食品包裝機(jī)設(shè)計(jì)[SW]

食品包裝機(jī)設(shè)計(jì)[SW],SW,食品,食物,裝機(jī),設(shè)計(jì) 青島農(nóng)業(yè)大學(xué)畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)）任務(wù)書 論文（設(shè)計(jì)）題目 食品包裝機(jī)的設(shè)計(jì) 要求完成時(shí)間 2013.6.18 論文（設(shè)計(jì)）內(nèi)容（需明確列出研究的問題）： 要求按照食品盒包裝流水線的功能要求，設(shè)計(jì)合理流水線整體骨架，合理安排壓盒裝置及模具的工位分布，實(shí)現(xiàn)包裝與動(dòng)作的統(tǒng)一 ；出料系統(tǒng)采用自動(dòng)化出料，在產(chǎn)品盒封裝完畢后，噴打條形碼，完成產(chǎn)品包裝。 該設(shè)計(jì)要求結(jié)構(gòu)緊湊、自動(dòng)化程度較高，各工序間轉(zhuǎn)換要精確控制，動(dòng)作協(xié)調(diào)統(tǒng)一，效率高，噪音小。 資料、數(shù)據(jù)、技術(shù)水平等方面的要求 1.包裝盒的尺寸：長180mm,寬137mm,高35mm； 2.對所設(shè)計(jì)部分的運(yùn)動(dòng)參數(shù)，提供設(shè)計(jì)依據(jù)和計(jì)算過程； 3. 食品包裝機(jī)要按工位、工序合理布置，機(jī)械傳動(dòng)與電按系統(tǒng)控制協(xié)調(diào)、步調(diào)一致。實(shí)現(xiàn)包裝盒一次成形、裝料、密封包裝、輸送、噴碼成套功能； 4.繪出各零部件的零件圖、裝配圖等； 5.對主要工作部件進(jìn)行三維建模； 指導(dǎo)教師簽名： 年 月 日 課 題 食品包裝機(jī)的設(shè)計(jì) 專 業(yè) 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 年 級 姓 名 學(xué) 號 指 導(dǎo) 教 師 （簽字） 學(xué) 院 院 長 （簽字） 2013年 月 日 摘 要 目前國產(chǎn)的設(shè)備大多是對國外進(jìn)口產(chǎn)品的簡單仿制，因此針對食品機(jī)械關(guān)鍵部件的深入研究，對原理、結(jié)構(gòu)、運(yùn)動(dòng)、功能等分析，提供結(jié)構(gòu)簡單可靠、操作方便、機(jī)械化程度高、使用范圍廣的食品機(jī)械是很有必要的。 本文在分析食品機(jī)械的工藝和使用要求的基礎(chǔ)上，通過對關(guān)鍵部件的理論分析，提出一種實(shí)用、簡單、可靠和通用的傳動(dòng)系統(tǒng)，將結(jié)構(gòu)等關(guān)鍵部件的設(shè)計(jì)原理、結(jié)構(gòu)特點(diǎn)等做了較為詳細(xì)的研究和設(shè)計(jì);本文分析各機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)學(xué)規(guī)律，提出可行的優(yōu)化結(jié)構(gòu)滿足切割工藝;對關(guān)鍵部件提出完整的設(shè)計(jì)方法，旨在滿足市場需求，推動(dòng)企業(yè)創(chuàng)新步伐。 關(guān)鍵詞：食品機(jī)械 ，傳動(dòng)系統(tǒng)，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì) III Abstract As the demand for food diversification, personalization, automatic powder food machine applications more generally. Most of the current China-made equipment is to copy。 Simple import of imitation products, the automatic food machine for powder-depth study of key components, the basic principles, structure, movement, functional analysis, to provide a simple and reliable structure, convenient operation, high degree of automation with a wide range of food machines is necessary. Based on the analysis of powder food machine automatic food processes and the use of the requirements on the basis of the key components of the theoretical analysis, a practical, simple, reliable and versatile drive system, a single package for the bag to expand the size and output of long adjustable structure; for delivery of the film structure, the structure of closed traction, closed-end structure, such as cutting off key parts of the design principles, structural features, such as doing a more detailed study and design; This paper analyzes the law of the Kinematics , optimizing the structure and put forward feasible to meet the food process; a key component of a complete design method, designed to meet the market demand,Promoting innovation. Key Words: automatic food machine, technology transmission, structure designing, CAD 目 錄 摘 要 II Abstract III 目 錄 IV 第1章 緒論 1 1.1食品裝置(機(jī)械)的應(yīng)用及適用范圍 1 1.2食品裝置(機(jī)械)的國內(nèi)外發(fā)展情況 1 1.3 食品裝置(機(jī)械)研究開發(fā)的意義 4 第3章 電機(jī)至輸送帶部分的設(shè)計(jì)計(jì)算 5 同步帶的概述 19 同步帶介紹 19 同步帶傳動(dòng)的主要失效形式 20 4 同步帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則 22 5同步帶分類 22 同步帶傳動(dòng)計(jì)算 23 同步帶計(jì)算選型 23 同步帶的主要參數(shù)（結(jié)構(gòu)部分） 25 同步帶的設(shè)計(jì) 27 同步帶輪的設(shè)計(jì) 28 小彈簧的設(shè)計(jì)計(jì)算 32 第1章 緒論 1.1食品裝置(機(jī)械)的應(yīng)用及適用范圍 現(xiàn)代經(jīng)濟(jì)生活中，絕大多數(shù)產(chǎn)品都需要經(jīng)過機(jī)械加工來提高產(chǎn)品的生產(chǎn)率。而有些產(chǎn)品的包裝要借助包裝技術(shù)及裝備。所以包裝設(shè)備在包裝過程中是不可或缺的工藝手段。 食品切斷裝置是包裝設(shè)備中較為重要的一種機(jī)械設(shè)備形式，可廣泛應(yīng)用于一般塊狀食品的包裝，尤其適用于大批量的轉(zhuǎn)移、稱重、封口 、碼放等過程。利用小型自動(dòng)包裝機(jī)械包裝是提高裝袋速度，減輕工人勞動(dòng)強(qiáng)度的有效方法。 1.2食品裝置(機(jī)械)的國內(nèi)外發(fā)展情況 食品機(jī)械，最初是由美國于上世紀(jì)五十年代開發(fā)出來的產(chǎn)品。后來日本得到發(fā)展，并于上世紀(jì)六七十年代隨日本經(jīng)濟(jì)高速發(fā)展，技術(shù)性能得到長足的進(jìn)步。 上世紀(jì)八十年代初，我國大量引進(jìn)食品機(jī)械并生產(chǎn)出自己的產(chǎn)品。以日清品牌為代表，主要針對方便面生產(chǎn)線配套使用。上世紀(jì)九十年代，這種機(jī)型開始大量用于糧食流通，同時(shí)派生出各種各樣的類似包裝機(jī)。隨著機(jī)電一體化的應(yīng)用，粉料自動(dòng)包裝也向著高速全自動(dòng)模塊化的方向發(fā)展及創(chuàng)新。 現(xiàn)今國外開發(fā)的食品機(jī)械已極其人性化:高速、節(jié)能、全自動(dòng)、模塊化。 就國內(nèi)外食品機(jī)械的開發(fā)情況來看，主要從以下幾點(diǎn)進(jìn)行: (l)不斷擴(kuò)大其通用能力，以滿足多種屬性粉料的包裝。 (2)高速全自動(dòng)，配備微機(jī)控制系統(tǒng)，借助預(yù)先儲存的程序控制多臺伺服電機(jī)，分別驅(qū)動(dòng)有關(guān)執(zhí)行機(jī)構(gòu)。 (3)參數(shù)化調(diào)整和設(shè)置，對主要操作部件(供送、袋成型、牽引、封切等)作適當(dāng)調(diào)整有關(guān)工作參數(shù)，便可在較寬的尺寸范圍內(nèi)，滿足不同品種不同尺寸的包裝。 (4)模塊化結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，對供送、牽引、封切等主要部件進(jìn)行相對獨(dú)立并又能較為自由組合的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，以滿足臥式組合和立式組合的包裝機(jī)。 德國與美國、日本、意大利均為世界食品機(jī)械機(jī)械大國。在食品機(jī)械機(jī)械設(shè)計(jì)、制造、技術(shù)性能等方面居于領(lǐng)先地位。德國食品機(jī)械機(jī)械的設(shè)計(jì)是依據(jù)市場調(diào)研及市場分析結(jié)果進(jìn)行的，其，目標(biāo)是努力為客戶，尤其是為大型企業(yè)服務(wù)。為滿足客戶要求，德國食品機(jī)械機(jī)械制造廠商和設(shè)計(jì)部門采取了諸多措施：? (1)工藝流程自動(dòng)化程度越來越高，以提高生產(chǎn)率和設(shè)備的柔性及靈活性。采用機(jī)械手完成復(fù)雜的動(dòng)作。操作時(shí)，在由電腦控制的攝像機(jī)錄取信息和監(jiān)控下，機(jī)械手按電腦指令完成規(guī)定動(dòng)作，確保包裝的質(zhì)量。 (2)提高生產(chǎn)效率，降低生產(chǎn)成本，最大限度地滿足生產(chǎn)要求。德國食品機(jī)械機(jī)械以飲料、啤酒灌裝機(jī)械和塑料食品機(jī)械機(jī)械見長，具有高速、成套、自動(dòng)化程度高和可靠性好等特點(diǎn)。其飲料灌裝速度高達(dá)12萬瓶/h，小袋食品機(jī)械機(jī)的包裝速度高達(dá)900袋／min。 (3)使產(chǎn)品機(jī)械和食品機(jī)械機(jī)械一體化。許多產(chǎn)品要求生產(chǎn)之后直接進(jìn)行包裝，以提高生產(chǎn)效率。如德國生產(chǎn)的巧克力生產(chǎn)及包裝設(shè)備，就是由一個(gè)系統(tǒng)控制完成的。兩者一體化，關(guān)鍵是要解決好在生產(chǎn)能力上相互匹配的問題。 (4)適應(yīng)產(chǎn)制品變化，具有良好的柔性和靈活性。由于市場的激烈競爭，產(chǎn)品更新?lián)Q代的周期越來越短。如化妝品生產(chǎn)三年一變，甚至一個(gè)季度一變，生產(chǎn)量又都很大，因此要求食品機(jī)械機(jī)械具有良好的柔性和靈活性，使食品機(jī)械機(jī)械的壽命遠(yuǎn)大于產(chǎn)品的壽命周期，這樣才能符合經(jīng)濟(jì)性的要求。? (5)普遍使用計(jì)算機(jī)仿真設(shè)計(jì)技術(shù)。隨著新產(chǎn)品開發(fā)速度不斷加快，德國食品機(jī)械機(jī)械設(shè)計(jì)普遍采用了計(jì)算機(jī)仿真設(shè)計(jì)技術(shù)，大大縮短了食品機(jī)械機(jī)械的開發(fā)設(shè)計(jì)周期. 食品機(jī)械設(shè)計(jì)不僅要重視其能力和效率，還要注重其經(jīng)濟(jì)性。所謂經(jīng)濟(jì)性不完全是機(jī)械設(shè)備本身的成本，更重要的是運(yùn)轉(zhuǎn)成本，因?yàn)樵O(shè)備折舊費(fèi)只占成本的6％～8％，其他的就是運(yùn)轉(zhuǎn)成本。 我國食品機(jī)械行業(yè)起步于20世紀(jì)70年代，在80年代末和90年代中得到迅速發(fā)展。已成為機(jī)械工業(yè)中的10大行業(yè)之一，無論是產(chǎn)量，還是品種上，都取得了令人矚目的成就，為我國包裝工業(yè)的快速發(fā)展提供了有力的保障。目前，我國已成為世界食品機(jī)械工業(yè)生產(chǎn)和消費(fèi)大國之一。 食品機(jī)械作為一種產(chǎn)品，它的含義不僅僅是產(chǎn)品本身的物質(zhì)意義，而是包括形式產(chǎn)品、隱形產(chǎn)品及延伸產(chǎn)品3層含義。形式產(chǎn)品是指食品機(jī)本身的具體形態(tài)和基本功能；隱形產(chǎn)品是指食品機(jī)給用戶提供的實(shí)際效用；延伸產(chǎn)品是指食品機(jī)的質(zhì)量保證、使用指導(dǎo)和售后服務(wù)等。所以食品機(jī)的設(shè)計(jì)應(yīng)該包括：市場調(diào)研、原理圖設(shè)計(jì)、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、施工圖設(shè)計(jì)、使用說明書編寫及售后服務(wù)預(yù)案等。 食品機(jī)械設(shè)計(jì)的類別主要有：測繪仿制設(shè)計(jì)、開發(fā)性設(shè)計(jì)、改進(jìn)性設(shè)計(jì)、系列化設(shè)計(jì)。如啤酒灌裝生產(chǎn)線生產(chǎn)能力為1．6～4萬瓶/h，其中灌裝機(jī)的灌裝閥工位數(shù)從48個(gè)、60個(gè)、90個(gè)到120個(gè)就屬于系列化設(shè)計(jì)。 由普通啤酒灌裝生產(chǎn)線到純生啤酒灌裝生產(chǎn)線的設(shè)計(jì)就屬于改進(jìn)、開發(fā)性設(shè)計(jì)。對于中低速運(yùn)行的食品機(jī)，目前我們基本上可以進(jìn)行自主設(shè)計(jì)。而高速運(yùn)行的食品機(jī)，特別是一些先進(jìn)機(jī)型，大多是測繪、仿制國外的同類機(jī)型，進(jìn)行國產(chǎn)化設(shè)計(jì)和系列化設(shè)計(jì)。其主要的原因是：(1)大多數(shù)設(shè)計(jì)人員還沒有真正掌握先進(jìn)的設(shè)計(jì)方法，如高速食品機(jī)械的動(dòng)力學(xué)設(shè)計(jì)理論和方法等，對高速工況下機(jī)構(gòu)的動(dòng)態(tài)精度分析等問題還不能模擬解決；(2)產(chǎn)、學(xué)、研結(jié)合不夠緊密，理論上的科研成果不能及時(shí)地在實(shí)際設(shè)計(jì)中運(yùn)用，設(shè)計(jì)人員缺乏及時(shí)的技術(shù)培訓(xùn)；(3)整個(gè)行業(yè)缺乏宏觀調(diào)控的力度，優(yōu)勢資源不能得到合理的配置與調(diào)整。 在食品機(jī)械設(shè)計(jì)領(lǐng)域，絕大多數(shù)設(shè)計(jì)人員仍沿用以前的設(shè)計(jì)方法：(1)根據(jù)設(shè)計(jì)任務(wù)書尋找同類機(jī)型作為樣機(jī)；(2)參考樣機(jī)制定各項(xiàng)技術(shù)性能指標(biāo)及使用范圍；(3)設(shè)計(jì)工作原理圖、傳動(dòng)系統(tǒng)圖；(4)設(shè)計(jì)關(guān)鍵零件，部件；(5)設(shè)計(jì)總裝圖方案和動(dòng)作循環(huán)圖；(6)設(shè)計(jì)部件圖、總裝圖和零件圖；(7)對主要部件中的關(guān)鍵零件進(jìn)行強(qiáng)度、剛度校核；(8)設(shè)計(jì)控制原理圖、施工圖等。 而今，國內(nèi)一些大學(xué)的設(shè)計(jì)軟件，可以對食品機(jī)中常用機(jī)構(gòu)進(jìn)行有限元分析和優(yōu)化設(shè)計(jì)，其開發(fā)的凸輪連桿機(jī)構(gòu)CAD／CAM軟件已經(jīng)能夠滿足企業(yè)進(jìn)行凸輪連桿機(jī)構(gòu)自主設(shè)計(jì)的能力，但在實(shí)際食品機(jī)械的設(shè)計(jì)中應(yīng)用還不普遍。 新型食品機(jī)械往往是機(jī)、電、氣一體化的設(shè)備。充分利用信息產(chǎn)品的最新成果，采用氣動(dòng)執(zhí)行機(jī)構(gòu)、伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)等分離傳動(dòng)技術(shù)，可使整機(jī)的傳動(dòng)鏈大大縮短，結(jié)構(gòu)大為簡化，工作精度和速度大大提高。其中的關(guān)鍵技術(shù)之一是采用了多電機(jī)拖動(dòng)的同步控制技術(shù)。其實(shí)掌握這種技術(shù)并不很難，只是一些設(shè)計(jì)人員不了解食品機(jī)械的這一發(fā)展趨勢。如果說以前我國食品機(jī)械設(shè)計(jì)是仿制、學(xué)習(xí)階段，那么現(xiàn)在我們應(yīng)該有創(chuàng)新設(shè)計(jì)的意識。 我國食品行業(yè)技術(shù)與機(jī)械近些年所取得的成績是顯著的，其起步于20世紀(jì)70年代末，剛起步時(shí)年產(chǎn)值僅七、八千萬元，產(chǎn)品品種僅100 余種，技術(shù)水平也較低。在20紀(jì)80年代中期至20世紀(jì)年代中期十余年的時(shí)間里，才得到快速發(fā)展，年增長率達(dá)到20%—30% ，到1999年底塑料和食品機(jī)械達(dá)40 大類，品種達(dá)1700種，到2000年產(chǎn)值增加到300億元，且技術(shù)水平也上了個(gè)臺階，開始出現(xiàn)了規(guī)?；?、自動(dòng)化趨勢，傳動(dòng)復(fù)雜、技術(shù)含量高的設(shè)備也開始出現(xiàn)，許多食品機(jī)械如液體塑料灌裝機(jī)等設(shè)備已開始成套出口。 1.3 食品裝置(機(jī)械)研究開發(fā)的意義 針對國內(nèi)許多部門對食品切斷機(jī)械的需求，本設(shè)計(jì)著重探討食品切斷機(jī)械的整體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和模塊化結(jié)構(gòu)，開發(fā)出具有包裝速度快，通用性好以及結(jié)構(gòu)簡單可靠、操作方便、自動(dòng)化程度高的新穎食品切斷機(jī)械，對我國食品行業(yè)發(fā)展有著積極的意義。 51 第3章 電機(jī)至輸送帶部分的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.1 包裝機(jī)參數(shù)設(shè)計(jì) 該課題設(shè)計(jì)的包裝速度60包/min=1包/s, 假設(shè)輸送帶的需要的驅(qū)動(dòng)力F=2400N，V=1m/s，P=2.4KW 一對圓錐滾子軸承的效率 η3= 0.98 一對球軸承的效率η4= 0.99 閉式直齒圓錐齒傳動(dòng)效率η5= 0.95 閉式直齒圓柱齒傳動(dòng)效率η6= 0.97 b. 總效率η=η1η2 2η3 3η4η5η6=0.96×0.992 ×0.983 ×0.99×0.95×0.97=0.808 c. 所需電動(dòng)機(jī)的輸出功率 Pr=Pw/η=2.4/0.808=3kw 3. 選擇電動(dòng)機(jī)的型號 查參考文獻(xiàn)[1]表得 表1.1 方案號 電機(jī) 類型 額定 功率 同步 轉(zhuǎn)速 滿載 轉(zhuǎn)速 總傳 動(dòng)比 1 Y100L2-4 3 1500 1420 22.294 2 Y132S-6 3 1000 960 15.072 根據(jù)以上兩種可行同步轉(zhuǎn)速電機(jī)對比可見，方案2傳動(dòng)比小且質(zhì)量價(jià)格也比較合理，所以選擇Y132S-6型電動(dòng)機(jī)。 三， 動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算 1. 分配傳動(dòng)比 （1） 總傳動(dòng)比i=15.072 （2） 各級傳動(dòng)比：直齒輪圓錐齒輪傳動(dòng)比 i12=3.762， 直齒輪圓柱齒輪傳動(dòng)比 i23=4 （3） 實(shí)際總傳動(dòng)比i實(shí)=i12i34=3.762×4=15.048, ∵Δi=0.021﹤0.05，故傳動(dòng)比滿足要求滿足要求。 2. 各軸的轉(zhuǎn)速（各軸的標(biāo)號均已在圖1.1中標(biāo)出） n0=960r/min，n1=n0=960r/min，n2=n1/ i12=303.673r/min，n3= n2/ i34=63.829r/min，n4=n3=63.829r/min 各軸的功率 p0=pr=3 kw， p1= p0η2=2.970kw, p2= p1η4η3=2.965 kw, p3= p2η5η3=2.628 kw, p4=p3η2η3=2.550 kw 4. 各軸的轉(zhuǎn)矩，由式：T=9.55Pi/ni 可得： T0=29.844 N·m, T1=29.545 N·m, T2=86.955 N·m, T3=393.197 N·m, T4=381.527 N·m 四，傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 1. 閉式直齒輪圓錐齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 a．選材： 小齒輪材料選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB=217~255， σHP1=580 Mpa，σFmin1 =220 Mpa 大齒輪材料選用45號鋼，正火處理，HB=162~217， σHP2=560 Mpa，σFmin2 =210 Mpa b. 由參考文獻(xiàn)[2]（以下簡稱[2]）式（5—33），計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N： N1=60njL=60×960×1×8×11×250=1.267×10 N2=N1/i2 =1.267×10/3=2.522×10 查圖5—17得 ZN1=1.0，ZN2=1.12，由式（5—29）得 ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92， ∴[σH]1=σHP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=580×0.92=533.6 Mpa， [σH]2=σHP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin =560×1.12×0.92=577 Mpa ∵[σH]1> [σH]2，∴計(jì)算取[σH]= [σH]2=533.6 Mpa c．按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)小齒輪大端模數(shù)（由于小齒輪更容易失效故按小齒輪設(shè)計(jì)）： 取齒數(shù) Z1=21，則Z2=Z1 i12=3.762×32=79，取Z2=79 ∵實(shí)際傳動(dòng)比u=Z2/Z1=79/21=3.762，且u=tanδ2=cotδ1， ∴δ2=72.2965=7216 35，δ1=17.7035=1742 12，則小圓錐齒輪的當(dāng)量齒數(shù)zm1=z1/cosδ1 =21/cos17.7035=23，zm2=z2/cosδ2=79/cos72.2965=259.79 由[2]圖5-14，5-15得 YFa=2.8，Ysa=1.55，YFa2=2.23，Ysa2=1.81 ZH=√2/cosα×sinα=√2/cos20×sin20=2.5 由[2]表11-5有 ZE=189.8，取Kt·Z=1.1， 由[2] 取K=1.4 又∵ T1=28.381 N·m ，u= 3.762，фR=0.3 由[2]式5-56計(jì)算小齒輪大端模數(shù)： m≥√4KT1YFaYsa/{фRZ[σF]（1-0.5фR）2 √u2 +1} 將各值代得 m≥1.498 由[2]表5-9取 m=3 ㎜ d．齒輪參數(shù)計(jì)算： 大端分度圓直徑 d1=mz1=3×21=63㎜，d2=mz2=3×79=237㎜ 齒頂圓直徑 da1=d1+2mcosδ1=63+6cos17.7035=68.715㎜， da2=d2+2mcosδ2=237+6cos72.2965=238.827㎜ 齒根圓直徑df1=d1-2.4mcosδ1=63-7.2cos17.7035 =56.142㎜ df2=d2-2.4mcosδ2=237-7.2×cos72.2965=231.808㎜ 齒輪錐距 R=√d1+ d2/2=122.615㎜， 大端圓周速度 v=∏d1n1/60000=3.14×63×960/60000=3.165m/s， 齒寬b=RфR =0.3×122.615=36.78㎜ 由[2]表5-6，選齒輪精度為8級 由[1]表4.10-2得Δ1=（0.1～0.2）R =（0.1～0.2）305.500=30.05～60.1㎜ 取Δ1=10㎜，Δ2=14㎜,c=10㎜ 輪寬 L1=（0.1～0.2）d1=（0.1～0.2）93=12.4㎜ L2=（0.1～0.2）d2=（0.1～0.2）×291=39㎜ e．驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度： 按[2]式5-53 σH= ZHZE√2KT1√u+1/[bd u（1-0.5фR）2 ]，代入各值得 σH=470.899﹤[σH] =533.6 Mpa ∴ 小齒輪滿足接觸疲勞強(qiáng)度，且大齒輪比小齒輪接觸強(qiáng)度高，故齒輪滿足接觸強(qiáng)度條件 f．齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度校核：按[2]式5-55 由[2]圖5-19得YN1=YN2=1.0， 由[2]式 5-32及m=2﹤5㎜，得YX1=YX2=1.0 取YST=2.0，SFmin=1.4，由[2]式5-31計(jì)算許用彎曲應(yīng)力： [σF1]= σFmin1YFa1Ysa1YST/ SFmin =220×2.0/1.4=314.29 Mpa [σF2]= σFmin2YFa2Ysa2YST/ SFmin =210×2.0/1.4=300 Mpa ∵[σF1]﹥[σF2]， ∴[σF]=[σF2]=300 Mpa 由[2]式5-24計(jì)算齒跟彎曲應(yīng)力： σF1=2KT1YFa1Ysa1/[b1md1（1-0.5фR）]=2×1.4×80070×2.8×1.55/0.85×2×28.935×62=181.59 ﹤300 Mpa σF2=σF1 YFa2Ysa2/（YFa1Ysa1）=181.59×1.81×2.23/（2.8×1.55）=178.28﹤300Mpa ∴兩齒輪滿足齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度 2. 閉式直齒輪圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 a．選材： 小齒輪材料選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB=217~255， σHP1=580 Mpa，σFmin1=220 Mpa 大齒輪材料選用45號鋼，正火處理，HB=162~217， σHP2=560 Mpa，σFmin2=210 Mpa b. 由參考文獻(xiàn)[2]（以下簡稱[2]）式（5—33），計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N： N1=60njL=60×960×1×8×11×250=1.267×10， N2=N1/i23=1.267×10/3=2.522×10 查圖5—17得 ZN1=1.05，ZN2=1.16，由式（5—29）得 ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92， [σH]1=σHP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=580×1.05×0.92=560.28 MPa [σH]2=σHP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin=560×1.16×0.92=597.63 MPa ∵[σH]1> [σH]2，∴計(jì)算取[σH]= [σH]2=560.28 Mpa c. 按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算中心距（由于小齒輪更容易失效故按小齒輪設(shè)計(jì)）： ∵u=i34=4，фa=0.4， ZH=√2/cosα·sinα=√2/cos200 ·sin200 =2.5 且由[2]表11-5有 ZE=189.8，取Kt·Z=1.1 ∴ [2]式5-18計(jì)算中心距： a≥（1+u）√KT1 （ZE ZHZε/[σH]）2 /（2uφa）=5×√1.1×86955×2.5×189.8/（2×4×0.4×560.28）=147.61㎜ 由[1]表4.2-10 圓整 取 a=160㎜ d．齒輪參數(shù)設(shè)計(jì)： m=（0.007～0.02）a=180（0.007～0.02）=1.26～3.6㎜ 查[2]表5-7取 m=2㎜ 齒數(shù)Z1=2a/m（1+u）=2×160/2（1+4）=32 Z2=uZ1=4×32=128 取Z2=128 則實(shí)際傳動(dòng)比 i=149/31=4 分度圓直徑 d1=mz1=2×32=64 ㎜，d2=mz2=2×128=256㎜ 齒頂圓直徑 da1= d1+2m=68㎜，da2=d2+2m=260㎜ 齒基圓直徑 db1= d1cosα=64×cos20o =60.14㎜ db2= d2cosα=256×cos20o =240.56㎜ 齒根圓直徑 df1= d1-2.5m=64-2.5×2=59㎜ df2= d2-2.5m=256-2.5×2=251㎜ 圓周速度 v=∏d1n2/60×103 =3.14×256×63.829/60×103 =1.113 m/s， 中心距 a=（d1+d2）/2=160㎜ 齒寬 b=aΦa =0.4×160=64㎜ 由[2]表5-6，選齒輪精度為8級 e. 驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度 按電機(jī)驅(qū)動(dòng)，載荷平穩(wěn)，由[2]表5-3，取KA=1.0；由[2]圖5-4（d），按8級精度和VZ/100=∏dn/60000/100=0.30144，得Kv=1.03；由[2]表5-3得Ka=1.2；由[2]圖5-7和b/d1=72/60=1.2，得KB=1.13； ∴ K=KvKaKAKB=1.03×1.2×1.0×1.13=1.397 又∵ɑa1=arccosdb1/da1=arccos（60.14/68）=28.0268=281 36； ɑa2 = arccosdb2/da2=arccos（2240.56/260）=22.0061=220 17 ∴重合度 εa=[z（tanɑa1-tanɑ）+ z（tanɑa1-tanɑ）]/2∏=[32（tan28.0268-tan20）+128（tan22.0061-tan20）]=1.773 即Zε=√（4-εa）/3=0.862，且 ZE=189.8，ZH=2.5 ∴ σH =ZHZEZε√2KT1（u+1）/bd2 1u=2.5×189.8×0.862√2×1.397×83510×5.8065/（72×622 ×5.024）=240.63﹤[σH ]=560.28 Mpa ∴ 小齒輪滿足接觸疲勞強(qiáng)度，且大齒輪比小齒輪接觸強(qiáng)度高，故齒輪滿足接觸強(qiáng)度條件 f．齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度校核： 按Z1=32，Z2=128，由[2]圖5-14得YFa1=2.56，YFa2=2.18；由[2]圖5-15得Ysa1=1.65，Ysa2=1.84 由[2]式5-23計(jì)算 Y=0.25+0.75/εa=02.5+0.75/1.773=0.673 由[2]圖5-19得YN1=YN2=1.0， 由[2]式 5-32切m=2﹤5㎜，得YX1=YX2=1.0 取YST=2.0，Sfmin=1.4，由[2]式5-31計(jì)算許用彎曲應(yīng)力： [σF1]= σFmin1YFa1Ysa1YST/ Sfmin =220×2.0/1.4=314.29 Mpa [σF2]= σFmin2YFa2Ysa2YST/Sfmin=210×2.0/1.4=300 Mpa ∵[σF1]﹥[σF2]， ∴[σF]=[σF2]=300 Mpa 由[2]式5-24計(jì)算齒跟彎曲應(yīng)力： σF1=2KT1YFa1Ysa1Y/bd1m=2×1.397×83510×2.56×1.65×0.673/（2×64×64）=71.233 ﹤300 Mpa σF2=σF1YFa2Ysa2/YFa1Ysa1=71.233×1.84×2.18/（2.56×1.65）=67.644﹤300 Mpa ∴兩齒輪滿足齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度 五， 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 3. 減速器高速軸I的設(shè)計(jì) a. 選擇材料：由于傳遞中小功率，轉(zhuǎn)速不太高，故選用45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理， 按 [2]表8-3查得 σB=637 Mpa， [σb]-1=59 Mpa b. 由扭矩初算軸伸直徑：按參考文獻(xiàn)[2] 有 d≥A√p/n ∵n0=960r/min，p1=2.97 kw，且A=0.11~0.16 ∴d1≥16~23㎜ 取d1=20㎜ c. 考慮I軸與電機(jī)伸軸用聯(lián)軸器聯(lián)接。并考慮用柱銷聯(lián)軸器，因?yàn)殡姍C(jī)的軸伸直徑為dD=38㎜，查[1]表4.7-1選取聯(lián)軸器規(guī)格HL3（Y38×82，Y30×60），根據(jù)軸上零件布置，裝拆和定位需要該軸各段尺寸如圖1.2a所示 d. 該軸受力計(jì)算簡圖如圖1.2b ， 齒輪1受力： （1）圓周力Ft1=2T1/dm1=2×29.545/（64×10-3 ）=915.52 N， （2）徑向力Fr1= Ft1·tanα·cosδ1 =915.52×tan200 ·cos17.70350 =317.44 N， （3）軸向力Fa1= Ft1·tanα·sinδ1 =915.52×tan200 ·sin17.70350 =101.33 N， e. 求垂直面內(nèi)的支撐反力： ∵ΣMB=0，∴Rcy= Ft1（L2+L3）/L2=915.52（74+55）/74=1595.97.97 N ∵ΣY=0，∴RBY= Ft1-Rcy=915.52-1595.97=-680.45 N， ∴垂直面內(nèi)D點(diǎn)彎矩Mdy=0，M= Rcy L3+ RBY（L2+L3）=1595.97×55-680.45×129= 3662.14 N·㎜=3.662 N·m f. 水平面內(nèi)的支撐反力： ∵ΣMB=0，∴RCz=[Fr1(L3+L2)-Fa1dm1/2]/L2 =[317.44（74+55）-680.45×64]/74=419.07 N， ∵ΣZ=0，∴RBz= Fr1- RCz =317.44-419.07=-101.63N， ∵水平面內(nèi)D點(diǎn)彎矩MDz=0，M= RCzL3+ RBz(L3+L2)= 419.07×55-101.63×129=-7.095N·m g. 合成彎矩：MD=√M+ M= 0 N·m， M=√M+ M=7.98 N·m h. 作軸的扭矩圖如圖1.2c所示， 計(jì)算扭矩：T=T1 =29.545N·m I. 校核高速軸I：根據(jù)參考文獻(xiàn)[3]第三強(qiáng)度理論進(jìn)行校核： 由圖1.2可知，D點(diǎn)彎矩最大，故先驗(yàn)算D處的強(qiáng)度， ∵M(jìn)D ＜M ，∴取M= M=7.98 N·m， 又∵抗彎截面系數(shù)：w=∏d3 min /32=3.14×203 /32=1.045×10m ∴σ=√M+T/ w=√7.98+29.545/1.045×10=39.132≤[σb]-1= 59 Mpa 故該軸滿足強(qiáng)度要求。 2. 減速器低速軸II的設(shè)計(jì) a. 選擇材料：因?yàn)橹饼X圓柱齒輪的小輪直徑較?。X跟圓直徑db1=62㎜）需制成齒輪軸結(jié)構(gòu)，故與齒輪的材料和熱處理應(yīng)該一致，即為45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理 按 [2]表8-3查得 σb=637 Mpa， [σb]-1=59 Mpa b. 該軸結(jié)構(gòu)如圖1.3a，受力計(jì)算簡圖如圖1.3b 齒輪2受力（與齒輪1大小相等方向相反）： Ft2=915.52N， Fr2=317.44 N， Fa2= 101.33 N， 齒輪3受力： （1）圓周力Ft3=2T2/dm3=2×86.955/（64×10-3 ）=2693.87N （2）徑向力Fr3= Ft2·tanα=2693.87×tan200 =980.49 N c. 求垂直面內(nèi)的支撐反力： ∵ΣMB=0，∴RAy= [Ft2（L2+L3）+ Ft3L3]/（L1+L2+L3）=[915.52（70+63）+2693.87×63]/183=1919.26 N ∵ΣY=0，∴RBY=Ft2+Ft3-Rcy=915.52+2693.87-1919.26 =1690.13 N ∴垂直面內(nèi)C點(diǎn)彎矩： MCy = RAy L1=1919.26×21.5=41.26 N·m， M= RBY（L2+L3）- Ft3L2 =1690.13×133-2693.87×70= 41.26 N·m， D點(diǎn)彎矩：MDy= RBY L3=1690.13×63= 92.96N·m， M= Ray（L1+L2）- Ft2 L2 =1919.26×120-915.52×70=92.96 N·m d. 水平面內(nèi)的支撐反力： ∵ΣMB=0，∴RAz=[Fr2(L3+L2)+Fr3L3-Fa2dm2/2]/（L1+L2+L3） =[317.44×133＋980.49×63-101.33×238.827/2]/128=750.70 N ∵ΣZ=0，∴RBz= Fr2+ Fr3- RAz =317.44+980.49-750.70=547.23N， ∵水平面內(nèi)C點(diǎn)彎矩： MCz= RAzL1=750.70×50=23.65 N·m， M1 Cz= RBz (L3+L2)- Fr3L2 =547.23×133 - 980.49×70=-10.55N·m， D 點(diǎn)彎矩：MDz = RBz L3=547.23×63=30.10 N·m， M1 Dz= RAz（L1+L2）-Fa2dm2/2- Fr2 L2=750.70×120 -101.33×164.9/2-317.44×70= 29.92N·m e. 合成彎矩：MC=√M+ M= 47.56N·m M=√M+ M=42.59 N·m MD=√M+ M=97.71 N·m，M=√M+ M= 97.66N·m f. 作軸的扭矩圖如圖1.3c所，計(jì)算扭矩： T=T2=86.955N·m g. 校核低速軸II強(qiáng)度，由參考文獻(xiàn)[3]第三強(qiáng)度理論進(jìn)行校核： 1. 由圖1.3可知，D點(diǎn)彎矩最大，故先驗(yàn)算D處的強(qiáng)度， ∵M(jìn)D ＞M ，∴取M= M=97.71 N·m， ∵抗彎截面系數(shù)：w=∏d3 min /32=3.14×303 /32=2.65×10-6 m3 ∴σ=√M2 +T2 / w=√97.712 +86.9552 /2.65×10-3 =44.27≤[σb]-1=59 Mpa （2）.由于C點(diǎn)軸徑較小故也應(yīng)進(jìn)行校核： ∵M(jìn)C ＞M ，∴取M= M=47.56 N·m， ∵抗扭截面系數(shù)：w=∏d3 min /32=3.14×303 /32=2.65×10-6 m3 ∴σ=√M2 +T2 / w=√47.562 +86.9552 /2.65×10-6 =35.14≤[σb]-1= 59 Mpa 故該軸滿足強(qiáng)度要求 3. 減速器低速軸III的設(shè)計(jì) a. 選擇材料：由于傳遞中小功率，轉(zhuǎn)速不太高，故選用45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理，按[2]表8-3查得 σB=637 Mpa， [σb]-1=59 Mpa b. 該軸受力計(jì)算簡圖如圖1.2b 齒輪4受力（與齒輪1大小相等方向相反）： 圓周力Ft4=2693.87N，徑向力Fr4=980.49 N c. 求垂直面內(nèi)的支撐反力： ∵ΣMC=0，∴RBY= Ft4L1/（ L1+L2）=2693.87×71/（125+71）=1157.52 N ∵ΣY=0，∴Rcy= Ft4- RBY =2693.87-1157.52 =1536.35 N， ∴垂直面內(nèi)D點(diǎn)彎矩MDy= RcyL1=1536.35×55=84.50 N·m ，M= RBY L2=1157.52×125=84.50 N·m d. 水平面內(nèi)的支撐反力： ∵ΣMC=0，∴RBz=Fr4 L1/（ L1+L2）=980.49×70/196 =421.31N ∵ΣZ=0，∴RCz= Fr4- RBz =980.49-421.31=559.18N， ∵水平面內(nèi)D點(diǎn)彎矩MDz= RCz L1=559.18×71=30.75 N·m，M= RBz L2=421.31×125=30.76 N·m e. 合成彎矩：MD=√M+ M= 90.20 N·m， M=√M+ M=89.92 N·m f. 作軸的扭矩圖如圖1.2c所，計(jì)算扭矩： T=T3=393.197N·m g. 校核低速軸III：根據(jù)參考文獻(xiàn)[3]第三強(qiáng)度理論校核： 由圖1.2可知，D點(diǎn)彎矩最大，故先驗(yàn)算D處的強(qiáng)度， ∵M(jìn)D ＞M ，∴取M= MD =90.20 N·m， 又∵抗彎截面系數(shù)：w=∏d3 min/32=3.14×423 /32 =7.27×10-6 m3 ∴σ=√M2 +T2 / w=√90.20 2 +393.1972 /7.27×10-6 =55.73≤[σb]-1= 59 Mpa 故該軸滿足強(qiáng)度要求。 六，滾動(dòng)軸承的選擇與壽命計(jì)算 1. 減速器高速I軸滾動(dòng)軸承的選擇與壽命計(jì)算 a. 高速軸的軸承既承受一定徑向載荷，同時(shí)還承受軸向外載荷，選用圓錐滾子軸承，初取d=40㎜，由[1]表4.6-3選用型號為30208，其主要參數(shù)為：d=40㎜，D=80㎜，Cr=59800 N，е=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，Cr0=42800 查[2]表9-6當(dāng)A/R≤е時(shí)，X=1，Y=0； 當(dāng)A/R＞е時(shí)，X=0.4，Y=1.6 b. 計(jì)算軸承D的受力（圖1.5）， （1）支反力RB=√ R+ R=√36.252 +269.272 =271.70 N，RC=√ R+ R=√1184.792 +353.692 =1236.46 N （2）附加軸向力（對滾子軸承 S=Fr/2Y） ∴SB=RB/2Y=271.70/3=90.57 N， SC=RC /2Y=1236.46/3=412.15 N c. 軸向外載荷 FA=Fa1=101.33 N d. 各軸承的實(shí)際軸向力 AB=max（SB，F(xiàn)A -SC） = FA -SC =310.82 N，AC=（SC，F(xiàn)A +SB）= SC =412.15 N e. 計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載 由于受較小沖擊查[2]表9-7 fd=1.2，又軸I受較小力矩，取fm =1.5 ∵ AB/RB=310.82/271.70=1.144＞е=0.37 ， 取X=0.4，Y=1.6， ∴PB= fdfm（X RB +YAB）=1.8×（0.4×271.7+1.6×310.82）=1090.79 N ∵AC/ RC =412.15/1236.46=0.33＜е=0.37 ，取X=1，Y=0， ∴PC= fdfm（X RC +YAC）=1.2×1.5×1×1236.46 = 2225.63N f. 計(jì)算軸承壽命 又PB ＜PC，故按PC計(jì)算，查[2]表9-4 得ft=1.0 ∴L10h=106 （ftC/P）/60n1=106 （59800/2225.63）10/3 /（60×960）=0.12×106 h，按每年250個(gè)工作日，每日一班制工作，即L1=60.26＞L=11年 故該軸承滿足壽命要求。 2. 減速器低速II軸滾動(dòng)軸承的選擇與壽命計(jì)算 a. 高速軸的軸承既承受一定徑向載荷，同時(shí)還承受軸向外載荷，選用圓錐滾子軸承，初取d=35㎜，由[1]表4.6-3選用型號為30207，其主要參數(shù)為：d=35㎜，D=72㎜，Cr=51500 N，е=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，Cr0=37200 查[2]表9-6當(dāng)A/R≤е時(shí)，X=1，Y=0； 當(dāng)A/R＞е時(shí)，X=0.4，Y=1.6 b. 計(jì)算軸承D的受力（圖1.6） 1. 支反力RB=√R+R=√1919.262 +547.232 =1995.75 N RA=√ R + R =√750.702 +353.692 =922.23 N 2. 附加軸向力（對滾子軸承 S=Fr/2Y） ∴SB=RB /2Y=1995.75/3.2=623.67 N， SA=RA/2Y=922.23/3.2=288.20 N c. 軸向外載荷 FA=Fa2=101.33 N d. 各軸承的實(shí)際軸向力 AB=max（SB，F(xiàn)A +SA）= SB =623.67 N，AA=（SA，F(xiàn)A-SB）= FA-SB =522.34 N e. 計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載 由于受較小沖擊查[2]表9-7 fd=1.2，又軸I受較小力矩，取fm =1.5 ∵ AB/RB=623.67/1995.75=0.312＜е=0.37，取X=1，Y=0 ∴PB= fd fm（X RB +YAB）=1.2×1.5×1995.75=3592.35 N ∵AA/ RA =522.34/922.23=0.566＞е=0.37，取X=0.4，Y=1.6 ∴PA= fd fm（X RA +YAA） =1.8×（0.4×922.23+1.6×522.34）=2168.34N f. 計(jì)算軸承壽命 又PB ＞PA，故按PB計(jì)算，查[2]表9-4 得ft=1.0 ∴L10h=106 （ftC/P）/60n2=106 （51500/3592.35）10/3 /（60×303.673）=0.1833×106 h，按每年250個(gè)工作日，每日一班制工作，即L1=91.65＞L=11年 故該軸承滿足壽命要求。 3. 減速器低速III軸滾動(dòng)軸承的選擇與壽命計(jì)算 a. 高速軸的軸承只承受一定徑向載荷，選用深溝球軸承，初取d=55㎜，由[1]表4.6-3選用型號為6211，其主要參數(shù)為：d=55㎜，D=100㎜，Cr=33500 N，Cr0=25000 b. 計(jì)算軸承D的受力（圖1.5） 支反力RB=√ R+ R=√1157.522 +421.312 =1231.81 N，RC=√ R+ R=√1536.352 +559.182 =1634.95 N c. 軸向外載荷 FA=0 N d. 計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載 由于受較小沖擊查[2]表9-7 fd =1.2，又軸I受較小力矩，取fm =1.5 ∴PB= fdfm RB =1.2×1.5×1231.8=2256.5 N ∴PC= fd fm RC =1.2×1.5×1×1634.95= 2942.91N e. 計(jì)算軸承壽命 又PB ＜PC，故按PC計(jì)算，查[2]表9-4 得ft=1.0 ∴L10h=106 （ftC/P）/60n3=106 （33500 /2942.91）10/3 /（60×63.829）=27.41×106 h，按每年250個(gè)工作日，每日一班制工作，即L1=399.45＞L=11年故該軸承滿足壽命要求。 七，鍵聯(lián)接的選擇和驗(yàn)算 1.聯(lián)軸器與高速軸軸伸的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=30㎜，查[1]表4.5-1得 b×h=8×7，因半聯(lián)軸器長為60㎜，故取鍵長L=50㎜ ， 即d=30㎜，h=7㎜，L1 =L-b=42㎜，T1=28.38 N·m， 由輕微沖擊，查 [2]表2-10得 [σP]=100 Mpa ∴σP=4T/dhL1 =4×29.844/（30×7×42） =12.87＜[σP]=100 Mpa 故此鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠。 2． 小圓錐齒輪與高速軸I的的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=20㎜，查[1]表4.5-1得 b×h=6×6，因小圓錐齒輪寬為55㎜，故取鍵長L=42㎜ 即d=20㎜，h=6㎜，L1 =L-b=36㎜，T1=29.844N·m， 由輕微沖擊，查 [2]表2-10得 [σP]=100 Mpa ∴σP=4T/dhL1 =4×29.844/（20×6×36） =27.63＜[σP]=100 Mpa 故此鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠。 大圓錐齒輪與低速軸II的的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=50㎜，查[1]表4.5-1得 b×h=14×9，因大圓錐齒輪寬為50㎜，故取鍵長L=44㎜ 即d=50㎜，h=9㎜，L1 =L-b=30㎜，T2=86.955 N·m， 由輕微沖擊，查 [2]表2-10得 [σP]=100 Mpa ∴σP=4T/dhL1 =4×86.955/（50×9×30） =25.76＜[σP]=100 Mpa 故此鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠。 4. 大圓柱齒輪與低速軸III的的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=60㎜，查[1]表4.5-1得 b×h=18×11，因大圓柱齒輪寬為64㎜，故取鍵長L=54㎜ ，即d=60㎜，h=11㎜，L1 =L-b=36㎜，T3=393.197 N·m， 由輕微沖擊，查 [2]表2-10得 [σP]=100 Mpa ∴σP=4T/dhL1 =4×393.197 /（60×11×36） =66.19＜[σP]=100 Mpa 故此鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠。 5. 低速軸III與輸出聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=42㎜，查[1]表4.5-1得 b×h=12×8，因半聯(lián)軸器長為84㎜，故取鍵長L=72㎜ ，即d=42㎜，h=8㎜，L1 =L-b=60㎜，T4=381.527 N·m， 由輕微沖擊，查 [2]表2-10得 [σP]=100 Mpa ∴σP=4T/dhL1 =4×381.527 /（42×8×60） =75.70＜[σP]=100 Mpa 故此鍵聯(lián)接強(qiáng)度足夠。 八，聯(lián)軸器的選擇 1. 輸入端聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)工作情況的要求，決定高速軸與電動(dòng)機(jī)軸之間選用 柱彈性銷聯(lián)軸器。 按參考文獻(xiàn)[3]，計(jì)算轉(zhuǎn)矩為 Tc=KAT，由載荷不均勻，沖擊較小查[2]表6-6有 KA=1.2， 又∵T=81.527 N·m ∴Tc=1.2×81.527 =97.83 N·m 根據(jù)Tc=97.83 N·m小于Tpmax，n =n0=960r/min小于許用最高轉(zhuǎn)速及輸出軸軸伸直徑d0=42 mm，卷筒軸軸伸直徑d=56 mm，查[1]表4.7-1 選用HL4型其公稱轉(zhuǎn)矩Tpmax=1250 N·m許用最高轉(zhuǎn)速n=4000r/min，軸孔直徑范圍d=40~56 mm孔長L1=112 mm，L2=84mm，滿足聯(lián)接要求。 標(biāo)記為：聯(lián)軸器HL4型（Y42×84，56×112）GB5014-85 八， 潤滑油的選擇與熱平衡計(jì)算 1. 減速器的熱平衡計(jì)算 一般情況下，連續(xù)工作時(shí)減速器的齒輪傳動(dòng)由摩擦損耗的 功率為 Pf=P（1-η）kw， 且減速器傳動(dòng)的總效率η=η1η3 3η4η5η6=0.96×0.983 ×0.99×0.95×0.97=0.824 則由[2]可知產(chǎn)生的熱流量為 H1=1000P0（1-η） =1000×3×0.176=528 W 以自然冷卻方式，能叢箱體外壁散逸到周圍空氣中的熱流量為 {箱體散熱系數(shù)取Kd=16W/(㎡·℃)，且經(jīng)計(jì)算箱體散熱總面積為A=1.06㎡} 所以，由[2]6-21有 t≥t0+1000P0（1-η）/（KdA）=20+528/（16×1.06） =51.13℃ 2. 潤滑油的選擇 由于是中低速一般閉式齒輪傳動(dòng)且齒面應(yīng)力小于500 Mpa 又∵v=1.113＜5 m/s，箱體溫度t=51.13＜55℃ 按[2]表5-12得 所需潤滑油黏度為680， ∴由黏度680，查[1]表4.8-1得 選用代號為680的抗氧防銹工業(yè)齒輪油（SY1172-1980） 輸送帶裝置設(shè)計(jì) 同步帶的概述 同步帶介紹 同步帶是綜合了帶傳動(dòng)、鏈條傳動(dòng)和齒輪傳動(dòng)的優(yōu)點(diǎn)而發(fā)展起來的新塑傳動(dòng)帶。它由帶齒形的一工作面與齒形帶輪的齒槽嚙合進(jìn)行傳動(dòng)，其強(qiáng)力層是由拉伸強(qiáng)度高、伸長小的纖維材料或金屬材料組成，以使同步帶在傳動(dòng)過程中節(jié)線長度基本保持不變，帶與帶輪之間在傳動(dòng)過程中投有滑動(dòng)，從而保證主、從動(dòng)輪間呈無滑差的間步傳動(dòng)。 同步帶傳動(dòng)（見圖3-1）時(shí)，傳動(dòng)比準(zhǔn)確，對軸作用力小，結(jié)構(gòu)緊湊，耐油，耐磨性好，抗老化性能好，一般使用溫度-20℃―80℃，v<50m/s，P<300kw,i<10,對于要求同步的傳動(dòng)也可用于低速傳動(dòng)。 圖3.1 同步帶傳動(dòng) 同步帶傳動(dòng)是由一根內(nèi)周表面設(shè)有等間距齒形的環(huán)行帶及具有相應(yīng)吻合的輪所組成。它綜合了帶傳動(dòng)、鏈傳動(dòng)和齒輪傳動(dòng)各自的優(yōu)點(diǎn)。轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，通過帶齒與輪的齒槽相嚙合來傳遞動(dòng)力。 同步帶傳動(dòng)具有準(zhǔn)確的傳動(dòng)比，無滑差，可獲得恒定的速比，傳動(dòng)平穩(wěn)，能吸振，噪音小，傳動(dòng)比范圍大，一般可達(dá)1:10。允許線速度可達(dá)50M/S，傳遞功率從幾瓦到百千瓦。傳動(dòng)效率高，一般可達(dá)98%，結(jié)構(gòu)緊湊，適宜于多軸傳動(dòng)，不需潤滑，無污染，因此可在不允許有污染和工作環(huán)境較為惡劣的場所下正常工作。 本產(chǎn)品廣泛用于紡織、機(jī)床、煙草、通訊電纜、輕工、化工、冶金、儀表儀器、食品、礦山、石油、汽車等各行業(yè)各種類型的機(jī)械傳動(dòng)中。同步帶的使用，改變了帶傳動(dòng)單純?yōu)槟Σ羵鲃?dòng)的概念，擴(kuò)展了帶傳動(dòng)的范圍，從而成為帶傳動(dòng)中具有相對獨(dú)立性的研究對象，給帶傳動(dòng)的發(fā)展開辟了新的途徑。 2 同步帶的特點(diǎn) 　(1)、傳動(dòng)準(zhǔn)確，工作時(shí)無滑動(dòng)，具有恒定的傳動(dòng)比； 　　(2)、傳動(dòng)平穩(wěn)，具有緩沖、減振能力，噪聲低； 　　(3)、傳動(dòng)效率高，可達(dá)0.98，節(jié)能效果明顯； 　　(4)、維護(hù)保養(yǎng)方便，不需潤滑，維護(hù)費(fèi)用低； 　　(5)、速比范圍大，一般可達(dá)10，線速度可達(dá)50m/s，具有較大的功率傳遞范圍，可達(dá)幾瓦到幾百千瓦； 　　(6)、可用于長距離傳動(dòng)，中心距可達(dá)10m以上。 同步帶傳動(dòng)的主要失效形式 在同步帶傳動(dòng)中常見的失效形式有如下幾種： (1)、同步帶的承