刮板輸送機畢業設計計算說明書(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 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 在 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 ，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 3 nP =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； 畢業設計（論文） 18 （ 5）選用軸承要講究經濟性。 結合上述 受力分析可得：軸承所受徑向力較大，軸向力較小可以忽略不計 。根據對各種系列軸承的分析，又考慮到刮板輸送機 沖擊載荷很小，可以減小軸承的直徑，本設計中 （部裝圖） 選取 6316 型 (GB/T27694)深溝球軸承兩 個 。其軸向力傳遞到軸承上 在傳遞到箱體上： 軸承的組合結構設計 : 為了保證軸承的正常工作，在正確選擇軸承類型和型號的同時，還需要合理設計軸承的組合，主要考慮以下幾個方面： 1）軸系的固定的結構類型設計： 目前，軸承軸系的固定結構典型的有三類： （ 1）兩端單向固定； （ 2）一端雙向固定，一端游動； （ 3）兩端游動。 本設計在對這幾 種結構進行分析，并根據刮板鏈輪運動的 實際情況，設計過程中采用的是一端 固定 一端游動 的結構類型。 2）軸承的配合： 軸承的周向固定和徑向間隙的大小是通過軸承和軸及軸承座的配合達到的。徑向間隙不僅關系到軸承的運轉精度，同時還會影響它的使用壽命。軸承是標準件，與相關零件配合時其內孔與外徑分別是基準孔和基準軸，在配合時不需要標注。軸承內孔與外徑都具有公差帶較小的負偏差，與圓柱體的基準孔和基準軸都不盡相同。本設計中的軸承的回轉套圈受旋轉載荷，應選用較緊的配合。綜合考慮：為了與設計中采用的 較高公差等級的軸承配合的軸與孔，對加工精度、表面粗糙度及形位公差都要有相應的較高的要求，在設計中軸承做孔公差帶選用： k7；軸外徑公差帶選用： H8。 3）軸承的潤滑與密封： （ 1）軸承的潤滑主要是為了降低摩擦阻力和減輕磨損，也有吸振、冷卻、防銹和密封的作用。根據《機械工程手冊》提供的滾動軸承潤滑方式的選擇標準，在綜合考慮實際情況，在設計中采用油潤滑，油潤滑的優點是潤滑的冷卻都較 好 ； （ 2）軸承的密封是為了阻止潤滑劑從軸承中流失，也防止外塵、水分進入軸承。 畢業設計（論文） 19 本設計中由于刮板輸送機 在工作過程中對環境要求一般，對各 部分的密封裝置都沒有有很高的要求，故此綜合考慮在設計中采用的是氈圈密封。 由于所受軸向力 Fa 較小 而 徑向力 F1 過大，故軸向力忽略不計。 Cr 、 C r0 查手冊 6316 型 軸承的基本額定 動載荷 C r =122kN,基本額定靜負荷C r0 = Fa / C r0 值，并確定 e 的值 e=0 P 由 [2]中式（ 157）得 P=XF1+YFa