皮带输送机的设计计算分解

1、皮带输送机的设计计算1 总体方案设计1.1 皮带输送机的组成皮带输送机主要由以下部件组成： 头架、驱动装置、传动滚筒、 尾架、托辊、 中间架、尾部改向装置、卸载装 置、清扫装置、安全保护装置等。输送带是皮带输送机的承载构件， 带上的物料随输送带一起运行， 物料根据 需要可以在输送机的端部和中间部位卸下。 输送带用旋转的托棍支撑， 运行阻力 小。皮带输送机可沿水平或倾斜线路布置。由于皮带输送机的结构特点决定了其具有优良性能， 主要表现在： 运输能力 大，且工作阻力小，耗电量低，皮带输送机的单机运距可以很长，转载环节少， 节省设备和人员， 并且维护比较简单。 由于输送带成本高且易损坏， 故与其它设

2、 备比较，初期投资高且不适应输送有尖棱的物料。输送机年工作时间一般取 4500-5500 小时。当二班工作和输送剥离物， 且输 送环节较多，宜取下限；当三班工作和输送环节少的矿石输送，并有储仓时，取 上限为宜。1.2 布置方式电动机通过联轴器、 减速器带动传动滚筒转动或其他驱动机构， 借助于滚筒 或其他驱动机构与输送带之间的摩擦力， 使输送带运动。 通用固定式输送带输送 机多采用单点驱动方式，即驱动装置集中的安装在输送机长度的某一个位置处， 一般放在机头处。单点驱动方式按传动滚筒的数目分， 可分为单滚筒和双滚筒驱动。 对每个滚 筒的驱动又可分为单电动机驱动和多电动机驱动。 单筒、单电动机驱动方

3、式最简 单，在考虑驱动方式时应是首选方式。皮带输送机常见典型的布置方式如图 1-1 所示。此次选择 DT（A）型固定式皮带输送机作为设计机型。单电机驱动，机长 10m，带宽 500mm，上托辊槽角 35°，下托辊槽角 0°。DT（ A）型固定式皮带 输送机是通用型系列产品，可广泛用于冶金、煤炭、交通、电力、建材、化工、 轻工、粮食、和机械等行业。输送堆积密度为 5002500kg/m3的各种散状物料 和成件物品，适用环境温度为 -20 40 。图 1-1 皮带输送机典型布置方式13皮带输送机的整体结构图 1-2 为此次设计的皮带输送机的整体结构图 1-2 设计的皮带输送机的

4、整体结构2 标准部件的选择2.1 输送带的选择输送带的品种规格符合 GB/T 44901994运输带尺寸、 GB/T 7984 2001 输送带 具有橡胶或塑料覆 盖层的普通用途织物芯输送带的规定，见表2- 1 。表 2-1 输送带的种类种类抗拉体 强度 /（ N/mm* 层）输送带宽度 /mm400500650800100012001400帆布带CC-56尼龙带NN-100NN-150由于本设计只是小型输送机，初步选定为帆布带。按给定的工作条件 , 输送 机的工作倾角 =0°。根据设计要求确定选用带宽 B=500mm，NN100型输送带， 层数选为 3 层。上胶 3.0+下胶 1.

5、5 ，输送带质量 5.02Kg/m 。NN100型输送带的 技术规格：纵向扯断强度 100N/mm；每层带厚 1.0mm，截面积 0.0236m2。2.2 输送量计算根据输送量的计算方法 ：（2-1）3.6 × 0.0236 ×2× 2000=339.84t>300t此输送带带符合使用要求。2.3 选择传动型式与驱动装置 驱动装置是皮带输送机的动力传递机构。一般由电动机、联轴器、减速器及驱动滚筒组成。 根据不同 的使用条件和工作要求，皮带输送机的驱动方式，可分单电机驱动、多电机驱动、单滚筒驱动、双滚筒驱 动和多滚筒驱动几种。由于此设计为小型皮带输送机，采用水

6、平输送，运输距离短，所以选用 Y 系列电机 +联轴器 +减速器的传动型式，单电机单滚筒驱动，如图 2-1。图 2-1 传动方式2.4 头部传动滚筒的选择传动滚筒的直径和长度符合 GB/T9881991 皮带输送机滚筒基本参数与尺 寸的规定 。见下表：带 宽B滚筒直径500630800100012501400胶光胶光胶光胶光胶光500650800表 2-2 带宽与传动滚筒的关系胶本设计选择直径为 500mm的胶面传动滚筒，与之匹配的轴承型号为 3520。2.5 尾部改向滚筒的选择尾部改向滚可从表 2-3 中查出，与 500mm的传动滚筒匹配的尾部改向滚筒直 径为 400mm。表 2-3 传动滚筒

7、与改向滚筒的关系带宽传动滚筒直径180°尾部改向滚筒直径5005004006505004006305002.6 托辊的选择 本系列配置的托辊分为承载托辊（槽型托辊）和回程托辊（平行托辊）两类。承载托辊初选 DT GP1103，回程托辊初选 DT GP1211，缓冲托辊选择 DT GH1103。上托辊间距选择 1m，下托辊间距选择 2m。上托辊槽角 35°，下托辊槽 角 0 °。2.7 其他部件的选择 由于本次设计为小型输送机， 机长较短，功率较小，故可选用螺旋拉紧装 置； 采用固定落地式机架， 角钢焊接 。该输送机的设计为水平运输， 所以不需要制 动装置，只选择空

8、段清扫器、头部清扫器和头部漏斗。3 输送机受力分析3.1 圆周驱动力分析 传动滚筒上所需圆周驱动力 为所有阻力之和 ，即：Fu=FH+FN+FS1+FS2+FST（ 3-1 ）各参数意义如下：FH主要阻力， N；FN附加阻力， N； FST倾斜阻力， N；FST= q GHg。FS1主要特种阻力，即托辊前倾摩擦阻力及导料槽摩擦阻力，N；FS2附加特种阻力，即清扫器、卸料器及翻转 回程分支输送带阻力， N；3.2 主要阻力 主要阻力 FH按式（ 3-2 ）计算Fu=fLgq RO+qRu+（2qB+qG）cos +F N+FS1+FS2+FST（3-2 ）各参数意义：f 模拟摩擦系数； L输送机

9、长度（头、尾滚筒中心距）， m； g重力加速度， g=9.8m/s 2；承载分支托辊组每米长度旋转部分重量， kg/m； qB每米长输送带的质量， kg/m； qG每米长输送物料的质量， kg/m； 此处角度取 0°， cos =1。3.2.1 模拟摩擦系数 模拟摩擦系数，根据工作条件及制造、安装水平选取，参见表3-1 ；表 3-1 模拟摩擦系数 f （推荐值）输送机工况工作条件和设备质量良好，带速低，物料内摩擦较小0.020.023工作条件和设备质量一般，带速较高，物料内摩擦较大0.025 0.035工作条件恶劣、多尘低温、湿度大，设备质量较差，托辊成0.035 槽角大于 35&#

10、176;0.045由于工作条件为室外，多尘土，带速为 2.0m/s ，所以此处 f 选为 0.0353.2.2 承载分支托辊每米旋转质量的确定3- 3)其中承载分支每组托辊旋转部分重量， kg； 承载分支托辊间距， m；托辊已经选好， L=200时的值知 =15 .3kg 。= 15.3/1=15.3kg 。3.2.3 回程分支托辊每米长旋转部分质量的确定（3-4）qRu回程分支托辊每米长旋转部分质量， kg/m，=10.4kg回程分支托辊间距， 2m；=10.4/2=5.2kg/m3.2.4 每米长输送物料的质量的确定每米长输送物料的质量按公式：3-5)=47.2kg/m3.2.5 FH 的

11、计算FH=fLgq RO+qRu+（2q B+qG）cos =268 （N）3.3 附加特种阻力计算附加特种阻力 包括输送带清扫器摩擦阻力 和卸料器摩擦阻力 等部 分，按下式计算：（3-6）（3-7）（3-8）式中 清扫器个数，包括头部清扫器和空段清扫器； A一个清扫器 和输送带接触面积， ，见表 3-2 。表 3-2 导料槽栏板内宽、刮板与输送带接触面积带宽 B/mm导料栏板内宽/m刮板与输送带接触面积 A/m头部清扫器空段清扫器5000.4000.0060.016500.4200.0070.018000.4950.0080.012查表选 A=0.006M2清扫器和输送带间的压力， N/ ，

12、一般取为 3 N/ ； 清扫器和输送带间的摩擦系数，一般取为 0.50.7 ；则 =0.006 ×8×0.6=288N拟设计的总图中有两个清扫器和一个空段清扫器（一个空段清扫器相当于1.5 个清扫器）。 =0, 则=3.5 ×288+0=1008N3.4 总阻力本设计没有附加阻力 FN=0，本设计没有特种阻力 FS1=0。 由于是水平安装， 则角度为 0°， FST=0。总阻力 Fu= FH+FN+FS1+FS2+FST=268+1008=1276N4 电动机的选择和功率的计算4.1 电动机的选择 电动机是常用的原动机， 具有结构简单、 工作可靠、 控制

13、简便和维护容易等 优点。电动机的选择主要包括选择其类型和结构形式、容量（功率）和转速、确 定具体型号。4.1.1 电动机的类型的确定按工作要求和条件选取 Y 系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电 动机 。4.1.2 电动机的容量的选择 工作所需的功率：=/ 4- 1）4-2）（4-3）4-4）=F V/ （1000 ）所以： =F V/ （1000）由电动机至工作机之间传动装置的总效率为 =. . .式中、分别为齿轮传动、卷筒、轴承、联轴器的效率。取 =0.97、 =0.96、 =0.98 、=0.99 则：根据 选取电动机的额定功率使 Pm= （1 1.3）=0.972×0.

14、96×0.98 4×0.99 2=0.8174-5）所以：由查表得电动机的额定功率 =44.1.3 确定电动机的转速卷筒轴的工作转速为：4-6）=76.4r/min4.1.4 选择电机型号 按推荐的合理传动比范围， 二级圆柱齿轮传动比为 8 40，故电动机的转速范围为： =（8 40） × 76.4 r/min=611.2 3056r/min配合计算出的容量， 由表查出有两种适用的电动机型号， 其技术参数比较情 况见表 4-1 。表 4-1 电动机的型号与基本参数方案电动机型号额定功率电动机转速 r/minkw同步转速满载转速1Y132M1-6410009602Y

15、112M-44150014403Y112M-2430002890综合考虑电动机和传动装置的尺寸、 重量以及链传动和减速器的传动比， 可 知方案 1 比较适合。因此选定电动机型号为 Y132M1-6,所选电动机的额定功率 P=4Kw，满载转速 n=960r/min 。4.2 分配各级传动比、各轴功率的计算 电动机确定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装 置的总传动比。4.2.1 计算总传动比 ：=/=960/76.4=12.574.2.2 分配各级传动比=（1.3 1.4）对于二级圆柱齿轮减速器，展开式的传动比分配取 =3.94 ， =3.144.2.3 计算各轴转速=960

16、r/min= /ih= 960/3.94=243.65r/min = /il=243.65/3.14=77.6r/min4.2.4 各轴的功率和转矩 电动机轴输出功率和转矩P0=Pd3.98Kw表 4-2 各轴的转速，功率及转矩参数轴名电动机轴1轴2轴3轴卷筒轴转速960960243.6577.677.6功率3.983.943.753.563.32转矩39.5939.19146.98438.12408.585 减速器的设计5.1 高速级齿轮传动的设计计算5.1.1 材料、热处理、齿轮精度等级和齿数的选择小齿轮材料选择 40Gr 钢，调质处理，硬度为 241286HBS， =700Mpa，=50

17、0 Mpa；大齿轮材料 40Gr 钢，调质处理，硬度为 241286HBS，=700Mpa，=500Mpa；精度为 8 级。取 =3.94 , 取 =18 则 = · =70.92 ，取 71。 71/18 3.944 。=380+HBS=380+320=700M。pa5.1.2 按齿面接触疲劳强度设计根据公式 =21268 ,（5-1 ）766=39.19N.mm。查表，硬齿面齿轮，非对称安装，取齿宽系数 =0.8, 使用系数 K=1.5。d1 766(5-2)=766=40.95mmm=40.95/18=2.28mm，取 m=2.75mm，d1=mz1=2.75 18=49.5m

18、m，d2=mz2=2.75 71=195.25mmda1=m z1+2m1=45+2 m=49.5+5.5=55mmda2=m z2+2m =177.5+2 m=195.5+5.5=201mmdf1=m z1-2 ()m=49.5-2.5 2.75=42.63mmdf2=m z2-2 ()m=195.25-2.5 2.75=188.38mma=(d1+d2)/2=(55+201)/2=128mmb= d1=0.8 49.5=39.6, 取 b2=40mm， b1=40+5=45m，m按齿面接触疲劳强度校核 ：=21268(5-3)=21268=550 =700(5-4)=21268=21268

19、=583 Mpa=700, 合格。5.3 轴和联轴器的设计5.3.1 轴材料的选择此次选择轴的材料为 45 钢，正火处理5.3.2 轴径的确定轴选用 45 钢，由轴的设计公式：5- 6)得：由于在轴 1 和轴 3 的最输入和输出端开键槽，连接联轴器，故该端要加大 3%5%，故轴 1 的最小直径为 18.2mm，最大为 18.55mm，取 20mm，轴 3 的最小 直径为 38.62mm，最大直径为 39.39mm，取直径为 40mm。5.3.3 联轴器 1因为滚筒的载荷变化很大 , 选具有良好的补偿两轴综合位移的能力 , 外形尺 寸小的凸缘式联轴器。1. 联轴器的计算转矩。由工作要求，查表后取

20、 K=1.5。则计算转矩 Te=KT=59.7Nm2. 由联轴器的计算与轴的计算选用 YL5 的联轴器。采用其许用最大扭矩为 63N· m，许用最高转速为 9000 r/min 。5.3.4 联轴器 2 因为滚筒的载荷变化大 ,选用缓冲性能较好 , 同时具有可移性的弹性套柱销 联轴器。1. 联轴器的计算转矩根据 （5-7）由工作要求，查表后取 K=1.5 。则计算转矩2. 由联轴器的计算与轴的计算选用 YL8 的联轴器，其 许用最大扭矩 710N·m，许用最高转速 n= 2400 r/min 。对联轴器与轴的联接， 由于是选用的标准联轴器， 故起键的配合和强度不需 特殊的校

21、核，只需选用即可。5.4 轴结构的确定，轴强度的校核5.4.1 轴的结构设计 轴的结构设计主要有三项内容： （各轴段径向尺寸的确定； 各轴段轴向长度 的确定；其它尺寸（如键槽、圆角、到角，退刀槽等）的确定；轴的尺寸与大小 数据如图 5-1 、5-3 、5-5 所示。5.4.2 中间轴的校核（1）确定轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长 度。中间轴的结构和尺寸如图 5-1 。图 5-1 中间轴结构、尺寸（2）画出轴的空间受力简图，将齿轮上受力简化为集中力通过轮毂中点作 用于轴上，周的支点反力也简化为集中力通过轴承载荷中心 O作用于轴上， 轴的 受力简图如图 5-2 。（3）轴

22、所受的力根据式 5-8 计算：（5-8）T=图 5-2 中间轴扭矩图（4）画出弯矩、扭矩图。垂直弯矩：水平弯矩：（5）求合成弯矩M2= =187.8355 N.mM3= = 149.358N.m（6）画扭矩图从图可以看出， 2截面为危险截面， 3 截面的轴径与 2 截面轴径一样，所以 只校核 2 截面即可。（5-9）=5361.2(5-10)=38.71 <60, 所以，该轴强度足够。5.4.3 高速轴的校核（1）确定轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段 直 径和长 度。中间轴的结构和尺寸如图 5-3 。图 5-3（2）将齿轮上受力简化为集中力通过轮毂中点作用于轴上，轴的支点

23、反力 也简化为集中力通过轴承载荷中心 O作用于轴上，轴的受力简图如图 5-4 。（3）计算轴所受的力：T=9550 =39.19N.m=2000图 5-4 高速轴扭矩图（4）画出弯矩、扭矩图。垂直弯矩：水平弯矩：（5）求合成弯矩M1= =80.35N.m（6）画扭矩图T=39.19 N.m从图可以看出， 1截面为危险截面 ,用式 5-9、式5-10 校核1截面。5.4.4 低速轴的校核1）确定轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直 径和长度。中间轴的结构和尺寸如图 5-5 。（2）将齿轮上受力简化为集中力通过轮毂中点作用于轴上，周的支点反力 也简化为集中力通过轴承载荷中心 O作用于

24、轴上，轴的受力简图如图 5-6 。图 5-5（3）计算轴所受的力： T=9550=438.12N.m=2000（4）弯矩图。 垂直弯矩：水平弯矩：（5）求合成弯矩=171.69N.mM4=6)画扭矩图图 5-6 低速轴扭矩图从图可以看出，1 截面为危险截面，用式 5-9、式 5-10 校核 1 截面，t=7,b=1812.16MPa<60MPa所, 以，该轴强度足够。5.5 高速轴轴承的选择、校核5.5.1 初选轴承设工作时间为 10000 小时。初步选择 6205 轴承，查(GB/T 276 94) 查 出 、 值：=14kN=7.88kN5.5.2 轴承寿命的确定 轴承寿命可由(5-

25、11)进行校核 ，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以 ，由于轴承主 要承受径向载荷作用，所以 P=Fr，则有：Fr1= 853NFr2= 1656N,按照最危险的结果，取 P=Fr2=1656N，查载荷系数 fd=1.0,ft=1.0 。按式 5-11 计算轴承寿命：>100006205轴承符合要求，选用此轴承。5.6 中间轴轴承选择、校核5.6.1 初选轴承根据工作需要的要求使用时间为 10000小时。初步选择 6206 轴承，查出 、值( GB/T 276 94)=19.5kN=11.5kN5.6.2 轴承寿命校核轴承寿命按式 5-11 进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所

26、以 ，由于轴承主要承受径向载荷作用，所以 P=Fr 。则有： Fr1= 2841NFr2= 3025N,按照最危险的结果，取 P=Fr2=3025，查载荷系数 fd=1.0,ft=1.0 。按式(5-9) 校核轴承寿命5.7 低速轴轴承选择、校核10000h5.7.1 初选轴承根据工作需要的要求，使用时间为 1000 小时。假设取 6209轴承，查出值( GB/T 276 94)=31.5kN =20.5kN5.7.2 轴承寿命校核轴承寿命可由式 5-11 进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，由于轴承主要承受径向载荷作用，所以 P=Fr。则有：Fr1=2258.88NFr2= 13

27、76.29N, 按照最危险的结果，取 P=Fr2=2258.9，查载荷系数 fd=1.0,ft=1.0 。按式5-11 校核轴承寿命：10000h5.8 键和联轴器的校核5.8.1 齿轮 2 的键在工作轴中，选择键的尺寸由轴 直 径确定，校核公式为 ：p =4T/dhl< p ，l=1.6 1.8d(5-12)齿轮 2 的安装键型为 A 型键 L=60,为 ，因为转动件的齿轮是经过淬火 的，所以许用扭转应力 ，按式 5-12 校核：l=L-b=60-8=52mmp=4T/dhl=M< p 。键符合扭转应力的要求。5.8.3 齿轮 3 的键齿轮 3 的安装键为 A 型键 L=35,为

28、 ，因为转动件的齿轮是经过淬火的，所以许用扭转应力 ，按式 5-12 校核：l=L-b=35-8=27mmp=4T/dhl=M< p 。键符合扭转应力的要求。5.8.4 齿轮 4 的键齿轮 4 的安装键型为 A 型键 L=80,为，因为转动件的齿轮是经过淬火的，所以许用扭转应力，按式 5-12 校核：M<p 。l=L-b=60-8=52mmp=4T/dhl=键符合扭转应力的要求。5.9 箱体的设计箱体是减速器的一个重要零件， 它用于支持和固定减速器中的各种零件， 并 保证传动件的齿合精度，使箱体内有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂， 其重量约占减速器的一半， 所以箱体结构对减速

29、器的工作性能、 加工工艺、 材料 消耗、重量及成本等有很大的影响。 箱体结构与受力均较复杂， 目前尚无成熟的 计算方法。所以，箱体各部分尺寸一般按经验设计公式在减速器装配草图的设计 和绘制过程中确定。箱体材料选用 HT-200，根据工作条件的要求，箱座壁厚：所以箱体壁厚度选用 8mm。55.10 润滑、密封、公差和附件5.10.1 润滑齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑 。齿轮圆周速度 <5m/s 所以齿轮采 用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑 ; 浸油润滑不但起到润滑作用，同时有助箱体散 热。为了避免浸油润滑的搅油功耗太大及保证齿轮啮合区的充分润滑， 传动件浸 入油中的深度不宜太深或太浅，设

30、计的减速器的合适浸油深度 对于圆柱齿轮 一般为 1 个齿高，但不应小于 10 ，保持一定的深度和存油量。油池太浅易激起箱底沉渣和油污， 引起磨料磨损， 也不易散热。 换油时间为 半年，主要取决于油中杂质多少及被氧化、 污染的程度。查手册选择 150 号工业齿轮油润滑。5.10.2 密封 减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处、轴承室内侧、箱体接合面和轴承盖，窥视孔和放油孔的接 合面等处。 轴伸出处的密封起作用是使滚动轴承与箱外隔绝 , 防止润滑油漏出以及箱体外杂质、 水及灰尘等 侵入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐蚀。选用毡圈式密封，毡圈式密封结构简单、价廉、安装方便、但对 轴颈接触的磨损较严重，因

31、而工耗大，毡圈寿命短。轴承内侧的密封该密封处选用挡油环密封，其作用用于油润滑轴承，防止过多的油、杂质进入轴承室 以内以及啮合处的热油冲入轴承内。挡油环与轴承座孔之间应留有不大的间隙，以便让一定量的油能溅入 轴承室进行润滑。盖与箱座接合面密封采用在接合面上涂上密封胶 。5.10.3 公差的设计 :对于联轴器的公差配合 ，轴承轴的公差配合选用 ，键的公差配合选用。5.10.4. 窥视孔 盖和窥视孔 为了检查传动件的啮合、润滑、接触班点、齿侧间隙及向箱内注油等，在箱 盖顶部设置便于观察传动件啮合区的位置并且有足够大的窥视孔， 箱体上窥视孔 处应凸出一块，以便加式出与孔盖的接触面。5.10.5 排油孔、放油油塞、通气器、油标为了换油及清洗箱体时排出油污， 在箱座底部设有排油孔， 并在其附近做出 一小凹坑， 以便攻丝及油污的汇集和排放， 平时排油孔用油塞及封油垫封住。