文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 @&LtIN#
}iCcXZ&5^
设计一带式输送机使用的V带传动或链传动及直齿圆柱齿轮减速器。设计参数如下表所示。 "I`g(q#Uo
1.运输带工作拉力F=2.5 KN !K319 eE
2.运输带工作速度V=1.4 M/S li~#6$
3.滚筒直径 D=200 mm Q]oCzSi
4.滚筒效率n=0.96 `SGI
Qrb
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; U6Ws#e
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 S((\KL,
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 _ZU.;0
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 T)"LuC#C
部件:1电动机 =hse2f
2V带传动或链传动 ]v{TSP^/
3减速器 TScI_8c>
4联轴器 1l*O;J9By
5输送带 a]mPc^h
6输送带鼓轮 BavGirCp
传动方案设计如下: BPkqC >w
s@c.nT%BYL
m^rrbU+HM?
a'm\6AW2)
]t|-
o$FYCz n
!-gjA@Pk
s$ v<p(yl
8rwXbYx
x
L=9w
3VXS
2%F!aeX
wX!>&Gc.
FaUc"J
s.oh6wz
UAi] hUq
ka$oUB)iQ
$NG|z0
ahJu+y
ID1/N)56
hi(uL>\
,\cO>y@
c3NUJ~>=y
OY>0qj
$6 A91|ZSQ
+@c-:\K%
!e"TWO*X
N=X(G(
6q!smM
9:l@8^_o
;0!rq^JG
H#+?)<UQ
&InMI#0mV
yj+HU5L4
pd1V8PZSG
Ea7LPHE#
LBkAi(0rd
EFYyr f@
MCcWRbE5#
kroO~(\
=p
lG9
9J!@,Zsh
\?X'U:
, Q5Z<\
二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 %`~?w'
HYkZMVH{
1. 选择电动机的类型 c!{]Z_d\
按工作要求和条件,选用Y系列一般用途全封闭式鼠笼型三相异步电动机 =H\ig%%E@
2. 确定电动机的容量 ]_ON\v1
电动机所需功率由公式 34$qV{Y%y
Pd=Pw/ηa (KW) X!w&ib-
Pw=Fv/1000ηw z^q ~|7
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) %HNe"7gk
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: *A,h^
ηa=η带η²轴η齿η链 '#fwNbD
按表4-1的V带传送速率η带=0.95,滚动轴承η轴=0.98,齿轮传动效率η齿=0.97,联轴器效率η联=0.99.则ηa=0.95 x 0.98 ² x 0.97 x 0.99 = 0.88 0y"Ra%Y
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 -X6[qLq
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW 6tBh`nYB=
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW *
@QC:1k
3 确定电动机的转速 :]viLw\&g
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) *k]izWsV*
根据表1-3的V带传动比i1=2-4,而单级圆柱齿轮减速器的传动比i2=4-6,因此总传动比的合理范围为:ia=8—24. TZ]D6.mD
Z3)l5JG)
MMI7FlfY
K`25G_Y3@
>$.lM~k
'WA]DlO
Q0}Sju+HX
B tZycI
2[Ja|W\If
"s6O|=^*
%e@Jc3
sKkk+-J4
?G#T6$E8
m),3J4(q
E_aDkNT
A7;|~??
^E5[~C*o3
Z5vpo$l
nI-^
"Zh6j)[o
f/r@9\x
\>@'wl
k_2W*2'S
d@:4se-q+
8?L7h\)-
o+H;ZGT5H
X\I"%6$
PuuO2TZ
Pe=4.0KW s4$Z.xwr
bUW`MH7yJ
{~"&$DY2
2VNMz[W'
?0Qm
RaS7IL:e
Zz\e:/
=)B@ `"
`XwFH#_
@bN`+DC!<
电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 Z|FWQ8gZ4m
符合这一范围的电动机同步转速有:750,1000,1500(r/min)三种,选用同步转速1000 (r/min)时,电动机的重量,价格及V带传动和减速器的传动比都比较合适,因此选定电动机型号为Y132M-6满载转速为nm=960(r/min). +$eEZ;4
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 #'qEm=%
(1) 求传动比 `dH[&=S
由选定的电动机的满载转速nm和工作机构转速nw,可求得传动装置的总传动比为: 8?lp:kM
ia=na/nw =960/114.6=8.038 g|W|>`>
(2) 分配传动装置传动比 '$]u?m
ia=i带i减 ![wV}.}
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 6wzTX8
则i减=ia/i带=3.35 +%$'(ts
5.传动装置的运动和运动参数的计算 ?#8s=t
(1) 各轴功率 u0;FQr2
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) nyZUf{:
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) :E ISms
(2) 各轴扭矩 1!@KRV
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) IAD_Tck
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) 2d,q?VH$
AwhXCq|k
n=1000 ,cR=W|6cQm
MCOz-8@|Y
电动机 型号为Y132M-6 I/ pv0
3[RbVT
%)7HBj(*J
;:nO5VFOg
N 798("
`TM[7'
N7=L^]
i带=2.5 T@[(FVA N
i减=3.35 2=3pV!)4}
f^8,Z+n
O.n pi: a
x[Xj[O
T@PtO"r
\vBpH'hR,'
TI=85.76N/m $z-zscco
Hq.ys> _
7-nz'-'
TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) l65-8
(3) 各轴转速 5*=a*nD11
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) <lHelX=/
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) FcnSO0G%
Sm;EWz-?
D2$"!7O1H
?QGAiu0
k T$yHB #
BJgg-z{Y
S ^?&a5{o
'&/"_
1LTl=tS#
@\,WJmW
q' };.tv
mOj6
4}_`"
8U8l
5r
VXforI
}(AgXvRq
+kF$I7LN
bP%0T++vo
#4. S2m4
yM%,*VZ
X4emhB
c?i=6CdD'
J]8nbl
}-H<wQ&x
41y}n{4n8
#/'5N|?
o<f[K}t9
jq{rNxdGx
Fx']kn9
|r"1
&ow5
y0vo-)E]-]
cT
abZc
OHeVm-VC
Gd$odKtI
KQ<pQkhv
"(/
1]EH`
nI=334(r/min) T"Ph@I<
nⅡ=114.6(r/min) 8=x{>&Jr
g+gHIb7{
pyZ&[*@
^ g`1SU`
lJ!+n<K+
-[?q?w!?
YC\~PVG
iJ_FJ[ U
SS@F:5),
uGl+"/uDu
dxlaoyv:
^YzFEu$
hA)tad]
0IoS|P}6a
`As.1@
l+S08IZ
5DKR1z:
az3rK4g
RWf4Wh?d
dE2(PQb*P
rkW*C'2fz
c,;-[sn
)}\T~#Q]y
Q}ho
Y
%^}3:0G
:M(%sv</
31-%IkX+k
T%K"^4k
uZ*;%y nQ
@%@uZqQ4
#kT3Sx
三.V带传动设计 +avu&2B
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 =if5$jE3
该系统载荷变动小,工作条件不是很恶劣,所以工况系数选用为1.2, -%"Kxe
设计功率Pd=KAP kW dC;@ Fn
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, W@jBX{k
由转速在满载时为960r/min z>+@pj
查表得 8)3g!3S
t>><|~wp
"Q;n-fqf
xS]=WO*
[#V?]P\uV
=rcqYPul0
ai[st+1
S{aK\>>H
pA9^-:\*
PO5/j
D U#6%8~
VqLqj$P
U#R=y:O?
I:[^><?E
FS30RP3
`/
_c?&G`
]cLO-A
u-0-~TwD
4M'y9 (
OF*m9
DE:FWD<}
PX}YDC zP$
Jj}+tQf
l[mXbQd
rI)op1K
}6MHIr=o
LC)-aw>-
_U;z@
B uV@w-|
a,IE;5kG
\wqi_[A
Q)S0z2
]Sg4>tp
f}b= FV{
JlJy3L8L
FP=%e]vJ
=m6;]16D
cLn&b}8'
7<DlA>(oUX
.^0@^%Wi
0@[]l{N
| u{NM1,
|GJSAs"L@
HTuv_kE
jh\L)a*
Q[J%
[=imF^=3Vb
j4>1a
NrPs :`
VuZd
$
\0)~cy
O+hN?/>v
H7!j5^
wd&Tf
R4!
jy#'oadS?
s
8O"U%
@*'$QD,
H;5Fs KIF
^y"5pfSR
,tBb$T)7<
uzjP!qO
D0NSzCHx
-)_"7}|u5
Ux5pw
MBZ/Pzl~
>.^/Z/[.L
G*.}EoA
四 .传动零件的计算 ;^VLx)q
设计一般用途的传动零件 HAJK%zLc
1. 选择材料 KneCMFy
小齿轮选用45号钢调质,大齿轮用45号钢正火,查表得小齿轮齿面硬度HBS=217-255,大齿轮齿面硬度为160-217,计算时取平均值小齿轮为236,大齿轮为188。 .
Z 93S|q
2. 按齿面接触强度确定主要参数 CtiTXDc_
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 hJ[Z~PC\T0
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) `rEu8u
Φd为齿宽参数;由表知软齿面对称布置时φd=0.8214,由于是单级传动,速度低,轴的刚性较大,因此φd=1.1,K为载荷系数,对带式运输机,载荷平稳,且齿轮相对于轴承为对称布置,取K为1.4. xfYDjf :<
zi M~V'
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) 62{(i'K
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 6Ap-J~4
σHlim1=580N/mm²(碳钢调质)根据HBS2=188 查得σHlim2=530 N/mm²(碳钢正火).ZN为接触疲劳强度的寿命系数,由N=60ant得:当a=1时,n1=384r/min 8{QN$Qkn
t=15x300x16=72000h ?86q8E3;&
N1=60x384x72000=1660000000 k$j4~C'$
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 Z_^i2eJYT
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) iK&s_}i:
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 N,N9K
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² -js:R+C528
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² RlJt+lnV
i}d^a28
7OSk0%Q,
};{V]f 0
^lADq']
$J]VY;C!
|T!ivd1G
7{0;<@
|^: A,%>
@ Gxnrh6
Q7u/k$qN
3.[ fTrzJ
j0^%1
prJ]uH,
K为1.4. 3QNu7oo
']]Czze
9eG{"0)
:xqhPr]e
,ddoII
_Z9HOl@
aNd6#yU$
ddR*&.Y!a
LBO3){=J
~<
~PaP$=\
D}.Pk>5
\OR=+\].9
#J4{W84B
R<* c
Wd9y8z;
e+'PRVc
xLZJ[:gr
}q8|t3
)Q:.1Hgl
G3Z>,"w;=
.X2fu/}
[σH1]= 580N/ mm² >"Tivc5
[σH2]= 557 N/ mm² _SVIY@K|/
Vp"=8p#k
计算时的以小值代入 3
VNPdXsh
为齿数比. ,q[aV 6kO
将各参数代入得 [9}D+k F
0O@UT1M;v
fLGZ@-qA0
则 q$#5>5&
的标准 PIo8m f/
中心距为 397IbZ\
0ZRIi70u
由于齿轮传动须装入箱体,现a为小数,结加工和测量带来不便,应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿,调整后位动比误差 只要在3-5%内, 因此Z2=93则a=150mm )iKV"jsC
i实 d3,%Z &
合要求。 +1uAzm4SL
故分度 圆直径 "W"2Y(
Un~
}M/
齿度 t@ _MWF
a;GuFnfn,
3、校核齿根弯曲强度 G8sxg&bf{
3zr95$Mt
v@qU<\Y>
gG?sLgL:
|(evDS5
+VE]
.*T
d1=59mm per$%;5E"
g`n5-D@3
cN?}s0
@Yu=65h
fN|'aq*Pd
Z1=27 neLQ>WT
L
Z2=90 ^yl)c
\`
8lNkY`P7s
Hv3<gyD
1xf
Pe#
_MmSi4]yd
)iU@P7W=
Z<Rhn
Ra!Br6
[$x&J6jF.
GW;\3@o
bE6:pGr
Y|3n^%I
Q
1:7 9
a=150mm mS]&
Szb#:C
SNUq
Y3n6y+Uzk
DI)!x {"
d1=67.5759 flXDGoW
d2=232.5 # fe%E.
O]1aez[
810pJ
==ZL0 ][
phc9esz
lx H3a :gm
.@kjC4m
"<=HmE-;
tDj/!L`
为齿形系数,查得 gK#G8V-,
8-_\Q2vG
为应力,修正系数,查得 LJ{P93aq`^
"<Q,|Md
为 用弯曲应力,由 cvk$ I"q+
查得 G@=H='
:~
u]$e@Vw.
为弯有疲劳强度的寿命系数 /4M~ 6LT`
~2L]K4Z^
查得 ?H0"*8C?Y
~/R bYvyA
故 \-nbV#{
D"vl$BX
将各参数代入 c>)_ I
*,y .%`o
=P)H3|AdIm
0w9[Z
7dq*e4z)
5LVzT1j|
--BS/L-
<
/\y<]b
V'm4DR#M
1@6FV x
Cj3C%W
~Kll.
]`H8r y2
\ Q E?.Fx
D%,AdR"m
)2dTgvy
`44 }kkBT
E,$5V^
9
pdEUDuX
)zYm]\@
"&{sE RYY
n04lTME
us$=)m~v+
(sN;B)
9%6W_0>
8D5v'[j-
JoIh2P D
Y2 QX9RN
j _p|>f<}
5FQtlB9F
Di>B:=
,HHCgN
e%K
oecq
PH6NU&H
RM `zxFn
$#LR4 [Fq
2oFbS%OV
YfZ96C[a
DVLF8]5
oJ`cefcWo
8-uRn38
WIkr0k
=lG/A[66
ON
q =b I*
所以大小齿轮弯曲强度足够 Qk h}=3u
4、确定齿轮的主要几何尺寸 H){lXR/#u
分度圆直径: 4y|%Oj
ocDAg<wo
齿顶圆直径: F!pgec%]'
3,[#%}1(S
齿跟圆直径: .M zAkZ=
f'28s*n
齿宽: Ir\f_>7
b1=b2+(5-10)=80-85取80 nBo?r}t4
中心距 hCFgZiH2
5、确定齿轮制造精度 uFl19
GO<,zOqvU
查表确定齿轮第 II公差组为8级精度,第I,III公差与II组同为8级,并按设计手册资料推荐确定齿厚偏差。小轮为 N`1W"Rx!
h-+GS%
1=109.3N/mm io^L[
~P;KO40K
Vq>$ZlvS
l Taw6;
=QQTHL{3
bxR6@
2=103.3N/mm Z36C7 kw
<)am]+Lswy
T\3aT
*47',Qy
@eOD+h'
d1=67.5mm p^>_VE[S
pN?geF~t|
d2=232.5mm 7>,(QHl
{$H-7-O$
da1=72.5mm & cV$`L
yMVlTO
da2=237.5mm (Xv'Te?
{2,vxGi
dF1=61.25mm .,+TpPkc
K}e:zR;;^
dF2=226.25mm &Ay[mZQ 7
-{O>'9'1A
8urX]#
'h.:-1# L
:plN<8
=R6IW,*
a=150mm 7G]v(ay
F)n^pT
HY!R |
p()#+Xy
[ ~&yLccN
(2uF<$7(
eg Xbe)ld
hI>vz"J
=9yh<'583
u/_TR;u=q
GJ,在零件上标示为8-GJGB10098-88,大轮齿厚偏差为KK,在零件工作图上标示为8-HKGBl0095-88。 {i#z<ttu
hteAuz4H
w_ONy9
HzQY\Y6
0ub0[A
UI%Z`.&
Qo$j'|lD
Mv?$zV"`#
D`NPU
+{h.nqdAE
MP_LdJM1E
+S6(Fvp
}5]2tH${
&,8F!)[9
z)Gd3C
fK{m7?V
slTE.
e%_J
O7
C116c"
riv8qg
d+o.J",E
mJNw<T4!/
'zhv#&O
E! GH$%:;
;V0^uB.z
cw"Ou%
L+.&e4f'oj
7SJR_G6,{
~YRG9TK
SxI-pH'
Zk ] /m
l=PZlH
y1G
/Os6i&;
SceK$
r#'ug^^k$X
dt|| nF
小轮8-GJGB10098-88 4G2iT+X-
%E2b{Y;
大轮8-HKGBl0095-88 ("KtJ
$uUR@l
2h:{6Gq8
Tx>V$+al
IOT-R!.5V
oJ?,X^~_
U8zCV*ag
$1 t
IC_
H~
E<ek'~
|*$0~mA
\q@Co42n\
^Na3VP
}jg1..)"<
$0Ys{m
o~7D=d?R
I(H9-!&
;pj,U!{%s\
uaE,F^p
h
S)lQl:^
z HT#bP:o
&=]!8z=
GkpYf~\Q
y*
:C~
]nNn"_qh
SQ&}18Z~
$R%tD.d3
}9kn;rb$g
bFhZSk)
iJH?Z,Tjf
2wu\.{6Zp
w3;{z ,,T
@/,0()* dL
cJf&R^[T
h=Q2
?O8
n&,X']z.
五、轴的设计计算 P?^%i
1、选择轴的材料,确定许用应力,选用45号钢。调质处理,查得轴毛坯直径 许用弯曲应力 osc A\r
pk`5RDBu
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 !jf!\Uu[U
{#~A `crO
V-3;7
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% AZf69z
YYL3a=;`a
考虑到减速器、轴承、 轴器,外观等因素, 轴II与滚筒连接处直径为35,轴I与电动机连接处为30,由于轴 II负荷大,故设计,检验都以轴II为例,轴I设计如同轴II。 c/^l2CJ0
轴尺寸设计见附录 +koW3>
ht#,v5oG>f
PjofW%7F
H_,4N_hL
Sk:x.oOZ
0"Euf41
"[-W(=
I5)$M{#a
e,Z[Nox
I:w+lchAMe
ayh235>a(
b6xz\zCL
1:Ff#Eq,s
v}id/brl
(>,b5g
F("|SOhc
M2;6Cz>,P
q6b&b^r+H
4 L
5$=V
_Fn`G.r<
Z?d][zGw
sgnc$x"
`4?|yp.|L
!x\\# 9
=**Q\Sl
'MW O3
Ms5R7<O.7
2R
^6L@fw
CMyz!jZ3
GHo
mk##0E
d=35mm ;U$Rd,T4S
{;m|\652B
GZHJ4|DK
M`8c|*G
lon9oraF'
$e{[fmx
bvHQ #:}H
2 <@g *
TA8
ur7S
K(#
f@$kK?c?
K`j:F>b
.XVL JJ#
JStEOQF4
d c_2nF
I[?bM-
Gd'_X D
j,SZJ{ebXg
K`60[bdp
ks
%arm&
3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 1
.[OS
(1)轴上受力分析 i) Q
d>(v
轴传递转矩 VS!v7-_N5
BjfTt:kY
齿轮上圆周力 s,pg4nst56
!qHB?]
径后力 |/$954Hr#<
a, )/D_{1
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 H<;~u:;8Q
运输带工作拉力为2500N hs:iyr]@9
压轴力简单计为5000N $ER9u2
(2)受力图 eAqpP>9n
}W(t>>
O(9*VoD
@?;)x&<8?3
[d-Y1
:XoR~syT
vlipB}
Z}Q/u^Z
Y^U^yh_!^
U[OUIXUi
Ft=2351 N (<@`MPI\@
`s3:Vsv4
la4%Vqwgu
Fr=893N 2- (}=N
g6S-vSX,
\hb$v
PnB2a'(^@?
uq7/G|
yD`pUE$
cS2]?zI
MZh?MaBz06
y\[* mgl:
84i0h$ZZo
4L4u<
}jU)s{>fb
}odjaM}5Nc
t]iKU@3
%qqeL
}w2Et
gS`Z>+V5!c
cWo__EE
\q24E3zS&
sJl>evw
)7Qp9Fxo
C@-cLk
*P5/ S8c
L `=*Pwcj
z(2G"}
l|vT[X/g
L'"c;FF02i
(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) hhI*2|i"L
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得
bk i:u
nPl,qcyY
同理 JE*?O*&|Q
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) 0AoWw-H6V
+%~me?
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) Y$j!-l5z
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 F&3 :]1
m6 Y0,9
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) [D?d~pB
截面c的变矩 jYBiC DD
EQM[!g^a
YfseX;VX
_G/uDP%
r&:yZN
Q7UQwAN'
/c4$m3?]
q6%m .X7
*7#5pT~
x8wsx
F
CwyE8v
RVA=1175.5N ,zJ:a>v
q%)."10}]
_=cuOo"!
XXD4T9Wy
?/~Q9My
+HD2]~{EkL
MVC=67004N.MM YhN:t?
)2u_[Jc=
e. E$Ej]w
X2P8Zq=%a
]IDhE{
_U,Hi?b"$}
Q]dKyMSSA
y"K[#&,0
li#ep?5h^
y`7b3*P
RHB=9381N G1I<B
RHA=3488N SWT)M1O2
'?3(&
Zl.,pcL
S]4!uv^y
wawJZ+V
gXY]NWI
MHC左=-198816Nmm kp6 &e
Ksk[sf?J&
MHC右=-280307Nmm f/m0,EERk
'=Acg"aT
7dR]$~+*e
X'xnJtk
e YiqT Wn:
a?X@ D<.;
截面B的弯矩 1DH P5q
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) 3,Iu!KB
]7q|) S\
(6)作扭矩aT图g) 3aJYl3:0B
考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 z1.vnGP
xA0=C
(7)求出量变矩并作当量变矩图h) \GK]6VW
P\@efq@!
(8)校核轴危险截面的强度 X"jtPYCpV{
由图h)知轴上当量变矩最大的截面左右,轴承支点的B处,故校核该截面的当量应力。 @R`Ao9n9V
<EY{goW
hANe$10=H
{.Brh"yC
c&PaJm
*- E'$
02YmV%
:+8qtIytKX
Sh:_YD^(
o;OEb
!';;q
,=: -&~?
H6lZ<R{=
MHB=-530000Nmm Lx|0G $
<2N=cH'
*De'4r 2
`:Oje
h1$75E?,
MC左=20980Nmm zT>BC}~.b
MC右=28820Nmm mgb+HNH%q\
c/l^;6O/!\
ss`Sl$
)kYDN_W
z00,Vr^m
=}Yz[-I
HKVtO%&
}q,d JE
StiWa<"c
MLC左=33159Nmm oFsV0 {x%)
MLB=554794Nmm cNye@}$lu
y<c7RK]
!x") uYf
^zfs8]QSf
~_wSB[z
7j88^59
LG??Q+`l
gJ^taUE
bHQ) :W
_ER. AKY
U/_hH*N"!
p =-~qBw
,wngS=
2rb@Md]dx
ex66GJQe1
Rr}m(e=
?-tNRIPW@p
uQ7lC~
qd<I;*WV
`>OKV;~{z
?]o(cz
六.滚动轴承的选择计算 fB]NEx|o~
由于减速器为直齿圆柱齿轮,载荷平稳,轴向冲击小,故选用深沟球轴承,由轴尺寸,初步选定驱动滚筒的轴Ⅱ上为深沟球轴承6309,带轮轴承选用6308,根据轴设计计算知只需验证驱动滚筒的那个轴承即可。 &(e5*Q
由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 +O.qYX
RE4WD9n
FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N Sh?eb
代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 B{p74
>
查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) ~Yc!~Rz
已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 &gUa^5'#
代入得Cr=38205 z 7+>G/o
由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 N
Hn#c3o
七、键的选择和计算 {s@ 0<!
由轴设计知,运用C型键,键长40mm Kr;=4xg=
工作长度 ,键高8mm MSRk|0Mcr
接触高度 *adznd
M?GkHJ %!
.2s^8 g O
查表 XVJH>Zw
知键合适 ]Qa|9G,b
八. 联轴器选择 _O;4>
轴外直径为30选用弹性套柱联轴器(GB4323—84)公称扭矩为125N.m,许用转速为3600r/min,而轴I扭矩为85.76,转速为960r/min,知远远合乎要求。 pMAP/..+2
九.润滑与密封方式选择 sZEa8
由工作环境及载荷,由于该系统工作环境不是十分恶劣,载荷比较平稳,故选用SY1172—08号润滑油,密封方式见图纸。 \9uK^oS
pM}~/
$15H_X*!
R[)bGl6#
9!kp3x/`
<XtE|LG
j%Xa8$
6>
z{xYat
yz5! >|EB
L#J2J$=
vU]n0)<KB
Y*\N{6$2
选用6308和6309深沟球轴承 7#NHPn
~*9Ue@
.U44p*I
W0Y
,3;0
;(A-
y)a)VvU":
WglpWp)
M)nh~gU
e9tb]sAG
[HUK
9hG
Dln1 R[
k7;i^$@c
BW}M/
>(wQx05^D
Yyr9Kj:
Q\T?t
c b&Yf1
5Pxx)F9]
{K6Z.-.`
E^br-{|{
I%GQ3D"=
G--(Ef%v'
! K_<hNG&
C/#pK2xY
RqP_^tB
yU4mS;GX
tf|;'Nc6
F|qMo|
`9+R]C]z8
!H[01
D~U RY_[A
f 1+
@"1Z;.S8V
]8DTk!
i$Kx@,O8t
<hiv8/)?
H{,1-&>|
l|E4 7@#
FI.F6d)E$
II| ;_j
@ =~k[o
NN1}P'6Ha
J:gC1g^
_SOwiz
#+V4<o
9H/R@i[E
|iX>hJSl
dcD#!v\0
Q"nw.FjUG
dE_"|,:
b1jDbiH&
wWfj#IB;R
Z"_8l3
-N wic|
C=@4U}
*<y9.\zY<
qHdUnW
<!XunXh
C型键 oe2*$\?.
书,有意请进。