自抓取式皮带斗式提升机的设计(v=1.7)

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；应关键词：斗式提升机，料斗，滚筒，牵引构件，驱动装置，张紧装置。目录前言… 5第１章 斗式提升机的方案设计及基本原理 6方案设计… 6基本原理… 6第2章 斗式提升机类型的选择及输送带的受力分析… 82.1斗式提升机输送能力的计算… 82.2滚筒的设计计算…………………… 102.3输送带张力计算 ……………… 12第3章 斗式提升机传动系统的设计计算… 14电动机的选择计算… 14选择电动机的类型和结构形式 14确定电动机的转速… 15确定电动机的功率和型号… 153.2传动V带及带轮的设计计算……… 163.2.1 V带轮及V带的设计………… 163.2.2V带轮的结构设计… 193.3减速器的设计计算………………… 20高速级齿轮的设计… 22低速级齿轮的设计… 25齿轮结构的设计… 28轴的设计… 29联轴器的选择设计… 34减速器铸造箱体的结构尺寸… 35第4章 提升机其它装置的设计… 35输送带的设计… 36张紧装置的设计… 37反转装置的设计… 37料斗的设计… 38罩壳的设计… 38滚筒轴承的选择… 39第5章 斗式提升机的问题探讨及安全操作与维护保养… 39斗提机工作过程中的问题… 39斗提机设计中的防爆措施… 40安全操作规程 41维护保养… 41减少事故的发生… 41设计心得 43主要参考文献 44致谢 46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。508080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。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。受到一定的限制，只适宜输送粉末和中小块状的物体。5～3012～2030t/h采用倾斜式斗式提升机。提高其工作能力。第1章 斗式提升机的方案设计及基本原理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。基本原理等到安装在全封闭的罩壳之内。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：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1m/s。斗式提升机的分类有以下几种：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)(4)按牵引构件型式分为：带式、板链式；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；HLHL300、HL400；PLPL250、PL350、PL450800mm。12501000/80围环境的污染必要时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。TH400机T-Ti、H——Huan400mm。料斗、中部机壳、下部区段、张紧装置、进料口、检视门。TDTHTBDHLPL除上述定型产品外，NTD较新颖的机型。而ZLDTG（料，脱水斗式提升机等，因生产量较少，故不一一介绍。掏取式 2.流入式第２章斗式提升机类型的选择及输送带的受力分析D升机。斗式提升机输送能力的计算iΨiΨ1长度的荷量为：q＝iγ ψaa——斗距（米）γ ——物料容积（吨／米）提升机的输送能力 Ｑ＝qv(千克/秒)或Ｑ＝3.6qv（吨/时）由此可得

iγ ψv（吨/时）a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＝Q（吨/时）kk---供料不均匀系数，取1.2～1.6取 ψ=0.75γ =1.2吨/v=1.7米/秒N=20吨/时K=1.5Q=Nk=1.5×20=30吨/时，i= Q

= 30

=5.45a

3.61.70.751.2根据下表2-1，选用D250型斗式提升机。表 2-1来自《运输机械册第二册》表2-1料斗宽度料斗宽度料斗容量料斗间i(升/a斗提机型式料斗制法(毫米)i0(升)距a(米)米)S1.103003.67160Q0.653002.16S3.204008.00250Q2.604006.67S7.8050015.60350Q7.0050014.0014.50S64022.65Q15.0064023.44DDDD450D250D250斗提机型号SQ时)21.611.8料容量( 升)3.22.6斗间距(毫米)400每米长度料斗及胶带重量 (公斤/米)10.29.4输宽度(毫米)300送层数5胶外胶层厚度(毫米)带1.5/1.5料斗运行速度(米/秒)1.25传动滚筒轴转速(转/分)47.5根据设计要求应采用圆弧深斗料斗，所以应选择 S制法.根据上表中的数值核算输送能力 :i 3.2Ｑ＝3.6

aγ ψv=3.6×0.4×1.7×1.2=58.75﹥30(吨/时)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D250型斗提机能够满足要求.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1.7方式卸载.2nW＝60.

（n—滚筒转速）102

D60 ×2. .

n＝60.

Ｄ＝1.7得n=D.实现离心方式卸载的条件是Dh＜2.

h---极距（极点到回转中心的距离称为极距）895h=n2.由此可得

895 D＜ 将上面中的nn2 2. .1 1022D＜ ＝590（mm）2 2取D=500mm，进行验算得到60v 601.7n= = =64.96r/minD 3.140.5.895h= =0.208(m)64.962h=0.208 ＜0.225=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。传动比的计算：960i＝64.96.

＝14.77(为了便于计算，取 i＝15)最综确定传动系统的总传动比为15,得到滚筒的转速为640.97r/min，滚筒转速代入上面的滚筒设计计算式中得到滚筒直径为 D=500mm，在小于590mm的范围内，所以设计的提升机传动系统的传动比为 15,滚筒直径为500mm。输送带张力计算根据设计任务书的要求，提升时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=1.7米/秒。D250160125~150B=300Q Q q 4.9公斤/米3.6 3.61.7带料斗的带子单位重量q =kQ=0.501×30=15.03/米空在工作分支上的单位长度载荷q qq 4.9+15.03=19.93公斤/米工 空当传动滚筒（图）按顺时针方向转动时，最小张力S 将在点2处.2点3处张力为S k'SW3

1.08S W2 3式中k'=1.08——带料斗的带子绕过滚筒时张力增大系数；W 3

pq11.12公斤·米/公斤 其中p3

——由比功值（取1公斤物料消耗的功）确定的取料系数.当料斗的速度为1.25～1.8米/秒时，对粉末状和小物块去取p=（1.25～2.5）公斤·米/公斤；31.5米/p=2公斤·米/公3斤.在点4的张力为1

S S S q H1.08S 20.59×30=1.08S+617.74 入 3 工 2 2S S S q H S +15.03×30=S +450.91 出 2 空 2 2对于有绕性件的摩擦驱动装置S S入 出

ef当空气潮湿时带子和钢板滚筒之间的 f0.2，转动滚筒与带子的包角=180，所以ef2.710.23.141.87,则 S 1.87S入 出1.08S+617.7≤1.87（S +450.9）2 2S ≥-125.97公斤2根据正常取料条件，最小张力必须满足下列条件：S S2

5q5×4.9=24.5公斤min取S 40公斤.2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：S S1 2

+450.9=490.9公斤S3=1.08S2W公斤S 1.08S4 2

617.7=660.9公斤对于拉紧滚筒的行程l0.02H0.02300.6附加在端部滚筒上的拉力p拉S2S3=40+54.32=94.32公斤传动滚筒上的牵引力W0S4S1(k'1)(S4S1)=660.－490.9（1.08－1（660.9+490.）=262.144公斤式中k=1.08 考虑传动滚筒阻力系数。3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）：图（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.选择电动机的类型和结构形式等)、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.Y系列三相交流异步YYZYZR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.Y12.Y（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）380V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1500r/min1000r/min确定电动机的功率和型号低，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Pd发热和启动力矩.选择时，应使电动机的额定功率Pe

来选择，再校验电动机的稍大于电动机的所需功率P，即P≥Pd e

.对于间歇工作的机械， Pe

可稍小于P.d电动机所需功率为NN= 0 K'1 2N---（千瓦N（千瓦；0η １

＝0.90；１η ---皮带或开式齿轮传动效率.皮带取2=0.93；

＝0.96，对链传动取η2 2K’---功率备用系数.与提升高度有关，当：Ｈ＜10米时， K’=1.45；10＜Ｈ＜20米时， Ｈ＞２０米时，K’=1.15.N= 5.47 1.15＝7.28(0.900.96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Y160M-6型电动机，额定功率为7.5千瓦，同步转速1000r/min，满载转速970r/min.V在传递动力的过程中 ,V带轮及V带起者重要的作用。V带轮及V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P=Kca

P=1.3×7.5=9.75KwA式中:

---计算功率，单位为 KwcaP----传递的额定功率， 单位为KwK ----工作情况系数，取 KA

=1.3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A型，小带轮的基准直径为 dd1

=112～145mm，确定带轮的基准直径 d 和dd1 d2初选小带轮的基准直径 dd1

，取dd1

=130mm，带的速度v 合格.

130970=6.59m/sv5～25m/s1 601000dd2

d d2

=2×130=260mm.d1确定中心距a和带的基准长度 Ld初步确定中心距 a，取00.7（dd1

+d）＜d2

＜2（d0

+d）d2取a=500mm0确定了a根据带传动的几何关系，按下式计算所需带的基准直径 L’:0 d’

d 2L≈2a+ d 0 2

d d d2 d1

d2 d14a0=2×500+

2

2601302+4500=1000+612.3+8.45=1620.75选取基准长度Ld

=1621实际中心距a为La a+ 0

L'd2=500+

16211620.752

=500.125mm中心距的变动范围为：a=a-0.015L

minamax

d=a+0.03Ld验算主动轮上的包角α1 ≈180 1

d d2a

d157.5≥120=180 -=165.05

26013057.5500确定带的根数 zPZ = ca(PP0 0

)K KL式中： Pca

---计算功率，单位为 Kw式中： K---考虑包角不同时的影响系数，取Ka

=0.96K---考虑带的长度不同是的影响系数，取K =0.96L LPVP=1.400 0△P---计入传动比的影响时，单根V带本额定功率的增量，取0△P=0.110Z = 9.750.11)0.96取Z=7根F0

=6.77根L500PF= ca

2.5 ( qv 0 Zv K式中:KK=0.96a aq---带单位长度的质量，取q=0.10(kg/m)5009.75 2.5F= ( 0.106.352=175.48(N)0 6.357 0.96计算作用在其上的压轴力FpF的合力来计算，如下图所示.0(b)V带对轴的压力FpFp=2ZF

sin

165.05 1=2 0 2 23.2.2.V带轮的结构设计Vv25m/sv=25～30m/s时，采用HT200；v由前面知道，v=6.59m/s，VVV34dd轴孔直径）.

≤(2.5～3)ds

的场合（ds

为带轮dd

≤300mm的场合.孔板式.：主要适用于带轮基准直径 d≤300mm、且d d≥100mmd d b的场合.dd

>300mm的场合.因为d d 250mm，所以，小带轮采用腹板式结构，大带轮采d1 d2用腹孔式结构，如下图所示.小带轮腹板式 大带轮腹孔式减速器的设计计算：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 15,V带传动的传动比为 2，则减速箱二级齿轮传动的总传动为 7.5，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1.3i1.31.3i1.37.512低速级传动比为ii = 23 i

=7.53.12

=2.412.为了便于设计计算，对传动比进行修正取 i12传动系统各轴的转速，功率和转矩计算如下：

=3， i23

=2.4０轴，电动机轴 n0

=970r/minP =7.28Kw07.28T 0 960.n

9550=72.42N.m970轴，减速器高速轴 n＝ 0 ＝１ i 21 .

＝485r/minPP1 01

7.280.96=6.9888KwP 6.9888T955019550 137.61N.m1 n1n 4 8 5

485轴，减速器中速轴 n2

i1

3 161.67r/min12PP 2 1 2

6.9888×0.99×0.97=6.71KwP 6.71T 9550 29550 396.37N.m2 n 161.672轴，减速器低速轴 n3

ni

1 6 1 . 6 7 2.4 73.486r/min23PP3 2

2

6.71×0.99×0.97=6.44KwP 6.44T 9550 39550 836.92N.m3 n 73.4863轴，滚筒轴

=n=64.688 r/min4 3PP 4 3 4

6.44×0.99×0.99=6.31KwP 6.31T 9550 49550 931.56N.m4 n 64.6884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 HBS1

=280大齿轮 45钢 调质处理 HBS2

=240两齿轮齿面硬度差为40HBS，符合软齿面传动的设计要求.小齿轮 40cr大齿轮 45钢6.9888KW480r/min，3，6.44KW，192r/min，传2.2,15（300，两班制。高速级齿轮的设计１、确定齿数小齿轮齿数Z=20，大齿轮齿数Z=iZ=3×20=60，Z2=601 2 12、按按齿面接触强度设计:KtKtT31uuZ2Ed[ ]H1确定公式内的计算值(1)载荷系数Kt=1.3(2)p

3.7T=9.55×106 1=9.55×106× =7.361×105 N·mm1 n 4801(3)选取齿宽系数 =1MPadMPaZE

=189.8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

Hlim1

=600MPa，大齿轮的接触疲劳极限

Hlim

=550MPa计算应力循环次数N1=60×n1

×j×Lh=60×480×1×(2×8×300×15)=2.073×109N2=2.073×108 /2.5=8.094×108得接触疲劳寿命系数K =0.90 K =0.95HN1 HN2S=1.0的许用接触应力分别为[ ]1=H

×HN1

Hlim1S

=090*1

=550MPa[ ]2=H

×HN2

HlimS

=0.95*5501

=542.5MPa计算试计算小齿轮分度圆直径d1t

，[

]以较小值[H

]=522.5MPa代入H2]KT u1 Z 2]t1ud≥2.32×3 t1u1td

[E H31.331.37.3611052.51189.8212.5522.5vV=(Л×d1×n1)/60×1000=(3.14×60.44×480)/60×1000=1.52m/s齿宽 b=d

d=1×60.44=60.44mm1t齿宽与齿高之比b/h:模数: m =d/Z=60.44/24=2.521 1齿高: h=2.25m =2.25×2.52=5.67 b/h=60.44/5.67=10.671载荷系数:根据v=1.52m/s ，8级精度. 得动载系数直齿轮，假设Ka×Ft/b<100N/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时K=1.12+0.18×(1+0.6 2) 2+0.23×103bHβ d d=1.12+0.18×(1+0.6×12)×12+0.23×103×60.44=1.514由b/h=10.67，KHβ

=1.514 KFβ

=1.35，故载荷系数K=Ka×Kv×Kha×KHβ

=1×1.12×1.2×1.514=2.03431.76631.7661.33kktd3kkt1

=60.44×

=66.99计算模数:m=d1/Z1

=66.99/24=2.7922KT3z1Y Y( Fa Sa)2[ ]d1Fm≥确定公式内各值

FE1

=500MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2

=380MPa有弯曲疲劳寿命系数K =0.85K =0.88FN1 FN2计算弯曲疲劳许用应力弯曲疲劳安全系数S=1.4[ ]1=F

×FN1

FE1S

=0.85*500=303.57MPa1.40.88*380[ F

FE2S

= =238.86MPa1.4计算载荷系数KK=Ka×Kv×KFa×kFβ=1×1.12×1.2×1.35=1.814查取齿形系数 得YFa1

=2.86 YFa2

=2.226查取应力校正系数得 Y =1.58 Y =1.764Sa1 Sa2YfaYsa并加以比较F]YFa1Y

YSa1=2.86×1.58/303.57=0.0148]1FYFa2大齿轮的数据大.设计计算

Sa2=2.226×1.764/238.86=0.01644]2F2KT Y 2KT Y Y3z211(Fa[Sa)]dF321.8147.361×10512420.01644mmm=2d1=66.99mm算出小齿轮的齿数Z1=d1/2.2=66.99/2.2=30.45≈30Z2=u×Z1=2.2×30=66齿轮几何尺寸计算分度圆直径 d1

=mz1

=2.2×30=66mmd=mz2 2

=2.2×66=145.2mm齿顶高 ha

=h*m=1×2.2=2.2mma齿根高

=(h*＋c*)m=（1＋0.25）×2.2=2.75mmf a全齿高 h=h＋ha f

=2.2＋2.75=4.95 mm齿顶圆直径

=da1 1

＋2ha

=66＋2×2.2=70.4mmd =da2

＋2ha

=145.2＋2×2.2=149.6mm齿根圆直径

=df1

－2hf

=66－2×2.75=60.5mmd =df2

－2hf

=145.2－2.2×2.75=139.15mm中心距 a=(d+d1 2

)/2=105.6mm齿宽 b=d验算

d=66mm B1

=72 B2

=68Ft=2T1/d1=2×7.361×104/66N=2265NKa×Ft/b=1×2265/68=33.31N/mm<100N/mm，符合要求.低速级齿轮的设计1、确定齿数z1=20，Z2=u×z1=2.4×20=442、按按齿面接触强度设计:KtKtT31uuZ2Ed[ ]H1确定公式内的计算值(1)载荷系数Kt=1.3(2)p

3.6T=9.55×106 1=9.55×106× =17.90×105 N·mm1 n 1921(3)选取齿宽系数 =1MPadMPaZE

=189.8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

Hlim1

=600MPa，大齿轮的接触疲劳极限

Hlim

=550MPa计算应力循环次数N1=60×n1

×j×Lh=60×192×1×(2×8×300×15)=0.83×109N2=0.83×108 /1.8=4.608×108得接触疲劳寿命系数KHN1=0.90 KHN2=0.95S=1.0的许用接触应力分别为[ ]1=H

HN1

× Hlim1S

=090*6001

=540MPa[ ]2=H

HN

× Hlim2S

=0.95*550 =522.5MPa1计算试计算小齿轮分度圆直径d ，[ ]以较小值[ ]=522.5MPa代入KT3t 1KT3t 1du1u Z[EH]2d≥2.32×1t31.331.317.901052.21189.8212.2522.5

=84.2mmvV=(Л×d1×n1)/60×1000=(3.14×84.2×192)/60×1000=0.846m/s(3)齿宽 b= d=1×84.2=84.2mmd 齿宽与齿高之比b/h:模数: m1

=d/Z1

=84.2/20=4.21齿高: h=2.25m1载荷系数:

=2.25×4.21=9.5 b/h=84.2/9.5=8.87根据v=0.864m/s ，8级精度. 得动载系数Kv=1.12直齿轮，假设Ka×Ft/b<100N/mm.得Kha=Kfa=1.2得使用系数Ka=18级精度时，小齿轮相对支承对称布置时K=1.12+0.18×(1+0.6 2) 2+0.23×103bHβ d d=1.12+0.18×(1+0.6×12)×12+0.23×103×84.2=1.487由b/h=8.87，KHβ

=1.427 KFβ

=1.35，故载荷系数K=Ka×Kv×Kha×KHβ

=1×1.12×1.2×1.427=1.87531.91831.9181.33kktd=d3kkt1

=84.2×

=95.55计算模数:m=d1/Z1

=95.55/20=4.772KT2KT3z1(YYFaSa)2[ ]d1F确定公式内各值小齿轮的弯曲疲劳强度极限限 =380MPaFE2

FE1

=500MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极有弯曲疲劳寿命系数K =0.85K =0.88FN1 FN2计算弯曲疲劳许用应力弯曲疲劳安全系数S=1.4[ ]1=F

×FN1

FE1S

=0.85*500=303.57MPa1.4[ F

FES

=0.88*380 =238.86MPa1.4KK=Ka×Kv×KFa×kFβ=1×1.12×1.2×1.35=1.854查取齿形系数 得YFa1

=2.65 YFa2

=2.226查取应力校正系数得 Y =1.58 Y =1.764Sa1 Sa2YfaYsa并加以比较F]YFa1Y

YSa1=2.65×1.58/303.57=0.0137]1FYFa2大齿轮的数据大.设计计算

Sa2=2.226×1.764/238.86=0.0164]2F2KT Y 2KT Y Y3z211(Fa[Sa)]dF32*1.917*17.9×1051202*0.01644mmm=4d1=95.77mm 算出小齿轮的齿数Z1=d1/m=95.77/4=25Z2=u×Z1=2.2×25=55齿轮几何尺寸计算分度圆直径 d1

=mz1

=4×25=100mmd=mz2 2

=4×55=220mm齿顶高 ha齿根高 hf

=h*m=1×4=4mma=(h*＋c*)m=（1＋0.25）×4=5mma全齿高 h=h＋ha f

=4＋5=9 mm齿顶圆直径

=da1 1

＋2ha

=100＋2×4=108mmd =da2

＋2ha

=180＋2×4=188mm齿根圆直径 dd

=df1 =d

－2hf－2h

=100－2×5=90mm=180－2×5=170mmf2 2中心距 a(d+d1 2

f)/2=140mm齿宽 验算

d=100mm Bd 1 1

=100B2

=105行结构设计。160mm行结构设计。160mm160mm，500mm时，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，而小齿轮都采用实心式的结构。t 1 1Ka×Ft/b=1×3580/100=38.80N/mm<100N/mm，符合要求.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时，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.轴的设计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 =590MPa，[ ] =55MPa.b b 低速轴设计估算轴的最小直径15-3AP3nP3n3.413106.67

=110，根据公式（15-1）得d≥A0

=110×

=34.91（mm）考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大5%，即34.91×1.05=36.66（mm）.确定轴的各段直径外伸端直径d1性柱销联轴器；

=42mm（一般应符合所选联轴器轴孔标准，这里选用TL7弹d2=48mm考虑轴承的内孔标准，取d=d3 7

=60mm（两轴承同型号，根据机械设计表15-4，初选深沟球轴承的型号为6212；dd=68mm.；4 4d=d+2h=80mm；5 4根据轴承安装直径，查手册得d高速轴的设计

=68mm.6估算轴的最小直径15-3A3Pn3Pn3.73480

=110，根据公式（15-1）得d≥A0

=110×

=22.72（mm）V带轮孔径可知最好轴径为d1

=26mm（2）确定轴的各段直径径为d=d2 1

(1+(0.07～0.1)*2)=30mm；考虑轴承的内孔标准，取d=d3 5轴承的型号为6209；

=45m（两轴承同型号，初选两端深沟球直径为d4

的轴段为轴头，取d4

=d=50mm，应符合轴径标准系列.5中速轴的设计估算轴的最小直径15-3A3Pn3Pn3.553192

=110，根据公式（15-1）得d≥A0

=110×

=29.08（mm）选取轴径为d1

=30mm（2）确定轴的各段直径径为d2=d1(1+(0.07～0.1)*2)=35mm；考虑轴承的内孔标准，取d=d4 1球轴承的型号为6209；

=45mm（两轴承同型号，初选两端深沟轴的强度足够，为了方便制造，d3确定轴的各段长度

轴段的直径为d3

=38mm．根据实际装配来确定。轴上键的选择键的形式都选择普通平键，根据轴的直径确定键的宽度和高度，根据轴段的5～10mm，Ａ型键，在轴头的键选择Ｃ型键。弯矩、剪力图AqDAqDABCDF FB CFQ(KN)FAFAFqDABFCDFBCFQM(KN.m)轴,键及轴承的校核轴的校核根据前面知道轴的最小轴径为d140mmPn106.7r/min.由式：T9550P 1 得n0.2d3T95500003.41106.7

1 21.96MPa.20.04315-230~40MPa所以，TT，轴的扭转刚度足够。键的校核由于键的联接是静联接，所以，P

dhl P式中，d----h----l----mmACl=L-b/2；查《机械设计基础》表10-9知道键的系数如下（键宽b,键高h，键长键①为 C型键8×7×50 键②为 10×8×60 键③为20×12×90键④为C型键12×8×80T=73.54N.m T=176.58N.m T=305.21N.m1 2 473.54103

338.54MPaP dhl 2471

查《机械设计基础》表1010知道，P所以，键①合格。

60~90MPa

4176.58103

58.86MPaP dhl 30850 P2所以，键②也合格。

4305.21103

22.36MPaP dhl 651270 P2所以，键③合格

4305.21103

51.56MPaP dhl 40874 P2所以，键④合格轴承的校核根据《机械设计基础》教材， 以小时数表示的轴承寿命为106ftLh60nt

C p 106

1110103360650

25.589687h360161.5所以，轴承的选择合格！联轴器的选择设计护等功能.在选择联轴器时，首先应确定其类型，其次确定其型号.联轴器的类型应根据其工作条件和要求来选择.对于中小型减速器是输入轴缓冲减振.当两轴的对中精度良好时，可采用凸缘联轴器，它具有传递扭矩大，刚性好等优点.例如，在选用电动机轴与减速器高速轴之间连接用的联轴器时，联轴器的型号按计算转矩，轴的转速和轴径来选择，要求所选联轴器的许小相适应.若不适应，则应重选联轴器的型号或改变轴径.减速器铸造箱体的结构尺寸名 称箱座壁厚箱盖壁厚1

结构尺寸=15mm=12mm1Bb1

、箱底座凸缘的厚度b2

b=18，b1

=15，b2

=25箱座m、箱盖上的肋厚m1

m=12，m1

=10hR1地 直径df脚螺钉数目n

h 由结构要求确定 R1df=16n=6

=C2通孔直径d'fD0底座凸缘尺寸联 轴承旁联接螺栓直径d1接螺栓空、箱盖联接螺栓直径d2通孔直径d'

d'=20fD=450c =251minc =232mind=121d =102d=12d'=13.5DD=26凸缘尺寸c=201minc=162mindd=10轴承盖螺钉直径d3d=103箱体外壁至轴承座端面的距离l1l=451大齿轮顶圆与箱体内壁的距离1=181齿轮端面与箱体内壁的距离2 =152第4章 提升机其它装置的设计输送带的设计的.输送带的选择是根据输送机的线路布置，输送的材料和使用条件来进行的。动装置等机械部件的设计。对输送带要具备以下的要求（１）要有足够的拉伸强度和弹性模量；（２）要有良好的负荷支撑及足够的宽度，以满足运输物料时所需的类型；（３）要有柔性，目的在于在长度方向上能够围绕滚筒弯曲；弹性，传动时，覆盖胶能与滚筒有足够的摩擦力；（５）各组分之间有良好的粘合力，避免脱层；（６）耐撕裂性能好，耐损伤，能联结成环行。此次设计所选用的输送带为普通橡胶带，带的层数为４层，带宽为400mm。张紧装置的设计U200～300mm，结构紧凑轻巧，占地少，安装简单，但张紧力和行程1%选取。坠重式张紧装置是利用重物自身的重力来实现张紧的，它能够保证足够恒定的张力，适用功率较大的输送机。考虑到此次设计的提升机功率不太大，选用螺杆式张紧装置，当不能保证足够的张力时，可采用截断两个料斗之间的输送带的方法来保证足够的张力。反转装置的设计为了防止在突然断电或其它意外情况下，由于有载分支上物料重力的作用，而使斗式提升机反转，从而引起斗式提升机部件的损坏，所以要安装一个装置来阻止提升机的反转通常称反转装置为逆止器逆止器的种类有很多，例如带式逆止器，滚柱逆止器和异形块逆止器等各种逆止器的使用条件和要求都不一样。根据此次设计的要求及实际情况，选用滚柱逆止器。其结构见设计零件图。料斗的设计2～6外焊上一条附加的斗边。形成后一个料斗的卸载导槽,这种料斗适于输送较重的,半磨琢性的,磨琢性大DHLPL罩壳的设计提升机罩壳主要起支承和密封两大作用，机壳零部件的质量优劣直接影响整机的工作性能，所以机壳技术要求较高，要求机壳上法兰面与下法兰面的平行度GB1184-8012GB1184-8012提升机罩壳分为上，中，下三部分。上罩壳与驱动装置，驱动滚筒构成提升机头部。为使物料卸出，头部设有卸料槽。机头罩壳的形状应做成使料斗中抛出的物料能够完全进入卸料槽中去。下部罩壳与张紧装置，张紧滚筒组成提升机底座。底座罩壳形式应和物料装载过程相适应，并设有装料口使物料装入。为了对装卸料过程进行观察，便于维修，可在罩壳的适当部分开观察孔和检查孔。对于从料堆上直接挖取物料的提升机，底部作成敞开式的。斗式提升机的中部罩壳是整段或分段的矩形罩壳，用薄钢板焊接而成，分段罩壳的螺栓连接处应加密封装置。对于滚筒尺寸较小的或低速的斗式提升机可采用有载分支和无载分支共用的单通道中部罩壳。单通道的较为简单经济，也有利于通道内压力的平衡。对于滚筒直径较大或高速的斗式提升机，则可采用有载分支与无载分支各装一个中部罩壳的双通道方式，可避免两个分支的料斗在同一个中部罩壳双向运动而引起的粉尘涡流。2～4mm2～2.5m，间通过法兰畚用螺栓紧固。在中部和下部要开设观察孔和拆卸的带盖孔口。为了便于清理斗式提升机底部的物料，往往在底部也设有可拆卸的带盖孔口，底部罩壳形式与底部物