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2007-01-21 12:52 |
二级齿轮[课程设计] 设计说明书
文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 q' t" %8KbVjn 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。 VkC1\L6 1.运输带工作拉力F=2.5 KN ur+ \!y7^R 2.运输带工作速度V=1.4 M/S YQ-V^e6 3.滚筒直径 D=200 mm w\>@>*E> 4.滚筒效率n=0.96 @i>4k 5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; YB9)v5Nz( 6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 KctbNMU]k 7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 _10I0Z0 8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 _ o6Zj1p 部件:1电动机 _BND{MsX 2V带传动或链传动 0[-@<w ^j 3减速器 )9{!=k 4联轴器 \k%j 5输送带 |zp}u (N 6输送带鼓轮 70A* !v 传动方案设计如下: Cyp%E5b7 gGbJk&E #@cEJV;5" k|rbh.Q z|m-nIM Oz5Ze/HBN %Xl(wvd hhJ>>G4R2 TdrRg''@ E#yG}UWe UmP\; 810uxw{\ CuYSvW ?,UO$#Xm NY%=6><t! ;/(<yu48 cx+%lco! >'{'v[qR[G bSk)GZyH\d Hg+bmwM pLpWc~# wN$u^] l7S&s&W @
QjFE ;<s0~B#9} y.WEO> ds'7zxy/ (x8D ]a 'z x1kq1 j.g9O]pi Ehg(xK a>)|SfsE b^&nr[DC @HP7$U" ^r^) &] K7]+. f c~n:xblv e~Z>C>J -e_L2<7 S!.H _=z%p uzaDK K`twbTU oGqbk x 二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 /\UFJ 2!g7F`/B 1. 选择电动机的类型 kTS#>uS 按工作要求和条件,选用Y系列一般用途全封闭式鼠笼型三相异步电动机 rL<a^/b/= 2. 确定电动机的容量 qku!Mg 电动机所需功率由公式 F@kd[>/[ Pd=Pw/ηa (KW) 94GF8P Pw=Fv/1000ηw Y
#6G&)M 因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) .L))EB 由电动机主卷筒轴的传动总效率为: C?7I(b: ηa=η带η²轴η齿η链 }:4b_-&Q5 按表4-1的V带传送速率η带=0.95,滚动轴承η轴=0.98,齿轮传动效率η齿=0.97,联轴器效率η联=0.99.则ηa=0.95 x 0.98 ² x 0.97 x 0.99 = 0.88 vFl06N2 工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 61&A` 所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW K_CE.8G&{ 查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW #@K
%Mx 3 确定电动机的转速 GGkU$qp2~ 卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) &bT \4 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. yDe#,|-p z3Q#Wmv2 K}9 c$C4 NaYr$` }ujl2uhM ,p[9EW*8 Ig"QwvR +:#UU;W Zp
<^|=D y:ad%,. C b[`fQv$G clO9l=g =p7eP b*W01ist IO}53zn<l Mib<1ZM eeu;A,@U VVDd39q )lDmYt7me GR>kxYM%q o-r00H| qB8R4wCf xdkC>o4> ^% jk. * e|S_B*1*0 qttJ*zu s2t9+ZA+s fsz:A"0H Pe=4.0KW R.$1aqA} ]c~W$h+F p^THoF'~T r`5svY M
sQ>eSk "DsL$D2e mVNHH! -wrVhCd~g] wC`+^>WFo
y)GH=@b 电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 WI}cXXUKm0 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). F0]xc 4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 3T84f[CFJ (1) 求传动比 6&s"
"J)3 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: 4"~l^yK ia=na/nw =960/114.6=8.038 9U]j@*QN (2) 分配传动装置传动比 5}NTqN0@ ia=i带i减 O"V;otlC 为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 o#9Q
则i减=ia/i带=3.35 lNba[;_ 5.传动装置的运动和运动参数的计算 R8C#DB (1) 各轴功率 cbaa*qoU 由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) 35/K9l5 PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) jU0E=;1 (2) 各轴扭矩 SBh"^q Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) +\)a p TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) Z)'gj p4^&G/' n=1000 +Hkr\ r}i}4K[1 电动机 型号为Y132M-6 r2G38/K B<\HK:%{ 8KMo !p\i nN5fP<H2x $L"h|>b\o kY^ k*-v CWa~~h<r- i带=2.5 FW)VyVFmk i减=3.35 &(X 67 Ge1b_?L_ 2uLBk<m5c Jp"yb`w TE% i
r t'pc\|O& TI=85.76N/m 9Yd"Y- 3*= _vl3 _o7t| pl~ TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) u\Y3h:@u (3) 各轴转速 $0XR<D nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) ;(&S1Rv9 nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) t W}"PKv \>[k0< %U6A"?To Z -fiJ75 WS//0 7#(0GZN9h% aM+Am,n`@ {"c`k4R qL4s@<|~ 2p~}<B j]C}S*`" ==AmL]* K<q#2G0{ HZqk)sN 3JEg3|M( h@PE:= b/?)_pg 54].p7 |k^C- RT|1M"?$ ;Z); k`j JOH\K0=e 0D Lw RM;Uq>l P$Q,t2$A 25 cJA4 :b]
\* G=]ox*BY f,x;t-o+R Y#QXvo% e07u@_'^ 05:?5M4}; 4n"6<cO5q O?ODfO+> ~ #7@;C<nt nI=334(r/min) i+F*vTM2, nⅡ=114.6(r/min) 1'N<ITb v: veKA yi:}UlO =3ovaP W1521: 1nw\?r2 m/"([Y_ #0PZa$kM(o yj=OR|v sF>O=F-7 IEfYg(c0U c8Q}m(bhWI wX$|(Y} S'\e"w ltlo$`PR `5e{ec
c7 YUHiD* :d pwr9) KK6fRtKv>q vZW[y5 $s4.Aj J?EDz, ANNVE}, I$MlIz$l v _-3n'i8 }%z%}V@(& T:@7EL QM*
T?PR "}wO<O6[ ,<Z,- 0S M9""(`U 三.V带传动设计 hO&_VCk 保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 #4lIna%VX 该系统载荷变动小,工作条件不是很恶劣,所以工况系数选用为1.2, !^ad{#|X 设计功率Pd=KAP kW -cijLlz%+ 由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, reNf?7G+m 由转速在满载时为960r/min DIw_"$'At 查表得 lx=tOfj8 g8l6bh$} P%H Dz ~\8(+qIv%f pB#I_?( -- FzRO{D co3\1[q"b s5rD+g]E` /s~S\dG $XTtD UP@
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m9''T') n=bdV(?4 ,`k&9o7 XL^05 PCHspe9!y :)D7_[i e).;;0 Y*PfU+y~ #XA`n@2Uoo :>2wVN&\c *<!q@r<d BkGExz pm ,xGo2 #MlpOk*G WA"~6U* giX[2`^NG |Ia9bg'1U GPK\nz} r+8D|stS nAEyL+6U cO*g4VL"[ _OTVQo Ap n)98NSVDbT (X,i,qK/ h7!O
K m]!hP^^ >e>3:~&2 =I546($ kuy?n-1g f4b9o[,s2e v={{$=/t 1wKXOy=v0 dY S(}U e))L&s hc[ K
VLpS .{h"0<x <[cpaZT, n jWe^ 5b7(^T^K > 0MP[ G/<zd) eKvr1m- - Iz09O:ER 2URGd#{VQ Giv,%3' eZa*WI= vTO9XHc E q2vD)r OL>>/T |(3y09 u^tQ2&?O!P C~qZ& q`'f
/CS F,wB6Cw Z^&G9I# G+8)a$?v {r&mNbz 四 .传动零件的计算 #ODP+>-IjB 设计一般用途的传动零件 O8@65URKx 1. 选择材料 t<p#u=jOa 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。 DQQ]grU 2. 按齿面接触强度确定主要参数 q !z"YpYB d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 8(%F{&<; T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) S{+t>en 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. o+E~iCu5 1'E=R0`pA [σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) a|7C6#iz$ σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 j#5a&Z 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 i-OD"5a` t=15x300x16=72000h N>H@vt~ N1=60x384x72000=1660000000 AOR?2u N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 u /F!8# 查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) F?Lt-a+ SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 ~v;I>ij 故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² "[_j8,t` [σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² 'v6@5t19j 1&=)Bxg4 IgX &aW +;KUL6 Ib# -M;{ f8:nKb>nq$ ZbYC3_7w odhS0+d^ ,>a!CnK= loVg{N: wXQxZuk[ kK[4uQQ |H?t+Dyn)q 7S a9 K为1.4. zEI+)|4?r o9eOp3w30 VHD+NY/ QRQZ{m )zr*Ecz {rKC4: hC\
l
\y >@2<^&K` WO qDW~ r:g\
}4|EHhG xe!bfzU q?}C`5%D #r'MfTr YRu@;
` 2RkW/)A9 &i5@4,p y9 B6
0 X4V>qHV72 Y9)j1~ S^rf^% [σH1]= 580N/ mm² k1wIb']m]z [σH2]= 557 N/ mm² <mn[- Z`S#> o 计算时的以小值代入 EF`}*7) 为齿数比. P.]h`4 将各参数代入得 TjUwe@&Rw ?M4o>T%p " XY"b 90 则 t(z]4y 的标准 4IeCb? 中心距为 E8PDIjp mku@n;Hl_ 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 b84l`J i实 P<PZ4hNx 合要求。 A=<7*E 故分度 圆直径 sINQ?4_8T xp^RAVXq` 齿度 hF2e-- S{=5nR9 j 3、校核齿根弯曲强度 c{M
,K }+@9[Q
L [HILK`@@
enQ*uMKd^ "_WN[jm :G _ d1=59mm Nr4}x7 e*:K79y LF7-??' _ ;HdX$op $.`o
Z1=27 K%z!#RyJ4 Z2=90 ,Z{\YAh1 T fLqxioqZ 4XpWDfa.} 2"ax*MQH<^ {-Y;! cH5i420;aO I6.rN\%b .+:iAnf :&BPKqKp y'2|E+*V '`jGr+K,wU & zDuh[j} xM jn=\} a=150mm /!5Wd(: )?rq8VO M$K%e 82LE9<4A 6`e{l+c=F d1=67.5759 j`_S%E% X d2=232.5 F-m%d@P&X d/d)MoaJ*t P $`1} Q|_F
P: F[ E'R.: &N}"4 4(Lmjue]? |*bUcS<S Hv;xaT<}V
为齿形系数,查得 u^2`$W
3ahriZe 为应力,修正系数,查得 #NM) a#p+.)Wm 为 用弯曲应力,由 zx#Gm=H4 查得 l(>6Yq <F9-$_m 为弯有疲劳强度的寿命系数 p4VARAqi Mq>
4! 查得 f{9+,z u({^8: AYu 故 u]*7",R
uU !f~a3 {;j 将各参数代入 k~[jk5te H{}&|;0 Z=Y29V8 RC_Pj) 8Ths"zwn yY$^
R|t LLx0X
O@ mEY#QN[eq "VaWZ* {it.F4. NpVL;6?7T VEWW[T vj?{={Y fJ}e +<E#_)}`D6 .tRm1&Qi X'OpR ?b_E\8'q] W2{w<<\$3} S#ryEgc] /d&m#%9Up] MHwfJ{"zo t24`*' {a[BhK'g ILuQ.VhBVN 'aNkU D`XXR}8V P>_O :xD Yn?beu' JA^!i98{ JC'3x9_<z CPZ{ h2Q'5G ;f%@s1u 8u*<GbKGI %M
x|"ff O>)eir7
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%&r AE~zmtW i[z 2'tx4 I[E 6N2 )?{<Tt@ ?e9tnk3 c|<F8n 所以大小齿轮弯曲强度足够 ~ZafTCa; 4、确定齿轮的主要几何尺寸 &A
s>Y,y 分度圆直径: &r[f ;|o
HQ+{9Z8
?5 齿顶圆直径: t'K+)OK ij]UAJ}t 齿跟圆直径: 'bbw0aB4 45 biy(qa 齿宽: r(^00hvH b1=b2+(5-10)=80-85取80 DVd8Ix <
中心距 n1\$|[^6 5、确定齿轮制造精度 kw59`z Es -UEi 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 {^oohW - =Ji[ ;wy@ 1=109.3N/mm |ts0j/A]Pi ltOS()[X 1tbA-+ +xuv+mo ?EUg B\ \zU<o~gs 2=103.3N/mm 0=,Nz `GE8?UO- jA"}\^%3 \(LD<-a SB%D%Zx6'% d1=67.5mm Sk
EI51] gI7*zR4D d2=232.5mm cPcH
8Vd emQc%wd{ da1=72.5mm 8`S1E0s 1*A^v da2=237.5mm p+g=Z<?` #j7&2L dF1=61.25mm oY ~q^Y 4!14:mq dF2=226.25mm
/- Gq`9Z =9TwBr.CJ ?"'+tZ=f6 5v oL@w> T=/c0#Q|q 8$c) ]Bv a=150mm nU= _#M4zO7 OM.-apzC {_tq6ja-< =m<b+@?T ,$!F,c PM!JjMeQh n-K/dI NEIF1(: H6Zo|n 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。 "~ =O`5V $@s-OQ} @ddCVxd w
nBvJb]4l uj)vh E6R\DM Wlg 1t~1= }#tbK 2[ +PBl3 1
jLQij k@9hth2Q Tcv/EST P#3J@aRC f#Ud=& >j pFs/ipZX^* A;X3z-[[ .Erv\lv* i{9.bpp/ `_.:O,^n^ G_qt~U #'@@P6o5 ^7Z?}tgU 4lCbUk[l 5GPrZY" cSv;HN: CXGMc)#>f hKhad8 H`k
YDp V:t{mu5j %<8?$-[ UdcV<# yD$d^/: Bx)!I]gi_ +_ 8BJ :3s^, g 5{ !"} 小轮8-GJGB10098-88 C \5yo 3A0Qjj= 大轮8-HKGBl0095-88 ,+Ocb-* Pxkh;:agD InRRcn( "5ISKuL Id8MXdV U)iBeYW: ~-G_c=E? cb|hIn\>7 vV=rBO0a? cM<08-:v YuHXm3[
KR R)pT 7/KK}\NE *Jt+-ZM xFIzq 7$Wbf4 2B)1
tP <eS+3, }fef* >>} \R-'<kN.* "E4CQL'U Q t>|TGz hpbi!g Gf+X<a XL; WU8> ?I+$KjE+ C%ZPWOc_8 8df| 9E$ b?!S$S xz n
_x+xVi% *)?'! "&`>+Yw Y]`o-dV I\M
}Dxpp Chad}zU` 五、轴的设计计算 X f;R'a,$ 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 0DnOO0Nc =HV${+K=~ 2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 u"wWekB 9@mvG^ rXBCM 因装链轮之外有一键 ,轴加大5% c4Q9foE
&U`ug"/k 考虑到减速器、轴承、 轴器,外观等因素, 轴II与滚筒连接处直径为35,轴I与电动机连接处为30,由于轴 II负荷大,故设计,检验都以轴II为例,轴I设计如同轴II。 KLuOg$i 轴尺寸设计见附录 l&kZ6lZ )J+A2> pp{p4Z J,=ZUh@M ly_8p63- i{:iRUC# E.0J94>iM 8\C][ y paMK]- 8X278^
# B~@Gfb>`' zMO#CZ t ~6O~Fth oIj-Y`92! 5:5d=7WX %]4=D)Om u]`0QxvZ %BT]h3dcSS XIdC1%pr; tJ8:S@E3, =1VZcLNt M)Z!W3 3` D[' q"S,<I<f p=kt+H&; {9Ok^O knpdECq&k a0 PU&o1EF z!.cc6R zKaj<Og d=35mm 5j0 Ib>\ &h!O<'*2 4gVIuF*pS vM$hCV~N 59"tHb6 E _ yDDPuAi =w"Kkj>%oh OA} r*Wz SXvflr] =m G$QN_h,} 7xux%:BN cq3Z}Cp .=d40m 7&%HE\ @t*D<B$ Xh3b=i|K 0 VG;z#{J T(]*jaB Ai^0{kF6 \d]Y#j< 3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 E $W0HZ' (1)轴上受力分析 x'OP0],# 轴传递转矩 x
ju*zmu M&gi$Qs[E 齿轮上圆周力 z}Us+>z+jc V[WLS ?-) 径后力 )`ixT) >LN*3&W 轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 0w< ilJ 运输带工作拉力为2500N =VT\$
5A 压轴力简单计为5000N >Bdh`Ot-! (2)受力图 h+Yd
\k ]sE)-8 ct
OCj$$u }; M@JMu, P>_9>k@;Q :2/jI:L~ Oo FMOlb.Z \7#w@3* GRVF/hPn ?$uF(>LD
Ft=2351 N ~{-Ka>A :PY6J}: ?,+&NX3m Fr=893N fR+{gazk
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U4gX, >j$aY .3V L |:4?K*w", }bdoJ5 Bg zq [Ob'E!;< Ea'jAIFPpO 1@|%{c&+9 72J=_d>+ :D;pD l GM1.pVb yJO Jw o^ *O @Zn vWrTB }Qe(6'l_ (3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) :hW(2=% ①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 d#$Pf=} r!eW]M 同理
"^ BA5 ②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) >.9V`m| rz-61A) _ (4)作水平面受力图c)及弯矩图e) {D|ST2:E ①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 r&+C% &y|Ps eH" ②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) ycki0&n3 截面c的变矩 P?c V d2Y M5d EZ F9r/
M"5 @JLN3 Tz.okCo]z <exyd6iI ~)>.%`v& [cZ/)tm HINk&)FC c&wiTvRV ?OoI63& RVA=1175.5N .3n\~Sn D)l\zs%ie |22vNt_ !O}e)t
cC| 5 $$Cav MVC=67004N.MM 61&{I>~1 iS<1C`%> $)PS#ND& )b=vBs`% xN}f? 6GVAR .]zZw B q
_K@KB wL>*WLfR *<SXzJ( RHB=9381N c(FGW7L< RHA=3488N *b0z/6 +opym!\ uR.pQo07y< YPq:z"`-y4 $3&XM ZU.E}Rn: MHC左=-198816Nmm {}iS5[H] 0.nkh6? MHC右=-280307Nmm On!+7is' ,WnZ^R/n m?Cb^WgcF p}/D{|xO g+QIhur -a~n_Z>_ 截面B的弯矩 (e!Yu#- (5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) Knb(MI6 WS.g`% (6)作扭矩aT图g) n<> ^cD 考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 \pTC[Ry1 |*h{GX.( (7)求出量变矩并作当量变矩图h) 9xw"NcL H]wP\m) (8)校核轴危险截面的强度 +_S0 由图h)知轴上当量变矩最大的截面左右,轴承支点的B处,故校核该截面的当量应力。 j;D$qd'J (.YSs 5A|dhw BzWkZAX 4@<wN \' *mWl=J;u LN<rBF[_:f n4 N6]W\5 ]>k8v6*= ?@FqlWz , Lr6C@pI @.}Y'`9L $MNJsc^n MHB=-530000Nmm D/4]r@M2c Xc"
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gy FU .%td=: Lw(tO0b2H MC左=20980Nmm S'ms>ZENC MC右=28820Nmm ?P>4H0@I+ tf8xc RIO?rt; Mk973'K' >m<T+{` /Qef[$!( g`C8ouy L{)t(H>O e00}YWf% MLC左=33159Nmm I} +up,B]o MLB=554794Nmm U,6sR *f>\X[wN S&]r6ss Gx}`_[- <]|HGc
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ZOS WwtVuc| /cUu]#h BYhiP/^ 4(oU88z @V5i H8dS]N~[Y Sj|tR[SAoD soQ[Zg4} g"m9[R=]6 六.滚动轴承的选择计算 LYd:S 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。 FeO1%#2<y 由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 J-uQF| M
l@F FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N `#8k Jt 代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 |mbD q\U 查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) 7ZyP 已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 In1n.oRFn^ 代入得Cr=38205 jV%=YapF 由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 /QVwZrch 七、键的选择和计算 5kQ@]n:<k 由轴设计知,运用C型键,键长40mm .j^BWr 工作长度 ,键高8mm =mPe
wx' 接触高度 wF% RM$ ZnzO] g)TZ/,NQ{ 查表 o~\.jQQxa 知键合适 ='4)E6ea? 八. 联轴器选择 +Ss3Ph 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。 &IzNoB 九.润滑与密封方式选择 |K{d5\_ 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。 4cPZGZ{U ~x<?Pj WcY_w`*L 8-k`"QI= JN` $Fq+ )1Y?S; xf,A<j(o 2Vf242z_ <Z.{q Zd b6Z3(!]
] -LUZ7,!/>o i$6rnS&C 选用6308和6309深沟球轴承 w%iwxo ){'<67dK e`LkCy[_ o 7tUv"Rs /VufL+q1 j3`YaWw }d>.Nj#zh +L.D3 ITqAy1m@C YG:^gi Y~{<Hs ZN;ondp4 \ ~+b& oe|;>0yf P!IA;i K\fD'; w2X HY>6]; .[1 f$ ;|?_C8 RN[x\" , h%W,O,K/ D]}~` SO fmQif]J;; |nnFjGC`~ myN2G?>; fKr_u<| |gu@b~8 ZX`x9/0& D86F5HT}} 3%GsTq2o -.MJ3 HK<S|6B7V Et(H6O8 ^AJ
2Y_}v CdmpKkq# Al8Dw)uG{ k\T]*A 0)b1'xt', ]S@T|08b ;}U]^LT= Kg>B$fBx) XXA'B{@Y) |;)_-=L0P - ry WTl0}wi JBJ?|}5k4c Q$]1juqg U_gkO;s% ',WJ'g Ank_;jo Vn{;8hZ:a q5EkAh<PD| LK*9`dzv=G ^b|? ?9& 8,RqhT)2# h>[ qXz Hmhsb2`\ 4]0:zS*O C型键 {cLWum[SY 书,有意请进。
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