埋刮板輸送機設計機械設計專業畢業設計畢業論(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 M＝ 1370 滿足使用要求 聯軸器選擇 根據工作情況可選擇彈性柱銷聯軸器：特點是結構簡單，制造容易，拆裝容易，不需要潤滑，并有較好的耐磨性。 由于柱銷與柱銷孔間為間隙配合，且柱銷富有彈性因而獲得補償兩軸相對位移和緩沖的性能。 設計計算及說明 計算結果 畢業設計（論文） 11 Tc＝ K 9550 Pw/n≤ [Tn] () 工況系數， 取 K＝ 驅動功率 , Pw＝ 3 ＝ 工作 轉速 n＝ 1500/59＝ 扭矩 Tc＝ 9550 ＝ 1520N 選擇 HL5 型 Pw＝ Tc＝ 1520N， HL5 型聯軸器 傳動設計 計算 計算項目 計算內容 計算結果 ZZ2 因其 傳動比 i=，查 [2]表 116 選取Z1=30 則 Z2=i*=54 Z1=30 Z2=54 i’=Z2/Z1=54/30= i= 轉速 n1=36r/min n2=20r/min n1=36r/min n2=20r/min Pd=3kw 由表 117取 KA=1。由表 [2]118取 Kz= 由式（ 114） PA=KA*Kz*P= PA= 由 Pd= 和 n1=36r/min 查 [2] 圖1110，選得鏈號為 24A,節距 P=,單排鏈 24A 鏈條 Pd= P= 由式（ 111） 畢業設計（論文） 12 鏈速 v V= Z1*n1*p/(60*1000) =30*20r/min*（ 60*1000） m/s =15m/s,在限定范圍內 V= a0 因結構上無限定，初選 a0=35p 8確定鏈節數 Lp 由式（ 115），初算鏈節數 Lp0=2a0/p+(z1+z2)/2+(z1+z2/2) Lp0= 對 Lp0 圓整并取偶數，則 Lp=114 Lp=114 9理論中心距 a 因 (lpz1)/(z2z1)=(11430)/(5430) =84/24= 用插值 法 求得 ka=,則由式（ 117） ，得 a=[2lp(z1+z2)]kap =[114 23054] = a= a’ =a△ a, △ a=()a, △ a=,則 a’ =a△ a= =1000mm a’=1000mm 圓 周上的力 FQ 由式（ 119） FQ≈ 1000(～ )P/v =1000( ～ ) 3/=(9000 ～9750)N FQ=9000N ～9750N 1 由 P=,v=[2]圖 1113，選用滴油潤滑 滴油潤滑 13鏈條標記 114A1 1 選擇材料及熱處理方 選用 45鋼 ，淬火處理，硬度為 40～ 45HRC 45 鋼淬火 畢業設計（論文） 13 法 40～ 45HRC d d1=d2=d1= d2= df 由表 111，得滾子外徑 d1= 由表 112， dmax=d+, dmin=d+()pd1,得 ≤ da1≤ ≤ da2≤ da1=232mm da2=420mm 4齒根圓直徑 由 表 112， 得： d?1=dId1=()mm = d?2=()mm = d?1= d?2= 5齒形 按 GB124485 6鏈輪公差 齒根圓直徑公差為 h11，齒頂圓直徑公差為 h11；齒坯孔公差為 H8；尺寬公差為 h14；齒根圓徑向圓跳動小鏈輪為 大鏈輪為 11 級 ；齒根圓處端面圓跳動小鏈輪為 10級、大鏈輪為 11 級 主軸直徑的初步估算 軸是組成機械的一個重要零件。它支撐著其他轉動件回轉并傳遞轉矩，同時它又通過軸 承和機架聯接。所有軸上部件都圍繞軸心線作回轉運動，形成了一個以軸為基準的組合體 軸系部件。 輸送 機主軸主要受彎矩和轉矩。所以按彎轉合成力矩初步估算軸徑。 畢業設計（論文） 14 初步估算軸徑： 選擇軸的材料為 45 鋼、經調質 處理。 由機械設計手冊第四卷 表 毛坯 材料 硬度 (HB) 抗拉強度σ b MPa 屈服點 σ s MPa 彎曲疲勞強度σ 1 MPa 扭轉疲勞強τ 1 MPa =200 217155 650 360 270 155 E= 根據表 式初步算軸徑，由于材料為 45鋼，由表 軸的材料 Q235 45 [τ ]/N mm2 12~20 20~30 A 160~135 118~107 注：當彎矩相對較小或只受轉矩時， [τ ]取較大值， A取較小值；反之 [τ ]取較小值， A 取較大值。 由于結構設計需采用實心 軸結構，所以按照 實心 軸的許用切應力的計算公式： d ≥ (5T/[τ] ) ? (1/(1γ4)) ? 或： d ≥ A (P/n) ? (1/(1γ4)) ? 其中： d —— 軸的直徑（ mm） T— 軸傳遞的額定轉轉矩（ ） P—— 軸傳遞的額定功率（ kw） n—— 軸的轉速 （ r/min） n=20r/min [τ] —— 軸材料的許用切應力（ MPa），見表 取 [τ] =20 A—— 按 [τ] 而定的系數，見表 A=115 γ —— 空心圓軸的內直徑 d0 與外直徑 d之比。 由實心軸的計算公式可得 dmin=A 3nP =1153203= 畢業設計（論文） 15 故 初取 軸 徑為 : d=80mm 由機械零件設計手冊第 13章 按上式計算的軸徑，未考慮鍵槽對軸強度的影響，若開一個鍵槽則軸徑增大3%~7%，經計算得： d=～ 故主軸直徑取 d=90mm。 如圖所示，根據軸的受力 3． 4． 2 軸的結構設計 以及工作要求，軸設計為實 心，兩端設計為軸頭聯結。 根據軸所需結構，繪制軸的草圖 如下： 受力簡圖 畢業設計（論文） 16 3． 4． 3 軸上受力分析 軸傳遞的轉矩 T1 T1=（ N m） =1432500 N m ： Ft1=2T/d1=2 1432500/218= Ft2=2T/d2=2 1432500/432= F1=( Ft1*L+Ft2*L1)/L2 =( 476mm+ 170mm)/370N = F2= 170/370= 作受力圖 如下： 垂直面受力示意圖 所 受的彎矩 M1=Ft1= 106mm=?? mm M2=Ft2= 170/370 170mm=?? mm 作彎矩圖如下： 畢業設計（論文） 17 合成彎矩圖 ： A處為危險截面 ， 所以只校核此處 的強度即可 。本次校核采用第三理論強度進行校核 截面 A出的當量彎矩 Me = 221 aTM ? =1403673N mm a=[σ 1? ]b /[σ 0 ]b =59/98= σ?=M/W= dM=[σ 1? ]b =270Mpa 強度足夠，滿足使用要求。 ： 軸承的選擇 選擇軸承的原則 ： （ 1）轉速較高、載荷較小且旋轉精度要求高時選球軸承；轉速較低，載荷較大時選滾子軸承； （ 2）軸承同時受軸向與徑向聯合載荷時選接觸球軸承或圓錐滾子軸承；徑向載荷過大，徑向載荷過小時選深溝球軸承； （ 3）各類軸承使用時，內外圓間的傾斜角應控制在允許的偏差值范圍之內， 要不然會增大軸承的附加載荷，從而降低使用壽命； （ 4）為便于安裝拆卸與調整間隙要選用內外圈可分離軸承，具有內錐孔的軸承或帶緊定套的軸承；