文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 ts<5%{M(
Ugp[Ugr
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。 w[S2
]<
1.运输带工作拉力F=2.5 KN )}0(7z
Yu
2.运输带工作速度V=1.4 M/S 4. 7m*
3.滚筒直径 D=200 mm C{`+h163\
4.滚筒效率n=0.96 t,gKN^P_
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; <7~HG(ks
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 )+'FTz` c
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 /59jkcA+
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 =6y4* f
部件:1电动机 /. k4Y
2V带传动或链传动 qL/4mM0
3减速器 @T0F }(k
4联轴器 _VLc1svv
5输送带 Y;O\ >o[
6输送带鼓轮 -NHA{?6r
传动方案设计如下: E:a_f!
q"7rd?r52
#2<.0@@
TI
*e&OpVn
=;#+8w=^
TRW{`b[
9tDo5
29
\dO9nwa?
TcPYDAa
hsr,a{B%$
ebxpKtEC
zy"wQPEE
`md)|PSU
L #c*)
,_
}
F)Oe;z6
Xxhzzm-B
TUuw
owM3Gz%?UA
9y "R,
wqEO+7)S
N/IDj2C4
sOQF_X(.x
i P gewjx
FRqJ#yd]
=|_:H$94
7VQ|3`!<
cBs:7Pnp%
AJ1(q:P
f"My;K $l;
: $4
atm
JDeG@N$
Z7>pz:,
~IrrX,mp:
v0Ww~4|],
6a$=m3ic
H <7r
o,}`4_N||
<\40?*2
I.#V/{J
AT*J '37
z !2-U
;n1<1M>!
二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 )%H@.;cD_r
r:.3P
1. 选择电动机的类型 'e
@`HG
按工作要求和条件,选用Y系列一般用途全封闭式鼠笼型三相异步电动机 7:iTx;,v
2. 确定电动机的容量 [l"|x75-
电动机所需功率由公式 vw(X9xa
Pd=Pw/ηa (KW) mY!os91KoO
Pw=Fv/1000ηw G?Fqm@J{XT
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) a;@G
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: ++{,1wY\
ηa=η带η²轴η齿η链 )> >Tj7
按表4-1的V带传送速率η带=0.95,滚动轴承η轴=0.98,齿轮传动效率η齿=0.97,联轴器效率η联=0.99.则ηa=0.95 x 0.98 ² x 0.97 x 0.99 = 0.88 C(/{53G(
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 2L?jp:$;X
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW 4I&e_b< 30
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW +Wgp~$o4
3 确定电动机的转速 i
b$2qy
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) e0rh~@E
根据表1-3的V带传动比i1=2-4,而单级圆柱齿轮减速器的传动比i2=4-6,因此总传动比的合理范围为:ia=8—24. NHI(}Ea|]
H$G`e'`OZ
Z]VmTB
O>FE-0rW}e
G_m$W3 zS
MLVrL r t
6yU#;|6d
~%.<rc0
@ ={Hx$zL
xcf`i:\
_o,Mji|
kF,_o/Jc
W.67};',
)H
HBf<
Wycood*
}wY6^JF
?7?hDw_Nk
4n}tDHvd
M9*#8>
xJ=@xfr$
3fdx&}v/
w^/jlddF
<4{Jm8zJ
S8_>Lw
j2dptM3t{
r0xmDJ@y
LN!e_b
JSf \ApX
Pe=4.0KW JJE3\
P84uEDY
8Pgw_ 21N1
BNj@~uC{
ZjB]pG+
R}T8cVxc
Of@LEEh6
}I )%G w
/RF=8,A
I=;.o>
电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 IH2V.>h
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). |``rSEXYs
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 +xL*`fn
(1) 求传动比 Qo%IZw$l
由选定的电动机的满载转速nm和工作机构转速nw,可求得传动装置的总传动比为: iYPlgt/Y!
ia=na/nw =960/114.6=8.038 ,JU3w
(2) 分配传动装置传动比 :U{$G(
<
ia=i带i减 AP:(/@K|
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 /
%9DO
则i减=ia/i带=3.35 7]J7'!Iz
5.传动装置的运动和运动参数的计算 dX^d\
wX
(1) 各轴功率 OZSM2 ~
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) K5"8zF)*
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) !:^?GN #~x
(2) 各轴扭矩 l>t0 H($
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) hKjG/g:#G
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) 9CNeMoA$p:
-u nK;
n=1000 Quts~Q
{0Jpf[.f
电动机 型号为Y132M-6 Y<WA-dYoF
+9fQ YJBA
wRj||yay#-
8N,mp>~
K'@lXA:
Acl?w }Y
ZR[6-
i带=2.5 #-<n@qNg[
i减=3.35 CTP!{<ii
Hgk@I;
{yCE >F\
@?/> $
tmgZNg
Vm8rQFCp74
TI=85.76N/m ,bRYqU?#0
.Z9{\tj
pH/_C0e`7
TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) ZQ)vvD<
(3) 各轴转速 c`agrS:P
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min)
']__V[
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) :<
*x G&
6$5?%ZLJ
9Z^\b)x
,T;T%/
S
i[O{M`Z%
q}r{%ypf
tm|YUat$]r
Id<O/C
%c-T Gr,
6=3;(2u[C"
Bgf'Hm%r
PZYVLUw
`
vo!QJ
u+Sj#iZ
m> YjV>5
zS/1v+
3T)_(SM"
mFx\[S
MY>*F[~ 2
<HXzcWQ$
?d5_{*]+v
bqcwZ6r<
l<8+>W`_
|FP@NUX\
r=Od%
hEk0MY
0o]T6
%uQOAe55
^tRy6zG
I2^@>/p8\(
iL8:I)z
& oj$h
)n{9*{Ch
2=`}:&0l
mXJ`t5v^l
nI=334(r/min) mBON>Z[4.
nⅡ=114.6(r/min) %j.
*YvveW
C)(/NGf
N@3&e;y
::k
cV'*
l % 0c{E~
~aL&,0
N+CcWs!E
/=gU
Gr|IM,5P4
N D1'XCN
:)j& t>aP
+OeoA{-W
+Cs.v.GA5
N/8_0]Gf
5fuYva
>Ik
%h4|$
L',7@W
@M=\u-jJ.
~^v*f
Ur,{ZGm
fK;I0J
,ek0)z.
6>F1!Q
}c,:uN
M|IgG:a;T
<hB~|a<#
]>oI3&6s
mt]50}eK
$&KiN82,
CW'<Nh
d'!abnF[d
三.V带传动设计 rPkPQn:
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 m?O"LGBB=
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, e?\34F
设计功率Pd=KAP kW ,.TwM;w=
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, =g<Y[Fi2
由转速在满载时为960r/min ^^kL.C Ym
查表得 Q|tzA10E
@i=_y+|d_
~09k IO)
ucX!6)Op
!WNO!S0/j
Dac ,yW
y7-daek
$x;(C[
F:'>zB]-}
+{[E Ow
n$E'+kox
T~)zgu%q_
eJ_$Etc
*ez7Q
?Suv.!wfLl
z]n&,q,5g
:Nl.< 6+
0s%]%2ON
Q0(3ps~H
jGFDj"Y
Z.3*sp0
yv
*(j-jbA
F?hGt]o
P;[>TCs ]8
i$dF0.}Q
e*hCf5=-
l4Q v$
p^U#1c
H;Cv]-
Q)ZbnR2Z8
{z*`*
O@
% QI6`@Y"
d1hXzJs
W=zp:6Z~
^_XV }&7Q
oPC
qv
U?(+ {4l
:AM_C^j~
D
Fu"@)xw/-q
`fUPq
;
m"tke'a
u%rB]a$/
0;:AT|U/d
7,,#f&jP
cDqj&:$e
[eZ'h8
: ?z E@Ct
ZA8FX
C5&+1VrP
vH/Y]Am
of>}fJ_p
/<it2=
<G#z;]N
'QxPQcU
,7*-%05[\
b@yFqgJ_
{pM3f
Cswa5l`af
egy#8U)Z
R4Si{J*O
P<s:dH"
kH>^3(Q\
WDQw)EUl&
4&'_~ qU
HK!Vd_&9,
?8aPd"x
}*3#*y "
四 .传动零件的计算 QE%|8UFY
设计一般用途的传动零件 <n|.Z-gF\
1. 选择材料 ~n`G>Oe3
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。 Oky9GC.a
2. 按齿面接触强度确定主要参数 /S\y-M9
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 i"U<=~
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) DU.[Sp
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. E!v^j=h$u
e \ rb
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) jj*e.t:F
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 h2#S ?
σHlim1=580N/mm²(碳钢调质)根据HBS2=188 查得σHlim2=530 N/mm²(碳钢正火).ZN为接触疲劳强度的寿命系数,由N=60ant得:当a=1时,n1=384r/min TLiA>`r=
t=15x300x16=72000h `-[+(+["
N1=60x384x72000=1660000000 _=68iDXm
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 7{:g|dX
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) Q W1d&Gb.(
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 5,1q%
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm²
gC}D0l[
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² m1(cN%DBd
6
&)fZt
^7&0Pm
4<QSot
1O]27"9
w=S7zzL)
Ro oem dCM
~'2im[f J
"7tEk<x
%Jc>joU
zO07X*Bw
smt6).o
,-[dr|.
2eh j2T
K为1.4. ,0R2k `m!
`nDgwp:b"
^>f jURR
N}2xt)JZz
L?5OWVX!v
d^<a)>5h
3e.v'ccK&
C4ut!I #
wh<s#q`
StuDtY
Ghgo"-,#
%wp#vO-$
Ck0R%|
fjAJys)Q
:
*Nvy={c
#j{!&4M
tT;=l[7%
Q`]El<$
fuxBoB
uUczD 8y
$LF
[σH1]= 580N/ mm² w*Gv#B9G
[σH2]= 557 N/ mm² D~xUr)E
hC.7Z]
计算时的以小值代入 Svmyg]
为齿数比. i cf[.
将各参数代入得 ReCmv/AE
Hop$w
EMe6Z!k
则 $z+iB;x
的标准 {t$
vsR
中心距为 dsP1Zq
%8T:r S
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 F%Lniv/N
i实 rZy38Wo
合要求。 o4b!U %
故分度 圆直径 _=_]Yx
b-{\manH
齿度 'wAOY
S< <xlW
3、校核齿根弯曲强度 FV/X&u8~
8E /]k\
j:0VtJo~
KZL5>E
$;_'5`xs
^ZFbp@#U
d1=59mm z+1#p.F$@
QY2!.a^q
0:**uion
aho;HM$hjP
'?5=j1
Z1=27 w.cQ|_
Z2=90 'f<0&Ci8
9jiZtwRpk
:YB:)wV,P
_VR Sdr5
]do0{I%\eq
B7TA:K
_y)#N<
I<.3"F1}
*&B*/HAN
e+=Oj o#
`-4c}T
WZRrqrjq
nD.4c-hd$q
a=150mm Z\xR+3
TeQWrms
FpfOxF6A3
A$W,#`E
]?^m;~MQZ
d1=67.5759 W
k'()N
d2=232.5 K3?7Hndf2
-)
$$4<L
tCK%vd%
[dsH0 D&T
XN]kNJX
GS~jNZx
DI9x]CR
_C"W;n'
CIQo2~G
为齿形系数,查得 Gy
'l; 2
gOO\` #
为应力,修正系数,查得 F%6al,8P
J}KATpHs
为 用弯曲应力,由 mN_RB{g{
查得 rO 6oVz#x
Ve7[U_"
为弯有疲劳强度的寿命系数 eUVE8pZl
+|Xx=1_?BK
查得 V?HC\F-
Eti;(>"@
故 '(kGc%
Q9X_aB0
将各参数代入 ve=oH;zf
3yDa5q{
xc8MOm
jRXByi=9
N4}/n
hI;tB6
A"#Gg7]tl'
n'1pNL:
o{?s\)aBa
UbJ_'>hK 6
Cz
Jze
{Aj}s3v
,K6s'3O(LW
P$N\o @
?W9$=
mE%H5&VSI
{*`qL0u]^
%gJf&A
:Y0*P
-2w\8]u
YT}m
8Y
y!."FoQ
@ bPQhn#(g
QK%{\qu
UOZ"#cQ
GG5wiN*2S
!BP/#
xYRN~nr
votv rZ=
`Ou\:Iz0u
lSUEE0V%Q
:xm,Ok
TPt<(-}W
)Pakb!0H@t
vp1IYW
`!kOyh:X
B5~S&HQ?B6
PP.QfY4
`-"2(Gp
5yI_uQR
xJa
7MZBU~,r
{k%*j 4
A/|To!R
所以大小齿轮弯曲强度足够 DFQp<Eq]7
4、确定齿轮的主要几何尺寸 )AEJ`xC
分度圆直径: h<f_Eoz-a
$5jQm,V$K
齿顶圆直径: 3E$M{l
xqs{d&W
齿跟圆直径: }Ry:})
U}~SY
齿宽: L%}k.)yev
b1=b2+(5-10)=80-85取80 lRF04
中心距 |,cQJ
5、确定齿轮制造精度 szu!*wc9
Wl/oun~o
查表确定齿轮第 II公差组为8级精度,第I,III公差与II组同为8级,并按设计手册资料推荐确定齿厚偏差。小轮为 @#hd8_)A.
'X d_8.
1=109.3N/mm Z,^`R] 9
/bv1R5
xeF0^p7Z
S}f3b N
RZ-=UIf
y[:\kI
2=103.3N/mm ON.C%-T-
9fj3q>Un,
gHpA@jdC*
2a|9D\
thy)J.<J
d1=67.5mm {4J:t_<nKO
{}kE=L5
d2=232.5mm d]{wZ#x
>?aPXC
da1=72.5mm 2$?bLvk
b;G3&R]
da2=237.5mm 0tyoH3o/d
2fFZ70Yh
dF1=61.25mm ]rGZ
G_vWwH4XtL
dF2=226.25mm 6<X.]"u+E~
.sI*\@w.
h\| ~Q.kG
}N[|2nR'
tj$&89
"Zm**h.t
a=150mm B3|h$aKC
b* k=
5x856RQ'
sdN@ZP
HY-7{irR~
8T<LNC
$WmB __
omz%:'m`~
p+M#hF5o
`o/G0~T)
GJ,在零件上标示为8-GJGB10098-88,大轮齿厚偏差为KK,在零件工作图上标示为8-HKGBl0095-88。 `W>cA64 o
" kp+1sG8
RP[^1
*nS}1(u]
j11FEE<W
WXHvUiFf
)gF>nNE
K/WnK:LU
OM,Dy&Y
2L!s'^m-
bd|ZhRsL
@}9*rWJIE
3oD?e
cft/;Au{
@yV.Yx"p_
+"J2k9E
'`s\_Q)hG_
7x>\/l(
Q9T/@FX
U$,-F**
&<nj~BL
PmjN!/
h]6m+oPW
z`]sWi F0
lZ,w#sqbY
<Wrn/%tL
=Jyi9VN=&
IKo,P$
PE
]?p 9)d=%<
uuaoBf
,I|3.4z
]mzghH:E
wWYo\WH'
o?,c#g
m!Y4+KTwD`
C>NLZMT
小轮8-GJGB10098-88 8kdJ;%^N
Mi^/`1
大轮8-HKGBl0095-88 wXR7Ifrv
#'y4UN
5,_DM
R6m6bsZ`
7&`Yl[G
P>}OwW
J;DTh ]z?:
$G<!+^T
`8 Ann~Z|k
tD^$}u6
D4OJin^}
5M v<8P~
qV{iUtYt
j{$2.W$
#1)#W6 h\
V=d~}PJ>
]Uj7f4)k
|=u
}1G?
mI>=S
;$Pjl8\
jp+s[rRc\{
)z\ 73|w
W0+m A
STjk<DP(
(jI _Dk;
230ijq3YG
a{
p1Yy-]
Oa-(Xp,n#
!sVW0JS h
9dCf@5]
/Ue_1Efa
h+DK
.$
=/m$ayG
ubs>(\`q"
;9;jUQ]MyG
五、轴的设计计算 .b|!FWHNS
1、选择轴的材料,确定许用应力,选用45号钢。调质处理,查得轴毛坯直径 许用弯曲应力 Gd Vrl[
-|2k$W
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 Sa9p#OQ
' OXL'_Xl
h f{RI 4Jc
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% bH}?DMq]O
rI#,FZ
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。
QB5,Vfoux
轴尺寸设计见附录 g3| 62uDF
:h8-y&;
P$v9
*J3Z.fq%:i
EkpM'j=
PiJ>gDx
r7+Ytr
9jI5bi)
HhB&vi
ih=O#f|
3of0f{ZTj
+W+o~BE
y:YJv x6&4
~o27~R ]
B-oQjr-
G2yQHTbl
M*Ri1
avb'dx*q>
JN-W`2
s x2\
x"~gulcz
!@T5]( zV
&hnKBr(Lw
JIXZI\Fk
[j 'lB
oAF#bj_f
6&KcO:}-
LAH.PcjPa
8X#\T/U
d`3>@*NR<
d=35mm YhO-ecN
@a}\]REn
aa&\HDh *
@DuSii#.S
YSru5Q
ozkmZ;
S\0?~l"}
ZjveXrx
W[qQDn!r
Xcb'qU!2-^
+jyWqld.K1
#@:GLmD%
/TScYE:$HE
-"5r-q q*
LLPbZ9q
8F/JOtkGMt
)#v0.pE
V5rW_X:]8
&d=ZCaP
.&rL>A2U
3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 Eb89B%L62G
(1)轴上受力分析 y\mK?eR
轴传递转矩 ^v&)z,
K9c5HuGy
齿轮上圆周力 yZY.B
{
-5GRit1q?
径后力 +K:hetv
/^':5"=o
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 I*0TI@Lo
运输带工作拉力为2500N :,Mg1Zf
压轴力简单计为5000N `J-&Y2_/k
(2)受力图 :y^%I xs{1
)<vuv9=k\%
9Bi{X_.9
$kxP{0u
h`pXUnEZ
fvr|<3ojo
d[y(u<Vl
GI)eq:K_U8
2py
[P
p_qJI@u8
Ft=2351 N A;gU@8m
z<,-:=BC"
n0opb [ ?
Fr=893N i7foZ\btFc
M5c~-}Ay
l g*eSx>M
6Jd.Eg ~A7
,7ZV;f81
>.r> aH
ab^>_xD<
NH;.!xq:
8'o6:
`-[|@QNFz
Y *n[*N
{vU;(eN
XG01g3
?(>fB2^
`l+
pk%
tl^![Z
R3@luT]
E[2xo/H
-gVsOX0
Hg2Rcl
h4tAaPcS+
^e(*{K;8
<L+y
6B
Fm4)|5
)GR4U8<>g
rvp#[RAaS}
LW*v/`@
(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) Ms14]M[\
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 %IK[d#HO
o((!3H{D
同理 rLp (}^
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) ##BfI`FJ
H1-eMDe
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) U$7]*#@&
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 L'r gCOJ<
'oS= d
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) }N0v_Nas;v
截面c的变矩 bL0>ul"
NM4b]>
ayrCLv
`XrF ,
+\U#:gmw
.dKFQH iYJ
4x"9Wr=}
0YO/G1O&
P~M<OUg
Z\>mAtm
rObg:(z&\
RVA=1175.5N #}S<O_
Z~v-@
#H.DnW
Pd04
0$=w8tP)
pYz\GSd
MVC=67004N.MM )6*)u/x:
CqR^w(
a~&euT2
!![HR6"Q
"wnN
0 p
\EW<;xq
):7mK03J
x &*2R#Ai
1C+d&U
>>%E?'9A
RHB=9381N HcCT=x7:
RHA=3488N N~tq]
Td5yRN! ?
`rb}"V+
1.I58(0~+
`oOVR6{K9
nd~O*-uYg
MHC左=-198816Nmm 4WP@ F0@n3
'a G`qPB
MHC右=-280307Nmm <op|yh3Jkk
)`K!XX$%
?,w9e|
T\w{&3ONm
QC6:ZxP
E7 P'}
截面B的弯矩 p|Qn?^C:
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) pvhN.z
}///k]_Sh
(6)作扭矩aT图g) rw.DKM'
考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 GTke<R
EIF"{,m
(7)求出量变矩并作当量变矩图h) nQ#NW8*Fs
.4[M7)
(8)校核轴危险截面的强度 wL[{6wL
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。 Axw+zO
,j(S'Pw
@ \*Zq
6"yIk4u:
Yc^,Cj{OM
y wmC>`0p
/YHnt-}v,
z@[-+Q:
h-6x! 6pm
!q 9PO
$0*D7P^8
t8.^Y TI
ny1Dg$ui2
MHB=-530000Nmm `t>:i!s/
L:7 kp<E
pkc*toW
G
UK%RC8
=>L2~>[
MC左=20980Nmm 'u3,+guz
MC右=28820Nmm q
+!i6!6r
h/]));p
IQQ>0^Q~
eC`G0.op
H3+P;2{
:kvQ3E0
9JJk\,
WmuYHE U
Rbcu5.6
MLC左=33159Nmm |%uy{
MLB=554794Nmm >cH}sNHy
)!Zm*(
-'T^gEd)c
Z6#(83G4
a1z*Z/!5
Bw>)gSB5$k
rC6@
]
s#FX2r3=Fg
C0W-}H
d
9]zB-A
>aT~G!y
hbm#H7Y
nnCz!:9p
?~ <NyJHN%
(3&P8ZGNR
=g?k`vp
EP{/]T
Wa9yyc
i4mP*RwC
/|@~:5R5H
]xPy-j6C
六.滚动轴承的选择计算 i<*W,D6
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。 d?aZk-|c
由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 ,,;vG6^a
;_m;:<
FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N :A5h<=[
代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 uG(XbDZZ1W
查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) o@ @| 4
F
已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 8Fv4\dr
代入得Cr=38205 !UHX?<3r
由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 Tj6kCB
七、键的选择和计算 eg"A?S
由轴设计知,运用C型键,键长40mm sLf~o"yb
工作长度 ,键高8mm <(l`zLf4p
接触高度 6ipQx/IQ
. dJBv
w!OYH1ds]_
查表
_+}f@&"
知键合适 j|LO g
八. 联轴器选择 S7b7zJ8A
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。 f<>CSjQ4c
九.润滑与密封方式选择 sU/vXweky"
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。 &U\//
"Rn@yZV
.M0pb^M
De<i
8/^=
izR#XeBm
;WG%)^e
TjOK8
t
m`n#Q#6
68~5Dx
Pb<6-Jc[
?=b#H6vs
#v*3-) 8
选用6308和6309深沟球轴承 5m\)82s
%2'Y@AX`
i:H]Sb)<b
zICrp
TWdhl9Ot
zm#%]p80f
<DhuY/o
cCcJOhk|d
(&M,rW~Qxs
l@`n4U.Gwl
q><wzCnRu~
k0D):
v!AfIcEV
[d=BN ,?
#4V->I
~J
>Jd
3?TUt{3g
eF?jNO3
eh,_g.
AvB21~t&]
Nhtc^DX
f7Gs1{
f/{ClP.
}S{VR(i`J
*r ('A
pL: r\Y:R
P`y.3aK
y2nT)nL
[-^xw1:
4wx{i6
pv^: G;
p{&o{+c
2#Qw
L }R-|
WA5.qw
u ^M'[<{
dwb ^z+
]2_=(N\Kt
4D6LP*
(W#^-*$R
XE#$|Z
&&C'\,ZK5
[buLo*C4:
eL
[.;_
| NyANsI
gCbS$Pw
mNJCV8 <
]Mvpec_B
Su<>UsdUC
pz"}o#R"x
3teP6|K'g
$Qxy@vU
<:!:7
uW4.Q_O!H
'Jd*r(2d
+mYK
/$9We8
u R]8ZT")
C型键 FJFO0Hb6
书,有意请进。