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文档简介
本科毕业设计 论文 通过答辩 摘要 带式输送机是使用最普遍的一种输送机 与其他类型的输送机相比 具有优良的性能 在连续装载的情况下能连续运输 生产率高 运行平稳可靠 输送均匀 工作过程中噪声 小 结构简单 能量消耗小 运行维护费用低 维修方便 易于实现自动控制及远程操作 等优点 本文首先针对带式输送机作了简单的概述 分析了带式输送机的选型原则及计算 方法 根据这些设计准则与计算方法按照给定参数要求进行选型设计 对所选择的输送机 各主要零部件进行校核 并对 cst 可控驱动装置 带跑偏做了一定的设计以及断带保护 装置的设计选型安装 最后简述输送机的安装与维护 目前 胶带输送机正朝着长距离 大运量 高速度 低摩擦的方向发展 例如气垫式胶带输送机等 在胶带输送机的设计 制造以及应用方面 目前我国与国外先进水平相比仍有较大差距 国内在设计制造带式输 送机过程中存在着很多不足 本次毕业设计是关于煤矿用可伸缩带式输送机的设计 仅代表了设计的一般过程 对 今后的设计选型工作有一定的参考价值 关键词 可伸缩带式输送机 设计选型 主要零部件 本科毕业设计 论文 通过答辩 目目录录 1 绪绪 论论 1 1 1 引言 1 1 2 带式输送机工作原理结构简述 1 1 3 可伸缩带式输送机工作原理 4 2 可伸缩带式输送机的设计计算可伸缩带式输送机的设计计算 9 2 1 计算标准 符号和单位 9 2 2 原始参数和工作条件 9 2 2 1 输送带宽度的校核 10 2 2 2 选择的原则 11 2 3 圆周驱动力的计算 11 2 3 1 传动滚筒上所需圆周驱动力的计算 11 2 3 2 主要阻力计算 12 2 3 3 附加阻力 13 2 3 4 特种主要阻力计算 13 2 3 5 特种附加阻力计算 14 2 3 6 倾斜阻力计算 14 2 3 7 圆周驱动力 14 2 4 传动功率的计算 14 2 4 1 传动滚筒的轴功率 15 2 4 2 电机功率计算及选型 15 2 5 胶带张力计算 15 2 5 1 输送带最小张力校核如下 15 2 5 2 按输送带允许最大下垂度计算最小张力 15 2 5 3 按输送带工作时不打滑需保持最小张力校核 16 2 5 4 输送带安全系数校核 17 2 6 各特性点张力的计算 17 2 6 1 运行阻力的计算 17 2 6 2 驱动滚筒合张力计算 18 2 6 3 逆止力计算 19 2 7 传动滚筒设计选型 19 2 7 1 传动滚筒的作用及类型 19 2 7 2 传动滚筒的选型 20 2 7 3 传动滚筒结构 20 2 7 4 传动滚筒的最大扭矩计算 21 2 8 拉紧力和拉紧行程计算 21 2 9 液力偶合器及联轴器选型 22 2 10 减速器设计 22 2 10 1 减速器 传动方案及传动件设计计算 22 2 10 2 齿轮设计计算 23 本科毕业设计 论文 通过答辩 2 10 3 轴的设计计算 35 2 11 减速器箱体的结构设计 39 2 12 轴承的校核 40 2 13 键的选择及校核 42 214 减速器附件的设计 42 3 部件选型设计部件选型设计 43 3 1 改向滚筒 43 3 2 托辊 43 3 2 1 托辊的作用与类型 43 3 2 2 托辊的选型 46 3 3 cst 可控驱动装置以及断带抓捕装置 49 3 4 机架 51 3 5 头部漏斗 51 3 6 托辊的校核 52 3 7 制动装置 54 3 7 1 制动装置的作用 54 3 7 2 制动装置的种类 54 3 7 3 制动装置的选型 55 3 8 拉紧装置 56 3 8 1 拉紧装置作用 56 3 8 2 拉紧装置类型 56 3 8 3 新型液压张紧装置 56 3 8 4 液压传动的特点 57 3 8 5 拉紧装置在过渡工况下的工作特点 57 3 8 6 拉紧装置布置时应遵循的原则 57 3 9 给料装置 58 3 9 1 对给料装置的基本要求 58 3 9 2 装料段拦板的布置及尺寸 58 3 9 3 装料点的缓冲布置 59 3 10 清扫装置 59 3 10 1 篦子式刮板清扫装置 59 3 10 2 输送机式刮板清扫装置 60 3 10 3 刷式清扫装置 60 3 10 4 联合清扫装置 61 3 10 5 清扫装置的种类及应用情况分析 62 4 结论结论 71 5 参考文献 参考文献 72 6 致致谢谢 80 本科毕业设计 论文 通过答辩 1 绪 论 1 1 引言 带式输送机又称胶带输送机 俗称 皮带输送机 是由输送带承载兼做牵 引机构的连续运输设备 在冶金 采矿 动力 建材等重工业部门及交通运输部 门中主要用来运送大量散状货物 如矿石 煤 砂等粉块状物和包装好的成件物 品等 带式输送机是煤矿最理想的高效连续运输设备 与其他运输设备相比 它 运输能力大 工作阻力小 耗电量低 运输过程中抛撤煤炭少 破碎性也小 因 而降低了煤尘和损耗 可伸缩带式输送机是为适应综合机械化采煤工作面高速作 业 快速推进而迅速发展起来的 其适应综采工作面对走向长度大 推进速度快 的要求 它能够伸缩自如 减少了设备拆移次数并为采煤工作面快速推进赢得了 时间 使采煤机生产能力的提高得到有力的保障 不但是综采工作面下巷道的主 要运输设备 而且是井山 下山 运输大巷 副井运煤的主要设备 它的使用也 标志着矿井现代化水平的提高 不仅具有长距离 大运量 连续输送等优点 而 且运行可靠 易于实现自动化 集中化控制 显示它特有的经济合理性 1 2 带式输送机工作原理结构简述 胶带用硫化方式连接起来行程一个无极的环形带 如图 1 1 所示带绕经主动 滚筒和拉紧滚筒用上托辊和下托辊支撑着 用拉紧滚筒将胶带拉紧 达到所需要 的张力 当主动滚筒被电机带动旋转时 靠主动滚筒与胶带之间产生的摩擦力带 动胶带连续运动 装到胶带上的货载经漏斗漏下 运送到卸载滚筒处卸载 1 主动滚筒 2 胶带 3 上托辊 4 缓冲托辊 5 漏斗 6 倒料挡板 7 拉紧滚筒 8 拉紧装置 9 尾 架 10 空段清扫器 11 下托辊 12 中间架 13 头 架 14 弹簧清扫器 15 头罩 16 电动机 17 液力 本科毕业设计 论文 通过答辩 偶合器 18 制动器 19 减速器 20 联轴器 图 1 1 带式输送机组成示意图 带式输送机可用于水平或倾斜运输 但倾角受物料特性限制 在通常情况下 倾斜向上运输时的倾角不超过 18 向下运输不超过 15 带式输送机不宜运 送有棱角的货物 因为有棱角的物料易损坏输送带 降低带式输送机的使用寿命 带式输送机的运输能力大 运行阻力小 运输过程中物料一般不会破碎 因而特 别适合输送散料货物 选择带式输送机这种通用机械的设计作为毕业设计的选题 能让我更好的去 认识它 并去了解掌握它 培养我们独立解决实际问题能力的同时 为以后的工 作需要打下坚实基础 这次毕业设计也是我们对所学基本理论知识和专业知识的 综合应用 使我们的设计 计算 绘图等能力得到了全面的训练 让我们所学的 知识得到了更进一步的升华 1 3 可伸缩带式输送机工作原理 在综合机械化采煤工作中 由于工作面向前推进的速度较快 而拆移顺槽中 运输设备的次数和花费的时间在总生产时间中所占的比重较大 影响了采煤生产 能力的进一步提高 所以要求顺槽运输设备能够比较灵活地伸长或缩短 可伸缩 带式输送机是供顺槽运输的专用设备 由工作面输送机运来的煤 经顺槽桥式转 载机卸装到可伸缩带式输送机上 由它把煤从顺槽运到上 下山或装车站的煤仓 中 可伸缩带式输送机机身长度可根据工作需要不断伸长或逐渐缩短 其最大伸 长量不应超过电动机的额定功率所允许的长度 最小缩短量 可以缩至机身不能 再缩为止 和普通带式输送机相比 增加了一个储带仓 一套储带装置和机尾牵引机构 可伸缩带式输送机是根据挠性体摩擦传动的原理 靠输送带与传动滚筒之间的摩 擦力来驱动带式运行 完成运输作业的 其工作原理如图 1 3 所示 输送带 6 绕 过传动装置 2 的滚筒 经储带装置 3 的滚筒至机尾 8 的滚筒 形成无级环形带 输送带均支承在托辊上 储带装置拉紧车把工作输送带张紧 使输送带在工作中 与传动滚筒产生摩擦力 输送机的伸缩是利用带在储带仓内的多次折返和收放来 实现的 当拉紧装置 4 拉着储带仓内的活动滚筒向机尾方向移动时 带式进入储 带仓内 此时机尾在绞车的牵引下回缩 使整个输送机缩短 反之 则使整个输 送机伸长 本科毕业设计 论文 通过答辩 1 卸载端 2 传动装置 3 固定装置 4 储带装置 5 活动小车及活动滚筒 6 拉紧装置 7 输送带 8 输送带收放装置 9 机尾牵引装置 10 机尾 图 1 3 可伸缩带式输送机的工作原理 2 可伸缩带式输送机的设计计算 2 1 计算标准 符号和单位 本章关于带式输送机输送能力 输送带上物料的横截面积 运行功率和张力 的计算 均执行国家标准 gb t 17119 1997 连续搬运设备带承载托辊的带式 输送机运行功率和张力的计算 本章设计计算使用的符号和单位 均与 gb t17119 1997 相同 2 2 原始参数和工作条件 1 输送物料 煤 2 物料特性 1 块度 0 300mm 2 散装密度 900kg 3 m 3 在输送带上堆积角 25 4 物料温度 40 3 工作环境 井下 4 输送系统及相关尺寸 1 运距 l 1000m 2 倾斜角 8 3 最大运量 q 630t h 4 带速 v 2m s 5 带宽 b 1000mm 本科毕业设计 论文 通过答辩 6 储带长度 50m 初步确定输送机布置形式 如图 3 1 所示 图 3 1 传动系统图 2 22 2 1 1 输送带宽度的校核 输送带宽度的校核 1 根据物料的最大粒度尺寸 粒度组成及物料的运行堆积角等因素校核 运行堆积角为 20 30 的通常物料 带宽可按相应的表选取 2 当没有可靠的物料粒度组成数据时 对带宽为 1600mm 以下的带式输送 机 可按下列公式校核带宽 未经筛分的散状物料 当大块含量在 10 以内时 b 2a1 0 2 3 1 经过筛分的散状物料 b 3am 0 2 3 2 式中 a1 物料的最大粒度尺寸 m am 物料的平均粒度尺寸 m 系物料的最大块和最小快尺寸的 平均值 3 当输送坚硬岩石类物料时 最大粒度尺寸不宜超过 350mm 普通物料不 宜超过 500mm 根据设计要求应选用式 3 1 未经筛分的散状物料进行宽度校核 b 2a1 0 2 2 350 200 900 所以输送带宽度满足要求 输送带是输送机中最昂贵 耐久性最差的部件 在输送机运转过程中 输送 带受到各种不同性质和大小的裁荷作用 处在极复杂的应力状态下 输送带最典 型的损坏形式有 工作面层和边缘磨损 受大块矿岩冲击作用引起击穿 撕裂和 剥离 芯体通过短笛和托辊组受反复弯曲应力引起疲劳 在环境介质作用下 引 起强度指标降低和老化等等 计算表明 输送带的费用约占输送机全部设备费用 的一半 因此 根据输送机的使用条件 选择合适的输送带 并在运行中加强维 护管理 延长其使用寿命 对提高输送机工作效率 降低输送机生产成本具有重 要意义 本科毕业设计 论文 通过答辩 2 22 2 2 2 选择的原则选择的原则 1 在煤矿井下使用时 必须选择阻燃输送带 并且要优先选用橡胶贴面 其次式橡胶贴面和塑料贴面的阻燃输送带 2 在同等条件下优先选择分层输送带 其次是整编芯体带和钢绳芯输送 带 3 在分层输送带中 优先选用尼龙 维尼龙帆布层输送带 因为在相同 抗拉压力强度下 上述材料臂棉帆布输送带体轻 带薄 柔软 成槽性好 而且 耐水 耐腐蚀 4 覆盖胶的厚度主要考虑所输送物料的种类和特性 给料冲击的大小 输送带运行速度与机长 带式输送机靠摩擦传动 当胶带过松 传动滚筒分离点处张力过小 摩擦系 数较低或过载时 都可能造成胶带在滚筒上打滑的现象 由于摩擦发热 在滚筒 表面产生高温 会使胶带的橡胶覆盖层损坏 并引起胶带着火 在打滑时 由于 胶带是绝缘体会在胶带表面产生很高的静电电势 从而产生电火花 胶带着火或 产生电火花会造成煤矿井下瓦斯爆炸事故 产生的有毒气体也会酿成熏人事故 所以煤矿井下带式输送机要使用阻燃带 2 3 圆周驱动力的计算 2 3 12 3 1 传动滚筒上所需圆周驱动力传动滚筒上所需圆周驱动力 u f 的计算的计算 带式输送机传动滚筒上所需圆周力 u f 由所有的阻力相加得来的 stssnhu ffffff 21 n 或 3 3 stssngbruru ffffqqqqflgf 210 cos2 n 3 4 已知 输送机倾角 8 带式输送机机长 l 1000m 80m 附加阻力 n f 明显小于主要阻力 可引入系 数 c 来考虑阻力 它取决于输送机的长度 按下式计算 210 cos2 ssggbruru ffhgqqqqqcflgf n 3 5 式中c 系数 按 dt 型固定式带式输送机设计选用手册 表 3 5 或图 3 2 查取 f 模拟摩擦系数 根据工作条件制造 安装水平选取 参见表 3 6 l 输送机的长度 头尾滚筒中心距 m g 重力加速度 取 g 9 81 2 sm 本科毕业设计 论文 通过答辩 0r q 承载分支托辊组每米长度旋转部分质量 mkg ru q 回程分支托辊组每米长度旋转部分质量 mkg b q 每米输送带的质量 mkg 初算凭经验取值 按表 3 8 估计取 值 g q 每米长度输送物料的质量 mkg h f 主要阻力 n n f 附加阻力 n 1s f 特种主要阻力 n 2s f 特种附加阻力 即清扫器 卸料器及翻转回程分支输送带的阻力 n st f 倾斜阻力 n h 输送机卸料段和受料段间的高差 m 向上取正值 向下取负值 2 3 22 3 2 主要阻力计算主要阻力计算 输送机的主要阻力 h f 是物料及输送带移动和承载分支及回程分支托辊旋转 所产生阻力的总和 可用式 3 6 计算 2 cos hrorubg fflg qqqq 3 6 式中 f 模拟摩擦系数 根据工作条件及制造安装水平决定 一般可按表 查取 查表 3 6 l 输送机长度 头尾滚筒中心距 m g 重力加速度 查文献 1 表 3 6 得 f 0 022 查文献 1 表 3 5 得 c 1 09 查文献 1 表 3 7 与表 6 5 得 上托辊 d 108mm l 380mm 轴承为 6205 c4 查文献 1 表 2 7 得 上托辊间距1200 0 amm 下托辊间距取上托辊间距的 2 倍 取 2 3m 即3000 u amm 本科毕业设计 论文 通过答辩 查文献 1 表 3 7 得 承载分支每组托辊旋转部分质量21 12 1 gkg 查文献 1 表 2 50 得 平行下托辊 d 108mm l 1150mm 轴承为 6205 c4 查文献 1 表 2 45 得 缓冲托辊 d 108mm l 380mm 轴承为 6305 c4 查文献1表2 70得 折算到每米长度上的下托辊转动部分质量43 10 2 g kg 175 10 2 1 21 12 0 1 0 a g qrmkg 3 7 477 3 3 03 10 2 u ru a g qmkg 3 8 计算 b q 初选输送带 st 1000 z 8 查表 1 6 nn 500 输送带的每层质 量 1 90 2 mkg 上胶厚0 6 1 mm 下胶厚0 6 2 mm 查文献 1 表 4 5 得 每米输送带的质量 1 23 b q mkg 每米长度输送物料的质量 5 87 26 3 630 6 3 q qgmkg 2 cos hrorubg fflg qqqq 3 9 0 022 1000 9 81 10 175 3 477 2 23 1 87 5 cos8 31801 44n 2 2 3 3 3 3 附加阻力附加阻力 对于机长大于 80m 的带式输送机 附加阻力 n f 明显小于主要阻力 可用简 便的方法计算 不会出现严重错误 为此引入系数 c 作简化计算 c 系数 1 09 2 2 3 3 4 4 特种主要阻力特种主要阻力计算计算 特种主要阻力包括 由于槽形托辊的两侧辊向前倾斜引起的摩擦阻力 在输 送带的重段沿线设有导料挡板式 物料与挡板间的摩擦阻力 计算公式如下 托辊前倾的摩擦阻力 sbsas fff 1 3 10 sincos gqqlcf gbossa 3 11 fsa 托辊前倾的摩擦阻力 cs 槽形系数 由于采用 35 度槽角 取 cs 0 43 本科毕业设计 论文 通过答辩 o 承载托辊与输送带间的摩擦系数 取 0 35 l 装有前倾托辊的区段长度 托辊轴线相对于垂直输送带纵向轴线的前倾角 取 1 23 由公式 3 12 得 nfsa29 389438 1sin8cos81 9 1 235 87 100035 043 0 00 22 2 2 l v sb bv lgq f 3 12 fsb 物料与导料拦板间的摩擦阻力 由于不设挡煤板故 sb f 0 由公式 3 11 特种主要阻力 nfs29 3894 1 3 13 2 2 3 3 5 5 特种附加阻力特种附加阻力计算计算 特种附加阻力包括 输送带清扫器的摩擦阻力 r f 犁式卸料器的摩擦阻力 a f 由式 sdscs fff 2 3 14 采用犁式卸料器 其阻力为 3 apfsc 3 15 0 1 6 104 0 6 3600n 式中 a 输送带与和清扫器的接触面积 一个头部清扫器 一个尾部清 扫器和两个空段清扫器的面积 a 1 0 0 01 2 5 4 0 1m2 p 输送带和清扫器间的压力 p 6 104n m2 3 清扫器与输送带之间的摩擦因数 一般取 0 5 0 7 故取 3 0 6 sd f 犁式卸料器的摩擦阻力 由于不采用卸料器 故 sd f 0 则 nfs3600 2 本科毕业设计 论文 通过答辩 2 2 3 3 6 6 倾斜阻力倾斜阻力计算计算 倾斜阻力 fst是克服物料上运式要克服的重力 倾斜阻力 hgqf gst 3 16 式中 h 输送机提升物料的高度 m h l sin 3 17 带入数据 得倾斜阻力 nfst05 1194608sin100081 95 87 0 2 2 3 3 7 7 圆周驱动力圆周驱动力 带式输送机传动滚筒所需要的牵引力式所有运行阻力之和 圆周驱动力 fu 为 stssgbruru fffqqqqcflgf 210 cos2 1 09 31801 44 3894 29 3600 119460 05 161617 91n 2 4 传动功率的计算 2 2 4 4 1 1 传动滚筒的轴功率传动滚筒的轴功率 kw vf p u a 24 323 1000 2161617 91 1000 3 18 式中 pa 驱动滚筒所需要的功率 kw fu 驱动滚筒的圆周力 n v 带速 m s 2 2 4 4 2 2 电机功率电机功率计算及选型计算及选型 电动机的功率 pm为 kw p p a m 9 8357 6 9096 098 0 24 323 321 3 19 本科毕业设计 论文 通过答辩 式中 1 减速器传动效率 取 0 98 2 联轴器效率 采用光表面滚筒时传动效率为 2 0 96 3 液力偶合器效率 采用光表面滚筒时传动效率为 3 0 96 由于本机是用双电机双滚筒传动 因此选功率为 185kw 的电机两台 明细 表如表 3 1 功率 kw型号额定电流 a 额定转速 r min 效率 额定转矩 185yb2 315l 4328 7148594 72 1 表 3 1 电机明细表 2 5 胶带张力计算 2 2 5 5 1 1 输送带最小张力校核如下 输送带最小张力校核如下 输送带张力在整个长度上是变化的 影响因素很多 为保证输送机上午正 常运行 输送带张力必须满足以下两个条件 1 在任何负载情况下 作用在输送带上的张力应使得全部传动滚筒上的 圆周力是通过摩擦传递到输送带上 而输送带与滚筒间应保证不打滑 2 作用在输送带上的张力应足够大 使输送带在两组托辊间的垂度小于 一定值 2 2 5 5 2 2 按按输送带输送带允许最大允许最大下垂度下垂度计算最小张力计算最小张力 由式 3 52 手册 得承载分支最小张力 min f为 adm gbo ah gqqa f 8 min 承 3 20 式中 输送带允许的最大下垂度应满足 h a 0 01 a0 承载上托辊间距 最小张力处 a0 1 2m au 回程下托辊间距 最小张力处 au 3m 由式 3 18 公式得 nf79 16274 01 08 81 9 5 871 23 2 1 min 承 回程分支最小张力 fmin 为 本科毕业设计 论文 通过答辩 adm bu ah gqa f 8 min 空 3 21 由公式 3 19 带入数据得 nf91 8497 01 08 81 915 253 min 空 2 2 5 5 3 3 按按输送带输送带工作时工作时不打滑不打滑需保持最小张力需保持最小张力校核校核 圆周驱动力 u f 通过摩擦传递到输送带上 见图 3 2 图 3 2 作用于输送带的张力 如图所示 输送带在传动滚筒空段的最小张力应满足的要求 minmaxl scf 传动滚筒传递的最大圆周力 maxa fk f 动载荷系数 a k 1 2 1 7 对惯 性小 起制动平稳的输送机可取较小值 否则 就应取较大值 取 a k 1 5 输送带不打滑的条件为 1 1 maxmin 1 2 e ff us 3 20 式中 maxu f 满载输送机起动或制动时出现的最大圆周驱动力 传动滚筒与输送带间的摩擦系数 见表 3 12 传动滚筒的围包角 rad 双滚筒驱动取 7 7 折合一般取 400 e 欧拉系数 见文献一表 3 13 本科毕业设计 论文 通过答辩 nfkf uau 7 82424261 91616175 1 max 3 21 式中 a k 5 1 该设计取 0 35 450 式中 e 15 60 由公式 3 20 min 1 2s fn2 816575 1 15 63 1 242426 87 2 2 5 5 4 4 输送带安全系数校核输送带安全系数校核 mm max f s m n 3 23 max f nb m 3 24 式中 m 输送带计算安全系数 m 输送带许用安全系数 max f 输送带稳定工况下的最大张力 n 输送带稳定工况下的静安全系数 输送带的纵向扯断强度 n mm 层 b 带宽 mm n s 输送带额定拉断力 由公式 3 24 得 4 64 1 9161617 5 7010001000 m 由公式 3 23 得 26 1 9161617 1010 6 m m 故 选用 st1000 输送带满足强度要求 2 6 各特性点张力的计算 为了确定输送带作用于各改向滚筒的合张力 拉紧装置拉紧力和凸凹弧起始 点张力等特性点张力 需逐点张力计算法 进行各特性点张力计算 2 2 6 6 1 1 运行阻力的计算运行阻力的计算 本科毕业设计 论文 通过答辩 有分离点起 依次将特殊点设为 1 2 3 一直到相遇点 14 点 如图 3 3 所示 计算运行阻力时 首先要确定输送带的种类和型号 在前面我们已经选好了 输送带 st 1000 型煤矿用输送带 拉断强度 1000n mm 层 图 3 3 张力分布点图 根据不打滑条件 传动滚筒奔离点最小张力为 16575 82n s1 min2 f 16575 82n s2 s1 16575 82n s3 1 03s2 17073 095 s3 s4 17073 095 s5 1 03s4 17585 29 s5 s6 s7 1 03s6 18112 85 s7 s8 s9 1 03s8 18656 23 s10 s9 k w 1 18656 23 rbrui fqqgfl 26690 57 s11 1 04s10 27758 19 s12 s11 stsgbro ffcosqqqflg 1 176939 49 s13 1 04s12 2r f 184917 07 f14 1 03s13 190464 59 本科毕业设计 论文 通过答辩 2 6 22 6 2 驱动滚筒合张力计算驱动滚筒合张力计算 确定滚筒合张力 根据工况要求功率配比 1 1 n f ff u uu 96 80808 2 21 3 25 nssfu96 80808 11142 n e e fs u u u 83 108201 195 3 95 3 96 80808 1 22 22 2114 3 26 nfss u 87 27392 21141 第一驱动滚筒合张力 nssf42 298666 141141 第二驱动滚筒合张力 nssf53 13559487 2739283 108201 11142 2 6 32 6 3 逆止力计算逆止力计算 倾斜输送机需要进行逆止力计算 逆止力矩 gbrurostl q h qqqlfgff sin 28 0 3 27 为确保安全 对阻止逆转加了 0 8 系数 gbrurostl q h qqqlfgff sin 28 0 119460 05 0 8 0 022 9 81 1000 10 175 3 477 2 23 1 5 87 1391 0 17 139 98599 583n 本科毕业设计 论文 通过答辩 一般配有制动器的输送机一般无需再配设逆止器 2 7 传动滚筒设计选型 2 7 12 7 1 传动滚筒的作用及类型传动滚筒的作用及类型 传动滚筒是传动动力的主要部件 作为单点驱动方式来讲 可分成单滚筒传 动及双滚筒传动 单滚筒传动多用于功率不太大的输送机上 功率较大的输送机 可采用双滚筒传动 其特点是结构紧凑 还可增加围包角以增加传动滚筒所能传 递的牵引力 使用双滚筒传动时可以采用多电机分别传动 可以利用齿轮传动装 置使两滚筒同速运转 如双滚筒传动仍不需要牵引力需要 可采用多点驱动方式 输送机的传动滚筒结构有钢板焊接结构及铸钢或铸铁结构 新设计产品全部 采用滚动轴承 传动滚筒的表面形式有钢制光面滚筒 铸 包 胶滚筒等 钢制 光面滚筒主要缺点是表面磨擦系数小 所以一般用在周围环境湿度小的短距离输 送机上 铸 包 胶滚筒的主要优点是表面磨擦系数大 适用于环境湿度大 运 距长的输送机 铸 包 胶滚筒按其表面形状又可分为光面铸 包 胶滚筒 人 字形沟槽铸 包 胶滚筒和菱形铸 包 胶滚筒 2 7 22 7 2 传动滚筒的选型传动滚筒的选型 传动滚筒是传递动力的主要部件 它是依靠与输送带之间的摩擦力带动输送 带运行的部件 传动滚筒根据承载能力分为轻型 中型和重型三种 同一种滚筒 直径又有几种不同的轴径和中心跨距供选用 轻型 轴承孔径 80 100 轴与轮毂为单键联接的单幅板焊接筒体结 构 单向出轴 中型 轴承孔径 120 180 轴与轮毂为胀套联接 重型 轴承孔径 200 220 轴与轮毂为胀套联接 筒体为铸焊结构 有单向出轴和双向出轴两种 人字形沟槽铸 包 胶滚筒是为了增大摩擦系数 在钢制光面滚筒表面上 加一层带人字沟槽的橡胶层面 这种滚筒有方向性 不得反向运转 人字形沟槽 铸 包 胶滚筒 沟槽能使水的薄膜中断 不积水 同时输送带与滚筒接触时 输送带表面能挤压到沟槽里 由于这两种原因 即使在潮湿的场合工作 摩擦系 数降低也很小 考虑到本设计的实际情况和输送机的工作环境 用于工厂生产 环境潮湿 功率消耗大 易打滑 所以我们选择这种滚筒 铸胶胶面厚且耐磨 质量好 而包胶胶皮易掉 螺钉头容易露出 刮伤皮带 使用寿命较短 比较二 者选用铸胶滚筒 2 7 32 7 3 传动滚筒结构传动滚筒结构 其结构示意图如图 3 4 所示 本科毕业设计 论文 通过答辩 图 3 4 传动滚筒结构示意图 按计算传动滚筒的主要性能参数如表 3 2 所示 表 3 2 传动 10080 3 滚筒参数表 b mm 许用扭矩 kn m 许用合力 kn d mm 轴承型号 10002716080022232 再查表 带式输送机设计手册 6 1可得出滚筒长度为 1150mm 或者由经验公式验算 已知带宽 b 1000mm 传动滚筒直径为 800mm 滚 筒长度比带式宽略大 一般取 1 bb 100 200 mm 若取 1 b 1000 150 1150mm 与查表结果一致 2 7 42 7 4 传动滚筒的最大扭矩计算传动滚筒的最大扭矩计算 单驱动时 传动滚筒的最大扭矩 max m按式 3 28 计算 max 2000 u fd m 3 28 式中d 传动滚筒的直径 mm 双驱动时 传动滚筒的最大扭矩 max m按式 3 28 计算 12max max 2000 uu ffd m 3 29 初选传动滚筒直径为 800mm 则传动滚筒的最大扭矩为 12max uu ff n96 80808 81kn 本科毕业设计 论文 通过答辩 2 8 018 max m 25kn m 选取的滚筒由于许用合张力符合要求 故可以使用 2 8 拉紧力和拉紧行程计算 1 拉紧装置拉紧力 0 f按式 3 30 计算 01ii fss 3 30 式中 i s 拉紧滚筒趋入点张力 n 1i s 拉紧滚筒奔离点张力 n 由式 3 30 023 fss 98 ss 8581 81 9010 91 10113 52 10619 2 38325 44n 38kn 查 煤矿机械设计手册 初步选定钢绳绞车式拉紧装置 2 拉紧行程 l 1 l ln 3 31 0 003 0 001 1000 2 5 5m 式中 输送带弹性伸长率和永久伸长率 由输送厂家给出 2 拉紧后托辊间允许的垂度 一般取 0 001 l 输送机长度 2 9 液力偶合器及联轴器选型 按文献查找液力偶合器选用限矩型 yl 560 液力偶合器 联轴器选用弹性柱销 lz9 联轴器 gb t5015 2003 2 10 减速器设计 2 10 12 10 1 减速器减速器 传动方案及传动件设计计算传动方案及传动件设计计算 带式输送机用的减速器 有圆柱齿轮减速器和圆锥 圆柱齿轮减速器 圆柱 齿轮减速器的传动效率高 但是它要求电动机轴与输送机垂直 驱动装置占地宽 本科毕业设计 论文 通过答辩 度大 所以本设计采用圆锥 圆柱齿轮减速器 因为这种减速器具有承载能力大 传递效率高 噪声低 体积小 寿命长 用于输入轴与输出轴呈垂直方向布置 使电动机与输送机平行布置 以减小驱动装置的宽度 1 传动比的确定 已知电动机满载转速为 n 工作机的转速为 n 时 总传动比 i n n 对于带式输送机 dvn 100060 60 66 r min i 66 60 1485 n n 24 48 321 ii ii 按经验公式配比 1 i3 2 i3 67 3 i2 82 2 各级传动传动转速 功率 转矩的的确定 各轴转速计算 从电动机出来 各轴依次命名为 轴 各轴转速 1485 01 inn 4953 1485 112 inn 88 13467 3 495 223 inn 49 6051 2 84 151 334 inn 轴 3211 pp 96 095 099 0185 kw03 167 轴 3212 pp 93 099 003 167 kw79 153 轴 3223 pp 93 099 079 153 kw59 141 本科毕业设计 论文 通过答辩 轴 4334 pp 93 099 059 141 kw36 130 式中 1 电动机效率 1 0 95 2 联轴器效率 2 0 96 1 轴承效率 3 0 99 1 齿轮效率 3 0 93 各轴扭矩计算 轴m nnpt 17 10741485 03 1699550 9550 111 轴 06 2967495 79 1539550 9550 222 mnnpt 轴 09 1002588 134 59 1419550 9550 333 mnnpt 轴 39 2602883 47 36 1309550 9550 444 mnnpt 2 10 22 10 2 齿轮设计计算齿轮设计计算 闭式直齿圆锥齿轮传动设计计算 材料选择 小齿轮 20crmnti 渗碳淬火加回火hrc 56 62 大齿轮 20crmnti 渗碳淬火加回火hrc 56 62 查图表大小齿轮解除疲劳极限 1limh 2limh 1500n mm 1 n z mpa s z h nh hh 1000 min 1lim 21 小轮大端分度圆直径 1 d 3 2 h 2 1 1 5 01 7 4 zzz u kt d he dr 小齿轮齿数 z1z1 20 本科毕业设计 论文 通过答辩 大齿轮齿数 z2z2 3 20 60 齿数比uu z2 z1 60 20 3 传动比误差 u u 0 05 小轮转矩t1t1 9 55 6 10 p m 9 55 6 10 167 03 1485 1 07 6 10 齿宽系数4 0 r 载荷系数k k k kkk va a k 使用系数 a k 1 v k 动载系数 v k 1 13 k 假设单齿啮合 齿间载荷分配系数 k 1 k 齿向载荷分布系数 b k 1 2 k 1 36 材料弹性系数 e z 2 8 189mmnze 节点区域系数 h z h z 2 5 断面重合度 60 1 20 1 2 388 1 11 2 388 1 21 cos zz 1 8 重合度系数86 0 3 8 14 3 4 z 本科毕业设计 论文 通过答辩 故 3 3 2 2 6 1 77 1702059 1000 86 05 28 189 34 05 014 0 1007 136 17 4 d 120 98 齿轮模数m 1 d 1 z 120 98 20 6圆整m 取 6 小轮大端分度圆直径 1 d m 1 z 6 20 120 大轮大度圆直径360606 22 mzd 小轮平均分度圆直径 35 1071 1 2 11 udd rm 分锥角 0 2 0 2 1 1 565 71435 1890 435 18arctan z z 齿顶角 a 81 1 sin2 tan 1 z a 1 2 sin4 2 tan 12 z 锥距 r74 1892 2 2 2 1 ddr 齿宽 bb 0 4 189 75 6取整 76 齿顶圆直径 1111 cos2 aa hdd 120 2 6 cos18 44 0 131 38 2222 cos2 aa hdd 472 2 6 cos71 56 0 363 79 齿根圆直径 ff hdd2 11 120 2 1 25 6 105 ff hdd2 11 345 齿根弯曲疲劳强度校核计算 yyy umz kt safa rr f 15 01 7 4 23 2 1 2 1 1 本科毕业设计 论文 通过答辩 查图表得小 大齿轮的弯曲疲劳极限 1limf 650 2limf 弯曲寿命系数 91 0 1 n y9 0 2 n y 尺寸系数1 x y 最小安全系数4 1 lim f s 许用弯曲应力 min lim f xnfl f s yf 417 86mpa 齿形系数 fa y 查参考资料 1fa y 2 61 2fa y 2 41 应力修正系数 1sa y 1 61 2sa y 1 81 yyf umz kt safa rr f 15 01 7 4 23 2 1 2 1 1 66 061 161 2 1203204 05 014 0 1007 136 17 4 22 2 6 271 18 n mm 2 f 11 22 12 safa safa ff yy yy 280 34 n mm 2 f 弯曲强度满足要求 圆柱斜齿轮传动 传动比 i 3 67 齿轮材料的选择 小齿轮 20 inr tmc渗碳淬火 本科毕业设计 论文 通过答辩 hrc 56 62 大齿轮 r c40渗碳淬火 hrc 48 55 齿面接触疲劳强度设计计算 3 1 2 1 1 2 u ukt zzzz d dh he 齿宽系数 d 查表按齿轮相对轴承为非对轴布置取 d 0 8 小齿轮齿数 3 z 3 z 21 大齿轮齿数 4 z 4 z 7807 772167 321 2 i 齿数比u 4 z 3 z 78 21 3 71 传动比误差uu uu 3 71 3 67 3 71 0 05 小轮转矩 1 t 9 55 6 10 153 79 495 2 97 6 10 载荷系数 k kkkk va a k 使用系数 a k 1 25 v k 动载系数 v k 1 k 齿间载荷分配系数 k 1 1 k 齿向载荷分布系数 k 1 1 k 1 5 弹性系数 e z 查参考资料 e z 189 8 2 mmn 节点区域系数 h z 13 0 21 xx h z 2 43 重合度系数 z推荐值 0 75 0 88 本科毕业设计 论文 通过答辩 z 0 8 螺旋角系数 z 13coscos z 0 987 计算许用接触应力 小 大齿轮需用接触应力 1h 1000mpa 2h 740mpa 8702 21 hhh 故 3 6 2 3 67 3 167 3 8 0 1097 25 12 870 987 08 043 28 189 d 136 55mm 齿轮法面模数m 3 dcos 3 z 6 87 圆整m 6 标准中心距 m 3 z 4 z 2cos 6 21 78 2 0 974 304 93 分度圆螺旋角 095 13 53 2892 78216 arccos 2 arccos 21 a zzm 小轮分度圆直径 3 d cos 3 mz 129 36 圆周速度 vv 3 d 1 n 60000 3 35 m s 因 v 15m s 选 7 级精度合格 齿宽 bb d 3 d 0 8 129 36 103 5取整得 b 105 大轮齿宽 2 b 2 b b 小轮齿宽 1 b 1 b 2 b 5 10 110mm 齿根弯曲疲劳强度校核计算 本科毕业设计 论文 通过答辩 yfyf mbd kt safaf 3 1 2 f 齿形系数62 2 1 fa y 22 2 2 fa y 应力修正系数 61 1 1 sa y 77 1 2 sa y 当量齿轮的端面重合度 095 13cos 78 1 21 1 2 388 1cos 11 2 388 1 21 zz 1 723 计算重合度系数 69 0723 1 75 025 0 y 计算螺旋角系数 y 纵向重合度系数23 1 tan318 0 sin 1 z m b d n 1 故1 75 025 0125 01 min y in yy m 91 0 120 1 91 0 y 大 小齿轮的许用弯曲应力 1f 2f 查图表得小 大齿轮的弯曲疲劳极限 1limf 650 2limf 620 弯曲寿命系数 2 1 1 n y1 2 n y 本科毕业设计 论文 通过答辩 尺寸系数1 x y 最小安全系数6 1 lim f s 许用弯曲应力 min lim f xnfl f s yf 1f 487 5mpa 2f 387 5mpa yyyy dbm kt safa n f 1 1 2 1f 89 0 69 0 61 1 6 2 55 1366 5 103 1097 2 5 12 6 270 1 n mm 2 1f 11 22 12 safa safa ff yy yy 251 61 n mm 2 2f 弯曲强度满足要求 传动平稳 不需要静强度校核 齿轮其他主要尺寸计算 大轮分度圆直径 4 d 1 m 4 z cos 480 49 根圆直径 f d 3f d 3 d 236 114625 1236 129 f hmm 4f d 4 d 249 465625 1249 480 f hmm 顶圆直径 d 3a d 3 d 214162129 a hmm 4a d 4 d 249 4926249 480 a hmm 大齿轮直径大于 160mm 小于 500mm 选用腹板式结构 结构尺寸参照机械 本科毕业设计 论文 通过答辩 设计手册 斜齿圆柱齿轮传动 传动比 i 2 87 齿轮材料的选择 小齿轮 20 inr tmc渗碳淬火 hrc 56 62 大齿轮 r c40渗碳淬火 hrc 48 55 齿面接触疲劳强度设计计算 3 1 2 1 1 2 u u d kt zzzz d h he 齿宽系数 d 查表按齿轮相对轴承为非对轴布置取 d 0 6 小齿轮齿数 3 z 3 z 21 大齿轮齿数 4 z 4 z 6022 592182 221 2 i 齿数比u 4 z 3 z 60 21 2 86 传动比误差uu uu 2 86 2 82 2 82 0 05 小轮转矩 1 t 9 55 6 10 141 59 134 88 10 6 10 载荷系数 k kkkk va a k 使用系数 a k 1 35 v k 动载系数 v k 1 2 k 齿间载荷分配系数 k 1 1 k 齿向载荷分布系数 k 1 1 本科毕业设计 论文 通过答辩 k 1 9 弹性系数 e z 查参考资料 e z 189 8 2 mmn 节点区域系数 h z 13 0 21 xx h z 2 43 重合度系数 z推荐值 0 75 0 88 z 0 8 螺旋角系数 z 13coscos z 0 987 计算许用接触应力 小 大齿轮需用接触应力 1h 1000mpa 2h 740mpa 8702 21 hhh 故 3 6 2 5 86 2 186 2 6 0 10109 12 870 987 08 043 28 189 d 246 51mm 齿轮法面模数m 5 dcos 5 z 11 5 圆整m 10 标准中心距 cos2 43 zzm10 21 60 2 0 974 415 8 分度圆螺旋角 087 13 8 4152 602110 arccos 2 arccos 21 a zzm 小轮分度圆直径 本科毕业设计 论文 通过答辩 5 d cos 5 mz 215 61 圆周速度 vv 3 d 1 n 60000 1 65 m s 因 v 15m s 选 7 级精度合格 齿宽 bb d 5 d 0 6 215 61 129 37取整得 b 130 大轮齿宽 2 b 2 b b 小轮齿宽 1 b 1 b 2 b 5 10 135mm 齿根弯曲疲劳强度校核计算 yfyf mbd kt safaf 3 1 2 f 齿形系数53 2 1 fa y 185 2 2 fa y 应力修正系数 62 1 1 sa y 785 1 2 sa y 当量齿轮的端面重合度 095 13cos 78 1 21 1 2 388 1cos 11 2 388 1 21 zz 1 723 计算重合度系数 69 0723 1 75 025 0 y 计算螺旋角系数 y 纵向重合度系数02 1 tan318 0 sin 1 z m b d n 1 本科毕业设计 论文 通过答辩 故1 75 025 0125 01 min y in yy m 9 0 120 1 9 0 y 大 小齿轮的许用弯曲应力 1f 2f 查图表得小 大齿轮的弯曲疲劳极限 1limf 650 2limf 620 弯曲寿命系数 2 1 1 n y2 1 2 n y 尺寸系数1 x y 最小安全系数6 1 lim f s 许用弯曲应力 mi
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