【文章內容簡介】 δ r = ? ???? ?? 22 3 δ = WM = 678247。323d? max? = pWT = 247。 16d3? δ 為彎曲拉應力 。 τ 為扭轉切應力； [δ ]為許用應力，材料為 Q235，所以其值為 235 MPa； M為軸的最大彎矩； W為抗彎截面系數(shù)； T為軸上的最大扭矩； pW 為抗扭截面系數(shù)； r為軸危險截面的半徑， d 為軸危險截面的直徑； 所以經過計算可以求得軸的直徑可以圓整為 35 mm； 軸的的基本尺寸可以選擇如圖 所示； 圖 （單位： mm） 滾筒式輸送機的設計 12 電動機及變頻器的選擇； 電動機功率的計算： 根據(jù)參考文獻 1，電動機的功率 N 計算如下： 輥子對輥子鏈驅動輸送機，鏈條對輥子的牽引力 nP ： nP =f WQsDDr f 為貨物底板與輥子的摩擦系數(shù)，其值按表 1 選取為 ； W 為每個動力輥子驅動的重力，單位是 N； Q 為有實際驅動輥子數(shù)和滾子鏈損耗系數(shù)說確定的系數(shù) ； Dr 為輥子直徑； Ds 為鏈輪的節(jié)圓直徑，取其值為 138mm ； W = WeWrARARd ????? ）（ 1i Rd 為單個主動輥子（包括鏈輪但不包括軸）的重量； Ri 為單個從動輥子（不包括軸）的重量； A 為滾道上從動輥子的個數(shù)； 華東交通大學畢業(yè)設計（論文） 13 Wr 為每個輥子承擔貨物的重量； We 為單個連環(huán)的重量； Q=[ 1)1( ?? ni ]247。 i n 為實際輥子數(shù)； i 為滾子鏈損耗系數(shù)，其值按下表選??； 所以計算得： W ≈ 15000 N Q ≈ Pn = 5 0 0 ??? ≈ kN 電動機的功率 N： N = ?1000KPnV kW K 為電機裕量系數(shù)， K =~ ； Pn 為 鏈條的牽引力； V 為鏈條的速度； ? 為傳動總效率， ? = 21 ??? ， 1? 為鏈條與鏈輪嚙合的效率， 1? =~ ， 2? 為加速阻力及其他阻力需增大的功率， 2? = ； 所以電動機的功率 N= ?? ?? = 3 kW 滾筒式輸送機的設計 14 根據(jù)參考文獻 2，電動機的額定功率為 JN ： ?NNJ? N = 21 NN? 1N =( 1W + 2W ) ω 1W =( 物G +Zq) ? d/2 2W = 物G k247。100 2N = 物G 2V / 起t ? 為總的機械效率，選擇其值為 ； 1N 為 克服輥子摩阻做功所需功率； 2N 克服物品質量的慣性阻力所需瞬間最大功率； 1W 為 輥子軸頸處的軸承阻力矩； 2W 為 物品沿輥子的運動阻力矩； Z為輥子數(shù)，值為 10； q 為每個輥子的質量； ? 為滾動摩擦系數(shù)，值按下表選取為 ： d 是滑動軸承接合面的直徑 。 對使用滾動軸承的輥子而言 , 其輥子“ 軸頸” 直徑 d 是滾動軸承 的中間滾動面直徑之間安裝滾動軸承處的名義直徑 k 是 物品與輥子間的 滾動摩擦系數(shù)，單位為 cm，其值按照下表選取為 ： 華東交通大學畢業(yè)設計（論文） 15 起t 為電動機的啟動時間，因為功率不是很大，所以選擇為 1 s ； 所以計算結果?NNJ ?= kW 根據(jù)參考文獻 3，電動機的功率 N： N =V*W*u / (K*) =301500247。(4500) = HP = kW 綜合上述三種計算方法說的結果，選擇電動機的額定功率為 kW； 電動機額定轉速的計算： 電動機和輥子鏈輪通過鏈條鏈接，傳動比設置為 1:1，輥子的最大轉速大約為 136 r/min，所以電動機最大轉速應該大于 136 r/min，調速選擇為變頻調速。 電動機的查表選擇 選擇的電動機應該能夠提供 的功率，最大轉速大約為 136 r/min 根據(jù)上述條件，選擇 R574 型號的減速機，如表 中的輸出轉速為 138 r/min 型號，附帶變頻器。 表 滾筒式輸送機的設計 16 變頻器的選擇 根據(jù)減速機的耳釘功率為 ，額定電流為 ，所以選擇 TL80B 系列 得變頻器，具體參數(shù)如圖 所 示 圖 滾動軸承的選擇： 軸承主要是承受 徑向的載荷，軸向載荷可以忽略，當量動載荷 P 為 1785N,選擇為球軸承；軸承的壽命設計為 5 年，每天工作八小時；所以軸承的基本額定動載荷為 C； hL = ?）（ PC?n60106 小時 = ）（）（ 3658n6010 6 ??? ?PC 年 hL 為工作的時間，即軸承壽命； n 為轉速， r/min； C 為基本額定載荷， kN； P 為當量動載荷，其值為 kN； ?為指數(shù)，對 于球軸承來說，其值選為 3； 所以，根據(jù)上述公式，求得軸承的基本額定動載荷 C = kN； 所以選擇帶軸承座的滾動軸承 UCP204 型號； 華東交通大學畢業(yè)設計（論文） 17 鏈條的選擇及鏈輪的設計： （ 1） 選擇鏈輪的齒數(shù)， 1z = 2z =17， i=1； （ 2） 當量單排鏈的計算功率 caP ； caP = PKKK PZA= ?? = kW 式中： AK 為工況系數(shù)，根據(jù)參考文獻 4 中的表 96 選擇其值為 ； ZK 為主動鏈輪齒數(shù)系數(shù)，根據(jù)參考文獻 4 中圖 913，其值選擇為 ,； PK 為多排鏈系數(shù)，雙排為 ，三排時為 ； P 為傳遞的功率，根據(jù)功率計算的結果為 kW； （ 3） 確定鏈條的型號和節(jié)距 P；鏈條的型號根據(jù)當量的單排計算功率和主動輪轉速由參考文獻 4 中圖 911 得到，選擇 16A 型號的鏈條，根據(jù)同文獻中的表 91 確定鏈條的節(jié)距 P為 ； （ 4） 鏈輪的中心距為輥子的中心距為 171mm； （ 5） 鏈的節(jié)數(shù)為 L= 0212210 )2(22 apzzzzpa ????? = 2 ??? = ， 圓整為 30； （ 6） 鏈數(shù) v= 100060 11? pnz = 100060 ? ?? ≈ m/s，選擇滴油潤； （ 7） 鏈輪的設計根據(jù)參考文獻 4 中表 93 和表 94 計算； 分度圓的直徑 d=138 mm 齒頂圓直徑 ad=138 mm 齒根圓直徑 fd = mm 最大軸凸緣直徑 gd = mm 齒寬 1fb =15 mm 滾筒式輸送機的設計 18 支撐架的設計及驗算： 當貨物運動至輸送機的中間位置時，支撐架的受力如圖 所示： 圖 每個輥子的質量為 m≈ ）（ 1 7 223 ?????? ? ≈23 Kg 為使計算簡單，假設只有中間六個輥子受力，支撐架的最大撓度為支撐架的中間點，假設這六個輥子上的力相等為 F =15000247。6+230247。2=1365N ；所以中間點的撓 度為 中間? ； 根據(jù)撓度公式 ? = )(6 222 blxlEIFb x ?? 再根據(jù)疊加法，得到 中間點的撓度 中間? ， 中間? = )( 2229 ????? ?? I2+ )( 2229 ????? ?? I2 = － I mm 輥子輸送機直線段機架的直線度在 3m 內為其長度的 1/1000；直線型輸送機機架在額定負載下的撓度不大于相鄰支腿間距的 1/700； 華東交通大學畢業(yè)設計（論文） 19 所以最大的撓度 max? =8557001 ≈； 中間? ≤ max? I≤ 所以 I ≥ 610? 支撐架選用熱軋槽鋼，根據(jù) GB 70788 選擇槽鋼的型號為 ； 腳的設計； 腳選擇為槽鋼根據(jù) GB 70788 選擇，