【某水面垃圾清理装置的主传动部件的设计计算过程案例6800字】

某水面垃圾清理装置的主传动部件的设计计算过程案例目录 1 1 1 2 3 4 5 8 9 1.1垃圾破碎装置部件设计1.1.1破碎原理方案介绍碎机17,其主要工作部件为两个平行安装的辊轴，棍轴上安装一定数量的齿环，在工作过程中，第一阶段当遇到大块的木头等垃圾时，辊齿结构[17首先对枝等碎块能被辊齿咬入则进入第2阶段，依靠辊齿的螺旋挤压，当两齿包容的截动电机将动力输出后，需要经过减速机构的减速，将d为给料粒度；d=1020目。由公式2-9得：本设计的辊子带沟槽，因此这里取n=64辊子长度L、最大垃圾的厚度等于辊子的间距e,考虑到垃圾破碎是间断的，同时卸出物料是松散的，则：式中：Q为生产率(t/h);n为辊子转速(r/min);p为破碎产品的松散容重；L为辊子长度m;D为辊子直径m;μ为排料松散度系数，对于中硬度物料，μ=0.2-0.3;e为排料口宽度(m)。当破碎硬质物料时，在破碎力的作用下，后辊弹簧受压缩，使转辊之间距增大，通常间距约为增大1/4,故：辊式垃圾破碎机¹7为一般重载工作机器，速度不高，故选用8级精度。齿轮作为最为普遍的传动部件，其受力较为复杂、且运行工况也较为恶劣，不仅要承受持续的交变应力，而且垃圾打捞工况的润滑条件不良时，齿轮啮合之间的摩擦磨损也愈加严重，即齿面的接触强度会明显下降，导致齿轮出现表面损伤。所以按齿面接触强度设计计算如下：公式3-3中试载荷系数Kt=1.3;齿宽系数中a=1;Zg=189.8MPa;σHLim1=N₁=60×1×177×15×300×10=4.779×10⁸查得：接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN₂=0.98接触疲劳许用应力式中：S为安全系数取S=1,取失效概率为1%。所以由公式3-4计算得：根据V₁=1.15m/s,8级精度，查得动载荷系数Kø=1.1;因为是直齿轮，假设KAFt/b<100N/mm,查得KHαKFα=1.2,使用系数KA=1;查得8级精度，小齿轮K=KAKyKHaKH=1×1.1×1.2×1.44)齿数比高高直径11)齿距p=πm=15.7mm(3-25)满足要求，可以使用。注：第二根辊齿转速与第一根辊齿转速一致，因此选用与第一根齿轮相同的齿轮，只起传动作用。1.1.5齿根弯曲疲劳强度一般来说齿轮失效以齿轮损伤较为常见，影响齿轮损伤的因素众多，比如材质、设计、毛坯、机械加工、热处理、装配运行等等。此外齿轮副之间容易受到(1)应力20CrMnTi[191,这主要是因为国内该材料的来源比较广泛，且使用了几十年，因其中在材料成分上Ti元素能够可以起到细化晶粒的作用，能够有效的改善齿轮的应力集中，但是其容易与N元素发生反应产生TiN,这种大颗粒会夹杂在材到5662HRC,且心部硬度在240～300HBS范围内。热处理正火调质调质滚滚磨/滚剃磨磨中心(mm)质量(kg)安全系数价格比(%)从上表中可以看出采用20Cr-Mo其表面采用渗碳淬火，在后续进行磨削，其使用中的安全系数能够达到1.6,因此需要对齿轮的表面进行强化处理。齿根(2)许用弯曲应力查得YT1=0.95,YT₂=0.98,取较小值Y=0.955)SFmin的确定2动轮齿数Z₂=20;根据垃圾斜面传输的长度，这里选择中心距L=1245mm。查阅链轮设计手册[20,这里取ka=1,选用单排链，取K₁=1。根据P₀=1.5KW,n₁=28.6r/min查阅机械设计手册20,21]取链号为24A,由公式3-36计算得到中心距可调的距离为1245mm。下面核算链轮的转当速度传动过程中维持在v=0.623m/s时，齿数Z₁=20能够满足设计计算链传动的工作拉力F作用在轴上的拉力FQ=(1.2~1.3)F=1.3×4166.6=5146N。最终得到链条为24A-1150GB\T1243.1-1983,节距为38mm,A系列，单排为150节的滚子链，其中心距L=1245mm。1.3传动V带设计计算分支V带的转速与转矩计算：下面对传动V带的小带轮的基准直径进行选择，查阅机械相关手册，这里选择da1=75mm,大带轮da₂基准直径根据公式3-41可得到：转速误差因此带速V由公式3-42计算得到：由公式3-43计算初定两个轮之间的轴间距a₀:计算得到196≤ao≤560,根据实际工况这里取a₀=400mm。由公式3-44计算所需V带基准长度La₀:根据市面上的普通的V带型号，带轮分度圆直径选取La=450mm下面由公式3-47计算V带的根数Z:根据收集装置的动力和回收效率，这里Z=2根能够满足大部分垃圾的打捞需求。如图3-2所示。当V带主要参数计算完成后，为了使避免动力传递过程中V带打滑引起传递功率出现波动，下面需要对V带进行预紧力的核算，一方面避免V带因为预根V带的预紧力Fo进行计算：当V带型号确定后，本设计前端的打捞装置的动力由V带提供扭矩，打旋转[211,其中左侧换向后为顺时针工作，右边换向后为逆时针工作，从而驱动从而降低经济费用。其结构装置如图3-3所示。这里选择45钢，接着求输出轴的功率P₂、n及扭矩T,若取机械效率V=0.97则：P=1.5KW;n=28.6r/min下面初步估算打捞装置的最小轴径，取c=110,于是得：考虑到安全系数，这里选择的最小轴经为50mm,其他尺寸根据结构空间和1)查表确定参数Cr、Cor根据V带传动的输入额定功率以及负载，选择深沟球轴承的型号为61803,查轴承手册知：基本额定动载荷Cr=22.4kN,基本额定静载荷Cor=17.6kN。2)计算当量动载荷P计算得到Fa/Fr=0.23>e;查轴承设计手册，结合经验得到X=0.53,Y=2.1,查根据公式3-53计算：P=fp(XF,+YFa)得到P=2380N3)计算轴承寿命Ln垃圾打捞一个月内的打捞工况，选择温度系数f=1,根据轴承寿命公式得到61803型号深沟球轴承的理论寿命次数为：中的保养和润滑，考虑V带的轴承选取61803型号轴承22,采用6级制造精度，这样能够避免一定程度的摩擦磨损失效；在与水面接触的打捞轴轴承选择61905型号轴承[22,采用的精度为7级。当轴承的型号选择完毕后，根据实际经验，为精度轴承代号6级打捞轴侧7级1.5垃圾箱推拉气缸参数设计理论的推力为600N时能够将垃圾箱推动到左船舱，下面进行气缸内径D和活塞30000-50000工作压力气缸的直径依照公式3-56:根据标准最终选择气缸的直径D=33mm,活塞杆直径d=16mm。气缸是整个驱动装置的承载部件，因此气缸壁厚需要保证设计的适中，壁厚太薄容易造成气缸的结构失效；气缸壁太厚，容易造成材料的浪费，一般来说壁厚与内径之比应小于1/10。根据公式3-59计算：D为气缸内径，单位mm;P,为气缸实验压力，取P,=1.5P,单位Pa;[σ]为缸筒材料许用应力，单位Pao查阅设计手册221最后选择铸造铝合金ZL106,[σ]=3Mpa。代入己知数据，则壁厚为：气缸在频繁的推动和拉回过程中，需要保证耗气量的温度，避免