【文章內容簡介】 ）至少a dd dd 包角滿足要求。 確定帶的根數(shù) LcKKP Pz?0? （ ） 式中 aK —包角系數(shù) ，查得 aK =； LK —長度系數(shù) ，查得 ? ； 0P —單根 V 帶的基本額定功率 ， 0 ? 。 所以 ????z 取 5z? 根 確定帶的預緊力 ])(500[ 20 mvKzvPF c ??? ? （ ） 式中 m—V 帶單位長度質量 ，查得 kg mm ? ； v —帶速 ； z —帶的根數(shù) ； aK —包角系數(shù) ； cP —計算功率 。 215]) ( [ 20 ?????????F N 計算傳動作 用在軸 上 的力 2sin2 10 ?zFFP ? （ ） 式中 z—帶的根數(shù) 16 0F —單根帶的預緊力 1? —主動輪上的包角 1522 5 2 1 5 si n 1 9 9 9 N2PF ?? ? ? ? ? V 帶輪設計及計算 根據(jù)帶輪的轉速和功率 ， V 帶輪采用材料 HT200鑄造 小帶輪 設計計算 由于小帶輪的基準直徑 ? ，所以小帶輪采用實心式，結構形式如圖 ，結構參數(shù)見表 。 圖 小帶輪結 構 表 小帶輪結構參數(shù) 參數(shù) 數(shù)值 (mm) 計算公式 d 32 1d 58 1 (~2)dd? d 63 ad 67 B 64 24B f e?? L 83 ( ~ 2)Ld? ψ 36176。 17 注 ： f —第一槽對稱面至端面距離 e—槽間距 大帶輪設計 大帶輪采用孔板式，結構形式如圖 ，結構參數(shù)見表 。 圖 大帶輪結構 表 大帶輪結構參數(shù) 參數(shù) 數(shù)值 （ mm） 計算公式 d 45 1d 90 2)d~( ?d d 315 ad 319 B 64 B=2f+4e L 64 B， L=B C’ 11 (1/7～ 1/4)B 18 1D 259 0D 0D =( 1D + 1d ) 0d 50 0d =(～ )( 1D 1d ) ψ 36176。 注 ： f —第一槽對稱面至端面距離 e —槽間距 帶傳動的張緊 由于 V 帶不是完全的彈性體，在預緊力的作用下，經過一段時間的運轉后，就會由塑性變形而松弛，使預緊力降低。因此，為了保證皮帶能夠正常的工作，必須要有一種裝置使得皮帶始終處于一種張緊的狀態(tài)。 常見的張緊裝置有定期張緊裝置（滑道式和擺架式）、自動張緊裝置和采用張緊輪的裝置。 在接近水平和垂直的皮帶傳動中適合采用定期張緊的方法，本設計采用擺架式張緊的方法，結構如圖 。當要調節(jié)帶的預緊力時只要調整電動機下方的螺母即可 。 圖 擺架式張緊裝置 本章小結 在此章節(jié)中， 選取了電動機， 進行了大小帶輪和皮帶的選擇和計算 ,選擇大帶輪為孔板式結構 ， 小帶輪采用實心形式， 同時確定了 V帶輪的材料， 皮帶采用窄 V 帶， 并對皮帶 張緊裝置進行了選擇 ， 張緊裝置 為擺架式張緊裝置 。 19 第 4 章 翻轉和提升裝置零件設計 鏈條的選擇及鏈輪的設計計算 鏈條的選擇 及計算 鏈條的選擇 根據(jù)第 2 章鏈條的受力分析可知，鏈條工作時拉力為 。選擇 08A 型板式起重鏈條?；?本參數(shù)如下： 公稱節(jié)距 P 板數(shù)組合 66 極限拉伸載荷 Q 鏈條的長度 鏈條的布置形式如圖 。 圖 鏈條的布置形式 根據(jù)鏈條的布置形式初步確定鏈條長度 mm6102)14501601(2)(2mm145010001050mm16011000125021222221????????????LLLLL 考慮到鏈輪部分的鏈條長度沒有算入，所以取 L=6200mm 確定鏈條的節(jié)數(shù) 6200 4 8 8 .21 2 .7P LL P? ? ? （ ） 取 節(jié)490?PL 鏈輪的設計及計算 鏈輪采用整體式鋼制小鏈輪，結構形式如圖 。 20 圖 鏈輪結構 表 鏈輪基本參數(shù) 名稱 數(shù)值（ mm） 計算公式 配用鏈條節(jié)距 P 根據(jù)《機械設計手冊》表 8173 查得 配用鏈條的滾子外徑 1d 配用鏈條的排距 tp Pt=3b0 分度圓直徑 d 68 ????? nvd ? 齒數(shù) z 17 a rc sin180 ??dpz 取 z=17 kd 35 齒頂圓直徑 ad 77 )(1m in1m a x?????????dpzdddpddaa 齒根圓直徑 fd 63 ??? ddd f 分度圓旋齒高 ah 5 )()(1m in1m a x???????dphdpzhaa 輪轂厚度 h ???? ddkh k 21 輪轂長度 l 36 in ?? hl 輪轂直徑 hd 58 mm582 ??? hdd kh 齒寬 fb mm7 8 5 )2( 0 ?? bb f 注 ： v —設計鏈速 n —鏈輪轉速 k —常數(shù) 50＜ d ＜ 100 時 k = 0b —鏈板厚度 ， 08A 型 0b = 滑輪的設計 因為鏈條的布置形式特殊（鏈條的布置形式見圖 ），所以要設計一個滑輪將下側的鏈條拉緊，以防止上下兩側的鏈條在工作的時候發(fā)生接觸?；喌慕Y構形式見圖。 圖 滑輪的結構 表 滑輪設計參數(shù) 名稱 數(shù)值（ mm） 計算公式 d 80 輪槽直徑 1D 140 in1 ?? PD 輪緣直徑 2D 160 5 7211m in2 ???? dhDD 輪緣間寬 b 30 in ?? bb 滑輪寬 B 50 注 ： p —鏈條節(jié)距 ， P= b —鏈條銷軸長度 ， b= 22 1h —鏈條通道高度 ， h1= 2d —鏈條銷軸直徑 ， 2d = 鏈條的潤滑 由于鏈條采用的是開式傳動，且鏈條較長、布置形式特殊，不易采用手工潤滑。所以要求定期將鏈條拆下，放入煤油中清洗，干燥后，浸入 70～ 80℃ 潤滑油中，待鉸鏈間隙中充滿油后安裝使用。 潤滑油采用牌號為 LAN46 的全損耗系統(tǒng)用油，潤滑油中加入添加劑 WS2。 軸的結構設計及校核 軸的設計及計算 系統(tǒng)中有主動軸 1 根，空場鏈輪軸 1 根、滑輪軸 1 根及電動機采用擺架式張緊安裝時使用的銷軸 1 根。現(xiàn)僅對主動軸做精確的設計計算。 輸出軸上的功 率 、 轉速和轉矩 鏈條的傳動效率為 ? =， 則 軸p =1 705 1 4 1 r / m in5nn i? ? ? 2 . 0 49 5 5 0 9 5 5 0 1 3 8 N m141pT n? ? ? ? 作用在鏈輪上的力 由第 2 章鏈條的受力分析可知 ， Fr =25000N， tF =23477N。 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為 45 鋼，調質處理。取 0A =112， 于是得 330m in ??? nPAd 軸 軸的最小直徑處為安裝鏈輪處，此處有一個鍵槽，軸徑應放大 6% ，即 in ???d ， 取 mm36min ?d 。 軸的結構設計 （ 1） 擬定軸上零件的裝配方案 裝配方案如圖 。 23 （ 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了使鏈輪軸向定位， Ⅰ 處右側制有螺紋， Ⅰ Ⅱ 處長 70mm， Ⅱ 處右側制出一軸肩， mm50??IIIIId 。 初選滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求，并根據(jù) mm50??IIIIId ，選用深溝球軸承 6410，其尺寸為 50 11 0 31d D B? ? ? ? ??？紤]到 Ⅱ Ⅲ 處端蓋的厚度及軸的伸出長度，取 Ⅱ Ⅲ 處長 51mm。 Ⅲ 處右側制出一軸肩 mm55??IVIIId ， Ⅲ Ⅳ 長 550mm。 mm50??VIVd ，考慮到此處安裝有軸承、皮帶輪和端蓋，取 Ⅳ Ⅴ 長 30mm,Ⅴ Ⅵ 長 100mm。 Ⅴ 處右側制有螺紋M42， Ⅵ Ⅶ 長 50mm。 （ 3）軸上零件的周向定位 皮帶輪、鏈輪的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。 圖 輸出軸上零件裝配方案 鏈輪與軸的 連接 選用 平 鍵 1 0 8 2 8b h l? ? ? ? ?。皮帶輪與軸的定位選用 平 鍵b h l=14950。選用皮帶輪、鏈輪與軸的配合為 H7/r6，以保證良好的對中性。滾動軸承的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 m6 。 （ 4）確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角 245176。，各軸肩處的圓角半徑為 2R 。 軸 的內力 根據(jù)軸的結構簡圖作出軸的計算簡圖、彎矩圖和扭矩圖 ，如圖 所示。 24 圖 軸的 內力圖 從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出 B 處是危險截面?，F(xiàn)將計算出截面B 處的 HM 、 VM 及 M 的值列于表 。 表 截面 B 處的載荷計算 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 1 21608NNHF ? 1 2409NNHF ? 1 22425NNVF ? 2 2565NNVF ? 彎矩 M 1385N mHM ?? 1475N mVM ?? 彎矩 2213 85 14 75 20 23 N mM ? ? ? ? 扭矩 T 138N mT ?? 按彎扭合成應力校核軸的強度 現(xiàn)只校核軸的危險截面 B 處的強度 pTMd1223 )(????? （ ） 式中 d—軸的直徑 ； M —軸所受的彎矩 ； T —軸所受的扭矩 ； ? —校正系數(shù)，雙向旋轉 1?? 1p?? —軸的許用彎曲應力 ， 取 1 207MPap?? ? 25 3 222 0 2 3 1 3 82 1 .6 8 4 6 .4 m m 5 0 m m207d ?? ? ? 危險截面 B 處軸的強度滿足要求 滾動軸承的校核 選用的滾動軸承為深溝球軸承 6410，設計工作壽命為 1000h。 h m drnTf f fC P Cff?? （ ） 式中 C—基本額定動載荷 ； p —當量動載荷 ； hf —壽命因數(shù) ，查得 ? ； nf —速度因數(shù) ，查得 ? ； mf —力矩載荷因數(shù)， 查得 ~ 2mf ? ； df —沖擊載荷因數(shù) ，查得 ? ； Tf —溫度因數(shù) ，查得 ? ； rC —軸承徑向基本額定動載荷 ，查得 ? 。 因為軸承只承受徑向力，故 p = 25kNrF ? ， 所以 1 . 2 6 1 . 5 1 . 2 2 5 9 1 . 5 k N0 . 6 2 1C ??? ? ?? C ＜ rC ，故滾動軸承 6410滿足動載荷要求。 鍵的強度校核 軸上共有兩個鍵，由于鏈輪處的鍵所受的應力最大，故對此處的鍵做強度校核。 擠壓強度校核 ][2pp kldT ?? ?? （ ） 式中 T—傳遞的轉矩 ； k —鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 8 4 m mkh? ? ? ?； l —鍵的工作長度，圓頭平鍵 28 10 18 m ml L b? ? ? ? ?； d —軸的直徑 ； 26 p?????—鍵 連接的許用擠壓應力 ，查得 120 MP ap??????。 計算得 32 1 3 8 1 0 1 0 6 . 5 M P a4 1 8 3