《皮带输送机(输送带部分)毕业设计.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《皮带输送机(输送带部分)毕业设计.docx（31页珍藏版）》请在课桌文档上搜索。
1、毕业设计课题名称：DT-(I)皮带输送机设计(输送带部分)目录摘要及关键词3前言3一、传动系统的方案设计41）、对传动方案的要求42）、拟定传动方案4二、带式输送机的设计4D、确定带速V42、确定带宽B43）求圆周力54）求各个点的张力65）校核重度76.校核胶带安全系数77）拉紧装置设计7三、电动机的选用7D电动机容量的选择7* 2）传动比的分配8* 3）各轴转速、功率和转矩的计算9* 4）带的设计10*四、齿轮的设计13*五、减速器中轴的设计20六、传动滚筒内轴的设计201）选择轴的材料确定许用应力202）按扭转强度估算轴径203）设计轴的结构并绘制草图204）按弯扭合成强度校核轴径215
2、）轴的刚度校核22七、改向滚筒内轴的设计221）选择轴的材料确定许用应力232）确定各轴段的长度233）按强度设计轴径234）设计轴的结构并绘制草图245）轴的刚度校核24八、滚动轴承的选择（传动滚筒）25九、滚动轴承的选择（改向滚筒）25十、键和联轴器的选择251）传动滚筒上联轴器的选择262）传动滚筒上键的选择263传动滚筒轴内键联接的选择264改向滚筒轴内键联接的选择26*十一、滚动轴承的润滑27结论27结束语27附：主要参考文献28带*号的是同组王勇同学所做,不带的是本人所做DT-(IV)胶带输送机设计(输送机部分)才商要：本课题针对杨府山煤用码头胶带输送机进行了设计计算，根据设计任务
3、书拟定传动系统的方案，对传动系统进行了总体设计。详细地说明了输送机、传动滚筒、改向滚筒和轴的设计计算过程，对轴承、键、联轴器的选择也进行了计算和校核。关键词:输送机电动机传动滚筒改向滚筒拖辑拉紧装置胶带带轮月IJ言胶带运输机又称带式输送机，是一种连续运输机械，也是一种通用机械。现更新到DT-(IV)型，带运输机被广泛应用在港口、电厂、钢铁企业、水泥、粮食以及轻工业的Th产线。即可以运送散状物料，也可以运送成件物品。工作过程中噪音较小，结构简单。胶带运输机可用于水平或倾斜运输。胶带运输机还应用与装船机、卸船机、堆取料机等连续运输移动机械上。胶带运输机由胶带、机架、传动滚筒、改向滚筒、承载托辐、回
4、程托辑、张紧装置,清扫器等零部件组成。在大型港口或大型冶金企业，胶带运输机得到最广泛的应用。选择设计胶带输送机作为毕业设计课题，无疑是将三年所学进行了一次实践。在设计前，做了一系列的设计准备，比如查阅有关设计资料，观看电教片和参观杨府山煤用码头等，了解设计对象的性能、结构及工艺性；准备好设计需要资料、绘图工具；拟定设计计划。本人和王勇同学密切合作完成了胶带输送机的设计计算。本人负责了输送机部分，包括了输送机总装配图，传动滚筒、改向滚筒和拖辑等的部件装配图，及有关轴、滚筒等零件图；王勇同学则负责完成减速器的选择计算和有关图纸的绘制-、传动系统的方案设计1 .对传动方案的要求由于运用的地方是煤炭专
5、用码头。由此分析合理的传动方案首先要做到实用性这是关键。在考虑到制作的成本问题，在这同时应保证寿命的长短，传动效率高，以及操作方便。大至可分为以下几点：1）工作可靠、传动效率高2）结构简单、尺寸紧凑重量轻3）成本低、工艺性好、4）使用和维护方便2 .拟定传动方案因为所设计的产品是煤炭专用码头用的输送机，在那里环境条件都是很差的，所以方案要统筹兼顾，满足最主要的和最基本的要求。例如图1-2所示为拟定的传动方案图IT二、胶带输送机的设计计算已知条件：输送量Q=450th,输送机长度L=IlOrni倾角B=2,矿石最大块度QmaX二150mm,矿石密度Y=Itr11301、确定带速V带速V根据带宽和
6、被运物料性质确定，我国带速已标准化，具体选取可参考文献1表3T9,由表初步确定带速v=2117So此次设计选用普通胶带。2确定带宽B按给定条件Q=450th,=1t3,v=277/S,又查文献口表378,得k=0.95（k为输送带得倾角系数），输送机的截面图如图27。图2-1一般为二20。，=30o,求出物料断面积A为槽角a =30 堆积角U =2。A=4503.6 k 3.6100020.950.066M其中Q是输送量；I是煤的密度k由倾角B=2查表得k=0.95查文献1表3-17,取带宽B=8001171173、求圆周力Fu=FhFn+Fs+Fs2Fs1DFh为主要阻力的计算Fn=fLg(
7、2q+qG)cos+q/?o+q/?u其中r为模拟摩擦因数，是和工作条件有关查文献1表3-22得，r=0.025。1.=110m为带的长度，g=9.8m/S1为重力加速度.qB-每米为输送带的重量，查文献表3-3,选4层帆布，上胶6.0mm,下胶1.5mm,qB=l2.lkg/mQ450qu每米长度煤的质量C1G=62.5AgIm3.6v3.62q/?。为承载分支托辑每米长旋转部分得质量，为回程分支拖辐每米长旋转部分的质量。mRoqR=查文献1表3-23得，WRO=Mkg,取承载分支拖辑的间距痴刁.2印IromRuQRU=查文献1表3-23得，侬u=12kg,取回程分支托辑的间距IruIru=
8、3m；由文献（1）表3-23qRo=mRoIRo=14/1.2=11.67kg/mqRu=mRu/IRu=12/3=4kg/m所以FH=flg(2qB+qg)cos+qRo+qRu=0.025119.8(212.1+62.5)0.99+l1.67+4=2757.47N2)FN-附加阻力的计算Fh+Fn=CFhC为计入附加阻力的系数，查文献表3-25,用插入法得：C=1.85Fh+FN=1.85FhFn=1.852757.47-2757.47=2343.85N3)FSL特种主要阻力的计算FSl=FSa+Fsb由于不设群板，故Fsb=0,重载段的计算FSQ为托馄前倾的摩擦阻力。按重载段为等长三托辑
9、、前倾角=2。计算：C为槽形系数，取C=0.4(30。槽角)；Uo为承载托辑与输送带间的摩擦系数取Uo=0.3LC=L=2FSa=CEUoL(qb+qg)gcosXSine=0.40.3110(12.1+62.5)9.80.990.0349=336.59N空载段的计算FSa=UoXLEXqgXgXCOSBXCoSE=0空载段阻力很小可以省略；因此Fs=Fsa+Fsb=336.59N4)Fs2-物种附加阻力的计算Fs2=Fsc+Fsd由于不设导料板，故Fsc=APU3=O由于没有输送带清扫器，故Fsd=BK=0则FS2=05) FS倾斜阻力的计算Fs=qgHg=qglsin=62.59.860s
10、in2o=1282.55N1.=60mm倾斜的长度Fu=FH+FN+Fs1+Fs2+Fs(=CFh+Fsi+Fs2+Fst=2757.47+2343.85+336.59+1282.55=6718.62N4、求各个点的张力输送机的布置如下图所示：取n=1.3,Ui般为O.4带跟带轮的包角取=1801.总长f摩擦系数=0.02511=3.14Fl=6718.62x(。上己1+11=10196.51?/C.一I)正常运行时各点张力：空段阻力Fk,忽略传动部分长度：Fk=fLgqcos+qufLg-qLgsin=-21.537V重段阻力Fzh-.Fzh=/cos+sinLg-q10Fmax10196.
11、51由上式可知：通过校核胶带安全。7拉紧装置设计张紧装置的作用：保证输送带在驱动滚筒的绕出端具有足够的张力，使所需的牵引力得以传递，防止输送带的打滑；保证输送机各点的带条张力不低于一定值，以防止带条在托辑之间过分松弛而引起撒料和增加运动阻力补偿带条的塑性伸长和过度工况下弹性伸长的变化为输送带重新接头提供必要的行程。对张紧装置的要求：张紧装置应尽量布置在带条张力的最小处应使带条在张紧滚筒的绕入和绕出方向与滚筒位移线平行，而且施加的张紧力通过滚筒中心张紧装置的类型以及选用类型：螺旋拉紧装置垂直重锤拉紧装置自动拉紧装置各类拉紧装置的优缺点比较：垂直重锤拉紧装置优点：应用广泛；拉紧装置可以布置在离驱动
12、滚筒不运的无载分支上，所需的重锤重量很小缺点：增设了两导向滚筒，增加了带条的弯曲次数和带条的磨损，影响带条的使用寿命。自动拉紧装置优点：能够使带条具有合理的张力缺点：结构较复杂，外形尺寸大。对污染较敏感，不利于室外的工作环境。由于本次输送机属于小型运输机，带长较短，故采用螺纹拉紧装置1）螺杆直径的设计初步选用拉紧装置参考文献(3)表6-24拉紧力F=Fa+Fb=9690N螺杠的材料选择45号钢，其许用应力=160MPa螺杆:d=(4F兀),z2=(496903.14160)12=9mmD=20mm2)滚筒轴的设计改向滚筒轴一样3)滚筒的设计滚筒直取d=350mm三电动机的选用按设计要求及工作条
13、件选用Y系列三相异步电动机，卧式封闭结构，电压为380Vo1 .电动机容量的选择根据已知条件由计算得知工作机所需要有效功率FHXVPw=6718.622/1000=13.43kw1000查文献2表3-1,设：C联轴器效率，C=O.99g一封闭圆柱齿轮传动效率，g=0.97b对滚动轴承效率，b=0.99cy输送机滚筒效率，cy=0.964一一输送机滚筒轴至输送带间的传动效率。2联轴器效率，2993联轴器效率，3=0.99估算传动系统总传动效率：=0112233445式中：（H=c=0.99i2=d=0.95=0.953=”0.9934=bg=0.99X0.97=0.9645=8g=0.99X0.
14、97=0.9656=C=O.99得到传动系统总效率：=0112233445=0.990.950.990.960.99=0.85工作机所需电动机功率：Pr=1=13.43/0.85=15.79kw由文献2表3-2所列丫系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足PmPr条件的电动机额定功率Pm应取为18.5kw2.电动机转速的选择由文献表3-2,选转速970rmin,电动机型号为Y200L1-6根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速，查文献口表372,帆布层数为4层，胶带取用硫化接头，则取滚筒直径为D=500117f776000v60002Hw=T-=V八八76.43rmind3.145002
15、、传动比的分配IA=NMN=25由于带的传动比Io=2IA=IOXII=Ia/Io=12.51.=I12Xl23I()l*l56Ioi=l,Is三lI34=(1.31总)1/2=4.03I45=I总L2=3.103、各轴转速功率和转矩的计算0轴：NO=NM=I460P0=PR=15.29KWT0=9550P0N0=100.01N.M1 轴：Nl=NO=1460Pl=PO01=16.25X0.99=15.14kwT1=955OP1N1=99.03KW2 轴：N2=N1I12=730P2=P112=15.140.95=14.38KWT2=9550P2N2=188.12N.M3 轴：N3=N2=73
16、0P3=P223=14.28X0.99=14.24KWT3=9550P3N3=186.29N.M4 轴：N4=N3123=181.14P4=P3n34=14.24X0.96=13.67KWT4=9550P4N4=720.7N.M5 轴：N5=N4I45=58.43P5=P445=13.67O.96=13.12kwT5=9550P5N5=2144.38N.M6 轴：N2=N1I12=58.43P2=P112=13.64O.95=13KWT2=9550P2N2=2118N.M选电动机型号Y16011-2,满载转速2929rmin4带的设计选取普通V带型号根据PC=15.14KW.Nl=1460rm
17、in选用B型普通V带选用ddl=140mm,且ddl=140mmddmin=125m大带轮直径dd2=nl*ddln2=280mm取标准值dd2=280un1=280/140=2N2=nli=730rmin(730-730)/58.8=0%在正常范围内合格验算带速V=t*ddl*Nl(60*1000)=10.70M/S在正常范围内确定带的基准长度和实际中心距初定中心距AO=1500mm1.0=2A0+t/2*(ddl+dd2)+(dd2-ddl)24A0=3662.67mm1.d=3550un实际中心距a=a+ld-102=5140.5mmAmin=a-0.015Ld=5086.25mmAma
18、x=a+0.031d=5246.5mm校验小带轮包角=1800-(dd2-ddl)*57.30a=126.5201200确定V带根数根据ddl=140mmnl=1460rminP0=2.82kwp=kb*nl(l-lki)kb=2.649*103根据1=25.36查ki=l.1373p=kb*nl(l-lki)=0.46kw长度休整系数kl=l.13包角系数ka=O.97Z=pckakl(P0+p0)=4.25园整得Z=5求初拉力及带轮轴上的压力查得B型普通V带q=0.17kgm初拉力F0=500PC5KA-1)+QV2ZV=233.30NFQ=2F0ZSIN/2=2076.37N选用5根B-
19、3550GB带中心距A=5140.5mm带轮直径ddl=140mmdd2=280mm轴上压力FQ=2076.37N四齿轮的计算1、一级齿轮计算小齿轮选用45钢调质,硬度为220250HBS;大齿轮选用45钢正火.硬度170210HBS;因为是普通减速机,选8级精度,要求齿面粗燥度RA76.43ktl(+l)d.N.h21/3=73.ImmM=D1Z1=3.18mm由表10.3取m=3.5mm(3)dl=mzl=3.5*23=80.5mmd2=mz2=3.5*93=325.5unb=l*80.5=80.5mm经b-80unbl=85mma=1/2*m*(z1+z2)=203mm按齿根弯曲疲劳强度
20、校核齿形系数YF1=2.75YF2=2.18应力修正系数YSl=I.58YS2=1.80许用弯曲应力由图10.25查得那口皿二4401八FLIM2=410MP由表10.10查得SF=I.3由图10.26查得YN1=YN2=1i=Ym*6h.imi/Sf-338MP,l2=Yx246h.IM2/Sb-315MP,1-=(2KTlBM2Z1)YfiYs2=62.3MPa&J=338MP6i.-2=5f1*YF2*Ys2/Yf1Ys=56.3MP5r=338MPa所以该组齿轮合格6验算齿轮的圆周速度VV=*D*T(60*1000)ms=3.036ms选8级精度是合适的2.级齿轮计算(1)小齿轮选用4
21、5钢调质,硬度为220250HBS;大齿轮选用45钢正火.硬度170210HBS;因为是普通减速机,选8级精度,要求齿面粗燥度R76.43ktl(+l)d.N.h21/3=107.2mmM=D1Z1=4.66un由表10.3取m=5mm(3)d3=mz3=5*23=115mmd4=mz4=5*72=360mmb=1*115=115mb1=120mma=l2*m*(zl+z2)=237.5mm(4)按齿根弯曲疲劳强度校核齿形系数YF3=2.75YF4=2.275应力修正系数YS3=1.58YS4=1.75许用弯曲应力由图10.25查得6尸口)13二440帆八FLIM4=4IOMPA由表10.10
22、查得SF=L3由图10.26查得YN3=YN4=1F3=YN3*FLIM3SF=338MPAF4=YN4*FLIM4SF=315MPAF3=(2KT2BM2Z3)YF1YS2=11.80MPAFl=338MPAF4=Fl*YF4*YS4YF3YS3=10.81MPA55取D=40MM所以合格(1)-lb=55 mpa第二轴：由减速器传递的功率属中小功率,选用45钢并经调质处理按扭转强度估算轴径C=118-107Dc(pn)1/3=46.39mm由于轴的最小直径要安装联轴器，所以直径加大3%-5%所以dl=48.66查机械手册取dl=50mm(3)轴的受力分析lab=2(c+k)+bh1+s+b
23、11+b=269mmIac=c+k+b2+bnl2=69.5mmIbc=lab-Iac=199.5mm1bd=n22+c+k+b11/2=89.5mft2-2000t2d2=4428.26Nfr2=ft2.tg20=1594.18Nft3=2000t2d3=12553.9Nfr2=ft2.tg20=4512.2NuIRAX=(LBC*ft2+LBd*ft3)LAB=7415.7NRBX=ft2+ft3-RAX=9566.46NMCX=RAX*lac=504267.6N.mmMdX=RbX*lbd=841848.48N.mmRAY=LBd*fr3-LBC*fr2LB=284.919NRBY=fr
24、3-fr2-RAY=5821.38NMCY=RAY*lac=1694.50N.mmMdY=RbY*lbd=512281.44N.mmMC=(MCY2+MCX2)1/2=512281.44N.mmMd=(MdY2+MdX2)1/2=841848.48N.mmMCD=(Md2+(&T)2)1/2=841843.2N.mm$=MCDO.1D23=67,3455取d=55un所以合格第三轴：由减速器传递的功率属中小功率,选用45钢并经调质处理$-lb=55mpa(2)按扭转强度估算轴径C=118-107Dc(pn)1/3=66.85mm查机械手册取d4=70mm(3)()Iab=2(c+k)+bhl+
25、s+bll+b=269mmIbc=c+k+b2+bl1/2=89.5mmlac=lab-Ibc=179.5mmft4=2000t4d4=11913.2Nfr4=ft4.tg20=4288.76NRAX=LBC*1t4LAB=3897.26NMAX=MBX=OMCX=RAX*lac=705403.16N.mmftRAY=LBC*fR4LAB=1403NMAY=MBY=OMCY=RAY*lac=253945.6N.mmAB所以合格滚动轴承的选择第一轴因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式，类型为深钩球轴承，寿命为LH=24000h,轴承工作转速n=730rmin,ft1=4924.86N初选
26、滚动轴承6309；基本核定动负荷cr=52800N.;基本核定静负荷cqr=31800N.因为无冲击所以fp=lPr=ft1fp=4924.86NCJS=PRL1/3=52203.5CJSCRd=45D=100mmB=25mmdamim=54mm第二轴因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式，类型为深钩球轴承，寿命为LH=24000h,轴承工作转速n=181.14rmin,ftl=13339.2N初选滚动轴承6411；基本核定动负荷cr=100000N.;基本核定静负荷cqr=62500N.因为无冲击所以fp=lP1=ftXfp=I3339.2NCJS=PRLI=85229.09NNC.s
27、Crd=55D=140mmB=33mmda1i=67m第三轴因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式，类型为深钩球轴承，寿命为U=24000h,轴承工作转速n=58.43rmin,ft1=12661.4N初选滚动轴承6215；基本核定动负荷C产66000N.;基本核定静负荷cqr=49500N.因为无冲击所以fp=lPr=ftXfp=12661.4NCJS=PRLl6=55482.25NCjskCCrd=75D=130mB=25mmdal=84nm键联接和联轴器的选择（1） 高速轴（1轴）上键联接和联轴器的选择工作转距T=186.29N.M工作转速为730rmin工作情括系数K=I.5-2
28、取K=I.75就是转距tc=kt=326.0n.m选tl型弹性套拄销联轴器选TL7许用转距T=500N.M,许用转速N=3600rmintcT,nN满足要求选A型普通平键d=40初选键L=30H=8B=12进行许用应力校核。p=4000TDHL=77.62op=110MPaT=2000TDBL=25.87=90MP满足要求 高速轴（2轴）上键联接和联轴器的选择工作转距T=720.7N.M选a型普通平键d=60初选键L=70H=IlB=18进行许用应力校核。p=4000TDHL=62.40。p=IloMPAT=2000TDBL=19.07=4000TDHL=31.20p=110MPaT=2000
29、TDBL=9.93MPa（=90MPa满足要求 高速轴（3轴）上键联接和联轴器的选择工作转距T=2144.38HLT6型弹性柱销联轴器GB/T5014-85公称转矩3150N.mmn=2850rmin选a型普通平键d=70键L=IlOH=12B=20进行许用应力校核 =2000TDBL=27. 84 t=11OMPT =2000TDBL=32. 76 (=H0M。r=4000TDHL=92.83op=110MPa选a型普通平键d=85初选键L=70H=14B=22进行许用应力校核。p=4000TDHL=102.97e=60MPo2)按扭转强度估算轴径根据文献1表13.1得C=I18707,则D
30、2C3/ii=(lM118)的4.113/76.434=(60.93.2-67.19)mm考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大3%5%,取为62.7570.55mm,由设计手册取标准直径d=70mm.3)设计轴的结构并绘制草图确定各轴段直径轴段1(外伸端)直径最小dl=70mm;考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进行定位，轴段2上应有轴肩，取d2=75mm;为能顺利地在轴段3上安装轴承，轴段3必须满足轴承内径标准，取轴段3直径d3=85mm;为固定轴段3上的轴承，轴段4应有轴肩，取d4=90mm;用相同方法确定d5=95mm.d6=90mm.d7=90mmd8=75m
31、m确定各轴段的长度初选轴承参考文献(4)表8.33得型号码6215确定各轴段的长度.由前计算并参考文献(3)表6.1Ll=170mm.轴段2是外伸部分根据文献6表67有关数据估算L2=90mmL3=212.5mm同理得L7=2i2.5mm轴段4是安装与滚筒连接的圆板，左右各一个，L4=L6=100mmL5=650mm因为滚筒另一端不需要穿透闷盖，所以取U=25mm键选参考文献(1)表5.4普通平键A型键长为140mm轴的受力简图所示1.ab=1300mm.Lac=225mm.LBD=225mm选定轴的结构细节，如圆角、倒角、退刀槽等的尺寸。按设计结果画出轴的结构草图如图5-5(a),4)按弯扭
32、合成强度校核轴径画出轴受力图如图5-5(b)所示，图中图5-5求轴的支承反力。Ra=Rb=F=(F1+F2)/2=10196.512/2=10196.51N计算轴支反力Fc=FdR=Rr&+Fo=Fi+尸2由输送机设计结果知：Fl=10196.51NF2=5673.61N所以，Fc=Fd=7935NFc=FdR=RB所以，Ra=Rb=7935N作轴的弯矩图、转矩图Ma=Mb=OMC=RaXLac=7935X225=2099500N.mmT6=2118N.mm轴的合成弯矩图、转矩图分别如图5-5(c)所示。求出当量弯矩MCe2+(T6)2=1766000N.mm校核轴强度轴受载荷最大剖面在齿轮中
33、心C、D处，C、D处受相同载荷，此剖面具有键槽，但可近似用W0.14Mce2059125rCe=LW0.10.93-1=60MPa当s=650MP4时，-1=60MP,因此理-卜由上式可知:得理满足强度要求5)校核轴的刚度因为滚筒轴较长，故须进行刚度校核。而且为一般轴，其许用挠度和转角分别为max(0.0003-0.0005)Ls=(3.9-6.5)104mmax0.005()In计算轴的实嬲方?度和转角IlUX一(3-4Lc2)24E-3217661.32(-max；x(0.090)4340.225)1.3910机(2480l09-il32maxMCXLabL(Lah_IAC)62E生321
34、766l.3(1.3-0.225)=0.00315(maxJ由以上可知：传动滚筒轴的强度和钢度满足要求。七、改向滚筒轴的设计D选择轴的材料确定许用应力选用45钢并经调质处理，由文献川表13.4,查得强度极限z,=650MRz,再由文献1表132查得许用弯曲应力h60MPao2)按扭转强度估算轴径根据文献口表13.1得OII8107,则DC3p=(10118)14.113/76.434=(60.93.267,19)mm考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，考虑轴的安全问题，由设计手册取标准直径d=75mm.3)设计轴的结构并绘制草图a确定各轴段直径为能顺利地在轴段1上安装轴承，轴段1必
35、须满足轴承内径标准,取轴段直径由=757；为固定轴段1上的轴承，轴段2应有轴肩，取d2=82mm;轴段3安装滚筒,取d3=85mm:轴段4为固定滚筒取t=；用同样方法确定d5=85mm;d6=82mm;d7=75mm;。b确定各段轴的长度轴段1安装轴承(初选深沟球轴承6215),查设计手册取Ll=25mm;轴段2是外伸部分,根据文献6表6T有关数据估算L2=212.5mm;轴段3是安装与滚筒连接的圆板，左右各一个，取L=100mm；用同样方法，取IS=IoomnbL6=212.5mm,L4=650mmL7=25mmC选定轴的结构细节，如圆角、倒角、退刀槽等的尺寸。按设计结果画出轴的结构草图如图
36、5-6(a)o4)按弯扭合成强度校核轴径画出轴受力图如图5-6所示，1.ah=1300mm.Lac=225mm.Lbd=225mmRaFFd/RbU)计算轴支反力F7=F6=9804. 3N由输送机的设计计算结果可以知道：F8=F=10196.51NFc=FdRA=RBra=rb=F=(F7F8)/2=(10196.5+9804.3)/2=10000.4NFc+Fd=+Fi所以，Fc=Fd=10000.4N作轴的弯矩图、转矩图Ma=Mb=OMC=RaLAc=10000.4212.5=2059125Nmm轴的合成弯矩图、转矩图分别如图5-6(c)和(d)所示。根据强度条件设计轴轴受载荷最大剖面在
37、齿轮中心C、D处，C、D处受相同载荷，此剖面具有键槽，但可近似用W0.d5iMce2059125(X=-1=60MPaW0.10.853d232.3mm根据实际情况取d3=85mm,因此选用合理5)校核轴的刚度因为滚筒轴较长，故须进行刚度校核。而且为一般轴，其许用挠度和转角分别为nm(0.0003-0.0005)L=(3.9-6.5)104wn三0.005()/n计算轴的实喷方拱度和转角max =x(3-皿d)24EH322059.1251.322480109x(0.085)j3 4 0,225 )1.276 10/maxmaxMCXLab322E32Ji2059.125l.3280109( 1.
