鋼絲繩推車機(jī)結(jié)構(gòu)設(shè)計畢業(yè)設(shè)計【整理版】(編輯修改稿)
2025-07-24 01:49 本頁面
【文章內(nèi)容簡介】 ＜＜1430初步確定中心距1050 mm。由文獻(xiàn)[10，154]中式（821）計算帶所需的基準(zhǔn)長度： mm由文獻(xiàn)[10，142]中表82，選帶的基準(zhǔn)長度Ld=3225 mm由文獻(xiàn)[10，154]中式（821）計算實際中心距 mm取 =1050 mm。驗算主動帶輪上的包角：＞主動輪上的包角合適。計算普通V帶的根數(shù)：由文獻(xiàn)[10，154]中式（822）知由712 r/min，315 mm， 由文獻(xiàn)[10，150]中表85c和表85d得： kW kW由文獻(xiàn)[10，154]中表88得查表82得，則（根）取z=3根＜10根，可以保證帶傳動的平穩(wěn)性。計算預(yù)緊力：由文獻(xiàn)[10，155]中式（823）知由文獻(xiàn)[10，145] kg/m,故 N計算作用在軸上的壓軸力：由文獻(xiàn)[10，155]中式（824）得： N帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計：基本參數(shù)的確定：由文獻(xiàn)[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, mm。則帶輪寬： mm帶輪外徑： mm初選帶輪上的軸孔直徑d=50 mm則，100 mm已知帶輪轉(zhuǎn)速： r/min輪輻數(shù)： 傳遞的功率： kW式中：—電動機(jī)的靜功率，單位為kW。則， mm mm帶輪的其余尺寸見文獻(xiàn)[10，157]中表810。 選擇標(biāo)準(zhǔn)減速器減速器的輸入軸轉(zhuǎn)速：減速器的輸入軸轉(zhuǎn)速與大皮帶輪的轉(zhuǎn)速相同，即： r/min減速器的輸出軸轉(zhuǎn)速： r/min減速器的傳動比： 由文獻(xiàn)[11，235]中附表13選擇ZQ500VI2Z型減速器，當(dāng)在中級工作類型時，許用功率[P]= kW, r/min,輸入軸直徑50 mm，輸出軸直徑80 mm，軸端長85 mm。減速器的理論輸出轉(zhuǎn)速： r/min誤差：＜減速器的誤差在允許的誤差范圍內(nèi)，故選用的減速器合適。6 推爪小車部分的零件設(shè)計計算 銷軸的設(shè)計計算。設(shè)計時，鋼絲繩的推力作用點到推爪軸的距離202 mm，銷軸到推爪軸的水平距離195 mm，銷軸支持點到銷軸中點的距離a= mm。 銷軸受力圖銷軸所的受力： （）式中：F—鋼絲繩推車機(jī)的推力，單位為N；—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， N銷軸的兩端支力為： N。銷軸的彎曲力矩為：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則， Nmm銷軸的直徑為： （）式中：—因沖擊引起的動力系數(shù)，查[5，154]中表21，取=；—材料的許用彎曲應(yīng)力，單位為MPa， MPa 其中，由文獻(xiàn)[12，352]中附錄2選用材料為Q235A鋼，得170 MPa,值由文獻(xiàn)[5，198]中的表23取安全系數(shù)； 則， mm取銷軸的直徑d=45 mm。 推爪軸的設(shè)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， 鋼絲繩推車機(jī)的推力與的合力R： N。設(shè)計時，推爪軸的兩支點距離101 mm，推爪的寬度70 mm。 推爪軸的受力圖推爪軸所受的彎曲力矩： （）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， Nmm推爪軸直徑： mm取推爪軸的直徑d= 45 mm。 鏈條軸的設(shè)計計算。設(shè)計時，兩個外鏈板內(nèi)側(cè)之間的距離80 mm，外鏈板的厚度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： （）式中：—兩個外鏈板內(nèi)側(cè)之間的距離,單位為mm； —外鏈板的厚度, 單位為mm。圖 鏈條軸的受力圖則,387400 Nmm鏈條軸的直徑： mm取鏈條軸的直徑d=40 mm。對于圓軸的直徑作剪切校核：≤ （）式中:—材料的剪切許用應(yīng)力，單位為MPa， MPa，其中由文獻(xiàn)[12，352]中附錄2選用材料為Q235A鋼，得105 MPa。則， Mpa≤故設(shè)計的鏈條軸合適。 鏈條襯套的設(shè)計計算襯套載荷的最危險情形，是當(dāng)牽引力經(jīng)過內(nèi)鏈片傳遞的瞬間。假設(shè)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60 mm，內(nèi)鏈板寬度12 mm，兩個內(nèi)鏈板內(nèi)側(cè)之間的距離76 mm。彎距為： （）式中：—襯套的承載寬度,單位為mm；—內(nèi)鏈板厚度,單位為mm；—兩個內(nèi)鏈板內(nèi)側(cè)之間的距離,單位為mm。則,=432100 Nmm鏈條襯套外徑： （）式中：—比系數(shù)，襯套內(nèi)徑與外徑的比值，設(shè)計時，取=。則， mm則取鏈條襯套外徑d=45 mm。在對鏈板設(shè)計時，鏈板的寬度90 mm，鏈板的厚度12 mm，鏈板孔直徑 mm。試對鏈板進(jìn)行強(qiáng)度的校核。[解] 對鏈板孔兩側(cè)最薄處的強(qiáng)度校核： ≤ （）式中：L—鏈板的寬度，單位為mm；b—鏈板的厚度,單位為mm； —鏈板孔直徑,單位為mm；—材料的拉伸許用應(yīng)力，單位為MPa，250 MPa，其中由文獻(xiàn)[12，352]中附錄2選用材料為Q235A鋼，得400 MPa。 Mpa≤故鏈板的強(qiáng)度滿足要求。7 主動卷筒軸與滾動軸承的強(qiáng)度校核計算已知：鋼絲繩推車機(jī)輸送礦車勻速平穩(wěn)運(yùn)行，以YZ225M8型電動機(jī)作為驅(qū)動裝置，第一級采用皮帶傳動，第二級采用減速器傳動。減速器的輸出軸與主動卷筒軸之間依靠聯(lián)軸器相聯(lián)接， r/min，試對主動卷筒軸進(jìn)行校核。 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度在對軸進(jìn)行校核時，主要分析主動卷筒上所受的力。由于推車機(jī)大部分時間處于勻速運(yùn)動狀態(tài)，因此。設(shè)計時，= mm，= mm，=120 mm，=105 mm。 圖示中的大小為鋼絲繩推車機(jī)的推力，即=29800 N。由于推車機(jī)做勻速運(yùn)動，則的大小等于推車機(jī)的推力減去礦車在勻速狀態(tài)下的阻力= N，與水平面的交角，與水平面的交角。鋼絲繩與卷筒之間的摩擦力忽略不計。： kW轉(zhuǎn)速： r/min則轉(zhuǎn)矩T為： Nm：力在水平方向上的力： N力在垂直方向上的力： N力在水平方向上的力：圖 軸的載荷分析圖 力在垂直方向上的力： N：則， 解得： N而 N 解得： N則， Nm Nm4. 求滾動軸承在垂直面上的支反力及彎矩： 解得： N而 = N解得： N則， Nm Nm：總彎矩： Nm Nm軸在卷筒的左端面所承受的是彎矩與扭矩T的合成力矩，由文獻(xiàn)[10,365]中式（155）及表中的數(shù)值，當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力時，取，軸的計算應(yīng)力： MPa軸在卷筒的右端面只受彎矩的作用，因此軸的計算應(yīng)力為： MPa前已選定軸的材料為40CrNi，調(diào)質(zhì)處理，由文獻(xiàn)[10,355]中表151查得 MPa，因此，＜故安全。 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度
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