SSJ12002×250型可伸縮膠帶輸送機(jī)設(shè)計(jì)

1、太原理工大學(xué)陽泉學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)畢業(yè)生姓名：趙雨生專業(yè)：一體化學(xué)號(hào)：0505111049指導(dǎo)教師郭曉娥所屬系（部）：機(jī)電系二一一年摘 要本次畢業(yè)設(shè)計(jì)以ssj1200/2250型膠帶輸送機(jī)為設(shè)計(jì)對(duì)象，主要設(shè)計(jì)內(nèi)容包括傳動(dòng)方案的確定；牽引部主要參數(shù)的計(jì)算，以及皮帶設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核：減速器內(nèi)部傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)（包括齒輪設(shè)計(jì)和校核、軸的設(shè)計(jì)和校核等等）和箱體及其附屬結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)。關(guān)鍵詞：牽引部；皮帶強(qiáng)度校核；減速器；abstractthe design ssj1200 / 2 250-type conveyor belt is the graduated design of objects.the main p

2、rogram design includes the determination of transmission， traction calculation of main parameters of the department, and design and strength check of belt.it also includes reducer internal drive system design (including the design and checking gear, shaft design and verification, etc.) and its subsi

3、diary structures and cabinet design.keyword: epartment traction;belt strength checking;reducer;目 錄摘 要iabstractii第一章 概 述1第一節(jié) 帶式輸送機(jī)概述1第二節(jié)國內(nèi)外帶式輸送機(jī)技術(shù)發(fā)展?fàn)顩r3第二章 傳動(dòng)方案的確定7第三章 牽引部主要參數(shù)的確定8第一節(jié) 已知原始數(shù)據(jù)及工作條件8第二節(jié) 帶寬的確定9第三節(jié) 圓周驅(qū)動(dòng)力11一、計(jì)算公式11二、主要阻力計(jì)算12三、主要特種阻力計(jì)算13四、附加特種阻力計(jì)算14五、傾斜阻力計(jì)算15第四節(jié) 輸送帶張力15一、輸送帶不打滑條件15二、輸送帶下垂度校核1

4、6三、各特性點(diǎn)張力計(jì)算17四、滾筒合力19五、傳動(dòng)滾筒最大扭矩及滾筒直徑確定19第五節(jié) 輸送帶選擇計(jì)算20第六節(jié) 拉緊參數(shù)計(jì)算21第七節(jié) 啟動(dòng)參數(shù)21第八節(jié) 托輥輥徑確定22第四章 傳動(dòng)系統(tǒng)的總體設(shè)計(jì)24第一節(jié) 結(jié)構(gòu)方案確定24第二節(jié) 傳動(dòng)比的分配計(jì)算24第三節(jié) 齒輪及軸的設(shè)計(jì)26一、圓錐齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算26二、斜齒圓柱齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算34三、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算41第四節(jié) 軸承及鍵的設(shè)計(jì)計(jì)算48一、軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算48二、鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算50第五節(jié) 減速器箱體的設(shè)計(jì)50第六節(jié) 聯(lián)軸器及液力偶合器的選用52第五章 其他零部件的選用55第一節(jié) 拉緊裝置55第二節(jié) 清掃裝置58第三節(jié)卷帶裝置59第四節(jié) 電氣

5、及安全保護(hù)裝置61第六章 皮帶機(jī)的安裝與調(diào)整63第七章 皮帶機(jī)的維護(hù)與定期檢查65英語文獻(xiàn)67翻譯部分68結(jié)束語70參考文獻(xiàn)71致 謝72第一章 傳動(dòng)方案的確定帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置由電動(dòng)機(jī)通過聯(lián)軸器（或液力偶合器）聯(lián)接減速器帶動(dòng)傳動(dòng)滾筒轉(zhuǎn)動(dòng)或其他驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)，借助于滾筒或其他驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)與輸送帶之間的摩擦力，使輸送帶運(yùn)動(dòng)。帶式輸送機(jī)的驅(qū)動(dòng)方式按驅(qū)動(dòng)裝置可分為單點(diǎn)驅(qū)動(dòng)方式和多點(diǎn)驅(qū)動(dòng)方式兩種。通用固定式帶式輸送機(jī)多采用單點(diǎn)驅(qū)動(dòng)方式，即驅(qū)動(dòng)裝置集中安裝在輸送機(jī)的某一個(gè)位置處，一般放在機(jī)頭處。單點(diǎn)驅(qū)動(dòng)方式按傳動(dòng)滾筒的數(shù)目可分為單滾筒和雙滾筒驅(qū)動(dòng)。對(duì)每個(gè)滾筒的驅(qū)動(dòng)又可分為單電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)和多電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)。因單點(diǎn)驅(qū)動(dòng)方式

6、最常用，凡是沒有指明是多點(diǎn)驅(qū)動(dòng)方式的，即為單驅(qū)動(dòng)方式，故一般對(duì)單點(diǎn)驅(qū)動(dòng)方式，“單點(diǎn)”兩字省略。在傳動(dòng)機(jī)構(gòu)中提高傳動(dòng)裝置的牽引力可以從以下三個(gè)方面考慮：（1）增大拉緊力。增加初張力可使輸送帶在傳動(dòng)滾筒分離點(diǎn)的張力增加，此法提高牽引力雖然是可行的。但因增大必須相應(yīng)地增大輸送帶斷面，這樣導(dǎo)致傳動(dòng)裝置的結(jié)構(gòu)尺寸加大，是不經(jīng)濟(jì)的。故設(shè)計(jì)時(shí)不宜采用。但在運(yùn)轉(zhuǎn)中由于運(yùn)輸帶伸長，張力減小，造成牽引力下降，可以利用拉緊裝置適當(dāng)?shù)卦龃蟪鯊埩Γ瑥亩龃?，以提高牽引力。?）增加圍包角對(duì)需要牽引力較大的場(chǎng)合，可采用雙滾筒傳動(dòng)，以增大圍包角。（3）增大摩擦系數(shù)其具體措施可在傳動(dòng)滾筒上覆蓋摩擦系數(shù)較大的襯墊，以增大摩擦系

7、數(shù)。綜上所訴，初步確定結(jié)構(gòu)方案為：采用雙電機(jī)雙滾筒驅(qū)動(dòng)，包角按同類型輸送機(jī)選取400，選用槽型承載托輥，選用pvc阻燃膠帶，采用電動(dòng)拉緊和收帶裝置。初步確定輸送機(jī)布置形式，如圖所示：圖2-1傳動(dòng)系統(tǒng)圖第二章 牽引部主要參數(shù)的確定第一節(jié) 已知原始數(shù)據(jù)及工作條件已知原始數(shù)據(jù)及工作條件帶式輸送機(jī)的設(shè)計(jì)計(jì)算，應(yīng)具有下列原始數(shù)據(jù)及工作條件資料（1）物料的名稱和輸送能力； （2）物料的性質(zhì)：粒度大小、最大粒度和粗度組成情況、堆積密度、動(dòng)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(nèi)、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(diǎn)數(shù)目和位置；（6）輸送機(jī)布置形式

8、和尺寸，即輸送機(jī)系統(tǒng)（單機(jī)或多機(jī)）綜合布置形式、地形條件和供電情況、輸送距離、上運(yùn)或下運(yùn)、提升高度、最大傾角等；（7）裝置布置形式，是否需要設(shè)置制動(dòng)器。本次設(shè)計(jì)的原始參數(shù)和工作條件：（1）輸送物料：煤（2）物料特性： 塊度：0300mm 堆積密度：0.851kg/動(dòng)堆積角：=20 靜堆積角：45物料溫度：50（3）工作環(huán)境：煤礦井下采區(qū)順槽（4）輸送系統(tǒng)及相關(guān)尺寸：（1）運(yùn)距：l=1500m （2）傾斜角：=0（3）最大運(yùn)量:q=1500t/h（5）已知輸送機(jī)參數(shù)： 電動(dòng)機(jī)型號(hào)：ybss-250 轉(zhuǎn)速：n=1480r/min電壓：u=3300v 帶速：v=3.15m/s第二節(jié) 帶寬的確定帶寬的

9、確定:按給定的工作條件,取原煤的動(dòng)堆積角為20.原煤的堆積密度按1000 kg/;輸送機(jī)的工作傾角=0;帶式輸送機(jī)的最大運(yùn)輸能力計(jì)算公式為 （3.2-1）式中：輸送量（； 帶速（； 物料堆積密度（）； f在運(yùn)行的輸送帶上物料的最大堆積面積, k-輸送機(jī)的傾斜系數(shù)表3-1傾斜系數(shù)k選用表傾角()2468101214161820k1.000.990.980.970.950.930.910.890.850.81輸送機(jī)的工作傾角=0;查dt（a）型帶式輸送機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)表3-3，即上表3-1得k=1按給定的工作條件,取原煤的動(dòng)堆積角為20;原煤的堆積密度為1000;輸送機(jī)帶速為3.15m/s;將個(gè)參數(shù)值代

10、入上式, 可得到為保證給頂?shù)倪\(yùn)輸能力,帶上必須具有的的截面積0.00132275圖3-1槽形托輥的帶上物料堆積截面查dt（a）型帶式輸送機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)表2-3, 輸送機(jī)的承載托輥槽角35，物料的堆積角為20時(shí)，選用b=1200mm。查dt（a）型帶式輸送機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)表4-4選用1000s型煤礦用阻燃輸送帶。帶寬為1200 mm的輸送帶上允許物料堆積的橫斷面積為0.16506，此值大于計(jì)算所需要的堆積橫斷面積,據(jù)此選用寬度為1200mm的輸送帶能滿足要求。經(jīng)如上計(jì)算,確定選用帶寬b=1200mm,1000s型煤礦用阻燃輸送帶。1000s型煤礦用阻燃輸送帶的技術(shù)規(guī)格：縱向拉伸強(qiáng)度1250n/mm；輸送帶

11、質(zhì)量15kg/m.輸送帶寬度的核算輸送大塊散狀物料的輸送機(jī)，需要按下式核算，再查表2-4 式中最大粒度，mm。表3-2不同帶寬推薦的輸送物料的最大粒度mm帶寬b500650800100012001400粒度篩分后100130180250300350未篩分150200300400500600計(jì)算：故，輸送帶寬滿足輸送要求。第三節(jié) 圓周驅(qū)動(dòng)力一、計(jì)算公式1）所有長度（包括l80m） 傳動(dòng)滾筒上所需圓周驅(qū)動(dòng)力為輸送機(jī)所有阻力之和，可用式（3.3-1）計(jì)算： （3.3-1）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。2）對(duì)機(jī)長大于80m的帶式輸送機(jī)，附加阻力明顯的

12、小于主要阻力，可用簡便的方式進(jìn)行計(jì)算，不會(huì)出現(xiàn)嚴(yán)重錯(cuò)誤。為此引入系數(shù)c作簡化計(jì)算，則公式變?yōu)橄旅娴男问剑?（3.3-2）式中與輸送機(jī)長度有關(guān)的系數(shù)，在機(jī)長大于80m時(shí)，可按式（3.3-3）計(jì)算，或從表查取 （3.3-3）式中附加長度，一般在70m到100m之間；系數(shù)，不小于1.02。查dt（a）型帶式輸送機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)表3-5， 即下表3-3表3-3系數(shù)cl80100150200300400500600c1.921.781.581.451.311.251.201.17l70080090010001500200025005000c1.141.121.101.091.061.051.041.03二、主

13、要阻力計(jì)算輸送機(jī)的主要阻力是物料及輸送帶移動(dòng)和承載分支及回程分支托輥旋轉(zhuǎn)所產(chǎn)生阻力的總和。可用式（2.4-4）計(jì)算： （3.3-4）式中 模擬摩擦系數(shù)，根據(jù)工作條件及制造安裝水平?jīng)Q定，一般可按表查取。輸送機(jī)長度（頭尾滾筒中心距），m；重力加速度；初步選定托輥為dt6204/c4，查dt（a）型帶式輸送機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)表2-7，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。承載分支托輥組每米長度旋轉(zhuǎn)部分重量，kg/m，用式（3.3-5）計(jì)算 （3.3-5）其中 承載分支每組托輥旋轉(zhuǎn)部分重量，kg；承載分支托輥間距，m；托輥已經(jīng)選好，知 計(jì)算：=18.7 kg/m回程分支托輥組每米

14、長度旋轉(zhuǎn)部分質(zhì)量，kg/m，用式（3.3-6）計(jì)算 （3.3-6）其中 回程分支每組托輥旋轉(zhuǎn)部分質(zhì)量回程分支托輥間距，m；kg計(jì)算：=6.4 kg/m每米長度輸送物料質(zhì)量=kg/m每米長度輸送帶質(zhì)量，kg/m，=15kg/m=0.02215001018.7+6.4+（215+132.28）cos0=61835n 運(yùn)行阻力系數(shù)f值應(yīng)根據(jù)表3-4選取。取=0.022。表3-4阻力系數(shù)f輸送機(jī)工況工作條件和設(shè)備質(zhì)量良好，帶速低，物料內(nèi)摩擦較小0.020.023工作條件和設(shè)備質(zhì)量一般，帶速較高，物料內(nèi)摩擦較大0.0250.030工作條件惡劣、多塵低溫、濕度大，設(shè)備質(zhì)量較差，托輥成槽角大于350.035

15、0.045三、主要特種阻力計(jì)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(dǎo)料槽攔板間的摩擦阻力兩部分，按式（3.3-7）計(jì)算：+ （3.3-7）按式（3.3-8）或式（3.3-9）計(jì)算：三個(gè)等長輥?zhàn)拥那皟A上托輥時(shí) （3.3-8） （3.3-9）式中槽形系數(shù) （35槽角時(shí)為0.43）托輥和輸送帶間的摩擦系數(shù)，一般取為 0.30.4托輥前傾角度，取130。l 導(dǎo)料槽欄板長度，m導(dǎo)料槽兩欄板間寬度，m 查表3-5 =0.73物料與導(dǎo)料欄板間的摩擦系數(shù)，一般取為 0.50.7=0.40.41500（15132.28）10=9947n=9947 + 280=10227n四、附加特種阻力計(jì)算附加特種

16、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(jì)算： （3.3-10） （3.3-11） （3.3-12）式中 清掃器個(gè)數(shù)，包括頭部清掃器和空段清掃器；a一個(gè)清掃器和輸送帶接觸面積，見表3-5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(shù)，一般取為0.50.7；刮板系數(shù)，一般取為1500 n/m。表3-5導(dǎo)料槽欄板內(nèi)寬、刮板與輸送帶接觸面積帶寬b/mm導(dǎo)料欄板內(nèi)寬/m刮板與輸送帶接觸面積a/m頭部清掃器空段清掃器5000.3150.0050.0086500.4000.0070.018000.4950.0080.01210000.6100.010.0151

17、2000.7300.0120.01814000.8500.0140.021查表3-5得 a=0.018m，取=10n/m，取=0.7，將數(shù)據(jù)帶入式（3.3-11）則=0.018100.7=1260 n擬設(shè)計(jì)的總圖中有兩個(gè)重段清掃器和一個(gè)空段清掃器（一個(gè)空段清掃器相當(dāng)于1.5個(gè)清掃器）=1.21500=1800n由式（3.3-10） 則 =1800+12605=8100 n五、傾斜阻力計(jì)算傾斜阻力按下式計(jì)算： （3.3-13）式中：因?yàn)槭潜据斔蜋C(jī)水平運(yùn)輸，所有h=0=0由式（3.3-2）圓周驅(qū)動(dòng)力=1.0661835+10227+8100+0=83872n第四節(jié) 輸送帶張力輸送帶張力在整個(gè)長度上

18、是變化的，影響因素很多，為保證輸送機(jī)正常運(yùn)行，輸送帶張力必須滿足以下兩個(gè)條件：（1）在任何負(fù)載情況下，作用在輸送帶上的張力應(yīng)使得全部傳動(dòng)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(yīng)保證不打滑；（2）作用在輸送帶上的張力應(yīng)足夠大，使輸送帶在兩組托輥間的垂度小于一定值。一、輸送帶不打滑條件圓周驅(qū)動(dòng)力通過摩擦傳遞到輸送帶上（見圖3-2）圖3-2作用于輸送帶的張力如圖3-2所示，輸送帶在傳動(dòng)滾簡松邊的最小張力應(yīng)滿足式(3.4-1)的要求。 (3.4-1)式中 輸送機(jī)滿載啟動(dòng)或制動(dòng)時(shí)出現(xiàn)的最大圓周驅(qū)動(dòng)力，啟動(dòng)時(shí)=，啟動(dòng)系數(shù)=1.31.7，=142582n 傳動(dòng)滾筒與輸送帶間的摩擦系數(shù)，見表

19、3-6取=0.3 輸送帶在所有傳動(dòng)滾筒上的圍包角，rad。雙滾筒驅(qū)動(dòng)取7.7，折合=400 歐拉系數(shù)表3-6傳動(dòng)滾筒與輸送帶間的摩擦系數(shù)工作條件光面滾筒膠面滾筒清潔干燥0.250.030.40環(huán)境潮濕0.100.150.250.35潮濕粘污0.050.20二、輸送帶下垂度校核為了限制輸送帶在兩組托輥間的下垂度，作用在輸送帶上任意一點(diǎn)的最小張力，需按式（2.5-1）和（2.5-2）進(jìn)行驗(yàn)算。承載分支 (3.4-2)回程分支 （3.4-3）式中 允許最大垂度，一般0.01；承載上托輥間距（最小張力處）；回程下托輥間距（最小張力處）。取=0.01 由式（3.4-1）得：三、各特性點(diǎn)張力計(jì)算為了確定輸

20、送帶作用于傳動(dòng)滾筒的合張力，需用逐點(diǎn)張力計(jì)算法進(jìn)行各特性點(diǎn)張力計(jì)算。(1)輸送機(jī)運(yùn)行阻力的計(jì)算1)重段運(yùn)行阻力 （3.4-4）=n(2)空段運(yùn)行阻力 （3.4-5）n式中輸送機(jī)工作面傾角l輸送機(jī)長度，mg重力加速度，輸送帶沿重段運(yùn)行的阻力系數(shù)，查dt（a）型帶式輸送機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)表3-14輸送帶沿空段運(yùn)行的阻力系數(shù)長輸送帶上裝運(yùn)物料量重段單位長度上分布的托輥旋轉(zhuǎn)部件的質(zhì)量空段單位長度上分布的托輥旋轉(zhuǎn)部件的質(zhì)量輸送帶單位長度質(zhì)量 (2)輸送帶上各點(diǎn)張力的計(jì)算根據(jù)不打滑條件，傳動(dòng)滾筒奔離點(diǎn)最小張力為15720n令=15720n，據(jù)此計(jì)算各點(diǎn)張力圖3-3由上圖可得（3）滿足輸送帶垂度所需張力 輸送帶張力

21、與垂度的關(guān)系 （3.4-6）式中重段最小張力，n重段托輥間距輸送帶最大允許垂度按=0.025計(jì)算 滿足要求式中阻燃帶的整體縱向抗拉強(qiáng)度，n/mb輸送帶的最大靜張力，n（5）電動(dòng)機(jī)的功率校驗(yàn) 輸送機(jī)的牽引力 （3.4-9）式中主動(dòng)滾筒相遇點(diǎn)張力，n主動(dòng)滾筒分離點(diǎn)張力，n阻力系數(shù)，取=0.030.05功率 kw （3.4-10）所以此電動(dòng)機(jī)選取符合要求。四、滾筒合力根據(jù)各特性點(diǎn)的張力計(jì)算傳動(dòng)滾筒的合張力:動(dòng)滾筒合張力: （3.4-11）n五、傳動(dòng)滾筒最大扭矩及滾筒直徑確定單驅(qū)動(dòng)時(shí),傳動(dòng)滾筒的最大扭矩按式（3.4-12）計(jì)算： （3.4-12）式中d傳動(dòng)滾筒的直徑（mm）。 雙驅(qū)動(dòng)時(shí),傳動(dòng)滾筒的最大

22、扭矩按式（3.4-13）計(jì)算： （3.4.13）查dt（a）型帶式輸送機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)表6-1輸送機(jī)滾筒直徑匹配初選傳動(dòng)滾筒直徑為800mm查dt（a）型帶式輸送機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)表6-2輸送機(jī)改向滾筒直徑匹配初選改向滾筒直徑為630mm第五節(jié) 輸送帶選擇計(jì)算（1） 織物芯輸送帶層數(shù) 初選ep-400 （3.5.1）式中 穩(wěn)定工況下輸送帶最大張力，n b輸送機(jī)帶寬，mm 輸送帶縱向扯斷強(qiáng)度，n/mm.層 n穩(wěn)定工況下，織物芯輸送帶靜安全系數(shù) 棉、帆布芯帶n=89，尼龍、聚酯帆布芯帶n=1012，使用條件惡劣或要求特別安全時(shí)應(yīng)大于12。 取z=3（2） 核算傳動(dòng)滾筒直徑d （3.5.2）式中c系數(shù)，棉、帆布取

23、80，尼龍芯取90，聚酯芯取108織物芯帶每層厚度，mmmm 故滿足要求第六節(jié) 拉緊參數(shù)計(jì)算拉緊裝置拉緊力按式（3.6-1）計(jì)算 （3.6-1）式中 拉緊滾筒趨入點(diǎn)張力（n）；拉緊滾筒奔離點(diǎn)張力（n）。由式（3.6-1）f=143611n查煤礦機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)初步選定鋼繩絞筒式拉緊裝置。第七節(jié) 啟動(dòng)參數(shù) 帶式輸送機(jī)在啟動(dòng)和制動(dòng)過程中，需克服運(yùn)動(dòng)系統(tǒng)的慣性，使輸送機(jī)由靜止?fàn)顟B(tài)逐漸加速至額定帶速運(yùn)轉(zhuǎn)或逐漸減速至停機(jī)為止，因此在啟動(dòng)和制動(dòng)時(shí)必須考慮動(dòng)負(fù)荷。（1）在最不利的情況下確定的加（減）速度能保證物料與輸送帶之間不打滑，此時(shí)應(yīng)滿足式 （3.7-1） （3.7-2） 式中 啟動(dòng)加速度， 制動(dòng)減速度，

24、輸送帶與物料間的摩擦系數(shù)（2）啟動(dòng)圓周驅(qū)動(dòng)力 （3.7-3） （3.7-4） （3.7-5）kg （3.7-6）kg （3.7-7）式中 啟動(dòng)系數(shù)，1.31.7n則=0.2 =0.2第八節(jié) 托輥輥徑確定1. 輥徑選擇托輥輥?zhàn)拥闹睆礁鶕?jù)限制帶速和承載能力進(jìn)行選擇 （3.8-1）查表3-7取d=133mm表3-7 限制帶速輥?zhàn)又睆絛/mm限制帶速v/限制帶速時(shí)的輥?zhàn)愚D(zhuǎn)速n/63.5260176250389 2.5537108 3.15557133457515956011945492219 6.35672. 輥?zhàn)虞d荷計(jì)算承載分支托輥 （3.8-2）式中 承載分支托輥靜載荷，n承載分支托輥間距，me輥

25、子載荷系數(shù)，查dt(a)型帶式輸送機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)表4-13 e=0.8每米輸送帶質(zhì)量輸送能力，kg/sn回程分支托輥 （3.8-3）式中 回程分支托輥靜載荷，n 回程分支托輥間距，mn（2）動(dòng)載荷計(jì)算 承載分支托輥： （3.8-4）n 回程分支托輥： （3.8-5）n計(jì)算后取靜載荷、動(dòng)載荷二者之中較大的值查dt（a）型帶式輸送機(jī)設(shè)計(jì)手冊(cè)表4-17：選取輥長380mm 輥徑133mm 軸承6205可使承載能力大于計(jì)算值，這樣可保證輥?zhàn)虞S承壽命高于30000h，轉(zhuǎn)角小于10。第四章 傳動(dòng)系統(tǒng)的總體設(shè)計(jì)第一節(jié) 結(jié)構(gòu)方案確定合理的傳動(dòng)方案首先要滿足工作機(jī)的性能要求，適應(yīng)工作條件，工作可靠，此外還應(yīng)使傳動(dòng)裝

26、置的結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，加工方便，成本低廉，傳動(dòng)效率高和使用維護(hù)方便。在本次傳動(dòng)方案的確定當(dāng)中，任務(wù)書所給資料中已給定電動(dòng)機(jī)型號(hào)，減速器由于用在采煤工作面上，在巷道中空間比較狹窄，減速器需和帶式輸送機(jī)并列安裝工作，所以用圓錐齒輪來改變動(dòng)力方向。此次設(shè)計(jì)二級(jí)減速可以滿足要求，第一級(jí)改變方向選用圓錐齒輪傳動(dòng)（高速級(jí)），第二級(jí)：斜齒輪傳動(dòng)圖4-1 運(yùn)動(dòng)簡圖第二節(jié) 傳動(dòng)比的分配計(jì)算一、傳動(dòng)比分配分配傳動(dòng)比的基本原則是：（1） 使各級(jí)傳動(dòng)的承載能力接近相等（一般指齒面接觸強(qiáng)度）。（2） 使各級(jí)傳動(dòng)的大、小齒輪浸入油中的深度大致相等，以使?jié)櫥啽?。?） 使減速器獲得最小的外徑尺寸和重量。（4） 按前大后

27、小的原則進(jìn)行，相鄰兩級(jí)傳動(dòng)比相差不易過大，且高速級(jí)傳動(dòng)比略低于低速級(jí)的傳動(dòng)比。第一級(jí)：圓錐圓柱齒輪傳動(dòng)。第二級(jí)：斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。 總傳動(dòng)比 i=19.68對(duì)于圓錐圓柱齒輪減速器，圓錐齒輪處于高速級(jí)為使大圓錐齒輪的尺寸不至過大，圓錐齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比并盡量使。當(dāng)要求兩級(jí)傳動(dòng)大齒輪的浸油深度大致相等時(shí)，也可取=3.54，圓弧齒輪傳動(dòng)一般安排在高速級(jí)，考慮潤滑條件和減速器箱體的大小，所以必須使兩級(jí)大齒輪直徑相近，取，取,二、計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)；各軸的轉(zhuǎn)速；軸：r/min （4.2-1）軸：r/min （4.2-2）軸：r/min （4.2-3）滾筒軸：r/min各軸的輸入功率：聯(lián)軸器的效率

28、： 滾子軸承的效率各級(jí)齒輪傳動(dòng)的效率 滾筒軸的效率液力耦合器的效率軸:=kw （4.2-4）軸:=228kw （4.2-5）軸:=216.7kw （4.2-6）滾筒軸：=203.9kw （4.2-7）各軸的輸入轉(zhuǎn)矩；電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩t=9550=1613.2 nm （4.2-8）軸:t=9550=1548.6 nm軸: t=9550=5884.9 nm軸: t=9550=27519.7 nm滾筒軸：t=9550=25894.2 nm 將以上計(jì)算結(jié)果列表如下：表4-1軸名功率（kw）轉(zhuǎn)矩（）轉(zhuǎn)速(r/min)傳動(dòng)比效率電動(dòng)機(jī)軸2501613.2148010.99軸2401548.6148040

29、.97軸2285884.93704.920.97軸216.727519.775.2第三節(jié) 齒輪及軸的設(shè)計(jì)一、圓錐齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 、選擇材料、熱處理、齒輪精度等級(jí)、齒數(shù)等由吳宗澤主編機(jī)械設(shè)計(jì)表6-5、表6-6選擇小齒輪： 42crmo,調(diào)質(zhì)處理，硬度：255- 286=1079 mpa， 931mpa大齒輪： zg35crmo鑄鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度:-=686mpa， 539mpa精度等級(jí)：選擇6級(jí)精度（用于高速和大功率適度條件下的齒輪，用于冶金，礦山等工程機(jī)械）。小齒輪按常規(guī)范圍取; ,由 得； ; （4.3-1）實(shí)際從動(dòng)軸轉(zhuǎn)速；r/min轉(zhuǎn)速相對(duì)誤差；、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)；計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算說明

30、及過程計(jì)算結(jié)果初步確定小齒輪直徑轉(zhuǎn)矩tt=9550nmt=1548.6 nm齒寬系數(shù)由吳宗澤主編機(jī)械設(shè)計(jì)表610查得；軟齒面齒輪，非對(duì)稱安裝取齒寬系數(shù)=0.4使用系數(shù)由實(shí)用機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第二版表9.126查得使用系數(shù)=1.35載荷分布系數(shù)由實(shí)用機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第二版表9.26查得圓錐齒輪載荷分布系數(shù)=1.10齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力由實(shí)用機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第二版表9.112查得齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力齒輪的彎曲疲勞極限應(yīng)力由實(shí)用機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第二版表9.26查得齒輪的彎曲疲勞極限應(yīng)力齒數(shù)比=4齒輪分度圓直徑=201mm模數(shù)（查新版機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷表16.4-3取=10）=10齒輪分度圓直徑mm分錐角=分錐角外

31、錐距rmmr齒寬 bmm取b=124mmb =124mm圓周速度m/s=12.454m/s齒寬中點(diǎn)分度圓直徑mm=160.800mm齒寬中點(diǎn)分度圓直徑mm=672mm中錐距mm=330.864mm平均模數(shù)=8切向變位系數(shù) （查新版機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷圖16.4-4）徑向變位系數(shù)齒頂高mmmm=14.310mm=5.690mm齒根高mmmm(=1 查新版機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷表16.4-2=0.2)=7.690mm=16.310mm頂隙cmmc=2mm齒頂角=2.258=1.065齒根角 =1.065=2.258頂錐角=16.294=77.029齒頂圓直徑mmmm=228.766mm=842.760m

32、m大端分度圓齒厚smmmm=19.157mm=12.243mm大端分度圓弦齒厚mmmm=19.128mm=12.243mm大端分度圓弦齒高mmmm=14.745mm=5.701mm端面當(dāng)量齒數(shù)=21.649=345.679端面重合度=3.106、校核計(jì)算、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核；計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算說明及過程計(jì)算結(jié)果切向力n=19261.194n材料彈性系數(shù)由實(shí)用機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第二版表9.130查得動(dòng)載荷系數(shù)根據(jù)精度等級(jí)m/s由實(shí)用機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第二版查圖9.2-3得取計(jì)算接觸應(yīng)力 =672.236mpa接觸疲勞壽命系數(shù)按無限壽命設(shè)計(jì)查實(shí)用機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第二版圖9.1-11得工作硬化系數(shù)因大小齒面都是軟齒面

33、所以查實(shí)用機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第二版圖9.2-4得齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力=680齒輪的接觸疲勞安全系數(shù)安全、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算說明及過程計(jì)算結(jié)果小齒輪當(dāng)量齒數(shù)大齒輪當(dāng)量齒數(shù)小齒輪齒形系數(shù)根據(jù)當(dāng)量齒數(shù)查新版機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷圖16.4-25得其值=4.72，再乘修正系數(shù)1.15；大齒輪齒形系數(shù)根據(jù)當(dāng)量齒數(shù)查新版機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷圖16.4-25得其值=4.08，再乘修正系數(shù)1.15；相對(duì)應(yīng)力集中系數(shù)查實(shí)用機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第二版圖9.2-5得 相對(duì)應(yīng)力集中系數(shù)查實(shí)用機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第二版圖9.2-5得 彎曲疲勞壽命系數(shù)按無限壽命設(shè)計(jì)，查實(shí)用機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第二版圖9.1-17得 彎曲疲勞尺寸系數(shù)查實(shí)用

34、機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第二版圖9.1-16得 齒向載荷分布系數(shù)、對(duì)于經(jīng)過齒向修正的齒輪=1.21.3查機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊(cè)圖15-8=1.164=1.21.3=1.164齒間載荷分配系數(shù)、對(duì)于修正齒輪=1=1抗彎強(qiáng)度計(jì)算的重合度系數(shù)當(dāng)量齒輪端面重合度 =0.29=0.29抗彎強(qiáng)度計(jì)算的螺旋角系數(shù)查機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊(cè)圖15-14=0.82=0.82彎曲應(yīng)力齒輪的彎曲疲勞極限應(yīng)力齒輪的彎曲疲勞安全系數(shù)安全二、斜齒圓柱齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算、選擇材料，確定齒輪的疲勞極限應(yīng)力 參考新版機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷表16.2-59，選擇齒輪的材料為 小齒輪：38simnmo，調(diào)質(zhì)，硬度320-340hbs 大齒輪：35simn，調(diào)質(zhì)，硬度

35、280-300hbs 由新版機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷圖16.2-17，及新版機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷圖16.2-26查得 、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)；計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算說明及過程計(jì)算結(jié)果初步確定中心距小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩載荷系數(shù)k考慮齒輪對(duì)稱軸承布置，沖擊負(fù)荷較大，故取k=1.5k=1.5齒寬系數(shù) 由吳宗澤主編機(jī)械設(shè)計(jì)表610查 取得齒數(shù)比uu=4.92許用接觸應(yīng)力按新版機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷表16.2-33取最小安全系數(shù)，按大齒輪計(jì)算確定中心距a圓整為標(biāo)準(zhǔn)中心距 =600mma=600mm模數(shù)按經(jīng)驗(yàn)公式=4.28取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)初取螺旋角初取小齒輪齒數(shù) 取大齒輪齒數(shù)123精求螺旋角所以=9.249斷面模數(shù)=8.105小齒輪分

36、度圓直徑mm=202.625mm大齒輪分度圓直徑mm=996.915mm齒寬bmmb=240mm、校核計(jì)算、校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算說明及過程計(jì)算結(jié)果接觸應(yīng)力圓周力使用系數(shù)由新版機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷查表16.2-36得，=1.0=1.0動(dòng)載系數(shù)由新版機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷見式16.212求得=1.3=1.3齒向載荷分布系數(shù)由新版機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷按表16.2-40=1.359齒向載荷分配系數(shù)：按，由新版機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷查表16.2-42，=1.1=1.1節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)按，x=0，由新版機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷查圖16.2-15，=2.38=2.38 材料彈性系數(shù)由新版機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷查表16.2

37、-43當(dāng)量齒數(shù)=26當(dāng)量齒數(shù)=127.925齒輪端面重合度按=9.249 =127.925 從新版械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷圖16.2-10查得當(dāng)量齒輪端面重合度1.64齒輪端面重合度按 查新版機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷圖16.2-1得重合度與螺旋角系數(shù)按1.64，查圖16.2-16得齒面接觸應(yīng)力 接觸疲勞壽命系數(shù)按無限壽命設(shè)計(jì)查實(shí)用機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第二版圖9.1-11得工作硬化系數(shù)因大小齒面都是軟齒面所以查實(shí)用機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第二版圖9.2-4得齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力齒輪的接觸疲勞安全系數(shù)安全、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算說明及過程計(jì)算結(jié)果彎曲應(yīng)力載荷分布系數(shù)=載荷分配系數(shù)=1.1=1.1復(fù)合齒形系數(shù)按查新版機(jī)

38、械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷圖16.2-23得 復(fù)合齒形系數(shù)按查新版機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷圖16.2-23得 重合度與螺旋角系數(shù)按1.64，查新版機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷圖16.2-25得彎曲應(yīng)力彎曲應(yīng)力壽命系數(shù)按無限壽命設(shè)計(jì)，查實(shí)用機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第二版圖9.1-17得 相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù)由新版機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷圖16.2-23知， 查表16.2-48，得相對(duì)齒根表面狀況系數(shù)查新版機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷表16.2-71，齒面粗糙度按式16.2-21得尺寸系數(shù)查新版機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷圖16.2-28得彎曲強(qiáng)度最小安全系數(shù)查新版機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷表16.2-46取=1.6=1.6安全系數(shù)安全安全系數(shù)安全三、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算、選

39、擇材料由于用于傳遞的載荷較大，耐磨，要求強(qiáng)度級(jí)韌性均較高所以選40crni鋼，熱處理，調(diào)質(zhì)， 硬度：241hbs270hbs ,抗拉強(qiáng)度：屈服強(qiáng)度：彎曲疲勞極限：、估算軸最小直徑由新版機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷式有： （4.3-1）式中 計(jì)算剖面處軸的計(jì)算直徑，mm p軸傳遞的額定功率，kw n軸的轉(zhuǎn)速，n/min a按定的系數(shù)由新版機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第三卷表19.3-2得a=100.7本式求出的直徑，作為承受轉(zhuǎn)距作用的軸段的最小直徑，計(jì)算的截面上有一個(gè)鍵槽，a值應(yīng)增大4%5%將軸勁圓整為標(biāo)準(zhǔn)直徑查吳宗澤主編機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊(cè)表1-21得 =110mm、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖4-2 軸的結(jié)構(gòu)軸結(jié)構(gòu)由軸上各零件及在箱體中的位置，設(shè)計(jì)時(shí)既要滿足強(qiáng)度要求，也要保證軸上零件的定位和固定，便于裝配，并有良好的加工工藝性，所以軸一般都做成階梯行。此軸上有兩個(gè)支撐軸承，按有一個(gè)大齒輪和箱體安裝空余段，齒輪和軸承之間的軸肩和與相液力偶合器連接的預(yù)留空段，所以此軸共分七段如圖4-2根據(jù)結(jié)構(gòu)查機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊(cè)表1-21取 mm根據(jù) =3.0 取查新版機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表8-29選用32024軸承，b=3