【文章內(nèi)容簡介】 沖擊作用，托輥的受力狀況最為嚴(yán)重，為了使托輥具有一定的強(qiáng)度和剛度，又能正常運(yùn)轉(zhuǎn)，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(shè)計(jì)為200 mm。每組托輥近似看成靜定梁，按照材料力學(xué)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(jì)算 功率計(jì)算一． 傳動(dòng)滾筒功率計(jì)算傳動(dòng)滾筒功率P。有資料【1】公式：式中P。——傳動(dòng)滾筒功率，kW；P1——空載滾筒功率，kW；P2——水平負(fù)載功率，kW；P3——垂直負(fù)載功率，kW；P4——附加功率，kW；ｆ——托輥?zhàn)枇ο禂?shù)，由資料【１】取得ｆ＝Ｌ——傳動(dòng)滾筒至尾部滾筒的中心距，取２ｍ；Ｌ０——中心距修正值，ｍ，Ｌ０＝４９ｍ；Ｈ——垂直提升高度，ｍ，由于給料機(jī)在垂直高度上沒有做功，因此Ｈ＝０；ｗ——除物料外，輸送機(jī)單位長度內(nèi)所有運(yùn)動(dòng)部件質(zhì)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(dǎo)料槽兩側(cè)阻力，N；F2——犁式卸料器阻力，N；F3——內(nèi)外清掃機(jī)阻力，NqG——輸送帶每米長度物質(zhì)的質(zhì)量kg/m,有資料【9】；a——犁式卸料器阻力，由于混凝土配料機(jī)中的給料機(jī)不帶卸料器，所以a=0；L3——為下料口與導(dǎo)料槽長度之和，m；得： =P。=+=式中Ｐ——電動(dòng)機(jī)功率，kW；η——傳動(dòng)效率，；ｋ——備用系數(shù)，因?yàn)镻。＜5kW，得：。 最大張力計(jì)算在單驅(qū)動(dòng)的帶式輸送機(jī)中，驅(qū)動(dòng)滾筒的趨入點(diǎn)Sn的張力，通常輸送帶的最大張力，如圖％％％，Sn與傳動(dòng)軸功率P。的關(guān)系，可按式式中ｅ——自然對(duì)數(shù)底μ——輸送帶與滾筒的摩擦系數(shù)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(jī)系列設(shè)計(jì)中選用了較小直徑的傳動(dòng)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(jì)算，不必選取高強(qiáng)度膠帶也能滿足要求，選用多層棉帆布帶。計(jì)算如下： （層）式中n為安全系數(shù)，n=11。σ為扯斷強(qiáng)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(jù)資料【1】，上層覆蓋層厚度3 mm,，而且價(jià)格便宜。 傳動(dòng)滾筒選型滾筒筒皮最小壁厚b1應(yīng)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(gè)點(diǎn)缺陷不得大于ψ6mm；3) 兩個(gè)相鄰點(diǎn)狀缺陷的間距大于其中較大缺陷尺寸時(shí)，按單個(gè)缺陷分開計(jì)算，間距小于其中較大缺陷尺寸時(shí)，兩個(gè)缺陷合并計(jì)算，其缺陷當(dāng)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(yīng)小于12dB；6) 當(dāng)?shù)撞ǜ叨冉档?5%，探測區(qū)域大于50mm，視內(nèi)部有較大的缺陷則不允許存在。傳動(dòng)滾筒的承載能力——扭矩與合力，根據(jù)計(jì)算結(jié)果確定。確定傳動(dòng)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(jù)傳動(dòng)滾筒最大張力和最大扭矩Mmax選擇圖號(hào)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(shè)計(jì)時(shí)，已考慮了輸送機(jī)啟動(dòng)和停止的尖峰載荷，因而傳動(dòng)滾筒只需按穩(wěn)定工況計(jì)算出的扭矩和合力進(jìn)行選擇。傳動(dòng)滾筒應(yīng)為鑄膠表面，選用人字形鑄膠表面時(shí)應(yīng)注意認(rèn)字可槽的尖端順著輸送方向。圖4 2滾筒簡圖 電動(dòng)機(jī)選擇及傳動(dòng)比配置及相關(guān)零件設(shè)計(jì) 電動(dòng)機(jī)選擇及傳動(dòng)比配置（一）電動(dòng)機(jī)選擇，卻知給料機(jī)的轉(zhuǎn)速較小，以此從資料【5】附表91選擇電機(jī)型號(hào)Y112M6，,滿載轉(zhuǎn)速為940r/min。（二）傳動(dòng)比配置1確定傳動(dòng)比及傳動(dòng)比分配粗估傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比：滾筒轉(zhuǎn)速式中 v ——帶速，m/s；D——滾筒直徑，mm；得： 由此可粗估傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比約為12，傳動(dòng)方案如下圖42圖43傳動(dòng)方案2分配傳動(dòng)比第一級(jí)減速為V帶傳動(dòng)，傳動(dòng)比i?為3。第二級(jí)減速為標(biāo)準(zhǔn)直齒輪傳動(dòng)，傳動(dòng)比i?約為4。 相關(guān)零件設(shè)計(jì)（一）第一級(jí)：V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)1. 確定計(jì)算功率由資料【2】表12116查得給料機(jī)的工作情況系數(shù)KA= 故Pc=KAP 式中Pc為設(shè)計(jì)功率；P為傳動(dòng)功率；得Pc==2. 選取V帶截型根據(jù)Pc和nw，由資料【5】1211選取普通A型V帶。3. 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑d1和d2由資料【5】表12126和12127選取主動(dòng)輪直徑d1=90mm；根據(jù)式d2=id1(1ε) 式中d2——從動(dòng)輪直徑，mm；i——傳動(dòng)比；ε——彈性滑動(dòng)系數(shù)，得傳動(dòng)輪的直徑：d2=根據(jù)資料【5】表12127取d2=265mm4. 驗(yàn)算帶速故合適5. 確定傳動(dòng)中心距a和帶的基準(zhǔn)長度Ld（d1+d2）≤a。≤2(d1+d2) 初步確定a。=400mm根據(jù)公式計(jì)算帶的長度從資料【5】表1214選取帶長Ld=1400mm計(jì)算實(shí)際中心距a=a。+(LdLd。) 式中a為實(shí)際中心距；a。為初步確定中心距；Ld。為計(jì)算帶長；得：計(jì)算安裝時(shí)所需最小中心距amin==391mm張緊或補(bǔ)償中心距伸長所需最大中心距amax=a+=454mm6. 驗(yàn)算最小包角α由式故合適7. 計(jì)算V帶的根數(shù)由式式中Kα——包角修正系數(shù)；KL——帶長修正系數(shù)；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(jì)算初拉力F0由式式中m——V帶的單位長度質(zhì)量，有資料【5】表12123查得m= 則9. 計(jì)算作用在軸上的力FQ由式10. 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖44帶輪結(jié)構(gòu)其主要參數(shù)如下表 表45帶輪參數(shù)表槽型槽數(shù)A33915940176。15（二）第二級(jí)：直齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)有上述可知，預(yù)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(shù)給料機(jī)為一般機(jī)器，選小齒輪材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度為230HBS；大齒輪材料為45號(hào)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(jí)精度（GB 1009588）。初選小齒輪齒數(shù)z?=24,則大齒輪齒數(shù),圓整為95。實(shí)際齒數(shù)比齒數(shù)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(qiáng)度設(shè)計(jì)，然后校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。2. 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 計(jì)算公式：d≥（1） 確定式中各計(jì)算參數(shù)，試選載荷系數(shù)K=； ； Nmm由資料【4】1326選取齒寬系數(shù)=（懸臂配置）由資料【4】1324查得彈性系數(shù)=標(biāo)準(zhǔn)直齒輪=由資料【4】1318查得=。 =。 ；又由資料[【4】圖1314查得重合系數(shù)=；許用接觸應(yīng)力的計(jì)算和確定:查得=590Mpa；=470Mpa。由式；式中n為齒輪轉(zhuǎn)速，r/min。j為齒輪每轉(zhuǎn)一圈，齒輪同齒面嚙合的次數(shù)；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(diǎn)蝕，對(duì)于一般的齒輪傳動(dòng)=1，失效率為1%)，于是可得==590Mpa。=470MPa（2） 設(shè)計(jì)計(jì)算試計(jì)算小齒輪分度圓直徑= mm計(jì)算圓周速度：計(jì)算載荷系數(shù)K，由資料【4】表1323查得=；根據(jù)=；查資料【4】圖1310a查得動(dòng)載系數(shù)=，由資料【4】圖1312查得齒向載荷分布系數(shù)=；已知=，由資料【4】圖查得齒向載荷分配系數(shù)=；故==，與原試=，故修改上述計(jì)算結(jié)果：=；計(jì)算模數(shù)：==,取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)=3計(jì)算分度圓直徑：=324=71 mm。 =395=285 mm計(jì)算中心距： mm 計(jì)算齒輪寬度：72= mm故取=63 mm，=58 mm3. 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核公式：（1） 確定公式中的各計(jì)算參數(shù)58 mm。K=。1744 N。查資料【4】表13=，；，；計(jì)算重合度系數(shù)：。計(jì)算許用應(yīng)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(jì)算所以大小齒輪的彎曲強(qiáng)度均足夠4. 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖45齒輪結(jié)構(gòu)（三）軸設(shè)計(jì)1. 軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩：為安全起見，假設(shè)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(hào)鋼，調(diào)整處理，許用應(yīng)力根據(jù)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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1） 擬定軸上零件的裝配方案圖46初擬軸結(jié)構(gòu)圖（2） 根據(jù)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