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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 <Ctyht0c. 6(>3P 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。 Eo%UuSi 1.运输带工作拉力F=2.5 KN [f<"p[ 2.运输带工作速度V=1.4 M/S BJ~ivT< 3.滚筒直径 D=200 mm u-m %=2 4.滚筒效率n=0.96 M'yO+bu 5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; <"*"1(wN 6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 }qer 7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 '@'B>7C# 8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 l iw,O 6 部件:1电动机 Vy]A,Rn7 2V带传动或链传动 Xo2^N2I 3减速器 bfFmTI$, 4联轴器 "$GK.MP5 5输送带 r=h8oUNEJ* 6输送带鼓轮 m"n.Dz/S 传动方案设计如下: &k1/Z*/ ,{?wKXJ}L! HtxLMzgz<< ylk{! _-n Y2) ^w>&?A'! aiYo8+{!# /T,zZ9= |Eb&}m:E$ =(%*LY!Xc DlDB=N0@S .N5'.3 DB#$~(o Y+FP C5Xof|#p| Qh^R Ax zt?h^zf} I-,>DLG V{!lk]p}a ozU2 T)8p:}P! L/BHexOB HL@TcfOe~ cv= \g Z ?9p$XG Mq@}snp"S mmHJh\2v gt/!~f0r |) O): H<,bq*@ #pX8{Tf[ glx2I_y !
tGiTzzp n'yl)HA~>` (-\]A| 8'KMxR
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NP IP04l;p/ hfg
O N`HSE=u> .U 39nd )6=gooe] Atd1qJ 二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 UT4f (Xo j{)~QD ? 1. 选择电动机的类型 .Vmtx 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 kbhX?; <` 2. 确定电动机的容量 M6_-f ;. 电动机所需功率由公式 &$F[/[Ds+ Pd=Pw/ηa (KW) 6 Uw;C84! Pw=Fv/1000ηw Jn*Nao_) 因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) g5}lLKT 由电动机主卷筒轴的传动总效率为: E5gl ^Q?Z ηa=η带η²轴η齿η链 $T),DUYO 按表4-1的V带传送速率η带=0.95,滚动轴承η轴=0.98,齿轮传动效率η齿=0.97,联轴器效率η联=0.99.则ηa=0.95 x 0.98 ² x 0.97 x 0.99 = 0.88 \!<"7=(J{4 工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 aM$=|%9/ 所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW &hI>L 查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW yp p 4L|R 3 确定电动机的转速 c;wA 卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) [/OQyb4F< 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![&8i@ym ~M*gsW$ j&CZ=?K^c C`0%C7 O:JPJ"! .E$q&7@/j .!yq@Q|=u /lJjQ]c;> JpK[&/Ct YBvd
q1 O&V[g>x"U =Z`0>R` )b92yP{ 6e#wR/ ;&kn"b}G; Pbe7SRdr^ SA+d&H}Fc "0-y*1/m hk}
t:< O>AFF@= H)5QqZ8 =/9<(Tt%m y]'CXCml) p=B?/Sqa L/x(RCD h0Jl_f#Y a#y{pT2 b 0`n
5x0R Pe=4.0KW nY0sb8lZJ E>}q2 "PzP;Br iBoEZEHjw %[Zz0|A S}cF0B1E* s.:r;%a s;1e0n 5UOk)rOf VR4%v9[1 电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 tpYa?ZCM
符合这一范围的电动机同步转速有:750,1000,1500(r/min)三种,选用同步转速1000 (r/min)时,电动机的重量,价格及V带传动和减速器的传动比都比较合适,因此选定电动机型号为Y132M-6满载转速为nm=960(r/min). B 8{
uR 4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 dy:d=Z (1) 求传动比 Y<Q\d[3^F 由选定的电动机的满载转速nm和工作机构转速nw,可求得传动装置的总传动比为: Ae49n4J ia=na/nw =960/114.6=8.038 wmYvD< (2) 分配传动装置传动比 |$e:* ia=i带i减 Ttv'k*$cP 为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 WZ?!!
则i减=ia/i带=3.35 H]Wp%"L 5.传动装置的运动和运动参数的计算 +< KNY (1) 各轴功率 }V]eg,.BJ 由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) T//S, PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) LgHJo-+> (2) 各轴扭矩 V@Wcb$mgk Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) 2Va4i7"X\ TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) |ym%|
B ;|TT(P:d n=1000 }q'WC4. f&yQhe6 q 电动机 型号为Y132M-6 2-v\3voN ?/d!R]3 ]k*1KP Ei~f`{i O&'/J8 I=[cZ;t oT3Y!Y3=< i带=2.5 8i:[:Z i减=3.35 \ e,?rH g$3>~D @ Nb%L&=P8 A*'V+( If'2rE7J xK;e\^v TI=85.76N/m 2jA%[L9d^ XnXb&@Y uA\J0"0;} TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) Y8ehmz|g]J (3) 各轴转速 p4>,Fwy2 nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) #J$qa Ul nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) AyTx' u ow.6!tl0=h l2&hBacT \FifzKA Jps .;yjk =!,Gst_ jO)&KEh ?63&g{vA iZ;TYcT Q%5F ]`VN $(q8y/,R*- D;js.ZF 8#f$rs(} @2' %o<lF ^ vbWRG~ ~7SH4Cr /F~X,lm*~ a$}mWPp+f _P5P(^/ 509Q0 [k .nZ3kT` vWY(% Q, Q$=*aUU%G V(mnyI X+ f9q0 XDLEVSly7 JSW&rn slvq9, gyus8#s T c8DZJSO (5`T+pAsV 'sU)|W(3U n33kb/q* #`/QOTnm2c 9
5 H?{ nI=334(r/min) mG(N:n%*K nⅡ=114.6(r/min) |}S1o0v{(a ((MLM3zJ 1d v=xe. I/s.xk_i $qm~c[x% >XE`h9 3g'+0tEl >q(6,Mmb f7+Cz>R x9V {R9_gf '_o@VO ^:DyT@hQB5 #T%zfcUj \P?A7vuhLs A1_ J sS Y@} FL;3 -p8e 0IzZKRw l$XA5#k
-g~~] K% IZ~.{UQ Z .Pi0c+ GS%b=kc 3{3/: 7 fIyPFqf7w) #x~_`>mDN knSuzq%* ~B_ D@gV| Q!$IQJ]|Y ~`Sle
xK|} _A-V@%3 三.V带传动设计 &O tAAE 保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 ']?=[`#NL 该系统载荷变动小,工作条件不是很恶劣,所以工况系数选用为1.2, sv=H~wce 设计功率Pd=KAP kW o#e7,O 由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, r~oSP^e' 由转速在满载时为960r/min n\= (S9 查表得 z5EVG ( V4G<-jG SDc"
4g` 3*WS"bt 2Xgx*'t\ >&hX&,hG H#+xKYrp 0&$xX!] jG8;]XP }m_t$aaUc1 kF-TG3 Hsl{rN
:qnokrGzB \!w h[qEQ\ 3!Bj{;A }n95< { _?b;0{93u F+*Q <a4 }17bV, t KjYDFrR4 QUp?i
D rTM$) k1iLnza% {^wdJZ~QLK gj;@?o0 T} 8CfG_j o? dR\cxj q?iCc c oD,C<[(p kY!C_kFcn i+AUQ0Zbf6 sVoR?peQ %EoH4LzT }
J(1V!EA ~B]jV$= F[`vH /e<5Np\X Ff)@L-Y\K [<Jp#&u6sb k<Oy%+C R&!]Rl9hf UoRDeYQ`E _n_sfT6)B pK"&QPv 8KKz5\kn7 f9F2U
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9 os_WYQ4>j yM|g|;U 9A<0zt {? 2;0}3?; Gc^t%Ue-H) /f]/8b g> J7m`]!*t , QA9k$` +,wWhhvlzv U/5$%0) f?5A"-NS m0C{SBn-M i*z0Jf[" p}BGw:= %r P ! _'lmCj8L \*J.\f 9.]kOs_ 四 .传动零件的计算 ,P~QS 设计一般用途的传动零件 22'vm~2E 1. 选择材料 ;L$,gn5H 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。 + "zYn!0 2. 按齿面接触强度确定主要参数 ]*GnmG:D* d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 L5&K}F]r^ T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) B6uRJcD4 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. D@*|2 4y My],6va^ [σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) zQt1;bo σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 zg)|rm 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 vuW-}fY; t=15x300x16=72000h G}q<{<+$ N1=60x384x72000=1660000000 +8eVj#N N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 wO89&XZ< 查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) %2,/jhHL SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 "G@E6{/ 故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² EFD?di)s [σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² St_Sl:m$ hu&n=6 s4N,^_j }9
?y'6l e]Puv)S>{8 -FaaFw:Z;A *cPN\Iu.W L@+Z)# V Wy!uRzbBv 7<vy;"wB "5y<G:$+~ m$)YYpX l*qk1H"g :Nkz,R? K为1.4. B9AbKK$` :|Upx4]Ec fmBkB8 8'n#O>V@ N7a[B>+` y%JF8R;n Vl-D<M+ih 'Z y{mq\ u!M&;QL JOPTc] 8pd&3G+ X:DMT>5k =I7[L{+~Y J#+Op/mmo M.X}K7Z_/ (&k')ff9K s* @QT8% !eV^Ah>PZ $4sAnu] ?l(nM+[kSL w8O hJv [σH1]= 580N/ mm² `..EQBM [σH2]= 557 N/ mm² a$A2IkD d4Ixuux<3 计算时的以小值代入 S io1Q0 为齿数比. y)0gJP
L^ 将各参数代入得 9GtLMpy SCqu, HhzkMJR8 则 coW)_~U| 的标准 W31LNysH!; 中心距为 N!]PIWnC \m@]G3=] 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 gh.w Li$+ i实 fi5YMYd1 合要求。 1<;\6sg 故分度 圆直径 j)<;g( ',:3>{9 齿度 tWcizj;?wK kx:c*3q.k 3、校核齿根弯曲强度 \dC.%# O 0Vn";Q 4 V|+ `L- ys:1Z\$P ,xm;JXJ pM1=UF d1=59mm ~JIywzcf8 -$'~;O3s +oE7~64LL U+(Z#b(Q wgC??Be;ut Z1=27 '#;,oX~5 Z2=90 0*/mc9 6 MA~|y_V #9URVq, AN|jFSQ' f6keWqv<GW 3L'en =>gyc;{2K< !%SdTaC{T aeN}hG yBpW#1= |#Yu.c* \]tq7 2U-#0,ll] a=150mm 6n2Vx1b GN"M:L^k` )^*9oqQ .6lY*LI ;t.SiA d1=67.5759 z^gDbXS d2=232.5 ?^+#pcX]t| ">0/>>Ry z&>9
s)^- S!`4Bl ]# tGT0 +G3nn!gl4 f;@b
a[ 4~]8N@Bii 2?#y
|/ 为齿形系数,查得 D=5t=4^H( #+2:d?t 为应力,修正系数,查得 .N2nJ/ .ruz l(6 为 用弯曲应力,由 Thht_3_C,f 查得 ,H#qgnp $S($97IU= 为弯有疲劳强度的寿命系数 7?n*t Z~-T0Ab- 查得 nzQYn e)ZyTuj 故 =F^->e0N X:xC>4]gG' 将各参数代入 9TbS>o q/ d5P H3UX{|[ ~P"!DaAf |p=.Gg=2 vV:MS O'r ,oB k> *_"c!eW 8JjU 9# E,ZB;
5CRc]Q#@ WIH4Aw 5tgILxSK KL:6P-3 61s2bt# }]n>A m_r@t* gN!E*@7 (to/9OrG *$4A|EA V 0T{c:m~QXe 98b9%Z'2f 5 vu_D^Q z6L>!= W O+?gu DO1N`7@o TYJnQ2m r:8]\RU ~Hyyq- 0]2B-o"kI NZ%~n:/V# upEPv
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u_[4n &\6`[# bT :UJUh/U dPyBY]` }Nd`;d
oX:1 qJrC Z,8+@ $jm>tW&; tE9_dR^K HA3SQ 所以大小齿轮弯曲强度足够 ad3z]dUZ9 4、确定齿轮的主要几何尺寸 'j,Li(@} 分度圆直径: C$..w80/1 EkB6- nz 齿顶圆直径: thm3JfQt EfrkB" 齿跟圆直径: )zL"r8si :9rhv{6Wp 齿宽: /Y\E68_Fh b1=b2+(5-10)=80-85取80 M\.T 0M_ 中心距 Zm8
u: 5、确定齿轮制造精度 n.8A
Ka6 =Q=&Ucf_ 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 }Cq9{0by?a J!K/7uS 1=109.3N/mm EBL,E:_) <{z3p:\ 9snyX7/!L J%O4IcE M;TfD NV:XPw/ 2=103.3N/mm o YI=p3l * /Ry6Yu 9bcyPN ,w/mk$v hC 4X Y d1=67.5mm Sc"4%L J&U0y d2=232.5mm luz%FY: `Py=
?[cD da1=72.5mm ^qN1~v=hS 8$jT#\_ da2=237.5mm uA/.4 b Sp$x%p0 dF1=61.25mm m[Ac'la ~ew**@N dF2=226.25mm >La L!PnZ d
@kLLDP Q}f}Jf3P QB|fFj58u NUNn[c io33+/ a=150mm i6 ypx
IOSoc 7+" H{A| ~V) 't%%hw-m} w3bH|VnU8; <%#y^_ [.Wt,zrE *=0r>] #M9D"
<pn} >=W#z 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。 a&c#* 9t{ Am?Hkh2 >dm._*M Z
a1|fB O2/w:zOg' _NqT8C4C 5eSTT#[+R ?N?pe} dUtIAh-j \lakT_x wukos5 lgqL)^8A ~q|e];tA +e4<z%1 j.N\U#3KK 3XlnI:w= yz$1qEII`q U9[A( yGG\[I;7 'U{:
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h`Zn1; vG_v89t!ex jMWwu+w vMdhNOU & c9Fw:f; FRQ("6( k8wi-z[dV $,zM99 S,9WMti4x @=#s~ 3 }ZVv f#Cdx" _v=WjN [K@!JY 小轮8-GJGB10098-88 :O+b4R+ m1o65FsY08 大轮8-HKGBl0095-88 `/ReJj&~
x Bw.M{ Y9y*":&% fvMhq:Bu 9l_?n@ r_sl~^* : 0Ilvr]1a4 oqHm:u^2 ;~$ $WU \bA'Furp x2c*k$<p *xTquV$ Eq;frnw>q 6U9Fa=%>} Ns8NaD /r@ 5nqdY* l"y9XO| pYUkd!K" 3Il/3\ I>~BkR+u%o J$*["y`+ L\CM);y ?'m5)Z{ vUx$[/< /M `y LI ~0GX~{;r ,,wx197XeD l^?A8jG 5<?$/H|7T \JC(pn Dohe(\C@ i j;'4GzQL 9sU,.T jAHn`Bxz 五、轴的设计计算 h,?Yw+#o" 1、选择轴的材料,确定许用应力,选用45号钢。调质处理,查得轴毛坯直径 许用弯曲应力 H4A+Dg, Cs=i9.-A 2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 Bin&:%|9? D|'Z c& J
uKaRR~ 因装链轮之外有一键 ,轴加大5% )?y"NVc* ^@"f%3 考虑到减速器、轴承、 轴器,外观等因素, 轴II与滚筒连接处直径为35,轴I与电动机连接处为30,由于轴 II负荷大,故设计,检验都以轴II为例,轴I设计如同轴II。 z4:09!o_ 轴尺寸设计见附录 2;r^~: cty#@?"e -3U}
(cZ* LgKEg90w( #wuE30d lfd{O7 L0b Qnh1su5 A~SSu.L@ 8so}^2hTlT b?L43t , X]%4QIeS Gfch|Q^INy 7O :Gi*MA (7!(e
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z{ .quc i(D 3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 E>v~B;@ (1)轴上受力分析 G&-h,"yo^ 轴传递转矩 A+&Va\|x `dhK$jYD 齿轮上圆周力 "w1jr 6" o,I642R~ 径后力 g?wogCs5 @"0qS:s]X 轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 l.!
~t1i 运输带工作拉力为2500N yE>DQ * 压轴力简单计为5000N 8%B @[YDe (2)受力图 ;2}Gqh )Yr wAYc)u# >LSA?dy!? f5v|}gMAX 5+J/Qm8{bb |xOOdy6 )~ LV0{~g(!% *V}}3Degh )Ec;kr b+ (;3jmdJhK Ft=2351 N $?YkgK ^C{a' wv$=0zF Fr=893N M?o`tWLhF
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a@./e @p 2},}R'aR #S5vX<"9 d8>D=Ve KpL82 5+r#]^eQY- w pvaTHo LY MfoXp JkmL'Zk>: W0|?R6| ,LvJ'N E^!%m8-- 1<F/boF~ ]iPdAwc.1 &'R]oeag 11uqs
S2 -3Ffk: sfLBi~*j ~kL":C>2 O_033& K;Ktx>Z/ S}+n\pyQ ^t*BWJxPC (3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) +W}f0@#)< ①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 0|cQx
VJb Qk6FK]buV 同理 #q-t!C%E ②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) ~b+>o 4 ClW*l (4)作水平面受力图c)及弯矩图e) 1+]e? ①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 CA3.fu3(p #Jn_"cCRLx ②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) pq@ad\8 截面c的变矩 gaJS6*P# L6FUC6x" czj[U|eB}= kmf4ax
h1 7YsFe6D" ^E9@L?? 5d)G30 {W-PYHZ; e='3gzz tqHXzmsjW |YH1q1l RVA=1175.5N q+N}AKawB rh+OgKi #xO`k1W. (T@ov~@ D%Wr/6X I(2ID + MVC=67004N.MM % R'eV< re<"%D {#7t(:x ALFw[1X I%%$O'S [ML4<Eb+x ohwQ%NDl i22R3&C
Ouj5NL ]^s4NXf+ RHB=9381N Tux~4W RHA=3488N a+MC[aFr <{'':/tXI Rq;R{a p{.EFa>H %bddR;c #ujcT%1G MHC左=-198816Nmm ,O2Uj3" nwz}&nR MHC右=-280307Nmm xe
6x! m0 `wmM ]E`DG 0evG @#sQ7eMoy z2-=fIr.h 截面B的弯矩 :kgwKuhL (5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) JBuorc iE$0-Qe[3 (6)作扭矩aT图g) B
[03,zVf 考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 ~fr1O`8 bvAO(` (7)求出量变矩并作当量变矩图h) wZ29/{, Q7i^VN (8)校核轴危险截面的强度 Ff|?<\x0}A 由图h)知轴上当量变矩最大的截面左右,轴承支点的B处,故校核该截面的当量应力。 W(EU*~<UC sjztT<{Q^- o6'`W2P &bTadd%0
ZQ@^(64 E-l>z% >&p_G0- ;5oY)1 D*heYh O(CUwk F7a\Luae !G,Ru~j5: %]d^B| MHB=-530000Nmm }(ot IqE d[jxU/.p; C#;}U51:t 7(ZI]< .,-t}5(VSq MC左=20980Nmm XVE(p3- MC右=28820Nmm RfFeAg,]/ c[ga@Vy R$wo{{KX c!E+&5|n H2[S]`? X`[or:cB
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vAjP q>?uB4>^ S3A OT 7J.alV4`/ CZuV{Oh}? 六.滚动轴承的选择计算 X70G@-w 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>VerZZU 由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 xOp8[6Ga' BMgiXdv.B FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N R^{Ow 代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 t,)`Zu$ 查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) H3nx8R$j]( 已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 3mIVNT@S9 代入得Cr=38205 BRhAL1 由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 Kp!sn,: 七、键的选择和计算 ]KBzuz% 由轴设计知,运用C型键,键长40mm S8TJnv`?' 工作长度 ,键高8mm .q"`)PT 接触高度 dX^OV$ 0 V}knR.l ^0Cr- 查表 {|9x*I 知键合适 9|jk=`4UK 八. 联轴器选择 I&,gCZ# 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。 i?.MD+f8 九.润滑与密封方式选择 b%z4u0 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。 |kB1>$ gf$5pp- 07:CcT G];5'd~C;d *F42GiBZR $DuX1T U ]Ek5p Y_ b;1RN E Z15 ]>M{Qn* mI_ ?hl?Pv #T &z` 选用6308和6309深沟球轴承 'Y Bz?l9 7A@]t_83Y j-e/nZR@
;nW#Dn9 kmXpj3 v!{mpF 35|F?Jx.r i"V2=jTeBv jODx&dVr =B-a]?lM G$kspN*"A I
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