1、2016屆屆 分 類 號:TH222 單位代碼:10452畢業論文（設計）可伸縮式皮帶輸送機的設計可伸縮式皮帶輸送機的設計 姓 名 學 號 年 級 專 業機械設計制造及其自動化機械設計制造及其自動化 系（院） 機械工程學院機械工程學院 指導教師 2016 年 4 月 10 日I摘 要本論文是可伸縮式皮帶輸送機的設計。此輸送機是一種高運輸效率，有效便捷，滿足多種場合的需求的摩擦驅動連續運送方式。此皮帶輸送機利用抽屜原理，搭載最新款的電動滾筒可以源源不斷提供動力，采用螺旋傳送方式將下層皮帶抽出以滿足不同距離的輸送要求，由于第二層在下面所以第二層可以不具有反轉的要求，只有第一層可以來往運輸，還在輸送

2、機的下面設計了輪子以方便輸送機的移動。傾斜動力源的設計來自于對農村運土三輪車車廂動力的模仿。本設計首先對皮帶機作了簡單的概述，然后指出設計方向，做出方案選擇，然后對傳動系統選型，最后進行設計計算。關鍵詞：移動；伸縮機構；皮帶輸送機IIABSTRACTThis paper is a telescopic belt conveyor design. This conveyor is a friction drive continuous shipping, transport efficiency and convenience to meet the needs of a variety of

3、occasions. This uses the latest conveyor roller can continue to provide electric power, use the drawer principle, the use of screw conveyors way out of the lower belt conveyor to meet the requirements of different distances, since the second layer is a second layer beneath it may not have anti- tran

4、sfer request, only the first layer may contact transport, still below the conveyor wheels designed to facilitate the movement of the conveyor. It is used for horizontal or inclined transportation transport, easy to use. Tilt power source design from rural earthmoving tricycle car powered imitation.

5、The design is first made on the belt brief overview, then pointed out that the design direction to make the program selection.Key words: mobile; telescopic structure; belt conveyor III目目 錄錄1 1 緒論緒論.11.1 概述 .11.2 帶式輸送機的分類 .11.3 設計方向的選擇 .11.4 本論文的設計要求 .12 2 輸送帶的設計輸送帶的設計.22.1 輸送帶的設計與計算 .22.1.1 原始數據.22.

6、1.2 帶速的確定.32.1.3 帶寬的設計計算.32.1.4 輸送帶帶型的選擇.32.1.5 輸送帶出現跑偏及解決辦法.32.2 滾筒的設計 .42.2.1 驅動滾筒的設計.42.2.2 改向滾筒的選用.52.3 托輥的選用 .52.3.1 平行上托輥.52.3.2 平行下托輥.53 3 伸縮機構的設計伸縮機構的設計.63.1 軌道的設計 .63.2 螺母螺桿的設計 .63.3 螺旋傳動的計算 .63.3.1 耐磨性計算.63.3.2 強度計算.73.3.3 螺桿的剛度計算.93.3.4 穩定性計算.113.4 動力計算 .123.5 螺桿軸承的選用 .123.5.1 已知數據.123.5.

7、2 壽命計算.133.6 軸承座 .15IV3.7 傳動鍵的選用 .153.8 螺母螺桿裝置布置 .153.9 連接螺母和伸長架的螺栓選擇 .154 4 驅動裝置的設計與選型驅動裝置的設計與選型.174.1 電動機的選擇 .174.2 減速器的選型 .174.3 聯軸器的選型 .175 5 關于機架的設計關于機架的設計.185.1 機架的設計要求 .185.2 機架的材料選擇 .185.3 輸送機支撐架形式 .195.4 固定鉸支座和液壓缸受力分析和安裝位置設計 .195.5 伸長架穩定性計算 .205.6 液壓缸的選擇 .215.7 水平移動裝置 .216 6 總裝配的設計總裝配的設計.22

8、參參 考考 文文 獻獻.23致致 謝謝.2411 緒論1.1 概述可伸縮式式皮帶運輸機是帶式輸送機的其中一種類型,它是一種通用且連續運輸的機械。皮帶運輸機被廣泛應用在輕工業的生產線上。皮帶運輸機既可以運送沙粒狀物料,又可以運送塊件或包件物品。帶式輸送機具有很強的適應性能，在工業制造上普遍應用。近年來，帶式輸送機在別的產業部門表現出巨大的優越性和商業應用價值，尤其是在食品包裝、物流、包裝箱的的運輸上。本論文的主要目的是解決工作人員在皮帶機運輸過程中更方便的操作，而且可以發揮皮帶機更大的用處，可以適用于不同距離的場地運輸，以及不同高度的操作。這雖然是一點小小的改進，但是卻給工作人員帶來了巨大的方便

9、。本論文對于皮帶機的改進之處主要有兩點：一點是給皮帶機設置了腳輪，給皮帶機的移動帶來了方便；另一點是給皮帶機添加了伸縮機構，就是變速箱與伸縮桿的結合，可以適合不同場地的運作。然后對輸送機整體進行了質量估計，以及對固定鉸支座和液壓缸進行了受力分析，最后對于伸長架的穩定性進行了設計計算，其他零部件采用的是傳統設計，然后通過作圖軟件把設計的以及減速器和其他零部件以及整體裝配圖畫出來，雖然有一些不足，可是我對輸送機的設計有了更深的理解，畫圖的技巧也有所提高。1.2 帶式輸送機的分類(1)依據輸送機是否能夠移動分類固定帶式；移動帶式；移置帶式；可伸縮帶式。(2)依據輸送帶的結構特征分類普通輸送帶帶式輸送

10、機；網帶輸送機；管狀帶式輸送機。(3)依據輸送機的承栽方式分類托輥帶式輸送機；氣墊帶式輸送機；深槽帶式輸送機。1.3 設計方向的選擇考慮到傳統的皮帶輸送機不能滿足人們的更多要求，有移動不可伸縮型，有可以伸縮但不能移動型，有可以移動但只可水平方向運動型，也有可以移動能向上輸送的機型。這些都不能很好的滿足生產生活中的需求，所以鑒于上述帶式輸送機的分類，我將移動、伸縮、傾斜三個優點集于一體，制作成既可以方便移動，又可以像抽屜式的伸縮以適合不同距離的工作要求，既可以水平又可以傾斜運輸的可伸縮式皮帶輸送機。1.4 本論文的設計要求設計要求：適用于不同距離的、不同行業的裝卸散料或單件重 100 公斤左右的

11、貨2物。輸送機長度為 58 米，提升高度為 02 米，輸送能力為 50t/h，運輸速度為 1m/s。32 輸送帶的設計2.1 輸送帶的設計與計算2.1.12.1.1 原始數據原始數據本款輸送機主要用于不等距離的短途運輸，能裝卸散料或單件 100 公斤以下的成件物品，現在初定單件物品重 50kg。輸送機布置形式及主要尺寸：上層的輸送帶，電動滾筒安裝在輸送帶的下部，中部安裝托輥數根，尾部安裝改向滾筒。下層的輸送帶同第一層的布置形式，這樣的安裝使得重心偏下，輸送機更加穩固。第一層長 5 米是固定長度，第二層長 3.5 米，伸出后總長為 8 米，伸出后放下伸縮桿，可以撐起更多重量。輸送帶允許的最大傾角

12、如表 1 所示。表 1 成件物品傾斜輸送許用角度1圖 1 運動簡圖工作環境：帶式輸送機工作一般不受溫度的影響。可以在室內或室外工作，下雨天也可以使用，但是要保證使用完后的保養，對于在特殊環境下工作的帶式輸送機，應采取相應的保護措施。成件物品紙袋塑料袋麻袋紙箱不包裝16182016121842.1.22.1.2 帶速的確定帶速的確定可伸縮式皮帶輸送機的輸送能力對帶寬運行速度起決定性作用。根據我國帶速標準化的規定，再與輸送帶的帶寬和所運物料得性質相結合來選取11，初步確定帶速V=1m/s。2.1.32.1.3 帶寬的設計計算帶寬的設計計算表 2 貨載端面系數22動堆積角1020304050槽型31

13、6385422458496K平型67135172209247表 3 運輸機傾角系數22（1）按輸送能力確定帶寬 B11 （2-1）)05. 03600/( 1 . 11vkcQB式中 ；htQ/50 (由表 3-2 得到)；100K ；smV/1 （松散程度）3/1mt （由表 3 得到）;9 . 0C計算得 B1=680mm，所以選取帶寬為 680mm。（2）按運送貨物的多少確定帶寬 B2mmaB8002002max2式中 得到最大運送貨物件的橫向尺寸。 maxa綜合考慮，我的帶寬選擇為 800mm。2.1.42.1.4 輸送帶帶型的選擇輸送帶帶型的選擇一般條件下，輸送帶的帶型選擇的是分層帶

14、；在同等抗拉強度的情況下，優先選用尼龍、維綸帆布層帶作為輸送帶的帶型，因為該材料集帶薄，帶輕，柔軟，成槽性好、耐水和耐腐蝕的優點于一身。輸送帶構成的一般機構包括帶芯（骨架）和覆蓋層。由各種織物或鋼絲繩組成的帶芯。帶芯材料需要具備足夠的強度跟剛度，因為在工作中的輸送帶，帶芯幾乎承受著全部負荷。本設計采用維綸帆布層帶。輸送傾角035101520C10.990.950.890.8152.1.52.1.5 輸送帶出現跑偏輸送帶出現跑偏及及解決辦法解決辦法帶式輸送機通常會出現輸送帶跑偏的現象。有很多種原因導致跑偏，其主要原因有較低的安裝精度和日常維護保養差。安裝過程中，把頭尾滾筒跟中間托輥安置在同一中心

15、線上，使之能相互平行，從而保證輸送帶正常運行，不會出現輸送帶偏移的現象。同時要正確使用帶子接頭，兩側的周長也應該相等。正確處理輸送帶跑偏的方法有：認真檢查帶式輸送機縱向中心線跟托輥橫向中心線的不重合度。出現不重合度值高于 3 毫米的情況，通過改變托輥組兩側的長形安裝孔位置對其進行修正調整33。通常方法是輸送帶向哪邊跑，托輥組的哪一邊向輸送帶前進的方向前移，或輸送帶另外一邊后移。對頭，尾機架安裝軸承座的兩平面的偏差大于 1mm 的情況，應調整兩平面使其在同一平面內。2.2 滾筒的設計2.2.12.2.1 驅動滾筒的設計驅動滾筒的設計生產機械所需的功率決定電動機的功率，通常使電動機在額定功率下運行

16、。本設計選用 2 個 QDF 風冷式電動機22，電動機功率為 1.812kw 選用 N=2.2KW，名義轉矩M=1500，滾筒直徑 D=320mm，參考質量為 W=160Kg。mN 風冷式電動機滾筒安裝尺寸示意圖如圖 2 所示。圖 2 風冷式電動機滾筒安裝尺寸示意圖6圖 3 改向滾筒示意圖2.2.22.2.2 改向滾筒的選用改向滾筒的選用通過改向電動滾筒來改變輸送帶的運行方向，通過壓緊輸送帶使其增大與傳動滾筒的包角33。本設計選用了 2 個改向滾筒，D=l64mm，L=900mm，M=45.5Kg。改向滾筒示意圖如圖 3 所示。2.3 托輥的選用輸送帶和物料一般都是托輥來支承的，通過減少輸送帶

17、在運行過程中的阻力，從而保證輸送帶的垂度在技術規定的范圍內，確保輸送帶平穩的運行在預定的方向上。托輥是帶式輸送機上的重要零部件，日常檢查、維修和更換的的主要對象就是托輥。托輥的可靠性和壽命對輸送機的功效起著很大的作用。2.3.12.3.1 平行上托輥平行上托輥圖 4 平行上托輥示意圖2.3.22.3.2 平行下托輥平行下托輥圖 5 平行下托輥示意圖7本設計論文的托輥布置為上托輥間距為 350mm，主機架 14 個，伸長架 8 個，上托輥共 22 個。下托輥為 5 個，主機架 3 個，伸長架 2 個。83 伸縮機構的設計3.1 軌道的設計對于第二層輸送帶的伸縮設計首先要設計好軌道，此軌道主要起支

18、撐作用，在第二層支架下面安裝上合適的輥輪，使之正好能平穩的在輸送帶上運行。在伸縮機架下安裝上一定數量的腳輪用以支撐伸縮輸送帶的空載及負載。設計的為 2 個軌道，每個軌道長 3.5 米，共長 7 米，用 Q235 的鋼44，其密度，軌道厚度可設計為 10mm，寬 50mm，質量約為 M=27.475Kg。33/1085. 7mKg3.2 螺母螺桿的設計滾珠絲杠具備高效率的傳動比，摩擦也相對比較小，而且滾珠絲杠的摩擦角比螺旋角還要小，所以一般不會出現自鎖的情況55。若要自鎖還需加制動裝置，設計起來比較繁瑣。蝸輪蝸桿機構不能在水平范圍內做往復直線運動，同時當伸長機架伸出時會對蝸輪蝸桿變位造成咬合不均

19、勻的現象，所以這里我選擇了螺母螺桿傳動裝置11。螺母螺桿傳動示意圖如下：圖 6 螺母螺桿傳動示意圖3.3 螺旋傳動的計算在螺旋傳動中，螺桿主要受轉矩跟軸向拉力的負荷。這些外力力會磨損螺桿螺母任務外表面，致使螺桿外部發生形變以及螺母牙發生的斷裂55；當出現螺桿的長經比較大的情況時，導致螺桿出現受力不均發生形變致使失穩。因此，對滑動螺旋傳動的耐磨性、強度、剛度、穩定性這四個方面進行設計計算。3.3.13.3.1 耐磨性計算耐磨性計算磨損是滑動螺旋傳動常見的失效形式，一般對螺桿的直徑和螺母軸向長度依據耐磨性來計算。在傳動運行過程中，螺紋磨損的速度直接取決于工作表面的壓力。所受軸向力N。定N，最高轉速

20、r/min。56682max SF6000F400maxn從工藝實用性方面來考慮，對耐磨的螺紋和比較高的使用壽命有一定的要求，所9以一般會對螺紋工作表面的壓力進行限制，通常不會超過給定的許用壓力，即 （3-1） phHdtFhndFp22式中 p螺紋工作表面上的平均壓強；p許用壓強，。通過查表可得許用壓強p=710,取p=7；MPaMPaMPa軸向載荷；F螺紋中徑；2dh螺紋工作高度；n螺紋工作圈數，H 為螺母高度， t 為螺距。tHn 螺紋中徑： （3-2） pFd2式中 螺紋形式系數，梯形螺紋 =0.8；螺母長度 L 與螺紋中徑之比，剖分式螺母=2.53.5，取=2.5。2dmmd8 .1

21、475 . 260008 . 02查 GB5796-86，取，公稱直徑，外螺紋小徑，螺mmd372mmd42mmd313距。mmt10螺母高度：mmdH5 .92375 . 22螺紋工作高度：mmth5105 . 05 . 0所以螺紋工作表面的壓強MPap11. 19353714. 3106000，校驗合格。MPap7pp 3.3.23.3.2 強度計算強度計算(1)螺桿強度計算。螺桿在軸向力載荷下產生正應力，扭轉矩的作用下產生切應力77。由第四強度理論對螺桿進行強度校核計算：10 （3-4） 2332232 . 034dTdF式中 應力；許用應力； 螺紋內徑；1d軸向載荷；FT轉矩，一般為摩

22、擦力矩。FT(2)螺旋傳動的轉矩為： （3-5）)tan(212vFdTT)14. 529. 4tan(37600021mNmmN44.1818436所以當量應力 :)312 . 018436(3)3114. 360004(2322MPa59. 9(3)強度條件查閱相關資料可知， 45 鋼調質處理后s)33. 02 . 0(MPas360340MPa8 .11868由計算可得，螺紋強度滿足條件。(4)螺紋強度計算螺紋強度包括螺桿螺紋強度和螺母螺紋強度兩種類型，通常情況下，螺桿的強度比螺母高很多88，因此只要對螺母螺紋牙強度進行計算即可。螺母材料選用青銅。螺紋牙底寬度，梯形螺紋mmtb5 . 6

23、1065. 065. 011只驗算螺母剪切應力， （3-6）dbmF其中，旋合圈數。mpdm225. 910375 . 2符合要求。所以，MPa76. 025. 95 . 64214. 36000青銅螺母的，校驗滿足強度。MPa4030彎曲應力只驗算螺母如圖 7 所示。圖 7 螺母螺紋圈的受力MPambdFhb37. 225. 95 . 63114. 35600033223由強度計算結果得出，校驗也滿足強度要求。bb3.3.33.3.3 螺桿的剛度計算螺桿的剛度計算在軸向載荷和轉矩 T 的作用下，螺桿將產生變形，進而使螺距發生變化，從而F螺旋傳動精度受到影響88。在設計時應把剛度校核的計算考慮

24、在內，把螺距的改變限制在許用的范圍內。12（1）在軸向力作用下，螺距的變量。tF （3-7）EAtFtF螺桿螺紋截面面積 （3-8）422dA式中，t螺距；E材料的楊氏模量，查表得 E=；MPa310206d2梯形螺紋按螺紋中徑。常用材料的楊氏模量、切變模量和泊松比如表 4，得：665.107443714. 32A所以mmtF331027. 0665.107410206106000表 4 常用材料的楊氏模量、切變模量和泊松比33序號材料楊氏模量EGpa切變模量GGpa泊松比1鎳鉻鋼、合金鋼20679.380.250.32碳鋼196206790.240.283鑄34球墨

25、鑄鐵1401545灰鑄鐵、白口鑄鐵113157440.230.27（2）螺桿受扭矩 T 時，螺桿在 1 個螺距長度上產生的扭轉角為 由此而引起的一個螺距的變量T為GJTttT222 （3-9）螺桿螺紋的極慣性矩GJTt133242dJ （3-10）式中，G材料的剪切楊氏模量，對于鋼4100 . 8GMpa；2d梯形螺紋按螺紋中徑。當扭矩的方向與螺旋方向相反時取“+”號，扭矩的方向與螺旋方向相同時取“-”號。所以mmGdTtGJTtpT34422422221002. 037100 . 814. 3101843616162（3）一個螺距總的變化量為GJTtEAtFTFtT22 （3-11）mmt3

26、331029. 01002. 01027. 0（4）螺桿的單位長度變形量為533109 . 210029. 0101029. 0而mm510)108(故，所以螺桿安全。3.3.43.3.4 穩定性計算穩定性計算對于較大柔度的受壓螺桿，在工作時，螺桿可能由于失穩而產生側向撓曲的情況，因此對螺桿進行穩定性的校核99，根據歐拉公式有 max22aackFlEJF （3-12）式中，acF螺桿失穩時的臨界軸向載荷；maxaF螺桿的最大軸向載荷；k安全系數，一般 k=2.54；E螺桿材料的拉壓彈性模量，對鋼MPaE51015. 2；J螺桿截面的慣性矩，對于梯形螺紋應按中徑2d計算，64/42dJ；l螺桿

27、的工作長度，一般取螺桿支承點間的距離；14長度系數，與螺桿支承情況有關。設計螺桿支撐把一端固定，另一端移動，此時7 . 0，mml3500，所以NlEdFac98.3247235007 . 064371015. 214. 3642245322423校驗45 . 24 . 5600098.32472maxaacFF符合要求。3.4 動力計算螺旋傳動中的驅動功率131109550FvnTp （3-13）式中，T主動件上的轉矩，mmN ；n主動件上的轉速，mmr/；F移動鍵的軸向力，N；v移動件的線速度，smm/；1從動力源到螺旋傳動主動件的機械效率，取9 . 01；螺旋傳動的正行程效率，)tan(

28、tanv。KWp86. 09 . 09550184364003.5 螺桿軸承的選用螺桿在工作過程中，軸向力不可避免的會產生，一般選用不受或者受軸向力影響比較小的軸承。通過比較選取螺桿直徑為 42mm 的角接觸軸承標準件1010。對螺桿裝配軸承的部分來說，把軸頸直徑設計為 40mm，選擇軸承號 7008C，孔徑 40mm，軸承大徑 68mm，寬 15mm，a=14.7，基本額定動載荷NCr20000，脂潤滑極限轉速80000r/min，油潤滑極限轉速 11000r/min，重量 W0.18Kg。3.5.13.5.1 已知數據已知數據已知大齒輪上的圓周力15NdTFt63.552385 .1020

29、002000徑向力NFFtr1 .20120tan63.552tan大齒輪上的作用力NF08.5881 .20163.55222齒輪軸的軸徑為 40mm，軸速為 n=400r/min，一般需要軸承的使用壽命比較大，不能超荷使用，單次最長用時54 ，可用 28000 次，如果按每天 10 小時的工作時間，每小時伸縮一次，一年 3600 次，可用 7.8 年。可靠性 90。螺桿實際軸向力NdTFra319906.10tan37105 .102tan2323.5.23.5.2 壽命計算壽命計算圖 8 螺桿軸受力分析圖軸向力為NFa3199，徑向力為NFr1 .201，圓周力為NFt6 .552，由力

30、和力矩的平衡條件， 0, 0121MFFFFrrrZ （3-14）有012532502rrFF （3-15）NFNFrr73. 7,37.1932116 0, 0121MFFFFtttY有ttFF12532502NFNFtt3 .21,3 .53121軸承作用反力NFFFtrr4 .565)()(21211NFFFtrr6.22)()(2222221. 0152003199oraCF線性插值求41. 0e，計算附加力NeFSr814.2314 .56541. 01 1NeFSr29. 96 .2241. 022比較aFS 1和2S，21814.34303199814.231SNFSaNFNFa

31、a814.3430,29.9210, 1,41. 0016. 04 .56529. 91111YXeFFra35. 1,44. 0,41. 04 .15166.22814.34301122YXeFFraNFPrr4 .56511NFFParr62.4328319935. 166.2244. 035. 144. 022壽命計算，hhLh350180462.432815200400601036由計算可得，滿足條件。173.6 軸承座根據設計要求，一般選取標準件的軸承座比較合適。對于小齒輪軸承的選擇，可以取軸承較小件作為小齒輪的軸承，軸承座可以自己設計計算并使用。對于螺桿軸承座的選用，可以選擇標準件

32、的軸承座1111。查 GB/T7813-1987,選用 SN 型，代號 SN208,重量為 W=2.6Kg。3.7 傳動鍵的選用傳動鍵的擠壓壓強一般選取普通型圓頭平鍵來進行驗算。軸徑 d=40mm，大齒輪齒寬 B=40mm。查機械設計手冊，由軸徑 d=40mm，查得鍵的截面尺寸812hb，查 GB/T1567-20031212，齒輪寬選取 B=40mm，選取鍵的長度 L=36mm，鍵的工作長度l=L-b=36-12=24mm。3.8 螺母螺桿裝置布置輸送機的伸縮裝置的螺母螺桿在設計過程中有以下要求：滿足使伸長架做往復運動的要求，滿足輸送帶正常運轉。螺桿在設計過程中，應該在螺桿前后兩端設計有行程

33、開關，用來防止螺母行程越位1313。一般可以選擇電機和液壓馬達作為螺桿的驅動裝置，本次設計選取電機比較合適。圖 9 螺旋運動機構示意圖3.9 連接螺母和伸長架的螺栓選擇圖 10 螺栓桿聯接示意圖18連接螺母和伸長架的螺栓選取用鉸制孔螺栓連接1616，螺栓一般會受橫向力，本設計用四個 M16 的鉸制孔螺栓，功能等級為 4.6。已知軸向力為 F=6000N，單個螺栓所受力為NFs150046000設mmh8，驗算螺栓擠壓強度， pphdF0s （3-16）螺栓剪切強度， mdFs204 （3-17）式中 sF所受工作剪力，N； 0d抗剪面直徑，mm； m抗剪面數目； h桿與孔壁接觸受力的最小軸向長

34、度，mm； 材料的許用剪切應力，MPa； p材料和被連接件中弱者的許用擠壓應力，MPa。查 M16 的鉸制孔用螺栓光桿直徑mmd170，查螺栓公稱屈服極限MPas240，查擠壓安全系數2 . 1S，許用擠壓應力 MPaSsp2002 . 1240查剪切安全系數5 . 2S，許用擠壓剪切應力 MPaSs965 . 2240 pspMPahdF03.1181715000 83. 0817150044220mdFs校核安全，設計可用。194 驅動裝置的設計與選型4.1 電動機的選擇一般工作情況下，選用三相交流異步電動機作為功率輸出。最常用的電動機為 Y系列鼠籠式三相異步交流電動機1313，其效率高，

35、工作可靠，結構簡單，維護方便，價格低，適用于不易燃、不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的場合。故采用此系列電動機。普通的三相異步電動機擁有較高的轉速，因為在螺桿設計中所需的轉速為400r/min，所以需要進行降速處理以達到設計要求1717。在齒輪減速傳動過程中，兩齒輪相互接觸面的傳遞力恒定，設大小齒輪直徑分別為2d、1d，齒數分別為2Z、1Z，傳動比i,小齒輪傳遞的計算轉矩1T，齒輪傳遞圓周力F,齒輪模數m。根據傳遞原理，有11dFT，2dFT，11Zmd，22ZmdidddFdFTT12121假設選用原動機轉速為 1000r/min, 5 . 24001000imNiTT2 . 89 . 05

36、 . 244.181原動機功率：KWnTP86. 0954910002 . 895491查電動機相關型號，選取KWP1 . 1，名義轉速min/1000rn ，型號 Y90L-6。4.2 減速器的選型對傳動比比較低的減速器，一般采用直齒圓柱齒輪的一級減速裝置。根據已知條件：KWP1 . 1，min/10001rn ，傳動比5 . 2i，工作時間h30000，根據 JB/T8853-2001 可以選擇減速器的型號1414為：ZDY 80-2.5-1。4.3 聯軸器的選型根據電動機的型號可知電機軸的直徑為 24mm，根據減速器的型號可知減速器輸入軸直徑為 28mm，輸出軸直徑為 32mm，螺桿兩段

37、直徑可以選擇 38mm。因此，兩個聯軸器可以選擇同一型號為 GCLD1 JB/T8853-2001。205 關于機架的設計5.1 機架的設計要求可伸縮式帶式輸送機的機架，應滿足帶式輸送機的工作要求，安裝與調整相連接間的部件；對部件的布置跟載荷要求決定輸送機機架的結構，一般具有美觀的造型，用量比較適合。帶式輸送機頭架、尾架型式，應采用三角形結構型式的頭架，對型鋼焊接結構適合作為小型帶式輸送機頭架；對于那些運輸比較困難的場地，應該采用組合式的機架；可伸縮式帶式輸送機頭架應該采用車輛運輸整體馱運式型式跟滑撬式結構的頭架1515。中間架的結構，對于帶式輸送機固定不動，中間架應該采用固定式；對于在惡劣的

38、工作條件下的帶式輸送機，應該采用吊掛式或者繩架式型式的方式1818；對于伸縮式帶式輸送機而言，應該采用滑撬式的中間架，這樣的結構設計應該就滿足了水平移動的要求。5.2 機架的材料選擇選用 Q235，容易制造、成型，焊接性能好。圖 11 機架形式與零件布置由圖示可知，主機架高度 H驅動滾筒直徑+改向滾筒直徑+上托輥高度，初步設定主機架高度為 650mm，邊長為 150mm。伸長架高度H應大于改向滾筒的直徑，定200mmH ,邊長60mml 。機架厚度可設為 10m。215.3 輸送機支撐架形式支撐整體輸送機的支架上把支架的一頭采用鉸支，另一頭采用液壓缸形式的設計。通過數據計算把固定鉸支和液壓缸安

39、裝在準確的位置，依據前面設計要求所計算的數據，皮帶輸送機變幅度不能超過 15，如果根據計算數據選取不出規格型號的液壓缸，征求商家意見，向有關廠家訂購。對固定鉸支座的設計，需要讓輸送架在一小范圍內轉動即滿足要求，設計結構簡單，通過一個光軸通過鉸支座來實現，依據計算結果，確定定軸直徑為 40mm。圖 12 鉸支座示意圖5.4 固定鉸支座和液壓缸受力分析和安裝位置設計圖 13 計算示意圖依據 QD80 輕型輸送機的標準進行設計，一般帶式輸送機離開地面的高度根據設計要求選定的1010，本次可伸縮式皮帶輸送機的設計選取輸送機離地面高 度為 500mm。建立坐標軸，把固定鉸支座安裝位置跟輸送機尾端之間的距

40、離設為 x 軸，當輸送機達到變幅值最大即變幅值為 15 度時，為了確保在輸送過程中的安全，輸送機的尾端不能與地面有接觸，由幾何關系知xsin5500 （5-1）即mmx193215sin50022選取 x 軸上坐標為 1800mm,選取 y 軸上坐標為 2000mm,通過計算分析液壓缸和固定鉸支的受力情況，在計算過程中僅在水平輸送這一限定范圍內考慮。輸送機整體受力大致可以分為兩種情況，其中一種情況是輸送機按照原有的長度進行輸送，假設輸送機在中心點處出現受力集中的現象，簡化受力圖。受力圖如圖所示圖 14 輸送機受力示意圖另一種情況是把輸送機的伸長提高到最大長度 8m 如圖 18 所示。N 319

41、9.5 F , 10804.71N F41N 11300 F , 2704.2N F32圖 15 輸送機受力示意圖5.5 伸長架穩定性計算在實際應用中，需要考慮伸長架可能會出現的完全伸長或完全縮回的現象，在這兩個極限狀態下伸長架會出現的狀況及螺桿聯接的穩定性如何，需進行計算得出。懸臂梁模型1818。23圖 16 伸長架受力示意圖由上面伸長架受力圖所示，在輸送機靜止未開動運轉時，皮帶只受靜止的張緊力，伸長架所受拉力為 F，一般在運算過程中，將它等同于螺母所受拉力。已知伸長架上的總重 G=3257.185N皮帶的靜止張緊力NeSSn5 .238119. 128341min由力矩平衡，3 41sin

42、 S - 1.25G 0.5 18sinS 0.5F 0 )(F Mominomin1算出 F=134N，校核是安全的。5.6 液壓缸的選擇通過計算在理輸送機尾部 3.8 米處的位置安裝液壓缸，在完全變幅后的伸長高度為0.984 米，假設把液壓缸的長度設計為 0.5 米，把液壓缸的許用行程設計為 0.484 米。根據設計要求輸送機的底部安裝腳輪，這樣就可以把輸送機的整體位置抬高1616，一般對定液壓缸要求是許用行程設定為 0.5 米，推力設定為 12KN，壓力設定為 11.5KN。5.7 水平移動裝置在輸送機的下面設計了三個輪子以方便輸送機水平方向的移動。傾斜動力源的設計來自于對農村運土三輪車

43、車廂動力的模仿，以方便輸送機運往不同的地方進行作業。246 總裝配的設計本次設計的可伸縮式皮帶輸送機可以滿足多種場合所需要的摩擦驅動連續運送方式。該皮帶輸送機利用抽屜原理使第二層輸送帶可以來回伸縮，輸送能力大大提高。該裝置搭載最新款的電動滾筒可以源源不斷提供動力，保證輸送機在短時超載情況下，仍然能夠保證輸送帶的正常運轉。且該裝置采用螺旋傳送方式，可以將下層皮帶抽出以滿足不同距離的輸送要求。在一般情況下，短距離輸送貨物時采用第一層輸送帶即可滿足要求，通過驅動滾筒帶動輸送帶運行。當遠距離輸送時，通過手動開關控制第二層輸送帶補充輸送距離。在第一層輸送帶下方設有軌道，由電動機控制變速箱與伸縮桿，通過絲杠實現往復運動以達到第二層輸送帶伸縮的目的。由于第二層輸送帶設計在裝置下方，而且它的輸送過程只能是前進的方向，所以第二層輸送帶不具有反轉功能，只有第一層輸送帶可以進