皮带输送机设计毕业设计.doc

毕业设计 课题名称：DT-（）皮带输送机设计（输送带部分） 目录目录 1 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 2 DT-DT-（）胶带输送机设计（输送机部分）胶带输送机设计（输送机部分） 3 摘要：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：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-（）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 4 一、传动系统的方案设计、传动系统的方案设计 1.1.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=2，矿石最大块度max= 150mm ，矿石密度 = 1 t /m3 。 1、确定带速、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、确定带宽 B 按给定条件Q=450 t/h，= 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。 5 图2-1 一般为=20，=30，求出物料断面积A 为 槽角 =30。 堆积角 =20。 2 450 A=0.066 3.63.6 1000 2 0.95 Q m k 其中 Q 是输送量 ； r 是煤的密度 k 由倾角 = 查表得 k=0.95 2 查文献1表 3-17，取带宽 B= 800mm 。 3、求圆周力、求圆周力 Fu=FH+FN+Fs1+Fs2+Fst 1） FH 为主要阻力的计算 HBG0F =fLg2q +qcosRRUqq 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/ 为重力加速度. 2 s 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 450 62.5/ 3.63.6 2 G Q qkg m v 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。 查文献1表 3-23 得， =14kg ，取承载分支拖辊的间距 0 0 0 R R R m q l 0Rm =1.2m；0Rl 查文献1表 3-23 得，=12kg ，取回程分支托辊的间距=3m RU RU RU m q l RUmRUl ；由文献（1）表 3-23 6 qRo=mRo/lRo= 141.2=11.67 kg/m qRu=mRulRu=12/3=4 kg/m 所以 FH =flg(2qB+qg)cos+qRo+qRu =0.025119.8(212.1+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 =1.852757.472757.47=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 =2计算： C 为槽形系数，取 C=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 L=L =2 FSa =CUoL(qb+qg)gcossin =0.40.3110(12.1+62.5) 9.80.990.0349 =336.59N 空载段的计算 FSa = UoLqggcoscos =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=BK=0 则 FS2=0 5）FSt-倾斜阻力的计算 FSt=qgHg=qglsin= 62.59.860sin2=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、求各个点的张力 输送机的布置如下图所示：输送机的布置如下图所示： 7 按启动时的工况求出F1， F1= max1 1 U u n FF e 取 n=1.3, U 一般为 0.4 带跟带轮的包角取 =180 L 总长 f 摩擦系数=0.025 =3.14 0.4 3.14 1.3 16718.62110196.51 1 FN e 正常运行时各点张力： 空段阻力Fk ，忽略传动部分长度： cossin21.53kBRUBFfLgqq fLgq LgN 重段阻力Fzh ： 0cossinBGRFzhqqfLgq Lfg 12.1 62.50.025 cos2sin2110 9.8 11.67 110 0.025 9.8 4501.37N 带的各点的张力计算如下： =10196.51N51FF =10196.514501.37=5695.14N45ZhFFF =5695.14N34FF =5695.1421.53=5673.61N23kFFF 5、校核重度校核重度 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. 0 0 12.1 62.59.8 1.2 min5263.78 max0.025 88 1.2 BGR R qqgl FN f l 。4minFF通过以上的比较可知：，因此符合要求 空段的重度 空段垂度所需要得最小张力为： 12.1 9.8 3 min5333.4 max0.025 88 3 BRU RU q gl FN f l 。2minFF通过以上的比较可知：，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 8 6、校核胶带安全系数、校核胶带安全系数 为带芯强度，根据文献1表 3-4，取为 560 N /cmg 层。 bb B 胶带宽度 Fmax 最大的拉力 Fmax=F1 560 80 4 17.5710 Fmax10196.51 bB m 层数 由上式可知：通过校核胶带安全。 7、拉紧装置设计、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 9 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/)1/2 =（49690/3.14160)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 三三 电动机的选用电动机的选用 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 =6718.62 2/1000=13.43 kw 1000 U w Fv P 查文献2表 3-1，设： 联轴器效率，=0.99cc 10 封闭圆柱齿轮传动效率， =0.97gg 一对滚动轴承效率，=0.99bb 输送机滚筒效率，=0.96cycy 输送机滚筒轴至输送带间的传动效率。4w 联轴器效率，=0.99 2 2 联轴器效率，=0.99 3 3 估算传动系统总传动效率： 01122334 45 = 式中：=0.9901c =0.95=0.95 =0.99 12 d 23 c =0.990.97=0.9634b g =0.990.97=0.9645b g =0.9956c 得到传动系统总效率： =0.990.950.990.960.99=0.8501122334 45 工作机所需电动机功率： rP =13.43/0.85=15.79kw wP 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 11 60006000 2 76.43 / min 3.14 500 v wr d n 2 2、传动比的分配、传动比的分配 IA=NM/N=25 由于带的传动比 I0=2 IA=I0I I= IA / I0=12.5 I总=I12I23I01*I56 I01=1, I56=1 I34=(1.3I总)1/2=4.03 I45=I总/I12=3.10 3 3、各轴转速、功率和转矩的计算、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=P001=16.250.99=15.14kw T1=9550P1/N1=99.03KW 2 轴： N2=N1/I12=730 P2=P112=15.140.95=14.38KW T2=9550P2/N2=188.12N.M 3 轴： N3=N2 =730 P3=P223=14.280.99=14.24KW T3=9550P3/N3=186.29N.M 4 轴： N4=N3/ I23=181.14 P4=P334=14.240.96=13.67KW T4=9550P4/N4=720.7N.M 5 轴： N5=N4/I45=58.43 P5=P445=13.670.96=13.12kw 12 T5=9550P5/N5=2144.38 N.M 6 轴： N2=N1/I12=58.43 P2=P112=13.640.95=13KW T2=9550P2/N2=2118N.M 选电动机型号 Y160l1-2, 满载转速 2929r/min 4 4 带的设计带的设计 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=140mmddmin=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=* 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+/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 =1800-(dd2-dd1)*57.30/a=126.5201200 确定 V 带根数 根据 dd1=140mm n1=1460r/min P0=2.82kw p0=kb*n1(1-1/ki) kb=2.649*103 根据 I=25.36 查 ki=1.1373 p0=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+p0)=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=2F0ZSIN/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 轴上压力 FQ=2076.37N 13 四四 齿轮的计算齿轮的计算 1、一级齿轮计算 (1)小齿轮选用 45 钢调质,硬度为 220250HBS;大齿轮选用 45 钢正火.硬度 170210HBS;因 为是普通减速机,选 8 级精度,要求齿面粗燥度 RA76.43 kt1(+1)/d.N.h21/3=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 F1=YN1*FLIM1/SF=338MPA F2=YN2*FLIM2/SF=315MPA F1=(2KT1/BM2Z1)YF1YS2=62.3MPAF1=338MPA F2=F1*YF2*YS2/YF1YS1=56.3MPAF1=338MPA 所以该组齿轮合格 (5)验算齿轮的圆周速度 V V= *D1*T4/（60*1OOO）m/s=3.036m/s 选 8 级精度是合适的 14 2.级齿轮计算 (1)小齿轮选用 45 钢调质,硬度为 220250HBS;大齿轮选用 45 钢正火.硬度 170210HBS;因 为是普通减速机,选 8 级精度,要求齿面粗燥度 RA76.43 kt1(+1)/d.N.h21/3=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 F3=YN3*FLIM3/SF=338MPA F4=YN4*FLIM4/SF=315MPA F3=(2KT2/BM2Z3)YF1YS2=11.80MPA55 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 Dc（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 20 RAY=LBC*fR4/LAB=1403N MAY= MBY=0 MCY= RAY* lac=253945.6N.mm MC= (MCY2+ MCX2)1/2=749666.59 N.mm MCD=（ MC2+（T）2）1/2=749666.60 N.mm = MCD/0.1D13=21.855 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= ft1fp=4924.86N CJS=PRL1/3=52203.5 CJSCR 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. 21 因为无冲击 所以 fp=1 Pr= ft1fp=13339.2N CJS=PRL1/3=85229.09 N N CJSCR 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 Pr= ft1fp=12661.4N CJS=PRL1/3=55482.25N CJSCR 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 , nN 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 P=4000T/DHL=77.62P=110MPA 2000T/DBL=25.87=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 P=4000T/DHL=62.40P=110MPA =2000T/DBL=19.07=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 P=4000T/DHL=31.20P=110MPA =2000T/DBL=9.93MPA=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 22 进行许用应力校核 P=4000T/DHL=92.83P=110MPA =2000T/DBL=27.84=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 P=4000T/DHL=102.97=110MPA =2000T/DBL=32.76=110M 六、传动滚筒轴六、传动滚筒轴 1）选择轴的材料确定许用应力）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，再由文献1650BMPas= 表 13.2 查得许用弯曲应力。160bMPas-= 2）按扭转强度估算轴径）按扭转强度估算轴径 根据文献1表 13.1 得 C=118107，则 DC3=(107118) =（60.93.267.19)mmp/n 3 14.113/76.434 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 35，取为 62.7570.55，由设计手册取标准直径 d=70mm.mm 3）设计轴的结构并绘制草图）设计轴的结构并绘制草图 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 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 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）按弯扭合成强度校核轴径 画出轴受力图如图 5-5（b）所示，图中 23 图 5-5 求轴的支承反力。 RA=RB=F=（F1+F2）/2=10196.5122=10196.51N 计算轴支反力 CDFF=ABRR= 由输送机设计结果知：F1=10196.51N F2=5673.61N12CDFFFF=+ 所以， =7935NCDFF= CDFF=ABRR= 所以，RA= RB=7935N 作轴的弯矩图、转矩图 MC= RALac=7935225=2099500N.mm0ABMM= T6=2118N.mm 轴的合成弯矩图、转矩图分别如图 5-5（c）所示。 求出当量弯矩 eM = =1766000N.mm ce M 22 3 MC +(6)T 24 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 3 4 0.1Wd 3 2059125 160 0.1 0.9 ce Mce MPa W 当时，因此650BMPas= 160bMPa ce 1 b 由上式可知:得满足强度要求 1ces b 5）校核轴的刚度）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 4 max50.00030.00053.96.510Lm max0.005m 计算轴的实际最大挠度和转角 2 2 4 max 5 34 24 32 c ab AC ML L d E 2 24 4 9 1766 1.3 34 0.2251.39 10 0.090 24 80 10 32 m max 6 4 max 5 2 32 c ab AC ab ML Ll d E 4 9 1766 1.3 1.30.2250.00315 0.090 2 80 10 32 m max 由以上可知：传动滚筒轴的强度和钢度满足要求。 七、改向滚筒轴的设计七、改向滚筒轴的设计 1）选择轴的材料确定许用应力）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，再由文献1650 b MPa 表 13.2 查得许用弯曲应力。160bMPa 2）按扭转强度估算轴径）按扭转强度估算轴径 根据文献1表 13.1 得 C=118107，则 25 DC3=(107118) =（60.93.267.19)mmp/n 3 14.113/76.434 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；为固定轴段 1 上的轴承，轴段 2 应有轴肩，取 d2=82mm；轴段 3175dmm 安装滚筒，取 d3=85mm；轴段 4 为固定滚筒取；用同样方法确定490dmm 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）按弯扭合成强度校核轴径 画出轴受力图如图 5-6 所示， =1300mm.Lac=225mm.Lbd=225mm ab L 26 图 5-6 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 CDFF=ABRR= RA=RB=F=（F7+F8）/2=(10196.5+9804.3)/2=10000.4N 所以，FC=FD=10000.4N87DFcFFF 作轴的弯矩图、转矩图 MC=RALAC=10000.4212.5=2059125N mm0ABMM 轴的合成弯矩图、转矩图分别如图 5-6（c）和（d）所示。 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 3 50.1Wd 3 2059125 160 0.1 0.85 ce Mce MPa W d32.3mm 根据实际情况取 d3=85 mm，因此选用合理 5)校核轴的刚度校核轴的刚度 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 4 max0.00030.00053.96.510Lm max0.005m 27 计算轴的实际最大挠度和转角 2 2 4 max 5 34 24 32 c ab ML Lac d E 2 24 4 9 2059.125 1.3 34 0.2251.276 10 0.085 24 80 10 32 m max 4 max 5 2 32 c ab C ab ML Lla d E 4 9 2059.125 1.3 1.30.2250.00447 0.085 2 80 10 32 m max 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/T2831994，其基本额定负载 Cr=66000N，为载荷pf 系数，按文献4表 14.12，取=1.5pf Pr=FrFp=79351.5=11902.5N 对深沟球轴承寿命指数则， 3e= Cjs=PrL1/=11902.5(60240076.43/106)1/3=3773.76N 计算轴承的额定寿命 L ，为温度系数，按文献表 12-4，取=1t f 3t f 3 3 6 1 66000 28.6 10 3773.76 ftCr L Cjs 转 计算轴承的实际寿命 hL 6 6 h 1016667 L =L28.66236.4 10 60n76.434 转 因 Cjs Cr, 预期寿命，故 6215 轴承满足要求。hL 6215 轴承：D=130，B=25，。mmmmmin84admm=121amaxDmm= 28 九、改向滚筒轴上滚动轴承选择九、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/T2831994，其基本额定负载 Cr=66kN，为载荷系pf 数，按文献4表 14.12，取=1.5pf Pr=FrFp=10000.41.5=15000.6N 对深沟球轴承则，3e= 1 1 4 rr 6 60 PP 10 js Lhn CL Cis=48.7kw 因 CjsCr，故 6215 轴承满足要求。 6215 轴承：D=130mm，B=25mm，dmin=84mm，。mm121amaxDmm= 十十 键和联轴器的选择键和联轴器的选择 1.传动滚筒上联轴器的选择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=1.251.5 取.K=1.4 计算转矩 TC=KT4=1.42118=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 TCT,nn; 故联轴器满足要求 2传动滚筒上键的选择传动滚筒上键的选择 选 A 型