摘 要 斗式提升机是一种被普通采用的垂直输送设备, 用于运送各种散状和碎块物料，例如水泥，沙，土煤，粮食等，并广泛地应用于建材、电力、冶金、机械、化工、轻工、有色金属、粮食等各工业部门。斗式提升机的结构特点是：被运送物料在与牵引件连结在一起的承载构件料斗内，牵引件绕过各滚筒，形成包括运送物料的有载分支和不运送物料的无载分支的闭合环路，连续运动输送物料。驱动装置与头轮相连，使斗式提升机获得动力并驱使运转。 关键词：斗式提升机；设计；驱动牵引件 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 TD250 overall structural design, the design of the drive pulley, the select of motor, reducer, belt and other parts and the drive shaft design verification. Keywords：Bucket elevator；Chain wheel；drives；traction components 目 录 1 绪论 1 1.1课题研究的背景和意义 1 1.2国内外斗式提升机的发展与现状 1 1.2.1 国内斗式提升机的技术现状 1 1.2.2 国内外斗式提升机技术的差距 2 1.3斗式提升机的发展的新趋势 3 2 TH斗式提升机方案设计 5 2.1 总体布置及工作原理 5 2.1.1 卸料方式及选用 6 2.2 主要零部件及选型 7 2.2.1 牵引件 7 2.2.2 料斗 7 3 斗式提升机的设计计算 11 3.1 输送能力和料斗的计算 11 3.1.1 输送能力的计算 11 3.1.2 料斗的计算 11 3.1.3 核算输送能力： 12 3.2 运行阻力的计算 12 3.3 电动机的选取 15 3.4 驱动链轮的设计计算 16 3.5 减速器的设计 17 3.5.1 分配传动比 17 3.5.2 计算传动装置的运动和动力参数 18 3.5.3 传动件的设计计算 19 3.5.4 轴的设计计算 28 3.6 链轮轴的设计与校核 36 3.6.1 轴的设计 36 3.6.2 轴的校核 37 3.6.3 轴承选用 39 3.6.4 驱动链轮键的设计校核 40 3.7 联轴器的选取 40 3.8 壳体的设计 41 4 斗式提升机安装、使用说明、故障维修和维护 42 4.1 斗式提升机的安装、调试及运行 42 4.2 斗式提升机操作规程 42 4.3 斗式提升机故障处理 43 4.4 斗式提升机维护和保养 44 5 斗式提升机的变频调速控制 45 5.1 斗式提升机速度调节的意义 45 5.2 斗式提升机的变频调速 45 5.2.1 变频器调速运行的节能原理 45 5.3 PLC与台达变频器控制斗式提升机的速度 46 5.3.1 电动机调速的运转要求 48 5.3.2 硬件设计和软件设计 48 参考文献 51 绪论 课题研究的背景和意义 本课题的研究意义与目的是，选择斗式提升机这种通用机械的设计作为毕业设计的选题，能培养我们独立解决工程实际问题的能力，通过这次毕业设计是对所学基本理论和专业相关知识的一次综合运用，也使我们的设计、计算和绘图能力都得到了全面的训练。. 国内外斗式提升机的发展与现状 国内斗式提升机的技术现状 20世纪80 年代以后，由于改革开放和经济发展的需要，一些大型及重点工程建设项目引进了少数的斗式提升机，从而促进了国内斗式提升机技术的发展。目前国内常用的通用斗式提升机均为垂直式，按JB3926—85标准，应用最广的是TD 型带式、TH型环链式和TB型板链式等3 种型式。 TD 型带式斗式提升机采用离心式或混合式卸载方式，适用于输送松散密度小于1.5t/m3的粉状、粒状、小块状的无磨琢性或磨琢性较小物料，物料温度不超过60度；当物料温度在60-200度时，应采用耐热橡胶带。提升高度约在4-40m范围内，输送量为4-238m3/h TH型环链斗式提升机采用混合式或重力式卸载方式，适用于输送松散密度小于1.5t/ m3的粉状、粒状、小块状的无磨琢性或中等磨琢性的物料，物料温度不超过250度。提升高度约在4.5-40m范围内，输送量为35-365m3/h TB型板链斗式提升机采用重力式卸载方式，适用于输送松散密度2t/m3的中、大块，磨琢性较大的物料，物料温度不超过250度。提升高度约在5-50m范围内，输送量为20-563m3/h。 TD、TH、TB 型斗式提升机的问世，使我国斗式提升机技术水平向前迈进了一大步，但与国际领先水平相比还存在相当大的差距。随国民经济发展的逐步发展，运输行业引进、吸收、消化了国外斗式提升机的最新技术，并结合我国的真实的情况，在20世纪90年代初研制开发了THG 型和TDG 型高效斗式提升机系列，以满足市场对大输送量、大提升高度、结构紧密相连、运行平稳可靠、常规使用的寿命长的新型高效斗式提升机的需要。 THG型和TDG型斗式提升机分别是TH型和TD 型斗式提升机的改型产品，在结构上有以下显著特点：（1）传动装置中采用了垂直轴减速器和液力偶合器，结构紧密相连，实现了柔性传动，既能使运转平稳，又能使电机减速器及牵引构件得到保护，更能使物料在停机时保持稳定状态。（2）采用重锤式张紧装置，既可实现自动张紧又可保持恒定的张紧力，避免胶带打滑或脱链，来保证机器正常运作。（3）对头、尾部和中部机壳全部做了密封处理，物料及粉尘不会外扬，可避免环境污染。（4）该机在下部增设了料位器和速度控制器，可将控制信号传入中央控制室的计算机中，对斗式提升机的运转情况做监控。 国内外斗式提升机技术的差距 我国斗式提升机的技术水平与世界领先水平的差距还相当明显，例如在材料选择、制造工艺等方面尚达不到国外领先水平的技术方面的要求；输送能力、提升高度等还相对落后。国外采用钢绳芯输送带作为牵引构件，并采用小型斗式提升机对大型斗式提升机定量供料，使斗式提升机的输送能力高达2000t/h，提升高度达到350m；我国板链斗式提升机的发展相对较慢，而在国外尤其是日本、美国等国家制造的板链斗式提升机性能参数往往超过环链斗式提升机和胶带斗式提升机，提升高度可达90m，输送能力超过1500t/h，牵引构件常规使用的寿命可达10 年，应用场景范围很广。 对于斗式垂直提升机而言，设计的主要参数有粒度、松散密度、温度、湿度、粘度、磨琢性、实际输送量Q、提升高度H 等。 斗式提升机作为一种常用的提升设备，在得到普遍的应用的同时，根据不一样的行业的要求也很有清楚地分类. 按照其传动结构分类 （1）TD系列斗式提升机 TD系列斗式提升机是一种国家标准的斗式提升机，该系列斗式提升机和D系列斗式提升机都是采用胶带传动来提升物料，两者没有本质的区别，D系列斗式提升机产品型号叫老且规格少。TD列类斗式提升机是在D系列斗式提升机的基础上经过产品改良而来的。其规格TD100、TD160、TD250、TD315、TD400、TD500、TD630、D800、D1000等型号，其中D160、D250、D315等型号为普遍采用的型号。 （2）TH系列斗式提升机 TH系列斗式提升机是一种常用的提升设备，该系列斗式提升机采用锻造环链作为传动部件，有着非常强的机械强度，大多数都用在提升粉体和小颗粒及小块状物料，区别于TD系列斗式提升机，其提升量更大、运转效率更高。其常用于较大比重物料的提升。 （3）NE系列斗式提升机 NE系列斗式提升机是一种新型的斗式提升机，其采用板链传动，区别于老型号TB系列板链斗式提升机，其命名方式选用提升量而非斗宽。如NE150是指提升量为150吨每小时而不是斗宽150。NE系列斗式提升机有着非常高的提升效率，根据提升速度不同还分有NSE型号和高速板链斗式提升机。 （4）TB系列斗式提升机 TB系列斗式提升机是一种老型号的斗式提升机，其传动部分采用板链传动，现已经被相应的NE系列斗式提升机传品代替。 （5）TG系列斗式提升机 TG系列斗式提升机是一种加强型胶带斗式提升机，其区别于TD系列斗式提升机，TG系列斗式提升机采用钢丝胶带作为传动带，其具有更强的传动能力。该系列斗式提升机多被用于粮食的输送上，又常称为粮食专用斗式提升机。 （6）其它型号斗式提升机 常见的斗式提升机还有HL系列斗式提升机、GTD系列斗式提升机、GTH系列斗式提升机等，其均为上型号的不同叫法和演变形式。 按牵引件分类 斗式提升机的牵引构件有环链、板链和胶带等几种。环链的结构和制造最简单，与料斗的连接也很牢固，输送磨琢性大地的物料时，链条的磨损较小，但其自重较大。板链结构比较牢固，自重较轻，适用于提升量较大的提升机，但铰接接头易被磨损，胶带的结构最简单，但不适宜输送磨琢性较大的物料，普通胶带物料温度不超过60 C，钢绳胶带允许物料温度达80 C，耐热胶带允许物料温度达120 C，环链、板链输送物料温度可达250 C。斗式提升机最广泛使用的是带式(TD)，环链式(TH)两种型式。用于输送散装水泥时大多采用深型料斗。如TD型带式斗式提升机采用离心式卸料或混合式卸料适用于堆积密度小于1.5t/m3的粉状、粒状物料。TH环链斗式提升机采用混合式或重力式卸料用浅斗。 按卸料方式分类 式提升机可分为:离心式卸料、重力式卸料和混合式卸料等三种形式。离心式卸料的斗速较快，适用于输送粉状、粒状、小块状等磨琢性小的物料；重力式卸料的斗速较慢，适用于输送块状的，比重较大的，磨琢性大的物料，如石灰石、熟料等。 斗式提升机的发展的新趋势 国外斗式提升机技术的发展很快,其主要体现在以下几个个方面: 斗式提升机的功能多元化、应用场景范围扩大化,如HL型环链离心斗式提升机、GTD/GTH系列斗式提升机等各种机型; 斗式提升机本身的技术与装备有了巨大的发展,尤其是高距离、大运量、高提升速等大型斗式提升机已成为发展的主要方向,其核心技术是开发应用了斗式提升机动态分析与监控技术,提高了斗式提升机的运行性能和可靠性。 1000t,目前世界上运输机重量最大的是3000t的斗式输送机。 （4）实现产品的机电一体化 机械产品需要更新换代。在当今计算机、自控技术和数显技术大发展的年代里，更新换代的重要标志是实现产品的机电一体化。在输送机械上应用计算机技术，能大大的提升作业性能。 （5）人机工程学的应用 输送机械一般应用在沉重和繁忙的、环境比较差得场合。为减少人员的作业强度，保证持久旺盛的体力和注意力，应该依据人机工程学的理论，设计导动装置和人员辅助装置，改善振动与噪声的影响，防止废弃污染，使其符合健康规范的要求依据不同的输送要求、不同的输送产品，选不一样的最佳的工艺和运输设备，以使最少、最合理的投资，获得最佳的使用效果，使设备发挥最大的效率。 TH斗式提升机方案设计 总体布置及工作原理 THG型斗式提升机的构造如图2.1所示。它的组成包括封闭的环链1和固接在它上面的料斗2，牵引构件及料斗回绕在上部的驱动链轮3和下部的张紧链轮9上。斗式提升机的运行部分和链轮都安装在一个封闭的机壳内，机壳由机壳头部5、中间段6和下部机座8所构成，机壳的中间段可以是两个分支共用的，或者是每个分支各设一个管状外罩。为了观察与检修的方便，在机壳的适当位置上设有检视口7。装有料斗的牵引构件由驱动装置5驱动，并由张紧装置10张紧。在驱动装置上装有防止运行部分返回运动的逆止装置。物料由机壳下部的进料口装入各料斗，当料斗被提升至上部链轮时，便卸入提升机的卸料口。 图21 环链斗式提升机的构造 1—环链；2—料斗；3—驱动链轮；4—机壳头部；5—驱动装置； 6—中间段；7—检视口（座板）；8—下部机座；9—张紧链轮；10—张紧装置 2.2设计原始参数 此斗式提升机，提升能力，提升物料（水泥）：容重γ=1.2t/m3，提升高度。 初步设计给定：斗宽，斗速。 2.3装卸料类型及选型 2.3.1装载方式及选用 斗式提升机的装载方式有掏取式和流入式两种。掏取式（图2-1 a）大多数都用在输送粉状、粒状、小块状等磨琢性小的散状物料，由于在掏取物料时不会产生很大的阻力，所以允许料斗的工作速度较高，为0.8～2.2m/s。流入式（图2-1 b）大多数都用在输送大块和磨琢性大的物料，其料斗的布置很密，以防止物料在料斗之间撒落，料斗的工作速度不允许超出1m/s。 图22 装载方法 （a）掏取式；（b）流入式 TH型斗式提升机的料斗工作速度一般在0.8～2.2m/s，结合设计使用上的要求 “提升物料（水泥）：容重γ=1.2。”能确定本设计的装料方式为掏取式。 卸料方式及选用 料斗卸料完全、不产生回流是斗式提升机的卸料的理想状态。料斗在头轮处受重力和离心力的作用，其合力大小和方向都随着料斗的回转速度而变化，而合力的反向延长线总是与头轮垂直中心线交于一点，这点称为极点。从极点到头轮水平中心线距离称为极距。而极距仅与头轮转速有关。根据头轮转速就可计算出极距。根据极距大小才可判断提升机最终选取何种卸料方式。 由于TH型斗式提升机需要较大的斗容保证输送量，而重力式卸载的主要优点是料斗的填充性良好，料斗尺寸与极距的大小无关。因此容许在较大的料斗工作速度之下应用大容积的料斗[2]。故可初步设想本设计的卸料方式为离心式。 主要零部件及选型 牵引件 TH型斗式提升机机为环链高效斗式提升机，其牵引件即为有高强度的环链，其应符合MT36——80《矿用高强度圆环链》。 具体来说，这种提升机的牵引构件是锻造环链。锻造环链由3号圆钢锻制而成，我国目前定型的环链节距为50mm、64mm、86mm、94mm等，结构如图2.2所示。环链与料斗的连接采用链环钩，本次采用用两根牵引链条,链条节距为64。其具体参数见错误!未找到引用源。。 图23 锻造环链 表 21环链参数 链环直边直径d 节距p 宽度b 圆弧半径r 单位长 度质量 公称 尺寸 极限 偏差 公称 尺寸 极限 偏差 最小 内宽 最大 外宽 公称 尺寸 公称 尺寸 18 0.5 64 ±0.6 料斗 （1）深斗 深斗的特征是斗口下倾角度较小（斗口与后壁一般成65°角）且深度较大，因此适用于输送干燥的、松散的、易于卸出的物料，如水泥、碎煤块、干砂、碎石等。深斗的几何形状如图2-3所示。 图24TH型斗式提升机料斗深斗和浅斗的几何尺寸 深斗称为S制法；浅斗称为Q制法 （2）浅斗 浅斗的特征是斗口下倾角较大（斗口与后壁一般成45°角）且深度小，因此适用于输送湿的、容易结块的、难以卸出的物料，如湿砂、型砂、黏土等。浅斗的几何形状如图14.6所示，其各部分尺寸见表14.6及表14.7。 深斗和浅斗的底部都制成圆角，以便于物料卸尽。为了不阻碍卸料，料斗需有一定间隔。 基于使用要求：提升物料为水泥，参照（表2-1）在使用深斗(sh)时才可能正真的保证≥50t/h的产量，故将料斗的初步选定为深斗。 2.4.3驱动装置和张紧装置 （1） 驱动装置 提升机的驱动链轮装设在提升机的上部卸料处。在TH型斗式提升机驱动装置中的传动部分除减速器外，配有开式齿轮或皮带轮等传动装置。环链式斗式提升机的驱动链轮凸齿和环链之间是通过挤压传动的。传统的驱动链轮和轴的结构如图2-4所示。 图25驱动链轮装置图 1—驱动链轮；2—轴；3—密封装置；4—轴承 而与此相对应，设计选用光轴，并配用帐套链接驱动轮，使提升机的轴型设计和加工都变的更为简易。对于轴承的选择，则直接采用带座球轴承，由于其是标准件，无需企业另行设计，缩短了产品加工周期。此外为避免突然停车时运行部间随意返回，在驱动装置上装设有逆止器。 （2） 张紧装置 在斗式提升机的机壳下部设有张紧装置。 张紧装置有螺旋式、弹簧式及重锤式三种，以螺旋式最常采用，如图2.5所示。其结构与带式输送机张紧装置相同。张紧装置安装在张紧滚筒（或张紧链轮）轴的轴承座上，并连接在提升机外罩下部的侧壁上。张紧装置的行程在200~500mm范围内。 图2.5 螺旋式张紧装置 而在TH型斗提机在张紧机构的处理上，下部采用重锤张紧装置，实现了自动张紧一次安装调试后，即可保持恒定的张紧力，避免了脱链，来保证机器正常运行但在日常生产中却发生滑板卡死、张紧机构失去应有的作用、张紧力消失的现象 图2.5 重锤张紧装置 2.5 TH型斗式提升机方案设计总览 经过本章的讨论，可以将TH型斗式提升机的各部分设计的具体方案汇总成下表，它们将在接下来“斗式提升机设计计算”的章节中，得到进一步的完善。 表 22TH型斗式提升机方案设计总览 装载方式 掏取式 卸载方式 离心式 牵引件 双条矿用高强度圆环链 单个链环节距P=64mm 料斗 Sh型深型料斗 驱动轮 圆环链链轮 驱动轴 光轴 轴承 带座外球面磙子轴承 电机 （待计算） 减速器 (待设计) 张紧装置 重锤式张紧装置 斗式提升机的设计计算 输送能力和料斗的计算 输送能力的计算 升，斗内盛装的物料实际容积为升，为小于1的填充系数，则单位长度的载荷量为： （31） 式中，q为单位长度的载荷量，公斤/米；为斗的容积，升；为斗距，米；为物料容重，吨/；为填充系数。 关于填充系数的选取可在《建材机械设备》表15-10中取得。对与粉末状物料，填充系数取0.80.9 输送能力大小决定于线载荷（单位长度上物料重量）和提升速度，其计算按下式确定： （32） 将式（3.1）代入式（3.2）得： 式中v为斗式提升机工作速度，米/秒。 由于供料不均匀，计算生产率应大于平均的实际生产率，即： （33） 式中为平均的实际生产率，吨/小时；K——供料不均匀系数，取1.2～1.6 。 套用TH200型斗式提升机的主要技术性能斗距 料斗的计算 而料斗的尺寸规格与提升机的输送能力有关，由上述输送能力计算公式得： 式中=50，K=1.4 ，=1.2，=0.85，v=2.1， =0.512 则有 将其进一步取整，选取升 设计料斗如图 核算输送能力： 升料斗后，对提升机的输送能力做核算： 显然其远大于实际生产率，故能够完全满足生产条件。 运行阻力的计算 物料延牵引构件运动方向的重力分量； 当牵引构件绕过轮时，各部摩擦力； 料斗掏取物料时的阻力； 牵引构建张力。 在如图3-1所示垂直斗式提升机计算简图中，1、2、3、4各点张力分别用、、、表示，1点的张力最小，3点张力最大。 图 31 为了计算个点的张力，可通过逐点张力计算：牵引构件在轮廓上的每一点的张力（按运行方向），等于前一点的张力与这二点之间区段上的阻力之和。 对链斗式提升机作近式计算时，可以用简化经验公式，所得结果与实际相近。（建材机械与设备P241）因为提升机中主要阻力是物料的起升，对于垂直提升机，稳定运动状态下的牵引构件的最大静张力，可以近似地按公式（3.7）决定： （34） 式中 为考虑装有料斗的牵引构件的运动阻力和在下部及上部滚筒（链轮）上的弯折阻力的系数，这中间还包括掏取物料的阻力。可在《建材机械与设备》表15-14当中，找到双链式深斗的系数=1.5 ，。 为每米长度牵引构建重量，公斤/米，可以在表2-1中查得每米长度牵引 公斤/米 。 为每米长度的物料重量，公斤/米 上式中 为生产率，吨/小时 为提升速度，米/秒 则据已知设计条件，计算平均生产量为90.36吨（实际平均生产量为50吨），由TH200斗式提升机垂直运输，高度15米。已知水泥堆积重度为1.2吨/米3 。 计算牵引构件的张力（参照图3-1） （35） 式中为提升段阻力，公斤； （36） 即有 （37） 式中为尾轮阻力，公斤；取 为掏取物料阻力，公斤。 上式中——重量加速度，米/秒2 ； 即有： （38） 式中为下降段阻力，公斤； 即有： 电动机的选取 有驱动轴上圆周力： （39） 式中为过头轮的阻力，公斤 则有： 计算功率： （310） 为轴功率，千瓦 选用电机功率： （311） 式中功率储备系数见《建材机械与设备》P240 这里取 为驱动装置传动效率，这里选取 。 将其代入（3-13）得： 在此选取千瓦的电机。 对应《机械设计手册》第五卷[5]，选用Y2系列三相异步电动机 驱动链轮的设计计算 传动链轮节圆直径 （312） 沟底圆直径 （313） 链轮外径 （314） 齿顶圆直径 （315） 导向圆侧缘直径 （316） 窝眼槽底宽度 （317） 窝眼槽顶宽度 （318） 齿根宽 （319） 齿根半径 （320） 齿顶宽 （321） 沟底半径 （322） 窝眼槽半径 （323） 圆心位置 （324） 窝眼槽底平面到中心距离 （325） 链轮转速： （326） 计算传动比： 减速器的设计 分配传动比 带传动分配的传动比，则二级展开式圆柱齿轮减速器总传动比 二级减速器中： 高速级齿轮传动比 低速级齿轮传动比 计算传动装置的运动和动力参数 ．各轴转速 各轴转速为： ．各轴输入功率 计算各轴输入功率， 各轴输入转矩T(N?m) 第一根轴转矩 第二根轴转矩 第三根轴转矩 传动件的设计计算 设计带传动的主要参数。 =6.63kw小带轮转速大带轮转速，传动比.。 设计内容有选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径及结构尺寸、初拉力和压轴力等等（因为之前已经按选择了V带传动，所以带的设计按V带传动设计办法来进行） 计算功率 （327） 选择V带型 根据、由图8-10《机械设计》p157选择A型带（=112—140mm） 确定带轮的基准直并验算带速 （1）、初选小带轮的基准直径，由（《机械设计》p155表8-6和p157表8-8，取小带轮基准直径 （2）验算带速 （328） 因为519.030,带轮符合推荐范围 （3）计算大带轮的基准直径 根据式8-15 （329） （4）、确定V带的中心距a和基准长度 根据式8-20《机械设计》 （330） 初定中心距 计算带所需的基准长度 （331） 由表8-2先带的基准长度=1600mm 计算实际中心距 （332） 中心距满足变化范围:262.5—750mm （5）验算小带轮包角 （333） 包角满足条件 （6）计算带的根数 单根V带所能传达的功率 根据=2900r/min 和=125mm 表8-4a 用插值法求得=3.04kw 单根v带的传递功率的增量Δ 已知A型v带，小带轮转速=2900r/min 转动比 查表8-4b得0.35kw 计算v带的根数 查表8-5得包角修正系数=0.96,表8-2得带长修正系数 =0.99 (334) (335) 故取2根. （7）计算单根V带的初拉力和最小值 =190.0N (336) 对于新安装的V带,初拉力为:1.5=285N 对于运转后的V带,初拉力为:1.3=247N （8）．计算带传动的压轴力 (337) （9）.带轮的设计结构 带轮的材料为:HT200 V带轮的结构及形式为:腹板式. 齿轮设计计算 高速轴齿轮设计 （1）选择齿轮材料，确定许用应力 小齿轮调质 大齿轮45正火 许用接触应力 接触疲劳极限查图6-4 接触强度寿命系数 应力循环次数 （338） 查图6-5得, 接触强度最小安全系数 则 许用弯曲应力 （339） 弯曲疲劳强度极限，查图6-7，双向传动乘以0.7 弯曲强度寿命系数，查图6-8 弯曲强度尺寸系数，查图6-9（设模数小于5 mm） =1.4 则 （2）齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮的传动精度等级，按估取圆周速度，参考表6.7，表6.8选取 小轮分度圆直径 （340） 齿宽系数查表6.14 小齿轮齿数，在推荐值20~40中选=22 大齿轮齿数， 齿数比 小轮转矩 初定螺旋角 载荷系数 （341） 为使用系数，查表6.3 为动载系数，由推荐值1.05~1.4 为齿间载荷分配系数，由推荐值1~1.2 齿向载荷分布系数 由推荐值1.0~1.2 载荷系数 材料弹性系数 查表6.4 节点区域系数 查图6-3 重合度系数由推荐值0.75~0.88 螺旋角系数 故 法面模数 （342） 按表6.6圆整 中心距 （343） 分度圆螺旋角圆螺旋角 （344） 小轮分度圆直径 （345） 圆周速度 齿宽 大齿轮宽45 小齿轮宽 （3）齿根弯曲疲劳强度校核计算 （346） 当量齿数 22.19 （347） 92.10 齿形系数 查表6.5 并插值计算 小轮 大轮 应力修正系数查表6.5 小轮 大轮 不变位时，端面啮合角 （348） 端面模数 （349） 重合度 （350） 重合度系数 （351） 螺旋角系数，由推荐值0.85~.092 （352） （4）重要尺寸计算 大齿轮齿主大端分度圆直径 根圆直径 （353） 顶圆直径 （354） 低速轴齿轮设计 （1）选择齿轮材料，确定许用应力 小齿轮调质 大齿轮 45 正火 许用接触应力 接触疲劳极限查图6-4 接触强度寿命系数 应力循环次数 查图6-5得, 接触强度最小安全系数 则 许用弯曲应力 弯曲疲劳强度极限，查图6-7，双向传动乘以0.7 弯曲强度寿命系数，查图6-8 弯曲强度尺寸系数，查图6-9（设模数小于5 mm） =1.4 则 （2）齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮的传动精度等级，按估取圆周速度，参考表6.7，表6.8选取 小轮分度圆直径 齿宽系数查表6.14 小齿轮齿数，在推荐值20~40中选=27 大齿轮齿数， 齿数比 小轮转矩 初定螺旋角 载荷系数 为使用系数，查表6.3 为动载系数，由推荐值1.05~1.4 为齿间载荷分配系数，由推荐值1~1.2 齿向载荷分布系数 由推荐值1.0~1.2 载荷系数 材料弹性系数 查表6.4 节点区域系数 查图6-3 重合度系数由推荐值0.75~0.88 螺旋角系数 故 法面模数按表6.6圆整 中心距 分度圆螺旋角圆螺旋角 小轮分度圆直径 圆周速度 齿宽 大齿轮宽 小齿轮宽 （3）齿根弯曲疲劳强度校核计算 当量齿数 22.19 63.32 齿形系数 查表6.5 并插值计算 小轮2.72 大轮2.29 应力修正系数查表6.5 小轮1.56 大轮1.77 不变位时，端面啮合角 端面模数 重合度 重合度系数 螺旋角系数，由推荐值0.85~.092 （4）重要尺寸计算 大齿轮齿主大端分度圆直径 根圆直径 顶圆直径 轴的设计计算 第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别 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 （355） 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%，=18.375mm。由《机械设计手册》表22-1-17查得带轮轴孔有20，22，24，25，28等规格，故取=20mm 高速轴工作简图如图(a)所示 图 32 首先确定个段直径 A段=20mm有最小直径算出 B段=25mm，根据油封标准，选择毡圈孔径为25mm的 C段=30mm与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合，取轴承内 径 D段=36mm设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mm E段=45.58mm将高速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑依据《课程设计指导书》p116 G段=30mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合，取轴承内径 F段=36mm, 设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mm 第二确定各段轴的长度 A段=1.620=32mm,圆整取=30mm B段=54mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取54mm C段=28mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30206）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=29mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30206）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=92mm, 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=92mm 轴总长L=290mm两轴承间距离（不包括轴承长度）S=174mm。 2、轴Ⅱ的设计计算 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 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%，=27.325mm。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 轴Ⅱ的设计图如下： 图 33 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=64.94mm, 齿轮轴上齿轮的分度圆直径 D段=50mm, 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30207）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=75mm,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=9.5mm,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=5.58KW,转速n =96r/min,T=460300Nmm 轴的材料选用40Cr（调质），可由表15-3查得=110 所以轴的直径: =39.65mm。因为轴上有两个键槽，故最小直径加大12%， =44.408mm。 由表13.1(机械设计课程设计指导书)选联轴器型号为LH3 轴孔的直径=45mm长度L=84mm 轴Ⅲ设计图 如下： 图 34 首先，确定各轴段直径 A段: =45mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30211）配合 B段: =60mm,非定位轴肩,h取2.5mm C段: =72mm,定位轴肩，取h=6mm D段: =68mm, 非定位轴肩，h=6.5mm E段: =55mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30211）配合 F段: =60mm,按照齿轮的安装尺寸确定 G段: =45mm, 联轴器的孔径 然后、确定各段轴的长度 A段: =46.5mm,由轴承长度，△3，△2，挡油盘尺寸 B段: =68mm，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: =57.5mm,由两轴承间距减去已知长度确定 E段: =33mm, 由轴承长度，△3，△2，挡油盘尺寸 F段: =65mm, 考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到 G段: =84mm,联轴器孔长度 滚动轴承的选择及计算 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： （356） （2）计算轴承的轴向载荷(查指导书p125)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： （357） 因为 轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松 计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数 因为 （358） （359） 因为 ， 所以取 校核轴承寿命 （360） 按一年300个工作日,每天2班制.寿命18年.故所选轴承适用。 Ⅱ轴轴承 计算轴承的径向载荷： ·（361） (2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125) 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 计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数 N 所以取 校核轴承寿命 按一年300个工作日,每天2班制.寿命29年.故所选轴承适用。 Ⅲ轴轴承 计算轴承的径向载荷： (2)计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125) 30211圆锥滚子轴承的基本额定动载荷Cr=90.8KN,基本额定静载荷Cor=114KW，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 、 计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数 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26年.故所选轴承适用。 键联接的选择及校核计算 1.Ⅰ轴上与带轮相联处键的校核 键A10×28，b×h×L=6×6×20单键 键联接的组成零件均为钢，=125MPa 满足设计的基本要求 2．Ⅱ轴上大齿轮处键 键A12×25，b×h×L=10×8×36单键 键联接的组成零件均为钢，=125MPa （362） 满足设计的基本要求 3．Ⅲ轴上 (1)联轴器处 采用键A，b×h×L=14×9×70 单键 满足设计的基本要求 联接齿轮处 采用A型键A单键 ＝125Mpa 满足设计的基本要求 链轮轴的设计与校核 轴的设计 参照文献[3]中关于轴的设计部分，根据轴的承载情况，选择扭转强度计算法来计算轴的直径。 （363） 式中 A——系数，此处取120， P——电动机功率，Kw n——轴的转速，r/min, 将有关数据代入式3-4可得 因为轴端装联轴器需要开键槽，会削弱轴的强度，而且考虑到轴承受较大的竖直载荷增加10%~20%，取轴的直径为70mm。 (2）各轴段直径的确定 图 35 各轴段直径的确定如图3-1所示，轴段①与减速机空心输出轴套装配，并且在接近轴段②处装有毛毡弥封圈，故直径=60mm。轴段②和轴段⑧上安装轴承，现暂取轴承型号为2215，其内径d=75mm，外径D=130mm，宽度B=31mm，故轴段②的直径= =75mm。轴段③和轴段⑦的直径为轴承的安装尺寸，查有关手册，取= =85mm。轴段④和轴段⑥上安装驱动链轮，考虑到轴段④与轴段⑥中间的截面承受的弯矩最大，故在直径上有所增加，现暂定= =90mm。轴段⑤考虑滚筒便于安装拆卸，直径略比轴段④和轴段⑥的直径小，取=100mm。 (3）各轴段长度的确定 轴段①与减速机空心输出轴套装配，其长度主要决定于减速机和头部壳体之间的安装尺寸，并且要保证与减速机相配合的部分有足够的长度，从手册中查知减速机的相关安装尺寸要求，现暂取=140mm。轴段②与轴段⑧上安装轴承，其长度决定于轴承的安装尺寸，故取==110mm。轴段③和轴段⑦的长度主要根据两轴承之间的距离和滚筒在轴向上的安装尺寸来定。考虑到其轴向上密封板、壳体法兰和轴承座等占据的位置，暂取两轴承轴向上的中心距离为590mm，则可以暂取==155mm。轴段④、⑤、⑥的长度要和驱动链轮一并设计，现暂定==120mm，=40，驱动轴总长为950mm。 (4)轴上零件的固定 考虑到轴段①、④、⑥处键传递较大的转矩，故轴段①与联轴器的配合选用k6；轴段④、⑥与驱动链轮的配合选用r6；轴段②、⑧与轴承内圈的配合选用r6。与减速机和驱动链轮的联结均采用A型普通平键，分别为键20×125 GB/T1095-79及键28×110 GB/T1095-79。 (5)轴上倒角及圆角 轴端倒角2×45°，安装链轮的轴段倒角为2.5×45°，倒圆角为R1.6mm，为方便加工，其它轴肩圆角半径均取为0.6mm。 轴的校核 将轴的关键部分看成两端铰支的梁，则轴上的受力情况和弯矩如图所示： 图 36 轴的受力简图 图中轴粗略长度由提升机约束尺寸得来。 其中为轴与单个头轮作用处所受径向力，为单侧轴承所受径向力。 即有： （364） 依弯矩图所示，轴中部所受弯矩最大，其值： 轴受到的扭矩为： （365） 式中D为链轮节圆直径，mm 为链轮牵引力，N N 则依： 根据公式：轴的弯扭合成条件为： （366） 式中为轴的计算应力，； M为轴所受的弯矩，N·mm； T为轴
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