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  摘要 近几十年来,由于有关斗式提升机的设计与计算方面的资料缺乏,给设计人员带来诸多不便。因此,笔者在此对该种设备的分类、用途、料斗的型式尺寸、装载系数、卸载方式、提升速度、小时运量和功率计算等作一系统介绍,供有关人员参考。由于TH250粉料提升机从动轴的密封结构设计不合理,导致使用一段时间后,密封处即出现石粉泄漏的现象,对生产产生了不利的影响。介绍了TH250的整体结构和斗链提升机电机驱动功率的确定方法,同时通过技术改造,设计出新型密封结构。经过工地检验,新结构能有效地解决从动轴密封这一难题。对斗式提升机运动学和受力情况进行了分析,并就物料和使用工况对提升机做了针对性的设计,此提升机应用于实际生产中,取得了良好效果。 【关键词】:斗式提升机; 带式; 链式; 设计; 应用the paper,the classification,purpose,type and size of the bucket,loading coefficients,unloading style,lifting velocity,transportation capacity per hour and calculation of power are introduced in detail,which offer reference for relevant technicians. The leakage of powder might occur on the sealing spot after a period of time on account of the unreasonable design of sealing structure of driven shaft of TH250 powder lifter,which is unfavourable for the production. The overall structure of TH250 and the way to determine the driving power of the motor of lifter are introduced. Meanwhile a new type of seal structure is designed through technical reform.The practice shows that the structure effectively solves the seal problem of driven shaft. A research on kinematics analysis and force anslysis of the pocket elevator is presented.According to the material and conditions,the improved design on the pocket elevator has been developed.The machine runs well Key words:bucket elevator; belt type; chain type; design; applicatio; bucket-type lifter; seal; driven shaft; driving power; 目录 摘要 1 ABSTRACT 2 第一章 绪论 1 第1.1节 斗式提升机的发展历史 1 第1.2节 我国斗式提升机研究现状和发展趋势 1 第1.3节 斗式提升机的分类及特点 2 第1.4节 斗式提升机的工作原理 4 第1.5节 斗式提升机 7 第1.6节 斗式提升机 7 第二章 设计方案拟定 9 第2.1节 设计环境及提升机类型选取 9 2.2节 斗式提升机参数规格选定和计算 9 2.3节 方案设计 11 2.4节 工作过程分析及驱动结构简图 13 第三章TH250斗式提升机主要参数确定及主要结构设计 15 第3.1节 提升机功率的计算 15 第3.2节.电动机的选型 16 第3.3节 减速器的设计 17 第3.4节 驱动主轴设计 42 第3.5节 料斗的设计 46 第3.6节 链条设计及校核 48 第3.7节 驱动链轮的结构设计 50 第3.8节 张紧装置的设计 51 第3.9节 联轴器的选型 52 第3.10节 反转装置(逆止器)的选取 53 第3.11节 罩壳的设计 53 第3.12节 电气控制电路的设计 55 第四章 斗式提升机安装、使用说明、故障维修和维护 57 第4.1节 斗式提升机的安装、调试及运行 57 第4.2节 斗式提升机操作规程 57 第4.3节 斗式提升机故障处理 58 第4.4节 斗式提升机维护和保养 59 设计总结 60 参考文献 61 第一章 绪论 斗式提升机是利用均匀固结于无端牵引构件上的一系列料斗,竖向提升物料的连续输送机械。适用于垂直输送粉状、粒状、及小块状的磨吸性较小的散状物料,如粮食、煤、水泥、碎矿石等。中国古代的高转筒车和提水的翻车,是现代斗式提升机和刮板输送机的皱形;17世纪中,开始应用于架空索道输送散状物料;19世纪中叶,各种现代结构的输送机相继出现。1868年,在英国出现了带式输送机;1887年,在美国出现了螺旋输送机;1905年,在瑞士出现了钢带式输送机;1906年,在英国和德国出现了惯性输送机。此后,输送机受到机械制造、电机、化工和冶金工业技术进步的影响,斗式提升机平面尺寸不断完善,逐步由完成车间内部的输送,发展到完成在企业内部、企业之间甚至城市之间的物料搬运,成为物料搬运系统机械化和自动化不可缺少的组成部分。斗式提升机就是输送机的其中一种。 1.2节 我国斗式提升机研究现状和发展趋势 斗式提升机的设计制造技术是在50年代由前苏联引进的,80年代,几乎没有大的发展。在此期间,虽各行业就使用中存在的一些问题也作过一些改进,如Z1型和钩头链式斗式提升机的设计等工作,但大都因为某些原因未能得到推广。自80年代以后,随着国家改革开放和经济发展的需要,一些大型及重点工程项目引—了一定数量的斗式提升机的颁布 JB 3926—85 及按此要求设计的TD、THHE TB系列的斗式提升机相继问世,是我国斗式提升机技术水平先前迈了一步,但与国际先进水平相比仍存在相当大的差距,尤其是板链式斗式提升机存在的差距更大一些。 随着国民经济的发展运输机械行业在引进、吸收、消化了世界各国斗式提升机的最新技术,并结合我国实际情况,新材料、新工艺不断地出现。例如:由于自动焊接技术的出现,箱形结构的垂直输送机越来越受到人们的欢迎。由于计算机技术的推广应用,利用计算机进行辅助设计(CAD)和辅助制造(CAM),使输送机的整体布置更趋优化,基本零件更加紧凑耐用。由于自控技术和数显技术的广泛普及,使运输机的控制和安全保护装置大为改善,保证了作业的安全性和可靠性。现在许多企业能够批量生产各种类型的输送机械,不仅满足了国内市场的需求,部分产品还打入了国际市场。 1.4节 斗式提升机的工作原理?PmO与?mab相似, 所以 故 为常数,又因为 代入前式,得h=895/n2 式中:n为驱动轴的转速(r/min) 可见当一定时,h`就一定,当n增大时,h`就减小,此时离心力大。反之,当n减小时,h`值增大,离心力减小。所以根据不同的转速n和极距h`值,将得到不同的卸料方式。 设滚筒半径为r2,料斗外缘半径r1,为则有: 离心式卸料 当hr2(即极点P位于链轮或滚筒圆周内),离心力远大于垂直力,而料斗内的物料均将沿着料斗的外壁运动。因此,物料作离心卸料。这种状态用于卸载粉末状、粒状和小块物料。料斗的速度较高,通常取v=1~2m/s。欲保证正确的卸载,必须正确选择滚筒或链轮的转速与直径以及卸料口的位置。 离心重力式卸料 当r2hr1时,料斗作离心重力式卸料,部分物料将沿料斗的外壁运动,另一部分将沿都得内壁运动。这种卸料方式用于卸载流动性不良的粉状物料及含水物料。料斗的运动速度通常在v=0.6~0.8m/s之间。常用链条做牵引件。在顶部卸料处,下降分支须向内偏斜,以免自由落下的物料打在前一料斗底部,影响正常卸载。 重力式卸料 hr1时,即极点P处于料斗外缘的圆周之处时,重力大于离心力,物料作重力式卸载。这时物料沿斗壁内缘运动,它用于块状物料的下载。料斗的速度通常在v=0.6~0.8m/s之间,但需配用带有档边的料斗。 第1.5节 斗式提升机斗式提升机??? 斗式提升机作为一种应用极为广泛的垂直输送设备,已经广泛应用于粮食、饲料及种子加工业。但是在使用中也出现了一些问题,为使其工作性能和可靠性增强,对其进行了改进。 ?? 1.在斗式提升机头部和底部应设有吸风管和通风口,以保证斗式提升机在卸料和进料过程中不会形成负压和粉尘外溢。一台制作精良的输送设备,它的密封必须可靠。但良好的密封在物料卸料和进料过程中就必然会产生压力差,造成进料和卸料困难。通风口使斗式提升机内部压力与外界压力基本相等。适当的吸风避免粉尘从通风处溢出,避免浪费和清洁环境。 ?? 2.在斗式提升机的机头部装有防逆转装置。在斗式提升机工作中动力突然中断时,反转对于斗式提升机是很危险的。斗式提升机在提升过程中,其一侧是盛满物料的上行畚斗,另一侧是卸完物料的下行空畚斗。动力中断后,斗式提升机由于重力作用必发生逆转。物料随着畚斗的反转被卸到斗式提升机的底部,直至堆满后卡住畚斗。由于反转是一个加速的运动,而后又被突然卡住,很容易扯掉畚斗,使皮带损坏,甚至断裂。另外斗式提升机底部堆满物料,也使斗式提升机无法启动。防逆转可采用棘轮机构。 ?? 3.设置防滑主动轮。在斗式提升机的主动轮表面铆接或粘接防滑、抗(耐)磨橡胶布,能有效提高主动轮与皮带间的摩擦系数,防止皮带打滑,提高提升效率。如果主动轮表而过于光滑,就需过分张紧皮带,来保证提升机的正常工作,皮带就会受到过大的张紧力而降低皮带的使用寿命。 ?? 4.加装转速监控装置。在斗式提升机的被动轮部分装备速度传感器,传感器产生电压或电流信号,通过仪表可设定最高和最低转速。当斗式提升机的转速超出了这个范围,经过一段延时,如果转速依然超出范围就报警,并断开空气开关,有效地保护斗式提升机的正常工作。 ?? 5.采用质量优良的皮带。事实证明,选购质量上乘的皮带,不但能提高生产效率,而且还可以大大降低斗式提升机的事故率。千万不能图一时经济,而造成不应有的损失。 ?? 6.斗式提升机的调整皮带装置在工作调整后。应对螺栓进行保护,做好防锈和防尘。斗式提升机底部设有多个检视窗,这样可以方便地进行斗式提升机的皮带调整,而且可以更好的监视斗式提升机的工作情况。 ?? 7.设置挡料板。在斗式提升机上部卸料处装设挡料板,可有效防止物料倒流而流回提升机底部。挡料板用橡胶等耐磨又有一定韧性的橡胶的材料制成。挡料板与斗间的距离应为15mm左右。 ?? 8.注意斗的间距不能过大也不能过小。要根据斗式提升机的实际工作能力和电机功率合理调整斗间距的大小。 设计方案拟定输送堆积密度1.3t/m3易于掏取的粉状、粒状、小块状的底磨琢性物料最大块度为如煤、水泥、碎石、砂子、化肥、粮食等。物料干燥流动性好温度在250℃以下。ψ= 0.75(ψ为装载系数),装载系数按下式计算 ψ=(V-V0)/ V 式中V为料斗的理论几何容积,dm3;V0为不能填装的缝隙部分容积,dm3。的取值范围有以下5种: ①对于20mm以下的小颗粒,ψ=0.7~0.9; ②对于20~50mm的中等颗粒,ψ=0.6~0.8; ③对于50~100mm的大颗粒,ψ=0.5~0.7; ④对于大于100mm的,ψ=0.3~0.5; ⑤对潮湿的粉状物料,ψ=0.3~0.5。 n = 55 r/min(n为输出轴转速) v=0.8 m/s (v为物料提升速度 ) 根据以上设计条件,由于环链式斗提机较其他型号斗提机具有以下优点:? 1.维护方便,寿命长。 ? 2.机壳钢板加厚、刚性好。 ? 3.输送物料的温度最高可达250℃。 ? 4.中节机壳具有单通道和双通道两种形式。 ? 5.提升高度运行平稳可靠,噪音小,维护方便。 ? 6.改进机型的提升输送量比普通机型提高30%以上。 ? 7.提升机环链采用低合金钢锻造,并经渗碳淬火处理,具有极高的抗拉强度和耐磨性能。 1.3t/m3) :装载系数(0.75) λ:料斗间距(暂未定) 由V/λ的值查表确定料斗的宽度B值(附下表) 选值原则是选取靠近表中数值对应B值。 宽B/mm 深料斗 浅料斗 带档边的料斗 链条初张力 F1/N λ = 2.5h λ = 3h λ = 2.5h λ = 3h λ = h 单位长度载荷V/λ(dm3/m) 160 3.6 3 2.4 2 8.4 1000~1200 250 8.5 7.1 6 5 16.9 1200~1500 350 14.4 12 11.8 9.9 31 1500~1800 450 23.4 19.5 19.8 16.5 51.8 1800~2000 600 38.8 32.4 35.8 29.8 87.2 2000~2200 750 / / / / 137 22000~2500 900 / / / / 210 2500~3000 dm3/m 故选取B=250,确定提升机的型号为TH250。深斗装料。 设q为提升物料单位长度重量,则q=Ah/3.6v=20/(3.6×0.8)=6.9 kg/m,取链条初拉力1500N。 (2)选定料斗容积 通过查表选取容积为3.2L的深料斗。 料斗尺寸及容量 宽B/mm 深料斗 浅料斗 带档边的三角形料斗 口A/mm 深h/mm 容积V/dm3 口A/mm 深h/mm 容积V/dm3 口A/mm 深h/mm 容积V/dm3 160 105 110 1.0 75 100 0.6 110 155 1.3 250 140 150 3.2 120 160 2.4 140 195 3.3 350 180 200 7.2 165 220 6.5 175 245 7.0 450 220 240 14.0 215 285 14.1 225 310 16.0 600 280 310 30.0 285 375 33.5 280 390 34.4 750 / / / / / / 350 490 67.0 900 / / / / / / 450 620 130 (3)斗间距的确定 根据前面可知λ = 3h,且h=150mm,则λ=3×150=450mm。 (4)计算链轮直径 根据公式 推导= 278mm。 (5)确定卸料方式 根据第一章中得卸料方式选取原则,已知r2=d/2=140mm,r1=r2+A=278+140=418mm(A为料斗的口宽),n=55m/s。代入公式h=895/n2=295.9,由于r2hr1,符合离心重力式卸料条件,故本次设计采用离心重力式卸料方式。 规格提升最大高度(m)输送量(/h) 料斗斗距(mm)250型50 中深斗 混合式 2.3节 方案设计 2.3.1节 设计方案一: 驱动装置采用电动机、皮带、减速器,采用掏取式喂料,物料升到顶端在物料重力作用下自行卸料。 该方案的特点:结构简单、运行平稳,掏取式装料,混合式或重力卸料,采用组合链轮,更换方便,链轮轮缘经特殊处理寿命长,下部采用重力自动张紧装置,能保持恒定的张力,可避免打滑或脱链,同时在料斗遇阻时有一定的容让性能够有效地保护运动部件。 2.3.2节 设计方案二: 驱动装置采用电动机—皮带,皮带—皮带式二级皮带减速,采用掏取式喂料,物料升到顶端在物料重力作用下自行卸料。 该方案的特点:结构更简单、省去了二级减速器,减轻机头部分的重量,传动平稳,能缓冲吸振,在料斗遇阻堵转时时能够有效地保护电机不被烧毁。 经过两个方案的比较,方案二的斗式提升机的结构虽然简单,但电动机和中间皮带轮的安装不方便,需在机壳上打螺纹孔,其次单靠皮带传动容易打滑和磨损,需定期跟换皮带,所以采用方案一的设计。 2.4节 工作过程分析及驱动结构简图 2.4.1节 工作过程分析 本次设计利用环绕并张紧于头轮、轮底的封闭环形链带作为牵引构件,利用安装于链带上的料斗作为输送物料构件,通过料斗链的连续运转实现物料的输送,见下图。因此斗式提升机是连续性输送的机械。理论上可将斗式提升机的工作过程分为三个阶段:装料过程、提升过程和卸料过程。 装料过程 装料就是料斗在通过底座下半部分时挖取物料的过程。料斗的装满系数 表示。根据装载方向不同,装料方式有顺向进料和逆向进料两种,工程实际中常用的是逆向进料,此时进料方向与料斗运动方向相同,装满系数较大。 提升过程 料斗绕过底轮水平中心线始终至头轮水平中心现线的过程,即物料随料斗垂直上升的过程称作提升过程。此时应保证环链有足够的张力,实现平稳提升,防止撒料现象的发生。 卸料过程 本次设计选择混合式卸料方式,选取zh型(中深斗)料斗,牵引件为低合金高强度圆环链,经适当热处理后具有很高的抗拉强度和耐磨性。下部采用重锤杠杆式张紧装置,即可实现自动张紧。 2.4.2节 驱动部分结构简图 第三章TH250斗式提升机主要参数确定及主要结构设计 第3.1节 提升机功率的计算 本次设计TH250型斗式提升机,主要参数有功率、提升能力、料斗宽度、料斗容积、料斗间距。 参照文献[1]《运输机械设计选用手册》中第十四章斗式提升机中TH提升机的功率计算部分内容,计算过程如下: TH型斗式提升机功率计算。 TH型 提升机的驱动装置为YY型(即Y型电动机和ZLY型或ZSY型二级减速器配用),其传动轴驱动功率由下式求得: P0 = + PS + PL 其中: P0 —传动轴功率(Kw) ; Q —斗式提升机提升量(t/h); H—物料提升高度(m); g—重力加速度(m/s2); PS 、PL—附加功率(Kw)见下表; 附加功率 TH200 TH250 TH315 TH400 TH500 TH630 TH800 PS 2 2 3 3 4 4 5 PL 0.2 0.3 0.5 0.8 1.2 2.2 3.4 由此次TH250斗式提升机设计的条件可知:Q = 20 t/h ;提升高度为:H= 22m;重力加速度g取 9.8 m/s2 。 将数据代入公式计算可得: P0 = + PS + PL = + 2 + 0.3 = 3.5 Kw 则电动机的功率为: Pd= P0 / ?总 其中: Pd—电动机的功率(Kw); P0—传动轴功率(Kw);?—总机械效率。 η总=ηη……ηn η4:高速级联轴器效率 0.99 (弹性柱销联轴器) η:I轴轴承效率 0.99 (圆锥滚子轴承,一对,稀油润滑) η:高速级齿轮啮合效率 0.98 η:II轴轴承效率 0.99 (圆锥滚子轴承,一对,稀油润滑) η:低速级齿轮啮合效率 0.99 η:III轴轴承效率 0.99 (圆锥滚子轴承,一对,稀油润滑) η:低速级联轴器效率 0.99 (齿式联轴器) η:链轮效率0.99 η:链轮轴承效率 0.99 (滚子轴承,一对,稀油润滑) (效率值设计手册表1—7(P5)查得) η总 = 0.89 将数据代入公式中求得:Pd= P0 / ?总 = 3.5/0.89 = 3,92Kw 第3.2节.电动机的选型 电动机的选择包括电动机的类型、结构形式、功率、转速和型号。 按已知工作要求和条件选用要求电机的功率为3.68Kw,由于Y系类三相异步电动机具有防止灰尘、铁屑或其它杂物侵入电动机的特点,具有国际互换性,适用于无特殊要求的机械上,如机床、泵、风机、运输机、搅拌机、农业机械等。参考文献[ ]故此次斗式提升机电机的选用Y系类三相异步电动机,选用额定功率为4KW的Y132M1-6型号电机。 不选用同等功率其它型号的原因: ①由于电机作为提升动力源,电动机应具有较大的额定转矩。 ②转速宜太高,否则传动比较大,后面减速器的尺寸参数将增大,故不选Y132S2-2型号。 ③电动机将安装在传动链轮一侧,即在提升机机顶部分,因此电动机重量不宜过重、机座不宜过长,故不选Y160M-6和Y160L-8型号。 Y132M1-6型号三相异步电动机基本参数 额定功率/KW 满载转速/(r/min) 堵转额定转矩 最大额定转矩 质量/Kg 4 960 2 2 73 Y132M-4型号三相异步电动机安装尺寸 安装代号 伸出轴直径D 轴伸尺寸E 连接键宽尺寸F 安装螺母中心距A B3 38mm 80mm 10mm 216mm 第3.3节 减速器的设计 电机型号 额定功率 满载转速 起运转矩 最大转矩 Y132M1--6 4KW 960r/min 2.0 2.0 2、计算传动装置的总传动比并分配传动比 1)、总传动比= 2)、; 二级减速器中: 高速级齿轮传动比 低速轮级齿传动比 3.3.2节 计算各轴参数 1.各轴转速 减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为:Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴。 各轴转速为: 2.各轴输入功率 按电动机所需功率计算各轴输入功率,即 各轴输入转矩T(N?m) 将计算结果汇总列表备用。 项目 电动机 高速轴Ⅰ 中间轴Ⅱ 低速轴Ⅲ N转速(r/min) 960 960 201.68 54.66 P 功率(kW) 3.92 3.86 3.78 3.70 转矩T(N?m) 39 38.42 179.24 697.42 i传动比 4.76 3.69 效率 0.98 0.98 3.3.3节 高速级减速齿轮设计 1、齿轮传动设计 选择斜齿轮圆柱齿轮 先设计高速级齿轮传动 1)、选择材料热处理方式 根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面 计算说明 (HB=350HBS),7级精度,查表10-1得 小齿轮 40Cr 调质处理 HB1=280HBS 大齿轮 45钢 调质处理 HB2=240HBS 2)、按齿面接触强度计算: 取小齿轮=20,则=,取=95并初步选定β=14° 确定公式中的各计算数值 a.因为齿轮分布非对称,载荷比较平稳综合选择Kt=1.6 b.由图10-30选取区域系数Zh=2.433 c.由图10-26查得 d.计算小齿轮的转矩:。确定需用接触应力 e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa f.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力=600MPa大齿轮的为=550MPa h.由式10-13计算应力循环次数 i.由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.94 =0.98 3)、计算 (1)计算圆周速度: V=лn1/60000=2.06m/s (2)计算齿宽B及模数 B=φd=1X41mm=41mm =cosβ/=1.99mm H=2.25=4.48mm B/H=41/4.48=9.15 (3)、计算纵向重合度 =0.318φdtanβ=1.586 (4)、计算载荷系数 由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得: 故载荷系数 =11.091.21.418=1.85 (5)、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径, 由式10—10a 得 ==43mm (6)、计算模数 = Cosβ/Z1=2.09mm 4)、按齿根弯曲强度设计 由式10-17 (1)、计算载荷系数: =1.67 (2)、根据纵向重合度=1.586,从图10-28查得螺旋角影响系数 (3)、计算当量齿数 齿形系数 (4)、由[1]图10-5查得 由表10-5 查得 由图10-20C但得=500 MPa =380 MPa 由图10-18取弯曲疲劳极限 计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得: =/S=307.14MPa =/S=241.57 MPa (5)、计算大小齿轮的,并比较 且,故应将代入[1]式(11-15)计算。 (6)、计算法向模数 = =1.38 mm 对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径=43mm来计算应有的数,于是有: 取2mm; (7)、则 (8)、计算中心距 取a1=123.67mm (9)、确定螺旋角 (10)、计算大小齿轮分度圆直径: = = (11)、确定齿宽 取 5)、结构设计。(略)配合后面轴的设计而定 3.3.4节 低速级减速齿轮设计 1)、选择材料热处理方式(与前一对齿轮相同)(HB=350HBS),8级精度,查表10-1得 小齿轮 40Cr 调质处理 HB1=280HBS 大齿轮 45钢 调质处理 HB2=240HBS 2)、取小齿轮=22,则=87 ,初步选定β=14° 3)、按齿面接触强度计算: 确定公式中的各计算数值 a.因为齿轮分布非对称,载荷比较平稳综合选择Kt=1.6 b.由图10-30选取区域系数 c.由图10-26查得 d.计算小齿轮的转矩: 确定需用接触应力 e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa f.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力=600MPa大齿轮的为=550MPa h.由式10-13计算应力循环系数 i.由图10-19取接触疲劳寿命系数=1.072 =1.123; 取失效率1%,安全系数S=1. =/S=643.2Mpa = /S=617.65 Mpa =(+)/2=630.43Mpa 4)、计算 (1)、圆周速度: V=лn1/60000=0.68m/s (2)、计算齿宽b及模数 B=φd=1X64.03=64.03mm =cosβ/ =2.82mm H=2.25=6.345mm b/h=64.03/6.345=10.09 (3)、计算纵向重合度 =0.318φdZ3tanβ=1.744 a 由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得: 故 载荷系数 K==1.74 (4)、按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式10-10a得 ==65.85mm (5)计算模数 = cosβ/=2.90mm 5)、按齿根弯曲强度设计 由式10-17 a上式中 b根据纵向重合度=1.744,从图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.88 c计算当量齿数 齿形系数 由[1]图10-5查得 由图10-20C但得=500 MPa =380 MPa 由图10-18取弯曲疲劳极限=0.88,=0.91 d计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得: =/S=314.29 MPa =/S=247 MPa e比较 且,故应将代入[1]式(11-15)计算。 f法向模数 对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径=65.52mm来计算应有的数,于是有: 取2.5mm g中心距 取a1=159.7mm h确定螺旋角 i计算大小齿轮分度圆直径: =mm = J 齿宽 3.3.5节 高速级轴的设计: 为了对轴进行校核,先求作用在轴上的齿轮的啮合力。 第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为 1.高速轴Ⅰ设计 1)按齿轮轴设计,轴的材料取与高速级小齿轮材料相同,40Cr,调质处理,查表15-31,取 2)初算轴的最小直径 高速轴Ⅰ为输入轴,最小直径处跟V带轮轴孔直径。因为带轮轴上有键槽,故最小直径加大6%,=15.90mm。由《机械设计手册》表22-1-17查得带轮轴孔有30,32,35,38,40等规格,故取=30mm 高速轴工作简图如图(a)所示 首先确定个段直径 A段:=30mm 有最小直径算出) B段:=32mm,根据油封标准,选择毡圈孔径为30mm的 C段:=35mm,与轴承(圆锥滚子轴承30207)配合,取轴承内径 D段:=42mm, 设计非定位轴肩取轴肩高度h=3.5mm E段: mm,为了减轻轴重及减少材料 F段:d=43.4mm,将高速级的小齿轮设计为齿轮轴 G段:=36mm, 设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mm H段:=30mm, 与轴承(圆锥滚子轴承30207)配合,取轴承内径 第二、确定各段轴的长度 A段:=80mm由弹性连轴器LX3的周孔长度决定 B段:=54mm,考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取54mm C段:=29mm, 与轴承(圆锥滚子轴承30207)配合,加上挡油盘长度(参考《减速器装配草图设计》p24) =B+△3+2=16+10+2=28mm G段:=30mm, 与轴承(圆锥滚子轴承30207)配合,加上挡油盘长度(参考《减速器装配草图设计》p24) F段:,=△2-2=10-2=8mm E段:,齿轮的齿宽 D段:=89mm, 考虑各齿轮齿宽及其间隙距离,箱体内壁宽度减去箱体内已定长度后圆整得=89mm 轴总长L=343mm 两轴承间距离(不包括轴承长度)S=174mm, 3.3.6节 中间轴的设计: 1)、按齿轮轴设计,轴的材料取与高速级小齿轮材料相同,40Cr,调质处理,查表15-31,取 2)初算轴的最小直径 因为带轮轴上有键槽,故最小直径加大6%,=26.56mm。根据减速器的结构,轴Ⅱ的最小直径应该设计在与轴承配合部分,初选圆锥滚子轴承30206,故取=30mm 首先,确定各段的直径 A段:=30mm,与轴承(圆锥滚子轴承30206)配合 F段:=30mm,与轴承(圆锥滚子轴承30206)配合 E段:=38mm,非定位轴肩 B段:=48mm, 非定位轴肩,与齿轮配合 C段:=64.52mm, 齿轮轴上齿轮的分度圆直径 D段:=56mm, 定位轴肩 然后确定各段距离: A段: =29mm, 考虑轴承(圆锥滚子轴承30206)宽度与挡油盘的长度 B段:=8mm,根据轴齿轮到内壁的距离及其厚度 C段:=70mm,根据齿轮轴上齿轮的齿宽 E段:=43mm, 根据高速级大齿轮齿宽减去2mm(为了安装固定) F段:=41.5mm,考虑了轴承长度与箱体内壁到齿轮齿面的距离 D段:=16.5mm,由轴Ⅰ得出的两轴承间距离(不包括轴承长度)S=174mm减去已知长度 得出 3、轴Ⅲ的设计计算 输入功率P=3.7KW,转速 轴的材料选用40Cr(调质),可由表15-3查得=110 所以轴的直径: =44.83mm。因为轴上有两个键槽,故最小直径加大12%,=50.21mm。 由表8-5(机械设计课程设计指导书)选联轴器型号为LH8 轴孔的直径=55mm长度L=84mm 3.3.7节 低速轴的设计: 首先,确定各轴段直径 A段: =60mm, 与轴承(圆锥滚子轴承30212)配合 B段: =65mm,非定位轴肩,h取2.5mm C段: =77mm,定位轴肩,取h=6mm D段: =65mm, 非定位轴肩,h=6mm E段: =60mm, 与轴承(圆锥滚子轴承30212)配合 F段: =57mm,按照齿轮的安装尺寸确定 G段: =55mm, 联轴器的孔径 然后、确定各段轴的长度 A段: =47.5mm,由轴承长度,△3,△2,挡油盘尺寸 B段: =63mm,齿轮齿宽减去2mm,便于安装 C段: =10mm, 轴环宽度,取圆整值 根据轴承(圆锥滚子轴承30212)宽度需要 D段: =64.5mm,由S=174减去已知长度得到 E段: =34mm, 由轴承长度,△3,△2,挡油盘尺寸 F段: =64.5mm, 考虑轴承盖及其螺钉长度,圆整得到 G段: =82mm,联轴器孔长度 轴的校核计算, 3.3.8节 高速轴的校核 求轴上载荷 已知: 设该齿轮轴齿向是右 旋,受力如右图: 由材料力学知识可求得 水平支反力: 垂直支反力: 合弯矩 由图可知,危险截面在C右边 =/ =9.07MPa70MPa 轴材料选用40Cr 查手册 符合强度条件! 3.3.9节 中间轴的校核 求轴上载荷 已知: 设该齿轮轴齿向两个都是左旋,受力如右图: 由材料力学知识可求得 水平支反力: 垂直支反力: 连选圆头普通平链A型149 轴t=5.5mm 扭矩如图: 符合强度条件 3.3.10节 低速轴的校核 求轴上载荷 已知: 设该齿轮齿向是右旋,受力如图: 由材料力学知识可求得 水平支反力: 垂直支反力: 受力弯矩如右图 由图可知,危险截面在B右边 连选圆头普通平链A型bh=1811mm 轴t=7.0mm =/W=13.75MPa 轴材料选用40Cr 查手册 符合强度条件! 3.3.11节 滚动轴承的校核计算 1.Ⅰ轴轴承 型号为30206的圆锥滚子轴承 1)计算轴承的径向载荷: 2)计算轴承的轴向载荷 (查指导书p75) 30207圆锥滚子轴承的基本额定动载荷Cr=54.2KN,基本额定静载荷Cor=63.5KW,e=0.37,Y=1.6 两轴承派生轴向力为: 因为 轴左移,左端轴承压紧,右端轴承放松 、 2)计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数 因为 N 因为, 所以取 3)校核轴承寿命 按一年300个工作日,每天2班制.寿命68年.故所选轴承适用。 2.Ⅱ轴轴承 1)计算轴承的径向载荷: 2)计算轴承的轴向载荷 (查指导书p15) 30206圆锥滚子轴承的基本额定动载荷Cr=43.3KN,基本额定静载荷Cor=50.5KW,e=0.37,Y=1.6 两轴承派生轴向力为: 因为 轴右移,左端轴承放松,右端轴承压紧 、 2)计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数 因为 因为, N 所以取 3)校核轴承寿命 按一年300个工作日,每天2班制.寿命9年.故所选轴承适用。 2.Ⅲ轴轴承 1)计算轴承的径向载荷: 2)计算轴承的轴向载荷 (查指导书p75) 30212圆锥滚子轴承的基本额定动载荷Cr=102KN,基本额定静载荷Cor=130KW,e=0.4,Y=1.5 两轴承派生轴向力为: 因为 轴右移,左端轴承放松,右端轴承压紧 、 2)计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数 因为 因为, 所以取 3)校核轴承寿命 按一年300个工作日,每天2班制.寿命78年.故所选轴承适用。 3.3.12节 键的选择与校核 1.Ⅰ轴上与带轮相联处键的校核 键A b×h×L=8×7×70 单键 键联接的组成零件均为钢,=125MPa =125MPa 满足设计要求 2.Ⅱ轴上大齿轮处键 键 A b×h×L=14×9×36 单键 键联接的组成零件均为钢,=125MPa 满足设计要求 3.Ⅲ轴上 1)联轴器处 采用键A,b×h×L=18×11×50 单键 满足设计要求 2)联接齿轮处 采用A型键A 单键 =125Mpa 3.3.13节 箱体及其附件的结构设计 满足设计要求 九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择 1、铸件减速器机体结构尺寸计算表 名称 符号 减速器及其形式关系 机座壁厚 δ 0.025a+3mm=6.84mm,取8mm 机盖壁厚 δ1 0.02a+3=6.06mm8mm,取8mm 机座凸缘厚度 b 1.5δ=12mm 机盖凸缘厚度 b1 1.5δ=12mm 机座底凸缘厚度 p 2.5δ=20mm取30mm 地脚螺钉直径 df 0.036a+12=12.288mm取16mm 地脚螺钉数目 n a250mm,n=4 轴承旁连接螺栓直径 d1 0.75df=13.15mm取8mm 机盖与机座连接螺栓直径 d2 (0.5~0.6)df=8.76~10.52mm取10mm 连接螺栓d2的间距 l 150~200mm取180mm 轴承端盖螺钉直径 d3 (0.4~0.5)df=7.01~8.76mm取M8 窥视孔盖螺钉直径 d4 (0.3~0.4)df=5.26~7.01mm取M6 定位销直径 d (0.7~0.8)df=12.27~14.02mm取M12 df、d2、d3至外机壁距离 c1 d1、d2至凸缘边缘距离 c2 轴承旁凸台半径 R1 R1=C2=20 凸台高度 h 外机壁至轴承座端面距离 L1 c1+c2+(5~8)=44 内机壁至轴承座端面距离 L2 δ+c1+c2+(5~8)=52 大齿轮顶圆与内机壁距离 △1 ≥1.2δ=9.6mm取14mm 齿轮端面与内机壁距离 △2 ≥δ=8mm取10mm 机盖、机座肋厚 m1,m m1=m≈0.85δ1=6.8mm,取7mm 轴承端盖外径 D2 轴承端盖凸缘厚度 e (1~1.2)d3=9mm取12mm 轴承旁连接螺栓距离 s s≈D2 。 1、视孔和视孔盖 视孔用于检查传动件的齿和情况,润滑状态,接触斑点及齿侧间隙,还用于注入润滑油。视孔盖可用于轧制钢板或铸铁制成,它和箱体之间应加低质密封垫圈,以防止漏油。由设计手册查得:(P161),,,,。盖厚,8孔,。 2、通气孔 通气孔用于通气,使箱内外气压一致,已避免由于减速器运转时箱体内气压升高,内压增大,从而引起箱内润滑油的渗漏。通常在箱体顶部装设通气器。由机械设计手册表11-5查得:取 3、放油螺塞 为了排出污油和清洁剂,应在箱体底部,油池的最低位置处于侵放油孔。放油螺塞和箱体接合间应加防漏油的垫圈。由设计手P89册查得:. 4、油面指示器(油标) 油面指示器用来检查减速器内油池油面的高低,以保证油池内有适当的油量,一般在箱体便于观察,油面较稳定的部位。装设油面指示器。根据设计手册表7-10查得,选取杆式油M16。 5、润滑及密封 采用脂润滑,由设计手册表7-1选取:L—CKC100工业闭式齿轮油(GB5903--1995),闪点不低于180°C,毡圈密封。 第3.4节 驱动主轴设计 3.4.1节 轴各段尺寸设计及受力分析 1、初步确定轴的最小直径 按机械设计P370式15-2 其中:p为输入功率、n为轴的转速(n=55m/s)。经过计算求得p=3.68 Kw 初步估计轴的最小直径 选取材料为45Cr,调制处理,根据表15-3(P370),取A0取110。 ,轴上开一个键槽,轴径增大7%。 算得: 为了与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器的型号,联轴器的扭矩:Tca=KAT1,查表14-1,取,则: Tca=KAT1=1.3×728.3=946.8N.m,选取GICL3型齿式联轴器,其公称直径2800N.m,许用转速5900r/min。半联轴器的输出孔径。 2、轴的结构设计: (1)拟定轴上零件的装配方案。 现选用机械设计图15-22a所示的装配方案。 (2)根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度。 低速轴的结构简图如下: (确定轴的各段直径 D1=55mm 与联轴器相连,孔径与键槽匹配 D2=60mm 非定位轴肩a=(0.07~0.1)d,取a=2.5mm,直径增大5mm D3=D9=65mm 安装轴承,初选22213C/W3型号调心滚子轴承,标准系列直径为65mm D4=D8=70mm 轴承定位轴肩轴肩高度a=2.5mm,直径增大5mm D5=D7=75mm 安装链轮,初选链轮安装轴直径为75mm D6=80mm 定位轴肩 a=(0.07~0.1)d,取a=2.5mm,直径增大5mm (确定轴的各段长度 L1=82mm 查表GICL3型齿式联轴器输出孔长为84mm,安装时轴应缩进2mm,故取L1=82mm L2=60mm 为保证伸出轴长,取该段长为60mm L3=L9=30mm 轴承宽度B为31mm,为便于安装,轴长缩进1mm,故该段取30mm L5=L7=100mm 由钢料斗的宽度为250mm,与节链安装时两边各缩进40mm,剩余170mm,初选两链轮宽度为120mm L6=70mm 两链轮中心相距170mm,两链轮距轴肩60mm,剩余轴肩长度为50mm L4=L8=160mm 该区段长度主要根据轴承之间的距离,考虑到轴上密封板、壳体法兰和轴承 座等占据的位置,暂去两轴承内侧距离为620mm,计算后L4=L8=160mm。 轴总长度为792mm。 D1 D2 D3 D4 D5 D6 D7 D8 D9 55 60 65 70 75 80 75 70 65 L1 L2 L3 L4 L5 L6 L7 L8 L9 82 60 30 160 100 70 100 160 30 3、链轮、半联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接。 由表6-1查得平键截面 联轴器键 链轮键 4、确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2中推荐值,取安装链轮的轴段倒角和轴端倒角为, 圆角为R2,其它轴肩圆角半径取1.6mm。 5、求轴上载荷 由材料力学知识得: 水平支反力:FNH1=FNH2=0 垂直支反力:FNV1+FNV2=G1+G2+F预 其中:G1—同一时刻提升机上行料斗中物料的重量 G2—牵引件重量(平均每米长度牵引构件的重量:25kg/m) F预—圆环链上得预紧力(从第二章中可知已取预紧力为1500N) 由于链轮在轴上为对称布置FNV1=FNV2=(G1+G2+F预)/2 已知物料的提升高度为30m,并已求得求得单位长度提升物料单位长度 重量q为6.9 kg/m。(取g=10m/s2) 则G1=qHg=6.9×25×10=1725N G2=25×10×30×2(双面)=15000N FNV1=FNV2=(G1+G2+F预)/2=(1725+15000+1500)/2=9112N Mv=FNV1×l2=9112×0.31= 2825 N·m 因 MH= 0 故=2825 N·m 按弯扭合成应力校核轴的强度,进行校核时,已知T=713.8N·m,取。 轴的计算应力为: 抗弯截面系数 。 前方已选定材料为40Cr钢,调质处理,,因,故安全。 3.4.2节 滚动轴承的选取及校核 在输送物料的过程中,的受力情况比较复杂,因此对滚筒的轴承也有一 定的要求。滚筒轴承一般选用向心球轴承近年来倾向于选用大游隙轴承以改 善轴承的工作状态起到减少阻力降低制造成本的作用。≤1.5°~2.5°并能实现自动调心的调心滚子轴22213C/W3,。其基本参数如下表: 轴承代号 尺寸/mm 计算系数 Cr(动) Cor(静) d D B e Y1 Y2 Y0 /KN(基本额定载荷) 2213C/W33 65 120 31 0.24 2.7 4.0 2.6 150 195 水平支反力:FNH1=0 N FNH2=0N 垂直支反力:FNV1=9210N FNV2=9210N 轴承的轴向载荷 ,只承受径向载荷Fr的轴承当量载荷P= fpFr。 计算轴承1、2的当量载荷,斗式提升机哪里有卖由于轴承有轻微冲击,由表3-5(P321)查得:载荷系数。斗式提升机皮带图片 P= fpFr=1.5×9210=13.8 KN 根据公式校核轴承寿命 , 对于滚子轴承(P319) 。 (Lh:基本额定寿命 P:当量载荷 C:额定动载荷) 年 ,故符合要求。 3.4.3节 驱动轴上键的校核 各轴的参数如下表: 单位:mm 名称 类型 键宽b 键高h 键长L 工作长度l 材料 高速联轴器键 A型普通平键 16 10 70 60 钢 中间轴齿轮键 A型普通平键 20 12 90 80 钢 键的强度校核公式: 其中:T——传递的扭矩,713.8N·m k——键与轮毂键槽的接触高度,k=0.5h,h为键的高度,mm。 d——轴的直径,mm。 l——键的工作长度 ,mm。 联轴器键 , d=55mm。 将已知数据代入求得 。 链轮键 ,d=75mm。 将已知数据代入求得 。 键的材料为钢,查表6-2(P106),。 故键的强度足够。 第3.5节 料斗的设计 料斗用钢板焊制或冲压成形铸造料斗在实践中很少见。焊制或冲压的料斗 是用厚度的26毫米的钢板制成的。为了减少料斗边唇的磨损常在料斗边唇 外焊上一条附加的斗边。 常用的料斗有深斗、浅斗、和三角斗。根据斗式提升机的工作进度和被运 物料特性的不同可采用不同的料斗的形式。 深斗的斗中与料斗后壁夹角大每个料斗可装载较多的物料但较难个子空适用于运送干燥的松散物料λ=(2.5~3)h 浅斗的斗中与料斗后壁的夹角小每个料斗的装载量小但容易卸空适于支部潮湿的和粘性的物料。深斗和浅斗在斗式提升及沿牵引构件长度方向间隔一定距离地固定在牵引构件上。λ=(2.5~3)h 有挡边料斗是具有导向侧边的三角形料斗,这种料斗在提升机中采用一个接一个的密集布置,当绕过上链轮卸料时,前一个料斗的两导向侧边和前壁形成后一个料斗的卸载导槽,这种料斗适于输送较重的,半磨琢性的, 磨琢性大的块状物料。λ=(2.5~3)h 以上3式中:λ为料斗之间的间隔,mm;h为料斗后壁高度,mm。 料斗的运行速度较低使在重力作用下倾斜到前面料斗的导槽中D型和H型斗式提升机多采用深斗或浅斗型斗式提升机采用有导向槽的尖棱面斗。根据设计任务书所提到的物料为散状或粉末状物料所以采用深斗。 斗宽B/mm 斗口宽A/mm 深h/mm 容积V/dm3 斗间距λ/mm 250 140 150 3.2 450 )料斗个数的计算: 在第二章中已经求得物料单位长度重量q=6.9 kg/m,则在同一时刻上行料斗中物料的总质量为qH=22×6.9=152kg=0.152t,已知物料堆积密度γ为1.3t/m3,装载系数为0.75,料斗的容积为3.2L。则同一时刻所需上行料斗的数量为: =49个,则需要料斗的总数N=98个。 )运行中料斗挖取阻力的计算: 设计斗式提升机时,料斗的挖取阻力的确定是一个重要的问题,在一般料斗间隔的情况下,阻力是各个料斗阻力的叠加,所以,总阻力的分布情况呈现微小的波动。通过实验研究,计算斗式提升机挖取阻力如下经验公式来计算: 式中:v为链速,0.8m/s。Ah为提升量,20t/h。g取10m/s2。 =222N 第3.6节 链条设计及校核 链条去其他挠性牵引构件比较有以下优点:能够绕过小直径的链轮和滑轮,特别是在用短环节链条时;易于在链条上固接工作构件——如料斗、刮板或梯级等;链条通过啮合驱动能可靠地传递牵引力;承受载荷时伸长量明显较传送带的小。 链条的缺点是:重量较大价格较高;链条关节处容易玷污和磨损;运动不均匀,会引起动力载荷,因而不宜采用高的运动速度。 在连续输送机中所采用的链条有各式各样的结构。焊接结构简单,但是由于它有较多的缺点,因而较少应用。片式链应用较广。 1、焊接链 焊接链由用圆钢制成的圆环链或由圆钢和扁钢制成的链环相互交替连接的组合链。根据制造精度,斗式提升机的结构组成这些链分为校准链和未校准链两种。校准链在焊接后还要进行校准,所有的链环的尺寸相同,以免链条节距与多边形链轮或有齿链轮的节距间产生不允许的误差。未校准链的节距误差较大,只能用于没有齿的,光滑的链轮上。采用这种光滑链轮作牵引轮时,需要把链条张紧得很紧,以免打滑,所以未校准链仅用于斗式提升机中。因为在斗式提升机中,由两垂直分支的链条所形成的张力很大,容易保证所需的张紧度。 本次设计的斗式提升机链条就是采用未校准的焊接链。 2、片式链 连续运输中应用的片式链通常为结构较完善的具有衬套式链。这种链条的衬套固定咋内片链上,销轴固定在外链片上。当相邻链环相互运动时,摩擦力分布于衬套的整个内表面上,因而单位磨损较小。此外,这种链单位压力比较低,润滑油不至于从工作表面挤出。 衬套滚柱链的特点是衬套上活络的套装滚柱。当衬套滚柱链与链轮啮合时,由于齿轮与滚柱的摩擦,使滚柱在衬套上传动,但滚柱相对于轮齿来说则是不动的,因而大大减轻了轮齿的磨损。 可拆链 这种链条是可拆卸的,合装—拆卸迅速,便于更换单个链环是折哦那个链的优点之一。由于可拆链的内链环和外链环之间有侧向间隙,以及由于链条关节支撑表面单面接触,因而允许的链环在链条绕曲的另一方向内也能转动某一角度φ,可拆链的这种性能使它有可能在两平面内具有挠性,从而允许这种链条构成空间线路。可拆链广泛的应用于悬挂式输送机、行车式输送机和刮板输送机以及其他各种类似用途的输送机中。 链条张力的计算: 设图中1、2、3、4各点的张力分别用F1、F2、F3、F4来表示。点1处的张力F1最小,即初张力(由表查得取初张力为1500N),3处的张力最大,因为它是重车侧的最高点。为了确定提升机其他各点的张力,可利用一下的通用计算法进行计算。牵引链轮上每一点张力等于前一点张力与这一点之间区段的阻力(或张力)之和。 式中:为尾轮阻力,凯时官网登录=(0.05~0.07)F1取100N。 为物料运动产生的张力(等于料斗挖取阻力)已求得为222N。 求得:F2=1827N g,N; 式中:为提升区段的张力增加值,,N; q0为每米长度牵引件的重量,已取为25kg/m; q为每米上行物料的重量,已求得6.9kg/m;H为提升高度,22m,g取10m/s2。 求得:F3=1827+9420=11247N ,为通过滚筒的阻力取。 求得:F4=2018N 圆环链的选取 链条得选取主要参考链条的工作载荷来选取,计算公式P=Q/k,式中:P为链条的工作载荷/KN;Q为链条的破坏载荷/KN;k为安全系数,用机械驱动的滚筒或滑轮时k=6,利用链轮驱动时k=8。 从链条的张力计算取张力的最大值P= F3=11.562KN,则Q=kP=8×11.562 = 92.5KN 圆环链条的规格参数如下表: 规格d﹡p 最小内宽a(mm) 最大外宽b(mm) 圆弧半径r(mm) 实验负荷(KN) 最小破断负荷(KN) 实验负荷下最大伸长率(﹪) 破断时最小总伸长率 ﹪) 质量等级 10×40 12 34 15 85 110 1.4 12 B 100 130 1.6 12 C 14×50 17 48 22 150 190 1.4 12 B 200 250 1.6 12 C 18×64 21 60 28 260 320 1.4 12 B 330 410 1.6 12 C 22×86 26 74 34 380 480 1.4 12 B 490 610 1.6 12 C 26×92 30 86 40 540 670 1.4 12 B 680 850 1.6 12 C 30×108 34 98 46 710 890 1.4 12 B 900 1130 1.6 12 C 参考料斗间的斗距为450mm,选取上表中规格为14×50mm的B级圆环链能满足要求。 第3.7节 驱动链轮的结构设计 TH型斗式提升机是利用链轮与圆环链之间的摩擦力进行动力传递的。特别是当链轮与链条摩擦副不能相互匹配,即链轮与链条产生相对滑动时,链轮磨损加剧,因此,链轮是一个易损件。对于链轮应选择合理的材料、热处理工艺以保证轮缘的硬度和耐磨性。同时考虑到链条价格昂贵,应使链轮的硬度略低于链条的硬度。 TH250的轴上的扭矩通过键槽传递给两个链轮,链轮由轮缘和轮体两部分组成,结构如下图所示。轮体材料为HT200灰铸铁,轮缘由QT60-2铸造而成,要求铸件不得有气孔、缩孔及裂纹等,以保证链轮正常工作所需的强度。此次设计采用了组装式链轮。有轮体、轮缘用高强度螺栓联接而成。在链轮磨损到一定程度后,可拧下螺栓来拆换轮缘,因此更换方便,且节约拆料、降低了维修费。 链轮的节圆直径的计算: 根据计算公式: 推导出公式 由已知条件:ν = 0.8 m/s(物料运输速度)和n = 55 r/min(n为链轮的转速)计算可得链轮的节圆直径d=278mm。 第3.8节 张紧装置的设计 斗式提升机的外罩下部设有张紧装置。张紧装置的作用是保证输送带具有足够的张力以使输送带和驱动滚筒之间生必需的磨檫力并限制输送带在各支承间的垂度使输送机正常运转。 ①补偿牵引构件在工作过程中得伸长。 ②在偶然因动力作用下使牵引构件张力减弱时,也能保证牵引构件张紧。 ③在使用摩擦传动的驱动装置上,初张力应该有足够的大小,以使牵引构件在滚筒或滑轮之间产生为传递牵引力(圆周力)所必须得摩擦力。 ④在使用啮合传动的驱动装置上,牵引构件在驱动链轮绕出分支的张力,必须保证牵引构件能顺利地从驱动链轮上绕出。 ⑤防止牵引构件在支承件的过分下垂。 张紧装置螺杆式坠重式螺杆式其结构特点是滚筒轴承固定在螺旋拉紧装置的滑板上滑板装在下部区段的导轨内滑板是U形钢板内装有调整螺母借助于下部区段上的调整螺杆的旋转即可拉紧下部滚筒沿斗式提升机下部区段作上下调整张紧装置的行程在结构紧凑轻巧占地少安装简单张紧力和行程小不能自动调整螺杆式张紧装置由于他的行程受到限制有不能自动保证恒张力所以一般只适用于长度较短功率较小的输送机上它的张紧行程按整机长度的选取。 坠重式张紧装置是利用重物自身的重力来实现张紧的它能够保证足够恒定的张力适用功率较大的输送机。 弹簧螺杆式张紧装置在链式或较短的带式输送机中应用较广。弹簧螺杆式张紧装置由于弹簧的弹性,它比刚性的螺杆式张紧装置较能适应牵引构件额张力变化情况。这种张紧装置可用在较长的链式输送机上,例如大提升高度的自动扶梯上。在具有挠性牵引构件的移动式输送机、装卸机和给料机上,为使结构紧凑,都采用弹簧螺杆式装置。在长距离、高速度的带式输送机中,由于带载启动或制动时驱动滚筒上得圆周力将可能增大50%左右,因而要求张紧装置能够及时调节。 此次设计考虑到提升机的功率不太大选用式张紧装置 第3.9节 联轴器的选型 联轴器的重要功能是连接联轴并起到传递转矩的作用,除此之外还具有补偿两轴因制造和安装误差而造成的轴线偏移功能,以及具有缓冲,吸振,安全保护等功能。在选择联轴器时,首先应确定其类型,其次确定其型号。 联轴器的类型应根据其工作条件和要求来选择。对于中小型减速器是输入轴和输出轴均可采用弹性柱销联轴器,其加工制造容易,装拆方便,成本低,并能缓冲减振,当两轴均的对中精度良好时,可采用凸缘联轴器,它具有传递扭矩大,刚性好等优点。例如,在选用电动机与减速器高速轴之间连接用地联轴器时,由于轴的转速较高,为减少启动载荷,缓和冲击应选具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器,如弹性套柱销联轴器等,在选用减速器输出轴与工作机之间联接用的联轴器时,由于轴的转速较低,传递转矩较大,又因减速器与工作机在同一机座上,要求有较大的轴线偏移补偿,因此常选用承载能力较高的可移式联轴器,如鼓形齿式联轴器。若工作机有震动冲击,为了缓和冲击,以免震动影响减速器内传动件的正常工作,可选用弹性联轴器,如弹性套柱销联轴器等。 联轴器的型号按计算转矩,轴的转速和轴径来选择,要求所选联轴器的许用转矩大于计算转矩,还应注意联轴器毂孔直径范围是否与联接两轴的直径大小相适应,则应重选联轴器的型号或改变轴径。 根据工作要求:缓和冲击,保证减速器正常工作。根据扭矩小于联轴器公称转矩的条件。由设计手册表8-7(P99)。 减速器输入轴联轴器 初选的联轴器型号是LX3型齿式联轴器 由上面计算结果:本次设计中转矩T1=38.42N.m,n=960r/min。故Tca=KAT1=1.3×38.42=50N.m,选LX3型弹性柱销联轴器,其公称直径1250N.m,许用转速4700r/min。故适用。 2、减速器输出轴联轴器 初选的联轴器型号是GICL3型齿式联轴器 由上面计算结果:本次设计中转矩T3=697.42N.m,n=55r/min。Tca=KAT1=1.3×697.42=907N.m,选取GICL3型齿式联轴器,其公称直径2800N.m,许用转速5900r/min。故适用。 第3.10节 反转装置(逆止器)的选取 为了防止在突然断电或其它意外情况下由于有载分支上物料重力的作用而使斗式提升机反转从而引起斗式提升机部件的损坏所以要安装一个装置来阻止提升机的反转通常称反转装置为逆止器逆止器的种类有很多例如带式逆止器滚柱逆止器和异形块逆止器等各种逆止器的使用条件和要求都不一样。根据此次设计的要求及实际情况选用滚柱逆止器。 提升机罩壳主要起支承和密封两大作用机壳零部件的质量优劣直接影响整机的工作性能所以机壳技术要求较高要求机壳上法兰面与下法兰面的平行度 提升机罩壳分为上中下三部分。上罩壳与驱动装置驱动滚筒构成提升机头部。为使物料卸出头部设有卸料槽。机头罩壳的形状应做成使料斗中抛出的物料能够完全进入卸料槽中去。下部罩壳与张紧装置张紧滚筒组成提升机底座。底座罩壳形式应和物料装载过程相适应并设有装料口使物料装入。为了对装卸料过程进行观察便于维修可在罩壳的适当部分开观察孔和检查孔。对于从料堆上直接挖取物料的提升机底部作成敞开式的。斗式提升机的中部罩壳是整段或分段的矩形罩壳用薄钢板焊接而成分段罩壳的螺栓连接处应加密封装置。对于滚筒尺寸较小的或低速的斗式提升机可采用有载分支和无载分支共用的单通道中部罩壳。单通道的较为简单经济也有利于通道内压力的平衡。对于滚筒直径较大或高速的斗式提升机则可采用有载分支与无载分支各装一个中部罩壳的双通道方式可避免两个分支的料斗在同一个中部罩壳双向运动而引起的粉尘涡流。 斗式提升机的机壳一般由与节之间通过法兰畚用螺栓紧固。在中部和下部要开设观察孔和拆卸的带盖孔口。为了便于清理斗式提升机底部的物料往往在底部也设有可拆卸的带盖孔口底部罩壳形式与底部物料装载情况相适用。上部罩壳的形状应与卸载曲线相适用以使物料能够完全卸入导出过程中。机壳内设有中部导向装置以防牵引料斗时产生过大的横向摆动该斗式提升机可由几节焊接而成每节长度为2m节与节之间用密封胶密封并通过法兰用螺栓紧固连接。以为提升机速度不高为 3.12节 电气控制电路的设计 斗式提升机总装图 减速器装配图 轴 齿轮 充值下载即送CAD图纸,QQ 第 4 页 (共 69页) 钢 铸铁

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