带式输送机设计

1总体方案设计1.1带式输送机的组成带式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。输送带是带式输送机的承载构件，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。 带式输送机可沿水平或倾斜线路布置。由于带式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，带式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、单电动机驱动方式最 简单，在考虑驱动方式时应是首选方式。带式输送机常见典型的布置方式如图1-1 所示。此次选择DTII(A)型固定式带式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。DTII(A)型固定式带式输送机是 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-2040C。图1-1带式输送机典型布置方式13带式输送机的整体结构图1-2为此次设计的带式输送机的整体结构图1-2设计的带式输送机的整体结构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 79842001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-56VVVVVVV尼龙带NN-100VVVVVVVNN-150VVVVVV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3=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，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0.0236山2。2.2输送量计算根据输送量的计算方法：Q = 3.6 5vp(2-1)Q = 3.6svp 3.6X0.0236X2X2000=339.84t300t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带式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，带式输送机的驱动方式，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。由于此设计为小型带式输送机，采用水平输送，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带式输送机滚筒基本参数与尺寸 的规定。见下表：表2-2带宽与传动滚筒的关系带宽B滚筒直径500630800100012501400光胶光胶光胶光胶光胶光胶500VV650VVV800VVVVVV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辗分为承载托辗（槽型托辗）和回程托辗（平行托辗）两类6。 承载托辗初选 DT II GP1103，回程托辗初选 DT IIGP1211，缓冲托辗选择 DTII GH1103。上托辗间距选择1m,下托辗间距选择2m。上托辗槽角35,下托辗槽角 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Fu为所有阻力之和3，即:Fu=F +F +F +F +F（3-1）H N S1 S2 ST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= qGHg。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=fLgqRO+qRu+（2qB+qG）cos & +Fn+Fs1+FS2+Fst（3-2）各参数意义：f模拟摩擦系数；L输送机长度（头、尾滚筒中心距），m；g重力加速度，g=9.8m/s2；qRO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；a-一每米长输送物料的质量，kg/mG此处6角度取0 ，cos 6=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f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0.0250.035工作条件恶劣、多尘低温、湿度大，设备质量较差，托辊成槽角大于350.0350.045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0.035。3.2.2承载分支托辐每米旋转质量的确定q = &（3-3）Ro a 0其中G1 承载分支每组托辗旋转部分重量，kg；a0 承载分支托辗间距，m；托辐已经选好，L=200时的值知G1=15 .3kg。qRo = G =15.3/1=15.3kg。03.2.3回程分支托辊每米长旋转部分质量的确定q =G（3-4）RU aUqRu回程分支托车昆每米长旋转部分质量，kg/m，G2=10.4kgau 回程分支托辐间距，2m；q =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：q = L = （3-5）g u3.6uq =L = =冬二47.2kg/mg u3.6u 3.6 x 23.2.5 fh的计算FH=fLgqRO+qRu+（2qB+qG）cos 5 =268（N）3.3附加特种阻力计算附加特种阻力F包括输送带清扫器摩擦阻力F和卸料器摩擦阻力F等部分，S 2ra按下式计算：F = n -F + F（3-6）S 23 r aF= A - P-R 3(3-7)Fj B - k2(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，m 2，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 b /m刮板与输送带接触面积A/m 2头部清扫器空段清扫器5000.4000.0060.016500.4200.0070.018000.4950.0080.012查表选A=0.006M2P清扫器和输送带间的压力，N/m2，一般取为3x104 10 x104 N/m2 ；r3 清扫器和输送带间的摩擦系数，一般取为0.50.7；则 F =0.006X8 x104 X0.6=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)。F =0,则 F = n - F + F =3.5X288+0=1008N aS 23 r a3.4总阻力本设计没有附加阻力Fn=0，本设计没有特种阻力七=0。由于是水平安装，则6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。4.1.2电动机的容量的选择工作所需的功率：4Pd = p / n(4-1)p =F xV/ (1000叩)(4-2)所以：Pd =FxV/ (1000 n x叩)(4-3)由电动机至工作机之间传动装置的总效率为4:n =门 2 .门.门 4 .门 2(4-4)1234式中气、门2、七、七、分别为齿轮传动、卷筒、轴承、联轴器的效率。取气=0.97、门广0.96、七二0.98、门 4 =0.99 则：n=0 . 972 X 0 . 96 X 0 . 984 X 0 . 992=0 . 8 1 7所以：_ F x V1276 x 2.0p =d 1000 xxw 1000 x 0.817 x 0.96=3.25kW(4-5)根据Pd选取电动机的额定功率P/使Pm- (11.3) pd。 由查表得电动机的额定功率pw =4kw。4.1.3确定电动机的转速卷筒轴的工作转速为：(4-6)二 60 x 1000 x vw兀d_60x 1000x2 =76.4r/min3.14 x 5004.1.4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840，故电动机的转速范 围为：n 1 nw=(840)X76.4 r/min-611.23056r/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。4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1Y132M1-6410009602Y112M-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：i = n /n =960/76.4=12.574.2.2分配各级传动比对于二级圆柱齿轮减速器，展开式的传动比分配:二(1.31.4)取二3.94，il =3.144.2.3计算各轴转速n - n =960r/minn = n /ih= 960/3.94=243.65r/minn 3= n 2/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=Pd=3.98KwT=9550X 乙N - m(4-7)m= 9550X 398 =39.59 N - m960轴1的输入功率和转矩：p1 = p 七二3.98X0.99=3.94kW八八 p八八 3.94T1 =9550X p N m=9550X=39.19N m1轴2的输入功率和转矩：p = p 门叩二3.94X0.97X0.98=3.75kW2 113p3 75T2 =9550X p N m=9550X= 146.98N m2 轴3的输入功率和转矩：p = p 门 n =3.75X0.97X0.98=3.56kW3 212p356T3 =9550X p N m=9550X 3 =438.12 N m3 卷筒轴的输入功率和转矩：p = p n n n =3.56X 0.98 X0.99X 0.96=3.32 kWk 3234一 d一 332_ 一T =9550X %N m=9550X 3 =408.58N m3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,。B=700Mpa, b =500 Mpa；大齿轮材料40Gr钢，调质处理，硬度为241286HBS, b B=700Mpa, b =500Mpa； 精度为 8 级。取i =3.94，取z =18 则z = i - z =70.92，取z =71。112112u =己=71/18 = 3.944。b =b =380+HBS=380+320=700Mpa。z 2H1H 25.1.2按齿面接触疲劳强度设计根据公式 b =21268 :虹、：也 766j1 Y 土 。T =39.19N.mm。查表，硬齿面齿轮，非对称安装，取齿宽系数1* Wdub1山766中d=0.8，使用系数K=1.5。(5-2)=766 3：巨丞、3 1x 3.944 x 7002=40.95mmdm =40.95/18=2.28mm，取 m=2.75mm，1d1=mZ1=2.75 x 18=49.5mm，d2=mZ2=2.75 x 71=195.25mmda1=mx z1+2 x h* m 1=45+2x h* m=49.5+5.5=55mmda2=mx Z2+2x 岸 m =177.5+2“x h* m=195.5+5.5=201mm df1=mx Z1-2 x (h* + c* )m=49.5-2.5 x 2.75=42.63mm df2=mx Z2-2 x (h* + c* )m=195.25-2.5 x 2.75=188.38mm a=(d1+d2)/2=(55+201)/2=128mmb=中广 di=0.8X49.5=39.6,取 b2=40mm, b1=40+5=45mm,按齿面接触疲劳强度校核:=21268 ：吝厘(5-3)H1Y bd 2 ue*。15 x 39.19 xG.944 +1)=21268 40 x 49.52 x 3.944=550 MPa W 1 =700 MPa=21268 I幺也(5-4)H 2V bd 2 u*1*。：1.5x39.19xG.944 +1)=21268、， 45 x 49.52 x 3.944=583 MpaW 2 =700MPa，合格。5.1.3按齿根弯曲疲劳强度校核。按齿根弯曲疲劳强度校核的公式为5:(5-5) = 2000KT1 y W 1 F bd m FS F 1查得：YSF1=4.45 ,YSF2=3.99, f 1 = f 2 = 155+0.3 x 50=170 MPa2000 x 1.5 x 39.2 广x 4.4536 x 45 x 2.52000KT “=1 ybd m FS1=129.21 MpaW170 MPa = 2000KT = 2000 x 1.5 x 39.2 乂 3 99 f2bd m 41 x 45 x 2.5.1=101.73 MPa W170 MPa 合格。5.2低速级齿轮传动的设计计算5.2.1材料、热处理、齿轮精度等级和齿数的选择选择小齿轮、大齿轮材料均为 40Gr钢，调质处理，硬度为241286HBS,q B=700MPa a, q $=500MPa，精度为 8 级。1 =3.14,取 z =21 则 z = i z =65.94，取 z =66。2 12212u=66/21=3.14q =q =380+HBS=380+320=700 MPa。55.2.2按齿面接触疲劳强度设计根据式(5-2)，=438.12N.mm，查表5得，硬齿面齿轮，非对称安装，取齿宽系数气二0.8，使用系数K= 1.5.d1766 .13 w du+ 12h ；1.5 x 438.12G.14 +1)=766 3；1x 3.14 x 7002=92.63mm/792.63 / 八mN d / Z =4.41mm，1t121取 m=5mm，d1=mz1=5 x 21=105mmd2= mz 2=5 x 66=330mmda1= m x z1+2 x h* m1=105+2 x h* m=105+10=115mmda2=mx z2+2 x h* m=330+2 x h* m=330+10=340mma=(d1+d2)/2=(115+340)/2=22 7.5mmb=中 x d1=0.8 x 115=92mm, 取 b2=92mm， b1=92+5=97mm按式(5-3)校核:Q =21268 :H1-kT iu 1 =21268 J1.5 x 438.12 xG.14 +1)：乱.冷 u92 x 1052 x 3.14I 1=611.7 MPa Wq 1 =700 MPa=21268 :% bd2*。：1.5x438.12xG.14 +1)-212oo、k97 x 1052 x 5-621.6MpaW700MPa-。，合格。5.2.3按齿根弯曲疲劳强度校核。按式5-5校核：查得4： Ysfi-4.33,Ysf2-3.99,q f 1 -q f2-155+0.3*50-170 MPa - 2000KT y - 2000 x 1.5 x 438.14 45 f 1 bdm fs 92 x 105 x 5.-117.83 MPa 170 MPa- 2000KT1 - 2000 x 1.5 x 438.12 乂 3 99F 2 bd 1 m92 x 105 x 5 .-108.58 MPa C ;=110x 3 960 /= 17.67mm ；八云:3.75KW ” c,d C 2 = 110x 3 = 27.36mm ；、2.p ；3.32KWd C34 = 110x 3 = 38.47mm。、4.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T = KT。由工作要求，查表后取K=1.5。e则计算转矩 Te=KT= 1.5 x 9.55 x 106 x 4KW =59.7N . m 960r /min2. 由联轴器的计算与轴的计算选用YL5 J19 x 30 GB5843 - 86的联轴器。采用其许用J 段 x 42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T = KT(5-7)e由工作要求，查表后取K=1.5。则计算转矩T = KT = 1.5x9.55x 106 x756 = 657.2N.m2. 由联轴器的计算与轴的计算选用YL8 J35x82 GB5843-86的联轴器，其许用最大JB38 x 601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) 轴所受的力根据式5-8计算：T = 9550 -(5-8)nP _3.751二 9550 t = 9550 x= 147 N .mn1243.65F = 2000147 = 2800N12105F2 = F2 xcos20o = 2631.14NF = 2000 土 = 2000 147 = 1505.7613d 3195.25F = Ft3= 1414.95 Nr3 cos 20oRAH=F 件% + 48)+ F 3 x48 = 2100.87n203203R = J5 + 765)+ F2 x48 = 2204.89NBH203R =广.5 + 48)+ F 3 x48 = 1914.17nARBV尸.3(78.5 + 76.5) + 尸. x 76.5 = 2071.92203! s it常F切转陆图图5-2中间轴扭矩图(4) 画出弯矩、扭矩图。垂直弯矩：M2 = R x 76.5 = 146.43N.mM2 = Rav (76.5 + 78.5) - Fr2 x 78.5 = 90.141N.m水平弯矩：M H2 = Rah x 56 = 117.648N.mM硕3 = Rah (76.5 + 78.5) - F2 x 78.5 = 119.090N.m(5) 求合成弯矩心二.(146.428)2 +117.6482 =187.8355 N.mM3= v 90.1412 +119.0902 = 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。e 兀d3 bt(d -1)23.14 x 403 12 x 5(40 - 5*W = (5-9)322d322 x 40=5361.2(M2 +(或)2b = (5-10)ca 2JW=38.71 MPa 60MPa，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：小 P3 94T =9550 = 9550 x =二39.19N.mn 960T39.19_F =2000= 2000 x 一 = 1583.43ND249,5F = F COS20 = 1478.94NR = F Ft1 x 155.5 = 1206.98Nhbt1204RA = F - Rhb = 1583.43 -1206.98 = 376.45NFt5 垂直受力图E AXLILLH 垂.卓?矩图.S-Z-rS*4 H J 1LLJJ 忙l1琳Rh水平刊矩图合成弯矩图一 $433图5-4高速轴扭矩图R = Fri *155.5 = 1134.19N 时 204Rav = F - Rbv = 353.75N(4) 画出弯矩、扭矩图。垂直弯矩：M 1 = R x 155.5 = 376.45 x 155.5 = 58537.98N.mm水平弯矩：M河 1 = Rv x 155.5 = 353.75 x 155.5 = 55008.13N.mm(5) 求合成弯矩Mi二 (58573.98 x 10-3)2 + (55008.13 x 10-3)2 =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。=7601.96兀 d 33.14 x 42.633W =3232-；M 2 + (aT )2.778902 + (0.6 x 391900)2b = = = 32.58MPaca 2W7601.9632.58MPa 60MPa，所以，该轴强度足够。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 P = 9550 x 356 =438.12N.m七 77.6T438 12F =2000= 2000 乂三 =2655.27ND2F 4 = F2COS20 = 2459.14NR = F X124 = 1546.99N av 76 +124R = Fr4 X 76 = 935.68N bv 76 +124R = Ft4 X124 = 1646.27NAH76 +124R = Ft4 x 76 = 1009.00NBH 76 +124(4) 弯矩图。垂直弯矩：M4 = Rav x 76 = 117571N.mm水平弯矩：Moh4 = Rbh x 124 = 125116N.mm(5) 求合成弯矩M 4二(117571 x 10-3)2 + (125116x 10)-32 =171.69N.m(6) 画扭矩图% 正宜受力图Rlv /7倾即/1! ：!廿 垂云疝国 J冰平受力图1皿呻七 水平融巨陷3F图5-6低速轴扭矩图台成夸矩图从图可以看出，兀d3 bt(d -1)2W =322d1截面为危险截面，用式5-9、式5-10校核1截面，t=7,b=18。34 x 653 - 18 x7(65 一 7)2 = 23687.09322 x 65k：M 2 + (aT )2J1176892 + (0.6 x 438120)2b = = = 12.16MP。“2w26180.1912.16MPa100006205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C,、匕值(GB/T 27694)C =19.5kNC =11.5kN5.6.2T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，所以P = F， 由于轴承主要承受径向载荷作用，所以 P=Fr。则有：Fr1= F；y + F% =19142 + 21002 = 2841NFr2= vF2 + F = (20722 + 22042 = 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L =比E1060 ( fdp )106(1.0 X19500)360 x 243.65 1.0 x 3025 /=18354龙10000h6206轴承符合要求，选用此轴承。5.7低速轴轴承选择、校核5.7.1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C,、C” 值(GB/T 27694)C =31.5kNC =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P = F_,由于轴承主要承受径向载荷作用，所以P=Fr。则有：Fr1= (F；v + F；h =气：15472 +16462 = 2258.88NFr2=做尸京 + 黑=：9362 +10092 = 1376.29N,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：106( 1.0 x 31500 3=47676h 10000hL10)60 x 77.611.0 x 2258.88 )60 fdP )6209轴承符合要求，选用此轴承。5.8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5:。p =4T/dhl。p, 1=1.61.8d(5-12)齿轮2的安装键型为A型键L=60, b x h为12 x 8 ,因为转动件的齿轮是经过淬火 的，所以许用扭转应力。=200 - 240MP，按式5-12校核：1=L-b=60-8=52mm。p=4T/dh1= 4 X 146.98 X103 = 35.33MPa M。p。p40 x 8 x 52p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, bx h为12 x 8 ,因为转动件的齿轮是经过淬火的， 所以许用扭转应力。=200 240MP ,按式5-12校核：1=L-b=35-8=27mm。p=4T/dh1= 4 x 146.98 x 103 = 68.05MPa M。p。p40 x 8 x 27p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, bx h为18x 11，因为转动件的齿轮是经过淬 火的，所以许用扭转应力。=200 240MP ,按式5-12校核：1=L-b=60-8=52mmdh1= 4x4382x 103 = 47.14MPaM。p65 x 11 x 52p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5 :6 = 0.025。+ 3 = 6.81mm 8mm，所以箱体壁厚度选用8mm55.10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V 0 G(6-3)V a人adm回程分支F xq ,g(6-4)回 minh8 -V a Jadm式中v hadm允许最大垂度，一般 1.0X(5.02+51)X9.8/ (8X0.01) =6862.5N承min按式(7-4)计算得：F 2.0X5.02X9.8/ (8X0.01) =1229.9N回min6致谢本文是在刘志兵老师指导下完成的，在论文期间，刘老师在设计过程中给予悉 心指导，在工作和生活方面给予了大力支持和帮助；尤其是刘师严谨的科学研究精 神，惜时如金的工作态度深深地影响了本人，使学生受益匪浅。在此表示衷心感谢， 并致以崇高的敬意。同时也感谢所有关心、支持和帮助过我的各级领导、老师、同学、同事和朋友。 由于本人水平有限、时间的仓促，论文难免有不足和错误之处，恳请各位专家、教 授批评、指正，再次表示感谢。参考文献1 宋伟刚，邓永胜.现代带式输送机的设计方法J.物流技术与应用，2000, 37-41.2 张樾.新型带式输送机设计手册M.北京：冶金工业出版社，2001， 70-386 .3 陈立德.机械设计基础课程设计M.北京：高等教育出版社，2006,127-352.4 荣辉，付铁，杨梦辰.机械设计基础第2版M.北京：北京理工大学出版 社 2006，76-256.5 王之铄，汪大康.机械设计综合课程设计第2版M.北京：机械工业出版社，2008，27-233.6 GB/T9881991，带式输送机滚筒基本参数与尺寸S.北京：中国标准出版社， 1991.7 王西平，姜卫东，王永本.带式输送机三角形支架的设计计算 J.煤炭工程， 2004，6： 18-20.8 何永熹，武充沛，几何精度规范学第二版M北京：北京理工大学出版社， 2006.9 易容英，朱品武.机械基础M重庆：重庆大学出版社，2006.10 戴泽墩.理论力学M.北京：人民邮电出版社，2006.11 崔鸿斌，王爱民.Auto CAD2007中文版实用教程M.北京：人民邮电出版 社，2006.