带式输送机设计文档格式.docx

1、NN-100NN-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 =0o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0.0236m2o2.2输送量计算根据输送量的计算方法:Q 3.6sv （2-1）Q 3.6sv 3.6 X 0.0236 X 2 X 2000=339.84t300t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

2、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 2-1 o2.4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6301250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 35202.5尾部改向滚筒的选择尾部改向滚可从表2-3中查出，与500

3、mm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 DT n GP1103,回程托辊初选 DT n GP1211,缓冲托辊选择 DT IIGH1103。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

4、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，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=fLgq RO+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

5、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 350.035 0.045由于工作条件为室外，多尘土，带速为 2.0m/s，所以此

6、处f选为0.035。322承载分支托辊每米旋转质量的确定G1qRO （ 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G2qRU （ 3-4）auqRu 回程分支托辊每米长旋转部分质量，kg/m，G2=10.4 kgau 回程分支托辊间距， 2mqRu =10.4/2=5.2kg/m 3.2.4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）3.6Im Q 339.84 Ol /qG

7、 = =47.2kg/m3.6 3.6 23.2.5 Fh的计算FH=fLgq RO+qRu+（2qB+qG）cos S =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 % Fr Fa （3-6）（3-7）Fr A P 3Fa B k2 （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0.4000.0060.010.4200.0

8、070.4950.0080.012查表选A=0.006MP 清扫器和输送带间的压力，N/m2，般取为3 10410 104 N/ m2 ；3 清扫器和输送带间的摩擦系数，一般取为 0.50.7 ;则 Fr =0.006 X 8 104 X 0.6=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U Fs2 n3 Fr Fa =3.5 X 288+0=1008N3.4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+10

9、08=1276J4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：44.1.3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 840,故电动机的转速范围为：nd = i n w=（8 40） x 76.4 r/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4-1 o 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/mi nkw同步转速满载转速1Y132M1-649602Y112M-4150014403Y112M-23000289

10、0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=12.574.2.2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=（1.31.4） il取 ih =3.94 , il =3.144.2.3计算各轴转速山=nm =960r/m inn2 =m / ih=

11、 960/3.94=243.65r/min n3 = n2/ il=243.65/3.14=77.6r/min4.2.4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 m nm3 98=9550X 398 = 39.59 N m 960轴1的输入功率和转矩：Pi = Pr 4=3.98 X 0.99=3.94 kWT, = 9550X B N m= 9550X 394 = 39.19N m n1 960轴2的输入功率和转矩：P2 = p1 1 3=3.94 X 0.97 X 0.98=3.75 kWT2 = 9550X 上 N m= 9

12、550X 3.75 = 146.98N mn2 243.65轴3的输入功率和转矩:p3 = p2 1 2=3.75 X 0.97 X 0.98=3.56 kWT3 = 9550X R N m= 9550X 注=438.12 N m n3 77.6卷筒轴的输入功率和转矩:pk = p3 2 3 4=3.56 X 0.98 X 0.99 X 0.96=3.32 kWp 3 32Tk = 9550X N m= 9550X = 408.58N mn3 77.6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243.6577.6功率3.983.943.753.563.32转矩39.

13、5939.19146.98438.12408.585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241286HBS B =700Mpa s=500Mpa大齿轮材料40Gr钢，调质处理，硬度为241286HBS b =700Mpa s=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d1 7663 fKT1 1。T1=39.19N.mm查表，硬齿面齿轮，非对称安装，取齿宽系数dU hd=0.8,使用系数K=1.

14、539.19 3.944 13.944700=40.95mmdum =40.95/18=2.28mm,取 m=2.75mmd1=mZ1=2.75 18=49.5mmd2=mz2=2.75 71= 195.25mmI * *da仁m Z1+2 ha mi=45+2 ha m=49.5+5.5=55mm* *da2=m Z2+2 ha m =177.5+2 ha m=195.5+5.5=201mm df1 =m Z1-2 （ h； c*）m=49.5-2.5 2.75=42.63mm df2=mZ2-2 （ h； c*）m=195.25-2.5 2.75=188.38mm a=（d1+d2）/2=

15、（55+201）/2=128mmb= d dl=0.8 49.5=39.6,取 b2=40mr, bl=40+5=45mm按齿面接触疲劳强度校核5:=21268（5-3）1.5 39.1940 49.523.944=550MPa H1=700MPaH2g8 詈（5-4）3.9441=583 Mpa 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 ,Y SF2=3.99 ,F1= f2=155+0.3 50=170MPa2000KT1Y =2000 1.5 39.2bm 用 36 45 2.5=129.21 Mpaw 17

16、0MPa2000KT1 2000 1.5 39.2 ,f 2= = 3.99bdm 41 45 2.5=101.73 MPa 7663 Ku 1=92.63mmd1=mz 1=5 21=105mmd2= mz2=5 66=330mmda2=m z2+2 ha m=330+2 ha m=330+10=340mma=（d1+d2）/2=（115+340）/2=227.5mmb= d d1=0.8 115=92mm,取 b2=92mm b1=92+5=97mm按式（5-3）校核:=611.7 MPa 3.145=621.6Mpa700MPa = H2,合格。5.2.3按齿根弯曲疲劳强度校核。按式5-

17、5校核：查得4 : Ysf仁4.33,Y SF2=3.99 ,F1= F 2=155+0.3*50=170 MPa=117.83 MPa 170MPa3.99_2000K_2000 1.5 438.12F2= bdm1mm 92 105 5=108.58 MPa 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）J p1 d1 C血得:d2 C3 P2 110 3 3.75KW_ 27.36mm ； n2 ，243.65r/min应一c3.32KW g d3 C? H 110 3 38

18、.47mm。Y n4 V 77.6r / 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40mm5.3.3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Te KT。由工作要求，查表后取 K=1.5。则计算转矩 Te=KT=1.5 9.55 106 4KW一=59.7N m960r /min2.由联轴器的计算与轴的计算选用 YL5 J19 30 GB5843 86

19、的联轴器。采用其许用J1B18 42最大扭矩为63N- m,许用最高转速为9000 r/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）Te KT3 56由工乍要求，查表后取55。则计算转矩Te KT 1.5 9.55 106 - 657.2N.m2.由联轴器的计算与轴的计算选用 YL8 J35 82 GB5843 86的联轴器，其许用最大J1B38 60扭矩710N- m 许用最高转速n= 2400 r/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。

20、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：PT9550 nF2= 95

21、509550 375147 N.m147Ft220002800N105Fr2Ft2 cos20 2631.14NtFt32000 -1505.76d3195.25Fr31414.95Ncos20OFt2（78.52100.87N48） Ft 3 48Rah203Ft3（78.5 76.5） Ft2 48尺HEvI 屮严I JJi丄乩 畔钿I隔RbvFr3（78.5 76.5） F2 76.5图5-2中间轴扭矩图（4）画出弯矩、扭矩图。垂直弯矩：Mov2 Rav 76.5 146.43N.mM ov2 Rav （76.5 78.5） Fr2 78.5 90.141N.m水平弯矩：M oh 2 R

22、ah 56 117.648 N .mM oh3 Rah （76.5 78.5） Ft2 78.5 119.090N.m（5）求合成弯矩M2= . （146.428）2 117.6482 =187.8355 N.mM3= .90.1412 119.0902 = 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。=5361.25.4.3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

23、所受的力：T=9550巴 9550 3.94=39.19N.mn1 960T 39 19Ft1 =2000 2000 1583.43ND2 49.5Fr1 Ft1COS20 1478.94 Nl Ft1 155.5Ft1204Rha Ft1 Rhb 1583.43 1206.98 376.45NAt.垂専受丈圏RBVRbhR*h.aaatiHn-图5-4高速轴扭矩图R FRi 155.51134.19NRaV F r1 RbV353.75N（4）画出弯矩、扭矩图M OV1 Rah 155.5 376.45 155.5 58537.98N.mmM OH1 Rv 155.5 353.75 155.5 55008.13N.mmM二 J（58573.98 10 3）2 （55008.13 10 3）