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小型红薯粉打捆机的设计(含源文件),小型,红薯,打捆,设计,源文件
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1 小型红薯粉打捆机的设计 学 生 :喻享中 指导老师 :高英武 (湖南农业大学东方科技学院 ,长沙 410128) 摘 要 : 由于 我国绿色环保食品行业的迅速发展 ,食品机械越来越受到人们的关注 ,捆扎包装机械对食品销售、储藏、运输显得尤为重要。 本文 在相关捆扎机械 理论 的基础上，运用一般常用机械的传动控制系统，对红薯粉丝进行单带式捆扎，其机械原理设计分为四个部分：送带、收带机构的设计；红薯粉丝间歇步进输送机构的设计；压带、热合、剪切凸轮机构的设计；捆扎带引导槽机构的设计。应用现代 模与仿真、 行运 动分析得出凸轮参数，实现对红薯粉丝的捆扎工作。 关键词 ： 捆扎； 间歇；凸轮；引导槽；建模与仿真 10128) to s s on is on of of of is of of It by VB of 1 前言 在改革开放的浪潮中，包装工业迅速崛起。人类进行包装活动的历史虽然很久，甚至可以追溯到人类产 生 之初，但包装实际上形成为行业的时间并不长。尤其是作为现代包装行业，还是在世界工业革命之后，世界资本主义兴起并将电子、化工、机械、生物工程、能源开发等现代科技应用于开发商品新包装，是自 20世纪 30年代开始的。所以说现代包装工业的历史，最多也只有半个世纪 1。 当今世界，随着现代商品经济高速发展，大量涌现于市场的一切新商品，都需要有适时的新包装 2。这就必然促使现代包装工业以与资本主义商品经济同样的高速 度相应发展，我国的现代包装工业，自进入 20 世纪 70 年代末期，经过几年的调整、准备之后，于 80年代初开始迅速发展。但由于起步晚、基础薄弱，工程技术人才和管理人才极端缺乏，所以大大落后于世界先进水平。 目前，在我国的包装工业中，包装机械还是一个薄弱环节。已使用的包装机械，无论在数量上、品种上都很少。包装机械的生产也满足不了包装工业的日益增长的需求。包装工业的发展，必将推动包装机械的更快的发展。 随着进入 我国的包装工业将面临着更严峻的挑战，大力研制包装机械成了目前迫切的任务。现代各行各业发 展都很迅速，国家支持的西部大开发也取得了一些进展，需要包装美观、实用，又要快速、经济 3。 捆扎机械也在飞速发展，捆扎范围增大，自动化程度也在不断提高，由人工打捆向机械自动化迈进并逐渐替代人工劳动力。 捆扎机械在国民生产中的用途： 1、保护功能。它可以将包装物捆紧，扎牢并压缩，增加外包装强度，减少散包装所造成的损失。 2、方便。它可提高装卸效率，节省运输时间、空间和成本。 3、便于销售、美观、顾客易携带。 2 关于红薯粉打捆机的研制开发的可行性报告 红薯粉打捆机的目的和意义 近半个多世纪以来 ,随着生产与流通日益社会化、现代化 ,产品的包装正以崭新的面貌崛起 ,受到人们普遍重视。 现代包装的基本含义是：对不同批量的产品 ,选用某种有保护性、装饰性的包装材料或包装容器 ,并借助适当的技术手段实施包装作业 ,以达到规定的数量和质量 ,同时设法改善外部结构 ,降低包装成本 ,从而在流通直至消费的整个过程中使之容易储存搬运 ,防止产品破损变质 ,不污染环境 ,便于识别应用和回收废料 ,有吸引力 ,广开销路 ,不断促进扩大再生产 1。 3 国内外的红薯粉打捆机的研究现状 无论在国内或国外 ,包装工作已 涉及到各行各业 ,面广量大 ,对人民生活、国际贸易和国防建设都带来深刻的影响 ,甚至在现代生活中出现了过去难以想象的新情况 :未经包装出售的商品变得越来越少了 ,而且包装上的失败往往会使很好的产品得不到成功的销售 18。因而不妨这样说 ,在将来 ,如果没有现代化的包装就没有商品的生产和销售 ;可是如果没有先进的工业与科学技术的综合发展 ,也不可能出现高水平的现代化包装。 迄今 ,一些科学技术发达的国家 ,在食品、医药、轻工、化工、纺织、电子、仪表和兵器等工业部门 ,已经程度不同地形成了由原料处理、中间加工和产品包装三大基 本环节所组成的包装连续化和自动化的生产过程 ,有的还将包装材料加工、包装容器成型及包装成品储存系统都联系起来组成高效率的流水作业线。 大量事实表明 ,实现包装的机械化和自动化 ,尤其是实现具有高度灵活性 (或称柔性 )的自动包装线 ,不仅体现了现代生产的发展方向 ,同时也可以获得巨大的经济效益5。 3 捆扎带材料的选择 人们很早就开始用铁捆扎带（简称铁腰子）来捆扎，组装货物。五十年代以后，各种合成材料捆扎带相继出现。 按捆扎带的材料分为： 金属捆扎带 、 聚丙烯塑料捆扎带 、 聚酯捆扎带 、 尼龙捆扎带 、 加强捆扎 带 、 人造丝 捆扎带。 市场上常用捆扎带有： 塑料绳 、 发泡绳索 、 拉伸膜和收缩膜 、 胶带 。 表 1 捆扎带材料性能对比表 扎材料 断裂强度（ 寸或 13 张力的工作范围 接续张力 伸长回复率 耐热性 耐湿性 处理的难易程度 聚丙烯 聚酯 尼龙 钢 中等 中等 中等 最高 最小 中等 中等 最大 中等 良好 良好 最高 高 中 最高 可忽略 中等 良好 良好 优秀 高 高 低 高 优 优 优 中等 目前，国外常用的捆扎材料有钢、聚丙烯、聚酯 （ 和尼龙 （ 等四种。国内，最常用的还是钢带和聚丙烯带两种，由于聚丙烯成本低，来源广泛，捆扎美观牢固，所以逐渐成为国内一种主要的捆扎材料。表 1 列出四种最直接影响捆扎带包装性能的捆扎材料的特性。在非金属捆扎带中，以塑料捆扎带的应用最多、最广。在塑4 料带中由于聚丙烯带具有成本低、机械通用性好、带子色彩鲜艳、不吸收水分和消费者便于割断特点，对于不是特别沉重的货物，目前国内外多数皆采用聚丙烯带进行捆扎。 因此， 本设计 选择 聚丙烯带作为捆扎机的捆扎带，即 。 4 小型红薯粉打捆机的机械原理方案设计 机械总体方案设计 为 了便于运输、包装、销售， 小型红薯粉打捆机的工作 是对 定量，定长的红薯粉进行捆扎 ，其 主要包括如 1图所示 部分 。 图 1 小型红薯粉打捆机结构 框 图 打 捆机压带、热合、剪切机构 压带、热合。剪切 机构 是红薯粉打捆机机械设备中比较重要的一个机构， 它 主要完成 对送入 的红薯粉丝进行压紧捆扎、热合捆扎及对捆扎带的剪切工作。 送带、收带机构 送带机构 是 把定长的捆扎带送到预定的位置，以便于压带、热合、剪切的进行。收带机构是当压带机构 压紧捆扎带后 ， 收带轮工作，使捆扎带捆紧红薯粉丝。 传送运输带部分 这部分是 有间歇的进行， 把 红薯粉丝传送到捆扎工作台， 然后， 捆扎机构对红薯粉丝捆扎 ，从而完成对粉丝的捆扎工作。 根据结构框图及机械所要求完成的动作，初定小型红薯粉打捆机的设计方案结构5 如 图 2 所示： 轮 图 2 小型红薯粉打捆机传动方案简图 间歇传送运输机构 方案 红薯粉 要进行捆扎及切断，必须要经传送带送入红薯粉到打捆工作台面。然而，传送运输是连续送往而捆扎需要 一定的时间，这就要 求传送带能够进行间歇地工作，来达到捆扎的目的。 间歇运动机构的形式众多，根据其主要工作特性可分成两大类，即步进运动间歇机构和具有瞬时停歇特性或停歇区的间歇运动机构。 根据常用的间歇机构有：棘轮机构、槽轮机构、不完全齿轮机构、凸轮机构 等 ，考虑到槽轮机构是一种应用很广的转位分度机构，在多工位自动机械中经常用到，价格低廉，适合低速场合的特点，故选用槽轮机构进行运输带的步进间歇运动。 6 送带、收带机构方案 分析送带机构的任务和目的为红薯粉丝进入捆扎工作台面后 ，将捆扎带送入带道中，将捆扎送到位后 ，等压带凸轮压带压紧后，进入收带动作，将红薯粉丝捆扎紧。然而，要解决其中送带、收带出现的堵带、送带不到位、带头未压紧而收带、捆扎带用完等一系列问题 ，对于堵带现象可通过带道的设计来减小这一现象出现的机率；捆扎带传送不到位和捆扎带收紧问题则通过送带轮定量的运动时间来控制，具体通过凸轮机构来实现。 送带、收带机构如图 3所示。 图 3 送带、收带机构简图 图中捆扎带经过压紧轮与送带轮贴合把捆扎送入带道，到达指定位置，待 凸轮压 带 机构 压紧捆扎带后， 1压紧轮 松开退回， 2 压紧轮压紧收带轮进行收带。 压带、热合、剪切机构方案 此压带、热合、剪切主要由凸轮机构来完成，动作最多，要求也多，因而传动机构会比较复杂。主要的动作有压带头、 热合片的伸入加热和收回热合片、剪切 捆 扎带四个过程，因四个执行动作均在同一直线上，考虑到空间安排，故四个凸轮放在同一个轴上 ，通过改变凸轮的相位角来确定动作的先后。在捆扎带送到位后对捆扎带带头压紧，捆扎带收紧后完成捆扎带热合、压紧 、剪断等一系列的动作，对于凸轮的具体结构给出方案， 由 机械传动机构 的方案可得知，凸轮 轴上都有四个动作，第一步为压带凸轮压紧到位的捆扎带，以便于收带轮进行收带动作；第二步为当捆扎带收紧后送加热片凸轮到位，将加热片伸入两带间对捆扎带进行加热；第三步为当加热 完毕够加热片收回后热合压头压紧凸轮到位对捆扎带进行热合；第四步热合完毕，剪断凸轮到7 们，剪断捆扎带， 红薯粉丝捆扎完毕， 压头退回，进行下一个循环步骤， 图 4 是各凸轮布局方案。 图 4 凸轮布局图 am 于 推杆和凸轮接触为滚动摩擦，不易 磨损，传递较大的动力， 故凸轮机构采用的滚子推杆，其 带头压紧凸轮设计如图 5 所示。 凸轮转动使滚子推杆在竖直方向上升和下降推杆和压块刚性连接从而使压块发生一 致的动作 。 捆扎带送到位后，带头位于压带块的上方，凸轮转到最大离心距时，即压块上升到最高点致使 其 压紧带头 。 压块中开有捆扎带通道，捆扎带入带可穿过压块，在推杆下方 的 弹簧可使推杆和凸轮随时紧密接触保证定位准确。 . 图 5 压带凸轮机构 图 6 剪切凸轮 机构 ut 6 为剪切凸轮机构的设计方案，此机构的任务是当捆扎带经热合压紧后对捆扎带进行剪切，便于将捆扎完毕的粉丝的取出，从而进行下一个工作循环。其设计的主体部分和压带头的凸轮设计相似 。 由于要考虑到捆扎带通过 且又要对捆扎带进行剪断，8 故在通道口上加了楔形放置切断刀片，当剪断凸轮到位，剪断块整体下移，由相对运动将捆扎带切断。 图 7 热合片凸轮机 构 图 8 热合压紧凸轮机构 热合片的运动方向与凸轮不一致，所以 热合片凸轮机构 如图 7 所示，其 主要任务为 ： 当收带轮完成收紧 任务 后，通过凸轮的转动带动水平滑块在另一个平面上移动，从而使热合片伸入到两捆扎带之间进行加热，完成对捆扎带的加热工作，当延时 的 时间到达热 合 程度时，凸轮机构再次转 动将热合片从捆扎带中退回 ， 便于后面的热合压紧动作，避免将热合片也压在捆扎带之间。 热合压紧机构比较简单，其凸轮机构如图 8 所示。 热合压紧凸轮 是 热合片完成对捆扎带的热合达到粘合的温度后，热合片收回 ， 凸轮马上 到位 ，使 热合压头压紧捆扎带，使捆扎带粘合而紧密的接触在一起热合。此凸轮机构处不能设置捆扎带的带道，因为此机构的 动作 在剪断凸轮机构的后面，如果设置带道，当 收带凸轮 完成收带收紧工作，热合片进入后热合片和下面捆扎带间 会 有阻隔 ，无法对下面的捆扎带加热， 从 而使热合无法达到理想的效果，或无法完成对捆扎带的热合处理。 导向槽的设计方案 由于捆扎带需要围绕红薯粉丝一周，到达指定位置，然后进行压紧、热合、剪切动作，为达到对捆扎带动作的准确性，故需要设计专门的导向槽，使得捆扎带按预定的轨道运动，因此设计为工字形导向槽机构，当处于送带动作时，捆扎带会沿导向槽9 前进，到达指定位置后，第一压头压带，收带轮动作，由于收紧力的作用，弹开两挡板，从而达到送带到位，收紧准确的目的。 图 9 为 导向槽传动原理图。 图 9 导向槽机构 电机的选择 工业上一般选用 Y 系列三相交 流异步 电动机，而对小型红薯粉打捆机来说，载荷比较稳定，故选 Y 型笼型三相异步电动机。 查资料得打捆机所需要的功率 故取打捆机功率为 传动装置的总效率为 3765242332281 (1) 按机械设计课程设计 表 2定各部分的效率为 ： V 带的传动效率为 ； 滚动轴承（每一对）效率为 ； 圆柱齿轮传动效率为 ； 卷筒轴 滑动轴承效率为 ； 圆锥齿轮的传动效率为 ； 平摩擦轮传动效率为 ； 滚子链传动效率为 ；齿式联轴器的传动效率为 。 则： 5 8 5 2232 由式 6 5 (2) 因载荷平稳，电动机的额定功率 于 可 ，由机械设计课程设计手册 6表10 12 电动机，额定功率为 一般选用同步转速为 1000r/ 1500r/电动机作为原动机。 通常 V 带传动常用传动比范围 421i ;二级圆柱齿轮传动比范围在4082 i ;链传动常用的传动比 63 i 则电动机转速可选范围为： m i 0 03 2 010)4064822(n 321 符合这一同步转速的范围有 1000r/500r/000r/据前述若选用3000r/齿轮的传动比较大，机构庞大， 1000r/1500r/其重量、价格以及传动比等考虑，选 动机的主要性能参数、尺寸见表 2 表 2 电动机主要性能 参数、尺寸 of 动机型号 额定功率 （ 电机 满载转速（ r/ 轴径 启动转矩 /额定转矩 最大转矩 /额定转矩 400 24 传动装置的总传动比及分配各级传动比 传动装置的总传动比 由前面的计算得输送机卷筒的转速 ， 则总传动比为 1 4 0101 4 0 0 wm (3) 分配各级传动比 根据表 1围，选取圆锥齿轮传动比 1i 锥 ， V 带的传动的传动比 3i v ， 链传动的传动比为 3i 链 ； 则二级圆柱直齿轮减速器的传动比 为： 5 5 0i 链总减 v 对于展开式二级圆柱直齿轮减速器，在两级齿轮 材质及齿宽系数接近的情况下，两级齿轮的传动比可按下式分配 减高 ）（ (4) 高减低 (5) 按计算分配得 i ， i 11 计算传动装置的运动参数和动力参数 0轴 电动机轴 d 3 6 m 0 00 m 0 5 09 5 5 0000 1轴 高速轴 1 0 m 1 0 5 09 5 5 01112轴 中速轴 5 0 m 高 19 5 5 0222 3轴 低速轴 0 m 低 传动长轴 m 槽轮轴 m 链12 9 69 5 5 0554 6轴 凸轮轴 m 链 9 69 5 5 0666 7轴 摩擦轴 m 037 锥链 将计算的运动参数和动力参数列于下表 3中 表 3 轴的运动参数表 of 号 0轴 1轴 2轴 3轴 4轴 5轴 6轴 7轴 功率P/速n/(r 1400 9 30 30 10 15 30 转矩T(N m) 动比 i 3 3 效率 设计计算 V 带传动的设计计算 传递功率 ,主动轮转速 m ,减速比 3i ，传动比误差小于 3%，每天工作 8 小时。 13 确定计算功率 由参考文献 7表 8k ， 故 0 1 (6) 确定 V 带的截型 根据 0n 查参 考文献 7图 8定选用 Z 型 。 确定带轮基准直径 (1)由参考文献 7表 8d 711 . (2)验算带速 V,按式 d 0060 1 4 00711 0 0060 1 (7) 因为 05 ， 故 带速合适 。 (3)计算大带轮的基准直径，由式 1371312 (8) 根据参考文献 7表 8整为 d 2102 。 (4)实际传动比为 i 传动比误差为 % 003 i %3i ， 故 满足要求。 确定带长 中心距 a (1)根据参考文献 7,由式 )(2)1021 （ (9) 可得 a ， 初定中心距为 000 (2)由计算公式参考文献 7式（ 8： 25342202111100 (10)由表 8d 1250 (4)计算实际中心距 ， 由式参考文献 7公式（ 8： 14 2 00 (11) 验算包角 1 由计算公式参考文献 7(8得： a 21 (12) 计算带的根数 Z (1)计算单根 V 带的额定功率 由 d 711 ， ， 由文献 7查表 8 。 根据 ， 3i 及 查 文献 7表 8 查 文献 7表 8K ， 表 8 K ， r 3 4 ( 00 (13) (2)计算 ， (14) 取 5 根 。 计算单根 V 带的初拉力的最小值 由表 8型带的单位长度质量 ,所以 KF m i (15)应使带的实际初拉力 m F 。 计算压轴力 压轴力的最小值为 p i m i i n (16) V 带轮结构的设计 详细 结构 （见 附 图） 。 锥齿轮的设计计算 传递的功率 ， 小齿轮转速 ， 传动比 1i ， 传动比误差小于 4%，工作寿命 10年，每天工作 8小时。 15 精度等级、材料及齿数 由于速度不高，故选用 7级精度（ 。 由表 105钢（调质），硬度为 240 选锥齿轮齿数 Z=24,圆锥角 。 按齿面接触强度设计 由参考文献 7式（ 10 3 2121 92.2 (17) (1)确定公式内的各计算数值 ， 试选 3.1 计算小齿轮传递的转矩 ， 451 (18) 通常取齿宽系数为 31R ， 由 文献 7表 10 ， 由 文献 7表 10齿面硬度查得锥齿轮的接触疲劳强度极限 ： M P 5 02l i i m 由式 10算应力循环次数 ： 7121 0811306060 19) 由图 10接触疲劳寿命系数 K 。 计算接触疲劳许用应力 ， 取失效概率为 1%，安全系数 S=1,由式（ 10 M P 61 1l i (20) (2)试算锥齿轮分度圆直径 121 所以 m 1 16 (3)计算圆周速度 V， m 1 (21) (4)计算齿宽 b 及模数 ， o i i (22) (23) 211 (24)按齿根弯曲强度 设计 由式（ 10 ， 3 222 1 (25) 确 定 公 式 内 的 各 计 算 数 值 ， 由图 10 得 弯 曲 疲 劳 强 度 极 限 M P 8021 ， 由图 10 弯 曲 疲 劳 寿 命 系 数 K ， 取弯曲疲劳安全系数 S= 式 10 ： M P 21 载荷系数 3 1 查表 10 则： 0 1 5 5 0 6 4 Y 3 222 1 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算 m 大于由齿根弯曲疲劳强度的计算的模数， 由表 10取 m=6，同时满足弯曲强度和接触疲劳强度 ，取 ， 4 取 3121 17 所以 ， 锥距 9s 槽轮机构的设计计算 槽轮机构的基本结构形式分为外槽轮机构和内槽轮机构两种，由前面所设计的数据，可推算出槽轮的转位分度时间 st f ， 槽轮的停歇时间 外槽轮机构 外槽轮机构的动停比 k 为槽轮的转位时间 停歇时间 比 ，即 3124122 (26) 得 4z 。 销数 1m ， ， 20 。 由表 3： 903 6 02 z ， 9021802 ，70 7 ， 槽轮一个 循环的时间为 。 由式（ 3拨盘转速为 : m i 43021 (27) 由式 3转位分度时间为： f 1（ (28) 由式（ 3圆销中心轨迹半径 ： i i n (29) 按结构取圆销半径 ， 由式（ 3 槽轮外圆半径 ： 5c o 4)c o s( 2221 (30) 取圆销与轮槽底部之间的径向间隙 。 由式（ 3轮槽深度为 ： (31) 18 由式（ 3 拨盘回轮轴径 2 11 (32) 由式（ 3得拨盘 上锁止弧所对中心角为 ， 2 7 0903 6 022 (33) 取槽轮在槽口处厚度 。 由式（ 3锁止 凸 弧半径 ： s 槽轮角加速度为 : 21221122222 c i 4) 由式（ 3求得槽轮发生最大角加速度时拨销所在的位置 ， 24141a r c c o s 2221 m a (35) 5 3 0 3 7 1 0 7 1 2 故 : 947211r c c 21 m a 高速级齿轮传动的齿轮设计及计算 齿轮类型、精度等级、材料及齿数 由于速度不高、故选用 7 级精度（ 。 由 参考文献 14表 10择小齿轮材料为 40质），硬度为 280齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 240者材料硬度差为 40选小齿轮齿数 4,大齿轮齿数 24=取 14。 按齿面接触强度设计 由式（ 10 3211 (36) 试选载荷系数： 1.1 (1)小齿轮传递的转矩： T 31151 参19 考文献 14表 10取齿宽系数 1d ， 由 参考文献 14表 10得材料的弹性影响系数 ， 由 参考文 献 14图 10齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 M P 0 0l i m ， 大 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限 M 50 。 (2)由 参考文献 14式 10算应力循环次数： 911 101 8 03 0 081(11 4 0 06060 892 106 3 01 8 N 由 参考文献 14图 10接触疲劳寿命系数 (3)计算接触疲劳许用应力 ， 取失效概率为 1%，安全系数 S=1,由 参考文献 14式（ 10 ： M P 1l i M P 2l i 则 211 圆周速度： t 1 齿宽 (37) (4)计算齿宽与齿高之比 模数 ，齿 高 t 。 则 (38) 20 (5)计算载荷系数 ， 根据 ， 7 级精度，由 参考文献 14图 10得动载系数 07.1 直齿轮 1 K ， 由表 10得使用系数 1由表 10插值法查得 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时 查图 10 故 载荷系数为 ： 5 1 (39) (6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由 参考文献 14式（ 10 ： 311 (7)计算模数 m， (40)按齿根弯曲强度设计 由 文献 14式（ 10弯曲强度的设计公式为 3 2112 (41) (1) 由 参考文献 14 图 10 得 小 齿 轮 的 弯 曲 疲 劳 强 度 极 限M 001 ， 大齿轮的弯曲强度极限 M 802 。 (2) 由 参考文献 14 图 10 弯 曲 疲 劳 寿 命 系 数 (3)计算弯曲疲劳许用应力 ， 取弯曲疲劳安全系数 S= 参考文献 14式（ 10 ： M P 111 M P 111 (4)计算载荷系数 K， 4 1 2 (42) (5)查取齿形系数 ， 由 参考文献 14表 10得 21 (6)查取应力校正系数 ， 由 参考文献 14表 10得 (7)计 算大、小齿轮的 F 并 加以比较 ， 0 1 4 1 6 111 Y (43) 0 1 6 1 1 8 0 222 Y 大齿轮的数值大 。 6 1 2 3233 211 对比计算结界，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所 决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，则取 m=接触强度算得的分度圆直径 ， ， 算出小齿轮齿数 6 2 取 281 Z ， 大齿轮齿数 Z ， 取 1322 Z 。 几何尺寸计算 (1)计算分度圆直径 ， 9 822 。 (2)中心 距 202198422 21 (44)(3)计算齿轮宽度 82811 (45)取 2,28 12 。 链传动的设计计算 提供的参数为：主动链轮转速 ， 传动比为 3i ， 传递的功率为载荷平稳，中心线水平布 置。 22 选择链轮齿数 取小链轮齿数 191 z ， 大链轮的齿数为 5712 确定计算功率 由 参考文献 14表 9K ， 图 9得 K ， 单排链，则计算功率为 ： (46) 选择链条型号和节距 根据 及 查 参考文献 14图 9选 16表 9条节距为 。 计算链节数和中心距 初选中心距 2 7 07 6 2)5030(0 ， 取 0000 相应的链长节数为 (47)取链长节数 节117查 参考文献 14表 9到中心距计算系数 f ， 则链传动的最大中心距为： p 1)(2 211 (48) 计算链速 V,确定润滑方式 1 (49) 由 及 链号 16 参考文献 14图 9知应采用定期人工润滑。 计算压轴力 有效圆周力为： 001 0 00 (50)链轮水平布置时的压轴力系数 则压轴力为： 4 7
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