皮带输送机设计毕业设计
更新时间:2024-02-28 11:25:01 阅读量: 综合文库 文档下载
毕业设计
课题名称:DT-(Ⅰ)皮带输送机设计(输送带部分)
目录
摘要及关键词................................................. ........3
前言......................................................... ........3 一、传动系统的方案设计.......................................... ........ 4
1)、对传动方案的要求..................................... . ....... 4 2)、拟定传动方案..................................... ...... .. 4 二、带式输送机的设计............................................... ... 4
1)、确定带速V.............................................. . .. .. 4 2)、确定带宽B............................................... . ... 4 3)求圆周力................................................... 5 4)求各个点的张力.................................................. 6 5)校核重度................................................... 7 6.校核胶带安全系数................................................. 7 7)拉紧装置设计................................................... 7 三、电动机的选用........................................................ 7
1)电动机容量的选择................................................ .7 *2)传动比的分配................................................... 8 *3)各轴转速、功率和转矩的计算.................................. 9 *4)带的设计................................................... 10 *四、齿轮的设计..................................................... .13 *五、减速器中轴的设计.................................................. . 20 六、传动滚筒内轴的设计................................................. . 20
1)选择轴的材料确定许用应力.................................... 20 2)按扭转强度估算轴径.................................... 20 3)设计轴的结构并绘制草图.................................... 20 4)按弯扭合成强度校核轴径.................................... 21 5)轴的刚度校核 22 七、改向滚筒内轴的设计.................................................. 22
1)选择轴的材料确定许用应力.................................... 23 2)确定各轴段的长度.................................... 23 3)按强度设计轴径.................................... 23 4)设计轴的结构并绘制草图.................................... 24 5)轴的刚度校核 24 八、滚动轴承的选择(传动滚筒)......................................... .25 九、滚动轴承的选择(改向滚筒).......................................... 25 十、键和联轴器的选择......................................... 25
1)传动滚筒上联轴器的选择......................................... 26 2)传动滚筒上键的选择......................................... 26 3)传动滚筒轴内键联接的选择........................................ . 26 4)改向滚筒轴内键联接的选择......................................... 26 *十一、滚动轴承的润滑.................................... 27
结论.................................... 27 结束语.................................... 27
1
附:主要参考文献.................................... 28 带*号的是同组王勇同学所做,不带的是本人所做
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DT-(Ⅳ)胶带输送机设计(输送机部分)
摘要:本课题针对杨府山煤用码头胶带输送机进行了设计计算,根据设计任务书拟定传动
系统的方案,对传动系统进行了总体设计。详细地说明了输送机、传动滚筒、改向滚筒和轴的设计计算过程,对轴承、键、联轴器的选择也进行了计算和校核。
关键词: 输送机 电动机 传动滚筒 改向滚筒 拖辊 拉紧装置 胶带 带轮
前言
胶带运输机又称带式输送机,是一种连续运输机械,也是一种通用机械。现更新到DT-(Ⅳ)型,带运输机被广泛应用在港口、电厂、钢铁企业、水泥、粮食以及轻工业的生产线。即可以运送散状物料,也可以运送成件物品。工作过程中噪音较小,结构简单。胶带运输机可用于水平或倾斜运输。胶带运输机还应用与装船机、卸船机、堆取料机等连续运输移动机械上。胶带运输机由胶带、机架、传动滚筒、改向滚筒、承载托辊、回程托辊、张紧装置、清扫器等零部件组成。在大型港口或大型冶金企业,胶带运输机得到最广泛的应用。 选择设计胶带输送机作为毕业设计课题,无疑是将三年所学进行了一次实践。在设计前,做了一系列的设计准备,比如查阅有关设计资料,观看电教片和参观杨府山煤用码头等,了解设计对象的性能、结构及工艺性;准备好设计需要资料、绘图工具;拟定设计计划。
本人和王勇同学密切合作完成了胶带输送机的设计计算。本人负责了输送机部分,包括了输送机总装配图,传动滚筒、改向滚筒和拖辊等的部件装配图,及有关轴、滚筒等零件图;王勇同学则负责完成减速器的选择计算和有关图纸的绘制
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一、传动系统的方案设计
1.对传动方案的要求
由于运用的地方是煤炭专用码头。由此分析合理的传动方案首先要做到实用性这是关键。在考虑到制作的成本问题,在这同时应保证寿命的长短,传动效率高,以及操作方便。大至可分为以下几点:
1)工作可靠、传动效率高
2)结构简单、尺寸紧凑重量轻
3)成本低、工艺性好、 4)使用和维护方便
2.拟定传动方案
因为所设计的产品是煤炭专用码头用的输送机,在那里环境条件都是很差的,所以方案要统筹兼顾,满足最主要的和最基本的要求。例如图1-2所示为拟定的传动方案
图1-1
二、胶带输送机的设计计算
已知条件:输送量Q=450 t/h,输送机长度L=110 m ,倾角β=2°,矿石最大块度αmax= 150mm ,矿石密度γ= 1 t /m3 。
1、确定带速V
带速v 根据带宽和被运物料性质确定,我国带速已标准化,具体选取可参考文献[1]表3-19,由表初步确定带速v=2m / s 。此次设计选用普通胶带。 2、确定带宽B
按给定条件Q=450 t/h,γ= 1 t /m3 ,v=2m /s ,又查文献[1]表3-18,得k=0.95(k 为输送带得倾角系数),输送机的截面图如图2-1。
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图2-1
θ一般为θ=20°,α=30°,求出物料断面积A 为
槽角α=30 堆积角θ=20 A=。
。
Q450??0.066m2
3.6?????k3.6?1000?2?0.95其中Q是输送量 ; r是煤的密度 k由倾角β=2 查表得k=0.95
?
查文献[1]表3-17,取带宽B= 800mm 。3、求圆周力
Fu=FH+FN+Fs1+Fs2+Fst 1) FH 为主要阻力的计算
FH=fLg???2qB+qG?cos??qR0?qRU??
其中f 为模拟摩擦因数,是和工作条件有关查文献[1]表3-22 得, f =0.025。 L=110 m 为带的长度, g=9.8 m/s 为重力加速度.
qB-每米为输送带的重量,查文献[1]表3-3,选4 层帆布,上胶6.0 mm ,下胶1.5 mm , qB=12.1kg/m
qG-每米长度煤的质量 qG?2Q450??62.5kg/m 3.6v3.6?2qRO 为承载分支托辊每米长旋转部分得质量, qRU 为回程分支拖辊每米长旋转部分的质量。
mR0 查文献[1]表3-23 得,mR0 =14kg ,取承载分支拖辊的间距lR0lR0=1.2m;
mRUqRU? 查文献[1]表3-23 得,取回程分支托辊的间距lRU=3m ;mRU=12kg ,
lRU由文献(1)表3-23 qR0?qRo=mRo/lRo= 14/1.2=11.67 kg/m
5
qRu=mRu/lRu=12/3=4 kg/m
所以FH =flg[(2qB+qg)cosβ+qRo+qRu]
=0.025×11×9.8[(2×12.1+62.5) ×0.99+11.67+4]=2757.47N 2)FN -附加阻力的计算
FH+ FN =CFH C为计入附加阻力的系数,查文献[1]表3-25,用插入法得:C=1.85 FH+FN=1.85FH FN =1.85×2757.47-2757.47=2343.85N 3)FS1-特种主要阻力的计算
FS1=FSa+FSb 由于不设群板,故FSb =0, 重载段的计算
FSa 为托辊前倾的摩擦阻力。按重载段为等长三托辊、前倾角ε=2°计算:
Cε为槽形系数,取Cε=0.4(30°槽角);?Uo为承载托辊与输送带间的摩擦系数
取Uo=0.3 Lε=L ε=2°
FSa =Cε×Uo×Lε(qb+qg)g×cosβ×sinε =0.4×0.3×110(12.1+62.5) ×9.8×0.99×0.0349 =336.59N 空载段的计算
FSa = Uo×Lε×qg×g×cosβ×cosε γ=0° 空载段阻力很小可以省略; 因此FS1=FSa+FSb=336.59N 4)FS2-物种附加阻力的计算 FS2=FSc+FSd
由于不设导料板,故FSc=APU3=0
由于没有输送带清扫器, 故FSd=BKα=0 则FS2=0
5)FSt-倾斜阻力的计算
FSt=qg×Hg=qg×l×sinβ= 62.5×9.8×60×sin2°=1282.55N L=60mm倾斜的长度
Fu=FH+FN+Fs1+Fs2+Fst=CFH+Fs1+Fs2+Fst= =2757.47+2343.85+336.59+1282.55=6718.62N 4、求各个点的张力
输送机的布置如下图所示:
按启动时的工况求出F1, F1=
Fmax?FU?6
n?1 u?e?1取n=1.3, U一般为0.4 α带跟带轮的包角取α=180° L总长 f摩擦系数=0.025 π=3.14
?1.3?F1?6718.62??0.4?3.14?1??10196.51N
?1??e正常运行时各点张力:
空段阻力Fk ,忽略传动部分长度:
Fk?fLgqBcos??qRUfLg?qBLgsin???21.53N
重段阻力Fzh :
Fzh??qB?qG???fcos??sin??Lg?qR0Lfg
??12.1?62.5???0.025?cos2??sin2???110?9.8?11.67?110?0.025?9.8?4501.37N
带的各点的张力计算如下:
F5?F1=10196.51N
F4?F5?FZh=10196.51—4501.37=5695.14N F3?F4=5695.14N
F2?F3?Fk=5695.14—21.53=5673.61N 5、校核重度
垂度校核必须分别校核重段垂度和空段垂度,两者都要找出最小张力点。由各点得张力计算值可知,重段最小张力点在位置4;空段最小张力点在位置2。 重段的重度.
Fmin??qB?qG?g?lR0??12.1?62.5??9.8?1.2?5263.78Nfmax8lR00.0258?1.2
通过以上的比较可知:F4?Fmin,因此符合要求。
空段的重度
空段垂度所需要得最小张力为:
F'min?qBg?lRU12.1?9.8?3??5333.4N
fmax0.02588?lRU3通过以上的比较可知:F2?F'min,因此符合要求。
综上可知:通过校核重段的重度和空段的重度都符合要求
6、校核胶带安全系数
??b为带芯强度,根据文献[1]表3-4,取?b为560 N /cmg层。
7
B 胶带宽度 Fmax最大的拉力Fmax=F1
m??bB?层数Fmax?560?80?4?17.57?10
10196.51由上式可知:通过校核胶带安全。 7、拉紧装置设计 张紧装置的作用:
保证输送带在驱动滚筒的绕出端具有足够的张力,使所需的牵引力得以传递,防止输送带的打滑;
保证输送机各点的带条张力不低于一定值,以防止带条在托辊之间过分松弛而引起撒料和增加运动阻力
补偿带条的塑性伸长和过度工况下弹性伸长的变化 为输送带重新接头提供必要的行程。 对张紧装置的要求:
张紧装置应尽量布置在带条张力的最小处
应使带条在张紧滚筒的绕入和绕出方向与滚筒位移线平行,而且施加的张紧力通过滚筒中心 张紧装置的类型以及选用
类型:螺旋拉紧装置 垂直重锤拉紧装置 自动拉紧装置 各类拉紧装置的优缺点比较: 垂直重锤拉紧装置
优点:应用广泛;拉紧装置可以布置在离驱动滚筒不运的无载分支上,所需的重锤重量很小 缺点:增设了两导向滚筒,增加了带条的弯曲次数和带条的磨损,影响带条的使用寿命。 自动拉紧装置
优点:能够使带条具有合理的张力
缺点:结构较复杂,外形尺寸大。对污染较敏感,不利于室外的工作环境。 由于本次输送机属于小型运输机,带长较短,故采用螺纹拉紧装置 1) 螺杆直径的设计
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初步选用拉紧装置 参考文献(3)表6-24 拉紧力F=Fa+Fb=9690N
螺杠的材料选择45 号钢,其许用应力????160MPa? ? ? 螺杆:d>=(4F/π[?])1/2 =[(4×9690/3.14×160)]1/2=9mm D=20mm
2) 滚筒轴的设计 改向滚筒轴一样 3)滚筒的设计 滚筒直取d=350 mm
三 电动机的选用
按设计要求及工作条件选用Y系列三相异步电动机,卧式封闭结构,电压为380V。 1.电动机容量的选择
根据已知条件由计算得知工作机所需要有效功率
Pw?FU?v=6718.62?2/1000=13.43 kw 1000查文献[2]表3-1,设:
?c——联轴器效率,?c=0.99
9
?g——封闭圆柱齿轮传动效率, ?g=0.97
?b——一对滚动轴承效率,?b=0.99
?cy——输送机滚筒效率,?cy=0.96
?4w——输送机滚筒轴至输送带间的传动效率。
?2——联轴器效率,?2=0.99
?3——联轴器效率,?3=0.99
估算传动系统总传动效率: ?=?01?12?23?34?45 式中:?01=?c=0.99
?12=?d=0.95=0.95 ?23=?c=0.99
?34=?b?g=0.99×0.97=0.96
?45=?b?g=0.99×0.97=0.96 ?56=?c=0.99
得到传动系统总效率:
???01?12?23?34?45=0.99×0.95×0.99×0.96×0.99=0.85
工作机所需电动机功率:
Pr=Pw?=13.43/0.85=15.79kw
由文献[2]表3-2 所列Y 系列三相异步电动机技术数据中可以确定,满足Pm ≥ Pr 条件的 电动机额定功率Pm 应取为18.5kw 2.电动机转速的选择
由文献[2]表3-2,选转速970 r/min,电动机型号为Y200L1-6 根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速,查文献[1]表3-12,帆布层数为4 层,胶带取用硫化接头,则取 滚筒直径为D=500mm n6000v6000?2w???76.43r/min
?d3.14?5002、传动比的分配
IA=NM/N=25
由于带的传动比I0=2
10
IA=I0×I
I= IA / I0=12.5 I总=I12×I23×I01*I56 I01=1, I56=1
1/2
I34=(1.3I总)=4.03
I45=I总/I12=3.10
3、各轴转速、功率和转矩的计算 0轴 : N0=NM=1460 P0=PR=15.29KW
T0=9550P0/N0=100.01N.M 1轴: N1=N0 =1460
P1=P0η01=16.25×0.99=15.14kw T1=9550P1/N1=99.03KW 2轴: N2=N1/I12=730
P2=P1η12=15.14×0.95=14.38KW T2=9550P2/N2=188.12N.M 3轴: N3=N2 =730
P3=P2η23=14.28×0.99=14.24KW T3=9550P3/N3=186.29N.M 4轴: N4=N3/ I23=181.14
P4=P3η34=14.24×0.96=13.67KW T4=9550P4/N4=720.7N.M 5轴: N5=N4/I45=58.43
P5=P4η45=13.67×0.96=13.12kw T5=9550P5/N5=2144.38 N.M 6轴: N2=N1/I12=58.43
P2=P1η12=13.64×0.95=13KW T2=9550P2/N2=2118N.M
选电动机型号Y160l1-2, 满载转速2929r/min 4带的设计
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选取普通V带型号
根据PC=15.14KW .N1=1460r/min 选用B型普通V带 选用dd1=140mm,且dd1=140mm>ddmin=125mm 大带轮直径dd2=n1* dd1/n2=280mm 取标准值dd2=280mm I=280/140=2
N2=n1/i=730r/min (730-730)/58.8=0% 在正常范围内 合格 验算带速
V=t* dd1*N1/(60*1000)=10.70M/S 在正常范围内
确定带的基准长度和实际中心距 初定中心距 A0=1500mm
L0=2A0+t/2*( dd1+ dd2)+( dd2- dd1)2/4A0=3662.67mm Ld=3550mm
实际中心距a=a0+ld-l0/2=5140.5mm Amin=a-0.015 Ld=5086.25mm Amax=a+0.03ld=5246.5mm 校验小带轮包角
α=1800-(dd2-dd1)*57.30/a=126.520>1200 确定V带根数
根据dd1=140mm n1=1460r/min P0=2.82kw
Σp0=kb*n1(1-1/ki) kb=2.649*103
根据I=25.36 查ki=1.1373 Σp0=kb*n1(1-1/ki)=0.46kw
长度休整系数kl=1.13 包角系数ka=0.97 Z=pc/kakl( P0+Σp0)=4.25 园整得Z=5
求初拉力及带轮轴上的压力 查得B型普通V带q=0.17kg/m
初拉力F0=500PC(2.5/KA-1)+QV2/ZV=233.30N FQ=2F0ZSINα/2=2076.37N
选用5根B-3550GB带 中心距A=5140.5 mm 带轮直径dd1=140mm dd2=280mm FQ=2076.37N
四 齿轮的计算
1、一级齿轮计算
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轴上压力(1)小齿轮选用45钢调质,硬度为220~250HBS;大齿轮选用45钢正火.硬度170~210HBS;因为是普通减速机,选8级精度,要求齿面粗燥度RA<3.2-6.3μm (2)因来两齿轮均为钢质齿轮,求出D T3=9550P3/N3=186.29N.M 载荷系数K
查表10.11,取K=1.1 小齿轮的齿数Z1=23, Z2=93 取?d=1
?hlim=560mpa, ?hlim2=530mpa; sh=1
n1=60hjlh=60*730*1*(10*52*40)=9.11*108 n2=n1/I=2.26x108
查图10.27Zn1=1.1;Zn2=1.02
[?h]1=Zn1. ?lim1/Sh=616MPA [?h]2=Zn2. ?lim2/Sh=540.6MPA
d1>76.43{ kt1(μ+1)/?d.N.[?h]2}1/3=73.1mm M=D1/Z1=3.18mm
由表10.3取m=3.5mm
(3)d1=mz1=3.5*23=80.5mm d2=mz2=3.5*93=325.5mm b=1*80.5=80.5mm 经b=80mm b1=85mm
a=1/2*m*(z1+z2)=203mm (4)按齿根弯曲疲劳强度校核 齿形系数YF1=2.75 YF2=2.18
应力修正系数 YS1=1.58 YS2=1.80
许用弯曲应力 由图10.25查得 ?FLIM1=440MPA ?FLIM2=410MPA 由表10.10查得 SF=1.3 由图10.26查得 YN1=YN2=1 [?F]1=YN1*?FLIM1/SF=338MPA [?F]2=YN2*?FLIM2/SF=315MPA
2
?F1=(2KT1/BMZ1)YF1YS2=62.3MPA<[?F1]=338MPA ?F2=?F1*YF2*YS2/YF1 YS1=56.3MPA<[?F1]=338MPA 所以该组齿轮合格
(5)验算齿轮的圆周速度V
V= π*D1*T4/(60*1OOO)m/s=3.036m/s 选8级精度是合适的 2.级齿轮计算
(1)小齿轮选用45钢调质,硬度为220~250HBS;大齿轮选用45钢正火.硬度170~210HBS;因为是普通减速机,选8级精度,要求齿面粗燥度RA<3.2-6.3μm (2)因来两齿轮均为钢质齿轮,求出D
6
T2=9.55*10P/N2=720.7N.M
13
载荷系数K
查表10.11,取K=1.1
小齿轮的齿数Z3=23,Z4=72 取?d=1
?hlim=560mpa, ?hlim2=530mpa; sh=1
n1=60hjlh=2.26x108 n2=n1/I=7.29x107
查图10.27Zn1=1.1;Zn2=1.18 [?h]1=Zn1. ?lim1/Sh=616MPA
[?h]2=Zn2. ?lim2/Sh=625.4MPA
d1>76.43{ kt1(μ+1)/?d.N.[?h]2}1/3=107.2mm M=D1/Z1=4.66mm 由表10.3取m=5mm (3)d3=mz3=5*23=115mm d4=mz4=5*72=360mm
b=1*115=115mm b1=120mm
a=1/2*m*(z1+z2)=237.5mm (4)按齿根弯曲疲劳强度校核 齿形系数YF3=2.75 YF4=2.275
应力修正系数 YS3=1.58 YS4=1.75
许用弯曲应力 由图10.25查得 ?FLIM3=440MPA ?FLIM4=410MPA 由表10.10查得 SF=1.3
由图10.26查得 YN3=YN4=1 [?F]3=YN3*?FLIM3/SF=338MPA [?F]4=YN4*?FLIM4/SF=315MPA
?F3=(2KT2/BM2Z3)YF1YS2=11.80MPA<[?F1]=338MPA ?F4=?F1*YF4*YS4/YF3YS3=10.81MPA<[?F1]=338MPA 所以该组齿轮合格
(5)验算齿轮的圆周速度V
V= π*D3*T5/(60*1OOO)m/s=12.91m/s 选6级精度是合适的
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五.减速器中轴的设计
第一轴:
(1)由减速器传递的功率属中小功率,选用45钢并经调质处理 [∮-1b]=55 mpa (2)按扭转强度估算轴径
C=118-107
D》c(p/n)1/3=29.60mm
由于轴的最小直径要安装联轴器,所以直径加大3%-5% 所以d1=30.488 查机械手册取d1=35mm -1b]=55 mpa (2)按扭转强度估算轴径 C=118-107
D》c(p/n)1/3=29.60mm
由于轴的最小直径要安装联轴器,所以直径加大3%-5% 所以d1=30.488 查机械手册取d1=35mm (3)轴结构设计
轴的受力分析
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lab=2(c+k)+bh1+s+bl1+b=269mm lac= c+k+b/2+bh1/2=69.5mm lbc= lab-lac=199.5mm ft1=2000t3/d1=4628.32N fr1= ft1.tg20=1684.57N RAX=LBC*ft1/LAB=3432.5N RBX= fr1- RAX=1195.82N
MAX= MBX=0 MCX= RAX* lac=238558.75N.mm
RAY=LBC*fR1/LAB=1249.34N RBY= fR1- RAY=435.23N
MAY= MBY=0 MCY= RAY* lac=86805.5N.m
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MC= (MCY2+ MCX2)1/2=238537.2N.mm
MCD=( MC2+(&T)2)1/2=238537.2 N.mm
∮= MCD/0.1D13=55.63>55 取D=40MM 所以合格 第二轴:
(1)由减速器传递的功率属中小功率,选用45钢并经调质处理 [∮-1b]=55 mpa (2)按扭转强度估算轴径 C=118-107
D》c(p/n)1/3=46.39mm
由于轴的最小直径要安装联轴器,所以直径加大3%-5% 所以d1=48.66 查机械手册取d1=50mm (3) 轴的受力分析
17
lab=2(c+k)+bh1+s+bl1+b=269mm lac= c+k+b/2+bn1/2=69.5mm lbc= lab-lac=199.5mm
lbd=n2/2+c+k+bl1/2=89.5mm ft2=2000t2/d2=4428.26N fr2= ft2.tg20=1594.18N ft3=2000t2/d3=12553.9N fr2= ft2.tg20=4512.2N
RAX=(LBC*ft2+ LBd*ft3)/LAB=7415.7N RBX= ft2+ft3-RAX=9566.46 N
MCX= RAX* lac=504267.6N.mm MdX= RbX* lbd=841848.48N.mm
RAY= LBd*fr3-LBC*fr2/LAB=284.919N
18
RBY= fr3-fr2- RAY=5821.38 N
MCY= RAY* lac=1694.50N.mm MdY= RbY* lbd=512281.44N.mm
MC= (MCY2+ MCX2)1/2=512281.44 N.mm Md=(MdY2+ MdX2)1/2=841848.48N.mm MCD=( Md2+(&T)2)1/2=841843.2 N.mm ∮= MCD/0.1D23=67.34>55 取d=55mm 所以合格
第三轴:
(1)由减速器传递的功率属中小功率,选用45钢并经调质处理 [∮-1b]=55 mpa (2)按扭转强度估算轴径 C=118-107
D》c(p/n)1/3=66.85mm 查机械手册取d4=70mm (3)
lab=2(c+k)+bh1+s+bl1+b=269mm lbc = c+k+b/2+ bl1/2=89.5mm lac = lab- lbc =179.5mm ft4=2000t4/d4=11913.2N fr4= ft4.tg20=4288.76N
RAX=LBC*ft4/LAB=3897.26N
MAX= MBX=0 MCX= RAX* lac=705403.16N.mm
19
RAY=LBC*fR4/LAB=1403N
MAY= MBY=0 MCY= RAY* lac=253945.6N.mm
MC= (MCY+ MCX)=749666.59 N.mm
2
21/2
MCD=( MC+(&T))=749666.60 N.mm
2
2
1/2
∮= MCD/0.1D1=21.8<55 所以合格
滚动轴承的选择 第一轴
因支承跨距不大,故采用两端固定式轴承组合方式,类型为深钩球轴承,寿命为LH=24000h,轴承工作转速n=730r/min,ft1=4924.86N
初选滚动轴承6309;基本核定动负荷cr=52800N.; 基本核定静负荷cqr=31800N. 因为无冲击 所以fp=1
Pr= ft1×fp=4924.86N CJS=PRL1/3=52203.5 CJS d=45 D=100mm B=25mm damim=54mm 第二轴 因支承跨距不大,故采用两端固定式轴承组合方式,类型为深钩球轴承,寿命为LH=24000h,轴承工作转速n=181.14r/min,ft1=13339.2N 初选滚动轴承6411;基本核定动负荷cr=100000N.; 基本核定静负荷cqr=62500N. 3 20 因为无冲击 所以fp=1 1/3 Pr= ft1×fp=13339.2N CJS=PRL=85229.09 N N CJS d=55 D=140mm B=33mm damim=67mm 第三轴 因支承跨距不大,故采用两端固定式轴承组合方式,类型为深钩球轴承,寿命为LH=24000h,轴承工作转速n=58.43r/min,ft1=12661.4N 初选滚动轴承6215;基本核定动负荷cr=66000N.; 基本核定静负荷cqr=49500N. 因为无冲击 所以fp=1 1/3 Pr= ft1×fp=12661.4N CJS=PRL=55482.25N CJS d=75 D=130mm B=25mm damim=84mm 键联接和联轴器的选择 (1) 高速轴(1轴)上键联接和联轴器的选择 工作转距T=186.29N.M 工作转速为730r/min 工作情括系数 K=1.5-2 取K=1.75 就是转距tc=kt=326.0n..m 选tl型弹性套拄销联轴器 选TL7许用转距[T]=500N.M,许用转速[N]=3600r/min tc〈 [T] , n〈[N] 满足要求 选A型普通平键 d=40 初选键L=30 H=8 B=12 进行许用应力校核 ζP=4000T/DHL=77.62〈[ζP]=110MPA η=2000T/DBL=25.87〈[η]=90MPA 满足要求 (2) 高速轴(2轴)上键联接和联轴器的选择 工作转距T=720.7N.M 选a型普通平键 d=60 初选键L=70 H=11 B=18 进行许用应力校核 ζP=4000T/DHL=62.40〈[ζP]=110MPA η=2000T/DBL=19.07〈[η]=90MPA 满足要求 选a型普通平键 d=60 初选键L=110 H=14 B=22 进行许用应力校核 ζP=4000T/DHL=31.20〈[ζP]=110MPA η=2000T/DBL=9.93MPA〈[η]=90MPA 满足要求 (3) 高速轴(3轴)上键联接和联轴器的选择 工作转距T=2144.38 HLT6型弹性柱销联轴器 GB/T5014-85公称转矩3150N.mm [n]=2850r/min 选a型普通平键 d=70键L=110 H=12 B=20 21 进行许用应力校核 ζP=4000T/DHL=92.83〈[ζP]=110MPA η=2000T/DBL=27.84〈[η]=110MPA 选a型普通平键 d=85 初选键L=70 H=14 B=22 进行许用应力校核 ζP=4000T/DHL=102.97〈[ζ]=110MPA η=2000T/DBL=32.76〈[η]=110M 六、传动滚筒轴 1)选择轴的材料确定许用应力 选用45钢并经调质处理,由文献[1]表3.14,查得强度极限sB=650MPa,再由文献[1]表13.2查得许用弯曲应力[s-1b=]60MPa。 2)按扭转强度估算轴径 根据文献[1]表13.1得C=118~107,则 D≥C3p/n=(107~118) 314.113/76.434=(60.93.2~67.19)mm 考虑到轴的最小直径处要安装联轴器,会有键槽存在,故将估算直径加大3%~5%,取为62.75~70.55mm,由设计手册取标准直径d=70mm. 3)设计轴的结构并绘制草图 ①确定各轴段直径 轴段1(外伸端)直径最小d1=70mm;考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进行定位,轴段2上应有轴肩,取d2=75mm;为能顺利地在轴段3上安装轴承,轴段3必须满足轴承内径标准,取轴段3直径d3=85mm;为固定轴段3上的轴承,轴段4应有轴肩,取d4=90mm;用相同方法确定d5=95mm.d6=90mm.d7=90mm d8=75mm ②确定各轴段的长度 初选轴承参考文献(4)表8.33得型号码6215 确定各轴段的长度.由前计算并参考文献(3)表6.1 L1=170mm. 轴段2 是外伸部分根据文献[6] 表6-1 有关数据估算 L2=90mm L3=212.5mm同理得L7=212.5mm 轴段4 是安 装与滚筒连接的圆板,左右各一个,L4=L6=100mm L5= 650mm 因为滚筒另一端不需要穿透闷盖,所以取L8=25mm 键选参考文献(1)表5.4 普通平键A型键长为140mm 轴的受力简图所示 Lab=1300mm. Lac=225mm. LBD=225mm ③选定轴的结构细节,如圆角、倒角、退刀槽等的尺寸。 按设计结果画出轴的结构草图如图5-5(a)。 4)按弯扭合成强度校核轴径 ①画出轴受力图如图5-5(b)所示,图中 22 图5-5 求轴的支承反力。 RA=RB=F=(F1+F2)/2=10196.51×2/2=10196.51N ②计算轴支反力 FC=FD RA=RB FC+FD=F1+F2由输送机设计结果知:F1=10196.51N F2=5673.61N 所以, FC=FD=7935N FC=FD RA=RB 所以,RA= RB=7935N ③作轴的弯矩图、转矩图 MA=MB=0 MC= RA×Lac=7935×225=2099500N.mm T6=2118N.mm 轴的合成弯矩图、转矩图分别如图5-5(c)所示。 ④求出当量弯矩Me 22 Mce =3MC+(??T6) =1766000N.mm 23 ⑤校核轴强度 轴受载荷最大剖面在齿轮中心C、D处,C、D处受相同载荷,此剖面具有键槽,但可近似用W?0.1d43 ?ce?Mce2059125?????1??60MPa 3W0.1?0.9当sB=650MPa时,??1b???60MPa,因此?ce<???1?b 由上式可知:得?ce???s?1?b满足强度要求 5)校核轴的刚度 因为滚筒轴较长,故须进行刚度校核。而且为一般轴,其许用挠度和转角分别为 ?3??ma?x??0.0000.0L0?55??0?4?3.?6.m5 ?910??ma?x?0.005???m 计算轴的实际最大挠度和转角 Mc?Lab22 ?max ?4??3?4LAC???d524E32 ?1766?1.3224?80?109????0.090?324??3?4?0.2252??1.39?10?4m〈 ??max? ?max?Mc?Lab??Lab?lAC?6 ?d542E32?1766?1.3??1.3?0.225?0.00315m〈??max? ????4??0.0902?80?109?32由以上可知:传动滚筒轴的强度和钢度满足要求。 七、改向滚筒轴的设计 1)选择轴的材料确定许用应力 选用45钢并经调质处理,由文献[1]表13.4,查得强度极限?b?650MPa,再由文献[1]表13.2查得许用弯曲应力???1?b?60MPa。 2)按扭转强度估算轴径 根据文献[1]表13.1得C=118~107,则 24 D≥C3p/n=(107~118) 314.113/76.434=(60.93.2~67.19)mm 考虑到轴的最小直径处要安装联轴器,会有键槽存在,考虑轴的安全问题,由设计手册取标准直径d=75mm. 3)设计轴的结构并绘制草图 a确定各轴段直径 为能顺利地在轴段1上安装轴承,轴段1必须满足轴承内径标准,取轴段直径d1?75mm;为固定轴段1上的轴承,轴段2应有轴肩,取d2=82mm;轴段3安装滚筒,取d3=85mm;轴段4为固定滚筒取d4?90mm;用同样方法确定d5=85mm;d6=82mm;d7=75mm;。 b确定各段轴的长度 轴段1安装轴承(初选深沟球轴承6215),查设计手册取L1=25mm;轴段2是外伸部分,根据文献[6]表6-1有关数据估算L2=212.5mm;轴段3是安装与滚筒连接的圆板,左右各一个,取l3=100mm;用同样方法,取l5=100mm,L6=212.5mm,L4=650mm L7=25mm C选定轴的结构细节,如圆角、倒角、退刀槽等的尺寸。 按设计结果画出轴的结构草图如图5-6(a)。 4)按弯扭合成强度校核轴径 ①画出轴受力图如图5-6所示, Lab=1300mm.Lac=225mm.Lbd=225mm 25 图5-6 ②计算轴支反力 由输送机的设计计算结果可以知道:F8=F1=10196.51N F7=F6=9804.3N FC=FD RA=RB RA=RB=F=(F7+F8)/2=(10196.5+9804.3)/2=10000.4N Fc?FD?F8?F7 所以,FC=FD=10000.4N ③作轴的弯矩图、转矩图 MA?MB?0 MC=RA×LAC=10000.4×212.5=2059125N mm 轴的合成弯矩图、转矩图分别如图5-6(c)和(d)所示。 ④根据强度条件设计轴 轴受载荷最大剖面在齿轮中心C、D处,C、D处受相同载荷,此剖面具有键槽,但可近似用W?0.1d53 ?ce ?Mce2059125?????1??60MPa 3W0.1?0.85d≥32.3mm 根据实际情况取d3=85 mm,因此选用合理 5)校核轴的刚度 因为滚筒轴较长,故须进行刚度校核。而且为一般轴,其许用挠度和转角分别为 x??0.000?3??ma?0.0L0?5?0??4?3.?6.m5 ?910 ??max??0.005???m 26 计算轴的实际最大挠度和转角 Mc?Lab22 ?max ?4??3?4Lac???d524E32 ?2059.125?1.3224?80?109????0.085?324??3?4?0.2252??1.276?10?4m〈 ??max? ?max?Mc?Lab??Lab?laC? ?d542E32?2059.125?1.3??1.3?0.225??0.00447???m〈??max? 4??0.0852?80?109?32由以上可以知道:改向滚筒轴的强度和钢度满足要求。 八、传动滚筒轴上滚动轴承的选择 按承载较大的滚动轴承选择其型号。轴承类型选择为深沟球轴承,轴承预期寿命为24000小时。 由前计算结果知:轴承受的径向力Fr=RA=RB=7935N,轴承工作转速N=76.434r/min。 根据文献[4]初选深沟球轴承6215GB/T283—1994,其基本额定负载Cr=66000N,fp为载荷系数,按文献[4]表14.12,取fp=1.5 Pr=Fr×Fp=7935×1.5=11902.5N 对深沟球轴承寿命指数e=3则, Cjs=Pr×L1/ε=11902.5×(60×2400×76.43/106)1/3=3773.76N 计算轴承的额定寿命L ,ft为温度系数,按文献?3?表12-4,取ft=1 33?ftCr??1?66000?6L???????28.6?10转? ?Cjs??3773.76?61016667L??28.?6计算轴承的实际寿命Lh Lh=60n76.434662?36.转4?1 0因Cjs 6215轴承:D=130mm,B=25mm,damin=84mm,Damax=121mm。 27 九、改向滚筒轴上滚动轴承选择 按承载较大的滚动轴承选择其型号。轴承类型选择为深沟球轴承,轴承预期寿命为24000 小时。由前计算结果知:轴承受的径向力Fr=10000.4N,轴承工作转速n4=76.434r/min。 根据文献[4]初选深沟球轴承6215GB/T283—1994,其基本额定负载Cr=66kN,fp为载荷系数,按文献[4]表14.12,取fp=1.5 Pr=Fr×Fp=10000.4×1.5=15000.6N 对深沟球轴承e=3则, ?60Lhn4?Cjs?PrL??Pr??? 610???11 Cis=48.7kw 因Cjs<Cr,故6215轴承满足要求。 6215轴承:D=130mm,B=25mmmm,dmin=84mm,Damax=121mm。 十 键和联轴器的选择 1.传动滚筒上联轴器的选择 由前计算结果知:传动滚筒上的工作转矩T6=2118N.m 工作转速为58.8r/min 参考文献(1)工作情况系数K=1.25~1.5取.K=1.4 计算转矩TC=K×T4=1.4×2118=2965.2N.mm 选zL型带制动轮弹性柱销联轴器 参考文献(5)选zL5联轴器 GB/T5015-85 公称转矩4000N.mm 许用转速[n]=4000r/min 因TC<[T],n<[n]; 故联轴器满足要求 2.传动滚筒上键的选择 选A型普通平键20×160GB/T 1096—2003 d=70mm,l=170mm,l=170-(5~10)=(165~160)mm 按文献[5]表5-4,初选键20×125 GB/T 1096—203: b=20mm,h=12mm,l1=160mm,l2=l1-b=140mm。 按文献[5]表5-3,键的许用挤压应力和许用剪切应力分别取为[δp]=110MPa,[η]=90MPa。 分别验算键的挤压强度和剪切强度 δp =4000×T6/dhl=4000×2118/12×140×70=72.04MPa<[δp]MPa η=2000×T6/ dbl=2000×2118/20×70×140=21.61MPa<[η]MPa 28 键的挤压强度和剪切强度满足要求。 3.传动滚筒轴内键联接的选择 1)键的选用 由前计算知:传动滚筒轴的工作转矩T4=2118N/m 选A型普通平键25×90 GB/T 1096—2003 d=90mm,l=100mm,l=100-(5~10)=(95~90)mm 按文献[5]表5-4,初选键20×125 GB/T 1096—2003: b=25mm,h=14mm,l1=90mm,l2=l1-b=68mm。 2) 挤压强度和剪切强度 按文献[5]表5-3,键的许用挤压应力和许用剪切应力分别取为[δp]=110MPa,[η]=90MPa。 分别验算键的挤压强度和剪切强度 δp =4000×T6/dhl=4000×2118/14×90×82=86.82MPa<[δp]MPa η=2000×T6/ dbl=2000×2118/25×90×82=24.31MPa<[η]MPa 键的挤压强度和剪切强度满足要求。 4.改向滚筒轴内键联接的选择 1)键的选用 由前计算知:传动滚筒轴的工作转矩T4=2118N/m 选选A型普通平键25×90 GB/T 1096—2003 d=90mm,l=100mm,l=100-(5~10)=(95~90)mm 按文献[5]表5-4,初选键20×125 GB/T 1096—2003: b=25mm,h=14mm,l1=90m,l2=l1-b=68mm。 2) 挤压强度和剪切强度 按文献[5]表5-3,键的许用挤压应力和许用剪切应力分别取为[δp]=110MPa,[η]=90MPa。 分别验算键的挤压强度和剪切强度 δp =4000×T6/dhl=4000×2118/14×85×82=86.82MPa<[δp]MPa η=2000×T6/ dbl=2000×2118/25×85×82=24.31MPa<[η]MPa 键的挤压强度和剪切强度满足要求。 十一、滚筒中的轴承和减速箱中的轴承的润滑 1、滚筒中轴承的润滑 采用脂润滑 2、减速箱中轴承的润滑 计算大齿轮的圆周速度 V=nπD/(2×60×1000)=242.5×3.14×(92+2) ×4/(2×60×1000)=2.38m/s 因此宜用润滑油润滑轴承 29 结 论 任何零部件的机构和尺寸,除去考虑它的强度刚度外,还应该综合考虑零件本身 及整个部件的工艺性要求、经济性要求、使用要求等才能确定。本设计中,多数零件由计算确定零件的基本尺寸,再通过草图设计决定其具体结构和尺寸;而有些零件(如轴)则是先经初算和绘草图,得出初步符合设计条件的基本结构尺寸,然后再进行必要的计算,根据计算的结果,再对结构和尺寸进行修改的 结束语 通过这次毕业设计,总结和复习大学三年所学知识。使我巩固了我在学校里所学 的知识。也使我看到我了我自己的很多不足之处。在这次设计中我学到了很多东西,为我在以后工作中,能更快速地提高专业技术;使自己的实践动手、动笔能力得到锻炼,增强了即将跨入社会去竞争,增添了一份自信心;掌握文献检索、资料查询的基本方法以及获取新知识的能力。毕业设计培养了我严肃认真和实事求是的科学态度。在设计过程中同学之间的互助,使我们的感情培增。 参考文献 参考文献(1)《机械零件设计手册》 主编:吴宗泽 机械工业出版社出版 参考文献(2)《机械设计课程设计》 主编:任金泉 西安交通大学出版社出版 参考文献(3)《带式输送机设计手册》 主编:北京起重运输机机械研究所和 武汉丰凡科技开发有限责任公司 冶金工业出版社出版 参考文献(4)《矿井运输提升》 主编:洪晓华 中国矿业出版社出版 参考文献(5)《联轴器选用手册》 主编:周明衡 化学工业出版社出版 参考文献(6)《机械设计基础》 主编:陈立德 高等教育出版社出版 参考文献(7)《机械零件》 主编:吴宗泽 中央广播电视大学出版社出版 30 结 论 任何零部件的机构和尺寸,除去考虑它的强度刚度外,还应该综合考虑零件本身 及整个部件的工艺性要求、经济性要求、使用要求等才能确定。本设计中,多数零件由计算确定零件的基本尺寸,再通过草图设计决定其具体结构和尺寸;而有些零件(如轴)则是先经初算和绘草图,得出初步符合设计条件的基本结构尺寸,然后再进行必要的计算,根据计算的结果,再对结构和尺寸进行修改的 结束语 通过这次毕业设计,总结和复习大学三年所学知识。使我巩固了我在学校里所学 的知识。也使我看到我了我自己的很多不足之处。在这次设计中我学到了很多东西,为我在以后工作中,能更快速地提高专业技术;使自己的实践动手、动笔能力得到锻炼,增强了即将跨入社会去竞争,增添了一份自信心;掌握文献检索、资料查询的基本方法以及获取新知识的能力。毕业设计培养了我严肃认真和实事求是的科学态度。在设计过程中同学之间的互助,使我们的感情培增。 参考文献 参考文献(1)《机械零件设计手册》 主编:吴宗泽 机械工业出版社出版 参考文献(2)《机械设计课程设计》 主编:任金泉 西安交通大学出版社出版 参考文献(3)《带式输送机设计手册》 主编:北京起重运输机机械研究所和 武汉丰凡科技开发有限责任公司 冶金工业出版社出版 参考文献(4)《矿井运输提升》 主编:洪晓华 中国矿业出版社出版 参考文献(5)《联轴器选用手册》 主编:周明衡 化学工业出版社出版 参考文献(6)《机械设计基础》 主编:陈立德 高等教育出版社出版 参考文献(7)《机械零件》 主编:吴宗泽 中央广播电视大学出版社出版 30
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