0131-拋丸機斗式提升機的設計,拋丸,機斗式,提升,晉升,設計 設計 論文 畢業(yè) 任務書 一、題目 拋丸清理機中丸料提升機系統(tǒng)設計 二、研究主要內(nèi)容 該畢業(yè)設計題目來源于某企業(yè)的拋丸清理機設計項目。該課題主要是針對拋丸清理機中丸料循環(huán)過程中提升機系統(tǒng)進行結(jié)構(gòu)設計，主要工作內(nèi)容包括丸料提升機系統(tǒng)傳動方案擬定、電機選型、減速器設計、提升機設計、導軌選型、結(jié)構(gòu)設計、3維和2維圖紙繪制等。 通過本次畢業(yè)設計，不僅要鞏固本科四年內(nèi)所學的機械專業(yè)方面知識，而且更要學習和使用新的計算技術，新的知識。并培養(yǎng)學生科學研究能力和自學能力，提高查閱資料、外文翻譯的能力，以及和綜合應用基礎理論和專業(yè)知識的能力，進一步增強分析問題和解決問題的能力。最終通過畢業(yè)設計，使學生具有一定的科學研究素養(yǎng)。 三、主要技術指標 ü 生產(chǎn)效率： 150t/h ü 提升機安裝空間： 寬：0.4m----0.5m 高：8m----9m 四、進度和要求 翻譯外文資料 1周(第 1 周） 丸料提升機系統(tǒng)方案設計 2周(第2～3 周) 丸料提升機系統(tǒng)運動學參數(shù)計算 1周(第 4 周) 完成電機等選型、提升機、減速器等部件的計算 2周(第 5～6周) 繪制系統(tǒng)的總裝草圖 2周(第7～8 周) 完成系統(tǒng)的總裝圖設計 1周(第9 周) 繪制減速器裝配圖 2周(第10～11周) 繪制減速器零件圖 1周(第12 周) 繪制提升機零件圖 1周(第13 周) 撰寫論文 1周(第14 周) 修改論文 1周(第15 周) 上交畢設資料，準備答辯PPT 1周(第16 周) 畢業(yè)答辯 1周(第17 周) 要求完成： (1) 外文科技資料翻譯(5000字) (2) 計算機繪制的裝配圖3張(1#) (3) 論文1份，打印稿(用學校規(guī)定的稿紙)，約30～40頁，含中、英文摘要(約400～600個印刷符號) (4) 用PowerPoint制作的論文答辯電子稿1份 五、主要參考書及參考資料 1、濮良貴等 機械設計 北京：高等教育出版社 2012 2、孫桓、葛文杰等 機械原理 北京：高等教育出版社，2013 3、王守仁、王瑞國，拋丸清理工藝與設備，北京：機械工業(yè)出版社，2012 37 摘要 斗式提升機是一種被普通采用的垂直輸送設備,?用于運送各種散狀和碎塊物料，例如水泥，沙，土煤，糧食等，并廣泛地應用于建材、電力、冶金、機械、化工、輕工、有色金屬、糧食等各工業(yè)部門。斗式提升機的結(jié)構(gòu)特點是：被運送物料在與牽引件連結(jié)在一起的承載構(gòu)件料斗內(nèi)，牽引件繞過各滾筒，形成包括運送物料的有載分支和不運送物料的無載分支的閉合環(huán)路，連續(xù)運動輸送物料。驅(qū)動裝置與頭輪相連，使斗式提升機獲得動力并驅(qū)使運轉(zhuǎn)。 本次設計主要針對TD400的整體結(jié)構(gòu)設計,驅(qū)動滾筒的設計,料斗的設計，斗式提升機輸送能力的計算，驅(qū)動輪轉(zhuǎn)速以及功率的確定，電機、減速機等主要零部件的選擇及驅(qū)動軸的設計校核，包括斗式提升機總裝圖以及零件圖，二級減速器總裝圖的Auto-CAD圖紙的繪制。通過計算選取方案,因工作效率要求較高,故排除TD250,而選取工作效率更高的TD400斗式提升機。同樣考慮到工作要求，選取深料斗，以滿足工作需要。 關鍵詞：斗式提升機，滾筒，驅(qū)動裝置，減速器，張緊裝置，牽引件  ABSTRACT ? The?bucket?elevator?is?a?common?vertical?transportation?equipment?for?the?delivery?of?a?variety?of?bulk?and?fragments?of?materials?such?as?cement,?sand,?soil,?coal,?grain,?and?is?widely?used?in?building?materials,?electricity,?metallurgy,?mechanical,?chemical?industry,?light?industry,?nonferrous?metals,?grain?and?other?industrial?sectors.?Bucket?Elevator?is?the?structural?characteristics:?the?materials?being?transported?together?with?the?traction?of?carrying?components?of?the?hopper,?the?traction?around?the?drum?pieces,?forming?a?closed?loop?containing?a?branch?of?a?delivery?of?materials?and?a?branch?of?the?non-delivery?of?materials,?the?Movement?for?conveying?materials.?The?design?of?the?main?TD400?overall?structural?design,?the?design?of?the?drive?pulley, the design of the hopper, the calculation of bucket elevator transmission capacity, the determination of drive wheel speed and power, the?select?of??motor, reducer, belt and other parts and the drive shaft design verification, including the bucket elevator final assembly drawing and part drawing, the Auto-CAD final assembly drawing of the secondary gear reducer. Selected by calculations, due to the high efficiency requirements, ruling out TD250, and selecting TD400 bucket elevator. Given the same job requirements, I choose deep hopper to finish my work. KEY?WORDS:?Bucket?elevator，drum，drives，reducer ,tensioning?device，traction?components 目錄 摘要 I ABSTRACT II 第一章 緒論 1 1.1拋丸清理機及斗式提升機的簡介 1 第二章 本課題介紹及設計理論 3 2.1概述 3 2.2斗式提升機工作原理 3 2.2.1斗式提升機分類 3 2.2.2斗式提升機的裝載和卸載 4 2.2.3斗式提升機的部件 6 2.2.4斗式提升機的工作原理 7 第三章 提升機主要參數(shù)確定及主要結(jié)構(gòu)設計 8 3.1斗式提升機輸送能力的計算與選擇 8 3.1.1輸送能力的計算 8 3.1.2料斗的計算和選擇 10 3.2.1卸料方式 11 3.2.2驅(qū)動輪轉(zhuǎn)速的確定 12 3.2.3驅(qū)動輪直徑的確定 14 3.3運動阻力和驅(qū)動功率的計算 14 3.3.1牽引構(gòu)件張力計算 14 3.3.2驅(qū)動功率計算 17 第四章 斗式提升機傳統(tǒng)系統(tǒng)的設計計算 19 4.1電動機的選擇計算 19 4.1.1選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式 19 4.1.2確定電動機的轉(zhuǎn)速 20 4.1.3確定電動機的功率和類型 20 4.2減速器的設計 21 4.2.1減速器的計算 21 4.2.2傳動比的分配 21 4.2.3計算各軸參數(shù) 22 4.2.4各輸入軸的功率 22 4.2.5各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 22 4.2.6高速級齒輪的傳動設計 23 4.2.7低速級齒輪的傳動設計 24 4.2.8軸的設計 25 4.3驅(qū)動軸的設計計算和工藝要求 28 4.3.1軸的結(jié)構(gòu)設計 28 4.3.2軸的強度校核計算 29 第五章 提升機其他裝置的設計 31 5.1輸送帶的設計 31 5.2張緊裝置的設計 31 5.3反轉(zhuǎn)裝置的設計 32 5.4罩殼的設計 32 5.5軸承的選擇 33 參考文獻 34 致謝 35 畢業(yè)設計小結(jié) 36 第一章 緒論 1.1拋丸清理機及斗式提升機的簡介 拋丸清理機是利用高速回轉(zhuǎn)的葉輪將彈丸拋向滾筒內(nèi)連續(xù)翻轉(zhuǎn)的工件上， 而達到清理工件的目的。拋丸清理機是利用鋼鐵丸送至高速旋轉(zhuǎn)的圓盤上，利用離心力的作用，使高速拋出的鋼丸撞擊零件表面，達到光飾的目的，拋丸清理機能使零件表面產(chǎn)生壓應力，而且沒有含硅粉末，對環(huán)境污染小。 拋丸清理機主要用途如下： ①拋丸清理機使零件表面產(chǎn)生壓應力，可提高它們的疲勞強度及抗拉應力腐蝕的能力； ②拋丸清理機可對扭曲的薄壁零件進行校正； ③拋丸清理機的工藝代替一般的冷、熱成型工藝，對大型薄壁鋁制零件進行成型加工，不僅可避免零件表面有殘余拉應力，而且可獲得對零件有利的壓應力。應注意的是：拋丸清理機處理過的零件的使用溫度不能太高，否則壓應力在高溫下會自動消失，因而失去預期的效果。它們的使用溫度由零件的材質(zhì)決定，對于一般鋼鐵零件約為260—290℃，鋁制零件只有170℃。 斗式提升機是一種被普遍采用的垂直輸送設備，用于運送各種散狀和塊狀物料，例如水泥，沙，土，煤，糧食等，并廣泛用于建材、電力、冶金、機械、化工、輕工、有色金屬、糧食等各工業(yè)部門。? 國內(nèi)斗式提升機的設計制造技術是50年代由蘇聯(lián)引進的，知道80年代幾乎沒有太大的發(fā)展。再此期間，各行各業(yè)就使用中存在的一些問題也做過一些改進。從80年代以后，隨著國家改革開放和經(jīng)濟發(fā)展的需要，一些大型企業(yè)及重點工程項目引進了一定數(shù)量的斗式提升機，從而促進了國內(nèi)提升機的發(fā)展。直到近來，斗式提升機的大型化包括大輸送能力、大單機長度和大輸送傾角等幾個方面。不少國家正在探索長距離、大運量連續(xù)輸送物料的更完善的輸送機結(jié)構(gòu)。 隨著國民經(jīng)濟的發(fā)展運輸機械行業(yè)在引進、吸收、消化了世界各國斗式提升機的最新技術，并結(jié)合我國實際情況，使得新材料、新工藝、新產(chǎn)品不斷地出現(xiàn)。例如：由于自動焊接技術的出現(xiàn)，箱形結(jié)構(gòu)的垂直輸送機越來越受到人們的歡迎。由于計算機技術的推廣應用，利用計算機進行輔助設計(CAD)和輔助制造(CAM)，使輸送機的整體布置更趨優(yōu)化，基本零件更加緊湊耐用。由于自控技術和數(shù)顯技術的廣泛普及，使運輸機的控制和安全保護裝置大為改善，保證了作業(yè)的安全性和可靠性?，F(xiàn)在許多企業(yè)能夠批量生產(chǎn)各種類型的輸送機械，不僅滿足了國內(nèi)市場的需求，部分產(chǎn)品還打入了國際市場。 斗式提升機的優(yōu)點是，結(jié)構(gòu)比較簡單，能在垂直方向或傾角較小范圍內(nèi)運輸物料而橫斷面尺寸小，占地面積小，能在全封閉罩殼內(nèi)運行工作，不揚灰塵，避免污染環(huán)境，必要時還可以把斗式提升機底部插入料堆中自行取料。 與其它斗式提升機相比,帶式斗式提升機更具有速度高,運轉(zhuǎn)均勻而安靜,抗磨性高,耐腐蝕等優(yōu)點。 斗式提升機也有一些缺點，過載的敏感性大，必須均勻給料，料斗和牽引構(gòu)件較易破壞。機內(nèi)較易形成粉塵爆炸的條件，斗和皮帶容易磨損，被輸送的物料受到一定的限制，只適宜輸送粉末和中塊狀的物體。 正確選用料斗的尺寸和形狀、運動速度、滾筒與鏈輪尺寸以及適合于物料物理性質(zhì)和提升機工作條件的機首和底座尺寸是斗式提升機能否正常工作的條件。在設計提升機前，必須分析它的工作條件，特別是對于調(diào)整提升機，應研究物料在料斗內(nèi)的運動及從物料中拋出的情況。 根據(jù)設計題目及設計內(nèi)容的要求，我們選取的取料方式為掏取式，選取鋼絲繩芯膠帶作為牽引構(gòu)件，料斗密集排列，卸料方式為離心式，尾部采用重錘張緊裝置。此設計方案在以前設計的提升機基礎上對其進行改進，發(fā)揚其缺點，進一步完善提升機的性能，提高其工作能力。  第二章 本課題介紹及設計理論 2.1概述 此次設計是研究TD400斗式提升機的工作原理、性能和特點，采用理論聯(lián)系實際的方法，研究影響斗式提升機效率的影響因素，進行必要的結(jié)構(gòu)改進，提出結(jié)構(gòu)的方案并實施設計。同時，進行相關結(jié)構(gòu)參數(shù)和工藝參數(shù)的設計與計算、總體方案設計，總體裝配以及傳動等部件和相關零部件設計及繪制。 2.2斗式提升機工作原理 2.2.1斗式提升機分類 （1）按牽引件分類：? 斗式提升機的牽引件有環(huán)鏈、板鏈和膠帶等幾種。環(huán)鏈的結(jié)構(gòu)和制造比較簡單，與料斗的連接也很牢固，輸送磨琢性大的物料時，鏈條的磨損較小，但其自重較大。板鏈結(jié)構(gòu)比較牢固，自重較輕，適用于提升量大的提升機，但鉸接接頭易被磨損，膠帶的結(jié)構(gòu)比較簡單，但不適宜輸送磨琢性的物料，普通膠帶物料溫度不超過60℃,鋼繩膠帶允許物料溫度達80℃,耐熱膠帶允許物料溫度達120℃,環(huán)鏈、板鏈輸送物料的溫度可達250℃。斗提機最廣泛使用的是帶式（TD），環(huán)鏈式（TH）兩種型式。用于輸送散裝水泥時大多采用深型料斗。如TD型帶式斗提機離心式卸料或混合式卸料適用于堆積密度小于1.5t/m3粉狀、粒狀物料。TH環(huán)鏈斗提機采用混合式或重力式卸料用于輸送堆積密度小于1.5t/m3粉狀、粒狀物料。 （2）按卸載方式分類：? 斗式提升機可分為：離心式卸料、重力式卸料和混合式卸料等三種形式。離心式卸料的斗速較快，適用于輸送粉狀、粒狀、小塊狀等磨琢性小的物料；重力式卸料的斗速較慢，適用于輸送塊狀的，比較重大的，磨琢性大的物料，如石灰石、熟料等。 2.2.2斗式提升機的裝載和卸載 斗式提升機的裝載方式有三種，即流入式裝載如圖1-1、掏取式裝載如圖1-2和混合式裝載，流入式裝載主要用于輸送大塊和磨琢性大的物料，散料均勻落入料斗中，形成比較穩(wěn)定的料流，進料口下部應有一定的高度，采用該方式裝載時一般料斗布置較密；以防止物料在料斗之間撒落，料斗的運行速度不得超過1m/s。掏取式主要用于輸送粉狀、粒狀、小塊狀等磨琢性小的散狀物料，由于在掏取時不會產(chǎn)生很大的阻力，所以允許料斗的運行速度較高，為0.8~2m/s。介于兩者之間采用混合式。 圖1-1 流入式 圖1-2 掏取式 卸載方式有離心式、重力式及混合式三種。 離心式卸料如圖1-3(b)料斗的運行速度較高，通常取為1~2m/s。如欲保持這種卸載必須正確選擇驅(qū)動輪的轉(zhuǎn)速和直徑，以及卸料口的位置。其優(yōu)點是：在一定的料斗速度下驅(qū)動輪尺寸為最小，卸料位置較高，個料斗之間的距離可以減小，并可提高卸料管高度，當卸料高度一定時，提升機的高度就可減小，缺點是:料斗的填充系數(shù)較小，對所提升的物料有一定的要求，只適用于流動性好的粉狀、粒狀、小塊狀物料。 重力式卸載如圖1-3(a)適用于卸載塊狀、半磨琢性或磨琢性大的物料，料斗運行速度為0.4-0.8m/s左右，需配用帶導向槽的料斗。其優(yōu)點是：料斗裝填良好，料斗尺寸與極距的大小無關。因此允許在較大的料斗運行速度之下應用大容積的料斗，主要缺點是：物料拋出位置較低，故必須增加提升機頭的高度。物料在料斗的內(nèi)壁之間被拋卸出去，這種卸料方式稱為離心-重力式卸載。常用于卸載流動性不良的粉狀物料及含水分物料。料斗的運行速度為0.6-0.8m/s范圍，常用鏈條做牽引件。  圖1-3 卸料方式（a）重力式；（b）離心式；（c）混合式。 2.2.3斗式提升機的部件 斗式提升機的主要部件有：驅(qū)動裝置、出料口、上部區(qū)段、料斗、牽引件、中部機殼、下部區(qū)段、張緊裝置、進料口、檢視門。 驅(qū)動裝置由電動機、減速器、逆止器或制動器及聯(lián)軸器組成，驅(qū)動主軸上裝有滾筒或鏈輪。大提升高度的斗提機采用液力偶合器，小提升高度時采用彈性聯(lián)軸器。使用軸裝式減速機可省去聯(lián)軸器簡化安裝工作，維修時裝卸方便。 料斗通常分為淺斗、深斗和有導向槽的尖棱面斗。淺斗前壁斜度大深度小，適用于運送潮濕的和流散性不良的物料。深斗前壁斜度小而深度大，適用于運送干燥的流散性好的散粒物料。有導向側(cè)邊的夾角形料斗前面料斗的的兩導向側(cè)邊即為后面料斗的卸載導槽，它適用于運送沉重的塊狀物料及有磨損性的物料，由于流動性好且干燥，用深斗較合適，卸載時，物料在料斗中的表面按對數(shù)螺線分布，設計離心卸料的料斗底部打若干個氣孔，使物料裝載時有較高的填充量，并且卸料時更完全。 牽引構(gòu)件為一封閉的撓性構(gòu)件，多為環(huán)鏈、板鏈或膠帶。新標準中規(guī)定了TD型、TH型、TB型三種結(jié)構(gòu)型式的提升機，將分別替代國內(nèi)原D型、HL型、PL型三種機型。 張緊裝置有螺桿式與重錘式兩種。帶式斗提機的張緊滾筒一般制成鼠籠式殼體，以防散料粘集于滾筒上。 斗式提升機可采用整體機殼，也可在上升分支和下降分支分別設置機殼。后者可防止兩分支上下運動時在機殼空氣擾動。在機殼上部設有收塵法蘭和窺視孔。在底部設有料位指示，以便物料堆積時自動報警。膠帶提升機還需設置防滑監(jiān)控及速度檢測器等電子儀器，以保證斗提機的正常運行。 2.2.4斗式提升機的工作原理 固接著一系列料斗的牽引構(gòu)件（環(huán)鏈、鏈輪）環(huán)繞在提升機的頭輪與底輪之間構(gòu)成閉合輪廓。驅(qū)動裝置與頭輪相連，使斗式提升機獲得動力并驅(qū)動運轉(zhuǎn)。張緊裝置與底輪相連，使牽引構(gòu)件獲得必要的初張力，以保證正常運轉(zhuǎn)。物料從提升機的底部供入，通過一系列料斗向上提升至頭部，并在該處實現(xiàn)卸載，從而實現(xiàn)在豎直方向內(nèi)運送物料。斗式提升機的料斗和牽引構(gòu)件等行走部分以及頭輪、底輪等安裝在全密封的罩殼之內(nèi)。 綜合此次設計的提升高度與工作等要求，本提升機選用普通膠帶作為牽引件。  第三章 提升機主要參數(shù)確定及主要結(jié)構(gòu)設計 根據(jù)設計要求，選擇斗式提升機的類型是膠帶斗式提升機，即TD型斗式提升機。 3.1斗式提升機輸送能力的計算與選擇 3.1.1輸送能力的計算 斗式提升機的輸送能力計算可按下式計算： Q=36001000qv=3.6qv （3-1） 式中?Q—提升機的輸送能力，t/h；? ???V—提升速度，m/s；?????? q—提升物料線載荷，kg/m。? 提升物料線載荷可按下式計算： q=i0φρa0 (3-2) 式中? i0—提升機單個料斗容積，m3；? Φ—料斗內(nèi)物料填充系數(shù)；??????r- ρ—物料的堆積密度，kg/m3；? a0—提升機料斗間距，m。 將式（2-2）帶入式（2-1）得 Q=3.6i0φρva0 (3-3) 由于供料不均勻，實際生產(chǎn)能力一般小于計算生產(chǎn)能力，即: Q實=QK (3-4) 式中?K—供料不均勻系數(shù)，取K=1.2～1.6。 取φ=0.85，ρ=1.5t/m3，v=2m/s 則Q實=3.6×i0a0×0.85×1.5×2/1.5=100t/h 根據(jù)表3-1，選用TD400型斗式提升機。 表3-1 TD提升機系列產(chǎn)品性能 斗寬 （mm） 斗型 料斗容量 i0（L） 料斗間距 a（mm） i0/a（L/mm） 315 Q 1.95 400 4.88 H 3.55 8.88 Zd 3.75 500 7.50 Sd 5..8 1.601 400 Q 3.07 480 6.40 H 5.6 11.67 Zd 5.9 500 10.54 Sd 9.4 16.79 500 Q 4.84 500 9.68 H 9.0 18.00 Zd 9.3 625 14.88 Sd 14.9 23.84 表3-2??TD400型斗式提升機的主要技術性能 料斗形式 Q H Zd Sd 輸送量 (m3/h) 離心式 68 110 混合式 斗寬（mm） 400 斗容（L） 3.07 5.6 5.9 9.4 斗距（mm） 480 500 寬度 400 層數(shù) （最大值） 5 傳動滾筒 直徑（mm） 630 改向滾筒 直徑（mm） 630 根據(jù)上表中的數(shù)值核算輸送能力: Q=3.6i0φρva0 =3.6×9.4/0.5×0.85×1.5×2=172.5>150t/h 所選用的斗提機的輸送能力大于實際生產(chǎn)中所要求的輸送能力，所以選用的TD400型斗提機能夠滿足要求。 3.1.2料斗的計算和選擇 料斗是提升機的承載構(gòu)件，通常是用厚度δ=2～6mm的鋼板焊接或沖壓而制成的。為了減少料斗邊唇的磨損，常在料斗邊唇外焊上一條附加的斗邊。根據(jù)物料特性和裝、卸載方式不同，料斗常制成三種形式：深斗、淺斗和有導向槽的尖棱面斗。深斗是具有導向側(cè)邊的的三角形料斗，在提升機中采用一個接一個的密集布置，卸料時，前一個料斗的兩導向側(cè)邊和前壁形成后一個料斗的卸載導槽，這種料斗適用于輸送較重的，半磨琢性的或磨琢性大的塊狀物料。料斗的運行速度較低，使在重力作用下傾斜到前面料斗的導槽中。 D型和HL型斗式提升機多采用深斗或淺斗，PL型斗式提升機采用有導向槽的尖棱面斗。本次設計的提升機主要是用于拋丸清理機的丸料運輸，物料干燥松散，多為散狀，所以采用深斗。 料斗的形狀尺寸如圖2-1所示。離心式卸料的提升機，料斗間距的選取原則是：當料斗卸料時，從料斗中拋出的物料不至于趕上走在前面的料斗，以免卸出的物料碰在前面料斗的斗壁上造成回料。 通常取料斗間距a0=(2.5～3)h，h為斗的深度。在本次設計中，取料斗間距a0=500mm。 圖3-1 料斗 3.2.1卸料方式 斗式提升機的料斗是在行經(jīng)驅(qū)動輪時在頭部側(cè)面卸料的，其卸料方式分為三種形式：離心式、離心-重力式、重力式。 當料斗直線上升時，料斗中的物料只受重力G的作用。當料斗繞入驅(qū)動輪后，當直線運動變?yōu)樾D(zhuǎn)運動，料斗內(nèi)的物料同時受重力G和向心力F的作用。即： G=mg (3-5) F=mω2r=mv2/r (3-6) 式中? m—料斗內(nèi)物料的質(zhì)量，kg；? g—重力加速度，m/s2；? ω—料斗內(nèi)物料重心的角速度，rad/s；? ?r—回轉(zhuǎn)半徑（即料斗內(nèi)物料的重心M到滾動中心O的距離），mm；? v—料斗內(nèi)物料重心的線速度，m/s。 G、F合力的大小和方向隨著料斗的位置而改變，但其延長線與滾筒垂直中心線始終都相交于同一點P，P點叫做極點。極點P到回轉(zhuǎn)軸心O的距離OP=h稱為極距。料斗中物料重心M至滾筒中心O的距離MO=r稱為回轉(zhuǎn)半徑。 由相似三角形性質(zhì)得， hr=GF=mgmv2r=grv2 從而 h=gr2v2 因為 v=πrn30 所以 h=gr2π2r2n2900=895n2 (3-7) 式中 ?h—極距，m；? ?n—驅(qū)動輪轉(zhuǎn)速，r/min。 由上式可知，極距h只與驅(qū)動輪（滾筒）的轉(zhuǎn)速有關，而與料斗在驅(qū)動輪上的位置及物料質(zhì)點在斗內(nèi)的位置無關。當驅(qū)動輪轉(zhuǎn)速一定時，極距h也就確定。隨著轉(zhuǎn)速n的增大，極距h則減小，此時離心力增大；反之，當n減小時，h值增大，而離心力減小。 設料斗外緣至回轉(zhuǎn)中心的半徑為r1，驅(qū)動輪的半徑為r2，當極距h＜r2時，極點P位于驅(qū)動輪的圓周內(nèi)，離心力的值要遠遠大于重力的值，而料斗內(nèi)的物料將沿著斗的外壁運動，物料作離心式卸載。 3.2.2驅(qū)動輪轉(zhuǎn)速的確定 對離心力卸料的斗式提升機，驅(qū)動輪的轉(zhuǎn)速大小對能否正確卸料有很大的關系。轉(zhuǎn)速過小，物料不易拋卸出去，必有一部分物料在重力作用下落入機殼內(nèi)。轉(zhuǎn)速過大，物料受過大離心力作用而撞擊在機殼壁上，被撞回后落入機殼內(nèi)，不僅造成回料現(xiàn)象，而且會使殼壁很快磨損。因此，確定合適的轉(zhuǎn)速是一個很重要的問題。 當料斗通過驅(qū)動輪時，物料受到的離心力的大小是固定不變的，而它的方向卻隨著料斗位置的不同而改變。當物料的重力與離心力的大小相等，方向相反，則物料在此二力作用下呈懸浮狀態(tài)，料斗壁不再有壓力，與斗壁不再有壓力，與斗壁也沒有摩擦力發(fā)生，出現(xiàn)這種情況的速度稱為臨界轉(zhuǎn)速。 由于， G=F,mg=mv2r 所以， v2=rg 用v=πrn30代入得： （πrn30）2=rg 即 n2=900rgπ2r2=895r (3-8) 由式（2-7）得： n2=895h (3-9) 由式（2-8）與式（2-9）得： hr=895895=1 然而，一般只有堆積密度小、顆粒小又均勻的物體（如谷物、小麥等）才用這種臨界速度進行卸載。在工業(yè)中往往使離心力小于重力，這樣卸料最完全。即： hr>1 令 K0=hr 系數(shù)K0一般在1~2之間選取，常取K0=1.5.若K0=1.5時，n=895r。 驅(qū)動輪的實際轉(zhuǎn)速一般比上式計算的值減小10%～12%。 由于斗寬為400mm，所以初選滾筒的直徑D=630mm，故初步選r2=0.40m，帶速v=2.0m/s,則 n=60vπd=60×2.03.14×0.63=61r/min 則 h=895n2=895612=0.241m 可知 h=0.241S3=12.34KN 故能夠滿足摩擦力的要求。 表3-4 K1 、K2系數(shù)的值 3.3.2驅(qū)動功率計算 （1）驅(qū)動軸上的圓周力 P0=S3—S4+W3~4=12.34—7.11+0.05（12.34+7.11）=6.20KN （2）計算功率 N0=P01000v=6.20×2=12.4kw （3）?選用電機功率 N=（K‘/η1η2）N0 （3-17） 式中? K‘—功率儲備系數(shù)，當H<10m時K‘=1.45，當1020m時，K‘=1.15；? ??η1—減速器傳動效率； η2—鏈輪或皮帶輪傳動效率 所以，由式（3-17）得， N=（K‘/η1η2）N0 =1.450.90×1×12.4=19.98kw  第四章 斗式提升機傳統(tǒng)系統(tǒng)的設計計算 傳動系統(tǒng)包括電動機、聯(lián)軸器、減速機、傳動軸。斗式提升機的傳動系統(tǒng)簡圖如圖4-1所示。 圖 4-1傳動系統(tǒng)簡圖 4.1電動機的選擇計算 4.1.1選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式 電動機選擇，選擇電動機包括選擇電動機類型、結(jié)構(gòu)形式、功率、轉(zhuǎn)速和型號。 電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式應根據(jù)電源種類(直流或交流)、工作條件(環(huán)境、溫度等)、工作時間的長短(連續(xù)或間歇)及載荷的性質(zhì)、大小、起動性能和過載情況等條件來選擇。工業(yè)上一般采用三相交流電動機。Y系列三相交流異步電動機由于具有結(jié)構(gòu)簡單、價格低廉、維護方便等優(yōu)點，故其應用最廣。當轉(zhuǎn)動慣量和啟動力矩較小時，可選用Y系列三相交流異步電動機。在經(jīng)常啟動、制動和反轉(zhuǎn)、間歇或短時工作的場合(如起重機械和冶金設備等)，要求電動機的轉(zhuǎn)動慣量小、過載能力大，因此，應選用起重及冶金用的YZ和YZR系列三相異步電動機。電動機的結(jié)構(gòu)有開啟式、防護式、封閉式和防爆式等，可根據(jù)工作條件來選擇。 Y系列電動機（摘自JB/T8680.1—1998）為全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，是按照國際電工委員會（IEC）標準設計的，具有國際互換性的特點。用于空氣中不含易燃、易炸或腐蝕性氣體的場所。適用于電源電壓為380V無特殊要求的機械上，如機床、泵、風機、運輸機、攪拌機、農(nóng)業(yè)機械、破碎機等。也用于某些需要高啟動轉(zhuǎn)矩的機器上，如壓縮機。 4.1.2確定電動機的轉(zhuǎn)速 同一功率的異步電動機有同步轉(zhuǎn)速3000、1500、1000、750r/min等幾種。一般來說，電動機的同步轉(zhuǎn)速愈高，磁極對數(shù)愈少，外廓尺寸愈小，價格愈低；反之，轉(zhuǎn)速愈低，外廓尺寸愈大，價格愈貴。當工作機轉(zhuǎn)速高時，選用高速電動機較經(jīng)濟。但若工作機轉(zhuǎn)速較低也選用高速電動機，則這時總傳動比增大，會導致傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復雜，造價較高。所以，在確定電動機轉(zhuǎn)速時，應全面分析。在一般機械中，用得最多的是同步轉(zhuǎn)速為1500r/min或1000r/min的電動機。 4.1.3確定電動機的功率和類型 電動機的功率選擇是否合適，對電動機的正常工作和經(jīng)濟性都有影響。功率選得過小，不能保證工作機的正常工作或使電動機長期過載而過早損壞；功率選得過大，則電動機價格高，且經(jīng)常不在滿載下運行，電動機效率和功率因數(shù)都較低，造成很大的浪費。 電動機功率的確定，主要與其載荷大小、工作時間長短、發(fā)熱多少有關。對于長期連續(xù)工作的機械，可根據(jù)電動機所需的功率Pd來選擇，再校驗電動機的發(fā)熱和啟動力矩。選擇時，應使電動機的額定功率Pe稍大于電動機的所需功率Pd，即Pe≥Pd。對于間歇工作的機械，Pe可稍小于Pd。 在第三章中，計算出的Pd=19.98kW,因為電動機的額定功率Pe要稍大于電動機的所需功率Pd，所以取電機的額定功率為22kW，電源電壓為380V，同步轉(zhuǎn)速為1500r/min，滿載轉(zhuǎn)速為1470r/min，所選電機型號為Y180L-4。 4.2減速器的設計 4.2.1減速器的計算 前面計算的軸上滾筒的轉(zhuǎn)速為： n1=61r/min 所選電機的滿載轉(zhuǎn)速為： n2=1470r/min 所以，傳動比為： i=n2n1=24 根據(jù)實踐經(jīng)驗， 設計ZQ型減速機。此種減速機為圓柱齒輪減速箱，其特點為： (1) 減速機采用通用設計方案，可根據(jù)實際需要，變型為行業(yè)專用的非標齒輪箱；? (2)?此減速器內(nèi)置有逆止器；? (3)?此減速器可用于正反兩轉(zhuǎn)。 4.2.2傳動比的分配 傳動比的分配原則：各級傳動尺寸協(xié)調(diào)，承載能力接近，兩個大齒輪直徑接近以便潤滑。 已知， i總=i減=i高×i低=24 通常i高=（1.2~1.3）i低 則取，i高=5.4，i低=4.4 4.2.3計算各軸參數(shù) （1）各軸轉(zhuǎn)速 Ⅰ軸轉(zhuǎn)速：n1=n電=1470r/min Ⅱ軸轉(zhuǎn)速：n2=n1/i高=272.2r/min Ⅲ軸轉(zhuǎn)速：n3=n2/i低=61.9r/min （2）各軸輸入功率 η總=(η齒輪)3×（η聯(lián)軸器）2×(η軸承)4=0.973×0.99×0.984=0.833 4.2.4各輸入軸的功率 Ⅰ軸：p1=p×η聯(lián)軸器=22×0.99=21.78kw Ⅱ軸:p2=p1×η軸承×η齒輪=20.70kw Ⅲ軸:p3=p2×η齒輪×η聯(lián)軸器=19.88kw 4.2.5各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 Td=9550pdnm=145.9Nm Ⅰ軸：T1=145.9×0.99=144.4Nm Ⅱ軸：T2=144.4×5.4×0.98×0.97=741Nm Ⅲ軸：T3=741×4.4×0.98×0.98=3101Nm Ⅰ軸~Ⅲ軸的輸出功率以及扭矩為輸入值乘軸承效率0.98。 運動和動力參數(shù)如表4-1 表4-1 運動和動力參數(shù) 軸名 功率（kw） 扭矩（Nm） 轉(zhuǎn)速 （r/min） 傳動比 i 效率 η 電動機軸 22 145.9 1470 0.99 Ⅰ軸 21.78 21.34 144.4 141.5 1470 0.99 Ⅱ軸 20.70 20.29 741 726.2 272.2 5.4 0.97 Ⅲ軸 19.88 19.48 3101 3039 61.9 4.4 0.97 4.2.6高速級齒輪的傳動設計 綜合考慮，初選8級精度。 兩級圓柱齒輪的大小齒輪材料均選用45鋼調(diào)制處理。大齒面硬度為220HBS，小齒面硬度為270HBS，σHlim=590MPa，σFE=450MPa。 （1）確定許用應力 取最小安全系數(shù)SF=1.25，SH=1.取區(qū)域系數(shù)ZH=2.5，彈性系數(shù)ZE=189.8 [σH] = 590/1.0=590MPa [σF] = ( 0.7×450)/1.25=252MPa （2）按齒面接觸強度設計計算 查設計手冊，取載荷系數(shù)K=1.4，齒寬系數(shù)?d=0.8 小齒輪上的轉(zhuǎn)矩 T1=9.55×106p1'n1=0.14×106N·mm 初選螺旋角，取β=15° d1≥77.58mm 齒數(shù)取Z1=20，則Z2=5.4×20=108 法向模數(shù)mn=d1cosβz1=3.74 取mn=4 中心距a=mn（z1+z2）2cos15°=265.04mm 取a=265mm 確定螺旋角β=arcosmn（z1+z2）2a°=14.98° 齒輪分度圓直徑 d1=mn cosβz1=82.82mm d2=mn cosβz2=447.20mm 齒寬b=?d d1=66.256mm 取b2=70mm，b1=75mm （3）齒輪彎曲強度 當量齒數(shù)zv1=20cos314.98°=22.18，zv2=119.81 查手冊可知，Yfa1=2.80，Yfa2=2.20 Ysa1=1.55，Ysa2=1.80 [σF]=2KT1b1d1mn Yfa1 Ysa1=15.78MPa<252MPa 安全 （4）齒輪的圓周速度 V=πd1n160=6.37m/s 可選8級精度 4.2.7低速級齒輪的傳動設計 按相同設計步驟，可得以下數(shù)據(jù)： 兩級圓柱齒輪的大小齒輪材料均選用45鋼調(diào)制處理大齒面硬度為220HBS，小齒面硬度為270HBS，σHlim=590MPa，σFE=450MPa。 SF=1.25，SH=1，區(qū)域系數(shù)ZH=2.5，彈性系數(shù)ZE=189.8 [σH] = 590/1.0=590MPa [σF] = ( 0.7×450)/1.25=252MPa 載荷系數(shù)K=1.4，齒寬系數(shù)?d=0.8 小齒輪上轉(zhuǎn)矩： T2=9.55×106p1'n1=0.71×106N·mm d1≥140.45mm 取z1=30，則z2=30×4.4=132 模數(shù)m=d1z1=140.45/30=4.68 取m=5mm實際分度圓直徑d1=z1m=30×5=150mm，d2=z2m=660mm 齒寬b=?d d1=120mm 取b2=120mm，b1=125mm 中心距a=（d1+d2）/2=405mm 驗算齒輪彎曲強度 Yfa1=2.52，Yfa2=2.15 Ysa1=1.652，Ysa2=1.80 [σF1]=2KT2YFa1YFa2bm2z1=91.95MPa<252Mpa [σF2]=σF1YFa2YSa2YFa1YSa1=85.47MPa<252Mpa 安全 齒輪的圓周速度 V=πd1n260=2.14m/s，可選8級制造精度。 4.2.8軸的設計 （1）高速軸的設計 圖4-2高速軸示意圖 選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，插設計手冊得C=112. dmin=C3p1n1=27.32mm 軸的最小直徑處為安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，同時選取聯(lián)軸器型號，取KA=1.3， Tca=KAT1,183.95Nm，查標準GB/T5014-2003，選用LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為560Nm，半聯(lián)軸器孔徑d1=28mm，且半聯(lián)軸器與軸的配合長度為44mm。所以 第一段L1=42mm，d1=28mm； 第二段與第一段之間需要一個位軸肩，故取d2=36mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=40mm。 初步選擇滾動軸承，選取單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)d2=36mm，選取軸承型號為30308，尺寸為d×D×T=40mm×90mm×23mm。 故第三段與第七段直徑相等為d3=d7=40mm且L7=23mm。 右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，其軸肩定位高度h=6mm，因此d6=52mm。 取安裝齒輪處的軸段直徑d4=45mm。已知齒輪輪轂寬度為70mm，為了使套筒端面緊壓齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度取L4=66mm，右端齒輪采取軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，取h=5mm，則軸環(huán)處的直徑為d5=55mm。軸環(huán)寬度b>1.4h，取L5=10mm。 根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=30mm，故取L2=50mm。 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離為a=16mm，考慮到箱體的制造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距離箱體內(nèi)壁 一段距離s=8mm。一直滾動軸承寬度T=23mm。 則L3=T+s+a+（70-66）=64mm L6=a+s-L5=14mm 綜上，L1=42mm，d1=28mm L2=50mm，d2=36mm L3=64mm，d3=40mm L4=66mm，d4=45mm L5=10mm，d5=55mm L6=14mm，d6=52mm L7=23mm，d7=40mm 至此，已初步確定軸的各段直徑和長度。 總長度為L總=269mm （2）中間軸的設計 中間軸如圖4-3所示 圖4-3 中間軸簡圖 選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，查手冊得C=112。 dmin=C3p2n2=47.14mm 顯然軸的最小直徑處為安裝軸承處的直徑，同時選取軸承型號30210，尺寸為d×D×T=50mm×90mm×20mm。 則第一段L1=20mm，d1=48mm。 第二段為非定位軸，取安裝齒輪處的軸段直徑為d2=52mm，長度為低速級小齒輪寬度減去2mm，則L2=123mm。 第三段，可根據(jù)高速軸第4、5段的齒寬得出，L3=10+（75-70）/2=12.5mm，因為此段為定位軸，所以取d3=130mm。 第四段，根據(jù)高速級大齒輪寬度為70mm，因齒輪需要伸出此段軸2mm，所以L4=68mm，d4=d2=123mm。 第五段，根據(jù)高速軸第6、7段設計，此段包括長為20mm的30210軸承，2mm的高速級大齒輪，則L5=20+2=22mm，d5=d1=48mm。 總長度L總=245mm。 （3）低速軸的設計 低速軸如圖4-4所示 圖4-4 低速軸簡圖 選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得C=112 dmin=C3p3n3=76.18mm 第一段，參照工作要求及最小直徑，選取軸承型號30217，尺寸為d×D×T=85mm×150mm×28mm?？紤]到低速級大齒輪占用2mm以及軸承的尺寸，取L1=28mm，d1=85mm。 第二段，需要與第四段對稱，故取d2=92mm，長度為低速級大齒輪寬度減去2mm，L2=118mm. 第三段，因此段為定位軸，故取d3=100mm，L3=10mm。 第四段，根據(jù)此軸其他段的設計和中間軸的總長度的L4=45mm，此段右端需要定位，所以d4=92。 第五段，根據(jù)高速級大齒輪寬度，且此段包括厚度28mm的軸承，因此L5=28mm，d5=d1=85mm。 第六段，因此段非定位軸，故取d6=83mm，取端蓋寬度為30mm，端蓋外端面與聯(lián)軸器間距為16mm，所以L6=46mm。 第七段，根據(jù)GB/T5014-2003，選取LX6型號彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器與軸配合的長度為132mm，因此取L7=130mm，d7=80mm。 4.3驅(qū)動軸的設計計算和工藝要求 4.3.1軸的結(jié)構(gòu)設計 據(jù)前面的計算可知軸筒的直徑630mm，帶寬400mm。 （1）?軸上轉(zhuǎn)矩? 由前面計算可知，軸上功率P0=19.98kW,軸上轉(zhuǎn)速n=61r/min,則轉(zhuǎn)矩? T=9.55×106×19.9861=3.12×106N·mm 初步估算軸的最小直徑。選取聯(lián)軸器初估軸徑，安裝聯(lián)軸器處的軸徑為軸的最小直徑。因為減速器伸出軸軸徑為110mm所以，取d=110mm。 (2)各軸段軸徑的確定。 如圖4-2所示。由于所選滾筒直徑為630mm，膠帶斗提機的滾筒直徑與軸徑的大小之比大約為6:1，所以第6段軸徑為110mm，用鍵22×14連接與半聯(lián)軸器YL13裝配。1和4段裝配軸承和端蓋,軸徑為115mm,選用軸承型號為6017的深溝球軸承,2、4段軸徑為120mm,用于裝配滾筒用25×14鍵連接,2、5段為過渡段,軸徑為118mm。 4.3.2軸的強度校核計算 (1)計算支撐反力及彎矩 軸在水平面上不受力，在垂直面上受力，如圖4-3所示。 圖4-3 受力分析圖 FA+FB=ql（q為提升物料線載荷） 因為A、B兩點對稱，所以力大小是一樣的，即 FA=FB=ql/2=129.2N·m 此軸上的極值彎矩位于A、B兩點的中間，即, M=ql2×l2-ql2×l4=ql2/8=0.92N·m （2）轉(zhuǎn)矩 T=9.55×106×19.9861=3.12×106N·mm 彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖如下圖4-4所示。 圖4-4 彎矩、轉(zhuǎn)矩圖 （3）?當量彎矩? 已知軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理，由表4-3查得σB=650MPa,由表3-4查得[σ-1]b=55MPa，由于轉(zhuǎn)矩有變化，按脈動考慮，取α=0.6。 αT=0.6×3.12×106N·m=1.87×106N·m （4）?當量彎矩 Mε=M2+(αT)2=1.87×106N·m 5）校核軸的強度? ?????軸上所受載荷主要在2段，因此可用W=0.1d3進行計算。 σε=MεW=11.3MPa 校核結(jié)果：σε<[σ-1]b=55MPa，所以軸的強度是符合要求的 表4-3 軸的常用材料及主要性能 材料 牌號 熱處理 毛坯直徑/mm 硬度/HBS 力學性能/MPa 抗拉強度極限σB 屈服極強度限 σS 彎曲疲勞強度 σ-1 剪切疲勞極限τ-1 合金鋼 40Cr 調(diào)質(zhì)