涡轮蜗杆设计说明书

减速器设计规范郭艳芳机从0413类共21页1页目录1设计规范1设计规范.2 2电机的选择，电机的选择，运动和功率参数的选择.233变速器以及变速器运动和动力参数的选择和计算。中传动部件的设计与计算.传动部件的设计和计算；蜗轮蜗杆的设计.计算.4 4.2滚子链驱动.8 4.3选择联轴器.105轴的设计计算轴的设计计算选择和寿命校核.1010 6 6滚动轴承的选择和寿命检查.1717 7键连接选择和检查键连接选择和检查.1919 8减速器润滑方式和密封形式的选择润滑板的选择和装油量的计算润滑方式和密封形式的选择润滑板的选择和装油量的计算.2020 9 9参考材料参考材料.2020减速器设计说明书郭艳芳机撰0413，第2页，共21页，第21页，设计任务书1.1标题：带式输送机驱动，带式输送机驱动滚筒圆周力f=19000n；皮带速度v=0.45m米/秒；滚筒直径d=300mm毫米；1.2工作条件：工作条件：工作寿命为8年；工人阶级制度2级；清洁的工作环境；负载特性稳定；生产批量小批量。图1带式输送机传动方案2电机选择计算2.1电机系列选择电机系列选择三相异步电机根据工作要求和工况，封闭结构，电压380伏，y系列选择。2.2电机功率的选择电机功率卷轴所需的有效功率pw=Fv/1000=19000.45/1000=0.855 kw pw=0.855 kw传动装置的总效率：根据参考文献2，=1223456(以下所有“参考文献1”和“参考文献2”统称为表4.2-9中的“1”和“2”) 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开式滚子链条传动效率4=0.9输送滚子效率5=0.96滑动轴承效率6=0.97，则总传动效率=0.990.750.9920.90.960.97=0.635=0.635 额定功率P0=1.5千瓦。2.3电动机速度的确定电动机速度的确定滚筒速度NW=28.6转/分钟/6.28 3.0 45.060瓦额定转速v n电动机数据见2表4.12-1，计算的总传动比见下表1。表1电机数据和总传动比2.4分配传动比分配传动比滚筒轴转速最小值/6.28 3.0 45.060瓦r d v n总传动比I=32.87 87.32 6.28 940 0瓦n I根据表24.2-9，如果I链=2.1， I-worm=I/I-chain=32.87/2=15.652 I-worm=15.652 3 3选择传动的运动和功率参数，计算传动的运动和功率参数，计算0轴(电机轴)P0=PR=1.35 KW P0=1.35 KW N0=940 r/min N0=940 r/min T0=9550 P0/N0=95501.35/940=13.7nm； T0=13.7Nm额定功率(/kW)同步速度/(r/min)满载速度(r/min)总传动比d * eh y100l-61.510094032.8728 j6 * 60100减速器设计手册郭艳芳机器从0413类第4页起共21页。P1=P0 1=1.350.99=1.337千瓦P1=1.337千瓦N1=N0/I01=940/1=940转/分钟，N1=940转/分钟T1=9550 P1/N1=95501.337/940=13.6纳米；T1=13.6Nm纳米二级轴(减速器蜗轮轴)P2=P1 2 3=1.3370.750.99=0.993千瓦P2=0.993千瓦N2=N1/I12=940/15.652=60.06转/分N2=60.06转/分T2=9550 P2/N2=95500.993/60.06=157.89纳米T2=113.6纳米第三轴(鼓轴)P3=P234=0 . 9930 . 990 . 9=0.85 KWP3=0.885 KWN3=N2/I23=60.06/2.1=28.6 R/MIN3=28.6 R/MIN3=9550 P3/N3=95500.885/28.6=295.52Nm T3=295.52Nm表2各轴运动的设计和计算扭矩N.m变速器比效率 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减速器设计手册郭艳芳机器自0413级，第5页，共21页第5页第4.5页蜗轮是由铸造锡青铜ZCuSn10Pb1，砂型铸造工艺制成。为了节约贵金属，只有齿圈由贵金属制成，而轮芯由铸铁HT200制成。4.1.2蜗杆头数的确定蜗杆头数Z2和蜗轮数及蜗轮数Z1的确定从1中的表6-3中，根据i=15.652，选择蜗杆头数Z1=2，因此：Z1=2Z2=蜗杆=215.652=31.304 Z2=31，然后Z2=31，然后I蜗杆=Z2 /Z21=31/2=15.5。I蜗杆=15.5 4.1.3检查传动比检查传动比理论计算传动比I=32.87，实际传动比I实数=i链条I蜗杆=2.115.5=32.55，I实数=32.55，则传动比误差为：I=0.97% 0.000 0.000 0 0.597.0 100 87.32 55.3287.32 100原则i ii i因此传动比满足4.1.4根据蜗轮齿面接触疲劳强度进行设计计算。根据蜗轮齿面接触疲劳强度进行设计计算。确定作用在蜗轮上的扭矩。从前面的计算可以看出，作用在蜗轮上的扭矩T2=157.89 Nm=N.mm T2=Nmm b)决定了负载系数k。使用系数KA=1.0选自1的表6-6，因为由于负载稳定，KA=1.0用于获得负载分配系数K=1.0。由于蜗轮速度为60.06r/min，估计蜗轮的圆周速度K=1.0可能更小(v1 3m/s)，因此选择动态负载系数Kv=1.0。因此kv=1.0k=kakkv=1 . 01 . 01 . 0=1.0k=1.0c)，以确定表6-7中的容许接触应力H=150n/mm2；确定时，应力循环次数H=150牛顿/平方毫米减速器设计说明郭艳芳机器从第6页第0413类共21页6N=60 JN2 LH=60160.06163658=1.68108N=1.68108H=105.45N/平方毫米28787/45.105 1068.1 10 150 10毫米n hhd)根据1中的公式(6-14)，有22 22 204.3637 45.10531 496 1578900.1 496 21mm zktmh。根据1中的表6-2，模量m=8，D1=63毫米(m2d1=4032mm3) m=8，d1=63mm e)检查蜗轮v2v 2v 2v 2=0.780m/s smnm zndv/780.010006006.60318 1000602 1000600211的圆周速度，因此Kv=1.0是合适的。4.1.5分度圆直径分度圆直径d1、d2、中心力矩和中心力矩蜗杆分度圆直径D1=63毫米D1=63毫米蜗杆分度圆直径d2=mZ1=248mm毫米d2=248mm毫米中心力矩A=(D1 D2)/2=155.5毫米取实际中心力矩a =160mm毫米，蜗轮需要移动。a=160毫米4.1.6蜗轮的修改系数蜗轮的修改系数必须修改，因为实际中心距离与操作中心距离不同。1中公式(6-5)的位移系数x2为0.56255625 . 085 . 1551602m aa x 4 . 1 . 7，用于检查蜗轮齿根的弯曲疲劳强度。根据1中的表6-8检查蜗轮齿根的弯曲疲劳强度，根据Z2=31通过插值获得YFa=2.162。根据1表6-9，发现F=40N/mm2，则许用弯曲应力为F=22.6N/mm2 29869 6/6.22 1068.1 10 40 10mm n ff减速机设计规范郭机从第7页第0413类共2 1页。蜗杆分度圆柱提前角由1中的公式(6-2)确定，Tan=Z1m/d1=28/63=0.254所以=14.25，=14.25如果824863 25.14 COS 1578900 . 153.1 COS 53.102 21 1 FAF y MDD KT=