皮带输送机设计毕业设计

毕业设计

课题名称：DT-（Ⅰ）皮带输送机设计（输送带部分）

目录

摘要及关键词................................................. ........3

前言......................................................... ........3 一、传动系统的方案设计.......................................... ........ 4

1)、对传动方案的要求..................................... . ....... 4 2)、拟定传动方案..................................... ...... .. 4 二、带式输送机的设计............................................... ... 4

1)、确定带速V.............................................. . .. .. 4 2)、确定带宽B............................................... . ... 4 3)求圆周力................................................... 5 4)求各个点的张力.................................................. 6 5)校核重度................................................... 7 6.校核胶带安全系数................................................. 7 7)拉紧装置设计................................................... 7 三、电动机的选用........................................................ 7

1）电动机容量的选择................................................ .7 *2）传动比的分配................................................... 8 *3）各轴转速、功率和转矩的计算.................................. 9 *4）带的设计................................................... 10 *四、齿轮的设计..................................................... .13 *五、减速器中轴的设计.................................................. . 20 六、传动滚筒内轴的设计................................................. . 20

1)选择轴的材料确定许用应力.................................... 20 2)按扭转强度估算轴径.................................... 20 3)设计轴的结构并绘制草图.................................... 20 4)按弯扭合成强度校核轴径.................................... 21 5)轴的刚度校核 22 七、改向滚筒内轴的设计.................................................. 22

1)选择轴的材料确定许用应力.................................... 23 2)确定各轴段的长度.................................... 23 3)按强度设计轴径.................................... 23 4)设计轴的结构并绘制草图.................................... 24 5)轴的刚度校核 24 八、滚动轴承的选择（传动滚筒）......................................... .25 九、滚动轴承的选择（改向滚筒）.......................................... 25 十、键和联轴器的选择......................................... 25

1)传动滚筒上联轴器的选择......................................... 26 2)传动滚筒上键的选择......................................... 26 3)传动滚筒轴内键联接的选择........................................ . 26 4)改向滚筒轴内键联接的选择......................................... 26 *十一、滚动轴承的润滑.................................... 27

结论.................................... 27 结束语.................................... 27

附：主要参考文献.................................... 28 带*号的是同组王勇同学所做,不带的是本人所做

DT-（Ⅳ）胶带输送机设计（输送机部分）

摘要：本课题针对杨府山煤用码头胶带输送机进行了设计计算，根据设计任务书拟定传动

系统的方案，对传动系统进行了总体设计。详细地说明了输送机、传动滚筒、改向滚筒和轴的设计计算过程，对轴承、键、联轴器的选择也进行了计算和校核。

关键词： 输送机 电动机 传动滚筒 改向滚筒 拖辊 拉紧装置 胶带 带轮

前言

胶带运输机又称带式输送机，是一种连续运输机械，也是一种通用机械。现更新到DT-（Ⅳ）型，带运输机被广泛应用在港口、电厂、钢铁企业、水泥、粮食以及轻工业的生产线。即可以运送散状物料，也可以运送成件物品。工作过程中噪音较小，结构简单。胶带运输机可用于水平或倾斜运输。胶带运输机还应用与装船机、卸船机、堆取料机等连续运输移动机械上。胶带运输机由胶带、机架、传动滚筒、改向滚筒、承载托辊、回程托辊、张紧装置、清扫器等零部件组成。在大型港口或大型冶金企业，胶带运输机得到最广泛的应用。 选择设计胶带输送机作为毕业设计课题，无疑是将三年所学进行了一次实践。在设计前，做了一系列的设计准备，比如查阅有关设计资料，观看电教片和参观杨府山煤用码头等，了解设计对象的性能、结构及工艺性；准备好设计需要资料、绘图工具；拟定设计计划。

本人和王勇同学密切合作完成了胶带输送机的设计计算。本人负责了输送机部分，包括了输送机总装配图，传动滚筒、改向滚筒和拖辊等的部件装配图，及有关轴、滚筒等零件图；王勇同学则负责完成减速器的选择计算和有关图纸的绘制

一、传动系统的方案设计

1.对传动方案的要求

由于运用的地方是煤炭专用码头。由此分析合理的传动方案首先要做到实用性这是关键。在考虑到制作的成本问题，在这同时应保证寿命的长短，传动效率高，以及操作方便。大至可分为以下几点：

1）工作可靠、传动效率高

2）结构简单、尺寸紧凑重量轻

3）成本低、工艺性好、 4）使用和维护方便

2.拟定传动方案

因为所设计的产品是煤炭专用码头用的输送机，在那里环境条件都是很差的，所以方案要统筹兼顾，满足最主要的和最基本的要求。例如图1-2

所示为拟定的传动方案

图1-1

二、胶带输送机的设计计算

已知条件：输送量Q=450 t/h，输送机长度L=110 m ，倾角β=2°，矿石最大块度αmax= 150mm ，矿石密度γ= 1 t /m3 。

1、确定带速V

带速v 根据带宽和被运物料性质确定，我国带速已标准化，具体选取可参考文献[1]表3-19，由表初步确定带速v=2m / s 。此次设计选用普通胶带。 2、确定带宽B

按给定条件Q=450 t/h，γ= 1 t /m3 ，v=2m /s ，又查文献[1]表3-18，得k=0.95（k 为输送带得倾角系数），输送机的截面图如图2-1。

图2-1

θ一般为θ=20°，α=30°，求出物料断面积A 为

槽角α=30 堆积角θ=20 A=

。

。

Q450

0.066m2

3.6k3.6100020.95

其中Q是输送量 ； r是煤的密度 k由倾角β=2 查表得k=0.95



查文献[1]表3-17，取带宽B= 800mm 。3、求圆周力

Fu=FH+FN+Fs1+Fs2+Fst 1） FH 为主要阻力的计算

FH=fLg2qB+qGcosqR0qRU

其中f 为模拟摩擦因数，是和工作条件有关查文献[1]表3-22 得， f =0.025。 L=110 m 为带的长度， g=9.8 m/s 为重力加速度.

qB-每米为输送带的重量，查文献[1]表3-3，选4 层帆布，上胶6.0 mm ，下胶1.5 mm ， qB=12.1kg/m

qG-每米长度煤的质量 qG

2

Q450

62.5kg/m 3.6v3.62

qRO 为承载分支托辊每米长旋转部分得质量， qRU 为回程分支拖辊每米长旋转部分的质量。

mR0

查文献[1]表3-23 得，mR0 =14kg ，取承载分支拖辊的间距lR0

lR0=1.2m；

mRU

qRU 查文献[1]表3-23 得，取回程分支托辊的间距lRU=3m ；mRU=12kg ，

lRU

由文献（1）表3-23 qR0

qRo=mRo/lRo= 14／1.2=11.67 kg/m

qRu=mRu／lRu=12/3=4 kg/m

所以FH =flg[(2qB+qg)cosβ+qRo+qRu]

=0.025×11×9.8[(2×12.1+62.5) ×0.99+11.67+4]=2757.47N 2）FN -附加阻力的计算

FH+ FN =CFH C为计入附加阻力的系数，查文献[1]表3-25，用插入法得：C=1.85 FH+FN=1.85FH FN =1.85×2757.47－2757.47=2343.85N 3）FS1-特种主要阻力的计算

FS1=FSa+FSb 由于不设群板，故FSb =0， 重载段的计算

FSa 为托辊前倾的摩擦阻力。按重载段为等长三托辊、前倾角ε=2°计算：

Cε为槽形系数，取Cε=0.4（30°槽角）；Uo为承载托辊与输送带间的摩擦系数

取Uo=0.3 Lε=L ε=2°

FSa =Cε×Uo×Lε(qb+qg)g×cosβ×sinε =0.4×0.3×110(12.1+62.5) ×9.8×0.99×0.0349 =336.59N 空载段的计算

FSa = Uo×Lε×qg×g×cosβ×cosε γ=0° 空载段阻力很小可以省略； 因此FS1=FSa+FSb=336.59N 4）FS2-物种附加阻力的计算 FS2=FSc+FSd

由于不设导料板，故FSc=APU3=0

由于没有输送带清扫器， 故FSd=BKα=0 则FS2=0

5）FSt-倾斜阻力的计算

FSt=qg×Hg=qg×l×sinβ= 62.5×9.8×60×sin2°=1282.55N L=60mm倾斜的长度

Fu=FH+FN+Fs1+Fs2+Fst=CFH+Fs1+Fs2+Fst= =2757.47+2343.85+336.59+1282.55=6718.62N 4、求各个点的张力

输送机的布置如下图所示：

按启动时的工况求出F1， F1=

FmaxFU

n

1 u

e1

取n=1.3, U一般为0.4 α带跟带轮的包角取α=180° L总长 f摩擦系数=0.025 π=3.14

1.3

F16718.620.43.14110196.51N

1e

正常运行时各点张力：

空段阻力Fk ，忽略传动部分长度：

FkfLgqBcosqRUfLgqBLgsin21.53N

重段阻力Fzh ：

FzhqBqGfcossinLgqR0Lfg

12.162.50.025cos2sin21109.811.671100.0259.84501.37N

带的各点的张力计算如下：

F5F1=10196.51N

F4F5FZh=10196.51—4501.37=5695.14N F3F4=5695.14N

F2F3Fk=5695.14—21.53=5673.61N 5、校核重度

垂度校核必须分别校核重段垂度和空段垂度，两者都要找出最小张力点。由各点得张力计算值可知，重段最小张力点在位置4；空段最小张力点在位置2。 重段的重度.

Fmin

qBqGglR012.162.59.81.25263.78N

fmax8lR0

0.0258

1.2

通过以上的比较可知：F4Fmin，因此符合要求。

空段的重度

空段垂度所需要得最小张力为：

F'min

qBglRU12.19.83

5333.4N

fmax0.02588lRU3

通过以上的比较可知：F2F'min，因此符合要求。

综上可知：通过校核重段的重度和空段的重度都符合要求

6、校核胶带安全系数

b为带芯强度，根据文献[1]表3-4，取b为560 N /cmg层。

B 胶带宽度 Fmax最大的拉力Fmax=F1

m

bB层数

Fmax



560804

17.5710

10196.51

由上式可知：通过校核胶带安全。 7、拉紧装置设计 张紧装置的作用：

保证输送带在驱动滚筒的绕出端具有足够的张力，使所需的牵引力得以传递，防止输送带的打滑；

保证输送机各点的带条张力不低于一定值，以防止带条在托辊之间过分松弛而引起撒料和增加运动阻力

补偿带条的塑性伸长和过度工况下弹性伸长的变化 为输送带重新接头提供必要的行程。 对张紧装置的要求：

张紧装置应尽量布置在带条张力的最小处

应使带条在张紧滚筒的绕入和绕出方向与滚筒位移线平行，而且施加的张紧力通过滚筒中心 张紧装置的类型以及选用

类型：螺旋拉紧装置 垂直重锤拉紧装置 自动拉紧装置 各类拉紧装置的优缺点比较： 垂直重锤拉紧装置

优点：应用广泛；拉紧装置可以布置在离驱动滚筒不运的无载分支上，所需的重锤重量很小 缺点：增设了两导向滚筒，增加了带条的弯曲次数和带条的磨损，影响带条的使用寿命。 自动拉紧装置

优点：能够使带条具有合理的张力

缺点：结构较复杂，外形尺寸大。对污染较敏感，不利于室外的工作环境。 由于本次输送机属于小型运输机，带长较短，故采用螺纹拉紧装置 1） 螺杆直径的设计

初步选用拉紧装置 参考文献(3)表6-24 拉紧力F=Fa+Fb=9690N

螺杠的材料选择45 号钢，其许用应力160MPa   螺杆:d>=(4F/π[])1/2 =[（4×9690/3.14×160)]1/2=9mm D=20mm

2） 滚筒轴的设计 改向滚筒轴一样 3）滚筒的设计 滚筒直取d=350 mm

三 电动机的选用

按设计要求及工作条件选用Y系列三相异步电动机，卧式封闭结构，电压为380V。 1.电动机容量的选择

根据已知条件由计算得知工作机所需要有效功率

Pw

FUv

=6718.622/1000=13.43 kw 1000

查文献[2]表3-1，设：

c——联轴器效率，c=0.99

g——封闭圆柱齿轮传动效率， g=0.97

b——一对滚动轴承效率，b=0.99

cy——输送机滚筒效率，cy=0.96

4w——输送机滚筒轴至输送带间的传动效率。

2——联轴器效率，2=0.99

3——联轴器效率，3=0.99

估算传动系统总传动效率： =0112233445 式中：01=c=0.99

12=d=0.95=0.95 23=c=0.99

34=bg=0.99×0.97=0.96

45=bg=0.99×0.97=0.96 56=c=0.99

得到传动系统总效率：

0112233445=0.99×0.95×0.99×0.96×0.99=0.85

工作机所需电动机功率：

Pr=

Pw



=13.43/0.85=15.79kw

由文献[2]表3-2 所列Y 系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足Pm ≥ Pr 条件的 电动机额定功率Pm 应取为18.5kw 2．电动机转速的选择

由文献[2]表3-2，选转速970 r/min，电动机型号为Y200L1-6

根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速，查文献[1]表3-12，帆布层数为4 层，胶带取用硫化接头，则取 滚筒直径为D=500mm

n

6000v60002w76.43r/min

2、传动比的分配

IA=NM/N=25

由于带的传动比I0=2

IA=I0×I

I= IA / I0=12.5 I总=I12×I23×I01*I56 I01=1, I56=1

1/2

I34=(1.3I总)=4.03

I45=I总/I12=3.10

3、各轴转速、功率和转矩的计算 0轴 ： N0=NM=1460 P0=PR=15.29KW

T0=9550P0/N0=100.01N.M 1轴： N1=N0 =1460

P1=P0η01=16.25×0.99=15.14kw T1=9550P1/N1=99.03KW 2轴： N2=N1/I12=730

P2=P1η12=15.14×0.95=14.38KW T2=9550P2/N2=188.12N.M 3轴： N3=N2 =730

P3=P2η23=14.28×0.99=14.24KW T3=9550P3/N3=186.29N.M 4轴： N4=N3/ I23=181.14

P4=P3η34=14.24×0.96=13.67KW T4=9550P4/N4=720.7N.M 5轴： N5=N4/I45=58.43

P5=P4η45=13.67×0.96=13.12kw T5=9550P5/N5=2144.38 N.M 6轴： N2=N1/I12=58.43

P2=P1η12=13.64×0.95=13KW T2=9550P2/N2=2118N.M

选电动机型号Y160l1-2, 满载转速2929r/min 4带的设计

选取普通V带型号

根据PC=15.14KW .N1=1460r/min 选用B型普通V带 选用dd1=140mm,且dd1=140mm>ddmin=125mm 大带轮直径dd2=n1* dd1/n2=280mm 取标准值dd2=280mm I=280/140=2

N2=n1/i=730r/min (730-730)/58.8=0％ 在正常范围内 合格 验算带速

V=ｔ* dd1*N1/(60*1000)=10.70M/S 在正常范围内

确定带的基准长度和实际中心距 初定中心距 A0=1500mm

L0=2A0+ｔ/2*( dd1+ dd2)+( dd2- dd1)2/4A0=3662.67mm Ld=3550mm

实际中心距a=a0+ld-l0/2=5140.5mm Amin=a-0.015 Ld=5086.25mm Amax=a+0.03ld=5246.5mm 校验小带轮包角

α=1800-(dd2-dd1)*57.30/a=126.520>1200 确定V带根数

根据dd1=140mm n1=1460r/min P0=2.82kw

Σp0=kb*n1(1-1/ki) kb=2.649*103

根据I=25.36 查ki=1.1373 Σp0=kb*n1(1-1/ki)=0.46kw

长度休整系数kl=1.13 包角系数ka=0.97 Z=pc/kakl( P0+Σp0)=4.25 园整得Z=5

求初拉力及带轮轴上的压力 查得B型普通V带q=0.17kg/m

初拉力F0=500PC(2.5/KA-1)+QV2/ZV=233.30N FQ=2F0ZSINα/2=2076.37N

选用5根B-3550GB带 中心距A=5140.5 mm 带轮直径dd1=140mm dd2=280mm FQ=2076.37N

四 齿轮的计算

1、一级齿轮计算

轴上压力

(1)小齿轮选用45钢调质,硬度为220~250HBS;大齿轮选用45钢正火.硬度170~210HBS;因为是普通减速机,选8级精度,要求齿面粗燥度RA

查表10.11,取K=1.1 小齿轮的齿数Z1=23, Z2=93 取d=1

hlim=560mpa, hlim2=530mpa; sh=1

n1=60hjlh=60*730*1*(10*52*40)=9.11*108 n2=n1/I=2.26x108

查图10.27Zn1=1.1;Zn2=1.02

[h]1=Zn1. lim1/Sh=616MPA [h]2=Zn2. lim2/Sh=540.6MPA

d1>76.43{ kt1(µ+1)/d.N.[h]2}1/3=73.1mm M=D1/Z1=3.18mm

由表10.3取m=3.5mm

(3)d1=mz1=3.5*23=80.5mm d2=mz2=3.5*93=325.5mm b=1*80.5=80.5mm 经b=80mm b1=85mm

a=1/2*m*(z1+z2)=203mm (4)按齿根弯曲疲劳强度校核 齿形系数YF1=2.75 YF2=2.18

应力修正系数 YS1=1.58 YS2=1.80

许用弯曲应力 由图10.25查得 FLIM1=440MPA FLIM2=410MPA 由表10.10查得 SF=1.3 由图10.26查得 YN1=YN2=1 [F]1=YN1*FLIM1/SF=338MPA [F]2=YN2*FLIM2/SF=315MPA

2

F1=(2KT1/BMZ1)YF1YS2=62.3MPA

(5)验算齿轮的圆周速度V

V= π*D1*T4/（60*1OOO）m/s=3.036m/s 选8级精度是合适的 2.级齿轮计算

(1)小齿轮选用45钢调质,硬度为220~250HBS;大齿轮选用45钢正火.硬度170~210HBS;因为是普通减速机,选8级精度,要求齿面粗燥度RA

6

T2=9.55*10P/N2=720.7N.M

载荷系数K

查表10.11,取K=1.1

小齿轮的齿数Z3=23,Z4=72 取d=1

hlim=560mpa, hlim2=530mpa; sh=1

n1=60hjlh=2.26x108 n2=n1/I=7.29x107

查图10.27Zn1=1.1;Zn2=1.18 [h]1=Zn1. lim1/Sh=616MPA

[h]2=Zn2. lim2/Sh=625.4MPA

d1>76.43{ kt1(µ+1)/d.N.[h]2}1/3=107.2mm M=D1/Z1=4.66mm 由表10.3取m=5mm (3)d3=mz3=5*23=115mm d4=mz4=5*72=360mm

b=1*115=115mm b1=120mm

a=1/2*m*(z1+z2)=237.5mm (4)按齿根弯曲疲劳强度校核 齿形系数YF3=2.75 YF4=2.275

应力修正系数 YS3=1.58 YS4=1.75

许用弯曲应力 由图10.25查得 FLIM3=440MPA FLIM4=410MPA 由表10.10查得 SF=1.3

由图10.26查得 YN3=YN4=1 [F]3=YN3*FLIM3/SF=338MPA [F]4=YN4*FLIM4/SF=315MPA

F3=(2KT2/BM2Z3)YF1YS2=11.80MPA

(5)验算齿轮的圆周速度V

V= π*D3*T5/（60*1OOO）m/s=12.91m/s 选6级精度是合适的

五.减速器中轴的设计

第一轴:

(1)由减速器传递的功率属中小功率,选用45钢并经调质处理 [∮-1b]=55 mpa (2)按扭转强度估算轴径

C=118-107

D》c（p/n）1/3=29.60mm

由于轴的最小直径要安装联轴器，所以直径加大3%-5% 所以d1=30.488 查机械手册取d1=35mm -1b]=55 mpa (2)按扭转强度估算轴径 C=118-107

D》c（p/n）1/3=29.60mm

由于轴的最小直径要安装联轴器，所以直径加大3%-5% 所以d1=30.488 查机械手册取d1=35mm (3)轴结构设计

轴的受力分析

lab=2(c+k)+bh1+s+bl1+b=269mm lac= c+k+b/2+bh1/2=69.5mm lbc= lab-lac=199.5mm ft1=2000t3/d1=4628.32N fr1= ft1.tg20=1684.57N RAX=LBC*ft1/LAB=3432.5N RBX= fr1- RAX=1195.82N

MAX= MBX=0 MCX= RAX* lac=238558.75N.mm

RAY=LBC*fR1/LAB=1249.34N RBY= fR1- RAY=435.23N

MAY= MBY=0 MCY= RAY* lac=86805.5N.m

MC= (MCY2+ MCX2)1/2=238537.2N.mm

MCD=（ MC2+（＆T）2）

1/2=238537.2 N.mm

∮= MCD/0.1D13=55.63>55 取D=40MM 所以合格 第二轴:

(1)由减速器传递的功率属中小功率,选用45钢并经调质处理 [∮-1b]=55 mpa (2)按扭转强度估算轴径 C=118-107

D》c（p/n）1/3=46.39mm

由于轴的最小直径要安装联轴器，所以直径加大3%-5% 所以d1=48.66 查机械手册取d1=50mm (3) 轴的受力分析

lab=2(c+k)+bh1+s+bl1+b=269mm lac= c+k+b/2+bn1/2=69.5mm lbc= lab-lac=199.5mm

lbd=n2/2+c+k+bl1/2=89.5mm ft2=2000t2/d2=4428.26N fr2= ft2.tg20=1594.18N ft3=2000t2/d3=12553.9N

fr2= ft2.tg20=4512.2N

RAX=(LBC*ft2+ LBd*ft3)/LAB=7415.7N RBX= ft2+ft3-RAX=9566.46 N

MCX= RAX* lac=504267.6N.mm MdX= RbX* lbd=841848.48N.mm

RAY= LBd*fr3-LBC*fr2/LAB=284.919N

RBY= fr3-fr2- RAY=5821.38 N

MCY= RAY* lac=1694.50N.mm MdY= RbY* lbd=512281.44N.mm

MC= (MCY2+ MCX2)1/2=512281.44 N.mm Md=(MdY2+ MdX2)1/2=841848.48N.mm MCD=（ Md2+（＆T）2）1/2=841843.2 N.mm ∮= MCD/0.1D23=67.34>55 取d=55mm 所以合格

第三轴:

(1)由减速器传递的功率属中小功率,选用45钢并经调质处理 [∮-1b]=55 mpa (2)按扭转强度估算轴径 C=118-107

D》c（p/n）1/3=66.85mm 查机械手册取d4=70mm （3）

lab=2(c+k)+bh1+s+bl1+b=269mm lbc = c+k+b/2+ bl1/2=89.5mm lac = lab- lbc =179.5mm ft4=2000t4/d4=11913.2N

fr4= ft4.tg20=4288.76N

RAX=LBC*ft4/LAB=3897.26N

MAX= MBX=0 MCX= RAX* lac=705403.16N.mm

RAY=LBC*fR4/LAB=1403N

MAY= MBY=0 MCY= RAY* lac=253945.6N.mm

MC= (MCY+ MCX)=749666.59 N.mm 221/2

MCD=（ MC+（＆T））=749666.60 N.mm 221/2

∮= MCD/0.1D1=21.8

所以合格

滚动轴承的选择

第一轴

因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式，类型为深钩球轴承，寿命为LH=24000h，轴承工作转速n=730r/min，ft1=4924.86N

初选滚动轴承6309；基本核定动负荷cr=52800N.; 基本核定静负荷cqr=31800N. 因为无冲击 所以fp=1

Pr= ft1×fp=4924.86N CJS=PRL1/3=52203.5

CJS

d=45 D=100mm B=25mm damim=54mm

第二轴

因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式，类型为深钩球轴承，寿命为LH=24000h，轴承工作转速n=181.14r/min，ft1=13339.2N

初选滚动轴承6411；基本核定动负荷cr=100000N.; 基本核定静负荷cqr=62500N. 3

因为无冲击 所以fp=1

1/3Pr= ft1×fp=13339.2N CJS=PRL=85229.09 N N

CJS

d=55 D=140mm B=33mm damim=67mm

第三轴

因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式，类型为深钩球轴承，寿命为LH=24000h，轴承工作转速n=58.43r/min，ft1=12661.4N

初选滚动轴承6215；基本核定动负荷cr=66000N.; 基本核定静负荷cqr=49500N.

因为无冲击 所以fp=1

1/3Pr= ft1×fp=12661.4N CJS=PRL=55482.25N

CJS

d=75 D=130mm B=25mm damim=84mm

键联接和联轴器的选择

（1） 高速轴（1轴）上键联接和联轴器的选择

工作转距T=186.29N.M 工作转速为730r/min

工作情括系数 K=1.5-2 取K=1.75 就是转距tc=kt=326.0n..m

选tl型弹性套拄销联轴器 选TL7许用转距[T]=500N.M,许用转速[N]=3600r/min tc〈 [T] , n〈[N] 满足要求

选A型普通平键

d=40

初选键L=30 H=8 B=12

进行许用应力校核

ζP=4000T/DHL=77.62〈[ζP]=110MPA η＝2000T/DBL=25.87〈[η]=90MPA

满足要求

（2） 高速轴（2轴）上键联接和联轴器的选择

工作转距T=720.7N.M

选a型普通平键

d=60

初选键L=70 H=11 B=18

进行许用应力校核

ζP=4000T/DHL=62.40〈[ζP]=110MPA η=2000T/DBL=19.07〈[η]=90MPA

满足要求

选a型普通平键

d=60

初选键L=110 H=14 B=22

进行许用应力校核

ζP=4000T/DHL=31.20〈[ζP]=110MPA η=2000T/DBL=9.93MPA〈[η]=90MPA

满足要求

（3） 高速轴（3轴）上键联接和联轴器的选择

工作转距T=2144.38

HLT6型弹性柱销联轴器 GB/T5014-85公称转矩3150N.mm

[n]=2850r/min

选a型普通平键

d=70键L=110 H=12 B=20

进行许用应力校核

ζP=4000T/DHL=92.83〈[ζP]=110MPA η=2000T/DBL=27.84〈[η]=110MPA

选a型普通平键

d=85

初选键L=70 H=14 B=22

进行许用应力校核

ζP=4000T/DHL=102.97〈[ζ]=110MPA η=2000T/DBL=32.76〈[η]=110M

六、传动滚筒轴

1）选择轴的材料确定许用应力

选用45钢并经调质处理，由文献[1]表3.14，查得强度极限sB=650MPa，再由文献[1]表13.2查得许用弯曲应力[s-1b=]60MPa。

2）按扭转强度估算轴径

根据文献[1]表13.1得C=118~107，则

D≥C

=（60.93.2~67.19)mm

考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大3％～5％，取为62.75~70.55mm，由设计手册取标准直径d=70mm.

3）设计轴的结构并绘制草图

①确定各轴段直径

轴段1（外伸端）直径最小d1=70mm；考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进行定位，轴段2上应有轴肩，取d2=75mm；为能顺利地在轴段3上安装轴承，轴段3必须满足轴承内径标准，取轴段3直径d3=85mm；为固定轴段3上的轴承，轴段4应有轴肩，取d4=90mm；用相同方法确定d5=95mm.d6=90mm.d7=90mm

d8=75mm

②确定各轴段的长度

初选轴承参考文献(4)表8.33得型号码6215

确定各轴段的长度.由前计算并参考文献(3)表6.1 L1=170mm. 轴段2 是外伸部分根据文献[6] 表6-1 有关数据估算 L2=90mm L3=212.5mm同理得L7=212.5mm 轴段4 是安 装与滚筒连接的圆板，左右各一个，L4=L6=100mm L5= 650mm

因为滚筒另一端不需要穿透闷盖，所以取L8=25mm

键选参考文献(1)表5.4 普通平键A型键长为140mm

轴的受力简图所示

Lab=1300mm. Lac=225mm. LBD=225mm

③选定轴的结构细节，如圆角、倒角、退刀槽等的尺寸。

按设计结果画出轴的结构草图如图5-5（a）。

4）按弯扭合成强度校核轴径

①画出轴受力图如图5-5（b）所示，图中

图5-5

求轴的支承反力。

RA=RB=F=（F1+F2）/2=10196.51×2／2=10196.51N

②计算轴支反力

FC=FD RA=RB

FC+FD=F1+F2由输送机设计结果知：F1=10196.51N F2=5673.61N 所以， FC=FD=7935N

FC=FD RA=RB

所以，RA= RB=7935N

③作轴的弯矩图、转矩图

MA=MB=0 MC= RA×Lac=7935×225=2099500N.mm

T6=2118N.mm

轴的合成弯矩图、转矩图分别如图5-5（c）所示。

④求出当量弯矩Me

Mce

=1766000N.mm

⑤校核轴强度

轴受载荷最大剖面在齿轮中心C、D处，C、D处受相同载荷，此剖面具有键槽，但可近似用W0.1d43

ceMce2059125160MPa 3W0.10.9

当sB=650MPa时，1b60MPa，因此ce＜1b

由上式可知:得ces1b满足强度要求

5）校核轴的刚度

因为滚筒轴较长，故须进行刚度校核。而且为一般轴，其许用挠度和转角分别为

3max0.0000.0L055043.6.m5 910max0.005

计算轴的实际最大挠度和转角

McLab2

2 max 434LAC524E32

17661.32

24801090.090

324340.22521.39104m〈max

maxMcLabLablAC6 d54

2E32

17661.31.30.2250.00315〈max 40.09028010932

由以上可知：传动滚筒轴的强度和钢度满足要求。

七、改向滚筒轴的设计

1）选择轴的材料确定许用应力

选用45钢并经调质处理，由文献[1]表13.4，查得强度极限b650MPa，再由文献[1]表13.2查得许用弯曲应力1b60MPa。

2）按扭转强度估算轴径

根据文献[1]表13.1得C=118~107，则

D≥C

=（60.93.2~67.19)mm

考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，考虑轴的安全问题，由设计手册取标准直径d=75mm.

3)设计轴的结构并绘制草图

a确定各轴段直径 为能顺利地在轴段1上安装轴承，轴段1必须满足轴承内径标准，取轴段直径d175mm；为固定轴段1上的轴承，轴段2应有轴肩，取d2=82mm；轴段3安装滚筒，取d3=85mm；轴段4为固定滚筒取d490mm；用同样方法确定d5=85mm；d6=82mm；d7=75mm；。

b确定各段轴的长度

轴段1安装轴承（初选深沟球轴承6215），查设计手册取L1=25mm；轴段2是外伸部分，根据文献[6]表6-1有关数据估算L2=212.5mm；轴段3是安装与滚筒连接的圆板，左右各一个，取l3=100mm；用同样方法，取l5=100mm，L6=212.5mm，L4=650mm L7=25mm C选定轴的结构细节，如圆角、倒角、退刀槽等的尺寸。

按设计结果画出轴的结构草图如图5-6（a）。

4）按弯扭合成强度校核轴径

①画出轴受力图如图5-6所示，

Lab=1300mm.Lac=225mm.Lbd=225mm

图5-6

②计算轴支反力

由输送机的设计计算结果可以知道：F8=F1=10196.51N F7=F6=9804.3N FC=FD RA=RB

RA=RB=F=（F7+F8）/2=(10196.5+9804.3)/2=10000.4N

FcFDF8F7 所以，FC=FD=10000.4N

③作轴的弯矩图、转矩图

MAMB0 MC=RA×LAC=10000.4×212.5=2059125N mm

轴的合成弯矩图、转矩图分别如图5-6（c）和（d）所示。

④根据强度条件设计轴

轴受载荷最大剖面在齿轮中心C、D处，C、D处受相同载荷，此剖面具有键槽，但可近似用W0.1d53

ce Mce2059125160MPa 3W0.10.85

d≥32.3mm

根据实际情况取d3=85 mm，因此选用合理

5)校核轴的刚度

因为滚筒轴较长，故须进行刚度校核。而且为一般轴，其许用挠度和转角分别为 x0.0003ma0.0L05043.6.m5 910

max0.005m

计算轴的实际最大挠度和转角

McLab2

2 max 434Lac524E32

2059.1251.32

24801090.085

324340.22521.276104m〈max

maxMcLabLablaC 54

2E32

2059.1251.31.30.2250.00447m〈max 40.08528010932

由以上可以知道：改向滚筒轴的强度和钢度满足要求。

八、传动滚筒轴上滚动轴承的选择

按承载较大的滚动轴承选择其型号。轴承类型选择为深沟球轴承，轴承预期寿命为24000小时。

由前计算结果知：轴承受的径向力Fr=RA=RB=7935N，轴承工作转速N=76.434r/min。 根据文献[4]初选深沟球轴承6215GB/T283—1994，其基本额定负载Cr=66000N，fp为载荷系数，按文献[4]表14.12，取fp=1.5

Pr=Fr×Fp=7935×1.5=11902.5N

对深沟球轴承寿命指数e=3则，

Cjs=Pr×L1/ε=11902.5×(60×2400×76.43/106)1/3=3773.76N

计算轴承的额定寿命L ，ft为温度系数，按文献3表12-4，取ft=1

33ftCr1660006L28.610转 Cjs3773.76

61016667L28.6计算轴承的实际寿命Lh Lh60n76.43466236.转41 0

因Cjs

6215轴承：D=130mm，B=25mm，damin=84mm，Damax=121mm。

九、改向滚筒轴上滚动轴承选择

按承载较大的滚动轴承选择其型号。轴承类型选择为深沟球轴承，轴承预期寿命为24000 小时。由前计算结果知：轴承受的径向力Fr=10000.4N，轴承工作转速n4=76.434r/min。 根据文献[4]初选深沟球轴承6215GB/T283—1994，其基本额定负载Cr=66kN，fp为载荷系数，按文献[4]表14.12，取fp=1.5

Pr=Fr×Fp=10000.4×1.5=15000.6N

对深沟球轴承e=3则，

60Lhn4CjsPrLPr 61011

Cis=48.7kw

因Cjs＜Cr，故6215轴承满足要求。

6215轴承：D=130mm，B=25mmmm，dmin=84mm，Damax=121mm。

十 键和联轴器的选择

1.传动滚筒上联轴器的选择

由前计算结果知:传动滚筒上的工作转矩T6=2118N.m

工作转速为58.8r/min

参考文献（1）工作情况系数K=1.25~1.5取.K=1.4

计算转矩TC=K×T4=1.4×2118=2965.2N.mm

选zL型带制动轮弹性柱销联轴器

参考文献（5）选zL5联轴器 GB/T5015-85

公称转矩4000N.mm

许用转速[n]=4000r/min 因TC

故联轴器满足要求

2．传动滚筒上键的选择

选A型普通平键20×160GB/T 1096—2003

d=70mm，l=170mm，l=170-(5~10)=(165~160)mm

按文献[5]表5-4，初选键20×125 GB/T 1096—203：

b=20mm，h=12mm，l1=160mm，l2=l1-b=140mm。

按文献[5]表5-3，键的许用挤压应力和许用剪切应力分别取为[δp]=110MPa，[η]=90MPa。 分别验算键的挤压强度和剪切强度

δp =4000×T6/dhl=4000×2118／12×140×70=72.04MPa＜[δp]MPa

η=2000×T6/ dbl=2000×2118／20×70×140=21.61MPa＜[η]MPa

键的挤压强度和剪切强度满足要求。

3.传动滚筒轴内键联接的选择

1)键的选用

由前计算知：传动滚筒轴的工作转矩T4=2118N/m

选A型普通平键25×90 GB/T 1096—2003

d=90mm，l=100mm，l=100-(5~10)=(95~90)mm

按文献[5]表5-4，初选键20×125 GB/T 1096—2003：

b=25mm，h=14mm，l1=90mm，l2=l1-b=68mm。

2) 挤压强度和剪切强度

按文献[5]表5-3，键的许用挤压应力和许用剪切应力分别取为[δp]=110MPa，[η]=90MPa。 分别验算键的挤压强度和剪切强度

δp =4000×T6/dhl=4000×2118／14×90×82=86.82MPa＜[δp]MPa

η=2000×T6/ dbl=2000×2118／25×90×82=24.31MPa＜[η]MPa

键的挤压强度和剪切强度满足要求。

4.改向滚筒轴内键联接的选择

1)键的选用

由前计算知：传动滚筒轴的工作转矩T4=2118N/m

选选A型普通平键25×90 GB/T 1096—2003

d=90mm，l=100mm，l=100-(5~10)=(95~90)mm

按文献[5]表5-4，初选键20×125 GB/T 1096—2003：

b=25mm，h=14mm，l1=90m，l2=l1-b=68mm。

2) 挤压强度和剪切强度

按文献[5]表5-3，键的许用挤压应力和许用剪切应力分别取为[δp]=110MPa，[η]=90MPa。 分别验算键的挤压强度和剪切强度

δp =4000×T6/dhl=4000×2118／14×85×82=86.82MPa＜[δp]MPa

η=2000×T6/ dbl=2000×2118／25×85×82=24.31MPa＜[η]MPa

键的挤压强度和剪切强度满足要求。

十一、滚筒中的轴承和减速箱中的轴承的润滑

1、滚筒中轴承的润滑

采用脂润滑

2、减速箱中轴承的润滑

计算大齿轮的圆周速度

V=nπD/(2×60×1000)=242.5×3.14×(92+2) ×4/(2×60×1000)=2.38m/s 因此宜用润滑油润滑轴承

结 论

任何零部件的机构和尺寸，除去考虑它的强度刚度外，还应该综合考虑零件本身及整个部件的工艺性要求、经济性要求、使用要求等才能确定。本设计中，多数零件由计算确定零件的基本尺寸，再通过草图设计决定其具体结构和尺寸；而有些零件（如轴）则是先经初算和绘草图，得出初步符合设计条件的基本结构尺寸，然后再进行必要的计算，根据计算的结果，再对结构和尺寸进行修改的

结束语

通过这次毕业设计，总结和复习大学三年所学知识。使我巩固了我在学校里所学的知识。也使我看到我了我自己的很多不足之处。在这次设计中我学到了很多东西,为我在以后工作中，能更快速地提高专业技术；使自己的实践动手、动笔能力得到锻炼，增强了即将跨入社会去竞争，增添了一份自信心；掌握文献检索、资料查询的基本方法以及获取新知识的能力。毕业设计培养了我严肃认真和实事求是的科学态度。在设计过程中同学之间的互助,使我们的感情培增。

参考文献

参考文献（1）《机械零件设计手册》 主编：吴宗泽 机械工业出版社出版

参考文献（2）《机械设计课程设计》 主编：任金泉 西安交通大学出版社出版

参考文献（3）《带式输送机设计手册》 主编：北京起重运输机机械研究所和 武汉丰凡科技开发有限责任公司 冶金工业出版社出版

参考文献（4）《矿井运输提升》 主编：洪晓华 中国矿业出版社出版

参考文献（5）《联轴器选用手册》 主编：周明衡 化学工业出版社出版

参考文献（6）《机械设计基础》 主编：陈立德 高等教育出版社出版

参考文献（7）《机械零件》 主编：吴宗泽 中央广播电视大学出版社出版

30

毕业设计

课题名称：DT-（Ⅰ）皮带输送机设计（输送带部分）

目录

摘要及关键词................................................. ........3

前言......................................................... ........3 一、传动系统的方案设计.......................................... ........ 4

1)、对传动方案的要求..................................... . ....... 4 2)、拟定传动方案..................................... ...... .. 4 二、带式输送机的设计............................................... ... 4

1)、确定带速V.............................................. . .. .. 4 2)、确定带宽B............................................... . ... 4 3)求圆周力................................................... 5 4)求各个点的张力.................................................. 6 5)校核重度................................................... 7 6.校核胶带安全系数................................................. 7 7)拉紧装置设计................................................... 7 三、电动机的选用........................................................ 7

1）电动机容量的选择................................................ .7 *2）传动比的分配................................................... 8 *3）各轴转速、功率和转矩的计算.................................. 9 *4）带的设计................................................... 10 *四、齿轮的设计..................................................... .13 *五、减速器中轴的设计.................................................. . 20 六、传动滚筒内轴的设计................................................. . 20

1)选择轴的材料确定许用应力.................................... 20 2)按扭转强度估算轴径.................................... 20 3)设计轴的结构并绘制草图.................................... 20 4)按弯扭合成强度校核轴径.................................... 21 5)轴的刚度校核 22 七、改向滚筒内轴的设计.................................................. 22

1)选择轴的材料确定许用应力.................................... 23 2)确定各轴段的长度.................................... 23 3)按强度设计轴径.................................... 23 4)设计轴的结构并绘制草图.................................... 24 5)轴的刚度校核 24 八、滚动轴承的选择（传动滚筒）......................................... .25 九、滚动轴承的选择（改向滚筒）.......................................... 25 十、键和联轴器的选择......................................... 25

1)传动滚筒上联轴器的选择......................................... 26 2)传动滚筒上键的选择......................................... 26 3)传动滚筒轴内键联接的选择........................................ . 26 4)改向滚筒轴内键联接的选择......................................... 26 *十一、滚动轴承的润滑.................................... 27

结论.................................... 27 结束语.................................... 27

附：主要参考文献.................................... 28 带*号的是同组王勇同学所做,不带的是本人所做

DT-（Ⅳ）胶带输送机设计（输送机部分）

摘要：本课题针对杨府山煤用码头胶带输送机进行了设计计算，根据设计任务书拟定传动

系统的方案，对传动系统进行了总体设计。详细地说明了输送机、传动滚筒、改向滚筒和轴的设计计算过程，对轴承、键、联轴器的选择也进行了计算和校核。

关键词： 输送机 电动机 传动滚筒 改向滚筒 拖辊 拉紧装置 胶带 带轮

前言

胶带运输机又称带式输送机，是一种连续运输机械，也是一种通用机械。现更新到DT-（Ⅳ）型，带运输机被广泛应用在港口、电厂、钢铁企业、水泥、粮食以及轻工业的生产线。即可以运送散状物料，也可以运送成件物品。工作过程中噪音较小，结构简单。胶带运输机可用于水平或倾斜运输。胶带运输机还应用与装船机、卸船机、堆取料机等连续运输移动机械上。胶带运输机由胶带、机架、传动滚筒、改向滚筒、承载托辊、回程托辊、张紧装置、清扫器等零部件组成。在大型港口或大型冶金企业，胶带运输机得到最广泛的应用。 选择设计胶带输送机作为毕业设计课题，无疑是将三年所学进行了一次实践。在设计前，做了一系列的设计准备，比如查阅有关设计资料，观看电教片和参观杨府山煤用码头等，了解设计对象的性能、结构及工艺性；准备好设计需要资料、绘图工具；拟定设计计划。

本人和王勇同学密切合作完成了胶带输送机的设计计算。本人负责了输送机部分，包括了输送机总装配图，传动滚筒、改向滚筒和拖辊等的部件装配图，及有关轴、滚筒等零件图；王勇同学则负责完成减速器的选择计算和有关图纸的绘制

一、传动系统的方案设计

1.对传动方案的要求

由于运用的地方是煤炭专用码头。由此分析合理的传动方案首先要做到实用性这是关键。在考虑到制作的成本问题，在这同时应保证寿命的长短，传动效率高，以及操作方便。大至可分为以下几点：

1）工作可靠、传动效率高

2）结构简单、尺寸紧凑重量轻

3）成本低、工艺性好、 4）使用和维护方便

2.拟定传动方案

因为所设计的产品是煤炭专用码头用的输送机，在那里环境条件都是很差的，所以方案要统筹兼顾，满足最主要的和最基本的要求。例如图1-2

所示为拟定的传动方案

图1-1

二、胶带输送机的设计计算

已知条件：输送量Q=450 t/h，输送机长度L=110 m ，倾角β=2°，矿石最大块度αmax= 150mm ，矿石密度γ= 1 t /m3 。

1、确定带速V

带速v 根据带宽和被运物料性质确定，我国带速已标准化，具体选取可参考文献[1]表3-19，由表初步确定带速v=2m / s 。此次设计选用普通胶带。 2、确定带宽B

按给定条件Q=450 t/h，γ= 1 t /m3 ，v=2m /s ，又查文献[1]表3-18，得k=0.95（k 为输送带得倾角系数），输送机的截面图如图2-1。

图2-1

θ一般为θ=20°，α=30°，求出物料断面积A 为

槽角α=30 堆积角θ=20 A=

。

。

Q450

0.066m2

3.6k3.6100020.95

其中Q是输送量 ； r是煤的密度 k由倾角β=2 查表得k=0.95



查文献[1]表3-17，取带宽B= 800mm 。3、求圆周力

Fu=FH+FN+Fs1+Fs2+Fst 1） FH 为主要阻力的计算

FH=fLg2qB+qGcosqR0qRU

其中f 为模拟摩擦因数，是和工作条件有关查文献[1]表3-22 得， f =0.025。 L=110 m 为带的长度， g=9.8 m/s 为重力加速度.

qB-每米为输送带的重量，查文献[1]表3-3，选4 层帆布，上胶6.0 mm ，下胶1.5 mm ， qB=12.1kg/m

qG-每米长度煤的质量 qG

2

Q450

62.5kg/m 3.6v3.62

qRO 为承载分支托辊每米长旋转部分得质量， qRU 为回程分支拖辊每米长旋转部分的质量。

mR0

查文献[1]表3-23 得，mR0 =14kg ，取承载分支拖辊的间距lR0

lR0=1.2m；

mRU

qRU 查文献[1]表3-23 得，取回程分支托辊的间距lRU=3m ；mRU=12kg ，

lRU

由文献（1）表3-23 qR0

qRo=mRo/lRo= 14／1.2=11.67 kg/m

qRu=mRu／lRu=12/3=4 kg/m

所以FH =flg[(2qB+qg)cosβ+qRo+qRu]

=0.025×11×9.8[(2×12.1+62.5) ×0.99+11.67+4]=2757.47N 2）FN -附加阻力的计算

FH+ FN =CFH C为计入附加阻力的系数，查文献[1]表3-25，用插入法得：C=1.85 FH+FN=1.85FH FN =1.85×2757.47－2757.47=2343.85N 3）FS1-特种主要阻力的计算

FS1=FSa+FSb 由于不设群板，故FSb =0， 重载段的计算

FSa 为托辊前倾的摩擦阻力。按重载段为等长三托辊、前倾角ε=2°计算：

Cε为槽形系数，取Cε=0.4（30°槽角）；Uo为承载托辊与输送带间的摩擦系数

取Uo=0.3 Lε=L ε=2°

FSa =Cε×Uo×Lε(qb+qg)g×cosβ×sinε =0.4×0.3×110(12.1+62.5) ×9.8×0.99×0.0349 =336.59N 空载段的计算

FSa = Uo×Lε×qg×g×cosβ×cosε γ=0° 空载段阻力很小可以省略； 因此FS1=FSa+FSb=336.59N 4）FS2-物种附加阻力的计算 FS2=FSc+FSd

由于不设导料板，故FSc=APU3=0

由于没有输送带清扫器， 故FSd=BKα=0 则FS2=0

5）FSt-倾斜阻力的计算

FSt=qg×Hg=qg×l×sinβ= 62.5×9.8×60×sin2°=1282.55N L=60mm倾斜的长度

Fu=FH+FN+Fs1+Fs2+Fst=CFH+Fs1+Fs2+Fst= =2757.47+2343.85+336.59+1282.55=6718.62N 4、求各个点的张力

输送机的布置如下图所示：

按启动时的工况求出F1， F1=

FmaxFU

n

1 u

e1

取n=1.3, U一般为0.4 α带跟带轮的包角取α=180° L总长 f摩擦系数=0.025 π=3.14

1.3

F16718.620.43.14110196.51N

1e

正常运行时各点张力：

空段阻力Fk ，忽略传动部分长度：

FkfLgqBcosqRUfLgqBLgsin21.53N

重段阻力Fzh ：

FzhqBqGfcossinLgqR0Lfg

12.162.50.025cos2sin21109.811.671100.0259.84501.37N

带的各点的张力计算如下：

F5F1=10196.51N

F4F5FZh=10196.51—4501.37=5695.14N F3F4=5695.14N

F2F3Fk=5695.14—21.53=5673.61N 5、校核重度

垂度校核必须分别校核重段垂度和空段垂度，两者都要找出最小张力点。由各点得张力计算值可知，重段最小张力点在位置4；空段最小张力点在位置2。 重段的重度.

Fmin

qBqGglR012.162.59.81.25263.78N

fmax8lR0

0.0258

1.2

通过以上的比较可知：F4Fmin，因此符合要求。

空段的重度

空段垂度所需要得最小张力为：

F'min

qBglRU12.19.83

5333.4N

fmax0.02588lRU3

通过以上的比较可知：F2F'min，因此符合要求。

综上可知：通过校核重段的重度和空段的重度都符合要求

6、校核胶带安全系数

b为带芯强度，根据文献[1]表3-4，取b为560 N /cmg层。

B 胶带宽度 Fmax最大的拉力Fmax=F1

m

bB层数

Fmax



560804

17.5710

10196.51

由上式可知：通过校核胶带安全。 7、拉紧装置设计 张紧装置的作用：

保证输送带在驱动滚筒的绕出端具有足够的张力，使所需的牵引力得以传递，防止输送带的打滑；

保证输送机各点的带条张力不低于一定值，以防止带条在托辊之间过分松弛而引起撒料和增加运动阻力

补偿带条的塑性伸长和过度工况下弹性伸长的变化 为输送带重新接头提供必要的行程。 对张紧装置的要求：

张紧装置应尽量布置在带条张力的最小处

应使带条在张紧滚筒的绕入和绕出方向与滚筒位移线平行，而且施加的张紧力通过滚筒中心 张紧装置的类型以及选用

类型：螺旋拉紧装置 垂直重锤拉紧装置 自动拉紧装置 各类拉紧装置的优缺点比较： 垂直重锤拉紧装置

优点：应用广泛；拉紧装置可以布置在离驱动滚筒不运的无载分支上，所需的重锤重量很小 缺点：增设了两导向滚筒，增加了带条的弯曲次数和带条的磨损，影响带条的使用寿命。 自动拉紧装置

优点：能够使带条具有合理的张力

缺点：结构较复杂，外形尺寸大。对污染较敏感，不利于室外的工作环境。 由于本次输送机属于小型运输机，带长较短，故采用螺纹拉紧装置 1） 螺杆直径的设计

初步选用拉紧装置 参考文献(3)表6-24 拉紧力F=Fa+Fb=9690N

螺杠的材料选择45 号钢，其许用应力160MPa   螺杆:d>=(4F/π[])1/2 =[（4×9690/3.14×160)]1/2=9mm D=20mm

2） 滚筒轴的设计 改向滚筒轴一样 3）滚筒的设计 滚筒直取d=350 mm

三 电动机的选用

按设计要求及工作条件选用Y系列三相异步电动机，卧式封闭结构，电压为380V。 1.电动机容量的选择

根据已知条件由计算得知工作机所需要有效功率

Pw

FUv

=6718.622/1000=13.43 kw 1000

查文献[2]表3-1，设：

c——联轴器效率，c=0.99

g——封闭圆柱齿轮传动效率， g=0.97

b——一对滚动轴承效率，b=0.99

cy——输送机滚筒效率，cy=0.96

4w——输送机滚筒轴至输送带间的传动效率。

2——联轴器效率，2=0.99

3——联轴器效率，3=0.99

估算传动系统总传动效率： =0112233445 式中：01=c=0.99

12=d=0.95=0.95 23=c=0.99

34=bg=0.99×0.97=0.96

45=bg=0.99×0.97=0.96 56=c=0.99

得到传动系统总效率：

0112233445=0.99×0.95×0.99×0.96×0.99=0.85

工作机所需电动机功率：

Pr=

Pw



=13.43/0.85=15.79kw

由文献[2]表3-2 所列Y 系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足Pm ≥ Pr 条件的 电动机额定功率Pm 应取为18.5kw 2．电动机转速的选择

由文献[2]表3-2，选转速970 r/min，电动机型号为Y200L1-6

根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速，查文献[1]表3-12，帆布层数为4 层，胶带取用硫化接头，则取 滚筒直径为D=500mm

n

6000v60002w76.43r/min

2、传动比的分配

IA=NM/N=25

由于带的传动比I0=2

IA=I0×I

I= IA / I0=12.5 I总=I12×I23×I01*I56 I01=1, I56=1

1/2

I34=(1.3I总)=4.03

I45=I总/I12=3.10

3、各轴转速、功率和转矩的计算 0轴 ： N0=NM=1460 P0=PR=15.29KW

T0=9550P0/N0=100.01N.M 1轴： N1=N0 =1460

P1=P0η01=16.25×0.99=15.14kw T1=9550P1/N1=99.03KW 2轴： N2=N1/I12=730

P2=P1η12=15.14×0.95=14.38KW T2=9550P2/N2=188.12N.M 3轴： N3=N2 =730

P3=P2η23=14.28×0.99=14.24KW T3=9550P3/N3=186.29N.M 4轴： N4=N3/ I23=181.14

P4=P3η34=14.24×0.96=13.67KW T4=9550P4/N4=720.7N.M 5轴： N5=N4/I45=58.43

P5=P4η45=13.67×0.96=13.12kw T5=9550P5/N5=2144.38 N.M 6轴： N2=N1/I12=58.43

P2=P1η12=13.64×0.95=13KW T2=9550P2/N2=2118N.M

选电动机型号Y160l1-2, 满载转速2929r/min 4带的设计

选取普通V带型号

根据PC=15.14KW .N1=1460r/min 选用B型普通V带 选用dd1=140mm,且dd1=140mm>ddmin=125mm 大带轮直径dd2=n1* dd1/n2=280mm 取标准值dd2=280mm I=280/140=2

N2=n1/i=730r/min (730-730)/58.8=0％ 在正常范围内 合格 验算带速

V=ｔ* dd1*N1/(60*1000)=10.70M/S 在正常范围内

确定带的基准长度和实际中心距 初定中心距 A0=1500mm

L0=2A0+ｔ/2*( dd1+ dd2)+( dd2- dd1)2/4A0=3662.67mm Ld=3550mm

实际中心距a=a0+ld-l0/2=5140.5mm Amin=a-0.015 Ld=5086.25mm Amax=a+0.03ld=5246.5mm 校验小带轮包角

α=1800-(dd2-dd1)*57.30/a=126.520>1200 确定V带根数

根据dd1=140mm n1=1460r/min P0=2.82kw

Σp0=kb*n1(1-1/ki) kb=2.649*103

根据I=25.36 查ki=1.1373 Σp0=kb*n1(1-1/ki)=0.46kw

长度休整系数kl=1.13 包角系数ka=0.97 Z=pc/kakl( P0+Σp0)=4.25 园整得Z=5

求初拉力及带轮轴上的压力 查得B型普通V带q=0.17kg/m

初拉力F0=500PC(2.5/KA-1)+QV2/ZV=233.30N FQ=2F0ZSINα/2=2076.37N

选用5根B-3550GB带 中心距A=5140.5 mm 带轮直径dd1=140mm dd2=280mm FQ=2076.37N

四 齿轮的计算

1、一级齿轮计算

轴上压力

(1)小齿轮选用45钢调质,硬度为220~250HBS;大齿轮选用45钢正火.硬度170~210HBS;因为是普通减速机,选8级精度,要求齿面粗燥度RA

查表10.11,取K=1.1 小齿轮的齿数Z1=23, Z2=93 取d=1

hlim=560mpa, hlim2=530mpa; sh=1

n1=60hjlh=60*730*1*(10*52*40)=9.11*108 n2=n1/I=2.26x108

查图10.27Zn1=1.1;Zn2=1.02

[h]1=Zn1. lim1/Sh=616MPA [h]2=Zn2. lim2/Sh=540.6MPA

d1>76.43{ kt1(µ+1)/d.N.[h]2}1/3=73.1mm M=D1/Z1=3.18mm

由表10.3取m=3.5mm

(3)d1=mz1=3.5*23=80.5mm d2=mz2=3.5*93=325.5mm b=1*80.5=80.5mm 经b=80mm b1=85mm

a=1/2*m*(z1+z2)=203mm (4)按齿根弯曲疲劳强度校核 齿形系数YF1=2.75 YF2=2.18

应力修正系数 YS1=1.58 YS2=1.80

许用弯曲应力 由图10.25查得 FLIM1=440MPA FLIM2=410MPA 由表10.10查得 SF=1.3 由图10.26查得 YN1=YN2=1 [F]1=YN1*FLIM1/SF=338MPA [F]2=YN2*FLIM2/SF=315MPA

2

F1=(2KT1/BMZ1)YF1YS2=62.3MPA

(5)验算齿轮的圆周速度V

V= π*D1*T4/（60*1OOO）m/s=3.036m/s 选8级精度是合适的 2.级齿轮计算

(1)小齿轮选用45钢调质,硬度为220~250HBS;大齿轮选用45钢正火.硬度170~210HBS;因为是普通减速机,选8级精度,要求齿面粗燥度RA

6

T2=9.55*10P/N2=720.7N.M

载荷系数K

查表10.11,取K=1.1

小齿轮的齿数Z3=23,Z4=72 取d=1

hlim=560mpa, hlim2=530mpa; sh=1

n1=60hjlh=2.26x108 n2=n1/I=7.29x107

查图10.27Zn1=1.1;Zn2=1.18 [h]1=Zn1. lim1/Sh=616MPA

[h]2=Zn2. lim2/Sh=625.4MPA

d1>76.43{ kt1(µ+1)/d.N.[h]2}1/3=107.2mm M=D1/Z1=4.66mm 由表10.3取m=5mm (3)d3=mz3=5*23=115mm d4=mz4=5*72=360mm

b=1*115=115mm b1=120mm

a=1/2*m*(z1+z2)=237.5mm (4)按齿根弯曲疲劳强度校核 齿形系数YF3=2.75 YF4=2.275

应力修正系数 YS3=1.58 YS4=1.75

许用弯曲应力 由图10.25查得 FLIM3=440MPA FLIM4=410MPA 由表10.10查得 SF=1.3

由图10.26查得 YN3=YN4=1 [F]3=YN3*FLIM3/SF=338MPA [F]4=YN4*FLIM4/SF=315MPA

F3=(2KT2/BM2Z3)YF1YS2=11.80MPA

(5)验算齿轮的圆周速度V

V= π*D3*T5/（60*1OOO）m/s=12.91m/s 选6级精度是合适的

五.减速器中轴的设计

第一轴:

(1)由减速器传递的功率属中小功率,选用45钢并经调质处理 [∮-1b]=55 mpa (2)按扭转强度估算轴径

C=118-107

D》c（p/n）1/3=29.60mm

由于轴的最小直径要安装联轴器，所以直径加大3%-5% 所以d1=30.488 查机械手册取d1=35mm -1b]=55 mpa (2)按扭转强度估算轴径 C=118-107

D》c（p/n）1/3=29.60mm

由于轴的最小直径要安装联轴器，所以直径加大3%-5% 所以d1=30.488 查机械手册取d1=35mm (3)轴结构设计

轴的受力分析

lab=2(c+k)+bh1+s+bl1+b=269mm lac= c+k+b/2+bh1/2=69.5mm lbc= lab-lac=199.5mm ft1=2000t3/d1=4628.32N fr1= ft1.tg20=1684.57N RAX=LBC*ft1/LAB=3432.5N RBX= fr1- RAX=1195.82N

MAX= MBX=0 MCX= RAX* lac=238558.75N.mm

RAY=LBC*fR1/LAB=1249.34N RBY= fR1- RAY=435.23N

MAY= MBY=0 MCY= RAY* lac=86805.5N.m

MC= (MCY2+ MCX2)1/2=238537.2N.mm

MCD=（ MC2+（＆T）2）

1/2=238537.2 N.mm

∮= MCD/0.1D13=55.63>55 取D=40MM 所以合格 第二轴:

(1)由减速器传递的功率属中小功率,选用45钢并经调质处理 [∮-1b]=55 mpa (2)按扭转强度估算轴径 C=118-107

D》c（p/n）1/3=46.39mm

由于轴的最小直径要安装联轴器，所以直径加大3%-5% 所以d1=48.66 查机械手册取d1=50mm (3) 轴的受力分析

lab=2(c+k)+bh1+s+bl1+b=269mm lac= c+k+b/2+bn1/2=69.5mm lbc= lab-lac=199.5mm

lbd=n2/2+c+k+bl1/2=89.5mm ft2=2000t2/d2=4428.26N fr2= ft2.tg20=1594.18N ft3=2000t2/d3=12553.9N

fr2= ft2.tg20=4512.2N

RAX=(LBC*ft2+ LBd*ft3)/LAB=7415.7N RBX= ft2+ft3-RAX=9566.46 N

MCX= RAX* lac=504267.6N.mm MdX= RbX* lbd=841848.48N.mm

RAY= LBd*fr3-LBC*fr2/LAB=284.919N

RBY= fr3-fr2- RAY=5821.38 N

MCY= RAY* lac=1694.50N.mm MdY= RbY* lbd=512281.44N.mm

MC= (MCY2+ MCX2)1/2=512281.44 N.mm Md=(MdY2+ MdX2)1/2=841848.48N.mm MCD=（ Md2+（＆T）2）1/2=841843.2 N.mm ∮= MCD/0.1D23=67.34>55 取d=55mm 所以合格

第三轴:

(1)由减速器传递的功率属中小功率,选用45钢并经调质处理 [∮-1b]=55 mpa (2)按扭转强度估算轴径 C=118-107

D》c（p/n）1/3=66.85mm 查机械手册取d4=70mm （3）

lab=2(c+k)+bh1+s+bl1+b=269mm lbc = c+k+b/2+ bl1/2=89.5mm lac = lab- lbc =179.5mm ft4=2000t4/d4=11913.2N

fr4= ft4.tg20=4288.76N

RAX=LBC*ft4/LAB=3897.26N

MAX= MBX=0 MCX= RAX* lac=705403.16N.mm

RAY=LBC*fR4/LAB=1403N

MAY= MBY=0 MCY= RAY* lac=253945.6N.mm

MC= (MCY+ MCX)=749666.59 N.mm 221/2

MCD=（ MC+（＆T））=749666.60 N.mm 221/2

∮= MCD/0.1D1=21.8

所以合格

滚动轴承的选择

第一轴

因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式，类型为深钩球轴承，寿命为LH=24000h，轴承工作转速n=730r/min，ft1=4924.86N

初选滚动轴承6309；基本核定动负荷cr=52800N.; 基本核定静负荷cqr=31800N. 因为无冲击 所以fp=1

Pr= ft1×fp=4924.86N CJS=PRL1/3=52203.5

CJS

d=45 D=100mm B=25mm damim=54mm

第二轴

因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式，类型为深钩球轴承，寿命为LH=24000h，轴承工作转速n=181.14r/min，ft1=13339.2N

初选滚动轴承6411；基本核定动负荷cr=100000N.; 基本核定静负荷cqr=62500N. 3

因为无冲击 所以fp=1

1/3Pr= ft1×fp=13339.2N CJS=PRL=85229.09 N N

CJS

d=55 D=140mm B=33mm damim=67mm

第三轴

因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式，类型为深钩球轴承，寿命为LH=24000h，轴承工作转速n=58.43r/min，ft1=12661.4N

初选滚动轴承6215；基本核定动负荷cr=66000N.; 基本核定静负荷cqr=49500N.

因为无冲击 所以fp=1

1/3Pr= ft1×fp=12661.4N CJS=PRL=55482.25N

CJS

d=75 D=130mm B=25mm damim=84mm

键联接和联轴器的选择

（1） 高速轴（1轴）上键联接和联轴器的选择

工作转距T=186.29N.M 工作转速为730r/min

工作情括系数 K=1.5-2 取K=1.75 就是转距tc=kt=326.0n..m

选tl型弹性套拄销联轴器 选TL7许用转距[T]=500N.M,许用转速[N]=3600r/min tc〈 [T] , n〈[N] 满足要求

选A型普通平键

d=40

初选键L=30 H=8 B=12

进行许用应力校核

ζP=4000T/DHL=77.62〈[ζP]=110MPA η＝2000T/DBL=25.87〈[η]=90MPA

满足要求

（2） 高速轴（2轴）上键联接和联轴器的选择

工作转距T=720.7N.M

选a型普通平键

d=60

初选键L=70 H=11 B=18

进行许用应力校核

ζP=4000T/DHL=62.40〈[ζP]=110MPA η=2000T/DBL=19.07〈[η]=90MPA

满足要求

选a型普通平键

d=60

初选键L=110 H=14 B=22

进行许用应力校核

ζP=4000T/DHL=31.20〈[ζP]=110MPA η=2000T/DBL=9.93MPA〈[η]=90MPA

满足要求

（3） 高速轴（3轴）上键联接和联轴器的选择

工作转距T=2144.38

HLT6型弹性柱销联轴器 GB/T5014-85公称转矩3150N.mm

[n]=2850r/min

选a型普通平键

d=70键L=110 H=12 B=20

进行许用应力校核

ζP=4000T/DHL=92.83〈[ζP]=110MPA η=2000T/DBL=27.84〈[η]=110MPA

选a型普通平键

d=85

初选键L=70 H=14 B=22

进行许用应力校核

ζP=4000T/DHL=102.97〈[ζ]=110MPA η=2000T/DBL=32.76〈[η]=110M

六、传动滚筒轴

1）选择轴的材料确定许用应力

选用45钢并经调质处理，由文献[1]表3.14，查得强度极限sB=650MPa，再由文献[1]表13.2查得许用弯曲应力[s-1b=]60MPa。

2）按扭转强度估算轴径

根据文献[1]表13.1得C=118~107，则

D≥C

=（60.93.2~67.19)mm

考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大3％～5％，取为62.75~70.55mm，由设计手册取标准直径d=70mm.

3）设计轴的结构并绘制草图

①确定各轴段直径

轴段1（外伸端）直径最小d1=70mm；考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进行定位，轴段2上应有轴肩，取d2=75mm；为能顺利地在轴段3上安装轴承，轴段3必须满足轴承内径标准，取轴段3直径d3=85mm；为固定轴段3上的轴承，轴段4应有轴肩，取d4=90mm；用相同方法确定d5=95mm.d6=90mm.d7=90mm

d8=75mm

②确定各轴段的长度

初选轴承参考文献(4)表8.33得型号码6215

确定各轴段的长度.由前计算并参考文献(3)表6.1 L1=170mm. 轴段2 是外伸部分根据文献[6] 表6-1 有关数据估算 L2=90mm L3=212.5mm同理得L7=212.5mm 轴段4 是安 装与滚筒连接的圆板，左右各一个，L4=L6=100mm L5= 650mm

因为滚筒另一端不需要穿透闷盖，所以取L8=25mm

键选参考文献(1)表5.4 普通平键A型键长为140mm

轴的受力简图所示

Lab=1300mm. Lac=225mm. LBD=225mm

③选定轴的结构细节，如圆角、倒角、退刀槽等的尺寸。

按设计结果画出轴的结构草图如图5-5（a）。

4）按弯扭合成强度校核轴径

①画出轴受力图如图5-5（b）所示，图中

图5-5

求轴的支承反力。

RA=RB=F=（F1+F2）/2=10196.51×2／2=10196.51N

②计算轴支反力

FC=FD RA=RB

FC+FD=F1+F2由输送机设计结果知：F1=10196.51N F2=5673.61N 所以， FC=FD=7935N

FC=FD RA=RB

所以，RA= RB=7935N

③作轴的弯矩图、转矩图

MA=MB=0 MC= RA×Lac=7935×225=2099500N.mm

T6=2118N.mm

轴的合成弯矩图、转矩图分别如图5-5（c）所示。

④求出当量弯矩Me

Mce

=1766000N.mm

⑤校核轴强度

轴受载荷最大剖面在齿轮中心C、D处，C、D处受相同载荷，此剖面具有键槽，但可近似用W0.1d43

ceMce2059125160MPa 3W0.10.9

当sB=650MPa时，1b60MPa，因此ce＜1b

由上式可知:得ces1b满足强度要求

5）校核轴的刚度

因为滚筒轴较长，故须进行刚度校核。而且为一般轴，其许用挠度和转角分别为

3max0.0000.0L055043.6.m5 910max0.005

计算轴的实际最大挠度和转角

McLab2

2 max 434LAC524E32

17661.32

24801090.090

324340.22521.39104m〈max

maxMcLabLablAC6 d54

2E32

17661.31.30.2250.00315〈max 40.09028010932

由以上可知：传动滚筒轴的强度和钢度满足要求。

七、改向滚筒轴的设计

1）选择轴的材料确定许用应力

选用45钢并经调质处理，由文献[1]表13.4，查得强度极限b650MPa，再由文献[1]表13.2查得许用弯曲应力1b60MPa。

2）按扭转强度估算轴径

根据文献[1]表13.1得C=118~107，则

D≥C

=（60.93.2~67.19)mm

考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，考虑轴的安全问题，由设计手册取标准直径d=75mm.

3)设计轴的结构并绘制草图

a确定各轴段直径 为能顺利地在轴段1上安装轴承，轴段1必须满足轴承内径标准，取轴段直径d175mm；为固定轴段1上的轴承，轴段2应有轴肩，取d2=82mm；轴段3安装滚筒，取d3=85mm；轴段4为固定滚筒取d490mm；用同样方法确定d5=85mm；d6=82mm；d7=75mm；。

b确定各段轴的长度

轴段1安装轴承（初选深沟球轴承6215），查设计手册取L1=25mm；轴段2是外伸部分，根据文献[6]表6-1有关数据估算L2=212.5mm；轴段3是安装与滚筒连接的圆板，左右各一个，取l3=100mm；用同样方法，取l5=100mm，L6=212.5mm，L4=650mm L7=25mm C选定轴的结构细节，如圆角、倒角、退刀槽等的尺寸。

按设计结果画出轴的结构草图如图5-6（a）。

4）按弯扭合成强度校核轴径

①画出轴受力图如图5-6所示，

Lab=1300mm.Lac=225mm.Lbd=225mm

图5-6

②计算轴支反力

由输送机的设计计算结果可以知道：F8=F1=10196.51N F7=F6=9804.3N FC=FD RA=RB

RA=RB=F=（F7+F8）/2=(10196.5+9804.3)/2=10000.4N

FcFDF8F7 所以，FC=FD=10000.4N

③作轴的弯矩图、转矩图

MAMB0 MC=RA×LAC=10000.4×212.5=2059125N mm

轴的合成弯矩图、转矩图分别如图5-6（c）和（d）所示。

④根据强度条件设计轴

轴受载荷最大剖面在齿轮中心C、D处，C、D处受相同载荷，此剖面具有键槽，但可近似用W0.1d53

ce Mce2059125160MPa 3W0.10.85

d≥32.3mm

根据实际情况取d3=85 mm，因此选用合理

5)校核轴的刚度

因为滚筒轴较长，故须进行刚度校核。而且为一般轴，其许用挠度和转角分别为 x0.0003ma0.0L05043.6.m5 910

max0.005m

计算轴的实际最大挠度和转角

McLab2

2 max 434Lac524E32

2059.1251.32

24801090.085

324340.22521.276104m〈max

maxMcLabLablaC 54

2E32

2059.1251.31.30.2250.00447m〈max 40.08528010932

由以上可以知道：改向滚筒轴的强度和钢度满足要求。

八、传动滚筒轴上滚动轴承的选择

按承载较大的滚动轴承选择其型号。轴承类型选择为深沟球轴承，轴承预期寿命为24000小时。

由前计算结果知：轴承受的径向力Fr=RA=RB=7935N，轴承工作转速N=76.434r/min。 根据文献[4]初选深沟球轴承6215GB/T283—1994，其基本额定负载Cr=66000N，fp为载荷系数，按文献[4]表14.12，取fp=1.5

Pr=Fr×Fp=7935×1.5=11902.5N

对深沟球轴承寿命指数e=3则，

Cjs=Pr×L1/ε=11902.5×(60×2400×76.43/106)1/3=3773.76N

计算轴承的额定寿命L ，ft为温度系数，按文献3表12-4，取ft=1

33ftCr1660006L28.610转 Cjs3773.76

61016667L28.6计算轴承的实际寿命Lh Lh60n76.43466236.转41 0

因Cjs

6215轴承：D=130mm，B=25mm，damin=84mm，Damax=121mm。

九、改向滚筒轴上滚动轴承选择

按承载较大的滚动轴承选择其型号。轴承类型选择为深沟球轴承，轴承预期寿命为24000 小时。由前计算结果知：轴承受的径向力Fr=10000.4N，轴承工作转速n4=76.434r/min。 根据文献[4]初选深沟球轴承6215GB/T283—1994，其基本额定负载Cr=66kN，fp为载荷系数，按文献[4]表14.12，取fp=1.5

Pr=Fr×Fp=10000.4×1.5=15000.6N

对深沟球轴承e=3则，

60Lhn4CjsPrLPr 61011

Cis=48.7kw

因Cjs＜Cr，故6215轴承满足要求。

6215轴承：D=130mm，B=25mmmm，dmin=84mm，Damax=121mm。

十 键和联轴器的选择

1.传动滚筒上联轴器的选择

由前计算结果知:传动滚筒上的工作转矩T6=2118N.m

工作转速为58.8r/min

参考文献（1）工作情况系数K=1.25~1.5取.K=1.4

计算转矩TC=K×T4=1.4×2118=2965.2N.mm

选zL型带制动轮弹性柱销联轴器

参考文献（5）选zL5联轴器 GB/T5015-85

公称转矩4000N.mm

许用转速[n]=4000r/min 因TC

故联轴器满足要求

2．传动滚筒上键的选择

选A型普通平键20×160GB/T 1096—2003

d=70mm，l=170mm，l=170-(5~10)=(165~160)mm

按文献[5]表5-4，初选键20×125 GB/T 1096—203：

b=20mm，h=12mm，l1=160mm，l2=l1-b=140mm。

按文献[5]表5-3，键的许用挤压应力和许用剪切应力分别取为[δp]=110MPa，[η]=90MPa。 分别验算键的挤压强度和剪切强度

δp =4000×T6/dhl=4000×2118／12×140×70=72.04MPa＜[δp]MPa

η=2000×T6/ dbl=2000×2118／20×70×140=21.61MPa＜[η]MPa

键的挤压强度和剪切强度满足要求。

3.传动滚筒轴内键联接的选择

1)键的选用

由前计算知：传动滚筒轴的工作转矩T4=2118N/m

选A型普通平键25×90 GB/T 1096—2003

d=90mm，l=100mm，l=100-(5~10)=(95~90)mm

按文献[5]表5-4，初选键20×125 GB/T 1096—2003：

b=25mm，h=14mm，l1=90mm，l2=l1-b=68mm。

2) 挤压强度和剪切强度

按文献[5]表5-3，键的许用挤压应力和许用剪切应力分别取为[δp]=110MPa，[η]=90MPa。 分别验算键的挤压强度和剪切强度

δp =4000×T6/dhl=4000×2118／14×90×82=86.82MPa＜[δp]MPa

η=2000×T6/ dbl=2000×2118／25×90×82=24.31MPa＜[η]MPa

键的挤压强度和剪切强度满足要求。

4.改向滚筒轴内键联接的选择

1)键的选用

由前计算知：传动滚筒轴的工作转矩T4=2118N/m

选选A型普通平键25×90 GB/T 1096—2003

d=90mm，l=100mm，l=100-(5~10)=(95~90)mm

按文献[5]表5-4，初选键20×125 GB/T 1096—2003：

b=25mm，h=14mm，l1=90m，l2=l1-b=68mm。

2) 挤压强度和剪切强度

按文献[5]表5-3，键的许用挤压应力和许用剪切应力分别取为[δp]=110MPa，[η]=90MPa。 分别验算键的挤压强度和剪切强度

δp =4000×T6/dhl=4000×2118／14×85×82=86.82MPa＜[δp]MPa

η=2000×T6/ dbl=2000×2118／25×85×82=24.31MPa＜[η]MPa

键的挤压强度和剪切强度满足要求。

十一、滚筒中的轴承和减速箱中的轴承的润滑

1、滚筒中轴承的润滑

采用脂润滑

2、减速箱中轴承的润滑

计算大齿轮的圆周速度

V=nπD/(2×60×1000)=242.5×3.14×(92+2) ×4/(2×60×1000)=2.38m/s 因此宜用润滑油润滑轴承

结 论

任何零部件的机构和尺寸，除去考虑它的强度刚度外，还应该综合考虑零件本身及整个部件的工艺性要求、经济性要求、使用要求等才能确定。本设计中，多数零件由计算确定零件的基本尺寸，再通过草图设计决定其具体结构和尺寸；而有些零件（如轴）则是先经初算和绘草图，得出初步符合设计条件的基本结构尺寸，然后再进行必要的计算，根据计算的结果，再对结构和尺寸进行修改的

结束语

通过这次毕业设计，总结和复习大学三年所学知识。使我巩固了我在学校里所学的知识。也使我看到我了我自己的很多不足之处。在这次设计中我学到了很多东西,为我在以后工作中，能更快速地提高专业技术；使自己的实践动手、动笔能力得到锻炼，增强了即将跨入社会去竞争，增添了一份自信心；掌握文献检索、资料查询的基本方法以及获取新知识的能力。毕业设计培养了我严肃认真和实事求是的科学态度。在设计过程中同学之间的互助,使我们的感情培增。

参考文献

参考文献（1）《机械零件设计手册》 主编：吴宗泽 机械工业出版社出版

参考文献（2）《机械设计课程设计》 主编：任金泉 西安交通大学出版社出版

参考文献（3）《带式输送机设计手册》 主编：北京起重运输机机械研究所和 武汉丰凡科技开发有限责任公司 冶金工业出版社出版

参考文献（4）《矿井运输提升》 主编：洪晓华 中国矿业出版社出版

参考文献（5）《联轴器选用手册》 主编：周明衡 化学工业出版社出版

参考文献（6）《机械设计基础》 主编：陈立德 高等教育出版社出版

参考文献（7）《机械零件》 主编：吴宗泽 中央广播电视大学出版社出版

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