【正文】 /h 總體尺寸 L0—— 機(jī)頭輪與機(jī)尾輪中心距， m 水平輸送距離為 55m,考慮兩個鏈輪的直徑 取 L0=50m H0—— 機(jī)頭輪與機(jī)尾輪中心高， m 垂直輸送距離為 35m, 考慮兩個鏈輪的直徑取 H0=35m L1—— 進(jìn)料口 中心 與機(jī)尾輪中心距 離 ， m 因?yàn)椴捎眉恿虾箝g接提取物料，故應(yīng)至少加上 機(jī)尾輪的半徑， 所以取 L1= h—— 垂直承載段機(jī)槽高度， m B—— 垂直承載段機(jī)槽寬度， m 至此基本尺寸已確定完畢 B= h= Q＝ (Kg/h) L0= Ll= H0= 傳動設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)計(jì)算及說明 計(jì)算結(jié)果 功率計(jì)算 ： （一）理論張力計(jì)算 T1=G(+H0)+Gr[(+33L1)(f+f1nh／ B)+k] ② T2=GH0 ⑧ 式中： T1 —— 刮板鏈繞 入 頭輪時的張力，即刮板鏈的最 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 8 大張力， kgf T2—— 刮板鏈繞出頭輪時的張力， kgf G一刮板鏈每米重量， kg Ll—— 機(jī)頭輪與機(jī)尾輪中心距， m H0—— 機(jī)頭輪與機(jī)尾輪中心高， m h—— 垂直承載段機(jī)槽高度， m B—— 垂直承載段機(jī)槽寬度， m k—— 加料 1： 3中心至尾輪中心距離，因采用加料 后直接提材料，材料不繞過機(jī)尾輪，故 Lo=0 Gr—— 物料每米重量， kg/m Gr=Q／ 3600v ④ 式中： Q計(jì)算輸送量， kg/h V— — 刮板鏈速， m／ s Gr= 1000／ (3600 )=21(kg/m) f—— 物料的內(nèi)摩擦系數(shù) f1—— 物料的外摩擦系數(shù) f=tanψ ． f1=tanψ 1⑨ 式中 f一物 料內(nèi)摩擦角 ψ ， 45。 f=tan45。 = n一物料對機(jī)槽兩側(cè)的側(cè)壓系數(shù) n=x／ (1+sinψ )=1． 5/(1+sin45。同時選擇直聯(lián)式，可以提高對中度，減小安裝空間。 (二 ) 電動機(jī)功率計(jì)算 N=k*(T1一 T2 )V／ 102η m ⑨ 式中： k2—— 備用系數(shù)， k =1． 1— 1． 3取 k =1． 2 η m—— 傳動效率 η m=η 1η 2= = 式中： η 1—— 減速機(jī)傳動效率 = η 2—— 摩擦式聯(lián)軸器的傳動效率 = 計(jì)算得： N= (kw) 電動機(jī)選擇： 根據(jù)公式計(jì)算的電動機(jī)功率，必須滿足 N≤ N電 選用電動機(jī)：型號為 Y200L一 8，功率為 15kW，電壓等級 380V，臺數(shù) 2臺。 f= N= N=3kw 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 10 設(shè)計(jì)計(jì)算及說明 計(jì)算結(jié)果 功率選擇 P＝載荷功率工況系數(shù) ∕ 擺線減速器效率 ＝ ∕ ＝ Kw 效率 η＝ 工況系數(shù) K＝ 試選擇 XWD3559 輸入功率 N＝ 3 Kw 傳動比 i＝ 59 減速機(jī) 輸出轉(zhuǎn)矩 M＝ 975 N i η K/n ＝ 9555 N i η K/n ＝ 9555 3 59 ＝ 1370 許用扭矩 [m]＝ 20xxn*m M＝ 1370 [m]＝ 20xxn*m P＝ Kw M＝ 1370 滿足使用要求 根據(jù)工作情況可選擇彈性柱銷聯(lián)軸器：特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，拆裝容易，不需要潤滑，并有較好的耐磨性。 設(shè)計(jì)計(jì)算及說明 計(jì)算結(jié)果 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 11 Tc＝ K Pw/n≤ [Tn] () 工況系數(shù)， 取 K＝ 驅(qū)動功率 , Pw＝ 3 ＝ 工作轉(zhuǎn)速 n＝ 1500/59＝ 扭矩 Tc＝ 9550 ＝ 1520N 選擇 HL5 型 Pw＝ Tc＝ 1520N， HL5 型聯(lián)軸器 傳動設(shè)計(jì) 計(jì)算 計(jì)算項(xiàng)目 計(jì)算內(nèi)容 計(jì)算結(jié)果 ZZ2 因其 傳動比 i=，查 [2]表 116 選取Z1=30 則 Z2=i*=54 Z1=30 Z2=54 際傳動比 i’=Z2/Z1=54/30= i= 轉(zhuǎn)速 n1=36r/min n2=20r/min n1=36r/min n2=20r/min Pd=3kw 由表 117取 KA=1。它支撐著其他轉(zhuǎn)動件回轉(zhuǎn)并 傳遞轉(zhuǎn)矩，同時它又通過軸承和機(jī)架聯(lián)接。 輸送 機(jī)主軸主要受彎矩和轉(zhuǎn)矩。 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 14 初步估算軸徑： 選擇軸的材料為 45鋼、經(jīng)調(diào)質(zhì) 處理。 mm2 12~20 20~30 A 160~135 118~107 注：當(dāng)彎矩相對較小或只受轉(zhuǎn)矩時， [τ ]取較大值， A 取較小值；反之 [τ ]取較小值， A 取較大值。 由實(shí)心軸的計(jì)算公式可得 dmin=A 3 nP =1153203 = 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 15 故 初取 軸 徑為 : d=80mm 由機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊第 13章 按上式計(jì)算的軸徑，未考慮鍵槽對軸強(qiáng)度的影響，若開一個鍵槽則軸徑增大3%~7%，經(jīng)計(jì)算得： d=～ 故主軸直徑取 d=90mm。 根據(jù) 軸所需結(jié)構(gòu)，繪制軸的草圖如下： 受力簡圖 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 16 3． 4． 3 軸上受力分析 軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1 T1=（ N m ： Ft1=2T/d1=2 1432500/218= Ft2=2T/d2=2 1432500/432= F1=( Ft1*L+Ft2*L1)/L2 =( 476mm+ 170mm)/370N = F2= 170/370= 作受力圖 如下： 垂直面受力示意圖 所 受的彎矩 M1=Ft1= 106mm=?? mm M2=Ft2= 170/370 170mm=?? mm 作彎矩圖如下： 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 17 合成彎矩圖 ： A處為危險(xiǎn)截面 ， 所以只校核此處 的強(qiáng)度即可 。 mm a=[σ 1? ]b /[σ 0 ]b =59/98= σ?=M/W= dM=[σ 1? ]b =270Mpa 強(qiáng)度足夠，滿足使用要求。 結(jié)合上述 受力分析可得：軸承所受徑向力較大，軸向力較小可以忽略不計(jì) 。其軸向力傳遞到軸承上 在傳遞到箱體上： 軸承的組合結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) : 為了保證軸承的正常工作，在正確選擇軸承類型和型號的同時，還需要合理設(shè)計(jì)軸承的組合，主要考慮以下幾個方面： 1）軸系的固定的結(jié)構(gòu)類型設(shè)計(jì)： 目前，軸承軸系的固定結(jié)構(gòu)典型的有三類： （ 1）兩端單向固定； （ 2）一端雙向固定，一端游動； （ 3）兩端游動。 2）軸承的配合： 軸承的周向固定和徑向間隙的大小是通過軸承和軸及軸承座的配合達(dá)到的。軸承是標(biāo)準(zhǔn)件，與相關(guān)零件配合時其內(nèi)孔與外徑分別是基準(zhǔn)孔和基準(zhǔn)軸，在配合時不需要標(biāo)注。本設(shè)計(jì)中的軸承的回轉(zhuǎn)套圈受旋轉(zhuǎn)載荷，應(yīng)選用較緊的配合。 3）軸承的潤滑與密封： （ 1）軸承的潤滑主要是為了降低摩擦阻力和減輕磨損，也有吸振、冷卻、防銹和密封的作用。 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 19 本設(shè)計(jì)中由于刮板輸送機(jī) 在工作過程中對環(huán)境要求一般，對各 部分的密封裝置都沒有有很高的要求，故此綜合考慮在設(shè)計(jì)中采用的是氈圈密封。 Cr 、 C r0 查手冊 6316 型 軸承的基本額定 動載荷 C r =122kN,基本額定靜負(fù)荷C r0 = Fa / C r0 值，并確定 e 的值 e=0 P 由 [2]中式（ 157）得 P=XF1+YFa Fa /F1=0=e 有表 [2]1510查得 X=1,Y=0,于是 P=1 = 有 [2]式（ 155）得 Lh =16667/60n(PfCfpt)? 由 [2]表（ 158） pf =～ ，取 pf =；有表 159查得 tf =1（常溫）；6314 型軸承為深溝球軸承，壽命指數(shù)ε =3。 （ 2） 安裝時首先用水平儀找平基礎(chǔ)和安裝支