環(huán)保制粒機(jī)傳動機(jī)構(gòu)設(shè)計
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寧XX學(xué)院
畢業(yè)設(shè)計(論文)
環(huán)保制粒機(jī)傳動機(jī)構(gòu)設(shè)計
所在學(xué)院
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摘要
本文主要介紹環(huán)保制粒機(jī)的發(fā)展?fàn)顩r，環(huán)保制粒機(jī)總體及傳動部分結(jié)構(gòu)設(shè)計原理，環(huán)保制粒機(jī)總體方案分析及確定，環(huán)保制粒機(jī)總體及傳動部分結(jié)構(gòu)設(shè)計內(nèi)容所包含的機(jī)械圖紙的繪制，總體及傳動部分的計算，結(jié)構(gòu)設(shè)計結(jié)論與建議。
整機(jī)結(jié)構(gòu)主要由電動機(jī)產(chǎn)生動力將需要的動力傳遞到帶輪上，提高勞動生產(chǎn)率和生產(chǎn)自動化水平。工業(yè)生產(chǎn)中經(jīng)常出現(xiàn)的笨重工件的搬運和長期、頻繁、單調(diào)的操作，采用總體及傳動部分是有效的；此外，它能在高溫、低溫、深水、宇宙、放射性和其它有毒、污染環(huán)境條件下進(jìn)行操作，更顯示其優(yōu)越性，有著廣闊的發(fā)展前途。
本論文研究內(nèi)容：
(1) 環(huán)保制粒機(jī)總體及傳動部分總體結(jié)構(gòu)設(shè)計。
(2) 環(huán)保制粒機(jī)總體及傳動部分工作性能分析。
(3)電動機(jī)的選擇。
(4) 環(huán)保制粒機(jī)總體及傳動部分的傳動系統(tǒng)、執(zhí)行部件。
(5)對設(shè)計零件進(jìn)行設(shè)計計算分析和校核。
(6)繪制整機(jī)裝配圖及重要部件裝配圖和設(shè)計零件的零件圖。?
?
關(guān)鍵詞：環(huán)保制粒機(jī)，傳動設(shè)計，結(jié)構(gòu)設(shè)計
V
Abstract
This paper mainly introduces the development situation of environmental protection granulator, overall and drive environmental granulator part structure design principle, general analysis on project environmental granulator and determine the drawing mechanical drawing, overall and drive environmental granulator part structure design content includes the calculation of the overall, and the transmission part, conclusion and suggestion of structure design.
The whole structure was produced mainly by the motor power will need to transfer the power to the belt wheel, improve labor productivity and automation level of production. Industrial production in the often cumbersome workpiece handling and frequent, the long, monotonous operation, the general and the transmission part is effective; in addition, it can operate in high temperature, low temperature, water, the universe, radioactive and other toxic, environmental pollution condition, more show its superiority, has a promising broad.
The research of this thesis:
(1) part of the overall structure design and drive environmental granulator.
(2) performance analysis of overall and drive environmental granulating machine part.
(3) the choice of motor.
(4) transmission system, executive components and drive overall environmental granulating machine parts.
(5) the design of components for the design calculation and check.
(6) to draw the assembly drawing and parts assembly diagram and parts diagram design.
Keywords: Environmental granulator, transmission design, structure design
目 錄
摘要 II
Abstract III
1 緒論 1
1.1 國內(nèi)研究現(xiàn)狀 1
1.2 國外研究現(xiàn)狀 1
1.3 課題設(shè)計目的和意義 2
2 總體參數(shù)的設(shè)計 3
2.1 環(huán)保制粒機(jī)的工作原理 3
2.2制粒機(jī)的主要工作過程 3
2.3 確定電機(jī)所需功率 4
3 傳動系統(tǒng)計算 7
3.1 帶傳動設(shè)計 7
3.2選擇帶型 8
3.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗證帶速 8
3.4確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長度并驗算小輪包角 9
3.5確定帶的根數(shù)z 10
3.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 10
3.7確定帶的張緊裝置 10
3.8 總體部分到輸紙機(jī)構(gòu)之間同步帶傳動計算 13
3.8.1 同步帶計算選型 13
3.8.2 同步帶的主要參數(shù)（結(jié)構(gòu)部分） 16
3.8.3 同步帶的設(shè)計 18
3.8.4 同步帶輪的設(shè)計 18
3.9 軸的設(shè)計 19
3.10 鍵的選擇與校核 39
3.10.1 帶輪1上鍵的選擇與校核 39
3.10.2 帶輪2上鍵的選擇與校核 40
3.10.3 帶輪3上鍵的選擇與校核 41
3.10.4 帶輪4上鍵的選擇與校核 42
4 液壓缸的設(shè)計與選型 44
4.1液壓缸推動力計算 44
4.2液壓缸的計算 44
4.3液壓缸的選型 47
5 主要零部件強(qiáng)度校核 48
5.1 液壓缸底架固定橫梁的強(qiáng)度校核 48
5.2 軸的強(qiáng)度校核 50
5.2.1 內(nèi)剪叉臂固定端銷軸的強(qiáng)度校核 50
5.2.2 液壓缸缸體尾部銷軸的強(qiáng)度校核 51
5.2.3 液壓缸活塞桿頭部支撐軸的強(qiáng)度校核 51
結(jié) 論 39
參考文獻(xiàn) 41
致謝 42
1 緒論
1.1 國內(nèi)研究現(xiàn)狀
我國從20世紀(jì)80年代起開始致力于生物質(zhì)壓縮成型技術(shù)的研究。湖南省衡陽市糧食機(jī)械廠于1985年研制了第一臺ZT-63型生物質(zhì)壓縮成型機(jī)，江蘇連云港東海糧食機(jī)械廠于1986年引進(jìn)了一臺OBM-88棒狀燃料成型機(jī)。1993年前后，我國從國外引進(jìn)了近20條生物質(zhì)壓縮成型生產(chǎn)線，基本上都采用螺旋擠壓式，以鋸木屑為原料，生產(chǎn)“碳化”燃料[16]。1994年河南農(nóng)業(yè)大學(xué)、中國農(nóng)機(jī)能源動力所分別研究出PB-I型[17]、CYJ-35型機(jī)械活塞沖壓式成型機(jī)，1998年河南農(nóng)業(yè)大學(xué)研制出HPB-I型液壓活塞式雙向擠壓生物質(zhì)成型機(jī)，2002年中南林學(xué)院也研制了相應(yīng)設(shè)備[13]。2006年河南農(nóng)業(yè)大學(xué)研制的HPB-IV型液壓驅(qū)動活塞式成型機(jī)和合肥天炎綠色能源開發(fā)有限公司TYK-II秸稈成型機(jī)均采用一級螺旋預(yù)熱預(yù)壓，二級活塞壓縮技術(shù)，解決了普通成型機(jī)對原料含水率要求較高和模具易磨損的不足。為降低顆粒燃料成型的能耗，河南省科學(xué)院能源研究所研制了一種在常溫下生產(chǎn)顆粒燃料的顆粒成型機(jī)[18]。2004年，清華大學(xué)和北京惠眾實科技有限公司開發(fā)的Highzones生物質(zhì)固化成型技術(shù)，利用壓輥擠壓原理實現(xiàn)了生物質(zhì)就地及時壓縮，其性能優(yōu)于國際上現(xiàn)有的顆粒成型技術(shù)[19-20]。目前，生物質(zhì)燃料成型技術(shù)已日趨成熟[21]，并已部分實現(xiàn)商業(yè)化。
近年來，生物質(zhì)燃料以其各項優(yōu)點在我國得到了比較廣泛的推廣和應(yīng)用。但在燃料生產(chǎn)中，顆粒的質(zhì)量問題依然很大。主要原因在于國內(nèi)廠家對顆粒燃料的制粒機(jī)理缺乏深入的研究。國外針對制粒機(jī)理的研究很多，但是大多數(shù)研究肯定是保密的，導(dǎo)致國內(nèi)對于該方面的研究很少，缺乏對制粒過程全面研究?，F(xiàn)有的技術(shù)中，有一種制粒機(jī)，包括機(jī)架和圓筒形的中空，壁上徑向開設(shè)有若干?？祝欢藦较蛟O(shè)有進(jìn)料通道，所述經(jīng)傳動系統(tǒng)與動力輸八機(jī)械相連接，內(nèi)設(shè)有至少一個壓棍，壓棍可轉(zhuǎn)動地安裝在壓輥固定的機(jī)構(gòu)上，工作時，轉(zhuǎn)動，物料從進(jìn)料通道進(jìn)入內(nèi)，被帶動，不斷從壓輥和之間空過，在壓輥的擠壓之下，物料被從模孔中擠出，被切刀裝置切斷后形成顆料裝的物料；其不足之處在于：這種制料機(jī)工作效率低下。然而內(nèi)外組合雙制粒機(jī)使制粒效率大幅提高。
1.2 國外研究現(xiàn)狀
CPM公司生產(chǎn)的制粒機(jī)采用斜齒齒輪減速箱傳動結(jié)構(gòu)；Bǖhler公司生產(chǎn)的制粒機(jī)采用雙壓輥、式、單電機(jī)三角皮傳動結(jié)構(gòu)。單位生產(chǎn)效率高，運行費用低，結(jié)構(gòu)比較簡單，操作維修方便；Mǖnch公司生產(chǎn)的制粒機(jī)有、錐形壓輥平模制粒機(jī)兩種；三輥式制粒機(jī)是以英國UMT公司為代表的一種典型制粒機(jī)。美國在1976年前后利用飼料成型技術(shù)，開發(fā)了壓輥式顆粒燃料成型機(jī)；日本在1983年前后從美國引進(jìn)了該技術(shù)。到1987年，已有十幾張顆粒燃料工廠投入運行。
生物質(zhì)燃料成型技術(shù)受到國外發(fā)達(dá)國家的普遍重視，并投入了大量的資金和技術(shù)力量研究和開發(fā)生物質(zhì)燃料成型設(shè)備，走在了該領(lǐng)域的前沿。20實際30年代，美國開始研究致密成型燃料技術(shù)，并研制了活塞-模具式成型機(jī)，利用大壓力擠壓原料通過成型模具而形成致密成型燃料[13-14]。20世紀(jì)50年代日本從國外引進(jìn)技術(shù)后進(jìn)行了改進(jìn)，研究應(yīng)用了螺旋式擠壓成型機(jī)，并發(fā)展成了日本壓縮型燃料的工業(yè)體系，并逐步推廣到了臺灣、泰國乃至歐洲國家和美國。20世紀(jì)70年代初，美國又研制開發(fā)了內(nèi)壓滾筒式顆粒成型機(jī)[15]。生物質(zhì)壓縮燃料在西歐國家以及日本等國已稱謂一種產(chǎn)業(yè)，印度和東南亞一些國家對這項技術(shù)的研究與應(yīng)用也相當(dāng)重視。目前，國外生物質(zhì)燃料成型技術(shù)已基本成熟，生物質(zhì)致密成型燃料已經(jīng)商品化廣泛應(yīng)用于供熱、取暖和發(fā)電領(lǐng)域，同時各國政府為促進(jìn)生物質(zhì)燃料成型技術(shù)的發(fā)展提供了政策和資金上的支持，生物質(zhì)能源近年發(fā)展迅速。
1.3 課題設(shè)計目的和意義
大學(xué)時光，悄然逝去。在這四年中，我不僅學(xué)到了自己需要的知識，同時也提高了自己的能力。但是，學(xué)到的很多東西畢竟僅僅都是書本上的理論知識，顯然和實際有很大的差距。通過這次的畢業(yè)設(shè)計，我可以將自己所學(xué)到的理論知識更好的與實際相結(jié)合起來，從中能夠鍛煉我的思維能力，同時也是對這幾年所學(xué)知識的一個綜合的運用，同時也為將來要從事的職業(yè)打下良好的基礎(chǔ)。
畢業(yè)設(shè)計同樣也是大學(xué)最關(guān)鍵的一個教育環(huán)節(jié)，在這次畢業(yè)設(shè)計中，我要能夠靈活、系統(tǒng)的運用所學(xué)知識，提高自己分析問題、解決問題的能力，培養(yǎng)認(rèn)真、嚴(yán)謹(jǐn)?shù)膶W(xué)習(xí)作風(fēng)和吃苦耐勞、一絲不茍、嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)態(tài)度。同時，也使自己更加熟練的掌握“如何查閱國內(nèi)為有關(guān)的技術(shù)資料和文獻(xiàn)”，從中學(xué)會調(diào)查、收集、整理比較有價值的資料，在保留同類產(chǎn)品優(yōu)點的同時，運用新技術(shù)、新工藝、新資料、新材料、大膽創(chuàng)新，以彌補同類產(chǎn)品的不足之處，使產(chǎn)品趨于更合理、更先進(jìn)、更優(yōu)化、更具有使用價值和良好的經(jīng)濟(jì)效益。
2 總體參數(shù)的設(shè)計
2.1 環(huán)保制粒機(jī)的工作原理
粉狀物料是一種由具有一定流動性的分散顆粒組成的不連續(xù)松散體,在擠壓力的作用下粉粒相互移近和重新排列,粉粒間所含氣體不斷逸出,從而使得粉粒間的間隙減小,聯(lián)接力增大,最后被壓制成具有一定密度,一定強(qiáng)度的顆粒飼料。在壓粒過程中,飼料的蛋白質(zhì)和糖分受熱產(chǎn)生可塑性,淀粉部分糊化.“壓粒”,簡單地說就是一個擠壓式的熱塑過程。包括機(jī)架和，壁上徑向開設(shè)有若干?？祝欢嗽O(shè)有進(jìn)料通道，機(jī)架上固定有主套，另一端與皮帶輪相固定，皮帶輪經(jīng)軸承安裝在主套外；內(nèi)設(shè)置有圓筒形的內(nèi)，內(nèi)壁上也開設(shè)有若干徑向的模孔，內(nèi)的一端連接有轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)軸安裝在調(diào)整套內(nèi)，調(diào)整套穿過主套安裝在機(jī)身上；主套上安裝有喂料軸，口下側(cè)延伸至和內(nèi)之間的間隙中。該裝置工作時，和內(nèi)由動力系統(tǒng)驅(qū)動其轉(zhuǎn)動，喂料軸軸向穿過和內(nèi)之間的間隙伸入進(jìn)料通道中，喂料軸上設(shè)有螺旋推進(jìn)葉片，螺旋推進(jìn)葉片從進(jìn)料通道的進(jìn)料喂料軸也可轉(zhuǎn)動，當(dāng)喂料軸轉(zhuǎn)動時，可將進(jìn)料通道內(nèi)的物料推進(jìn)到和內(nèi)之間的間隙中，當(dāng)和內(nèi)轉(zhuǎn)動時，物料一部分被壓從環(huán)境上的?？字斜粩D出，另一部分從內(nèi)上的?？字斜粩D出到內(nèi)內(nèi)腔中；與現(xiàn)有技術(shù)相比，該設(shè)計模孔數(shù)目多，可同時從和內(nèi)上進(jìn)行制粒，其工作效率高。為了方便調(diào)節(jié)和內(nèi)之間的間隙，所述轉(zhuǎn)軸與調(diào)整套之間偏心設(shè)置，調(diào)整套上固定有周向可轉(zhuǎn)動的間隙調(diào)整臂，所述間隙調(diào)整臂與機(jī)架之間可拆卸地相連接。間隙調(diào)整臂可與機(jī)架相對轉(zhuǎn)動或者固定，其轉(zhuǎn)動時，可帶動調(diào)整套轉(zhuǎn)動，由于轉(zhuǎn)軸與調(diào)整套之間偏心設(shè)置，因此，轉(zhuǎn)軸的位置的改以即可改變內(nèi)和之間的間隙，當(dāng)間隙調(diào)整到適合位置時，可將調(diào)整臂與機(jī)架固定。是顆粒機(jī)的主要工作部件,配合飼料從供料機(jī)構(gòu)較均勻地供給攪拌機(jī)構(gòu),飼料在攪拌機(jī)構(gòu)中與水(或其他添加物)混合后,投入壓粒機(jī)構(gòu)中,飼料在與的擠壓下,從壓模的?？字袛D出來成為顆粒。從工作過程分析,一是主動回轉(zhuǎn)零件,另一是靠與內(nèi)表面摩擦而轉(zhuǎn)動的.從運動構(gòu)件的角度分析,和壓輥是一對外摩擦機(jī)構(gòu)，通過摩擦力帶動壓輥運動。
2.2制粒機(jī)的主要工作過程
當(dāng)水分含量為12％～14％的配合飼料進(jìn)入混合喂料器后，飼料經(jīng)加入一定量的水后，被螺旋漿葉混合攪拌均勻后送進(jìn)調(diào)質(zhì)器內(nèi)，進(jìn)行糊化。如果需要，也可以將糖蜜、脂等液體均勻噴灑到物料中去，脂的添加量不得超過3％，以利于成形。調(diào)質(zhì)后的物料水分達(dá)到15％～17％，然后經(jīng)分配器分配到轉(zhuǎn)動的環(huán)式壓模和內(nèi)壓模的工作面上。內(nèi)外雙制粒機(jī)，包括機(jī)架和，壁上徑向開設(shè)有若干模孔，一端設(shè)有進(jìn)料通道，機(jī)架上固定有主套，另一端與皮帶輪相固定，皮帶輪經(jīng)軸承安裝在主套外；內(nèi)設(shè)置有圓筒形的內(nèi)，內(nèi)壁上也開設(shè)有若干徑向的?？祝瑑?nèi)的一端連接有轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)軸安裝在調(diào)整套內(nèi)，調(diào)整套穿過主套安裝在機(jī)身上；主套上安裝有喂料軸，喂料軸軸向穿過和內(nèi)之間的間隙伸入進(jìn)料通道中，喂料軸上設(shè)有螺旋推進(jìn)葉片，螺旋推進(jìn)葉片從進(jìn)料通道的進(jìn)料口下側(cè)延伸至和內(nèi)之間的間隙中。和內(nèi)由動力系統(tǒng)驅(qū)動其轉(zhuǎn)動，喂料軸也可轉(zhuǎn)動，當(dāng)喂料軸轉(zhuǎn)動時，可將進(jìn)料通道內(nèi)的物料推進(jìn)到和內(nèi)之間的間隙中，當(dāng)和內(nèi)轉(zhuǎn)動時，物料一部分被壓從環(huán)境上的模孔中被擠出，另一部分從內(nèi)上的模孔中被擠出到內(nèi)內(nèi)腔中，物料在強(qiáng)烈的擠壓下，克服孔壁的阻力，并不斷從壓模孔中成條的擠出。擠出時被裝置在壓模外的切刀切成長度適宜的顆粒。切刀的位置可以調(diào)節(jié)，以控制顆粒的長短。剛壓制出的顆粒溫度一般在75℃～90之間，水分在15％～16％左右，必須在經(jīng)過冷卻降溫，揮發(fā)水分使其溫度接近室溫，以便保管儲藏。與現(xiàn)有技術(shù)相比，該設(shè)計模孔數(shù)目多，可同時從和上進(jìn)行制粒，其工作效率高。
2.3 確定電機(jī)所需功率
根據(jù)同類型制粒機(jī)初選電動機(jī)功率為7.5KW
查《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊》得：
選擇，其銘牌如下表1-1：
表2-2 Y系列三相異步電動機(jī)
電動機(jī)型號
額定功率 KW
滿載轉(zhuǎn)速 r/min
堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩
最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩
質(zhì)量 Kg
Y132M-4
7.5
同步轉(zhuǎn)速1500 r/min,4級
1440
2.2
2.2
81
（a）
（b）
圖2.1 電動機(jī)的安裝及外形尺寸示意圖
表2.2 電動機(jī)的安裝技術(shù)參數(shù)
中心高/mm
外型尺寸/mm
L×（AC/2+AD）×HD
底腳安裝
尺寸A×B
地腳螺栓 孔直徑K
軸伸尺
寸D×E
裝鍵部位
尺寸F×GD
132
515× 345× 315
216 ×178
12
38× 80
10 ×43
42
3 傳動系統(tǒng)計算
3.1 帶傳動設(shè)計
輸出功率P=7.5kW,轉(zhuǎn)速n1=1440r/min,n2=500r/min
表4 工作情況系數(shù)
工作機(jī)
原動機(jī)
ⅰ類
ⅱ類
一天工作時間/h
10~16
10~16
載荷
平穩(wěn)
液體攪拌機(jī)；離心式水泵；通風(fēng)機(jī)和鼓風(fēng)機(jī)（）；離心式壓縮機(jī)；輕型運輸機(jī)
1.0
1.1
1.2
1.1
1.2
1.3
載荷
變動小
帶式運輸機(jī)（運送砂石、谷物），通風(fēng)機(jī)（）；發(fā)電機(jī)；旋轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機(jī)床；剪床；壓力機(jī)；印刷機(jī)；振動篩
1.1
1.2
1.3
1.2
1.3
1.4
載荷
變動較大
螺旋式運輸機(jī)；斗式上料機(jī)；往復(fù)式水泵和壓縮機(jī)；鍛錘；磨粉機(jī)；鋸木機(jī)和木工機(jī)械；紡織機(jī)械
1.2
1.3
1.4
1.4
1.5
1.6
載荷
變動很大
破碎機(jī)（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）；球磨機(jī)；棒磨機(jī)；起重機(jī)；挖掘機(jī)；橡膠輥壓機(jī)
1.3
1.4
1.5
1.5
1.6
1.8
根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查《機(jī)械設(shè)計》P296表4，
取KA＝1.1。即
3.2選擇帶型
普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設(shè)計功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按《機(jī)械設(shè)計》P297圖13－11選取。
根據(jù)算出的Pd＝8.25kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n1＝1440r/min ，查圖得：dd=80～100可知應(yīng)選取A型V帶。
3.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗證帶速
由《機(jī)械設(shè)計》P298表13－7查得，小帶輪基準(zhǔn)直徑為80～100mm
則取dd1=90mm> ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得）
表3 V帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
20
50
75
125
200
355
500
由《機(jī)械設(shè)計》P295表13-4查“V帶輪的基準(zhǔn)直徑”，得=250mm
① 誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率）
誤差 符合要求
② 帶速
滿足5m/s300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。
總之，小帶輪選H型孔板式結(jié)構(gòu)，大帶輪選擇E型輪輻式結(jié)構(gòu)。
帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。
3.7確定帶的張緊裝置
選用結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。
3.8計算壓軸力
由《機(jī)械設(shè)計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝133.46N，上面已得到=153.36o，z=8，則
對帶輪的主要要求是質(zhì)量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉(zhuǎn)速高時要進(jìn)行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應(yīng)力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側(cè)面間的夾角是40°，為了適應(yīng)V帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32°、34°、36°、38°（按帶的型號及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。
表 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）
項目
符號
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
基準(zhǔn)寬度
b p
5.3
8.5
11.0
14.0
19.0
27.0
32.0
基準(zhǔn)線上槽深
h amin
1.6
2.0
2.75
3.5
4.8
8.1
9.6
基準(zhǔn)線下槽深
h fmin
4.7
7.0
8.7
10.8
14.3
19.9
23.4
槽間距
e
8 ± 0.3
12 ± 0.3
15 ± 0.3
19 ± 0.4
25.5 ± 0.5
37 ± 0.6
44.5 ± 0.7
第一槽對稱面至端面的距離
f min
6
7
9
11.5
16
23
28
最小輪緣厚
5
5.5
6
7.5
10
12
15
帶輪寬
B
B =( z -1) e + 2 f ? z —輪槽數(shù)
外徑
d a
輪 槽 角
32°
對應(yīng)的基準(zhǔn)直徑 d d
≤ 60
-
-
-
-
-
-
34°
-
≤ 80
≤ 118
≤ 190
≤ 315
-
-
36°
60
-
-
-
-
≤ 475
≤ 600
38°
-
＞ 80
＞ 118
＞ 190
＞ 315
＞ 475
＞ 600
極限偏差
± 1
± 0.5
V帶輪按腹板（輪輻）結(jié)構(gòu)的不同分為以下幾種型式：
（1） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時)，如圖7 -6a。
（2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖7-6b。
（3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖7 -6c 。
（4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖7-6d。
（a） （b） （c） （d）
圖7-6 帶輪結(jié)構(gòu)類型
根據(jù)設(shè)計結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）
3.8 總體部分到輸紙機(jī)構(gòu)之間同步帶傳動計算
3.8.1 同步帶計算選型
設(shè)計功率是根據(jù)需要傳遞的名義功率、載荷性質(zhì)、原動機(jī)類型和每天連續(xù)工作的時間長短等因素共同確定的，表達(dá)式如下：
式中 ——需要傳遞的名義功率
——工作情況系數(shù)，按表2工作情況系數(shù)選取=1.7；
表2.工作情況系數(shù)
確定帶的型號和節(jié)距
可根據(jù)同步帶傳動的設(shè)計功率Pd'和小帶輪轉(zhuǎn)速n1，由同步帶選型圖中來確定所需采用的帶的型號和節(jié)距。
查表3-2-2
表3-2-2
選同步帶的型號為H：，節(jié)距為：Pb=8.00mm
3) 選擇小帶輪齒數(shù)z1，z2
可根據(jù)同步帶的最小許用齒數(shù)確定。查表3-3-3得。
查得小帶輪最小齒數(shù)14。
實際齒數(shù)應(yīng)該大于這個數(shù)據(jù)
初步取值z1=34故大帶輪齒數(shù)為：z2=i×z1=1×z1=34。
故z1=34，z2=34。
4） 確定帶輪的節(jié)圓直徑d1，d2
小帶輪節(jié)圓直徑d1=Pbz1/π=8.00×34/3.14≈86.53mm
大帶輪節(jié)圓直徑d2=Pbz2/π=8.00×34/3.14≈86.53mm
5） 驗證帶速v
由公式v=πd1n1/60000計算得，
s﹤vmax=40m/s,其中vmax=40m/s由表3-2-4查得。
10、同步帶帶長及其齒數(shù)確定
=()
=
=719.7mm
11、帶輪嚙合齒數(shù)計算
有在本次設(shè)計中傳動比為1，所以嚙合齒數(shù)為帶輪齒數(shù)的一半，即=17。
12、基本額定功率的計算
查基準(zhǔn)同步帶的許用工作壓力和單位長度的質(zhì)量表4-3可以知道=2100.85N，m=0.448kg/m。
所以同步帶的基準(zhǔn)額定功率為
==0.21KW
表4-3 基準(zhǔn)寬度同步帶的許用工作壓力和單位長度的質(zhì)量
13、計算作用在軸上力
=
=71.6N
3.8.2 同步帶的主要參數(shù)（結(jié)構(gòu)部分）
1、同步帶的節(jié)線長度
同步帶工作時，其承載繩中心線長度應(yīng)保持不變，因此稱此中心線為同步帶的節(jié)線，并以節(jié)線周長作為帶的公稱長皮，稱為節(jié)線長度。在同步帶傳動中，帶節(jié)線長度是一個重要
參數(shù)。當(dāng)傳動的中心距已定時，帶的節(jié)線長度過大過小，都會影響帶齒與輪齒的正常嚙合，因此在同步帶標(biāo)準(zhǔn)中，對梯形齒同步帶的各種哨線長度已規(guī)定公差值，要求所生產(chǎn)的同步帶節(jié)線長度應(yīng)在規(guī)定的極限偏差范圍之內(nèi)（見表4-4）。
表4-4 帶節(jié)線長度表
2、帶的節(jié)距Pb
如圖4-2所示，同步帶相鄰兩齒對應(yīng)點沿節(jié)線量度所得約長度稱為同步帶的節(jié)距。帶節(jié)距大小決定著同步帶和帶輪齒各部分尺寸的大小，節(jié)距越大，帶的各部分尺寸越大，承載能力也隨之越高。因此帶節(jié)距是同步帶最主要參數(shù)．在節(jié)距制同步帶系列中以不同節(jié)距來區(qū)分同步帶的型號。在制造時，帶節(jié)距通過鑄造模具來加以控制。梯形齒標(biāo)準(zhǔn)同步帶的齒形尺寸見表4-5。
3、帶的齒根寬度
一個帶齒兩側(cè)齒廓線與齒根底部廓線交點之間的距離稱為帶的齒根寬度，以s表示。帶的齒根寬度大，則使帶齒抗剪切、抗彎曲能力增強(qiáng)，相應(yīng)就能傳動較大的裁荷。
圖4-2 帶的標(biāo)準(zhǔn)尺寸
表4-5 梯形齒標(biāo)準(zhǔn)同步帶的齒形尺寸
4、帶的齒根圓角
帶齒齒根回角半徑rr的大小與帶齒工作時齒根應(yīng)力集中程度有關(guān)t齒根圓角半徑大，可減少齒的應(yīng)力集中，帶的承載能力得到提高。但是齒根回角半徑也不宜過大，過大則使帶
齒與輪齒嚙合時的有效接觸面積城小，所以設(shè)計時應(yīng)選適當(dāng)?shù)臄?shù)值。
5、帶齒齒頂圓角半徑八
帶齒齒項圓角半徑八的大小將影響到帶齒與輪齒嚙合時會否產(chǎn)生于沙。由于在同步帶傳動中，帶齒與帶輪齒的嚙合是用于非共扼齒廓的一種嵌合。因此在帶齒進(jìn)入或退出嚙合時，
帶齒齒頂和輪齒的頂部拐角必然會超于重疊，而產(chǎn)生干涉，從而引起帶齒的磨損。因此為使帶齒能順利地進(jìn)入和退出嚙合，減少帶齒頂部的磨損，宜采用較大的齒頂圓角半徑。但與齒根圓角半徑一樣，齒頂圓角半徑也不宜過大，否則亦會減少帶齒與輪齒問的有效接觸面積。
6、齒形角
梯形帶齒齒形角日的大小對帶齒與輪齒的嚙合也有較大影響。如齒形角霹過小，帶齒縱向截面形狀近似矩形，則在傳動時帶齒將不能順利地嵌入帶輪齒槽內(nèi)，易產(chǎn)生干涉。但齒形角度過大，又會使帶齒易從輪齒槽中滑出，產(chǎn)生帶齒在輪齒頂部跳躍現(xiàn)象。
3.8.3 同步帶的設(shè)計
在這里，我們選用梯形帶。帶的尺寸如表4-6。帶的圖形如圖4-3。
表4-6 同步帶尺寸
型號
節(jié)距
齒形角
齒根厚
齒高
齒根圓角半徑
齒頂圓半徑
H
8
40。
6.12
4.3
1.02
1.02
圖4-3 同步帶
3.8.4 同步帶輪的設(shè)計
同步帶輪的設(shè)計的基本要求
1、保證帶齒能順利地嚙入與嚙出
由于輪齒與帶齒的嚙合同非共規(guī)齒廓嚙合傳動，因此在少帶齒頂部與輪齒頂部拐角處的干涉，并便于帶齒滑入或滑出輪齒槽。
2、輪齒的齒廊曲線應(yīng)能減少嚙合變形，能獲得大的接觸面積，提高帶齒的承載能力即在選探輪齒齒廓曲線時，應(yīng)使帶齒嚙入或嚙出時變形小，磨擦損耗小，并保證與帶齒均勻接觸，有較大的接觸面積，使帶齒能承受更大的載荷。
3、有良好的加了工藝性
加工工藝性好的帶輪齒形可以減少刀具數(shù)量與切齒了作員，從而可提高生產(chǎn)率，降低制造成本。
4、具有合理的齒形角
齒形角是決定帶輪齒形的重要的力學(xué)和幾何參數(shù)，大的齒形角有利于帶齒的順利嚙入和嚙出，但易使帶齒產(chǎn)生爬齒和跳齒現(xiàn)象；而齒形角過小，則會造成帶齒與輪齒的嚙合干涉，因此輪齒必須選用合理的齒形角。
3.9 軸的設(shè)計
主要進(jìn)行的是低速級軸的設(shè)計與校核
3.9.1求作用在帶輪上的力
因已知低速級帶輪的直徑為
＝500
而 F＝＝＝8926.93 N
F＝F＝＝3356.64 N
F＝Ftan＝4348.16×＝2315.31 N
圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖7.1所示。
圖7.1 軸的載荷分布圖
3.9.2 初步確定軸的最小直徑
（1）先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本，取，于是得
＝112×＝60.36
（2）聯(lián)軸器的選擇。輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑（圖7.2）。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適,故需同時選取聯(lián)軸器的型號。
查課本表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故?。?.3，則：
＝1.3×1495.5×109＝1834.287
按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查《機(jī)械設(shè)計手冊》表17-4，選用LT10彈性套柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323—2002），其公稱轉(zhuǎn)矩為2000。半聯(lián)軸器的孔徑d1＝65 mm，故取＝65 mm，半聯(lián)軸器的長度L＝142 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1＝107 mm。
3.9.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
（1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
① 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直徑＝80 mm；左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D＝85 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1＝107 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故Ⅰ-Ⅱ的長度應(yīng)比L1略短一些,現(xiàn)取＝105 mm。
② 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)＝80 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承（GB/T 297—1994）30217型，其尺寸為d×D×T＝85 mm×150 mm×30.5 mm，故＝＝85 mm；右端圓錐滾子軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，取套筒寬為14 mm，則＝44.5 mm。
③ 取安裝帶輪處的軸段＝90 mm；帶輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知帶輪的寬度為90 mm，為了使套筒端面可靠地壓緊帶輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取＝86 mm。帶輪的右端采用軸肩定位，軸肩高h(yuǎn)＞0.07d，故取h＝7 mm，則＝104 mm。軸環(huán)寬度,取b＝12 mm。
④ 軸承端蓋的總寬度為37.5 mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故取＝67.5 mm。
至此，已初步確定了低速軸的各段直徑和長度。
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ
圖7.2 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計示意圖
表 7.1 低速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計參數(shù)
段名
參數(shù)
Ⅰ-Ⅱ
Ⅱ-Ⅲ
Ⅲ-Ⅳ
Ⅳ-Ⅴ
Ⅴ-Ⅵ
Ⅵ-Ⅶ
直徑/mm
65 H7/k6
80
85 m6
90 H7/n6
104
85 m6
長度/mm
105
67.5
46
86
12
44.5
鍵b×h×L/mm
20 ×12 ×90
25×14×70
C或R/mm
Ⅰ處
2×45o
Ⅱ處
R2
Ⅲ處R2.5
Ⅳ處R2.5
Ⅴ處R2.5
Ⅵ處R2.5
Ⅶ處
2.5×45o
（2） 軸上的零件的周向定位
帶輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按＝90 mm由課本表6-1查得平鍵截面b×h＝25 mm×14 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70 mm，同時為了保證帶輪與軸配合有良好的對中性，故選擇帶輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為20 mm×12 mm×90 mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。
（3） 確定軸上圓周和倒角尺寸
參考課本表15-2，取軸左端倒角為2×，右端倒角為2.5×。各軸肩處的圓角半徑為:Ⅱ處為R2，其余為R2.5。
3.9.4 求軸上的載荷
首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖(圖7.2）作出軸的計算簡圖（圖7.1）。在確定軸承的支點位置時,應(yīng)從手冊中查得a值。對于30217型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a＝29.9 mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距＝57.1+71.6＝128.7 mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖7.1）。
從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面Ｃ是軸的危險截面。計算步驟如下：
＝57.1+71.6＝128.7 mm
＝＝＝4 966.34 N
＝＝＝3 960.59 N
＝＝＝2 676.96 N
＝＝3 356.64-2 676.96＝679.68 N
＝＝4 966.34×57.1＝283 578.014
＝＝2 676.96×57.1＝152 854.416
＝＝679.68×71.6＝486 65.09
＝＝＝322 150.53
＝＝＝287 723.45
表5.2 低速軸設(shè)計受力參數(shù)
載 荷
水平面H
垂直面V
支反力
＝4 966.34 N，＝3 960.59 N
＝2 676.96 N，＝679.68 N
彎矩M
＝283 578.014
＝152 854.416
＝486 65.09
總彎矩
＝322 150.53 ,＝287 723.45
扭矩T
1 410 990
3.9.5 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)課本式(15-5)及表7.2中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，?。?.6，軸的計算應(yīng)力
＝＝ MPa＝12.4 MPa
前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本表15-1得[]＝60MP。因此〈 []，故此軸安全。
3.9.6 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度
（1）判斷危險截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將消弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均無需校核。
從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面Ⅳ和Ⅴ處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重，從受載來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面Ⅴ的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但是截面Ⅴ不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但是應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大,故截面C也不必校核，截面Ⅵ和Ⅶ顯然更不必要校核。由課本第3章的附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而，該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側(cè)即可。
（2）截面Ⅳ左側(cè)
抗彎截面系數(shù) W＝0.1＝0.1＝61 412.5
抗扭截面系數(shù) ＝0.2＝0.2＝122 825
截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為
＝90 834.04
截面Ⅳ上的扭矩為 ＝1 410 990
截面上的彎曲應(yīng)力
＝1.48 MPa
截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力
＝11.49 MPa
軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由課本表15-1查得
截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按課本附表3-2查取。因
，
經(jīng)插值后查得
＝1.9，＝1.29
又由課本附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為
，＝0.88
故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式(課本附表3-4）為
＝1.756
由課本附圖3-2的尺寸系數(shù)；由課本附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。
軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為
軸為經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為
又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù)
，取
，取
于是，計算安全系數(shù)值，按課本式（15-6）(15-8)則得
S＝＝＝65.66
S＝＝＝16.92
＝＝＝16.38≥S＝1.5
故可知其安全。
（3） 截面Ⅳ右側(cè)
抗彎截面系數(shù) W＝0.1＝0.1＝72 900
抗扭截面系數(shù) ＝0.2＝0.2＝145 800
截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為
＝90 834.04
截面Ⅳ上的扭矩為 ＝1 410 990
截面上的彎曲應(yīng)力
＝1.25 MPa
截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力
＝9.68 MPa
過盈配合處的，由課本附表3-8用插值法求出，并取＝0.8，于是得
＝3.24 ＝0.8×3.24＝2.59
軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為
軸為經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為
＝3.33
＝2.68
又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù)
，取
，取
于是，計算安全系數(shù)值，按課本式（15-6）(15-8)則得
S＝＝＝66.07
S＝＝＝16.92
＝＝＝11.73≥S＝1.5
故該軸的截面Ⅳ右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。本軸因無大的瞬時過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。至此，低速軸的設(shè)計計算即告結(jié)束。
3.10 鍵的選擇與校核
3.10.1 帶輪1上鍵的選擇與校核
1鍵的選擇
在本設(shè)計中，所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，在帶輪1上鍵的尺寸如下表所示：
軸
鍵
鍵
槽
半徑
r
公
稱
直
徑
d
公稱
尺寸
bh
寬度b
深度
公稱
尺寸
b
極限偏差
軸t
轂
一般鍵聯(lián)結(jié)
軸N9
轂9
公稱
尺寸
極限
偏差
公稱尺寸
極限偏差
最小
最大
28
87
8
0
-0.036
0.018
4.0
+0.2
0
3.3
+0.2
0
0.25
0.40
表5-1 帶輪1上鍵的尺寸
2 鍵的校核
1.鍵的剪切強(qiáng)度校核
鍵在傳遞動力的過程中，要受到剪切破壞，其受力如下圖所示：
圖5-6 鍵剪切受力圖
鍵的剪切受力圖如圖3-6所示，其中b=8 mm,L=25 mm.鍵的許用剪切應(yīng)力為[τ]=30 ，由前面計算可得，軸上受到的轉(zhuǎn)矩T=55 Nm ，由鍵的剪切強(qiáng)度條件：
（其中D為帶輪輪轂直徑） （5-1）
=10 M30 （結(jié)構(gòu)合理）
2.鍵的擠壓強(qiáng)度校核
鍵在傳遞動力過程中，由于鍵的上下兩部分之間有力偶矩的作用，迫使鍵的上下部分產(chǎn)生滑移，從而使鍵的上下兩面交界處產(chǎn)生破壞，其受力情況如下圖所示：（初取鍵的許用擠壓應(yīng)力=100 ）
圖5-7 鍵擠壓受力圖
由
（5-2）
=2000 N
又有
（5-3）
8 結(jié)構(gòu)合理
3.10.2 帶輪2上鍵的選擇與校核
1 鍵的選擇
同上所述，帶輪2上所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，鍵的尺寸如下表所示：
軸
鍵
鍵
槽
半徑
r
公
稱
直
徑
d
公稱
尺寸
bh
寬度b
深度
公稱
尺寸
b
極限偏差
軸t
轂
一般鍵聯(lián)結(jié)
軸N9
轂9
公稱
尺寸
極限
偏差
公稱尺寸
極限偏差
最小
最大
35
108
10
0
-0.036
0.018
4.0
+0.2
0
3.3
+0.2
0
0.25
0.40
表5-2 帶輪2上鍵的尺寸
2 鍵的校核
鍵的剪切受力圖如圖5-6所示，其中b=10 mm,L=50 mm.鍵的許用剪切應(yīng)力為[τ]=30 ，由前面計算可得，軸上受到的轉(zhuǎn)矩T=110 Nm ，由鍵的剪切強(qiáng)度條件：
（其中D為帶輪輪轂直徑） （5-4）
=6.3 M30 （結(jié)構(gòu)合理）
同理校核鍵的擠壓強(qiáng)度，其受力如圖5-7，初取鍵的許用擠壓應(yīng)力=100 。
由
（5-5）
=3150 N
又有
（5-6）
6.3 結(jié)構(gòu)合理
3.10.3 帶輪3上鍵的選擇與校核
1 鍵的選擇
同上所述，帶輪3上所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，鍵的尺寸如下表所示：
軸
鍵
鍵
槽
半徑
r
公
稱
直
徑
d
公稱
尺寸
bh
寬度b
深度
公稱
尺寸
b
極限偏差
軸t
轂
一般鍵聯(lián)結(jié)
軸N9
轂9
公稱
尺寸
極限
偏差
公稱尺寸
極限偏差
最小
最大
50
1611
16
0
-0.043
0.025
6.0
+0.2
0
4.3
+0.2
0
0.25
0.40
表5-2 帶輪3上鍵的尺寸
2 鍵的校核
鍵的剪切受力圖如圖5-6所示，其中b=16 mm,L=50 mm.鍵的許用剪切應(yīng)力為[τ]=30 ，由前面計算可得，軸上受到的轉(zhuǎn)矩T=110 Nm ，由鍵的剪切強(qiáng)度條件：
（其中D為帶輪輪轂直徑）
=5.5 M30 （結(jié)構(gòu)合理）
同理校核鍵的擠壓強(qiáng)度，其受力如圖3-7，初取鍵的許用擠壓應(yīng)力=100 。
由
=4400 N
又有
5.5 結(jié)構(gòu)合理
3.10.4 帶輪4上鍵的選擇與校核
1 鍵的選擇
同上所述，帶輪4上所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，鍵的尺寸如下表所示：
軸
鍵
鍵
槽
半徑
r
公
稱
直
徑
d
公稱
尺寸
bh
寬度b
深度
公稱
尺寸
b
極限偏差
軸t
轂
一般鍵聯(lián)結(jié)
軸N9
轂9
公稱
尺寸
極限
偏差
公稱尺寸
極限偏差
最小
最大
60
1811
18
0
-0.043
0.025
7.0
+0.2
0
4.4
+0.2
0
0.25
0.40
表5-2 帶輪4上鍵的尺寸
2 鍵的校核
鍵的剪切受力圖如圖5-6所示，其中b=18 mm,L=70 mm.鍵的許用剪切應(yīng)力為[τ]=30 ，由前面計算可得，軸上受到的轉(zhuǎn)矩T=264 Nm ，由鍵的剪切強(qiáng)度條件：
（其中D為帶輪輪轂直徑）
=3.5 30 （結(jié)構(gòu)合理）
同理校核鍵的擠壓強(qiáng)度，其受力如圖5-7，初取鍵的許用擠壓應(yīng)力=100 。
由
=4410 N
又有
3.5 結(jié)構(gòu)合理
4 液壓缸的設(shè)計與選型
4.1液壓缸推動力計算
根據(jù)壓強(qiáng)公式p = F/S計算
假設(shè)水平液壓缸需要推動的力為100N,另外一水平液壓缸需要的推動力為50N
根據(jù)常見可以物質(zhì)壓強(qiáng)比較，發(fā)現(xiàn)遠(yuǎn)小于2500pa，故假設(shè)合理。
4.2液壓缸的計算
估算要驅(qū)動的負(fù)載大小為100N，考慮到液壓缸未加載時實際所能輸出的力，受液壓缸活塞和缸筒之間的摩擦、活塞桿與前液壓缸之間的摩擦力的影響，并考慮到機(jī)械爪的質(zhì)量。在研究液壓缸的性能和確定液壓缸的缸徑時，常用到負(fù)載率β：
由《液壓與氣壓傳動技術(shù)》表5.1：
表5.1 液壓缸的運動狀態(tài)與負(fù)載率
阻性負(fù)載（靜負(fù)載）
慣性負(fù)載的運動速度v
運動的速度v=50mm/s，取β=0.60，所以實際的液壓缸缸負(fù)載的大小為：F=F0/β=163N
（2） 液壓缸內(nèi)徑的確定
表5.2 液壓缸內(nèi)徑確定公式
項目
計算公式
缸
徑
雙作用液壓缸
推力
拉力
計算D=66.26mm
F為液壓缸的輸出拉力 N；
P 為液壓缸的工作壓力Pa=8Mpa
按照GB/T2348-1993標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行圓整，取D=80 mm
表5.3液壓缸缸徑尺寸系列
8
10
12
16
20
25
32
40
50
63
80
（90）
100
（110）
125
（140）
160
（180）
200
（220）
250
320
400
500
630
（4）活塞桿直徑的確定
由d=0.3D 估取活塞桿的直徑 d=25 mm
表5.4 活塞桿直徑系列 （mm）
4
5
6
8
10
12
14
16
18
20
22
25
28
32
36
40
45
50
56
63
70
80
90
100
110
125
140
160
180
200
220
250
280
320
360
400
（5）缸筒長度的確定
缸筒的長度S=L+B+30，L為活塞的行程，B為活塞額厚度：
活塞的厚度B=(0.61.0)D= 0.780=56mm，由于液壓缸的行程L=800mm ,所以S=L+B+30=886 mm
導(dǎo)向套滑動面的長度A:
一般導(dǎo)向套滑動面的長度A，在D<80mm時，可取A=(0.61.0)D；在D>80mm時, 可取A=(0.61.0)d。
所以A=25mm
最小導(dǎo)向的長度H：
根據(jù)經(jīng)驗，當(dāng)液壓缸最大的行程為L，缸筒的直徑為D，最小導(dǎo)向的長度為：H
代入數(shù)據(jù) 即最小導(dǎo)向長度H + =80 mm
活塞桿的長度l=L+B+A+80=800+56+25+40
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