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机械毕业设计全套
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JXSW01-065@行李包装机的设计,机械毕业设计全套
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毕业 设计说明书 题目： 行李包装机的设计 学 院： 专 业： 机械设计制造及其自动化 学 号： 姓 名： 指导老师： 完成日期： 2014 年 5 月 9 日 nts 目录 摘要 Abstract 第一章 引言 (1) 1.1课题的背景及 意义 (1) 1.2国内外包装机械的发展史 (1) 1.3方案对比 (2) 第二章 行李打包机的构造、工作过程及应用 （ 5） 2.1行李打包机的构造 、工作过程 (5) 2.2转盘系统 (5) 2.3薄膜拉伸系统 （ 5） 2.4支 撑系统 （ 6） 2.5行李打包机的应用 （ 7） 第三章 运动和动力参数及结构设计计算 （ 8） 3.1主要设计技术指标与参数 （ 8） 3.2转盘系统部分 结构设计计算 以及校核 （ 8） 3.3.薄膜拉伸系统部分结构设计计算 以及校核 （ 26） 3.4胶辊的设计计算 （ 32） 总结 （ 40） 参考文献 （ 41） 附录 翻译译文及原文 nts 行李包装机的设计 摘要 ： 随着社会的发展和人民生活水平的提高，在科学技术迅速发展的今天，人民生活节奏越来越快，人民出远门已不再是仅仅只是坐火车、轮船，飞机成了许多人选择，出行的行李打包成了许多机场需要解决的问题。本课题针对这种现象和需求，开发结构紧凑，打包方便快捷的行李打包机。 该系统包括：转盘系统、薄膜拉伸系统、支撑系统，可以完 成薄膜的拉伸，缠绕。本设计主要完成这三个 系统的结构和方案设计。通过对各部件结构参数的分析 设计，使组成该机构的各部分结构运行协调平稳，结构紧凑，美观经济。 关键词 ： 行李、打包机、缠绕 The design of luggage packing machine Abstract： With the social development and peoples living standards improve, the rapid development of science and technology in todays increasingly fast-paced life of the people, the people are no longer just taking a trip by train, ship, aircraft became many people choose to travel airport baggage packed into many problems to be solved. The topic for this phenomenon and needs to develop a compact, convenient package luggage packer. The system comprising: a carousel system, a film drawing system, the support system can be completed stretched film winding. The design of the main structure and program design to complete the three systems. Through the analysis of the structural parameters of the components designed so that the structural composition of the agencys coordination running smoothly, compact structure, beautiful economy. Keywords： Luggage, packing machine, winding nts 1 第一章 引 言 1.1 课题的背景及意义 随着经济的发展航空业也迅速发展起来，中国有国际机场就有几十个，还不包括那些中小型机场，国际机场每年旅客吞吐量就有几千万，平均每天就有几万甚至几十万的吞吐量，这仅仅只是国际机场的不包括更多的中小型机场，就算每人一个行李包这对机场也是一个巨大的工作量， 行李包装机是专为机场包装行李或小物品缠绕等设计，可防止行李被调换和破损等现象，在运输过程中起到保护行李的作用。 如果采用人力去打包会大大提高工人的劳动强度，并且增加了打包时间以及打包场地，增加了机场成本。鉴于此，我们寻求一种机械形式 实现此功能的包装设备。而行李包装机的出现会提高行李或小物品缠绕的速度，降低工人的劳动强度，减少包装场地面积。以及对机场降低成本，提高竞争力有很大的帮助。 1.2 国内外包装机械 的发展史 我国的包装机械产业在新中国成立时 ,几乎是一片空白 ,只有少数工厂或作坊在生产一些简单的手工包装机具 ,或为少数进口机器进行修配服务。经过五十年的发展 ,我国包装机械已成为机械工业中的十大行业之一 ,无论是产量还是品种 ,都取得了令人瞩目的成就 ,我国包装工业的高速发展提供了有力的保障。纵观国内现有的包装机械 ,除大型生产包装线外 (许多是从国 外引进产品生产后随即包装 ,如奶粉、洗衣粉之类 ,耗资大 ,占地面积大 ,物料多品种适应性差 )大都处于一种落后的局面 ,如一些家庭个人小作坊 ,买一些现成的包装袋 (包装袋有人专业生产 ,也十分精致、漂亮 )将需要包装的粉状、颗粒状食品或其它商品用量杯类器具灌装在袋中 ,用热膜封口机封口后流通于市场。这种包装作业方式不仅不符合卫生条例 ,产品计量无法保障 ,也为产品掺假、制假打开了方便之门 ,是目前产品升级、上档次必须严格杜绝的包装作业方式。 80年代末 ,国内陆续引进并迅速发展生产了一系列机械传动的小型全自动包 (灌 )装机 ,因能基本 上满足小袋物品包装从有计量的落料到制袋、灌装、分割等动作的自动化作业 ,生产效率和包装质量得到了很大程度的提高 ,克服了众多作业环节中人为因素的影响。加上投资少 (每台售价 3 5 万元 ),占地面积小 ,适应于个体小作坊的作业生产 ,因而深受用户的欢迎 ,也使包装机械的成长有了新的发展目标和前景 ,小袋物品的包装质量也有了质的飞跃。 但是，在设计过程中，大多数设计人员还没有真正掌握先进的设计方法 2，如高速包装机械的动力学设计理论和方法等，对高速情况下nts 2 机构的动态精度分析等问题还不能模拟解决；产、学、研，结合不够紧密，理论上的科研成果不能及时地在实际设计中运用，设计人员缺乏及时的技术培训；整个行业缺乏宏观调控的力度，优势资源不能得到合理的配置与调整。 国内一些大学的设计软件，可以对包装机中常用机构进行有限元分析和优化设计，其开发的凸轮连杆机构 CAD CAM 软件已经能够满足企业进行凸轮连杆机构自主设计的能力，但在实际包装机械的设计中应用还不普遍。 美国是世界上包装机械发展历史较长的国家，早已形成了独立完整的包装机械体系，其品种和产量均居世界之首。从上世纪 90 年代初以来，美国包装机械业一直保持着良好的发展势头，其产品多以内销 为主，出口只占包装机械总产值的 18%。继加拿大、墨西哥、日本、英国、德国之后，中国已成为美国包装机械的第 6大出口市场。 日本与美国、德国相比，起步较晚，包装机械制造业的发展经历了引进 -消化 -发展的研究过程，在吸收国外长处的基础上加以改进提高，目前已成为世界上仅次于美国的包装机械生产国。日本的包装机械制造厂以中小企业为主，包装机械的品种、规格较多。包装机械以中小型单机为主，具有体积小、精密度高、易安装、操作方便、自动化程度高等优点。 90 年代以来，已将变频调整、光电追踪、无触点电子开关、动态数据显示等技术 运用在包装机械中。日本包装机械的很大一部分用于食品包装领域，食品包装机械产值占包装机械总产值的一半以上。日本包装机械的主要市场也在本国，出口额只占总产值的 10%。亚洲是日本包装机械的主要出口市场。从上世纪 90年代以来，日本对中国的出口额连年大幅增长，自 1995年起，中国已成为日本包装机械的最大出口国。 目前，世界各国对包装机械的发展都十分重视，集机、电、气、光、生、磁为一体的高新技术产品不断涌现。生产高效率化、资源高利用化、产品节能化、高新技术实用化、科研成果商业化已成为世界各国包装机械发展的趋势。 1.3方案对比 方案一：在蜗轮杆末端装法兰盘，这种方法结构紧凑，系统稳定。 但是安装不方便，结构复杂，检修不方便。 nts 3 图 1-1 方案一图 1-定位杆； 2-连接盘； 3-连接法兰； 4-减速器； 5-转盘 nts 4 方案二 ：在蜗杆 末端用键来提供轴向力，用铁球来支撑转盘，这样不但让减速器未受 到径向力，而且提供了轴向力来旋转转盘，这种方案结构简单，安装方便，检修简单。 图 1-2 方案二 1-铁球 1 nts 5 第二章 行李打包机的构造、工作过程及应用 2.1行李打包机的构造、工作原理 行李打包机由转盘系统、薄膜拉伸系统、支撑系统组成 。 2.2 转盘系统 转盘系统包括支架、位于支架上部的连接法兰、连接盘已经转盘。转盘上安装有定位装置，起特殊之处在于连接法兰下部设有减速器，减速器一侧安装有与减速器配合使用的电动机。其结构如图 2-1 所示 图 2-1 支撑系统 1 定位杆； 2 转 盘； 3 减速器； 4 铁球； 5 键 工作时把行李放在转盘 2 上，用定位杆 1 将其固定，可以根据行李的大小调整定位杆 1的位置，将拉伸薄膜手动缠绕在行李后，打开电源，电动机转动，通过带传动，带动减速器 3 转动，通过连接 铁球 4、 键 5，带动转盘 2 转动，使行李旋转，拉伸膜层层包转在行李上。 2.3 薄膜拉伸系统 薄膜拉伸系统包括相对位置的胶辊 A和胶辊 B、导向辊、放模筒以及动力电动机，胶辊 A和胶辊 B一端分别固定主动齿轮很从动齿轮，主动齿轮上固定一大链轮，动力电动机上固定一与主动齿轮 上大链轮配合使用的小链轮。起结构如图1 3 2 4 5 nts 6 2-2所示 。 图 2-2 薄膜拉伸系统 1 大链轮； 2 大齿轮； 3 胶辊 1； 4 胶辊 2； 5 滚筒； 6 电动机； 7 小链轮； 8 小齿轮 当拉伸薄膜时，由电动机 6产生动力，带动小链轮 7转动，通过链传动带动大链轮 1转动，大链轮 1带动主动齿轮 2和从动齿轮 8转动。由于主动齿轮和从动齿轮的转动产生转速比，拉伸膜在通过胶辊 3很胶辊 4时线速度不同，拉伸膜前端行走速度高，后端行走速度低，从而使拉伸膜受力作用，产生拉伸效果。经过传动机构和减速装置两次变速就可以达到拉伸膜拉伸 1-2.5倍的效果。 2.4 支撑系统 转盘系统装在支撑系统左侧；上述支架的另一端上面有模架安装板，模架安装板的两侧为两个相对垂直固定的支撑板，模架安装板内为模架。 如图 2-3。 . 1 2 3 4 5 7 8 6 nts 7 图 2-3 支撑系统 2.5 行李打包机的应用 本台包装机采用了立式滚封的设计方案，操作方便，融入人因工程学元素来提高其宜人性， 具有工艺简单，效率高，成本低的特点 ，可以包装不同形状的行李。 nts 8 第三章 运动和动力参数及 结构 设计计算 3.1主 要设计技术指标与参数 1) 行李装盘转速为 20转每分钟，整机功率 0.75千瓦，电源 220伏 /50赫兹； 2) 拉伸膜部分的功率 0.18千瓦； 3) 整机体积约为 1400毫米 *600毫米 *1200 毫米。 3.2 转盘系统部分 结构设计计算 1.传动方案的拟定与分析 由已知条件可知转盘转速为 20r min，而一般电动机转速在 750 r min以上，传动比 iwdnn=37.5，考虑行李打包机结构紧凑，选用一级蜗轮蜗杆减速器。电动机与减速器之间采用传动比 2i =4的带传动连接。传动方案简图如图 4所示。 2.电动机选择 选择额定功率edp=0.75kw的 Y系列三相异步电动机 Y90S-6和 Y80M2-4。 表 3-1 电动机的参数 方案 电动机型号 额定 功 率 （ kw） 同步转速（ rmin） 1 Y90S-6 0.75 910 2 Y80M2-4 0.75 1390 如果选择 Y90S-6带速为 3.38m s 5 m s故 带速不合适。 Y80M2-4带速为5.16 m s， 5 m s 5.16 m s 30 m s故带速 合适，选择电动机 Y80M2-4。 3.带传动设计 (1)确定设计功率dp； 由参考文献（ 1）表 8-7查得工作情况系数 Ak =1.1，故 cap= Ak P=1.1 0.75=0.825KW (2)选择 V带的带型 根据cap、 1n 由参考文献（ 1）图 8-11选用 z型。 3.确定带轮的基准直径d并验算带速 v nts 9 1）初选小带轮基准直径1dd。由参考文献（ 1）表 8-6 和表 8-8 取小带轮基准直径1dd=71mm。 2）验算带速0v按参考文献（ 1）式（ 8-13）验算带的速度 V= 100060 nd 11d =5.16m s 因为 5 m s 5.16 m s 30 m s，故带速合适。 3）计算大带轮的基准直径。根据参考文献（ 1）式（ 8-15a），计算大带轮的基准直径2dd1dd=i2dd=284mm 根据参考文献（ 1）表 8-8，圆整为2dd=280mm。 4.确定 v带的中心距 a和基准长度dL1）根据参考文献（ 1）式（ 8-20），初定中心距0a=400mm。 2）由参考文献（ 1）式（ 8-22）计算带所需的基准长度 0dL 20a+2（1dd+2dd） +02412dadd d ）（ 1443mm 根据参考文献（ 1）由表 8-2选带的基准长度dL=1400mm。 3）按参考文献（ 1）式（ 8-23）计算实际中心距 a。 a 20a+2 0dd LL 378mm 中心距的变化范围为 270.2 772mm 5.验算小带轮上的包角 1 1 0180 -（ 12 dd dd ） a03.57 0144 090 6计算带的根数 z 1） 计算当根 v带的额定功率 rp 。 由1dd和 1n ，查参考文献（ 1）表 8-4a得0p=0.2928kw。 nts 10 根据 1n ， i=4和 Z型带，查参考文献（ 1）表 8-4b得0p=0.03kw。 查参考文献（ 1）表 8-5得k=0.91，查参考文献（ 1）表 8-2得 Lk =1.14，于是 rp =（ 0p + 0p ） k Lk =0.3348 2） 计算 V带的根数 z。 Z=rcapp=2.46 取 3根 7.计算单根 v带的初拉力的最小值 min0F由参考文献（ 1）表 8-3得 z型带的单位长度质量 q=0.1kg m，所以 min0F =500 capzvk k5.2+q 2v =48N 应使带的实际初拉力0F min0F。 8.计算压轴力pF压轴力的最小值为 minpF =2z min0F sin21 =273.9N 9.减速器的的结构设计计算 1） 工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限 15年，小批量生产，两班制工作，运输带工作速度允许误差为 5%。 2） 原始数据： 整机功率 0.75kw，输出转速 20r min 3）传动装置的总功率根据参考文献（ 2）附表 2-3 带v=0.96，轴承=0.99，蜗杆=0.75 总=带v 2轴承蜗杆=0.706 电动机输出功率：dp=总wp=1.06kw 3）总传 动比 总i=wnnm =69.5 nts 11 跟据参考文献（ 2）表 2-1，取蜗轮蜗杆传动比 12i =23.17（单级减速器减速器i=1040合理） 0n=电动机n=1390 r min 1n =010in=463.33 r min 2n =121in=20 r min 3n=232in=20 r min 4) 计算各轴的 输入 功率 0p=dp=1.06kw 1p = 0p 0.96=1.01kw 2p = 0p 0.99 0.75=0.75kw 3p= 2p 0.99=0.74kw 5）各轴输入转矩 0T=9550000dP0n=7283N mm 1T =9550000 1p 1n =20818N mm 2T =9550000 2p 2n =358125 N mm 3T=95500003p3n=353350 N mm 表 3-2 各轴的运动及动力参数 轴名 功率 P（ kw） 转矩 T(N mm ) 转速 n（ rmin） 传动比 i 效率 0轴 1.06 7283 1390 1 1 轴 1.01 20818 463.33 4 0.96 轴 0.75 358125 20 23.17 0.74 轴 0.74 353350 20 1 0.99 6）传动零件的设计计算 1、蜗杆传动类型 GB/T 10085-1988.阿基米德蜗杆（ ZA） nts 12 2、选择蜗轮蜗杆材料及精度等级 蜗杆 选 40Gr，表面淬火 4555HRC； 蜗轮边缘选择 ZCuSn10P1。金属模铸造。从 GB/T10089-1988 圆柱蜗轮蜗杆精度中选择 8级精度。侧隙种类为 f,标注为 8f GB/T10089-1988. 11.按齿面接触疲劳强度设计 传动中心距： a 322 HPE ZZkT（ 1）蜗杆上的转矩 2T 按 1z =2，估取效率 =0.8，则 2T =955000022NP=343800N mm （ 2）确定载荷系数 K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布系数K=1；由参考文献（ 1）表 11-5 选取使用系数 AK =1.15；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数vK=1.05；则 K= AKK vK 1.21 (3)确定弹性影响系数 EZ 铸锡磷青铜蜗轮与钢蜗杆相配 ,故 EZ =160MP 21a 。 （ 4）确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆直径 1d 和传动中心距 a 的比值ad1=0.30，查参考文献 （ 1）图11-18中可查得Z=3.1。 （ 5）、许用接触应力 H 蜗轮材料： 铸锡磷青铜 ZCuSn10P1。金属模铸造。蜗杆螺旋齿面硬度 45H 由参考文献（ 1） 表 11-7知涡轮的基本许用应力 H =268Mpa 应力循环系数：260 hN jn L=86400000 寿命系数： 78 10HNK N=0.7637 nts 13 则 H =HNK H=0.7637x268=205Mpa 取中心距 a=180mm,因1Z=2，故从参考文献（ 1）表 11-2中取模数 m=6.3,蜗杆分度圆直径1d=63mm，这时1da=0.315，从参考文献（ 1）表 11-18 中可查的接触系数 Z0.8因此不用重算。 15. 输出轴的设计 -蜗轮轴 的设计计算 1、轴的材料的选择 （ 1）、 轴的材料的选择，确定许用应力 考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。 13.校核齿根弯曲疲劳强度 ： YYmddKTFaF 221 253.1 F 当 量齿数：322 coszzv =50.9 nts 15 图 3-1 蜗轮 轴 选用 45号钢，正火处理 b=600MPa b 1=55MPa （ 2）、按扭转强度，初步估计轴的最小直径 d223 npA =40.92 轴伸部位安装 突面带劲螺纹钢制管法兰 。 由转速和转矩得2ca AT K T=446.94Nm 取整 直径 45mm，即轴伸直径为 45mm。 （ 3）、轴承和键 采用角接触球轴承，并采用凸缘式轴承盖，实现轴承系两端单向固定，轴伸处 有螺纹跟突面带劲螺纹钢制管法兰连接， 用 A 型普通平键连接蜗轮与轴。 2、轴的结构设计 （ 1） 、 径向尺 寸的确定 从轴段 d1=45mm 开始逐渐选取轴段直径， d2 起固定作用，定位轴肩高度可在（ 0.070.1） d范围内， h （ 0.070.1） d1=（ 3.154.5） mm。应取 d2=53mm；d3 与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，取 d3=55mm，查 参考文献（ 2） 选定轴承型号为 7011C， d4与蜗轮孔径相配合且便于蜗轮安装。按标准直径系列，取 d4=56mm； d5 起蜗轮轴向固定作用，由 h=（ 0.070.1） d4=（ 0.070.1） 56=3.93 5.6mm，取 h=4mm， d5=64mm； d7 与轴承配 合，取 d7=d3=55mm； d6为轴承肩，轴承轴向固定，符合轴承拆卸尺寸，查轴承手册，取 d6=58mm。 2） 、 轴向尺寸的确定 与 键 相配合的轴段长度， L1=150mm 。对蜗轮 b=41.3mm 取轴长段L4=b-(23)mm=50mm,对定位轴肩 L5=1.4h=1.4X8mm=11.2mm,取整则 L5=11mm。7011C型轴承其轴承宽度 B=18mm，故 L7=B=18mm. 其他轴段的尺寸长度与箱体等的设计有关，蜗轮端面与箱体的距离取 10 15mm，轴承端面与箱体内壁的距离取 5mm；，初步估计 L2=55mm， 轴承环宽度为 13mm，两轴承的中心的跨度为 87mm，nts 16 轴的总长为 327mm。 (3)、轴的强度校核 图 3-1 蜗轮轴的载荷分布图 （ a） 轴的结构与装配 （ b）受力简图 （ c）水平面的受力和弯矩图 （ d）垂直面的受力和弯矩图 （ e）合成弯矩图 （ f）转矩图 （ g）计算弯矩图 （ 4）计算蜗轮受力 1）、绘出轴的计算简图（ a） 2）、绘制 水平面弯矩图 （ b） 蜗轮的分度圆直径2d=302.4mm； 转矩2T=343800N m 蜗轮的圆周力2222tTF d =2273.8N nts 17 蜗轮的径向力22ta nrtFF =827.596N 蜗轮的轴向力112 2dTFa =471N 轴承支反力： 212 2tN H N H FFF 1136.9N 截面 C处弯矩： 1 72H N HM F m m 81.86N.m 3）、绘制 垂直面弯矩图 （ c）图 轴承支反力： 22 2rNV FF 413.798N 计算弯矩： 截面 C左右侧弯矩： 2 72v N VM F m m 29.80.m 4）、绘制合成弯矩图（ d）图 M 22VH MM =87.11N m 5）、绘制弯矩图（ e）图 69 . 5 5 1 0 pT n 343.8N.m 6）、绘制当量弯矩图 （ f）图 转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取 0.6，截面 C处的当量弯矩为： 22 aTMM c =223.92N.m 7） 、校核危险截面 C的强度： 351.0 dM c =8.955Mpae x2=1 y1=0 y2=0 nts 20 （ 4）计算当量载荷 P1、 P2 根据 参考文献（ 1） 表 13-6取 fP=1.1 根据 参考文献（ 1） 式 13-8a得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.1 (1 115.25+0)=126.775N P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.1 (1 115.25+0)=126.775N （ 5）轴承寿命计算 P1=P2 故取 P=126.775N 角接触球轴承 =3 根据手册得 7005C 型的 Cr=23000N 由教材 P320式 13-5a得 Lh=16670/n(ftCr/P) =16670/1390 (1 23000/126.775)3 =3216949974h72000h 预期寿命足够 2、计算输出轴轴承 （ 1）已知 n =20r/min 2aF= 471N, FR=FNH1=1136.9N 试选 7011C型角接触球轴承 根据参考文献（ 1）表 13-7得 FS=0.68FR，则 FS1=FS2=0.68FR=0.68 1136.9=773.092N （ 2）计算轴向载荷 FA1、 FA2 FS1+2aF=FS2 2aF= 471N 任意用一端为压紧端， 1为压紧端， 2为放松端 两轴承轴向载荷： FA1=773.092N FA2= FS1+2aF=1244.092N （ 3）求系数 x、 y FA1/FR1=773.092/1136.9=0.68 FA2/FR2=1244.092/1136.9=1.13 根据教材 P321表 11-8得： e=0.68 FA1/FR1e x2=1 y2=0 （ 4）计算当量动载荷 P1、 P2 nts 21 根据表 P321表 13-6取 fP=1.1 根据式 13-8a得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.1 (1 1136.9)=1250.59N P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.1 (1 1136.9)= 1250.59N (5)计算轴承寿命 LH P1=P2 故 P=1854.743 =3 根据参考文献（ 2） 7011C型轴承 Cr=30500N 根据参考文献（ 1） 表 13-4得： ft=1 根据参考文献（ 1式 13-5a得 Lh=16670/n(ftCr/P) =16670/20 (1 30500/1250.59)3 =11708815.8h72000h 此轴承合格，预期寿命足 够。 18.挡圈、 键连接的选择及校核计算 1、输 出 轴与蜗轮连接采用平键连接 轴径 d4=56mm L4= 72mm T2=358.125N m 查 参考文献（ 2） P164 选 A型平键，得： b=16 h=10 L=50 即：键 16 50 GB/T1096-2003 l= L4-b=72-16=56mm p=4 T2/d4hl=4 358125/56 10 56=45.679Mpa e x2=1 y1=0 y2=0 （ 4）计算当量载荷 P1、 P2 根据参考文献（ 1）表 13-6取 fP=1.1 根据参考文献（ 1）式 13-8a得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.1 (1 115.25+0)=126.775N P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.1 (1 115.25+0)=126.775N （ 5）轴承寿命计算 P1=P2 故取 P=126.775N 角接触球轴承 =3 根据手册得 7005C 型的 Cr=23000N 由教材 P320式 13-5a得 Lh=16670/n(ftCr/P) =16670/50 (1 23000/126.775)3 =1990477236h72000h 预期寿命足够 2） 胶辊 2轴承 （ 1）已知 n =100r/min 2aF= 471N, FR=FNH1=1136.9N nts 38 试选 7011C型角接触球轴承 根据参考文献（ 1）表 13-7得 FS=0.68FR，则 FS1=FS2=0.68FR=0.68 1136.9=773.092N （ 2）计算轴向载荷 FA1、 FA2 FS1+2aF=FS2 2aF= 471N 任意用一端为压紧端， 1为压紧端， 2为放松端 两轴承轴向载荷： FA1=773.092N FA2= FS1+2aF=1244.092N （ 3）求系数 x、 y FA1/FR1=773.092/1136.9=0.68 FA2/FR2=1244.092/1136.9=1.13 根据教材 P321表 11-8得： e=0.68 FA1/FR1e x2=1 y2=0 （ 4）计算当量动载荷 P1、 P2 根据表 P321表 13-6取 fP=1.1 根据式 13-8a得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.1 (1 1136.9)=1250.59N P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.1 (1 1136.9)= 1250.59N (5)计算轴承寿命 LH P1=P2 故 P=1854.743 =3 根据参考文献（ 2） 7011C型轴承 Cr=30500N 根据参考文献（ 1） 表 13-4得： ft=1 根据参考文献（ 1式 13-5a得 Lh=16670/n(ftCr/P) =16670/100 (1 30500/1250.59)3 =2418092.22h72000h 此轴承合格，预期寿命足够 。 8、键连接的选择及校核计算 （ 1） 输 出 轴与蜗轮连接采用平键连接 轴径 d4=56mm L4= 72mm T2=563.10N m nts 39 查机械零件设计手册 P291 选 A型平键，得： b=16 h=10 L=50 即：键 16 50 GB/T1096-2003 l= L4-b=72-16=56mm p=4 T2/d4hl=4 563100/56 10 56=22.524Mpa p(110Mpa) （ 2） 输入轴与 V带 连接用平键连接 轴径 d1=20mm L1=52mm T1=23.94N.m 查机械零件设计手册 P291 选用 A型平键，得： b=6 h=6 L=32 即：键 6 32GB/T1096-2003 l=L1-b=52-6=46mm 根据教材 P106
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