皮带输送机的设计计算

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1、皮带输送机的设计计算1 总体方案设计1.1 皮带输送机的组成皮带输送机主要由以下部件组成：头架、驱动装置、传动滚筒、尾架、托辊、中间架、尾部改向装置、卸载装置、清扫装置、安全保护装置等。输送带是皮带输送机的承载构件，带上的物料随输送带一起运行，物料根据需要可以在输送机的端部和中间部位卸下。输送带用旋转的托棍支撑，运行阻力小。皮带输送机可沿水平或倾斜线路布置。由于皮带输送机的结构特点决定了其具有优良性能，主要表现在：运输能力大，且工作阻力小，耗电量低，皮带输送机的单机运距可以很长，转载环节少，节省设备和人员，并且维护比较简单。由于输送带成本高且易损坏，故与其它设备比较，初期投资高且不适应输送有尖

2、棱的物料。输送机年工作时间一般取4500-5500小时。当二班工作和输送剥离物，且输送环节较多，宜取下限；当三班工作和输送环节少的矿石输送，并有储仓时，取上限为宜。1.2 布置方式电动机通过联轴器、减速器带动传动滚筒转动或其他驱动机构，借助于滚筒或其他驱动机构与输送带之间的摩擦力，使输送带运动。通用固定式输送带输送机多采用单点驱动方式，即驱动装置集中的安装在输送机长度的某一个位置处，一般放在机头处。单点驱动方式按传动滚筒的数目分，可分为单滚筒和双滚筒驱动。对每个滚筒的驱动又可分为单电动机驱动和多电动机驱动。单筒、单电动机驱动方式最简单，在考虑驱动方式时应是首选方式。皮带输送机常见典型的布置方式

3、如图1-1所示。此次选择DTR(A)型固定式皮带输送机作为设计机型。单电机驱动，机长10ml带宽500mm上托*g槽角35,下托辗槽角0。DTH(A)型固定式皮带输送机是通用型系列产品，可广泛用于冶金、煤炭、交通、电力、建材、化工、轻工、粮食、和机械等行业。输送堆积密度为5002500kg/m3的各种散状物料和成件物品，适用环境温度为-2040c。图1-1皮带输送机典型布置方式13皮带输送机的整体结构图1-2为此次设计的皮带输送机的整体结构1-2设计的皮带输送机的整体结构2标准部件的选择2.1 输送带的选择输送带的品种规格符合GB/T44901994运输带尺寸、GB/T79842001输送带具

4、有橡胶或塑料覆盖层的普通用途织物芯输送带的规定，见表2-10表2-1输送带的种类种类抗拉体强度/(N/mm*层)输送带竟度/mm400500650800100012001400帆布带CC-56/VVV尼龙带NN-100/、/VVVNN-150、/VVV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。根据设计要求确定选用带宽B=500mmNN10Cffl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。NN100ffl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0.0236m2。2.2 输送量计算根据输送量的计

5、算方法：(2-1)3.6义0.0236X2X2000=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皮带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，皮带输送机的驱动方式，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。由于此设计为小型皮带输送机，采用水平输送，运输距离短，所以选用Y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。图2-1传动方式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皮带输送机滚筒基本参数与尺寸的规定。见下表：表2-

6、2带宽与传动滚筒的关系琳宽B：滚筒直径500630800100012501400t1、父:怡J|交.生J按按:光狡光500r/650r/800r/p本设计选择直径为500mm勺胶面传动滚筒，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500mmi勺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市竟传动滚筒直径=180尾部改向滚筒直径5005004006505004006305002.6 托辗的选择本系列配置的托辗分为承载托辗（槽型托辗）和回程托辗（平行托辗）两类。承载托辗初选DTHGP1103回程托辗初选DTHGP1211

7、缓冲托辗选择DTH州硼GH1103上托辗间距选择的下托辗间距选择2ml上托*M槽角35,下托辗槽角0o2.7 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。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为所有阻力之和，即:Fu=F+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=q扫4?厂-；Fsi主要特种阻力，即托辗前倾摩擦阻力及导料槽摩擦阻力，N;妒工

8、工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;0他3.2主要阻力主要阻力Fh按式(3-2)计算Fu=fLgqRo+qRu+(2qB+qG)cos6+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)，成g重力加速度，g=9.8m/s2;承载分支托辗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6角度取0,cos6=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)输送机工况工作条件和设备质量良

9、好，带速低，物料内摩擦较小0.020.023工作条件和设备质量一般，带速较高，物料内摩擦较大0.0250.035工作条件恶劣、多尘低温、湿度大，设备质量较差，托辗成槽角大于350.0350.045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0.0353.2.2 承载分支托辗每米旋转质量的确定(3-3)中一一承载分支每组寸e辗旋转部分重量,kg；承载分支托辗间距，rn托辗已经选好，L=200时的值知=15.3kg。=15.3/1=15.3kg。3.2.3 回程分支托辗每米长旋转部分质量的确定(3-4)qRu回程分支托辗每米长旋转部分质量，kg/m,=10.4kg回程分支托辗间距

10、，2口=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：(3-5)=47.2kg/m3.2.5 FH的计算FH=fLgqRo+qRu+(2qB+qG)cos6=268(Nl)3.3附加特种阻力计算附加特种阻力包括输送带清扫器摩擦阻力和卸料器摩擦阻力等部分，按下式计算：(3-6)(3-7)(3-8)式中清扫器个数，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，,见表3-2。表3-2导料槽栏板内宽、刮板与输送带接触面积WB/mm导料栏板内宽/m刮板与输送带接触回积A/m头部清扫器空段清扫器5000.4000.0060.016500.4200

11、.0070.018000.4950.0080.012查表选A=0.006Mi清扫器和输送带间的压力，N/，一般取为3N/清扫器和输送带间的摩擦系数，一般取为0.50.7;贝U=0.006X8X0.6=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)。=0,则=3.5X288+0=1008N本设计没有附加阻力Fn=0,本设计没有特种阻力Fsi=0。由于是水平安装，则6角度为0,Fst=0o1Ml总阻力Fu=Fh+F+Fsi+Fs2+Fst=268+1008=1276N吧4电动机的选择和功率的计算44.1电动机的选择电动机是常用的原动机，具有结构简单、工作可

12、靠、控制简便和维护容易等优点。电动机的选择主要包括选择其类型和结构形式、容量(功率)和转速、确定具体型号。4.1.1 电动机的类型的确定按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。4.1.2 电动机的容量的选择工作所需的功率：=/n(4-1)=FV/(1000)(4-2)所以：=FV/(10004)(4-3)由电动机至工作机之间传动装置的总效率为：T=.(4-4)式中、分别为齿轮传动、卷筒、轴承、联轴器的效率。取=0.97、=0.96、=0.98、=0.99则：4=0.972X0.96X0.984X0.992=0.817所以：=FxV1276x10dE(4-5)100

13、0xx%1000x0.817x0变根据选取电动机的额定功率使Pm=(11.3)。由查表得电动机的额定功率=4。4.1.3 确定电动机的转速卷筒轴的工作转速为：(4-6)=76.4r/min4.1.4 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：=(8-40)X76.4r/min=611.23056r/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/minkw同步转速满载转速1Y132M1-6410009602Y112M-44150014403Y112M

14、-2430002890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：=960/76.4=12.57二(1.3 1.4)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取=3.94,=3.144.2.3 计算各轴转速=960r/min=/ih=960/3.94=243.65r/min=/il=243.65

15、/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=P3.98Kw出砌的物+1) 比3蝴前参数轴名电动机轴1轴2轴3轴卷筒*由转速960960243.6577.677.6功率3.983.943.753.563.32转矩39.5939.19146.98438.12408.58表4-2各轴的转速，功率及转矩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241286HBs=700Mpa=500Mp大齿轮材料40Gr钢，调质处理，硬度为241286HBs=700Mpa=500Mp

16、a精度为8级。取=3.94,取=18则=70.92，取=71。=71/18=3.944。=380+HBS=380+320=700Mpa5.1.2 按齿面接触疲劳强度设计根据公式=21268766(5-2)=766=40.95mmm=40.95/18=2.28mm,取m=2.75mmd1=mz1=2.7518=49.5mm，d2=mz2=2.7571=195.25mmda1=m z1+2m1=45+2m=49.5+5.5=55mmda2=m z2+2m =177.5+2m=195.5+5.5=201mmdf1=m z1-2 ()m=49.5-2.5 2.75=42.63mmdf2=m z2-2

17、()m=195.25-2.5 2.75=188.38mma=(d1+d2)/2=(55+201)/2=128mmb= d1=0.8 49.5=39.6, 取 b2=40mm， b1=40+5=45m，m按齿面接触疲劳强度校核：=21268(5-3)=21268=550=700=21268(5-4)五一32一二 7 吗1268烟仍到处心但nuaxitrV=583 MpaK=700,合格。如=8x1553=353 75x1555=55顺1私厢5.3轴和联轴器的设计此次选择轴的材料为45钢，正火处理Mk加邯.3.2轴径的确定轴选用45钢，由轴的设计公式：(5-6)。二型丝皿却2045-1 中间轴结构

18、、尺寸水平卜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，外形尺期3小的凸缘式联轴器台成期图手轴器的计算转矩。由工作要求，查表后取则计算转矩Te=KT=15 肘43 1206型二 37645WK=1.5o=59.7N . m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,故轴1的最小直径为18.2mm最大为18.55mm取20mm轴3的最小38.62mm最大直径为39.39mm取直径为40mm联轴器1的联轴器。采2.由联轴器的计算与轴的计算选用YL5二1206卿2044-胭S费T47!询真许用最大扭矩为63NJ-m，许用最高转速为9000r/minT3919=2

19、000x1=E83.43iV“4”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)K=1.5。则计算转矩2. 由联轴器的计算与轴的计算选用 YL8的联轴器，其许用最大扭矩710Nm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。1.4 轴结构的确定，轴强度的校核1.4.1 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-

20、3、5-5所示。1.4.2 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。（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O作用于轴上，轴的受力简图如图5-2。(5-8)（3）轴所受的力根据式5-8计算：T=图 5-2 中间轴扭矩图（4）画出弯矩、扭矩图。垂直弯矩：水平弯矩：（5）求合成弯矩M2=187.8355N.mM3=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。(5-9)=5361

21、.2(5-#)=38.7160,所以，该轴强度足够。1.4.3 高速轴的校核（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5-3。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O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=39.19N.m=20005-4 高速轴扭矩图（4）画出弯矩、扭矩图。垂直弯矩：水平弯矩：（5）求合成弯矩M1=80.35N.m（6）画扭矩图T=39.19N.m从图可以看出，1截面为危险截面,用式5-9、式5-10校核1截面。1.4.4 低速轴

22、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5-5。(2)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O作用于轴上，轴的受力简图如图5-6。(10x19500： 60x2416511.0x3025 j图5-5漏/计算轴所受的力T=9550=438.12N.m=2000(4)弯矩图。垂直弯矩：水平弯矩:10s f10x14000 6OxKo 1.0x1656；%幽一=】(M89K 5)求合成弯矩M4=171.69N.m+耐二花6)画扭矩图图5-6低速轴扭矩图从图可以看出，1截面为危险截面，用式5-

23、9、式5-10校核1截面，t=7,b=1812.16MPa100006205轴承符合要求，选用此轴承。1.6 中间轴轴承选择、校核1.6.1 初选轴承根据工作需要的要求使用时间为10000小时。初步选择6206轴承，查出、值(GB/T27694)=19.5kN=11.5kN1.6.2 轴承寿命校核轴承寿命按式5-11进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，由于轴承主要承受径向载荷作用，所以P=Fr。则有：Fr1=2841NFr2=3025N,按照最危险的结果，取P=Fr2=3025，查载荷系数fd=1.0,ft=1.0。按式(5-9)校核轴承寿命10000h6206轴承符合要求，选用此

24、轴承。5.7低速轴轴承选择、校核5.7.1初选轴承=31.5kN=20.5kN校核齿轮2的键的，所以许用扭转应力值(GB/T27694)根据工作需要的要求，使用时间为1000小时。假设取6209轴承，查出导命可由式5-11进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以轴承主要承受径向载荷作用，所以P=Fr。则有:2258.88N1376.29N,按照最危险的结果，取P=Fr2=2258.9,查载荷系数fd=1.0,ft=1.0。按式校核轴承寿命:10000h5.8键和联轴器的校核乍轴中，选择键的尺寸由轴直径确定，校核公式为p=4T/dhl-p,1=1.61.8d2的安装键型为A型键L=60，为

25、(5-12),因为转动件的齿轮是经过淬火,按式5-12校核:l=L-b=60-8=52mmM(r p。o-p=4T/dhl=键符合扭转应力的要求。1.1.3 齿轮3的键齿轮3的安装键为A型键L=35,为,因为转动件的齿轮是经过淬火的，所以许用扭转应力卬=200240”？，按式5-12校核：l=L-b=35-8=27mmo-p=4T/dhl=Mo-p。键符合扭转应力的要求。1.1.4 齿轮4的键齿轮4的安装键型为A型键L=80,为，因为转动件的齿轮是经过淬火的，所以许用扭转应力，按式5-12校核：l=L-b=60-8=52mmerp=4T/dhl=M(rpo键符合扭转应力的要求。5.9 箱体的设

26、计箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的齿合精度，使箱体内有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约占减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，目前尚无成熟的计算方法。所以，箱体各部分尺寸一般按经验设计公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。箱体材料选用HT-200,根据工作条件的要求，箱座壁厚：所以箱体壁厚度选用8mm55.10 润滑、密封、公差和附件5.10.1 润滑齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑齿轮圆周速度630N6.3输送带下垂度校核为了限制输送带在两组托辐间的下垂度，作用在输送带上任意一点的最小张力进行验算承载分支(6-3)回程分支(6-4)式中允许最大垂度，一般0.01；承载上托辐间距（最小张力处）；回程下托辐间距（最小张力处）。按式（7-3）计算得：1.0X（5.02+51）X9.8/（8X0.01）=6862.5N按式（7-4）计算得:2.0X5.02X9.8/(8X0.01)=1229.9N