帶式輸送機的驅動裝置課程設計

⑴ 帶式輸送機可控驅動裝置的類型有幾種

帶式輸送機所配備的驅動裝置包括電動機、聯軸器、減速器、制動器（或逆止器）、傳動滾筒等部分。輸送機可根據需要採用單滾筒驅動、雙滾筒或多滾筒驅動。
單滾筒驅動分為單電動機驅動及雙電動機驅動。後者是在傳動滾筒兩端各設一套電動機減速器。在計算方法上兩者無差別，只是出於製造方面或使用安裝方面的原因，用兩套小的驅動單元（不含滾筒的驅動裝置稱之為驅動單元）來代替一套大的驅動單元。不過，此時應考慮兩電動機負荷均衡的問題。
當驅動電動機功率不大時，一般選用三相籠型非同步電動機直接起動；功率超過75kW時可考慮選用液力耦合器以改善起動特性。當採用兩台電動機驅動時，應選用籠型非同步電動機加液力耦合器或繞線轉子非同步電動機加串聯電阻的辦法，使電動機在額定轉矩時具有4 %左右的滑差以解決負荷均衡問題。
電動滾筒驅動也是單滾筒驅動里的一種。電動滾筒的結構形式很多，以電動機冷卻方式分有油冷、油浸、風冷等。傳動形式分為定軸齒輪傳動、行星齒輪傳動、擺線針輪傳動等。應用電動滾筒可使整機寬度減小，質量減小，結構緊湊，適用於環境狹窄、潮濕、有腐蝕性物質的工況，但驅動功率不宜大於55kW。在各種結構形式中，以油浸電動機、擺線針輪傳動的形式為最好。上海潁盛機械回答，給個採納唄！

⑵ 急求帶式輸送機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器畢業設計

前 言

機械設計綜合課程設計在機械工程學科中佔有重要地位，它是理論應用於實際的重要實踐環節。本課程設計培養了我們機械設計中的總體設計能力，將機械設計系列課程設計中所學的有關機構原理方案設計、運動和動力學分析、機械零部件設計理論、方法、結構及工藝設計等內容有機地結合進行綜合設計實踐訓練，使課程設計與機械設計實際的聯系更為緊密。此外，它還培養了我們機械繫統創新設計的能力，增強了機械構思設計和創新設計。
本課程設計的設計任務是展開式二級圓柱齒輪減速器的設計。減速器是一種將由電動機輸出的高轉速降至要求的轉速比較典型的機械裝置，可以廣泛地應用於礦山、冶金、石油、化工、起重運輸、紡織印染、制葯、造船、機械、環保及食品輕工等領域。
本次設計綜合運用機械設計及其他先修課的知識，進行機械設計訓練，使已學知識得以鞏固、加深和擴展；學習和掌握通用機械零件、部件、機械傳動及一般機械的基本設計方法和步驟，培養學生工程設計能力和分析問題，解決問題的能力；提高我們在計算、制圖、運用設計資料（手冊、 圖冊）進行經驗估算及考慮技術決策等機械設計方面的基本技能，同時給了我們練習電腦繪圖的機會。
最後藉此機會，對本次課程設計的各位指導老師以及參與校對、幫助的同學表示衷心的感謝。
由於缺乏經驗、水平有限，設計中難免有不妥之處，懇請各位老師及同學提出寶貴意見。

帶式輸送機概論

帶式輸送機是一種摩擦驅動以連續方式運輸燃料的機械。應用它可以將物料在一定的輸送線上，從最初的供料點到最終的卸料點間形成一種物料的輸送流程。它既可以進行碎散物料的輸送，也可以進行成件物品的輸送。除進行純粹的物料輸送外，還可以與各工業企業生產流程中的工藝過程的要求相配合，形成有節奏的流水作業運輸線。所以帶式輸送機廣泛應用於現代化的各種工業企業中。在礦山的井下巷道、礦井地面運輸系統、露天采礦場及選礦廠中，廣泛應用帶式輸送機。它用於水平運輸或傾斜運輸。使用非常方便。
輸送機發展歷史
中國古代的高轉筒車和提水的翻車，是現代斗式提升機和刮板輸送機的雛形；17世紀中，開始應用架
空索道輸送散狀物料；19世紀中葉，各種現代結構的輸送機相繼出現。
1868年，在英國出現了帶式輸送機；1887年，在美國出現了螺旋輸送機；1905年，在瑞士出現了鋼帶式輸送機；1906年，在英國和德國出現了慣性輸送機。此後，輸送機受到機械製造、電機、化工和冶金工業技術進步的影響，不斷完善，逐步由完成車間內部的輸送，發展到完成在企業內部、企業之間甚至城市之間的物料搬運，成為材料搬運系統機械化和自動化不可缺少的組成部分。
輸送機的特點
帶式輸送機是煤礦最理想的高效連續運輸設備，與其他運輸設備(如機車類)相比具有輸送距離長、運量大、連續輸送等優點，而且運行可靠，易於實現自動化和集中化控制，尤其對高產高效礦井，帶式輸送機已成為煤炭開采機電一體化技術與裝備的關鍵設備。
帶式輸送機主要特點是機身可以很方便的伸縮，設有儲帶倉，機尾可隨採煤工作面的推進伸長或縮短，結構緊湊，可不設基礎，直接在巷道底板上鋪設，機架輕巧，拆裝十分方便。當輸送能力和運距較大時，可配中間驅動裝置來滿足要求。根據輸送工藝的要求，可以單機輸送，也可多機組合成水平或傾斜的運輸系統來輸送物料。
帶式輸送機廣泛地應用在冶金、煤炭、交通、水電、化工等部門，是因為它具有輸送量大、結構簡單、維修方便、成本低、通用性強等優點。
帶式輸送機還應用於建材、電力、輕工、糧食、港口、船舶等部門。
一、 設計任務書
設計一用於帶式運輸機上同軸式二級圓柱齒輪減速器
1. 總體布置簡圖

2. 工作情況
工作平穩、單向運轉
3. 原始數據
運輸機捲筒扭矩（N•m） 運輸帶速度（m/s） 捲筒直徑（mm） 使用年限（年） 工作制度（班/日）
350 0.85 380 10 1
4. 設計內容
(1) 電動機的選擇與參數計算
(2) 斜齒輪傳動設計計算
(3) 軸的設計
(4) 滾動軸承的選擇
(5) 鍵和聯軸器的選擇與校核
(6) 裝配圖、零件圖的繪制
(7) 設計計算說明書的編寫
5. 設計任務
(1) 減速器總裝配圖1張（0號或1號圖紙）
(2) 齒輪、軸、軸承零件圖各1張（2號或3號圖紙）
(3) 設計計算說明書一份
二、 傳動方案的擬定及說明
為了估計傳動裝置的總傳動比范圍,以便選擇合適的傳動機構和擬定傳動:方案,可由已知條件計算其驅動捲筒的轉速nw:

三． 電動機的選擇
1. 電動機類型選：Y行三相非同步電動機
2. 電動機容量
(1) 捲筒軸的輸出功率

(2) 電動機的輸出功率

傳動裝置的總效率
式中， 為從電動機至捲筒軸之間的各傳動機構和軸承的效率。由《機械設計課程設計》（以下未作說明皆為此書中查得）表2-4查得：V帶傳動 ；滾動軸承 ；圓柱齒輪傳動 ；彈性聯軸器 ；捲筒軸滑動軸承 ，則

故
(3) 電動機額定功率
由第二十章表20-1選取電動機額定功率
由表2-1查得V帶傳動常用傳動比范圍 ，由表2-2查得兩級展開式圓柱齒輪減速器傳動比范圍 ，則電動機轉速可選范圍為

可選符合這一范圍的同步轉速的電動3000 。

根據電動機所需容量和轉速，由有關手冊查出只有一種使用的電動機型號，此種傳動比方案如下表：
電動機型號 額定功率
電動機轉速
傳動裝置傳動比
Y100L-2 3 同步 滿載 總傳動比 V帶 減速器
3000 2880 62.06 2

三、 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比
1. 傳動裝置總傳動比

2. 分配各級傳動比
取V帶傳動的傳動比 ，則兩級圓柱齒輪減速器的傳動比為

按展開式布置考慮潤滑條件,為使兩級大齒輪直徑相近由圖12展開式曲線的
則i
所得 符合一般圓柱齒輪傳動和兩級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。
四、計算傳動裝置的運動和動力參數：

按電動機軸至工作機運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數
1.各軸轉速：

2．各軸輸入功率：

Ⅰ～Ⅲ軸的輸出功率分別為輸入功率乘軸承效率0.99，捲筒軸輸出功率則為輸入功率乘捲筒的傳動效率0.96，計算結果見下表。

3. 各軸輸入轉矩：

Ⅰ～Ⅲ軸的輸出轉矩分別為輸入轉矩乘軸承效率0.99，捲筒軸輸出轉矩則為輸入轉矩乘捲筒的傳動效率0.96，計算結果見下表。

綜上，傳動裝置的運動和動力參數計算結果整理於下表：

軸名 功率
轉矩
轉速

傳動比

效率

輸入 輸出 輸入 輸出
電機軸 2.3 7.63 2880 2
0.96
I軸 2.21 14.65 1440
7.13
0.95
II軸 2.1 99.29 201. 96
4.35 0.95
III軸
2.0 410.58 46.43
1.00 0.98
捲筒軸 1.94 398.34

第三章 主要零部件的設計計算
§3.1 展開式二級圓柱齒輪減速器齒輪傳動設計

§3.1.1 高速級齒輪傳動設計
1． 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數
1）按以上的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。
2）運輸機為一般工作，速度不高，故選用8級精度（GB 10095-88）。
3) 材料選擇。考慮到製造的方便及小齒輪容易磨損並兼顧到經濟性，兩級圓柱齒輪的大、小齒輪材料均用45鋼，大齒輪為正火處理,小齒輪熱處理均為調質處理且大、小齒輪的齒面硬度分別為260HBS,215HBS。
4）選小齒輪的齒數 ，大齒輪的齒數為 。
2． 按齒面接觸強度設計
由設計公式進行試算，即

(1) 確定公式內的各計算數值
1) 試選載荷系數
2) 由以上計算得小齒輪的轉矩：
3) 查6－12（機械設計基礎）表選取齒寬系數 ，查圖6－37（機械設計基礎）按齒面硬度的小齒輪的接觸疲勞強度極限 ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 。
計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1％，安全系數S=1

4)計算應力循環次數

5) 按接觸疲勞壽命系數

（2） 計算：

1) 帶入 中較小的值，求得小齒輪分度圓直徑 的最小值為

3) 計算齒寬： 取 ，
4) 計算分度圓直徑與模數、中心距：
模數: 取第一系列標准值m=1.5
分度圓直徑:

中心距：
5) 校核彎曲疲勞強度:
符合齒形因數 由圖6－40得 ＝4.35， ＝3.98
彎曲疲勞需用應力：
1) 查圖6-41得彎曲疲勞強度極限 ： ;
2) 查圖6-42取彎曲疲勞壽命系數
3) 計算彎曲疲勞許用應力.
取彎曲疲勞安全系數S=1,得

4) 校核計算：
<
<
故彎曲疲勞強度足夠
確定齒輪傳動精度：
圓周速度：
對照表6－9（機械設計基礎）根據一般通用機械精度等級范圍為6～8級可知，齒輪精度等級應選8級

§3.1.2 低速級齒輪傳動設計
1． 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數
1）按以上的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。
2）運輸機為一般工作，速度不高，故選用8級精度（GB 10095-88）。
3) 材料選擇。考慮到製造的方便及小齒輪容易磨損並兼顧到經濟性，兩級圓柱齒輪的大、小齒輪材料均用45鋼，熱處理均為正火調質處理且大、小齒輪的齒面硬度分別為200HBS,250HBS，二者材料硬度差為40HBS。
4）選小齒輪的齒數 ，大齒輪的齒數為 ，取 。
2． 按齒面接觸強度設計
由設計公式進行試算，即

2) 確定公式內的各計算數值
1） 試選載荷系數
2） 由以上計算得小齒輪的轉矩
3） 查表及其圖選取齒寬系數 ，由圖6－37按齒面硬度的小齒輪的接觸疲勞強度極限 ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 。
4） 計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1％，安全系數S=1

5） 查圖6-42取彎曲疲勞壽命系數

按接觸疲勞壽命系數

模數： 由表6－2取第一系列標准模數
分度圓直徑：
中心距：
齒寬：
校核彎曲疲勞強度:
復合齒形因數 由圖6－40得
6)計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1％，安全系數S=1
得
校核計算： <
<
故彎曲疲勞強度足夠
確定齒輪傳動精度：
圓周速度：
對照表6－9（機械設計基礎）根據一般通用機械精度等級范圍為6～8級可知，齒輪精度等級應選8級
對各個軸齒輪相關計算尺寸
表6－3高速軸齒輪各個參數計算列表
名稱 代號 計算公式
齒數 Z

模數

壓力角

齒高系數

頂隙系數

齒距 P

齒槽寬 e

齒厚 s

齒頂高

齒根高

齒高 h

分度圓直徑 d

基圓直徑

齒頂圓直徑

齒根圓直徑

中心距

表6－3低速軸齒輪各個參數計算列表
名稱 代號 計算公式
齒數 Z

模數

壓力角

齒高系數

頂隙系數

齒距 P

齒槽寬 e

齒厚 s

齒頂高

齒根高

齒高 h

分度圓直徑 d

基圓直徑

齒頂圓直徑

齒根圓直徑

中心距

V帶的設計
1)計算功率

2)選擇帶型
據 和 =2880由圖10-12<械設計基礎>選取z型帶
3)確定帶輪基準直徑
由表10-9確定 <械設計基礎>

1) 驗算帶速
因為 故符合要求
2) 驗算帶長
初定中心距

由表10-6選取相近
3) 確定中心距

4) 驗算小帶輪包角
故符合要求
5) 單根V帶傳遞額定功率
據 和 查圖10-9得
8) 時單根V帶的額定功率增量:據帶型及 查表10-2<械設計基礎>得
10)確定帶根數
查表10-3 查表10-4 <械設計基礎>

11) 單根V帶的初拉力
查表10-5

12)用的軸上的力

13帶輪的結構和尺寸
以小帶輪為例確定其結構和尺寸,由圖10-11<械設計基礎>帶輪寬
§3.3 軸系結構設計
§3.3.1 高速軸的軸系結構設計
一、軸的結構尺寸設計
根據結構及使用要求,把該軸設計成階梯軸且為齒輪軸,共分七段,其中第5段為齒輪,如圖2所示:

圖2
由於結構及工作需要將該軸定為齒輪軸,因此其材料須與齒輪材料相同,均為合金鋼,熱處理為調制處理, 材料系數C為118。
所以,有該軸的最小軸徑為:
考慮到該段開鍵槽的影響,軸徑增大6%,於是有:
標准化取
其他各段軸徑、長度的設計計算依據和過程見下表:
表6 高速軸結構尺寸設計
階梯軸段 設計計算依據和過程 計算結果
第1段
(考慮鍵槽影響)

13.6

16

60
第2段
(由唇形密封圈尺寸確定)

20(18.88)

50
第3段 由軸承尺寸確定
(軸承預選6004 B1=12)

20

23
第4段

24(23.6)

145
第5段 齒頂圓直徑
齒寬
33

38
第6段

24

10
第7段

20

23
二、軸的受力分析及計算
軸的受力模型簡化(見圖3)及受力計算
L1=92.5 L2=192.5 L3=40

三、軸承的壽命校核
鑒於調整間隙的方便,軸承均採用正裝.預設軸承壽命為3年即12480h.
校核步驟及計算結果見下表:
表7 軸承壽命校核步驟及計算結果
計算步驟及內容 計算結果
6007軸承

A端 B端
由手冊查出Cr、C0r及e、Y值 Cr=12.5kN
C0r=8.60kN
e=0.68
計算Fs=eFr(7類)、Fr/2Y(3類) FsA=1809.55 FsB=1584.66
計算比值Fa/Fr FaA /FrA>e FaB /FrB< e
確定X、Y值 XA= 1,YA = 0, XB =1 YB=0
查載荷系數fP 1.2
計算當量載荷
P=Fp(XFr+YFa) PA=981.039 PB=981.039
計算軸承壽命

9425.45h
小於
12480h
由計算結果可見軸承6007合格.

表8 中間軸結構尺寸設計
階梯軸段 設計計算依據和過程 計算結果
第1段
由軸承尺寸確定
(軸承預選6008 )

33.6

40

25

第2段
(考慮鍵槽影響)

45(44.68)

77.5
第3段

50

12.5
第4段

99

109

第5段

46

39
考慮到低速軸的載荷較大，材料選用45,熱處理調質處理,取材料系數
所以,有該軸的最小軸徑為:
考慮到該段開鍵槽的影響,軸徑增大6%,於是有:
標准化取
其他各段軸徑、長度的設計計算依據和過程見下表:
表10 低速軸結構尺寸設計
階梯軸段 設計計算依據和過程 計算結果
第1段
(考慮鍵槽影響)
(由聯軸器寬度尺寸確定)

52.49
60(55.64)

142

第2段
(由唇形密封圈尺寸確定)

64(63.84)

50
第3段

66
16

第4段 由軸承尺寸確定
(軸承預選6014C )

70

24
第5段

78

75
第6段
20

88

20
第7段
齒寬+10
80(79.8)

119
§3.3.4 各軸鍵、鍵槽的選擇及其校核
因減速器中的鍵聯結均為靜聯結,因此只需進行擠壓應力的校核.
一、 高速級鍵的選擇及校核:
帶輪處鍵:按照帶輪處的軸徑及軸長選 鍵B8X7,鍵長50,GB/T1096
聯結處的材料分別為: 45鋼(鍵) 、40Cr(軸)
二、中間級鍵的選擇及校核:
(1) 高速級大齒輪處鍵: 按照輪轂處的軸徑及軸長選 鍵B14X9GB/T1096
聯結處的材料分別為: 20Cr (輪轂) 、45鋼(鍵) 、20Cr(軸)
此時, 鍵聯結合格.
三、低速級級鍵的選擇及校核
(1)低速級大齒輪處鍵: 按照輪轂處的軸徑及軸長選 鍵B22X14,鍵長 GB/T1096
聯結處的材料分別為: 20Cr (輪轂) 、45鋼(鍵) 、45(軸)
其中鍵的強度最低,因此按其許用應力進行校核,查手冊其

該鍵聯結合格
(2)聯軸器處鍵: 按照聯軸器處的軸徑及軸長選 鍵16X10,鍵長100,GB/T1096
聯結處的材料分別為: 45鋼 (聯軸器) 、45鋼(鍵) 、45(軸)
其中鍵的強度最低,因此按其許用應力進行校核,查手冊其

該鍵聯結合格.

第四章 減速器箱體及其附件的設計
§4.1箱體結構設計
根據箱體的支撐強度和鑄造、加工工藝要求及其內部傳動零件、外部附件的空間位置確定二級齒輪減速器箱體的相關尺寸如下：（表中a=322.5）
表12 箱體結構尺寸
名稱 符號 設計依據 設計結果
箱座壁厚 δ 0.025a+3=11 11
考慮鑄造工藝，所有壁厚都不應小於8
箱蓋壁厚 δ1 0.02a+3≥8 9.45
箱座凸緣厚度 b 1.5δ 16.5
箱蓋凸緣厚度 b1 1.5δ1 14.18
箱座底凸緣厚度 b2 2.5δ 27.5
地腳螺栓直徑 df 0.036a+12 24(23.61)
地腳螺栓數目 n 時，n=6
6
軸承旁聯結螺栓直徑 d1 0.75df 18
箱蓋與箱座聯接螺栓直徑 d 2 (0.5～0.6)df 12
軸承端蓋螺釘直徑和數目 d3，n (0.4～0.5)df,n 10,6
窺視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3～0.4)df 8
定位銷直徑 d (0.7～0.8) d 2 9
軸承旁凸台半徑 R1 c2 16
凸台高度 h 根據位置及軸承座外徑確定，以便於扳手操作為准 34
外箱壁至軸承座端面距離 l1 c1+c2+ (5～10) 42
大齒輪頂圓距內壁距離 ∆1 ＞1.2δ 11
齒輪端面與內壁距離 ∆2 ＞δ 10
箱蓋、箱座肋厚 m1 、 m m1≈0.85δ1 =8.03 m≈0.85δ=9.35 7
軸承端蓋凸緣厚度 t (1～1.2) d3 10
軸承端蓋外徑 D2 D+(5～5.5) d3 120
軸承旁邊連接
螺栓距離

S
120
第五章 運輸、安裝和使用維護要求
1、減速器的安裝
（1）減速器輸入軸直接與原動機連接時，推薦採用彈性聯軸器；減速器輸出軸與工作機聯接時，推薦採用齒式聯軸器或其他非剛性聯軸器。聯軸器不得用錘擊裝到軸上。
（2）減速器應牢固地安裝在穩定的水平基礎上，排油槽的油應能排除，且冷卻空氣循環流暢。
（3）減速器、原動機和工作機之間必須仔細對中，其誤差不得大於所用聯軸器的許用補償量。
（4）減速器安裝好後用手轉動必須靈活，無卡死現象。
（5）安裝好的減速器在正式使用前，應進行空載，部分額定載荷間歇運轉1~3h後方可正式運轉，運轉應平穩、無沖擊、無異常振動和雜訊及滲漏油等現象，最高油溫不得超過100℃；並按標准規定檢查輪齒面接觸區位置、面積，如發現故障，應及時排除。
2、使用維護
本類型系列減速器結構簡單牢固，使用維護方便，承載能力范圍大，公稱輸入功率0.85—6660kw，公稱輸出轉矩100—410000N.m，不怕工況條件惡劣，是適用性很好，應用量大面廣的產品。可通用於礦山、冶金、運輸、建材、化工、紡織、輕工、能源等行業的機械傳動。但有以下限制條件：
1.減速器高速軸轉速不高於1000r/min;
2.減速器齒輪圓周速度不高於20m/s;
3.減速器工作環境溫度為—40~45℃，低於0℃時，啟動前潤滑油應預熱到8℃以上，高於45℃時應採取隔熱措施。
3、減速器潤滑油的更換：
（1）減速器第一次使用時，當運轉150~300h後須更換潤滑油，在以後的使用中應定期檢查油的質量。對於混入雜質或變質的油須及時更換。一般情況下，對於長期工作的減速器，每500~1000h必須換油一次。對於每天工作時間不超過8h的減速器，每1200~3000h換油一次。
（2）減速器應加入與原來牌號相同的油，不得與不同牌號的油相混用。牌號相同而粘度不同的油允許混合用。
（3）換油過程中，蝸輪應使用與運轉時相同牌號的油清洗。
（4）工作中，當發現油溫溫升超過80℃或油池溫度超過100℃及產生不正常的雜訊等現象時，應停止使用，檢查原因。如因齒面膠合等原因所致，必須排除故障，更換潤滑油後，方可繼續運轉。
減速器應定期檢修。如發現擦傷、膠合及顯著磨損，必須採用有效措施制止或予以排除。備件必須按標准製造，更新的備件必須經過跑合和負荷試驗後才能正式使用。 用戶應有合理的使用維護規章制度，對減速器的運轉情況和檢驗中發現的問題應做認真的記錄 。

小 結
轉眼兩周的時間過去了，感覺時間過得真快，忙忙碌碌終於把機械設計做出來了。我通過這次設計學到了很多東西。使我對機械設計的內容有了進一步的了解.
因為剛結束課程就搞設計,還沒有來得及復習,所以剛開始遇到好多的問題,都感覺很棘手.因為機械設計是把我們這學期所學知識全部綜合起來了,還用到了許多先前開的課程,例如金屬工藝學,材料力學,機械原理等.
首先，我們要運用知識想好用什麼結構，然後進行軸大小長短的設計，要校核，選軸承。最後還要校核低速軸，看能否用。鍵也是一件重要的零件，校核也不可避免。所有這些都用到了力學和機械設計得內容，可是我當時力學沒有學好，機械設計又沒完全掌握，做這次設計真是不容易啊!.
但通過這次機械設計學到了許多,不僅是在知識方面，重要是在觀念方面。以往我們不管做什麼都有現成的東西，而我們只要算別人現有的東西就可以了，其實那就是抄。但現在很多是自己設計，沒有約束了反而不知所措了。其次，我在這次設計中出現了許多問題,經過常老師得指點,我學到了許多課本上沒有的東西他並且給我們講了一些實際用到的經驗.收獲真是破多啊!最後就是我們大學的課程開了這么多,我們一定要把基礎打牢,為以後的綜合運用打下基礎啊.這次機械設計課程就體現了,我們現在很缺乏把自己學的東西聯系起來的能力.
最後我總結一下通過這次機械設計我學到的。實踐出真知，不假。通過設計我現在可以了解真正的設計是一個怎樣的程序啊.而且其中出現了許多錯誤,為以後工作增加經驗。雖然機設很累，但我很充實，我學到了許多知識，我增加了社會競爭力，我又多了解了機械，又進步了。總之，這次機械設計雖然很累,但是我學到了好多自己從前不知道和沒有經歷的經驗。

參 考 文 獻

1 <<機械設計>>第八版 濮良貴主編 高等教育出版社 ，2006
2 <<機械設計課程設計>>第1版 . 王昆,何小柏主編 .機械工業出版社 ,2004
3 <<機械原理>> 申永勝主編 清華大學出版社 ,1999
4 <<材料力學 >> 劉鴻文主編 高等教育出版社 ,2004
5 <<幾何公差與測量>>第五版 甘永力主編 上海科學技術出版社 ，2003
6 <<機械制圖>>

⑶ 帶式運輸機傳動裝置一級圓柱齒輪減速器課程設計

輸送能力 Q=1800t/h
輸送長度 L=3005m
輸送帶寬度 B=1200mm
2.2.2 線路參數
東翼一采區上山主運輸大巷共3005米，可簡化為如圖2.1所示的八段:第一段(1點到2點)平運，長度540米;第二段(2點到3點)下運，水平長度207米，提升高度－27.1米;第三段(3點到4點)平運，水平長度62米；第四段(4點到5點)下運，水平長度518米，提升高度－82米;第五段((5點到6點)平運，長度470米;第六段(6點到7點)上運，水平長度360米，提升高度18.9米;第七段((7點到8點)下運，水平長度400米，提升高度－28.4米:第八段(8點到9點)下運，水平長度435米，提升高度－56米;整機水平長度2992米，運輸長度3005米。

圖2.1 輸送線路參數圖
2.2.3 物料特性
輸送物料 原煤
物料密度 ρ=900kg/m3
物料安息角 50°
2.2.4 帶式輸送機工作環境
安裝地點：東灘煤礦東翼一采區上山主運輸大巷，底板為煤。
環境溫度：0～35℃ 。
由於帶式輸送機巷道起伏不平，變坡點較多，致使此帶式輸送機運行工況相當復雜，是目前國內乃至國外煤礦井下運行工況最為復雜的帶式輸送機之一:從另一方面，下運帶式輸送機運行安全可靠性要求高，控制系統復雜，且我國目前對下運帶式輸送機的理論研究較少，特別是長運距、大運量下運帶式輸送機系統的工況分析、動態分析、啟動、制動技術研究較少，這也是本文選擇長運距、大運量下運帶式輸送機進行研究的目的。
2.3 本課題的研究內容
2.3.1 長運距、大運量下運帶式輸送機關鍵技術分析研究
通過下運帶式輸送機驅動裝置的各種組成方案的分析比較，以及常規長運距、大運量下運帶式輸送機驅動方案中軟制動技術和軟起動技術的理論研究，提出長運距、大運量下運帶式輸送機常見驅動方式和制動方法，並分析常見驅動方式和制動方法的優點和存在問題，歸納總結出長運距、大運量下運帶式輸送機關鍵驅動方案和制動方式選擇的依據。
2.3.2 帶式輸送機的設計及驅動、制動方案的分析
針對充礦集團東灘煤礦東翼一采區主運輸大巷固定下運帶式輸送機的設計參數及其特殊的工作環境所形成的復雜工況，首先對正常運行時工況進行設計計算，然後再對空載及最大正功和最大負功工況進行計算，再對各種工況的計算結果分析討論，最後確定合理的張緊方式及張緊力大小，提出合理的張緊裝置的選型。
通過各種工況的計算、分析比較，提出合理的驅動裝置中，電機、減速器、軟起動裝置(調速型液力耦合器)及軟制動裝置各部件的選型方案。

3 長距離、大運量下運帶式輸送機關鍵技術的分析
3.1 下運帶式輸送機的基本組成
帶式輸送機的組成如圖3.1所示[2]，主要其有:輸送帶、驅動裝置(電動機、減速機、軟起動裝置、制動器、聯軸器、逆止器)、傳動滾筒、改向滾筒、托輥組、拉緊裝置、卸料器、機架、漏斗、導料槽、安全保護裝置以及電氣控制系統等組成。

1-頭部漏斗 ；2-機架；3-頭部掃清器；4-傳動滾筒 5-安全保護裝置；6-輸送帶；7-承載托輥；8-緩沖托輥；9-導料槽；10-改向滾筒；11-拉緊裝置 12-尾架；13-空段掃清器；14-回程托輥；15-中間架；16-電動機；17-液力偶合器；18-制動器；19-減速器；20-聯軸器
圖3.1 帶式輸送機組成示意圖
3.2 驅動方案的確定
帶式輸送機的驅動部是整機組成的關鍵部件。驅動部配置是否合適，直接影響帶式輸送機能否正常運行。長距離、大運量帶下運帶式輸送機對驅動部的要求比通用帶式輸送機的要求更高，它要求驅動裝置能提供平穩、平滑的起動和停車制動力矩，以保證輸送帶不出現超速、打滑及輸送帶上的物料不出現滾料和滑料現象。為此要求驅動裝置具有一個制動力可隨時調整的制動器，以保證起動和停車制動的可控，極大地減小對物料的沖擊。同時，在輸送機空載起車時還必需保證起動的平穩性。
下運帶式輸送機受地形條件(如起伏較大)和裝載量的影響，其起動工況比較復雜，應考慮如下幾種：
(1)負載量小或空載，松閘後帶式輸送機不能自起動；
(2)負載量較大，松閘後帶式輸送機能自起動，但自然加速度較小；
(3)負載量大，松閘後帶式輸送機能自起動，且自然加速度較大。
下運帶式輸送機在正常運行時，電動機也存在發電工況、電動工況交織運行的問題，所以在設計中，一般較少考慮軟起動裝置。帶式輸送機配下運帶式輸送機在正常運行時，電動機也存在發電工況、電動工況交織運行的問題，所以在設計中，一般較少考慮軟起動裝置。帶式輸送機配置軟起動裝置，可有效降低起、制動過程的動張力，延長輸送帶及接頭的使用壽命，甚至可降低輸送帶強度，具有很大的經濟意義。對此《煤礦安全規程》作了相應規定。
由於下運帶式輸送機一般情況下電動機工作在發電工況，空載時電動機工作在電動工況。目前常用的下運帶式輸送機驅動部典型設備配置如表3.1所示。
表3.1 常用下運帶式輸送機驅動部組合表
組合

設備 1 2 3 4 5
電動機 單機或多機1:1(或2:1)驅動 單機驅動或多機1:1(或2:1)驅動 多電機1:1(或2:1)驅動 多電機1:1(或2:1)驅動 多電機1:1(或2:1)驅動
軟起動 無 限矩型液力偶合器 限矩型液力偶合器 調壓電氣軟起動 滑差離合器
減速器 垂直軸或平行軸 垂直軸或平行軸 垂直軸或平行軸 垂直軸或平行軸 可以採用垂直軸或平行軸
制動器 可控盤式制動裝置 可控盤式制動裝置 液壓制動或液力制動+推桿制動 可控制動裝置 可控制動器
拉緊裝置 重力拉緊或自動拉緊 重力式拉緊裝置 重力式拉緊裝置 重力拉緊或自動拉緊裝置 重力拉緊或自動拉緊裝置
適用場合 短距離，中小傾角、小型機 中長距離，大傾角 中長距離，大傾角 長距離，變坡，傾角不大 長距離，變坡，傾角不大
3.3 新型下運帶式輸送機驅動組合及其控制過程
多數下運帶式輸送機採用以下幾種驅動部組合方式:
(1)電動機—制動裝置—減速器—滾筒
(2)電動機—限矩型液力偶合器—制動裝置—減速器—滾筒
(3)電動機—限矩型液力偶合器—減速器—可控制動裝置—滾筒
(4)電動機—軟啟動—減速器—液壓軟制動—盤式制動裝置—滾筒
(5)電動機—軟啟動—減速器—液力軟制動—盤式制動裝置—滾筒
(6)電動機—軟啟動—減速器—可控盤式制動裝置—滾筒
(7)電動機—軟啟動—減速器—液粘軟制動—滾筒
其中方式(1)～(3)多用於小型(短距離、小傾角、小運量、低帶速)下運機上方式；(4)～(7)較適於大傾角下運輸送機上。由上述方案可見，下運輸送機可控制動裝置必不可少；並且目前對下運輸送機電動工況的可控起動問題有所忽視。對於長距離、大運量下運帶式輸送機，可控制動裝置必不可少，同時可控起動裝置也成為必須。
為此我們提出一種經濟實用的長距離、大運量、大功率下運帶式輸送機的驅動部組合方案。該方案驅動部主要有以下設備組成:電動機、聯軸器、調速型液力偶合器、減速機、可控制動裝置、驅動滾筒等組成，如圖3.2所示[3]。

圖3.2 驅動部分組合方案示意圖
採用以上驅動組合的下運帶式輸送機的起動和停車過程如下:
(1)開機准備:先給軟起動裝置的電氣系統和液壓系統送電，使主、從動摩擦片閉合，可控制動裝置逐漸松閘，如果是重載，按起動要求重車逐漸自動起動帶式輸送機。
(2)當輸送帶在裝滿物料的情況下起動帶式輸送機時，不能直接對電機送電，否則起動太快，物料容易出現下滑或滾料，所以在這種情況下而是靠煤的下滑力起動輸送機，當逐漸松開制動器，輸送帶帶動電機旋轉，通過速度感測器檢測旋轉速度，當速度達到近電機同步運行轉速時，PLC控制電機自動送電起動，從而使電機運行於正常的發電狀態，這樣可以大大減小電機起動時對電氣和機械的沖擊。而且向下輸送的角度越大，起動加速度越大。為了保證起動平穩，通過速度反饋改變制動器施加的制動力，根據不同的制動力，把加速度控制在0.3m/s2之內，保證起動過程的平穩性。
(3)電機直接起動控制，當輸送機空載或輕載，逐漸松開制動器時，輸送機不能自動起動，這時根據測速裝置檢測輸送機處於零速狀態或起車太慢時，需要採用調速型液力偶合器來可控起動帶式輸送機，此時的可控起動過程完全同上運帶式輸送機的起動過程。
(4)正常運行時，調速型液力偶合器開度最大，傳動效率達到最大。
(5)當多電機驅動時，出現某台電機超載，需要功率平衡時，根據電機的電流反饋來進行調速型液力偶合器的輸入與輸出速度調節(具體詳見電氣部分)，來進行多電機間的功率平衡調節。一般只要帶式輸送機系統設計合理，都能保證系統的多機功率平衡。
(6)停車時，按預定的減速度要求進行閉環改變可控制動系統的制動力矩，使帶式輸送機按預定的減速度減速，實現可控停車。
(7)當輸送機在帶載停車時，不能直接切斷電機，否則容易出現飛車現象，造成嚴重事故。為此在停機時，先對輸送機施加制動力，當檢測到電機旋轉速度降到其同步速度時，再對電機斷電，這樣在施加制動力降速時，可以充分利用電機的制動力，使停車更平穩。當輸送機的速度降至電機的同步速度時，調速型液力偶合器勺管全部插入，保證電機與輸送機系統的同步切除，保證了可控制動系統進一步按要求減速停車。
(8)如果停車時，帶式輸送機是空載(即主電機處於電動狀態)，則可以同上運帶式輸送機的停車過程結合可控制動裝置進行聯合停車制動。
(9)定車時，可控制動裝置抱閘，主電機停機，調速型液力偶合器的液壓和電氣系統停電。
(10)在起動和停車過程中出現故障，如輸送帶跑偏、撕帶、油溫過高等等，調速型液力偶合器和可控制動裝置的電氣控制系統會自動根據要求可控停機。

4 長距離大運量下運帶式輸送機設計
充礦集團東灘煤礦東翼一采區主運輸大巷固定帶式輸送機，運距3005米，運量1800噸/小時，提升高度－175.5米，環境溫度為0～35 ℃ ,是屬於典型的煤礦井下長運距、大運量下運帶式輸送機。由於帶式輸送機巷道起伏不平，變坡點較多，致使此帶式輸送機運行工況相當復雜。此外，該機運行安全可靠性要求高，控制系統復雜，是目前國內乃至國外煤礦井下運行工況較為復雜的帶式輸送機。本章以該下運帶式輸送機為例，說明其設計過程。
4.1 帶式輸送機原始參數
帶式輸送機是目前井下煤炭的主要輸送設備，其設計的自動化先進程度、結構布置方式、使用安全性、可靠性、連續性和高效運行將直接影響礦井生產成本。採用帶式輸送機輸送物料與其它方式相比有著一系列的優越性和高效性，其自動化程度高，代表現代物流技術的發展方向。本課題所要求設計的帶式輸送機的參數如表4.1所示。
表4.1 輸送機原始參數
運量Q 1800t/h
運距L 540 207 62 518 470 360 400 435
垂高 0 -27.1 0 -82 0 18 -28.4 -56
總垂高 -175m
總運距L 3005m
平均傾角β -4°
最大塊度 300mm
煤容重γ 0.9t/m3
煤安息角 50°
4.2 帶式輸送機的設計計算
4.2.1 輸送帶運行速度的選擇
輸送帶運行速度是輸送機設計計算的重要參數，在輸送量一定時，適當提高帶速，可減少帶寬。對水平安裝的輸送機，可選擇較高的帶速，輸送傾角越大帶速應偏低，向上輸送時帶速可適當高些，向下輸送時帶速應低些。目前DTII系列帶式輸送機推薦的帶速為1.25～4m/s。對於下運帶式輸送機，考慮管理難度大，一般確定帶速為2～3.5m/s。根據工作面順槽膠帶機的規格(帶寬1.2m、帶速3.15m/s)，工作面的實際生產能力，煤流的不均勻型等因素，同時考慮工作面煤倉無緩沖作用的狀況(約3米深)，確定東灘煤礦一采區運輸大巷固定下運帶式輸送機帶速3.15m/s。
4.2.2 輸送帶寬度計算
1)按輸送能力確定帶寬
帶式輸送機的輸送能力與帶寬和帶速的關系是：
Q=KB2vγc t/h
式中 K—貨載斷面系數，K值與貨載在輸送帶上的堆積角有關（查標准MT/T467-1996中表三）
B—輸送帶寬度，m
V—輸送機速度，m/s
γ—運送貨載的集散容重，t/m3
C—輸送機傾角對輸送量的影響系數。
當輸送量已知時可按下式求得滿足生產能力所需的帶寬B1：
B1= = =1.2
2）按輸送物料的塊度確定帶寬B2
因為本帶式輸送機輸送原煤，且amax=300mm故有：
B2≥2•amax+200=2×200+200=800mm
實際確定寬度時B=max{1000B1，B2}，故可選用1200mm寬度的輸送帶。
4.2.3 初選輸送帶
我國目前生產的輸送帶有以下幾種:尼龍分層輸送帶、塑料輸送帶、整體帶芯阻燃帶、鋼絲繩芯帶等。
在輸送帶類型確定上應考慮如下因素：
1)為延長輸送帶使用壽命，減小物料磨損，盡量選用橡膠貼面，其次為橡塑貼面和塑料貼面的輸送帶；
2)在同等條件下優先選擇分層帶，其次為整體帶芯和鋼絲繩芯帶；
3)優先選用尼龍、維尼龍帆布層帶。因在同樣抗拉強度下，上述材料比棉帆布帶體輕、帶薄、柔軟、成槽性好、耐水和耐腐蝕；
4)覆蓋膠的厚度主要取決於被運物料的種類和特性，給料沖擊的大小、帶速與機長，輸送石炭石之類的礦石，可以加厚2mm表面橡膠層，以延長使用壽命。
綜合該機各類特性參數和技術特性，考慮到輸送量較大，運輸距離較長，且為固定用輸送機，為此初選輸送帶採用鋼絲繩芯輸送帶，它既有良好的強度，又具有較好的防撕裂性能，是目前井下帶式輸送機首選帶型。可以初選輸送帶如下：
輸送帶型號：ST2500輸送帶
帶寬：1200mm
帶質量：qd=35.3kg/m2
4.3 輸送機布置形式及基本參數的確定
4.3.1 輸送帶布置形式
對於角度不大的長距離、大運量帶式輸送機系統，一般可採取雙滾筒1:1或2:1的功率配比，這樣既可以實現電機的分時起動(煤礦井下變電所容量有限制)，同時可以降低輸送帶的強度。為了降低輸送帶的強度，本驅動系統採用了頭部雙滾筒驅動，並把拉緊裝置放在緊跟驅動滾筒後部，有利於起動時自動拉緊，同時減少了電力線路鋪設長度，保證了控制響應及時。驅動部布置的位置對輸送帶強度的影響較大，但對於本輸送系統，進行分析後得出，驅動部布置在上部效果較理想。同時遵循盡量減少施工工作量、簡化設備的原則，降低製作成本，其具體布置示意圖如輸送機總裝圖所示。考慮到煤的輸送質量較大，本機各類托輥組間距為：
承載托輥間距lt'=1.2m
回程托輥間距lt"=3m
緩沖托輥間距lth=0. 6m
承載托輥直徑dt=φ133mm Gt'=34.92Kg
回程托輥直徑dt'=φ133mm Gt"=30.63Kg
4.3.2 輸送機基本參數的確定
1）輸送帶質量qd
由上述輸送帶選型結果可知qd=35.3kg/m2×1.2m=42.36kg/m
2）物料線質量q
當已知設計輸送能力和帶速時，物料的線質量由下式求得：
q= = =159kg/m
式中 Q—每小時運輸量，t/h；
v—運輸帶運輸速度，m/s
3）托輥旋轉部分線質量qt′，qt″
由前述托輥組的選擇情況可知
qt′= Gt'/ lt'=29.1kg/m
qt″= Gt"/ lt"=10.21 kg/m

⑷ 帶式輸送機設計

下面是帶式輸送機的設計：

①原煤上料運輸②皮帶運輸機運輸能力為(700 - 學號版×5)噸/時③皮帶權運輸機出料端高度為(70 -
學號)米④皮帶運輸機入料端高度為平面開闊地，皮帶長度和傾角可以自由選擇.

設計條件如下：

原煤上料運輸

①皮帶運輸機運輸能力Q為(700-18×5)=610t/h;

②皮帶運輸機出料端高度為(70-18)=52 m;

③皮帶長度為240m;

④輸送機安裝傾角為12.5133°;

⑤物料的堆積密度為331.0/1000/tmkgm;

⑥物料的顆粒度為0-300mm;目前國內採用的是《DTⅡ型固定式帶式輸送機》系列。

該系列輸送機由許多標准件組成，各個部件的規格也都成系列。故本設計中也採用DTⅡ型固定式帶式輸送機系列。

DTII(A)型帶式輸送機簡圖：

⑸ 機械設計課程設計 設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器 高分

輸送帶拉力F=3.6F/KN
輸送帶速度V=1.2m/s
捲筒直徑D=350mm
按照這個數據已經發到你的郵箱里了 沒有設計圖紙
數字不一定對 你自己最好再檢查一下

⑹ 設計帶式運輸機傳動裝置

目 錄一、 傳動方案擬定-------------------------二、 電動機的選擇-------------------------三、 各軸運動的總傳動比並分配各級傳動比---四、 運動參數及動力參數計算----------------五、 V帶傳動設計---------------------------六、 齒輪傳動設計-------------------------七、 軸的設計-----------------------------八、 滾動軸承的選擇及校核計算-------------九、 鍵的校核計算--------------------- 十、 聯軸器的選擇--------------------------十一、 潤滑與密封 ---------------------------十二、 減速器附件的選擇及簡要說明----------------十三、 箱體主要結構尺寸的計算--------------------十四 參考文獻一、傳動方案擬定第四個數據：設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器1、 工作條件：使用年限5年，每年按300天計算，兩班制工作，單向運轉，載荷平穩。2、 原始數據：滾筒圓周力F＝2.5KN；帶速V＝1.5m/s；滾筒直徑D＝300mm。 運動簡圖 二、電動機的選擇1、電動機類型和結構型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用 Y系列三相非同步電動機。2、確定電動機的功率：(1)傳動裝置的總效率：η總＝η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒＝0.96×0.992×0.97×0.98×0.96＝0.859(2)電機所需的工作功率：Pd＝FV/1000η總＝2500×1.5/（1000×0.859） ＝4.37KW(3)選用電動機查JB/T9616 1999選用Y132M2-6三相非同步電動機，主要參數如下表1-2： 型 號額定功率KW轉速r/min電流A效率%功率因數堵轉電流額定電流堵轉扭矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩Y132M2-6 5.5 960 12.6 85.3 0.78 6.5 2.0 2.2三、各軸運動的總傳動比並分配各級傳動比1、總傳動比：工作機的轉速 n筒＝60×1000V／（πD）＝60×1000×1.5／（4.14×300）＝95.49r/mini總＝n電動/n筒＝960/95.49＝10.052、分配各級傳動比（1） 取i帶＝2.5（2） ∵i總＝i齒×i 帶∴i齒＝i總/i帶＝10.05/2.5＝4.02 四、運動參數及動力參數計算1、計算各軸轉速（r/min）n電＝960(r/min) nI＝n電/i帶＝960/2.5＝384(r/min)nII＝nI/i齒＝384/4.02＝95.52(r/min)n筒＝nII＝95.52 (r/min)2、 計算各軸的功率（KW） P電＝ Pd＝4.37KWPI＝Pd×η帶＝4.73×0.96＝4.20KW PII＝PI×η軸承×η齒輪＝4.2×0.99×0.97＝4.03KWP筒＝PI×η軸承×η聯軸器＝4.03×0.99×0.98＝3.91KW3、 計算各軸轉矩T電＝9.55Pd/nm＝9550×4.73/960＝43.47N·mTI＝9.55 PI /n1 ＝9550×4.2/384＝104.45N·mTII ＝9.55 PII /n2＝9550×4.03/95.52＝402.92N·m T筒＝9.55 P筒/n筒＝9550×3.91/95.52＝390.92 N·m將上述數據列表如下： 軸名參數 電動機I軸II軸滾筒軸轉速n(r/min)96038495.5295.52功率p(kw)4.374.204.033.91轉矩T(N·m)43.47104.45402.92390.92傳動比i2.54.021.00效率η0.960.960.98 五、V帶傳動設計1、 選擇普通V帶截型由課本[1]表15-8得：kA＝1.2 P電＝4.37KWPC＝KAP電＝1.2×4.37＝5.24KW據PC＝5.24KW和n電＝960r/min由[1]圖15-8得：選用A型V帶2、 確定小帶輪基準直徑由課本[1]表15-8，表15-4，表15-6，取dd1＝112mm3、 確定大帶輪基準直徑 dd2＝i帶＝2.5×112＝280 mm4、驗算帶速帶速V：V＝πdd1n1/（60×1000）＝π×112×960/（60×1000） ＝5.63m/s在5~25m/s范圍內，帶速合適5、初定中心距a0 0.7（dd1+ dd2）≤ a0 ≤ 2（dd1+ dd2）得 274.4≤a0≤784取a0＝530 mm6、確定帶的基準長L0＝2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0＝2×530+3.14(112+280)+(280-112)2/(4×530)＝1689mm根據課本[1]表15-2選取相近的Ld＝1800mm7、確定實際中心距aa≈a0+(Ld-Ld0)/2＝530+(1800-1689)/2＝585.5mm8、驗算小帶輪包角α1＝180°-57.3° ×(dd2-dd1)/a＝180°-57.3°×(280-112)/585.5＝163.33°>120°（適用）9、確定帶的根數單根V帶傳遞的額定功率.據dd1和n1，查課本[1]表15-7得 P0＝1.16KWi≠1時單根V帶的額定功率增量.據帶型及i查[1]表15-9得 △P0＝0.11KW查[1]表15-10，得Kα＝0.957；查[1]表15-12得 KL＝1.01Z＝PC/[(P1+△P1)KαKL]＝5.24/[(1.16+0.11) ×0.957×1.01]＝4.27 取Z＝5根10、計算軸上壓力由課本[1]表15-1查得q＝0.11kg/m，單根V帶的初拉力：F0＝500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2＝500x5.24/5x5.63(2.5/0.957-1)+0.11x5.632 ＝153.55kN則作用在軸承的壓力FQFQ＝2ZF0sin(α1/2)＝2×5×153.55sin(163.55°/2)＝1519.7N11、計算帶輪的寬度BB＝（Z-1）e+2f＝（5-1）×15+2×10＝80 mm六、齒輪傳動設計（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬於閉式傳動，通常齒輪採用軟齒面。選用價格便宜便於製造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度229-286HBW；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為169-217HBW；精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度（2）按齒面接觸疲勞強度設計該傳動為閉式軟齒面，主要失效形式為疲勞點蝕，故按齒面接觸疲勞強度設計，再按齒根彎曲疲勞強度校核。設計公式為：d1≥ ［(2k TI (u+1)(ZhZe)2/（φ[σH]2)］1/3①載荷系數K 查課本[1]表13-8 K＝1.2 ②轉矩TI TI＝104450N·mm ③解除疲勞許用應力[σH] ＝σHlim ZN/SH按齒面硬度中間值查[1]圖13-32 σHlim1＝600Mpa σHlim2＝550Mpa接觸疲勞壽命系數Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N＝60njtn 計算N1＝60×384×5×300×16＝5.53x108N2＝N1/i齒＝5.53x109 /4.02＝1.38×108查[1]課本圖13-34中曲線1，得 ZN1＝1.05 ZN2＝1.1按一般可靠度要求選取安全系數SH＝1.0[σH]1＝σHlim1ZN1/Shmin＝600x1.05/1＝630 Mpa[σH]2＝σHlim2ZN2/Shmin＝550x1.1/1＝605Mpa故得：[σH]＝ 605Mpa④計算小齒輪分度圓直徑d1由[1]課本表13-9 按齒輪相對軸承對稱布置,取 φd＝1.0 ZH＝2.5由[1]課本表13-10得ZE＝189.8(N／mm2)1／2將上述參數代入下式d1≥ ［(2k TI (u+1)(ZHZE)2/φ[σH]2)］1/3＝［(2×1.2×104450 × (4.02+1)×(2.5×189.8)2/（1×4.02×6052)］1/3＝57.5mm 取d1＝60 mm⑤計算圓周速度V＝ nIπd1／（60×1000）＝384×3.14×60／（60×1000）＝1.21m／sV＜6m／s 故取8級精度合適（3）確定主要參數①齒數 取Z1＝24 Z2＝Z1×i齒＝24×4.02≈96.48＝97②模數 m＝d1／Z1＝60／24＝2.5 符合標准模數第一系列③分度圓直徑d2＝Z2 m＝24×2.5＝60mm d2＝Z2 m＝97×2.5＝242.5 mm④中心距a＝（d1+ d2）／2＝（60+242.5）／2＝151.25mm⑤齒寬 b＝φdd1＝1.0×60＝60mm 取b2＝60mm b1＝b2+5 mm＝65 mm(4)校核齒根彎曲疲勞強度①齒形因數Yfs 查［1］課本圖13-30 Yfs1＝4.26 Yfs2＝3.97 ②許用彎曲應力[σF] [σF]＝σFlim YN/SF 由課本[1]圖13-31 按齒面硬度中間值得σFlim1＝240Mpa σFlim2 ＝220Mpa 由課本[1]圖13-33 得彎曲疲勞壽命系數YN：YN1＝1 YN2＝1 按一般可靠性要求，取彎曲疲勞安全系數SF＝1 計算得彎曲疲勞許用應力為[σF1]＝σFlim1 YN1/SF＝240×1/1＝240Mpa[σF2]＝ σFlim2 YN2/SF ＝220×1/1＝220Mpa校核計算 σF1＝2kT1YFS1/ （b1md1）＝2×1.2×104450×4.26/（60×2.5×60）＝118.66Mpa< [σF1]σF2＝2kT1YFS2/ （b2md1）＝118.66×3.97/4.26＝110.58Mpa< [σF2]故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠(5)齒輪的幾何尺寸計算 齒頂圓直徑dada1 ＝d1+2ha＝60+5＝65mmda2＝d2+ ha＝242.5+5＝247.5mm 齒全高h h＝(2 ha*+c*)m＝(2+0.25)×2.5＝5.625 mm 齒根高hf＝（ha*+c*）m＝1.25×2.5＝3.125mm 齒頂高ha＝ ha*m ＝ 1×2.5＝2.5mm 齒根圓直徑dfdf1＝d1-2hf＝60-6.25＝53.75mmdf2＝d2-2hf＝242.5-6.25＝236.25mm (6)齒輪的結構設計小齒輪採用齒輪軸結構，大齒輪採用鍛造毛坯的腹板式結構。大齒輪的有關尺寸計算如下：軸孔直徑d＝60mm輪轂直徑D1＝1.6d＝60×1.6＝96mm輪轂長度L＝1.2d＝1.2×60＝72mm輪緣厚度δ0＝(3-4)m＝7.5-10mm 取δ0＝10mm輪緣內徑D2＝da2-2h-2δ0＝247.5-2×5.625－20＝216.25 mm 取D2 ＝216mm腹板厚度C＝(0.2-0.3)b＝12-18mm取C＝18mm腹板中心孔直徑D0＝0.5(D1+D2)＝0.5(96+216)＝156mm腹板孔直徑d0＝15-25mm 取d0＝20mm齒輪倒角取C2七、軸的設計 從動軸設計 1、選擇軸的材料 確定許用應力 選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[1]表19-14可知：σb＝600Mpa,查[1]表19-17可知：[σb] -1＝55Mpa 2、按扭矩估算軸的最小直徑 單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為： d≥A(PⅡ／nⅡ)1／3 查[1]表19-16 A＝115 則d≥115×(4.03/95.52)1/3mm＝40mm 考慮鍵槽的影響，故應將軸徑增大5%即d＝40×1.05＝42mm 要選聯軸器的轉矩Tc Tc＝KTⅡ＝1.5×402920＝6.0438×105N·mm (查[1]表20-1 工況系數K＝1.5) 查[2]附錄6 選用連軸器型號為YLD10考慮聯軸器孔徑系列標准 故取d＝45mm 3、軸的結構設計 軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。 1）聯軸器的選擇 聯軸器的型號為YLD10聯軸器：45×112 （2）確定軸上零件的位置與固定方式 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置。在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯軸器，齒輪靠軸環和擋油環實現軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸承靠擋油環和端軸承蓋實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定，聯軸器靠軸肩平鍵和過盈配合分別實現軸向定位和周向定位。 （3）確定各段軸的直徑將估算軸d＝45mm作為外伸端直徑d1與聯軸器相配（如圖），考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為d2＝50mm，齒輪和右端軸承從右側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大於d2，取d3＝55mm，為便於齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大於d3，取d4＝60mm。齒輪左端用軸環固定,右端用擋油環定位,軸環直徑d5滿足齒輪定位的同時,還應滿足左側軸承的安裝要求，d5＝68mm,根據選定軸承型號確定.左端軸承型號與左端軸承相同,取d6＝55mm. (4)選擇軸承型號由[2]附表5-1初選深溝球軸承,代號為6211,軸承寬度B＝21。 (5）確定軸各段直徑和長度由草繪圖得Ⅰ段：d1＝45mm 長度L1＝110mmII段:d2＝50mm 長度L2＝60mmIII段：d3＝55mm 長度L3＝43mmⅣ段：d4＝60mm 長度L4＝70mmⅤ段:d5＝68mm 長度L5＝6mmⅦ段:d4=55mm 長度L6=35mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L＝133mm4、按彎矩復合強度校核（1）齒輪上作用力的計算 齒輪所受的轉矩：T＝TⅡ＝402.92N·m 齒輪作用力： 圓周力：Ft＝2000T/d＝2000×402.92/242.5＝3323.1N 徑向力：Fr＝Fttan200＝3323.1×tan200＝1209.5N（2）因為該軸兩軸承對稱，所以：LA＝LB＝66.5mm（3）繪制軸受力簡圖（如圖a）（4）計算支承反力 FHA＝FHB＝Fr/2＝1209.5/2＝604.8NFVA＝FVB＝Ft/2＝3323.1/2＝1661.5N （5）繪制彎矩圖由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在水平面彎矩（如圖b）為MHC＝FHAL/2＝604.8×133÷2000＝40.22N?m截面C在豎直面上彎矩（如圖c）為：MVC＝FVAL/2＝1661.5×133÷2000＝110.49N?m(6)繪制合彎矩圖（如圖d）MC＝(MHC 2+ MVC 2)1/2＝（40.222+110.492)1/2＝117.58N?m(7)繪制扭矩圖（如圖e）轉矩：T＝TⅡ＝402.92N·m(8)校核軸的強度轉矩產生的扭剪可認為按脈動循環變化，取α＝0.6，截面C處的當量彎矩：Mec＝[MC2+(αT)2]1/2＝[117.582+(0.6×402.92)2]1/2＝268.8N·m(9)校核危險截面C所需的直徑de＝［Me ／(0.1[σb] -1)］1／3＝［268.8 ／(0.1×55)］1／3＝36.6mm考慮鍵槽的影響，故應將軸徑增大5%de＝36.6×1.05＝38.4mm＜60mm結論：該軸強度足夠。

⑺ 設計一個帶式輸送機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器，求資料！

1.擬定傳動方案

為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構和傳動方案，可先由已知條件計算其驅動捲筒的轉速nw,即

v=1.0m/s;D=400mm;

nw=60*1000*v/(∏*D)=60*1000*1.0/(3.14*400)

一般常選用同步轉速為1000r/min或1500r/min的電動機作為原動機，因此傳動裝置總傳動比約為17或25。

2.選擇電動機

1）電動機類型和結構形式

按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y（IP44）系列三相非同步電動機。它為卧式封閉結構。

2）電動機容量

（1）捲筒軸的輸出功率Pw

F=1600r/min;

Pw=F*v/1000=1600*1.0/1000

(2)電動機輸出功率Pd

Pd=Pw/t

⑻ 帶式輸送機傳動裝置設計

一、帶式輸送機傳動裝置，可伸縮膠帶輸送機與普通膠帶輸送機的工作原理一樣，是以膠帶作為牽引承載機的連續運輸設備，不過增加了儲帶裝置和收放膠帶裝置等，當游動小車向機尾一端移動時，膠帶進入儲帶裝置內，機尾回縮;反之則機尾延伸，因而使輸送機具有可伸縮的性能。
二、設計安裝調試：

1.輸送機的各支腿、立柱或平台用化學錨栓牢固地固定於地面上。
2.機架上各個部件的安裝螺栓應全部緊固。各托輥應轉動靈活。托輥軸心線、傳動滾筒、改向滾筒的軸心線與機架縱向的中心線應垂直。
3.螺旋張緊行程為機長的1%~1.5%。
4.拉繩開關安裝於輸送機一側，兩開關間用覆塑鋼絲繩連接，松緊適度。
5.跑偏開關安裝於輸送機頭尾部兩側，成對安裝。開關的立輥與輸送帶帶邊垂直，且保證帶邊位於立輥高度的1/3處。立輥與輸送帶邊緣距離為50~70mm。
6.各清掃器、導料槽的橡膠刮板應與輸送帶完全接觸，否則，調節清掃器和導料槽的安裝螺栓使刮板與輸送帶接觸。
7.安裝無誤後空載試運行。試運行的時間不少於2小時。並進行如下檢查:
(1)各托輥應與輸送帶接觸，轉動靈活。
(2)各潤滑處無漏油現象。
(3)各緊固件無松動。
(4)軸承溫升不大於40°C，且最高溫度不超過80°C。
(5)正常運行時，輸送機應運行平穩，無跑偏，無異常噪音。