蜗轮与钢蜗杆配对时，由1式 (6-14)有2222204.363745.105314961578900 . 149621mmZ

11、KTdmH 由1表 6-2，取模数 m=8，d1=63mm。 （m2d1=4032mm3） m=8，d1=63mme) 验算蜗轮的圆周速度 v2 v2=0.780m/s smnmzndv/780. 010006006.6031810006021000602211故取 Kv=1.0 是合适的。4.1.5 分度圆直径分度圆直径 d1、d2及中心矩及中心矩 a蜗杆分度圆直径 d1=63mm d1=63mm蜗轮分度圆直径 d2=mZ1=248mm d2=248mm中心矩 a=（d1+d2）/2=155.5mm 取实际中心矩 a=160mm，则蜗轮需进行变位。 a=160mm4.1.6 蜗轮的变位系数蜗

12、轮的变位系数 因为实际中心距与运算中心距有差别，所以蜗轮须变位。由1式(6-5)得变位系数 x2=0.56255625. 085 .1551602maax4.1.7 校核蜗轮齿根弯曲疲劳强度校核蜗轮齿根弯曲疲劳强度由1表 6-8，按 Z2=31，插值求得 YFa=2.162，由1表 6-9 查得F=40N/mm2，则许用弯曲应力为 F= 22.6N/mm2 298696/6 .221068. 1104010mmNNFF精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业由1式(6-2)得蜗杆分度圆柱导程角 ，tan=Z1m/d1=28/63=0.254故 =14.25, =14.25由1式(6-12)得

13、82486325.14cos1578900 . 153. 1cos53. 102211FaFYmddKT =4.05N/mm2F=22.6N/mm2 F=4.05N/mm2则蜗轮齿根弯曲疲劳强度足够。4.1.8 蜗杆、蜗轮各部分尺寸计算蜗杆、蜗轮各部分尺寸计算(按按1表表 6-4 和表和表 6-5)a) 蜗杆齿顶高 ha1=ha*m=18=8mm ha1=8mm齿根高 hf1=(ha*+c*)m=(1+0.25) 8=10mm hf1=10mm齿高 h1=ha1+hf1=8+10=18mm h1=18mm 分度圆直径 d1=63mm d1=63mm齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=63+28

14、=79mm da1=79mm齿根圆直径 df1=d12hf1=63-210=43mm df1=43mm蜗杆轴向齿矩 Px=m=25.13mm Px=25.13mm 蜗杆齿宽 b1 (12+0.1Z2)m=(12+0.131) 8=120.8mm取 b2=140mm b1=140mm b) 蜗轮齿顶高 ha2=(ha*+x2) m=(1+0.5625) 8=12.5mm ha2=12.5mm齿根高 hf2=(ha*+c*x2) m=(1+0.25-0.5625) 8=5.5mm hf2=5.5mm齿高 h2=ha2+hf2=12.5+5.5=18mm h2=18mm分度圆直径 d2=mZ2=83

15、0=248mm d2= 248mm喉圆直径 da2=d2+2ha2=248+212.5=273mm da2=273mm齿根圆直径 df2=d22hf2=248-25.5=237mm df2=237mm咽喉母圆半径 rg2=ada2/2=160-248/2=36mm rg2=36mm齿宽 b20.7da1=0.779=55.3mm, 取 54mm b2=54mm齿宽角 =2arcsin(b2/d1)=2arcsin(54/63)=117.99 117.99顶圆直径 de2da2+1.5m=273+1.58=285mm取 de2=280mm de2=280mm精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-

16、专业4.1.9 热平衡计算热平衡计算a)滑动速度 Vs，由1式(6-18)得 V1=3.1m/ssmRnv/1 . 3260063. 09402160121Vs=V1/cos=3.1/cos14.25=3.2m/s Vs=3.2m/s b)当量摩擦角 由1表 6-10，按 Vs=3.2m/s,查得 = =2.037 = 2.037 12 22 传动效率 ，由1式(6-19)得 =0.830830. 0) 037. 225.14(25.14955. 0)(955. 0tgtgtgtgvc)箱体所需散热面积 按自然通风计算，取 kd=17w/(m2oC),油的工作温度 t=80oC,周围空气温度

17、t0=20oC,则 A0.347m 2201347. 020)-(8017)735. 01 (337. 11000)()1 (1000mttKPAd根据设计图可知符合散热要求。4.1.10 精度及齿面粗糙度的选择精度及齿面粗糙度的选择由1表 6-1,V2=0.780m/s，为一般动力传动,选取精度等级为 8 级,标准为 8c GB1008988。蜗杆齿面粗糙度 Ra13.2m， Ra13.2m蜗轮齿面粗糙度 Ra23.2 m Ra23.2m4.1.11 润滑油的选择润滑油的选择及装油量的计算及装油量的计算a) 润滑油牌号的选择力-速度因子 =41.01Nmin/m236131min/01.41

18、940160101578902mNnaTvKs由1图 6-15 查得 40oC，运动粘度为 250mm2/s，再由1表6-12 选 G-N320w 蜗轮蜗杆油。b) 装油量的计算精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业 蜗杆浸油深度为（0.751.0）h（h 为蜗杆的螺牙高或全齿高） ，同时油面不能超过蜗杆轴承最低位置滚动体的中心。4.2 滚子链传动4.2.1 确定链轮齿数确定链轮齿数由 i=2.1,设链速 V0.63m/s，选 Z1=21，Z0=44。 Z1=21, Z0=444.2.2 选定链型号，确定链节矩选定链型号，确定链节矩 p 由1式(4-7)得 Po0.904kwkWKPKKP

19、PZA904. 00 . 1993. 091. 00 . 10其中由1表 4-6 查得：工况系数 KA=1.0，由1图 4-12 得：链 KA=1.0轮齿系数 KZ=0.91，由1表 4-7 按单排链考虑 Kp=1.0。 KZ=0.91，Kp=1.0由 P0=0.904kw 及 n1=60.06r/min，由1图 4-10 选定链型号为12A，链距 p=19.05mm。 p=19.05mm4.2.3验算链速验算链速TC=21.78Nm，许用转速n=3600r/mmn0=940 r/mm，故可以选择 TL5 联轴器 2830。主动端 d1=28mm，Y 型轴孔 L=60mm，A 型键槽；从动端

20、d2=28mm， d1=d2=28mmY 型轴孔 L=60mm，A 型键槽。取减速器高速轴外伸段轴径 d=30mm。 d=30mm5 5 轴的设计计算轴的设计计算精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业10357575.1 蜗轮轴的设计5.1.1 确定减速器高速轴外伸段轴径确定减速器高速轴外伸段轴径根据前面 4.3 的计算，取减速器高速轴外伸段轴径 d=30mm。5.1.2轴的结构设计轴的结构设计根据题目要求，设计出蜗轮轴的机构如下图所示： 图 2 蜗轮轴的结构图5.1.3 蜗轮轴的强度校荷蜗轮轴的强度校荷已知条件如下：蜗轮轴传递的转矩及作用于蜗轮上 圆周力、径向力、轴向力分别为转矩 T=1

21、57.89 Nm T=157.89 Nm圆周力 Ft=1273.3NNdFt3 .1273248. 089.1572T222轴向力 Fa=431.7NNdTFa7 .431063. 06 .132211径向力Fr=Fttan1x=1273.3tan20=463.4N Fr=463.4N链轮对轴的作用力 Q=3103.1 由图可知 L1 =103mm L2 = L3 = 57mm L1 =103mm L2 = L3 = 57mm 5 5.1.3.1 绘制蜗杆轴的受力简图，求支座反力绘制蜗杆轴的受力简图，求支座反力： 绘制蜗杆轴的受力简图如下图 3 所示 精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业

22、1035757a) 垂直支反力(图 3-a): Rav= -702.3 NNLLdFaFrLRav3 .70225722487 .431574 .4632323Rbv= Rbv= 237.9NNLLdFaFrL9 .23725722487 .431574 .4632223b) 水平支反力(图 3-b)： RaH= -6543.4 NNLLLLLQFtLRaH4 .654325757571031 .3103573 .1273323211精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业 RbH= 5270.1NNLLLLLQFtL1 .527025757571031 .3103573 .1273322R

23、bH2115.1.3.25.1.3.2 作弯矩图作弯矩图a) 垂直面弯矩图(图 3-c) C 点右 Mv1=RbvL3=237.957=13560 Nmm Mv1=13560 Nmm C 点左 Mv2=RavL2= -702.357= -40031 Nmm Mv2=-40031 Nmmb) 水平面弯矩图(图 3-d)C 点MHC= RbvL3 =5271.057=Nmm MHC= Nmm A 点MHA= QL1 =3103.1103= Nmm MHA= Nmm c) 合成弯矩图(图 3-e)A 点MA= MHA= Nmm MA= NmmC 点右 M1= NmmmmNMMMvHC30070213

24、560300396222121C 点左 M2= - NmmmmNMMMvHC303089403113003962222225 5.1 1.3 3.3 3 作转矩作转矩 T T 图图( (图图 3-g)3-g)T= Nmm5 5.1.3.4 作计算弯矩作计算弯矩 McaMca 图图：该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力应按脉动循环应力考虑，取 =0.6。A 点精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业 McaA=Nmm mmNTMMAcaA3333631578906 . 03196192222 C 点右 McaC1= NmmmmNMMCcaC300702 11C 点左McaC2=Nm D 点 mmN

25、TMMCcaC3175491578906 . 0303089222222 McaD=T=0.6=94734 Nmm Mca3=94734 Nmm5 5.1 1.3 3.5 5 校核轴的强度校核轴的强度：根据图所示，A 点弯矩值最大，E 点轴径最小，所以该轴的危险断面是 A、E 两点所在剖面。由 45 钢调质处理根据1表 8-1，得 B=637N/mm2，再根据1表 8-3 查得，b1=58.7N/mm2。 按1式(8-7)计算剖面直径A 点轴径 dA =38.4mm mmMdbcaAA4 .387 .581 . 03333631 . 0331该值小于原设计该点处轴径 55 mm，安全。E 点轴

26、径 mmMdbcaEE2 .317 .581 . 01781381 . 0331考虑到轴上有一个键槽影响，轴径加大 5%dE=31.2（1+0.05）=32.8mm dE=32.8mm该值小于原设计该点处轴径 42 mm，安全。5 5.3 3.1 1.6 6 精确校核轴的疲劳强度精确校核轴的疲劳强度由图 3 可知，剖面均为有应力集中的剖面，均有可能是危险剖面。各危险截面的弯矩值为截面弯矩值Nmm15826其中剖面计算弯矩相同。剖面轴径小，应力集中系数较精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业大，则只校核剖面。剖面载荷数值太小故不校核者。则 只校核，剖面。45 钢机械性能查表 8-11得 ：-

27、1=268N/mm2，-1=155N/mm2；a） 剖面剖面： -1=268N/mm2，因键槽引起的应力集中系数根据附表 1-11:k=1.808，k=1.60 -1=155N/mm2配合(按 H7/k6)应力集中系数根据附表 1-11：k=1.949,k=1.497因过度圆角引起的应力集中系数根据附表 1-2 查得：（D-d）/r=（52-42）/2=5，r/d=2/42=0.048 k=1. 955，k=1.636k=1. 955，k=1.636取 k=1. 955，k=1.636绝对尺寸影响系数由附表 1-41查得：=0.84，=0.78； =0.84，=0. 78；表面质量系数由附表

28、1-51查得 ：=0.94，=0.94； =0.94，=0.94；查表 1-51得 =0.34，=0.21。 =0.34，=0.21剖面产生的弯曲应力、应力幅、平均应力为M= Nmm M= Nmm max= 15.08N/mm223max/08.15421 . 0111711WmmNM a=max=15.08N/mm2，m=0 a =15.08N/mm2 m=0 S=-1/（Ka/（）+m） =268/(1.95515.08/(0.940.84) +0) S=7.2=7.2 剖面产生的扭转剪应力、应力幅、平均应力为精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业 max =10.66N/mm223/

29、66.10422 . 01547890mmNWTTmaz a=m= 5.33N/mm22max/33. 5266.102mmNma剖面的安全系数为 S=11.99 .1133. 521. 033. 578. 094. 0636. 11551maKSS=SS/（S2+S2）1/2= 7.211.9/（7.22+11.92）1/2=6. S=6.2S=1.51.8，SS，所以剖面安全。b b）剖面剖面剖面因过度圆角引起的应力集中系数根据附表 1-1 查得：（D-d）/r=（55-52）/1=3，r/d=1/52=0.02，k=1.678，k=1.474 k=1.678，k=1.474绝对尺寸影响系

30、数由附表 1-41查得：=0.81，=0. 76； =0.81，=0. 76；表面质量系数由附表 1-51查得 ：=0.94，=0.94； =0.94，=0.94；查表 1-51得 =0.34，=0.21。 =0.34，=0.21剖面产生的弯曲应力、应力幅、平均应力为M=27073 Nmm M=27073 Nmm max= 19.4N/mm223max/4 .19521 . 027373WmmNMa=max=15.08N/mm2，m=0 a= 19.4N/mm2 S=-1/（Ka/（）+m） m=0 =268/(1.67819.4/(0.940.81) +0) =6.3 S=6.3剖面产生的扭

31、转剪应力、应力幅、平均应力为精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业 max =5.61N/mm223/61. 5522 . 01547890mmNWTTmaz a=m= 2.81N/mm22max/81. 2261. 52mmNma剖面的安全系数为 S=24.33 .2481. 221. 081. 276. 094. 0474. 11551maKSS=SS/（S2+S2）1/2= 6.324.3/（6.32+24.32）1/2=6.1 S=6.1C)C)剖面剖面配合(按 H7/k6)应力集中系数根据附表 1-11：k=1.949,k=1.497因过度圆角引起的应力集中系数根据附表 1-2

32、查得：（D-d）/r=（56-55）/0.5=2，r/d=0.5/55=0.01 k=1. 955，k=1.636k=1. 955，k=1.636取 k=1. 955，k=1.636绝对尺寸影响系数由附表 1-41查得：=0.81，=0. 76； =0.81，=0. 76；表面质量系数由附表 1-51查得 ：=0.94，=0.94； =0.94，=0.94；查表 1-51得 =0.34，=0.21。 =0.34，=0.21承受的弯矩为 M= Nmm M= Nmm max= 6.07N/mm223max/07. 6551 . 0101125WmmNMa=max=6.07N/mm2，m=0 a=

33、6.07N/mm2 S=-1/（Ka/（）+m） m=0 =268/(1.9496.07/(0.940.81) +0) =17.2 S=17.2剖面产生的扭转剪应力、应力幅、平均应力为 max =4.75N/mm223/75. 4552 . 01547890mmNWTTmaz精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业 a=m= 2.81N/mm22max/81. 2275. 42mmNma S=28.2525.2838. 221. 038. 281. 094. 0497. 11551maKSS=SS/（S2+S2）1/2= 17.228.25/（17.22+28.252）1/2=14.7 S=

34、14.7d)d) 剖面剖面因键槽引起的应力集中系数根据附表 1-11:k=1.808，k=1.603配合(按 H7/r6)应力集中系数根据附表 1-11：k=2.598,k=1.872因过度圆角引起的应力集中系数根据附表 1-2 查得：（D-d）/r=（64-56）/2=4，r/d=2/56=0.036, k=1. 904，k=1.577k=2.598，k=1.872取 k=2.598，k=1.872 M= Nmm M= Nmm剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力为 max= 5.71N/mm223max/71. 5561 . 0100234WmmNMa=max=5.71N/mm2，m=0 a

35、= 5.71N/mm2绝对尺寸影响系数由附表 1-41查得：=0.81，=0. 76； =0.81，=0. 76；表面质量系数由附表 1-51查得 ：=0.94，=0.94； =0.94，=0.94；查表 1-51得 =0.34，=0.21。 =0.34，=0.21剖面的安全系数为S=S=-1/（Ka/（）+m） S=13.8 = 268/(2.5985.71/(0.940.81) +0) =13.8SS=1.51.8，所以剖面安全。7 7 滚动轴承的选择和寿命验算滚动轴承的选择和寿命验算精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业滚动轴承的选择：滚动轴承的选择：由蜗杆及蜗轮尺寸选定：.蜗杆轴承

36、为圆锥滚子轴承 30208 号 kNCYYekNC8 .59, 9 . 0, 6 . 1,37. 0,8 .4200.蜗轮轴轴承为圆锥滚子轴承 30211 号kNCYYekNC5 .86, 8 . 0, 5 . 1, 4 . 0,5 .6500额定工作寿命 hLh4800010hLh4800010寿命验算寿命验算: :.蜗轮轴轴承蜗轮轴轴承 1)受力分析及所受支反力计算见轴校核处。 R1H=6543.4Na) 水平方向支反力 R2H=259.3NNRH4 .65431NRH3 .2592b) 垂直方向支反力 R1v=702.3N R2V=237.9NNRV3 .7021NRV9 .2372 R

37、1=6581.0N R2=5275.5NNRRRNRRRVHVH5 .5275,0 .658122222212112）计算派生轴向力 S S1=2193.7N S2=1758.5NNYRSNYRS5 .1758)5 . 12/(5 .52752/,7 .2193)5 . 12/(0 .65812/22113) 计算轴向载荷 A A1=2193.7NA2=1762.0NNSFSANFSSAaa1762)5 .1758, 7 .4317 .2193max(),max(,7 .2193)7 .4315 .1758, 7 .2193max(),max(211212114)计算当量动载荷 P0, 0 .

38、 14 . 0033. 00 .6581/7 .2193/1111YXeRA取0, 0 . 14 . 0034. 05 .5275/17622/222YXeRA取因为载荷平稳，所以取 , 0 . 1df根据所受弯矩取 fm1 =2,fm2 =1 P1=13162NNAYRXffPmd13162)00 .65810 . 1 (20 . 1)(111111 P2=5275.5NNAYRXffPmd5 .5275)05 .52750 . 1 (10 . 1)(2222225)计算轴承寿命精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业 L10h=h103106610121147540)1316286500

39、1(06.606010)(6010,hthLhPCfnLPPPP取由于.蜗杆轴轴承蜗杆轴轴承 1)受力分析及所受支反力计算。水平方向支反力 NRRHH9 .21521NRRHH9 .21521垂直方向支反力 NRV8 .3981NRV8 .3981 NRV6 .642NRV6 .642合成支反力 R1=453.5N R2=225.3NNRRRNRRRVHVH3 .225,5 .45322222212112）计算派生轴向力 S S1=141.7N S2=70.4NNYRSNYRS4 .70)6 . 12/(3 .2252/,7 .141)6 . 12/(5 .4532/22113) 计算轴向载荷

40、 A A1=1343.7N A2=70.4NNSFSANFSSAaa4 .70)4 .70, 3 .12737 .141max(),max(,7 .1343)3 .12734 .70, 7 .141max(),max(211212114)计算当量动载荷 P6 . 1, 4 . 037. 096. 25 .453/7 .1343/1111YXeRA取6 . 1, 4 . 037. 0312. 03 .225/4 .70/1122YXeRA取因为载荷平稳，所以取根据所受弯矩取 fm1 =1, fm2 =1, 0 . 1df P1=2331.3NNAYRXffPmd3 .2331)7 .13436

41、. 15 .4534 . 0(10 . 1)(111111 P2=202.8NNAYRXffPmd8 .202)4 .706 . 13 .2254 . 0(10 . 1)(2222225)计算轴承寿命 L10h=h103106610121882533)3 .2331598001(9406010)(6010,hthLhPCfnLPPPP取由于8 8 键联接的选择和验算键联接的选择和验算精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业1 1）蜗杆轴上键的选择）蜗杆轴上键的选择标准:GB1096-79,850 材料为 45 钢，载荷平稳，静联接,6 .13,50,3 . 3,30,/1402mNTmmlm

42、mkmmdmmNp 5.49 2/49. 52mmNdklTpp2/mmN因，故安全。pp2 2）蜗轮输出轴上键的选择）蜗轮输出轴上键的选择标准:GB1096-79,12X63 材料为 45 钢，载荷平稳，静联接,89.157,63,3 . 3,40,/1402mNTmmlmmkmmdmmNp 38.0 2/0 .382mmNdklTpp2/mmN因，故安全。pp3 3）蜗轮上键的选择）蜗轮上键的选择标准:GB1096-79,1663 材料为 45 钢，载荷平稳，静联接,89.157,63,3 . 4,58,/1402mNTmmlmmkmmdmmNp 10.04 2/04.102mmNdklT

43、pp2/mmN因，故安全。pp9 9 减速器的润滑方式及密封形式的选择润滑油牌的选择及装油计算减速器的润滑方式及密封形式的选择润滑油牌的选择及装油计算减速器的润滑采用油润滑，润滑油选 G-N320w 蜗轮蜗杆油。油标尺 M12,材料 Q235A。蜗杆上密封圈选用 GB13871-1992 型旋转轴唇形密封圈 d=38mm。蜗轮上密封圈选用 GB13871-1992 型旋转轴唇形密封圈 d=52mm。密封件选用 JB/ZQ4606-86 型毡圈油封。1010 参考资料参考资料1 孙志礼 冷星聚 魏延刚 曾海泉 著 沈阳 ： 东北大学出版社 20042 巩云鹏 田万禄 张祖立 黄秋波 著 沈阳 ： 东北大学出版社 2004