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      北京斗式提升機

      放大字體  縮小字體 發布日期:2018-06-27  瀏覽次數:19
      核心提示:386.37mm 取d=386mm。K分度圓直徑系數,查《機械設計書冊》第四版第二卷表8-2-26得K=3.8637。 p鏈條節距,查《機械設計書冊》第

      386.37mm
          取d=386mm。
      K——分度圓直徑系數,查《機械設計書冊》第四版第二卷表8-2-26得K=3.8637。
          p——鏈條節距,查《機械設計書冊》第四版第二卷表8-2-18得p=100 mm。
          Z——鏈輪齒數,由上表得Z=12。
          齒根圓直徑dfmax=d-d1
      =386-60
      =326mm
      d1——滾子外徑,查《機械設計書冊》第四版第二卷表8-2-18得d1=60 mm。
      齒頂圓直徑da= d-d1
      =386+60
      =446mm
      齒測凸緣直徑dgmax=2ds
      =2×75
      =150mm
      ds——軸孔直徑(毫米),此處ds=75mm。
        弦齒高ha=da-dcos(p/z)                                                  2-16
      =446-386×0.95 
      =80mm
      齒溝中心分離量Smin=0.08d1
      =0.08×60
      =4.8mm
      齒溝圓弧半徑ri=d1/2
      =60/2
      =30mm
      齒溝角ɑmax=140º-90º/z
      =140º-7.5º
      =132.5º
      ɑmin=120º-90º/z
      =120º-7.5º
      =112.5º
      取ɑ=122.5º。
      齒寬bfmax=0.9b1-1
      =0.9×31-1
      =26.9mm
      bfmin=0.87b1-1.7
      =0.87X31-1.7
      =25.27mm
      取bf=26mm。
      b1——內鏈節內寬,查《機械設計書冊》第四版第二卷表8-2-18續表得b1=31mm。
      倒角半徑rx=1.6b1
      =1.6×31
      =49.6mm
      倒角寬ba=0.16b1
      =0.16×31
      =4.96mm
      齒根寬bgmin=0.25bf
      =0.25×266
      =6.5mm
      齒側凸緣圓角半徑ra=0.15h2
      =0.15×41
      =6.15mm
      h2——鏈板高度,查《機械設計書冊》第四版第二卷表8-2-18續表得h2=41mm
      此部分公式出自《機械設計書冊》第四版第二卷。
      有效圓周力Fe=1000p/V                                                2-17
      =1000×2.97/0.5
      =5.94KN
      P——傳遞的功率(千瓦),此處P=2.97KW;
      V——鏈速(米/秒),此處V=0.5m/s;
      離心力引起的拉力Fc=qv²
      =10×0.5²
      =2.5N
      懸垂拉力Ff在Ffˊ和Ffˊˊ中取大者
      Ffˊ=Kfqa/10²                                                          2-18
      =5×10×15/10²
      =2.5N
      Ffˊˊ=(Kfqa+sinα)/10²                                                 2-19
      =2.8N
      所以Ff= Ffˊˊ=2.8N
      緊邊拉力F1=Fe+Fc+Ff
      =5940+2.5+2.8
      =5945.3N<鏈條破斷載荷112000N
      所以所選鏈條能滿足要求。
      此部分公式出自《機械設計》第七版。
      2.7 殼體的設計
      由輸送高度20米可得殼體的高度應大于輸送高度、鏈輪節圓直徑及二倍料斗邊緣至料斗內邊的距離a三者之和,即H>20+0.386+2×0.13=20.646m。所以選殼體高度H=21m。殼體長度L應大于鏈輪節圓直徑和二倍料斗邊緣至料斗內邊的距離a二者之和,即L>0.386+2X0.13=0.646m,所以選L=0.884m。殼體寬度B應大于料斗的寬度b,即B>0.25m所以選B=0.45m。具體尺寸見圖紙。
      運行速度為24.71r/min,查《機械設計手冊》第四版第五卷選YCJ200齒輪減速器三相異步電動機,輸出功率為3KW,輸出轉速為24 r/min,可以滿足要求。
      在電動機的底部放置一由熱軋工字型鋼和熱軋鋼板焊接而成的支架,具體尺寸見圖紙。

      2.8選擇減速器和驅動鏈輪軸聯接的聯軸器
      齒輪減速器三相異步電動機輸出軸徑42,驅動鏈輪軸徑55。
      首先選擇合適的類型,然后再根據軸徑,聯軸器所需要傳遞的計算轉矩Tc及轉速確定聯軸器的型號和結構尺寸。
      所以選取:ZLL3型-帶制動輪聯軸器 Y42×112/ZJ55×112(JB/ZQ 4375-1997),其質量為28.094kg。
      2.9軸承軸承座的選取與固定
      C=fhfmfdFr/fnfT                                                                            2-20
      =2.71×1.5×1×9.048/1.11×1
      =33.13KN
      C——當量動載荷(KN);
      fh——壽命因數;
      fm——力矩載荷因數;
      fd——沖擊載荷因數;
      fn——速度因數;
      fT——溫度因數;
      查《機械設計手冊》第四版第二卷表7-2-8~表7-2-11得fh=2.71,fm=1.5,fd=1,fn=1.110,fT=1
      Fr——徑向載荷(KN);
      C0=S0P0                                                                         2-21
      =1×9.048
      =9.048KN
      C0——基本額定靜載荷計算值(KN)
      S0——安全系數,查《機械設計手冊》第四版第二卷表7-2-16得S0=1
      P0——當量靜載荷(KN),查《機械設計手冊》第四版第二卷表7-2-14得P0= Fr=9.048KN。
      結合此段軸的軸徑查《機械設計手冊》第四版第二卷表7-2-14得UCP213型帶立式座外球面球軸承Cr =50.8KN,Cor=49.5KN,能滿足要求,故上部傳動軸的軸承選UCP213型帶立式座外球面球軸承。
      此部分公式出自《機械設計手冊》第四版第二卷。
      下部從動軸的軸承要根據張緊裝置要求選擇,所以在張緊裝置的設計時選出。
      2.10斗式提升機彈簧式拉緊裝置設計
      本斗提機采用彈簧式張緊方式張緊。
      選用的彈簧計算方法如下:
      (1)定運行狀態下牽引件最大靜張力
      Smax=1.15H(q+K1q0)                                                 2-22
      =1.15×15×(220+200×1.25)
      =7762.5N
      H——斗提機的提升高度,即上下兩鏈輪中心距(米),此處H=15m;
          q——單位長度上提升物料的重力(KN),算得q=220N;
          K1——運行阻力系數查雜志《起重運輸機械》1996年第6期文章〈斗式提升機彈簧式拉緊裝置〉附表得K1=1.25;
          q0——單位長度上牽引件重力(N),算得q0=200N。
      (2)彈簧材料
      考慮工作環境及條件,一般選用60Si2Mn。
      (3)彈簧尺寸

       
       
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