【文章內容簡介】 沖擊作用，托輥的受力狀況最為嚴重，為了使托輥具有一定的強度和剛度，又能正常運轉，保證使用壽命。托輥的間距不宜過大，過大易引起膠帶的撕裂。所以托輥的間距設計為200 mm。每組托輥近似看成靜定梁，按照材料力學理論及《GB/T105952009》，可確定托輥直徑為φ60 mm，托輥長度580mm。 功率和張力的計算 功率計算一． 傳動滾筒功率計算傳動滾筒功率P。有資料【1】公式：式中P?！獋鲃訚L筒功率，kW；P1——空載滾筒功率，kW；P2——水平負載功率，kW；P3——垂直負載功率，kW；P4——附加功率，kW；ｆ——托輥阻力系數，由資料【１】取得ｆ＝Ｌ——傳動滾筒至尾部滾筒的中心距，?。玻?；Ｌ０——中心距修正值，ｍ，Ｌ０＝４９ｍ；Ｈ——垂直提升高度，ｍ，由于給料機在垂直高度上沒有做功，因此Ｈ＝０；ｗ——除物料外，輸送機單位長度內所有運動部件質量之和，kg/m，有資料【1】319，查得w=25kg/m；Q——輸送量t/h,Q=ρQ0=104 t/h得： =+ P4式中F1——導料槽兩側阻力，N；F2——犁式卸料器阻力，N；F3——內外清掃機阻力，NqG——輸送帶每米長度物質的質量kg/m,有資料【9】；a——犁式卸料器阻力，由于混凝土配料機中的給料機不帶卸料器，所以a=0；L3——為下料口與導料槽長度之和，m；得： =P。=+=式中Ｐ——電動機功率，kW；η——傳動效率，；ｋ——備用系數，因為P。＜5kW，得：。 最大張力計算在單驅動的帶式輸送機中，驅動滾筒的趨入點Sn的張力，通常輸送帶的最大張力，如圖％％％，Sn與傳動軸功率P。的關系，可按式式中ｅ——自然對數底μ——輸送帶與滾筒的摩擦系數有資料【１】得μ＝；ψ——輸送帶在滾筒的上的包角，rad，　ψ＝180?；查得＝得：Ｆｍａｘ＝Sn＝ 膠帶選取QD80輕型帶式給料機系列設計中選用了較小直徑的傳動滾筒、改向滾筒和較大的托輥槽角，為此選用了帶芯薄、重量輕、成槽性好的通過膠帶張力計算，不必選取高強度膠帶也能滿足要求，選用多層棉帆布帶。計算如下： （層）式中n為安全系數，n=11。σ為扯斷強度，由資料【１】查得σ=25 N/mm層，取N=２層。我們選擇２層普通棉帆布帶，考慮到倉壓作用，膠帶承受沖擊壓力較大以及物料的硬度和磨琢性，根據資料【1】，上層覆蓋層厚度3 mm,，而且價格便宜。 傳動滾筒選型滾筒筒皮最小壁厚b1應符合式b1b－1的規(guī)定，式中b—筒皮名義壁厚，單位為毫米。滾筒鑄鋼件接盤符合下列要求：1) 不允許存在長度大于3倍寬度的線狀缺陷；2) 單個點缺陷不得大于ψ6mm；3) 兩個相鄰點狀缺陷的間距大于其中較大缺陷尺寸時，按單個缺陷分開計算，間距小于其中較大缺陷尺寸時，兩個缺陷合并計算，其缺陷當量總和不大于ψ6mm；4) 密集性缺陷面積不得大于90mm178。，缺陷總面積不得超過下表43的規(guī)定；探傷部位厚度≤15＞15～40＞40～60缺陷總面積800165027005) 接盤圓周部分之間的回波高度差應小于12dB；6) 當底波高度降低25%，探測區(qū)域大于50mm，視內部有較大的缺陷則不允許存在。傳動滾筒的承載能力——扭矩與合力，根據計算結果確定。確定傳動滾筒的合力滾筒最大合力Ｆ?＝Sn＝初選滾筒直徑為240mm，則滾筒的最大扭矩為根據傳動滾筒最大張力和最大扭矩Mmax選擇圖號為QDA31的滾筒，其許用扭矩為500N/ｍ。安裝尺寸（單位：ｍｍ）如下表表44滾筒裝配尺寸表ＬＡA1ＨｋｄＦ`GＰＱｂｈｄ5807601458090φ4514492251855030φ18《GB/T105952009》系列的傳遞滾筒設計時，已考慮了輸送機啟動和停止的尖峰載荷，因而傳動滾筒只需按穩(wěn)定工況計算出的扭矩和合力進行選擇。傳動滾筒應為鑄膠表面，選用人字形鑄膠表面時應注意認字可槽的尖端順著輸送方向。圖4 2滾筒簡圖 電動機選擇及傳動比配置及相關零件設計 電動機選擇及傳動比配置（一）電動機選擇，卻知給料機的轉速較小，以此從資料【5】附表91選擇電機型號Y112M6，,滿載轉速為940r/min。（二）傳動比配置1確定傳動比及傳動比分配粗估傳動裝置的總傳動比：滾筒轉速式中 v ——帶速，m/s；D——滾筒直徑，mm；得： 由此可粗估傳動裝置的總傳動比約為12，傳動方案如下圖42圖43傳動方案2分配傳動比第一級減速為V帶傳動，傳動比i?為3。第二級減速為標準直齒輪傳動，傳動比i?約為4。 相關零件設計（一）第一級：V帶傳動設計1. 確定計算功率由資料【2】表12116查得給料機的工作情況系數KA= 故Pc=KAP 式中Pc為設計功率；P為傳動功率；得Pc==2. 選取V帶截型根據Pc和nw，由資料【5】1211選取普通A型V帶。3. 確定帶輪的基準直徑d1和d2由資料【5】表12126和12127選取主動輪直徑d1=90mm；根據式d2=id1(1ε) 式中d2——從動輪直徑，mm；i——傳動比；ε——彈性滑動系數，得傳動輪的直徑：d2=根據資料【5】表12127取d2=265mm4. 驗算帶速故合適5. 確定傳動中心距a和帶的基準長度Ld（d1+d2）≤a?！?(d1+d2) 初步確定a。=400mm根據公式計算帶的長度從資料【5】表1214選取帶長Ld=1400mm計算實際中心距a=a。+(LdLd。) 式中a為實際中心距；a。為初步確定中心距；Ld。為計算帶長；得：計算安裝時所需最小中心距amin==391mm張緊或補償中心距伸長所需最大中心距amax=a+=454mm6. 驗算最小包角α由式故合適7. 計算V帶的根數由式式中Kα——包角修正系數；KL——帶長修正系數；P0——帶每楔所傳遞的基本額定功率；ΔP0——帶每楔所傳遞額定功率的增量由資料【5】12118查得P0=；ΔP0=；由資料【5】表12121查得Kα=；由資料【5】表12122查得KL=；得；故Z取3根。8. 計算初拉力F0由式式中m——V帶的單位長度質量，有資料【5】表12123查得m= 則9. 計算作用在軸上的力FQ由式10. 帶輪的結構設計圖44帶輪結構其主要參數如下表 表45帶輪參數表槽型槽數A33915940176。15（二）第二級：直齒輪傳動設計有上述可知，預期壽命10年，每年工作254天，載荷平穩(wěn)。1. 選擇齒輪材料、熱處理、精度及齒數給料機為一般機器，選小齒輪材料為45號鋼，調質，齒面硬度為230HBS；大齒輪材料為45號鋼，正火，齒面硬度為190HBS。硬度相差40HBS，合適。從資料【4】表1310，選8級精度（GB 1009588）。初選小齒輪齒數z?=24,則大齒輪齒數,圓整為95。實際齒數比齒數比誤差為（允許） 由于兩齒輪均為齒面硬度為小于350HBS的軟齒面，故可按齒面接觸疲勞強度設計，然后校核齒根彎曲疲勞強度。2. 按齒面接觸疲勞強度計算 計算公式：d≥（1） 確定式中各計算參數，試選載荷系數K=； ； Nmm由資料【4】1326選取齒寬系數=（懸臂配置）由資料【4】1324查得彈性系數=標準直齒輪=由資料【4】1318查得=。 =。 ；又由資料[【4】圖1314查得重合系數=；許用接觸應力的計算和確定:查得=590Mpa；=470Mpa。由式；式中n為齒輪轉速，r/min。j為齒輪每轉一圈，齒輪同齒面嚙合的次數；為齒輪的工作壽命，h。601102548=。==。由，和資料【4】圖13126查得=1(允許有一定的點蝕，對于一般的齒輪傳動=1，失效率為1%)，于是可得==590Mpa。=470MPa（2） 設計計算試計算小齒輪分度圓直徑= mm計算圓周速度：計算載荷系數K，由資料【4】表1323查得=；根據=；查資料【4】圖1310a查得動載系數=，由資料【4】圖1312查得齒向載荷分布系數=；已知=，由資料【4】圖查得齒向載荷分配系數=；故==，與原試=，故修改上述計算結果：=；計算模數：==,取標準模數=3計算分度圓直徑：=324=71 mm。 =395=285 mm計算中心距： mm 計算齒輪寬度：72= mm故取=63 mm，=58 mm3. 校核齒根彎曲疲勞強度校核公式：（1） 確定公式中的各計算參數58 mm。K=。1744 N。查資料【4】表13=，；，；計算重合度系數：。計算許用應力，由資料【4】圖133查得420 Mpa, 380 Mpa。由1744 Ne和資料【4】圖134查得1；；于是，（2） 校核計算所以大小齒輪的彎曲強度均足夠4. 齒輪的結構設計圖45齒輪結構（三）軸設計1. 軸上的功率，轉速和轉矩：為安全起見，假設功率沒有損耗，則====940=于是2. 求作用在齒輪和作用在大V帶輪的力已知小齒輪的分度圓直徑為，則大V帶輪的分度圓直徑為，則3. 初步確定軸的最小直徑按式，初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼，調整處理，許用應力根據表資料【5】表153，取，于是得：這根軸的最小直徑是安裝懸掛小齒輪處軸，追加至4. 軸的結構設計（1） 擬定軸上零件的裝配方案圖46初擬軸結構圖（2） 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1） 為了滿足小齒輪的軸向定位要求，12軸的右端需制出一軸肩，故取23段的直徑=40vmm，左端用圓螺母定位