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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 4n9".UHh ~mSW.jy}=- 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。 _cRCG1CJ 1.运输带工作拉力F=2.5 KN j\I{pW- 2.运输带工作速度V=1.4 M/S YLXLaC[ 3.滚筒直径 D=200 mm xX !`0T7Y 4.滚筒效率n=0.96 %yyvB5Y^ 5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; |2Krxi3* 6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 96(3ilAt 7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 sn!E$ls3O 8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 TTDcVG_} 部件:1电动机 Pv#Oea? 2V带传动或链传动 XBr-UjQ 3减速器 mM[KT}
A 4联轴器 $a@T:zfe 5输送带 K'6NW:zp~ 6输送带鼓轮 xmM!SY> 传动方案设计如下: 9mmkFaBQ $yn7XonS *XU2%"Sc VYR<x QA 21T#NYfew icrcP ~$A $q|-9B 5wE+p<-KX h&|S* Yy 8?X9r. i-jrF6& f,} (=
u {`ghX%M(l 2FVO@D Vr^UEu.w? /Kd9UQU +QW|8b R/WbcQ) 3|0wD:Dy m ?e::W : MEB] } 94}y,\S~ Pf:;iXH? 8}?wi[T v[2N- ufi:aE=} 1RgERj D#k ~lEPub $~,J8?)(z h}U>K4BJ *-';ycOvr u9*7Buou^ fq[1 |Q ] :SbvsPm 3Fg{?C_l cakwGs_{ Qx_]oz]NY ri1;i= W ]~@uStHn RxA:>yOPn v8y !zo' 0F%/R^mw j0~dJ# 二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 0JXXJ:d B ^4~?]5Y\ 1. 选择电动机的类型 aT~=<rEDy 按工作要求和条件,选用Y系列一般用途全封闭式鼠笼型三相异步电动机 )B9 /P>c 2. 确定电动机的容量 ;w<r/dK 电动机所需功率由公式 FmhT^ Pd=Pw/ηa (KW) v[\Z^pccgj Pw=Fv/1000ηw emMk*l, 因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) -7IRlP& 由电动机主卷筒轴的传动总效率为: ^Z+p_;J$p ηa=η带η²轴η齿η链
<64#J9T^ 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 EEP&Y? 工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 N5b^ 所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW #OwxxUeZ 查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW GQ 0(lS 3 确定电动机的转速 ^8=e8O 卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) 9hei8L: 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. P#9Pq,I tI<6TE'!p# 4*9BAv wWVB'MRXB, nH}V:C MP
p `4,]Mr1b 5Y>fVq{U?; n( 9$)B_y ui80}% DFQ`<r&! ao"Z%#Jb~ ^[VEr"X eB9F35[ i(YR-vYK EY@KWs3"H H<"EE15 ybv]wBpM: n]8*yoge EX@Cf!GjN j>3Fwg9V x@*?~1ai t!59upbN}3 d*$x|B|V `_x#`%!#2 24*3m&fA*K 8l<~zIoO 75iudki Pe=4.0KW p.5 *`, ) S[CWrPaDQ OKA6S* ]YY4{E(9d ^97[(89G9 On}b|ev H'I5LYsXO~ Lr Kx _8 l=65GW 7
6HB@'xY 电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 M"foP@ 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). EcPvE=^c 4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 }OSf C~5P (1) 求传动比 yMOYTN@] 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: lUiO | ia=na/nw =960/114.6=8.038 fO837 (2) 分配传动装置传动比 X^C $|: ia=i带i减 d>/4z#R}- 为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 +!t *LSF 则i减=ia/i带=3.35 ltHuN;C\ 5.传动装置的运动和运动参数的计算 {"0n^! (1) 各轴功率 OA7=kH@3c 由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) 2|`~3B)# PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) ]0pI6" (2) 各轴扭矩 qz 29f Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) R(2MI}T TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) BbI),iP cGWL'r)P n=1000 17VNw/Y 4VzSqb 电动机 型号为Y132M-6 `KE(R8y &WdP=E" F|&mxsL AI .2os* XV!UeBq :0Fwaw9PH" aX~'
gq> i带=2.5 TSsx^h8/ i减=3.35 5d|+ c< 5hB2:$C #|lVQ@= }U b "Vb ^Cg@'R9 & aF'IJC TI=85.76N/m XB%`5wwd JM*rPzp 'eoI~*}3WQ TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) OmP(&t7 (3) 各轴转速 \)PS&Y8n nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) CzT_$v_ nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) <pUc(
tPoz
T f^O( <zu)=W'R] H{;8i7% q5w)i <7X+-%yb; D7$xY\0r yNQ 9~P2 8\Eq(o}7 L^nS%lm dGc>EZSdj $w<~W1\: JDC,] 14\!FCe)! WTh|7& @yjui 5{6ebq55" 0M>%1* *$>$O% Eb9M;u ?Qs>L~ \'N|1!EO|t /t?(IcP5 F[OBPPQ3 8%9OB5?F6 K#p&XIY, YuDNm}r[ uO-R:MC L:EJ+bNG xE.=\UzJ h-h}NCP DSHpM/7 /7zy5 s/'gl ]t3
NA*mM nI=334(r/min) Sq==)$G nⅡ=114.6(r/min) g@"6QAP gf2w@CVF>= mwTn}h3N ]R{=| cWM|COXL+ Bf88f<Z w02HSQ ;7<a0HZ5! Ic&t_B*i}] UwQ3q Xc5[d`] vR~*r6hX8 V2]S{!p}k o6KBJx 6YU2
!x z_l3=7R z(orA} [ JnY3] @+X}O/74 e@,,;YO#4 {Q(6
.0R rb\Ohv\ gkk <-j' /9w}[y*E W@$p'IBwm 6l
vx p
go\(K0 q%:Jmi> |PJW2PN )Y&De)= JcVq%~{M 三.V带传动设计 $=m17GD 保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 5!ReW39c; 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, =OZ_\vO 设计功率Pd=KAP kW 4!}fCP ty 由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, b);}x1L.T 由转速在满载时为960r/min i)(QNpv 查表得 VD#^Xy4% r ,m b3H -% fDfjP 49zp@a ;W*$<~_ -5ec8m8 uATBt -<O:isB 6Rf5 ^ KjqS\< G<dXJ ]\\ 86I* YWZF*,4 Go67VqJr }I`|*6Up kv4J@ ha),N<' -)I _+N E37@BfpO3 E0pQRGPA |5/[0V-vy d#tUG~jc (os7Q? KE3v3g< ^,5.vfES k1H0hDE ZF/KV\Ag) <FK><aA_i* -&A[{m <,> nJya1AH; ]x G4T>S T7Ac4LA \nyFN ZD{srEa/a i=a LC*@ !!86Sv e`rY]X FTfA\/tl(; Dn3~8 N
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Xo 0R]CI %ze1ZWO{ |@ HdTGD aVYUk7_ < \d+HYLAJn F%d"gF0qu f)x}_dw% 9-^p23.@[j ka3Z5 S8RB0^Q7 h'x~"k1 `[&2K@u ;"
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b n4 @a`lN5g }A7qIys$4 A%1=6 U08?*{ F/SsiUBS YMTA`T(+ NR&9:? =.hDf<U |q2lTbJ QP%Fz#u` e}[we: 四 .传动零件的计算 K, 5ax@ 设计一般用途的传动零件 N08n/u&cr, 1. 选择材料 ~bTae =FP 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。 }GDG$QI]K& 2. 按齿面接触强度确定主要参数 mN
6`8
[ d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 c$kb0VR T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) ^&H=dYcV>/ 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. i q:Q$z& +~Ay h[V [σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) _vV&4> σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 Rl4zTAI 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 bTGK@~ t=15x300x16=72000h \{zAX~k6 N1=60x384x72000=1660000000 o}+Uy N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 5Y=\~,%\oH 查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) "q^'5p] SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 j(C
UYm 故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² m`IQ+,e [σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² MW~B[%/ v-fi9$#^ "%Ana=cc ;sR6dT) YG~ o 0"psKf' ]}7rWs[|1 gQ=POJ=G 36x:(-GFq 7E3SvC|M ]Y&)98 ,i?!3oLT DsJn#>?Kh ;c-
]bhBB K为1.4. Z#6~N/b S?7V
"LF ,&&M|,NQ&s nH>V Da tNuC xb- /rxltF3 Eu/y">;v# mzE$aFu8 <cv2-?L{ ^b!7R
<>~ )d(0Y<e@ 0\Yx.\X, |1+(Ny.%k s"',370 +'['HQ) 3$N %iE6 *e3L4 7"G }u-S j/K MkW1FjdP c@9Z&2) 4l
ZJb [σH1]= 580N/ mm² =Etwa [σH2]= 557 N/ mm² =Esbeb7P PM-PP8h
计算时的以小值代入 ?D(FNd 为齿数比. ;4kx >x*H 将各参数代入得 ~+<xFi jemxky ] `B,L*m6 则 S*CLt 的标准 6c2ThtL 中心距为 r2SJp@f 6mBDd>`0 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 +#*&XX5A#? i实 OgKWgvy 合要求。 /1 US, 故分度 圆直径 Q)G!Y
(g\ B 9LSxB 齿度 E#<7\p> P(pd0,%i;a 3、校核齿根弯曲强度 Eg`R|CF ApG'jN $v:gBlj%" ?-8y4
Ex rkfQr9Vc (F,(]71Z+ d1=59mm m|[\F#+C [_
M6/ gHi~nEH 'f-
8Wdkztp/S Z1=27 GB<R7J Z2=90 _\,rX\ (B>)2: T1 k;;nE o~6 iN<(O7B; e86Aqehle S)"##-~`T s?^,iQ+tp 1Q&cVxA"\ 0 W~.WkD H\)gE> <#xrrRhm} 20rN,@2< <G\
<QV8W a=150mm +"YTCzv;t 6Cl+KcJH ljup#:n =cdh'"XN @+?+6sS d1=67.5759 ,^.S0;D,Z d2=232.5 !Z
U_,[ EvwbhvA( Hs[}l_gYn 968Ac}OA M'\pkzx Rr+qgt;f5 LKqRvPnh KU+( YF$1 6RH/V:YY 为齿形系数,查得 `0yb?Nk `: 1KW3l<v-6 为应力,修正系数,查得 U:qF/%w T|;^.TZ 为 用弯曲应力,由 &}zRH}s; 查得 /"(b.& G3H#XK D 为弯有疲劳强度的寿命系数 mYjf5 ;xSRwSNDi( 查得 8dc538:q} +``>,O6 故 9n_ eCb)H (tJ91SBl 将各参数代入 Nt HbwU, (.PmDBW (F_w>w.h 6yN"
l
Q7 R @"`~#$$ !loO%3_) e:qo_eSC^- AvZXRN1:' e d_m +NM 8,=G1c pw!@Q?R b 1cd&e HH7[tGF !@( M_Z' Wt(Kd5k0'2 QS\Uq(Ja\ \ZqK\= *h2`^Z )eECOfmnZ \kxh#{$z? C+`xx('N9 {-Yee[d<? Cgo9rC~] U>oW~Z &uPDZ#C- D{>\-]\ ^ZR8s^X rmoJ
=.' 3i6h"Wu`n =m~ruZ/ 6>s=CiZB F% }7cm2 "i&fp:E0 "tKNlHBu'
F,zG;_ p/N 62G zb>;?et;) C*a,<` ":V%(c aF!WIvir KhrFg1| f -7S:, @/LiR>, `&H04x"Y$> 所以大小齿轮弯曲强度足够 6i| ~7md, 4、确定齿轮的主要几何尺寸 >d97l&W 分度圆直径: };^}2Xo+ o ~;M" 齿顶圆直径: '<W<B!HP5Z i$["aP~G 齿跟圆直径: &5d\~{; '=p? 齿宽: %{U"EZ]D! b1=b2+(5-10)=80-85取80 t?HF-zQ 中心距 s@PLS5d" 5、确定齿轮制造精度 =D5wqCT(Q $,@JYLC2 查表确定齿轮第 II公差组为8级精度,第I,III公差与II组同为8级,并按设计手册资料推荐确定齿厚偏差。小轮为 Wa<-AZnh HJ",Sle 1=109.3N/mm U:\p$ hL9 $C$ub&D
~" R1Yqz $# ncj!KyU >C*4_J7 j$mz3Yk 2=103.3N/mm <n\i>A3`,S 6m@0;Ht bLco:-G1E1 EWO /u.z c@9##DPn d1=67.5mm d+e0;!s~O M|H2kvl d2=232.5mm ~3d*b8 (7~%B" da1=72.5mm :T5A84/C v1h.pbz`w da2=237.5mm 8+ hhdy*b F)7j@h^ dF1=61.25mm +<{m45 h9jc,Xu5X dF2=226.25mm c})wD+1 op.d;lO@ F<gMUDB n$xszuNJ` c;^A)_/ B$j' /e-Zk a=150mm QvJZkGX %4/xH9 [4: Yi{> "[.ne)/MC Sz)b7: 7f*
RM
#Z0-8<\ @h9K b` zET^F djGs~H>;U_ 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。 %/!+(7
D kV+ R5R -K^41W71 t#~XLCE SiR\a!, C *uU4^E( [8z&-'J= +q-c8z sG1BNb_ d- kZt@DL= t\%%d)d9 wASX\D } 6]ZO'Nwo GXYj+ qJ #9,=Owup
#j.FJFGX ayeCi8 zi.mq&,]R EBwK 7c AqqHD=Yp R\y'_S=#a s~Gw dm& /K
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P I&\4C.\> JhH`uA& yzg9I p&O8qAaO :q;R6-|. Gk 6fO [zx|eG<&- xEC2@J mw"}8y kC31$jMC3! 8t=3 小轮8-GJGB10098-88 x{?sn *v&*% B 大轮8-HKGBl0095-88 ?S9Nm~vlt wHWma)}-z P9s_2KOF B%mtp;) P gs fhH0 rei5{PC 9t0Cj/w} :cdQ(O.m Vmtzig3w[ _aY. :G0+;[?N V]m^7^m3 YuA7r"c 5QOZ%9E&M k,lqT>C %",ULtZ+ Z'e\_C %Co
b(C&} Pa[?L:E d EIa=e| 3A d*,>! Rf?%Tv0\ 1\IZcJ { 7jT#BWt zsQF,7/}B [aHlu[, Yw1Y-M 6&mWIk^VC eVrNYa1>H NZfd_? 3 H) cQO?B FCAJavOGH 0R*}QXph hR0]8l| ]1tN|ODY*W 五、轴的设计计算 ,8~dz 1、选择轴的材料,确定许用应力,选用45号钢。调质处理,查得轴毛坯直径 许用弯曲应力 [NjajA~z>F "h$D7 mL 2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 y}Cj#I+a <\p&jk? 5c)wZ 因装链轮之外有一键 ,轴加大5% Yx!n*+ :J .01TTK * 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。 FbuKZp+ 轴尺寸设计见附录 =O,e97 GajI\_o }FZp840 =@%MV( GV=V^Fl . F=VoFmF@ ONNW.xHp g{]e j ;=#qHo9k1% q4 $sc_0i I'P!,Y/> |NXFla m8p4U-*j |]I#CdO CO7CNN Y[T J;O!R fq{I$syY Z"+(LO! pc^E'h: JLt{f=`%F aQC7 V !v -)<JBs> Q:rT 9&G E#m76]vkCU V.+DP qgh]@JJh @i;L Za p{w}
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?[ ACZF AN50P!FZW ]KfghRUH m/SJ4op$ Ov F8&*A aU,0gvI(} }mkA Hmu4 Nu>sp,|A $@XPL~4 3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 y=y/d>=w (1)轴上受力分析 ]=O{7# 轴传递转矩 r! cNc e<&_tx 齿轮上圆周力 mg/C Ux ^d5gz0d 径后力 ]0at2 k
2
mkOb 轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 qJe&jLZa 运输带工作拉力为2500N 11^ {WF 压轴力简单计为5000N )m$1al (2)受力图 *rujdQf 5x93+DkO\ D~[N_ eHfG;NsV/ R]V~IDs OgzGkc@A 0`aHwt/F P"[ifsp f
z/?= ru(?a~lF8~ Ft=2351 N y&KoL\ 9OO0Ht4j ,Yiq$Z{qQ Fr=893N #]N&6ngJ N7Z(lI|a; J7&.>y1% Ynk><0g6 O4'kS
@ qW` XA 4q@9 *R9mgv[ P5ESrZ@f VLwJ6?.f' <7sF<KD q^T&A[hMPx t6H2tP\AS `
i^`Q sbq44L) z?IY3]v*z< }hObtAS gzJ{Gau{) JXZ:Wg #7cf 8y 4,R\3`b :Z7"c`6L!~ A<*tn?M] "8C(_z+]K` 6{FS/+ ADwwiq#E )oz-<zW (3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) .-1{,o/&Q ①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 6m;wO r EcS-tE4% 同理 ZCOuv6V+ ②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) *Tlws MlcoOi! (4)作水平面受力图c)及弯矩图e) a_#eGe> ①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 &&QDEDszp Af!
W
K= ②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) RE*S7[ge 截面c的变矩 _`Yvfz3 80l3.z,: H&>>]DD fAA@ziKg :8GxcqvCWq E )Zd{9A5) Bbe/w#Z O.40^u~ _R!!4Hp<Q l8n[8AT1 `X]2iz RVA=1175.5N J|64b bMK'J Uc%`? +Q `efH( Zn=JmZ HDXjH|of MVC=67004N.MM V~^6 TS( ^{]sD}Q" ~6kA<(x Zo638*32 {CyPcD'$s BKlc{= V/[,1W[B `LHfAXKN
0{Ll4 =rtA{g$)+ RHB=9381N +H^V},dBp! RHA=3488N $4~}_phi M&\ ?)yG j!8+|eAkk s$y#Ufz Cot\i\]jv "l;8
O2;g MHC左=-198816Nmm kp>Z /kt (9q {J(44 MHC右=-280307Nmm +Q#Qu0_
F>-@LOqHy )aA9z(x s/&]gj" xwp?2,< YbBH6RZr 截面B的弯矩 %_=R&m'n` (5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) ^E?V+3mV %IXW|mi (6)作扭矩aT图g) V4i%|vV 考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 {EHG | HnY"6gTNK (7)求出量变矩并作当量变矩图h) DWxh{h"> _!p$47 (8)校核轴危险截面的强度 m-FDCiN> 由图h)知轴上当量变矩最大的截面左右,轴承支点的B处,故校核该截面的当量应力。 2}C>{*}yQ 1E_Ui1 [ 7?WBzo!!L +rO<'H:umJ [jn;|
3 *K^O oS 9F1stT0G% M{RZ-)IC yQ&%* ?J ffd3QQ Yf`.Cq_: '*Mb
.s" 9+Hb` MHB=-530000Nmm iC2nHZ*, A+E@OO w*~ Z6@J-<u ho$%7mc :Aiu!}\ MC左=20980Nmm F76h MC右=28820Nmm 8J U~Q YEoT_>A$dB ;!sGfrs0$ B;je|M!d [mvHa;-w =_6h{f&Q tX}S[jdq ,WK$jHG] 5FKd{V' MLC左=33159Nmm P;/wb/ MLB=554794Nmm WN1-J(x6 4x=Y9w0?8 0J</`/g H *lO+^\HXD ?tQv|x A6.'1OD Khd ,|pM =6YO!B>7 V3UGx'@^y E1g$WhXIS xhS/X3<th )KQum`pO >AFpO*q" 'A2"&6m)28 rcT<OiYuig AE
_~DZ:%c +[`%b3N k !WnI` @'4D9A 3s`3}DKK *4y r7~S5 六.滚动轴承的选择计算 Tyl"N{ _ 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。 pjM|}i<'Q 由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 [.,6~=}vP !YHu FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N _,~zy9{, 代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 v}D! 查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) J< M;vB) 已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 #Qd3A 代入得Cr=38205 o#6}?g. 由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 cf!R 七、键的选择和计算 4*W7{MPY 由轴设计知,运用C型键,键长40mm &nProzC 工作长度 ,键高8mm SiT &p 接触高度 a-y5 \x DBDfBb T7'$A!c 查表 ic#drpl, 知键合适 q(W@=-uDK 八. 联轴器选择 zY-m]7Yf 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。 $)V4Eu; 九.润滑与密封方式选择 zPYa@0I
由工作环境及载荷,由于该系统工作环境不是十分恶劣,载荷比较平稳,故选用SY1172—08号润滑油,密封方式见图纸。 p<e~x/@m* m
Y0C7i OpQa! FoQk Y~xZ{am (C%'I swrd i\G3
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.@Cshj tS7u#YMh rge/jE,^~Z 选用6308和6309深沟球轴承 f14c}YY qfU3Cwy 9iE66N>z _JH6bvbQ lTXU 8^lXM-G- Xk$lQMwZ 9@06]EI_ G
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zE[c$KPP k2=uP8 )oj`K,# c|7Pnx%gT C型键 5?b9[o+D 书,有意请进。
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