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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 pzjNi=vhd 3!cenyE 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。 /&G|.Cx 1.运输带工作拉力F=2.5 KN 6 <`e]PT 2.运输带工作速度V=1.4 M/S 6Y6t.j0vN. 3.滚筒直径 D=200 mm gBWr)R 4.滚筒效率n=0.96 XYD-5pG 5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; Z8/.I 6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 kREFh4QO, 7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 iD%a;] 8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 nL[OwfPj 部件:1电动机 6&6dd_K( 2V带传动或链传动 B 5qy4MFWs 3减速器 *' es(]W 4联轴器 dT&u}o3X 5输送带 "Xwsu8~ 6输送带鼓轮 .}eM"Kv 传动方案设计如下: ToKG;Ff 4b D+
.vg?8 1ljcbD)T; }#M>CNi'PU @c"s6h& {*g{9` ]oz >/\! @].!}tz x[)]u8^A P.k>6T<U> Voq/0,d ZQir?1= y=+OC1k\8 0t"Iq71/ (E,[Ad,$ qe?Ns+j<d 2h]CZD4 $_eJ@L# VK,{Mu=.9 9M 1DE .X)Wb{7 @ZJ}lED3 :i
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81V Qi=0[ v+trHdSBYE Z 5P4 H G;pmR^ <"3${'$k` XhWo~zh" 1=9GV+`n CK|AXz+EN cH:&S=>h #)48dW!n O}2/w2n `(P71T [ybK gcO$ T` *V+,X \UM&|yk: p15dbr1 <}c7E3Uc Ly2!(,FB. WD[jEWMV7D 二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 %z-s o?gF 2~ETu&R: 1. 选择电动机的类型 FjiIB1
T 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 9&C8c\Y 2. 确定电动机的容量 08k 电动机所需功率由公式 X_bB6A6 Pd=Pw/ηa (KW) KyP@ hhj Pw=Fv/1000ηw xb9^WvV 因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) {-]K!tWda 由电动机主卷筒轴的传动总效率为: saQo]6# ηa=η带η²轴η齿η链 aM#xy6:XG 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 R3piI&u 工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 Buq(L6P9r 所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW lZ2gCZ 查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW q;f L@L@- 3 确定电动机的转速 T/%Y_.NtU 卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) C8)s6 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. `fJ;4$4 0Ny +NE:6M 8ql<7RTM! 60e{]}Z '0_W<lGB Q?([# Ky8,HdAq )S`Yl;oL CO@ kLI nG?Z* n Yy`A0v OS>%pgv o"P )(; IeA/<'Us V,[[#a)y a%6=sqxE n<b}6L} cf"!U+x 3G^A^]h ma) +
G! IC$"\7
@ asy:[r" @ IDY7x27 Y=<zR9f` vtK.7AF _pvt,pW Z$('MQ|Ur =dQF}-{! Pe=4.0KW **1=|aa: n3eWqwQ$5 Y(T$k9%}+ 5s4x%L (~} Hxc>? h+YPyeAs ggfCfn }~0}B[Rf o{hZjn- >*+n`"6 电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 c0X1})q$ 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). Ia{t/IX\[ 4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 W+s3rS2 (1) 求传动比 !
8Ro5), 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: dww4o~hO ia=na/nw =960/114.6=8.038 $t5>1G1j7 (2) 分配传动装置传动比 ox";%|PP1 ia=i带i减 a%an={ 为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 ;{e'q?Y
则i减=ia/i带=3.35 rV-Xsf7Z 5.传动装置的运动和运动参数的计算 Aaz:C5dtU (1) 各轴功率 {8%KO1xB 由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) `Uvc^ PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) 3lS1WA (2) 各轴扭矩 R-4#y%k< Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) 4JH^R^O<n
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) u:wf:^ )hVn/*mH n=1000 o nv0gb/J 9%MgA ik( 电动机 型号为Y132M-6 Q
} 0_}W i"4;{C{s jG#e%`' ,WoV)L'? 7o7FW=^ Y%(8'Ch eG.s|0` i带=2.5 I}}>M# i减=3.35 Cw5B
p9 f|j<Mj+\ ZlcEeG :/>Zky8,k lXVh`+X/l
2';{o=TXV TI=85.76N/m wRX#^;O9?> h`p=~u + rfh`;G5s TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) =66'33l2 (3) 各轴转速 *
COC& nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) D|vck1C5, nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) eZg>]<L vnlHUQLO eK\i={va 6_;n bqY& _]0<G8|Rv F$YT4414 y (%y'xBP &}#zG5eu JEeXoGKd VwLo Y44[2 :m <Iil*\SC pMf
?'l hN\Q&F! (L W2S;- 12tAx3p aR)w~s\6 !~xlze
JL7;l0# AO(zl*4 b4(,ls }E&: bUuQ"!>ppu %@HuAcNi 9LSV^[QUH 6|4ID" rG%8ugap .OlPVMFt \
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Er@ 0~Xt_rN]( UC.kI&A Ggbz ?kF?
~\c 2g5jGe*0 nI=334(r/min) \GZ|fmYn nⅡ=114.6(r/min) z0|-OCmL #[Rs&$vQm s#Xfu\CP CF: ! UUGX@ nx%eq,Pq 7ab'q&Y[ /RWD\u<l u>*qDr*d ONFx -U] equi26jhr jPn.w,=)27 02-% B~oP vTC{ z]2lT
IWg 1yFIIj:^| |fo#pwX 7t/Y5Qf LyG`q3@ f6{.Uq%SGp #] ;ulDq *]!rT&E \~l" 7JBr{3;eS gJ>#HEkMB 8EBd`kiq %\~U>3Q 8fK/0u^`d s}bLA>~Ta 0 1NP [p]UM;+ 三.V带传动设计 (i1p6 保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 "6v_<t`q" 该系统载荷变动小,工作条件不是很恶劣,所以工况系数选用为1.2, =,X*40= 设计功率Pd=KAP kW :NB.ib@* 由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, Hoi~(Vc. 由转速在满载时为960r/min "Jdi>{o8 查表得 K>n@8<7 :SY,;..3e Fl}!3k>c b*4aUpW xc7Rrh]} [Mj5o<k;I 8~g~XUl 6P)D M N,:G5WxW (0rcLNk{| x6^FpNgQ ?a'EkZ.dB ,fo7.
h4{ `YO& @q{. O3pd5&^g _xnJfW_ -
b` Dj 6^|R$z& dTte4lh S"`{ JCW$ 7uOtdH+ JOs
kf( a)7&2J Y@qugQM> B[2t.d;h LxiN9 D&]xKx uLNOhgSUf \x5>H:\Y -iFFXESVX =`Ky N/ TJB4N$-}A b{X.lz0 SzFh P2U4,?_e Ok}e|b[D p:ZQ*Ue X7gB.=\X MOHw{Vw( OC\cN%qlw TGjxy1A $XKUw"% ?zVcP=p@ !#E-p?O. >4HB~9dKU ]{I>HA5[ U@(8)[?nxn %{me<\( {xP-p"?p %O{FZgi%wA E;"VI2F w2^s}NO _ -,[U{ vi[~Qt j-qg{oIJ {yi!vw >z,Y%A +LF=oM< x/0x&la KCqz] 715J1~aRNr $-E<{ j9cB<atL ONc#d'-L rAgp cp} <YWu/\{KT 四 .传动零件的计算 m5hu;>gt 设计一般用途的传动零件 t=[/L]! 1. 选择材料 IEfm>N-] 小齿轮选用45号钢调质,大齿轮用45号钢正火,查表得小齿轮齿面硬度HBS=217-255,大齿轮齿面硬度为160-217,计算时取平均值小齿轮为236,大齿轮为188。 C3 m_sv#e 2. 按齿面接触强度确定主要参数 [y<s]C6E d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 M2.*]AL T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) (8em 5 Φd为齿宽参数;由表知软齿面对称布置时φd=0.8214,由于是单级传动,速度低,轴的刚性较大,因此φd=1.1,K为载荷系数,对带式运输机,载荷平稳,且齿轮相对于轴承为对称布置,取K为1.4. +^$;oG nYj7r*e[ [σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) 9g$fFO σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 U:$`M,762Z 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 ~{6}SXp4U t=15x300x16=72000h *LvdrPxU= N1=60x384x72000=1660000000 E,4*a5Fi N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 ZV07;`I 查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) /4+*!X SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 Y2+YmP*z` 故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² 0BOL0<Wq [σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² V0gu0+u~R !Z; Nv ;[|+tO_ _G)x\K]N aCBq}Xcn zEeix,IU 7[}WvfN8# >Q)S-4iR X,K`]hb*0_ ;uuBX0B XK(aH~7xme wJ7Fnj>u% b_@bS<wsF} \9}-5
K为1.4. >SD?MW1E eBe5H
=I@ CTc#*LJx>j ]oC7{OoX w/7vXz< AgdU@&^ `1R[J4e 57$/Dn /(i~Hpp 6V1
Z(K -"xC\R I>>X-} 8sL+ik" QRER[8]r$ C7Hgzc|U G<t_=j/r cty ab<7jfFIa J
{\]ZPs 4WQ
96|F CWnRRZ}r [σH1]= 580N/ mm² FFf
~Vmw [σH2]= 557 N/ mm² rrZ'Dz gac/%_-HH7 计算时的以小值代入 PMiG:bM 为齿数比. J5\2`U_FZ 将各参数代入得 !(N,tZ &F +hh{ hQDl&A 则 e\]CZ5hs3 的标准 E~,Wpl} 中心距为 6^nxw>- 4[K6 ZDBU 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 $2k9gO i实 )`m/vYKWL 合要求。 [JVUa2Sm 故分度 圆直径 Il<ezD{ R6G%_,p$7 齿度 y1Yrf,E
m= $
?YSAD1 3、校核齿根弯曲强度 ~ponYc.Y @X#e $C6O<A rh(77x1|(G EA!I&
mBq &0euNHH;sL d1=59mm
<:`x> _ @{8SC~ha
/w(t=Y k+Ay^i}s. @jH8x!5u: Z1=27 dn=g!= Z2=90 }9(:W </} /%h<^YDBf J(x42Q}*S Pb@9<N Xm' 0D48L5kH#' %%k`+nK~ ~,P." 4 O~zkg '~kAsn*/ E.OL_ \ ADN ZG)%vB2c a`uHkRX
)U a=150mm t0gLz
J 0%<x>O EX^j^#N TZ%u;tBH: =lqGt.x d1=67.5759 H-1y2AQ d2=232.5 :g=z}7!s N6_<[` M `bEnu @-Js)zcl q 'Ijjk`d&c
YDr/Cw>J +MP`iuDO y%x2 _Tj` 为齿形系数,查得 ^8r4tX ?-IjaDC} 为应力,修正系数,查得 ]za1=~[ !`%3?}mv, 为 用弯曲应力,由 Y!|*`FII 查得 hZ@Wl6FG; U[UjL)U 为弯有疲劳强度的寿命系数 2,O;<9au< S+EC!;@Xg 查得 Ou<Vg\Mu J_^Ml)@iy 故 O7z-4r kmXaLt2Z 将各参数代入 N\OeWjA F p%v+\T2r U^$o<2 %2)'dtPD~ sA u ;i )q48cQ b{o%`B* K2glkGK .?YLD+\A oX9rpTi CYZx/r< b4$-?f?V H1FSN6' MR@*09zP(? )J"Lne*" x\m !3 wtDy-H n {Y! -]_5 eh-/,vmRa e!67Na0X( }. x&}FqXE [C]u!\(IF &?=UP4[oif b[3K:ot+ jMvWS71 bF'^eR `eat7O {VPF2JFB[ sILkTzsw BiQ7r=Dd. P7;=rSW V3'QA1$ #
4AyA$t Xx~XW^lsh fCL5Et 0?]*-wvp |.x |BJ z
(,%<oX 'G!w0yF piE9qXn G9.+N~GZ. ).0h4oHSj !biq7f%6# 6_a42# 所以大小齿轮弯曲强度足够 E }aTH 4、确定齿轮的主要几何尺寸 oW*e6"<R7 分度圆直径: opK=Z M~Yho". 齿顶圆直径: Q
Fv"!Ql 1'dL8Y 齿跟圆直径: H1H+TTZr 15i8) 4h 齿宽: G'/36M@ b1=b2+(5-10)=80-85取80 t0*JinKI 中心距 R&13P&:g 5、确定齿轮制造精度 Nb2]}; O }|
BnG"8 查表确定齿轮第 II公差组为8级精度,第I,III公差与II组同为8级,并按设计手册资料推荐确定齿厚偏差。小轮为 beyC't &<Bx1\ ~V 1=109.3N/mm >z*2Og#1 %Y"@VcN I^pD=1Y] d>z?JDt ]Ma2*E!p
hfpSxL 2=103.3N/mm Sq,ZzMw Ij_Y+Mnl4: s)dN.'5/ sGjYL>* 2<jbNnj d1=67.5mm SG1fu<Q6J 85U')LY d2=232.5mm lPL>8. j KS($S(Fi da1=72.5mm u?[dy
n pCOr{I\ da2=237.5mm Qo>VN`v |cwGc\ES dF1=61.25mm B[:-SWd m&xyw9a dF2=226.25mm )BR6?C3 7@R;lOzL3 .80^c 0*S2_&Q) kH
Y ;EZ$8| a=150mm dALJlRo" )jbYWR*& H"8fnN=xB Zi47)8 KlbL<9P> qrBo'@7 v=15pW :*V1jp+ t0XM#9L hC@oyC(4 GJ,在零件上标示为8-GJGB10098-88,大轮齿厚偏差为KK,在零件工作图上标示为8-HKGBl0095-88。 y#HDJ=2 MsMNP[-l ,>X
+tEgR Q70LQCms 0\f3L a qSh^|;2?R gR)T(%W E"7 iU j,")c'r&dD HE0UcP1U NLHF3h=?1p @l~zn%!X n!5 :I#B F+r3~T% )8Defuxk MY11 5% '&{`^l/MH aW-'Jg=@H^ 5}FPqyK" MM8r*T4g/ AW;"` ]. 1Ao YG_ p`ai2`qC` IM:*uv AZ~=]1 g+Z~"O]$M d6ZJh xJ :e1BQj`R <4Z;a2l}U o.-rdP0P> N0EJHS,>e |V#h
"s >q0c!,Ay 6|*em4 dZ'hTzw~ D^1H(y2zp 小轮8-GJGB10098-88 tkrRdCq w@U`@})r. 大轮8-HKGBl0095-88 XKqUbi G%N3h'zDi H6Q1r[(B #?h#R5:0 /L,VZ?CmtK p-QD(+@M K1c@]]y) r9@4-U7v& yeQ6\yi 8':^tMd HS!O;7s' /lBx}o' ooa>~!91P Q)oO*CnM!- PfKIaW< gGl}~ *3_@#Uu7 >*v!2= ~x`BV+R kae&,'@JF CFqteY" 9L+dN%C u*/. <0!/7*;#ZT '5j$wr zt E>xd*23+\ `4V_I%lJ& Z>GqLq\`ed pUV3n
1{2 &HdzbKO= <4!SQgL e)I-|Q4^% -z"=d<@ ;E? Z<3{ 1^<R2x 五、轴的设计计算 O=c^Ak 1、选择轴的材料,确定许用应力,选用45号钢。调质处理,查得轴毛坯直径 许用弯曲应力 7;H!F!K] ,U9gg-.Lp 2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 Q9v
OY8 |fYr*8rH |> mx*G 因装链轮之外有一键 ,轴加大5% =?Y%w%2 .6I*=qv)NA 考虑到减速器、轴承、 轴器,外观等因素, 轴II与滚筒连接处直径为35,轴I与电动机连接处为30,由于轴 II负荷大,故设计,检验都以轴II为例,轴I设计如同轴II。 cfn\De%. 轴尺寸设计见附录 ^,`;x o5(`7XV6D pJ*x[y 0"q ^`@sZ s&-m!|P a#i;*J *m_B#~4 1t" |L
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Tk(ciwB udCum4 yXg #<H6V /%W&zd=%# Qx$CoY R $vo }bwH(OOS I)@b#V= zCOzBL/1q -)S(eqq1 1: cD\ 3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 Yv="oG!xL (1)轴上受力分析 :Taequk 轴传递转矩 (_2;}eg ~0S_S +e 齿轮上圆周力 KW&5&~)2 XJ\j0 径后力 gQXB=ywF 9NX/OctFa' 轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 HvhP9_MB 运输带工作拉力为2500N @qC](5|TQ 压轴力简单计为5000N y _Mte (2)受力图 xW`,@a} 4g^nhJP$ 5u(B]_r. lRIS&9vA3 u$A*Vsmr FQc8j:' B?;!j)FUtt s@Q,
wa( )ad-p.Hus Gag=GHG Ft=2351 N .i^aYbB$X U
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y _{d0Nm G-vBJlt=t Iuh1tcc rKK{*%n B~[}E]WEK 3,Dc}$t #n9:8BKf 38I .1p9 SHc<`M'+ Qxw?D4/Y Zx%ib8|j L)0j& (3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) f{m,?[1C, ①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 j,HUk,e^& e:&+m `OSH 同理 g$z9 ( i+ ②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) @raw8w\Zj+ x4r=ENO)q (4)作水平面受力图c)及弯矩图e) n!nXM ①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 J\WUBt-M A,P_| ②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) Z9TUaMhF 截面c的变矩 2}NWFM3C &p."`
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F5 TQcEe@$) Z[(V0/[] Cb{n4xKW6 P3due|4M 截面B的弯矩 !uC`7a (5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) :3FJe f;Iaf#V_ (6)作扭矩aT图g) R)%1GG4 考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 3\=iB&Gf| <])w@QOA# (7)求出量变矩并作当量变矩图h) )2U#<v^ WWO@ULGY (8)校核轴危险截面的强度 ][ ,NNXrc& 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。 97$1na3gq v4:g*MD?~ K3c(c%$<R 4z~%gt74O] :+Pl~X"_ ]^='aQ L4)@lmd3 AYC22( 80/6-_g( 5`ma#_zk|f QQd%V#M? [n53eC GM5s~, MHB=-530000Nmm `kx+ Kc q{rc[ s? UE3#(:xA ~MvLrg"i ]Z@+
|&@L MC左=20980Nmm jY]hMQ/H MC右=28820Nmm WHV]H IT`r&;5 VW7
?{EL7 BjT0mk"P E&?z-,-o@ ~(TS>ck@ %-Z0OzWe b,?@_*qv+ H:~41f[ MLC左=33159Nmm 6j]pJ]F6 MLB=554794Nmm V9v80e {n4 Vx]{<}(gr 9w-V +Nf t=`bXBX1 FyXz(l: </K"\EU `_IgH Ha~g8R& 4eSV(u)4 -3M6[`/ #&Zb8HAj P|"U e3+'m 0G(T'Z1 D4:c)} 6%mFiX t~xp&LQiY W_zv"c ,g R9~k, 0]dL;~0y. =YPvh]][ 六.滚动轴承的选择计算 =[O;/~J%: 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。 QR!8 n 由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 U]!D=+ C~4$A/&( FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N Az_s"}G 代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 $-dz1} 查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) 1/t}>>,M 已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 ~-+lZ4} 代入得Cr=38205 l
vuoVINEp 由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 _)q,:g~fu 七、键的选择和计算 Pg3O )D9 由轴设计知,运用C型键,键长40mm mdu5aL 工作长度 ,键高8mm Kt,ENbF 接触高度 Fe(qf>E i,=CnZCh 7o$4ov;T 查表 ,UFr??ZKm
知键合适 33O@jbs@ 八. 联轴器选择 |w(@a:2kw 轴外直径为30选用弹性套柱联轴器(GB4323—84)公称扭矩为125N.m,许用转速为3600r/min,而轴I扭矩为85.76,转速为960r/min,知远远合乎要求。 ]M|Iy~
X 九.润滑与密封方式选择 7`^]:t 由工作环境及载荷,由于该系统工作环境不是十分恶劣,载荷比较平稳,故选用SY1172—08号润滑油,密封方式见图纸。 _v2K1 1 6?U2Et anj*a<C< ,B>Rc# :tu_@3bg- pn6 e{ X<4h"W6 ~=5 vc'' eMf+b;~R mZVYgJQ[ >$]SYF29 x\vb@!BZ 选用6308和6309深沟球轴承 utq*<,^ z.f~wAT@< 8=^o2& X0X!:gX A&i
(ilU<Ht Zy2@1-z6 ,Yg<Z1 !$'s?rnh [c@14]e s9 '*Vm pb~&gliW Yt"&8N] f!}c0nb |q?I(b4 Q@ bdiyS.a- W?m?r.K? 1MdVWFKXV ^Bihm] Aq [{F8+a^ .^^YS$%%7 ET4 C/nb +%%FT#ce zmI?p4, }}v04~ ]p~QdUR( Do}mCv y
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v4sc : g/H N9 Qh-k[w0 "(ehf|%>% )K\w0sjR _$"qC[. 6/9 A' !4C W&y%fd\&3 @AL,@P/9= C(C4R+U /EhojODMF Kx 6_Vp ?lCKZm.,(- C型键 `':$PUz,g 书,有意请进。
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