带式输送机设计文档格式.docx

带式输送机设计文档格式.docx

《带式输送机设计文档格式.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《带式输送机设计文档格式.docx（32页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。

NN-100

NN-150

由于本设计只是小型输送机，初步选定为帆布带。

按给定的工作条件，输送机的工作倾角B=0°

o根据设计要求确定选用带宽B=500mmNN100型输送带，层数选为3层。

上胶3.0+下胶1.5，输送带质量5.02Kg/m。

NN100型输送带的技术规格：

纵向扯断强度100N/mm每层带厚1.0mm截面积0.0236m2o

2.2输送量计算

根据输送量的计算方法⑵:

Q3.6sv（2-1）

Q3.6sv3.6X0.0236X2X2000=339.84t>

300t

此输送带带符合使用要求。

2.3选择传动型式与驱动装置

驱动装置是带式输送机的动力传递机构。

一般由电动机、联轴器、减速器及驱动滚筒组成。

根据不同的使用条件和工作要求，带式输送机的驱动方式，可分单电机驱动、多电机驱动、单滚筒驱动、双滚筒驱动和多滚筒驱动几种。

由于此设计为小型带式输送机，采用水平输送，运输距离短，所以选用丫系列

电机+联轴器+减速器的传动型式，单电机单滚筒驱动，如图2-1o

2.4头部传动滚筒的选择

传动滚筒的直径和长度符合《GB/T988—1991带式输送机滚筒基本参数与尺寸》

的规定［2］。

见下表：

表2-2带宽与传动滚筒的关系

带宽B

滚筒直径

630

1250

光

胶

本设计选择直径为500mm的胶面传动滚筒，与之匹配的轴承型号为3520

2.5尾部改向滚筒的选择

尾部改向滚可从表2-3中查出，与500mm的传动滚筒匹配的尾部改向滚筒直

径为400mm。

表2-3传动滚筒与改向滚筒的关系

带宽

传动滚筒直径

疋180。

尾部改向滚筒直径

2.6托辊的选择

本系列配置的托辊分为承载托辊（槽型托辊）和回程托辊（平行托辊）两类承载托辊初选DTnGP1103,回程托辊初选DTnGP1211,缓冲托辊选择DTII

GH1103。

上托辊间距选择1m,下托辊间距选择2m。

上托辊槽角35°

，下托辊槽角

2.7其他部件的选择由于本次设计为小型输送机,机长较短,功率较小,故可选用螺旋拉紧装置；

采用固定落地式机架,角钢焊接[7]。

该输送机的设计为水平运输,所以不需要制动装置,只选择空段清扫器、头部清扫器和头部漏斗。

3输送机受力分析

3.1圆周驱动力分析

传动滚筒上所需圆周驱动力Fu为所有阻力之和⑶，即：

FU=FH+Fn+Fsi+Fs2+FsT（3-1）

各参数意义如下：

Fh――主要阻力，N;

Fn――附加阻力，N;

Fst倾斜阻力，N;

Fst=qGHg。

Fsi――主要特种阻力，即托辊前倾摩擦阻力及导料槽摩擦阻力，N;

Fs2――附加特种阻力，即清扫器、卸料器及翻转回程分支输送带阻力，N;

3.2主要阻力

主要阻力Fh按式（3-2）计算

Fu=fLg[qRO+qRu+（2qB+qG）cosS]+Fn+Fsi+Fs2+Fst（3-2）

各参数意义：

f——模拟摩擦系数；

L――输送机长度（头、尾滚筒中心距），m；

g重力加速度，g=9.8m/s2;

qRO――承载分支托辊组每米长度旋转部分重量，kg/m;

qB每米长输送带的质量，kg/m;

qG每米长输送物料的质量，kg/m;

此处S角度取0°

，cos5=1。

3.2.1模拟摩擦系数

模拟摩擦系数，根据工作条件及制造、安装水平选取，参见表3-1;

表3-1模拟摩擦系数f（推荐值）

输送机工况

f

工作条件和设备质量良好，带速低，物料内摩擦较小

0.02〜0.023

工作条件和设备质量一般，带速较咼，物料内摩擦较大

0.025〜0.035

工作条件恶劣、多尘低温、湿度大，设备质量较差，托辊成槽角大于35°

0.035〜0.045

由于工作条件为室外，多尘土，带速为2.0m/s，所以此处f选为0.035。

322承载分支托辊每米旋转质量的确定

G1

qRO（3-3）

ao

其中G――承载分支每组托辊旋转部分重量，kg；

ao――承载分支托辊间距，m

托辊已经选好，L=200时的值知G1=15.3kg。

qRO-=15.3/1=15.3kg。

a。

3.2.3回程分支托辊每米长旋转部分质量的确定

G2

qRU（3-4）

au

qRu回程分支托辊每米长旋转部分质量，kg/m，

G2=10.4kg

au――回程分支托辊间距，2m

qRu=10.4/2=5.2kg/m3.2.4每米长输送物料的质量的确定

每米长输送物料的质量按公式：

qG山2（3-5）

3.6

ImQ339.84Ol/

qG—==47.2kg/m

3.63.62

3.2.5Fh的计算

FH=fLg[qRO+qRu+（2qB+qG）cosS]=268（N）

3.3附加特种阻力计算

附加特种阻力Fs2包括输送带清扫器摩擦阻力Fr和卸料器摩擦阻力Fa等部分，

按下式计算：

Fs2%FrFa（3-6）

（3-7）

FrAP3

FaBk2（3-8）

式中n3――清扫器个数，包括头部清扫器和空段清扫器；

A――一个清扫器和输

送带接触面积，m2，见表3-2[2]。

表3-2导料槽栏板内宽、刮板与输送带接触面积

/mm

导料栏板内宽

b|/m

刮板与输送带接触面积A/m2

头部清扫器

空段清扫器

0.400

0.006

0.01

0.420

0.007

0.495

0.008

0.012

查表选A=0.006M

P——清扫器和输送带间的压力，N/m2，—般取为3104〜10104N/m2；

3――清扫器和输送带间的摩擦系数，一般取为0.5〜0.7;

则Fr=0.006X8104X0.6=288N

拟设计的总图中有两个清扫器和一个空段清扫器（一个空段清扫器相当于1.5

个清扫器）。

Fa=0,贝UFs2n3FrFa=3.5X288+0=1008N

3.4总阻力

本设计没有附加阻力Fn=0,本设计没有特种阻力Fs1=0。

由于是水平安装，则S角度为0°

Fst=0。

总阻力Fu=Fh+Fn+Fs1+Fs2+Fst=268+1008=1276J

4电动机的选择和功率的计算

体型号。

4.1.2电动机的容量的选择

工作所需的功率：

[4]

4.1.3确定电动机的转速

卷筒轴的工作转速为:

4.1.4选择电机型号

按推荐的合理传动比范围，二级圆柱齿轮传动比为8〜40,故电动机的转速范

围为：

nd=inw=（8〜40）x76.4r/min=611.2〜3056r/min

配合计算出的容量，由表查出有两种适用的电动机型号，其技术参数比较情况见表

4-1o[4]

表4-1电动机的型号与基本参数

方案

电动机型号

额定功率

电动机转速r/min

kw

同步转速

满载转速

1

Y132M1-6

4

960

2

Y112M-4

1500

1440

3

Y112M-2

3000

2890

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及链传动和减速器的传动比，可知方案1比较适合。

因此选定电动机型号为Y132M1-6,所选电动机的额定功率P=4Kw

满载转速n=960r/min。

4.2分配各级传动比、各轴功率的计算

电动机确定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装置的总传动比。

4.2.1计算总传动比：

i=nm/nw=960/76.4=12.57

4.2.2分配各级传动比对于二级圆柱齿轮减速器，展开式的传动比分配[4]:

ih=（1.3〜1.4）il

取ih=3.94,il=3.14

4.2.3计算各轴转速

山=nm=960r/min

n2=m/ih=960/3.94=243.65r/minn3=n2/il=243.65/3.14=77.6r/min

4.2.4各轴的功率和转矩电动机轴输出功率和转矩

P0=Pd=3.98Kw

（4-7）

Td=9550X巴N•mnm

398

=9550X398=39.59N•m960

轴1的输入功率和转矩：

Pi=Pr•4=3.98X0.99=3.94kW

T,=9550XBN•m=9550X394=39.19N•mn1960

轴2的输入功率和转矩：

P2=p1•1•3=3.94X0.97X0.98=3.75kW

T2=9550X上N•m=9550X3.75=146.98N•m

n2243.65

轴3的输入功率和转矩:

p3=p2•1•2=3.75X0.97X0.98=3.56kW

T3=9550XRN•m=9550X注=438.12N•mn377.6

卷筒轴的输入功率和转矩:

pk=p3•2•3•4=3.56X0.98X0.99X0.96=3.32kW

p332

Tk=9550X—N•m=9550X=408.58N•m

n377.6

表4-2各轴的转速，功率及转矩

参数

轴名

电动机轴

1轴

2轴

3轴

卷筒轴

转速

243.65

77.6

功率

3.98

3.94

3.75

3.56

3.32

转矩

39.59

39.19

146.98

438.12

408.58

5减速器的设计

5.1高速级齿轮传动的设计计算

5.1.1材料、热处理、齿轮精度等级和齿数的选择

小齿轮材料选择40Gr钢，调质处理，硬度为241〜286HBSB=700Mpas=500

Mpa大齿轮材料40Gr钢，调质处理，硬度为241〜286HBSb=700Mpas=500Mpa

精度为8级。

取i1=3.94,取z,=18则z2=i1•=70.92，取z2=71。

5.1.2按齿面接触疲劳强度设计

d17663fKT1—1。

T1=39.19N.mm查表，硬齿面齿轮，非对称安装，取齿宽系数

dUh

d=0.8,使用系数K=1.5

39.193.9441

3.944700

=40.95mm

du

m=40.95/18=2.28mm,取m=2.75mm

d1=mZ1=2.7518=49.5mm

d2=mz2=2.7571=195.25mm

I**

da仁mZ1+2hami=45+2ham=49.5+5.5=55mm

**

da2=mZ2+2ham=177.5+2ham=195.5+5.5=201mmdf1=mZ1-2（h；

c*）m=49.5-2.52.75=42.63mmdf2=mZ2-2（h；

c*）m=195.25-2.52.75=188.38mma=（d1+d2）/2=（55+201）/2=128mm

b=ddl=0.849.5=39.6,取b2=40mr,bl=40+5=45mm

按齿面接触疲劳强度校核[5]:

=21268

（5-3）

1.539.19

4049.52

3.944

=550MPa<

[]H1=700MPa

H2g8詈

（5-4）

3.9441

=583Mpa<

[]H2=700MPa,合格。

5.1.3按齿根弯曲疲劳强度校核。

按齿根弯曲疲劳强度校核的公式为[5]:

查得：

YSf仁4.45,YSF2=3.99,

F1=f2=155+0.350=170MPa

2000KT1Y=20001.539.2

b^m用36452.5

=129.21Mpaw170MPa

2000KT120001.539.2,

f2==3.99

bdm41452.5

=101.73MPa<

170MPa合格。

5.2低速级齿轮传动的设计计算

5.2.1材料、热处理、齿轮精度等级和齿数的选择

241〜286HBS

选择小齿轮、大齿轮材料均为40Gr钢，调质处理，硬度为

B=700MPaa,s=500MPa，精度为8级。

i2=3.14，取zi=21则z2=i2•z!

=65.94，取z2=66。

u=66/21=3.14

[]H1=[]H2=380+HBS=380+320=70MPa。

[5]

5.2.2按齿面接触疲劳强度设计

取齿宽系数

根据式（5-2）,T|=438.12N.mm查表［5］得，硬齿面齿轮，非对称安装,

d=0.8,使用系数K=1.5.

d1>

7663K「u1

=92.63mm

d1=mz1=521=105mm

d2=mz2=566=330mm

da2=mz2+2ham=330+2ham=330+10=340mm

a=（d1+d2）/2=（115+340）/2=227.5mm

b=dd1=0.8115=92mm,

取b2=92mmb1=92+5=97mm

按式（5-3）校核:

=611.7MPa<

3.14

5

=621.6Mpa<

700MPa=[]H2,合格。

5.2.3按齿根弯曲疲劳强度校核。

按式5-5校核：

查得[4]:

Ysf仁4.33,YSF2=3.99,

F1=F2=155+0.3*50=170MPa

=117.83MPa<

170MPa

3.99

_2000K「_20001.5438.12

F2=bdm1mm—921055—

=108.58MPa<

170MPa，合格。

5.3轴和联轴器的设计

5.3.1轴材料的选择

此次选择轴的材料为45钢，正火处理。

5.3.2轴径的确定

轴选用45钢，由轴的设计公式：

（5-6）

Jp1d1C血

得:

d2C3P211033.75KW_27.36mm；

\n2，243.65r/min

」应一c」3.32KWg—

d3C?

H110338.47mm。

Yn4V77.6r/min

由于在轴1和轴3的最输入和输出端开键槽，连接联轴器，故该端要加大3%^5%故轴1的最小直径为18.2mm最大为18.55mm取20mm轴3的最小直径为38.62mm，最大直径为39.39mm取直径为40mm

5.3.3联轴器1

因为滚筒的载荷变化很大，选具有良好的补偿两轴综合位移的能力，外形尺寸小的凸缘式联轴器。

1.联轴器的计算转矩TeKT。

由工作要求，查表后取K=1.5。

则计算转矩Te=KT=1.59.551064KW一=59.7N•m

960r/min

2.由联轴器的计算与轴的计算选用YL5J1930GB584386的联轴器。

采用其许用

J1B1842

最大扭矩为63N-m,许用最高转速为9000r/min。

5.3.4联轴器2

因为滚筒的载荷变化大，选用缓冲性能较好，同时具有可移性的弹性套柱销联轴器。

1.联轴器的计算转矩根据

（5-7）

TeKT

356

由工乍要求，查表后取55。

则计算转矩TeKT1.59.55106-657.2N.m

2.由联轴器的计算与轴的计算选用YL8J3582GB584386的联轴器，其许用最大

J1B3860

扭矩710N-m许用最高转速[n]=2400r/min。

对联轴器与轴的联接，由于是选用的标准联轴器，故起键的配合和强度不需

特殊的校核，只需选用即可。

5.4轴结构的确定，轴强度的校核

5.4.1轴的结构设计

轴的结构设计主要有三项内容：

（各轴段径向尺寸的确定；

各轴段轴向长度的确定；

其它尺寸（如键槽、圆角、到角，退刀槽等）的确定；

轴的尺寸与大小数据如图5-1、5-3、5-5所示。

5.4.2中间轴的校核

（1）确定轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。

中间

轴的结构和尺寸如图5-1

图5-1中间轴结构、尺寸

（2）画出轴的空间受力简图，将齿轮上受力简化为集中力通过轮毂中点作用于轴上，

周的支点反力也简化为集中力通过轴承载荷中心0作用于轴上，轴的受力简图如

图5-2。

（3）轴所受的力根据式5-8计算：

P

T

9550—

n

F2

=9550」

9550375

147N.m

147

Ft2

2000

2800N

105

Fr2

Ft2cos20°

2631.14N

t

Ft3

2000-

1505.76

d3

195.25

Fr3

1414.95N

cos20O

Ft2（78.5

2100.87N

48）Ft348

Rah

203

Ft3（78.576.5）Ft248

尺HE

v

I屮严

IJJi丄乩畔钿I隔

Rbv

Fr3（78.576.5）F「276.5

图5-2中间轴扭矩图

（4）画出弯矩、扭矩图。

垂直弯矩：

Mov2Rav76.5146.43N.m

Mov2Rav（76.578.5）Fr278.590.141N.m

水平弯矩：

Moh2Rah56117.648N.m

Moh3Rah（76.578.5）Ft278.5119.090N.m

（5）求合成弯矩

M2=.（146.428）2117.6482=187.8355N.m

M3=.90.1412119.0902=149.358N.m

（6）画扭矩图

从图可以看出，2截面为危险截面，3截面的轴径与2截面轴径一样，所以只校核2截面即可。

=5361.2

5.4.3高速轴的校核

轴的结构和尺寸如图5-3。

图5-3

（2）将齿轮上受力简化为集中力通过轮毂中点作用于轴上，轴的支点反力也简化为集中力通过轴承载荷中心0作用于轴上，轴的受力简图如图5-4。

（3）计算轴所受的力：

T=9550巴95503.94=39.19N.m

n1960

T3919

Ft1=200020001583.43N

D249.5

Fr1Ft1COS201478.94N

lFt1155.5

Ft1

204

RhaFt1Rhb1583.431206.98376.45N

A

t.

垂専受丈圏RBV

Rbh

R*h

.aaatiHn」'

-

图5-4高速轴扭矩图

RFRi155.5

1134.19N

RaVFr1RbV

353.75N

（4）画出弯矩、扭矩图

MOV1Rah155.5376.45155.558537.98N.mm

MOH1Rv155.5353.75155.555008.13N.mm

M二J（58573.98103）2（55008.13103）