1、皮帶輸送機的設計計算分解皮帶輸送機的設計計算1 總體方案設計1.1 皮帶輸送機的組成皮帶輸送機主要由以下部件組成：頭架、驅動裝置、傳動滾筒、尾架、托輥、中間架、尾部改向裝置、卸載裝置、清掃裝置、安全保護裝置等。輸送帶是皮帶輸送機的承載構件，帶上的物料隨輸送帶一起運行，物料根據需要可以在輸送機的端部和中間部位卸下。輸送帶用旋轉的托棍支撐，運行阻力小。皮帶輸送機可沿水平或傾斜線路布置。由于皮帶輸送機的結構特點決定了其具有優良性能，主要表現在：運輸能力大，且工作阻力小，耗電量低，皮帶輸送機的單機運距可以很長，轉載環節少，節省設備和人員，并且維護比較簡單。由于輸送帶成本高且易損壞，故與其它設備比較，初

2、期投資高且不適應輸送有尖棱的物料。輸送機年工作時間一般取4500-5500小時。當二班工作和輸送剝離物，且輸送環節較多，宜取下限；當三班工作和輸送環節少的礦石輸送，并有儲倉時，取上限為宜。1.2 布置方式電動機通過聯軸器、減速器帶動傳動滾筒轉動或其他驅動機構，借助于滾筒或其他驅動機構與輸送帶之間的摩擦力，使輸送帶運動。通用固定式輸送帶輸送機多采用單點驅動方式，即驅動裝置集中的安裝在輸送機長度的某一個位置處，一般放在機頭處。單點驅動方式按傳動滾筒的數目分，可分為單滾筒和雙滾筒驅動。對每個滾筒的驅動又可分為單電動機驅動和多電動機驅動。單筒、單電動機驅動方式最簡單，在考慮驅動方式時應是首選方式。皮帶

3、輸送機常見典型的布置方式如圖1-1所示。此次選擇DTR(A)型固定式皮帶輸送機作為設計機型。單電機驅動，機長10m,帶寬500mm,上托輾槽角35°,下托輾槽角0°QTH(A)型固定式皮帶輸送機是通用型系列產品，可廣泛用于冶金、煤炭、交通、電力、建材、化工、輕工、糧食、和機械等行業。輸送堆積密度為5002500kg/m3的各種散狀物料和成件物品，適用環境溫度為-2040c。圖1-1皮帶輸送機典型布置方式13皮帶輸送機的整體結構圖1-2為此次設計的皮帶輸送機的整體結構1-2設計的皮帶輸送機的整體結構2 標準部件的選擇皮帶輸送機的設計計算分解2.1輸送帶的選擇輸送帶的品種規格符

4、合GB/T44901994運輸帶尺寸、GB/T79842001輸送帶具有橡膠或塑料覆蓋層的普通用途織物芯輸送帶的規定，見表2-10表2-1輸送帶的種類種類抗拉體強度/（N/mm*層）輸送帶竟度/mm400500650800100012001400帆布帶CC-56/、/VVV尼龍帶NN-100/、/VVVNN-150、/VVV由于本設計只是小型輸送機，初步選定為帆布帶。按給定的工作條件，輸送機的工作傾角6=0°。根據設計要求確定選用帶寬B=500mm,NN100型輸送帶,層數選為3層。上膠3.0+下膠1.5,輸送帶質量5.02Kg/m。NN100型輸送帶的技術規格：縱向扯斷強度100N

5、/mm;每層帶厚1.0mm,截面積0.0236m2。2.2輸送量計算根據輸送量的計算方法：(2-1)3.6X0.0236X2X2000=339.84t>300t此輸送帶帶符合使用要求。2.3 選擇傳動型式與驅動裝置驅動裝置是皮帶輸送機的動力傳遞機構。一般由電動機、聯軸器、減速器及驅動滾筒組成。根據不同的使用條件和工作要求，皮帶輸送機的驅動方式，可分單電機驅動、多電機驅動、單滾筒驅動、雙滾筒驅動和多滾筒驅動幾種。由于此設計為小型皮帶輸送機，采用水平輸送，運輸距離短，所以選用Y2-1系列電機+聯軸器+減速器的傳動型式，單電機單滾筒驅動，如圖圖2-1傳動方式2.4 頭部傳動滾筒的選擇傳動滾筒的

6、直徑和長度符合GB/T9881991皮帶輸送機滾筒基本參數與尺寸的規定。見下表：表2-2帶寬與傳動滾筒的關系琳滾筒直徑寬B5006308001000125014004、父:怡J交.按按）工_狡光500r/650r/1/800r/1/p本設計選擇直徑為500mm的膠面傳動滾筒，與之匹配的軸承型號為3520。2.5 尾部改向滾筒的選擇尾部改向滾可從表2-3中查出，與500mm的傳動滾筒匹配的尾部改向滾筒直徑為400mm。表2-3傳動滾筒與改向滾筒的關系市竟傳動滾筒直徑=180°尾部改向滾筒直徑5005004006505004006305002.6 托輾的選擇本系列配置的托輾分為承載托輾（

7、槽型托輾）和回程托輾（平行托輾）兩類。承載托輾初選DTHGP1103,回程托輾初選DTHGP1211,緩沖托輾選擇DTHGH1103。上托輾間距選擇1m,下托輾間距選擇2m。上托輾槽角35°,下托輾槽角0°o2.7 其他部件的選擇由于本次設計為小型輸送機，機長較短，功率較小，故可選用螺旋拉緊裝置；采用固定落地式機架，角鋼焊接。該輸送機的設計為水平運輸，所以不需要制動裝置，只選擇空段清掃器、頭部清掃器和頭部漏斗。1.1 機受力分析1.2 圓周驅動力分析傳動滾筒上所需圓周驅動力為所有阻力之和，即：FU=Fh+Fn+Fsi+Fs2+FsT（3-1）各參數意義如下：Fh主要阻力，N

8、;Fn附加阻力，N;FsT傾斜阻力，N;Fst=qGHg。Fsi主要特種阻力，即托輾前傾摩擦阻力及導料槽摩擦阻力，N;Fs2附加特種阻力，即清掃器、卸料器及翻轉回程分支輸送帶阻力，N;1.3 主要阻力主要阻力Fh按式（3-2）計算Fu=fLgqRo+qRu+（2qB+qg）cos6+Fn+Fsi+Fs2+Fst（3-2）各參數意義：f模擬摩擦系數；L輸送機長度（頭、尾滾筒中心距），m；g重力加速度，g=9.8m/s2;承載分支托輾組每米長度旋轉部分重量,kg/m;皮帶輸送機的設計計算分解qB每米長輸送帶的質量，kg/m;qG每米長輸送物料的質量，kg/m;此處6角度取0°,cos8=

9、1。3.2.1 模擬摩擦系數模擬摩擦系數，根據工作條件及制造、安裝水平選取，參見表3-1;表3-1模擬摩擦系數f(推薦值)輸送機工況工作條件和設備質量良好，帶速低，物料內摩擦較小0.020.023工作條件和設備質量一般，帶速較高，物料內摩擦較大0.0250.035工作條件惡劣、多塵低溫、濕度大，設備質量較差，托輾成槽角大于3500.0350.045由于工作條件為室外，多塵土，帶速為2.0m/s,所以此處f選為0.0353.2.2 承載分支托輾每米旋轉質量的確定(3-3)中一一承載分支每組寸e輾旋轉部分重量,kg；承載分支托輾間距，m；托輾已經選好，L=200時的值知=15.3kg。=15.3/

10、1=15.3kg。3.2.3 回程分支托輾每米長旋轉部分質量的確定(3-4)qRu回程分支托輾每米長旋轉部分質量，kg/m,=10.4kg皮帶輸送機的設計計算分解回程分支托輾間距，2m；=10.4/2=5.2kg/m3.2.4 每米長輸送物料的質量的確定每米長輸送物料的質量按公式：(3-5)=47.2kg/m3.2.5 FH的計算FH=fLgqRo+qRu+(2qB+qg)cos司=268(N)3.3附加特種阻力計算附加特種阻力包括輸送帶清掃器摩擦阻力和卸料器摩擦阻力等部分，按下式計算：(3-6)(3-7)(3-8)式中清掃器個數，包括頭部清掃器和空段清掃器；A一個清掃器和輸送帶接觸面積，,見

11、表3-2。表3-2導料槽欄板內寬、刮板與輸送帶接觸面積WB/mm導料欄板內寬/m刮板與輸送帶接觸回積A/m頭部清掃器空段清掃器5000.4000.0060.016500.4200.0070.018000.4950.0080.012查表選A=0.006M2清掃器和輸送帶間的壓力，N/,一般取為3N/清掃器和輸送帶間的摩擦系數，一般取為0.50.7;則=0.006X8X0.6=288N擬設計的總圖中有兩個清掃器和一個空段清掃器(一個空段清掃器相當于1.5個清掃器)。=0,則=3.5>288+0=1008N3.4總阻力本設計沒有附加阻力Fn=0,本設計沒有特種阻力Fsi=0o由于是水平安裝，則

12、6角度為0°,Fst=0。總阻力Fu=Fh+Fn+Fsi+Fs2+Fst=268+1008=1276N4電動機的選擇和功率的計算4.1 電動機的選擇電動機是常用的原動機，具有結構簡單、工作可靠、控制簡便和維護容易等優點。電動機的選擇主要包括選擇其類型和結構形式、容量(功率)和轉速、確定具體型號。4.1.1 電動機的類型的確定按工作要求和條件選取Y系列一般用途的全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機。4.1.2 電動機的容量的選擇工作所需的功率：=/4(4-1)=FV/(1000)(4-2)所以：=FV/(10004)(4-3)由電動機至工作機之間傳動裝置的總效率為：r=.(4-4)式中、分

13、別為齒輪傳動、卷筒、軸承、聯軸器的效率。取=0.97、=0.96、=0.98、=0.99則：t=0.972X0.96X0.984X0.992=0.817所以:1276x2.0(4-5)二 325tWl(M0x邛x$ 1000x017x 0_96根據 選取電動機的額定功率使Pm= (11.3)由查表得電動機的額定功率=44.1.3確定電動機的轉速卷筒軸的工作轉速為:(4-6)=76.4r/min4.1.4選擇電機型號按推薦的合理傳動比范圍，二級圓柱齒輪傳動比為840,故電動機的轉速范圍為：=(8-40)X76.4r/min=611.23056r/min配合計算出的容量，由表查出有兩種適用的電動機

14、型號，其技術參數比較情況見表4-1表4-1電動機的型號與基本參數方案電動機型號額定功率電動機轉速r/minkw同步轉速滿載轉速1Y132M1-6410009602Y112M-44150014403Y112M-2430002890綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及鏈傳動和減速器的傳動比，可知方案1比較適合。因此選定電動機型號為Y132M1-6,所選電動機的額定功率P=4Kw,滿載轉速n=960r/min。4.2分配各級傳動比、各軸功率的計算電動機確定后，根據電動機的滿載轉速和工作裝置的轉速就可以計算傳動裝置的總傳動比4.2.1 計算總傳動比：=/=960/76.4=12.574.2.2 分

15、配各級傳動比對于二級圓柱齒輪減速器，展開式的傳動比分配：=(1.31.4)取=3.94,=3.144.2.3 計算各軸轉速=960r/min=/ih=960/3.94=243.65r/min=/il=243.65/3.14=77.6r/min4.2.4 各軸的功率和轉矩電動機軸輸出功率和轉矩P0=Pd=3.98Kw表4-2各軸的轉速，功率及轉矩參數軸名電動機軸1軸2軸3軸卷筒*由轉速960960243.6577.677.6功率3.983.943.753.563.32轉矩39.5939.19146.98438.12408.585減速器的設計5.1高速級齒輪傳動的設計計算5.1.1材料、熱處理、齒

16、輪精度等級和齒數的選擇小齒輪材料選擇40Gr鋼，調質處理，硬度為241286HBS,=700Mpa,=500Mpa;大齒輪材料40Gr鋼，調質處理，硬度為241286HBS,=700Mpa,=500Mpa;精度為8級。取=3.94，取=18貝U=70.92,取二71=71/18=3.944。=380+HBS=380+320=700Mpa。5.1.2按齒面接觸疲勞強度設計根據公式=21268<,(5-1)766。=39.19N.mm。查表，硬齒面齒輪，非對稱安裝,取齒寬系數=0.8，使用系數K=1.5d1>766(5-2)=766=40.95mmm=40.95/18=2.28mm,取

17、m=2.75mm,d1=mz1=2.75d2=mz2=2.75da1=mz1+2da2=mz2+2df1=mz1-2(df2=mz2-2(18=49.5mm，71=195.25mmm1=45+2m=177.5+2)m=49.5-2.5)m=195.25-2.5m=49.5+5.5=55mmm=195.5+5.5=201mm2.75=42.63mm2.75=188.38mma=(d1+d2)/2=(55+201)/2=128mmb=d1=0.849.5=39.6，取b2=40mm,b1=40+5=45mm,按齒面接觸疲勞強度校核：=21268(5-3)皮帶輸送機的設計計算分解=21268由“蛇,

18、戶=J2_5aMPa7601*=550<=700=21268(5-4)=21268=583Mpa<=700，合格。5.3軸和聯軸器的設計5.3.1 軸材料的選擇此次選擇軸的材料為45鋼，正火處理。5.3.2 軸徑的確定軸選用45鋼，由軸的設計公式：(5-6)得：；O由于在軸1和軸3的最輸入和輸出端開鍵槽，連接聯軸器，故該端要加大3%5%故軸1的最小直徑為18.2mm,最大為18.55mm,取20mm,軸3的最小直徑為38.62mm,最大直徑為39.39mm,取直徑為40mm。5.3.3聯軸器1皮帶輸送機的設計計算分解因為滾筒的載荷變化很大,選具有良好的補償兩軸綜合位移的能力,外形尺

19、寸小的凸緣式聯軸器。1 .聯軸器的計算轉矩。由工作要求，查表后取K=1.5。則計算轉矩Te=KT=59.7N.m2 .由聯軸器的計算與軸的計算選用YL5的聯軸器。采用其許用最大扭矩為63Nm,許用最高轉速為9000r/min。5.3.4聯軸器2因為滾筒的載荷變化大,選用緩沖性能較好,同時具有可移性的彈性套柱銷聯軸器。1.聯軸器的計算轉矩根據（5-7）由工作要求，查表后取K=1.5。則計算轉矩2.由聯軸器的計算與軸的計算選用YL8的聯軸器，其許用最大扭矩710Nm,許用最高轉速n=2400r/min。對聯軸器與軸的聯接，由于是選用的標準聯軸器，故起鍵的配合和強度不需特殊的校核，只需選用即可。5.

20、4 軸結構的確定，軸強度的校核5.4.1 軸的結構設計軸的結構設計主要有三項內容：（各軸段徑向尺寸的確定；各軸段軸向長度的確定；其它尺寸（如鍵槽、圓角、到角，退刀槽等）的確定；軸的尺寸與大小數據如圖5-1、5-3、5-5所示。5.4.2 中間軸的校核（1）確定軸上零件的裝配方案根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。中間軸的結構和尺寸如圖 5-1 。皮帶輸送機的設計計算分解圖5-1中間軸結構、尺寸（2）畫出軸的空間受力簡圖，將齒輪上受力簡化為集中力通過輪轂中點作用于軸上，周的支點反力也簡化為集中力通過軸承載荷中心O作用于軸上，軸的受力簡圖如圖5-2。（3）軸所受的力根據式5-8計算：（5-8

21、）T=圖5-2中間軸扭矩圖（4）畫出彎矩、扭矩圖。垂直彎矩：水平彎矩：（5）求合成彎矩M2=187.8355N.mM3=149.358N.m（6）畫扭矩圖從圖可以看出，2截面為危險截面，3截面的軸徑與2截面軸徑一樣，所以只校核2截面即可。(5-9)皮帶輸送機的設計計算分解=5361.2(5-10)=38.71<60,所以，該軸強度足夠。5.4.3 高速軸的校核（1）確定軸上零件的裝配方案根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。中間軸的結構和尺寸如圖5-3。5-3（2）將齒輪上受力簡化為集中力通過輪轂中點作用于軸上，軸的支點反力也簡化為集中力通過軸承載荷中心O作用于軸上，軸的受力簡圖如圖

22、5-4。（3）計算軸所受的力：T=9550=39.19N.m=20005-4高速軸扭矩圖（4）畫出彎矩、扭矩圖。垂直彎矩：水平彎矩：（5）求合成彎矩=80.35N.mM1=（6）畫扭矩圖T=39.19N.m從圖可以看出，1截面為危險截面,用式5-9、式5-10校核1截面。皮帶輸送機的設計計算分解二二=47676A1.0x2258l88J5.4.4 低速軸的校核(1)確定軸上零件的裝配方案根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。中間軸的結構和尺寸如圖5-5。(2)將齒輪上受力簡化為集中力通過輪轂中點作用于軸上，周的支點反力也簡化為集中力通過軸承載荷中心O作用于軸上，軸的受力簡圖如圖5-6。圖5

23、-5(3)計算軸所受的力:T=9550=438.12N.m=2000(4)彎矩圖垂直彎矩：水平彎矩：(5)求合成彎矩皮帶輸送機的設計計算分解=171.69N.mM4=(6)畫扭矩圖圖5-6低速軸扭矩圖從圖可以看出，1截面為危險截面，用式5-9、式5-10校核1截面，t=7,b=1812.16MPa<60MPa,所以，該軸強度足夠。5.5 高速軸軸承的選擇、校核5.5.1 初選軸承設工作時間為10000小時。初步選擇6205軸承，查(GB/T27694)查出、值：=14kN=7.88kN5.5.2 軸承壽命的確定軸承壽命可由(5-11)進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，由于軸

24、承主要承受徑向載荷作用，所以P=Fr，則有：Fr1=853NFr2=1656N,按照最危險的結果，取P=Fr2=1656N，查載荷系數fd=1.0,ft=1.0。按式5-11計算軸承壽命：>100006205軸承符合要求，選用此軸承。5.6 中間軸軸承選擇、校核5.6.1 初選軸承根據工作需要的要求使用時間為10000小時。初步選擇6206軸承，查出值(GB/T27694)=19.5kN=11.5kN5.6.2 軸承壽命校核軸承壽命按式5-11進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，由于軸承主要承受徑向載荷作用，所以P=Fr。則有：Fr1=2841NFr2=3025N,皮帶輸送機

25、的設計計算分解按照最危險的結果，取P=Fr2=3025，查載荷系數fd=1.0,ft=1.0。按式(5-9)校核軸承壽命10000h6206軸承符合要求，選用此軸承。5.7 低速軸軸承選擇、校核5.7.1 初選軸承根據工作需要的要求，使用時間為1000小時。假設取6209軸承，查出、值(GB/T27694)=31.5kN=20.5kN5.7.2 軸承壽命校核軸承壽命可由式5-11進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以,由于軸承主要承受徑向載荷作用，所以P=Fr。則有：Fr1=2258.88NFr2=1376.29N,按照最危險的結果，取P=Fr2=2258.9，查載荷系數fd=1.0,

26、ft=1.0。按式5-11校核軸承壽命：10000h5.8 鍵和聯軸器的校核5.8.1 齒輪2的鍵在工作軸中，選擇鍵的尺寸由軸直徑確定，校核公式為：(5-12)中=4T/dhl<op,1=1.61.8d齒輪2的安裝鍵型為A型鍵L=60，為，因為轉動件的齒輪是經過淬火的，所以許用扭轉應力，按式5-12校核：l=L-b=60-8=52mm中=4T/dhl=Mop。鍵符合扭轉應力的要求。5.8.3 齒輪3的鍵齒輪3的安裝鍵為A型鍵L=35,為,因為轉動件的齒輪是經過淬火的，所以許用扭轉應力可=皿刈此，按式5-12校核：l=L-b=35-8=27mm中=4T/dhl=Mop。鍵符合扭轉應力的要求

27、。5.8.4 齒輪4的鍵齒輪4的安裝鍵型為A型鍵L=80,為，因為轉動件的齒輪是經過淬火的，所以許用扭轉應力，按式5-12校核：l=L-b=60-8=52mm中=4T/dhl=M叩o鍵符合扭轉應力的要求。5.9 箱體的設計箱體是減速器的一個重要零件，它用于支持和固定減速器中的各種零件，并保證傳動件的齒合精度，使箱體內有良好的潤滑和密封。箱體的形狀較為復雜，其重量約占減速器的一半，所以箱體結構對減速器的工作性能、加工工藝、材料消耗、重量及成本等有很大的影響。箱體結構與受力均較復雜，目前尚無成熟的計算方法。所以，箱體各部分尺寸一般按經驗設計公式在減速器裝配草圖的設計和繪制過程中確定。箱體材料選用H

28、T-200,根據工作條件的要求，箱座壁厚：，所以箱體壁厚度選用8mm。55.10 潤滑、密封、公差和附件5.10.1 潤滑齒輪采用浸油潤滑，軸承采用飛濺潤滑。齒輪圓周速度<5m/s所以齒輪采用浸油潤滑，軸承采用飛濺潤滑;浸油潤滑不但起到潤滑作用，同時有助箱體散熱。為了避免浸油潤滑的攪油功耗太大及保證齒輪嚙合區的充分潤滑，傳動件浸入油中的深度不宜太深或太淺，設計的減速器的合適浸油深度對于圓柱齒輪一般為1個齒高，但不應小于10mm,保持一定的深度和存油量。油池太淺易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨損，也不易散熱。換油時間為半年，主要取決于油中雜質多少及被氧化、污染的程度。查手冊選擇150號工業

29、齒輪油潤滑。5.10.2 密封減速器需要密封的部位很多，有軸伸出處、軸承室內側、箱體接合面和軸承蓋，窺視孔和放油孔的接合面等處。軸伸出處的密封起作用是使滾動軸承與箱外隔絕,防止潤滑油漏出以及箱體外雜質、水及灰塵等侵入軸承室，避免軸承急劇磨損和腐蝕。選用氈圈式密封，氈圈式密封結構簡單、價廉、安裝方便、但對軸頸接觸的磨損較嚴重，因而工耗大，氈圈壽命短。軸承內側的密封該密封處選用擋油環密封，其作用用于油潤滑軸承，防止過多的油、雜質進入軸承室以內以及嚙合處的熱油沖入軸承內。擋油環與軸承座孔之間應留有不大的間隙，以便讓一定量的油能濺入軸承室進行潤滑。蓋與箱座接合面密封采用在接合面上涂上密封膠。5.10.3 公差的設計:對于聯軸器的公差配合，軸承軸的公差配合選用，鍵的公差配合選用。5.10.4 .窺視孔蓋和窺視孔為了檢查傳動件的嚙合、潤滑、接觸班點、齒側間隙及向箱內注油等，在箱蓋頂部設置便于觀察傳動件嚙合區的位置并且有足夠大的窺視孔，箱體上窺視孔處應凸出一塊，以便加式出與孔蓋的接觸面。5.10.5 排油孔、放油油塞、通氣器、油標皮帶輸送機的設計計算分解為了換油及清洗箱體時排出油污，在箱座底部設有排油孔，并在其附近做出一小凹坑，以便攻絲及油污的匯集和排放，平時排油孔用油塞及封油墊封住。本設計