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本 科 畢 業(yè) 設 計 題目 斗式提升機的設計 系 別 工程技術系 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 學生姓名 學 號 指導教師 職 稱 講師 年 月 日 摘 要 斗式提升機是一種垂直運輸設備常見的輸送各種散裝材料,如水泥和碎片,沙,煤炭、糧食、土壤和廣泛應用于建材、電力、冶金、機械、化工、輕工、有色金屬、谷物和其他工業(yè)領域。斗式提升機特點:材料在運輸和軸承組件的牽引,牽引的鼓,一個分支形成一個閉環(huán)包含的材料,無法投遞的物質輸送的一個分支,物質運動。主要設計斗式提升機的總體結構設計,機械設計皮帶輪傳動,電動機的選擇,減速器的設計驗證,皮帶和其它工具軸。一種垂直或者有著傾斜角輸送粉狀或者大塊小塊顆粒狀并且連續(xù)輸送的機械，做循環(huán)運動，頭部和底輪讓其牽引帶圍繞的。使其由下提升到機頭。高效斗式提升機主要是為了滿足國民經濟在大發(fā)展中的需要，其特點輸送量變大，提升高度可調，運轉系統(tǒng)穩(wěn)定，綜合效率提高，使用周期長，使之成為當前較為理想的提升設備。 關鍵詞：斗式提升機；設計；驅動裝置；牽引件 ABSTRACT Bucket type lifting?machine is a kind of?vertical transportation equipment?common?delivery?of various bulk?materials?such as cement?and debris,,?Sha Zi,,?coal,?grain,?soil?and?is widely used in building materials,?electric power,?metallurgy,?machinery,?chemical industry,?light industry,nonferrous metals,?industrial fields.?Bucket type lifting?machine?features:material in?transportation and?a?bearing component?of traction,?traction in the?drum?pieces,?a branch?to form a closed loop?containing the?delivery of?materials,?a branch of?non delivery ofmaterial?conveying,?material?movement.?The main?design of the overall?structure design ofbucket elevator,?machine?design of?pulley?drive,?motor selection,?design validation?reducer,belt and?other?tooling?shaft. Keywords：Bucket elevator；Chain wheel；drives；traction components 目 錄 1緒論 1 1.1 課題研究的背景和意義 1 1.2 國內外斗式提升機的發(fā)展與現(xiàn)狀 1 1.2.1 國內斗式提升機的技術現(xiàn)狀 1 2 斗式提升機方案設計 3 2.1 總體布置及工作原理 3 2.1.1 卸料方式及選用 4 2.2 主要零部件及選型 5 2.2.1 牽引件 5 2.2.2 料斗 5 2.3裝卸料類型及選型 6 2.3.1裝載方式及選用 6 2.4.3驅動裝置和張緊裝置 6 3 斗式提升機的設計計算 8 3.1輸送能力和料斗的計算 8 3.1.1 輸送能力的計算 8 3.1.2 料斗的計算 9 3.1.3 核算輸送能力： 9 3.2 運行阻力的計算 10 3.3 電動機的選取 12 3.4驅動鏈輪的設計計算 13 3.5減速器的設計 15 3.5.1分配傳動比 15 3.5.2計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 15 3.5.2.1各軸轉速 15 3.5.2傳動件的設計計算 17 3.5.2.1設計帶傳動的主要參數(shù)。 17 3.5.3齒輪設計計算 19 3.5.4軸的設計計算 25 3.6鏈輪軸的設計與校核 33 3.6.1軸的設計 33 3.6.2軸的校核 34 3.6.2軸承選用 36 3.6.3驅動鏈輪鍵的設計校核 37 3.7聯(lián)軸器的選取 37 3.8殼體的設計 38 參考文獻 39 致 謝 40 1緒論 課題研究的背景和意義 社會在不斷進步，科技也在不斷發(fā)展，大概在60年代初的時候，前蘇聯(lián)引用高科技，用先進的設計和制造技術發(fā)明了一種非常實用的東西——斗式提升機。這個所謂的斗式提升機越來越多的在運送散料方面作了很大的投入，特別是垂直輸送一些非常難輸送的散狀物料。雖未能在80年代之前完成巨大的突變，也沒有進行飛躍式的發(fā)展。但是隨著時間的漸漸減少，往后進行了一系列的變化；和一些新的技術的形成，大約是在改革開放的時候，迅速有了新的前所未有的起色80年代以后,這就是國家的想法和改革開放的自然促進作用；因此呢一些大型工程和重點工程項目從國外引進了以前沒有遇到過的高效率斗提機,機器的引進極大地促進了國內斗提機技術的蓬勃發(fā)展。按此標準設計的TD、TH及TB系列斗提機一步一步的邁向市場上，這無疑促使了我國在斗提機技術水平上有了很大的進步，成功的向前邁了一大步, 好事不成雙，由于一些比較局限的因素一些問題也就出現(xiàn)了；例如產品設計、加工工藝和制造水平等重要因素的滯后，造成了產品在實際使用中出現(xiàn)了很大的問題：技術性能、使用壽命、可靠性有了不一樣的改變。 研究本課題也具有很大的意義，主要宗旨是加快發(fā)展的腳步，從而快速的尋求經濟的最大化，共謀發(fā)展。斗式提升機是社會上用的還可以的一個機器，一次來作為畢業(yè)設計的題目，我覺得這次是比較重要和友誼增進的畢業(yè)設計；，因為這種通用機械的設計作為畢業(yè)設計的選題相對來說比較有難度，也可以鍛煉一下自己的能力與不足之處，能培養(yǎng)我獨立解決工程實際問題的能力，為以后的工作做了新的認識和鋪墊。這次畢業(yè)設計更是對所學基本理論和專業(yè)知識的一次綜合運用它無形之中也在不斷提高我們的畫圖能力讓我們的思路和視野更加開闊。. 國內外斗式提升機的發(fā)展與現(xiàn)狀 國內斗式提升機的技術現(xiàn)狀 20世紀60年代的時候，蘇聯(lián)開發(fā)自己的潛能引進了這么一個高效的機器，這也能說明國內斗式提升機的設計制造技術的快速發(fā)展離不開過去，我們應該好好利用這些優(yōu)點來設計。駐澳問題是直到80年代幾乎沒有什么實質性大的發(fā)展。在這段時間內，各行業(yè)也都做過一些改進，特別是針對一系列的問題，但是后來又不知道為什么沒有得到積極的推廣和宣傳。 20世紀80年代后期的時候，改革開放的開始也使經濟發(fā)展作了新的調整。在現(xiàn)在這個階段我們知道了垂直的這種方式是國內最為常用的通用斗式提升機類型，按JB3958—98標準從分的說明了這三種最實用、最高效，她們分別是 TH型環(huán)鏈式、TD型帶式和TB型板鏈式。 TD型帶式斗式提升機的應用范圍也相對比較廣泛，采用的裝卸方法也很獨特混合式或離心式是它最常用的方法，適用能力也比以前強多了，特別是在輸送松散密度小于1.535/m3的粒狀小塊狀上別具一格；物料溫度也有固定的范圍不大于60度；于是，當物料溫度在200度的時候，就會使用耐熱橡膠帶來進行輸送。而且輸送量達到了4-578m3/h，提升高度大約提升到了4-40m。 TH型環(huán)鏈斗式提升也有自己的特點，這樣也是對自己的性能的一種肯定，在進行的過程中多次采用重力式或混合式卸載方式和方法，很適應的應用在于輸送松散密度小于1.535t/m3的粒狀小塊狀的中等磨琢性或無磨琢性的物料之中，提升了輸送量大約為35-347m3/h。 TB型板鏈斗式提升機采用卸載方式是重力式，重力式裝卸廣泛的實用在各個環(huán)節(jié)，在此需要注意的是能用在輸送松散密度2t/m3的中、大塊，磨琢性較大的物料，但凡物料溫度不超過250度就打打加強了其工作強度。最后將現(xiàn)有的輸送量增加到20-563m3/h，相比之下提升高度約在5-50m的范圍左右。 TH型和TD型斗式提升機在結構上有明顯的不同，從根本的的基礎上改型產品分別為THG型和TDG型斗式提升機是絕對的，相比之下在結構上有以下顯著特點：（1）將柔性傳動加入其中，在傳動裝置中采用了液力偶合器和非常實效的垂直軸減速器，從而使之間結構緊湊，最終達到了這個目的，實現(xiàn)了柔性傳動，這樣的傳動方式不僅能使電機減速器及牽引構件得到很強大的保護，還能使運轉相對比較平穩(wěn)，更加厲害的是它能使物料在停機時保持穩(wěn)定狀態(tài)這種狀態(tài)會保持很長時間。（2）重錘式張緊裝置的實用與更新很有意義，這種裝置不僅可保持恒定的張緊力還可實現(xiàn)自動張緊是自己達到一個最優(yōu)的狀態(tài)，傳動過程極大地避免了膠帶脫鏈的問題，也很有可能會發(fā)生打滑現(xiàn)象，從而保證機器正常運轉。（3）這個機器在下部安裝好了速度控制器和料位器，在運轉的過程中可將控制信號迅速的傳入中央控制室的計算機中，進行快速分析，并進 行斗式提升機的運轉情況隨時追蹤監(jiān)控。 1. 按照其傳動結構分類 （1）TD系列斗式提升機 TD系列斗式提升機是一種相對比較先進的具有國家標準的斗式提升機，系統(tǒng)比較完善；這種方式的斗式提升機和D系列斗式提升機他們之間有一個共同的特征都是采用膠帶傳動來提升物料保證運輸正常進行，從某些方面上來看來看兩者之間好像沒有太大的不同之處，D系列斗式提升機產品型號相對于現(xiàn)在來說比較老了而且規(guī)格也不是很多。 （2）TH系列斗式提升機 TH系列斗式提升機經常用于提升某些設備，它是系列斗式提升機經過不斷地更新，它就是完全的采用鍛造的技術和尺寸鏈進行改造作為傳動部件基礎，最重要的是它具有很強的機械強度和物理性能，應用的主要領域主要是一些小顆?；蛘咝K狀物料，從根本上進行分析看它區(qū)別于TD系列斗式提升機，通過對比它的提升量會大一些。主要用于比較大比重物料的提升和輸送。 （3）NE系列斗式提升機 NE系列斗式提升機在過去的幾年很少用到，它跟過去相比較來看還算比較新型；提升機主要采用板鏈傳動，在設計的過程中利用這樣的特性使得它區(qū)別于老型號TB系列板鏈斗式提升機。如NE150是指提升量為180噸每小時而不是斗寬180。在每個階段NE系列斗式提升機會可能在在某些方面有著很高的提升效率和相對傳動性，那都是我們根據(jù)提升速度不同從而在不同發(fā)的時期還大致的能分為NSE型號和高速板鏈斗式提升機這個型號。兩個型號有本質上的差異性。 （4）TB系列斗式提升機 TB系列斗式提升機的用途相對于其他的來看，我們知道它是一種復古型的斗式提升機，它用板鏈傳動，再設計的過程中必須認真看待每一步，在現(xiàn)如今呢已經被相應的NE系列斗式提升機所取代。 TG系列斗式提升機是一種在任何時期，任何場合都具有加強型的膠帶斗式提升機這種提升機，最不一樣的是功能強大，外形上也很區(qū)別于TD系列斗式提升機，如何運用好TG系列斗式提升機事非常重要的，提高其相對符合性吧傳送部分采用的是鋼絲膠帶，這樣看來它具有更強的傳動能力。 2. 按牽引件分類 斗式提升機的牽引構件經過調查也有好幾種了，有板鏈、環(huán)鏈和膠帶還有一些比較不常用的。我們知道如果要提升量較大的提升機就非常適合用板鏈結構，因為它自身的重量較輕，用起來也比較牢固，但是鉸接接頭隨著時間的推移很容易被磨損造成一些不必要的損失。環(huán)鏈的結構和制造相對來說比較簡單，在應用上應該大力推薦，它還與料斗的連接保持著良好的穩(wěn)定性，在工作的期間輸送磨琢性大地的物料，后來鏈條的磨損變得也越來越小，但其自己的重量較大。相對來說比較簡單的膠帶結構不適宜輸送磨琢性較大的物料，經過時間的的慢慢進行鋼繩膠帶允許物料溫度也逐漸達到了80 C。 3. 按卸料方式分類 按照卸料方式的不同我們可以準確的將其詳細的可分為:離心式卸料、重力式卸料兩種主要的設計形式。我們首先對離心式卸料進行闡述：離心式卸料的性能更加穩(wěn)定斗速較快，在一些特定的場合用的較多，；相比之下，重力式卸料的斗速較慢，能迅速的適用于輸送塊狀的，從而保證了它在工作的過程中能進行裝卸重較大的，磨琢性大的物料。 1 斗式提升機方案設計 總體布置及工作原理 在帶或鏈等撓性牽引構件上，分析好每個部位的主要作用。THG型斗式提升機的構造如圖2.1所示。它的組成是下圖中都詳細的包含了：包括封閉的環(huán)鏈1和固接在它上面的料斗2，牽引部分的件及驅動鏈輪3和下部的張緊鏈輪9。斗式提升機也會在運動過程中發(fā)生打滑。然后運行部分和鏈輪都安裝在一個封閉的機殼內，也可以是每個分支各設一個管狀外罩。在操作的過程中為了觀察與檢修的方便，我們應該在機殼的適當位置上按照其特有的機械性質設有檢視口7。裝有料斗的牽引構件由驅動裝置5驅動，而且張緊裝置10張緊。在傳動部分我們首先安裝好各個幾件，在驅動裝置上裝有一些需要設計的裝置，對總體布局產生了新的影響。我們需要認真分析各個零部件的作用。 圖11環(huán)鏈斗式提升機的構造 1—環(huán)鏈；2—料斗；3—驅動鏈輪；4—機殼頭部；5—驅動裝置； 6—中間段；7—檢視口；8—下部機座；9—張緊鏈輪；10—張緊裝置 卸料方式及選用 斗式提升機的料斗很不一般，與其他提升機的不同之處是它在卸料的過程中，能很自然的進行一系列活動將其卸料方式分為兩種形式，分別是重力式卸料和離心式卸料。重力式卸料很實用，用的也最為廣大。 斗式提升機的料斗卸料存在著極為良好的狀態(tài)，最適應的時候是卸料完全、不產生道速回流。提升機的料斗在頭輪處受離心力和重力的作用導致效果不是很明顯，合力大小和方向隨著料斗的回轉速度而變化，這無形之中就合力的反向延長線總是與頭輪垂直中心線交于稱為極點的這點上面。極距是從極點到頭輪水平中心線距離。距離不能過于太近，特別是極距是根據(jù)頭輪轉速計算出來的不能不按照標準的方式進行合理的機選。 由于TH型斗式提升機在使用的過程中要保持較大的斗容保證輸送量，但是重力式卸載的主要優(yōu)點跟他有相當大的不同，那即是在于料斗的填充性良好穩(wěn)定性也較好，料斗尺寸與極距的大小么有關系。因此我們在進行卸料的過程中確定大容積的料斗[2]。因而可以先設想本設計的最終卸料方式為離心式卸料。 2.1.2設計原始參數(shù) 此斗式提升機，提升能力，提升物料（水泥）：容重γ=1.2t/m3，提升高度。 初步設計給定：斗寬，斗速。 主要零部件及選型 牽引件 斗式提升機的牽引件一在一般情況下首先選用的是比較基本的方式。膠帶斗式提升機它具備很多優(yōu)點，詳細分析來看：它的成本相對較低，而且自身的重量較小，進而在工作的過程中平穩(wěn)沒有噪聲，無疑的讓我們能很快的決定就采用較高的運行速度它的生產效率較高，磨損量也會隨著其中的變化變得較??；另一方面，它也存在著一些可大可小的缺點：料斗在膠帶上的固定方面相對來說是較差的，主要是因為他是用摩擦傳遞牽引力，與此同時需要有較大的張力和重力。不然在后續(xù)的過程中不能將環(huán)鏈作為較為常用的一種牽引件，斗式提升機的結構和制造相對比較簡單，它們之間與料斗的連接也很牢固。但環(huán)鏈相互接觸處易磨損，很容易的就降低鏈的強度，而且在運行的情況下不夠平穩(wěn)。這樣很不利于提升機的高效利用。 表11環(huán)鏈參數(shù) 鏈環(huán)直邊直徑d 節(jié)距p 寬度b 圓弧半徑r 單位長 度質量 公稱 尺寸 極限 偏差 公稱 尺寸 極限 偏差 最小 內寬 最大 外寬 公稱 尺寸 公稱 尺寸 18 0.5 64 ±0.6 料斗 料斗是提升機的承載構件，通過設計可以根據(jù)其形狀來分析其對機器的影響；通常是用厚度δ=1~6mm的鋼板焊接或沖壓而制成的。我們必須重視一個問題，就是磨損問題，為了減少料斗的磨損，不由地使我們常在料斗上安裝一些裝飾。完事之后這樣會使鍛造件的性能變大；通過分析根據(jù)物料特性也有不一樣的地方而且裝、卸載方式也有很大的不同，料斗在一般情況下常制成三種形式：深斗、淺斗和有導向槽的尖棱面斗；這三種方式都各具優(yōu)點。與TH型斗式提升機相配用的料斗為深斗或淺斗；現(xiàn)在來看我們用到的最多的是深斗。 （1）深斗 深斗的特征比較明顯，用途也極為廣泛，主要是.是斗口下傾角度較小在一個就是深度較大，再設計的過程中要仔細分析好；因此適用于輸送相對來說比較干燥的、易于卸出的物料，為了更加具體舉例說明；如水泥、碎煤塊等。深斗的幾何形狀如圖2-3所示。 （2）淺斗 淺斗的特征在我們的設計中很難找到與別的扣的不同之處，這是由于是斗口下傾角較大且深度小，不利于裝卸因此適用于輸送比較潮濕的物料，例如濕砂、型砂、黏土等。下面是淺斗的幾何形狀如圖14.6所示。 深斗和淺斗的底部都制成我們比較熟悉的圓角，因為這樣以便于物料在很短的時間內卸盡。在卸料之后為了不阻礙卸料，我們通常保持料斗之間有一定的距離。 基于使用要求：提升物料為水泥，參照（表2-1）在使用深斗(sh)時才能很好的確保產量不少于50噸，通過分析決定了將料斗選定為深斗類型。 2.3裝卸料類型及選型 2.3.1裝載方式及選用 斗式提升機的裝載方式大體上也可以分為兩種，他們是掏取式和流入式。掏取式（圖2-1 a）主要廣泛地用在了輸送粉狀、小塊狀沒有經過裝卸的物件等，經過分析可知斗式提升機在掏取物料時并不會產生特別大的阻力和夾緊力，在設計的過程中經過分析，所以允許料斗的運行速度和運行軌跡相比之下較高，為0.6～2.0m/s。流入式（圖2-1 b）它的內部構造相對比較簡單主要用于在傳動過程中按時的輸送大塊和磨琢性大的物料，在發(fā)送的過程中發(fā)現(xiàn)其料斗的布置很密，最重要的是以防止物料在料斗之間會灑落，必須保證斗式提升機料斗的運行速度不能太快。最快不得超過1m/s。 TH型斗式提升機的料斗運行速度一般都會控制在0.6～2.0m/s，結合設計使用要求“提升物料（水泥）：容重γ=1.2。”經過篩選和計算很容易的選擇出哪個是最合適的，最后斷定了第二種更合適。 2.4.3驅動裝置和張緊裝置 （1）驅動裝置 提升機的驅動鏈輪是其工作的核心，通過圖形我們很容易的看到了裝設在提升機的上部卸料處。參考下圖，我們可以清楚的看到它是怎么樣的工作原理； 而與此相對應，對設計的要求很高，設計選用光軸，在其中還必須并配用帳套鏈接驅動輪，通過改變其作用效果使提升機的軸型設計和加工都變的更為簡單明了。對于軸承的選擇也是至關重要的，我們應該直接采用帶座球軸承，帶座球軸承是一個標準件，在企業(yè)中我們用的挺多無需企業(yè)另行設計，最大限度的縮短了產品加工周期。此外為了防止突然停車時出現(xiàn)一些問題；，在驅動裝置上裝設有逆止器和一些其他裝置。 （2）張緊裝置 在斗式提升機的機殼下部設有張緊裝置。 我們選擇好張緊裝置之后，可以知道它包括三種有螺旋式、彈簧式及重錘式，以螺旋式最常采用，如圖2.5所示。其結構與帶式輸送機張緊裝置相同。這樣能很有效的對斗式提升機進行快速的張緊。 圖2.5 螺旋式張緊裝置 2.5 TH型斗式提升機方案設計總覽 經過仔細的研究和分析討論之后，我們可以將TH型斗式提升機的各部分設計方案匯總成下表，以便后續(xù)的順利進行它們將在接下來“斗式提升機設計計算”部分，從而從每一個方面都得到進一步的改進。 裝載方式 掏取式 卸載方式 離心式 牽引件 雙條礦用高強度圓環(huán)鏈單個鏈環(huán)節(jié)距P=64mm 料斗 Sh型深型料斗 驅動輪 圓環(huán)鏈鏈輪 驅動軸 光軸 軸承 帶座外球面磙子軸承 電機 （待計算） 減速器 (待設計) 張緊裝置 重錘式張緊裝置 表12TH型斗式提升機方案設計總覽 2 斗式提升機的設計計算 3.1輸送能力和料斗的計算 輸送能力的計算 假設提升過程中機料斗的體積是升，斗內裝好的物料的實際容積為升，為小于1的填充系數(shù)，那么單位長度的載荷量可以通過公式進行嚴密的計算為： （21） 填充系數(shù)的在很大程度上自己選取可在《建材機械設備》表15-10中取得。厚度對與粉末狀物料，保證了填充系數(shù)取0.050.69 輸送能力大小決定于線載荷（單位長度上物料重量）和提升速度，其計算按下式確定： （22） 將式（3.1）代入式（3.2）得： 式中v為斗式提升機運行速度，米/秒。 在供料的過程中，由于一些原因會影響到結果很不均勻，并計算生產率在特殊情況下平均的實際生產率，即： （23） 式中為平均的實際生產率，噸/小時；K——供料不均勻系數(shù)，取1.2～1.6 。 套用TH200型斗式提升機的主要技術性能：斗距a=512毫米，斗速v=2.1米/秒，也即是說知道了并確定料斗斗容后很快的能計算出提升機的輸送能力和功率的大小。 料斗的計算 在向前面的計算過程中，我們已經結合被輸送物料的特性及物料的裝卸方式迅速的將本提升機所采用的料斗定為深斗。 但是料斗的尺寸規(guī)格與提升機的輸送能力有很大的關聯(lián)，通過述輸送能力計算公式得： 式中=50，K=1.4，=1.2，=0.85，v=2.1，=0.512 則有 將其進一步取整，選取升 設計料斗如圖 核算輸送能力： 在選取的升料斗后，對提升機的輸送能力進行核算： 我們可以很容易的看出計算生產力其遠遠大于實際生產率，因此可以滿足生產條件。 運行阻力的計算 斗式提升機所需的驅動功率要求也很嚴格跟牽引件運動時所克服的一系列阻力有很大的關系，其中主要包括： 物料延牽引構件運動方向的重力分量； 當牽引構件繞過輪時產生的摩擦力；； 料斗掏取物料產生的阻力； 牽引構建的張力。 在如圖3-1所示垂直斗式提升機計算簡圖中，1、2、3 的張緊力各不相同； 通過分析和計算我們可以知道1處最小，2處最大； 圖21 我們可以發(fā)現(xiàn)對于垂直提升機，穩(wěn)定運動狀態(tài)下的牽引構件的最大靜張力，在這我們可以近似地按公式（3.7）決定： （24） 式中為彎折系數(shù)，在公示中我們計算包括掏取物料的阻力和重力?？稍凇督ú臋C械與設備》表15-14當中，找到雙鏈式深斗的系數(shù)=1.5 ， 為每米長度牽引構建重量，公斤/米，可以在表2-1中查得每米長度牽引構件重量公斤/米。 為每米長度的物料重量，公斤/米 上式中為生產率，噸/小時 為提升速度，米/秒 則據(jù)已知設計條件，計算平均生產量為90.4噸（實際平均生產量為50噸），通過分析可知由TH200斗式提升機在數(shù)值上很統(tǒng)一，高度大約是5米。已知水泥堆積重度為1.2噸/米3。 計算牽引構件的張力（參照圖3-1） （25） 式中為提升段阻力，公斤； （26） 即有 （27） 式中為尾輪阻力，公斤；取 為掏取物料阻力，公斤。 上式中——重量加速度，米/秒2 ； 即有： （28） 式中為下降段阻力，公斤； 即有： 電動機的選取 依《建材機械與設備》相關章節(jié)的計算資料： 有驅動軸上圓周力： （29） 式中為過頭輪的阻力，公斤 則有： 計算功率： （210） 為軸功率，千瓦 選用電機功率： （211） 式中功率儲備系數(shù)見《建材機械與設備》P240 這里取 為驅動裝置傳動效率，這里選取。 將其代入（3-13）得： 在此選取千瓦的電機。 對應《機械設計手冊》第五卷[5]，選用Y2系列三相異步電動機Y132S2--2。其功率為7.5千瓦，轉速2900轉/分。 3.4驅動鏈輪的設計計算 頭輪的長度一般和底輪的長度是相同的,頭輪的直徑應與所要求的卸料方式相適應 傳動鏈輪節(jié)圓直徑 （212） 溝底圓直徑 （213） 鏈輪外徑 （214） 齒頂圓直徑 （215） 導向圓側緣直徑 （216） 窩眼槽底寬度 （217） 窩眼槽頂寬度 （218） 齒根寬 （219） 齒根半徑 （220） 齒頂寬 （221） 溝底半徑 （222） 窩眼槽半徑 （223） 圓心位置 （224） 窩眼槽底平面到中心距離 （225） 鏈輪轉速： （226） 計算傳動比： 3.5減速器的設計 3.5.1分配傳動比 假設帶傳動分配的傳動比，則二級展開式圓柱齒輪減速器總傳動比 二級減速器中： 高速級齒輪傳動比 低速級齒輪傳動比 3.5.2計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 3.5.2.1各軸轉速 減速器傳動裝置各軸從高速軸至低速軸依次編號為：Ⅰ軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸。 各軸轉速為： 3.5.2.2各軸輸入功率 按電動機所需功率計算各軸輸入功率， 3.5.2.3各軸輸入轉矩T(N?m) 電機軸轉矩 第一根軸轉矩 第二根軸轉矩 第三根軸轉矩 3.5.2傳動件的設計計算 3.5.2.1設計帶傳動的主要參數(shù)。 已知帶傳動的工作條件：兩班制（共16h），連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，所需傳遞的額定功率=6.63kw小帶輪轉速大帶輪轉速，傳動比.。 設計內容包括選擇帶的型號、確定基準長度、根數(shù)、中心距、帶的材料、基準直徑以及結構尺寸、初拉力和壓軸力等等（因為之前已經按選擇了V帶傳動，所以帶的設計按V帶傳動設計方法進行） 計算功率 （227） 選擇V帶型根據(jù)、由圖8-10《機械設計》p157選擇A型帶（=112—140mm） 確定帶輪的基準直并驗算帶速 （1）、初選小帶輪的基準直徑，由（《機械設計》p155表8-6和p157表8-8，取小帶輪基準直徑 （2）驗算帶速 （228） 因為5<19.0<30,帶輪符合推薦范圍 （3）計算大帶輪的基準直徑根據(jù)式8-15 （229） （4）、確定V帶的中心距a和基準長度 根據(jù)式8-20《機械設計》 （230） 初定中心距 計算帶所需的基準長度 （231） 由表8-2先帶的基準長度=1600mm 計算實際中心距 （232） 中心距滿足變化范圍:262.5—750mm （5）驗算小帶輪包角 （233） 包角滿足條件 （6）計算帶的根數(shù) 單根V帶所能傳達的功率 根據(jù)=2900r/min 和=125mm表8-4a 用插值法求得=3.04kw 單根v帶的傳遞功率的增量Δ 已知A型v帶，小帶輪轉速=2900r/min 轉動比 查表8-4b得0.35kw 計算v帶的根數(shù) 查表8-5得包角修正系數(shù)=0.96,表8-2得帶長修正系數(shù) =0.99 (234) (235) 故取2根. （7）計算單根V帶的初拉力和最小值 =190.0N (236) 對于新安裝的V帶,初拉力為:1.5=285N 對于運轉后的V帶,初拉力為:1.3=247N （8）．計算帶傳動的壓軸力 (237) （9）.帶輪的設計結構 帶輪的材料為:HT200 V帶輪的結構形式為:腹板式. 3.5.3齒輪設計計算 高速軸齒輪設計 （1）選擇齒輪材料，確定許用應力 由表6.2選 小齒輪調質 大齒輪45正火 許用接觸應力 接觸疲勞極限查圖6-4 接觸強度壽命系數(shù) 應力循環(huán)次數(shù) （238） 查圖6-5得, 接觸強度最小安全系數(shù) 則 許用彎曲應力 （239） 彎曲疲勞強度極限，查圖6-7，雙向傳動乘以0.7 彎曲強度壽命系數(shù)，查圖6-8 彎曲強度尺寸系數(shù)，查圖6-9（設模數(shù)小于5 mm） 彎曲強度最小安全系數(shù)=1.4 則 （2）齒面接觸疲勞強度設計計算 確定齒輪的傳動精度等級，按估取圓周速度，參考表6.7，表6.8選取 小輪分度圓直徑 （240） 齒寬系數(shù)查表6.14 小齒輪齒數(shù)，在推薦值20~40中選=22 大齒輪齒數(shù)， 齒數(shù)比 小輪轉矩 初定螺旋角 載荷系數(shù) （241） 為使用系數(shù)，查表6.3 為動載系數(shù)，由推薦值1.05~1.4 為齒間載荷分配系數(shù)，由推薦值1~1.2 齒向載荷分布系數(shù)由推薦值1.0~1.2 載荷系數(shù) 材料彈性系數(shù)查表6.4 節(jié)點區(qū)域系數(shù)查圖6-3 重合度系數(shù)由推薦值0.75~0.88 螺旋角系數(shù) 故 法面模數(shù) （242） 按表6.6圓整 中心距 （243） 分度圓螺旋角圓螺旋角 （244） 小輪分度圓直徑 （245） 圓周速度 齒寬 大齒輪寬45 小齒輪寬 （3）齒根彎曲疲勞強度校核計算 （246） 當量齒數(shù) 22.19 （247） 92.10 齒形系數(shù)查表6.5 并插值計算 小輪 大輪 應力修正系數(shù)查表6.5 小輪 大輪 不變位時，端面嚙合角 （248） 端面模數(shù) （249） 重合度 重合度系數(shù) （250） 螺旋角系數(shù)，由推薦值0.85~.092 （4）重要尺寸計算 大齒輪齒主大端分度圓直徑 頂圓直徑 （251） 低速軸齒輪設計 （1）選擇齒輪材料，確定許用應力 由表6.2選 小齒輪調質 大齒輪 45 正火 許用接觸應力 接觸疲勞極限查圖6-4 接觸強度壽命系數(shù) 應力循環(huán)次數(shù) 查圖6-5得, 接觸強度最小安全系數(shù) 則 許用彎曲應力 彎曲疲勞強度極限，查圖6-7，雙向傳動乘以0.7 彎曲強度壽命系數(shù)，查圖6-8 彎曲強度尺寸系數(shù)，查圖6-9（設模數(shù)小于5 mm） 彎曲強度最小安全系數(shù)=1.4 則 （2）齒面接觸疲勞強度設計計算 確定齒輪的傳動精度等級，按估取圓周速度，參考表6.7，表6.8選取 小輪分度圓直徑 齒寬系數(shù)查表6.14 小齒輪齒數(shù)，在推薦值20~40中選=27 大齒輪齒數(shù)， 齒數(shù)比 小輪轉矩 初定螺旋角 載荷系數(shù) 為使用系數(shù)，查表6.3 為動載系數(shù)，由推薦值1.05~1.4 為齒間載荷分配系數(shù)，由推薦值1~1.2 齒向載荷分布系數(shù)由推薦值1.0~1.2 載荷系數(shù) 材料彈性系數(shù)查表6.4 節(jié)點區(qū)域系數(shù)查圖6-3 重合度系數(shù)由推薦值0.75~0.88 螺旋角系數(shù) 故 法面模數(shù)按表6.6圓整 中心距 分度圓螺旋角圓螺旋角 小輪分度圓直徑 圓周速度 齒寬 大齒輪寬 小齒輪寬 （3）齒根彎曲疲勞強度校核計算 當量齒數(shù) 22.19 63.32 齒形系數(shù)查表6.5 并插值計算 小輪2.72 大輪2.29 應力修正系數(shù)查表6.5 小輪1.56 大輪1.77 不變位時，端面嚙合角 端面模數(shù) 重合度 重合度系數(shù) 螺旋角系數(shù)，由推薦值0.85~.092 （4）重要尺寸計算 大齒輪齒主大端分度圓直徑 頂圓直徑 3.5.4軸的設計計算 為了對軸進行校核，先求作用在軸上的齒輪的嚙合力。 第一對和第二對嚙合齒輪上的作用力分別 高速軸Ⅰ設計 （1）按齒輪軸設計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相同，40Cr，調質處理，查表15-31，取 （2）初算軸的最小直徑 （252） 高速軸Ⅰ為輸入軸，最小直徑處跟V帶輪軸孔直徑。因為帶輪軸上有鍵槽，故最小直徑加大6%，=18.375mm。由《機械設計手冊》表22-1-17查得帶輪軸孔有20，22，24，25，28等規(guī)格，故取=20mm 高速軸工作簡圖如圖(a)所示 圖22 首先確定個段直徑 A段=20mm有最小直徑算出 B段=25mm，根據(jù)油封標準，選擇氈圈孔徑為25mm的 C段=30mm與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合，取軸承內 徑 D段=36mm設計非定位軸肩取軸肩高度h=3mm E段=45.58mm將高速級小齒輪設計為齒輪軸，考慮依據(jù)《課程設計指導書》p116 G段=30mm,與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合，取軸承內徑 F段=36mm, 設計非定位軸肩取軸肩高度h=3mm 第二確定各段軸的長度 A段=1.620=32mm,圓整取=30mm B段=54mm，考慮軸承蓋與其螺釘長度然后圓整取54mm C段=28mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合,加上擋油盤長度（參考《減速器裝配草圖設計》p24=B+△3+2=16+10+2=28mm G段=29mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合,加上擋油盤長度（參考《減速器裝配草圖設計》p24） F段，=△2-2=10-2=8mm E段，齒輪的齒寬 D段=92mm,考慮各齒輪齒寬及其間隙距離，箱體內壁寬度減去箱體內已定長度后圓整得=92mm 軸總長L=290mm兩軸承間距離（不包括軸承長度）S=174mm。 2、軸Ⅱ的設計計算 按齒輪軸設計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相同，40Cr，調質處理，查表15-31，取 初算軸的最小直徑 因為帶輪軸上有鍵槽，故最小直徑加大6%，=27.325mm。根據(jù)減速器的結構，軸Ⅱ的最小直徑應該設計在與軸承配合部分，初選圓錐滾子軸承30206，故取=30mm 軸Ⅱ的設計圖如下： 圖23 首先，確定各段的直徑 A段=30mm,與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合 F段=30mm，與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合 E段=38mm，非定位軸肩 B段=48mm, 非定位軸肩，與齒輪配合 C段=64.94mm, 齒輪軸上齒輪的分度圓直徑 D段=50mm, 定位軸肩 然后確定各段距離： A段=29mm, 考慮軸承（圓錐滾子軸承30207）寬度與擋油盤的長度 B段=8mm,根據(jù)軸齒輪到內壁的距離及其厚度 C段=75mm,根據(jù)齒輪軸上齒輪的齒寬 E段=43mm, 根據(jù)高速級大齒輪齒寬減去2mm（為了安裝固定） F段=41.5mm，考慮了軸承長度與箱體內壁到齒輪齒面的距離 D段=9.5mm,由軸Ⅰ得出的兩軸承間距離（不包括軸承長度）S=174mm減去已知長度得出 3、軸Ⅲ的設計計算 輸入功率P=5.58KW,轉速n =96r/min,T=460300Nmm 軸的材料選用40Cr（調質），可由表15-3查得=110 所以軸的直徑:=39.65mm。因為軸上有兩個鍵槽，故最小直徑加大12%， =44.408mm。 由表13.1(機械設計課程設計指導書)選聯(lián)軸器型號為LH3 軸孔的直徑=45mm長度L=84mm 軸Ⅲ設計圖如下： 圖24 首先，確定各軸段直徑 A段:=45mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30211）配合 B段:=60mm,非定位軸肩,h取2.5mm C段:=72mm,定位軸肩，取h=6mm D段:=68mm, 非定位軸肩，h=6.5mm E段:=55mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30211）配合 F段:=60mm,按照齒輪的安裝尺寸確定 G段:=45mm, 聯(lián)軸器的孔徑 然后、確定各段軸的長度 A段:=46.5mm,由軸承長度，△3，△2，擋油盤尺寸 B段:=68mm，齒輪齒寬減去2mm，便于安裝 C段:=10mm, 軸環(huán)寬度，取圓整值 根據(jù)軸承（圓錐滾子軸承30212）寬度需要 D段:=57.5mm,由兩軸承間距減去已知長度確定 E段:=33mm,由軸承長度，△3，△2，擋油盤尺寸 F段:=65mm,考慮軸承蓋及其螺釘長度，圓整得到 G段:=84mm,聯(lián)軸器孔長度 滾動軸承的選擇及計算 Ⅰ軸軸承型號為30206的圓錐滾子軸承 （1）計算軸承的徑向載荷： （253） （2）計算軸承的軸向載荷(查指導書p125)30206圓錐滾子軸承的基本額定動載荷Cr=43.3KN,基本額定靜載荷Cor=50.5KW，e=0.37，Y=1.6 兩軸承派生軸向力為： （254） 因為 軸左移，左端軸承壓緊，右端軸承放松 計算軸承1、2的當量載荷,取載荷系數(shù) 因為 （255） （256） 因為 ， 所以取 校核軸承壽命 （257） 按一年300個工作日,每天2班制.壽命18年.故所選軸承適用。 Ⅱ軸軸承 計算軸承的徑向載荷： ·（258） (2）計算軸承的軸向載荷 (查指導書p125) 30206圓錐滾子軸承的基本額定動載荷Cr=43.3KN,基本額定靜載荷Cor=50.5KW，e=0.37，Y=1.6 兩軸承派生軸向力為： 因為 軸右移，左端軸承放松，右端軸承壓緊 計算軸承1、2的當量載荷,取載荷系數(shù) N 所以取 校核軸承壽命 按一年300個工作日,每天2班制.壽命29年.故所選軸承適用。 Ⅲ軸軸承 計算軸承的徑向載荷： (2)計算軸承的軸向載荷 (查指導書p125) 30211圓錐滾子軸承的基本額定動載荷Cr=90.8KN,基本額定靜載荷Cor=114KW，e=0.4，Y=1.5 兩軸承派生軸向力為： 因為 軸右移，左端軸承放松，右端軸承壓緊 、 計算軸承1、2的當量載荷,取載荷系數(shù) 所以取 (3)校核軸承壽命 按一年300個工作日,每天2班制.壽命26年.故所選軸承適用。 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 1.Ⅰ軸上與帶輪相聯(lián)處鍵的校核 鍵A10×28，b×h×L=6×6×20單鍵 鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，=125MPa 滿足設計要求 2．Ⅱ軸上大齒輪處鍵 鍵A12×25，b×h×L=10×8×36單鍵 鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，=125MPa （259） 滿足設計要求 3．Ⅲ軸上 (1)聯(lián)軸器處 采用鍵A，b×h×L=14×9×70 單鍵 滿足設計要求 聯(lián)接齒輪處 采用A型鍵A單鍵 ＝125Mpa 滿足設計要求 3.6鏈輪軸的設計與校核 3.6.1軸的設計 (1）初步計算軸的直徑 參照文獻[3]中關于軸的設計部分，根據(jù)軸的承載情況，選擇扭轉強度計算法來計算軸的直徑。 （260） 式中 A——系數(shù)，此處取120， P——電動機功率，Kw n——軸的轉速，r/min, 將相關數(shù)據(jù)代入式3-4可得 因為軸端裝聯(lián)軸器需要開鍵槽，會削弱軸的強度，而且考慮到軸承受較大的豎直載荷增加10%~20%，取軸的直徑為70mm。 (2）各軸段直徑的確定 圖25 各軸段直徑的確定如圖3-1所示，軸段①與減速機空心輸出軸套裝配，并且在接近軸段②處裝有毛氈彌封圈，故直徑=60mm。軸段②和軸段⑧上安裝軸承，現(xiàn)暫取軸承型號為2215，其內徑d=75mm，外徑D=130mm，寬度B=31mm，故軸段②的直徑= =75mm。軸段③和軸段⑦的直徑為軸承的安裝尺寸，查相關的額設計手冊，取= =85mm。軸段④和軸段⑥上安裝驅動鏈輪，我們還必須考慮到軸段④與軸段⑥中間的截面承受的彎矩最大，故在直徑上有所增加，現(xiàn)暫假設= =90mm。軸段⑤考慮滾筒便于安裝拆卸，直徑略比軸段④和軸段⑥的直徑小，取=100mm。 (3）各軸段長度的確定 軸段①與減速機空心輸出軸套裝配，其長度主要決定于減速機和頭部殼體之間的安裝尺寸，同時還要保證與減速機相配合的部分有足夠的長度，從手冊中查知減速機的相關安裝尺寸要求，現(xiàn)暫取=140mm。軸段②與軸段⑧上安裝軸承，其長度決定于軸承的安裝尺寸，故取==110mm。軸段③和軸段⑦的長度主要根據(jù)兩軸承之間的距離和滾筒在軸向上的安裝尺寸來定?？紤]到其軸向上密封板、殼體法蘭和軸承座等占據(jù)的位置，暫取兩軸承軸向上的中心距離為590mm，則可以暫取==155mm。軸段④、⑤、⑥的長度要和驅動鏈輪一并設計，現(xiàn)暫定==120mm，=40，驅動軸總長為950mm。 (4)軸上零件的固定 考慮到軸段①、④、⑥處鍵傳遞較大的轉矩，故軸段①與聯(lián)軸器的配合選用k6；軸段④、⑥與驅動鏈輪的配合選用r6；軸段②、⑧與軸承內圈的配合選用r6。與減速機和驅動鏈輪的聯(lián)結均采用A型普通平鍵，分別為鍵20×125 GB/T1095-79及鍵28×110 GB/T1095-79。 (5)軸上倒角及圓角 軸端倒角2×45°，安裝鏈輪的軸段倒角為2.5×45°，倒圓角為R1.6mm，為方便加工，其它軸肩圓角半徑均取為0.6mm。 3.6.2軸的校核 （2）按彎扭合成強度條件計算（估算軸危險截面的直徑） 將軸的關鍵部分看成兩端鉸支的梁，則軸上的受力情況和彎矩如圖所示： 圖26軸的受力簡圖 圖中軸粗略長度由提升機約束尺寸得來。 其中為軸與單個頭輪作用處所受徑向力，為單側軸承所受徑向力。 即有： （261） 依彎矩圖所示，軸中部所受彎矩最大，其值： 軸受到的扭矩為： （262） 式中D為鏈輪節(jié)圓直徑，mm 為鏈輪牽引力，N N 則依： 根據(jù)公式：軸的彎扭合成條件為： （263） 式中為軸的計算應力，； M為軸所受的彎矩，N·mm； T為軸所受的扭矩，N·mm； 為對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎曲應力，查《機械設計》表15-1，取=60； W為軸的抗彎截面系數(shù)，，； 為折合系數(shù)，當扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時，取。 取危險截面的直徑為110mm代入（3-19）得： 故安全。 經過分析可知軸與驅動輪之間盡可能的使用軸套連接，這樣的鏈接方式故軸徑的取值還需考慮軸套的配用，因此這里選取與之配用的帳軸套內徑120mm，即軸最終的工作直徑為120mm。 3.6.2軸承選用 （1）軸承選型 進行研究和設計，我們考慮到了重要的一點，就是驅動軸在的較大彎矩作用下會產生彎曲變形，而且不易與減速機保證同心，因此選用承載能力大并有自動調心功能的調心球軸承軸承2215。其基本參數(shù)如表3-2。 基本尺寸 /mm 額定載荷 /kN d D B 75 130 31 44.2 18 表3-2 2）工作情況分析及壽命計算 提升機驅動軸軸承在使用的過程中主要承受徑向載荷的作用，通過分析知道了軸向載荷很小，如果可以的話可以忽略它的中等沖擊。其當量動載荷為： （264） 式中：——載荷系數(shù)，中等沖擊取1.2~1.8。 其壽命為： （265） 式中：——軸承的壽命指數(shù)，滾子軸承=10/3。 故驅動軸軸承的工作壽命為24362小時。 3.6.3驅動鏈輪鍵的設計校核 由驅動鏈輪軸的直徑d為90mm，文獻 [3]，由表6—1可知，應取鍵的寬b=25mm，高度 h=14 mm的普通平鍵 鍵、軸和輪廓的材料都是鋼，由表6—2查得許用擠壓應力～120MPa,取其平均值=110MPa。鍵的工作長度我們可以很容易的算出來l=L-b=110-25=85mm，鍵與輪廓鍵槽形成的的接觸高度k=0.5h=0.5×14=7mm。由式（6—1）可得 合適 3.7聯(lián)軸器的選取 查《機械設計手冊》第四卷選擇： 減速器與驅動輪軸間的聯(lián)軸器： 根據(jù)傳遞功率，減速器的輸出軸徑及驅動軸的輸入軸徑，選取TL11型彈性套柱銷聯(lián)軸器JB90×312GB/T4323-1984。 反轉裝置(逆止器)的選取 為了防止在突然斷電和一些突發(fā)事件的發(fā)生我們必須選擇好，因為它有載分支上物料重力的作用，而使斗式提升機在工作的過程中進行反轉，逐漸的從而引起斗式提升機部件的被破壞，從而使得聯(lián)軸器的選擇有很大的麻煩 3.8殼體的設計 參考資料《運輸機械手冊》我們查閱了THG型斗式提升機機有關章節(jié)的內容，在書中我們可知其殼體設計已經標準化，但是，對于TH型斗式提升機，我們可以很容易的其殼體內壁長度為1350mm，寬度為540mm。下部區(qū)段高度為1800，其中尾軸組距地面900，進料口離上邊緣200mm。中間標準節(jié)高度為1800mm，出料口與上部殼體下緣平齊，這樣，若滿足物料的提升高度H=15，需要7個1800mm的標準中間節(jié)。殼體的相關重要設計師根據(jù)下面的公式來進行計算的。 （266） 式中為頭軸離出料口距離，mm 為提升高度，mm ，H=15000mm 為鏈輪節(jié)圓直徑，mm，D=482mm 為斗距，mm ，=512 為料斗個數(shù)，N取為60個 則依公式（3-31），求得 進而估計整個提升機的殼體高度16.5m 參考文獻 [1] 北京起重運輸機械研究所，武漢豐凡科技開發(fā)有限責任公司.DTⅡ（A）型帶式輸送機設計手冊.北京：冶 金工業(yè)出版社，2003 [2] 楊復興.膠帶輸送機結構、原理與計算.北京：煤炭工業(yè)出版社，1983 [3] 西門子（中國）有限公司.弗蘭德齒輪箱.產品樣本:MD20.1，2009 [4] 成大先.機械設計手冊第五版第1卷.北京：化學工業(yè)出版社，2010 [5] 成大先.機械設計手冊第五版第2卷.北京：化學工業(yè)出版社，2010 [6] 成大先.機械設計手冊第五版第4卷.北京：化學工業(yè)出版社，2010 [7] 盧頌峰，冼健生.簡明機械零件設計手冊.北京：中國電力出版社，2011 [8] 輸送設備制造商協(xié)會聯(lián)合會.散狀物料帶式輸送機.北京：機械工業(yè)出版社，1985 [9] 洪曉華.礦山運輸提升.徐州：中國礦業(yè)大學出版社，2007 [10] 成大先.機械設計圖冊第二卷.北京：化學工業(yè)出版社，2000 [11] 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