TH250斗式提升机的设计原理

某理工学院毕业设计某理工学院毕业设计23系数K<100.6/1.1’///10-250.5/0.81.101.2/25-500.450.60.60.831.0/50-1000.40.550.50.700.81.10>1000.350.5//0.60.90系数K32.52.001.51.251.51.25系数K2—1.61.101.30.801.30.802、电动机功率计算：PP=ik'（2-2）nn12式中：N—电动机功率（千瓦）；N—轴功率（千瓦）；0n—减速机传动效率，对zq型减速机n=o.94；n—三角皮带或开式齿轮传动效112率，对三角皮带n=0.96，对开式齿轮n=0.93；22K'—功率备用系数。与高度H有关，当:H<10米时,K'=1.45；10<H<20米时,K'=1.25；H>20米时,K'=1.15。斗式提升机的主要部件斗式提升机的主要部件有：驱动装置、料斗、牵引构件、底座和中间罩壳等。驱动装置由电动机、减速机、逆止器或制动器及联轴器组成，驱动主轴上装有滚筒或链轮。大提升高度的斗提机采用液力偶合器，小提升高度时采用弹性联轴器。使用轴装式减速机可省去联轴器，简化安装工作，维修时装卸方便。料斗通常分为浅斗、深斗和有导向槽的尖棱面斗。浅斗前壁斜度大深度小，适用于运送潮湿的和流散性不良的物料。深斗前壁斜度小而深度大，适用于运送干燥的流散性好的散粒物料。有导向侧边的夹角形料斗前面料斗的两导向侧边即为后面料斗的卸载导槽，它适用于运送沉重的块状物料及有磨损性的物料。散装水泥由于流动性好且干燥，用深斗较合适，卸载时，物料在料斗中的表面按对数螺线分布，设计离心卸料的料斗时往往在料斗底部打若干个气孔，使物料装载时有较高的填充量，并且卸料时更完全。牵引构件为一封闭的绕性构件，多为环链、板链或胶带。斗式提升机的工作原理张紧装置有螺杆式与重锤式两种。带式斗提机的张紧滚筒一般制成鼠笼式壳体，以防散料粘集于滚筒上。斗式提升机可采用整体机壳，也可上升分支和下降分支分别设置机壳。后者可防止两分支上下运动时在机壳空气扰动。在机壳上部设有收尘法兰和窥视孔。在底部设有料位指示，以便物料堆积时自动报警。胶带提升机还需设置防滑防偏监控及速度监测器等电子仪器，以保证斗提机的正常运行。2.2.5斗式提升机的工作原理斗式提升机的原理：如图2-3，固接着一系列料斗的牵引构件（环链、链轮）环绕在提升机的头轮与底轮之间构成闭合轮廓。驱动装置与头轮相连，使斗式提升机获得动力并驱动运转。张紧装置与底轮相连，使牵引构件获得必要的初张力，以保证正常运转。物料从提升机的底部供入，通过一系列料斗向上提升至头部，并在该处实现卸载，从而实现在竖直方向内运送物料。斗式提升机的料斗和牵引构件等走行部分以及头轮、底轮等安装在全密封的罩壳之内。图2-3提升机示意图综合此次设计的提升高度与台时产量等要求，本提升机选用混合或重力方式卸料，掏取式装料，选用zh型（中深斗）料斗，牵引件为低合金高强度圆环链，经适当的热处理后，具有很高的抗拉强度和耐磨性，使用寿命长，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，拆换轮缘，更换方便，且节约拆料、降低了维修费；下部采用了重锤杠杆式张紧装置，即可实现自动张紧。一次安装后不需调整，又可以保持恒定的张紧力，从而保证机器的正常运转，避免了打滑

或脱链。或脱链。第3章参数与结构设计3.1提升机主要参数确定及主要结构设计提升功率的确定关于提升机驱动功率的设计计算一直以来争议不断，资料上推荐的公式多数是延用上世纪80年代的公式，计算复杂，而且所选参数稍有变化时结果的出入却较大，与实际相差甚远。在查阅大量关于运输机械设计方面的手册和近年来关于斗式提升机驱动功率的各种论文和期刊后，综合各种数据，现参照文献［1］中第十四章斗式提升机中TH型提升机设计的功率计算部分内容，计算过程如下：TH型斗提机功率计算TH型提升机驱动装置为YY型（即ZLY或ZSY型减速器和Y型电动机配用）。传动轴驱动功率由下式求得：P=QHg+P+P（3-1）03600SL式中P-轴功率（KW）；0Q-斗提机的输送量（t/h）；H-提升高度（m）；g-重力加速度（m/s2）；P，P—附加功率，KW,见表3-1SL附加功率TH160TH200TH250TH315TH400TH500TH630TH800TH1000PS,KW222334455PL,KW0.20.20.30.50.81.22.23.46表3-1TH125068.4由此次TH250斗式提升机设计的条件可以得知，Q=25t/h,t提升的高度H=35m重力加速度在此处可取10m/s2。将数据代入（3-1）计算可得:3-2)P0=QH0+PS+PL=a5lF+2+°3=52KW3-2)电机功率P=P(3-3)n式中P-电动机功率(KW)；P-轴功率(KW)；0n-总效率，大约为0.7。所以通过计算可得：P=7.5Kw电动机选择按已知工作要求和条件选用要求电机功率P=7.5kW,转速n=1500r/min左右，参照文献［2］中电动机的类型及其应用特点，选用Y132M-4型电动机。输出轴直径①75,中心高280mm,工作转速1440r/min。减速机选择根据文献［1］中的YY型驱动装置的选型原则及规范可知,TH250提升机功率为7.5Kw时，应选用Y7Y140驱动装置，在已选择Y132M-4电动机后，应选择型号为ZLY140-18-I(S)/II(N)的减速器。输入轴直径为28mm，输出轴直径为65mm，中心高为160mm。驱动轴设计及附件的选择轴的材料及热处理斗式提升机驱动轴主要承受高扭矩，高弯矩，是提升机中最重要的零件之一，故轴的材料选用45钢，调质处理。轴的结构设计初步计算轴的直径参照文献［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。d=A3P/n(3-4)min式中A系数，此处取120，P——电动机功率，Kwn轴的转速，r/min,将相关数据代入式3-4可得d=120x"5/46.8二65.2mm(3-5)min因为轴端装联轴器需要开键槽，会削弱轴的强度，故将轴径增加4%~5%，取轴的直径为70mm。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dl=70mm。轴段②和轴段⑧上安装轴承，现暂取轴承型号为2217，其内径d=85mm，外径D=150mm，宽度B=36mm，故轴段②的直径d2=d8=85mm。轴段③和轴段⑦的直径为轴承的安装尺寸，查有关手册，取d3=d7=95mm。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d4=d6=100mm。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d5=110mm。图3-1驱动轴示意图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，同时还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ll=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l2=l8=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l3=l7=155mm。轴段④、⑤、⑥的长度要和驱动链轮一并设计，现暂定l4=l6=120mm，l5=40，驱动轴总长为950mm。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20X125GB1096-1996及键28X110GB1096-1996。轴上倒角及圆角轴端倒角2X45°，安装链轮的轴段倒角为2.5X45°，倒圆角为R1.6mm，为方便加工，其它轴肩圆角半径均取为0.6mm。轴的强度校核计算1）轴的受力分析及弯扭矩图3-2所示图3-2轴的受力分析及弯扭矩图2）计算支承反力由于轴在水平面上不受力，故FRIH=FR2H=0（3-6）在竖直面上F+F二G+G+F二2050+25x10x36x2+2000二22.05x103N（3-7）t1t212预式中：G]——同一时刻提升机上行料斗中物料重量；F卒一一环链预紧力（平均每米长度牵引构件重量，25kg/m）；预G牵引构件重量（2000N）。2F+F2205TOC\o"1-5"\h\zF=F-t2=kN=11.025kN（3-8）R1VR2V22M=F•L=11.025x103x350N•mm=3858750N•mm（3-9）R1V27.5T=9549x103x•mm=1530288N•mm（3-10）46.83）按弯扭合成强度条件计算如下：很显然b-b截面为危险截面。由于弯曲应力b为对称循环，扭转切应力T为静应力，则b

G]180a二—二0.667GJ270+1b3-11)■<M2+(aT)2-⑴587502+(°.7x1530288)2G]180a二—二0.667GJ270+1b3-11)■<M2+(aT)2-⑴587502+(°.7x1530288)2-48.2MPa<[g]-180MPa-10.1x(0.94x100)33-12)所以b-b截面左侧安全，显然b-b截面右侧也是安全的。4)安全系数校核弯曲应力：=g=M=3858750x32=39.3MPabW3.14x10033-13)应力幅：c=o=39.3MPaab平均应力：g=0Mpam切应力：T1530288x16——MPa—7.8MPaTW3.14x1003T3-14)安全系数：t—t-2—78MPa—3.9MPaam223-15)KjG+屮Gp£aGG27018二2.54x39.3+0.25x00.8x0.833-16)155K"+屮T|38aTmT―—16.581/Sx3.9+0.15x3.90.8x0.893-17)SSS——\：S2+S2GT许用安全系数kJ—1.3-1.5,显然S>[s],2.54x16.58——2.512.542+16.582故b—b剖面安全。3-18)以上计算表明，轴的弯扭合成强度和疲劳强度是足够的。轴承选用1)轴承选型考虑驱动轴在的较大弯矩作用下会产生弯曲变形，且不易与减速机严格保证同心，故选用承载能力大并有自动调心功能的调心球轴承轴承2217。其基本参数如表3-2。2)工作情况分析及寿命计算提升机驱动轴轴承主要承受径向载荷，轴向载荷很小并可以忽略中等冲击。其当量

动载荷为：P二fF二1.5x11.025kN二16.54kN(3-19)pR式中：f——载荷系数，中等冲击取1.2〜1.8。p其寿命为：l=型7其寿命为：l=型7耳).hnP1666746.858.2X(丽)10/3=23330h3-20)式中：£——轴承的寿命指数，滚子轴承S=10/3。故驱动轴轴承的工作寿命为24362小时。表3-2轴承2217基本参数基本尺寸/mm额定载荷/kNdDBCrCor851503658.223.5驱动链轮键的设计校核由驱动链轮轴的！径d为100mm文献［2］由表9-4可知，应取键的宽3=28mm高度h=16mm的普通平键键的材料应选45钢，由于键所受载荷性质为轻微冲击由表9-3可知［。c］=11CMP,［t］=90MP键连接工作的强度校核口下dkl1530288100x*x(110-28)=dkl1530288100x*x(110-28)=23.3MPa<[oc]3-21)dbl1530288100x28x(110-28)=6.7MPa<[t]3-22)式中：T—传递的转矩(N-mm)d—轴的直径(mm)l—键的工作长度，人型(mm)，l二L-b(mm)，b为键的宽度。联轴器的选择由于弹性柱销联轴器(如图3-3所示)具有一般补偿两轴相对偏移和减振能力，结构简单，更换弹性元件简便，允许有轴向窜动，适用的工作温度为~20°C到+70°C，所以根据提升机的工作特性，选择弹性柱销联轴器作为减速器和提升机上部主轴之间的连接设备。由文献［2］可知应选取的联轴器型号为：LX5联轴器YC70x142GB/T5041-2003YYC65x107

由表11-9可知所选用连轴器的公称扭矩^=3153N-mm,许用转速为3450r/min,而本次设计所需的扭矩T=1530N由表11-9可知所选用连轴器的公称扭矩^=3153N-mm,许用转速为3450r/min,而本次设计所需的扭矩T=1530N-mm，转速为48r/min,故所选的联轴器LX5完全满足要求。下面对联轴器与轴连接处的键进行设计和强度较核。由轴的直径d为70mm，查文献[2],由表9-4可知，应取键的宽度b=20mm，高度h=120mm的普通平键，键的材料应选45钢，由于键所受载荷性质为轻微冲击，由表9-3可知[oc]=110MP,[t]=90MP，键连接工作面的强度校核如下：__T_1530288dkl70x12x(125-20)=34.7MPa<[oc]3-23)T_153028870x20x(125-20)=10.4MPa<[t]3-24)式中：T—传递的转矩(N-mm)d一轴的直径(mm)l―键的工作长度，人型(mm)，l二L-b(mm)A—键与轮毂的接触高度，平键K=h/2其中b为键的宽度。图3-3LX型联轴器结构图3.6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间的摩擦力进行动力传递的。特别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。同时考虑到链条价昂，应使链轮的硬度略低于链条的硬度。

TH250的轴上的扭距通过键槽传递给两个链轮，链轮由轮缘和轮体两部分组成，结构如图3-4所示。轮体由HT200铸造而成，轮缘由QT60-2铸造而成，要求铸件不得有气孔、缩孔及裂纹等，以保正链轮工作正常工作所需要的强度。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，拆换轮缘，更换方便，且节约拆料、降低了维修费。图3-4图3-4驱动链轮装置3.7提升机主要参数的计算通过前几节的功率计算、设备选型等，提升机的主要参数现在可以计算如下1)提升速度：n兀dvn兀dv=——60i60ixI1440x3.14x0.4824/=1.2m/s60x18x1.73-25)式中：n电动机转速，r/min；1n驱动滚筒转速，r/min；2d驱动滚筒直径，mm；i——减速机速比；I――减速器带轮与电动机的带轮直径比。2)料斗间距：在本章第一节中已得出同一时刻内上行料斗中物料总量为0.2051,考虑到物料装填

时有一定的松散性，故取生料装填后的密度p=It/m3，由于斗速较快时装填率较低，故取装填率①=0.75，已知时有一定的松散性，故取生料装填后的密度p=It/m3，由于斗速较快时装填率较低，故取装填率①=0.75，已知TH250型深斗容积为3l，则同一时刻所需上行料斗的数量为:0.205tx1000L/m3

l.lt/m378个0.8x3L3-26)则料斗间距为：35ma二_0.449m78取整数，则料斗间距为450mm。3-27)3.8头部罩壳的选材及连接图3-5上部机壳如图3-5所示，电动机及减速机的支座都是连接在头部罩壳上的，罩壳承受的力较大，所以要采用比较厚的钢板，罩壳四壁采用3mm的钢板，与电动机、减速机支座联结的侧板采用10mm的筋板，法兰及支撑采用63X63X6的热轧等边角钢。同样的道理，侧板与罩壳的焊接要求也较高，故采用K形坡口，且焊接时要防止出现虚焊现象。3.9中部区段的设计选材由于本设计中的提升机提升高度达35m，为防止两分支上下运动时在机壳产生空气

扰动，故上行部分和下行部分的罩壳均采用独立式结构。连接法兰同样采用63X63X6的等边角钢，壳体采用3mm厚的钢板，并在罩壳上设有检修门，主要是用来观察、检查提升机内部的工作情况，在出现故障时可以方便检修，具体结构如图3-6所示。图3-6中部机壳3.10料斗与环链的设计根据斗式提升机的输送量及提升高度要求，参照国家关于机械行业标准中垂直斗式提升机Zh型（中深斗）料斗参数尺寸，设计的畚斗的形状如图3-7所示，料斗容量为3L，输送的物料最大块度为25mm,对比同类型的斗式提升机的环链选择的相关参数可知,与料斗配套使用的锻造圆环链条是直径①18mm，节距为64mm，单条破断强度2320KN，牵引件为低合金高强度园环链，经适当的热处理后，具有很高的抗拉强度和耐磨性，使用寿命长，符合TM36-8《矿用高强度园环链》标准。9图3-7料斗与环链第4章结论在老师的关心和指导下，经过三个月的设计，TH250斗式提升机的总体方案设计，总体装配以及传动、机体等部件和相关零部件设计及绘图的设计工作已经完成。提升机的主要参数如下：功率：7.5kW；提升高度：35m；提升能力：25（t/h）；料斗宽度：250mm；料斗盛水容积：3L；料斗间距：450mm；本次设计的TH250圆环链斗式提升机，提升高度为35米，提升能力35吨/小时，运行平稳可靠。适用于输送堆积密度小于1.5t/m3，易于掏取的粉状、粒状、小块状的低磨琢性物料，如煤、水泥、碎石、砂、化肥、粮食等。参考文献［李云等］《机械制造工艺及设备设计指导手册》北京机械工业出版社2007［王仁德，张耀满，赵春雨］.《机床数控技术》［M］.东北大学出版社,2002.［巩云鹏，田万禄，张祖立等］.《机械设计课程设计》［M］.东北大学出版社,2000.［杨黎明］《机械零件简明设计手册》［M］.兵器工业出版社,1992.［范云霄］《台式钻床的改造》［J］.机械制造,1994,1:35.［陈明等］《机械制造工艺学》北京机械工业出版社2005.8［杨黎明］《机床夹具设计手册》北京国防工业出版社1996［成大先］《机械设计手册（第5版）》北京化学工业出版社2007.11［赵家齐］《机械制造工艺学课程设计指导书（第2版）》北京机械工业出版社2000.10［周开勤］《机械零件手册（第5版）》北京高等教育出版社200111［聂毓琴孟广伟］主编.材料力学.北京：机械工业出版社，2004.212［冯旻刘艳杰高郁］主编.机械工程材料及热加工.-2版。哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2009.813［毛昕张秀艳，黄英，等］.画法几何和机械制图.北京：高等教育出版社，2004.7致谢在毕业设计过程中，我注意收集资料，注重实际考察，强调应用性，从而为完成毕业设计做了良好的铺垫。对毕业设计中的难题，我及时查阅资料，虚心向老师，同学请教，搞好搞懂每个知识点。考虑问题多方面，多角度，力争适应工程与设计人员的工作要求，培养设计能力与严谨、细致的工作作风，也从中体会到工程技术人员所应具备的基本素质，为进入社会起桥梁作用。知识的巩固固然重要，但能力的培养同样不可忽略。我觉得这次设计的完成，不仅锻炼了我搞设计的工作能力，培养了我独立思考的能力，解决