畢業(yè)設(shè)計-帶式給料機設(shè)計(參考版)
2024-12-07 18:57本頁面
【正文】 參考文獻 [1] 機械設(shè)計手冊 成大先主編 化學(xué)工業(yè)出版社 1999 [2] 機械設(shè)計 濮良貴 紀(jì)名剛主編 高等教育出版社 1995 [3] 工程力學(xué) 北京科技大學(xué) 東北大學(xué)編 高等教育出版社 1997 [4] 膠帶給料機的設(shè)計方法 黃明云 黃文林 起重運輸機械 1988 39 [5] DTⅡ（ A）型帶式輸送機設(shè)計手冊 北京起重運輸機械研究所 武漢豐凡科技 開 發(fā)有限責(zé)任公司主編 冶金工業(yè)出版社 2021 [6] 煤礦用帶式輸送機設(shè)計計算 中華人民共和國煤炭行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)（ MT/T4671996） 1996 。因此就需要我們從緩沖托輥的角度來考慮拋落沖擊所造成的負面影響。 37 總結(jié) 畢業(yè)設(shè)計是一個重要的綜合性實踐環(huán)節(jié)，旨在培養(yǎng)學(xué)生綜合運用所學(xué)知識和技術(shù)，針對具體應(yīng)用問題，進行分析、設(shè)計和解決問題的能力，拓展學(xué)生的知識面，練習(xí)和掌握新而實用的開發(fā)技術(shù)，為畢業(yè)做好技術(shù)準(zhǔn)備。物料所產(chǎn)生的外力對角鋼與槽鋼說形成的彎矩大小為 M= 角鋼的校核 86 79 30 ???? WM? MPa ][?? 式中： 0W —— 角鋼的抗彎截面系數(shù)，可查表為 cm3 ][? —— 角鋼材料的需用應(yīng)力， Q235 材料為 240 MPa 因此角鋼材料滿足設(shè)計要求。 結(jié)構(gòu)設(shè)計 該給料機采用可自動旋轉(zhuǎn)式調(diào)心托輥架結(jié)構(gòu)，結(jié)構(gòu)設(shè)計如下圖： 36 擋輥裝置 可旋轉(zhuǎn)托輥支座 底座 上圖中，序號 2可旋轉(zhuǎn)托輥支座由角鋼 L100 100 10 Q235A材料焊接而成，序號3底座由槽鋼 [14b Q235A 材料焊接而成，因此我們對其分別進行校核。 3） 料槽與輸送裝置螺栓組連接的設(shè)計與校核 A. 螺栓組結(jié)構(gòu)設(shè)計 由給料機結(jié)構(gòu)設(shè)計可知，料槽與輸送裝置螺栓組連接的設(shè)計數(shù)為 Z=4，對稱布局，采用（ GB57802021， C級） M30 螺栓，螺栓性能等級為 級。 D. 擰緊力矩的計算： ??????? 8 7 4 P ??????? 241 7 3 6 2 a x dQKT P 式中： K —— 擰緊力矩系數(shù)，查表取 由上述計算可知，扳手擰緊力矩為 ，最大擰緊力矩為 ， 如超過此力矩螺栓將被破壞。 33 2） 滾筒固定螺栓組的設(shè)計與校核 A. 螺栓組結(jié)構(gòu)設(shè)計 由給料機結(jié)構(gòu)與滾筒軸承座結(jié)構(gòu)設(shè)計可知，滾筒螺栓設(shè)計數(shù)為 Z=4，對稱布局，采用（ GB57802021， C級） M24 螺栓，螺栓性能等級為 級。 擰緊力矩的計算： ??????? 7 8 1 3 P ??????? 201 2 0 5 7 a x dQKT P 723465 式中： K —— 擰緊力矩系數(shù)，查表取 由上述計算可知，扳手擰緊力矩為 ，最大擰緊力矩為 723465 ，如超過此力矩螺栓將被破壞。因此每個螺栓所受 工作載荷為 ??? 20 0ZPF N 螺栓的預(yù)緊力 pQ 為： ??????? FkQ np N 31 式中： pQ —— 螺栓預(yù)緊力， N nk —— 可靠性系數(shù)，取 m —— 摩擦面數(shù)量，取 1 f —— 摩擦面間摩擦系數(shù)，查表取 螺栓受力校核： ??????? 221 7 8 1 3 341 dQ pca ?? MPa ][?? 式中： ca? —— 螺栓的計算應(yīng)力 ][? —— 螺栓的許用應(yīng)力， 級螺栓計算可得 ??? ~ ~][ s?? 533~376 MPa 式中： s? —— 螺栓材料的屈服極限， 級中碳鋼螺栓為 640 MP 校核螺栓所需的預(yù)緊力是否合適： ??????? 314640)~()~( 1AQ sp ?120576~140672 N 式中： 1A —— 螺栓危險截面的面積 2211 ??????? dA ? mm2 要求的預(yù)緊力 遠小于上述值，因此滿足要求。 B. 螺栓組受力分析 由上面焊縫校核中我們可以獲知，螺栓組連接的所受合力為 P=，此處螺栓組連接存在兩種工作狀態(tài)的可能，當(dāng)安裝精度較高時，螺栓僅承受預(yù)緊力的作用，當(dāng)安裝精度很差時，處于松連接狀態(tài)（此時并不影響給料機的工作狀態(tài)）情況下，螺栓僅承受剪切力的作用。 螺栓連接的校核 本設(shè)計中大量采用螺栓連接方式，對其中重要螺栓連接進行必要的校核是應(yīng)該的， 因此，下面我們將對給料機中幾處重要的螺栓連接進行校核。 料槽中焊縫的校核 ??????? 381 015 183 89 76066 22 lM?? MPa 39。 托輥 的設(shè)計結(jié)構(gòu)如圖示 29 給料機多采用焊接連接方式與螺栓連接方式，對于某些較危險的焊縫我們對其進行必要的校核，由給料機的結(jié)構(gòu)形式和焊縫形式我們可以分析得出，連接裝置中連接角鋼于鋼板間的焊縫由于連接料口尺寸較大，焊縫較長，在滿足焊縫質(zhì)量要求的情況下，足夠滿足給料機的自重與物料重量所形成的拉力要求，因此無需進行校核。 設(shè)計方案 托輥的性能取決于托輥密封結(jié)構(gòu)。托輥是帶式輸送機上用量最多 、分布最廣的組件 , 同時托輥也是帶式輸送機上出現(xiàn)故障率最高的組件 ,其失效形式一般均為軸承損壞而不能靈活旋轉(zhuǎn) 。 軸承的校核 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，我們初步選擇調(diào)心球軸承，軸承型號為 GB/T 2881994 1316 ? ? npcL rh 60//10 26 ?? 27 式中： rC —— 基本額定動載荷計算值 N ? —— 指數(shù)，球軸承，值為 3 P —— 當(dāng)量動載荷， N，由于本滾筒只受徑向載荷作用，因此： NFYFp NFYFp brb ara 98 7211 ???? ???? 式中： aF —— 軸向載荷 rF —— 徑向載荷， 大小為支反力 由受力分析可知，此軸承只承受徑向載荷 NFr ? NFr ? 滾動軸承的當(dāng)量動載荷 ????? rp FfP N 8 6 0 2 4 0 ????? rp FfP N 式中 pf 載荷系數(shù)，根據(jù)載荷性質(zhì)為輕微沖擊，取 pf = 因 21 PP? 按軸承 2的受力計算軸的壽命hhpL rh 4 0 0 0 05 1 1 9 3 8 6 0 0 106010 3103626 ?????????? ?????????????? 由以上校核可知，選用軸承滿足設(shè)計要求。 26 滾筒鍵的校核 本滾筒筒體與軸的連接、軸與鏈輪的連接均采用普通平鍵鏈接方式，由于筒體與軸連接出的軸徑大于鏈輪與軸的連接段，同時前者平鍵長度要長于后者，且受力相等，因此我們僅需對軸與鏈輪連接處的平鍵進行校核即可。 選用 Q235A 鋼板用作滾筒體材料，并取 4][ s?? ? ，對于 Q235A 鋼2/235 mmNs ?? ， 2/][ mmN?? 根據(jù)材料，滾筒的厚度 ? ? mmDlv p 222222 ??????????? ?? 取 mm15?? 其中 p作用在滾筒的功率，為 15kw V帶速 L—— 滾筒長度 l=1400mm ][? 許用應(yīng)力 2/mmN l —— 焊縫長度，為 970mm 39。筒體上焊縫接口形式如下圖： 25 在均布載荷、扭矩以及卷制滾筒時產(chǎn)生的錯位誤差的作用下，焊縫將產(chǎn)生拉壓應(yīng)力及剪應(yīng)力，為簡化計算過程我們可以認為作用在滾筒上的合力全部作用在焊縫上，由此所計算出的結(jié)果將大大的高于實際使用中的拉力及壓力所形成的對焊縫的應(yīng)力， 562 ????? lp?? MPa 39。 1） 筒體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 根據(jù)膠帶張力及傳動要求，筒體的結(jié)構(gòu)設(shè)計如下圖 24 2） 筒體的受力分析及校核 筒體所受扭矩 T=994790 筒體表面承受膠帶拉力所產(chǎn)生的均布載荷 q= a） 筒體在扭轉(zhuǎn)作用力下的強度校核 由于筒體的直徑遠大于軸，滾筒的抗彎截面模量與抗扭截面模量遠大于軸，據(jù)此判斷我們可以得出，滾筒上筒體的強度與剛度滿足設(shè)計與運行要求。 3） 軸的扭轉(zhuǎn)剛度的校核 對于本軸的剛度要求，主要體現(xiàn)在安裝向心滾子軸承處的軸段
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