可伸缩式皮带输送机的设计

1、2016届届 分 类 号:TH222 单位代码:10452 毕业论文（设计） 可伸缩式皮带输送机的设计可伸缩式皮带输送机的设计 姓 名 学 号 年 级 专 业机械设计制造及其自动化机械设计制造及其自动化 系（院） 机械工程学院机械工程学院 指导教师 2016 年 4 月 10 日 I 摘 要 本论文是可伸缩式皮带输送机的设计。此输送机是一种高运输效率，有效便捷， 满足多种场合的需求的摩擦驱动连续运送方式。此皮带输送机利用抽屉原理，搭载最 新款的电动滚筒可以源源不断提供动力，采用螺旋传送方式将下层皮带抽出以满足不 同距离的输送要求，由于第二层在下面所以第二层可以不具有反转的要求，只有第一 层可以

2、来往运输，还在输送机的下面设计了轮子以方便输送机的移动。倾斜动力源的 设计来自于对农村运土三轮车车厢动力的模仿。本设计首先对皮带机作了简单的概述， 然后指出设计方向，做出方案选择，然后对传动系统选型，最后进行设计计算。 关键词：移动；伸缩机构；皮带输送机 II ABSTRACT This paper is a telescopic belt conveyor design. This conveyor is a friction drive continuous shipping, transport efficiency and convenience to meet the needs o

3、f a variety of occasions. This uses the latest conveyor roller can continue to provide electric power, use the drawer principle, the use of screw conveyors way out of the lower belt conveyor to meet the requirements of different distances, since the second layer is a second layer beneath it may not

4、have anti- transfer request, only the first layer may contact transport, still below the conveyor wheels designed to facilitate the movement of the conveyor. It is used for horizontal or inclined transportation transport, easy to use. Tilt power source design from rural earthmoving tricycle car powe

5、red imitation. The design is first made on the belt brief overview, then pointed out that the design direction to make the program selection. Key words: mobile; telescopic structure; belt conveyor III 目目 录录 1 1 绪论绪论.1 1.1 概述 .1 1.2 带式输送机的分类 .1 1.3 设计方向的选择 .1 1.4 本论文的设计要求 .1 2 2 输送带的设计输送带的设计.2 2.1 输送

6、带的设计与计算 .2 2.1.1 原始数据.2 2.1.2 带速的确定.3 2.1.3 带宽的设计计算.3 2.1.4 输送带带型的选择.3 2.1.5 输送带出现跑偏及解决办法.3 2.2 滚筒的设计 .4 2.2.1 驱动滚筒的设计.4 2.2.2 改向滚筒的选用.5 2.3 托辊的选用 .5 2.3.1 平行上托辊.5 2.3.2 平行下托辊.5 3 3 伸缩机构的设计伸缩机构的设计.6 3.1 轨道的设计 .6 3.2 螺母螺杆的设计 .6 3.3 螺旋传动的计算 .6 3.3.1 耐磨性计算.6 3.3.2 强度计算.7 3.3.3 螺杆的刚度计算.9 3.3.4 稳定性计算.11

7、3.4 动力计算 .12 3.5 螺杆轴承的选用 .12 3.5.1 已知数据.12 3.5.2 寿命计算.13 3.6 轴承座 .15 IV 3.7 传动键的选用 .15 3.8 螺母螺杆装置布置 .15 3.9 连接螺母和伸长架的螺栓选择 .15 4 4 驱动装置的设计与选型驱动装置的设计与选型.17 4.1 电动机的选择 .17 4.2 减速器的选型 .17 4.3 联轴器的选型 .17 5 5 关于机架的设计关于机架的设计.18 5.1 机架的设计要求 .18 5.2 机架的材料选择 .18 5.3 输送机支撑架形式 .19 5.4 固定铰支座和液压缸受力分析和安装位置设计 .19 5

8、.5 伸长架稳定性计算 .20 5.6 液压缸的选择 .21 5.7 水平移动装置 .21 6 6 总装配的设计总装配的设计.22 参参 考考 文文 献献.23 致致 谢谢.24 1 1 绪论 1.1 概述 可伸缩式式皮带运输机是带式输送机的其中一种类型,它是一种通用且连续运输的 机械。皮带运输机被广泛应用在轻工业的生产线上。皮带运输机既可以运送沙粒状物 料,又可以运送块件或包件物品。带式输送机具有很强的适应性能，在工业制造上普遍 应用。近年来，带式输送机在别的产业部门表现出巨大的优越性和商业应用价值，尤 其是在食品包装、物流、包装箱的的运输上。 本论文的主要目的是解决工作人员在皮带机运输过程

9、中更方便的操作，而且可以 发挥皮带机更大的用处，可以适用于不同距离的场地运输，以及不同高度的操作。这 虽然是一点小小的改进，但是却给工作人员带来了巨大的方便。本论文对于皮带机的 改进之处主要有两点：一点是给皮带机设置了脚轮，给皮带机的移动带来了方便；另 一点是给皮带机添加了伸缩机构，就是变速箱与伸缩杆的结合，可以适合不同场地的 运作。 然后对输送机整体进行了质量估计，以及对固定铰支座和液压缸进行了受力分析， 最后对于伸长架的稳定性进行了设计计算，其他零部件采用的是传统设计，然后通过 作图软件把设计的以及减速器和其他零部件以及整体装配图画出来，虽然有一些不足， 可是我对输送机的设计有了更深的理解

10、，画图的技巧也有所提高。 1.2 带式输送机的分类 (1)依据输送机是否能够移动分类 固定带式；移动带式；移置带式；可伸缩带式。 (2)依据输送带的结构特征分类 普通输送带带式输送机；网带输送机；管状带式输送机。 (3)依据输送机的承栽方式分类 托辊带式输送机；气垫带式输送机；深槽带式输送机。 1.3 设计方向的选择 考虑到传统的皮带输送机不能满足人们的更多要求，有移动不可伸缩型，有可以 伸缩但不能移动型，有可以移动但只可水平方向运动型，也有可以移动能向上输送的 机型。这些都不能很好的满足生产生活中的需求，所以鉴于上述带式输送机的分类， 我将移动、伸缩、倾斜三个优点集于一体，制作成既可以方便移

11、动，又可以像抽屉式 的伸缩以适合不同距离的工作要求，既可以水平又可以倾斜运输的可伸缩式皮带输送 机。 1.4 本论文的设计要求 设计要求：适用于不同距离的、不同行业的装卸散料或单件重 100 公斤左右的货 2 物。输送机长度为 58 米，提升高度为 02 米，输送能力为 50t/h，运输速度为 1m/s。 3 2 输送带的设计 2.1 输送带的设计与计算 2.1.12.1.1 原始数据原始数据 本款输送机主要用于不等距离的短途运输，能装卸散料或单件 100 公斤以下的成 件物品，现在初定单件物品重 50kg。 输送机布置形式及主要尺寸： 上层的输送带，电动滚筒安装在输送带的下部，中部安装托辊数

12、根，尾部安装改 向滚筒。下层的输送带同第一层的布置形式，这样的安装使得重心偏下，输送机更加 稳固。第一层长 5 米是固定长度，第二层长 3.5 米，伸出后总长为 8 米，伸出后放下 伸缩杆，可以撑起更多重量。 输送带允许的最大倾角如表 1 所示。 表 1 成件物品倾斜输送许用角度1 图 1 运动简图 工作环境： 带式输送机工作一般不受温度的影响。可以在室内或室外工作，下雨天也可以使 用，但是要保证使用完后的保养，对于在特殊环境下工作的带式输送机，应采取相应 的保护措施。 成件物品 纸袋塑料袋麻袋纸箱不包装 16 18 20 16 12 18 4 2.1.22.1.2 带速的确定带速的确定 可伸

13、缩式皮带输送机的输送能力对带宽运行速度起决定性作用。根据我国带速标 准化的规定，再与输送带的带宽和所运物料得性质相结合来选取1 1，初步确定带速 V=1m/s。 2.1.32.1.3 带宽的设计计算带宽的设计计算 表 2 货载端面系数2 2 动堆积角 1020304050 槽型 316385422458496 K 平型 67135172209247 表 3 运输机倾角系数2 2 （1）按输送能力确定带宽 B11 （2-1）)05 . 0 3600/( 1 . 1 1 vkcQB 式中 ； htQ/50 (由表 3-2 得到)；100K ；smV/1 （松散程度） 3 /1mt （由表 3 得到

14、）;9 . 0C 计算得 B1=680mm，所以选取带宽为 680mm。 （2）按运送货物的多少确定带宽 B2 mmaB8002002 max2 式中 得到最大运送货物件的横向尺寸。 max a 综合考虑，我的带宽选择为 800mm。 2.1.42.1.4 输送带带型的选择输送带带型的选择 一般条件下，输送带的带型选择的是分层带；在同等抗拉强度的情况下，优先选 用尼龙、维纶帆布层带作为输送带的带型，因为该材料集带薄，带轻，柔软，成槽性 好、耐水和耐腐蚀的优点于一身。输送带构成的一般机构包括带芯（骨架）和覆盖层。 由各种织物或钢丝绳组成的带芯。带芯材料需要具备足够的强度跟刚度，因为在工作 中的输

15、送带，带芯几乎承受着全部负荷。本设计采用维纶帆布层带。 输送倾角 035101520 C10.990.950.890.81 5 2.1.52.1.5 输送带出现跑偏输送带出现跑偏及及解决办法解决办法 带式输送机通常会出现输送带跑偏的现象。有很多种原因导致跑偏，其主要原因 有较低的安装精度和日常维护保养差。安装过程中，把头尾滚筒跟中间托辊安置在同 一中心线上，使之能相互平行，从而保证输送带正常运行，不会出现输送带偏移的现 象。同时要正确使用带子接头，两侧的周长也应该相等。 正确处理输送带跑偏的方法有：认真检查带式输送机纵向中心线跟托辊横向中心 线的不重合度。出现不重合度值高于 3 毫米的情况，通

16、过改变托辊组两侧的长形安装 孔位置对其进行修正调整3 3。通常方法是输送带向哪边跑，托辊组的哪一边向输送带 前进的方向前移，或输送带另外一边后移。对头，尾机架安装轴承座的两平面的偏差 大于 1mm 的情况，应调整两平面使其在同一平面内。 2.2 滚筒的设计 2.2.12.2.1 驱动滚筒的设计驱动滚筒的设计 生产机械所需的功率决定电动机的功率，通常使电动机在额定功率下运行。本设 计选用 2 个 QDF 风冷式电动机2 2，电动机功率为 1.812kw 选用 N=2.2KW，名义转矩 M=1500，滚筒直径 D=320mm，参考质量为 W=160Kg。 mN 风冷式电动机滚筒安装尺寸示意图如图

17、2 所示。 图 2 风冷式电动机滚筒安装尺寸示意图 6 图 3 改向滚筒示意图 2.2.22.2.2 改向滚筒的选用改向滚筒的选用 通过改向电动滚筒来改变输送带的运行方向，通过压紧输送带使其增大与传动滚 筒的包角3 3。本设计选用了 2 个改向滚筒，D=l64mm，L=900mm，M=45.5Kg。 改向滚筒示意图如图 3 所示。 2.3 托辊的选用 输送带和物料一般都是托辊来支承的，通过减少输送带在运行过程中的阻力，从 而保证输送带的垂度在技术规定的范围内，确保输送带平稳的运行在预定的方向上。 托辊是带式输送机上的重要零部件，日常检查、维修和更换的的主要对象就是托辊。 托辊的可靠性和寿命对输

18、送机的功效起着很大的作用。 2.3.12.3.1 平行上托辊平行上托辊 图 4 平行上托辊示意图 2.3.22.3.2 平行下托辊平行下托辊 图 5 平行下托辊示意图 7 本设计论文的托辊布置为上托辊间距为 350mm，主机架 14 个，伸长架 8 个，上 托辊共 22 个。下托辊为 5 个，主机架 3 个，伸长架 2 个。 8 3 伸缩机构的设计 3.1 轨道的设计 对于第二层输送带的伸缩设计首先要设计好轨道，此轨道主要起支撑作用，在第 二层支架下面安装上合适的辊轮，使之正好能平稳的在输送带上运行。 在伸缩机架下安装上一定数量的脚轮用以支撑伸缩输送带的空载及负载。设计的 为 2 个轨道，每个

19、轨道长 3.5 米，共长 7 米，用 Q235 的钢4 4，其密度 ，轨道厚度可设计为 10mm，宽 50mm，质量约为 M=27.475Kg。 33 /1085 . 7 mKg 3.2 螺母螺杆的设计 滚珠丝杠具备高效率的传动比，摩擦也相对比较小，而且滚珠丝杠的摩擦角比螺 旋角还要小，所以一般不会出现自锁的情况5 5。若要自锁还需加制动装置，设计起来 比较繁琐。蜗轮蜗杆机构不能在水平范围内做往复直线运动，同时当伸长机架伸出时 会对蜗轮蜗杆变位造成咬合不均匀的现象，所以这里我选择了螺母螺杆传动装置1 1。 螺母螺杆传动示意图如下： 图 6 螺母螺杆传动示意图 3.3 螺旋传动的计算 在螺旋传动

20、中，螺杆主要受转矩跟轴向拉力的负荷。这些外力力会磨损螺杆螺母 任务外表面，致使螺杆外部发生形变以及螺母牙发生的断裂5 5；当出现螺杆的长经比 较大的情况时，导致螺杆出现受力不均发生形变致使失稳。因此，对滑动螺旋传动的 耐磨性、强度、刚度、稳定性这四个方面进行设计计算。 3.3.13.3.1 耐磨性计算耐磨性计算 磨损是滑动螺旋传动常见的失效形式，一般对螺杆的直径和螺母轴向长度依据耐 磨性来计算。 在传动运行过程中，螺纹磨损的速度直接取决于工作表面的压力。所受轴向力 N。定N，最高转速r/min。 56682 max SF 6000F 400 max n 从工艺实用性方面来考虑，对耐磨的螺纹和比

21、较高的使用寿命有一定的要求，所 9 以一般会对螺纹工作表面的压力进行限制，通常不会超过给定的许用压力，即 （3-1） p hHd tF hnd F p 22 式中 p螺纹工作表面上的平均压强； p许用压强，。通过查表可得许用压强p=710,取p=7；MPaMPaMPa 轴向载荷；F 螺纹中径； 2 d h螺纹工作高度； n螺纹工作圈数，H 为螺母高度， t 为螺距。 t H n 螺纹中径： （3-2） p F d 2 式中 螺纹形式系数，梯形螺纹 =0.8； 螺母长度 L 与螺纹中径之比，剖分式螺母=2.53.5，取=2.5。 2 d mmd 8 . 14 75 . 2 6000 8 . 0

22、2 查 GB5796-86，取，公称直径，外螺纹小径，螺mmd37 2 mmd42 mmd31 3 距。mmt10 螺母高度： mmdH 5 . 92375 . 2 2 螺纹工作高度： mmth5105 . 05 . 0 所以螺纹工作表面的压强 MPap11 . 1 9353714 . 3 106000 ，校验合格。MPap7pp 3.3.23.3.2 强度计算强度计算 (1)螺杆强度计算。 螺杆在轴向力载荷下产生正应力，扭转矩的作用下产生切应力7 7。由第四强度理 论对螺杆进行强度校核计算： 10 （3-4） 2 3 3 2 2 3 2 . 0 3 4 d T d F 式中 应力； 许用应力

23、； 螺纹内径； 1 d 轴向载荷；F T转矩，一般为摩擦力矩。 F T (2)螺旋传动的转矩为： （3-5）)tan( 2 1 2v FdT T)14 . 5 29 . 4 tan(376000 2 1 mNmmN44.1818436 所以当量应力 : ) 312 . 0 18436 (3) 3114 . 3 60004 ( 2 3 2 2 MPa59 . 9 (3)强度条件 查阅相关资料可知， 45 钢调质处理后 s )33 . 0 2 . 0( MPa s 360340 MPa 8 . 11868 由计算可得，螺纹强度满足条件。 (4)螺纹强度计算 螺纹强度包括螺杆螺纹强度和螺母螺纹强度两

24、种类型，通常情况下，螺杆的强度 比螺母高很多8 8，因此只要对螺母螺纹牙强度进行计算即可。 螺母材料选用青铜。 螺纹牙底宽度，梯形螺纹 mmtb5 . 61065 . 0 65 . 0 11 只验算螺母剪切应力， （3-6） dbm F 其中，旋合圈数。m p d m 2 25 . 9 10 375 . 2 符合要求。 所以， MPa76 . 0 25 . 9 5 . 64214 . 3 6000 青铜螺母的，校验满足强度。MPa4030 弯曲应力只验算螺母如图 7 所示。 图 7 螺母螺纹圈的受力 MPa mbd Fh b 37 . 2 25 . 9 5 . 63114 . 3 560003

25、3 22 3 由强度计算结果得出，校验也满足强度要求。 bb 3.3.33.3.3 螺杆的刚度计算螺杆的刚度计算 在轴向载荷和转矩 T 的作用下，螺杆将产生变形，进而使螺距发生变化，从而 F 螺旋传动精度受到影响8 8。在设计时应把刚度校核的计算考虑在内，把螺距的改变限 制在许用的范围内。 12 （1）在轴向力作用下，螺距的变量。 t F （3-7） EA tF t F 螺杆螺纹截面面积 （3-8） 4 2 2 dA 式中，t螺距； E材料的杨氏模量，查表得 E=； MPa 3 10206 d2梯形螺纹按螺纹中径。 常用材料的杨氏模量、切变模量和泊松比如表 4， 得： 665.1074 4 3

26、714 . 3 2 A 所以 mm t F 3 3 1027 . 0 665.107410206 106000 表 4 常用材料的杨氏模量、切变模量和泊松比3 3 序号材料 杨氏模量 EGpa 切变模量 GGpa 泊松比 1 镍铬钢、合金钢20679.380.250.3 2 碳钢196206790.240.28 3 铸3 4 球墨铸铁140154 5 灰铸铁、白口铸铁113157440.230.27 （2）螺杆受扭矩 T 时，螺杆在 1 个螺距长度上产生的扭转角为 由此而引起的一个螺距的变量 T 为 GJ Ttt T 22 2 （3-9） 螺杆螺纹的极惯性矩 GJ T

27、t 13 32 4 2 d J （3-10） 式中，G材料的剪切杨氏模量，对于钢 4 100 . 8G Mpa； 2 d 梯形螺纹按螺纹中径。 当扭矩的方向与螺旋方向相反时取“+”号，扭矩的方向与螺旋方向相同时取“- ”号。 所以 mm Gd Tt GJ Tt p T 3 442 2 4 2 2 22 1002 . 0 37100 . 814 . 3 10184361616 2 （3）一个螺距总的变化量为 GJ Tt EA tF TFt T 2 2 （3-11） mm t 333 1029 . 0 1002 . 0 1027 . 0 （4）螺杆的单位长度变形量为 53 3 109 . 2100

28、29 . 0 10 1029 . 0 而 mm 5 10)108( 故 ，所以螺杆安全。 3.3.43.3.4 稳定性计算稳定性计算 对于较大柔度的受压螺杆，在工作时，螺杆可能由于失稳而产生侧向挠曲的情况， 因此对螺杆进行稳定性的校核9 9，根据欧拉公式有 max 2 2 aac kF l EJ F （3-12） 式中， ac F 螺杆失稳时的临界轴向载荷； maxa F 螺杆的最大轴向载荷； k安全系数，一般 k=2.54； E螺杆材料的拉压弹性模量，对钢 MPaE 5 1015 . 2 ； J螺杆截面的惯性矩，对于梯形螺纹应按中径 2 d 计算， 64/ 4 2 dJ ； l螺杆的工作长度

29、，一般取螺杆支承点间的距离； 14 长度系数，与螺杆支承情况有关。 设计螺杆支撑把一端固定，另一端移动， 此时 7 . 0 ， mml3500 ， 所以 N l Ed Fac98.32472 35007 . 064 371015 . 2 14 . 3 64 22 453 22 4 2 3 校验 45 . 24 . 5 6000 98.32472 max a ac F F 符合要求。 3.4 动力计算 螺旋传动中的驱动功率 1 3 1 10 9550 FvnT p （3-13） 式中，T主动件上的转矩， mmN ； n主动件上的转速，mmr/ ； F移动键的轴向力，N； v移动件的线速度，smm

30、/ ； 1 从动力源到螺旋传动主动件的机械效率，取 9 . 0 1 ； 螺旋传动的正行程效率， )tan( tan v 。 KWp86 . 0 9 . 09550 18436400 3.5 螺杆轴承的选用 螺杆在工作过程中，轴向力不可避免的会产生，一般选用不受或者受轴向力影响 比较小的轴承。通过比较选取螺杆直径为 42mm 的角接触轴承标准件10 10。对螺杆装配 轴承的部分来说，把轴颈直径设计为 40mm，选择轴承号 7008C，孔径 40mm，轴承大 径 68mm，宽 15mm，a=14.7，基本额定动载荷 NCr20000 ，脂润滑极限转速 80000r/min，油润滑极限转速 1100

31、0r/min，重量 W0.18Kg。 3.5.13.5.1 已知数据已知数据 已知大齿轮上的圆周力 15 N d T Ft63.552 38 5 . 1020002000 径向力 NFF tr 1 . 20120tan63.552tan 大齿轮上的作用力 NF08.588 1 . 20163.552 22 齿轮轴的轴径为 40mm，轴速为 n=400r/min，一般需要轴承的使用寿命比较大，不 能超荷使用，单次最长用时 5 4 ，可用 28000 次，如果按每天 10 小时的工作时间，每 小时伸缩一次，一年 3600 次，可用 7.8 年。可靠性 90。 螺杆实际轴向力 N d T F r a

32、 3199 06.10tan37 10 5 . 102 tan 2 3 2 3.5.23.5.2 寿命计算寿命计算 图 8 螺杆轴受力分析图 轴向力为 NFa3199 ，径向力为 NFr 1 . 201 ，圆周力为 NFt 6 . 552 ， 由力和力矩的平衡条件， 0, 0 121 MFFFF rrrZ （3-14） 有 01253250 2 rr FF （3-15） NFNF rr 73. 7,37.193 21 16 0, 0 121 MFFFF tttY 有 tt FF1253250 2 NFNF tt 3 . 21, 3 . 531 21 轴承作用反力 NFFF trr 4 . 56

33、5)()( 2 1 2 11 NFFF trr 6.22)()( 2 2 2 22 21. 0 15200 3199 or a C F 线性插值求 41. 0e ， 计算附加力 NeFS r 814.231 4 . 56541. 0 1 1 NeFS r 29 . 9 6 .2241 . 0 22 比较 a FS 1 和 2 S ， 21 814.34303199814.231SNFS a NFNF aa 814.3430,29.9 21 0, 1,41 . 0 016 . 0 4 . 565 29 . 9 11 1 1 YXe F F r a 35 . 1 ,44 . 0 ,41 . 0 4

34、 . 151 66.22 814.3430 11 2 2 YXe F F r a NFP rr 4 . 565 11 NFFP arr 62.4328319935 . 1 66.2244 . 0 35. 144 . 0 22 寿命计算， hhLh3501804 62.4328 15200 40060 10 3 6 由计算可得，满足条件。 17 3.6 轴承座 根据设计要求，一般选取标准件的轴承座比较合适。对于小齿轮轴承的选择，可 以取轴承较小件作为小齿轮的轴承，轴承座可以自己设计计算并使用。对于螺杆轴承 座的选用，可以选择标准件的轴承座11 11。查 GB/T7813-1987,选用 SN 型

35、，代号 SN208,重 量为 W=2.6Kg。 3.7 传动键的选用 传动键的挤压压强一般选取普通型圆头平键来进行验算。轴径 d=40mm，大齿轮 齿宽 B=40mm。查机械设计手册，由轴径 d=40mm，查得键的截面尺寸 812hb ， 查 GB/T1567-200312 12，齿轮宽选取 B=40mm，选取键的长度 L=36mm，键的工作长度 l=L-b=36-12=24mm。 3.8 螺母螺杆装置布置 输送机的伸缩装置的螺母螺杆在设计过程中有以下要求：满足使伸长架做往复运 动的要求，满足输送带正常运转。螺杆在设计过程中，应该在螺杆前后两端设计有行 程开关，用来防止螺母行程越位13 13。

36、一般可以选择电机和液压马达作为螺杆的驱动装 置，本次设计选取电机比较合适。 图 9 螺旋运动机构示意图 3.9 连接螺母和伸长架的螺栓选择 图 10 螺栓杆联接示意图 18 连接螺母和伸长架的螺栓选取用铰制孔螺栓连接16 16，螺栓一般会受横向力，本设 计用四个 M16 的铰制孔螺栓，功能等级为 4.6。 已知轴向力为 F=6000N，单个螺栓所受力为 NFs1500 4 6000 设 mmh8 ，验算螺栓挤压强度， pp hd F 0 s （3-16） 螺栓剪切强度， md Fs 2 0 4 （3-17） 式中 s F 所受工作剪力，N； 0 d 抗剪面直径，mm； m抗剪面数目； h杆与孔

37、壁接触受力的最小轴向长度，mm； 材料的许用剪切应力，MPa； p 材料和被连接件中弱者的许用挤压应力，MPa。 查 M16 的铰制孔用螺栓光杆直径 mmd17 0 ，查螺栓公称屈服极限 MPa s 240 ， 查挤压安全系数 2 . 1S ，许用挤压应力 MPa S s p 200 2 . 1 240 查剪切安全系数 5 . 2S ，许用挤压剪切应力 MPa S s 96 5 . 2 240 p s p MPa hd F 03.11 817 1500 0 83 . 0 817 150044 22 0m d Fs 校核安全，设计可用。 19 4 驱动装置的设计与选型 4.1 电动机的选择 一般

38、工作情况下，选用三相交流异步电动机作为功率输出。最常用的电动机为 Y 系列鼠笼式三相异步交流电动机13 13，其效率高，工作可靠，结构简单，维护方便，价 格低，适用于不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。故采用此系列电 动机。普通的三相异步电动机拥有较高的转速，因为在螺杆设计中所需的转速为 400r/min，所以需要进行降速处理以达到设计要求17 17。 在齿轮减速传动过程中，两齿轮相互接触面的传递力恒定，设大小齿轮直径分别 为 2 d 、 1 d ，齿数分别为 2 Z 、 1 Z ，传动比i,小齿轮传递的计算转矩 1 T ，齿轮传递圆周 力F,齿轮模数m。 根据传递原理，有 11

39、dFT ， 2 dFT ， 11 Zmd ， 22 Zmd i d d dF dF T T 1 2 1 2 1 假设选用原动机转速为 1000r/min, 5 . 2 400 1000 i mN i T T 2 . 8 9 . 05 . 2 44.18 1 原动机功率： KW nT P86 . 0 9549 10002 . 8 9549 1 查电动机相关型号，选取 KWP1 . 1 ，名义转速 min/1000rn ，型号 Y90L-6。 4.2 减速器的选型 对传动比比较低的减速器，一般采用直齿圆柱齿轮的一级减速装置。 根据已知条件： KWP1 . 1 ， min/1000 1 rn ，传动

40、比 5 . 2i ，工作时间 h30000 ， 根据 JB/T8853-2001 可以选择减速器的型号14 14为：ZDY 80-2.5-1。 4.3 联轴器的选型 根据电动机的型号可知电机轴的直径为 24mm，根据减速器的型号可知减速器输 入轴直径为 28mm，输出轴直径为 32mm，螺杆两段直径可以选择 38mm。因此，两个 联轴器可以选择同一型号为 GCLD1 JB/T8853-2001。 20 5 关于机架的设计 5.1 机架的设计要求 可伸缩式带式输送机的机架，应满足带式输送机的工作要求，安装与调整相连接 间的部件；对部件的布置跟载荷要求决定输送机机架的结构，一般具有美观的造型， 用

41、量比较适合。带式输送机头架、尾架型式，应采用三角形结构型式的头架，对型钢 焊接结构适合作为小型带式输送机头架；对于那些运输比较困难的场地，应该采用组 合式的机架；可伸缩式带式输送机头架应该采用车辆运输整体驮运式型式跟滑撬式结 构的头架15 15。 中间架的结构，对于带式输送机固定不动，中间架应该采用固定式；对于在恶劣 的工作条件下的带式输送机，应该采用吊挂式或者绳架式型式的方式18 18；对于伸缩式 带式输送机而言，应该采用滑撬式的中间架，这样的结构设计应该就满足了水平移动 的要求。 5.2 机架的材料选择 选用 Q235，容易制造、成型，焊接性能好。 图 11 机架形式与零件布置 由图示可知

42、，主机架高度 H驱动滚筒直径+改向滚筒直径+上托辊高度，初步设定 主机架高度为 650mm，边长为 150mm。 伸长架高度 H 应大于改向滚筒的直径，定 200mmH ,边长 60mml 。 机架厚度可设为 10m。 21 5.3 输送机支撑架形式 支撑整体输送机的支架上 把支架的一头采用铰支，另一头采用液压缸形式的设计。通过数据计算把固定铰 支和液压缸安装在准确的位置，依据前面设计要求所计算的数据，皮带输送机变幅度 不能超过 15，如果根据计算数据选取不出规格型号的液压缸，征求商家意见，向有 关厂家订购。 对固定铰支座的设计，需要让输送架在一小范围内转动即满足要求，设计结构简 单，通过一个

43、光轴通过铰支座来实现，依据计算结果，确定定轴直径为 40mm。 图 12 铰支座示意图 5.4 固定铰支座和液压缸受力分析和安装位置设计 图 13 计算示意图 依据 QD80 轻型输送机的标准进行设计，一般带式输送机离开地面的高度根据设计 要求选定的10 10，本次可伸缩式皮带输送机的设计选取输送机离地面高 度为 500mm。 建立坐标轴，把固定铰支座安装位置跟输送机尾端之间的距离设为 x 轴，当输送 机达到变幅值最大即变幅值为 15 度时，为了确保在输送过程中的安全，输送机的尾端 不能与地面有接触，由几何关系知 xsin5500 （5-1） 即 mmx1932 15sin 500 22 选取

44、 x 轴上坐标为 1800mm,选取 y 轴上坐标为 2000mm,通过计算分析液压缸和固 定铰支的受力情况，在计算过程中仅在水平输送这一限定范围内考虑。 输送机整体受力大致可以分为两种情况，其中一种情况是输送机按照原有的长度 进行输送，假设输送机在中心点处出现受力集中的现象，简化受力图。 受力图如图所示 图 14 输送机受力示意图 另一种情况是把输送机的伸长提高到最大长度 8m 如图 18 所示。 N 3199.5 F , 10804.71N F 41 N 11300 F , 2704.2N F 32 图 15 输送机受力示意图 5.5 伸长架稳定性计算 在实际应用中，需要考虑伸长架可能会出

45、现的完全伸长或完全缩回的现象，在这 两个极限状态下伸长架会出现的状况及螺杆联接的稳定性如何，需进行计算得出。悬 臂梁模型18 18。 23 图 16 伸长架受力示意图 由上面伸长架受力图所示，在输送机静止未开动运转时，皮带只受静止的张紧力， 伸长架所受拉力为 F，一般在运算过程中，将它等同于螺母所受拉力。 已知伸长架上的总重 G=3257.185N 皮带的静止张紧力 N e S S n 5 .2381 19 . 1 2834 1 min 由力矩平衡， 3 41sin S - 1.25G 0.5 18sinS 0.5F 0 )(F M o min o min1 算出 F=134N，校核是安全的。

46、 5.6 液压缸的选择 通过计算在理输送机尾部 3.8 米处的位置安装液压缸，在完全变幅后的伸长高度为 0.984 米，假设把液压缸的长度设计为 0.5 米，把液压缸的许用行程设计为 0.484 米。 根据设计要求输送机的底部安装脚轮，这样就可以把输送机的整体位置抬高16 16，一般 对定液压缸要求是许用行程设定为 0.5 米，推力设定为 12KN，压力设定为 11.5KN。 5.7 水平移动装置 在输送机的下面设计了三个轮子以方便输送机水平方向的移动。倾斜动力源的设 计来自于对农村运土三轮车车厢动力的模仿，以方便输送机运往不同的地方进行作业。 24 6 总装配的设计 本次设计的可伸缩式皮带输送机可以满足多种场合所需要的摩擦驱动连续运送方 式。该皮带输送机利用抽屉原理使第二层输送带可以来回伸缩，输送能力大大提高。 该装置搭载最新款的电动滚筒可以源源不断提供动力，保证输送机在短时超载情况下， 仍然能够保证输送带的正常运转。且该装置采用螺旋传送方式，可以将下层皮带抽出 以满足不同距离的输送要求。在一般情况下，短距离输送货物时采用第一层输送带即 可满足要求，通过驱动滚筒带动输送带运行。当远距离输送时，通过手动开关控制第 二层输送带补充输送距离。在第一层输送带下方设有轨道，由电动机控制变速箱与伸 缩杆，通过丝杠实现往复运动以