發(fā)電廠輸煤系統(tǒng)帶式輸送機畢業(yè)設計【含CAD圖紙、說明書】

本科畢業(yè)論文（設計）發(fā)電廠輸煤系統(tǒng)帶式輸送機設計 學 院 小三號黑體居中（下同）專 業(yè)學 號學生姓名指導教師提交日期 年 月 日2015-JXLW商 丘 工學院 專業(yè)代碼-編號II誠 信 承 諾 書本人鄭重承諾和聲明:我承諾在畢業(yè)論文撰寫過程中遵守學校有關規(guī)定,恪守學術規(guī)范, 此畢業(yè)論文(設計) 中均系本人在指導教師指導下獨立完成 ,沒有剽竊、抄襲他人的學術觀點、思想和成果,沒有篡改研究數(shù)據(jù), 凡涉及其他作者的觀點和材料,均作了注釋 ,如有違規(guī)行為發(fā)生,我愿承擔一切責任,接受學校的處理 ,并承擔相應的法律責任。畢業(yè)論文（設計）作者簽名： 年 月 日 III摘 要本課題主要是發(fā)電廠輸煤系統(tǒng)帶式輸送機的設計，首先對輸送機作了簡單的概述；接著分析了輸送機的選型原則及計算方法；然后根據(jù)這些設計準則與計算選型方法按照給定參數(shù)要求進行選型設計；接著對所選擇的輸送機各主要零部件進行了校核。普通型帶式輸送機由六個主要部件組成：傳動裝置，機尾或?qū)Щ匮b置，中部機架，拉緊裝置以及尾部組件。最后簡單的說明了輸送機的安裝與維護。目前，輸送機正朝著長距離，高速度，低摩擦的方向發(fā)展，近年來出現(xiàn)的氣墊式輸送機就是其中的一個。在輸送機的設計、制造以及應用方面,目前我國與國外先進水平相比仍有較大差距,國內(nèi)在設計制造帶式輸送機過程中存在著很多不足。關鍵詞：帶式輸送機，可調(diào)節(jié)系統(tǒng)，傳動裝置;工作原理 ;選型設計IVAbstractAt first it is introduction about the belt conveyor; then analyzed the selection principle and the calculation method of the belt conveyor; and then according to these design criteria and selection calculation method according to the givenparameters selection design; then check on the choice of conveyor main parts. Consists of six main parts: the ordinary belt conveyor tail drive, or back to the device, the middle frame, tension device and tail assembly. Finally, a simple description of the installation and maintenance of conveyor. At present, the conveyor is moving in a long distance, high speed, low friction direction, in recent years the air cushion belt conveyor is one of them. In the design of the conveyor, the manufacture and the application, at present our country compared with foreign advanced level there are still large gaps in the domestic, in the design and manufacture of belt conveyor in the process there are a lot of defects.Key Words：belt conveyor, adjustable systemV目 錄第 1 章 緒論11.1 帶式輸送機的特點11.2 帶式輸送機的發(fā)展及現(xiàn)狀.1第 2 章 輸煤系統(tǒng)帶式輸送機的設計計算32.1 輸送機的參數(shù)設計.32.2 計算步驟.42.2.1 由帶寬和帶速驗算輸送能力.42.2.2 驅(qū)動圓周力計算.52.2.3 輸送機運行功率計算82.2.4 傳動滾筒合力 nF13第 3 章 驅(qū)動裝置的選用與設計153.1 電機的選用.153.2 減速器的選用.163.3 漸開線斜齒圓柱齒輪設計.163.4 低速級斜齒圓柱齒輪設計計算表.203.5 斜齒輪設計參數(shù)表.23第 4 章 軸的設計計算244.1 Ⅰ軸的結構設計244.2 Ⅱ軸的結構設計264.3 Ⅲ軸的結構設計284.4 校核Ⅱ軸的強度.29第 5 章 帶式輸送機部件的選用345.1 輸送帶.345.1.1 輸送帶的分類345.1.2 輸送帶的連接355.2 傳動滾筒.365.2.1 傳動滾筒的作用及類型365.2.2 傳動滾筒的選型及設計365.2.3 傳動滾筒結構375.2.4 傳動滾筒的直徑驗算385.3 托輥.385.3.1 托輥的作用與類型385.3.2 托輥的選型41VI5.3.3 托輥的校核44第 6 章 防偏裝置的設計46第 7 章 機架的設計47結論48致 謝49參考文獻50第 1 章 緒論1第 1 章 緒論1.1 帶式輸送機的特點帶式輸送機是連續(xù)運輸機的一種，連續(xù)運輸機是固定式或運移式起重運輸機中主要類型之一，其運輸特點是形成裝載點到裝載點之間的連續(xù)物料流，靠連續(xù)物料流的整體運動來完成物流從裝載點到卸載點的輸送。連續(xù)運輸機械可分為以下幾類：（1）有牽引構件的輸送機，如帶式輸送機、斗式提升機、板式輸送機、刮板輸送機、埋板輸送機、懸掛輸送機等；（2）無牽引機構的輸送機，如螺旋輸送機、振動輸送機、滾柱輸送機；（3）流體輸送裝置，如氣力輸送裝置、液力輸送裝置；在綜合機械化采煤工作中，在綜合機械化采煤，快速，向前移動的速度輸送設備，更大比例的槽消除頻率偏移，以總生產(chǎn)時間，也影響了煤炭生產(chǎn)能力，運輸設備可以在槽沿伸長或縮短順槽帶式輸送機是更靈活的。運輸設備采煤工作面輸送機，輸送機橋梁拆除輸送帶沿槽，對煤的充電站或倉運輸槽。帶式輸送機的體長度可根據(jù)需要繼續(xù)探索的工作或是逐漸降低的，電機的額定功率的延伸率不應超過最低限額允許的最大長度；縮短，能降低人體不能合同到目前為止。隨著處理電壓儲存裝置，為了工作和皮帶傳動輥摩擦?？缮炜s帶式輸送機的存儲設備和收縮的多帶回來。當電壓裝置，皮帶輪四類活動對尾膠帶的方向，在尾部，和牽引絞車在時間的縮短，載體，相反，則使整個輸送機伸長。1.2 帶式輸送機的發(fā)展及現(xiàn)狀帶式輸送機自 1795 年被發(fā)明以來，經(jīng)過兩個世紀的發(fā)展，已被電力、冶金、煤炭、化工、礦山、港口等各行各業(yè)廣泛采用。目前帶式輸送機已廣泛應用于國民經(jīng)經(jīng)濟各個部門，近年來在露天礦和地下礦的聯(lián)合運輸系統(tǒng)中帶式輸送機又成為重要的組成部分。主要有：鋼繩芯帶式輸送機、鋼繩牽引膠帶輸送機和排棄場的連續(xù)輸送設施等。這些輸送機的特點是輸送能力大(可達 37500t/h)；輸送距離長，目前單機最長的單機長達 15km；適用范圍廣(可運送礦石、煤炭、巖石和各種粉狀物料，特定條件下也可以運人)；輸送線路可以呈水平傾斜布置，或在水平或垂直方向彎曲布置，因而受地形影響較??；結構簡單、安全可靠、自動化程度高，控制維護檢修容易、爬坡能力大、經(jīng)營費用低由于縮短運輸距離可節(jié)省基建投資。帶式輸送機的發(fā)展歷史就是膠帶輸送機支承件的發(fā)展史,大致可分為三個時期:滑槽支承、托輥支承、非接觸支承。最原始的膠帶輸送機的膠帶在滑槽內(nèi)滑動得不到應用與推廣，因為當時條件下摩擦系數(shù)與膠帶的耐磨性沒有辦法解決。在采用托輥支承后,摩擦系數(shù)減少,膠帶輸送機得到了廣泛應用。但是托輥的數(shù)量以及托輥的維護成為制約膠帶輸送機發(fā)展的最大障礙,特別在高速運輸場合,其缺點更加明顯。20 世紀商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）270、80 年代出現(xiàn)了非接觸式膠帶輸送機采用氣墊、磁墊、液墊的形式,使膠帶與支承件不直接接觸,該種機型大大節(jié)省了金屬材料,降低了生產(chǎn)成本,更適合高速、大運量場合廣泛使用。目前，帶式輸送機的發(fā)展趨勢是：大運輸能力、大帶寬、大傾角、增加單機長度和水平轉彎，合理使用膠帶張力，降低物料輸送能耗，清理膠帶的最佳方法等。帶式輸送機按承載斷面可以分為平形、槽形、雙槽形、波紋擋邊斗式、波紋擋邊袋式、吊掛式圓管形、固定式和移動式圓管形等 8 大類；按驅(qū)動方式分，帶式輸送機又可分為三大類：有輥式、無輥式、直線驅(qū)動方式。綜上所述，帶式輸送機的優(yōu)越性已十分明顯，它是國民經(jīng)濟中不可缺少的關鍵設備。國際互聯(lián)網(wǎng)絡化的實現(xiàn)，又大大縮短了帶式輸送機的設計、開發(fā)、制造、銷售的周期，使其更加具有競爭力。20 世紀 80 年代開始我國的帶式輸送機有了很大發(fā)展，對其關鍵技術研究和新產(chǎn)品的開發(fā)都取得了可喜的成績，輸送機產(chǎn)品系列不斷增多，從定型的SDJ、SSJ、STJ、DT 等系列發(fā)展到多功能、適應特種用途的各種帶式輸送機系列。大運量帶式輸送機及其關鍵技術，關鍵零部件進行了理論研究和產(chǎn)品開發(fā)，應用動態(tài)分析技術與智能化控制技術，研制成功了軟啟動和制動裝置以及 PLC 控制 為核心的電控裝置，并且井下大功率防爆變頻器也已經(jīng)進入研發(fā)，試制階段。進入 90 年代后，隨著現(xiàn)代物流技術的發(fā)展和需要，我國對大傾角上、下運帶式輸送機、可彎曲帶式輸送機、長運距、大運量、多點驅(qū)動帶式輸送機及其關鍵技術 、關鍵零部件進行了理論研究和產(chǎn)品開發(fā)，應用動態(tài)分析技術和中間驅(qū)動與智能化控制等技術 ，雖然我國的帶式輸送機設計工作開展的較晚．但是自上個世紀八十年代后期。我國的帶式輸送機發(fā)展已經(jīng)具有較為巨大的發(fā)展，從而提高了整體工業(yè)化各行各業(yè)的快 速發(fā)展 ．保證了帶式輸送帶傳動裝 置的有消化運行，研制成功了軟起動和制動裝置以及 PLC 控制為核心的電控裝置等，完全可與國際技術相比美，實現(xiàn)了各式帶式輸送機技術的國產(chǎn)化，使帶式輸送機的發(fā)展步入了一個新紀元。第 2 章 輸煤系統(tǒng)帶式輸送機的設計計算3第 2 章 輸煤系統(tǒng)帶式輸送機的設計計算2.1 輸送機的參數(shù)設計某一發(fā)電廠輸煤系統(tǒng)帶式輸送機輸送原煤進行供電，輸送能力 800t/h，物料堆積密度為 0.9t/m3,動堆積角為 30°，最大粒度不超過 300mm，輸送機機長為 150m，提升高度為 4.5m。導料槽長 4.5m。從中可獲取主要參數(shù)：（1）運輸物料：原煤（2）物料特性：最大粒度小于 300 由《連續(xù)輸送機械設計手冊表 1—3 取得》 、散裝密度 0.9t/m3《由連續(xù)輸送機械設計手冊表 1—5 取得》 、動堆積角為 30°（動堆積角一般取 0.7 靜堆積角既 ） 、物料溫度≤50℃????30.457.0（3）工作環(huán)境：露天、粉塵多潮濕（4）輸送機系統(tǒng)和尺寸：機長 150m、高度差 4.5m、輸送能力 Q=800t/h《由連續(xù)輸送機械設計手冊表 1—8》按輸送要求選取。初定設計參數(shù)：（1) 上托輥間距取 1.2m，下托輥間距取 3m。由《由連續(xù)輸送機械設計手冊表2—18》.回程分支托輥一般取 2.5-3.上托輥槽角 35°、前傾 2°，下托輥為平行托輥。上下托輥直徑為 108mm。（2)由表同上 2-38 初選帶速 2.5m/s表 2-1 帶速推薦值表帶速選擇原則：（1）輸送量大、輸送距離長時，應選擇較高的帶速，短距離為提高壽命應選取較低帶速。（2）較長的水平或向上輸送時，應選擇較高的帶速；向下輸送為防止物料落帶速應低。（3）輸送散粒物料時應按表 2-38 選取。（4）輸送成件物品時帶速不應大于 1.25m/s。（5）采用犁式卸料器時，帶速不宜超過 2.5m/s。（6）采用卸料車時，帶速一般不宜超過 3.15m/s。（7）人工配料稱重的輸送機帶速一般取 1.25m/s。商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）42.2 計算步驟2.2.1 由帶寬和帶速驗算輸送能力由物料的輸送能力、動堆積角、上托輥槽角及物料粒度大小參照表 2-39、2-40初選帶寬 B=1000mm。 （由公式 選 1000mm 滿足要求）mB802320???????物料的典型輸送能力 按公式（2-26）計算omI??htvo /3569.028Im????式中：V--帶速 2.5m/s；--物料堆積密度 /m3；kg由表 2-1 織物芯輸送帶規(guī)格及技術參數(shù)選取尼龍帆布帶 NN-100.層數(shù)選取 4.上覆蓋膠厚選取 4.5mm，下覆蓋膠厚選取 1.5mm。由公式（2-19）得輸送機的最大質(zhì)量輸送能力 ：mI(t/h),360Im???s?式中： --輸送帶上物料的最大橫截面積（㎡） ；s--帶速（m/s)；--輸送機的傾角系數(shù)；--被輸送物料的堆積密度（t/m3） ；?由表 2-2 查得 S=0.13348㎡（由帶寬 B=1000mm、動堆積角 30、槽角 35°圖 2-1 等長三輥槽形截面查得：第 2 章 輸煤系統(tǒng)帶式輸送機的設計計算5表 2-2 帶寬參考表帶寬 B=500mm 帶寬 B=650mm 帶寬 B=800mm 帶寬B=1000mm槽 角 λ 動堆積角ρ20°動堆積角ρ30°動堆積角 ρ20°動堆積角 ρ30°動堆積角 ρ20°動堆積角 ρ30°動堆積角 ρ20°動堆積角 ρ30°30° 0.02270.02770.04160.05040.06510.07890.10620.128235° 0.0242 0.0289 0.0442 0.0525 0.0692 0.0822 0.1127 0.133545° 0.0262 0.0303 0.0477 0.0549 0.0747 0.0861 0.1216 0.1396確定 值：?輸送機傾角???72.1504arcsinrsiLH?表 2-3 傾角系數(shù)表傾角(°) 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20k 1.00 0.99 0.98 0.97 0.95 0.93 0.91 0.89 0.85 0.81查表 2-3 傾角系數(shù) =0.999≈1?輸送能力：,360Im??s?)/(2.1089.5.2148. ht???所以綜合計算分析選帶寬 B=1000mm、帶速 2.5m/s 滿足 800t/h 的輸送能力要求。2.2.2 驅(qū)動圓周力計算輸送機的運動阻力包括：主要阻力、附加阻力、特種主要阻力、特種附加阻力和提升阻力五部分。帶式輸送機穩(wěn)定運行時傳動滾筒所需的圓周力等于輸送機各項運行阻力之和即：（2-28）stsNHu FF???21由于長距離帶式輸送機附加阻力明顯小于主要阻力，可用一個系數(shù) c 作為主要阻力的補充，使結果更加準確。(2-29) 由圖 2-55 得 為 1.58HNc由（2-28、2-29）得（2-30）stsFFu???21式中： --圓周力（N） ；商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）6--主要阻力（N） ；HF--附加阻力（N） ；--特種主要阻力（N） ；1s--特種附加阻力（N） ；2--提升阻力（N） ；stF為系數(shù)（考慮附加阻力影響系數(shù)）c主要阻力和特種主要阻力產(chǎn)生于輸送機全長上，附加阻力和特種附加阻力是局部阻力。提升阻力是物料上升和下降產(chǎn)生的阻力與輸送帶的布置有關有正負和零值之分。主要阻力:1）承載分支和回程分支的旋轉阻力，由托輥軸承和密封件的摩擦產(chǎn)生；2)輸送帶在托輥上被壓陷及反復彎曲產(chǎn)生的阻力；3)輸送帶物料的擠搓阻力。附加阻力:1)物料在加速時的慣性阻力和摩擦阻力；2）加料段倒料槽側壁的摩擦阻力；3）滾動軸承阻力；4)輸送帶繞過改向滾筒的彎曲阻力。特種主要阻力:1)前傾托輥產(chǎn)生的摩擦阻力；2)沿輸送機全長布置導料欄板時產(chǎn)生的磨擦阻力；特種附加阻力:1)有清掃器產(chǎn)生的摩擦阻力；2)沿輸送機全長布置導料欄板時產(chǎn)生的磨擦阻力；3)卸料裝置產(chǎn)生的阻力；4)翻轉回程分支輸送帶阻力；5)卸料器產(chǎn)生的阻力。主要阻力可以用一個模擬摩擦系數(shù)用庫倫摩擦定律進行計算：?cos2?????????GBRUOHqqfLgF由于通用帶式輸送機的輸送傾角通常不大于 18°故 所以：1cos??????????f式中： --模擬摩擦系數(shù)。由表 2-41 查得取 0.03；f--機長 150m；L--重力加速度 g=9.81㎡；g由托輥參數(shù)可知上托輥為三輥式前傾槽型托輥，間距為 1.2m，直徑為 108mm，參考（公式 2-5 和表 2-21）得。輥長取 380mm 由（表 2-22 托輥長度與帶速的匹配選定）軸承 6205/C4。下托輥為平行托輥，直徑為 108mm，輥長為 1150mm，軸承同上選取。從《DTⅡ固定型帶式輸送機設計手冊》分別查出上托輥每個輥子旋轉部分質(zhì)量為4.07kg，下托輥為旋轉部分質(zhì)量為 8.4kg。所以：上 )/(18.02.743mkgqRo??下 /u由表 2-1 查得 NN-100 的輸送帶的每層質(zhì)量為 1.02kg/㎡而上覆蓋膠為 4.5mm，Bq第 2 章 輸煤系統(tǒng)帶式輸送機的設計計算7質(zhì)量為 5.10kg/㎡.下覆蓋膠為 1.5mm，質(zhì)量為 1.70kg/㎡。故)/(8.107.50.14mkgqB???????????由公式 2-33 得)/(92638.ImG?所以綜合分析得出主要阻力： )(1.5489.8.102.180.150. NqqfLgFBRUOH ??????? ??????????????特種主要阻力由托輥前傾阻力和導料欄板摩擦阻力組成。（2-34）gLsF?1式中： --托輥前傾阻力（N） ；--導料欄板摩擦阻力（N） ；gL關于本設計三等長托輥中托輥前傾阻力為：（2-35）?????? sinco0gqucFGB??式中： --裝有前傾托輥的輸送長度；--托輥與輸送帶間的摩擦系數(shù)取 0.3-0.4；0u--槽型系數(shù)，當槽角 =30°時 =0.4.當槽角 =45° =0.5；?c??c??c--為輸送機傾角；?--托輥軸線相對于輸送帶縱向軸線的前傾角；由（2-35）帶入數(shù)據(jù)得： ??)(7.8062sin7.1co8.9.1053.40 NF ??????由（2-37）得導料欄板摩擦阻力：)(9.241.56.35.406. 322312bvglIgL ???????式中： --物料與導料欄板間摩擦系數(shù)取 0.5-0.7；2--體積輸送能力（ ） ；vIhm/--輸送帶速度（m/s） ；--裝有導料欄板的輸送區(qū)段長度（m） ；l--導料欄板內(nèi)部寬度（m） ；1b--輸送物料堆積密度（ ） ；?3/t綜上所述特種主要阻力由（2-34）得：)(6.149.627.801 NFgLs ????特種附加阻力包含清掃器阻力( )、犁式卸料器阻力( )、局部布置的導料rFaF欄板阻力( )和卸料裝置阻力（ )。根據(jù)公式（2-38）得:gL' xgLars'2在本次輸煤系統(tǒng)帶式輸送機設計中由原始數(shù)據(jù)分析可知忽略卸料裝置和局部導料商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）8欄板可以得出 。0?xgLaF而清掃器阻力 按照公式（2-39）得:r3?PSq式中 --輸送帶與清掃器接觸面積（ ） ；由本題設計分析可知需一個頭部清2m掃器和空段清掃器所以 ；如下表 1 所示；)(03.)1(.01.q????--清掃器與輸送帶之間的壓力一般為 ；244/0~mN?--輸送帶與清掃器之間的摩擦系數(shù)一般取 0.5 到 0.7 之間，取 0.6；3?表 2-4 導料槽欄板內(nèi)寬、刮板與輸送帶接觸面積刮板與輸送帶接觸面積 A/m 2帶寬 B/mm導料欄板內(nèi)寬/m1b頭部清掃器 空段清掃器500 0.315 0.005 0.008650 0.400 0.007 0.01800 0.495 0.008 0.0121000 0.610 0.01 0.0151200 0.730 0.012 0.0181400 0.850 0.014 0.021選用上述參數(shù)初步計算得： )(1406.083.4NPSFrq ????所以特種附加阻力 )(1402Nrs?提升阻力按照（2-27）得： gHGst?式中 --每米長度物料的質(zhì)量 ；Gq)/(mk--提升高度（ m） ；H--重力加速度，取 9.81 ；gs/2所以 )(5.39481.549. NFGst ????將以上幾節(jié)算得數(shù)據(jù)帶入上式（2-30）得：FcstusH?21)(8.1.206.3.58.?2.2.3 輸送機運行功率計算傳動滾筒軸功率 計算AP傳動滾筒軸按公式（2-50）得:)(5.38)(05.28149kWvFuA ???電動機功率計算對于需要正功率的輸送機電機所需功率按公式（2-51）得： '?PAM第 2 章 輸煤系統(tǒng)帶式輸送機的設計計算9式中： --電機軸所需功率（kW） ；PM--傳動系統(tǒng)效率，不同傳動系統(tǒng)系統(tǒng)值不同；由表 2-5 分析得?表 2-5 傳動系統(tǒng)效率表式中 --一般在 0.85-0.95 之間式中 --聯(lián)軸器效率：?21??1每個機械式聯(lián)軸器為： =0.98；液力耦合器為： =0.96；1--減速器傳動效率；2二級減速器為： ；96.0)8.90(2??三級減速器為： ；4??--電壓降系數(shù)，一般取 0.90-0.95；'?--多機驅(qū)動功率不平衡系數(shù)，一般取 0.90-0.95，單電機驅(qū)動時取 。' 1'??綜合上述分析得：kWPAM 89.4519.046.98053' ?????選配電機功率為 45.89kW，按照《DTII（A)型帶式輸送機設計手冊》表 17-1 選取電動機型號為 Y250M-4，N=55kW。2.2.4 輸送帶張力計算作用在輸送帶的張力是沿輸送機全長是變化的，取決于線路布置、傳動滾筒數(shù)量和位置、輸送機工作情況。另一方面考慮到輸送帶自身強度和輸送帶張力對其他零部件的影響，所以張力要盡可能的小，同時考慮到輸送機正常運作，輸送帶的張力必須滿足以下兩個條件：（1）輸送帶在傳動滾筒上不打滑條件。輸送帶應具備足夠預張力，保證傳動滾筒的圓周力通過摩擦力傳到輸送帶，在各種工況下傳動滾筒與輸送帶之間不發(fā)生打滑現(xiàn)象。 （2）最小垂度條件輸送帶應具有足夠的張力，保證輸送帶在任意兩組承載托輥之間的最大垂度小于一定值。輸送帶下垂度校核：按輸送帶允許最大垂度計算最小張力承載分支按公式（2-54）得：商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）10??max08hgqTGB??)(6.1482.91.2. N????式中： --承載分支托輥間距（m） ；0a--（輸送帶許用最大垂度通常取 ） ；.)(xh ??01.max?h--每米長度輸送帶的質(zhì)量（kg/m） ；Bq--每米長度物料的質(zhì)量（kg/m） ；G對于回程分支中：??max8hgqTBnu?)(5.4021.903N???式中相同符號同上所示。輸送帶不打滑條件校核：在傳動滾筒上圓周力通過摩擦傳送給輸送帶如下圖所示，工作時保證傳動滾筒與輸送帶之間不打滑，則滾筒繞出端輸送帶的最小張力 應滿足公式（2-53）：2T圖 2-2 作用于輸送帶的張力11maxin2 ??????????eFkeFTuAu)(0.653.285496.1N?在上式中： （滿載輸送機啟動制動穩(wěn)定工況下的最大圓周力（N） ；uAuk?max--啟動系數(shù)一般取 1.3-1.7；--圓周力（N)；uF--傳動滾筒與輸送帶之間摩擦系數(shù)，結合表 2-6 選取 ；? 25.0??--輸送帶在傳動滾筒上的圍包角（ 弧度 ）? )2.4~8(?????4~16式中取 ；??210第 2 章 輸煤系統(tǒng)帶式輸送機的設計計算11--尤拉系數(shù)，結合表 2-6 選取，由選取可知為 2.5。??e表 2-5 傳動滾筒和輸送帶之間的摩擦系數(shù)表 2-6 尤拉系數(shù)由 計算各點張力忽略附加阻力可得 點張力：)(0.1653min2NT? 6T??rBRuFHgqfLg???2??1408.95.108.21.950. ????)(648)(618093N?所以取 =16530N 可得穩(wěn)定運行工況下輸送帶最大張力：2T)(.394.6maxFu???輸送帶層數(shù)計算：輸送帶層數(shù)按公式 2-68 計算得商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）12（層）19.3018.4max????BnTZ式中： --穩(wěn)定工況下輸送帶安全系數(shù)由表 2-5 選??；n--帶寬（mm） ；--輸送帶縱向扯斷強度（N/(mm 層） ；按表 2-3 取 4 層，與初選相同。 校核輥子載荷：承載分支公式（2-6）計算得：承載分支托輥:gqIeaPBm?????????6.30式中： --承載分支托輥靜載荷（N） ；0P--輥子載荷系數(shù)，見表 2-23；e--承載分支托輥間距(m)；0a--質(zhì)量輸送量（t/h） ；mI--帶速（m/s)；?--每米長度輸送帶質(zhì)量（kg/m） ；Bq)(6.93810526.381.0 NP???????????從《DTII（A)型帶式輸送機設計手冊》可知上輥長 380mm，直徑 108mm，軸承6205/C4 承載能力為 2270N，所以能滿足要求?；爻谭种О垂剑?-7）)(2.3081.9031NgqeaPBu???式中： --由表 2-23 取 1；由上式手冊查取下輥長 1150mm，直徑 108mm。 ，軸承 6205/C4 承載能力 1230N，能夠滿足要求。動載計算：承載分支托輥按公式（2-8）：adsfpP0'?所以滿足要求。)(270)(.163.2.1693 N???式中: --承載分支托輥靜載荷（N） ；0--由表 2-24 查得取 1.2；sf--由表 2-25 查得取 1.32；d--由表 2-26 查得取 1.1；af第 2 章 輸煤系統(tǒng)帶式輸送機的設計計算13回程分支按公式（2-9）得所以也滿足要求。)(1230)(7.4130' NfpPasu ????各特性點張力：由計算出來的不打滑條件可知傳動滾筒奔離點的最小張力為16530N，在此令 就滿足了空載邊垂度條件；uTNS?651Ft 943022??9780.3????NFqgLfSrBRUi216105.8.21.5.9784 ???64503. S???867S29.89??NFqgLf rBRUi2645140501.043.110? ????1210175. SS?N6.8923 ?所以滿足承載邊保證下垂度最小張力要求。拉緊裝置重錘質(zhì)量計算：對于垂直框架重錘拉緊裝置：????????????HqfLqgeFGBhRuBu)1(.2max??)(6.8485.210953.)82.0(.957k ?????2.2.4 傳動滾筒合力 nF各改向滾筒合力根據(jù)各類側型輸送機改向滾筒所處的位置分別確定，為減少改向滾筒品種，一般相同直徑的改向滾筒總是取完全一樣的型號。 min2axun??kN7.5.73116507.24??由得出的 查《DTII（A)型帶式輸送機設計手冊》表 6-1 得選傳動滾筒直徑nFD=800mm,輸送機代號為 10080.1，許用合力 73kN，滿足上述要求。傳動滾筒扭矩公式： 20maxaxDFMu?商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）14mkN?????1287.920.4671初選規(guī)格滿足要求，輸送機代號為 10080.1，傳動滾筒圖號為：DTII（A）100A107.由輸送機代號和電動機功率查表《DTII（A)型帶式輸送機設計手冊》7-1 驅(qū)動裝置選擇表得：驅(qū)動裝置組合號為 565，根據(jù)組合號查表 7-3 驅(qū)動裝置組合表可知驅(qū)動裝置各部件型號， （電機 液力耦合器 ，制動器 ,4250?MY4502YOXI315?YWZ減速器 再從表 7-6 驅(qū)動裝置與傳動滾筒組合表查得低速軸聯(lián)軸器型號及2531?DCY尺寸 l。第 3 章 驅(qū)動裝置的選用與設計15第 3 章 驅(qū)動裝置的選用與設計帶式輸送機的負載是一種典型的恒轉矩負載，而且不可避免地要帶負荷起動和制動。電動機的起動特性與負載的起動要求不相適應在帶式輸送機上比較突出，一方面為了保證必要的起動力矩，電機起動時的電流要比額定運行時的電流大 6～7 倍，要保證電動機不因電流的沖擊過熱而燒壞，電網(wǎng)不因大電流使電壓過分降低，這就要求電動機的起動要盡量快，即提高轉子的加速度，使起動過程不超過 3～5s。驅(qū)動裝置是整個皮帶輸送機的動力來源，它由電動機、偶合器，減速器 、聯(lián)軸器、傳動滾筒組成。驅(qū)動滾筒由一臺或兩臺電機通過各自的聯(lián)軸器、減速器、和鏈式聯(lián)軸器傳遞轉矩給傳動滾筒。減速器有二級、三級及多級齒輪減速器，第一級為直齒圓錐齒輪減速傳動，第二、三級為斜齒和直圓柱齒輪降速傳動，聯(lián)接電機和減速器的連軸器有兩種，一是彈性聯(lián)軸器，一種是液力聯(lián)軸器。為此，減速器的錐齒輪也有兩種；用彈性聯(lián)軸器時，用第一種錐齒輪，軸頭為平鍵連接；用液力偶合器時，用第二種錐齒輪，軸頭為花鍵齒輪聯(lián)接。傳動滾筒采用焊接結構，主軸承采用調(diào)心軸承，傳動滾筒的機架與電機、減速器的機架均安裝在固定大底座上面，電動機可安裝在機頭任一側。根據(jù)情況而定。3.1 電機的選用電動機額定轉速根據(jù)生產(chǎn)機械的要求而選定，一般情況下電動機的轉速不低500r/min，因為功率一定時，電動機的轉速低，其尺寸愈大，價格愈貴，而效率低。若電機的轉速高，則極對數(shù)少，尺寸和重量小，價格也低。本設計皮帶機所采用的電動機的總功率為 65.3kw，所以需選用功率為 37kw 的電機兩臺。擬采用 YB225S－4 型電動機，該型電機轉矩大，性能良好，可以滿足要求。查《機械設計實用手冊》第二版，它的主要性能參數(shù)如下表： 表 3-1 YB225S－４型電動機主要性能參數(shù)滿載電動機型號 額定功率kw 轉速 r/min 電流 A 效率％功率因數(shù)cos?YB225S-4 37 1480 69.8 91.8 0.87起動電流/額定電流起動轉矩/額定轉矩最大轉矩/額定轉矩重量 kg7.0 1.9 2.2 360商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）163.2 減速器的選用已知輸送帶寬為 500 ，查《運輸機械選用設計手冊》表 2－77 選取傳動滾筒m的直徑 D 為 500 ，則工作轉速為：=76.39r/min60.1.5wvn???已知電機轉速為 =1480 r/min ，mn則電機與滾筒之間的總傳動比為：=19.3739.761480wmni3.3 漸開線斜齒圓柱齒輪設計（一）高速級斜齒圓柱齒輪設計計算表表 3-2 高速級斜齒圓柱齒輪設計計算表項目 計算（或選擇）依據(jù) 計算過程 單位 計算（或確定）結果1．選齒輪精度等級 查[1]表 10-8 選用 7 級精度 級 72．材料選擇 查[1]表 10-1小齒輪選用 45 號鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度為 250HBS大齒輪選用 45 號鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度為 220HBS小齒輪250HBS大齒輪220HBS3．選擇齒數(shù)Z)40~2(1?Zi1U241?Z取 8357.9.2?取 .4U個12Z＝91?3.458U4．選取螺旋角 β 20~8＝?取 14＝?度 14＝?5．按齒面接觸強度設計（1）試選 Kt 7.13＝tK取 1.6＝tK1.6＝tK(2)區(qū)域系數(shù)ZH由[1]圖 10-30 43.2＝HZ 43.2＝HZ（3）εa由[1]圖 10-26 查得 εa1=0.77 εa2=0.871.64??21?? 1.64???(4)計算小齒輪傳遞的轉矩 T1查表 1 4108.9?TNmm4108.9?T(5)齒寬系數(shù)Фd 由[1]表 10-7 5.~7?d? 1.0?d?(6)材料的彈性影響系數(shù)ZE由[1]表 10-6 8.19EZ21MPa8.9EZ第 3 章 驅(qū)動裝置的選用與設計17(7) 齒輪接觸疲勞強度極限 limH?由[1]圖 10-21c由[1]圖 10-21ｄ550?1limH?5402 MPa55?1limH?0542li0（8）應力循環(huán)次數(shù) N 由[1]式 10-13 81057.9)63(36????hLjnN812./U8157.9??N2（9）接觸疲勞強度壽命系數(shù) KHN由[1]圖 10-19 KHN1 =1.05KHN2 =1.12 KHN1 =1.05KHN2 =1.12（10）計算接觸疲勞強度許用應力[σH]取失效概率為１％，安全系數(shù)為S=1，由[1]式 10-12 得??5.7105.1lim1???SKHNH???8.60412.2lim2??SHNHMPa=(577??H?.5+604.8)=591.15（11）試算小齒輪分度圓直徑 td1按[1]式（10－21）試算3211)][(HEdtt ZuTk???????03.5)198.4.2(59.3160.324??? ??mm =53.03td1（12）計算圓周速度 v 106??ndt?54.1068.4.??ndvt?m/s 1.54?v（13）計算齒寬 B 3.5.?tdbB1=60B2=55 mmB1=60B2=55（14）模數(shù)ntm14.2cos0.31???Ztnt?h = 2.25mnt =2.25×2.14=4.815b/h =53.03/4.815=11.01 度mnt =2.14h = 4.815b/h =11.01（15）計算縱向重合度 ??εβ= 0.318φdz1tanβ 903.114tan28?????1.903???商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）18（16）計算載荷系數(shù) K由[1]表 10-2 查得使用系數(shù) 1?AK根據(jù) v=1.54 m/s，７級精度，由[1]圖１０－８查得動載荷系數(shù) 1.08?V由[1]表１０－４查得KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2) φd2+0.23×10-3b=1.420由[1]圖１０－１３查得 KFβ=1.33假定 ，由[1]表１０－３查得mNdFtA/10?1.4??H故載荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ=1×1.08×1.4×1.42=2.15K=2.15（17）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑由[1]式 10-10ａ 52.86.1/203.33???ttKdm58.52?1d（18）計算模數(shù) nm1coszdn??7.4cos?nmmm 2.37n6．按齒根彎曲強度設計（1）計算載荷系數(shù) K K=KAKVKFαKFβK=1×1.08×1.4×1.33=2.01 K=2.01（2）螺旋角影響系數(shù) ?Y根據(jù)縱向重合度εβ= 1.903 ，從[1]圖 10-28 0.88??Y 0.88??Y（3）計算當量齒數(shù) ZV ?3coszv? 30.2614cos331??zv 9.8332??zv =26.301vz=90.942（4）齒形系數(shù) YFa 由[1]表１０－５YFa1=2.591YFa2=2.198YFa1=2.591YFa2=2.198（5）應力校正系數(shù) YSa 由[1]表１０－５ YSa1=1.597YSa2=1.781 YSa1=1.597YSa2=1.781（6）齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE?由[1]圖 10-20b由[1]圖 10-20c400?1FE?3502MPa400?1FE?3502（7）彎曲疲勞強度壽命系數(shù) 1FNK由[1]圖 10-18利用插值法可得0.901FNK0.9520.901FNK0.952第 3 章 驅(qū)動裝置的選用與設計19（8）計算彎曲疲勞許用應力[σF]取彎曲疲勞安全系數(shù) S＝1.3，由式10-12 得92.763.1409][11??SKFENF?.5.5][2FEF MPa92.76][1?F?52（9）計算大小齒輪的并加][FSaY?以比較??015.92.761??FSaY?382結論：大齒輪的 系數(shù)較大，][FSaY?以大齒輪的計算＝0.0][FSaY?153（10）齒根彎曲強度設計計算由[1]式 10-17=1.743213cos[]FSndKTYmZ???????mm1.743?nm結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) 大于由齒根彎曲疲勞強度計算nm的法面模數(shù)，取 ＝2 mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d1=58.52 mm 來計算應有的齒數(shù)。于是由取 29，則 Z2 = Z1×i 齒 1 =29×3.59=104.11 取,39.814cos5.8cos1???nmdz??1zZ2 =1043．幾何尺寸計算（1）計算中心距 a ?cos2)(1nmz??=137.1??4cos2)0(a將中心距圓整為 137mm a=137（2）按圓整后的中心距修正螺旋角βzn)(ar1 因 值8.137)9(r????改變不多，故參數(shù) 、 、??K等不必修正。HZ度 13.88?（3）計算齒輪的分度圓直徑 d ?cosnzm?4.598.13cos2?d602??mm 59.741d214.26?2（4）計算齒輪的齒根圓直徑 df .5fnd?由74.5. .1??nfm26.09.2.1??fdmm 54.741f209.26d（5）計算齒輪寬度 Bb = φdd1b=1.0×59.74=59.74圓整后?。築1 =65B2 =60mm B1 =65B2 =60商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）20（6）驗算NdTFt 6.328474.5910821???mmNbKtA /10/9./.63?所以合適3.4 低速級斜齒圓柱齒輪設計計算表表 3-3 低速級斜齒圓柱齒輪設計計算表項目 計算（或選擇）依據(jù) 計算過程 單位 計算（或確定）結果1．選齒輪精度等級 查[1]表 10-8 選用 7 級精度 級 72．材料選擇 查[1]表 10-1小齒輪選用 45 號鋼（調(diào)質(zhì)處理） ，硬度為 250HBS大齒輪選用 45 號鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度為 220HBS小齒輪250HBS大齒輪220HBS3．選擇齒數(shù) Z)40~2(3?4i3U253?Z70,697.4取?80U個253?Z704U=2.84．選取螺旋角β 20~8＝?取 14＝?度 14＝?5．按齒面接觸強度設計（1）試選 Kt .1＝tK取 1.6＝tK1.6＝tK（2）區(qū)域系數(shù)ZH由[1]圖 10-30 43.2＝HZ43.2＝HZ（3） ??由[1]圖 10-26 查得30.78a??εa4=0.88=0.78+0.88=1.66?? 1.66???(4)計算小齒輪傳遞的轉矩 TⅡ 查表 151042.3???TNmm 51042.3??T(5)齒寬系數(shù)Фd 由[1]表 10-7 ~7d?1.0d?(6)材料的彈性影響系數(shù) ZE 由[1]表 10-6 8.9EZMPa1/2 8.9?EZ(7) 齒輪接觸疲勞強度極限 limH?由[1]圖 10-21c由[1]圖 10-21ｄ 550?1limH?5402MPa5501limH?5402（8）應力循環(huán)次數(shù) N 由[1]式 10-1383067.??hLjnN72415.9?齒i 83067.?N7415.9?（9）接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN由[1]圖 10-19 KHN1 =1.08KHN2 =1.14 KHN1 =1.08KHN2 =1.14第 3 章 驅(qū)動裝置的選用與設計21（10）計算接觸疲勞強度許用應力[σH]取失效概率為１％，安全系數(shù)為 S=1，由[1]式１０－１２得[σH]3= 3limHNKS??594??6.154li4?H8.042.94][][43??H??MPa=604.8][H?（11）試算小齒輪分度圓直徑 td3按[1]式（10－21）試算 53.80)][(1232????HEdtt ZuTk???mm ＝80.53td3（12）計算圓周速度 v 062??nvt?6.1028.54.??vm/s =0.65v（13）計算齒寬B 53.83?db?B3=85B4=80 mmB3=85B4=80（14）模數(shù) ntm1.cos3Ztt?h = 2.25mnt =2.25 3.13＝7.04b/h =80.53/7.04=11.44度 ＝3.13ntmh ＝7.04b/h =11.44（15）計算縱向重合度 ??εβ= 0.318φdz3tanβ＝0.318 1.0 25an14??=1.98 =1.98??（16）計算載荷系數(shù) K由[1]表 10-2 查得使用系數(shù) 1?AK根據(jù) v=0.65s，７級精度，由[1]圖１０－８查得動載荷系數(shù) 1.1?V由[1]表１０－４查得KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2) φd2+0.23×10-3b=1.43由[1]圖１０－１３查得 KFβ=1.35假定 ，由[1]表１０－３查得mNdFKtA/10?1.4??H故載荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ=1 1.1 1.4 1.43=2.20?K=2.20（17）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑 d3由[1]式 10-10ａ 5.896.1203.33??ttKdm89.55?3d（18）計算模數(shù)nm3coszdn??=3.483coszmn?mm =3.48n商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）226．按齒根彎曲強度設計（1）計算載荷系數(shù) K K=KAKVKFαKFβ K=1.0 1.1 1.4 1.35?=2.079 K=2.079（2）螺旋角影響系數(shù) ?Y根據(jù)縱向重合度εβ=1.981]圖 10-28 0.88??Y0.88??Y（3）計算當量齒數(shù) ZV 3coszv?37.2cos3zv6.4??v =27.373vz76.634（4）齒形系數(shù)YFa 由[1]表１０－５YFa3=2.563YFa4=2.227YFa3=2.563YFa4=2.227（5）應力校正系數(shù) YSa 由[1]表１０－５YSa3=1.604YSa4=1.763YSa3=1.604YSa4=1.763（6）齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE?由[1]圖１０－２０b由[1]圖１０－２０ｃ400?3FE?3504MPa400?3FE?3504（7）彎曲疲勞強度壽命系數(shù) NK由[1]圖１０－１８ 0.923NK0.964F0.923NK0.964F（8）計算彎曲疲勞許用應力[σF]取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.3，由式１０－１２得??3681092.3??SFE???361509.44SKFENFMPa?3][F?368 4336（9）計算大小齒輪的并加以][FSaY?比較012.8.2][3??FSaY?結7.6.4Sa論：大齒輪的 系數(shù)較][FSa大，以大齒輪的計算=][FSaY?0.0117（10）齒根彎曲強度設計計算由[1]式１０－１７ 37.2][cos232????FSdnYZKTm????=2.37nm結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) 大于由齒根彎曲疲勞強度計算nm的法面模數(shù)，取 ＝2.5 已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d3=89.55 應有的齒數(shù)。于是由 76.345.21cos89cos3 ????nmdZ?第 3 章 驅(qū)動裝置的選用與設計23取 35 ，則 Z4 = Z3×i 齒 2 =35*2。8=98 取 Z4 =98?3z3．幾何尺寸計算（1）計算中心距 a ?cos2)(43nmza??34.17cos25.)983(????a將中心距圓整為 171mm =171a（2）按圓整后的中心距修正螺旋角 βazn)(r43 因??5.13.2)(r值改變不多，故參數(shù) 、??、 等不必修正。?KHZ度 54.13??（3）計算齒輪的分度圓直徑 d ?cosnzm?0.914cos2*3??d584mm 90.003d252.00?4（4）計算齒輪的齒根圓直徑df2fnd??7.3.2*5.3???nfm5.4.0.24fdmm 83.753fd=245.754（5）計算齒輪寬度 B b = φdd3=1.0*90.00=90.00圓整后?。築3 =95B4 =90mm B3 =95B4 =90（6）驗算NdTFt 760.91*42352??mmbKtA /10/4.8/0.76?故合適3.5 斜齒輪設計參數(shù)表表 3-4 斜齒輪設計參數(shù)表傳動類型 模數(shù) 齒數(shù) 中心距 齒寬 螺旋角高速級斜齒圓柱齒輪 2nm?91Z042mm137?amm651?Bm02?8.13?低速級斜齒圓柱齒輪 5.n384 93454.商丘工學院本科畢業(yè)設計（論文）24第 4 章 軸的設計計算4.1 Ⅰ軸的結構設計1． 選擇軸 的材料及 熱處理方法查 [1]表 15-1 選擇軸的材料為優(yōu)質(zhì)碳素結構鋼 45；根據(jù)齒輪直徑 ，熱處m10?理方法為正火。2．確定軸的最小直 徑查 [1] 的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式：370Pmm??39.2~.785.369)10~2(.15931036 ????nPAd?再查 [1]表 15-3， 考慮鍵：因為鍵槽對軸的強度有削弱作用，開有一個鍵槽，所以軸的軸徑要相應增大 %7~5mm)3.20.9(?d3．確定各軸 段直徑并填于下表 內(nèi)表 4-1 各軸段數(shù)據(jù)表名稱 依據(jù) 單位 確定結果1dmm)73.2~0.9(?d且由前面的帶輪的設計可得，帶輪的孔徑為 30，mm)(＝ 301m＝ 301d2d34~.230*)1.7.0(*??dd查 [2]表 7-12 35?235?2d3d因為 處裝軸承，所以只要3d＞ 即可，選取 7 類軸承，查 32[2]表 6-6，選取 7208AC，故 ＝403dm＝403d4d48~6.5)1.0(4???46?45d由于是齒輪軸所以等于高速級小齒輪的分度圓直徑： m7.95md7.59640?36d 40?6