【文章內容簡介】 DR?，單位為 mm。 則， ?????33313)2315(155 2 5 0 05 2 5 0 0RP w? MPa 卷筒壁單位壓力： 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 17 頁 ?? ???? 24315 3m a xDPFP MPa 穩(wěn)定系數(shù)： ??? pPK w ＞ ～ 卷筒的穩(wěn)定性也滿足穩(wěn)定條件，故設計的卷筒合格。 5 傳動部分的設計計算 皮帶 傳動 的設計計算 已知：鋼絲繩推車機驅動部分主動卷筒的直徑 lD = m，試設計鋼絲繩推車機的傳動部分，第一級采用 V 帶傳動，第二級采用減速器傳動。根據(jù) 節(jié)的計算得知：電動機的型號為： YZ225M8，其額定功率 eP =22 kW, 轉速 1n =712 r/min，一天運轉時間﹤ 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 18 頁 10h 總傳動比的計算及傳動比的分配 鋼絲繩推車機主動卷筒的轉速： ????? ll Dvn ? r/min 式中： lD — 主動卷筒的直徑，單位為 mm。 總傳動比： ??? lnni 總傳動比的分配： 根據(jù) V帶傳動和減速器傳動的傳動比的分配原則，即保證傳動穩(wěn)定，有保證傳動的安全性，初取皮帶傳動的傳動比 1i =，則減速器的傳動比： ??? iii 皮帶及皮帶輪的設計計算 確定計算功率 caP ： ????? eAca PKP kW 選取 V帶帶型： 根據(jù) ?caP kW ， ?1n 712 r/min， 由文獻 [9， 154]中圖 88 確定選擇帶型為 C 型。 確定帶輪基準直徑： 由文獻 [10， 145]中表 83 和表 87 取主動輪基準直徑 ?1dd315 mm，根據(jù)1221ddddnni ?? ，得從動帶輪基準直徑2d： ???? dd idd mm 由文獻 [10， 153]中表 87，取 ?2dd400 mm。 由文獻 [9， 147]中式（ 815）驗算帶的速度 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 19 頁 ?? ????? 100060 11 ndv d? m/s≤ maxv 對于普通 V帶 maxv = ~25 30 m/s。取 ?maxv 25 m/s。帶的速度合適。 確定普通 V帶的基準長度和傳動中心距： 根據(jù) )(21 dd dd ?＜ 0a ＜ )(221 dd dd ? 則， ＜ 0a ＜ 1430 初步確定中心距 ?0a 1050 mm。 由文獻 [10， 154]中式（ 821）計算帶所需的基準長度： 0039。 4 )()(22 1221 addddaLd dddd????? ? 10504 )315400()400315( 2? ??????? ? mm 由文獻 [10， 142]中表 82，選帶的基準長度 Ld=3225 mm 由文獻 [10， 154]中式（ 821）計算實際中心距 a ??????? 2 39。0 LdLdaa mm 取 a =1050 mm。 驗算主動帶 輪上的包角 1? ： ????? 121 ????????? a dd dd? ＞ ?120 主動輪上的包角合適。 計算普通 V帶的根數(shù)： 由 文獻 [10， 154]中式（ 822）知 Lca KKPP Pz?)( 00 ??? 由 ?1n 712 r/min， ?1dd315 mm， ?i 由文獻 [10， 150]中表 85c 和表 85d 得： 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 20 頁 ?0P kW ??0P kW 由文獻 [10， 154]中表 88 得 ??K 查表 82 得 ?LK ，則 )( ?????z （根） 取 z=3 根＜ 10 根，可以保證帶傳動的平穩(wěn)性。 計算預緊力 0F ： 由 文獻 [10， 155]中式（ 823）知 20 )(500 qvKvzPF ca ???? 由文獻 [10， 145]中表 84 得 ?q kg/m,故 ???????? 20 ) ( N 計算作用在軸上的壓軸力 pF ： 由 文獻 [10， 155]中式（ 824）得： ?????? 2 i i n2 00 ??zFF N 帶輪的結構設計： 基本參數(shù)的確定： 由 文獻 [10， 157]中表 810，查得槽間距 e= mm,第一槽對稱面至端面的距離 f=17 mm,基準線上 槽深 ?ah mm。 則帶輪寬： ????????? )14(2)1( fezB mm 帶輪外徑： ?????? ada hdd mm 初選帶輪上的軸孔直徑 d=50 mm 則， 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 21 頁 ???? 50221 dd 100 mm 已知帶輪轉速： ??? r/min 輪輻數(shù)： 4?aZ 傳遞的功率： ?? jPP kW 式中： jP — 電動機的靜功率，單位為 kW。 則， ????? anZPh mm ???? 11 hb mm 帶輪的其余尺寸見 文獻 [10， 157]中表 810。 選擇標準減速器 減速器的輸入軸轉速： 減速器的輸入軸轉速與大皮帶輪的轉速相同，即： ??? j r/min 減速器的輸出軸轉速： ??? 21innc r/min 減速器的傳動比 2i ： ??? iii 由文獻 [11， 235]中附表 13 選擇 ZQ500VI2Z 型減速器，當在中級工作類型時，許用功率 [P]= kW, ?39。0i r/min,輸入軸直徑 ?1d 50 mm，輸出軸直徑 ?3d 80 mm，軸端長 ?1l 85 mm。 減速器的理論輸出轉速： 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 22 頁 ???? 71239。01139。 iinn r/min 誤差： %% %10039。 ??????? c nn? ＜ %10][ ?? 減速器的誤差在允許的誤差范圍內，故選用的減速器合適。 6 推爪小車部分的零件 設計計算 銷 軸的設計計算 銷軸的 受力情況如 圖 所示。 設計時 ，鋼絲繩的推力作用點到推爪軸的距離 ?1h 202 mm， 銷軸到推爪軸的水平距離 ?t 195 mm，銷軸支持點到銷軸中點的距離 a= mm。 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 23 頁 圖 銷軸受力圖 銷軸所的 受力： tFhF 11 ? （ ） 式中 ： F— 鋼絲繩推車機的推力，單位為 N； 1h — 鋼絲繩的推力作用點到推爪軸的距離 ，單位為 mm； t— 銷軸到推爪軸的 水平距離 ； 單位為 mm。 則 ， ????? 195 311 tFhF N 銷軸的兩端支 力為： ??? 2 86 9212 FF N 銷軸的兩端支撐受力 情況如圖 所示。 銷軸的彎曲力矩為： aFWw 2? 式中： a— 銷軸支持點到銷軸中點的距離，單位為 mm。 圖 銷軸的兩端支撐受力圖 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 24 頁 則 ， ???? 5 4 3 42 aFW w Nmm 銷軸 的直徑為 ： 3 ][wwdWKd ?? （ ） 式中 ： dK — 因沖擊引起的動力系數(shù)，查 [5， 154]中表 21， 取 dK =； ][ w? — 材料的許用彎曲應力， 單位為 MPa， ??? ? ][ 1nw ?? MPa 其中，1?? 由文獻 [12， 352]中 附錄 2 選用材料為 Q235A 鋼 ， 得 ??1? 170 MPa,n 值 由文獻 [5， 198]中的表 23 取安全系數(shù) ?n ； 則 ， ????? 33 94 ][wwd WKd ? mm 取 銷軸 的直徑 d=45 mm。 推爪軸的設計計算 推爪對銷軸的壓力與銷軸對推爪的支持力大小相等，則， 13 FF? 鋼絲繩推車機的推力與 3F 的合力 R： ?????? 223232 )()(FFR N 推爪軸的受力 情況如圖 所示。 設計時，推爪軸的兩支點距離 ?l 101 mm，推爪的寬度 ?b 70 mm。 圖 推爪軸的受力圖 推爪軸所受的彎曲力矩 ： 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 25 頁 )42(2 blRM w ?? （ ） 式中： l— 推爪軸的兩支點距離， 單位為 mm； b— 推爪的寬度， 單位為 mm。 則 ， ?????? )4702101(2 )42(2 blRM w Nmm 推爪軸直徑： ????? 33 79 ][wWd MKd ? mm 取推爪軸的直徑 d= 45 mm。 鏈條軸的設計計算 鏈條軸受力 情況 如圖 所示。 設計時，兩個外鏈板內側之間的距離 ?c 80 mm， 外鏈板的厚度 ?1b 12 mm。 載荷對于圓軸的最危險情況發(fā)生在通過外鏈板傳遞牽引力的瞬間 ， 軸上的彎距： )2(84222 11 bcFcFbcFM w ??????? （ ） 式中： c — 兩個外鏈板內側之間的距離 ,單位為 mm； 1b — 外鏈板的厚度 , 單位為 mm。 圖 鏈條軸的受力圖 則 , ????????????? )12280(8 )2(84222 311 bcFcFbcFM w 387400 Nmm 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 26 頁 鏈條軸的直徑： ????? 33 ][ wWd MKd ? mm 取鏈條軸的直徑 d=40 mm。 對于圓軸的直徑作剪切校核： 422dFKd?? ??≤ ][? （ ） 式中 : ][? — 材料的剪切許用應力 ， 單位為 MPa， ??? ? ][ 1n?? MPa，其中 1?? 由文獻 [12， 352]中 附錄 2 選用材料為 Q235A 鋼 ， 得 ??1? 105 MPa。 則 ， ????????442232dFK d?? Mpa≤ ][? 故設計的鏈條軸合適。 鏈條襯套的設計計算 襯套載荷的最危險情形，是當牽引力經(jīng)過內鏈片傳遞的瞬間。假設由齒輪產(chǎn)生的壓力為均布載荷，而傳給襯套， 襯 套的承載寬度 ?3b 60 mm，內鏈板寬度 ?2b 12 mm，兩個內鏈板內側之間的距離 ?2c 76 mm。 彎距為： ])(2[8)42(2322322 bbcFbbcFM w ?????? （ ） 式中： 3b — 襯 套的承載寬度 ,單位為 mm； 2b — 內鏈板厚度 ,單位為 mm； 2c — 兩個內鏈板內側之間的距離 ,單位為 mm。 則 , ]60)1276(2[8 ])(2[8)42(2 3322322 ???????????? bbcFbbcFM w 遼寧科技大學本科生畢業(yè)設計 第 27 頁 =432100 Nmm 鏈條襯套外徑： 3 4 ])[1(wwd MK