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网上真人百家作假视频皮带输送机的设计计算
- 2020-06-13 12:12-

  皮带输送机的设计计算_机械/仪表_工程科技_专业资料。皮带输送机的设计计算 1 总体方案设计 1.1 皮带输送机的组成 皮带输送机主要由以下部件组成:头架、驱动装置、传动滚筒、尾架、托辊、 中间架、尾部改向装置、卸载装置、清扫装置、安全保护装置等。 输送

  皮带输送机的设计计算 1 总体方案设计 1.1 皮带输送机的组成 皮带输送机主要由以下部件组成:头架、驱动装置、传动滚筒、尾架、托辊、网上真人百家作假视频, 中间架、尾部改向装置、卸载装置、清扫装置、安全保护装置等。 输送带是皮带输送机的承载构件,带上的物料随输送带一起运行,物料根据 需要可以在输送机的端部和中间部位卸下。输送带用旋转的托棍支撑,运行阻力 小。皮带输送机可沿水平或倾斜线路布置。 由于皮带输送机的结构特点决定了其具有优良性能,主要表现在:运输能力 大,且工作阻力小,耗电量低,皮带输送机的单机运距可以很长,转载环节少, 节省设备和人员,并且维护比较简单。由于输送带成本高且易损坏,故与其它设 备比较,初期投资高且不适应输送有尖棱的物料。 输送机年工作时间一般取 4500-5500 小时。当二班工作和输送剥离物,且输 送环节较多,宜取下限;当三班工作和输送环节少的矿石输送,并有储仓时,取 上限为宜。 1.2 布置方式 电动机通过联轴器、减速器带动传动滚筒转动或其他驱动机构,借助于滚筒 或其他驱动机构与输送带之间的摩擦力,使输送带运动。通用固定式输送带输送 机多采用单点驱动方式,即驱动装置集中的安装在输送机长度的某一个位置处, 一般放在机头处。 单点驱动方式按传动滚筒的数目分,可分为单滚筒和双滚筒驱动。对每个滚 筒的驱动又可分为单电动机驱动和多电动机驱动。单筒、单电动机驱动方式最简 单,在考虑驱动方式时应是首选方式。皮带输送机常见典型的布置方式如图 1-1 所示。 此次选择 DTⅡ(A)型固定式皮带输送机作为设计机型。单电机驱动,机长 10m,带宽 500mm,上托辊槽角 35°,下托辊槽角 0°。DTⅡ(A)型固定式皮带 输送机是通用型系列产品,可广泛用于冶金、煤炭、交通、电力、建材、化工、 轻工、粮食、和机械等行业。输送堆积密度为 500~2500kg/m?的各种散状物料 和成件物品,适用环境温度为-20~40℃ 。 图 1-1 皮带输送机典型布置方式 1.3 皮带输送机的整体结构 图 1-2 为此次设计的皮带输送机的整体结构 图 1-2 设计的皮带输送机的整体结构 2.1 输送带的选择 2 标准部件的选择 输送带的品种规格符合《GB/T 4490—1994 运输带尺寸》、《GB/T 7984— 2001 输送带 具有橡胶或塑料覆盖层的普通用途织物芯输送带》的规定,见表 2-1 。 表 2-1 输送带的种类 抗拉体 输送带宽度/mm 种类 强度/(N/mm* 4 5 6 8 1 1 1 层) 00 00 50 00 000 200 400 帆布带 CC-56 √√√√√ √ √ 尼龙带 NN-100 NN-150 √√√√√ √ √ √√√√ √ √ 由于本设计只是小型输送机,初步选定为帆布带。按给定的工作条件,输送 机的工作倾角β =0°。根据设计要求确定选用带宽 B=500mm,NN100 型输送带, 层数选为 3 层。上胶 3.0+下胶 1.5,输送带质量 5.02Kg/m 。NN100 型输送带的 技术规格:纵向扯断强度 100N/mm;每层带厚 1.0mm,截面积 0.0236m?。 2.2 输送量计算 根据输送量的计算方法 : (2-1) 3.6×0.0236×2×2000=339.84t300t 此输送带带符合使用要求。 2.3 选择传动型式与驱动装置 驱动装置是皮带输送机的动力传递机构。一般由电动机、联轴器、减速器及驱动滚筒组成。 根据不同 的使用条件和工作要求,皮带输送机的驱动方式,可分单电机驱动、多电机驱动、单滚筒驱动、双滚筒驱 动和多滚筒驱动几种。 由于此设计为小型皮带输送机,采用水平输送,运输距离短,所以选用 Y 系列电机+联轴器+减速器的传动型式,单电机单滚筒驱动,如图 2-1。 图 2-1 传动方式 2.4 头部传动滚筒的选择 传动滚筒的直径和长度符合《GB/T988—1991 皮带输送机滚筒基本参数与尺 寸》的规定 。见下表: 表 2-2 带宽与传动滚筒的关系 带 宽B 5 00 500 光胶 630 光胶 滚筒直径 800 1000 光胶光胶 1250 光胶 1400 光胶 √ √ 6 √ √ √ 50 8 √ √ √ √ √ √ 00 本设计选择直径为 500mm 的胶面传动滚筒,与之匹配的轴承型号为 3520。 2.5 尾部改向滚筒的选择 尾部改向滚可从表 2-3 中查出,与 500mm 的传动滚筒匹配的尾部改向滚筒直 径为 400mm。 带宽 500 650 表 2-3 传动滚筒与改向滚筒的关系 传动滚筒直径 500 500 630 ≈180°尾部改向滚 筒直径 400 400 500 2.6 托辊的选择 本系列配置的托辊分为承载托辊(槽型托辊)和回程托辊(平行托辊)两类 。承载托辊初选 DTⅡGP1103,回程托辊初选 DTⅡGP1211,缓冲托辊选择 DTⅡ GH1103。上托辊间距选择 1m,下托辊间距选择 2m。上托辊槽角 35°,下托辊槽 角 0°。 2.7 其他部件的选择 由于本次设计为小型输送机,机长较短,功率较小,故可选用螺旋拉紧装置; 采用固定落地式机架,角钢焊接 。该输送机的设计为水平运输,所以不需要制 动装置,只选择空段清扫器、头部清扫器和头部漏斗。 3 输送机受力分析 3.1 圆周驱动力分析 传动滚筒上所需圆周驱动力 为所有阻力之和 ,即: Fu=FH+FN+FS1+FS2+FST 各参数意义如下: (3-1) FH——主要阻力,N; FN——附加阻力,N; FST——倾斜阻力,N;FST= qGHg。 FS1——主要特种阻力,即托辊前倾摩擦阻力及导料槽摩擦阻力,N; FS2——附加特种阻力,即清扫器、卸料器及翻转回程分支输送带阻力,N; 3.2 主要阻力 主要阻力 FH 按式(3-2)计算 Fu=fLg[qRO+qRu+(2qB+qG)cosδ ]+FN+FS1+FS2+FST 各参数意义: (3-2) f——模拟摩擦系数; L——输送机长度(头、尾滚筒中心距),m; g——重力加速度,g=9.8m/s2; ——承载分支托辊组每米长度旋转部分重量,kg/m; qB——每米长输送带的质量,kg/m; qG——每米长输送物料的质量,kg/m; 此处δ 角度取 0°,cosδ =1。 3.2.1 模拟摩擦系数 模拟摩擦系数,根据工作条件及制造、安装水平选取,参见表 3-1; 表 3-1 模拟摩擦系数 f(推荐值) 输送机工况 工作条件和设备质量良好,带速低,物料内摩擦较小 0.02~ 0.023 工作条件和设备质量一般,带速较高,物料内摩擦较大 0.025~ 0.035 工作条件恶劣、多尘低温、湿度大,设备质量较差,托辊成 0.035~ 槽角大于 35° 0.045 由于工作条件为室外,多尘土,带速为 2.0m/s,所以此处 f 选为 0.035。 3.2.2 承载分支托辊每米旋转质量的确定 (3-3) 其中——承载分支每组托辊旋转部分重量,kg; ——承载分支托辊间距,m; 托辊已经选好,L=200 时的值知 =15 .3kg。 =15.3/1=15.3kg。 3.2.3 回程分支托辊每米长旋转部分质量的确定 (3-4) qRu——回程分支托辊每米长旋转部分质量,kg/m, =10.4kg ——回程分支托辊间距,2m; =10.4/2=5.2kg/m 3.2.4 每米长输送物料的质量的确定 每米长输送物料的质量按公式: (3-5) = =47.2kg/m 3.2.5 FH 的计算 FH=fLg[qRO+qRu+(2qB+qG)cosδ ] =268(N) 3.3 附加特种阻力计算 附加特种阻力 包括输送带清扫器摩擦阻力 和卸料器摩擦阻力 等部 分,按下式计算: (3-6) (3-7) (3-8) 式中 ——清扫器个数,包括头部清扫器和空段清扫器;A——一个清扫器 和输送带接触面积, ,见表 3-2 。 表 3-2 导料槽栏板内宽、刮板与输送带接触面积 带宽 B /mm 导料栏板内 宽 /m 刮板与输送带接触面积 A/m 头部清扫器 空段清扫器 500 0.400 0.006 0.01 650 0.420 0.007 0.01 800 0.495 0.008 0.012 查表选 A=0.006M2 ——清扫器和输送带间的压力,N/ ,一般取为 3 ——清扫器和输送带间的摩擦系数,一般取为 0.5~0.7; N/ ; 则 =0.006×8 ×0.6=288N 拟设计的总图中有两个清扫器和一个空段清扫器(一个空段清扫器相当于 1.5 个清扫器)。 =0,则 =3.5×288+0=1008N 3.4 总阻力 本设计没有附加阻力 FN=0,本设计没有特种阻力 FS1=0。由于是水平安装, 则δ 角度为 0°,FST=0。 总阻力 Fu= FH+FN+FS1+FS2+FST=268+1008=1276N 4 电动机的选择和功率的计算 4.1 电动机的选择 电动机是常用的原动机,具有结构简单、工作可靠、控制简便和维护容易等 优点。电动机的选择主要包括选择其类型和结构形式、容量(功率)和转速、确 定具体型号。 4.1.1 电动机的类型的确定 按工作要求和条件选取 Y 系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电 动机 。 4.1.2 电动机的容量的选择 工作所需的功率: =/η (4-1) =F V/(1000 ) (4-2) 所以: =F V/(1000η ) (4-3) 由电动机至工作机之间传动装置的总效率为 : η= . . . (4-4) 式中 、 、 、 、分别为齿轮传动、卷筒、轴承、联轴器的效率。 取 =0.97、 =0.96、 =0.98、 =0.99 则: η =0.972×0.96×0.984×0.992=0.817 所以: = (4-5) 根据 选取电动机的额定功率 使 Pm= (1~1.3) 。 由查表得电动机的额定功率 =4 。 4.1.3 确定电动机的转速 卷筒轴的工作转速为: = (4-6) = =76.4r/min 4.1.4 选择电机型号 按推荐的合理传动比范围,二级圆柱齿轮传动比为 8~40,故电动机的转速 范围为: = =(8~40)×76.4 r/min=611.2~3056r/min 配合计算出的容量,由表查出有两种适用的电动机型号,其技术参数比较情 况见表 4-1。 表 4-1 电动机的型号与基本参数 方案 1 2 3 电动机型号 Y132M1-6 Y112M-4 Y112M-2 额定功率 kw 4 4 4 电动机转速 r/min 同步转速 1000 1500 3000 满载转速 960 1440 2890 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及链传动和减速器的传动比,可 知方案 1 比较适合。因此选定电动机型号为 Y132M1-6,所选电动机的额定功率 P=4Kw,满载转速 n=960r/min。 4.2 分配各级传动比、各轴功率的计算 电动机确定后,根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装 置的总传动比。 4.2.1 计算总传动比: =/ =960/76.4=12.57 4.2.2 分配各级传动比 对于二级圆柱齿轮减速器,展开式的传动比分配 : =(1.3~1.4) 取 =3.94, =3.14 4.2.3 计算各轴转速 = =960r/min = /ih= 960/3.94=243.65r/min = /il=243.65/3.14=77.6r/min 4.2.4 各轴的功率和转矩 电动机轴输出功率和转矩 P0=Pd=3.98Kw 表 4-2 各轴的转速,功率及转矩 轴 名 参数 电动 1轴 2轴 3轴 机轴 转速 960 960 243.65 77.6 功率 3.98 3.94 3.75 3.56 转矩 39.5 9 39.19 146.98 438.12 5 减速器的设计 5.1 高速级齿轮传动的设计计算 5.1.1 材料、热处理、齿轮精度等级和齿数的选择 小齿轮材料选择 40Gr 钢,调质处理,硬度为 241~286HBS, 卷筒轴 77.6 3.32 408.58 =700Mpa, =500 Mpa;大齿轮材料 40Gr 钢,调质处理,硬度为 241~286HBS, =700Mpa, =500Mpa;精度为 8 级。取 =3.94 ,取 =18 则 = · =70.92 ,取 =71。 = =71/18=3.944。 = =380+HBS=380+320=700Mpa。 5.1.2 按齿面接触疲劳强度设计 根据公式 =21268 ≤ , (5-1) 766 。 =39.19N.mm。查表,硬齿面齿轮,非对称安装,取 齿宽系数 =0.8,使用系数 K=1.5。 d1≥766 (5-2) =766 =40.95mm m =40.95/18=2.28mm,取 m=2.75mm, d1=mz1=2.75 18=49.5mm, d2=mz2=2.75 71=195.25mm da1=m z1+2 m1=45+2 m=49.5+5.5=55mm da2=m z2+2 m =177.5+2 m=195.5+5.5=201mm df1=m z1-2 ( )m=49.5-2.5 2.75=42.63mm df2=m z2-2 ( )m=195.25-2.5 2.75=188.38mm a=(d1+d2)/2=(55+201)/2=128mm b= d1=0.8 49.5=39.6,取 b2=40mm,b1=40+5=45mm, 按齿面接触疲劳强度校核 : =21268 (5-3) =21268 =550 ≤ =700 =21268 (5-4) =21268 =583 Mpa≤ =700 ,合格。 5.3 轴和联轴器的设计 5.3.1 轴材料的选择 此次选择轴的材料为 45 钢,正火处理。 5.3.2 轴径的确定 轴选用 45 钢,由轴的设计公式: (5-6) 得: ; ; 。 由于在轴 1 和轴 3 的最输入和输出端开键槽,连接联轴器,故该端要加大 3%~5%,故轴 1 的最小直径为 18.2mm,最大为 18.55mm,取 20mm,轴 3 的最小 直径为 38.62mm,最大直径为 39.39mm,取直径为 40mm。 5.3.3 联轴器 1 因为滚筒的载荷变化很大,选具有良好的补偿两轴综合位移的能力,外形尺 寸小的凸缘式联轴器。 1.联轴器的计算转矩。由工作要求,查表后取 K=1.5。 则计算转矩 Te=KT= =59.7N﹒m 2.由联轴器的计算与轴的计算选用 YL5 的联轴器。采 用其许用最大扭矩为 63N·m,许用最高转速为 9000 r/min。 5.3.4 联轴器 2 因为滚筒的载荷变化大,选用缓冲性能较好,同时具有可移性的弹性套柱销 联轴器。 1. 联轴器的计算转矩根据 (5-7) 由工作要求,查表后取 K=1.5。则计算转矩 2.由联轴器的计算与轴的计算选用 YL8 的联轴器,其 许用最大扭矩 710N·m,许用最高转速[n]= 2400 r/min。 对联轴器与轴的联接,由于是选用的标准联轴器,故起键的配合和强度不需 特殊的校核,只需选用即可。 5.4 轴结构的确定,轴强度的校核 5.4.1 轴的结构设计 轴的结构设计主要有三项内容:(各轴段径向尺寸的确定;各轴段轴向长度 的确定;其它尺寸(如键槽、圆角、到角,退刀槽等)的确定;轴的尺寸与大小 数据如图 5-1、5-3、5-5 所示。 5.4.2 中间轴的校核 (1)确定轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长 度。中间轴的结构和尺寸如图 5-1。 图 5-1 中间轴结构、尺寸 (2)画出轴的空间受力简图,将齿轮上受力简化为集中力通过轮毂中点作 用于轴上,周的支点反力也简化为集中力通过轴承载荷中心 O 作用于轴上,轴的 受力简图如图 5-2。 (3)轴所受的力根据式 5-8 计算: (5-8) T= 图 5-2 中间轴扭矩图 (4)画出弯矩、扭矩图。 垂直弯矩: 水平弯矩: (5)求合成弯矩 M2= =187.8355 N.m M3= = 149.358N.m (6)画扭矩图 从图可以看出,2 截面为危险截面,3 截面的轴径与 2 截面轴径一样,所以 只校核 2 截面即可。 (5-9) =5361.2 (5-10) =38.71 60 ,所以,该轴强度足够。 5.4.3 高速轴的校核 (1)确定轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长 度。中间轴的结构和尺寸如图 5-3。 图 5-3 (2)将齿轮上受力简化为集中力通过轮毂中点作用于轴上,轴的支点反力 也简化为集中力通过轴承载荷中心 O 作用于轴上,轴的受力简图如图 5-4。 (3)计算轴所受的力: T=9550 =39.19N.m =2000 图 5-4 高速轴扭矩图 (4)画出弯矩、扭矩图。 垂直弯矩: 水平弯矩: (5)求合成弯矩 M1= =80.35N.m (6)画扭矩图 T=39.19 N.m 从图可以看出,1 截面为危险截面,用式 5-9、式 5-10 校核 1 截面。 5.4.4 低速轴的校核 (1)确定轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长 度。中间轴的结构和尺寸如图 5-5。 (2)将齿轮上受力简化为集中力通过轮毂中点作用于轴上,周的支点反力 也简化为集中力通过轴承载荷中心 O 作用于轴上,轴的受力简图如图 5-6。 (3)计算轴所受的力: T=9550=438.12N.m =2000 图 5-5 (4)弯矩图。 垂直弯矩: 水平弯矩: (5)求合成弯矩 M4= =171.69N.m (6)画扭矩图 图 5-6 低速轴扭矩图 从图可以看出,1 截面为危险截面,用式 5-9、式 5-10 校核 1 截面,t=7,b=18。 12.16MPa60MPa,所以,该轴强度足够。 5.5 高速轴轴承的选择、校核 5.5.1 初选轴承 设工作时间为 10000 小时。初步选择 6205 轴承,查(GB/T 276——94) 查 出 、 值: =14kN =7.88kN 5.5.2 轴承寿命的确定 轴承寿命可由 (5-11) 进行校核 ,由于轴承主要承受径向载荷的作用,所以 要承受径向载荷作用,所以 P=Fr,则有: Fr1= 853N ,由于轴承主 Fr2= 1656N, 按照最危险的结果,取 P=Fr2=1656N,查载荷系数 fd=1.0,ft=1.0。按式 5-11 计算轴承寿命: 10000 6205 轴承符合要求,选用此轴承。 5.6 中间轴轴承选择、校核 5.6.1 初选轴承 根据工作需要的要求使用时间为 10000 小时。初步选择 6206 轴承,查出 、 值(GB/T 276——94) =19.5kN =11.5kN 5.6.2 轴承寿命校核 轴承寿命按式 5-11 进行校核,由于轴承主要承受径向载荷的作用,所以 ,由于轴承主要承受径向载荷作用, 所以 P=Fr 。则有:Fr1= 2841N Fr2= 3025N, 按照最危险的结果,取 P=Fr2=3025,查载荷系数 fd=1.0,ft=1.0。按式(5-9) 校核轴承寿命 〉10000h 6206 轴承符合要求,选用此轴承。 5.7 低速轴轴承选择、校核 5.7.1 初选轴承 根据工作需要的要求,使用时间为 1000 小时。假设取 6209 轴承,查出 、 值(GB/T 276——94) =31.5kN =20.5kN 5.7.2 轴承寿命校核 轴承寿命可由式 5-11 进行校核,由于轴承主要承受径向载荷的作用,所以 ,由于轴承主要承受径向载荷作用,所以 P=Fr。则有: Fr1= 2258.88N Fr2= 1376.29N, 按照最危险的结果,取 P=Fr2=2258.9,查载荷系数 fd=1.0,ft=1.0。按式 5-11 校核轴承寿命: 〉10000h 5.8 键和联轴器的校核 5.8.1 齿轮 2 的键 在工作轴中,选择键的尺寸由轴直径确定,校核公式为 : σ p =4T/dhl[σ p],l=1.6~1.8d (5-12) 齿轮 2 的安装键型为 A 型键 L=60,为 ,因为转动件的齿轮是经过淬火 的,所以许用扭转应力 ,按式 5-12 校核: l=L-b=60-8=52mm σ p=4T/dhl= M[σ p]。 键符合扭转应力的要求。 5.8.3 齿轮 3 的键 齿轮 3 的安装键为 A 型键 L=35, 火的,所以许用扭转应力 l=L-b=35-8=27mm σ p=4T/dhl= 为 ,因为转动件的齿轮是经过淬 ,按式 5-12 校核: M[σ p]。 键符合扭转应力的要求。 5.8.4 齿轮 4 的键 齿轮 4 的安装键型为 A 型键 L=80, 过淬火的,所以许用扭转应力 l=L-b=60-8=52mm σ p=4T/dhl= 为 ,,因为转动件的齿轮是经 ,按式 5-12 校核: M[σ p]。 键符合扭转应力的要求。 5.9 箱体的设计 箱体是减速器的一个重要零件,它用于支持和固定减速器中的各种零件,并 保证传动件的齿合精度,使箱体内有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂, 其重量约占减速器的一半,所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料 消耗、重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂,目前尚无成熟的 计算方法。所以,箱体各部分尺寸一般按经验设计公式在减速器装配草图的设计 和绘制过程中确定。 箱体材料选用 HT-200,根据工作条件的要求,箱座壁厚 : , 所以箱体壁厚度选用 8mm。[5] 5.10 润滑、密封、公差和附件 5.10.1 润滑 齿轮采用浸油润滑,轴承采用飞溅润滑。齿轮圆周速度 5m/s 所以齿轮采 用浸油润滑,轴承采用飞溅润滑;浸油润滑不但起到润滑作用,同时有助箱体散 热。为了避免浸油润滑的搅油功耗太大及保证齿轮啮合区的充分润滑,传动件浸 入油中的深度不宜太深或太浅,设计的减速器的合适浸油深度 对于圆柱齿轮 一般为 1 个齿高,但不应小于 10 ㎜,保持一定的深度和存油量。 油池太浅易激起箱底沉渣和油污,引起磨料磨损,也不易散热。换油时间为 半年,主要取决于油中杂质多少及被氧化、污染的程度。查手册选择 150 号工业齿轮油润滑。 5.10.2 密封 减速器需要密封的部位很多,有轴伸出处、轴承室内侧、箱体接合面和轴承盖,窥视孔和放油孔的接 合面等处。轴伸出处的密封起作用是使滚动轴承与箱外隔绝,防止润滑油漏出以及箱体外杂质、水及灰尘等 侵入轴承室,避免轴承急剧磨损和腐蚀。选用毡圈式密封,毡圈式密封结构简单、价廉、安装方便、但对 轴颈接触的磨损较严重,因而工耗大,毡圈寿命短。 轴承内侧的密封该密封处选用挡油环密封,其作用用于油润滑轴承,防止过多的油、杂质进入轴承室 以内以及啮合处的热油冲入轴承内。挡油环与轴承座孔之间应留有不大的间隙,以便让一定量的油能溅入 轴承室进行润滑。盖与箱座接合面密封采用在接合面上涂上密封胶 。 5.10.3 公差的设计: 对于联轴器的公差配合 ,轴承轴的公差配合选用 ,键的公差配合选 用 。 5.10.4.窥视孔盖和窥视孔 为了检查传动件的啮合、润滑、接触班点、齿侧间隙及向箱内注油等,在箱 盖顶部设置便于观察传动件啮合区的位置并且有足够大的窥视孔,箱体上窥视孔 处应凸出一块,以便加式出与孔盖的接触面。 5.10.5 排油孔、放油油塞、通气器、油标 为了换油及清洗箱体时排出油污,在箱座底部设有排油孔,并在其附近做出 一小凹坑,以便攻丝及油污的汇集和排放,平时排油孔用油塞及封油垫封住。本 设计中取螺塞 ,油圈 22×14 。 图 5-7 排油孔 为沟通箱内外的气流,应在箱盖顶部或窥视空板上安装通气器,可以使箱内 的热胀气体自由的溢出。 图 5-8 通气孔 为了检查减速器内的油面高度,应在箱体便于观察、油面较稳定的部位设置 油标 。 图 5-9 油标 5.10.6 吊耳和吊钩 为拆卸及搬运减速器,应在箱盖上铸出吊耳环,并在箱座上铸出吊钩,吊钩 和吊耳的尺寸可以根据具体情况加以修改 。 图 5-10 吊耳 5.10.7 定位销 定位销的公称直径可取 d=0.7—0.8d2,并圆整为标准值。定位销的总长度应 稍大于箱体联接凸缘的总厚度,以利装拆 。 图 5-11 定位销 6.1 输送带张力的满足条件 输送带张力在整个长度上是变化的,影响因素很多,为保证输送机上午正常运行,输送带张力必 须满足以下两个条件: 1)在任何负载情况下,作用在输送带上的张力应使得全部传动滚筒上的圆周力是通过摩擦传递到 输送带上,而输送带与滚筒间应保证不打滑; 2)作用在输送带上的张力应足够大,使输送带在两组托辊间的垂度小于一定值。 6.2 输送带不打滑条件校核 图 6-1 为保证输送带工作时不打滑,需在回程带上保持最小张力 F2min: F2min≥Fumax/(eμ φ -1) (6-1) Fumax—输送机满载启动或制动时出现得最大圆周驱动力。启动 Fumax 时按式(6-2)计算: Fumax=KAFU 6-2) 启动系数 KA=1.3~1.7,这里取 1.5, 工作条件 清洁干燥 光面滚筒 0.25~0.03 胶面滚筒 0.40 环境潮湿 潮湿粘污 0.10~0.15 0.05 0.25~0.35 0.20 表 6-1 传动滚筒与输送带间得摩擦系数 μ —传动滚筒与输送带间得摩擦系数 查表 7-1,取μ =0.4 φ —输送带在所有的传动滚筒上得包围角 eμ φ —欧拉系数,查表可求得μ φ =1.42, eμ φ =3.04,按式(7-1),得: F2min≥ ≥630N 6.3 输送带下垂度校核 为了限制输送带在两组托辊间的下垂度,作用在输送带上任意一点的最小张力 进行验算。 承载分支 (6-3) 回程分支 (6-4) 式中 ——允许最大垂度,一般 0.01; ——承载上托辊间距(最小张力处); ——回程下托辊间距(最小张力处)。 按式(7-3)计算得: 1.0×(5.02+51)×9.8/(8×0.01)=6862.5N 按式(7-4)计算得: 2.0×5.02×9.8/(8×0.01)=1229.9N