刮板输送机毕业设计计算说明书(编辑修改稿)

刮板输送机毕业设计计算说明书(编辑修改稿)内容摘要：

12 链速 v V= Z1*n1*p/(60*1000) =30*20r/min*（ 60*1000） m/s =15m/s,在限定范围内 V= a0 因结构上无限定，初选 a0=35p 8 确定链节数 Lp 由式（ 115），初算链节数 Lp0=2a0/p+(z1+z2)/2+(z1+z2/2) Lp0= 对 Lp0圆整并取偶数，则 Lp=114 Lp=114 9 理论中心距 a 因 (lpz1)/(z2z1)=(11430)/(5430) =84/24= 用插值 法 求得 ka=,则由式（ 117） ，得 a=[2lp(z1+z2)]kap =[114 23054] = a= a’ =a△ a, △ a=()a, △ a=,则 a’ =a△ a= =1000mm a’=1000mm 在 圆 周上的力 FQ 由式（ 119） FQ≈ 1000(～ )P/v =1000( ～ ) 3/=(9000 ～9750)N FQ=9000N ～9750N 1 由 P=,v=[2]图 1113，选用滴油润滑 滴油润滑 13 链条标记 114A1 1 选择材料及热处理方 选用 45钢 ，淬火处理，硬度为 40～ 45HRC 45钢淬火 毕业设计（论文） 13 法 40～ 45HRC d d1=d2=d1= d2= df 由表 111，得滚子外径 d1= 由表 112， dmax=d+, dmin=d+()pd1,得 ≤ da1≤ ≤ da2≤ da1=232mm da2=420mm 4 齿根圆直径 由 表 112， 得： dƒ1=dId1=()mm = dƒ2=()mm = dƒ1= dƒ2= 5 齿形 按 GB124485 6 链轮公差 齿根圆直径公差为 h11，齿顶圆直径公差为 h11；齿坯孔公差为 H8；尺宽公差为 h14；齿根圆径向圆跳动小链轮为 大链轮为 11级 ；齿根圆处端面圆跳动小链轮为 10 级、大链轮为 11 级 主轴直径的初步估算 轴是组成机械的一个重要零件。 它支撑着其他转动件回转并 传递转矩，同时它又通过轴承和机架联接。 所有轴上部件都围绕轴心线作回转运动，形成了一个以轴为基准的组合体 轴系部件。 输送 机主轴主要受弯矩和转矩。 所以按弯转合成力矩初步估算轴径。 毕业设计（论文） 14 初步估算轴径： 选择轴的材料为 45钢、经调质 处理。 由机械设计手册第四卷 表 毛坯 材料 硬度 (HB) 抗拉强度σ b MPa 屈服点 σ s MPa 弯曲疲劳强度σ 1 MPa 扭转疲劳强τ 1 MPa =200 217155 650 360 270 155 E= 根据表 ，由于材料为 45 钢，由表 轴的材料 Q235 45 [τ ]/N mm2 12~20 20~30 A 160~135 118~107 注：当弯矩相对较小或只受转矩时， [τ ]取较大值， A 取较小值；反之 [τ ]取较小值， A 取较大值。 由于结构设计需采用实心 轴结构，所以按照 实心 轴的许用切应力的计算公式： d ≥ (5T/[τ] ) ⅓ (1/(1γ4)) ⅓ 或： d ≥ A (P/n) ⅓ (1/(1γ4)) ⅓ 其中： d —— 轴的直径（ mm） T— 轴传递的额定转转矩（ ） P—— 轴传递的额定功率（ kw） n—— 轴的转速 （ r/min） n=20r/min [τ] —— 轴材料的许用切应力（ MPa），见表 取 [τ] =20 A—— 按 [τ] 而定的系数，见表 A=115 γ —— 空心圆轴的内直径 d0 与外直径 d之比。 由实心轴的计算公式可得 dmin=A 3 nP =1153203 = 毕业设计（论文） 15 故 初取 轴 径为 : d=80mm 由机械零件设计手册第 13章 按上式计算的轴径，未考虑键槽对轴强度的影响，若开一个键槽则轴径增大3%~7%，经计算得： d=～ 故主轴直径取 d=90mm。 如图所示，根据轴的受力 3． 4． 2 轴的结构设计 以及工作要求，轴设计为实 心，两端设计为轴头联结。 根据 轴所需结构，绘制轴的草图如下： 受力简图 毕业设计（论文） 16 3． 4． 3 轴上受力分析 轴传递的转矩 T1 T1=（ N m） =1432500 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= 作受力图 如下： 垂直面受力示意图 所 受的弯矩 M1=Ft1= 106mm=•• mm M2=Ft2= 170/370 170mm=•• mm 作弯矩图如下： 毕业设计（论文） 17 合成弯矩图 ： A处为危险截面 ， 所以只校核此处 的强度即可。 本次校核采用第三理论强度进行校核 截面 A出的当量弯矩 Me = 221 aTM  =1403673N mm a=[σ 1 ]b /[σ 0 ]b =59/98= σ=M/W= dM=[σ 1 ]b =270Mpa 强度足够，满足使用要求。 ： 轴承的选择 选择轴承的原则 ： （ 1）转速较高、载荷较小且旋转精度要求高时选球轴承；转速较低，载荷较大时选滚子轴承； （ 2）轴承同时受轴向与径向联合载荷时选接触球轴承或圆锥滚子轴承；径向载荷过大，径向载荷过小时选深沟球轴承； （ 3）各类轴承使用时，内外圆间的倾斜角应控制在允许的偏差值范围之内， 要不然会增大轴承的附加载荷，从而降低使用寿命； （ 4）为便于安装拆卸与调整间隙要选用内外圈可分离轴承，具有内锥孔的轴承或带紧定套的轴承； 毕业设计（论文） 18 （ 5）选用轴承要讲究经济性。 结合上述 受力分析可得：轴承所受径向力较大，轴向力较小可以忽略不计。 根据对各种系列轴承的分析，又考虑到刮板输送机 冲击载荷很小，可以减小轴承的直径，本设计中 （部装图） 选取 6316 型 (GB/T27694)深沟球轴承两 个。 其轴向力传递到轴承上 在传递到箱体上： 轴承的组合结构设计 : 为了保证轴承的正常工作，在正确选择轴承类型和型号的同时，还需要合理设计轴承的组合，主要考虑以下几个方面： 1）轴系的固定的结构类型设计： 目前，轴承轴系的固定结构典型的有三类： （ 1）两端单向固定； （ 2）一端双向固定，一端游动； （ 3）两端游动。 本设计在对这几 种结构进行分析，并根据刮板链轮运动的 实际情况，设计过程中采用的是一端 固定 一端游动 的结构类型。 2）轴承的配合： 轴承的周向固定和径向间隙的大小是通过轴承和轴及轴承座的配合达到的。 径向间隙不仅关系到轴承的运转精度，同时还会影响它的使用寿命。 轴承是标准件，与相关零件配合时其内孔与外径分别是基准孔和基准轴，在配合时不需要标注。 轴承内孔与外径都具有公差带较小的负偏差，与圆柱体的基准孔和基准轴都不尽相同。 本设计中的轴承的回转套圈受旋转载荷，应选用较紧的配合。 综合考虑：为了与设计中采用的 较高公差等级的轴承配合的轴与孔，对加工精度、表面粗糙度及形位公差都要有相应的较高的要求，在设计中轴承做孔公差带选用： k7；轴外径公差带选用： H8。 3）轴承的润滑与密封： （ 1）轴承的润滑主要是为了降低摩擦阻力和减轻磨损，也有吸振、冷却、防锈和密封的作用。 根据《机械工程手册》提供的滚动轴承润滑方式的选择标准，在综合考虑实际情况，在设计中采用油润滑，油润滑的优点是润滑的冷却都较 好 ； （ 2）轴承的密封是为了阻止润滑剂从轴承中流失，也防止外尘、水分进入轴承。 毕业设计（论文） 19 本设计中由于刮板输送机 在工作过程中对环境要求一般，对各 部分的密封装置都没有有很高的要求，故此综合考虑在设计中采用的是毡圈密封。 由于所受轴向力 Fa 较小 而 径向力 F1 过大，故轴向力忽略不计。 Cr 、 C r0 查手册 6316 型 轴承的基本额定 动载荷 C r =122kN,基本额定静负荷C r0 = Fa / C r0 值，并确定 e 的值 e=0 P 由 [2]中式（ 157）得 P=XF1+YFa。