带式输送机设计.docx

1、1总体方案设计1.1带式输送机的组成带式输送机主要由以下部件组成：头架、驱动装置、传动滚筒、尾架、托辊、 中间架、尾部改向装置、卸载装置、清扫装置、安全保护装置等。输送带是带式输送机的承载构件，带上的物料随输送带一起运行，物料根据需 要可以在输送机的端部和中间部位卸下。输送带用旋转的托棍支撑，运行阻力小。 带式输送机可沿水平或倾斜线路布置。由于带式输送机的结构特点决定了其具有优良性能，主要表现在：运输能力大 且工作阻力小，耗电量低，带式输送机的单机运距可以很长，转载环节少，节省设 备和人员，并且维护比较简单。由于输送带成本高且易损坏，故与其它设备比较， 初期投资高且不适应输送有尖棱的物料。输送

2、机年工作时间一般取4500-5500小时。当二班工作和输送剥离物，且输送 环节较多，宜取下限；当三班工作和输送环节少的矿石输送，并有储仓时，取上限 为宜。1.2布置方式电动机通过联轴器、减速器带动传动滚筒转动或其他驱动机构，借助于滚筒或 其他驱动机构与输送带之间的摩擦力，使输送带运动。通用固定式输送带输送机多 采用单点驱动方式，即驱动装置集中的安装在输送机长度的某一个位置处，一般放 在机头处。单点驱动方式按传动滚筒的数目分，可分为单滚筒和双滚筒驱动。对每 个滚筒的驱动又可分为单电动机驱动和多电动机驱动。单筒、单电动机驱动方式最 简单，在考虑驱动方式时应是首选方式。带式输送机常见典型的布置方式如

3、图 1-1 所示。此次选择DTII (A)型固定式带式输送机作为设计机型。单电机驱动，机长10m, 带宽500mm,上托辊槽角35，下托辊槽角0。DTII(A)型固定式带式输送机是 通用型系列产品，可广泛用于冶金、煤炭、交通、电力、建材、化工、轻工、粮食 和机械等行业。输送堆积密度为5002500kg/m?的各种散状物料和成件物品，适用 环境温度为-2040C。A零:;托图IT带式输送机典型布置方式13带式输送机的整体结构图1-2为此次设计的带式输送机的整体结构图1-2设计的带式输送机的整体结构2标准部件的选择2.1输送带的选择输送带的品种规格符合GB/T 44901994运输带尺寸、GB/T

4、 79842001输送带 具有橡胶或塑料覆盖层的普通用途织物芯输送带的规定，见表2-12。表2-1输送带的种类种类抗拉体强度/(N/mm* 层)输送带宽度/mm400500650800100012001400帆布带CC-56VVVVVVV尼龙带NN-100VVVVVVVNN-150VVVVVV由于本设计只是小型输送机，初步选定为帆布带。按给定的工作条件,输送机的 工作倾角B=0。根据设计要求确定选用带宽B=500mm, NN100型输送带，层数选为 3层。上胶3.0+下胶1.5，输送带质量5.02Kg/m。NN100型输送带的技术规格：纵 向扯断强度100N/mm；每层带厚1.0mm，截面积0

5、0236山2。2.2输送量计算根据输送量的计算方法2：Q = 3.6 svp(2-1)Q = 3.6s叩 3.6X0.0236X2X2000=339.8413001此输送带带符合使用要求。2.3选择传动型式与驱动装置 驱动装置是带式输送机的动力传递机构。一般由电动机、联轴器、减速器及驱 动滚筒组成。根据不同的使用条件和工作要求，带式输送机的驱动方式，可分单电 机驱动、多电机驱动、单滚筒驱动、双滚筒驱动和多滚筒驱动几种。由于此设计为小型带式输送机，采用水平输送，运输距离短，所以选用 Y 系列 电机+联轴器+减速器的传动型式，单电机单滚筒驱动，如图 2-1。图2-1传动方式2.4头部传动滚筒的选

6、择传动滚筒的直径和长度符合GB/T9881991带式输送机滚筒基本参数与尺寸的规定。见下表：表2-2带宽与传动滚筒的关系带宽B滚筒直径500630800100012501400光胶光胶光胶光胶光胶光胶500VV650VVV800VVVVVV本设计选择直径为500mm的胶面传动滚筒，与之匹配的轴承型号为3520。2.5尾部改向滚筒的选择尾部改向滚可从表2-3中查出，与500mm的传动滚筒匹配的尾部改向滚筒直径为400mm。表2-3传动滚筒与改向滚筒的关系带宽传动滚筒直径180尾部改向滚筒直径5005004006505004006305002.6托辊的选择本系列配置的托辊分为承载托辊（槽型托辊）和

7、回程托辊（平行托辊）两类6。承载托辊初选 DT IIGP1103，回程托辊初选 DT IIGP1211，缓冲托辊选择 DTII GH1103。上托辊间距选择1m,下托辊间距选择2m。上托辊槽角35，下托辊槽角 0。2.7其他部件的选择 由于本次设计为小型输送机，机长较短，功率较小，故可选用螺旋拉紧装置； 采用固定落地式机架，角钢焊接 7。该输送机的设计为水平运输，所以不需要制 动装置，只选择空段清扫器、头部清扫器和头部漏斗。3输送机受力分析3.1圆周驱动力分析传动滚筒上所需圆周驱动力 Fu 为所有阻力之和3 ，即Fu=F +F +F +F +F（3-1）H N S1 S2 ST各参数意义如下：

8、F主要阻力，N；HF附加阻力，N；NFst倾斜阻力，N； Fst= qGHg。F 主要特种阻力，即托辊前倾摩擦阻力及导料槽摩擦阻力，N；S1F 附加特种阻力，即清扫器、卸料器及翻转回程分支输送带阻力，N；S23.2主要阻力主要阻力 FH 按式（3-2）计算Fu=fLgqRO+qRu+（2qB+qG）cos 5 +FN+FS1+FS2+FST（3-2）各参数意义：f模拟摩擦系数；L输送机长度（头、尾滚筒中心距），m；g重力加速度，g=9.8m/s2；RO承载分支托辊组每米长度旋转部分重量，kg/m；qB每米长输送带的质量，kg/m； q-每米长输送物料的质量，kg/mG此处5角度取 0，cos5

9、1。3.2.1模拟摩擦系数模拟摩擦系数，根据工作条件及制造、安装水平选取，参见表 3-1；表3-1模拟摩擦系数f （推荐值）输送机工况f工作条件和设备质量良好，带速低，物料内摩擦较小0.02 0.023工作条件和设备质量一般，带速较咼，物料内摩擦较大0.025 0.035工作条件恶劣、多尘低温、湿度大，设备质量较差，托辊成槽角大于350.035 0.045由于工作条件为室外，多尘土，带速为2.0m/s所以此处f选为0. 035 3.2.2承载分支托辊每米旋转质量的确定Gq 1RO a0其中G 承载分支每组托辊旋转部分重量，kg；1a 承载分支托辊间距， m；0托辊已经选好，L=200时的值知

10、G15 .3kgGq 1 =15.3/1=15.3kg RO a0 3.2.3回程分支托辊每米长旋转部分质量的确定Gq 2RU aUqRu回程分支托辊每米长旋转部分质量，kg/m，G =10.4kg23-3)3-4)aU 回程分支托辊间距，2m；q =10.4/2=5.2kg/mRU每米长输送物料的质量按公式：qGIQ-m-3.63-5)339.843.6 2=47.2kg/m3.2.4每米长输送物料的质量的确定325 fh的计算Fh =fLgqO +qRu +(2qB+qG)cos =268 (N )3.3附加特种阻力计算附加特种阻力杠包括输送带清扫器摩擦阻力和卸料器摩擦阻力I等部分,按下式

11、计算：F n F F(3-6)S23 raF 二 A - P-r(3-7)r3F 二 B -k(3-8)a2式中n清扫器个数，包括头部清扫器和空段清扫器；A一个清扫器和输 3送带接触面积，m2，见表3-2。表3-2导料槽栏板内宽、刮板与输送带接触面积带宽B/mm导料栏板内宽 b /m1刮板与输送带接触面积A/m 2头部清扫器空段清扫器5000.4000.0060.016500.4200.0070.018000.4950.0080.012查表选A=0.006M2P清扫器和输送带间的压力，N/m2，一般取为3xlO410 xlO4 N/m2 ；r 清扫器和输送带间的摩擦系数，一般取为0.50.7；

12、3则 F =0.006X8 x104 X0.6=288Nr拟设计的总图中有两个清扫器和一个空段清扫器(一个空段清扫器相当于 1.5 个清扫器)。F =0,则 F 二 n - F + F =3.5X288+0=1008NaS 23 r a3.4总阻力本设计没有附加阻力Fn=0,本设计没有特种阻力F =0。由于是水平安装，则6角NS1度为 0，F =0。ST总阻力 Fu二 FH+FN+FS1+FS2+FST=268+1008=1276N4 电动机的选择和功率的计算4.1电动机的选择电动机是常用的原动机，具有结构简单、工作可靠、控制简便和维护容易等优 点。电动机的选择主要包括选择其类型和结构形式、容

13、量（功率）和转速、确定具体型号。4.1.1电动机的类型的确定按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。4.1.2电动机的容量的选择工作所需的功率：4p = p /ndwp =Fx V/ （1000耳）ww所以：p =fxv/（1000 n xn ） d由电动机至工作机之间传动装置的总效率为44-1)4-2)4-3)n =耳2 .耳.耳4123式中耳、耳、耳、耳、分别为齿轮传动、卷筒、1 234取耳=0.97、耳=0.96、耳=0.98、耳=0.99 则：1234n=0.972X0.96X0.984X0.992=0.817.耳24轴承、联轴器的效率。4-4)1276

14、x 2.0所以：pd = 1000xnxnJ 1000x 0.817 x 0.96二 3.25kW4-5)根据p选取电动机的额定功率p使Pm= （11.3） p。d w d 由查表得电动机的额定功率 p =4kW 。4.1.3确定电动机的转速卷筒轴的工作转速为60 x1000 x v4-6)n =4wn d60x1000x2=76.4r/min3.14 x 5004.1.4选择电机型号按推荐的合理传动比范围，二级圆柱齿轮传动比为 840，故电动机的转速范围为：n =i n =（840）X76.4 r/min=611.23056r/mindw配合计算出的容量，由表查出有两种适用的电动机型号，其技

15、术参数比较情况见表4-1。 4表4-1电动机的型号与基本参数方案电动机型号额定功率电动机转速r/minkw同步转速满载转速1Y132M1-6410009602Y112M-44150014403Y112M-2430002890综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及链传动和减速器的传动比，可知方案1比较适合。因此选定电动机型号为Y132M1-6,所选电动机的额定功率P=4Kw, 满载转速n=960r/min。4.2分配各级传动比、各轴功率的计算 电动机确定后,根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装置 的总传动比。4.2.1计算总传动比：i =n /n =960/76.4=12.57

16、mw4.2.2分配各级传动比对于二级圆柱齿轮减速器，展开式的传动比分配：ih =（1.31.4） hl取 i =3.94, i =3.14hl4.2.3计算各轴转速n = n =960r/min1mn =n /ih= 960/3.94=243.65r/min2 1 hn =n /il=243.65/3.14=77.6r/min3 2 l4.2.4各轴的功率和转矩电动机轴输出功率和转矩Po=PdF.98KwT =9550X N m(4-7)dnm3.98= 9550X=39.59 Nm960轴1的输入功率和转矩：p = p 耳=3.98X0.99=3.94kW1 r 4p3.94T =9550X

17、 p N m=9550X=39.19N m1 n9601轴2的输入功率和转矩：p = p 耳耳=3.94X0.97X0.98=3.75kW2 1 1 3T =9550 X p N m=9550 X = 146.98N m2 n243.652轴3的输入功率和转矩：p = p 耳 q =375X0.97X098=356kW3 212T =9550X p N m=9550X 3 =438.12 Nm3 n77.63卷筒轴的输入功率和转矩：p = p 耳 q 耳=3.56X 0.98 X0.99X 0.96=3.32 kWk3234T =9550X 住N m=9550X 3 =408.58N mkn7

18、7.63表4-2各轴的转速，功率及转矩参数轴名电动机轴1轴2轴3轴卷筒轴转速960960243.6577.677.6功率3.983.943.753.563.32转矩39.5939.19146.98438.12408.585减速器的设计5.1高速级齿轮传动的设计计算5.1.1材料、热处理、齿轮精度等级和齿数的选择小齿轮材料选择40Gr钢，调质处理，硬度为241286HBS，& =700Mpa，c =500 BsMpa；大齿轮材料40Gr钢，调质处理，硬度为241286HBS，& =700Mpa，& =500Mpa； Bs精度为 8 级。取i =3. 94 ,取z =18 则z = i z =70

19、92，取z =71。1 1 2 1 1 2u = m =71/18 = 3.944。& = & =380+HBS=380+320=700Mpa。z2H1H 25.1.2按齿面接触疲劳强度设计! kt根据公式&=21268旦H飞bd 2计1I5,H5-1):可屮u& 2d 7661d hT =39.19N.mm。查表，硬齿面齿轮，非对称安装，取齿宽系数1申=0.8,使用系数K=1.5。 d:KJ1屮uid& 2hdi766(5-2)=766 3 X 眇19944 + J31 x 3.944 x 7002=40.95mmdm Z =40.95/18=2.28mm，取 m=2.75mm, 1d1二

20、 mZ=2.75 x 18=49.5mm，d2=mz2=2. 75x71=195. 25mmda1=mxz1+2 xh*m1=45+2x h*m=49.5+5.5=55mm da2=mxz2+2xh*m =177.5+2xh*m=195.5+5.5=201mm daaf1=mx 厂2 x (h* + c* )m=49.52.5 x 2. 75=4263mmadf2=mx Z22x (h* + c*)m=195.252.5x2.75=188.38mm a=(d1+d2)/2=(55+201)/2=128mmb二申 x d1=0.8 x 49.5=39.6，取 b2=40mm, b1=40+5=4

21、5mm, d按齿面接触疲劳强度校核5：i kt=212681h ibd 2Y 1:u 土 1 I u(5-3)=21215 5 眇19 上944 + J40 x 49.52 x 3.944=550 MPa W k =700 MPaH1=21268 复H 2bd 21 1(5-4)=212 工5 5 眇19 HE + J45 x 49.52 x 3.944=583 MpaWk =700MPa，合格。H25.1.3按齿根弯曲疲劳强度校核。按齿根弯曲疲劳强度校核的公式为5 ：2000KT一 1b =1Y W丘F bd m FS F1查得：Ysf1=4.45 ,Ysf2=3.99,b =b =155+

22、0.3x50=170MPaF1F 2(5-5)2000KTb =1YF 1 bd m FS12000 x 1.5 x 39.236 x 45 x 2.5x 4.45=129.21 MpaW170MPa2000KT2000x1.5x39.2b =1 =x 3.99F2 bd m 41x45x2.51=101.73 MPa W170 MPa 合格。5.2低速级齿轮传动的设计计算5.2.1材料、热处理、齿轮精度等级和齿数的选择选择小齿轮、大齿轮材料均为40Gr钢，调质处理，硬度为241286HBS,=700 MPa a，=500 MPa ，精度为8级。Bsi=3.14，取z=21则乙=iz=65.9

23、4，取z =66。2 1 2 2 1 2u=66/21=3.14 = =380+HBS=380+320=700 MPa 。5 H1 H 25.2.2按齿面接触疲劳强度设计根据式(5-2), T =438.12N.mm，查表得，硬齿面齿轮，非对称安装，取齿宽系数1=0.8,使用系数匚1.5.ddi7663：KTiU 13 u 2d h1.5 438.12 3.14 1 =7663-31 3.14 7002=92.63mm92.63md /Z =4.41mm，取 m=5mm,1t 1 21d1=mz 1=5 21=105mmd2=mz2=5 66=330mmda1= m z1+2 h*m1=105

24、2 h*m=105+10=115mm aada2=m z2+2 h*m=330+2 h*m=330+10=340mmaaa=(d1+d2)/2=(115+340)/2=227.5mmb= d1=0.8 115=92mm, d取b2=92mm, b1=92+5=97mmi_kt=21268h1 bd21 1按式(5-3)校核： 口=21268：ill12 34 1V u92 1052 3.14=611.7MPa L =700MPaH1=21268H2:-tbd2=212乂 4382 上14 +1)97 x 1052 x 5=621.6MpaW700MPa 二k ，合格。H25.2.3按齿根弯曲

25、疲劳强度校核。按式5-5校核：查得4： Ysfi=4.33,Ysf2=3.99, b 二b =155+0.3*50=170 MPaF1 F 22000KT2000x1.5x 438.12b =i Y =x 4.45F1 bd m FS92 x105 x 51= 117.83 MPa 170 MPa2000KT 2000x1.5x438.12b =i =x 3.99F2 bd m92x105x5m1 m=108.58 MPa C ：P(5-6)1i 3 n得：由于在轴1和轴3的最输入和输出端开键槽，连接联轴器，故该端要加大3%5%, 故轴1的最小直径为18.2mm,最大为18.55mm,取20m

26、m,轴3的最小直径为38.62mm, 最大直径为39.39mm，取直径为40mm。5.3.3联轴器1 因为滚筒的载荷变化很大,选具有良好的补偿两轴综合位移的能力,外形尺寸 小的凸缘式联轴器。1联轴器的计算转矩T二KT。由工作要求，查表后取K=1.5。e则计算转矩 Te=KT= 1.5 x 9.55 x 106 x 4KW =59.7N m960r/min2.由联轴器的计算与轴的计算选用YL5 J19x30 GB5843 -86的联轴器。采用其许用J B18 x 421最大扭矩为63N m,许用最高转速为9000 r/min。5.3.4联轴器2 因为滚筒的载荷变化大,选用缓冲性能较好,同时具有可

27、移性的弹性套柱销联轴 器。1. 联轴器的计算转矩根据T = KT(5-7)e由工作要求，查表后取K=1.5。则计算转矩T = KT = 1.5x9.55x 106 x356 = 657.2Nme77.62. 由联轴器的计算与轴的计算选用YL8 J35x82 GB5843-86的联轴器，其许用最大JB38 x 601扭矩710Nm,许用最高转速n二2400 r/min。 对联轴器与轴的联接,由于是选用的标准联轴器,故起键的配合和强度不需 特殊的校核,只需选用即可。5.4轴结构的确定,轴强度的校核5.4.1轴的结构设计 轴的结构设计主要有三项内容：(各轴段径向尺寸的确定；各轴段轴向长度的确 定；其

28、它尺寸(如键槽、圆角、到角,退刀槽等)的确定；轴的尺寸与大小数据如 图5-1、5-3、5-5所示。5.4.2中间轴的校核(1) 确定轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。中间轴的结构和尺寸如图5-1。图5-1中间轴结构、尺寸(2) 画出轴的空间受力简图，将齿轮上受力简化为集中力通过轮毂中点作用于轴上, 周的支点反力也简化为集中力通过轴承载荷中心O作用于轴上，轴的受力简图如 图 5-2。(3) 轴所受的力根据式5-8计算：PT = 9550(5-8)nT P3 75T = 9550 t 二 9550 x二 147N.mn243.65i147F = 2000= 2800N12

29、105F 二 F x cos 20 o 二 2631.14Nr 212t147F 二 2000 二 2000二 1505.7613d195.253F = F= 1414.95 Nr3 cos 20oRAHF 严 + 48) 3 x 48 = 2100.87N203RBH=Ft3(掘5 + 766 + Ft2 X 48 = 2204.89N203RAV=Fr戶 + 48) 3 x 48 = 1914.17NRBVF (78.5 + 76.5) + F x 76.5r3r2203=2071.92_-图5-2中间轴扭矩图(4) 画出弯矩、扭矩图。垂直弯矩：M = R x 76.5 = 146.43N

30、mOV 2AVM = R (76.5 + 78.5) - F x 78.5 二 90.141N.mOV 2AVR 2水平弯矩：M 二 R x 56 二 117.648N.mOH 2AHM 二 R (76.5 + 78.5) - F x 78.5 二 119.090N.mOH 3AHT 2(5) 求合成弯矩M2二” (146.428)2 +117.6482 =187.8355 N.mM3= 90.1412 +119.0902 = 149.358N.m(6) 画扭矩图从图可以看出，2截面为危险截面，3截面的轴径与2截面轴径一样，所以只校 核2截面即可。w 兀d3 bt(d -1)23.14 x 4

31、0312 x 5(40 - 5W 二一二一(5-9)322d322 x 40=5361.2Jm 2 + (aT)2g =(5-10)ca 2JW=38.71 MPa 60MPa，所以，该轴强度足够。543高速轴的校核(1) 确定轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。中间 轴的结构和尺寸如图5-3。图5-3(2) 将齿轮上受力简化为集中力通过轮毂中点作用于轴上，轴的支点反力也简 化为集中力通过轴承载荷中心O作用于轴上，轴的受力简图如图5-4。(3) 计算轴所受的力：P3 94T =9550 二 9550 x=39.19N.mn960iT39 19F =2000 二 2000

32、 x 二 1583.43Nti D49.52F = F COS 20 二 1478.94Nr1t1F x 155.5R = F = 1206.98Nhbt1204R 二 F - R 二 1583.43 -1206.98 二 376.45NHAt1HB垂直釦圏RhvXLILLLI丄丄-=S-4KjhL-LLJKFi-1八口屮i丄|山1水平誓矩医Im I ziaBrin J -F合成弯矩囹亠7833JF转斑图图5-4高速轴扭矩图R = Fri %155.5 = 1134.19N bv 204R 二 F - R 二 353.75NAVr1BV(4) 画出弯矩、扭矩图。垂直弯矩：M 二 R x 155

33、5 二 376.45 x 155.5 二 58537.98N.mm OV1AH水平弯矩：M 二 Rv x 155.5 二 353.75 x 155.5 二 55008.13N.mmOH 1(5) 求合成弯矩Mi二 (58573.98 x 10-3)2 + (55008.13 x 10-3)2 =80.35N.m(6) 画扭矩图T=39.19 N.m从图可以看出，1截面为危险截面，用式5-9、式5-10校核1截面。=7601.96兀 d 33.14 x 42.633W =3232JM 2 +(aT)2. 778902 + (0.6 x 391900)2g =二 32.58MPaca 2W760

34、1.9632.58MPa 60MPa，所以，该轴强度足够。544低速轴的校核(1) 确定轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。中间 轴的结构和尺寸如图5-5。(2) 将齿轮上受力简化为集中力通过轮毂中点作用于轴上，周的支点反力也简化为集 中力通过轴承载荷中心O作用于轴上，轴的受力简图如图5-6。55.5JLP1寸1iIfiiini11 1ITfiiQ1.3i1图5-5（3）计算轴所受的力：T P3 561 =9550 二 9550 x=438.12N.mn77.61T43Q 12F =2000 二 2000 x二 2655.27N14D3302F 二 F COS20 二

35、2459.14Nr 412R =叮124 = 1546.99N av 76 +124R = Fr4 X 76 = 935.68N BV76 +124RAHF x 12476 +124=1646.27NF x 76R = 4= 1009.00NBH 76 +124(4) 弯矩图。垂直弯矩： M = R x 76 = 117571NmmOV 4AV水平弯矩：M 二 R x 124 二 125116N.mmOH 4BH(5) 求合成弯矩M 4二耳(117571 x 10-3)2 + (125116x 10)-32 =171.69N.m(6) 画扭矩图g冰平受力图L/八Rbn图5-6低速轴扭矩图12A

36、FhjA/M受力图Rlv 垂希躍从图可以看出，1截面为危险截面，用式5-9、式5-10校核1截面，t=7,b=18。TT7 兀d3bt(d 一 t)2W = 一一322d=34 x 653 - 18 x 7(65 一 7)2 = 23687.09322 x 65JM 2 +(aT)21176892 +(0.6 x 438120)2g =二二 12.16MPaca 2W26180.1912.16MPa60MPa，所以，该轴强度足够。5.5高速轴轴承的选择、校核5.5.1初选轴承设工作时间为10000小时。初步选择6205轴承，查(GB/T 27694)査出C、 r C 值：orC =14kNrC

37、 =7.88kNor5.5.2轴承寿命的确定轴承寿命可由(5-11)106 (fc )t11060n I f p 丿d进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以P二F，由于轴承主要承受径 r向载荷作用，所以P=Fr，则有：Fr1= .T 2+ F 2 = 100006205轴承符合要求，选用此轴承。5.6中间轴轴承选择、校核5.6.1初选轴承根据工作需要的要求使用时间为10000小时。初步选择6206轴承，查出C、Cr or 值(GB/T 27694)C =19.5kNrC =11.5kNor562轴承寿命校核轴承寿命按式5-11进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以P二F ,r由

38、于轴承主要承受径向载荷作用，所以 P=Fr。则有：Frl二2 + F2 二 J19142 + 21002 = 2841NAVAHFr2= F 2 + F 2 = 辺0722 + 22042 = 3025N,7 BV BH按照最危险的结果，取P=Fr2=3025，查载荷系数f d=1.0,f t=1.0。按式(5-9)校核轴承寿命L10106 ( f c、t160n If p 丿d106(1.0 X19500Y60 x 243.65 1.0 x 3025 丿=18354h lOOOOh6206轴承符合要求，选用此轴承。5.7低速轴轴承选择、校核5.7.1初选轴承根据工作需要的要求，使用时间为10

39、00小时。假设取6209轴承，查出C、C ror 值(GB/T 27694)C =31.5kNrC =20.5kNor5.7.2轴承寿命校核轴承寿命可由式 5-11 进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以P = F，由于轴承主要承受径向载荷作用，所以P=Fr。则有：rFr1= ;F 2 + F 2 = 15472 +16462 = 2258.88NAVAHFr2二 JF2 + F2 = j9362 +10092 = 1376.29N,BV BH按照最危险的结果，取P=Fr2=2258.9，查载荷系数f d=1.0,f t=1.0。按式5-11校 核轴承寿命：L10106 ( f C、t

40、r60n If p 丿d106( 1.0 X 31500 Y60 x 77.611.0 x 2258.88 丿=47676h10000h6209轴承符合要求，选用此轴承。5.8键和联轴器的校核5.8.1齿轮2的键在工作轴中，选择键的尺寸由轴直径确定，校核公式为5：Op =4T/dhlOp, l=1.61.8d(5-12)齿轮2的安装键型为A型键L=60, bxh为12x 8 ,，因为转动件的齿轮是经过淬火 的，所以许用扭转应力Q二200240MP，按式5-12校核：pal=L-b=60-8=52mmo p=4T/dhl= 4 X 146.98 X103 = 35.33MPa Mop。p40 x 8 x 52p键符合扭转应力的要求。5.8.3齿轮3的键齿轮3的安装键为A型键L=35, b x h为12 x 8 ,因为转动件的齿轮是经过淬火的，所以许用扭转应力Q二200 240MP，按式5-12校核：pal=L-b=35-8=27mmd4x146.98x103o p=4T/dhl= 6