涡轮蜗杆设计说明书.doc

减速器设计说明书 郭燕芳 机自 0413 班 20042206 第 1 页 共 21 页 目录 1 1 设计任务书设计任务书 2 2 2 2 电动机的选择计算电动机的选择计算 2 2 3 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 3 4 4 传动零件的设计计算传动零件的设计计算 4 4 4 1 蜗轮蜗杆的设计计算 4 4 2 滚子链传动 8 4 3 选择联轴器 10 5 5 轴的设计计算轴的设计计算 1010 6 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 1717 7 7 键联接的选择和验算键联接的选择和验算 1919 8 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式的选择润滑油牌的选择及装油量的计算 2020 9 9 参考资料参考资料 2020 减速器设计说明书 郭燕芳 机自 0413 班 20042206 第 2 页 共 21 页2 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 F V 1000 1900 0 45 1000 0 855kW PW 0 855kW 传动装置总效率 1 2 23 4 5 6 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 99 0 75 0 992 0 9 0 96 0 97 0 635 0 635 减速器设计说明书 郭燕芳 机自 0413 班 20042206 第 3 页 共 21 页3 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 28 3 0 45 0 6060 w r D v n 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 28 3 0 45 0 6060 w r D v n 传动装置总传动比 i 32 87 87 32 6 28 940 0 w n n i 据表 2 4 2 9 取 i链 2 1 则 i蜗 i i链 32 87 2 15 652 i蜗 15 652 3 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 9550 P0 n0 9550 1 35 940 13 7N m T0 13 7N m 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 EH Y100 L 6 1 5100094032 8728j6 60100 减速器设计说明书 郭燕芳 机自 0413 班 20042206 第 4 页 共 21 页4 I 轴 减速器蜗杆轴 P1 P0 1 1 35 0 99 1 337kW P1 1 337kW n1 n0 i01 940 1 940r min n1 940r min T1 9550 P1 n1 9550 1 337 940 13 6N m T1 13 6N m II 轴 减速器蜗轮轴 P2 P1 2 3 1 337 0 75 0 99 0 993kW P2 0 993kw n2 n1 i12 940 15 652 60 06r min n2 60 06r min T2 9550 P2 n2 9550 0 993 60 06 157 89N m T2 157 89N m III 轴 滚筒轴 P3 P2 3 4 0 993 0 99 0 9 0 8 85kW P3 0 885kw n3 n2 i23 60 06 2 1 28 6r min n3 28 6r min T3 9550 P3 n3 9550 0 885 28 6 295 52N m T3 295 52N m 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 4 1 蜗轮蜗杆的设计计算 4 1 1 选择材料选择材料 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 99 1 33794013 6 蜗杆传动15 6520 735 0 99360 06157 89 0 88528 6295 52 链传动2 10 891 减速器设计说明书 郭燕芳 机自 0413 班 20042206 第 5 页 共 21 页5 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 2 Z2 2 i蜗 2 15 652 31 304 Z2 31 则取 Z2 31 则 i蜗 Z2 Z21 31 2 15 5 i蜗 15 5 4 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 1 15 5 32 55 i实 32 55 则传动比误差为 i 0 97 0 0 0 0 0 0 0 0 597 0100 87 32 55 3287 32 100 理 实理 i ii i 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 N m 157890N mm T2 157890 N mm b 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 v1 3m s 故选动载荷系数 Kv 1 0 于是 Kv 1 0 K KA K Kv 1 0 1 0 1 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 N 60 j n2 Lh 60 1 60 06 16 365 8 1 68 108 N 1 68 108 减速器设计说明书 郭燕芳 机自 0413 班 20042206 第 6 页 共 21 页6 则 H 105 45N mm2 2 8 8 7 8 7 45 105 1068 1 10 150 10 mmN N HH d 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 2 2 2 2 2 04 3637 45 10531 496 1578900 1 496 21mm Z KTdm H 由 1 表 6 2 取模数 m 8 d1 63mm m2d1 4032mm3 m 8 d1 63mm e 验算蜗轮的圆周速度 v2 v2 0 780m s sm nmznd v 780 0 100060 06 60318 100060 2 100060 2 2 11 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 m Z1 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 160mm 4 1 6 蜗轮的变位系数蜗轮的变位系数 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 0 8 5 155160 2 m aa x 4 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 2 9 8 6 9 6 6 22 1068 1 10 40 10 mmN N FF 由 1 式 6 2 得蜗杆分度圆柱导程角 tan Z1 m d1 2 8 63 0 254 减速器设计说明书 郭燕芳 机自 0413 班 20042206 第 7 页 共 21 页7 故 14 25 14 25 由 1 式 6 12 得 824863 25 14cos1578900 153 1 cos53 1 0 2 21 1 FaF Y mdd KT 4 05N mm2 F 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 1 8 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 2 8 79mm da1 79mm 齿根圆直径 df1 d1 2hf1 63 2 10 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 1 31 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 m Z2 8 30 248mm d2 248mm 喉圆直径 da2 d2 2ha2 248 2 12 5 273mm da2 273mm 齿根圆直径 df2 d2 2hf2 248 2 5 5 237mm df2 237mm 咽喉母圆半径 rg2 a da2 2 160 248 2 36mm rg2 36mm 齿宽 b2 0 7da1 0 7 79 55 3mm 取 54mm b2 54mm 齿宽角 2arcsin b2 d1 2arcsin 54 63 117 99 117 99 顶圆直径 de2 da2 1 5m 273 1 5 8 285mm 取 de2 280mm de2 280mm 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 减速器设计说明书 郭燕芳 机自 0413 班 20042206 第 8 页 共 21 页8 V1 3 1m ssmR n v 1 3 260 063 0 9402 1 60 12 1 Vs 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 2 2 传动效率 由 1 式 6 19 得 0 830830 0 037 2 25 14 25 14 955 0 955 0 tg tg tg tg v c 箱体所需散热面积 按自然通风计算 取 kd 17w m2 oC 油的工作温度 t 80oC 周 围空气温度 t0 20oC 则 A 0 347m 2 2 0 1 347 0 20 8017 735 0 1 337 1 1000 1 1000 m ttK P A d 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 GB10089 88 蜗杆齿面粗糙度 Ra1 3 2 m Ra1 3 2 m 蜗轮齿面粗糙度 Ra2 3 2 m Ra2 3 2 m 4 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 01N min m 2 3 6 1 3 1 min 01 41 940160 101578902 mN na T v Ks 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 蜗杆浸油深度为 0 75 1 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 减速器设计说明书 郭燕芳 机自 0413 班 20042206 第 9 页 共 21 页9 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 V 0 6 3m s 选 Z1 21 Z0 44 Z1 21 Z0 44 4 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 Po 0 904kwkW K PKK P P ZA 904 0 0 1 993 0 91 0 0 1 0 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 05mm 4 2 3验算链速验算链速 TC 21 78N m 许用转速 n 3600r mm n0 940 r mm 故可以选择 TL5 联轴器 28 30 主动 端 d1 28mm Y 型轴孔 L 60mm A 型键槽 从动端 d2 28mm d1 d2 28mm Y 型轴孔 L 60mm A 型键槽 取减速器高速轴外伸段轴径 d 30mm d 30mm 5 5 轴的设计计算轴的设计计算 5 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 减速器设计说明书 郭燕芳 机自 0413 班 20042206 第 11 页 共 21 页11 1035757 1035757 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 157 89 N m T 157 89 N m 圆周力 Ft 1273 3NN d Ft 3 1273 248 0 89 157 2 T 2 2 2 轴向力 Fa 431 7NN d T Fa7 431 063 0 6 13 22 1 1 径向力 Fr Fttan 1x 1273 3 tan20 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 减速器设计说明书 郭燕芳 机自 0413 班 20042206 第 12 页 共 21 页12 a 垂直支反力 图 3 a Rav 702 3 NN LL d FaFrL Rav 3 702 257 2 248 7 431574 463 2 3 23 Rbv Rbv 237 9NN LL d FaFrL 9 237 257 2 248 7 43157 4 463 2 2 23 b 水平支反力 图 3 b RaH 6543 4 N N LL LLLQFtL RaH 4 6543 257 5757103 1 310357 3 1273 323 21 1 RbH 5270 1N N LL LLLQFtL 1 5270 257 5757103 1 310357 3 1273 322 RbH 21 1 5 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 Rbv L3 237 9 57 13560 N mm Mv1 13560 N mm 减速器设计说明书 郭燕芳 机自 0413 班 20042206 第 13 页 共 21 页13 C 点左 Mv2 Rav L2 702 3 57 40031 N mm Mv2 40031 N mm b 水平面弯矩图 图 3 d C 点 MHC Rbv L3 5271 0 57 300396N mm MHC 300396 N mm A 点 MHA Q L1 3103 1 103 319619 N mm MHA 319619 N mm c 合成弯矩图 图 3 e A 点 MA MHA 319619 N mm MA 319619 N mm C 点右 M1 300702 N mmmmNMMM v HC 30070213560300396 222 1 2 1 C 点左 M2 303089 N mm mmNMMM v HC 303089403113003962 2 22 2 2 5 5 1 1 3 3 3 3 作转矩作转矩 T T 图图 图图 3 g 3 g T 157890 N mm 5 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 McaA 333363N mm mmNTMM AcaA 3333631578906 0319619 2 2 2 2 C 点右 McaC1 300702 mmNMM CcaC 300702 11 N mm C 点左 McaC2 317549N m mmNTMM CcaC 3175491578906 0303089 2 2 2 2 22 D 点 减速器设计说明书 郭燕芳 机自 0413 班 20042206 第 14 页 共 21 页14 McaD T 0 6 157890 94734 N mm Mca3 94734 N mm 5 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 b 1 58 7N mm2 按 1 式 8 7 计算剖面直径 A 点轴径 dA 38 4mm mm M d b caA A 4 38 7 581 0 333363 1 0 3 3 1 该值小于原设计该点处轴径 55 mm 安全 E 点轴径 mm M d b caE E 2 31 7 581 0 178138 1 0 3 3 1 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 N mm 17813829861110497310497310023415826 其中 剖面计算弯矩相同 剖面轴径小 应力集中系数较 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 1 1 得 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 1 1 k 1 808 k 1 60 1 155N mm2 减速器设计说明书 郭燕芳 机自 0413 班 20042206 第 15 页 共 21 页15 配合 按 H7 k6 应力集中系数根据附表 1 1 1 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 4 1 查得 0 84 0 78 0 84 0 78 表面质量系数由附表 1 5 1 查得 0 94 0 94 0 94 0 94 查表 1 5 1 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 111711 N mm M 111711 N mm max 15 08N mm2 2 3 max 08 15 421 0 111711 W mmN M a max 15 08N mm2 m 0 a 15 08N mm2 m 0 S 1 K a m 268 1 955 15 08 0 94 0 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 max 10 66N mm2 2 3 66 10 422 0 1547890 mmN W T T maz a m 5 33N mm2 2max 33 5 2 66 10 2 mmN ma 剖面的安全系数为 减速器设计说明书 郭燕芳 机自 0413 班 20042206 第 16 页 共 21 页16 S 11 9 9 11 33 521 0 33 5 78 0 94 0 636 1 155 1 ma K S S S S S 2 S 2 1 2 7 2 11 9 7 22 11 92 1 2 6 S 6 2 S 1 5 1 8 S S 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 绝对尺寸影响系数由附表 1 4 1 查得 0 81 0 76 0 81 0 76 表面质量系数由附表 1 5 1 查得 0 94 0 94 0 94 0 94 查表 1 5 1 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 N mm M 27073 N mm max 19 4N mm2 2 3 max 4 19 521 0 27373 W mmN M a max 15 08N mm2 m 0 a 19 4N mm2 S 1 K a m m 0 268 1 678 19 4 0 94 0 81 0 6 3 S 6 3 剖面产生的扭转剪应力 应力幅 平均应力为 max 5 61N mm2 2 3 61 5 522 0 1547890 mmN W T T maz a m 2 81N mm2 2max 81 2 2 61 5 2 mmN ma 剖面的安全系数为 减速器设计说明书 郭燕芳 机自 0413 班 20042206 第 17 页 共 21 页17 S 24 3 3 24 81 2 21 0 81 2 76 0 94 0 474 1 155 1 ma K S S S S S 2 S 2 1 2 6 3 24 3 6 32 24 32 1 2 6 1 S 6 1 C C 剖面剖面 配合 按 H7 k6 应力集中系数根据附表 1 1 1 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 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 4 1 查得 0 81 0 76 0 81 0 76 表面质量系数由附表 1 5 1 查得 0 94 0 94 0 94 0 94 查表 1 5 1 得 0 34 0 21 0 34 0 21 承受的弯矩为 M 101125 N mm M 101125 N mm max 6 07N mm2 2 3 max 07 6 551 0 101125 W mmN M a max 6 07N mm2 m 0 a 6 07N mm2 S 1 K a m m 0 268 1 949 6 07 0 94 0 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 mm2 2 3 75 4 552 0 1547890 mmN W T T maz a m 2 81N mm2 2max 81 2 2 75 4 2 mmN ma S 28 25 25 28 38 2 21 0 38 2 81 0 94 0 497 1 155 1 ma K S 减速器设计说明书 郭燕芳 机自 0413 班 20042206 第 18 页 共 21 页18 S S S S 2 S 2 1 2 17 2 28 25 17 22 28 252 1 2 14 7 S 14 7 d d 剖面剖面 因键槽引起的应力集中系数根据附表 1 1 1 k 1 808 k 1 603 配合 按 H7 r6 应力集中系数根据附表 1 1 1 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 1 577 k 2 598 k 1 8 72 取 k 2 598 k 1 872 M 100234 N mm M 100234 N mm 剖面产生的正应力及其应力幅 平均应力为 max 5 71N mm2 2 3 max 71 5 561 0 100234 W mmN M a max 5 71N mm2 m 0 a 5 71N mm2 绝对尺寸影响系数由附表 1 4 1 查得 0 81 0 76 0 81 0 76 表面质量系数由附表 1 5 1 查得 0 94 0 94 0 94 0 94 查表 1 5 1 得 0 34 0 21 0 34 0 21 剖面的安全系数为 S S 1 K a m S 13 8 268 2 598 5 71 0 94 0 81 0 13 8 S S 1 5 1 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 滚动轴承的选择 滚动轴承的选择 由蜗杆及蜗轮尺寸选定 蜗杆轴承为圆锥滚子轴承 30208 号 kNCYYekNC 8 59 9 0 6 1 37 0 8 42 00 蜗轮轴轴承为圆锥滚子轴承 30211 号 减速器设计说明书 郭燕芳 机自 0413 班 20042206 第 19 页 共 21 页19 kNCYYekNC 5 86 8 0 5 1 4 0 5 65 00 额定工作寿命 hL h 48000 10 hL h 48000 10 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 4N a 水平方向支反力 R2H 259 3NNR H 4 6543 1 NR H 3 259 2 b 垂直方向支反力 R1v 702 3N R2V 237 9NNR V 3 702 1 NR V 9 237 2 R1 6581 0N R2 5275 5NNRRRNRRR VHVH 5 5275 0 6581 2 2 2 22 2 1 2 11 2 计算派生轴向力 S S1 2193 7N S2 1758 5N NYRS NYRS 5 1758 5 12 5 52752 7 2193 5 12 0 65812 22 11 3 计算轴向载荷 A A1 2193 7N A2 1762 0N NSFSA NFSSA a a 1762 5 1758 7 431 7 2193max max 7 2193 7 431 5 1758 7 2193max max 2112 1211 4 计算当量动载荷 P 0 0 14 0033 0 0 6581 7 2193 1111 YXeRA取 0 0 14 0034 0 5 5275 17622 2 22 YXeRA取 因为载荷平稳 所以取 0 1 d f 根据所受弯矩取 fm1 2 fm2 1 P1 13162NNAYRXffP md 13162 0 0 65810 1 20 1 111111 P2 5275 5NNAYRXffP md 5 5275 0 5 52750 1 10 1 222222 5 计算轴承寿命 L10h 147540h 10 3 10 66 10 121 147540 13162 865001 06 6060 10 60 10 h t h Lh P Cf n L PPPP 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 NRR HH 9 215 21 NRR HH 9 215 21 减速器设计说明书 郭燕芳 机自 0413 班 20042206 第 20 页 共 21 页20 垂直方向支反力 NR V 8 398 1 NR V 8 398 1 NR V 6 64 2 NR V 6 64 2 合成支反力 R1 453 5N R2