一体化茶叶真空包装机设计[毕业论文 送全套CAD图纸]
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一体化茶叶真空包装机设计摘 要随着经济的发展,以及人们生活水平的提高,我国茶叶发展迅猛,在这种情况下给我们茶叶包装机一个自我发展的机会。面对火热的夏天,茶叶的销量如火如荼,而随之而来却面临着茶叶存放问题,茶叶的包装越发显得重要。随着时间的推移,那些不利于茶叶存放的包装必将被市场所淘汰,而茶叶真空包装机作为茶叶的好帮手,帮助茶叶解决其存放问题。关键字:茶叶真空包装机;发展;结构;原理;IThorn roller steel needle cloth automatically wrap device designAbstractWith the development of economy and the improvement of peoples living standards, the rapid development of tea in China, in this case to give us tea packing machine a self - show opportunity. In the face of fiery summer, tea sales in full swing, and the attendant is faced with the problem of storage of tea, tea packaging is increasingly important. Over time, those who are not conducive to the storage of tea packaging will be eliminated by the market, and tea vacuum packaging machine as a good helper to help tea to solve their problems.Keywords: Tea vacuum packaging machine; development; structure; principle;II目 录摘 要 .IAbstract II1 绪论 12.1 茶叶真空包装机的研究现状 .12.2 茶叶真空包装机的发展趋势 .22 茶叶真空包装机结构的设计 42.1 总体结构方案的确定 .42.2 工作原理分析 .52.3 装置的结构组成 .52.4 电机选用计算 .52.5 链传动设计与校核 .72.5.1 传动比确定 72.5.2 第一组链轮传动设计校核 72.5.3 第二组链轮传动设计及校核 112.5.4 第一组链轮传动的校核 162.5.5 第二组链轮传动设计及校核 172.6 减速器的设计选型 .182.7 V 带的传动 .39第 3 章 轴键的设计和轴承的设计校核 423.1 轴的设计与计算 .423.1.1 轴的设计 423.1.2 轴的失效形式 423.1.3 轴的材料 423.1.4 轴的强度校核 433.1.5 轴的固定 463.2 键的选择 .463.3 键联结强度计算 .473.3.1 主动轴上键的强度校核 483.3.2 从动轴键的强度校核 483.4 轴承选择与校核 .483.4.1 轴承的分类 483.4.2 滚动轴承及类型 493.4.3 滚动轴承的失效形式 493.4.4 轴承的选择计算 503.4.5 校核轴轴承是否满足工作要求 513.5 轴承的润滑 .52结 论 54致 谢 55参考文献 56IIIIV0了解详细图纸 可咨询抠 4149516051 绪论茶叶真空包装机以塑料复合薄膜或塑料铝箔复合薄膜为包装材料,专为茶叶成型包装而设计的,对其它小型包装物亦能进行真空包装;有效地防止物品腐败变质,达到保质、保鲜、保味、保色的功能,延长产品的储存期限。茶叶真空包装机以塑料复合薄膜或塑料铝箔复合膜为包装材料,对各种茶叶,红茶、绿茶、铁观音、普洱、大红袍等,仪器药品,粮 食.果品.酱菜,果脯,水产品,土特产,化工原料,电子元件 及军用品等。不论是固体,粉状,糊状或液体均可进行真空热封包装.由于袋内真空度高,可有效的防止脂类品氧化和好氧性细菌繁殖而引起的物品腐败和变质,达到保质,保鲜,保味,保色的功能,延长产品(商品)的储存期限,同时对某些松软的物品,经过真空包装后缩小包装体积,便于运输和储存。2.1 茶叶真空包装机的研究现状1、销售包装的包装材料方面我国主要用塑料编织袋、复合塑料袋作为包装容器,而这些包装袋在运输、装卸、零售等环节存在诸多问题需要解决。使用塑料编织袋来包装茶叶,浪费的现象比较严重,一般只能用 1-2 次,相对成本较高。且包装方式简单,开封后难以再封,不利于较长时间的保存,虫害、霉变现象较为严重。包装材料防潮性差、阻隔性差,茶叶易氧化霉变。塑料复合袋是由高阻隔性包装材料复合而成,在一定程度上可以解决茶叶的防霉、防虫、保鲜问题,但后处理较难,由于不易降解,使用也受到一定的制约。2、国内销售包装的两种包装技术一种为普通包装,利用聚丙烯塑料编织袋对茶叶进行包装,包装过程中不施加任何保鲜技术,这种包装对茶叶的防虫、防霉及保鲜的效果差;另外一种用真空包装技术对包装袋进行抽真空,真空包装技术对茶叶的储存有较好的保鲜作用,但由于茶叶自身的形状以及真空度的选择不合适,目前茶叶真空包装选用的真空度一般在-007-009kPa 之间,只要真空度在这个范围内,出厂都为合格的产品。由于真空度较大,包装材料紧紧包裹茶叶,由于茶叶两端较尖,包装袋很容易被米粒扎破,形成针孔,这样包装袋就会漏气,造成真空包装失效。有试验表明,抽气真1空度为-009MPa 的茶叶包装袋,静止放置,不堆垛,在 20 天之内包装袋的破漏率为16,所以高真空度必然造成高破袋率。另外包装袋在流通过程中袋与袋之间的摩擦、碰撞和跌落也很容易造成破袋。据统计真空包装在流通过程中的破袋率达到 30。由于真空包装的问题造成了茶叶的浪费,给消费者和企业都带来了损失和麻烦。所以在对茶叶进行保鲜包装的同时要和流通环境结合起来,这样才能取得良好的效果。2.2 茶叶真空包装机的发展趋势真空包装技术起源于 20 世纪 40 年代。自 1950 年聚酯、聚乙烯塑料薄膜成功地应用于商品包装以来,真空包装机便得到迅速的发展,其技术发展趋势主要体现在高生产率、自动化、单机多功能、组成生产线、采用相关新技术这五个方面。 高生产率。真空包装机的生产率已从每分钟数件发展到数 10 件,热成型充填封口机的生产率可达 500 件/分钟以上。 采用相关新技术。在包装方法上大量采用充气包装取代真空包装,将充气成分、包装材料与充气包装机三方面的研究紧密结合起来;在控制技术上,更多地应用计算机技术和微电子技术;在封口方面应用热管和冷封口技术,也可以将先进的装置直接安装在真空包装机上,如装上计算机控制的粗粒物料高精度组合秤;在旋转或真空包装机上,应用先进高速的圆弧面凸轮分度机械等。生产自动化:真空包装机的自动化不仅提高了生产效率,而且具有安全卫生的优点。日本某公司生产的旋转真空室式包装机,是一种自动化程度相当高的多工位包装机。该机有充填和抽真空 2 个转台,充填转台有 6 个工位,完成供袋、投料、注液预封口,并将包装件送至抽真空转台;抽真空转台有 12 个工位(真空室),完成抽真空和封口、成品输出等工序,生产效率可达 40 袋分,主要用于包装软罐头类食品。组配生产线:当需要的功能越来越多时,将所有的功能集中在一个单机上会使结构变得非常复杂,操作维修也不方便。这时可把功能不同、效率相匹配的几种机器组合成功能较齐全的生产线,来完成更为复杂的包装工序。如法国某公司研制的鲜鱼真空包装生产线,纺织真空包装系统等机型均属于这一型。中国工博会科技论坛连续 11 年聚焦标准化,今年与会专家、实业家围绕着“绿色包装”主命题,就涉及包装材料、运输、有害物质规定的标准等话题展开深入探讨。国家发改委副巡视员赵鹏高介绍,目前我国大中城市的包装废弃物体积占城市固体废弃物2全部的近二分之一、重量的三分之一,推行绿色包装、减少包装物带来的污染已成为重大而紧迫的课题。“标准内容不尽合理和完善;标准之间不够协调、缺乏系统性;重形式、可操作性差”。 世界包装组织亚洲包装中心总裁金祥佐认为,“中国未来要成为真正的全球包装产业中心,推动产业集群式发展和技术进步,必须要提高中国在世界包装界的话语权和规则制定权”。研讨会传递出一个业界公认的信息,中国包装业标准化水平的现状,已不能适应行业产业快速发展的实际需求,而实现包装由“大”到“强”,亟需提升全行业的标准化水平。金祥佐透露,我国正规划建设“世界包装产业中心”,建设世包总部、军民融合发展、科教研发、商贸物流、文化创意、包装装备、包装新材料、农产品加工包装等重点基地;实施世包研究院、世包大学、高端包装制品、先进包装装备、包装新材料等 18 个重点项目,其中由世界包装中心集团牵头的“世界包装产业中心”将联合民企、外企和国企共同投资,面向全球招商,预计投资规模超过 1200 亿元。32 茶叶真空包装机结构的设计2.1 总体结构方案的确定茶叶真空包装机主要由供料机构、抽真空机构、热封机构、传动装置出料装置等组成。茶叶真空包装机结构件图如图 2-1 所示:图 2-1 结构简图42.2 工作原理分析工作原理:散装茶叶装与料斗内,供料机构控制每一袋茶叶的份量,通过锥斗装袋,装好茶叶的袋通过抽真空装置和热封装置,完成对茶叶的整体包装,后通过成品出料口留出。2.3 装置的结构组成1.供料机构:提供等量的茶叶用于装入包装袋;2.抽真空机构:装好的茶叶袋需要抽真空,次机构将茶叶袋抽为真空,为下一步热封做准备;3.热封机构:为防止茶叶包装袋漏气而受潮发霉,抽真空后的茶叶袋用热封封好口,为茶叶的长久保存提供必要的条件;4.传动装置:茶叶真空包装机整机的运作需要一个动力源以及传动装置,保证各工位能有效的工作。5.出料装置:包装好,热封好的茶叶袋通过出料装置推出包装机。2.4 电机选用计算电动机所需功率 P0 按下式计算:awP0式中, 工作机械所需要的功率,KW;从电动机到工作机械间各运动副的总机械效率。a根据机构的布置由已知条件传动机构承受 10 公斤力,即 100N,由于传动机构还摩擦力 f 和自身重力分量 F1,重力如图5由已知条件得出传动机构总的载荷为 F=f+F1+1000则工作机有效功率为:P=FV=0.063KW由已知条件得电动机有效功率 ,式中 为系统总的传动效率。/dP电动机到传动机构总传动效率261345查表: , , , =0.99, =0.96197.028.3代入上式: .所以电动机的有效功率 /.07dPKW所选电动机的额定功率须满足 。ed根据已知条件传动的转动速度为: 1wnvzp式中 为节距,取 =1p/wrmi选取电动机型号为 Y2-90S-8,同步转速为 750 ,对应额定功率为 0.37KW,/rmi外伸轴直径 12mm方案 电动机型号额定功率(KW)同步转速(r/min)满载转速( r/min)总传动比i1 Y2-90S-8 0.37 750 700 5062.5 链传动设计与校核2.5.1 传动比确定地轮轴的转速min/76.4/9.021r2Vrsrn地地故14.376.51地驱 动ni排料轮的转速根据机械工程手册第 11 卷 65 篇机械 P65-45 ZUnxmp60已知 V=3.6km/h=1m/sin/2564.016rnxmp故 9.72排地i2.5.2 第一组链轮传动设计校核已知条件:传递的功率 kwp8.0%981主、从动轴的转速 min/5rn驱 动主76.4地从传动比: 13i选择链轮齿数7由于转速很慢,假定链条的速度为 ,查表初选小链轮齿数 。0.53/vms17Z表 5-1 小链轮齿数 Z 的选择链速 /()vms0.538825齿数 1Z1721253摘自参考书5P177 表 9-8所以大链轮的齿数: 取38.54.12iZ2Z设计功率dp参考书5P178 表 9-9 的工作情况系数 1AK故 10.8dAPKW确定链条链节数pL初定中心距为 30 ,则链节数2.9730)14.275(130212ppaZZaLp 为了避免使用过渡链节,取 =98pL确定链条节距单排链条传递的功率 0PPZdK其中 -小链轮齿数系数ZK-排数系数 P由参考书6P12-104 表 12-2-4 得到 0.87Z表 12-2-5 得到 1PK故 0.80.971PW根据 和 由图 12-2-2 得到“08B”01n由参考书6P12-101 表 12-2-1 查得812.7pm18.5dm验算小链轮毂孔最大许用直径 axk由参考书6P168 表 9-4 查得 34dm变速器的输出轴的直径 1故小链轮符合要求maxkd初定中心距 0)(22110ZLpf由参考书1P180 查的中心距计算系数 =0.244421f则 ma 9.38475987.4.0 取 =385mm中心距减少量aa54.17.0385)4.02.(实际中心距: m6.3.8)( 链条长度 L:Pp25.10791链条速度:sn/4.066Z驱 动有效圆周力NPFt 8.15.01作用在轴上面的力 NFKeAp 78.1702.3)2(链轮的基本参数和主要尺寸1)分度圆直径 dmZp691780sin.2i小 mZpd235180sin7.i大2)齿顶圆直径 max1.5dpdin6()Z9查的 08B 滚子链 =8.51mm 1d小链轮齿顶圆直径的确定 max69.25.78d3in1.6()2.517a2取 5adm小大链轮齿顶圆直径的确定 max231785106in.()2.5ad2.8取 7am大3)分度圆弦齿高 ahmax 10.8(.625).5hpdZin1小链轮分度圆弦齿高 的确定ahmax0.8(.625).758.11h4.in(.)a210取 3ahm小大链轮分度圆弦齿高 的确定ahmax0.8(.625)1.758.13.8710min0.5(12.78)ah取 3a大4)齿根圆直径 的确定fd1698.50.49f m小231.f 大确定最大轴凸缘直径 gd76.04.18cot20hZpdg小链轮最大轴凸缘直径 mg89.54.81.17ct.20小大链轮最大轴的凸缘直径dg20976.0814.510cot7.大2.5.3 第二组链轮传动设计及校核已知条件:由于链轮传动的效率很高,忽略不计,所以此组链轮传递的功率0.8PKW主、从动轴的转速 147.6/minnr地25窝传动比 43.1.9Zin地窝选择链轮齿数初选小链轮齿数为 ,315故大链轮齿数 4.928.Zi11选取大链轮齿数 429Z设计功率 dP由表 9-9 查得工作情况系数 1AK故 10.8dAW确定链条链节数初定中心距 则链节数pa3016.8230)14.259(52121ppaZZLp 初取 节pL确定链条的节距单排链条传递的功率 0PdZPK其中 -小链轮齿数系数Z-排数系数 P由参考书6P12-104 表 12-2-4 得到 0.75Z表 12-2-5 得到 1PK故 0.8751PW链条节距 根据 和 由图 12-2-2 得到“12B”pn由参考书6P12-101 表 12-2-1 查得m05.1907.12d验算小链轮毂孔最大许用直径 maxk由参考书5P168 表 9-4 查得 61d地轮轴的直径待定保证 故小链轮符合要求maxkd12最大中心距 0a)(22110ZLpf由参考书1P180 查的中心距计算系数 =0.249311f则 ma5689805.943.0 取 =568mm考虑到投料机体积小巧,选取中心距为 472mm。最终链条链节数 5.7147209.15).32(9042210apZZpaL最终取链节数为 72 节中心距减少量 maa8.194.072).02.(实际中心距: m1.456.471)( 链条长度 L:Pp37.092链条速度:sn/2.0165416Z驱 动有效圆周力NPFt 8.372.00作用在轴上面的力 FKeAp 5046)15(链轮的基本参数和主要尺寸(根据参考书5P167 表 9-3 计算)1)分度圆直径 dmZpd91580sin.si0小13mZpd1762980sin5.1si0大2)齿顶圆直径 1max5.dpdin)6(Z小链轮齿顶圆直径的确定 mda74.10207.125.9xa98.507.125.)6.(in取 da小大链轮齿顶圆直径的确定 ma74.1807.125.96xda92. ).(in取 a184大3)分度圆弦齿高 h1max5.0).625.0(dpZh1in小链轮分度圆弦齿高 的确定ahmha89.607.125.)15.02(xa4.3)7.(in取 ha5小大链轮分度圆弦齿高 的确定ah14mha4.607.125.9)28.05(xha9.3)07.15.(0in取 a大4)齿根圆直径 的确定fdmf 93.780.129小f 6小确定最大轴凸缘直径 gd76.04.18cot20hZpdg小链轮最大轴凸缘直径mg72.13.15ct0.90小大链轮最大轴的凸缘直径dg62.15776.0134.980cot大(4)链轮传动的校核在低速( )重载链传动中,链条的静强度占主要地位。0./vms链条静强度计算式:pfctAnFKQn式中 -静强度安全系数;-链条极限拉伸载荷,见表 12-2-1;,-有限圆周力,N;tF-离心力引起的力,N, ;c2cFqv-链条质量, ,见表 12-2-9;q/kgm15maf70.85.3385)02.1.()21(-链条速度, ;v/ms-悬垂力,在 和 二者中取大值者fFfFf10ffKqa(sin)ffF-系数,见图 12-2-3;f-链传动中心距,mm;a-两轮中心连线对水平面倾角;-许用安全系数,pn48pn2.5.4 第一组链轮传动的校核查参考书【6】P12-102 见表 12-2-1 得:17.80QkN查参考书【6】P12-108 见表 12-2-9 得: 0.6/qkgm故2.6(54).7cF取 00sin9垂度取 f查参考书【6】P12-108 图 12-2-3,根据 和 选取f1fK由于 ,所以sin0.98fFf()6.240.71fFN4.tN78021.15.7pnn故链轮符合要求16maf84.12.7742)0.()0(2.5.5 第二组链轮传动设计及校核查参考书【6】P12-102 见表 12-2-1 得: 60QkN查参考书【6】P12-108 见表 12-2-9 得: 2.6/qkgm 故 2.(3).4cF 取 04sin6 垂度 取 f查参考书6P12-108 图 12-2-3,根据 和 选取f7fK由于 ,所以sin0.64fFf(98)21.0.253fFN3.tN60181.24.53pnn故链轮符合要求2.6 减速器的设计选型减速器是一种有封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮-蜗杆传动所组成的独立部件,常用于动力机与工作机作为减速的传动装置。由于减速器机构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠。使用维护简单,并可成批生产,故在现代机器中应用很广。目前国内使用的堆垛机,采用电动机-制动器-外齿轮减速器-车轮的传动方式。由于减速器传动比大,需要多级减速,使得整个减速器机构体积大,重量大,噪音大,效率低。因此本文采用了一种新的运行机构,用异步电动机直接带动少齿差减速器。少齿差行星齿轮传动具有以下优点:(1)加工方便、制造成本较低。渐开线少齿差传动的特点是用普通的渐开线齿轮刀具和齿轮机床就可以加工齿轮,不需要特殊的刀具17与专用设备,材料也可采用普通齿轮材料(2)传动比范围大,单级传动比为 101000 以上 。(3)结构形式多应用范围广。由于其输入轴与输出轴可在同一轴线上,也可以不在同一轴线上,所以能适应各种机械的需要。(4)结构紧凑、体积小、重量轻。由于采用内啮合行星传动,所以结构紧凑;当传动比相等时,与同功率的普通圆柱齿轮减速器相比,体积和重量均可减少 1/323。(5)效率高。当传动比为 10200 时,效率为8094。效率随着传动比的增加而降低。(6)运转平稳、噪音小、承载能力大。由于是内啮合传动两啮合轮齿一为凹齿、一为凸齿,两者的曲率中心在同一方向曲率半径义接近相等,因此接触面积大,使轮齿的接触强度大为提高:又因采用短齿制轮齿的弯曲强度也提高了:此外,少齿差传动时,不是一对轮齿啮合,而是 3-9 对轮齿同时接触受力所以运转平稳、噪音小,并且在相同的模数情况下其传递力矩比普通同柱齿轮减速器大。基于以上特点,小到机器人的关节、大到冶金矿山机械以及从要求不高的农用、食品机械到要求较高的印刷和国防工业都有应用实例。少齿差行星减速器具有体积小,重量轻,结构紧凑、振动小,噪音低等优点,主要用于轻纺、电力、钢铁、化工、电工机械、建筑、起重运输等行业。工作环境温度为-4045oC,低于 0 oC时,启动前润滑油应预热;高于 45 oC 时应采取降温措施。(1)减速器类型的选择为了满足工作需求和动力机方便放置,本设计选用一级圆锥直齿轮减速器。(2)确定传动比 i已知电机动力输出轴转速为 632r/min,链轮轴转速为 1250r/min。故,计算出传动比为:i=632/1250=0.506(3)齿轮传动设计输入功率 =PP入式中:联轴器效率 =0.99(查1得)=36.80.99=36.4kw入主动轮转速 =632r/minn1主动轮传递的转矩 =9.55 / =9.5510636.4/632=5.5 NmmT106入 1 105选齿轮材料及热处理方法查2P211 表 12.7 主动轮用 40Cr 调质处理,齿面硬度 HB241286;从动轮用 40Cr 调质处理,齿面硬度 HB241286。(查2 P221 表 12.7)选择齿宽系数 d18查2P222 表 12.13,选 =0.3 d选择齿轮精度查2P207 表 12.6 选 7 级精度,估计节点圆周速度 V8m/s。选齿轮齿数=29Z1= i =0.50629=14.7,取 =1521 Z2(当轮齿有轻微根切时,增大了齿根圆角,对轮齿抗弯强度有利,故工程上允许轮齿产生轻微根切,这时可取 =14)min=29/15=1.93极限应力接触极限应力 =1.33HBS+366.7=2411.33+366.7=687.2N/ 1limHm2=1.33HBS+366.7=2411.33+366.7=687.2N/ 2弯曲极限应力 =0.844HBS+377.9=0.844267+377.9=603.2 N/ 1liF 2=0.844HBS+377.9=0.844267+377.9=603.2 N/ 2m按齿面接触疲劳强度设计d1322R1)Z()5.0(74H TKEu使用系数 =1.0 查【2】P215 表 12.9。KA动载系数 =1.15 查 【2】P216 图 12.9。v齿间载荷分配系数 和 :HaFa估计 100N/mmbAcos = = =0.887912u193.2cos = = =0.46002.219= = =32.66 zv11cos879.02= = =32.612246.5=1.88-3.2( 1.68 cos)12zv8.036.4z7152.75.02. Y43.170.922KzFH齿向载荷分布系数 :KFH和 称 )( 一 轮 悬 臂 , 一 轮 非 对5.FH载荷系数: 78.3154.0.29KFVAFHH弹性系数 (2P221 表 12.12,钢-钢)MpazE8.19节点区域系数 .2cos2tgH接触最小安全系数 (2P225 表 12.14,一般可靠度)05.1minS121YZNSsNHHH 2min2li 2nlim/5.640.1287 /221故将数据带入上式计算得:103.8mmd1计算模数 m= / =103.8/29=3.58 取 m=4(查 2P206 表 12.3)Z20齿轮 1 分度圆直径 =m =429=116mmd1Z验算圆周速度 vmsmnmR/26.3106.98106 .981)5()5.(与原估算相符验算 bFKAR= z29.6524221 b= R=0.365.299=19.6mm d取 b=20mm NTFmt 16.9852041= ,与原估算相符。bKA m/10/.5206. 校核齿面接触疲劳强度齿宽系数 =b/R=20/65.3=0.306 RmdTKZNNuRHHHE22 324312/5.64/485 9.1305.7.19.46)(0 齿面接触疲劳强度满足要求齿根弯曲疲劳强度校核齿形系数 YF21,54.2.1YFF,(查2P247 图 12.30)21应力修正系数 YS21, 68.121YS(查2P248 图 12.31)弯曲最小安全系数 5.minSF(查2P225 表 12.14)尺寸系数 0.1Yx(查2P232 图 12.25)需用弯曲应力 mSNNFFx 2min2li /48325.160321 muZYTKNFNRRSF2 2231/483 /157.11 )50( mNFSF 2212 /483/5212 齿根弯曲疲劳强度有较大富余。齿轮结构设计大齿轮结构设计:22185.2304.389.279.h27.389Ld-f65.4m13t 0.13.20.8.arcoscsaro41m.60.14)0.14(m6.6520 103.2879.0142cos1694f1ff1s1*1 根 锥 角顶 锥 角取 ,)(取 ,)(取 ,arctgRrcmbamDhzdfssa小齿轮结构设计: 409.582.613.176.4h62.13Ld-f58.m13t 06.132.0.4.arcoscsaro5. 5m0.)10)10(m4426250 61cos6054f2fff2s22*22根 锥 角顶 锥 角取 ,)(取 ,(取 ,arctgRrb mamDhdzfssa(4)减速器轴承的选择与校核轴承类型的选择:23圆锥齿轮减速器其轴承上同时受径向和轴向联合载荷,故输入轴选用角接触滚珠轴承;由于输出轴径向载荷较大、轴向载荷较小,故可选用深沟滚珠轴承。轴承型号的选择:角接触滚珠轴承选 7208AC (GB/T292-94)深沟滚珠轴承选 6206 (GB/T276-94)校核计算轴承的工作条件和主要参数项 目 工作条件和参数名 称 角接触滚珠轴承 深沟滚珠轴承型 号 7208AC 6206基本额定动载荷 Cr35.2KN 19.5KN基本额定静载荷 r024.5KN 11.5KNe 0.68 0.42X,Y X=1,Y=0 X=0.56,Y=1.04径 向 载 荷 NrF7.4061Nr7.23轴 向 载 荷 a.2381 a.4512载 荷 性 质 有强大冲击转 速 632r/min 1250r/min寿 命 30008000h上表中有关数据有2,3差得。输入轴轴承计算简图输入轴轴承校核计算A 轴承的径向载荷24NFrra 15697.4031B 轴承的径向载荷 rrb 38.21A 轴承的附加轴向载荷 NFraS 1067596.08. B 轴承的附加轴向载荷 rbS 2348(查 2P371 表 18.4) NFFSBSAa 150167243轴有向右跑的趋势,B 轴承承受 力WSBAaW 3724A 轴承的轴向载荷 NFSAa1067B 轴承的轴向载荷 NSBWa 3502143冲击载荷系数 (查2P375 表 18.8)0.fdA 轴承的当量动载荷 68.04.105.24670 eCFraX=1,Y=0 NYXfPaArdrA 318)067159(2)( B 轴承的当量动载荷- 配套讲稿:
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