文字文字文字文字[p:1]这里有设计说明一.设计任务书 ,^o^@SI)
?-\K Vha
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。 qm]ljut
1.运输带工作拉力F=2.5 KN
~5}b$qL#`
2.运输带工作速度V=1.4 M/S D?5W1m]E,s
3.滚筒直径 D=200 mm #8|;Q`Or:
4.滚筒效率n=0.96 <k^9l6@
5.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳; ieS5*@^k
6.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度35度左右。 N??<3j+Iu
7.工作寿命15年,每年300个工作日,每日工作16小时 B{1+0k
8.制作条件及生产批量 一般机械厂制造,小批量生产。 NnHM$hEI"U
部件:1电动机 p7H*Ff`
2V带传动或链传动 web&M!-
3减速器 L1C'V/g
4联轴器 9R;s;2$.
5输送带 {Y'_QW1:2
6输送带鼓轮 Z/x<U.B
传动方案设计如下: `O}.
.N]g
F/EHU?_EI
"l +Jx|h\
6u:5]e8
_9
Gy`
KI>7h.t
PL+fLCk,I
J;T_9
dnIBAe
B~PF <8h5
Va*Uwy?x/)
#{
Uk4
6o1.?t?
+Qc^A
v@t*iDa?7
!^"hYp`
]B,S <*h
]&G5/]f
Fsq S)
.cZ&~ N
([9h.M6v
caj)
RXWjFv~/
s9 E:6
g:o\ r
(
o$-8V:)6d
jZ{S{"j
Rthu8NKn
'}rDmt~
VhW;=y>}
vy"Lsr3
M3t_!HP}!
"BVz5?
&%*S
,^<+5TYM7
N0qC/da1
>6kWmXK[
1I@4xC
#X
%#]T.g
x#YOz7.
v;RQVH;,
q?^0
o\
zEhy0LLm
二.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算 0zTv'L
[y{ag{
1. 选择电动机的类型 ?\O+#U%W
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 T*{zL
2. 确定电动机的容量 c'|MC[^A
电动机所需功率由公式 9e1 6 g
Pd=Pw/ηa (KW) rvmI
8
Pw=Fv/1000ηw
yCkm|
因此 Pd=Fv/1000ηaηw(KW) R_1C+
由电动机主卷筒轴的传动总效率为: R Nv<kw
ηa=η带η²轴η齿η链 9Y 4N
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 %zelpBu+
工作机构效率ηw=η轴 xη卷 = 0.98 x 0.96 = 0.94 ?}]kIK}MC
所以Pd=Fv/1000ηaηw=2500 x 1.2/1000 x 0.88 x 0.94=3.63 KW hL3,/^;E ,
查表10-1选电动机额定功率Pe为4.0KW XeB>V.<y
3 确定电动机的转速 (Dar6>!
卷筒轴工作转速为: nw=60x1000v/πD=60x1000x1.2/πx200=114.6(r/min) ipzUF o<w
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. 8;!Eqyt
dH/t|.%
\Zh)oUHd
( Lu.^
<zf+Ii1:,
,|4Ye
R^2Uh$kk{A
QlS5B.h,
ATzNV=2s
.3U[@ *b(
v\Wm[Ld
_eQP0N
:HE]P)wz-
h/fCCfO,
@\DD|o67
x<Zhj3
B![5+
Ds
G
*
@1@q6@9Tu
B@;)$1-UT
-PnC^r0L$
).]m@g:ew
//
}8HY)>
Ke ?uE
?:?4rIZ<
}K>HS\e
rEhf_[Dv
IPO[J^#Me
Pe=4.0KW Q@2tT&eL
mei_aN7zW
u3wC}Zo
vs1Sh?O
>fye^Tx
d# 3tQ*G/
5b#6 Y
V./w06;0
;:c%l.Y2
DLYZsWA,
电动机转速可选范围为: na=iaxnw=(8—24)x114.6=916.8—2750.4 ^Q=y^fx1
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). \5P.C
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比 (L5'rNk
(1) 求传动比 b|dCEmFt
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: "F"_G
ia=na/nw =960/114.6=8.038 >J}n@MZ
(2) 分配传动装置传动比 {(OIu]:
ia=i带i减 tin|,jA =
为使V带传动外廓尺寸不致过大,选i带=2.5 bw<w
u}ED
则i减=ia/i带=3.35 }E5#X R
5.传动装置的运动和运动参数的计算 kz0=GKic
(1) 各轴功率 !&`\ LJ=j
由PI=P齿xη01=Pd xη带=3.63 x 0.95=3.45(KW) n`)7Y`hBhP
PⅡ=Pxη12=PIxη轴η齿3.45x0.98x0.97=3.28(KW) lB!vF ~A&
(2) 各轴扭矩 20VVOnDY
Td = 9950Pd/ηm=9950x3.63/960=36.11(N/m) m*!f%}T
TI=Tdxi01xη01=Tdxi带xη带=36.11x2.5x0.95=85.76(N/m) "W@XP+POAY
"]m*816'
n=1000 *sw-eyn(
x48'1&m
电动机 型号为Y132M-6 NaA+/:
h/Hl?O8[
s8_aL)@f
zBt`L,^
poD\C;o"
jJVT_8J
xHB/]Vd-
i带=2.5 %5h^`lp
i减=3.35 85D^@{
"#pzZ)Zh
ALd]1a&
{y-2
~XUOW Y75
.Z=Ce!
TI=85.76N/m X0WNpt&h
rLJ[FqS
i3Hz"Qs;
TⅡ=TIxi12xη12=TIxi1xi轴xη齿=85.76x3.35x0.98x0.97=273.11(N/m) dTN$y\
(3) 各轴转速 CV&zi6
nI=nm/i带=960/2.5=334(r/min) fxDj+Q1p
nⅡ=nI/iI=384/3.35=114.6(r/min) \+k, :8s/
'y9*uT~
Yb[n{.%/g
o]Wz6L
B0oxCc/'sZ
-Z%F mv8
$!G` D=
Q,.By&
?7#7:
l'U1
01M>F
.^i<xY
]gu1#
ll^DY
hx}
L[9OVD
1SW4Y
{6'*Phw
0
y<k][
,"Tjpdf
Is13:
@(-yrU
Z>F@nTzb>
M% @
A 4j<\xL
vMhYpt?7\
HsnG4OE
`(!NYx
`<^*jB@P
%e{(twp
o/cr{>"N
I"1CgKYK^+
H"+wsM^@
$jG4pPG
h*s`^W3
EKuSnlTXba
@`w n<%o$
nI=334(r/min) 5`~mqqR5
nⅡ=114.6(r/min) <F7V=Er
aG!
*WHt
xc;DdK=1X
d+6]u_J
R\5Vq$Q
)11W)G`w
!v9lk9SV
LkBZlh_
FXahZW~Ol
5 y
_s+c+]bO
)eYDQA>J
\}JrFc%O
]JjK#eh
-7%X]
.!RavEg+
J8<J8x4
DM),|Nq"
Jdj?I'XtY
r_U>VT^E:
6~8F!b2
cin2>3Z$
CzVmNy)kl
3o6RbW0[
T3N"CUk
uzBz}<M=
ZFvyL8o
Qi9-z'
gR Nv-^
" aq'R(/`c
0$HmY2
Men
三.V带传动设计 8=;k"
保证带传动工作时不打滑,同时具有足够的疲劳强度。 XOy2lJ/
该系统载荷变动小,工作条件不是很恶劣,所以工况系数选用为1.2, '6-$Xq0^E
设计功率Pd=KAP kW $_D6_|HK
由电动机为4KW,得Pd=1.2x4000=4800kW, HpW 42
由转速在满载时为960r/min `tEo]p
查表得 %Mn.e a
Ne6}oQy(S`
9$1)k;ChP/
^,8R,S\}$
$uh z
@f1*eo5f
m:+8J,jW
pz|'l:v^
TNwKda+
kH948<fk3
) R2XU
X~9j$3lUBR
Pm{*.AW1
LnsD
C$yq\C+I
_5Bcwa/
FMw&(
hJ;$A*Y
]wVk+%e
[bz T&o
#*%q'gyHT
4Xj4|Rw%
0(TTw(;
]0V}D,V($
BU Z
_)
Me5{_n
K=::)/{P
AyKMhac
d3Mva,bw<
=+:{P?*}
.Pndx%X9s
~uWOdm-"[
Uz7oL8
bm~W
EX
M~e0lg8
"r4AY
uN*KHE+h
v X~RP
*
#N(= 3Cj
/^SAC%PD
n.MRz WJpZ
"p&Y^]
zE T^T5>:
x&sI=5l
H9XvO
K7knK
4rT*tW"U
5zJj]A
q%n6K
VZr>U*J[:
#AkV/1Y
?lGG|9J\
+Mewo
LsEXM-
{R<Ea
@LV+
i$G;f^Z!Y
{N2g8W:
W:,4 :|3
EF7+ *Q9
k(>h^
ZRxZume<f
s^0/"j |7
KH)D08
OMhef,,H
Q$& sTM
OaJB=J%
0nn okN^
四 .传动零件的计算 t"hYcnC
设计一般用途的传动零件 C*U'~qRK
1. 选择材料 m }a|FS
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。 q{s(.Uq$&
2. 按齿面接触强度确定主要参数 9I1tN
d1≥[(671/[σH])²x(KT1/Φd)x(u+1)/u] 1/3 !CXt*/~
T1为小齿轮传递的转矩T1=85.76(N/m) z,qRcO&
Φd为齿宽参数;由表知软齿面对称布置时φd=0.8214,由于是单级传动,速度低,轴的刚性较大,因此φd=1.1,K为载荷系数,对带式运输机,载荷平稳,且齿轮相对于轴承为对称布置,取K为1.4. S6}@I ,Q
~$'\L
[σH]为许用接触应力,由 [σH]= σHlim*ZN/Shmin(N/mm²) 'O5'i\uz
σHlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力,查表,根据HBS1=236 查得 Nx{$}
σHlim1=580N/mm²(碳钢调质)根据HBS2=188 查得σHlim2=530 N/mm²(碳钢正火).ZN为接触疲劳强度的寿命系数,由N=60ant得:当a=1时,n1=384r/min L;gO;vO
t=15x300x16=72000h xe7O/',pa=
N1=60x384x72000=1660000000 SH*C"
N2=N1/u=1660000000/3.35=500000000 -.g|l\
查得ZN1=1,ZN2=1.05(允许一定点蚀) `:P
SHmin为接触疲劳强度的最小安全系数,取SHmin1=SHmin2=1 d(g^M1m
故[σH1]= σHlim1xZN1/SHmin1=580x1/1=580N/ mm² ~m|Mg9-
[σH2]= σHlim2xZN2/SHmin2=530x1.05/1=557 N/ mm² ~/mwx8~
R[49(>7H4
c/B'jPt
bSVlk`
8G5Da|\
r]OK$Ql
wApMzZ(X2y
!LkWzn3
dw.F5?j`b
S1D@vnZ3O\
ZeG_en ;
yLsz8j-QJ
spasB=E
Ou{v/'9z,
K为1.4. \rVQQ|l
DGevE~
^$&k5e/}C
#Rg|BfV-
j5
g# M
upeU52@\
6U^\{<h_c
54rkC/B>
K}=|.sE9
Rq[ M29
ID.n1i3
?<6CFH]
~G27;Npy
lg047K
%Th>C2\
-Ij&
Z3!f^vAi&
O5H9Y}i]
N{-]F|XX
191&_*Xb
Q[+ac*F=Y
[σH1]= 580N/ mm² ?BhMjsy.
[σH2]= 557 N/ mm² |Yq$sU
BL 3gKx.'
计算时的以小值代入 TNQP"9[?
为齿数比. *Z_C4Tj
将各参数代入得 U35AX9/
Agrp(i"\@
@y31NH(
则 hK<5KZ/4
的标准 erO>1 ,4S
中心距为 (|wz7AY2
;W>Y:NCrp
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 s&GJW@
|
i实 M4xi1M#%
合要求。 ;;A2!w{}[i
故分度 圆直径 vky .^
fr!Pj(Q1
齿度 GJqE!I,.
b~-%c_
3、校核齿根弯曲强度 xUfbW;;]UU
.5!t:FPOv
sZ?mP;Q
lD mtQk-SN
9M"].~iNE
/t-fjB{=G
d1=59mm hR5_+cuIp
7)%+=@
^*\XgX
-|rLs$V1r
j1 =`|
Z1=27 ITy/eZ"&:
Z2=90 <_(/X,kBK
r <
cVp^
tTU=+*Io
DS|KkTy3
aTBR|US
V(Yxh+KU
^}f -!nf[
-+t]15
$)H@|<K
&F}"Z(B<wK
.vG,fuf8
7H>@iI"?
];%0qb
a=150mm ;L&TxO>#J
t*@z8<H
exdx\@72
hm<}p&!J
h$N0D !
d1=67.5759 ^t7x84jhL
d2=232.5 R}mn*h6
g,:j/vR
n&MG7`]N
76.{0c
|y20Hi':
flgRpXt
~XeFOMq
!.1%}4@Q]
i@NqC;~;
为齿形系数,查得 CQ;]J=|<_
Xtq{%
为应力,修正系数,查得 I]!^;))
?OdJqw0,G
为 用弯曲应力,由 w;v7_
查得 Q
!qrNa6
)6~1 ^tD
为弯有疲劳强度的寿命系数 K\XyZ
j]0^y}5f+s
查得 '&;yT[
Hqh6:RuL
故 W0jZOP5_.$
80M;4nH^5
将各参数代入 ^w~23g.
YC]L)eafo`
`bKA+c,f
<\zCpkZ'B
;d$qc<2uA
9dh>l!2
9{j66
A$g+K,.l
VCy5JH
YGc^h(d
Ch
)dLPz@
avp;*G}
(eCFWmO
ZV}X'qGaq
!2:3MbtR
\bCX=E-
}_QKJw6/"
~{>?*Gd&T
UkCnqNvx
$V6^G*Q
b=a!j=-D
CBf7]n0H
Rd+P,PO
&$`hQgi
?B.~AUN
x}$e}8|8YL
o-7>eE}+
KRsAv^']
,(G%e
_nT{g
)_zlrX
&K^MNd
l^NC]t
=j0x.fSe
5H,G-
lhC6S'vq
V[pvJ(
o?Sla_D
bAxTLIf
e`{0d{Nd
6*GjP ;S=
MQ][mMM;w
!Q-wdzsp?
Ccfwax+
所以大小齿轮弯曲强度足够 FgA//)1
4、确定齿轮的主要几何尺寸 )He#K+[}^4
分度圆直径: Z#`0txCF
{gf>*
齿顶圆直径: .
,NB( s`
IN^9uL]B
齿跟圆直径: QL"gWr`R
oL/o*^
齿宽: FYPz 4K
b1=b2+(5-10)=80-85取80 yt.c5>B^
中心距 |U[y_Y\a
5、确定齿轮制造精度 !^U6Z@&/R
0/]_nd
查表确定齿轮第 II公差组为8级精度,第I,III公差与II组同为8级,并按设计手册资料推荐确定齿厚偏差。小轮为 .")b?#K
OsW"CF2
1=109.3N/mm EiV=RdL
5{>0eFzG
x;$|#]+
j~ym<-[{a
(b/d0HCND
[h}K$q
2=103.3N/mm $CtCOwKZ
AvRcS]@=
sV0Z
l^ 4OC
xi {|
d1=67.5mm y{rn-?`{
MUof=EJg>u
d2=232.5mm \v`#|lT$
|i)lh_iN
da1=72.5mm %= u/3b:o
+80 2`eax
da2=237.5mm 9$tl00
^E@@YV
dF1=61.25mm (:?&G9k
"
< tQc_
dF2=226.25mm EnscDtf(
'XfgBJF=
~"mj;5Id
NXgRNca
(DJvi6\H
.:0M+Jr"
a=150mm {vfq
QP\yaPE
sMi{"`37
vj3isI4lU
\REc8nsLy
,RK3eQ
qc0 B<,x7
qyv"Wb6+
O_CT+Ou
oeNzHp_
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。 q:yO92Ow
EhXiv#CZ
"|4jPza
$9i9s4u^
p37|zX
:VFTVmr
a%n'%*0
>-<F)
Ygx,t|?7
}N| \
$I(}r3r
!Zj#.6c9
6K//1U$
YKq0f=Ij
_?Ckq
E._hg+
(Hi
=, TS MV
(fd[P|G_]
v$JLDt_
[0(mFMC`
_Y7:!-n}
D2?S,9+E_
KT=a(QL
R_9 o!sTZ
7V/Zr
f\=6I3z
Re\o
v x9
zi_[V@Es/
>.@MR<H#5
(-'PD_|
[U']kt
6>lW5U^yA\
:W%4*-FP
lux9o$ %
No~6s.H
p`LL
小轮8-GJGB10098-88 sOC|
B
_]_L F[
大轮8-HKGBl0095-88 d~,n_E$q;
kw;wlFU;
v'$ykZ!Z
YiO3<}Uf
$4:~*IQ
X;5 S
^:U;rHY
pdy+h{]3
Lm.Ik}Gli
| 4%v"U
W -3w7^
wV?[3bEhM
. *Z#cq0
TiTYs
" _mmR
M
8db6(Q~P
i'9eKO
o`25
R,XD6' Q
oX2r?.j#M
4bWfx_0W
[!5l0{0
i /C'0
Mru~<:9
J511AoQ{R
3!1&DII4
cFe V?a
f)qPFM]%z
9B&
}7kk
"hz>{oe
*pY/5? g
Sw/J+FO2
n2H&t>N
"ngSilH?D
xMLrLXy
五、轴的设计计算 s-fKh`
1、选择轴的材料,确定许用应力,选用45号钢。调质处理,查得轴毛坯直径 许用弯曲应力 wbo{JQ
|YJ$c@
2、按轴所传递m转矩初估轴最小直径 0,+EV,
tvv[$b&
_3*: y/M_
因装链轮之外有一键 ,轴加大5% wrhBH;3
T<!\B]
考虑到减速器、轴承、 轴器,外观等因素, 轴II与滚筒连接处直径为35,轴I与电动机连接处为30,由于轴 II负荷大,故设计,检验都以轴II为例,轴I设计如同轴II。 Ug%<b
轴尺寸设计见附录 nqBG]y aI
Au~+Zz|mQ
+0pgq (
j'#)~>b
?L`MFR
)j$b9ZBk
jt0H5-x
B!$V\Gs
CD*f4I#d
`8.1&fBr
v/QEu^C
)zo#1$C-
Cij$GYkv
Zb12:?
};4pZceV
]t8{)r
}(8D!XgWa
T2;v<(
yd\5Z[iEp
f>.`xC{
//ne']L
oHv{Y
z_5rAlnwT.
u?LW+o
S.zg&
,+swH;=7#r
>eYU$/80
.aVHd<M
5]A$P\7~1
T)$6H}[c
d=35mm we6+2
O6*'gnke
^TuP=q5?
@]?? +f}#
3:l: ~Vn
}3
fLV
\;A50U|r
s8`}x _k=
0R2S@4%Y
DctX9U(
[XA&&EcU
wdN>KS2!
2ID*U d*
p 02nd.R6
hlSB7D"d
llTQ\7zP
[RGC!}"mr
E< io^
E-BOIy,
vu
!j{%GO
3、校核轴强度,轴II负荷最大,须校核 .P|+oYT&g
(1)轴上受力分析 xr7-[)3Q$
轴传递转矩 8o%<.]
H`+]dXLB
齿轮上圆周力 .&*
({UM
Q+y-*1
径后力 e$p1Th*|]4
gnKU\>2k
轴向力Fa=Ft tgB=2351*tg16.55978=701 uJ)\P
运输带工作拉力为2500N &\WkJ}&PnA
压轴力简单计为5000N dcrJ,>i}
(2)受力图 ;ZE<6;#3IP
8`rAE_n`%
Kc-A-P &Ry
I49=ozPP
SoM
]2^
y$r?t0
FzsS~C$wH{
@4
g O\f:Pg
VQG /g\
Ft=2351 N {8>_,z^P)
JJbM)B@-
h!t2H6eyF
Fr=893N .eDxIWW+ft
/FNj|7s
Tg{dIh.Q~O
wZ\e3H z
wzLiVe-
2!~>)N
k{u%p <
?G%, k
LJJ
644hQW&W
[u9S+:7"
,uqbS
rTH[?mkf4
m;tY(kO
g^<q L|
2}xFv2X
pFv[z':&Q
DT7-v4Zd
C}DG'z9
oRJP5Y5na
LTls]@N
48"Y-TV
4[f7X4d$
mGyIr kE
GWkJ/EX
C{I8Pio{b
qeO6}A"^|
1o"oa<*_
(3)作垂直面受力图b)及弯矩图d) <K.C?M(9
①作垂直面受力图并求垂直面支反力 由 得 Ll E_{||h
5KPPZmO
同理 K&a]pL6D
②求垂直面弯矩并绘垂直面弯矩图MV图a) yfw>y=/p
$P}]|/Yb
(4)作水平面受力图c)及弯矩图e) kk\zZC
<
①作水平面受力图并求水平面支反力 由 得 ]zR;%p
IM&7h!
l"|
②求水平面弯矩并作水平面弯矩图 图e) u{lDof>
截面c的变矩 m&jt[
#?|1~HC
9oau_Q#
RO3e
UeiJhH,u
>D^7v(&
f+88R=-u6S
s1b\I6&:J
k49n9EX
DBrzw+;e3
WMz|FFKVY
RVA=1175.5N 3'@jRK
\7w85$
!";$Zu
f7AJSHe
Nm :lC%>X
2
]6u
Be
MVC=67004N.MM qf&{O:,Z
91Sb=9
Jy[8,X
Q2WrB+/
Y `p&*O
3\~fe/z'I
>!.lr9(l
}(IDPaJ
l]=$<
h/~BUg'
RHB=9381N KvOI)"0(
RHA=3488N &=O1Qg=K
m&c(N
+W[#;)ea(
9rc
n*sm
A{"t0Ai='0
l+qtA~V&2
MHC左=-198816Nmm VQ}3r)ch
>5W"a?(
MHC右=-280307Nmm [,X,2
)f&]H}
T<GD !j(
4'|:SyOm
IcA~f@
/hR]aw
截面B的弯矩 [p<[83' ]
(5)求后来弯矩并作合成弯矩图f) (fb\A6
z9w.=[Io
(6)作扭矩aT图g) &$im^0`r_
考虑启,制动的影响 挤合 a=0.6 3&:fS|L~c
YNk|UwJi
(7)求出量变矩并作当量变矩图h) o)WSMV(&f
ZK*aVYnu
(8)校核轴危险截面的强度 hKYPH?b%
由图h)知轴上当量变矩最大的截面左右,轴承支点的B处,故校核该截面的当量应力。 Dw,f~D$+ic
X|G+N(`|(
eQj/)@B:V
i(rY'o2 BN
rfpxE>_|G
{*Pp^r
cIjsUqKa
l0)uu4|
p60D{UzU
l[ k$O$jo
c-d}E!C:
_TF>c:m3
W^f#xrq>
MHB=-530000Nmm UtN>6$u
ba13^;fm#
@35shLs
'o L8Z
RSC-+c6 1
MC左=20980Nmm $}fA;BP
MC右=28820Nmm ig{5]wZ(
605|*(
-yeT $P&|
se[};t:
xJCpWU3wM
HV@:!zM
>YLm]7v}
oWmla*nCKL
VzesqVx
MLC左=33159Nmm 'Nh^SbD+_|
MLB=554794Nmm 0N.*c
GSp1,E2J
Xc!w
y9m
|Bp?"8%*l
9\F^\h{
Y~R wsx
cu-WY8n
DI_mF#5q
*q
RQN+%
wrbDbp1L
)7^jq|
z?PF9QL1
L$g;^@j
b7-a0zaN
?Rdi"{.wI
r$KDNa$/a
yC[}gHv
R`c5-0A
LE;c+(CAU
W;=ZQ5Lw
PJ'l:IU
六.滚动轴承的选择计算 !Ej<J&e
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。 Vh&uSi1V
由于此轴承几乎不受轴向力,Pr2 =FR2 t?\osPL
%lBFj/B
FR2 =(RVB²+RHB²)½=(1175*1175+9381*9381)½=9454N fA8 ,wy|>
代入Cr =[(Ff*Pr2)/Ft ]*(nl10h/16670)1/3 gY%-0@g
查表得fF=1Ft =1(取轴在工作时温度为120度以下) WDcjj1`l
已知n要求每2年换轴承一次,由题知,时间为300*2*8*2=9600 uB\A8zC
代入得Cr=38205 [Mx+t3M
由Cr比6309轴承Cr小,故合适。 .m
.v$(
七、键的选择和计算 ;yr'K
由轴设计知,运用C型键,键长40mm hGsYu )
工作长度 ,键高8mm [|vdr.
接触高度 B9]KC i
1'ZBtX~A
8"+Kz
查表 SO|$X
知键合适 '2eggX%
八. 联轴器选择 ig6F!p
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。 JMXCyDy;
九.润滑与密封方式选择 -LUKYGBK
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。 aPRF
U<zOR=_
X4gs{kx}|
"5=Gu1
ZjWI~"]
_G@)Bj^*
:M3Fq@w=
0`:0m/fsU
P9BShC5
l4RZ!K*X_"
09/Mg
w=,bF$:fIW
选用6308和6309深沟球轴承 r[K%8Y8`
bZLY#g7L"
xcty
G8}k9?26(
@cukoLAn
-e(e;e
Z/RSZ-
#ozui-u>
"Doz~R\\
^M0
Xh+;$2l.B
E%LUJx}
6Z.Fyte
Lcb5^e?'Q
#x*\dL
$t0o*i{
XlLG/N
8
kvF~d
;
T5|e\<l
6dgwsl~
`3g5n:"g\
'hR0JXy
A*G ~#v^
/z!Tgs4
uP G\1
?8N^jjG
,BUrZA2\U$
(\ge7sE-oo
1*" 7q9x
e>6|# d
A3)"+`&PUl
,p{naT%R
]~2iducB,
'Lq+ONX5
Z_[ P7P
z%S$~^=b
URceq2_
3Q'vVNFh<
l`.z^+!8@
elAWQE us
;plBo%EBV
EsGf+-}|!0
yX4Vv{g
! ui
9dq"x[
*?BY+0
SV@*[r
qCg<g
%cLS*=MO
[0EWIdT*b
D%~tU70a
vn+XY=Qnr
G &xtL
JcUU#>
#B<EMGH
1^LdYO?g'
jB8Q% {%
;Ax-f04gG
C型键 VE-l6@`
书,有意请进。