渦輪蝸桿減速器設計說明書.doc

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1、 機械設計課程設計機械設計課程設計 計算說明書計算說明書 一一、設設計計任任務務書書 .1 二二電電動動機機的的選選擇擇計計算算 .1 三三、傳傳動動裝裝置置的的運運動動和和動動力力參參數(shù)數(shù)的的選選擇擇和和計計算算.2 四四、傳傳動動零零件件的的設設計計計計算算.3 五五、軸軸的的設設計計計計算算 6 六六、滾滾動動軸軸承承的的選選擇擇和和壽壽命命計計算算9 七七、鍵鍵聯(lián)聯(lián)接接的的選選擇擇和和驗驗算算.12 八八、選選擇擇聯(lián)聯(lián)軸軸器器.12 九九、 減減速速器器的的潤潤滑滑及及密密封封形形式式選選擇擇.13 十十、參參考考材材料料 .13 一、設計一、設計任務書任務書 1、題目：題目：WD 9

2、B 膠帶輸送機的傳動裝置膠帶輸送機的傳動裝置 2、設計數(shù)據(jù)：、設計數(shù)據(jù)： 滾筒圓周力帶速滾筒直徑滾筒長度 F=2300NV=0.60m/sD=320mmL=450mm 3、工作條件：、工作條件： 工作年限工作班制工作環(huán)境載荷性質生產(chǎn)批量 10 年2 班 多灰塵 稍有波動小批 二電動機的選擇計算二電動機的選擇計算 1、選擇電動機系列、選擇電動機系列 按工作要求及工作條件選用三相異步電動機,封閉式結構，電 壓 380V，Y 系列。 2、選擇電動機功率、選擇電動機功率 卷筒所需有效功率 PW=FV/1000=23000.60/1000=1.38kw PW=1.38kw 傳動裝置總效率：=筒蝸鏈承 3

3、 聯(lián)=0.617 =0.617 其中,按表 4.2-9 取 滾筒效率 筒=0.96 蝸桿傳動效率 蝸=0.75 鏈條傳動效率 鏈=0.90 滾動軸承效率 承=0.98 聯(lián)軸器效率 聯(lián)=0.99 所需電動機功率 PR=PW/=1.38/0.636=2.237kw PR=2.237kw 查表 4.12-1: 選 Y100L24 型。額定功率 3kw，同步轉速 1500r/min，滿載轉速 n0=1420r/min。 查表 4.12-2 知電動機中心高 H=100mm,外伸軸段 DE=28mm60mm. DE=28mm60mm 3、分配傳動比、分配傳動比 滾筒軸轉速 nW=60v/(D)=600.6

4、0/(0.32)=35.84r/min. nW=35.84r/min 傳動裝置總傳動比 i=n0/nW=1420/35.83=39.63 i=39.63 據(jù)表 4.2-9,取 i鏈=2,則 i蝸= i/ i鏈=39.63/2=19.82 i蝸 =19.82 三、傳動裝置的運動和動力參數(shù)的選擇和計算三、傳動裝置的運動和動力參數(shù)的選擇和計算 0 軸(電動機軸): P0=Pr=2.17kw， n0=1420 r/min, P0=2.170kw, T0=9.55P0/n0=14.59Nm； n0=1420 r/min, 1 軸(減速器高速軸): P1=P0聯(lián)=2.15kw， T0=14.59Nm; n

5、1=n0=1420r/min, P1=2.15kw， T1=9.55P1/n1=14.46Nm； n1=1420r/min, 2 軸(減速器低速軸): P2= P1蝸承=1.580kw， T1=14.46Nm; n2=n1 /i蝸=71.64r/min， P2=1.580kw， T2=9.55P2/n2=210.62Nm; n2=71.64r/min， 3 軸(傳動滾筒軸): P3= P2鏈承=1.425w， T2=210.62Nm; n3= n2/i鏈35.82r/min, P3=1.425kw， T3=9.55P3/n3=379.92Nm; n3=35.82r/min, T3=379.92

6、Nm; 各軸運動及動力參數(shù)各軸運動及動力參數(shù) 軸序號軸序號功率功率 P(kw)轉速轉速 n(r/min)轉矩轉矩(N.m)傳動形式傳動形式傳動比傳動比效率效率 02.170142014.59 聯(lián)軸器1.00.99 2.150142014.46 蝸桿傳動19.820.74 1.58071.64210.62 1.42535.82379.92 鏈傳動2.00.91 四、傳動零件的設計計算四、傳動零件的設計計算 1、蝸輪蝸桿的設計計算蝸輪蝸桿的設計計算 （1） 、選擇材料、選擇材料 蝸桿用 45 鋼， 蝸輪用鑄錫青銅 ZCuSn10Pb1，金屬模鑄造，輪芯用鑄鐵 HT200 制造。 （2） 、確定蝸輪

7、齒數(shù)、確定蝸輪齒數(shù) 按 i=19.82，蝸桿頭數(shù) Z1=2，Z2=I蝸Z1=39.64。取 z2=40。 （3） 、按蝸輪齒面接觸疲勞強度進行設計計算、按蝸輪齒面接觸疲勞強度進行設計計算 a） 確定作用在蝸輪上的轉矩 T2，按 z1=2,蝸=0.75， b） 則： T2=9.55p2/n2=210.62Nm Z1=2，Z2=40 c） 確定載荷系數(shù) K T2=210.62Nm 由表 6-6 中選取使用系數(shù) KA=1.15，取載荷分布系 K=1.3, K=1.3, KA=1.15 由于蝸輪轉速為 71.64r/min，蝸輪的圓周速度可能較小， Kv=1.05, （v23m/s）故選動載荷系數(shù) K

8、v=1.05, 于是 K=1. 57 K=KAKKv=1.57 c）確定許用接觸應力H 由表 6-7 中查得H=268N/mm2； 應力循環(huán)次數(shù) N=60jn2Lh=60171.641630010=2.06108 N=2.06108 H= H（107/N）1/8=268（107 /2.06/108）1/8 H =183.61N/mm2 =183.61N/mm2 H=268N/mm2； d）確定模數(shù) m 及蝸桿分度圓直徑 d1 青銅蝸輪與鋼蝸桿配對時，ZE=160（N/mm2）1/2，有 m2d1KT2（496/（Z2H） ）2=1508.2mm3 由表 6-2，取 m=5，d1=63mm。 （

9、m2d1=1575mm3） m=5，d1=63mm e）驗算蝸輪的圓周速度 V2 V2=mZ2n2/（601000）=0.750m/se, 查表 9-10 得 X1=0.4,Y1=1.6 由 A2/RC=0.31e, 查表 9-10 得 X2=1,Y2=0 查表 9-11,按傳動裝置查取 fd=1,根據(jù)合成彎矩圖, 取 fm1=fm2=1,則 P1=fdfm1(X1R1+Y1A1)=2747N P1=2747N P2=fdfm2(X2R2+Y2A2)=193N P2=193N （6） 、計算軸承壽命、計算軸承壽命 因為 P1P2,故按 P1計算.查表 9-8,ft=1.由于是滾子軸承, 故壽命

10、系數(shù)取值為 =10/3 L10h=(ftC/P)10/3106/(60n)=82947h L10h=82947h 由表 9-9 查得 L10h=25000H，由 L10hL10h可知， 軸承滿足使用要求。 2、蝸輪軸承壽命計算蝸輪軸承壽命計算 蝸輪軸承 選用圓錐滾子軸承 代號 30209 d=45mm, D=85mm。 作用于蝸輪的圓周力、徑向力、軸向力為： n=68.8r/min 圓周力：Ft=1091.5N Ft=1091.5N 徑向力：Fa=296N Fa=296N, 軸向力：Fr=107.7N Fr=107.7N 轉速：n=68.8r/min （1） 、計算軸承的徑向支反力、計算軸承的

11、徑向支反力 水平支反力：RBH=RDH=Ft/2=545.8N RBH=545.8N 垂直支反力：RBV=272N, RDV=-354N RDH=568N 合成支反力：R1=RB=585N，R2=RD=565N RBV=272N RDV=-354N （2） 、作彎矩圖、作彎矩圖 （3） 、計算派生軸向力、計算派生軸向力 S 由表 9-12，S=R/（2Y） 。 查表 9-7，30207 軸承的 Y=1.6，C=64200N，e=0.37。 S1=346N S1=R1/（2Y）=346N，S2=R2/（2Y）=361N。 S2=361N （4） 、求軸承的軸向載荷、求軸承的軸向載荷 A 由結構知

12、，F(xiàn)A=Fa=437N FA=437N A1=max（S2+FA，S1）=798N，A2=max（S1-FA，S2）=361N。 A1=798N A2=361N （5） 、計算軸承的當量動載荷、計算軸承的當量動載荷 P 由 A1/R1=0.72e=0.37，查表 9-10，X1=0.4，Y1=1.6。 由 A2/R2=0.31TC 許用轉速n=8200r/mmn0 軸孔直徑 dMIN=24mm,dMAX=24mm 取減速器高速軸外伸段軸徑 d2=24mm,d1=24mm. d2=24mm d1=24mm 九、九、減速器的潤滑及密封形式選擇減速器的潤滑及密封形式選擇 減速器的潤滑采用脂潤滑，潤滑脂選用 ZL-2 通用鋰基潤滑脂 GB7324-87。 油標尺 M12,材料 Q235A。 蝸桿上密封圈選用 JB/ZQ4606-86 氈圈油封 d=30mm。 蝸輪上密封圈選用 JB/ZQ4606-86 氈圈油封 d=45mm。 密封件選用 JB/ZQ4606-86 型氈圈油封。 十、參考材料十、參考材料 1、機械設計，孫志禮、何雪紅、何韻君主編，冶金工業(yè)出版社，1998.2 2、機械設計課程設計，鞏云鵬、孫得志、喻子建主編，冶金工業(yè)出版社，1999