帶式給料機設計畢業(yè)設計

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1、1 帶式給料機設計畢業(yè)設計（論文） 1. 緒論 1.1引言 帶式給料機在礦山、碼頭、電廠、水泥廠等生產企業(yè)中，常常需要將各種破碎物 料通過料斗、煤倉等轉運輸送到干線輸送機或者貨運設施上。帶式給料機則是通過底部 小型的帶式輸送機的連續(xù)運行來輸送物料，達到給料目的。帶式給料機運行中，系統(tǒng)主 要負荷均由滾動軸承支撐，運行阻力小，設備所需驅動功率小，系統(tǒng)各零部件工作壽命 長。帶式給料機的優(yōu)點：運行功率小，能量消耗少，運行經濟性好； 給料量大、穩(wěn)定， 且調整方便；運行平穩(wěn)，噪音小，保護環(huán)境； 磨損小，維修量小，使用壽命長； 零部 件通用性強，安裝、維修簡便； 可替換現(xiàn)用的其它類型的給料機。 給料機可現(xiàn)場

2、分體 安裝，也可整體安裝。 分體安裝時，先將連接段安裝在煤倉口，再安裝導料槽，然后安 裝托架等其它部件。整體安裝時，先將連接段安裝在煤倉口，再將其它部件全部組裝 好 后，整體吊裝與連接段用螺栓連接。矚慫潤厲釤瘞睞櫪廡賴。 帶式給料機在輸送物料中起著重要的作用，它只會在此基礎上向更好的方向發(fā)展。 1.2給料機國內外研究應用現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢 1.2.1給料機國內外研究應用現(xiàn)狀 現(xiàn)有的帶式給料機克服了振動給料機和往復式給料機的缺點， 變間斷給料方式為連續(xù) 給料方式。給料量動態(tài)連續(xù)可變，給料系統(tǒng)更加穩(wěn)定、高效、節(jié)能、環(huán)保，已廣泛應用 于煤礦、冶金、建材等行業(yè)。但現(xiàn)有的帶式給料機主要存在膠帶易跑偏、檢修時

3、防止物 料從料斗中落下的閘門難以關閉及導料槽易磨損等幾方面問題。由于制造及安裝誤差， 沿著帶寬，膠帶各處周長不等，滾筒之間、滾筒和托輥之間不平行，使膠帶跑偏，跑偏 的膠帶如不及時得到調整，很容易損壞，一些生產效率，增加維護費用。目前防膠帶跑 偏有采用有的使用擋板擋住膠帶的措施， 但擋板會使膠帶褶皺或翻邊，甚至撕裂或拉斷， 有的采用在中間帶有一條凸臺的膠帶與帶有凹槽的滾筒和托輥配合防跑偏，但凸臺往往 會從凹槽里跑出，一旦這種情況產生，凸臺就很難再進去，膠帶很快就報廢，還有的采 用在膠帶邊緣處設帶槽的防跑偏輪的措施，由于皮帶邊緣始終卡在防跑偏輪的槽中運動， 造成皮帶邊緣磨損嚴重，需要用邊緣加強的膠

4、帶，這樣膠帶的成本大大增加，這些措施 都不太理想；給料機工作時，閘門位于料倉以外的軌道上，沒有閘門的那一部分軌道在 料倉下，會被從料倉里落下的物料填滿，很難清理，需將閘門卸掉才好清理。目前給料 機工作時，一般都是將閘門卸掉，需要檢修時，清理完軌道，才將閘門裝上，這樣既費 力，又費時；由于運送物料時，導料槽會受到物料的強力擠壓和大塊物料的沖擊，所以 極易磨損?，F(xiàn)有給料機采用在導料槽的鋼板上加裝用耐磨材料 Mn13制成的襯板來解決這 一問題。而Mn 13須經水韌處理，再經過沖擊后才具有好的耐磨性， 所以用這種方法來改 善導料槽的耐磨性，效果并不理想。 聞創(chuàng)溝燴鐺險愛氌譴凈。 2 為了克服現(xiàn)有技術的

5、上述不足和缺陷， 需設計一種帶式給料機，托輥在帶式輸送機系 統(tǒng)中占 有相當重要的地位，其旋轉阻力、使用壽命直接影響到輸送機的性能和驅動功 率的選取。而托輥的性能又取決于托輥密圭寸結構，良好的密圭寸結構對托輥乃至整個輸送 機系統(tǒng)的性能起著至關重要的作用 。殘騖樓諍錈瀨濟溆塹籟。 1.2.2 給料機的發(fā)展趨勢 高速、精密、復合、智能和綠色是數(shù)控給料機技術發(fā)展的總趨勢，近幾年來，在實用 化和產業(yè)化等方面取得可喜成績。主要表現(xiàn)在： 釅錒極額閉鎮(zhèn)檜豬訣錐。 a. 給料機復合技術進一步擴展隨著數(shù)控給料機技術進步，復合加工技術日趨成熟，包括 銑-車復合、車銑復合、車-鏜-鉆-齒輪加工等復合，車磨復合，成形復

6、合加工、特種復 合加工等，復合加工的精度和效率大大提高?！耙慌_給料機就是一個加工廠”、“一次 裝卡，完全加工”等理念正在被更多人接受，復合加工給料機發(fā)展正呈現(xiàn)多樣化的態(tài)勢 烘干機。彈貿攝爾霽斃攬磚鹵廡。 b. 智能化技術有新突破數(shù)控的智能化技術有新的突破，在數(shù)控系統(tǒng)的性能上得到了較多 體現(xiàn)。如：自動調整干涉防碰撞功能、斷電后工件自動退出安全區(qū)斷電保護功能、加工 零件檢測和自動補償學習功能、高精度加工零件智能化參數(shù)選用功能、加工過程自動消 除給料機震動等功能進入了實用化階段，智能化提升了給料機的功能和品質制砂機。 謀蕎 摶篋飆鐸懟類蔣薔。 c. 機器人使柔性化組合效率更高機器人與主機的柔性化組合

7、得到廣泛應用，使得柔性線 更加靈活、功能進一步擴展、柔性線進一步縮短、效率更高。機器人與加工中心、車銑 復合給料機、磨床、齒輪加工給料機、工具磨床、電加工給料機、鋸床、沖壓給料機、 水切割給料機等組成多種形式的柔性單元和柔性生產線已經開始應用磁選機。 廈礴懇蹣駢時 盡繼價騷。 d. 精密加工技術有了新進展數(shù)控金切給料機的加工精度已從原來的絲級（ 0.01mm提升 到目前的微米級（0.001mm，有些品種已達到0.05卩m左右。超精密數(shù)控給料機的微細 切削和磨削加工，精度可穩(wěn)定達到0.05卩m左右，形狀精度可達0.01卩m左右烘干設備。 采用光、電、化學等能源的特種加工精度可達到納米級（ 0.0

8、01卩m。通過給料機結構 設計優(yōu)化、給料機零部件的超精加工和精密裝配、采用高精度的全閉環(huán)控制及溫度、振 動等動態(tài)誤差補償技術，提高給料機加工的幾何精度，降低形位誤差、表面粗糙度等， 從而進入亞微米、納米級超精加工時代球磨機生產廠家。 煢楨廣鰳鯡選塊網(wǎng)羈淚。 2. 給料機系統(tǒng)簡圖 根據(jù)設計任務要求，設計給料機系統(tǒng)如下圖: 3 3. 給料機機械裝置的總體設計 3.1給料機總體設計 為實現(xiàn)給料機的功能，給料機必須包括：實現(xiàn)給料機與其他裝置連接的連接裝置；實 現(xiàn)物料定向輸送、物料密封的導料裝置，實現(xiàn)物料連續(xù)運輸?shù)妮斔脱b置。在三大裝置中, 分別由各類小機構組成，甲帶給料機的總體設計布局如下圖： 鵝婭盡損

9、鶴慘歷蘢鴛賴。1770 4 藥 2剛 馬皿 11 1 _ . _ r n 1970 1、連接裝置 2、導料裝置 3、輸送裝置 3.2各裝置的設計 3.2.1給料機與料倉連接裝置的設計 給料機的連接裝置主要起到給料輸送裝置與料倉間的連接，連接裝置設計簡圖如下: 1 、連接角鋼2、連接料斗 件1連接角鋼分別與料倉、件2連接料斗通過螺栓連接，料斗尺寸可通過現(xiàn)場實際 安裝要求進行重新設計。 3.2.2導料裝置的設計 I 5 給料機的導料裝置起到引導物料前進，張緊驅動鏈條，密封物料不泄露的作用，導 料裝置主要由閘門機構、導料槽裝置、壓輪裝置等機構構成，整體導料裝置設計簡圖如 下：籟叢媽羥為贍債蟶練淨。

10、1閘門機構 2 、導料槽裝置 3 、壓輪裝置 導料裝置主要采用鋼板與各類型鋼焊接而成，保證焊接焊縫要求，導料裝置與連接 裝置通過螺栓連接。件1閘門裝置可通過順、逆時針的旋轉控制閘門的進出，形成料倉 底部的密封。件3壓輪裝置通過彈簧可自行補償驅動鏈條形成的張緊伸長量，滿足驅動 鏈條的張緊要求。預頌圣鉉儐歲齦訝驊糴。 323輸送裝置的設計 輸送裝置是整個給料機系統(tǒng)中最重要的部分， 它是給料機實現(xiàn)連續(xù)給料的主要裝置, 輸送裝置由驅動裝置、底座、托輥架、張緊裝置、托輥、清掃裝置、滾筒等組成，各裝 置的緊密配合實現(xiàn)給料機穩(wěn)定的工作狀態(tài)，其設計簡圖如下： 滲釤嗆儼勻諤鱉調硯錦。 4、給料機鋼結構6 給料機

11、各表面的毛刺和銳邊應鏟平、磨光，鐵屑、焊渣等應清除干凈； 所有的鋼結構、加工件（機架、支柱等所有金屬件）都對其表面進行噴丸除銹，電弧噴 鋅防腐預處理，達到Sa2-1/2級；鋼結構采用焊接結構的結構件均滿足國家有關焊接標 準，結構符合國家最新標準；鋼結構表面涂兩道底漆，兩道面漆，面漆顏色根據(jù)用戶要 求噴涂。鐃誅臥瀉噦圣騁貺頂廡。 5. 輸送機的設計與計算 5.1設計參數(shù) 查詢計算部分參數(shù)一覽表: 托輥旋轉部分質量G 25.82 kg 膠帶每米長度質量q。 19 kg/ m2 每米物料重量qg 222.22 模擬摩擦系數(shù)f 0.025 重力加速度g 9.8 m/s2 5.2功率及張力計算 1）加料

12、段運行阻力:1) 運輸量 Q=4400 t/h 2) 速度 V=1.5 m 3) 甲帶輸送帶帶寬 B=1.3 m 4) 上托輥間距 tz=0.3 5) 下托輥間距 tk=1.2 6) 物料容重 3 丫 =1000 kg/m 7) 膠帶帶強 ST630 8) 托輥直徑 159X 1400,6205 軸承 9) 輸送長度 L=2.6 m 7 a） 在加料段和加速度段輸送物料和輸送帶間的慣性阻力和摩擦阻力 F0 F0 二 Lv V -V0 =1.22 1000 1.5 0 =1830N b） 加速段被輸送物料與導料欄板間的摩擦阻力 F2 根據(jù)材料礦山機械第38卷2010年第23期 物料自重而引起的物

13、料層與甲帶上表面之間的摩擦力 F1 片二Bh出gf B-排料口寬度 h出- 為物料輸送高度 L- 為物料在輸送方向上的長度 -為物料密度 g - 為重力加速度 f1 -為物料內摩擦系數(shù)取0.6 料倉側壁與物料層之間的摩擦力為 F2F2 巴 l%b _ 0.4 燈.222 000沃 9.89226 = 1387 09N 尹 2 1.32 一一一物料與導料欄板間的摩擦系數(shù)（0.30.5 ），選擇0.4 iv輸送能力（m/s） 4400 1.22 3.6 3.6 1000 lb 加速段長度（ lb 7 -V。 1.52 2a =0.226m 2 4.97 8 1 2 F2 =2 gh出 l f2 2

14、 - 為側壓系數(shù) ,1 sin 扎 = - 1 sin - 為物料內摩擦角 f2為物料與料倉之間的摩擦系數(shù)取0.6 甲帶上的物料隨甲帶一起向前運動，則有 4400 -6 1300 1500 3600 10 其中 f1 - 為物料內摩擦系數(shù)，f1=0.6 - 為側壓系數(shù)為0.32 B 為導料槽的寬度 f2 為物料與導欄板之間的摩擦系數(shù) 0.6 考慮直筒煤倉倉壓對給料機功率的影響，給料機裝料部分設計成斜坡段（如圖 3）, 以使煤倉倉壓作用于斜坡段上而不是直接作用于給煤機的輸送帶上。為使物料在斜坡段 上能自由滾落至輸送機上，斜坡段傾角 9必須滿足擁締鳳襪備訊顎輪爛薔。 v arctan=arctan

15、0.6 二 30.96 J 物料與斜坡?lián)醢彘g的摩擦系數(shù)（0.50.7 ），選取0.6 本設計中斜坡段傾角為35度。 =0.626m AF a 二 m 9.8 1300 0.6-626 0.6 0.32 1300 2 =4.97m /s 9 根據(jù)所選用系數(shù)，在給料槽口垂直向下的情況下，輸送機所能拖出的物料層厚度為 hn 由物料安息角與斜坡段傾角進行結構設計后可知，給料機出料口截面高度 H遠大于 hn，因此物料在加料口處不會出現(xiàn)死區(qū)現(xiàn)象。 贓熱俁閫歲匱閶鄴鎵騷。 2）運行阻力 a）主要阻力F主 F主=fLg （q上 2q 7G） f 模擬摩擦系數(shù)，f =0.025 L 給料機長度，一般為2.6-3

16、m，選取L=2.6 m qG 物料在輸送帶上的線質量，qG Q 4400 814.8 3.6V 3.6 1.5 q。-鋼絲繩芯輸送帶的線質量和甲帶的線質量，取 ST63O,q0 =19 1.2 0.33 130 =65.7 q上-托輥組的線質量，選取普通托輥 159X 1400，旋轉質量G=25.46 kg q上 =qt+qt= 25 +25.4127 3 kg 0.3 0.6 F主=0.025 2.6 9.8 127.3 2 65.7 814.8 =683.8N b）加速段外物料與導料欄板間的運行阻力 卩 2q gla 二0.4 漢 9.8 漢814.8 漢 2.347 1000 1.32

17、la 加速段外導料欄板長度，根據(jù)幾何尺寸為 la =2.6-0.226 = 2.347m 在整個給料機的運行過程中，還存在著清掃器的摩擦阻力、膠帶繞過滾筒的阻力、 滾筒軸承運行阻力，但是由于這些阻力都較小，因此為簡便計算，可在總阻力乘以一個 附加阻力系數(shù)c以代替上述阻力之和。壇搏鄉(xiāng)囂懺蔞鍥鈴氈淚。 綜上所述，圓周力F: F =c(F主 F1 F2 F3) =1.05 683.8 1830 1387.09 365579 = 7934.5N = 3655.79N N 10 c 附加阻力系數(shù)，選取1.05 3） 功率計算 KFV 1.1x7934.5x1.5 P 13.78KW 1000 1000

18、0.95 K 功率備用系數(shù)，1.11.2,選取1.1 傳動裝置效率，選取0.95 選取防爆電機為15 kw，型號為160L-4 4） 膠帶運輸機的傳動條件 Simin =CKaF =0.838 1.1 7934.5 = 7314.02N Ka動載荷系數(shù)，1.11.2,選取1.2 C 傳動系數(shù)，本系數(shù)可查表取 0.839，計算公式如下: J傳動滾筒與膠帶的摩擦系數(shù)，取 0.25 滾筒圍包角，取1800 5）垂度條件 a)承載分支垂度條件 SCmin =5g qG q0 lt1 cos：? =5 9.8 65.7 814.8 0.3 1 =12943.35N b 回空分支垂度條件 SKmin =5

19、gq0lt11 cos ： =5 9.8 65.7 0.6 =1931.58N N 由垂度條件推出傳動滾筒奔離點處膠帶張力為：11 Smin =Scmin F阻 -F =12943.35 641.97 -7934.5 =5650.82N F阻 上分支運行阻力 F阻二 fLgq上 q0 qG =0.025 2.6 9.8 127.3 65.7 814.8i=641.97N 比較垂度條件與傳動條件可知由傳動條件決定膠帶機張力。膠帶給料機膠帶最大張 力點處張力為傳動滾筒奔入點張力 Smax蠟變黲癟報倀鉉錨鈰贅。 Smax =Slmin F =7314.02 79345 =15248.52N 5.3校

20、核膠帶安全系數(shù) 1）膠帶計算安全系數(shù)m Sn - 膠帶額定拉斷力 2）膠帶需用安全系數(shù) m=m0 Kw=3.2 = % 0.85 Cw 附加玩去伸長折算系數(shù)，查詢取 1.8 0 膠帶接頭效率，查詢取0.85 m0 膠帶基本安全系數(shù)，查詢取 3.2 比較a、b項，m_m，因此，選取膠帶符合要求。 6. 傳動滾子鏈的設計與計算 本給料機采用單排滾子鏈傳動形式，由于采用大減速比減速器，因此選用大小鏈 輪傳動比i=1的傳動形式。 6.1參數(shù) sn Smax 630000 15248.52 -41.32 12 1） 傳遞功率：P=15 kw 2） 大小鏈輪轉速：n=72 r/min 3） 載荷性質：輕微

21、沖擊、重載 6.2鏈條選擇及受力計算 1）各計算結果見下表： 計算項目 單位 公 式 結果 說 明 傳動比i i=1 1 小鏈輪齒數(shù) 乙 乙=25 25 大鏈輪齒數(shù) Z2 Z2=25 25 設計功率R Kw R=KA 漢 P 16.5 K A 工況系數(shù)，選 取1.1 特定條件下 單排鏈條傳 動的功率Po Kw Po Pd KzKp 15.7 KZ 小鏈輪齒數(shù)系 數(shù)，取1.05 Kp 排數(shù)系數(shù)，取1 鏈條節(jié)距P mm 根據(jù)P。與n選取鏈條 28A P=44.45 初定中心距 a。 mm 根據(jù)安裝要求選取 622 考慮結構緊湊初定中 心距取aomin =14p 以節(jié)距計的 初定中心距 節(jié) ao a

22、op P 14 13 a0p 鏈條節(jié)數(shù)Lp 節(jié) 卩0=乙+乙+2知+乙一乙嚴 0 2 p J 2兀丿 a。 53 鏈條長度L m Lp xP L- 0 -2.35 1000 2.35 計算中心距 ac mm ac = f1 p 2Lp (Z1 +Z2 620.43 實際中心距 a mm a = ac -也a 619.18 a = (0.002 0.004)a0 鏈條速度v m/s Zgp v 60X1000 1.33 有效圓周力 Ft N l 1000漢巳 Ft _ v 12406 作用在軸上 的力F N F =心父Ft 13646.6 KF 軸的載荷系 數(shù)，取1.2 2）滾子鏈的靜強度計算

23、Q 169000 n = Ft 12406 Q 鏈條極限拉伸載荷，查表可得 28A號鏈條為169000 N Ft 有效圓周力12406 N n需用安全系數(shù)，n 一 48 由上可知型號28A滾子鏈滿足運行要求。 6.3.鏈輪的尺寸計算=13.6 一 ni 14 大小鏈輪的齒數(shù) 乙二Z2 -25 滾子鏈鏈輪的主要尺寸 名稱 符號 計算公式 結果 分度圓直徑 d d p d =/ - .180 sin Z丿 d=354.6mm 齒頂圓直徑 da damin “+卩。16) z damax =d +1.25p _di damin =370.8mm damax = 384.7mm 齒根圓直徑 df d

24、f = d - di df = 329.2mm 齒高 ha hamin =0.5( P -dj 0.8p hamax =0.625 p 0.5di + z hamin =9.525mm hamax =16.5mm 確定的最大軸 凸緣直徑 dg 180 dg 蘭 pcot - 1.04h2 0.76 z dg = 275.4mm 注：根據(jù) 28A鏈號查表 4 = 25.4mm, g = 42.24mm 滾子鏈鏈輪的齒槽形狀 名稱 符號 計算公式 最小齒槽形狀 最大齒槽形狀 尺側圓弧半徑 re remax =0.12d1(z + 2)=82.30 remin =0.0084 (z2 +180 =1

25、63.58 滾子定位圓弧半徑 ri rimin = 0.505d1 =12.83 ri max =0.50時 +0.06934 =13.03 滾子定位角 a 0 %ax=1400 =136.4 z 0 %n=1200 =116.4 z 注：根據(jù)28A鏈號查表= 25.4mm，15 7. 滾筒及其附件的設計與校核 7.1滾筒的結構設計 根據(jù)給料機結構尺寸設計要求，設計滾筒結構如下圖所示: 1.軸承座 2.軸3.筒體 4.軸承 7.1.1軸的結構設計與校核 1）簡化成簡支梁形式入下圖： ? O F1 匚 .F2 別 - 225 十 1 ncidi / &25 F 2）滾筒受力分析可得： 鏈輪作用在

26、滾筒軸上的力：F=13646.6 N 9550 P 9550 15 . 滾筒傳遞扭矩 T 1989580 N mm 72 : 16 滾筒滾筒上所受膠帶張力 F合二Smax F張力二15248.52+7314.02=22562.54 N 集中力與刁281環(huán) 由滾筒以上受力情況可求： F Fa -Fc -Fd Fb =0 129.5 F 289.5 F2 1289.5 F2 -1579 Fd = 0 支反力 Fa =-3484.54 N F b=12400.48 N 各點彎矩大?。?Me =0， Ma =F l =13646.6 129.5 N767234.7N mm Mc =13646.6 12

27、9.5 289.5 289.5 -3484.54 =4709151.07N mm Md =13646.6 129.5 289.5 1000 亠3484.54 1000 289.5 -11281.27 1000 =3589941.07N mm Mb =0 各點計算彎矩大小: Mcae =596895 N.mm M caa 二.M 2 aT 2 I - 1767234.72 0.3 1989580 2 丨-1865308.837N mm Mcac = .；M2 aT2l- 4709151.072 0.3 1989580 - 4746826.558N mm McadM 2 aT 2 丨二.35899

28、41.072 0.3 1989580 = 3639221.82N mm M cab =596895N mm 畫出彎矩圖、扭矩圖及彎扭合成圖如下:17 3.軸徑設計 (1).初步確定軸的最小直徑 選擇材料為45鋼，調質處理，根據(jù)機械設計表 15-3，取 Ao =110/ j l = 60MPa 于是得 rp R5 dmin =代3 110 3 65.5mm n 72 取d 二=70mm (2)軸段的結構設計 1)-二 段右側需一軸肩故取又因此段軸上有軸承故U -川段軸直徑d =80mm 2) 初步選擇滾動軸承 因軸承同時受徑向力和軸向力的作用還要求能夠調節(jié)同軸度 18 因此選用調心滾子軸承其基本

29、尺寸為 d D T=80 170 70mm買鯛鴯譖曇膚遙閆擷凄。19 右端調心球軸承采用軸肩進行軸向定位，取 川-W段軸的直徑d=92mm 3） 由于滾筒安裝膠帶和甲帶寬度決定此段長度應略小于膠帶和甲帶寬度故取 l=1000mm而此段軸直徑要起到軸向定位的作用則 IV - V段軸的直徑為d=100mm綾鏑鯛駕櫬 鶘蹤韋轔糴。 4） 軸承端蓋的寬度為：e，m=1.2d 10 =1.2 8,10=19.6mm 5） 軸上零件的周向定位 鏈輪與軸的周向定位采用普通平鍵連接根據(jù)I -U段軸頸決定此鍵的基本尺寸為 b h =20mm 12mm鍵槽用銑刀加工，同時為保證鏈輪與軸配合有良好的對中性故選擇 鏈

30、輪與軸的配合為 也 調心球軸承與軸的周向定位由過渡配合來保證此處選用軸的直徑 n6 尺寸為m6驅躓髏彥浹綏譎飴憂錦。 6）根據(jù)彎扭矩合成圖可知，軸的危險截面會出現(xiàn)在 C處作用面，設計此處的軸的軸徑 為100,圓角為R2，帶鍵槽，根據(jù)軸肩，鍵槽對軸的補償 ，設計軸如下圖示：貓蠆驢繪燈 鮒誅髏貺廡。 20 4746826.558 3 0.1 100二 = ： J 4 L 60Mp a 21 故安全 (4)精確校核軸的疲勞強度 根據(jù)以上彎扭合成圖以及軸的結構設計， 我們可以分析得出， 軸的危險斷面出現(xiàn) 抗彎截所處的作用面前3軸(肩處92此應力集中較帥嚴重，按疲勞強度條件對其進行精確 抗核截面系數(shù)逕瑣

31、筆襖鷗婭薔2d3 = 0.2 923 = 155737.6mm3 截面C處的扭矩T =1989580N mm 截面C左側的彎矩 M =4746826.558 -220 3607260.251N mm 289.5 截面上的彎曲應力 M 3607260.251 W 77868.8 截面上的彎扭切應力 軸的材料為45鋼調質處理查表15-1得 :-B =640Mpa 匚 4 =275Mpa 4 =155Mpa 經插值后可查的=. =1.8702 =1.3627 由附圖3-1可得軸的材料敏性系數(shù)q；：一 =0.8446 嚴0.86 故有效應力集中系數(shù)為 K.：；T q；T =1 0.8446 1.870

32、2 -1 1=1.7349 K.=1 q/%-1 =1 0.86 1.3627 -1 =1.3119T _ 1989580 WT 155737.6 = 12.775Mpa =46.32Mp a 截面上軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) r 2 0 飛及按表3-2查藹礦00217; D 100 d 92 = 1.0869 22 由附圖3-2的尺寸系數(shù).；-0.65由附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù)；=0.78 軸按磨削加工由附圖3-4得表面質量系數(shù)為二.二0.92 軸未經表面強化處理即q =1按式3-12及式3-12a得綜合系數(shù)為 K,乞丄亠空9.丄十2.756 備憶 0.65 0.92 K止丄十丄亠1.76

33、88 斑 PT 0.78 0.92 Sca 八 S 故可知其安全 截面C右側 抗彎截面系數(shù)W按表15-4的公式計算：W =0.1d3 =0.1 1003 =105 按抗扭截面系數(shù)：WT =0.2d3 =0.2 1003 =2 105 彎矩：M =4746826.558 895 =1931095.35N mm 220 截面上的彎曲應力為：二b 1931095.35 =19.311 Mpa W 10由3 -1及 32得合金鋼的特性系數(shù) 暨-嚴0.10.2 取I =0.2 于是計算安全系數(shù)Sca值按式 = 0.5 廠 0.05 0.1 取 =0.1 K. -；：.-m SS 275 1.7349 4

34、6.32 0.2 0 二 3.422 155 1.3119 12.775 0.1 12.775 = 17.187 3.422 17.187 S 2 . 3.4222 1 7.1872 -3.355 804 I 23 d4 735J1989,5894 1838 = 0.01825空! 1 軸按磨削加工由附圖3-4表面質量系數(shù)為：_=一： =0.92 故得綜合系數(shù)為 K 1 i K 1 =2.669 1 =2.7559 備憶 0.92 K 二丄-1 =2.1352 -2.222 1勺人 0.92 S = _ _ = _ isz _ = 13 42 K a ,m.222 9948 0.1 994T

35、. 故該軸在截面右側的強度也是足夠的 因此由上計算可知，本軸設計滿足要求。 3) 軸的扭轉剛度的校核 對于本軸的剛度要求，主要體現(xiàn)在安裝向心滾子軸承處的軸段，本軸段軸徑為 d=100mm因此對此處進行校如下: 每米軸長允許的扭轉角，對于一般傳動可以選取 0.51 () /m截面上的扭轉切應力：“二詁羅曙=9948嘰 匕_ 1.735 過盈配合處 0.65 = 2.669 0=0.8 0=0.8 2.669 =2.1352 S；：二 275 K；J ；m 2.7559 19.311 0.1 0 一567 155 SS 5.167 13.42 故軸在截面右側的安全系數(shù)為：也$廠S 2二5.167廠

36、；3.；22 二4.822 24 由上可知，軸的扭轉剛度符合設計要求 4）軸的撓度與偏轉角的計算校核 Fl Fl _ A E 15SI E a）鏈輪拉力F在a、b及軸伸段引起的撓度及偏轉角為: 1364646 110 1579 .5.189 loured 6 10 7.613 10 式中 c - 外伸端長度，本滾筒為110mm G - 集中載荷作用在離支承距離，為 129.5mm l - 支點間距，為1579mm d：1 階梯軸當量直徑 lz - 軸長，1838 mm h、di 軸上第i段的長度和直徑 嘉二2rb=-0.0001rad F xc2 玉=a 盧 4 =0.0001 -0.0001

37、 = 0.0002rad 2 104 dv1F C1 l 4 4 6 10 dv 4 dv 1838 li 4 di 110 94 2 220 2 100 2 704 804 924 1004 亙=7.613 107 mm 1104 25 yc - c= 0.0002 110 = 0.022mm b)集中力F1與F2所引起的轉角與繞度為: 綜合以上三個合力所形成的合撓度與轉角為： -a合 -0.0003 rad 合 二 0.0003 rad )c合0.0003 rad yc合=0.088mm y = 0.188mm 查表可得一般傳動軸允許撓度為 y =0.0003 l 0.0005 l =0.

38、5514 0.919mm，因此 該軸偏轉角與撓度均符合設計要求 7.1.2筒體的設計與校核 筒體在所受扭矩與輸送機拉力的情況下將產生扭轉與彎曲，因此為滿足設計要求， 我們對其進行必ymax F c1 l2 9 .3 104 dv14 13646.6 110 18382 9 、3 104 7.613 107 二 0.00388mm 鮎=-0.0001rad rb1 =0.0002 rad rc1 =-0.0002rad yc1 = 0.044mm ra2 =0.0002 rad =0.0001 rad rc2 =-0.0001 rad yc2 = 0.044mm /max =0.09 4 mm

39、y2max 7094 mm 26 要的校核27 1）筒體的結構設計 根據(jù)膠帶張力及傳動要求，筒體的結構設計如下圖 2）筒體的受力分析及校核 筒體所受扭矩 T=994790 N.mm 筒體表面承受膠帶拉力所產生的均布載荷 q= 22562.54N a）筒體在扭轉作用力下的強度校核 由于筒體的直徑遠大于軸，滾筒的抗彎截面模量與抗扭截面模量遠大于軸，據(jù)此判 斷我們可以得出，滾筒上筒體的強度與剛度滿足設計與運行要求。 構氽頑黌碩飩薺齦話騖。 b本滾筒筒體采用卷制后焊接成型，因此，我們必須校核滾筒上焊縫是否滿足設計 與運行要求。筒體上焊縫接口形式如下圖： 輒嶧陽檉籪癤網(wǎng)儂號澩。 28 29 在均布載荷、

40、扭矩以及卷制滾筒時產生的錯位誤差的作用下，焊縫將產生拉壓應力 及剪應力，為簡化計算過程我們可以認為作用在滾筒上的合力全部作用在焊縫上，由此 所計算出的結果將大大的高于實際使用中的拉力及壓力所形成的對焊縫的應力， 堯側閆繭絳 闕絢勵蜆贅。 p 22562.54 “ ll R仆丿廠仆 1.55 MPa_；|P=152 MPa 5x| 15770 p 式中： p作用在滾筒上的合力 - 筒體厚度為15mm L為焊縫長度970mm GP 對接焊縫的需用拉應力，查表可得Q235-A材料為152MPS由上可知, 筒皮上焊縫滿足設計要求。 選用Q235A!岡板用作滾筒體材料，并取門 S，對于Q235A!岡 4

41、 ；：.s = 235N/mm2，匚=58.75N/mm2 根據(jù)材料，滾筒的厚度 ??；-15mm 其中P-作用在滾筒的功率，為15kw V-帶速 1.5m/s L滾筒長度l=1400mm -許用應力N / mm2 l 焊縫長度，為970mm -IP 對接焊縫的需用拉壓應力，查表可得 Q235-A材料為152 MPa 由上可知，筒皮上焊縫滿足設計要求。 廠-86.71 *0.0338l2 0.1875D2 =86.71 15 2 1.5 58.75 -0.0338 14002 0.1875 4002 =6.7mm 30 7.1.3滾筒鍵的校核 本滾筒筒體與軸的連接、軸與鏈輪的連接均采用普通平鍵鏈

42、接方式，由于筒體與軸 連接出的軸徑大于鏈輪與軸的連接段，同時前者平鍵長度要長于后者，且受力相等，因 此我們僅需對軸與鏈輪連接處的平鍵進行校核即可。 識饒鎂錕縊灩筧嚌儼淒。 鍵的型號為GB/T1096-1979鍵C 20 12 100，材料為鋼由表6-2查的許用擠壓應力 tp 1=100 i20Mpa取其平均值得 tp l=H0Mpa p 口 2 1989580 = 105.26Mpa p p D k l 70 6 90 凍鈹鋨勞臘錯癇婦脛糴。 2 漢T 2 漢1989580 = - = - = 31.58Mpa 蘭 p = 90Mpa D b l 70 20 90 式中： T - 轉矩 N.m

43、m D軸的直徑 mm k鍵與輪轂的接觸高度，mm平鍵 k =1 / 2 =6mm l鍵的工作長度，mm C型鍵 K 丨二 L -一=100-10=90mm 2 一、h鍵的寬度與高度 二pp、 p 鍵的許用擠壓應力與剪應力，分別為 100120MPa 90MPa 輕微沖擊 由上可知，所選用平鍵滿足設計要求。 7.1.4軸承的校核 根據(jù)軸的結構設計，我們初步選擇調心球軸承，軸承型號為 GB/T 288-1994 131631 Lh =106 Cr / P2 /60n 因P F2按軸承2的受力計算軸的壽命 106 何_ 106 疋 88.5 漢 103 込 60n Ip?丿 60 匯72 18600

44、.72 丿 由以上校核可知，選用軸承滿足設計要求 7.2軸承座的設計 式中: Cr 基本額定動載荷計算值N 指數(shù)，球軸承，值為3 P 當量動載荷，N,由于本滾筒只受徑向載荷作用，因此: Pa = Fr Y Fa =3072.62N Pb = Fr Y F = 11988.56 N 式中： Fa 軸向載荷 Fr徑向載荷， 大小為支反力 由受力分析可知，此軸承只承受徑向載荷 Fn =3484.54N F2 =12400.48N 滾動軸承的當量動載荷 R = fp ”Fr1 =1.5X3484.54 =5226.81 N F2 =fP Fr2=1.5 12400.48 =18600.72 N 式中

45、載荷系數(shù)，根據(jù)載荷性質為輕微沖擊，取 fp=1.5 Lh = 41933.518h 40000h 32 根據(jù)調心球軸承，軸承型號為 GB/T 288-1994 1316 設計軸承座，考慮軸承座 安裝在槽鋼上，設計圖如下恥諤銪滅縈歡煬鞏鶩錦。 8. 托輥的設計 8.1設計托輥的背景 當前使用的帶式給料機，主要包括傳動滾筒、改向滾筒 、托輥或無輥式部件、驅動 裝置、輸送帶等幾大件組成。托輥是帶式輸送機上用量最多 、分布最廣的組件，同 時托輥也是帶式輸送機上出現(xiàn)故障率最高的組件，其失效形式一般均為軸承損壞而不能 靈活旋轉。因此，良好托輥密封結構和密封形式的設計是提高托輥壽命的關鍵 ，是降低 整機故障

46、率、降低維護成本的關鍵。鯊腎鑰詘漣鉀溈懼統(tǒng)庫。 8.2設計方案 托輥的性能取決于托輥密封結構。為了保證密封的可靠性，減少或者彌補因軸在運轉 時產生的振動而造成的唇緣與軸頸產生的局部間隙 ，在油封唇緣的上方，加裝一個彈 簧。碩癘鄴頏謅攆檸攜驤蘞。 8.3托輥的設計結構如圖示 33 9. 焊接件與緊固件的設計與校核 給料機多采用焊接連接方式與螺栓連接方式，對于某些較危險的焊縫我們對其進 行必要的校核，由給料機的結構形式和焊縫形式我們可以分析得出，連接裝置中連接角 鋼于鋼板間的焊縫由于連接料口尺寸較大，焊縫較長，在滿足焊縫質量要求的情況下， 足夠滿足給料機的自重與物料重量所形成的拉力要求，因此無需進

47、行校核。料槽中的多 條焊縫雖然較長，但是由于承受的是物料重量與給料機自重說形成的彎矩，因此選取其 中一條焊縫對其進行校核。閿擻輳嬪諫遷擇植秘騖。 9.1料槽中焊縫的校核 6 嚴8976。= 128.8 MPa _；丁 ip =152 MPa 15 3810 式中: M 給料機自重及物料重量對焊縫所形成的彎矩，對于單條焊縫為: M =P a/2 =735590.4 50/2 = 18389760N.mm p 給料機自重及物料重量之和，為保證焊縫的安全增加 20%勺富余量 P=1.2 (G1 G2)=1.2 (36000 576992) = 735590.4N G1 給料機重量，為 36000 N

48、34 G2滿載時物料重量，為576992 N a - 作用力矩焊縫的距離，為 70mm 焊接板厚度，為15mm l 焊縫長度，為 3810mm 由上式可以得出，焊縫滿足設計要求，也進一步證實連接裝置中的焊縫滿足要求的 假設是成立的。 9.2螺栓連接的校核 本設計中大量采用螺栓連接方式，對其中重要螺栓連接進行必要的校核是應該的， 因此，下面我們將對給料機中幾處重要的螺栓連接進行校核。 1）連接裝置中連接槽鋼與料口的螺栓組連接的設計與校核 A. 螺栓組的結構設計 根據(jù)實際設計要求，螺栓組中螺栓設計數(shù) Z=20,對稱布局，采用（GB5780-2000 C 級）M20螺栓，螺栓性能等級為 8.8級。氬

49、嚕躑竄貿懇彈濾頷澩。 B. 螺栓組受力分析 由上面焊縫校核中我們可以獲知，螺栓組連接的所受合力為 P=735590.4N,此處螺 栓組連接存在兩種工作狀態(tài)的可能，當安裝精度較高時，螺栓僅承受預緊力的作用，當 安裝精度很差時，處于松連接狀態(tài)（此時并不影響給料機的工作狀態(tài)）情況下，螺栓僅 承受剪切力的作用。因此我們分別對這兩種工作狀態(tài)下的螺栓組進行校核 釷鵒資贏車贖孫滅獅 贅。 a）僅受預緊力作用的螺栓組校核 由設計可知，本螺栓組共 Z=20個M20（GB5780-2000 C級）級螺栓組成。因此每個 螺栓所受工作載荷為慫闡譜鯪逕導嘯畫長涼。 螺栓的預緊力Qp為:735590.4 20 二 367

50、79.52 N 4 35 式中: 螺栓材料的屈服極限，8.8級中碳鋼螺栓為640 MP 校核螺栓所需的預緊力是否合適: Qp（0.60.7） 亠 A1 =（0.60.7） 640 314 = 120576140672 N 式中: A1 螺栓危險截面的面積 Qp kn F m f 1.3 36779.52 1 0.1 = 478133.76 N 式中： Qp 螺栓預緊力，N kn 可靠性系數(shù)，取1.3 m - 摩擦面數(shù)量，取1 f 摩擦面間摩擦系數(shù)，查表取 0.1 螺栓受力校核： ca Qp 1 2 d1 4 478133.76 2 0.25 3.14 20 = 243.7 MPa 十 式中:

51、ca 螺栓的計算應力 螺栓的許用應力, 8.8級螺栓計算可得 刁 640 1.21.7 =533376 MPa 36 1 2 2 2 A d1 =0.25 3.14 20 =314 mm37 要求的預緊力51375.48N遠小于上述值，因此滿足要求 從另一方面，根據(jù)GB3098.1-82要求可知，8.8級M20螺栓的保證載荷為147000N, 相比較本螺栓組中單個螺栓所承受的預緊力 Qp=478133.76N有足夠的富余量，因此設計 中的螺栓組符合要求。諺辭調擔鈧諂動禪瀉類。 擰緊力矩的計算： T = K QP d 0.3 478133.76 20 =308252.88 N.mm Tmax =

52、K QP d1 =0.3 120576 20 =723465 N.mm 式中： K 擰緊力矩系數(shù)，查表取0.3 由上述計算可知，扳手擰緊力矩為 308252N.mm最大擰緊力矩為723465 N.mm如 超過此力矩螺栓將被破壞。嘰覲詿縲鐋囁偽純鉿錈。 b）僅受剪切力作用的螺栓組的校核 F 3951.96 _ _. _ _ 小 1 仆 J 6.81 MPa 十p =188 MPa P d1 Lmin 20 29 P 式中: 二p 螺栓桿與孔壁的擠壓應力 Lmin 螺栓桿與孔壁擠壓的最小高度，由設計可知為 29 mm 2 p螺栓或孔壁材料許用的擠壓應力， Q235材料為188 MPa,螺栓 螺栓桿

53、的剪切強度校核： 式中: 1 : d12 4 3951.96 314 = 12.58 MPa 乞.=155 MPa 38 -螺栓所受剪切應力 螺栓材料許用剪切應力查表可得為 155MPa39 由以上校核可知，不論在預緊或者剪切情況下，螺栓組均滿足設計要求。 2）滾筒固定螺栓組的設計與校核 A. 螺栓組結構設計 由給料機結構與滾筒軸承座結構設計可知，滾筒螺栓設計數(shù)為 Z=4,對稱布局, 采用（GB5780-200Q C級）M24螺栓，螺栓性能等級為 8.8級。熒紿譏鉦鏌觶鷹緇機庫。 B. 螺栓組受力分析 為保證給料機中輸送裝置的穩(wěn)定性，因保證滾筒安裝固定不移動，因此采用螺栓預 緊安裝方式，螺栓僅

54、受預緊力作用，螺栓組所受外力為滾筒合力，由上述計算可得為 F合=27306.68 N，單個螺栓所受外力為 F=6826.67 N鶼漬螻偉閱劍鯫腎邏蘞。 螺栓的預緊力Qp為： 式中： Qp 螺栓預緊力，N kn 可靠性系數(shù)，取1.3 m - 摩擦面數(shù)量，取1 f 摩擦面間摩擦系數(shù)，查表取 0.1 螺栓受力校核： 式中： -ca 螺栓的計算應力 二螺栓的許用應力，8.8級螺栓計算可得kn F m f 1.3 6826.67 1 0.1 = 88746.7N ca Q p 1 2 d1 4 88746.7 2 0.25 3.14 24 = 196.27 MPa 十 40 螺栓材料的屈服極限，8.8級

55、中碳鋼螺栓為640 MP C. 校核螺栓所需的預緊力是否合適: Qp_(0.60.7) Cs Ai=(0.6 0.7) 640 452.16 =173629202567 N 式中： Ai 螺栓危險截面的面積 A =0.25 3.14 242 = 452.16 mm2 4 要求的預緊力88746.7N遠小于上述值，因此滿足要求。 D. 擰緊力矩的計算： T =K QP d1 =0.3 88746.7 24 =638976.24 N.mm Tmax =K QP d1 =0.3 173629 24 =1250128N.mm 式中： K 擰緊力矩系數(shù)，查表取0.3 由上述計算可知，扳手擰緊力矩為 63

56、8976.24 N.mm最大擰緊力矩為1250128N.mm 如超過此力矩螺栓將被破壞。 由上述校核可知，滾筒螺栓組設計滿足要求。 3）料槽與輸送裝置螺栓組連接的設計與校核 = 1.2 1.7 伍”533376 Mpa 式中: 41 A.螺栓組結構設計 由給料機結構設計可知，料槽與輸送裝置螺栓組連接的設計數(shù)為 Z=4,對稱布局， 采用（GB5780-200Q C級）M30螺栓，螺栓性能等級為 8.8級。紂憂蔣氳頑薟驅藥憫騖。42 B.螺栓組受力分析 此處的螺栓連接僅需保證兩者之間的穩(wěn)定性，因此螺栓可采用不預緊方式，螺栓僅 受外力拉伸作用，螺栓組所受外力為輸送裝置說產生的重力以及物料重量所產生的

57、重力， 由上述計算可得為F合=42736.58 N,考慮物料對輸送裝置的沖擊作用，我們可以適當放 大此處螺栓所受的外力，此處選擇 20%勺余量，因此單個螺栓所受外力為 F=12820.97 N 穎芻莖峽餑億頓裊賠瀧。 螺栓受力校核: F 12820.97 ca 2 1 一 2 0.25 x3.14x30 d1 4 式中: 二螺栓的許用應力，8.8級螺栓計算可得 s 640 533376 MPa 1.2 1.7 1.21.7 式中： J 螺栓材料的屈服極限，8.8級中碳鋼螺栓為640 MP 由上述校核可知，滾筒螺栓組設計滿足要求。 10. 托輥架的設計校核 10.1結構設計 該給料機采用可自動旋

58、轉式調心托輥架結構，結構設計如下圖：= 18.14 MPa 十 門 43 ri 1 J 1 13311 1 _ L _ 1 ? T L I 1 J1 1 2/ 1 1 1擋輥裝置2、可旋轉托輥支座3、底座 上圖中，序號2可旋轉托輥支座由角鋼L100X 100X10 Q235-A材料焊接而成，序號 3底座由槽鋼14b Q235-A材料焊接而成，因此我們對其分別進行校核。 濫驂膽閉驟羥闈詔寢賻。 10.2受力分析 由給料機的結構設計可知，整個運輸裝置由 7組調心托輥架組成，其所受外力為物 料重量對其產生的重力，由上述計算可知，物料重量所產生的重力為F合=21666.58N,考 慮物料在加載過程中所

59、產生的沖擊作用，我們適當加大其富余量，此處選擇為 10%由 此可計算出每組調心托輥說承受外力為 F=3404.7N。物料所產生的外力對角鋼與槽鋼說 形成的彎矩大小為M=2638679N.mm銻縵嚌鰻鴻鋟謎諏涼。 10.3角鋼的校核 式中: 3 W)角鋼的抗彎截面系數(shù)，可查表為 40.26 cm 二角鋼材料的需用應力，Q235材料為240 MPaM _ 2638679 W0 40.26 103 = 65.54 MPa E 二 44 因此角鋼材料滿足設計要求。 10.4槽鋼的校核 式中： W1 槽鋼的抗彎截面系數(shù)，可查表為 14.1 cm3 二角鋼材料的需用應力，Q235材料為240 MPa 因此

60、槽鋼材料符合設計要求。 總結 畢業(yè)設計是一個重要的綜合性實踐環(huán)節(jié)， 旨在培養(yǎng)學生綜合運 用所學知識和技術，針對具體應用問題， 進行分析、設計和解決問 題的能力，拓展學生的知識面，練習和掌握新而實用的開發(fā)技術， 為畢業(yè)做好技術準備。 擠貼綬電麥結鈺贖嘵類。 我本次的設計是對托輥進行改進： 由于拋落的煤塊，特別是大 塊堅硬煤巖對膠帶的沖擊， 使得膠帶承受很大的連續(xù)性或脈動的沖 擊，壽命下降，另外也使得托輥維修加大，還有，由于井下的使用 條件及運輸要求，想改變拋落高度、帶式輸送機的線速度、 煤炭自 身的重量等都受到多方面的限制。 因此就需要我們從緩沖托輥的角 度來考慮拋落沖擊所造成的負面影響。 為此

61、，在滿足實際運輸要求 的情況下，有必要對拋落位置下方的托輥進行了改進設計 賠荊紳諮侖驟遼 輩襪錈。 M Wi 2638679 14.1 103 = 187.14 MPa E 二 45 本次設計讓我們熟練掌握了輸送機各部分的結構、原理和功 能，了解了國內外的發(fā)展現(xiàn)狀； 掌握了輸送機在使用過程經常出現(xiàn) 的問題，并在設計中針對問題做了適當?shù)慕鉀Q。 塤礙籟饈決穩(wěn)賽釙冊庫。46 參考文獻 1 機械設計手冊 成大先主編 化學工業(yè)出版社 1999 2 機械設計 濮良貴 紀名剛主編 高等教育出版社 1995 裊樣祕廬廂顫諺鍘羋藺。 3 工程力學 北京科技大學 東北大學編 高等教育出版 社 1997 4 膠帶給料機的設計方法 黃明云 黃文林 起重運輸機 械 1988 5 DT 11( A)型帶式輸送機設計手冊北京起重運輸機械 研究所武漢豐凡科技開 發(fā)有限責任公司主編 冶 金工業(yè)出版社2003 倉嫗盤紲囑瓏詁鍬齊驚。 煤礦用帶式輸送機設計計算 中華人民共和國煤炭行 業(yè)標準(MT/T467-1996) 1996 40