毕业设计（论文）-带式输送机传动装置设计

-带式输送机传动装置整体方案设计3.1设计要求本设计中的带式输送机传动装置需要满足以下要求：（1）设计传动装置单向传送，载荷平稳，空载起动，两班制工作，使用期限8年（每年按300天计算），（2）输送带的速度容许误差为±5%.动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；传动滚筒轴功率66.7KW。（3）工作机轴上的功率110KW，工作机轴的转速1480r/min，每日工作时数12小时。3.2传动装置总体设计传动装置是一种中介机构，它把原动机的动力和运动转移到机器上。它通常具有减速、改变运动形式或运动方向、传递和分布的功能。传动装置是机器的重要组成部分。传动装置的质量与成本是整个机械的重要组成部分，其工作性能、成本费用、总体大小与传动装置的设计状态密切相关。所以，传动装置的合理设计是机械设计中的一项重要内容。带式输送机的总体结构如图3.1所示，其中联轴器使机器运转过程中被其连接的两根轴始终一起转动而不能分离，只有使机器停止运转并把联轴器拆开，才能把两轴分开。图3.1带式输送机传动装置总体结构示意图3.3电动机方案选择选用电机的种类，主要取决于机器的工作负载特点、是否有碰撞、过载、转速范围、启动和制动频率、电力系统的供电状态等。该结构的输送皮带需要电机输出一定的扭矩，并且由于输送设备不能频繁的起动负载，因此选用了Y系列三相异步电机。图3.2Y系列三相异步电动机工作机所需的功率PW由机器工作阻力和运动参数计算求得，如图3.2所示电动机所需功率为:（3.1）式中工作阻力F=3330，工作机线速度v=1m/s，为工作机的效率。传动机总效率的计算公式为（3.2）传动系统的传动效率分别为：V带传、轴承组1、齿轮组1、轴承组2、齿轮组2、轴承组3、联轴器、轴承组4、平带。将数据带入式（3.1）、（3.2）计算得到PW=39.9。由于Y系列电动机，一般选择1500转/分、1000转/分。查询课程设计手册[1]表12-1选择型号为Y315S-4电动机较为合适。表3.1Y112M-4电动机参数电动机型号额定功率/满载转速/（）堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量/Y315S-411014802.22.3433.4减速器方案选择由于该传动机构的扭矩不大，工作条件良好，因此，该减速器采用展开型二次斜齿轮减速机。由于斜齿轮会产生轴向作用力，所以通过下面的设计，可以消除部分的轴向力，其结构简化见图3.3。图3.3减速器结构示意图传动装置的总传动比为：（3.3）式中为电动机满载转速；为执行机构转速：（3.4）所以（3.5）多级传动中，总传动比为:（3.6）其中本传动系统分别经过三级减速，为带轮的传动比，为第一组齿轮的传动比，为第二组齿轮的传动比。根据V带传动的传动比范围为2~4，齿轮的传动比为3~5，且，所以传动比的分配如下、、。设电动机的三根轴依次为1、2、3轴，三根轴的转速依次为：（3.7）（3.8）（3.9）三根轴的功率依次为（3.10）（3.11）（3.12）三根轴的转矩依次为，其中为电机转矩（3.13）（3.14）（3.15）（3.16）各轴的运动和动力参数如表3.2。表3.2各轴的运动和动力参数参数转速功率转矩轴14803.8476.41轴2107.823.73330.04轴332.513.621062.96

4传动零件的设计与计算4.1齿轮的设计（1）选定齿轮类型、精度等级、材料齿数该方案选择了斜齿轮的圆柱齿轮（如图4.1所示）。皮带运输机通常是工作机械，转速较低，所以选择的精度等级为7（GB10095-88）。由机械设计[2]表10-1选择小齿轮材料为（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。选小齿轮齿数为，大齿轮齿数，取。图4.1齿轮结构示意图（2）选取螺旋角初选螺旋角。按齿面接触强度设计，按机械设计[2]式（10-21）试算，即：（4.1）确定工公式内的各计算数值，试选。计算小齿轮传递的转矩：由机械设计[2]表10-7选取齿宽系数；由机械设计[2]表10-6查的材料的弹性影响系数为；由机械设计[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。由机械设计[2]（10-13）计算应力循环次数：由机械设计[2]图10-19取接触疲劳寿命系数；。计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由机械设计[2]式（10-12）的由机械设计[2]图10-30选取区域系数；由机械设计[2]图10-26查得，，则。许用接触应力：计算小齿轮的分度圆直径：计算圆周速度：（3）计算齿宽及模数（4）计算纵向重合度：（5）计算载荷系数由机械设计[2]表10-2查的，根据，7级精度，由机械设计[2]图10-8查的动载系数；由机械设计[2]表10-4查得的值与直齿轮的相同，故；由机械设计[2]图10-13查得，由机械设计[2]表10-3查得。所以：按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由机械设计[2]式（10-10a）得（6）计算模数。（4.2）（7）按齿根弯曲强度设计由机械设计[2]式（10-7）确定计算参数：（4.3）计算载荷系数：根据纵向重合度，从机械设计[2]图10-28查得螺旋角影响系数。计算当量齿数：由机械设计[2]表10-5查得齿形系数；。由机械设计[2]表10-5查得应力校正系数；。计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮数值大。设计计算：对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已满足弯曲强度。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来计算应有的齿数。于是有取，则，取。（8）几何尺寸计算计算中心距：（4.4）将中心距定为145mm。按圆整后的中心距修正螺旋角：因为值改变太多，故参数、、等参数需要修正。经过修正计算得到、、。将中心距圆整为150mm，按圆整后的中心距修正螺旋角：由值改变太多，故参数、、等参数不需要再修正。计算大、小齿轮的分度圆直径：计算齿轮宽度：圆整后取；。（9）齿轮组2设计由齿轮组1设计跟最初确定数据有所变化，对齿轮组2的输入参数进行修正，修正后齿轮组1的输入功率，小齿轮的转速为，传动比为，工作寿命为10年双班制，带式输送机工作平稳，转向转速都不改变，根据此条件进行齿轮组2的设计。设计计算过程同齿轮组1，齿轮组2的计算结果为、、、、、、。（10）齿轮参数汇总齿轮组的尺寸参数如表4.1所示。表4.1高速级和低速级齿轮组尺寸参数级别/mm高速级2712022.0408低速级299333.1147高速级1150低速级1904.2轴的设计（1）初步确定各轴的最小直径按机械设计[2]式（15-2）初步估算轴的最小直径。由输入轴的输入功率、，轴的材料选择，调质处理。根据机械设计[2]表15-3，取，于是得此轴径处有键存在，故需要将轴径扩大。又由于该处轴要与大带轮轮毂相连接，故将轴径圆整，即。（2）中间轴最小直径的确定按机械设计[2]式（15-2）初步估算轴的最小直径。由输入轴的输入功率、，轴的材料选择，调质处理。根据机械设计[2]表15-3，取，于是得由于中间轴的最小直径处要与轴承连接，所以讲轴径圆整为35mm。（3）输出轴最小直径的确定按机械设计[2]式（15-2）初步估算轴的最小直径。由输入轴的输入功率、，轴的材料选择，调质处理。根据机械设计[2]表15-3，取，于是得此轴径处有键存在，需要将轴径扩大，在输出轴的最小直径上应连接到耦合器，请参阅《课程设计手册》[1]表8-2中选用法兰式接头（GB/T5843-2003)，该接头的所有参数都满足规定，其接头参数见表4.2。表4.2GY8凸缘联轴器参数型号公称转速/许用转速/轴孔直径、/mm轴孔长度Y型GY7160060005560112型号转动惯量质量GY7160100405680.03113.1（4）轴的尺寸设计按齿轮参数及三个轴心距，并考虑到轴上零件的位置，绘制出装配图，见图4.2。在不影响性能的情况下为了使整体结构紧凑设定中间两齿轮的距离，两个小齿轮分别距离箱体内壁的距离为8mm，这样就确定了齿轮的位置。图4.2齿轮轴（5）中间轴尺寸确定根据前边计算确定了该段轴的的最小轴径，由于该轴受力较大，所以根据课程设计手册[1]表6-6初选角接触球轴承7307AC。该轴承的尺寸参数为，考虑到该轴上两个齿轮的定位故、、。此轴上的小齿轮的宽度是95毫米，因为齿轮必须是紧固的，因此，它的长度应该比齿轮的宽度稍短，设计该短轴的长度，轴的直径应略大于第一段轴的直径设计为。根据上一段轴设计第三段轴，轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环的宽度，取。由中间轴上大齿轮的宽度，轴的长度应略小于齿轮的宽度故，轴径仍为。（6）输出轴尺寸的确定从左边开始，通过选择的接头来决定第一节的大小，该轴的长度比轴孔的长度稍小，故，。由机械设计手册[1]表7-12查得毡圈的轴径为60mm，符合设计要求，故将第二段阶梯轴的轴径定位，为方便耦合器的拆卸，这一节轴的长度被设置成。第三部分的轴径应该比第二部分的直径稍大，这是由于这部分的轴径和第七部分都要有轴承，所以从课程设计手册[1]表6-6中查阅了这些轴承的类型。其尺寸为，故将两端轴的尺寸分别设计为考虑到大齿轮的定位，。由大齿轮的宽度，该轴的长度应该比该齿轮的宽度稍小，因此该轴的长度设计为，轴的直径略大于上一阶梯轴的直径所以。根据上一段轴设计第三段轴，轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环的宽度，取。根据中间轴齿轮的位置、输出轴和支座的位置组成的闭合尺寸，确定该段的轴长，并由支座的支座来决定轴的直径，故、。图4.3输出轴结构示意图4.3皮带布局设计4.3.1典型布置方式电机利用联轴器、减速器带动传动鼓或其他传动装置，利用辊子或其他传动装置与传送带的摩擦，带动传送带移动。根据传动机构，带式输送机的传动形式可以分为两种：一种是单点驱动，另一种是多点驱动。单筒、单电动机驱动方式最简单，在考虑驱动方式时应是首选方式。在大运量、长距离的钢绳芯胶带输送机中往往采用多电动机驱动。皮带输送机常见典型的布置方式如下图4.4所示。图4.4皮带输送机典型布置方式4.3.2运行阻力的计算输送带的张力包括有拉紧装置所形成的初张力，克服各种阻力所需要的张力及由动载荷所产生的张力。运行阻力分为直线段、曲线段及其他附加阻力，现分述如下：（1）如下图所示，运行阻力包括两部分，一部分是摩擦阻力；一部分是由下滑力（自重分力）引起的阻力，有摩擦力引起的阻力总是为正，但由于下滑力引起的阻力在此段输送带向上运行时为正，向下为负。胶带参数如4.3表（见通用机械设计）。表4.3胶带参数纵向拉伸强度N/mm1000钢丝绳间距/mm12带厚/mm16上覆盖胶厚度/mm6下覆盖胶厚度/mm6输送带质量kg/m23.1纵向拉伸强度=1000N/mm；输送带每米质量。承载段（或称为重段）运行阻力为：因为，所以式中（4.5）当承载段向上运行时，下滑力是正；向上运行时，下滑力是负。同样，输送带回空段阻力为：式中：（4.6）当承载段向上运行时，回空段是向下运行的，此时，回空段向下滑力为负；反之，回空段的下滑力为正。同时选出托辊间距，=3m。当承载段向上运行时，回空段是向下运行的，此时，回空段向下滑力为负；反之，回空段的下滑力为正。4.3.3皮带输送机布置形式皮带输送机布置形式及尺寸如图4.5所示：图4.5皮带输送机布置形式及尺寸示意图输送物料：煤；块度；输送量：；物流密度=1t/m3输送机长：L=6m；倾角：β=0°4.4轴承的设计（1）求输入轴上受到的径向载荷和在轴上力的求解过程中已经对力进行了求解，所以有（2）求两轴承的计算轴向力和对于70000AC型轴承，按机械设计[2]表13-7，轴的派生轴向力，因此可以计算由受力图分析可知2轴承被压紧，轴承给轴的力分别为（3）求轴承当量动载荷和；因为轴承中承受轻微载荷冲击，按机械设计[2]表13-6，，取。则（4）验算轴承的寿命因为，所以按轴承2的承受力大小验算因此，选用的轴承的使用寿命达到了设计的标准。同样，其他轴也可以检查，工序省略，检查结果见表4.3。表4.3轴承校核结果轴轴承型号可使用时间/h要求使用时间/h输入轴7207AC3544517250中间轴7307AC1884617250输出轴7013AC9833217250

5驱动滚筒的设计5.1滚筒结构设计滚筒是由筒体、滚筒轴、轮毂、轮辐、轴承等组成。为了防止滚筒出现打滑现象，滚筒表面加上一层橡胶，有些特殊的滚筒表面镶嵌陶瓷[17]。通常有焊接结构形式和铸焊结构形式两种。铸焊结构形式的滚筒在煤矿行业普遍使用，大型带式输送机首选此结构。滚筒结构如图5.1所示。图5.1滚筒的结构选择滚筒直径主要考虑以下因素：输送带与滚筒面间的最大或平均比压、输送带绕过滚筒时输送带的弯曲应力、输送带发生弯曲的频次等。滚筒直径由式：（5.1）式中：D——滚筒直径，mm；SF——输送带紧边张力；S1——输送带松边张力；B——输送带宽；α——围包角；P——许用传递能力，由输送带材料选定。该改向滚筒直径D=800mm。带式输送机滚筒通常采用铸造结构。设计时，可以用经验公式法确定滚筒筒体的厚度：（5.2）式中：h——筒体厚度，单位mm；D——滚筒直径，单位mm。现场在使用过程中工作环境使得滚筒常常受到磨损，所以筒体的厚度通常选取较大数值。如表5.1所示。表5.1筒体直径与筒体厚度滚筒直径（mm）筒体厚度（mm）83030140031150032170033该改向滚筒厚度取值为30mm。筒体的宽度由输送带的带宽决定，计算时筒体的宽度根据输送带宽度值加上150~200mm。（5.3）式中：B1——筒体宽度，单位mm；B——输送带宽度，单位mm。该改向滚筒筒体宽度为1600+200=1800mm。滚筒轴受到轴向荷载和周向两种荷载：图5.2滚筒轴受力示意图按照强度计算滚筒直径为：（5.4）式中：D——滚筒中心直径，mm；L——轴承中心与轮辐中心的距离，mm；L3——轴和轮辐釆用胀套联接时，为胀套工作长度，否则L3=0；P0——单个轴承所受的载荷，P=（SV+Sl）/2；P1——轴上的作用力，P=（SV-Sl）/2；W——滚筒轴抗弯模量，W=πd3/32；Wn——滚筒轴抗扭模量，W=πd3/16；[σ]——许用应力，[σ]=δrR/n1；δrR——由于应力集中，滚筒轴的疲劳极限；n1——安全系数。按照刚度计算：（5.5）式中：f——轴弯曲产生的挠度，L1——轴承到轮辐间距；L2——两轴承中心线间距；E——材料弹性模量；J——轴惯性矩，J=πd4/64。按照两种方法计算，得出结论，进行比较，数值大的取为轴的直径为264mm。轮辐的厚度按照载荷的公式计算：（5.6）式中：h——轮辐厚度；θ3——轮辐处滚筒轴转角；L1——轴承到轮毂间距；K——半径比率系数。该改向滚筒轮辐厚度为40mm。轮毂外径计算公式为：（5.7）式中：dn——轮毂内径；由滚筒与轴之间的连接结构来确定；C——计算系数。该改向滚筒轮毂外径328mm。5.2滚筒装配体及受力分析根据上节设计方法和理论设计如下图5.3所示滚筒结构。图5.3滚筒模型平面图滚筒结构主体包含滚筒轴、轴套、轮辐、筒体和支撑环，轴两端由轴承支撑，滚筒筒体表面由于张力受到法向压力，这种压力视为均布载荷。筒体受到皮带张力作用，整体还受重力作用。图5.4滚筒结构张力示意图

6其他装置设计6.1托辊的设计随着矿用带式输送机的发展，托辊的结构和托辊组的布置方式都有新的变化。但托辊的基本结构并没有太大的改变。托辊由管体，轴承座，轴承，托辊轴和密封构件构成，轴承座与管体焊接在一起，共同构成托辊的转动件（如图6.1所示）。轴承布置在轴承座内部，托辊轴的两端由托辊支架固定并支撑。其工作原理是：利用输送带经过托辊时产生的摩擦力，使管体、轴承座以及密封构件跟随其旋转，而轴承内圈和托辊轴则保持不动。随着输送带的移动，托辊不断转动，对输送带上的物料进行传递。图6.1托辊结构示意图托辊的尺寸主要与皮带的带宽和托辊组的形式有关，而在保证强度的前提下，托辊质量越小越好。从延长托辊寿命方面来看，最好选择大直径托辊，大直径托辊相应的减少了转速，降低转速有助于提升轴承寿命。带宽与托辊尺寸关系如表6.1所示。表6.1带宽与托辊尺寸关系表（单位：mm）带宽平拖辊长V形托辊长槽形托辊长托辊直径40048025016063.550060031520089-10865075038025089-108800950480-46531589-13310001150600380108-1591200--465108-1591400--530133-1941600--600133-1941800--670133-1942000--750133-194在确定了托辊直径后，也就可以配合带速来确定托辊的转速区间。托辊直径与转速关系如表6.2。表6.1托辊直径与转速关系表托辊直径（mm）带速（m/s）托辊转速（r/min）63.50.42-0.29126-629890.42-342-442-542-6.350-7211940.42-6.341-6206.2机架头部支架用来支撑传动滚筒和头部增面滚筒，尾架用来支撑尾部滚筒和尾部增面滚筒，选择传动滚筒机架时，根据输送机代号查表选择滚筒架类型，本论文中选择的为角型传动滚筒架（如图6.2所示）。中间架用来安装托辊，有6000m标准段和3000m-6000m非标准段两种，根据输送机的机长确定中间架标准段的段数，最后确定非标准段的长度，中间架下部安装有支腿，在承载大的地方支腿要带斜支撑，如输送机受料处。在其他位置可交替安装带斜支撑的支腿。拉紧装置架用于安装拉紧装置，根据拉紧装置的不同，选用不同的拉紧装置架，目前最常用的是垂直拉紧装置架，安装于输送机中部。图6.2驱动装置机架结构示意图6.3拉紧装置图6.3为本课题设计的带式输送机自动拉紧装置的布置示意图。该拉紧装置采用液压绞车联合拉紧的方案，主要由机械系统、液压系统及电气控制系统等部分构成。其中液压系统主要由液压泵站、液压马达、张紧缓冲油缸、蓄能器和制动器等液压元部件组成;电气控制系统主要由张紧力实时监控装置和电控站等组成;机械系统主要由拉紧小车、慢速拉紧绞车、钢丝绳和滑轮组等部件组成。本拉紧装置选用电液比例溢流阀来达到对液压马达输出扭矩进行调控的目的，并使用拉力传感器将测量得到的拉力值进行显示反馈来达到在各种工作状态下对输送带拉紧力进行及时调整的目的。选用液压绞车来作拉紧装置的执行元件，能够对输送带的拉紧行程做较大范围的调整，张紧缓冲油缸可以吸收带式输送机在不稳定运行工况下产生的振动和输送带的松弛。1.输送带；2.拉紧小车；3.导向滑轮组；4.小车轨道；5.拉紧钢丝绳；6.拉力传感器；7.张紧缓冲油缸；8.蓄能器；9.电控站；10.液压站；11.液压马达；12.单向盘形制动闸；13.慢速绞车；14速度传感器图6.3拉紧装置的布置示意图PAGEPAGE18––PAGE19–设计总结物料输送在现代多种工业活动领域都有非常多的应用，特别是在矿产开采领域更是有非常重要的意义，而在散料输送方面，带式输送机无疑是最为常用的输送设备，相比于其他的车辆类输送设备，它的运输量大，结构简单，而且安全可靠。本文基于相关理论基础，设计了一款带固定式带式输送机，对带固定式带式输送机的传动装置进行了设计，并对关键零件进行设计与计算。在这次的课程设计中我学到了许多东西，同时我也知道理论知识是永无止境的，要想学得更多，必须付出更多，我希望在有更多这样的机会学习，让我能够把理论知识和实践相互结合，做到每一件事情都是从实际出发。

致谢在此，我想向所有支持和帮助我的人致以最诚挚的感谢。首先，我要感谢我的指导教师，您在我整个毕业设计过程中给予了我无私的帮助和指导，耐心地解答了我的问题，提出了宝贵的建议和意见。没有您的指导和支持，我无法完成这个项目。其次，我要感谢我的评审老师，您对我的毕业设计提出了宝贵的意见和建议，使我深刻地认识到了自己的不足之处。您的批评和指导对我今后的学习和工作都将有着深远的影响。此外，我还要感谢我的同学们，你们在我遇到问题时给予了我鼓励和支持，与我分享经验和知识，帮助我克服了种种困难。最后，我要感谢我的家人，你们一直支持我，鼓励我追求自己的梦想，没有你们的支持和理解，我无法完成这个毕业设计。

参考文献[1]北京起重运输机械设计研究院.DTⅡ（A）型带式输送机设计手册[M].北京：冶金工业出版社,2013.9[2]中华人民共和国国家标准.GB/T10595-2017带式输送机[S].北京:中国标准出版社，2017.[3]成大先主编.机械设计手册(第四版)[M].北京:化学工业出版社，2002.[4]宋伟刚.散状物料带式输送机设计[M].东北大学出版社,2000.4[5]机械工业部北京起重运输机械研究所.DTⅡ型固定式带式输送机设计选用手册[M].北