皮带输送机设计毕业设计

1、毕业设计课题名称：DT-（）皮带输送机设计（输送带部分） 目录 摘要及关键词. .3前言. .3一、传动系统的方案设计. . 41)、对传动方案的要求. . . 42)、拟定传动方案. . . 4二、带式输送机的设计. . 41)、确定带速V. . . . 42)、确定带宽B. . . 43)求圆周力. 54)求各个点的张力. 65)校核重度. 76.校核胶带安全系数. 77)拉紧装置设计. 7三、电动机的选用. 71）电动机容量的选择. .7*2）传动比的分配. 8*3）各轴转速、功率和转矩的计算. 9*4）带的设计. 10*四、齿轮的设计. .13*五、减速器中轴的设计. . 20六、传动

2、滚筒内轴的设计. . 201)选择轴的材料确定许用应力. 202)按扭转强度估算轴径. 203)设计轴的结构并绘制草图. 204)按弯扭合成强度校核轴径. 215)轴的刚度校核 22七、改向滚筒内轴的设计. 221)选择轴的材料确定许用应力. 232)确定各轴段的长度. 233)按强度设计轴径. 234)设计轴的结构并绘制草图. 245)轴的刚度校核 24八、滚动轴承的选择（传动滚筒）. .25九、滚动轴承的选择（改向滚筒）. 25十、键和联轴器的选择. 251)传动滚筒上联轴器的选择. 262)传动滚筒上键的选择. 263)传动滚筒轴内键联接的选择. . 264)改向滚筒轴内键联接的选择.

3、26*十一、滚动轴承的润滑. 27结论. 27结束语. 27附：主要参考文献. 28带*号的是同组王勇同学所做,不带的是本人所做DT-（）胶带输送机设计（输送机部分）摘要：本课题针对杨府山煤用码头胶带输送机进行了设计计算，根据设计任务书拟定传动系统的方案，对传动系统进行了总体设计。详细地说明了输送机、传动滚筒、改向滚筒和轴的设计计算过程，对轴承、键、联轴器的选择也进行了计算和校核。关键词： 输送机 电动机 传动滚筒 改向滚筒 拖辊 拉紧装置 胶带 带轮前言胶带运输机又称带式输送机，是一种连续运输机械，也是一种通用机械。现更新到DT-（）型，带运输机被广泛应用在港口、电厂、钢铁企业、水泥、粮食以

4、及轻工业的生产线。即可以运送散状物料，也可以运送成件物品。工作过程中噪音较小，结构简单。胶带运输机可用于水平或倾斜运输。胶带运输机还应用与装船机、卸船机、堆取料机等连续运输移动机械上。胶带运输机由胶带、机架、传动滚筒、改向滚筒、承载托辊、回程托辊、张紧装置、清扫器等零部件组成。在大型港口或大型冶金企业，胶带运输机得到最广泛的应用。选择设计胶带输送机作为毕业设计课题，无疑是将三年所学进行了一次实践。在设计前，做了一系列的设计准备，比如查阅有关设计资料，观看电教片和参观杨府山煤用码头等，了解设计对象的性能、结构及工艺性；准备好设计需要资料、绘图工具；拟定设计计划。本人和王勇同学密切合作完成了胶带输

5、送机的设计计算。本人负责了输送机部分，包括了输送机总装配图，传动滚筒、改向滚筒和拖辊等的部件装配图，及有关轴、滚筒等零件图；王勇同学则负责完成减速器的选择计算和有关图纸的绘制一、传动系统的方案设计1.对传动方案的要求由于运用的地方是煤炭专用码头。由此分析合理的传动方案首先要做到实用性这是关键。在考虑到制作的成本问题，在这同时应保证寿命的长短，传动效率高，以及操作方便。大至可分为以下几点：1）工作可靠、传动效率高 2）结构简单、尺寸紧凑重量轻3）成本低、工艺性好、4）使用和维护方便2.拟定传动方案因为所设计的产品是煤炭专用码头用的输送机，在那里环境条件都是很差的，所以方案要统筹兼顾，满足最主要的

6、和最基本的要求。例如图1-2所示为拟定的传动方案 图1-1二、胶带输送机的设计计算已知条件：输送量Q=450 t/h，输送机长度L=110 m ，倾角=2，矿石最大块度max=150mm ，矿石密度= 1 t /m3 。1、确定带速V带速v 根据带宽和被运物料性质确定，我国带速已标准化，具体选取可参考文献1表3-19，由表初步确定带速v=2m / s 。此次设计选用普通胶带。2、确定带宽B按给定条件Q=450 t/h，= 1 t /m3 ，v=2m /s ，又查文献1表3-18，得k=0.95（k为输送带得倾角系数），输送机的截面图如图2-1。图2-1一般为=20，=30，求出物料断面积A 为

7、槽角=30。 堆积角=20。 其中Q是输送量 ； r是煤的密度 k由倾角= 查表得k=0.95 查文献1表3-17，取带宽B= 800mm 。3、求圆周力Fu=FH+FN+Fs1+Fs2+Fst 1） FH 为主要阻力的计算 其中f 为模拟摩擦因数，是和工作条件有关查文献1表3-22 得， f =0.025。 L=110 m 为带的长度， g=9.8 m/ 为重力加速度.qB-每米为输送带的重量，查文献1表3-3，选4 层帆布，上胶6.0 mm ，下胶1.5 mm ， qB=12.1kg/mqG-每米长度煤的质量 qRO 为承载分支托辊每米长旋转部分得质量， qRU 为回程分支拖辊每米长旋转部

8、分的质量。 查文献1表3-23 得， =14kg ，取承载分支拖辊的间距=1.2m； 查文献1表3-23 得，=12kg ，取回程分支托辊的间距=3m ；由文献（1）表3-23qRo=mRo/lRo= 141.2=11.67 kg/mqRu=mRulRu=12/3=4 kg/m 所以FH =flg(2qB+qg)cos+qRo+qRu=0.025119.8(212.1+62.5) 0.99+11.67+4=2757.47N2）FN -附加阻力的计算FH+ FN =CFH C为计入附加阻力的系数，查文献1表3-25，用插入法得：C=1.85 FH+FN=1.85FH FN =1.852757.4

9、72757.47=2343.85N 3）FS1-特种主要阻力的计算FS1=FSa+FSb 由于不设群板，故FSb =0，重载段的计算FSa 为托辊前倾的摩擦阻力。按重载段为等长三托辊、前倾角=2计算：C为槽形系数，取C=0.4（30槽角）；mUo为承载托辊与输送带间的摩擦系数取Uo=0.3 L=L =2FSa =CUoL(qb+qg)gcossin=0.40.3110(12.1+62.5) 9.80.990.0349=336.59N空载段的计算FSa = UoLqggcoscos =0 空载段阻力很小可以省略；因此FS1=FSa+FSb=336.59N4）FS2-物种附加阻力的计算FS2=FS

10、c+FSd 由于不设导料板，故FSc=APU3=0由于没有输送带清扫器， 故FSd=BK=0则FS2=05）FSt-倾斜阻力的计算FSt=qgHg=qglsin= 62.59.860sin2=1282.55NL=60mm倾斜的长度Fu=FH+FN+Fs1+Fs2+Fst=CFH+Fs1+Fs2+Fst= =2757.47+2343.85+336.59+1282.55=6718.62N4、求各个点的张力输送机的布置如下图所示：按启动时的工况求出F1， F1= 取n=1.3, U一般为0.4 带跟带轮的包角取=180 L总长 f摩擦系数=0.025 =3.14 正常运行时各点张力：空段阻力Fk ，

11、忽略传动部分长度：重段阻力Fzh ： 带的各点的张力计算如下：=10196.51N=10196.514501.37=5695.14N=5695.14N=5695.1421.53=5673.61N5、校核重度垂度校核必须分别校核重段垂度和空段垂度，两者都要找出最小张力点。由各点得张力计算值可知，重段最小张力点在位置4；空段最小张力点在位置2。重段的重度.。空段的重度空段垂度所需要得最小张力为：。 综上可知：通过校核重段的重度和空段的重度都符合要求6、校核胶带安全系数s为带芯强度，根据文献1表3-4，取为560 N /cmg层。B 胶带宽度 Fmax最大的拉力Fmax=F1 由上式可知：通过校核胶

12、带安全。7、拉紧装置设计张紧装置的作用：保证输送带在驱动滚筒的绕出端具有足够的张力，使所需的牵引力得以传递，防止输送带的打滑；保证输送机各点的带条张力不低于一定值，以防止带条在托辊之间过分松弛而引起撒料和增加运动阻力补偿带条的塑性伸长和过度工况下弹性伸长的变化为输送带重新接头提供必要的行程。对张紧装置的要求：张紧装置应尽量布置在带条张力的最小处应使带条在张紧滚筒的绕入和绕出方向与滚筒位移线平行，而且施加的张紧力通过滚筒中心张紧装置的类型以及选用类型：螺旋拉紧装置 垂直重锤拉紧装置 自动拉紧装置各类拉紧装置的优缺点比较：垂直重锤拉紧装置优点：应用广泛；拉紧装置可以布置在离驱动滚筒不运的无载分支上

13、，所需的重锤重量很小缺点：增设了两导向滚筒，增加了带条的弯曲次数和带条的磨损，影响带条的使用寿命。自动拉紧装置优点：能够使带条具有合理的张力缺点：结构较复杂，外形尺寸大。对污染较敏感，不利于室外的工作环境。由于本次输送机属于小型运输机，带长较短，故采用螺纹拉紧装置1） 螺杆直径的设计初步选用拉紧装置 参考文献(3)表6-24拉紧力F=Fa+Fb=9690N螺杠的材料选择45 号钢，其许用应力s = 螺杆:d=(4F/)1/2 =（49690/3.14160)1/2=9mmD=20mm2） 滚筒轴的设计改向滚筒轴一样3）滚筒的设计滚筒直取d=350 mm三 电动机的选用 按设计要求及工作条件选用

14、Y系列三相异步电动机，卧式封闭结构，电压为380V。1.电动机容量的选择 根据已知条件由计算得知工作机所需要有效功率查文献2表3-1，设： 联轴器效率，=0.99 封闭圆柱齿轮传动效率， =0.97 一对滚动轴承效率，=0.99 输送机滚筒效率，=0.96 输送机滚筒轴至输送带间的传动效率。联轴器效率，=0.99联轴器效率，=0.99估算传动系统总传动效率： 式中：=0.99=0.95=0.95 =0.99 =0.990.97=0.96=0.990.97=0.96=0.99得到传动系统总效率：=0.990.950.990.960.99=0.85工作机所需电动机功率：由文献2表3-2 所列Y 系

15、列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足Pm Pr 条件的电动机额定功率Pm 应取为18.5kw2电动机转速的选择由文献2表3-2，选转速970 r/min，电动机型号为Y200L1-6根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速，查文献1表3-12，帆布层数为4 层，胶带取用硫化接头，则取滚筒直径为D=500mm 2、传动比的分配IA=NM/N=25由于带的传动比I0=2IA=I0II= IA / I0=12.5I总=I12I23I01*I56I01=1, I56=1I34=(1.3I总)1/2=4.03I45=I总/I12=3.103、各轴转速、功率和转矩的计算0轴 ： N0=NM=1460

16、P0=PR=15.29KWT0=9550P0/N0=100.01N.M1轴： N1=N0 =1460P1=P001=16.250.99=15.14kwT1=9550P1/N1=99.03KW2轴： N2=N1/I12=730P2=P112=15.140.95=14.38KWT2=9550P2/N2=188.12N.M3轴： N3=N2 =730P3=P223=14.280.99=14.24KWT3=9550P3/N3=186.29N.M4轴： N4=N3/ I23=181.14P4=P334=14.240.96=13.67KWT4=9550P4/N4=720.7N.M5轴： N5=N4/I45

17、=58.43P5=P445=13.670.96=13.12kwT5=9550P5/N5=2144.38 N.M6轴： N2=N1/I12=58.43P2=P112=13.640.95=13KWT2=9550P2/N2=2118N.M选电动机型号Y160l1-2, 满载转速2929r/min4带的设计选取普通V带型号根据PC=15.14KW .N1=1460r/min 选用B型普通V带选用dd1=140mm,且dd1=140mmddmin=125mm大带轮直径dd2=n1* dd1/n2=280mm取标准值dd2=280mm I=280/140=2N2=n1/i=730r/min(730-730

18、)/58.8=0在正常范围内 合格 验算带速V=* dd1*N1/(60*1000)=10.70M/S在正常范围内确定带的基准长度和实际中心距初定中心距A0=1500mmL0=2A0+/2*( dd1+ dd2)+( dd2- dd1)2/4A0=3662.67mmLd=3550mm实际中心距a=a0+ld-l0/2=5140.5mmAmin=a-0.015 Ld=5086.25mmAmax=a+0.03ld=5246.5mm校验小带轮包角=1800-(dd2-dd1)*57.30/a=126.5201200确定V带根数根据dd1=140mm n1=1460r/minP0=2.82kwp0=k

19、b*n1(1-1/ki)kb=2.649*103根据I=25.36 查ki=1.1373p0=kb*n1(1-1/ki)=0.46kw长度休整系数kl=1.13 包角系数ka=0.97Z=pc/kakl( P0+p0)=4.25园整得Z=5求初拉力及带轮轴上的压力查得B型普通V带q=0.17kg/m 初拉力F0=500PC(2.5/KA-1)+QV2/ZV=233.30NFQ=2F0ZSIN/2=2076.37N选用5根B-3550GB带 中心距A=5140.5mm 带轮直径dd1=140mm dd2=280mm 轴上压力FQ=2076.37N四 齿轮的计算1、一级齿轮计算(1)小齿轮选用45

20、钢调质,硬度为220250HBS;大齿轮选用45钢正火.硬度170210HBS;因为是普通减速机,选8级精度,要求齿面粗燥度RA76.43 kt1(+1)/jd.N.dh21/3=73.1mmM=D1/Z1=3.18mm由表10.3取m=3.5mm(3)d1=mz1=3.5*23=80.5mmd2=mz2=3.5*93=325.5mmb=1*80.5=80.5mm经b=80mmb1=85mma=1/2*m*(z1+z2)=203mm(4)按齿根弯曲疲劳强度校核齿形系数YF1=2.75 YF2=2.18应力修正系数 YS1=1.58 YS2=1.80许用弯曲应力 由图10.25查得 dFLIM1

21、=440MPA dFLIM2=410MPA 由表10.10查得 SF=1.3 由图10.26查得 YN1=YN2=1dF1=YN1*dFLIM1/SF=338MPAdF2=YN2*dFLIM2/SF=315MPAdF1=(2KT1/BM2Z1)YF1YS2=62.3MPAdF1=338MPAdF2=dF1*YF2*YS2/YF1YS1=56.3MPAdF1=338MPA所以该组齿轮合格(5)验算齿轮的圆周速度VV= *D1*T4/（60*1OOO）m/s=3.036m/s选8级精度是合适的2.级齿轮计算(1)小齿轮选用45钢调质,硬度为220250HBS;大齿轮选用45钢正火.硬度170210

22、HBS;因为是普通减速机,选8级精度,要求齿面粗燥度RA76.43 kt1(+1)/jd.N.dh21/3=107.2mmM=D1/Z1=4.66mm由表10.3取m=5mm(3)d3=mz3=5*23=115mmd4=mz4=5*72=360mmb=1*115=115mmb1=120mma=1/2*m*(z1+z2)=237.5mm(4)按齿根弯曲疲劳强度校核齿形系数YF3=2.75 YF4=2.275应力修正系数 YS3=1.58 YS4=1.75许用弯曲应力 由图10.25查得 dFLIM3=440MPA dFLIM4=410MPA 由表10.10查得 SF=1.3由图10.26查得 Y

23、N3=YN4=1dF3=YN3*dFLIM3/SF=338MPAdF4=YN4*dFLIM4/SF=315MPA dF3=(2KT2/BM2Z3)YF1YS2=11.80MPAdF1=338MPA dF4=dF1*YF4*YS4/YF3YS3=10.81MPA55取D=40MM所以合格第二轴: (1)由减速器传递的功率属中小功率,选用45钢并经调质处理 -1b=55 mpa(2)按扭转强度估算轴径C=118-107Dc（p/n）1/3=46.39mm由于轴的最小直径要安装联轴器，所以直径加大3%-5%所以d1=48.66 查机械手册取d1=50mm(3) 轴的受力分析lab=2(c+k)+bh

24、1+s+bl1+b=269mmlac= c+k+b/2+bn1/2=69.5mmlbc= lab-lac=199.5mmlbd=n2/2+c+k+bl1/2=89.5mmft2=2000t2/d2=4428.26Nfr2= ft2.tg20=1594.18Nft3=2000t2/d3=12553.9Nfr2= ft2.tg20=4512.2NRAX=(LBC*ft2+ LBd*ft3)/LAB=7415.7NRBX= ft2+ft3-RAX=9566.46 NRAY= LBd*fr3-LBC*fr2/LAB=284.919NRBY= fr3-fr2- RAY=5821.38 NMC= (MCY

25、2+ MCX2)1/2=512281.44 N.mm MdMCD=（ Md2+（T）2）1/2=841843.2 N.mm= MCD/0.1D23=67.3455取d=55mm所以合格第三轴: (1)由减速器传递的功率属中小功率,选用45钢并经调质处理 -1b=55 mpa(2)按扭转强度估算轴径C=118-107Dc（p/n）1/3=66.85mm查机械手册取d4=70mm（3）lab=2(c+k)+bh1+s+bl1+b=269mmlbc = c+k+b/2+ bl1/2=89.5mmlac = lab- lbc =179.5mmft4=2000t4/d4=11913.2Nfr4= ft4

26、.tg20=4288.76NRAX=LBC*ft4/LAB=3897.26NRAY=LBC*fR4/LAB=1403NMC= (MCY2+ MCX2)1/2=749666.59 N.mmMCD=（ MC2+（T）2）1/2=749666.60 N.mm= MCD/0.1D13=21.855所以合格滚动轴承的选择第一轴因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式，类型为深钩球轴承，寿命为LH=24000h，轴承工作转速n=730r/min，ft1=4924.86N初选滚动轴承6309；基本核定动负荷cr=52800N.; 基本核定静负荷cqr=31800N.因为无冲击 所以fp=1Pr= ft1

27、fp=4924.86N CJS=PRL1/3=52203.5CJSCR d=45 D=100mm B=25mm damim=54mm 第二轴因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式，类型为深钩球轴承，寿命为LH=24000h，轴承工作转速n=181.14r/min，ft1=13339.2N初选滚动轴承6411；基本核定动负荷cr=100000N.; 基本核定静负荷cqr=62500N.因为无冲击 所以fp=1Pr= ft1fp=13339.2N CJS=PRL1/3=85229.09 N NCJSCR d=55 D=140mm B=33mm damim=67mm第三轴因支承跨距不大，故采用

28、两端固定式轴承组合方式，类型为深钩球轴承，寿命为LH=24000h，轴承工作转速n=58.43r/min，ft1=12661.4N初选滚动轴承6215；基本核定动负荷cr=66000N.; 基本核定静负荷cqr=49500N.因为无冲击 所以fp=1Pr= ft1fp=12661.4N CJS=PRL1/3=55482.25NCJSCR d=75 D=130mm B=25mm damim=84mm键联接和联轴器的选择（1） 高速轴（1轴）上键联接和联轴器的选择工作转距T=186.29N.M 工作转速为730r/min工作情括系数 K=1.5-2 取K=1.75 就是转距tc=kt=326.0n

29、.m选tl型弹性套拄销联轴器 选TL7许用转距T=500N.M,许用转速N=3600r/mintc T , nN 满足要求选A型普通平键d=40 初选键L=30 H=8 B=12 进行许用应力校核P=4000T/DHL=77.62P=110MPA 2000T/DBL=25.87=90MPA满足要求（2） 高速轴（2轴）上键联接和联轴器的选择工作转距T=720.7N.M 选a型普通平键d=60 初选键L=70 H=11 B=18 进行许用应力校核P=4000T/DHL=62.40P=110MPA =2000T/DBL=19.07=90MPA满足要求选a型普通平键d=60初选键L=110 H=14

30、 B=22 进行许用应力校核P=4000T/DHL=31.20P=110MPA =2000T/DBL=9.93MPA=90MPA满足要求（3） 高速轴（3轴）上键联接和联轴器的选择工作转距T=2144.38HLT6型弹性柱销联轴器 GB/T5014-85公称转矩3150N.mmn=2850r/min 选a型普通平键d=70键L=110 H=12 B=20进行许用应力校核P=4000T/DHL=92.83P=110MPA =2000T/DBL=27.84=110MPA选a型普通平键d=85初选键L=70 H=14 B=22进行许用应力校核P=4000T/DHL=102.97=110MPA =20

31、00T/DBL=32.76=110M六、传动滚筒轴1）选择轴的材料确定许用应力选用45钢并经调质处理，由文献1表3.14，查得强度极限，再由文献1表13.2查得许用弯曲应力。2）按扭转强度估算轴径根据文献1表13.1得C=118107，则 DC3=(107118) =（60.93.267.19)mm考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大35，取为62.7570.55，由设计手册取标准直径d=70mm.3）设计轴的结构并绘制草图确定各轴段直径 轴段1（外伸端）直径最小d1=70mm；考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进行定位，轴段2上应有轴肩，取d2=75mm；为能顺利地

32、在轴段3上安装轴承，轴段3必须满足轴承内径标准，取轴段3直径d3=85mm；为固定轴段3上的轴承，轴段4应有轴肩，取d4=90mm；用相同方法确定d5=95mm.d6=90mm.d7=90mm d8=75mm确定各轴段的长度 初选轴承参考文献(4)表8.33得型号码6215确定各轴段的长度.由前计算并参考文献(3)表6.1 L1=170mm. 轴段2 是外伸部分根据文献6 表6-1 有关数据估算 L2=90mm L3=212.5mm同理得L7=212.5mm 轴段4 是安装与滚筒连接的圆板，左右各一个，L4=L6=100mm L5= 650mm 因为滚筒另一端不需要穿透闷盖，所以取L8=25m

33、m 键选参考文献(1)表5.4 普通平键A型键长为140mm轴的受力简图所示Lab=1300mm. Lac=225mm. LBD=225mm选定轴的结构细节，如圆角、倒角、退刀槽等的尺寸。按设计结果画出轴的结构草图如图5-5（a）。4）按弯扭合成强度校核轴径画出轴受力图如图5-5（b）所示，图中 图5-5求轴的支承反力。RA=RB=F=（F1+F2）/2=10196.5122=10196.51N计算轴支反力 由输送机设计结果知：F1=10196.51N F2=5673.61N所以， =7935N 所以，RA= RB=7935N作轴的弯矩图、转矩图 MC= RALac=7935225=20995

34、00N.mm T6=2118N.mm轴的合成弯矩图、转矩图分别如图5-5（c）所示。求出当量弯矩 = =1766000N.mm校核轴强度 轴受载荷最大剖面在齿轮中心C、D处，C、D处受相同载荷，此剖面具有键槽，但可近似用当时，因此由上式可知:得满足强度要求5）校核轴的刚度 因为滚筒轴较长，故须进行刚度校核。而且为一般轴，其许用挠度和转角分别为 计算轴的实际最大挠度和转角 6由以上可知：传动滚筒轴的强度和钢度满足要求。七、改向滚筒轴的设计1）选择轴的材料确定许用应力选用45钢并经调质处理，由文献1表13.4，查得强度极限，再由文献1表13.2查得许用弯曲应力。2）按扭转强度估算轴径根据文献1表1

35、3.1得C=118107，则 DC3=(107118) =（60.93.267.19)mm考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，考虑轴的安全问题，由设计手册取标准直径d=75mm.3)设计轴的结构并绘制草图a确定各轴段直径 为能顺利地在轴段1上安装轴承，轴段1必须满足轴承内径标准，取轴段直径；为固定轴段1上的轴承，轴段2应有轴肩，取d2=82mm；轴段3安装滚筒，取d3=85mm；轴段4为固定滚筒取；用同样方法确定d5=85mm；d6=82mm；d7=75mm；。b确定各段轴的长度轴段1安装轴承（初选深沟球轴承6215），查设计手册取L1=25mm；轴段2是外伸部分，根据文献6表6-

36、1有关数据估算L2=212.5mm；轴段3是安装与滚筒连接的圆板，左右各一个，取l3=100mm；用同样方法，取l5=100mm，L6=212.5mm，L4=650mm L7=25mmC选定轴的结构细节，如圆角、倒角、退刀槽等的尺寸。 按设计结果画出轴的结构草图如图5-6（a）。4）按弯扭合成强度校核轴径画出轴受力图如图5-6所示，=1300mm.Lac=225mm.Lbd=225mm 图5-6计算轴支反力 由输送机的设计计算结果可以知道：F8=F1=10196.51N F7=F6=9804.3N RA=RB=F=（F7+F8）/2=(10196.5+9804.3)/2=10000.4N 所以

37、，FC=FD=10000.4N 作轴的弯矩图、转矩图 MC=RALAC=10000.4212.5=2059125N mm轴的合成弯矩图、转矩图分别如图5-6（c）和（d）所示。根据强度条件设计轴 轴受载荷最大剖面在齿轮中心C、D处，C、D处受相同载荷，此剖面具有键槽，但可近似用 d32.3mm 根据实际情况取d3=85 mm，因此选用合理5)校核轴的刚度 因为滚筒轴较长，故须进行刚度校核。而且为一般轴，其许用挠度和转角分别为 计算轴的实际最大挠度和转角 由以上可以知道：改向滚筒轴的强度和钢度满足要求。八、传动滚筒轴上滚动轴承的选择按承载较大的滚动轴承选择其型号。轴承类型选择为深沟球轴承，轴承预

38、期寿命为24000小时。由前计算结果知：轴承受的径向力Fr=RA=RB=7935N，轴承工作转速N=76.434r/min。根据文献4初选深沟球轴承6215GB/T2831994，其基本额定负载Cr=66000N，为载荷系数，按文献4表14.12，取=1.5Pr=FrFp=79351.5=11902.5N对深沟球轴承寿命指数则， Cjs=PrL1/=11902.5(60240076.43/106)1/3=3773.76N计算轴承的额定寿命L ，为温度系数，按文献表12-4，取=1计算轴承的实际寿命 因Cjs Cr, 预期寿命，故6215轴承满足要求。6215轴承：D=130，B=25，。九、改

39、向滚筒轴上滚动轴承选择按承载较大的滚动轴承选择其型号。轴承类型选择为深沟球轴承，轴承预期寿命为24000小时。由前计算结果知：轴承受的径向力Fr=10000.4N，轴承工作转速n4=76.434r/min。 根据文献4初选深沟球轴承6215GB/T2831994，其基本额定负载Cr=66kN，为载荷系数，按文献4表14.12，取=1.5 Pr=FrFp=10000.41.5=15000.6N对深沟球轴承则， Cis=48.7kw因CjsCr，故6215轴承满足要求。6215轴承：D=130mm，B=25mm，dmin=84mm，。十 键和联轴器的选择1.传动滚筒上联轴器的选择由前计算结果知:传

40、动滚筒上的工作转矩T6=2118N.m工作转速为58.8r/min参考文献（1）工作情况系数K=1.251.5取.K=1.4计算转矩TC=KT4=1.42118=2965.2N.mm选zL型带制动轮弹性柱销联轴器参考文献（5）选zL5联轴器 GB/T5015-85公称转矩4000N.mm许用转速n=4000r/min 因TCT,nn;故联轴器满足要求2传动滚筒上键的选择选A型普通平键20160GB/T 10962003d=70mm，l=170mm，l=170-(510)=(165160)mm按文献5表5-4，初选键20125 GB/T 1096203：b=20mm，h=12mm，l1=160mm，l2=l1-b=140mm。按文献5表5-3，键的许用挤压应力和许用剪切应力分别取为p=110MPa，=90MPa。分别验算键的挤压强度和剪切强度p =4000T6/dhl=400021181214070=72.04MPap =2000T6/ dbl=200021182070140=21.61MPa 键的挤压强度和剪切强度满足要求。3.传动滚筒轴内键联接的选择1)键的选用由前计算知：传动滚筒轴的工作转矩T4=2118N/m选A型普通平键2590 GB/T 109620