带式输送机传动装置研究设计.docx

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带式输送机传动装置研究设计

分类号：

密级：

UDC：

学号：

丽水职业技术学院

机电信息分院

毕业设计

带式输送机传动装置设计

学生学号：

学生姓名：

王辉

导师姓名：

叶翔

班　　级机电0401专业名称机电一体化

论文提交日期20年月日论文答辩日期20年月日

答辩委员会主席评阅人

20年月日

丽职院机电信息分院毕业论文（设计）独创性声明

本人声明所呈交的毕业论文（设计）是我个人在导师指导下进行的研究工作及取得的研究成果。

尽我所知，除了文中特别加以标注和致谢的地方外，论文中不包含其他人已经发表或撰写过的研究成果。

与我一同工作的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中作了明确的说明并表示了谢意。

学生签名：

日期：

论文使用授权声明

丽职院机电信息分院有权保留本人所送交毕业论文（设计）的复印件和电子文档，可以采用影印、缩印或其他复制手段保存论文。

本人电子文档的内容和纸质论文的内容相一致。

除在保密期内的保密论文外，允许论文被查阅和借阅，可以公布（包括刊登）论文的全部或部分内容。

论文的公布（包括刊登）授权丽职院机电信息分院办理。

学生签名：

导师签名：

日期：

专业名称：

机电一体化　作者：

王　辉　指导教师：

叶　翔

摘要本文首先介绍了带式输送机传动装置的应用及研究背景，通过对参考文献进行详细的分析，阐述了电动机、齿轮、轴、滚动轴承、键、联轴器等的相关内容；在技术路线中，论述齿轮和轴的选择及其基本参数的选择和几何尺寸的计算；为毕业设计写作建立了进度表，为以后的设计工作提供了一个指导。

最后，给出了一些参考文献，可以用来查阅相关的资料，给自己的设计带来方便。

关键词电动机，齿轮，传动零件，轴，滚动轴承，键，联轴器

一、引言

带式输送机是连续运输机的一种，连续运输机是固定式或运移式起重运输机中主要类型之一，其运输特点是形成装载点到装载点之间的连续物料流，靠连续物料流的整体运动来完成物流从装载点到卸载点的输送。

在工业、农业、交通等各企业中,连续运输机是生产过程中组成有节奏的流水作业运输线不可缺少的组成部分。

其中带输送机是连续运输机中是使用最广泛的,带式输送机运行可靠，输送量大，输送距离长，维护简便，适应于冶金煤炭，机械电力，轻工，建材，粮食等各个部门。

带式输送机又称胶带运输机，其主要部件是输送带,亦称为胶带,输送带兼作牵引机构和承载机构。

它主要包括一下几个部分：

输送带（通常称为胶带）、托辊及中间架、滚筒拉紧装置、制动装置、清扫装置和卸料装置等。

带式输送机分类方法有多种,按运输物料的输送带结构可分成两类,一类是普通型带式输送机,这类带式输送机在输送带运输物料的过程中，上带呈槽形,下带呈平形,输送带有托辊托起,输送带外表几何形状均为平面；另外一类是特种结构的带式输送机,各有各的输送特点。

目前带式输送机已广泛应用于国民经经济各个部门,近年来在露天矿和地下矿的联合运输系统中带式输送机又成为重要的组成部分.主要有:

钢绳芯带式输送机、钢绳牵引胶带输送机和排弃场的连续输送设施等。

这些输送机的特点是输送能力大（可达30000t/h）,适用范围广（可运送矿石,煤炭,岩石和各种粉状物料,特定条件下也可以运人）,安全可靠,自动化程度高,设备维护检修容易,爬坡能力大（可达16°）,经营费用低,由于缩短运输距离可节省基建投资。

目前,带式输送机的发展趋势是：

大运输能力、大带宽、大倾角、增加单机长度和水平转弯,合理使用胶带张力,降低物料输送能耗,清理胶带的最佳方法等。

我国已于1978年完成了钢绳芯带式输送机的定型设计。

钢绳芯带式输送机的适用范围：

1.适用于环境温度一般为-40°C—45°C；在寒冷地区驱动站应有采暖设施；  

2.可做水平运输,倾斜向上（16°）和向下运输,也可以转弯运输；运输距离长,单机输送可达15km；  

3.可露天铺设,运输线可设防护罩或设通廊；  

4.输送带伸长率为普通带的1/5；其使用寿命比普通胶带长；成槽性好；运输距离大。

二、设计任务

设计带式输送机：

已知带使用期限10年，每天二班制（每班8小时），每年工作日（300天），大修期3年。

在中小型机械厂小批量生产。

已知输送带工作拉力F=2.7Kn,输送带速度v=1.5m/s,卷筒直径D=450mm

图1

三、传动方案

电动机——V带轮——圆柱齿轮减速器——链传动——联轴器——滚筒——输送带

四、电动机的选择

选择电动机类型和结构形式。

按工作条件和要求，选用一般用途的Y系列三相异步电动机，为卧式封闭结构。

4.1选择电动机的容量

工作机所需的功率Pn为Pw=

式中，Fw=2500N，Vw=1.5m/s，ηw=0.95，代入上式得：

（ηw取0.95）

Pw=

KW=3.947KW

电动机所需功率Po为：

Po=

从电动机至滚筒主动轴之间的传动装置的总效率η为：

η=η带·η3轴承·η齿轮·η链·η联轴器

从[1]中查表得η带=0.95，η轴承=0.97，η链=0.92，η联承器=0.99则：

η=0.95×0.993×0.97×0.92×0.99=0.814

P0=

.8KW

选取电动机额定功率Pm,使Pm=（1-1.3）P0，从[3]中查表得Pm=5.5KW

4.2确定电动机转速

工作机卷筒轴的转速nw为：

nw=

r/min=

r/min=57.30r/min

按推荐的传动比取合理范围，取V带传动的传动比i带=2-4,i齿=3-5,I链=2-4,I联承器=1,传动比合理范围为iˊ=14~144，故电动机转速的可选范围为：

nm=iˊnw=（14-144）×57.30r/min=802.2~8251.2r/min。

符合这一转速范围的同步转速有1000r/min、1500r/min、3000r/min三种，由标准查出三种适用的电动机型号。

取i′=50

nm=i′nw=（50×57.30）r/min=2865r/min

查表选Y13251-2

P额=5.5kw,转速=2900r/min，电流11.1A。

η=85.5%，cosψ=0.87，T堵=2.0，I堵转=7.0，Tmax=2.2，噪声=83dB，净重=64kg。

五、计算总传动比及分配各级的传动比

传动装置的总传动比为i=

=

=50.61

分配各级传动比

因i=i带×i齿×i链，初取i带=4，则齿轮减速嚣的传动比为

i减=

=

=12.65

i链取合理范围中的值i链=3。

可算出i齿=4.22，i链=3。

六、运动参数及动力参数计算

6.1各轴转速：

Ⅰ轴nⅠ=

=

r/min=725r/min

Ⅱ轴nⅡ=

=

r/min=171.8r/min

Ⅲ轴nⅢ=

=

r/min=57.3r/min

卷筒轴nⅣ=nⅢ=57.3r/min

6.2轴功率：

I轴PⅠ=PoηoI=Poη带=4.8×0.95KW=4.56KW

Ⅱ轴PⅡ=PⅠηⅠⅡ=PⅠη轴承η齿=4.56×0.99×0.97KW=4.38KW

Ⅲ轴PⅢ=PⅡηⅡⅢ=PⅡη轴承η链=4.38×0.99×0.92=3.99KW

卷筒轴PⅣ=PⅢηⅢⅣ=PⅢη轴承η联轴器=3.99×0.99×0.99KW=3.91KW

6.3轴转矩：

I轴TⅠ=9550

=9550×

N·m=60.07N·m

Ⅱ轴TⅡ=9550

=9550×

N·m=243.47N·m

Ⅲ轴TⅢ=9550

=9550×

N·m=665N·m

卷筒轴TⅣ=9550

=9550×

N·m=651.67N·m

将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：

参数

轴名

电动机轴

I轴

Ⅱ轴

Ⅲ轴

卷筒轴

转速n/r·min-1

2900

725

171.8

57.3

57.3

功率P/KW

5.5

4.56

4.38

3.99

3.91

转矩T/N·m

2.0

60.07

243.47

665

651.67

传动比i

4

4.22

3

1

效率η

0.95

0.96

0.91

0.98

七、传动零件的设计计算

7.1普通V带传动

设计功率：

Pd单位：

KW

Pd=KAP

=（1.3×5.5）KW

=7.15KW

（P2传递的功率，KA：

工况系数，从[1]中查表33.1-12）

１．选定带型：

根据Pd和n1由[1]中图33.1-2.2或图33.1-4选取[n1：

小带轮转速（r/min）]。

根据Pd=7.15KW和n1=2900r/min，由[1]中图33.1-2确定为A型

２．传动比i：

i=

=

若计入滑动率，i=

=

（通常ε=0.01 —0.02）

n2：

大带轮转速（r/min）dP1：

小带轮的节圆直径（mm）

dP2：

大带轮的节圆直径（mm）ε:

弹性滑动率

通常带轮的节圆直径可视为基准直径。

3．小带轮的基准直径dd1（mm）：

按[1]中表33.1-18.19选定（为提高V带的寿命，宜选取较大的直径）。

并参考[1]中图33.1-2取dd1=80mm

大轮基准直径：

dd2=idd1（1-ε）=4×80（

0.01）mm=316.8mm

由[1]中表33.1—18取dd2=315mm

4．大带轮的实际转速，即I轴的实际转速

n2=

r/min=729.1r/min

5．带速V：

（m/s）

V=

普通V带Vmax=25~30,窄V带Vmax=35~40

一般V带不得低于5m/s,为了充分发挥V带的转动能力，应使V≈20m/s

V=

6．初定轴间距a0

0.7（dd1+dd2）≤a0＜2（dd1+dd2）（或是根据结构要求定）

取1.3（dd1+dd2），即1.3×（80+315）mm=513.5mm，取圆整数值a0=500mm。

7．所需基准长度Ld0（mm）：

Ld0=2a0+

由[1]中表33.1-7-9选取相近的Ld对有效宽度制V带，按有效直径计算

所需带长度由[1]中表33.1-10选相近带长。

Ld0=2×500＋

由[1]中表33.1-7选取基准长度Ld=1600mm。

8．实际轴间距a:

（mm）

a≈a0+

a≈a0+（Ld-Ld0）/2

安装时所需最小轴间距amin=a-0.015Ld

张紧或补偿伸长所需要最大轴间距：

amax=a+0.03Ld

a≈a0+

安装时所需要最小轴间距:

amin=a-0.015Ld=（476-0.015×1600）mm=452mm

张紧或补偿伸长所需最大的轴间距：

amax=a＋0.03Ld=（476+0.03×1600）mm=524mm

9．小带轮包角a1:

a1=180o－

如a1较小，应该增大a或用张紧轮。

a1=180o－

10．单根V带传递的额定功率P1:

（KW）

根据带型、dd1和n1从[1]中查表33．1-17（a）~（n）。

P1是a=180O,载荷平稳时，特定基准长度的单根V带基本额定功率。

根据dd1=80mm和n1=2900r/min从[1]中表33.1-17c查得A型带P1=1.64KW。

11．传动比i≠1的额定功率增量△p1:

（KW）

根据带型、n1和i从[1]中查表33.1-17（a）~（n）。

考虑传动比的影响，额定功率的增量△P1由[1]中表33.1-17查得:

P1=0.34kw

12．V带的根数Z：

Z=

Ka:

小带轮包角修正系数,从[1]中查表33.1-13

KL:

带长修正系数,从[1]中查表33.1-15.16

由[1]中表33.1-13查得Ka=0.92

由[1]中表33.1-15查得KL=0.99

13．单根V带的预紧力F0：

（N）

带每米长的重量（从[1]中查表33.1—14）（kg/m）

由[1]中表33.1—14查表得m=0.10kg/m

14．作用在轴上的力Fr：

（N）

15．带轮的结构和尺寸

小带轮的结构和尺寸

采用灰铸铁。

固

，故用HT200

B=（z-1）e+2f

=（4-1）×2.7+2×9

=3×2.7+18

=26.1

7.2齿轮

一般用途的减速器，常采用软齿面钢制齿轮。

１．择齿轮材料并确定许用应力。

根据[4]中表6-9，小齿轮采用45钢调质，齿面硬度为220~250HBS，

大齿轮采用45钢正火，硬度为170~200HBS；由[4]中图6-30查得δHlim1=570MPa，δHlim2=460MPa;由[4]中图6-31查得δFlim1=460MPa,δFlim2=360MPa;[4]中表6-10取SHmin=1,SFmin=1.则由[4]中式（6-24），式（6-25）得

[δH1]=δHlim1/SHmin=570/1MPa=570Mpa

[δH2]=δHlim2/SHmin=460/1MPa=460Mpa

.[δF1]=δFlim1/SFmin=460/1MPa=460Mpa

[δF2]=δFlim2/SFmin=360/1MPa=360MPa

２．按齿面接触疲劳强度设计计算。

由于是软齿面闭式齿轮传动，齿轮的主要参数应按齿面接触强度确定。

d1≥

传递转矩T1:

T1=9.55×106

=（9.55×106×

）N·mm=60066N·mm。

载荷系数K：

因载荷平稳，齿轮相对于轴承对称布置，由[4]中表6-6取K=1.2。

齿宽系数ψd：

由[4]中表6-7取ψd=1。

许用接触应力[δH]：

[δH]=[δH2]=460MPa。

传动比i：

i=4.22。

将以上参数代入[4]中式（6-21）。

３．确定齿轮参数及主要尺寸。

1）齿数取Z1=30，则Z2=iZ1=4.22×30=126.6，取127。

实际传动比i′=Z2/Z

=127/30=4.23，传动比误差：

△i=（i′-i）/i=（4.23-4.22）/4.22=0.24%,工程上△i允许在±5%以内，所以合适。

2）模数m=d1/Z1=（57.46/30）mm=1.92mm，取标准值m=2mm。

（注：

小齿轮齿数Z1，软齿面闭式齿轮传动在满足弯曲强度的条件下，为提高传动的平稳行，一般取Z1=20~40，速度较高时取较大值）

3）中心距标准中心距a=

（Z1+Z2）=[

×（30+127）]mm=157mm

4）其他主要尺寸。

分度圆直径：

d1=mZ1=（2×30）mm=60mm

d2=mZ2=（2×127）mm=254mm

齿顶圆直径：

da1=d1+2m=60+2×2=64mm

da2=d2+2m=254+2×2=258mm

齿宽：

b=ψdd1=（1×60）mm=60mm，取b2=60mm，b1=b2+（5－10）=65~70mm，取b1=67mm.。

4．验算齿根弯曲疲劳强度。

　　δF=

≤[δF]

复合齿形系数YS：

由X=0（标准齿轮）及Z1、Z2查[4]中图6-23得YFS1=4.12，YFS2=3.96则：

δF1=

YFS1

=

＜

δF2=δF1×

MPa=79.29MPa＜

弯曲强度足够。

5．确定齿轮传动精度

齿轮圆周速度v=

由[4]中表6－4确定第Ⅱ公差组为8级精度。

第Ⅰ、Ⅲ公差组也可定为8级。

齿厚偏差选HK。

6．轮结构设计

小齿轮da1=64mm,尺寸较小。

采用齿轮轴。

大齿轮da2=258mm,采用腹板式齿轮。

工作图

7.3链传动：

小链轮的直径：

（Ⅱ轴处的直径）

按扭转强度估算最小直径。

按[1]中式（8-2），由[1]中表8-11查得

C=126-103，取C=115，可得

d≥C

考虑此轴头有一键槽，将轴径增大5%，即d=（33.85×1.05）mm=35.54mm,取d=35mm

1．链轮齿数

小链轮齿数：

Z1=29－2i=29－2×3=23，取23

大链齿轮数：

Z2=iZ1=3×23=69，取69

2．实际传动比i:

i===3

3．链轮转速

小链轮转速：

n1=171.8r/min

大链轮转速：

n2===57.3r/min

4．设计功率Pd：

Pd=

式中，KA=1,[1]中表33.2-4；Kz=1.23,[1]中表33.2-5;Km=1,[1]中表33.2-6。

5．链条节距P:

由设计功率Pd=3.6KW和小链轮转速n1=171.8r/min

在[1]中图33.2-3上选得节距P为12A即19.05mm。

6．检验小链轮孔径，由[1]中表33.2-7，dkmax=80＞33.85,可以采用。

7．初定中心距a0p。

因结构是未限定，暂取a0p≈35p

8．链上节数Lp

Lp=2a0p+

+

=2×35+

+

=117.53,取118节

式中，C=

9．链条长度L

L=

10．理论中心距a

a=p（2Lp-Z2-Z1）ka

=19.05（2×118-69-23）×0.24459mm

=670.96mm

式中，ka=0.24459

11．实际中心距a′

a′=a-△a

=（670.96-0.004×670.96）mm

=668.3mm

12．链速V

V=

13．有效圆周力F

F=

14．作用于轴上的拉力QF

QF≈1.20KAF＝1.20×1×3369.2N＝4043N

15．计算链轮几何尺寸并绘制链轮工作图。

16．润滑方式的选定

根据滚子链节距p＝19.05mm和链条速度v＝1.3m/s,由[1]中图33－6选用滴油润滑，如选用油浴或飞溅润滑则更为有利。

17．链条标记

根据设计计算结果，采用单排12A滚子链，节距为19.05mm,节数为118节，其标记为：

12A－1×18GB/T1243－1997。

八、轴的设计计算

8.1I轴的设计计算（减速器小齿轮所在的轴）

P=4.56kw，转速n=725r/min,齿轮的齿宽β=67mm,齿数Z=30，模数mn=2mm,直齿。

解：

1.按转距初步估算轴径

选择轴的材料为45钢,经调质处理，由[1]中表38.1-1查得材料力学性能数据为：

δb=650MPa,δs=360MPa,δ-1=270MPa，τ-1=1.55MPa,E=2.15×105MPa

根据[1]中表38.3-1公式初步计算轴径，由于材料为45钢，由[1]中表38.3-2选取A=115,则得：

dmin=A

考虑装大皮带轮加键,需将其轴径增加4%~5%，故取直径为22mm

8.2轴结构的设计

1．定轴各段的直径。

根据轴各段直径的确定原则，由右端至左端，从最小直径开始。

轴段

（1）为轴的最小直径，已取定d1=22mm，轴段

（2）考虑大带轮的定位取d2=24mm轴段（3）安装轴承为了便于安装拆卸应该取d3>d2并且与轴承内径标准系列相符合，所以d3=27.3mm（轴承型号为60027），轴段（4）安装齿轮此直径尽可能采用标准系列值。

所以取d4=30mm，轴段（5）为轴环，老率齿轮定位和固定取d5=33mm，轴段考虑到左面轴承的拆卸查表取d6=30mm，轴段（7）取与轴段（3）同样的直径取d7=27.3mm.

2．定轴各段的长度。

为保证齿轮的固定可靠。

轴段（4）的长度应该小于齿轮的轮毂宽度2mm，取L4=58mm.为保证齿轮的端面与箱体内壁不相磁及轴承拆卸方便，齿轮端面与箱体内壁间应该有一定的间隙，取两者间距为23mm，为保证轴承含在箱体轴承孔中并考虑润滑，取轴承的端面距箱体内壁距离为2mm所以轴段（5）（6）长度L5+L6=25mm根据轴承的宽度β=23mm,取轴段（3）长度L7=23mm,因为二轴承相对齿轮对称，所以取轴段（3）L3=（2+23+2+23）=50，为保证大带轮不与轴承端盖相碰，取L2=（22+46）=68mm根据大带轮轴孔长度82，取L1=80mm。

因此，定出轴的跨距L=（11.5+25+58+2+25+10.5）mm=132mm.一般情况下支点按轴承宽度中点处计算。

3．扭转和弯曲组合进行强度较核

绘制轴的受力图

求水平平面内的支反力及弯距。

轴传递的转矩T1=P×955×104/n=4.56×955×104/725=60N·mm齿轮的圆周力FT=2T1/d1=2T1/Z×mn/cosβ=2×60/30×0.002/cos0=2000N

齿轮的径向力Fr=tanαn/cosβ=2000×tan20/cos0N=2000×0.364/1N=728N齿轮的轴向力Fa=Ft×tanβ=2000×tan0=0N

求支反力齿轮对称布置，瘦只受1个外力。

所以FHA=FHB=Ft/2=2000/2=1000N

求截面C处的弯矩：

MHC=FHA×L/2=1000×0.132/2=66N·m

求垂直的平面内的支反力以及弯矩。

求支反力：

由ΣMA=0得：

FVBl-Fr2l/2=0

FVB×132-Fr2×132/2=0

FVB=（728×61/132）N=364N

FVA=Fr2-FVB=（728-364）N=364N

求截面C左侧的弯矩：

MVC1=FVAl/2=364×0.132/2N·m=24.02N·m

求截面C右侧的弯矩：

MVC2=FVBl/2=364×0.132/2N·m=24.02N·m

4．求合成弯矩：

求截面C左侧的合成弯矩：

MC1=

=

N·m=70.24N·m

求截面C右侧的合成弯矩：

MC2=

=

N·m=70.24N·m

5．计算转矩：

T=9550P/n=（9550×4.56/725）N·m=60.07N·m

6．求当量弯矩：

因单向转动，转矩为脉动循环变化，故折算系数α≈0.6。

危险截面C处的当量弯矩为：

Mec=

=

N·m=78.95N·m

7．计算危险截面处的轴径：

d≥

=

mm=21mm

图2

因截面C处有一键槽，故将直径增加5%，即d=（21×1.05）mm=22mm，结构设计草图中，此处直径为22mm，故强度足够。

因此以原结构设计的直径为准。

Ⅱ轴的设计计算（减速器小齿轮所在的轴）

P=4.38kw，转速n=171.8r/min,齿轮的齿宽β=60mm,齿数Z=127，模数mn=2mm的直齿。

解：

1.按转距初补估算轴径

选择轴的材料为45钢经调治处理，由表381-1查得材料力学性能数据为：

δb=650mpa,δs=360mpa,δ-1=270mpa，τ-1=1.55mpa,E=2.15×105mpa

根据表383-1公式初步计算轴径，由于材料为45钢，由表383-2选取A=115得dmin=A3（p/n）1/2=1153（4.56/725）1/2mm=33.8mm

考虑装大皮带加键需要将其轴径增加4%~5%，故取直径为35mm

8.3轴结构的设计

1．确定轴各段的直径。

根据轴各段直径的确定原则，由右端至左端，从小径开始。

轴段

（1）为轴的最小直径，已取定d1=22mm，轴段

（2）考虑大带轮的定位取d2=24mm轴段（3）安装轴承为了便于安装拆卸应该取d3>d2并且与轴承内径标准系列相符合，所以d3=27.3mm（轴承型号为60027