<sub id="z1fpn"></sub>
    <address id="z1fpn"></address>

          <form id="z1fpn"></form>

            <sub id="z1fpn"></sub>

            • 供應信息
            • 求購信息
            • 公司庫
            • 商學院
            • 招商
            • 技術資訊
            客戶電話:400-8888-888
            ?
            當前位置: 首頁 » 技術資訊 » 物料提升機 » 正文

            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

             
             
            [ 技術資訊搜索 ]  [ 加入收藏 ]  [ 告訴好友 ]  [ 打印本文 ]  [ 關閉窗口 ]

             
            0條 [查看全部]  相關評論

             
            推薦圖文
            推薦技術資訊
            點擊排行
            ?

            網站首頁 | 關于我們 | 聯系方式 | 使用協議 | 版權隱私 | 網站地圖 | 排名推廣 | 廣告服務 | 積分換禮 | 網站留言 | RSS訂閱 | 冀ICP備1517429號-8
            版權所有 中國提升機網 www.ndpageants.com客服電話:13933871212 客服QQ:946456311

            22

            ?
            日本片在线看的免费网站|日本大片免a费观看视频|黄色电影免费片日本大片|gv肉片视频免费观看