TD型斗式提升機設計【附贈CAD圖紙】

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TD 型斗式提升機設計附贈有 CAD 圖紙 領取加 Q 197216396 或 11970985 1 摘 要 斗式提升機廣泛地應用于建材 機械 有色金屬 糧食等各工業(yè)部門 應用于 在垂直方向內或傾斜角度很小時運送散料或碎塊物體 斗式提升機的結構特點是 被 運送物料在與牽引件連結在一起的承載構件料斗內 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)運動輸送物體 驅動 裝置與頭輪相連 使斗式提升機獲得動力并驅使運轉 張緊裝置與底輪相連 使牽引 構件獲得必要的初張緊力 以保證正常運轉 物料從提升機底部供料 斗式提升機對 過載較敏感 斗和帶易磨損斗式提升機的料斗和牽引構件等部分及頭輪 底輪安裝 在密閉的罩殼之內 減少灰塵對周圍環(huán)境的污染 關鍵詞 斗式提升機 料斗 滾筒 牽引構件 驅動裝置 張緊裝置 TD 型斗式提升機設計附贈有 CAD 圖紙 領取加 Q 197216396 或 11970985 2 TD 型斗式提升機設計附贈有 CAD 圖紙 領取加 Q 197216396 或 11970985 3 ABSTRACT Bucket elevator widely used in building materials machinery nonferrous metals grain and other various industrial sectors applied in vertical direction or angle very hour delivery of bulk material objects or fragments 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 including a delivery of materials containing a branch and the non delivery of materials contained The branch closed loop the Movement for conveying objects Drive connected with the first round bucket elevator access to power and driven operation Tensioning device connected with the end of round to obtain the necessary components traction early tension to ensure normal operation Material from the elevator at the bottom for the material Bucket elevator to overload more sensitive Doo and easy to wear with bucket elevator of the hopper and traction components and other parts of the first round bottom round of the Shell installation in confined within the surrounding environment to reduce dust pollution Keyword Bucket elevator hopper drum traction components drives tensioning device TD 型斗式提升機設計附贈有 CAD 圖紙 領取加 Q 197216396 或 11970985 4 目 錄 摘 要 1 ABSTRACT 2 前 言 5 第一章 斗式提升機的方案設計及基本原理 6 1 1 設計參數及要求 6 1 2 方案設計 6 1 3 基本原理 6 第二章 TD 斗式提升機型號的選擇及輸送帶的受力分析 8 2 1 斗式提升機輸送能力的計算 8 2 2 滾筒的設計計算 9 2 3 輸送帶張力計算 10 第三章 TD 斗式提升機傳動系統(tǒng)的設計計算 13 3 1 電動機的選擇計算 13 3 1 1 選擇電動機的類型和結構形式 13 3 1 2 確定電動機的轉速 14 3 1 3 確定電動機的功率和型號 14 3 2 傳動 V 帶及帶輪的設計計算 15 3 2 1 V 帶輪及 V 帶的設計 15 3 2 2 V 帶輪的結構設計 17 3 3 1 高速級齒輪的設計 20 3 3 2 低速級齒輪的設計 23 3 3 3 齒輪結構的設計 27 3 3 4 軸的設計 27 3 4 聯(lián)軸器的選擇設計 31 3 5 減速器鑄造箱體的結構尺寸 32 TD 型斗式提升機設計附贈有 CAD 圖紙 領取加 Q 197216396 或 11970985 5 第四章 TD 提升機其它裝置的設計 34 4 1 輸送帶的設計 34 4 2 張緊裝置的設計 34 4 3 反轉裝置的設計 34 4 4 料斗的設計 35 4 5 罩殼的設計 35 4 6 滾筒軸承的選擇 36 第五章 TD 膠帶斗式提升機的安裝及調試 37 5 1 安裝前的準備 37 5 2 提升機安裝順序 37 5 3 料斗的安裝 38 5 4 提升機安裝應符合的基本要求 38 5 5 提升機的試車 39 結 論 40 參考文獻 41 致謝 42 TD 型斗式提升機設計附贈有 CAD 圖紙 領取加 Q 197216396 或 11970985 6 前 言 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 國內斗式提升機的設計制造技術是 50 年代由蘇聯(lián)引進的 直到 80 年代幾乎沒 有太大的發(fā)展 在此期間 雖各行各業(yè)就使用中存在的一些問題也作過一些改進 從 80 年代以后 隨著國家改革開發(fā)和經濟發(fā)展的需要 一些大型企業(yè)及重點工程項目 引進了一定數量的斗式提升機 從而促進的國內提升機的發(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構 斗式提升機的優(yōu)點是 結構比較簡單 能在垂直方向或傾角較小范圍內運輸物 料而橫斷面尺寸小 占地面積小 能在全封閉罩殼內運行工作 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 斗式提升機也有一些缺點 過載的敏感性大 必須均勻給料 料斗和牽引構件 較易破壞 機內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小塊狀的物體 斗式提升機可以提升的高度位 5 30m 一般常用范圍為 12 20m 輸送能力在 30t h 以下 一般情況下都采用垂直斗式提升機 當垂直斗式提升機不能滿足工藝要 求時 才采用傾斜式斗式提升機 由于傾斜式斗式提升機的牽引構件在垂度過大時需 增設支承牽引構件的裝置 而使結構變的復雜 因此 一般很少采用傾斜式斗式提升 機 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 特別是對于調整提升機 應研究物料在料斗內 的運動及從物料中拋出的情況 自抓取式皮帶斗式提升機又是在以上基礎上提出來的 根據設計題目及設計內 容的要求 我們選取的轉載方式是掏取式 可實現自抓取 選擇橡膠帶作為牽引構 件 料斗形式為深斗式間隔布置 卸載方式為快速離心式 合起來就叫自抓取式皮 帶斗式提升機 自抓取式皮帶斗式提升機的設計方案可在以前設計的提升機基礎上對 TD 型斗式提升機設計附贈有 CAD 圖紙 領取加 Q 197216396 或 11970985 7 其進行改進 發(fā)揚其優(yōu)點 改進其缺點 進一步完善提升機的性能 提高其工作能 力 第一章 斗式提升機的方案設計及基本原理 1 1設計參數及要求 某散裝料 粒度小于 20mm 松散密度為 1 5t m3 中等磨琢性 生產能力為 6t h 提升高度為 4m 1 2 方案設計 本次設計的斗式提升機用于提升糧食 小麥 等 由電動機通過皮帶傳動 經過 二級減速器 帶動斗式提升機的驅動運轉 從而循環(huán)運轉輸送物料 1 3 基本原理 斗式提升機是通過緊固在牽引構件膠帶或鏈條上的許多料斗 并環(huán)繞在提升機 上部頭輪和下部尾輪之間 構成閉合輪廓 驅動裝置與頭輪相連 是斗式提升機的動 力部分 可以使頭輪軸運動 張緊裝置一般和下部尾相連 使牽引構件獲得必要的 初張力 以維持牽引構件正常運轉 物料從斗式提升機下部機殼的進料口進入物料 通過流入式或掏取式裝入料斗后 提升到頭部 在頭部沿出料口卸出 實現垂直方 向輸送物料的目的 斗式提升機的料斗 牽引構件及頭輪和尾輪等到安裝在全封閉的 罩殼之內 斗式提升機在下部裝料 頭部卸料 由于被輸送的物料特性差異很大 所以裝 料和卸料的方式也就不同 根據物料的特性正確選擇裝料和卸料的方式 對其工作情 況和生產率影響很大 對裝料和卸料的要求是 裝料均勻 塊狀物料直接流入料斗 卸料 h 物料能正確地進入卸料槽 不返料 物料拋卸中不沖擊罩殼 采用間隔布置 料斗的高速斗式提升機 物料過程中不碰撞到前面的料斗上 斗式提升機有兩種裝料型式 1 掏取式 由料斗在尾部機殼的物料中掏取裝料 對于粉末狀 粒狀 塊狀的無 磨琢性或半磨琢性的散狀物料 由于掏取時不產生很大的阻力 料斗可以在較高的 運動速度 一般為 0 8 2m s 所以它通常和離心式卸料配合應用 2 流入式 物料直接由進料口流入料斗內裝料 對于塊度較大和磨琢性大的物料 由于挖取阻力很大 故采用裝入法 料斗運動速度不能太高 通常不超過 1m s TD 型斗式提升機設計附贈有 CAD 圖紙 領取加 Q 197216396 或 11970985 8 斗式提升機的分類有以下幾種 1 按輸送物料的方向分為 垂直式和傾斜式 2 按卸載特性分為 離心式 重力式 混合式 3 按料斗的型式分為 深斗式 淺斗式 鱗板式 4 按牽引構件型式分為 帶式 板鏈式 5 按工件特性分為 重型 中型 輕型 斗式提升機的規(guī)格是以斗寬表示 目前國產 D 型斗式提升機規(guī)格有 D160 D250 D350 D450 四種 HL 型斗式提升機規(guī)格化有 HL300 HL400 兩種 PL 型斗提升機規(guī)格有 PL250 PL350 PL450 三種 大型斗式提升機寬達 800mm 據國外文獻介紹 膠帶提升機的斗寬已達 1250mm 輸送量達 1000t h 最大提 升高度達 80m 斗式提升機的優(yōu)點是 結構比較簡單 可在垂直或傾斜方向上提升物料 橫斷 面尺寸小 因而可節(jié)約占地面積 并可在全封閉的罩殼內工作 減少灰塵對周圍環(huán) 境的污染必要 h 還可把斗式提升機底部插入料堆中自行取料 斗式提升機的缺點是 機內較易形成粉塵爆炸的條件 對過載較敏感 斗和鏈 易磨損 被輸送的物料受到一定的限制 只宜于輸送粉狀和中小塊狀的散貨 如糧 食 煤 水泥 砂等 但不能在水平方向運送物料 斗式提升機是以牽引型式命名的 并以第一主參數斗寬確定規(guī)格大小 如機械電 子工業(yè)部頒發(fā)的 JB3926 85 垂直斗式提升機 標準中 TH400 環(huán)鏈斗式提升機 T 提 升機的是 Ti H 環(huán)鏈的一并 Huan 斗寬為 400mm 提升機的結構一般有幾大部分組成 驅動裝置 出料口 上部區(qū)段 牽引件 料斗 中部機殼 下部區(qū)段 張緊裝置 進料口 檢視門 斗式提升機牽引件常用橡膠帶 圓環(huán)鏈 套筒磙子鏈幾種型式 從而形成了三 種基本結構型式 新標準中規(guī)定了 TD 型 TH 型 TB 型三種結構型式的提升機 將 分別替代國內原 D 型 HL 型 PL 型三種機型 除上述定型產品外 NTD 內斗式提升機是一種內部加料 重力式卸槽 結構比 較新穎的機型 而 ZL 型斗式提升機 DTG 型斗式提升機 牽引件是膠帶 無底料 脫水斗式提升機等 因生產量較少 故不一一介紹 TD 型斗式提升機設計附贈有 CAD 圖紙 領取加 Q 197216396 或 11970985 9 1 掏取式 2 流入式 第二章 TD 斗式提升機型號的選擇及輸送帶的受力分析 根據設計要求 選擇斗式提升機的類型是膠帶式斗式提升機 即 TD 型斗式提 升機 2 1 斗式提升機輸送能力的計算 料斗的容積為 i 升 實際容積為 i 升 為小于 1 的填充系數 則單位長度的 荷量為 q ai a 斗 距 m 物 料 容 積 t m3 提升機的輸送能力 Q qv 千克 s 或 Q 3 6qv t h 由此可得 Q 3 6 v t h ai 由于在實際生產中供料不均勻 所以計算生產率要大于實際生產率 N 即 N t h kQ k 供料不均勻系數 取 1 2 1 6 取 K 1 5 0 75 v 1 0m s 已 知 1 5t m3 N 6t h TD 型斗式提升機設計附贈有 CAD 圖紙 領取加 Q 197216396 或 11970985 10 Q Nk 1 5 6 9t h ai vQ6 32 517 0 9 根 據 下 表 2 1 選 用 TD160 型 斗 式 提 升 機 表 2 1 來 自 運 輸 機 械 手 冊 第 二 冊 表 2 1 斗 提 機 型 式 料 斗 寬 度 mm 料 斗 制 法 料 斗 容 量 i0 L 料 斗 間 距 a mm i L m S 1 10 300 3 67 160 Q 0 65 300 2 16 S 3 20 400 8 00250 Q 2 60 400 6 67 S 7 80 500 15 60 350 Q 7 00 500 14 00 S 14 50 640 22 65 TD 型 450 Q 15 00 640 23 44 根 據 設 計 要 求 應 采 用 圓 弧 淺 斗 料 斗 所 以 應 選 擇 Q 制 法 Q 3 6 v 3 6 1 5 0 75 1 8 775 6t h ai3 06 所選用的斗提機的輸送能力大于實際生產中所要求的輸送能力 所以選用的 TD160 型斗提機能夠滿足要求 2 2 滾筒的設計計算 設滾筒的角速度為 w 不計帶的厚度 則 v wr 其中 v 滾筒速度 r 滾筒半徑 由于在轉動過程中 皮帶與滾筒之間的相對速度很少 可以不計 所以滾筒速 度進似皮帶的速度 根據以上選定的皮帶速度為 1 0m ss 并且能夠實現離心方式卸 載 n 滾 筒 轉 速 602w TD 型斗式提升機設計附贈有 CAD 圖紙 領取加 Q 197216396 或 11970985 11 所 以 0 126 Dnrwv 得 實現離心方式卸載的條件是 h h 極 距 極 點 到 回 轉 中 心 的 距 離 稱 為 極 距 2D h 2895n 由此可得 將 上 面 中 的 n 代 入 此 式 有 2 D D 204 mm 18956 取 D 200mm 進 行 驗 算 得 到 n 95 54r min 6v 2 143 h 98 05 m h 98 05 100 r 符合離心方式卸載的條件 因為主動輪滾筒的直徑較小 所以從動輪滾筒直徑取與主動輪直徑相等的值 2 3 輸送帶張力計算 如圖 2 2 所示的垂直斗式提升機計算簡圖中 1 2 3 4 各點張力分別用 表示 有分析知 1 點的張力最小 3 點的張力最大 12S TD 型斗式提升機設計附贈有 CAD 圖紙 領取加 Q 197216396 或 11970985 12 3412 圖 2 2 斗式提升機 為了計算各點的張力 可利用逐點張力計算法進行計算 即牽引構件在輪 廓上沿運行方向的每一點的張力等于前一點的張力與這兩點之間區(qū)段上的阻力之和 因此 提升機各點的張力 可分別計算如下1234S 根據設計任務書的要求 提升 h 采用裝有快速離心式卸料的深斗的帶式斗式提 升機 首先帶式運行速度為 1 0m s 前面已經選取了 TD160 型斗式提升機 料斗的寬度為 160mm 通常帶子比斗 寬 125 150mm 對于設計的提升機取帶寬 B 300mm 沿環(huán)路用逐點張力計算法進行提升機的牽引計算 提升物料的單位長度重量 mKgQq 5 2016 39 帶料斗的帶子單位重量 k 4 空 在工作分支上的單位長度載荷 4 509 2 5 7 01Kg m 空工 q 當傳動滾筒 圖 按順 h 針方向轉動 h 最小張力 將在點 2 處 2S 點 3 處張力為 323 08 1kWSS 式中 1 08 帶料斗的帶子繞過滾筒 h 張力增大系數 3Kg m Kg 其中 由比功值 取 1Kg 物料消耗 qpW33取 料 阻 力 3p TD 型斗式提升機設計附贈有 CAD 圖紙 領取加 Q 197216396 或 11970985 13 的功 確定的取料系數 當料斗的速度為 1 25 1 8m sh 對粉末狀和小物塊去取 1 25 2 5 Kg m Kg 因為料斗速度為 1 0m s 所以粉末狀或小物塊 取3p 1 2Kg m Kg 在點 4 的張力為 7 01 4 28 04 234 08 1SHqS工入 208 1S 在點 1 的張力為 4 509 4 18 04 空出 2122 對于有繞性件的摩擦驅動裝置 feS出入 當空氣潮濕 h 帶子和鋼板滾筒之間的 轉動滾筒與帶子的包角 180 2 0 f 所以 1 87 14 3207 fe 則 出入 S8 28 04 1 87 18 04 2012 7 21Kg 根據正常取料條件 最小張力必須滿足下列條件 5 2 5 12 5Kg qS5min2 取 20Kg 當帶子張力增加時 驅動裝置牽引能力的儲備也增加 在環(huán)路其他各點的張力為 18 04 38 04Kg 1S2 3 24 6Kg3W 08 28 04 49 64Kg24 對于拉緊滾筒的行程 m08 4 0 Hl拉 附加在端部滾筒上的拉力 TD 型斗式提升機設計附贈有 CAD 圖紙 領取加 Q 197216396 或 11970985 14 20 24 6 44 6Kg32pS 拉 傳動滾筒上的牽引力 114 140 SkW 49 64 38 04 1 08 1 49 64 38 04 18 6Kg 182 42N 式中 k 1 08 考慮傳動滾筒阻力系數 傳的功率 KWvN182 00 第三章 TD 斗式提升機傳動系統(tǒng)的設計計算 傳動系統(tǒng)包括電動機 傳動皮帶 減速器和聯(lián)軸器 斗 提 機 的 傳 動 系 統(tǒng) 間 圖 如 下 圖 1 TD 型斗式提升機設計附贈有 CAD 圖紙 領取加 Q 197216396 或 11970985 15 圖 1 3 1 電動機的選擇計算 電動機選擇 選擇電動機包括選擇電動機類型 結構形式 功率 轉速和型號 3 1 1選擇電動機的類型和結構形式 電動機的類型和結構形式應根據電源種類 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 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構 簡單 價格低廉 維護方便等優(yōu)點 故其應用最廣 當轉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 在經常啟動 制動和反轉 間歇或短時工作的場 合 如起重機械和冶金設備等 要求電動機的轉動慣量小和過載能力大 因此 應 選用起重及冶金用的 YZ 和 YZR 系列三相異步電動機 電動機的結構有開啟式 防護 式 封閉式和防爆式等 可根據工作條件來選擇 Y 系列電動機的技術數據和外形尺 寸參見下表 1 和表 2 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 農業(yè)機械 破碎機等 也用于某些需要高啟動轉矩 的機器上 如壓縮機 3 1 2 確定電動機的轉速 同一功率的異步電動機有同步轉速 3000 1500 1000 750r min 等幾種 一般來 說 電動機的同步轉速愈高 磁極對數愈少 外廓尺寸愈小 價格愈低 反之 轉 速愈低 外廓尺寸愈大 價格愈貴 當工作機轉速高時 選用高速電動機較經濟 但若 工作機轉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)結構復 雜 造價較高 所以 在確定電動機轉速時 應全面分析 在一般機械中 用得最多的 是同步轉速為 1500r min 或 1000r min 的電動機 3 1 3確定電動機的功率和型號 電動機的功率選擇是否合適 對電動機的正常工作和經濟性都有影響 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 且經常不在滿載下運行 電動機效率和功率因數都較低 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 可根據電動機所需的功率 P 來選擇 再校驗電動機的發(fā)熱和啟d TD 型斗式提升機設計附贈有 CAD 圖紙 領取加 Q 197216396 或 11970985 16 動力矩 選擇時 應使電動機的額定功率 P 稍大于電動機的所需功率 P 即 P P 對e ded 于 間 歇 工 作 的 機 械 P 可 稍 小 于 P ed 電動機所需功率為 N 210KN 式 中 N 電 動 機 功 率 千 瓦 N0 軸功率 千瓦 1 減速器傳動效率 1 0 90 2 皮帶或開式齒輪傳動效率 皮帶取 2 0 96 對鏈傳動取 2 0 93 K 功 率 備 用 系 數 與 提 升 高 度 有 關 當 H 10mh K 1 45 10 H20mh K 1 15 N W305 4 196 8 根 據 動 力 源 和 工 作 條 件 選 用 一 般 用 途 的 Y 系 列 三 相 交 流 異 步 電 動 機 臥 式 封 閉 結 構 電 源 的 電 壓 為 380V 選 Y801 4 型 電 動 機 額 定 功 率 為 0 55KW 同 步 轉 速 1500r min 滿 載 轉 速 1390r min 3 2 傳動 V帶及帶輪的設計計算 在 傳 遞 動 力 的 過 程 中 V 帶 輪 及 V 帶 起 者 重 要 的 作 用 3 2 1 V帶輪及 V帶的設計 3 2 1 1 確 定 計 算 功 率 Pca 計 算 功 率 Pca 是 根 據 傳 遞 的 功 率 P 并 考 慮 到 載 荷 性 質 和 每 天 運 轉 時間 長 短 等 因 素 的 影 響 而 確 定 的 即 Pca KAP 1 3 0 55 0 715Kw 式 中 Pca 計 算 功 率 單 位 為 Kw P 傳 遞 的 額 定 功 率 單 位 為 Kw KA 工 作 情 況 系 數 取 KA 1 3 3 2 1 2 選 擇 帶 型 根 據 計 算 功 率 Pca 和 小 帶 輪 的 轉 速 確 定 選 擇 普 通 V 帶 帶 型 為 Z 型 小 帶 輪 的 基 準 直 徑 為 dd1 50 71mm 3 2 1 3 確 定 帶 輪 的 基 準 直 徑 dd1 和 dd2 TD 型斗式提升機設計附贈有 CAD 圖紙 領取加 Q 197216396 或 11970985 17 1 初 選 小 帶 輪 的 基 準 直 徑 dd1 取 dd1 71mm 2 帶 的 速 度 v v1 v 在 5 25m s 范圍內 帶速合格 s 506397 3 輪的基準直徑 dd2 dd2 idd1 2 71 142mm 根 據 取 基準直徑系列 dd2 140mm 3 2 1 4 確 定 中 心 距 a 和 帶 的 基 準 長 度 Ld 初 步 確 定 中 心 距 a0 取 0 7 dd1 dd2 a0 2 dd1 dd2 取 a0 300mm 確 定 了 a0 根 據 帶 傳 動 的 幾 何 關 系 按 下 式 計 算 所 需 帶 的 基 準 直 徑 L d L d 2a0 d12 0 214ad 2 300 935 4mm 737 2 選取基準長度 Ld 1000 實際中心距 a 為 a a 300 323 3mm 02 d 24 935 中心距的變動范圍為 a min a 0 015Ld amax a 0 03Ld 故 中 心 距 圓 整 為 a 320mm 3 2 1 5 驗 算 主 動 輪 上 的 包 角 1 8d2 5 7 167 6 1034 20 3 2 1 6 確 定 帶 的 根 數 z Z LcaKP 0 式中 Pca 計 算 功 率 單 位 為 Kw 式中 Ka 考慮包角不同時的影響系數 查表取取 Ka 0 97 KL 考慮帶的長度不同是的影響系數 查表取 KL 1 06 P0 單根 V 帶的基本額定功率 查表取 P0 0 285 TD 型斗式提升機設計附贈有 CAD 圖紙 領取加 Q 197216396 或 11970985 18 P 0 計入傳動比的影響時 單根 V 帶本額定功率的增量 取 P 0 0 02 Z 根 取 Z 3 根28 06 197 2 85 3 2 1 7 確 定 帶 的 預 緊 力 F F 02 qvKZvPca 式中 Ka 考慮包角不同 h 的影響系數 取 Ka 0 97 q 帶單位長度的質量 取 q 0 06 kg m NF96 371 506 97 52 1 3052 3 2 1 8 計 算 作 用 在 其 上 的 壓 軸 力 帶對軸的壓力 Fp 是設計帶輪所在的軸與軸承的依據 為了簡化計算 可近似按 兩邊的預緊力 的合力來計算 如下圖所示 0 a b V 帶對軸的壓力 Fp Fp 2 Z F sin 2 3 37 96 sin 226 43N01 26 17 3 2 2 V帶輪的結構設計 3 2 2 1 V 帶 輪 的 材 料 在工程上 V 帶輪的材料通常為灰鑄鐵 當帶速 v 300 mm 的場合 因為 所以 小帶輪采用腹板式結構 大帶輪采用孔mdd140 721 板式結構 如下圖所示 小帶輪腹板式 大帶輪孔板式 3 3 減速器的設計計算 減 速 器 中 的 軸 承 都 選 用 深 溝 球 軸 承 現 在 對 傳 動 比 進 行 分 配 總 傳 動 比 為 5 14 930 滾 筒電 機總 ni V 帶 傳 動 的 傳 動 比 為 72 12dVi 則 減 速 箱 二 級 齒 輪 傳 動 的 總 傳 動 為 38 79 154 Vi總減 為 了 便 于 二 級 圓 柱 齒 輪 減 速 器 采 用 浸 油 潤 滑 當 二 級 齒 輪 的 配 對 的 材 料 相 同 齒 面 硬 度 HBS 350 齒 寬 系 數 相 等 時 考 慮 齒 面 接 觸 強 度 接 近 相 等 的 條 件 取 高 速 級 傳 動 比 為 則 取12i i 1 38 71 312 i TD 型斗式提升機設計附贈有 CAD 圖紙 領取加 Q 197216396 或 11970985 20 低 速 級 傳 動 比 為 32i 1 46 287 傳 動 系 統(tǒng) 各 軸 的 轉 速 功 率 和 轉 矩 計 算 如 下 0 軸 電 動 機 軸 n0 1390r min P0 0 55Kw T0 3 78N m 1 軸 減 速 器 高 速 軸 10in in 492 r 0 PKW528 06 5 mNnT 1 7 4911 2 軸 減 速 器 中 速 軸 in 96 238 7012ri 0 528 0 99 0 97 0 507Kw 32 PmNnT 6 209 45709522 3 軸 減 速 器 低 速 軸 in 6 323ri 0 507 0 99 0 97 0 487Kw 43 PmNnT 7 4895 095033 4 軸 滾 筒 軸 n4 n3 95 5 r min 0 487 0 99 0 99 0 477 Kw 4 PmNnT 7 45 44 標準直齒圓柱齒輪的設計計算 根據工作條件 一般用途的減速器采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?提升機為一般工作機械 速度不高 選用 8 級精度 此減速器采用二級傳動 兩對齒輪的傳動比都不大 所以 TD 型斗式提升機設計附贈有 CAD 圖紙 領取加 Q 197216396 或 11970985 21 選用小齒輪用同一種材料 大齒輪用同一種材料 材料選擇 小齒輪 40cr 調質處理 HBS 2801 大齒輪 45 鋼 調質處理 HBS 2402 兩齒輪齒面硬度差為 40HBS 符合軟齒面?zhèn)鲃拥脑O計要求 根據設計要求 高速級齒輪 輸入功率為 0 528KW 小齒輪轉速為 704 87r min 傳動比為 3 低速級齒輪 輸入功率為 0 507KW 小齒輪轉速為 234 96r min 傳動比為 2 46 工作壽命 15 年 每年工作 300 天 兩班制 3 3 1高速級齒輪的設計 1 確定齒數 小齒輪齒數 20 大齒輪齒數 i 3 20 60 取 Z2 601Z2Z1 2 按按齒面接觸強度設計 d 2 32 13 21 HEduTKt 1 確定公式內的計算值 1 載荷系數 Kt 1 3 2 小齒輪的傳遞的轉矩 T 9 55 10 9 55 10 7154 N mm161np687 0452 3 選取齒寬系數 1d 4 得材料的彈性影響系數彈性系數 Z 189 8EMPa 5 查 機械設計 得兩試驗齒輪材料的接觸疲勞極限應力分別為 小齒輪的接 觸疲勞極限 600 MPa 大齒輪的接觸疲勞極限 550 MPa1limH 2limH 6 計算應力循環(huán)次數 N1 60 j Lh 60 480 1 2 8 300 15 2 073 1091n N2 2 073 10 2 5 8 094 1088 7 得接觸疲勞壽命系數 0 90 0 951HNK2HN 8 按失效概率為 1 接觸疲勞強度的最小安全系數 S 1 0 則兩齒輪材料的 許用接觸應力分別為 TD 型斗式提升機設計附贈有 CAD 圖紙 領取加 Q 197216396 或 11970985 22 1 550MPaH 1NKSH1lim60 9 2 522 5 MPa22li5 2 計算 1 試計算小齒輪分度圓直徑 以較小值 522 5 MPa 代入 td1H 2H d 2 32 t13 21 HEdt ZuTK 2 32 27 34 mm3 25 893547 2 計算圓周速度 v V d1 n1 60 1000 3 14 27 34 704 87 60 1000 1 01m s 3 齒寬 b d 1 27 34 27 34mm t1 4 齒寬與齒高之比 b h 模數 m d Z 27 34 20 1 371t1 齒高 h 2 25 m 2 25 1 37 3 08 b h 27 34 3 08 8 88 5 載荷系數 根據 v 1 01m s 8 級精度 得動載系數 Kv 1 12 直齒輪 假設 Ka Ft b 100 N mm 得 Kha Kfa 1 2 得使用系數 Ka 1 有 8 級精度 小齒輪相對支承對稱布置 h KH 1 12 0 18 1 0 6 2 2 0 23 10 bd 3 1 12 0 18 1 0 6 12 12 0 23 10 60 44 1 514 由 b h 8 88 KH 1 514 得 KF 1 35 故載荷系數 K Ka Kv Kha KH 1 1 12 1 2 1 514 2 034 按實際的載荷系數校正所的分度圓直徑 d d 27 34 31 741t3k3 1204 TD 型斗式提升機設計附贈有 CAD 圖紙 領取加 Q 197216396 或 11970985 23 計算模數 m d1 Z 31 74 20 1 581 3 按齒根彎曲強度設計 m 321 FSad YzKT 1 確定公式內各值 1 小齒輪的彎曲疲勞強度極限 500MPa FE1 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 380MPa2 2 有彎曲疲勞壽命系數 0 85 0 881FNKFN 3 計算彎曲疲勞許用應力 彎曲疲勞安全系數 S 1 4 1 303 57 MPaF 1NSFE4 50 8 2 KFN2 238 86 MPaFFE2 13 4 計算載荷系數 K K Ka Kv KFa kF 1 1 12 1 2 1 35 1 814 5 查取齒形系數 得 2 86 2 2261FaY2Fa 6 查取應力校正系數 得 1 58 1 7641SaY2Sa 7 計算大 小齒輪的 并加以比較 FYsf 2 86 1 58 303 57 0 01481 FSa 2 226 1 764 238 86 0 016442 FSaY 大齒輪的數據大 2 設計計算 TD 型斗式提升機設計附贈有 CAD 圖紙 領取加 Q 197216396 或 11970985 24 m 1 02321 FSadYzKT 320164 1 75 84 對比計算結果 有齒面接觸疲勞強度計算的模數 m 大于齒根彎曲疲勞強度計算 的模數 由于齒輪模數 m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力 而齒面 接觸疲勞強度所確定的承載能力 僅與齒輪直徑有關 可取由齒根彎曲疲勞強度算 得的模數并就近圓整為標準值 m 1 25mm 按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d1 31 74 mm 算出小齒輪的齒數 Z1 d1 1 25 31 74 1 25 25 4 25 Z2 u Z1 3 25 75 4 齒輪幾何尺寸計算 分度圓直徑 d mz 1 25 25 31 25mm1 d mz 1 25 75 93 75mm2 齒頂高 h h m 1 1 25 1 25 mma 齒根高 h h c m 1 0 25 1 25 1 56 mmf 全齒高 h h h 1 25 1 56 2 81 mmaf 齒頂圓直徑 d d 2 h 31 25 2 1 25 78 13 mm1a d d 2 h 93 75 2 1 25 96 25mm2a 齒根圓直徑 d d 2 h 31 25 2 1 56 28 13 mm1ff d d 2 h 93 75 2 1 56 96 88mm2ff 中心距 a d d 2 62 5 mm1 齒寬 b d 31 25 mm B1 35 B2 31 3 3 2低速級齒輪的設計 1 確定齒數 小齒輪齒數 z1 20 大齒輪齒數 Z2 u z1 2 46 20 49 2 取 Z2 49 2 按按齒面接觸強度設計 d 2 32 13 21 HEdZuTKt TD 型斗式提升機設計附贈有 CAD 圖紙 領取加 Q 197216396 或 11970985 25 1 確定公式內的計算值 1 載荷系數 Kt 1 3 2 小齒輪的傳遞的轉矩 T 9 55 10 9 55 10 20607N mm161np69 234507 3 選取齒寬系數 1d 4 得材料的彈性影響系數彈性系數 Z 189 8EMPa 5 查 機械設計 得兩試驗齒輪材料的接觸疲勞極限應力分別為 小齒輪的接 觸疲勞極限 600 MPa 大齒輪的接觸疲勞極限 550 MPa1limH 2limH 6 計算應力循環(huán)次數 N1 60 j Lh 60 192 1 2 8 300 15 0 83 1091n N2 0 83 10 1 8 4 608 1088 7 得接觸疲勞壽命系數 0 90 0 951HNK2HN 8 按失效概率為 1 接觸疲勞強度的最小安全系數 S 1 0 則兩齒輪材料的 許用接觸應力分別為 1 540 MPaH 1NSH1lim60 9 2 522 5 MPa2K2li5 2 計算 1 試計算小齒輪分度圓直徑 以較小值 522 5 MPa 代入 td1H 2H d 2 32 t13 21 HEdt ZuTK 2 32 39 6 mm3 25 894 2067 2 計算圓周速度 v V d1 n1 60 1000 3 14 39 6 234 96 60 1000 0 487m s 3 齒寬 b d 1 39 6 39 6 mm t1 TD 型斗式提升機設計附贈有 CAD 圖紙 領取加 Q 197216396 或 11970985 26 4 齒寬與齒高之比 b h 模數 m d Z 39 6 20 1 981t1 齒高 h 2 25 m 2 25 1 98 4 46 b h 39 6 4 46 8 89 5 載荷系數 根據 v 0 487 m s 8 級精度 得動載系數 Kv 1 12 直齒輪 假設 Ka Ft b 100 N mm 得 Kha Kfa 1 2 得使用系數 Ka 1 8 級精度 h 小齒輪相對支承對稱布置 h KH 1 12 0 18 1 0 6 2 2 0 23 10 bd 3 1 12 0 18 1 0 6 12 12 0 23 10 84 2 1 487 由 b h 8 87 KH 1 427 得 KF 1 35 故載荷系數 K Ka Kv Kha KH 1 1 12 1 2 1 427 1 875 按實際的載荷系數校正所的分度圓直徑 d d 39 6 44 741t3k3 1875 計算模數 m d1 Z 44 74 20 2 241 3 按齒根彎曲強度設計 m 321 FSad YzKT 1 確定公式內各值 1 小齒輪的彎曲疲勞強度極限 500MPa 大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1 380MPaFE2 2 有彎曲疲勞壽命系數 0 85 0 881FNK2FN 3 計算彎曲疲勞許用應力 彎曲疲勞安全系數 S 1 4 1 303 57 MPaF 1NSFE4 50 8 2 KFN2 238 86 MPaFFE2 13 TD 型斗式提升機設計附贈有 CAD 圖紙 領取加 Q 197216396 或 11970985 27 4 計算載荷系數 K K Ka Kv KFa kF 1 1 12 1 2 1 35 1 854 5 查取齒形系數 得 2 65 2 2261FaY2Fa 6 查取應力校正系數 得 1 58 1 7641SaY2Sa 7 計算大 小齒輪的 并加以比較 FYsf 2 65 1 58 303 57 0 01371 FSa 2 226 1 764 238 86 0 01642 FSaY 大齒輪的數據大 2 設計計算 m 1 46321 FSadYzKT 320164 1 7 854 對比計算結果 有齒面接觸疲勞強度計算的模數 m 大于齒根彎曲疲勞強度計算 的模數 由于齒輪模數 m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力 而齒面 接觸疲勞強度所確定的承載能力 僅與齒輪直徑有關 可取由齒根彎曲疲勞強度算 得的模數同時結合齒面接觸疲勞強度計算的模數并就近圓整為標準值 m 2mm 按 接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d1 44 74 mm 算出小齒輪的齒數 Z1 d1 m 44 74 4 22 37 取 22 Z2 u Z1 2 46 22 54 12 取 54 4 齒輪幾何尺寸計算 分度圓直徑 d mz 2 22 44mm1 d mz 2 54 108mm2 齒頂高 h h m 1 2 2mma 齒根高 h h c m 1 0 25 2 2 5 mmf 全齒高 h h h 4 5mmaf TD 型斗式提升機設計附贈有 CAD 圖紙 領取加 Q 197216396 或 11970985 28 齒頂圓直徑 d d 2 h 48 mm1aa d d 2 h 112 mm2 齒根圓直徑 d d 2 h 39 mm1ff d d 2 h 103mm2ff 中心距 a d d 2 76 mm1 齒寬 b d 44 mm B1 48 B2 44 3 3 3 齒輪結構的設計 齒輪的結構設計與齒輪的幾何設計尺寸 毛坯 材料 加工方法 使用要求及 經濟性等因素有關 進行齒輪的結構設計 h 必須綜合地考慮上述各方面的因素 通 常是先按齒輪的直徑大小 選定合適的結構形式 然后再根據經驗數據 進行結構 設計 當齒頂圓直徑小于 160mmh 可以做成實心結構的齒輪 但航空產品中的齒輪 雖齒頂圓直徑小于 160mm 也可以做成腹板式的 當齒頂圓直徑小于 500mmh 可以 做成腹板式的 腹板上開孔的數目按結構尺寸大小及需要而定 根據齒頂圓直徑大齒輪都做成腹板式的結構 小齒輪都采用實心式的結構 3 3 4 軸的設計 3 3 4 1 選 材 和 確 定 軸 材 料 的 許 用 應 力 選用 45 鋼調質處理 根據材料的種類得 590 MPa 55 MPa b b 1 3 3 4 2 低 速 軸 設 計 1 估算軸的最小直徑 由表 15 3 查取 110 根據公式 15 1 得0A TD 型斗式提升機設計附贈有 CAD 圖紙 領取加 Q 197216396 或 11970985 29 d 110 18 9 mm 0A3nP35 94870 考慮軸端有一鍵槽 將上述軸徑增大 5 即 34 91 1 05 19 9 mm 取 20mm 2 確定軸的各段直徑 外伸端直徑 d 20mm 一般應符合所選聯(lián)軸器軸孔標準 這里選用 TL4 彈性柱1 銷聯(lián)軸器 按工藝和強度要求把軸制成階梯形 有一個階梯軸 取通過軸承蓋軸段的直徑 為 d2 24mm 考慮軸承的內孔標準 取 d d 25 mm 兩軸承同型號 根據機械設計表 15 37 4 初選深溝球軸承的型號為 6205 直徑為 d 的軸段為軸頭 且應符合軸徑標準系列 取 d 28mm 4 4 軸環(huán)直徑 d d 2h 35mm 5 根據軸承安裝直徑 查手冊得 d 28 mm 6 3 3 4 3 高 速 軸 的 設 計 1 估算軸的最小直徑 由表 15 3 查取 110 根據公式 15 1 得0A d 110 9 99 mm 03nP387 452 考慮軸端有一鍵槽 將上述軸徑增大 5 即 9 99 1 05 10 48 mm 由于電機軸 d 19mm 故此處伸出端軸徑 d 19mm1 2 確定軸的各段直徑 按工藝和強度要求把軸制成階梯形 有一個階梯軸 取通過軸承蓋軸段的直徑 為 1 0 07 0 1 2 23mm 2d1 考慮軸承的內孔標準 取 d d 25mm 兩軸承同型號 初選兩端深溝球軸承35 的型號為 6205 直徑為 d 的軸段為軸頭 取 d d5 28mm 應符合軸徑標準系列 4 4 3 3 4 4 中 速 軸 的 設 計 TD 型斗式提升機設計附贈有 CAD 圖紙 領取加 Q 197216396 或 11970985 30 1 估算軸的最小直徑 由表 15 3 查取 110 根據公式 15 1 得0A d 110 14 2 mm 03nP396 2457 考慮到軸上有兩處鍵槽 故選取軸徑為 d 20mm1 2 確定軸的各段直徑 按工藝和強度要求把軸制成階梯形 有一個階梯軸 取通過軸承蓋軸段的直徑 為 d2 d1 1 0 07 0 1 2 20 mm 考慮軸承的內孔標準 取 d d 20mm 兩軸承同型號 初選兩端深溝球軸承41 的型號為 6204 軸的強度足夠 為了方便制造 d 軸段的直徑為 d 25mm 33 3 3 4 5 確 定 軸 的 各 段 長 度 各段軸的長度為 安裝軸承段應符合軸承的寬度 安裝齒輪段應符合齒輪寬度 外伸段的長度要符合所要安裝零件的寬度 同 h 還要考慮安裝工藝要求 安裝零件 段的長度與所要安裝零件的寬度有一定的工藝要求 其余各段的長度應要根據實際 裝配來確定 3 3 4 6 軸 上 鍵 的 選 擇 鍵的形式都選擇普通平鍵 根據軸的直徑確定鍵的寬度和高度 根據軸段的 長度確定鍵的長度 鍵的長度一般要比軸段的長度短 5 10mm 在軸中的鍵選擇 A 型鍵 在軸頭的鍵選擇 C 型鍵 3 3 4 7 彎 矩 剪 力 圖 TD 型斗式提升機設計附贈有 CAD 圖紙 領取加 Q 197216396 或 11970985 31 AB CDFAF FFDqFQ KN M KN m AB CDFAF FFDqFQ KN M KN m 3 3 4 8 軸 鍵 及 軸 承 的 校 核 1 軸的校核 根據前面知道軸的最小軸徑為 min 7 106 4 3 19rnkwPmd 由式 得 32 0195nPT MPa96 2104 7 643 TD 型斗式提升機設計附贈有 CAD 圖紙 領取加 Q 197216396 或 11970985 32 查 機械設計基礎 課本表 15 2 知 MPaT40 3 所以 軸的扭轉剛度足夠 T 2 鍵的校核 由于鍵的聯(lián)接是靜聯(lián)接 所以 PPdhlT 4 式中 d 軸的直徑 單位為 mm h 鍵的高度 單位為 mm l 鍵的工作長度 單位為 mm 對于 A 型鍵 l L b B 型鍵 l L C 型鍵 l L b 2 查 機械設計基礎 表 10 9 知道鍵的系數如下 鍵寬 b 鍵高 h 鍵長 l 鍵 為 C 型鍵 8 7 50 鍵 為 10 8 60 鍵 為 20 12 90 鍵 C 型鍵 12 8 80 T1 7 15N m T2 20 6N m T3 47 8N m MPaahldPP 90 61054 86745 331 知 道 查 機 械 設 計 基 礎 表 所以 鍵 合格 PP ahldT 8 5083 764 32 所以 鍵 也合格 PP Mahld 36 270165 42 所以 鍵 合格 PP ahldT 56 7480 3432 所以 鍵 合格 3 軸承的校核 根據 機械設計基礎 教材 得以小時數表示的軸承壽命為 pCfnLth601 5 163089675 210603 h 所以 軸承的選擇合格 3 4 聯(lián)軸器的選擇設計 TD 型斗式提升機設計附贈有 CAD 圖紙 領取加 Q 197216396 或 11970985 33 聯(lián)軸器的重要功能是連接兩軸并起到傳遞轉矩的作用 除此之外還具有補償兩 軸因制造和安裝誤差而造成的軸線偏移的功能 以及具有緩沖 吸振 安全保護等 功能 在選擇聯(lián)軸器時 首先應確定其類型 其次確定其型號 聯(lián)軸器的類型應根據其工作條件和要求來選擇 對于中小型減速器是輸入軸和輸 出軸均可采用彈性柱銷聯(lián)軸器 其加工制造容易 裝拆方便 成本低 并能緩沖減 振 當兩軸的對中精度良好時 可采用凸緣聯(lián)軸器 它具有傳遞扭矩大 剛性好等優(yōu) 點 例如 在選用電動機軸與減速器高速軸之間連接用的聯(lián)軸器 h 由于軸的轉速較 高 為減少起動載荷 緩和沖擊 應選具有較小轉動慣量和具有彈性的聯(lián)軸器 如 彈性套柱銷聯(lián)軸器等 在選用減速器輸出軸與工作機之間聯(lián)結用的聯(lián)軸器室 由于軸 的轉速較低 傳遞轉矩較大 又因減速器與工作機不在同一機座上 要求有較大的 軸線偏移補償 因此常選用承載能力較高發(fā)剛性可移式聯(lián)軸器 如鼓形齒式聯(lián)軸器 等 若工作機有震動沖擊 為了緩和沖擊 以免震動影響減速器內傳動件的正常工作 則可選用彈性聯(lián)軸器 如彈性套柱銷聯(lián)軸器等 聯(lián)軸器的型號按計算轉矩 軸的轉速和軸徑來選擇 要求所選聯(lián)軸器的許用轉 矩大雨計算轉矩 還應注意聯(lián)軸器轂孔直徑范圍是否與所聯(lián)結兩軸的直徑大小相適 應 若不適應 則應重選聯(lián)軸器的型號或改變軸徑 3 5 減速器鑄造箱體的結構尺寸 名 稱 結構尺寸 箱座壁厚 8mm 箱蓋壁厚 1 6mm1 箱座 B 箱蓋 b 箱底座凸緣的厚度 b12 b 15 b 15 b 2012 箱座 m 箱蓋上的肋厚 m1m 8 m 81 軸承旁凸臺的高度 h 和半徑 R h 由結構要求確定 R C2 直徑 df df 12 數目 n n 6 通孔直徑 fd 12 fd 地 腳 螺 釘 沉頭座直徑 0D 450D TD 型斗式提升機設計附贈有 CAD 圖紙 領取加 Q 197