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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 *
&:_Vgu d2#NRqgQ 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。 F6[F~^9D 1.运输带工作拉力F=2.5 KN `_OrBu[ 2.运输带工作速度V=1.4 M/S bp:`m>4< 3.滚筒直径 D=200 mm D/."0 #q 4.滚筒效率n=0.96 j9[I6ko5' 5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; dE_Xd:> 6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 t!qLgJ5%y 7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 Mi8)r_l%O 8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 R#4l" 部件:1电动机 ?yef?JI$p 2V带传动或链传动 )xV37] 3减速器 <N= k&\ 4联轴器 Fk/I
(Q 5输送带 JpfA+r 6输送带鼓轮 BjvQ6M{Y"+ 传动方案设计如下: 1 6zxPSTr} M<w.q|P JK =A= 80@\e 34u[#O{2 W`Gbo
uxd QLO;D)fC R<&Euph gE2(E0H
`;6M|5G Z?'CS|ud Ol }5ry ^~[7])}g6 7<^+)DsS? 8{G!OBxc\. Qt+D ,X )sm9%|.& _Rii19k t`K9K"|k CXrOb+ M#'7hm6 _'!?fA
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3x /(BS<A |:R\j0t {:gx*4}q8 y]jx-wc3O 6LDZ|K@ uBbQJvL {zcG%b WJ U7g`R@ k={D!4kKz F+H]{ss> gGVt( ^ "mJo<i} .jQx2O ;O hQBAC L>14=Pr^( %" H:z daKZ*B| E D>7 {A0F/#M] ]"T157F 二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 bPFGQlmIO m=6?%'
H} 1. 选择电动机的类型 oT{9P?K8 按工作要求和条件,选用Y系列一般用途全封闭式鼠笼型三相异步电动机 kc2B_+Y1 2. 确定电动机的容量 H>/,Re 电动机所需功率由公式 j-1V,V= Pd=Pw/ηa (KW) 1/9*c *w Pw=Fv/1000ηw jI8`trD 因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) mx}5":} 由电动机主卷筒轴的传动总效率为: ^`yhN ηa=η带η²轴η齿η链 bDvGFSAH 按表4-1的V带传送速率η带=0.95,滚动轴承η轴=0.98,齿轮传动效率η齿=0.97,联轴器效率η联=0.99.则ηa=0.95 x 0.98 ² x 0.97 x 0.99 = 0.88 SdlO]y9E 工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 yT/rH- j;5 所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW _|C3\x1c 查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW 55O}S Us!P 3 确定电动机的转速 %h ;oi/pe 卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) uN<=v&]q 根据表1-3的V带传动比i1=2-4,而单级圆柱齿轮减速器的传动比i2=4-6,因此总传动比的合理范围为:ia=8—24. GhfhR^P U=D;CjAh 961&rR}d la{?&75] [1(eSH ,.P]5 lE _W(xO
|,M ;b [>{Q; LE}`rW3 )$^xbC#j`3 w]MI3_|'r( #6@hVR. H,KH}25 [Z/P[370 bq7+l4CGTv e Fs5l b$Hbo;_ uO1^Q;F ? /!Fv/ R,D/:k'~k +iN!$zF5] )q'dX+4=eL Z|@-=S(. eM$a~4!d 2f:h z :c]y/lQmV ,'c%S|]U7 Z%o.kd" Pe=4.0KW uvl91~&G o
Rk 'I |6-9vU!LK? <6]Hj2
[uqr 6p;Pf9
f 7Z]?a \|X
1 AIl`>ac D`n<!"xg@$ 电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 e#5WX 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). Onqapm0 4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 ;Uch (1) 求传动比 u^C\aujg 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: ,?U(PEO\f ia=na/nw =960/114.6=8.038 5Zc (2) 分配传动装置传动比 o$bQ-_B` ia=i带i减 7202N?a
{ 为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 ST#)Fl 则i减=ia/i带=3.35 ,%m~OB# 5.传动装置的运动和运动参数的计算 f(}&8~ & (1) 各轴功率 ly!3~W 由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) G8F;fG N PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) U'b}%[ (2) 各轴扭矩 n"iaE Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) ;N!n06S3 TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) :zC=JvKT ]nV_K}!w n=1000 sk5=$My 0* ^f
EoV 电动机 型号为Y132M-6 LCRWC`%& #\F8(lZ l+(B~v fX:G;vYn Z^F>sUMR qYqd -R Y,n8co^ i带=2.5 oMn'{+(w i减=3.35 '#K~hep ^l(,'>Cn 6EWCJ%_ pOy(XUV9O WVyq$p/V Q\~#cLJ/
TI=85.76N/m pdQaVe7tRo 2Sy:wt f:t5`c. TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) >&Ye(3w& (3) 各轴转速 dg N#" nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) kad$Fp39 nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) ;h~k B 5=poe@1g ^*NOG\BK@ q<g!bW% <1V>0[[e |<YF.7r; @$ )C pg IxlPpS9Wx H'2o84$ 9zehwl]~ HRd02tah +I~U8v- =:RNpi, dI,H:g G)5Uiu:^X k"`^vV[{F ]%5gPfv[T Yj>\WH G|$n,X1O( MIv,$ >&qaT*_g BGT`) WP Zvz}Z8jW p_sqw~)^% F.R0c@&W L!W5H2Mc 49#?I:l "FfP&lF/ cmLI!"RLe SQ`ec95', CYk"
}Tk*?tYt "k7C %t-}dC& -F-,Gcos nI=334(r/min) i ;YRE&X nⅡ=114.6(r/min) <C7/b#4>\ p["20?^ =$%_asQJ rOq>jvy r%oXO]X v.]W{~PI2V U| 1&=8l ~M J3-<I yi1V \8DC R 9Yk9v .*w3 ryQ /\uW[mt {&Sr<d5 WPNvZg9*c ^cYt4NHXn )pt#Pu
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I 3P2L phW 三.V带传动设计 wpPCkfPyL 保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 0(dXU\Y 该系统载荷变动小,工作条件不是很恶劣,所以工况系数选用为1.2, t12 xPtN1 设计功率Pd=KAP kW J#& C&S 2 由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, N,NEg4 q[ 由转速在满载时为960r/min :Qra9;
Y 查表得 -nrfu) G ~/kx ['n;e:* %]i("21 qy|si4IU8, ,=kQJ| VWa;;?IK X>y6-%@ gcfEJN4' ^iq$zHbc0u WH^rM`9 j8Csnm0 #r_&Q`!eU u?n{r FO5'<G- LAwAFma> [m3k_;[ 6+[7UH~pm^ 9>"To KzC`*U[
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]B9 p$cSES>r: ( nH3 |F 18j9 = ,=t Sp ES#K'Lf sy|{}NkA! D'823,-). c|'hs :8~*NSEFd OW12m{ S?5z @9pk-BB^D `_;VD?")*l Wh)QCp0|n _YH)E^If YrR}55V, |h,aV(Q E30VKh | {]}}rx'|P !.'@3-w] >_y>["u6J# .hCOi<wB ;ml;{<jI K6.*)7$# DaW_-:@s 4V7{5:oa RJ%~=D \DE`tkV8 b7/1] yp=2nU"o GJA3 yS#LT3>l (l.`g@(L or u.a m#'2
3 > @ulvHL I hvL2zB L44-: 3 =J,aB p mB$r>G/' 0j1I j+n1k^jC )ll`F7B- >Z?3dM~ [ 四 .传动零件的计算 J*8fGR% 设计一般用途的传动零件 >sP-)ZeuU[ 1. 选择材料 tLpDIA_8 小齿轮选用45号钢调质,大齿轮用45号钢正火,查表得小齿轮齿面硬度HBS=217-255,大齿轮齿面硬度为160-217,计算时取平均值小齿轮为236,大齿轮为188。 n2R{$^JxO 2. 按齿面接触强度确定主要参数 Frt_X % d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 YXJjqH3 T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) <BQ4x.[ 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. #nc{MR#R laqW
{sX^5 [σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) +EcN[-~ σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 LD WFc_ 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 X; T(?,, t=15x300x16=72000h 1dOVH7 N1=60x384x72000=1660000000 u|\Lb2Kb: N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 ,k/*f+t 查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) EpeTfD SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 j]6j!.1 故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² X LPO_tD [σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² I`2hxLwh+ gQ*0Mk pHY~_^B4& 7vV3"uns .8CR
\- &|H?J,> `jJ5us _ 9Tv*@ koC2bX k:<yy^g$X {y'c*NS b IcLMG
s p,@_A' rU5gQq; K为1.4. ow
~(k5k: ]xA;*b;|h eQno]$-\ kVQKP U by&#g \A _g 9>qR6k? 3t(nV4uDF }V?SedsY ;&P%A<[` /_?Ly$>' bQb>S<PT d$kGYMT" {Os$Uui37\ 9~<HTH z![RC59S veAGUE
%3 #~q{6()e: *8fnxWR Z=
dEk` .ev'd&l. [σH1]= 580N/ mm² c{6!}0Q4 [σH2]= 557 N/ mm² h2!We# @X"p"3V 计算时的以小值代入 7Xm pq&g 为齿数比. ykxjT@[ 将各参数代入得 GrW+P[j9 ^/2n[orl5 !t{3IE 则 X26gl 'U 的标准 ITRv^IlF 中心距为 "ZNiTND uv}[MXOP 由于齿轮传动须装入箱体,现a为小数,结加工和测量带来不便,应调整为整数。方法为将Z2增加或减少1~2个齿,调整后位动比误差 只要在3-5%内, 因此Z2=93则a=150mm \D<rT)Tl i实 Ja|! fT 合要求。 hJ>{`Tw 故分度 圆直径 ngcXS2S_
RN'|./N 齿度 0~H(GG$VH AM1 J ^Dp 3、校核齿根弯曲强度 hUcG3IOBf N't*e Ci )$I;)`q DHW;*A- cV_nYcLkz :O{`!&[>L d1=59mm <bWhTNOb =K =FzV'_~ B9/x?Jv1 l!<Nw8+U 3205gI, Z1=27 4$+1jjC]>~ Z2=90 F"#bCnS cj`g)cX| ;WC]Lf<Z^ 81fpeoNO iJk`{P _ E5UI {v}f/cu RRqHo~*0 n|Iy S
"R]i Vz!W(+ znw\Dn?g _$s9o$8$ a=150mm 5vj;lJKcd` Ig t:M[
/ ".O+";wk SEq_37 <->Nex d1=67.5759 d_BECx<\ d2=232.5 <LIL{g0eX ~C6d5\ Yj|Oy 1hw1AJ}(F Zj99]4?9 #:_qo $J>GCY 1@6dHFA`o '3O@Nxof4 为齿形系数,查得 3,+)3,N t&T0E.kh*X 为应力,修正系数,查得 +VkhM;'"C m{
.'55 为 用弯曲应力,由 Q0i.gEwe 查得 :3M2zV
cf Fd*)1FQKT 为弯有疲劳强度的寿命系数 x+x6F {O9CYP: 查得 v*SSc5gFG yT%"<m6Y*\ 故 tT'*Uu5 U:ggZ`. 将各参数代入 2F[smUL @,F8gv* Kv^ez%I T&c0j( 4HQP, s!esk%h{K ^AkVmsv;; 55MrsiW w?)v#]<- kNP.0 ^m.QW* 4nQk*:p(X y! he<4 +e?mKLw14 d0$dQg P9=L?t. U]tbV<m% T+ey>[ 7cV9xIe^ ,e{( r0 NWWag} L1A0->t \]ouQR.t@\ H=Rqr .|[ZEXq fmyyQ|]O" {j
i;~9'Q hfT HP D%GB2-j R ivg:`$a[ }1E'a>^| g"v g
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Q;{[U!\: M:x?I_JG8 u=NpL^6s< RzCC>- :U)>um34e 8Q&.S)hrN zK`fX kXimJL_<g w:xLg.Eq6 所以大小齿轮弯曲强度足够 w@RVg*`%7D 4、确定齿轮的主要几何尺寸 QWVH4rg 分度圆直径: "^E/N},%u5 6(Za}H 齿顶圆直径: +p6cG\Gp EH))%LY1y 齿跟圆直径: 'PPVM@)fU \l!^6G|c 齿宽: d~+8ui{-U b1=b2+(5-10)=80-85取80 :K&> 中心距 P\<dy?nZ 5、确定齿轮制造精度 9Fb|B }YUUCq& 查表确定齿轮第 II公差组为8级精度,第I,III公差与II组同为8级,并按设计手册资料推荐确定齿厚偏差。小轮为 #?%akQ+w [DrG;k ? 1=109.3N/mm sute%6yM o=i)s2 3C'`c= G8xM]'y -L e:%q2 c@u)m}V 2=103.3N/mm hnWo.5;$ :M" NB+T Y"qKe, N<c98 Eq$Q%'5*ua d1=67.5mm ly`p)6#R= J qWMO!1 d2=232.5mm &4M0 S+. r,}U-S.w da1=72.5mm qh}M!p2 |lH~nU.* da2=237.5mm dm3cQ<0 ECHl9;
+ dF1=61.25mm s@C KZ` {
?p55o dF2=226.25mm &1O[N*$e zTi%j$o W[S4s/)mg qc^u% [@D+kL*> L \0nO i a=150mm ?^iX% sO7$b@"u. @ yJ/!9?^ 2w`k h= 7{=<_ GRpS^%8i@ MGn:Gj"d Y9F78=Q ',-4o- 9G(.=aOj, 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。 Hbogi1!al| }\5^$[p S<^*jheO5 'A91i (Bs0/C }9T$ XF~ SF*!Z2K <p<jXwl NJ8QI(^" =IBdnEz:M
/|] %0B :32 ?8wFT!J ]>h2h ?2te b6=.6?H@4f S3nA}1R ,6rg00wGE (bH*i\W = !D<1< eK\ O> *LJN2; mNw|S*C & i|x2;
v oD_'8G} N>;"r]Rl" nIVPh99 ~X;r}l=k< >*%ySlZbs MNip;S_j 2!/*I: UNLy{0tA :,<e \2i4]V m;o \.s O6gI%Jdp ~V3pj('/)' 小轮8-GJGB10098-88 K9 &,Dh*)k 大轮8-HKGBl0095-88 #9z\Wblr vvw6 GB,M ewB&PR reLYtv 0+IJ, ;Wx SFKW"cP &s_O6cqgh \>nPg5OT )ARfI)<1b cF_`m P7d" E !I5_ln +g ovnx LoUi Yf +jzpB*@ yNdtq\h pgT{#[=> q{Hk27kt "XMTj <D ?,NZ/n yJ8WYQQMG 6grJoim| 20;M-Wx hu[=9#''$ %stZ'IX Jis{k$4 ]OZZPo laqKP+G AS`0.RC- K^?yD sl-LX)*N# 7qA);N ya{vR*
'~ Q?n} ~(%& 1t=Y+|vA9 五、轴的设计计算 !TP8LQ 1、选择轴的材料,确定许用应力,选用45号钢。调质处理,查得轴毛坯直径 许用弯曲应力 |332G64K V^nYG$si 2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 ;Avd$&:: QsI#Ae,O#; fDp_W1yH 因装链轮之外有一键 ,轴加大5% ^"K zMt "ST. 考虑到减速器、轴承、 轴器,外观等因素, 轴II与滚筒连接处直径为35,轴I与电动机连接处为30,由于轴 II负荷大,故设计,检验都以轴II为例,轴I设计如同轴II。 T^S|u8f 轴尺寸设计见附录 3G8BYP 4JFi|oK0H q%
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4' yp hUSr1jlA #p&iH9c_ %bZ3^ ub}t l6Ze6X I })T}e7>T o B_c6]K 3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 "'94E,W (1)轴上受力分析 mV@.JFXKP 轴传递转矩 60[f- 0X JMuUj_^}7 齿轮上圆周力 ?'P8H^K6u )AXTi4MNp 径后力 Ooc,R( yC
=5/wy` 轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 ScQJsFE6 运输带工作拉力为2500N ]n${j/x 压轴力简单计为5000N (03m%\ (2)受力图 Ayc}uuu `O.*qs5 xVuGeanCv jeN_
sm81b ? =_l=dR (:,N?bg #E5Sc\, ;EW]R9HCH _MR|(mV , =IbZ Ft=2351 N QL-((dZ< v#IW;Rj8 92]>" Fr=893N yi"V'Us .r[DqC P%xk
}=^YLu= *^=`HE89S *hF5cM[ 6?+bi\6 [ k^6#TQcn ^.mQ~F lD6hL8[ R5X<8(4p L/%3_, sw' 20I Nj %!N {b<p~3%+Hc r5(OH3 N1\u~%AT" x7L$x=8s 4Yt:PN2 @8DBLn w 7{D+\i KOV^wSwS r}WV"/]p 3_J9SwtN _Jj|g9b $A7[?Ai ? Z]1~9:7ap (3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) 2"'0OQN0\ ①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 ykRKZYfsw(
b?CmKiM% 同理 |LcN_,}6 ②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) CmJI" %HL@O]ftS (4)作水平面受力图c)及弯矩图e) Pgr>qcbql ①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 b^y#.V.|k 5ii`!y ②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) NrgN{6u; 截面c的变矩 AQbbIngo *Mg=IEu-6[ 3`n5[RV TcpD*%wW f>\?\! _t:rWC"X _:c8YJEG{ wI
#_r_ 9C-F%te7 |B)e!# +{]/
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NiH G/Kz_Y, WT'P[RU2 ,BW^j.7 RHB=9381N [jDO8n/ RHA=3488N 5}*aP #MHnJ <rRmbFH# yeE_1C . {8@?9Z9R{ Toy~\ MHC左=-198816Nmm ]=WJ%p1l p
tv MHC右=-280307Nmm [5)1
4%
x U[U$1LSS GQ2&D}zh Tl8S|Rg L(`^T` m ~fqZK 截面B的弯矩 7g (5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) #mk#&i3"k /:ma}qGy (6)作扭矩aT图g) %+gze|J 考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 S &s7] duXv
[1 (7)求出量变矩并作当量变矩图h) 6\4oHRJC kzJNdYtdH (8)校核轴危险截面的强度 ~UK)
p;| 由图h)知轴上当量变矩最大的截面左右,轴承支点的B处,故校核该截面的当量应力。 YwoytoXK bt%k;Z] MukPY2[Am 1_7x'5GdA [ueT]% o[+1O =c-j4xna> *r:8=^C7S lk6mu FxM`$n~K *N\U{)b\ 9m!4 U2N,s "h$A. S MHB=-530000Nmm TQE 3/I L dMeDQ`c`W j,6dGb fU>"d>6!S Xa[gDdbL MC左=20980Nmm pA(@gisg MC右=28820Nmm D?@330'P9C swi| 2~R"3c+^ !fzqpl\ze KSh<_`j >I]t|RT]) jl3RE|M\< rm2{PV<+d -M%n<,XN0 MLC左=33159Nmm U+~0m!|4 MLB=554794Nmm #jA|04w aWOApXJ HQ/PHUg2 /}#z/m@bN @L{HT8utK3 CN\s,. ] n U$Lp` j,EE`g& g B+cU q/70fR7{v :ozHuHJ# ?
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Av8 'PV,c|f> {< jLfL1 0/{-X[z *% Vd2jW/ kj@#oLd% 六.滚动轴承的选择计算 k5g\s9n] 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。 qi7dcn@d 由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 isWB)$q !*C^gIQGU FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N >hB]T%' 代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 |],{kUIXO 查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) o)"}DeV$& 已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 Tk.MtIs)V} 代入得Cr=38205 *v l_3S5_ 由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 `!!A;G7Qg 七、键的选择和计算 =Q3Go8b4HJ 由轴设计知,运用C型键,键长40mm U
NQup;#h 工作长度 ,键高8mm gTO% 接触高度 L_)?5IOJ$ <C#
s0UX 6st(s@> 查表 [OH>NpL 知键合适 XRP/E_4 八. 联轴器选择 Ls*.=ARq 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。 G\jr^d\ 九.润滑与密封方式选择 0e:K iUr 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。 k?|VFh1 $dorE~T asPD>j c d 'x;]#S "pMXTRb RM%lhDFY PM%./ 6<rc]T'| +n2x@ 0op D!qtb6<. 5>h2WL '["Y;/> 选用6308和6309深沟球轴承 bcz<t) _I5p
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KJ6j ]m C型键 zFQxW4G 书,有意请进。
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