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3.2鏈傳動的設計
3.2.1鏈條的類型及選型
鏈的種類
傳動鏈---主要用來傳遞動力，通常，圓周速度v≤20m/s；傳動比i≤8，中心距a≤5～6m，傳遞功率P≤100KW，傳動效率h≈0.95～0.98。
起重鏈--主要用于起重機械中提升重物，其工作速度不大于0.25m/s。
曳引鏈--主要用于運輸機械中移動重物，其工作速度不大于2～4m/s。
(2) 鏈傳動的特點
是嚙合傳動，平均傳動比準確，但由于鏈輪的多邊形效應，使得鏈傳動的瞬時傳動比不是常數，從而引起附加的動載荷和振動。
鏈傳動的主要優(yōu)點：
與帶傳動比較，優(yōu)點是：無彈性滑動和打滑，平均傳動比準確；無需很大的張緊力，作用在軸上的壓力小；工況相同時，結構緊湊；傳動效率高，h≈98%；能在溫度較高、濕度較大、有油污等惡劣環(huán)境中使用。
與齒輪傳動和蝸桿傳動比較，優(yōu)點是：中心距較大時，結構簡單，重量輕；鏈傳動的制造和安裝的精度較低。
鏈傳動的主要缺點：只能用于平行軸間的傳動；瞬時速度和瞬時傳動比不是常數，傳動平穩(wěn)性較差；工作時有一定的沖擊和噪音；制造費用比帶傳動高。
(3) 傳動鏈條的種類
滾子鏈（套筒滾子鏈）--結構較簡單、重量輕、價格較便宜，已標準化，應用最廣。
套筒鏈--結構與滾子鏈相同，只是沒有滾子。結構簡單，重量輕，價格比滾子鏈低，但壽命較短，常用于低速。
齒形鏈--與滾子鏈相比，工作平穩(wěn)、噪音較小、承受沖擊載荷能力較高，但結構復雜、較重、價格較貴。常用于高速或運動精度要求較高的傳動。
本次設計中由于需要將烤串架固定在鏈條上，所以選擇帶附件的鏈條，其結構示意圖如下所示：
帶附件鏈條及固定方式
3.2.2鏈輪的選擇計算
原始參數：單個烤串架重量0.5kg
鏈輪上總共安裝100個烤串架，總重量為0.5x100=50kg
擬定鏈條線速度為3.4m/min
滾子鏈的設計
1、選擇鏈輪齒數
動過程中需要保證烤串架水平移動，盡量不發(fā)生傾斜，所以選擇兩個一樣大的鏈輪傳動,初定鏈輪齒數 z1=z2=21，節(jié)距P=31.75
分度圓直徑：d=p/sin（180°/z）= 213mm
2、確定計算功率
已知鏈傳動工作平穩(wěn)，電動機拖動，由表4-2選=1.3，計算功率為
P=Tn/9550
轉動慣量的表達式為
T=Jα==mr2α=1/2（50*0.11^2）*5=1.51NM （扭矩等于轉動慣量乘以角加速度）
P=1.51x1500/9550=0.24KW
3.3電機的選擇
3.1.1 選擇電機系列
電機選擇應保證：
式中：P0——電機額定功率，kW；
Pr——工作機所需電機功率，kW。
所需電機功率由下式計算：
Pr=Pw/η
式中：Pr——工作機所需有效功率，由工作機的工藝阻力及運行參數確定；
η——電機到工作機的總效率，%。
PW計算方法：
PW=F×v/1000 (kW)
式中：F——工作機的圓周力，例如運輸機上鏈條的有效拉力N；
v——工作機的線速度，例如鏈條的帶速m/s；
D——帶運輸機主動鏈輪的直徑mm；
n——工作機卷筒軸的轉速r/min。
按工作要求及工作條件選用三相異步電機，封閉式結構，電壓380V，Y系列。
3.1.2 選擇電機功率
PW1=0.27 kW，η1=0.99×0.95×0.96×0.95×0.994×0.96=0.7698
∴Pr1=PW/η1=0.36 kW
PW2=0.15 kW，η2=0.95×0.825×0.982×0.99×0.90=0.6885
∴Pr2=PW/η2=0.22 kW
查表4.12-1，可選Y系列三相異步電機Y802-4型，額定功率P0=0.75kW，或選Y系列三相異步電機Y90S-4型，額定功率P0=0.75kW。
以同步轉速為1500r/min及1000r/min兩種方案進行比較，由表4.12.1查得電機數據，計算出傳動比如下表。
表1 電機數據表
方案
電機型號
額定功率
/kW
同步轉速
/(r/min)
滿載轉速
/(r/min)
總傳動比
質量
/kg
1
2
Y802-4
Y90S-4
0.75
0.75
1500
1000
1390
910
57.92
37.92
18
23
為使傳動裝置結構緊湊，決定選用方案2。電機型號為Y90S-4，額定功率為0.75 kW，同步轉速為1000 r/min，滿載轉速為910 r/min，扭矩為7.2NM,滿足要求。
3 烤串機關鍵部件設計
3.3 烤串機輸送架主軸
3.3.1 軸的材料選擇
該軸的無特殊要求，選用45鋼調質處理230-280，查表得σB=640MPa。
3.3.2 初步估算軸徑
d≥48.6mm
取軸d=50 mm。
3.3.3 軸的結構設計
根據估算軸徑和軸上零件的布置，進行軸的結構設計，確定軸上與輸送架聯(lián)接鍵截面尺寸為b×h=8mm×7mm配合為H7/r6。滾動軸承內圈與軸的配合采用基孔制，軸的尺寸公差m6。在軸的兩端均制成2×45°倒角。
3.3.4 軸的強度驗算
(1)主軸間歇輪上的作用力的大小
轉矩：
T=9550P/n=9550*0.75/1000=7.16NM=71600Nmm
圓作用直徑：
d1=50（mm）
圓周力：
Ft=2T/d1=2×71600/50=2864(N)
軸受到的扭矩M=FtR=2864X0.11=315NM
(2)按彎扭合成應力校核軸的強度
進行校核時，只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，由公式：
式中：а——應力折算系數；
Mv——軸上危險截面處的當量彎矩，Nmm；
W ——軸上危險截面處的抗彎矩截面系數，mm3；
[σ-1] ——軸在對稱循環(huán)狀態(tài)下的許用彎曲應力,MPa，見表11-1；
d ——軸上危險截面處直徑，mm。當此段軸上有一個鍵槽時，直徑應加大3%；有兩個鍵槽時，應加大7%。
取а=0.6，計算截面上的應力：
=23.6Mpa
前面已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表11-1查得[σ-1]=60MPa，由于σv＜[σ-1]，故安全。
3.3.5 軸承壽命
所選軸承型號為6905ZZ和6902ZZ的深溝球軸承。
(1)求兩軸承的計算軸向力和。
軸承6905ZZ軸向力， 取e＝0.42。
N
N
N
N
由插值法計算得、
再計算
N
N
N
N
確定 、 ，N、N
(2)求軸承當量動載荷和。
分別進行查表或插值計算得徑向載荷系數和軸向載荷系數：
軸承1
軸承2 X2=1
因軸承運轉中有中等沖擊載荷，按表13.6 取
N
N
(3)驗算軸承壽命。
因為所以按軸承1得受力大小驗算：
h
已知本機器使用10年，一班制，預期壽命為：
h
故本軸承能夠滿足設計要求