【文章內(nèi)容簡介】 fd = fT =1 fn = fh= fm =1 ?C=Tndmh ff fff Pr = ??? ? 3750== cr 軸承的額定靜載荷 Por = Fr + Fa =22503750N 因 Por Fr 故取 Por = Fr = 滿足 軸承的壽命 Lh = n60106 ( TPfCfP?? )3 = n60106 ( ?? )3 =22446h 因 Lh h=6000h 故軸承壽命滿足條件。則軸承選取合適。 齒輪的選取校核 選取齒輪為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度 HB=217—255，平均硬度為 236 初步計算傳動尺寸 海量機械畢業(yè)設計，請聯(lián)系 Q99872184 13 為軟齒面開式傳動 dmin =3 21 )][(12HHE ZZZZuudKT ?? ??? （ 1）轉(zhuǎn)矩 T1 = 610? P1 /n1 = Nmm （ 2）設計時，因 V 值未知， KV 不能確定，故可初選 Kt = （ 3）取齒寬系數(shù) d? = （ 4）取彈性系數(shù) ZE = （ 5）初選螺旋角 ? =12o ，取節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH = （ 6）初選 Z1 =23，齒條 Z 2=? 則得重合度 ?? =[（ 1/ Z1 +1/ Z 2） ]cos? = 取軸面重合度 ?? = d? Z1 tg? = 取重合度系數(shù) Z? = (7) 取螺旋角系數(shù) Z? = (8) 許用接觸應力由式 [ H]? =HHNSZ lim? 取接觸疲勞極限應力為 limH? =595MPa 齒輪的應力循環(huán)次數(shù)分別為 N=60naLh = 810? 取壽命系數(shù) ZN = 取安全系數(shù) SH = 則 [ H]? =HHNSZ lim? = ? = MPa （ 9）齒輪的分度圓直徑 dt1 ,初算為 u=Z2 /Z1 =? 故 11??uu 則 dmin = 3 21 )][(12 HHE ZZZZuudKT ?? ???=130mm 確定傳動尺寸 （ 1）計算載荷系數(shù) 海量機械畢業(yè)設計，請聯(lián)系 Q99872184 14 取使用系數(shù) KA = 因 V= 11 1 0 / m in 1 / 66 0 1 0 0 0tdn m? ???m/s 取動載系數(shù) KV = 取齒向載荷分布系數(shù) K? = 取齒間載荷分配系數(shù) K ?= 故 K= KA KV K? K ?= （ 2）對 td1 修正 d1 = td1 3 1/ tkk = （ 3）確定模數(shù) m=dcos? /Z= 取 m=6 （ 4）故 d1 =?cosmZ=012cos236?=141mm 并取 b=50mm 校核齒根彎曲疲勞強度 F? =??YYYYbmdKT SF112 ?[ F]? 式中各參數(shù)： (1) mdbTK 11 各值同前 (2) 因當量系數(shù) ZV =Z/cos120 = 故取齒形系數(shù) YF =，應力修正系數(shù) YS = (3) 取重合度系數(shù) Y ?? (4) 取螺旋角系數(shù) Y ?? (5)許用彎曲應力 [FFNF SY lim] ?? ? 取彎曲疲勞極限應力 lim 220F? ? MPa 取壽命系數(shù) Y ?N ， 取安全系數(shù) S ?F 故 [FFNF SY lim] ?? ? = 220 / 176??MPa 海量機械畢業(yè)設計，請聯(lián)系 Q99872184 15 則 F? =??YYYYbmdKT SF112=〈 176MPa=[ ]F? 故能滿足齒根彎曲疲勞極限。 設計合理。 鏈輪鏈條的選取校核 設軸徑 d=80mm，鏈傳動比 i=1 鏈速 n=V d?/100060 ?? =P= w2 5 060/10101 5 0 0 ???? 選擇鏈輪齒數(shù)：初步確定 Z=21 定鏈的節(jié)距 取 K ?A ，齒數(shù)系數(shù) K ?Z ，多排鏈系數(shù) K ?P 所需傳遞功率為 / 1 7 5 / 2A Z PK K P K ? ? ? ?kW 由此，可選取滿足條件的 08A 鏈， P= 定鏈長、中心距 初定中心距 a=40p，則鏈節(jié)數(shù) L 2120210 )2(22 ?zzapzzpaP ????? =101 節(jié) 鏈長 L=LP P/1000=101? 中心距 a= 21222121 )2(8)2()2[(4 ? zzzzLzzLp PP ???????=508mm 中心距調(diào)整量 2 2 ? ? ? ? ?mm 實際中心距 39。 50 8 25 .4 48 3a a a? ? ? ? ? ?mm 求作用在軸上的力 工作拉力 F=1000P/V=1500N 作用在軸上的壓力 FQ ==1800N ?軸徑 33m in / 1 1 0 2 .5 / 1 5 9 .2 1 3d C P n? ? ?mm 取 d=16mm 取輪徑 D=80mm 計算結果總匯：鏈條規(guī)格： 08A 單排鏈， 101 節(jié)，長 米 ， 大小輪齒數(shù)都為 21，海量機械畢業(yè)設計，請聯(lián)系 Q99872184 16 中心距 39。 483a? mm， 壓軸力 F NQ 1800? ，軸徑 d=16mm，輪徑 D=80 mm【 10】 。 貨叉伸縮裝置中的電機 和 減速器的選取 齒輪 5 的轉(zhuǎn)速為 m i n/ 60/20210060100060 rd vn ??????? ? 電機功率： P= Mn9555=Fv10?3/ = 選取電機功率為 ，電機型號為： YVF290S6 轉(zhuǎn)速為 980r/min,安裝型式選取 B3 為此，減速器的傳動比為 i=980/= 則選取減速器型號為 TZSD112【 12】 。 本章小結 本章對堆垛機的貨叉機構進行了設計，分別對上叉、中叉、下叉等進行了結構計算和力的分析。最后確定了貨叉的各部分參數(shù)。 海量機械畢業(yè)設計，請聯(lián)系 Q99872184 17 第 5 章 堆垛機行走機構的設計計算 堆垛機行走輪的設計計算 行走輪有主動輪和從動輪 1 個，采用輪軸直接連接的驅(qū)動方式。 行走輪的允許載重量等各參數(shù)間有下列關系式： P39。 =KD39。（ B2r）（ kg） () K= vk?240240 （ kg/cm2 ） () 式中 ： P39。 —允許載重量（ kg） D39。 —車輪的踏面直徑（ cm） B—鋼軌寬（ cm） r—鋼軌頭部的圓角半徑（ cm） K—許用應力系數(shù)（ kg/cm2 ） v—走行速度（ m/min） k—許用應力（球墨鑄鐵的許用應力為 50）（ kg/cm2 ） 首先確定 B=， r=, k=50 kg/cm2 , v=80m/min 則 K= vk?240240 = 120240 50240?? =（ kg/cm2 ） 海量機械畢業(yè)設計，請聯(lián)系 Q99872184 18 行走輪的輪壓主要根據(jù)疲勞計算輪壓選取，其計算公式為： 0P = 3 minmax2 PP ? （ ） 式中 ： 0P —疲勞計算輪壓（ N）； maxP —工作時最大允許載重量（ N）； minP —正常工作時最小輪壓（ N） 又根據(jù)車輪直徑的計算公式： 121 0LKCC PD ? （ ） 式中 : 1C —轉(zhuǎn)速系數(shù)； 2C —工作級別系數(shù)； 1K —接觸應力常數(shù) 首先確定 1K =， 1C =， 2C =,l=30mm，代入式（ ），式（ ）中算得： D=135mm 車輪的轉(zhuǎn)速為： Dn ?1000120?? =車輪的軸徑為 d 3min / nPC? =14mm， 為滿足選擇合適的軸承，取 d=15mm 軸上的軸承選取型號為 6202，基本尺寸為： d=15mm， D=35mm， B=11mm【 13】 。 行走機構電動機的選取 行走機構的電動機所需的功率為可按下式計算： ?1000vFP j? （ kW） （ ） 式中 ： jF —行走阻力； v—行走機構的運行速度 ? —行走機構的總效率，一般可取 由上式可知，現(xiàn)須確定行走阻力的大小，可按下式計算： jF =Gμ （ ） 式中： G— 堆垛機總重，約為 5000kg — 滾動摩擦系數(shù)，查表取 將（ ）代入（ ）即可得： 海量機械畢業(yè)設計，請聯(lián)系 Q99872184 19 kwvFP j 1000 ?? ? 取為 P=,選取電機型號為 YVF2132M26m。 V 帶輪與 V 帶的設計計算與選擇 設計功率 dP 為 PKP Ad ? （ ） 式中 AK —— 工況系數(shù)； 由于是起重機行走機構，查表得 AK =，則 KWPKP Ad ???? 選定帶型 根據(jù) dP = 和 min/9801 rn ? ,查表確定為 PI型。 傳動比 i 為 21nni? （ ） 由行走速度初步確定小帶輪的轉(zhuǎn)速為 12 m ?? rn 則 ??i 確定小帶輪基準直徑 由大帶輪與電機同軸確定大帶輪基準直徑為電機的輸出軸直徑，即 mmdd 321 ?則小帶輪的基準直徑 2d 為 ? ???? 112 dd idd （ ） 則 ? ? mmd d ????? 帶速 v 為 100060 11?? ndv p? （ ） 則 smsmv /?? ??? ? 海量機械畢業(yè)設計，請聯(lián)系 Q99872184 20 此處11 dp dd ? 初定軸間距 按要求取 mma 2620 ? 所需基準長度 0dL 為 ? ? ? ?02122100 422 a ddddaL ddddd ????? ? （ ） 則 : ? ? ? ?? ? ? ? mmmmmmaddddaL ddddd 2232223222622422202122100??????????????? 選取基準長度為 609mm。 a 為 2 00 dd LLaa ??? （ ） 則 mmmma 2622 ???? （ 1）安裝時所需最小軸間距 mina 為 ? ?dd Lbaa in ??? （ ） 查表得 mmbd ? ，則 ? ? mmmmmmmma 2 5 16 0 90 0 6 2m i n ?????? （ 1） 張緊或補償身長所需最大軸間距 maxa 為 dLaa ax ?? （ ） 則 mmmmmma 2 7 46 0 6 2m a x ???? 1? 為 ?? 211 ???? a dd dd? （ ） 則 ???? 211 ????????? a dd dd? 圖 所示 ： 海量機械畢業(yè)設計，請聯(lián)系 Q99872184 21 圖 皮帶輪結構簡圖 行走機構減速器的選取 行走機構中的減速器可根據(jù)機構的傳動比從標準中選用。 行走機構的傳動比由下式確定： nni m? （ ） 式中， mn —電動機額定轉(zhuǎn)速； n —車輪的轉(zhuǎn)速 代入相關數(shù)據(jù)到式（ ）中算得： ?i = 可選取減速器的標準型號為 SEW 型 R97[6] 行走機構聯(lián)軸器的選擇 聯(lián)軸器的具體規(guī)格根據(jù)載荷情況、計算轉(zhuǎn)矩、軸直徑和工作轉(zhuǎn)速來選擇。計算轉(zhuǎn)矩有下式確定： TKT Ac? （ ） nPT