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食品提升皮带机结构设计毕业论文 第1章 绪论1.1概述随着带式输送机的一步步的发展，各项技术的不断成熟，人们对于运输机的要求越来越高，针对新的要求，食品提升皮带机应运而生，食品提升皮带机的各种装置与原来我们使用的带式输送机基本上差不多，但是食品提升皮带机有自己独特的地方，其特点是承载物料的输送机也是传递动力的牵引件，这与其他输送机械有着显著的区别。此次设计的食品提升皮带机是应用在食品行业，用来提升糖果等物品，由于食品的重量比较小，所以食品提升皮带机的承重能力不是太高。1.2运输机简介输送机（Conveyor）是在一定的线路上连续输送物料的物料搬运机械，又称连续输送机。输送机可进行水平、倾斜和垂直输送，也可组成空间输送线路，输送线路一般是固定的。输送机输送能力大，运距长，还可在输送过程中同时完成若干工艺操作，所以应用十分广泛。中国古代的高转筒车和提水的翻车，是现代斗式提升机和刮板输送机的雏形；17世纪中，开始应用架空索道输送散状物料；19世纪中叶，各种现代结构的输送机相继出现。1868年，在英国出现了带式输送机；1887年，在美国出现了螺旋输送机；1905年，在瑞士出现了钢带式输送机；1906年，在英国和德国出现了惯性输送机。此后，输送机受到机械制造、电机、化工和冶金工业技术进步的影响，不断完善，逐步由完成车间内部的输送，发展到完成在企业内部、企业之间甚至城市之间的物料搬运，成为物料搬运系统机械化和自动化不可缺少的组成部分。输送机一般按有无牵引件来进行分类。具有牵引件的输送机有带式输送机、板式输送机、小车式输送机、自动扶梯、自动人行道、刮板输送机、斗式输送机、斗式提升机等。没有牵引件的输送机，例如，辊子输送机，螺旋输送机，振动输送机等。未来输送机的将向着大型化发展、扩大使用范围、物料自动分拣、降低能量消耗、减少污染等方面发展。 带式输送机由驱动装置拉紧装置输送带中部构架和托辊组成输送带作为牵引和承载构件，借以连续输送散碎物料或成件品。带式输送机是一种摩擦驱动以连续方式运输物料的机械。应用它，可以将物料在一定的输送线上，从最初的供料点到最终的卸料点间形成一种物料的输送流程。它既可以进行碎散物料的输送，也可以进行成件物品的输送。除进行纯粹的物料输送外，还可以与各工业企业生产流程中的工艺过程的要求相配合，形成有节奏的流水作业运输线。所以带式输送机广泛应用于现代化的各种工业企业中。在矿山的井下巷道、矿井地面运输系统、露天采矿场及选矿厂中，广泛应用带式输送机。它用于水平运输或倾斜运输。通用带式输送机由输送带、托辊、滚筒及驱动、制动、张紧、改向、装载、卸载、清扫等装置组成。带式输送机的技术优势：首先是它运行可靠，在许多需要连续运行的重要的生产单位，如发电厂煤的输送，钢铁厂和水泥厂散状物料的输送，以及港口内船舶装卸等均采用带式输送机。如在这些场合停机，其损失是巨大的。必要时，带式输送机可以一班接一班地连续工作。动力消耗低，由于物料与输送带几乎无相对移动，不仅使运行阻力小，而且对货载的磨损和破碎均小，生产率高。这些均有利于降低生产成本。1.3 研究内容本文以食品加工业为背景，设计提升食品的机械。从整体结构出发，对整个装置中的驱动部分和传动部分进行了设计与计算另外还对装置中的改向滚筒、压辊及托辊部分进行了选择设计。第2章 食品提升皮带机2.1 简介食品提升皮带机是在带式输送机的基础上发展起来的。食品提升皮带机与传统的带式输送机一样是以胶带、钢带、钢纤维带、塑料带和化纤带等作为传送物料和牵引工件的输送机械。其特点是承载物料的输送机也是传递动力的牵引件，这与其他输送机械有着显著的区别。本次设计的食品提升皮带机是一种小型的运输机械，其承载能力要求较小，相对于其他的带式输送机成本要求低，设计结构紧凑。食品提升皮带机是带式输送机中的一种，而带式输送机已被电力、冶金、煤炭、化工、矿山、港口等各行各业所广泛采用。特别是近年来新材料、新技术的应用，使带式输送机的发展步入了一个快车道，其特点如下：（1）结构简单 带式输送机的结构由传动滚筒、托辊、驱动装置、输送带等几大件组成，仅有十多种部件，并能进行标准化生产，可按需要进行组合装配，结构十分简单。（2）输送物料范围广泛 带式输送机的输送带具有抗磨、耐酸碱、耐油、阻燃等各种性能，并能耐高、低温，可按需要进行制造，因而能输送各种散料、快料、化学品、生孰料等食物品。（3）运送量大 运量可从每小时几公斤到几千吨，而且是连续不断运送，这是火车、汽车运输所不及的。（4）运距长 单机长度十几公里一条，在国外已经十分普及，中间无需任何转载点。德国单机60公里一条已经出现。越野的带式输送机常使用中间摩擦驱动方式，使输送带长度不受输送带强度的限制。（5）对线路适应性强 现代的带式输送机已经从槽型发展到圆管形，它可在水平及垂直面上转弯，打破了槽型带式输送机不能转弯的限制。（6）装卸料十分方便 带式输送机根据工艺流程需要，可在任何点上进行装、卸料管形带式输送机也是如此，还可以在回程段上装、卸料，进行反向运输。（7）可靠性高 由于结构简单，运动部件自重轻，只要输送带并不被撕破，寿命可达十年之久，而金属结构部件，只要防锈好，几十年也不会坏。（8）维护费用低 带式输送机的磨损件仅为托辊和滚筒，输送带寿命长，自动化程度高，使用人员很少，平均每公里不到一人，消耗的机油和电力也少。（9）能耗低、效率高 由于运动部件自重轻，无效运量少，在所有连续式和非连续式运输中，带式输送机耗能最低、效率最高。（10）维修费少 带式输送机运动部件仅为托辊和滚筒，因食品较轻，输送带耐磨。相比较之下，汽车等运输工具磨损部件要多的多，且更换磨损部件也较为频繁。综上所述，带式输送机的优越性已经十分明显，它是国民经济中不可缺少的关键设备。随着制造业信息化的发展，大大缩短了带式输送机的设计、开发、制造和销售的周期，使它更加具有竞争力。 2.2 方案确定皮带机的设计是按照所结合的要求和条件，首先确定主要组成部分由驱动装置、传动滚筒、改向滚筒、压辊、从动辊及机架等几大部分组成。（1）驱动装置 驱动装置是皮带机动力的来源，它主要由电动机、减速器、间歇机构组成。（2）传动滚筒、从动辊 根据设计的特殊要求，在设计中采用了同步带轮作为主动轮同步带轮与驱动装置相连，从而传递动力。从转辊的选择也采服了同步带轮，同步带轮的传动比准确，而且可以根据带的型号、参数在市场中直接订购。（3）改向滚筒、压辊 改向滚筒是引导输送带改变方向的圆柱形筒。压辊可以保证物料按带的输送方向输运食品。改向滚筒和压辊的结构比较简单。（4）机架 机架是承受驱动装置、滚筒、托辊、输送带和物料的钢结构，可以承受冲击、拉伸、压缩和弯曲应力。机架的结构比较零散，它需要考虑到安装位置的合理、布局的美观、节省材料、占城面积小、安装维修方便等要求，因此所设计的整个机架的结构都采用焊接或用螺栓连接，考虑到输送机的适用性，采用提升高度可调的结构，这样输送机不权可提升设计的要求高度，而且也可以提升不同的高度，但是还应根据所采用的同步带的型号，选择不同型号的同步带。2.3 设计方案综述提升机是一种实现工程物料向上运输的机械，能持续高效地输送物料，电动机通过传动装置，带动传动滚筒的转动，而传动滚筒借助于滚筒与胶带之间的摩擦力，从而实现带的传动，进而带动物料按要求不停的向上运输。设计意义：提升机在工程上的充分运用能提高工程的生产率，减轻工人的劳动强度，为创造高的经济利润提供了可靠的条件。物料提升皮带机总体方案的设计物料提升皮带机设计要求：（1）提升高度：1200mm。（2）输送量：3000块/h。（3）工步：50步/min。具体要求如下：（1）每走一工步：1.2s.。（2）动停比：1/3。（3）每个档板间距：100mm。（4）带速为：0.7m/s。5第3章 食品提升皮带机结构设计3.1 简介3.1.1 电动机的选择1.选择电动机类型和机构形式电动机有交流电动机和直流电动机之分，工业上采用交流电动机。交流电动机有异步电动机和同步电动机两类，异步电动机又分笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最广泛。如无特殊需要，一般忧先选用Y型笼型三相异步电动机，因其具有高效，节能，噪音小，振动小，安全可靠的特点，且安装尺寸和功率等级符合国际标准，适用于无特殊要求的各种机械设备。2.功率的计算电动机的功率选择是否合适将直间影响到电动机的工作性能和经济性能。如果选用额定功率小于工作机所需要的功率，就不能保证工作机正常工作，甚至使电动机长期过载过早损害，如果选用额定功率大于工作机所需要的功率，则电动机的价格高，功率未得到充分的利用。从而增加电能的消耗，造成浪费。3.电动机功率的选择（1）电动机的功率： （3-1）式中工作机所需工作效率，由电动机到工作机的总效率 （3-2）代入数据得： （2）从电动机到工作机卷筒间的总效率为： （3-3）其中分别为V带、齿轮传动、联轴器、滚筒、轴承的传动效率。由文献4表2-2取 则：（3）故 因载荷平稳，电动机额定功率只需略大于即可，由文献4表16-1选电动机的额定功率为=5.5kW。4.确定电动机的转速（1）滚筒轴工作转速 （3-4）代入数据得：r/min按表查得：V带传动比范围，二级齿轮减速器传动比，则总传动比范围（2）电动机可选范围 （3-5）代入数据得：r/min 符合这一范围的同步转速为3000 r/min、1500 r/min、1000 r/min、750 r/min四种。为了减少电动机的重量和价格选用1500 r/min的Y系列电动机，其满载转速r/min。 3.1.2计算传动装置的总传动比和分配各级传动比 1.总传动比 （3-6）代入数据得：2.分配各级传动比总传动比由，为使V带传动的外部尺寸不致过大，取传动比则 （3-7）代入数据得：两级齿轮各传动比 （3-8）考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近取 3.1.3传动装置的运动和动力参数1.各轴转速I轴： r/minII轴： r/minIII轴： r/min滚筒轴：r/min2.各轴的输入功率I轴： kWII轴： kWIII轴： kW滚筒轴： kW3.各轴的输入转矩I轴： II轴： III轴： 滚筒轴： 将上述结果汇总于下表3-1：表3-1 传动装置的运动和动力参数轴名功率P(kW)转矩()转速(r/min)传动比效率I轴4.8997.2948030.96II轴4.70378.71118.5230.96III轴4.511006.5642.794.050.97滚筒轴4.381021.4742.792.770.983.1.4 V带的设计1.确定计算功率由文献4表8-6查得工作情况系数 （3-9）代入数据得：kW2.选择带形根据计算功率和小带轮转速由文献5图8-11选定带型为B型，其中 。3.确定带的基准直径和（1）初选小带轮的基准直径，参考文献5表8-6和表8-8选 =125 mm （2）验算带速 （3-10）代入数据得：m/s 故带的速度合适。 （3）计算从动带轮的基准直径 mm根据文献5表8-8取=355mm4.确顶中心距a和带轮的基准长度（1）初定中心距 （3-11）代入数据得：mm （3-12）代入数据得：mm初选中心距=600mm。 （2）计算所需带轮的基准长度 （3-13）代入数据得：mm 由文献5表8-2选带轮的基准长度 mm （3）计算实际中心距 （3-14）代入数据得：mm 考虑到带轮的制造误差，带长误差，带的弹性及因带的松弛而产生的补充张紧的需要；中心距的变动范围： （3-15）代入数据得：mm （3-16）代入数据得：mm 5.验算小带轮上包角由 故主动带轮包角适合。6.确定带的根数由： （3-17）由文献5知：取z=3根。7.确定预紧力 （3-18）由文献5表8-3知kg/m则N8.计算带传动在轴上的力由式（3-19） （3-19）代入数据得：N9.误差验算设计中给定的传动比为，其变换范围为：实际设计的传动比为： 故满足误差要求。10.带轮设计由所引用文献5表8-10查的：mm; mm则带轮轮缘宽度：mm=40mm。大带轮毂孔直径由高速轴设计而定，mm。大带轮毂孔宽度：当时，取mm。3.1.5 高速级齿轮设计1.选齿轮的类型、精度等级、材料及齿数（1）选用标准斜齿轮传动即齿型参数为： （2）运输机为一般工作机器效率不高，故选用7级精度。（3）材料选择，由文献5表10-1选择小齿轮材料为40Gr(调质)，硬度为280HBS。大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，两者材料的硬度差为40HBS。（4）试选小齿轮齿数 大齿轮齿数为（5）选取螺旋角。初选螺旋角。2. 按齿面接触强度设计按公式（3-20） （3-20）进行计算。（1）确定公式内各计算数值1)试选载荷系数 2)计算小齿轮传递的转距N3)选取齿宽系数4)由文献5图10-26查得 则5) 由文献5表10-6查得材料的弹性影响系数;由所引用文献5图10-30选取区域系数6）由文献5图10-21（D）查得M pa，M pa7）由式（3-21）计算应力循环次数 （3-21）8）由文献5图10-19查得接触疲劳寿命系数 9）计算接触疲劳应力取失效概率为1%安全系数得M PaM Pa （3-22）代入数据得：M Pa（2）计算1）计算小带轮分度圆直径由计算公式（3-23）得： （3-23）=mm2)计算圆周速度 （3-24）代入数据得：m/s3)计算齿宽及模数mm （3-25）代入数据得：mmmm 4)计算纵向重合度 （3-26）代入数据得：5)计算载荷系数由文献5图10-8查得动载荷系数由文献5表10-3查得，由文献5表10-2查得使用系数=1 由文献5表10-4查得由文献5表10-13得 故载荷系数 （3-27） 6)按实际的载荷系数校正所算分度圆直径mm7)计算模数mm3.按齿根弯曲强度设计由式（3-28） （3-28）（1）确定计算参数1)由文献5图10-20c查得M pa；M pa2)由文献5图10-18查得弯曲疲劳寿命系数3)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数得S=1.4由式 （3-29）M paM pa 4)计算载荷系数K5)由文献5图10-28查得螺旋角影响系数6)计算当量齿函数7)查取齿形系数由文献5表10-5查得 8)查取应力矫正系数由文献5表10-5查得 9)计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。（2）设计计算 （3-30）代入数据得： =1.79 mm由于齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mm即可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径mm来计算应有的齿数。于是由 4.几何尺寸计算（1）计算中心距 （3-31）代入数据得：mm，将中心距调整为256 mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 （3-32）代入数据得： 由于改变不多，故参数等不必修正（3）计算大小齿轮分度圆直径mmmm（4）计算齿轮宽度mm（5）圆整后mmmm5.验算NN/m 100 N/m满足要求，设计合理。6.齿轮结构设计小齿轮1由于直径较小，采用齿轮轴结构；大齿轮2采用孔板式结构，结构尺寸按经验公式和后续设计的中间轴配合段直径计算如下：毂孔直径：由中间轴设计而定：mm轮毂直径：mm轮毂宽度： mm 取为80 mm腹板最大直径： mm板孔分布圆直径：mm板孔直径：mm腹板厚度：mm3.1.6 低速级齿轮的设计尺寸二级齿轮传动的设计与一级齿轮传动的设计相同。其尺寸为：1、齿数：2、中心距：mm3、螺旋角：=4、分度圆直径：mm mm5、齿宽：6、模数：3.1.7 轴的设计 1.初步确定轴的最小直径先按式(3-33)初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理按钮转强度法进行最小直径估算，即： （3-33）初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时，增大5%7%，两个键槽时，增大10%15%。值由所引用文献5表15-3确定：高速轴，中间轴，低速轴112。高速轴：mm因高速轴最小直径处安装大带轮，设有键槽，则mm取为整数 mm中间轴：mm因高速轴最小直径处安装滚动轴承，取为标准值 mm低速轴：mm因高速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽，则mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使选的轴直径，与联轴器的孔相适应，mm。故需同时选取联轴器的型号.联轴器的计算转矩由文献5表14-1：，则N按照计算转矩查机械设计手册JB/T50141985选用HL5型弹性柱销联轴器。其公称转矩2000 N半联轴器的孔径, mm,半联轴器长度mm.半联轴器与轴的配合的毂孔长度mm,许用转速2500r/min，适用。标记：HL5联轴器。432. 轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案如图所示：图3-1 轴上零件装配方案（2）高速轴的结构设计1）各轴段直径的确定：最小直径，安装大带轮的外伸轴段，mm：密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，定位高度，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），mm。 ：滚动轴承处轴段，mm。滚动轴承选取30210，其尺寸为：50 mm90 mm21.75 mm20 mm：过渡段，由于各级齿轮传动的线速度均小于2 m/s，滚动轴承采用油脂润滑，考虑挡油盘的轴向定位，mm。齿轮处轴段：由于小齿轮直径较小，采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一致，均为45钢，调质处理。：滚动轴承处轴段，mm。2）各轴段长度的确定： 由大带轮的毂孔宽度mm确定，mm。： 由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，mm。：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，mm。：由装配关系、箱体结构等确定，mm。： 由高速轴小齿轮宽度mm确定，mm。：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，mm。3）细部结构设计略，见中间轴。（1）中间轴的结构设计1）各轴段直径的确定：最小直径，滚动轴承处轴段，mm。滚动轴承选取30210，其尺寸为：50 mm90 mm21.75 mm20 mm。：低速级小齿轮轴段，mm。 ：轴环，根据齿轮的轴向定位要求，mm。：高速级大齿轮轴段，mm。：滚动轴承处轴段，mm。2）各轴段长度的确定：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，mm。：由低速级小齿轮的毂孔宽度确定，mm确定，mm。：轴环宽度，mm。：由高速级大齿轮宽度mm确定，mm。：有滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，mm。3）细部结构设计由文献5表10-1查出高速级大齿轮处键18 mm11 mm-70 mm（mm，mm）；低速级小齿轮处键18 mm11 mm-110 mm（ mm， mm）；齿轮轮毂与轴的配合选为；滚动轴承与轴的配合采用过渡配合，此轴段的直径公差选为；查由文献5表7-19，个倒角为C2；参考由文献5表17-10。（2）低速轴的结构设计1) 各轴段直径的确定：滚动轴承处轴段，mm。滚动轴承选取30218，其尺寸为： 90 mm160 mm32.5 mm30 mm。：低速级大齿轮轴段，mm。 ：轴环，根据齿轮的轴向定位要求，mm。：过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位，mm。：滚动轴承处轴段，mm。：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），mm。：最小直径，安装联轴器的外伸轴段，mm。 2）各轴段长度的确定：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，mm。：由低速级小齿轮的毂孔宽度确定，mm确定，mm。：轴环宽度，mm。：由装配关系、箱体结构等确定，mm。：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，mm。：由装配关系、轴承端盖、箱体结构等确定，mm。：由联轴器的毂孔宽mm确定。mm。3）细部结构设计略，见中间轴。3.1.8 轴的校核以中间轴为例 （1）轴的力学模型的建立1）齿轮对轴的力作用点位置和支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，因此可决定中间轴上两齿轮力的作用点位置。轴上安装的30210轴承，从文献5表12-6可知它的负荷作用中心到轴承外端面的距离mm，故可计算出支点跨距和轴上各力作用点相互位置尺寸。支点跨距mm；低速级小齿轮的作用点C到左右点A距离mm。两齿轮的力作用点之间的距离mm；高速级大齿轮的力作用点D到右支点B的距离mm。2) 绘制轴的力学模型图初步选定高速级小齿轮为右旋，高速级大齿轮为左旋；根据中间轴所受轴向力最小的要求，低速级小齿轮为左旋，低速级大齿轮为右旋。根据要求的传动速度方向，绘制的轴力学模型图如图3-2a 。图3-2 轴力学模型（2）计算轴上的作用力齿轮2： NNN齿轮3： NNN（3）计算支反力1）垂直面支反力（XZ平面）图3-2b由绕支点的力矩和，得: （3-34）代入数据得：NN=56.15N方向向上。同理，由绕支点A的力矩和， （3-35）代入数据得： =-1647.13 N 方向向下。由轴上的合力，校核：计算无误。2）水平面支反力（XY平面）图3-2d由绕支点的力矩和，得： （3-36）代入数据得：NN N 方向向下。同理，由绕支点A的力矩和， （3-37）得N方向向下。由轴上的合力，校核：计算无误。3）A点总支反力 （3-38）代入数据得：NB点总支反力 （3-39）代入数据得：N （4）绘转矩、弯矩图1）垂直面内的弯矩图如图3-2cC处弯矩： D处弯矩： 2）水平面内的弯矩图如图3-2eC处弯矩：D处弯矩：3）合成弯矩图如图3-2f。C处： D处：4）转矩图如图3-2g。 5）当量转矩图如图3-2h。因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环应变力，折算系数。 C处：D处：（5）弯扭合成强度校核进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。 根据选定的轴的材料45钢，调制处理，由所引用文献5表15-1查的。因，故强度足够。（6）安全系数疲劳强度校核对一般减速器的转轴仅使用弯扭合成强度校核即可，而不必进行安全系数校核。1）判定校核危险的截面对照弯矩图、转矩图和结构图，从强度、应力集中方面分析，C截面是危险截面。需对C截面进行校核。2）轴的材料的机械性能根据选定的轴的材料45钢，调制处理，由所引用文献5表15-1知：，。取，3）C截面上的应力因C截面有一键槽，。所以：抗弯截面系数： （3-40）代入数据得：抗扭截面系数： （3-41）代入数据得：弯曲应力幅，弯曲平均应力；扭转切应力幅，平均切应力幅。4）影响系数C截面受有键槽和与齿轮的过盈配合的共同影响，但键槽的影响比过盈配合的影响小，所以只需考虑过盈配合的综合影响系数。由所引用文献5附表3-8用插值法求出：，取，轴按磨削加工，由所引用文献5附图3-4求出表面质量系数：。故得综合影响系数： （3-42）代入数据得： （3-43）代入数据得：5）疲劳强度校核所以轴在C截面的安全系数为： （3-44）代入数据得： （3-45）代入数据得： （3-46）代入数据得：取许用安全系数，有，故C截面强度足够。同理对高速轴和低速轴进行校核，可以知道它们都符合工作要求。3.1.9 键的选择与校核以中间轴上的键为例。由中间轴的细部设计，选定：高速级大齿轮处键1 为 ，标记为：键。低速级小齿轮处键2为 标记为：键；由于是同一根轴上的键，传递的转矩相同，所以只需校核短的键1就可以。键的工作长度；齿轮轴段；键的接触高度；传递的转矩所以引用文献5表6-2查出键静连接时的挤压许用应力（键、齿轮轮毂、轴的材料均为45钢调制）。 （3-47）代入数据得：键连接强度足够。3.1.10 滚动轴承的选择与校核这里只以中间轴上的滚动轴承为例（1）滚动轴承的选择根据载荷及速度情况，拟定选用圆锥滚子轴承。由中间轴的结构设计，根据，选用30210。其基本参数查文献5表12-4，。（2）滚动轴承的校核轴承受力如图3-3图3-3 轴承受力1）径向载荷根据轴的分析，可知：A点总反力B点的总反力2）轴向载荷外部轴向力，从最不利受力情况考虑，指向A处1 轴承（方向向左）；轴承派生轴向力由圆锥滚子轴承的计算公式 （3-48）代入数据得：（方向向右）；（方向向左）。因为， 所以A处轴承被压紧，B处2轴承放松。故：，3）当量动载荷根据工作情况（载荷平稳或轻微冲击），由所引用文献5表13-6查出载荷系数。1轴承：因，由文献5表12-6知 （3-49）代入数据得：2轴承：因，由文献5表12-6知 （3-50）代入数据得：4）验算轴承寿命因，故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为 （3-51）代入数据得：其中，温度系数（轴承工作温度小于120度），轴承有足够的寿命。3.2 间歇机构间歇运动机构是将主动件的均匀转动转换为时动时停的周期性运动的机构。例如牛头刨床工作台的横向进给运动，电影放映机的送片运动等都用有间歇运动机构。常用的间歇运动机构有棘轮机构和槽轮机构。1. 槽轮机构由槽轮和圆柱销组成的单向间歇运动机构，又称马尔它机构。它常被用来将主动件的连续转动转换成从动件的带有停歇的单向周期性转动。槽轮机构有外啮合和内啮合两种形式。外啮合槽轮机构的槽轮和转臂转向相反,而内啮合则相同。槽轮机构是由主动拨盘、从动槽轮和机架等组成。槽轮机构可将主动拨盘的等速回转运动转变为槽轮时动时停的间歇运动，并具有结构简单、外形尺寸小、机械效率高，以及能较平稳的、间歇地进行转位等优点，但存在柔性冲击的缺点，故常用于速度不太高的场合。（1）槽轮机构的类型及应用1) 普通型，有外槽轮机构，内槽轮机构，槽条机构2) 特殊型，有不等臂多销槽轮机构，球面槽轮机构，偏置式槽轮机构，曲线式槽轮机构，有曲线外槽轮机构，曲线内槽轮机构两种。（2）槽轮机构的应用例1 蜂窝煤制机模盘转位机构例2 电影胶片抓片机构2. 棘轮机构由棘轮和棘爪组成的一种单向间歇运动机构。它将连续转动或往复运动转换成单向步进运动。棘轮轮齿通常用单向齿，棘爪铰接于摇杆上，当摇杆逆时针方向摆动时，驱动棘爪便插入棘轮齿以推动棘轮同向转动；当摇杆顺时针方向摆动时，棘爪在棘轮上滑过，棘轮停止转动。为了确保棘轮不反转，常在固定构件上加装止逆棘爪。摇杆的往复摆动可由曲柄摇杆机构、齿轮机构和摆动油缸等实现，在传递很小动力时，也有用电磁铁直接驱动棘爪的。棘轮每次转过的角度称为动程。动程的大小可利用改变驱动机构的结构参数或遮齿罩的位置等方法调节，也可以在运转过程中加以调节。如果希望调节的精度高于一个棘齿所对应的角度，可应用多棘爪棘轮机构。棘轮机构工作时常伴有噪声和振动，因此它的工作频率不能过高。棘轮机构常用在各种机床和自动机中间歇进给或回转工作台的转位上，也常用在千斤顶上。3.3 改向滚筒的设计 1.改向滚筒的结构设计传动滚筒是传递带式输送机功率的圆柱形筒，而改向滚筒是引导输送带改变方向的圆柱形筒。改向滚筒不传递转矩，结构比较简单，易于制造加工，且和输送带接触时轴为空转，所以摩擦力小，使用寿命长。初步计算改向滚筒的结构尺寸参数如下：（1）两轴承座中心距为： （3-52）代入数据得：式中 带宽（）轴承宽度（）（2）滚筒长度为： （3-53）代入数据得：（3）筒皮的最大许用面压，对于帆布带芯，；对于钢丝绳芯。2. 改向滚筒轴的校核（1）根据工作条件选择材料并初步确定轴的最小直径因为改向滚筒主要承受径向力，不传递转矩，故轴的最小直径选。即：。该轴无特殊要求，参考表3-2选取45钢，调质处理，。表3-2 轴常用的几种材料的值轴的材料122045304040521525（2）改向滚筒轴的设计与校核考虑到轴上零件的定位和装配方便等要求，拟订如图3-4所示的装配方案。因为轴主要起改向作用，只承受一定的径向力，故初选一对6205型轴承：轴承内孔直径，即，轴承宽度；滚筒套筒处轴的直径；轴的最大直径； 轴的各轴段长度, , ，（轴采用对称布置）；轴的总长轴承和右端轴肩之间用螺母进行轴向固定，轴承和轴用过盈配合周向固定。（3）轴上受力计算已知：，滚筒轴的结构如图3-4所示：1）径向力： （3-54）代入数据得：图3-4 滚筒轴的结构图3-5 改向滚筒轴的校核 2）垂直面支承力，截面C是的受力示意图见图3-5（b），则3） 求剪力QC和弯矩，截面C上的受力如图3-6所示图3-6 截面C上的受力示意图4）绘剪力图与弯矩图，如图3-5（d）所示：（4）校核轴的强度危险剖面在轴中点C处 （3-55）按表3-3，对于的碳钢，承受对称循环变应力时的许用应力，因为，所以满足强度要求。表3-3 轴的许用应力材料碳钢碳钢碳钢碳钢40013070405001707545600200955570023011065合金钢合金钢80027013075100033015090弯曲剪应力校核 （3-56）代入数据得：对于选用45钢的轴，由表3-2可知，其弯曲剪应力因此满足要求。3.4 改向压轮的设计1.改向压轮结构的设计改向压轮是放在承载段或回程段转弯处空边上，应尽量留出空隙，以防与胶带横隔板边相摩擦。改向压轮不但起压信输送带，使其始终贴合在带轮上的作用，而且还有使输送带保持张紧力的作用，也就是说它还起着张紧轮的作用。因此，改向压轮在此设计中起着多重作用，是十分重要的部件之一。改向压轮的结构示意图3-7所示。1-轮辐 2-轮毂 3-辐板 4-皮带图3-7 改向压轮结构改向压轮的安装位置如图3-8所示。图3-8 改向压轮的安装改向压轮在设计中注意以下几点：（1）改向压轮的轴心到输送带的距离必须大于带上横隔板的高度，以防发生干涉、产生摩擦。（2）改向压轮的轴主要承受径向力，不传递动力及转矩，因此所设计的轴必须有一定的强度，防止轴的断裂。（3）当带传递动力时，改向压轮与带之间产生的摩擦力不能太大。（4）改向压力在输送带上的距离要适中。2. 设计方案的比较与选择（1）整体式设计改向压轮的整体设计方案，如图3-9所示。这样设计的优点是；一体连接，两端受力均匀，易于安装。缺点是：较分体式质量大，不能调整两轮间距，要求对中精度高图3-9 整体式改向压轮设计方案（2）分体式设计改向压轮的分体式设计方案，如图3-10所示。其优点是：结构简单，便于安装，且方便调整间距，损坏一个更换一个，相对于一轴连接的而不必整体更换。缺点是：压紧力不好控制，可以出现两端受力不均匀的现象。综上所述，两者相比，分体式设计方案更为合理，故本设计采用分体式改向压轮。图3-10分体式改向压轮设计方案3. 输送带的跑偏处置输送带运行时，可能由于拉力不足、物料偏心堆积，机架变形、托辊轴承缺陷、安装不对中、接头歪斜、拉力分布不均等，引起输送带跑偏。生产实践证明，机头、机尾不平行时输送带跑紧边不跑松边；安装不平时，跑高处不跑低处；安装下托辊不垂直时输送带跑后不跑前。一般以托辊的稳定系数来衡量跑偏纠正的能力。一般来说，输送带的跑偏范围不太大，可利用托辊进行调整。可以用托辊进行调整的方法有槽形调偏托辊、侧托辊、两节式“V”形托辊、螺旋侧托辊等托辊组自动调节方法。本次设计的食品提升皮带机属于小型食品输送机，输送的物料是很轻的糖果，利用以上方法不但会使结构变得复杂，而且会增加设计的成本，降低效率。因此，经过比较选择采用将改向压轮与防跑偏设计相结合的方法，如图3-11所示。这种设计的工作原理是当输送带传递转矩出现跑偏现象时，改向压轮的轮槽与输送带边缘凸台相配合，控制输送带在运输过程中的窜动，防止输送带跑偏。图3-11 改向压轮防跑偏设计图4. 拉紧装置张紧装置是带式输送机的重要组成部分。它的作用是保证输送带有足够的张紧力、补偿输送带的弹性伸长、为输送带重新连接作必要的行程准备等。随着运输能力的提高及巷道的延伸,长运距大功率带式输送机对张紧装置提出了更高的要求。重锤式、固定式等机械张紧装置已难以适应要求。可调张力、实时监控、响应快、安全可靠的自动张紧装置便应运而生。输送带是橡胶和纤维织品两者复合而成的产品。垂锤拉紧装置在运行一段时间后自动下降一段距离，使输送带变长，这说明输送带发生了蠕变，在启动、制动过程中也会发生蠕变现象，此时拉紧装置就必须进一步收紧才不会发生打没现象。由此可见，拉紧装置是保证带式输送机正常运转不可少的重要部件，它的功能如下。（1）输送带在传动滚筒上形成压力，靠摩擦力将传动滚筒的圆周力传递出来。（2）控制输送带在托辊间的垂度，防止输送带在托辊间距内过分松弛而丧失槽形，引起物料和输送带跑偏，增加运行阻力。（3）补偿输送带的弹性伸长，时间长了输送带会自动伸长，而且在过度工况下发生永久伸长。同时在启运、制动时输送带自动收紧，可免除机组振动。（4）为重连接头提代必要的行程。（5）在长距离带式输送机中，拉紧装置对其拉力产生重大影响。拉紧装置可分为固定拉紧装置和自动拉紧装置两大类：1）固定拉紧装置 固定拉紧装置分重力拉紧装置和刚性拉紧装置。重锤式、水箱式都属于重力拉紧装置，重力拉紧装置始终使输送带初拉力保持恒定，在启动、制动时会产生上下振动，但惯性力很快消失。刚性拉紧装置有螺旋拉紧、手动或电动拉紧装置等几种，它们的拉紧力是固定不变的，不能自动调整，在安装后，拉紧一次可运行一段时间，但还要收紧一次，以消除蠕变。固定拉紧装置的类型如下：螺旋式张紧装置 螺旋式张紧装置利用人力旋转螺杆来调节输送带的张力，它的结构简单紧凑，但张紧力大小不易掌握，工作过程中，张紧力不能保持恒定。小车重锤式张紧装置 小车重锤式张紧装置是把紧滚筒装置在一个可尾架上移动的小车上，由重锤通过滑轮拉紧小车，它的结构也较简单，可保持恒定的张紧力。其大小决宇重锤的重量，小车重锤式张紧装置外形尺寸大，占地多，质量大，适用于长度、功率较大的输送机，尤其是在倾斜输送机上。垂直重锤式张紧装置 垂直重锤式张紧装置可利用输送机走廊下面的空间位置，并分布在下分支胶带张力最小的地方，因而可减轻重锤的质量。其缺点是要增加改向滚轮的数目，增加输送带的弯曲次数，而且物料易掉入输送带与滚筒之间而损伤输送带。2）自动拉紧装置 带式输送机是恒定转矩的，因此输送带拉力是固定的，自动测力拉紧装置以拉紧力为反馈信号随时间变化设定拉力，进行比较，并随时间调整装置的改向滚筒位移。如启动时会自动加大拉紧力，运转时恢复恒定拉力，对延长输送带寿命十分有利。自动拉紧装置有两种形式：电动式和液压式因本设计为轻载糖果皮带机，且带型为同步齿型带，无打滑现象，故考虑到结构及成本问题，可不采用拉紧装置。3.5 托辊的设计托辊是皮带机的重要部件，种类多，数量大。托辊占了一台皮带机总成本的35%，承受70%以上的阻力，历此托辊的质量尤为重要。托辊的作用是支撑输送带和物料重量。托辊运转必须灵活可靠，减少输送带同托辊的摩擦力，对占输送机总成本25%以上的输送带的寿命影响较大。虽然托辊在皮带机中是一个较小的部件，结构并不复杂，但制造出高质量的托辊并非易事。1. 托辊的类型（1）平行类1）平行上托辊组2）平行下托辊组平行梳型下托辊组螺旋型下托辊组弹簧型下托辊组铸胶螺旋型下平行托辊（2）V形类两辊至V形布置多用于下托辊，用于上托辊的较少。V形下托辊其每根托辊的倾斜角约为。这些托辊可以是吊环悬挂结构，也可以是刚性结构，V形下托辊具有对输送带的对中作用，同时由于其承受的载荷额定值增大，因此