TD型斗式提升机设计【附赠CAD图纸】

TD 型斗式提升机设计附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 1 摘 要 斗式提升机广泛地应用于建材 机械 有色金属 粮食等各工业部门 应用于 在垂直方向内或倾斜角度很小时运送散料或碎块物体 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 连续运动输送物体 驱动 装置与头轮相连 使斗式提升机获得动力并驱使运转 张紧装置与底轮相连 使牵引 构件获得必要的初张紧力 以保证正常运转 物料从提升机底部供料 斗式提升机对 过载较敏感 斗和带易磨损斗式提升机的料斗和牵引构件等部分及头轮 底轮安装 在密闭的罩壳之内 减少灰尘对周围环境的污染 关键词 斗式提升机 料斗 滚筒 牵引构件 驱动装置 张紧装置 TD 型斗式提升机设计附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 2 TD 型斗式提升机设计附赠有 CAD 图纸 领取加 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 型斗式提升机设计附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 4 目 录 摘 要 1 ABSTRACT 2 前 言 5 第一章 斗式提升机的方案设计及基本原理 6 1 1 设计参数及要求 6 1 2 方案设计 6 1 3 基本原理 6 第二章 TD 斗式提升机型号的选择及输送带的受力分析 8 2 1 斗式提升机输送能力的计算 8 2 2 滚筒的设计计算 9 2 3 输送带张力计算 10 第三章 TD 斗式提升机传动系统的设计计算 13 3 1 电动机的选择计算 13 3 1 1 选择电动机的类型和结构形式 13 3 1 2 确定电动机的转速 14 3 1 3 确定电动机的功率和型号 14 3 2 传动 V 带及带轮的设计计算 15 3 2 1 V 带轮及 V 带的设计 15 3 2 2 V 带轮的结构设计 17 3 3 1 高速级齿轮的设计 20 3 3 2 低速级齿轮的设计 23 3 3 3 齿轮结构的设计 27 3 3 4 轴的设计 27 3 4 联轴器的选择设计 31 3 5 减速器铸造箱体的结构尺寸 32 TD 型斗式提升机设计附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 5 第四章 TD 提升机其它装置的设计 34 4 1 输送带的设计 34 4 2 张紧装置的设计 34 4 3 反转装置的设计 34 4 4 料斗的设计 35 4 5 罩壳的设计 35 4 6 滚筒轴承的选择 36 第五章 TD 胶带斗式提升机的安装及调试 37 5 1 安装前的准备 37 5 2 提升机安装顺序 37 5 3 料斗的安装 38 5 4 提升机安装应符合的基本要求 38 5 5 提升机的试车 39 结 论 40 参考文献 41 致谢 42 TD 型斗式提升机设计附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 6 前 言 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 国内斗式提升机的设计制造技术是 50 年代由苏联引进的 直到 80 年代几乎没 有太大的发展 在此期间 虽各行各业就使用中存在的一些问题也作过一些改进 从 80 年代以后 随着国家改革开发和经济发展的需要 一些大型企业及重点工程项目 引进了一定数量的斗式提升机 从而促进的国内提升机的发展 直到近来 斗式提升 机的大型化包括大输送能力 大单机长度和大输送倾角等几个方面 不少国家正在探 索长距离 大运量连续输送物料的更完善的输送机结构 斗式提升机的优点是 结构比较简单 能在垂直方向或倾角较小范围内运输物 料而横断面尺寸小 占地面积小 能在全封闭罩壳内运行工作 不扬灰尘 避免污 染环境 必要时还可以把斗式提升机底部插入料堆中自行取料 斗式提升机也有一些缺点 过载的敏感性大 必须均匀给料 料斗和牵引构件 较易破坏 机内较易形成粉尘爆炸的条件 斗和皮带容易磨损 被输送的物料受到一 定的限制 只适宜输送粉末和中小块状的物体 斗式提升机可以提升的高度位 5 30m 一般常用范围为 12 20m 输送能力在 30t h 以下 一般情况下都采用垂直斗式提升机 当垂直斗式提升机不能满足工艺要 求时 才采用倾斜式斗式提升机 由于倾斜式斗式提升机的牵引构件在垂度过大时需 增设支承牵引构件的装置 而使结构变的复杂 因此 一般很少采用倾斜式斗式提升 机 正确选用料斗的尺寸和形状 运动速度 滚筒与链轮尺寸以及适合于物料物理 性质和提升机工作条件的机首和底座尺寸是斗式提升机能否正常工作的条件 在设计 提升机前 必须分析它的工作条件 特别是对于调整提升机 应研究物料在料斗内 的运动及从物料中抛出的情况 自抓取式皮带斗式提升机又是在以上基础上提出来的 根据设计题目及设计内 容的要求 我们选取的转载方式是掏取式 可实现自抓取 选择橡胶带作为牵引构 件 料斗形式为深斗式间隔布置 卸载方式为快速离心式 合起来就叫自抓取式皮 带斗式提升机 自抓取式皮带斗式提升机的设计方案可在以前设计的提升机基础上对 TD 型斗式提升机设计附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 7 其进行改进 发扬其优点 改进其缺点 进一步完善提升机的性能 提高其工作能 力 第一章 斗式提升机的方案设计及基本原理 1 1 设计参数及要求 某散装料 粒度小于 20mm 松散密度为 1 5t m3 中等磨琢性 生产能力为 6t h 提升高度为 4m 1 2 方案设计 本次设计的斗式提升机用于提升粮食 小麦 等 由电动机通过皮带传动 经过 二级减速器 带动斗式提升机的驱动运转 从而循环运转输送物料 1 3 基本原理 斗式提升机是通过紧固在牵引构件胶带或链条上的许多料斗 并环绕在提升机 上部头轮和下部尾轮之间 构成闭合轮廓 驱动装置与头轮相连 是斗式提升机的动 力部分 可以使头轮轴运动 张紧装置一般和下部尾相连 使牵引构件获得必要的 初张力 以维持牵引构件正常运转 物料从斗式提升机下部机壳的进料口进入物料 通过流入式或掏取式装入料斗后 提升到头部 在头部沿出料口卸出 实现垂直方 向输送物料的目的 斗式提升机的料斗 牵引构件及头轮和尾轮等到安装在全封闭的 罩壳之内 斗式提升机在下部装料 头部卸料 由于被输送的物料特性差异很大 所以装 料和卸料的方式也就不同 根据物料的特性正确选择装料和卸料的方式 对其工作情 况和生产率影响很大 对装料和卸料的要求是 装料均匀 块状物料直接流入料斗 卸料 h 物料能正确地进入卸料槽 不返料 物料抛卸中不冲击罩壳 采用间隔布置 料斗的高速斗式提升机 物料过程中不碰撞到前面的料斗上 斗式提升机有两种装料型式 1 掏取式 由料斗在尾部机壳的物料中掏取装料 对于粉末状 粒状 块状的无 磨琢性或半磨琢性的散状物料 由于掏取时不产生很大的阻力 料斗可以在较高的 运动速度 一般为 0 8 2m s 所以它通常和离心式卸料配合应用 2 流入式 物料直接由进料口流入料斗内装料 对于块度较大和磨琢性大的物料 由于挖取阻力很大 故采用装入法 料斗运动速度不能太高 通常不超过 1m s TD 型斗式提升机设计附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 8 斗式提升机的分类有以下几种 1 按输送物料的方向分为 垂直式和倾斜式 2 按卸载特性分为 离心式 重力式 混合式 3 按料斗的型式分为 深斗式 浅斗式 鳞板式 4 按牵引构件型式分为 带式 板链式 5 按工件特性分为 重型 中型 轻型 斗式提升机的规格是以斗宽表示 目前国产 D 型斗式提升机规格有 D160 D250 D350 D450 四种 HL 型斗式提升机规格化有 HL300 HL400 两种 PL 型斗提升机规格有 PL250 PL350 PL450 三种 大型斗式提升机宽达 800mm 据国外文献介绍 胶带提升机的斗宽已达 1250mm 输送量达 1000t h 最大提 升高度达 80m 斗式提升机的优点是 结构比较简单 可在垂直或倾斜方向上提升物料 横断 面尺寸小 因而可节约占地面积 并可在全封闭的罩壳内工作 减少灰尘对周围环 境的污染必要 h 还可把斗式提升机底部插入料堆中自行取料 斗式提升机的缺点是 机内较易形成粉尘爆炸的条件 对过载较敏感 斗和链 易磨损 被输送的物料受到一定的限制 只宜于输送粉状和中小块状的散货 如粮 食 煤 水泥 砂等 但不能在水平方向运送物料 斗式提升机是以牵引型式命名的 并以第一主参数斗宽确定规格大小 如机械电 子工业部颁发的 JB3926 85 垂直斗式提升机 标准中 TH400 环链斗式提升机 T 提 升机的是 Ti H 环链的一并 Huan 斗宽为 400mm 提升机的结构一般有几大部分组成 驱动装置 出料口 上部区段 牵引件 料斗 中部机壳 下部区段 张紧装置 进料口 检视门 斗式提升机牵引件常用橡胶带 圆环链 套筒磙子链几种型式 从而形成了三 种基本结构型式 新标准中规定了 TD 型 TH 型 TB 型三种结构型式的提升机 将 分别替代国内原 D 型 HL 型 PL 型三种机型 除上述定型产品外 NTD 内斗式提升机是一种内部加料 重力式卸槽 结构比 较新颖的机型 而 ZL 型斗式提升机 DTG 型斗式提升机 牵引件是胶带 无底料 脱水斗式提升机等 因生产量较少 故不一一介绍 TD 型斗式提升机设计附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 9 1 掏取式 2 流入式 第二章 TD 斗式提升机型号的选择及输送带的受力分析 根据设计要求 选择斗式提升机的类型是胶带式斗式提升机 即 TD 型斗式提 升机 2 1 斗式提升机输送能力的计算 料斗的容积为 i 升 实际容积为 i 升 为小于 1 的填充系数 则单位长度的 荷量为 q a i a 斗距 m 物料容积 t m3 提升机的输送能力 Q qv 千克 s 或 Q 3 6qv t h 由此可得 Q 3 6 v t h a i 由于在实际生产中供料不均匀 所以计算生产率要大于实际生产率 N 即 N t h k Q k 供料不均匀系数 取 1 2 1 6 取 K 1 5 0 75 v 1 0m s 已知 1 5t m3 N 6t h TD 型斗式提升机设计附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 10 Q Nk 1 5 6 9t h a i v Q 6 3 22 2 5 175 0 0 16 3 9 根据下表 2 1 选用 TD160 型斗式提升机 表 2 1 来自 运输机械手册第 二册 表 2 1 斗提机 型式 料斗宽度 mm 料斗制法 料斗容量 i0 L 料斗间 距 a mm a i L m S1 103003 67 160 Q0 653002 16 S3 204008 00 250 Q2 604006 67 S7 8050015 60 350 Q7 0050014 00 S 14 50 64022 65 TD 型 450 Q15 0064023 44 根据设计要求应采用圆弧浅斗料斗 所以应选择 Q 制法 Q 3 6 v 3 6 1 5 0 75 1 8 775 6t h a i 3 0 65 0 所选用的斗提机的输送能力大于实际生产中所要求的输送能力 所以选用的 TD160 型斗提机能够满足要求 2 2 滚筒的设计计算 设滚筒的角速度为 w 不计带的厚度 则 v wr 其中 v 滚筒速度 r 滚筒半径 由于在转动过程中 皮带与滚筒之间的相对速度很少 可以不计 所以滚筒速 度进似皮带的速度 根据以上选定的皮带速度为 1 0m ss 并且能够实现离心方式卸 载 n 滚筒转速 60 2 n w TD 型斗式提升机设计附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 11 所以0 1 260 2 Dn rwv 得 60 D n 实现离心方式卸载的条件是 h h 极距 极点到回转中心的距离称为极距 2 D h 2 895 n 由此可得 将上面中的 n 代入此式有 2 895 n 2 D D 204 mm 2 1 2 2 895 60 取 D 200mm 进行验算得到 n 95 54r min 60 D v 2 014 3 0 160 h 98 05 m 2 54 95 895 h 98 05 100 r 符合离心方式卸载的条件 因为主动轮滚筒的直径较小 所以从动轮滚筒直径取与主动轮直径相等的值 2 3 输送带张力计算 如图 2 2 所示的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 有分析知 1 点的张力最小 3 点的张力最大 1234 SSSS TD 型斗式提升机设计附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 12 34 12 图 2 2 斗式提升机 为了计算各点的张力 可利用逐点张力计算法进行计算 即牵引构件在轮 廓上沿运行方向的每一点的张力等于前一点的张力与这两点之间区段上的阻力之和 因此 提升机各点的张力可分别计算如下 1234 SSSS 根据设计任务书的要求 提升 h 采用装有快速离心式卸料的深斗的带式斗式提 升机 首先带式运行速度为 1 0m s 前面已经选取了 TD160 型斗式提升机 料斗的宽度为 160mm 通常带子比斗 宽 125 150mm 对于设计的提升机取带宽 B 300mm 沿环路用逐点张力计算法进行提升机的牵引计算 提升物料的单位长度重量 mKg Q q 5 2 0 16 3 9 6 3 带料斗的带子单位重量 mKgkQq 509 4 9501 0 空 在工作分支上的单位长度载荷 4 509 2 5 7 01Kg m 空工 qqq 当传动滚筒 图 按顺 h 针方向转动 h 最小张力将在点 2 处 2 S 点 3 处张力为 323 3 08 1 kWSWSS 式中 1 08 带料斗的带子绕过滚筒 h 张力增大系数 k 3Kg m Kg 其中 由比功值 取 1Kg 物料消耗 qpWW 333 取料阻力 3 p TD 型斗式提升机设计附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 13 的功 确定的取料系数 当料斗的速度为 1 25 1 8m sh 对粉末状和小物块去取 1 25 2 5 Kg m Kg 因为料斗速度为 1 0m s 所以粉末状或小物块 取 3 p 1 2Kg m Kg 3 p 在点 4 的张力为 7 01 4 28 04 234 08 1 SHqSSS 工入2 08 1 S 在点 1 的张力为 4 509 4 18 04 HqSSS 空出212 S 2 S 对于有绕性件的摩擦驱动装置 f eSS 出入 当空气潮湿 h 带子和钢板滚筒之间的 转动滚筒与带子的包角 180 2 0 f 所以1 87 14 3 2 0 71 2 f e 则 出入 SS87 1 28 04 1 87 18 04 2 08 1 S 2 S 7 21Kg 2 S 根据正常取料条件 最小张力必须满足下列条件 5 2 5 12 5Kg qSS5 min2 取20Kg 2 S 当带子张力增加时 驱动装置牵引能力的储备也增加 在环路其他各点的张力为 18 04 38 04Kg 1 S 2 S 3 24 6Kg 3 SWS 2 08 1 28 04 49 64Kg 24 08 1 SS 对于拉紧滚筒的行程 m08 0 402 0 02 0 Hl拉 附加在端部滚筒上的拉力 TD 型斗式提升机设计附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 14 20 24 6 44 6Kg 32 pSS 拉 传动滚筒上的牵引力 1 14 140 SSkSSW 49 64 38 04 1 08 1 49 64 38 04 18 6Kg 182 42N 式中 k 1 08 考虑传动滚筒阻力系数 传的功率 KW vW N182 0 1000 0 0 第三章 TD 斗式提升机传动系统的设计计算 传动系统包括电动机 传动皮带 减速器和联轴器 斗提机的传动系统间图如下图 1 TD 型斗式提升机设计附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 15 图 1 3 1 电动机的选择计算 电动机选择 选择电动机包括选择电动机类型 结构形式 功率 转速和型号 3 1 1 选择电动机的类型和结构形式 电动机的类型和结构形式应根据电源种类 直流或交流 工作条件 环境 温度 等 工作时间的长短 连续或间歇 及载荷的性质 大小 起动性能和过载情况等条 件来选择 工业上一般采用三相交流电动机 Y 系列三相交流异步电动机由于具有结构 简单 价格低廉 维护方便等优点 故其应用最广 当转动惯量和启动力矩较小时 可选用 Y 系列三相交流异步电动机 在经常启动 制动和反转 间歇或短时工作的场 合 如起重机械和冶金设备等 要求电动机的转动惯量小和过载能力大 因此 应 选用起重及冶金用的 YZ 和 YZR 系列三相异步电动机 电动机的结构有开启式 防护 式 封闭式和防爆式等 可根据工作条件来选择 Y 系列电动机的技术数据和外形尺 寸参见下表 1 和表 2 Y 系列电动机 摘自 JB T8680 1 1998 为全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机 是按照国际电工委员会 IEC 标准设计的 具有国际互换性的特点 用于空气中不含易 燃 易炸或腐蚀性气体的场所 适用于电源电压为 380V 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 破碎机等 也用于某些需要高启动转矩 的机器上 如压缩机 3 1 2 确定电动机的转速 同一功率的异步电动机有同步转速 3000 1500 1000 750r min 等几种 一般来 说 电动机的同步转速愈高 磁极对数愈少 外廓尺寸愈小 价格愈低 反之 转 速愈低 外廓尺寸愈大 价格愈贵 当工作机转速高时 选用高速电动机较经济 但若 工作机转速较低也选用高速电动机 则这时总传动比增大 会导致传动系统结构复 杂 造价较高 所以 在确定电动机转速时 应全面分析 在一般机械中 用得最多的 是同步转速为 1500r min 或 1000r min 的电动机 3 1 3 确定电动机的功率和型号 电动机的功率选择是否合适 对电动机的正常工作和经济性都有影响 功率选得 过小 不能保证工作机的正常工作或使电动机长期过载而过早损坏 功率选得过大 则电动机价格高 且经常不在满载下运行 电动机效率和功率因数都较低 造成很 大的浪费 电动机功率的确定 主要与其载荷大小 工作时间长短 发热多少有关 对于长 期连续工作的机械 可根据电动机所需的功率 P 来选择 再校验电动机的发热和启 d TD 型斗式提升机设计附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 16 动力矩 选择时 应使电动机的额定功率 P 稍大于电动机的所需功率 P 即 P P 对 eded 于间歇工作的机械 P 可稍小于 P ed 电动机所需功率为 N 21 0 K N 式中 N 电动机功率 千瓦 N0 轴功率 千瓦 1 减速器传动效率 1 0 90 2 皮带或开式齿轮传动效率 皮带取 2 0 96 对链传动取 2 0 93 K 功率备用系数 与提升高度有关 当 H 10mh K 1 45 10 H20mh K 1 15 N KW305 0 45 1 96 0 90 0 182 0 根据动力源和工作条件 选用一般用途的 Y 系列三相交流异步电动机 卧式封闭结构 电源的电压为 380V 选 Y801 4 型电动机 额定功率为 0 55KW 同步转速 1500r min 满载转速 1390r min 3 2 传动 V 带及带轮的设计计算 在传递动力的过程中 V 带轮及 V 带起者重要的作用 3 2 1 V 带轮及 V 带的设计 3 2 1 1 确定计算功率 Pca 计算功率 Pca是根据传递的功率 P 并考虑到载荷性质和每天运转 时间长 短等因素的影响而确定的 即 Pca KAP 1 3 0 55 0 715Kw 式中 Pca 计算功率 单位为 Kw P 传递的额定功率 单位为 Kw KA 工作情况系数 取 KA 1 3 3 2 1 2 选择带型 根据计算功率 Pca和小带轮的转速 确定选择普通 V 带 带型为 Z 型 小带轮的基准直径为 dd1 50 71mm 3 2 1 3 确定带轮的基准直径 dd1 和 dd2 TD 型斗式提升机设计附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 17 1 初选小带轮的基准直径 dd1 取 dd1 71mm 2 带的速度 v v1 v 在 5 25m s 范围內 带速合格 sm 17 5 100060 139071 3 轮的基准直径 dd2 dd2 idd1 2 71 142mm 根据取基准直径系列 dd2 140mm 3 2 1 4 确定中心距 a 和带的基准长度 Ld 初步确定中心距 a0 取 0 7 dd1 dd2 a0 2 dd1 dd2 取 a0 300mm 确定了 a0 根据带传动的几何关系 按下式计算所需带的基准直径L d L d 2a0 d1d2 d d 2 0 2 12 4a dd dd 2 300 935 4mm 401 71 2 3004 71140 2 选取基准长度 Ld 1000 实际中心距 a 为 a a 300 323 3mm 0 2 d d LL 2 4 9351000 中心距的变动范围为 amin a 0 015Ld amax a 0 03Ld 故中心距圆整为 a 320mm 3 2 1 5 验算主动轮上的包角 1 1 180 a dd dd12 5 57 167 6 180 320 71140 5 57 120 3 2 1 6 确定带的根数 z Z L ca KKPP P 00 式中 Pca 计算功率 单位为 Kw 式中 Ka 考虑包角不同时的影响系数 查表取取 Ka 0 97 KL 考虑带的长度不同是的影响系数 查表取 KL 1 06 P0 单根 V 带的基本额定功率 查表取 P0 0 285 TD 型斗式提升机设计附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 18 P0 计入传动比的影响时 单根 V 带本额定功率的增量 取 P0 0 02 Z 根 取 Z 3 根28 2 06 1 97 0 02 0 285 0 715 0 3 2 1 7 确定带的预紧力 F 0 F 0 2 1 5 2 500 qv KZv Pca 式中 Ka 考虑包角不同 h 的影响系数 取 Ka 0 97 q 带单位长度的质量 取 q 0 06 kg m NF96 3717 5 06 0 1 97 0 5 2 17 5 3 715 0 500 2 0 3 2 1 8 计算作用在其上的压轴力 带对轴的压力 Fp 是设计带轮所在的轴与轴承的依据 为了简化计算 可近似按 两边的预紧力的合力来计算 如下图所示 0 F a b V 带对轴的压力 Fp Fp 2 Z F sin 2 3 37 96 sin 226 43N 0 2 1 2 6 167 3 2 2 V 带轮的结构设计 3 2 2 1 V 带轮的材料 在工程上 V 带轮的材料通常为灰铸铁 当带速 v 300 mm 的场合 d 因为 所以 小带轮采用腹板式结构 大带轮采用孔mmdmmd dd 140 71 21 板式结构 如下图所示 小带轮腹板式 大带轮孔板式 3 3 减速器的设计计算 减速器中的轴承都选用深沟球轴承 现在对传动比进行分配 总传动比为 55 14 54 95 1390 滚筒 电机 总 n n i V 带传动的传动比为 972 1 71 140 1 2 d d V d d i 则减速箱二级齿轮传动的总传动为 38 7 972 1 55 14 V i i i 总 减 为了便于二级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑 当二级齿轮的配对的材料相 同 齿面硬度 HBS 350 齿宽系数相等 时 考虑齿面接触强度接近相等的条件 取高速级传动比为 则取 12 i i 3 11 338 7 3 1 3 12 i TD 型斗式提升机设计附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 20 低速级传动比为 32 i 12 i i 46 2 3 38 7 传动系统各轴的转速 功率和转矩计算如下 0 轴 电动机轴 n0 1390r min P0 0 55Kw T0 3 78N m 1390 55 0 9550 1 轴 减速器高速轴 1 0 1 i n n min 87 704 972 1 1390 r 101 PPKW528 0 96 0 55 0 mN n P T 15 7 87 704 528 0 95509550 1 1 1 2 轴 减速器中速轴min 96 234 3 87 704 12 1 2 r i n n 0 528 0 99 0 97 0 507Kw 3212 PP mN n P T 6 20 96 234 507 0 95509550 2 2 2 3 轴 减速器低速轴min 5 95 46 2 234 96 23 2 3 r i n n 0 507 0 99 0 97 0 487Kw 4223 PP mN n P T 7 48 95 5 0 487 95509550 3 3 3 4 轴 滚筒轴 n4 n3 95 5 r min 0 487 0 99 0 99 0 477 Kw 5434 PP mN n P T 7 47 95 5 0 477 95509550 4 4 4 标准直齿圆柱齿轮的设计计算 根据工作条件 一般用途的减速器采用闭式软齿面传动 提升机为一般工作机械 速度不高 选用 8 级精度 此减速器采用二级传动 两对齿轮的传动比都不大 所以 TD 型斗式提升机设计附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 21 选用小齿轮用同一种材料 大齿轮用同一种材料 材料选择 小齿轮 40cr 调质处理 HBS 280 1 大齿轮 45 钢 调质处理 HBS 240 2 两齿轮齿面硬度差为 40HBS 符合软齿面传动的设计要求 根据设计要求 高速级齿轮 输入功率为 0 528KW 小齿轮转速为 704 87r min 传动比为 3 低速级齿轮 输入功率为 0 507KW 小齿轮转速为 234 96r min 传动比为 2 46 工作寿命 15 年 每年工作 300 天 两班制 3 3 1 高速级齿轮的设计 1 确定齿数 小齿轮齿数 20 大齿轮齿数 i 3 20 60 取 Z2 60 1 Z 2 Z 1 Z 2 按按齿面接触强度设计 d 2 32 1 3 2 1 1 H E d Z u uTKt 1 确定公式内的计算值 1 载荷系数 Kt 1 3 2 小齿轮的传递的转矩 T 9 55 10 9 55 10 7154 N mm 1 6 1 1 n p 6 87 704 528 0 3 选取齿宽系数 1 d 4 得材料的弹性影响系数弹性系数 Z 189 8 E MPa 5 查 机械设计 得两试验齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为 小齿轮的接 触疲劳极限 600 MPa 大齿轮的接触疲劳极限 550 MPa 1limH 2limH 6 计算应力循环次数 N1 60 j Lh 60 480 1 2 8 300 15 2 073 109 1 n N2 2 073 10 2 5 8 094 10 88 7 得接触疲劳寿命系数 0 90 0 95 1HN K 2HN K 8 按失效概率为 1 接触疲劳强度的最小安全系数 S 1 0 则两齿轮材料的 许用接触应力分别为 TD 型斗式提升机设计附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 22 1 550MPa H 1HN K S H1lim 1 600 090 2 522 5 MPa H 2HN K S H2lim 1 550 95 0 2 计算 1 试计算小齿轮分度圆直径 以较小值 522 5 MPa 代入 t d1 H 2H d 2 32 t 1 3 2 1 1 H E d t Z u uTK 2 32 27 34 mm 3 2 5 522 8 189 3 13 1 54173 1 2 计算圆周速度 v V d1 n1 60 1000 3 14 27 34 704 87 60 1000 1 01m s 3 齿宽 b d 1 27 34 27 34mm d t 1 4 齿宽与齿高之比 b h 模数 m d Z 27 34 20 1 37 1t 11 齿高 h 2 25 m 2 25 1 37 3 08 b h 27 34 3 08 8 88 1 5 载荷系数 根据 v 1 01m s 8 级精度 得动载系数 Kv 1 12 直齿轮 假设 Ka Ft b 100 N mm 得 Kha Kfa 1 2 得使用系数 Ka 1 有 8 级精度 小齿轮相对支承对称布置 h KH 1 12 0 18 1 0 6 2 2 0 23 10 b d d 3 1 12 0 18 1 0 6 12 12 0 23 10 60 44 1 514 3 由 b h 8 88 KH 1 514 得 KF 1 35 故载荷系数 K Ka Kv Kha KH 1 1 12 1 2 1 514 2 034 按实际的载荷系数校正所的分度圆直径 d d 27 34 31 74 1t 1 3 kt k 3 3 1 2 034 TD 型斗式提升机设计附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 23 计算模数 m d1 Z 31 74 20 1 58 1 3 按齿根弯曲强度设计 m 3 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT 1 确定公式内各值 1 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 500MPa FE1 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 380MPa FE2 2 有弯曲疲劳寿命系数 0 85 0 88 1FN K 2FN K 3 计算弯曲疲劳许用应力 弯曲疲劳安全系数 S 1 4 1 303 57 MPa F 1FN K S FE1 4 1 500 85 0 2 KFN2 238 86 MPa F S FE2 4 1 380 88 0 4 计算载荷系数 K K Ka Kv KFa kF 1 1 12 1 2 1 35 1 814 5 查取齿形系数 得 2 86 2 226 1Fa Y 2Fa Y 6 查取应力校正系数 得 1 58 1 764 1Sa Y 2Sa Y 7 计算大 小齿轮的并加以比较 F YsaYfa 2 86 1 58 303 57 0 0148 1 11 F SaFa YY 2 226 1 764 238 86 0 01644 2 22 F SaFa YY 大齿轮的数据大 2 设计计算 TD 型斗式提升机设计附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 24 m 1 023 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT 3 2 01644 0 201 71541 814 2 对比计算结果 有齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于齿根弯曲疲劳强度计算 的模数 由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力 而齿面 接触疲劳强度所确定的承载能力 仅与齿轮直径有关 可取由齿根弯曲疲劳强度算 得的模数并就近圆整为标准值 m 1 25mm 按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1 31 74 mm 算出小齿轮的齿数 Z1 d1 1 25 31 74 1 25 25 4 25 Z2 u Z1 3 25 75 4 齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 d mz 1 25 25 31 25mm 11 d mz 1 25 75 93 75mm 22 齿顶高 h h m 1 1 25 1 25 mm a a 齿根高 h h c m 1 0 25 1 25 1 56 mm f a 全齿高 h h h 1 25 1 56 2 81 mm af 齿顶圆直径 d d 2 h 31 25 2 1 25 78 13 mm 1a1a d d 2 h 93 75 2 1 25 96 25mm 2a2a 齿根圆直径 d d 2 h 31 25 2 1 56 28 13 mm 1f1f d d 2 h 93 75 2 1 56 96 88mm 2f2f 中心距 a d d 2 62 5 mm 12 齿宽 b d 31 25 mm B1 35 B2 31 d 1 3 3 2 低速级齿轮的设计 1 确定齿数 小齿轮齿数 z1 20 大齿轮齿数 Z2 u z1 2 46 20 49 2 取 Z2 49 2 按按齿面接触强度设计 d 2 32 1 3 2 1 1 H E d Z u uTKt TD 型斗式提升机设计附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 25 1 确定公式内的计算值 1 载荷系数 Kt 1 3 2 小齿轮的传递的转矩 T 9 55 10 9 55 10 20607N mm 1 6 1 1 n p 6 96 234 507 0 3 选取齿宽系数 1 d 4 得材料的弹性影响系数弹性系数 Z 189 8 E MPa 5 查 机械设计 得两试验齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为 小齿轮的接 触疲劳极限 600 MPa 大齿轮的接触疲劳极限 550 MPa 1limH 2limH 6 计算应力循环次数 N1 60 j Lh 60 192 1 2 8 300 15 0 83 109 1 n N2 0 83 10 1 8 4 608 10 88 7 得接触疲劳寿命系数 0 90 0 95 1HN K 2HN K 8 按失效概率为 1 接触疲劳强度的最小安全系数 S 1 0 则两齿轮材料的 许用接触应力分别为 1 540 MPa H 1HN K S H1lim 1 600 090 2 522 5 MPa H 2HN K S H2lim 1 550 95 0 2 计算 1 试计算小齿轮分度圆直径 以较小值 522 5 MPa 代入 t d1 H 2H d 2 32 t 1 3 2 1 1 H E d t Z u uTK 2 32 39 6 mm 3 2 5 522 8 189 45 2 145 2 1 206073 1 2 计算圆周速度 v V d1 n1 60 1000 3 14 39 6 234 96 60 1000 0 487m s 3 齿宽 b d 1 39 6 39 6 mm d t 1 TD 型斗式提升机设计附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 26 4 齿宽与齿高之比 b h 模数 m d Z 39 6 20 1 98 1t 11 齿高 h 2 25 m 2 25 1 98 4 46 b h 39 6 4 46 8 89 1 5 载荷系数 根据 v 0 487 m s 8 级精度 得动载系数 Kv 1 12 直齿轮 假设 Ka Ft b 100 N mm 得 Kha Kfa 1 2 得使用系数 Ka 1 8 级精度 h 小齿轮相对支承对称布置 h KH 1 12 0 18 1 0 6 2 2 0 23 10 b d d 3 1 12 0 18 1 0 6 12 12 0 23 10 84 2 1 487 3 由 b h 8 87 KH 1 427 得 KF 1 35 故载荷系数 K Ka Kv Kha KH 1 1 12 1 2 1 427 1 875 按实际的载荷系数校正所的分度圆直径 d d 39 6 44 74 1t 1 3 kt k 3 3 1 1 875 计算模数 m d1 Z 44 74 20 2 24 1 3 按齿根弯曲强度设计 m 3 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT 1 确定公式内各值 1 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 500MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1 380MPa FE2 2 有弯曲疲劳寿命系数 0 85 0 88 1FN K 2FN K 3 计算弯曲疲劳许用应力 弯曲疲劳安全系数 S 1 4 1 303 57 MPa F 1FN K S FE1 4 1 500 85 0 2 KFN2 238 86 MPa F S FE2 4 1 380 88 0 TD 型斗式提升机设计附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 27 4 计算载荷系数 K K Ka Kv KFa kF 1 1 12 1 2 1 35 1 854 5 查取齿形系数 得 2 65 2 226 1Fa Y 2Fa Y 6 查取应力校正系数 得 1 58 1 764 1Sa Y 2Sa Y 7 计算大 小齿轮的并加以比较 F YsaYfa 2 65 1 58 303 57 0 0137 1 11 F SaFa YY 2 226 1 764 238 86 0 0164 2 22 F SaFa YY 大齿轮的数据大 2 设计计算 m 1 463 2 1 1 2 F SaFa d YY z KT 3 2 01644 0 201 060721 854 2 对比计算结果 有齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于齿根弯曲疲劳强度计算 的模数 由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力 而齿面 接触疲劳强度所确定的承载能力 仅与齿轮直径有关 可取由齿根弯曲疲劳强度算 得的模数同时结合齿面接触疲劳强度计算的模数并就近圆整为标准值 m 2mm 按 接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1 44 74 mm 算出小齿轮的齿数 Z1 d1 m 44 74 4 22 37 取 22 Z2 u Z1 2 46 22 54 12 取 54 4 齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 d mz 2 22 44mm 11 d mz 2 54 108mm 22 齿顶高 h h m 1 2 2mm a a 齿根高 h h c m 1 0 25 2 2 5 mm f a 全齿高 h h h 4 5mm af TD 型斗式提升机设计附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 28 齿顶圆直径 d d 2 h 48 mm 1a1a d d 2 h 112 mm 2a2a 齿根圆直径 d d 2 h 39 mm 1f1f d d 2 h 103mm 2f2f 中心距 a d d 2 76 mm 12 齿宽 b d 44 mm B1 48 B2 44 d 1 3 3 3 齿轮结构的设计 齿轮的结构设计与齿轮的几何设计尺寸 毛坯 材料 加工方法 使用要求及 经济性等因素有关 进行齿轮的结构设计 h 必须综合地考虑上述各方面的因素 通 常是先按齿轮的直径大小 选定合适的结构形式 然后再根据经验数据 进行结构 设计 当齿顶圆直径小于 160mmh 可以做成实心结构的齿轮 但航空产品中的齿轮 虽齿顶圆直径小于 160mm 也可以做成腹板式的 当齿顶圆直径小于 500mmh 可以 做成腹板式的 腹板上开孔的数目按结构尺寸大小及需要而定 根据齿顶圆直径大齿轮都做成腹板式的结构 小齿轮都采用实心式的结构 3 3 4 轴的设计 3 3 4 1 选材和确定轴材料的许用应力 选用 45 钢调质处理 根据材料的种类得 590 MPa 55 MPa b b 1 3 3 4 2 低速轴设计 1 估算轴的最小直径 由表 15 3 查取 110 根据公式 15 1 得 0 A TD 型斗式提升机设计附赠有 CAD 图纸 领取加 Q 197216396 或 11970985 29 d 110 18 9 mm 0 A3 n P 3 5 95 487 0 考虑轴端有一键槽 将上述轴径增大 5 即 34 91 1 05 19 9 mm 取 20mm 2 确定轴的各段直径 外伸端直径 d 20mm 一般应符合所选联轴器轴孔标准 这里选用 TL4 弹性柱 1 销联轴器 按工艺和强度要求把轴制成阶梯形 有一个阶梯轴 取通过轴承盖轴段的直径 为 d2