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[15] 李剛,李浩元. 淺談帶式輸送機驅動裝置的選擇[J]. 煤炭工程. 2006(07) 指導教師（簽名）： 系（教研室）主任（簽名）： 主管院長（簽名）： （學院章） 畢業(yè)設計(論文) 畢業(yè)設計題目：帶式輸送機設計-傳動裝置 所在學院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學 號 指導老師 摘 要 首先對輸送機作了簡單的概述；接著分析了輸送機的選型原則及計算方法；然后根據這些設計準則與計算選型方法按照給定參數要求進行選型設計；接著對所選擇的輸送機各主要零部件進行了校核。普通型帶式輸送機由六個主要部件組成：傳動裝置，機尾或導回裝置，中部機架，拉緊裝置以及尾部組件。最后簡單的說明了輸送機的安裝與維護。目前，輸送機正朝著長距離，高速度，低摩擦的方向發(fā)展，近年來出現的氣墊式輸送機就是其中的一個。在輸送機的設計、制造以及應用方面,目前我國與國外先進水平相比仍有較大差距,國內在設計制造帶式輸送機過程中存在著很多不足。 關鍵詞：帶式輸送機，可調節(jié)系統(tǒng)， 66 Abstract At first it is introduction about the belt conveyor; then analyzed the selection principle and the calculation method of the belt conveyor; and then according to these design criteria and selection calculation method according to the givenparameters selection design; then check on the choice of conveyor main parts. Consists of six main parts: the ordinary belt conveyor tail drive, or back to the device, the middle frame, tension device and tail assembly. Finally, a simple description of the installation and maintenance of conveyor. At present, the conveyor is moving in a long distance, high speed, low friction direction, in recent years the air cushion belt conveyor is one of them. In the design of the conveyor, the manufacture and the application, at present our country compared with foreign advanced level there are still large gaps in the domestic, in the design and manufacture of belt conveyor in the process there are a lot of defects. Keywords: belt conveyor, adjustable system 目 錄 摘 要 II Abstract III 目 錄 IV 第1章 緒論 1 1.1帶式輸送機的工作原理 1 1.2帶式輸送機的分析、比較 1 1.2.1機頭傳動裝置 1 1.2.2貯帶裝置 2 1.2.3裝置 3 1.2.4機身部 3 1.2.5機尾 3 第2章 帶式輸送機的設計計算 4 2.1 已知原始數據及工作條件 4 2.2 計算步驟 5 2.3.1 帶速的選擇 5 2.3.2 帶寬的選擇 5 2.2.2輸送帶寬度的核算 8 2.3 圓周驅動力 9 2.3.1 計算公式 9 2.3.2 主要阻力計算 10 2.3.3 主要特種阻力計算 12 2.3.4 附加特種阻力計算 12 2.3.5 傾斜阻力計算 13 2.4傳動功率計算 14 2.4.1 傳動軸功率計算 14 2.4.2 電動機功率計算 14 2.5 輸送帶張力計算 15 2.5.1 輸送帶不打滑條件校核 15 2.6 傳動滾筒、改向滾筒合張力計算 16 2.6.1 改向滾筒合張力計算 16 2.6.2 傳動滾筒合張力計算 17 2.7 傳動滾筒最大扭矩計算 17 2.8 拉緊力和拉緊行程計算 17 2.9繩芯輸送帶強度校核計算 18 第3章 驅動裝置的選用與設計 20 3.1 電機的選用 20 3.2 減速器的選用 21 3.3 漸開線斜齒圓柱齒輪設計 21 3.4 低速級斜齒圓柱齒輪設計計算表 27 3.5 斜齒輪設計參數表 32 第4章 軸的設計計算 32 4.1 Ⅰ軸的結構設計 32 4.2Ⅱ軸的結構設計 35 4.3 Ⅲ軸的結構設計 37 4.4 校核Ⅱ軸的強度 39 第5章 帶式輸送機部件的選用 45 5.1 輸送帶 45 5.1.1 輸送帶的分類 45 5.1.2 輸送帶的連接 47 5.2 傳動滾筒 48 5.2.1 傳動滾筒的作用及類型 48 5.2.2 傳動滾筒的選型及設計 48 5.2.3 傳動滾筒結構 49 5.2.4 傳動滾筒的直徑驗算 50 5.3 托輥 51 5.3.1 托輥的作用與類型 51 5.3.2 托輥的選型 54 5.3.3 托輥的校核 58 第6章 防偏裝置的設計 61 第7章 機架的設計 62 結論 65 參考文獻 66 致 謝 68 第1章 緒論 1.1帶式輸送機的工作原理 在綜合機械化采煤工作中，在綜合機械化采煤，快速，向前移動的速度輸送設備，更大比例的槽消除頻率偏移，以總生產時間，也影響了煤炭生產能力，運輸設備可以在槽沿伸長或縮短順槽帶式輸送機是更靈活的。運輸設備SP cial.la采煤工作面輸送機，輸送機橋梁拆除輸送帶沿槽，對煤的充電站或倉運輸槽。 帶式輸送機的體長度可根據需要繼續(xù)探索的工作或是逐漸降低的，電機的額定功率的延伸率不應超過最低限額允許的最大長度；縮短，能降低人體不能合同到目前為止。 隨著處理電壓儲存裝置，為了工作和皮帶傳動輥摩擦?？缮炜s帶式輸送機的存儲設備和收縮的多帶回來。當電壓裝置，皮帶輪四類活動對尾膠帶的方向，在尾部，和牽引絞車在時間的縮短，載體，相反，則使整個輸送機伸長。 1.2帶式輸送機的分析、比較 帶式輸送機包括一個噴頭裝置，包括傳送帶裝置，機身和尾翼，機身和尾部分的啟動子是不固定的，其余的都是固定在軀干部分，是輸送機。 1.2.1機頭傳動裝置 機頭傳動裝置主要由動力機、變速箱、主液壓離合器，齒輪和驅動齒輪，并在副主人。鼓是由兩個異步防爆電機通過離合器和變速箱的液壓驅動。液壓離合器兩端法蘭防護罩的汽車生產軸的結束，在外殼和減少輸入軸端的外殼也是一個相應的法蘭，法蘭通過螺釘打三，是緊密聯系在一起的，一個傳送帶驅動。它是一個緊湊，易于安裝和運輸，特別是相互的方向搜索提高安裝質量，輸送機運行。整個驅動裝置通過減少套管用螺栓固定在頭的兩側板。 兩個齒輪與斜齒輪，滾筒的結構，主軸和螺栓，并通過雙連接一側的滾筒，在滾筒與車輪裝配后與輪輻焊接應力的情況。也用于加載和卸載，使磁帶，以鼓在周圍的角，雙輥帶式輸送機兩輥驅動電機驅動，可以單獨，也可以由兩臺電動機驅動。當一個電機驅動，在其他情況下，必須直立安裝，主、副、一對同樣大小的齒輪齒數相等的當電機啟動時，通過液壓離合器，變速器和主減速器和副驅動磁帶運行。當兩臺電動機分別驅動，副滾筒，通常不在齒輪箱中的齒輪箱。但是，這兩個與發(fā)動機和變速箱，是針對事實上，機身縮短到一定程度，需要的功率，發(fā)動機將提供，你可以把一系列的齒輪，轉變成一個單一的電機驅動電機。唯一的優(yōu)點是：該裝置制造簡單，維修和操作的電子控制設備少的缺點是傳輸距離縮短，大馬汽車，電機功率因數降低。 滾筒是帶式輸送機的牽引帶，它運行的重要部件。表面光滑，形成鼓和石膏，不高，不分。在潮濕條件下的權力，可以平滑的鼓，在潮濕的環(huán)境和功率大，易打滑失控的條件下提高輸送機的滾筒表面，滾筒的牽引，石膏厚度磨損，應盡可能的條件下，可以在一個圓柱體的鼓的形式，也可以在中間的兩個小和兩個大蠟燭，錐形，通常后者，以1∶100。防止磁帶。 他們是最大的端頭部分，從框架和安裝在框架上的延伸輥軸安裝卸載，卸載的位置可以調整，以防止在運輸機器的頭后部的盈余也與一個鼓結束修改輸送帶運行方向，頭部清掃器，清掃器清掃車和犁在兩錘，凈化前后輸送煤。 1.2.2貯帶裝置 由貯帶轉向架、貯帶倉架、支承小車和車等組成。 （1）與轉向架軸承支架，通過螺栓連接，在兩個轉向架框架的磁帶設備帶。W的108320和320兩個hrend車鼓和一個108輸送帶的方向。在框架的底部，并分別與槽型托輥，輸送帶，鐵路軸承框架下的幫助，支持汽車和摩托車比賽 （2）支持的汽車車架和車輪，和磁帶的存儲的支持作用不太高，以H ngen.zwei原則上支持帶的車和一個轉向架的車輛之間的距離相同的分布，如果你需要支持移動，調整車的位置。 （3）車輛包括車架，車輪，滑動和滾筒通過滑輪的鋼絲繩weiter.winde，牽引車在賽道上，發(fā)表在儲存和運輸的作用，提供適當的，包括一個滑輪組）和四輪，通過銷或框架，可以在四輪牽引力，汽車中心銷，以防止在滾筒輸送機有較好的療效，以防止軌道車，車上有四個鉤。 調整滾筒的軸位置。帶式輸送機，在刮煤輥的每一個變化，輥面煤刮板。 1.2.3裝置 由框架、滑輪、滑輪和固定κορν?ζα.ε?ναι液壓系統(tǒng)的一種自動輸送裝置在工作過程中的一些要求，根據張力自動調節(jié)裝置，現代化，最常使用的帶式 輸送機輸送帶，可以有合理的張力自動補償式輸送機、彈性變形和塑性變形；是一種理想的自動裝置和自動裝置的自動液壓絞車，絞車 的初始張力帶技術νητ?必須保證足夠的適應能力，以防止在初始張力帶傳動滾筒表面光滑，但初張力太大，造成不必要的輸送帶最小強度增加，也不容易。 1.2.4機身部 由“H”型支架、鋼管上下托輥組成，是輸送機的部分。鋼管作為可拆卸部分搭在H型支架的管座中。用彈簧銷固定，下托輥搭蒼型支架上，上托輥為槽形托輥，通過抓爪支承在鋼管上。 1.2.5機尾 由支座、導軌、滾筒座、緩沖托輥、清掃器等組成。由五部分組成的固定邊、尾架、彼此通過圓柱銷連接為一個整體，轉載機可以在安裝在一個座位，座位軸是可調的，并配備了碳可以安裝之前和之后的移動隊列尾部滑輪，移動， 移動的雜草后部的牽引。 第2章 帶式輸送機的設計計算 2.1 已知原始數據及工作條件 原始參數和工作條件 題目來源：來源于珠海市三金機械有限公司《一車間生產設備合理化改造》。 原始數據資料： （1）相關數據等：類型：自動生產線ZA－－140； （2）裝置的設計方案；采用機電傳動。 （3）相關實際生產數據：載重量：20～500kg；速度0.001～0.01m/s。 帶式輸送機的設計計算，應具有下列原始數據及工作條件資料 （1）物料的名稱和輸送能力： （2）物料的性質： 1）粒度大小，最大粒度和粗度組成情況； 1） 堆積密度； 2） 動堆積角、靜堆積角，溫度、濕度、粒度和磨損性等。 （3）工作環(huán)境、露天、室內、干燥、潮濕和灰塵多少等； （4）卸料方式和卸料裝置形式； （5）給料點數目和位置； （6）輸送機布置形式和尺寸，即輸送機系統(tǒng)（單機或多機）綜合布置形式、地形條件和供電情況。輸送距離、上運或下運、提升高度、最大傾角等； （7）裝置布置形式，是否需要設置制動器。 圖2-1 傳動系統(tǒng)圖 2.2 計算步驟 2.3.1 帶速的選擇 1.輸送量大，輸送帶較寬時，應選擇較高的帶速。 2.輸送距離越短，帶速應越低。較長的水平輸送機，應選較高的帶速 3.物料易滾動、粒度大、磨琢性強的，或易揚塵的以及環(huán)境衛(wèi)生條件要求高的，宜選用較低的帶速。 4.一般用于給料或輸送粉塵量大的物料時，帶速可取0.8～1m/s，或根據物料特性和工藝要求決定。 5.人工配料稱重時帶速不應大于1.25 m/s。 6.有計量稱時，帶速應安自動計量稱的要求而定。 7.輸送成件物品時，帶速一般小于1.25 m/s。 根據本設計特點，應選用帶速速度0.001～0.01m/s（根據任務書）。 2.3.2 帶寬的選擇 帶式輸送機使用的輸送帶有橡膠帶、塑料帶、鋼帶、金屬網帶等，最常見的是橡膠帶。橡膠輸送帶有棉織芯、合成纖維芯、鋼絲繩芯等多種。塑料輸送帶有層芯和整芯之分。各種芯材和不同的覆蓋膠可組成各種類型的光面或花紋輸送帶。 根據運送成品的形狀、尺寸，此處帶寬選為B=500mm。 帶速與帶寬、輸送能力、物料性質、塊度和輸送機的線路傾角有關.當輸送機向上運輸時，傾角大，帶速應低；下運時，帶速更應低；水平運輸時，可選擇高帶速.帶速的確定還應考慮輸送機卸料裝置類型，當采用犁式卸料車時，帶速不宜超過3.15m/s. 表2-1傾斜系數k選用表 傾角(°) 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 k 1.00 0.99 0.98 0.97 0.95 0.93 0.91 0.89 0.85 0.81 輸送機的工作傾角=0°。 查DTⅡ帶式輸送機選用手冊或本設計（表2-1）(此后凡未注明均為該書)得k=1。 按給定的工作條件,取原煤的堆積角為20°。 原煤的堆積密度為1300kg/。 考慮山上的工作條件取帶速為2.0m/s。 將個參數值代入上式, 可得到為保證給定的運輸能力,帶上必須具有的的截面積A A＝ 圖2-2 槽形托輥的帶上物料堆積截面 表2-2槽形托輥物料斷面面積A 帶寬 /mm 堆積角 /(o) 槽角/（o） 20 25 30 35 40 45 500 0 10 20 30 0.0098 0.0142 0.0187 0.0234 0.0120 0.0162 0.0206 0.0252 0.0130 0.0180 0.0222 0.0266 0.0157 0.0196 0.0236 0.0278 0.0173 0.0210 0.0247 0.0287 0.0186 0.0220 0.0256 0.0293 650 0 10 20 30 0.0184 0.0262 0.0342 0.0427 0.0224 0.0299 0.0377 0.0459 0.0260 0.0332 0.0406 0.0484 0.0294 0.0362 0.0433 0.0507 0.0322 0.0386 0.0453 0.0523 0.0347 0.0407 0.0469 0.0534 500 0 10 20 30 0.0279 0.0405 0.0536 0.0671 0.0344 0.0466 0.0591 0.0722 0.0402 0.0518 0.0638 0.0763 0.0454 0.0564 0.0672 0.0793 0.0500 0.0603 0.0710 0.0822 0.0540 0.0636 0.0736 0.0840 1000 0 10 20 30 0.0478 0.0674 0.0876 0.1090 0.0582 0.0771 0.0966 0.1170 0.0677 0.0857 0.1040 0.1240 0.0763 0.0933 0.1110 0.1290 0.0838 0.0998 0.1160 0.1340 0.0898 0.1050 0.1200 0.1360 查表2-2或《礦井運輸提升》表3-17， 輸送機的承載托輥槽角35°，物料的堆積角為0°時，帶寬為500 mm的輸送帶上允許物料堆積的橫斷面積為0.0427，此值大于計算所需要的堆積橫斷面積,據此選用寬度為500mm的輸送帶能滿足要求。 經如上計算,確定選用帶寬B=500mm,初選輸送帶NN－100，輸送帶層數為6層，查表1-6得，輸送帶各參數如下： NN－100型煤礦用輸送帶的技術規(guī)格： 扯斷強度＝100N/(mm·層) 每層帶厚1mm, 輸送帶第層質量等于1.02kg/m 上膠厚＝3mm 下膠厚=1.5mm 每毫米膠料質量為1.19kg/m 膠帶每米質量=[布層數×每層質量（kg/m）+(上膠厚（mm）+下膠厚（mm）×第層膠帶質量（kg/m）)]×帶寬（mm） =[6×1.02+(3.0+1.5) ×1.19] ×0.8 =9.18 kg/m 輸送帶質量： =×帶長（m） =9.18×600 =5508kg 輸送帶厚度可按下式計算或查《運輸機械設計選用手冊》表1-6 輸送帶度(mm)=布層數×每層厚度（mm）+上膠厚（mm）+下膠厚（mm） =6×1+3+1.5 =10.5mm 2.2.2輸送帶寬度的核算 輸送大塊散狀物料的輸送機，需要按（2-2）式核算，再查表3-3 （2-2）式中——最大粒度，mm。 表2-3不同帶寬推薦的輸送物料的最大粒度mm 帶寬B 500 650 500 1000 1200 1400 粒度 篩分后 100 130 180 250 300 350 未篩分 150 200 300 400 500 600 故，輸送帶寬滿足輸送要求。 2.3 圓周驅動力 2.3.1 計算公式 1）所有長度（包括L＝80m） 傳動滾筒上所需圓周驅動力為輸送機所有阻力之和，可用式（2-3）計算： （2-3） 式中——主要阻力，N； ——附加阻力，N； ——特種主要阻力，N； ——特種附加阻力，N； ——傾斜阻力，N。 五種阻力中，、是所有輸送機都有的，其他三類阻力，根據輸送機側型及附件裝設情況定，由設計者選擇。 2） 對機長大于80m的帶式輸送機，附加阻力明顯的小于主要阻力，可用簡便的方式進行計算，不會出現嚴重錯誤。為此引入系數C作簡化計算，則公式變?yōu)橄旅娴男问剑? +=C （2-5） 式中C——與輸送機長度有關的系數，在機長大于80m時，可按式（2-6）計算，或從表查取 （2-6） 式中——附加長度，一般在70m到100m之間； C——系數，不小于1.02。 C查〈〈DTⅡ（A）型帶式輸送機設計手冊〉〉表3-5 既本說明書表2-4,取C為1.12 表2-4附加阻力系數C L（m） 80 100 150 200 300 400 500 600 C 1.92 1.78 1.58 1.45 1.31 1.25 1.20 1.17 L(m) 700 500 900 1000 1500 2000 2500 5000 C 1.14 1.12 1.10 1.09 1.06 1.05 1.04 1.03 2.3.2 主要阻力計算 輸送機的主要阻力是物料及輸送帶移動和承載分支及回程分支托輥旋轉所產生阻力的總和?？捎檬剑?-7）計算： （2-7） 式中——模擬摩擦系數，根據工作條件及制造安裝水平決定，一般可按表查取。查表2-30； ——輸送機長度（頭尾滾筒中心距），m； ——重力加速度； 初步選定托輥為槽形托輥DTⅡ03c121，查表2-42，上托輥間距＝1.2m，下托輥間距 ＝３m，上托輥槽角35°，下托輥槽角０°。直徑D＝89mm,長度L＝315mm,軸承為4G204。 ——承載分支托輥組每米長度旋轉部分重量，kg/m，用式（2-8）計算 （2-8） 其中——承載分支每組托輥旋轉部分重量，kg； ——承載分支托輥間距，m； 托輥已經選好，知 計算：==20.25 kg/m ——回程分支托輥組每米長度旋轉部分質量，kg/m，用式（2-9）計算： （2-9） 其中——回程分支每組托輥旋轉部分質量 ——回程分支托輥間距，m； 查《運輸機械設計選用手冊》表2-50選擇平行托輥，直徑D＝89mm,托輥長L=950mm,kg 計算：==5.267 kg/m ——每米長度輸送物料質量 ＝＝55.6kg/m ——每米長度輸送帶質量，kg/m，=9.18kg/m =0.045×600×9.18×[20.25+5.267+（2×9.18+55.6）×cos35°]=22783N 運行阻力系數f值應根據表2-5選取。取=0.045。 表2-5 阻力系數f 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 0.02～0.023 工作條件和設備質量一般，帶速較高，物料內摩擦較大 0.025～0.030 工作條件惡劣、多塵低溫、濕度大，設備質量較差，托輥成槽角大于35° 0.035～0.045 2.3.3 主要特種阻力計算 主要特種阻力包括托輥前傾的摩擦阻力和被輸送物料與導料槽攔板間的摩擦阻力兩部分，按式（2-10）計算： + （2-10） 按式（2-11）或式（2-12）計算： （1） 三個等長輥子的前傾上托輥時 （2-11） （2） 二輥式前傾下托輥時 （2-12） 本輸送機沒有主要特種阻力，即=0 2.3.4 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： （2-13） （2-14） （2-15） 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，，見表 ——清掃器和輸送帶間的壓力，N/，一般取為3 N/； ——清掃器和輸送帶間的摩擦系數，一般取為0.5~0.7； ——刮板系數，一般取為1500 N/m。 表2-6導料槽欄板內寬、刮板與輸送帶接觸面積 帶寬B/mm 導料欄板內寬/m 刮板與輸送帶接觸面積A/m 頭部清掃器 空段清掃器 500 0.315 0.005 0.008 650 0.400 0.007 0.01 500 0.495 0.008 0.012 1000 0.610 0.01 0.015 1200 0.730 0.012 0.018 1400 0.850 0.014 0.021 查表2-6得 A=0.008m，取=10N/m，取=0.6，將數據帶入式（2-14） 則 =A×P× =0.008×10×0.6=480 N 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 由式（2-13） 則 =3.5×480=1680 N 2.3.5 傾斜阻力計算 傾斜阻力按下式計算： （2-14） 式中：因為是本輸送機水平運輸，所有H=0 =0 由式（2.4-2）得傳動滾筒上所需圓周驅動力為 =1.12×22783+0+1680+0 =27197N 2.4傳動功率計算 2.4.1 傳動軸功率計算 傳動滾筒軸功率（）按式（2-15）計算： （2-15） ＝＝54.39kw 2.4.2 電動機功率計算 電動機功率，按式（2-16）計算： （2-16） 式中——傳動效率，一般在0.85～0.95之間選取； ——聯軸器效率； 每個機械式聯軸器效率：=0.98 液力耦合器器：=0.96； ——減速器傳動效率，按每級齒輪傳動效率.為0.98計算； 二級減速機：=0.98×0.98=0.96 ——電壓降系數，一般取0.90～0.95。 ——多電機功率不平衡系數，一般取，單驅動時，。 根據計算出的值，查電動機型譜，按就大不就小原則選定電動機功率。 由式（2-15）==54390W 由式（2-16）得電動機功率： =2 =65300W＝65.3KW 選電動機型號為YB255S-4，額定功率P=37 KW，數量1臺。 2.5 輸送帶張力計算 輸送帶張力在整個長度上是變化的，影響因素很多，為保證輸送機上午正常運行，輸送帶張力必須滿足以下兩個條件： （1）在任何負載情況下，作用在輸送帶上的張力應使得全部傳動滾筒上的圓周力是通過摩擦傳遞到輸送帶上，而輸送帶與滾筒間應保證不打滑； （2）作用在輸送帶上的張力應足夠大，使輸送帶在兩組托輥間的垂度小于一定值。 2.5.1 輸送帶不打滑條件校核 圓周驅動力通過摩擦傳遞到輸送帶上（見圖2-3） 圖2-3作用于輸送帶的張力 如圖4所示，輸送帶在傳動滾簡松邊的最小張力應滿足式(28)的要求。 傳動滾筒傳遞的最大圓周力。動載荷系數1.2～1.7；對慣性小、起制動平穩(wěn)的輸送機可取較小值;否則，就應取較大值。取1.5 ——傳動滾筒與輸送帶間的摩擦系數，見表2-7 表2-7 傳動滾筒與輸送帶間的摩擦系數 工作條件 摩擦系數 光面滾筒 膠面滾筒 清潔干燥 0.25～0.03 0.40 環(huán)境潮濕 0.10～0.15 0.25～0.35 潮濕粘污 0.05 0.20 取1.5，由式 =1.5×27197=40795.5N 對常用C==0.083 該設計取=0.035；=420。 =0.08340795.5=3386N 2.6 傳動滾筒、改向滾筒合張力計算 2.6.1 改向滾筒合張力計算 根據計算出的各特性點張力,計算各滾筒合張力。 頭部180改向滾筒的合張力: ==29522+30998＝60520N 尾部180改向滾筒的合張力: ==9069+9523＝18592N 2.6.2 傳動滾筒合張力計算 根據各特性點的張力計算傳動滾筒的合張力: 動滾筒合張力: =4943+31015=35958N 2.7 傳動滾筒最大扭矩計算 單驅動時,傳動滾筒的最大扭矩按式（2-32）計算： （2-32） 式中D——傳動滾筒的直徑（mm）。 雙驅動時,傳動滾筒的最大扭矩按式（2-33）計算： （2-33） 初選傳動滾筒直徑為500mm,則傳動滾筒的最大扭矩為: =＝31015+4943＝35958N =8.98KN/m 2.8 拉緊力和拉緊行程計算 1）、拉緊裝置拉緊力按式（2-34）計算 （2-34） 式中——拉緊滾筒趨入點張力（N）； ——拉緊滾筒奔離點張力（N）。 由式（2-34） +=5000+5250+5593+5873＝21716N =21.71KN 查〈〈煤礦機械設計手冊〉〉初步選定鋼繩絞車式拉緊裝置。 2）、拉緊行程： △L≧（）L ＝（0.01+0.001）×600 ＝6.6m 式中：—輸送帶彈性伸長率和永久伸長率，由輸送廠家給出，通常帆布帶為0.01～0.015； —拉緊后托輥間允許的垂度，一般取0.001 L—輸送機長度。 2.9繩芯輸送帶強度校核計算 繩芯要求的縱向拉伸強度按式（2-35）計算； （2-35） 式中——靜安全系數，一般=710。運行條件好，傾角好，強度低取小值；反之，取大值。在此選為7。 輸送帶的最工作張力：Smax: (N) ==68571N 式中：B——帶寬，mm; ——輸送帶縱向扯斷強度，N/(mm·層)見《運輸機械設計選用手冊》表1-6，＝100N/（mm·層）。 由式（2-35）得 ＝599.9N/mm 可選輸送帶為NN－100N/(mm·層),6層的即600N/mm大于。可滿足要求。 第3章 驅動裝置的選用與設計 帶式輸送機的負載是一種典型的恒轉矩負載，而且不可避免地要帶負荷起動和制動。電動機的起動特性與負載的起動要求不相適應在帶式輸送機上比較突出，一方面為了保證必要的起動力矩，電機起動時的電流要比額定運行時的電流大6～7倍，要保證電動機不因電流的沖擊過熱而燒壞，電網不因大電流使電壓過分降低，這就要求電動機的起動要盡量快，即提高轉子的加速度，使起動過程不超過3～5s。驅動裝置是整個皮帶輸送機的動力來源，它由電動機、偶合器，減速器 、聯軸器、傳動滾筒組成。驅動滾筒由一臺或兩臺電機通過各自的聯軸器、減速器、和鏈式聯軸器傳遞轉矩給傳動滾筒。 減速器有二級、三級及多級齒輪減速器，第一級為直齒圓錐齒輪減速傳動，第二、三級為斜齒和直圓柱齒輪降速傳動，聯接電機和減速器的連軸器有兩種，一是彈性聯軸器，一種是液力聯軸器。為此，減速器的錐齒輪也有兩種；用彈性聯軸器時，用第一種錐齒輪，軸頭為平鍵連接；用液力偶合器時，用第二種錐齒輪，軸頭為花鍵齒輪聯接。 傳動滾筒采用焊接結構，主軸承采用調心軸承，傳動滾筒的機架與電機、減速器的機架均安裝在固定大底座上面，電動機可安裝在機頭任一側。根據情況而定。 3.1 電機的選用 電動機額定轉速根據生產機械的要求而選定，一般情況下電動機的轉速不低500r/min，因為功率一定時，電動機的轉速低，其尺寸愈大，價格愈貴，而效率低。若電機的轉速高，則極對數少，尺寸和重量小，價格也低。本設計皮帶機所采用的電動機的總功率為65.3kw，所以需選用功率為37kw的電機兩臺。 擬采用YB225S－4型電動機，該型電機轉矩大，性能良好，可以滿足要求。 查《機械設計實用手冊》第二版，它的主要性能參數如下表： 表3-1 YB225S－４型電動機主要性能參數 電動機型號 額定功率kw 滿載 轉速r/min 電流A 效率％ 功率因數 YB225S-4 37 1480 69.8 91.8 0.87 起動電流/額定電流 起動轉矩/額定轉矩 最大轉矩/額定轉矩 重量kg 7.0 1.9 2.2 360 3.2 減速器的選用 已知輸送帶寬為500，查《運輸機械選用設計手冊》表2－77選取傳動滾筒的直徑D為500，則工作轉速為： =76.39r/min 已知電機轉速為=1480 r/min ， 則電機與滾筒之間的總傳動比為： =19.37 3.3 漸開線斜齒圓柱齒輪設計 （一）高速級斜齒圓柱齒輪設計計算表 項目 計算（或選擇）依據 計算過程 單位 計算（或確定）結果 1．選齒輪精度等級 查[1]表10-8 選用7級精度 級 7 2．材料選擇 查[1]表10-1 小齒輪選用45號鋼（調質處理）硬度為250HBS 大齒輪選用45號鋼（調質處理）硬度為220HBS 小齒輪250HBS 大齒輪220HBS 3．選擇齒數Z 個 91 3.458 4．選取螺旋角β 取14 度 14 5．按齒面接觸強度設計 （1）試選Kt 取1.6 1.6 (2)區(qū)域系數ZH 由[1]圖10-30 （3）εa 由[1]圖10-26查得εa1=0.77 εa2=0.87 1.64 1.64 (4)計算小齒輪傳遞的轉矩T1 查表1 Nmm (5)齒寬系數Фd 由[1]表10-7 1.0 (6)材料的彈性影響系數ZE 由[1]表10-6 (7) 齒輪接觸疲勞強度極限 由[1]圖10-21c 由[1]圖10-21ｄ 550 540 550 540 （8）應力循環(huán)次數N 由[1]式10-13 （9）接觸疲勞強度壽命系數KHN 由[1]圖10-19 KHN1 =1.05 KHN2 =1.12 KHN1 =1.05 KHN2 =1.12 （10）計算接觸疲勞強度許用應力[σH] 取失效概率為１％，安全系數為S=1，由[1]式10-12得 =(577.5+604.8)=591.15 （11）試算小齒輪分度圓直徑 按[1]式（10－21）試算 mm =53.03 （12）計算圓周速度v m/s 1.54 （13）計算齒寬B B1=60 B2=55 mm B1=60 B2=55 （14）模數 h = 2.25mnt =2.25×2.14=4.815 b/h =53.03/4.815=11.01 度 mnt =2.14 h = 4.815 b/h =11.01 （15）計算縱向重合度 εβ= 0.318φdz1tanβ 1.903 （16）計算載荷系數K 由[1]表10-2查得使用系數 根據v=1.54 m/s，７級精度，由[1]圖１０－８查得動載荷系數1.08 由[1]表１０－４查得 KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2) φd2+0.23×10-3b =1.420 由[1]圖１０－１３查得KFβ=1.33 假定，由[1]表１０－３查得1.4 故載荷系數K=KAKVKHαKHβ=1×1.08×1.4×1.42=2.15 K=2.15 （17）按實際的載荷系數校正分度圓直徑 由[1]式10-10ａ 58.52 （18）計算模數 mm 2.37 6．按齒根彎曲強度設計 （1）計算載荷系數K K=KAKVKFαKFβ K=1×1.08×1.4 ×1.33=2.01 K=2.01 （2）螺旋角影響系數 根據縱向重合度εβ= 1.903 ，從[1]圖10-28 0.88 0.88 （3）計算當量齒數ZV =26.30 =90.94 （4）齒形系數YFa 由[1]表１０－５ YFa1=2.591 YFa2=2.198 YFa1=2.591 YFa2=2.198 （5）應力校正系數YSa 由[1]表１０－５ YSa1=1.597 YSa2=1.781 YSa1=1.597 YSa2=1.781 （6）齒輪的彎曲疲勞強度極限 由[1]圖10-20b 由[1]圖10-20c 400 350 400 350 （7）彎曲疲勞強度壽命系數 由[1]圖10-18 利用插值法可得 0.90 0.95 0.90 0.95 （8）計算彎曲疲勞許用應力[σF] 取彎曲疲勞安全系數S＝1.3，由式10-12得 （9）計算大小齒輪的并加以比較 結論：大齒輪的系數較大，以大齒輪的計算 ＝0.0153 （10）齒根彎曲強度設計計算 由[1]式10-17 　=1.743 mm 1.743 結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，?。? mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=58.52 mm來計算應有的齒數。于是由 取29，則Z2 = Z1×i齒1 =29×3.59=104.11取Z2 =104 3．幾何尺寸計算 （1）計算中心距a =137.1 將中心距圓整為137 mm a=137 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角β 因值改變不多，故參數、、等不必修正。 度 13.88 （3）計算齒輪的分度圓直徑d mm 59.74 214.26 （4）計算齒輪的齒根圓直徑df mm 54.74 209.26 （5）計算齒輪寬度B b = φdd1 b=1.0×59.74 =59.74 圓整后?。? B1 =65 B2 =60 mm B1 =65 B2 =60 （6）驗算 所以合適 3.4 低速級斜齒圓柱齒輪設計計算表 項目 計算（或選擇）依據 計算過程 單位 計算（或確定）結果 1．選齒輪精度等級 查[1]表10-8 選用7級精度 級 7 2．材料選擇 查[1]表10-1 小齒輪選用45號鋼（調質處理），硬度為250HBS 大齒輪選用45號鋼（調質處理）硬度為220HBS 小齒輪 250HBS 大齒輪 220HBS 3．選擇齒數Z 個 U=2.8 4．選取螺旋角β 取14 度 14 5．按齒面接觸強度設計 （1）試選Kt 取1.6 1.6 （2）區(qū)域系數ZH 由[1]圖10-30 （3） 由[1]圖10-26查得 εa4=0.88 =0.78+0.88=1.66 1.66 (4)計算小齒輪傳遞的轉矩TⅡ 查表1 Nmm (5)齒寬系數Фd 由[1]表10-7 1.0 (6)材料的彈性影響系數ZE 由[1]表10-6 MPa1/2 (7) 齒輪接觸疲勞強度極限 由[1]圖10-21c 由[1]圖10-21ｄ 550 540 550 540 （8）應力循環(huán)次數N 由[1]式10-13 （9）接觸疲勞強度壽命系數KHN 由[1]圖10-19 KHN1 =1.08 KHN2 =1.14 KHN1 =1.08 KHN2 =1.14 （10）計算接觸疲勞強度許用應力[σH] 取失效概率為１％，安全系數為S=1，由[1]式１０－１２得 [σH]3= 594 =604.8 （11）試算小齒輪分度圓直徑 按[1]式（10－21）試算 mm ＝80.53 （12）計算圓周速度v m/s =0.65 （13）計算齒寬B B3=85 B4=80 mm B3=85 B4=80 （14）模數 h = 2.25mnt =2.253.13 ＝7.04 b/h =80.53/7.04=11.44 度 ＝3.13 h ＝7.04 b/h =11.44 （15）計算縱向重合度 εβ= 0.318φdz3tanβ ＝0.3181.025an14 =1.98 =1.98 （16）計算載荷系數K 由[1]表10-2查得使用系數 根據v=0.65s，７級精度，由[1]圖１０－８查得動載荷系數1.1 由[1]表１０－４查得 KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2) φd2+0.23×10-3b =1.43 由[1]圖１０－１３查得KFβ=1.35 假定，由[1]表１０－３查得1.4 故載荷系數 K=KAKVKHαKHβ=11.11.41.43=2.20 K=2.20 （17）按實際的載荷系數校正分度圓直徑d3 由[1]式10-10ａ 89.55 （18）計算模數 =3.48 mm =3.48 6．按齒根彎曲強度設計 （1）計算載荷系數K K=KAKVKFαKFβ K=1.01.11.41.35 =2.079 K=2.079 （2）螺旋角影響系數 根據縱向重合度εβ=1.981]圖10-28 0.88 0.88 （3）計算當量齒數ZV =27.37 76.63 （4）齒形系數YFa 由[1]表１０－５ YFa3=2.563 YFa4=2.227 YFa3=2.563 YFa4=2.227 （5）應力校正系數YSa 由[1]表１０－５ YSa3=1.604 YSa4=1.763 YSa3=1.604 YSa4=1.763 （6）齒輪的彎曲疲勞強度極限 由[1]圖１０－２０b 由[1]圖１０－２０ｃ 400 350 400 350 （7）彎曲疲勞強度壽命系數 由[1]圖１０－１８ 0.92 0.96 0.92 0.96 （8）計算彎曲疲勞許用應力[σF] 取彎曲疲勞安全系數S＝1.3，由式１０－１２得 368 336 （9）計算大小齒輪的并加以比較 結論：大齒輪的系數較大，以大齒輪的計算 = 0.0117 （10）齒根彎曲強度設計計算 由[1]式１０－１７ =2.37 結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取＝2.5已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3=89.55應有的齒數。于是由 取35 ，則Z4 = Z3×i齒2 =35*2。8=98 取Z4 =98 3．幾何尺寸計算 （1）計算中心距a 將中心距圓整為171 mm =171 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角β 因值改變不多，故參數、、等不必修正。 度 （3）計算齒輪的分度圓直徑d mm 90.00 252.00 （4）計算齒輪的齒根圓直徑df mm 83.75 =245.75 （5）計算齒輪寬度B b = φdd3= 1.0*90.00=90.00 圓整后?。? B3 =95 B4 =90 mm B3 =95 B4 =90 （6）驗算 故合適 3.5 斜齒輪設計參數表 傳動類型 模數 齒數 中心距 齒寬 螺旋角 高速級 斜齒圓柱齒輪 mm mm 低速級 斜齒圓柱齒輪 第4章 軸的設計計算 4.1 Ⅰ軸的結構設計 1．選擇軸的材料及熱處理方法 查[1]表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質碳素結構鋼45；根據齒輪直徑，熱處理方法為正火。 2．確定軸的最小直徑 查[1]的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式： mm 再查 [1]表15-3， 考慮鍵：因為鍵槽對軸的強度有削弱作用，開有一個鍵槽，所以軸的軸徑要相應增大 mm 3．確定各軸段直徑并填于下表內 名稱 依據 單位 確定結果 mm 且由前面的帶輪的設 計可得，帶輪的孔徑為30，mm ＝30 ＝30 查 [2]表7-12　35 35 因為處裝軸承，所以只要＞即可，選取7類軸承，查 [2]表6-6，選取7208AC，故 ＝40 ＝40 46 由于是齒輪軸所以等于高速級小齒輪的分度圓直徑： 40 40 4．選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數。 查 [2]（2）“潤滑方式”，及說明書“（12）計算齒輪圓周速度” = 1.54，故選用脂潤滑。 將與軸長度有關的各參數填入下表 名稱 依據 單位 確定結果 箱體壁厚 查 [2]表11-1 8 地腳螺栓直徑及數目n 查 [2]表11-1 查 [2]表3-13， ?。?0， ＝16 軸承旁聯接螺栓直徑 查 [2]表11-1 查 [2]表3-9，?。?6 ＝12 軸承旁聯接螺栓扳手空間、 查 [2] 表11-1 軸承蓋聯接螺釘直徑 查 [2]表11-2 查 [2]表11-10，得當取 軸承蓋厚度 查 [2]表11-10 ， 小齒輪端面距箱體內壁距離 查 [2] =10 軸承內端面至箱體內壁距離 查 [2] 因為選用脂潤滑，所以 ＝10 軸承支點距軸承寬邊端面距離a 查 [2]表6-6，選取7208AC軸承， 故 5.計算各軸段長度。 名稱 計算公式 單位 計算結果 由于與大帶輪配合，則： 63 由公式 ＝56 由公式 32 由公式 ＝110.5 齒輪1輪轂寬度： ＝65 由公式 ＝40 L（總長） ＝365.5 （支點距離） ＝197.5 4.2Ⅱ軸的結構設計 1．選擇