带式给料机设计毕业设计

1、带式给料机设计毕业设计（论文）1. 绪论1.1引言带式给料机在矿山、码头、电厂、水泥厂等生产企业中，常常需要将各种破碎物 料通过料斗、煤仓等转运输送到干线输送机或者货运设施上。带式给料机则是通过底部 小型的带式输送机的连续运行来输送物料，达到给料目的。带式给料机运行中，系统主 要负荷均由滚动轴承支撑，运行阻力小，设备所需驱动功率小，系统各零部件工作寿命 长。带式给料机的优点：运行功率小，能量消耗少，运行经济性好；给料量大、稳定，且调整方便；运行平稳，噪音小，保护环境；磨损小，维修量小，使用寿命长； 零部件通用性强，安装、维修简便；可替换现用的其它类型的给料机。给料机可现场分体安装，也可整体安装

2、。 分体安装时，先将连接段安装在煤仓口，再安装导料槽，然后安 装托架等其它部件。整体安装时，先将连接段安装在煤仓口，再将其它部件全部组装 好 后，整体吊装与连接段用螺栓连接。矚慫润厲钐瘗睞枥庑赖。带式给料机在输送物料中起着重要的作用，它只会在此基础上向更好的方向发展。1.2给料机国内外研究应用现状与发展趋势1.2.1给料机国内外研究应用现状现有的带式给料机克服了振动给料机和往复式给料机的缺点，变间断给料方式为连续给料方式。给料量动态连续可变，给料系统更加稳定、高效、节能、环保，已广泛应用 于煤矿、冶金、建材等行业。但现有的带式给料机主要存在胶带易跑偏、检修时防止物 料从料斗中落下的闸门难以关闭

3、及导料槽易磨损等几方面问题。由于制造及安装误差， 沿着带宽，胶带各处周长不等，滚筒之间、滚筒和托辊之间不平行，使胶带跑偏，跑偏 的胶带如不及时得到调整，很容易损坏，一些生产效率，增加维护费用。目前防胶带跑 偏有采用有的使用挡板挡住胶带的措施， 但挡板会使胶带褶皱或翻边，甚至撕裂或拉断， 有的采用在中间带有一条凸台的胶带与带有凹槽的滚筒和托辊配合防跑偏，但凸台往往 会从凹槽里跑出，一旦这种情况产生，凸台就很难再进去，胶带很快就报废，还有的采 用在胶带边缘处设带槽的防跑偏轮的措施，由于皮带边缘始终卡在防跑偏轮的槽中运动， 造成皮带边缘磨损严重，需要用边缘加强的胶带，这样胶带的成本大大增加，这些措施

4、 都不太理想；给料机工作时，闸门位于料仓以外的轨道上，没有闸门的那一部分轨道在 料仓下，会被从料仓里落下的物料填满，很难清理，需将闸门卸掉才好清理。目前给料 机工作时，一般都是将闸门卸掉，需要检修时，清理完轨道，才将闸门装上，这样既费 力，又费时；由于运送物料时，导料槽会受到物料的强力挤压和大块物料的冲击，所以 极易磨损。现有给料机采用在导料槽的钢板上加装用耐磨材料 Mn13制成的衬板来解决这 一问题。而Mn 13须经水韧处理，再经过冲击后才具有好的耐磨性， 所以用这种方法来改 善导料槽的耐磨性，效果并不理想。 聞創沟燴鐺險爱氇谴净。为了克服现有技术的上述不足和缺陷， 需设计一种带式给料机，托

5、辊在带式输送机系 统中占 有相当重要的地位，其旋转阻力、使用寿命直接影响到输送机的性能和驱动功 率的选取。而托辊的性能又取决于托辊密圭寸结构，良好的密圭寸结构对托辊乃至整个输送 机系统的性能起着至关重要的作用 。残骛楼諍锩瀨濟溆塹籟。1.2.2给料机的发展趋势高速、精密、复合、智能和绿色是数控给料机技术发展的总趋势，近几年来，在实用 化和产业化等方面取得可喜成绩。主要表现在：酽锕极額閉镇桧猪訣锥。a. 给料机复合技术进一步扩展随着数控给料机技术进步，复合加工技术日趋成熟，包括 铣-车复合、车铣复合、车-镗-钻-齿轮加工等复合，车磨复合，成形复合加工、特种复 合加工等，复合加工的精度和效率大大提

6、高。“一台给料机就是一个加工厂”、“一次 装卡，完全加工”等理念正在被更多人接受，复合加工给料机发展正呈现多样化的态势 烘干机。彈贸摄尔霁毙攬砖卤庑。b. 智能化技术有新突破数控的智能化技术有新的突破，在数控系统的性能上得到了较多 体现。如：自动调整干涉防碰撞功能、断电后工件自动退出安全区断电保护功能、加工 零件检测和自动补偿学习功能、高精度加工零件智能化参数选用功能、加工过程自动消除给料机震动等功能进入了实用化阶段，智能化提升了给料机的功能和品质制砂机。謀荞抟箧飆鐸怼类蒋薔。c. 机器人使柔性化组合效率更高机器人与主机的柔性化组合得到广泛应用，使得柔性线 更加灵活、功能进一步扩展、柔性线进一

7、步缩短、效率更高。机器人与加工中心、车铣 复合给料机、磨床、齿轮加工给料机、工具磨床、电加工给料机、锯床、冲压给料机、水切割给料机等组成多种形式的柔性单元和柔性生产线已经开始应用磁选机。厦礴恳蹒骈時盡继價骚。d. 精密加工技术有了新进展数控金切给料机的加工精度已从原来的丝级（0.01mm提升到目前的微米级（0.001mm，有些品种已达到0.05卩m左右。超精密数控给料机的微细 切削和磨削加工，精度可稳定达到0.05卩m左右，形状精度可达0.01卩m左右烘干设备。 采用光、电、化学等能源的特种加工精度可达到纳米级（0.001卩m。通过给料机结构设计优化、给料机零部件的超精加工和精密装配、采用高精

8、度的全闭环控制及温度、振动等动态误差补偿技术，提高给料机加工的几何精度，降低形位误差、表面粗糙度等， 从而进入亚微米、纳米级超精加工时代球磨机生产厂家。茕桢广鳓鯡选块网羈泪。2. 给料机系统简图根据设计任务要求，设计给料机系统如下图:3. 给料机机械装置的总体设计3.1给料机总体设计为实现给料机的功能，给料机必须包括：实现给料机与其他装置连接的连接装置；实 现物料定向输送、物料密封的导料装置，实现物料连续运输的输送装置。在三大装置中, 分别由各类小机构组成，甲带给料机的总体设计布局如下图：鹅娅尽損鹤惨歷茏鴛賴。3药2刚马皿11 1.rn187019701、连接装置2、导料装置3、输送装置3.2

9、各装置的设计3.2.1给料机与料仓连接装置的设计给料机的连接装置主要起到给料输送装置与料仓间的连接，连接装置设计简图如下:1、连接角钢2、连接料斗件1连接角钢分别与料仓、件2连接料斗通过螺栓连接，料斗尺寸可通过现场实际 安装要求进行重新设计。3.2.2导料装置的设计给料机的导料装置起到引导物料前进，张紧驱动链条，密封物料不泄露的作用，导 料装置主要由闸门机构、导料槽装置、压轮装置等机构构成，整体导料装置设计简图如 下：籟丛妈羥为贍债蛏练淨。1闸门机构 2 、导料槽装置3 、压轮装置导料装置主要采用钢板与各类型钢焊接而成，保证焊接焊缝要求，导料装置与连接 装置通过螺栓连接。件1闸门装置可通过顺、

10、逆时针的旋转控制闸门的进出，形成料仓 底部的密封。件3压轮装置通过弹簧可自行补偿驱动链条形成的张紧伸长量，满足驱动 链条的张紧要求。預頌圣鉉儐歲龈讶骅籴。323输送装置的设计输送装置是整个给料机系统中最重要的部分，它是给料机实现连续给料的主要装置,输送装置由驱动装置、底座、托辊架、张紧装置、托辊、清扫装置、滚筒等组成，各装 置的紧密配合实现给料机稳定的工作状态，其设计简图如下：渗釤呛俨匀谔鱉调硯錦。4、给料机钢结构I6给料机各表面的毛刺和锐边应铲平、磨光，铁屑、焊渣等应清除干净；所有的钢结构、加工件（机架、支柱等所有金属件）都对其表面进行喷丸除锈，电弧喷 锌防腐预处理，达到Sa2-1/2级；钢

11、结构采用焊接结构的结构件均满足国家有关焊接标 准，结构符合国家最新标准；钢结构表面涂两道底漆，两道面漆，面漆颜色根据用户要 求喷涂。铙誅卧泻噦圣骋贶頂廡。5. 输送机的设计与计算5.1设计参数1)运输量Q=4400 t/h2)速度V=1.5 m3)甲带输送带带宽B=1.3 m4)上托辊间距tz=0.35)下托辊间距tk=1.26)物料容重3丫 =1000 kg/m7)胶带带强ST6308)托辊直径 159X 1400,6205 轴承9)输送长度L=2.6 m查询计算部分参数一览表:托辊旋转部分质量G25.82kg胶带每米长度质量q。19kg/ m2每米物料重量qg222.22模拟摩擦系数f0.

12、025重力加速度g9.8m/s25.2功率及张力计算1）加料段运行阻力:a） 在加料段和加速度段输送物料和输送带间的惯性阻力和摩擦阻力F0F0 二 LvV -V0 =1.22 1000 1.5 0 =1830Nb） 加速段被输送物料与导料栏板间的摩擦阻力F2F2巴 l%b _ 0.4 灯.222 000沃 9.89226 = 1387 09N尹21.32一一一物料与导料栏板间的摩擦系数（0.30.5 ），选择0.4iv输送能力（m/s）44001.223.63.6 1000lb加速段长度（lb7 -V。1.522a=0.226m2 4.97根据材料矿山机械第38卷2010年第23期物料自重而引

13、起的物料层与甲带上表面之间的摩擦力F1片二Bh出gfB-排料口宽度h出-为物料输送高度L-为物料在输送方向上的长度-为物料密度g -为重力加速度f1-为物料内摩擦系数取0.6料仓侧壁与物料层之间的摩擦力为 F21 2F2 =2 gh出 l f22为侧压系数,1 sin 扎 =1 sin -为物料内摩擦角f2为物料与料仓之间的摩擦系数取0.6甲带上的物料随甲带一起向前运动，则有=0.626m4400-61300 1500 3600 10AFa 二m9.8 1300 0.6-626 0.6 0.3213002=4.97m /s其中f1为物料内摩擦系数，f1=0.6为侧压系数为0.32B为导料槽的宽

14、度f2为物料与导栏板之间的摩擦系数0.6考虑直筒煤仓仓压对给料机功率的影响，给料机装料部分设计成斜坡段（如图3）,以使煤仓仓压作用于斜坡段上而不是直接作用于给煤机的输送带上。为使物料在斜坡段 上能自由滚落至输送机上，斜坡段倾角9必须满足擁締凤袜备訊顎轮烂蔷。v arctan=arctan0.6 二 30.96J 物料与斜坡挡板间的摩擦系数（0.50.7 ），选取0.6本设计中斜坡段倾角为35度。根据所选用系数，在给料槽口垂直向下的情况下，输送机所能拖出的物料层厚度为hn由物料安息角与斜坡段倾角进行结构设计后可知，给料机出料口截面高度H远大于hn，因此物料在加料口处不会出现死区现象。贓熱俣阃歲匱

15、阊邺镓騷。2）运行阻力a）主要阻力F主F主=fLg （q上 2q 7g）f 模拟摩擦系数，f =0.025L 给料机长度，一般为2.6-3m，选取L=2.6 mqG 物料在输送带上的线质量，qG Q 4400814.83.6V3.6 1.5q。-钢丝绳芯输送带的线质量和甲带的线质量，取ST63O,q0 =19 1.2 0.33 130 =65.7q上-托辊组的线质量，选取普通托辊 159X 1400，旋转质量G=25.46 kgq上 =qt+qt= 25 +25.4127 3 kg0.30.6F主=0.025 2.6 9.8 127.3 2 65.7 814.8 =683.8Nb）加速段外物料

16、与导料栏板间的运行阻力= 3655.79N N卩2q gla 二0.4 汉 9.8 汉814.8 汉 2.3471000 1.32la 加速段外导料栏板长度，根据几何尺寸为 la =2.6-0.226 = 2.347m在整个给料机的运行过程中，还存在着清扫器的摩擦阻力、胶带绕过滚筒的阻力、 滚筒轴承运行阻力，但是由于这些阻力都较小，因此为简便计算，可在总阻力乘以一个 附加阻力系数c以代替上述阻力之和。坛搏乡囂忏蒌鍥铃氈淚。综上所述，圆周力F:F =c(F主 F1 F2 F3) =1.05 683.8 1830 1387.09 365579 = 7934.5Nc 附加阻力系数，选取1.053）功

17、率计算KFV 1.1x7934.5x1.5P13.78KW10001000 0.95K 功率备用系数，1.11.2,选取1.1传动装置效率，选取0.95选取防爆电机为15 kw，型号为160L-44）胶带运输机的传动条件Simin =CKaF =0.838 1.1 7934.5 = 7314.02NKa动载荷系数，1.11.2,选取1.2C 传动系数，本系数可查表取 0.839，计算公式如下:J传动滚筒与胶带的摩擦系数，取0.25滚筒围包角，取18005）垂度条件a)承载分支垂度条件SCmin =5g qG q0 lt1 cos：? =5 9.865.7 814.80.3 1 =12943.3

18、5Nb回空分支垂度条件SKmin =5gq0lt11 cos ： =5 9.8 65.7 0.6 =1931.58N N由垂度条件推出传动滚筒奔离点处胶带张力为：Smin =Scmin F阻 -F =12943.35 641.97 -7934.5 =5650.82NF阻 上分支运行阻力F阻二 fLgq上 q0 qG =0.025 2.6 9.8 127.3 65.7 814.8i=641.97N比较垂度条件与传动条件可知由传动条件决定胶带机张力。胶带给料机胶带最大张力点处张力为传动滚筒奔入点张力Smax蜡變黲癟報伥铉锚鈰赘。Smax =SlminF =7314.02 79345 =15248.

19、52N5.3校核胶带安全系数1）胶带计算安全系数msnSmax63000015248.52-41.32Sn胶带额定拉断力2）胶带需用安全系数m=m0 Kw=3.2=%0.85Cw 附加玩去伸长折算系数，查询取 1.80 胶带接头效率，查询取0.85m0 胶带基本安全系数，查询取 3.2比较a、b项，m_m，因此，选取胶带符合要求。6. 传动滚子链的设计与计算本给料机采用单排滚子链传动形式，由于采用大减速比减速器，因此选用大小链 轮传动比i=1的传动形式。6.1参数1）传递功率：P=15 kw2）大小链轮转速：n=72 r/min3）载荷性质：轻微冲击、重载6.2链条选择及受力计算1）各计算结果

20、见下表：计算项目单位公式结果说明传动比ii=11小链轮齿数乙乙=2525大链轮齿数Z2Z2=2525设计功率RKwR=Ka 汉 p16.5K a 工况系数，选取1.1特定条件下 单排链条传 动的功率PoKwPoPdKzKp15.7Kz 小链轮齿数系数，取1.05Kp 排数系数，取1链条节距Pmm根据P。与n选取链条28AP=44.45初定中心距a。mm根据安装要求选取622考虑结构紧凑初定中心距取aomin =14p以节距计的 初定中心距节aoaop P14a0p链条节数Lp节卩0=乙+乙+2知+乙一乙严02pJ2兀丿a。53链条长度LmLp xPL-0-2.3510002.35计算中心距ac

21、mmac = f1 p 2Lp (Z1 +Z2620.43实际中心距amma = ac -也a619.18a = (0.002 0.004)a0链条速度vm/sZgpv 60X10001.33有效圆周力FtNl1000汉巳Ft _v12406作用在轴上的力FNF =心父Ft13646.6Kf 轴的载荷系数，取1.22）滚子链的静强度计算=13.6 一 niQ 169000n =Ft 12406Q 链条极限拉伸载荷，查表可得 28A号链条为169000 NFt 有效圆周力12406 Nn需用安全系数，n 一 48由上可知型号28A滚子链满足运行要求。6.3.链轮的尺寸计算大小链轮的齿数 乙二Z2

22、 -25滚子链链轮的主要尺寸名称符号计算公式结果分度圆直径ddpd =/.180 sin Z丿d=354.6mm齿顶圆直径dadamin “+卩。16)zdamax =d +1.25p _didamin =370.8mmdamax = 384.7mm齿根圆直径dfd f = d - didf = 329.2mm齿高hahamin =0.5( P -dj0.8p hamax =0.625 p 0.5di +zhamin=9.525mmhamax =16.5mm确定的最大轴凸缘直径dg180dg 兰 pcot1.04h2 0.76zdg = 275.4mm注：根据 28A链号查表 4 = 25.4

23、mm, g = 42.24mm滚子链链轮的齿槽形状名称符号计算公式最小齿槽形状最大齿槽形状尺侧圆弧半径reremax =0.12d1(z + 2)=82.30remin =0.0084 (z2 +180 =163.58滚子定位圆弧半径ririmin = 0.505d1 =12.83ri max =0.50时 +0.06934 =13.03滚子定位角a0%ax=1400=136.4z0%n=1200=116.4z注：根据28A链号查表= 25.4mm，7. 滚筒及其附件的设计与校核7.1滚筒的结构设计根据给料机结构尺寸设计要求，设计滚筒结构如下图所示:1.轴承座 2.轴3.筒体 4.轴承7.1.

24、1轴的结构设计与校核1）简化成简支梁形式入下图：?OF1匚.F2別b225十1 ncidi /.&25F2）滚筒受力分析可得：链轮作用在滚筒轴上的力：F=13646.6 N9550 P 9550 15.滚筒传递扭矩 T1989580 N mm72滚筒滚筒上所受胶带张力 F合二Smax F张力二15248.52+7314.02=22562.54 N集中力与刁281环由滚筒以上受力情况可求：F Fa -Fc -Fd Fb =0129.5 F 289.5 F2 1289.5 F2 -1579 Fd = 0支反力 Fa =-3484.54 N F b=12400.48 N各点弯矩大小：Me =0，Ma

25、 =F l =13646.6 129.5 N767234.7N mmMc =13646.6 129.5 289.5 289.5-3484.54 =4709151.07N mmMd =13646.6 129.5 289.5 1000 亠3484.541000 289.5 -11281.27 1000 =3589941.07N mmMb =0各点计算弯矩大小:Mcae =596895 N.mmM caa 二.M 2 aT 2 I - 1767234.720.3 1989580 2 丨-1865308.837N mmMcac = .；M2aT2l- 4709151.072 0.3 1989580-

26、4746826.558N mmMcadM 2aT 2 丨二.3589941.0720.3 1989580= 3639221.82N mmM cab =596895N mm画出弯矩图、扭矩图及弯扭合成图如下:243.轴径设计(1).初步确定轴的最小直径选择材料为45钢，调质处理，根据机械设计表 15-3，取Ao =110/ j l = 60MPa于是得rpR5dmin =代3110 3 65.5mm n72取d 二=70mm(2)轴段的结构设计1)-二段右侧需一轴肩故取又因此段轴上有轴承故U -川段轴直径d =80mm2) 初步选择滚动轴承因轴承同时受径向力和轴向力的作用还要求能够调节同轴度因此

27、选用调心滚子轴承其基本尺寸为 d D T=80 170 70mm買鯛鴯譖昙膚遙闫撷凄。右端调心球轴承采用轴肩进行轴向定位，取川-W段轴的直径d=92mm3）由于滚筒安装胶带和甲带宽度决定此段长度应略小于胶带和甲带宽度故取l=1000mm而此段轴直径要起到轴向定位的作用则IV - V段轴的直径为d=100mm綾镝鯛駕櫬鹕踪韦辚糴。4）轴承端盖的宽度为：e，m=1.2d 10 =1.2 8,10=19.6mm5）轴上零件的周向定位链轮与轴的周向定位采用普通平键连接根据I-U段轴颈决定此键的基本尺寸为b h =20mm 12mm键槽用铣刀加工，同时为保证链轮与轴配合有良好的对中性故选择 链轮与轴的配

28、合为 也 调心球轴承与轴的周向定位由过渡配合来保证此处选用轴的直径n6尺寸为m6驅踬髏彦浃绥譎饴憂锦。6）根据弯扭矩合成图可知，轴的危险截面会出现在C处作用面，设计此处的轴的轴径为100,圆角为R2，带键槽，根据轴肩，键槽对轴的补偿，设计轴如下图示：猫虿驢绘燈鮒诛髅貺庑。二 ca= 47.46Mpa ：J 4 L 60Mp a4746826.55830.1 100故安全(4)精确校核轴的疲劳强度根据以上弯扭合成图以及轴的结构设计，我们可以分析得出，轴的危险断面出现 抗弯截所处的作用面前3轴(肩处92此应力集中较帥严重，按疲劳强度条件对其进行精确 抗核截面系数迳琐筆襖鸥娅薔2d3 = 0.2 9

29、23 = 155737.6mm3截面C处的扭矩T =1989580N mm截面C左侧的弯矩M =4746826.558 -2203607260.251N mm289.5截面上的弯曲应力=46.32Mp aM 3607260.251W 77868.8截面上的弯扭切应力T _ 1989580WT 155737.6= 12.775Mpa轴的材料为45钢调质处理查表15-1得:-B =640Mpa 匚 4 =275Mpa4 =155Mpa截面上轴肩而形成的理论应力集中系数r 2 0飞及按表3-2查藹矿00217;D 100 d 92= 1.0869经插值后可查的=. =1.8702=1.3627由附图

30、3-1可得轴的材料敏性系数q；：一 =0.8446 严0.86故有效应力集中系数为K.：；T q；T =1 0.84461.8702 -1 1=1.7349K.=1 q/%-1 =1 0.861.3627 -1 =1.3119由附图3-2的尺寸系数.；-0.65由附图3-3的扭转尺寸系数；=0.78轴按磨削加工由附图3-4得表面质量系数为二.二0.92轴未经表面强化处理即q =1按式3-12及式3-12a得综合系数为K,乞丄亠空9.丄十2.756 备忆 0.650.92K止丄十丄亠1.7688 斑 PT 0.780.92由3 -1及 32得合金钢的特性系数暨-严0.10.2 取I =0.2于是

31、计算安全系数Sca值按式= 0.5 厂 0.05 0.1 取 =0.1K.-；：.-mSS2751.7349 46.32 0.2 0二 3.4221551.311912.7750.112.775= 17.1873.422 17.187S 2. 3.4222 1 7.1872-3.355Sca 八 S故可知其安全截面C右侧抗弯截面系数W按表15-4的公式计算：W =0.1d3 =0.1 1003 =105按抗扭截面系数：Wt =0.2d3 =0.2 1003 =2 105弯矩：M =4746826.558 895 =1931095.35N mm220截面上的弯曲应力为：二b1931095.35

32、=19.311 Mpaw 10截面上的扭转切应力：“二詁罗曙=9948叽匕_ 1.735过盈配合处0.65= 2.6690=0.8 0=0.8 2.669 =2.1352轴按磨削加工由附图3-4表面质量系数为：_=一： =0.92故得综合系数为K1iK1 =2.6691 =2.7559备忆0.92K 二丄-1 =2.1352-2.2221勺人0.92S；：二275K；J ；m 2.7559 19.311 0.1 0 一567804I25155SS5.167 13.42故轴在截面右侧的安全系数为：也$厂S 2二5.167厂；3.；22 二4.822S =isz= 13 42k a ,m.222

33、9948 0.1 994T .故该轴在截面右侧的强度也是足够的 因此由上计算可知，本轴设计满足要求。3) 轴的扭转刚度的校核对于本轴的刚度要求，主要体现在安装向心滚子轴承处的轴段，本轴段轴径为d=100mm因此对此处进行校如下:d4735J1989,58941838= 0.01825空! 1每米轴长允许的扭转角，对于一般传动可以选取0.51 () /m由上可知，轴的扭转刚度符合设计要求4）轴的挠度与偏转角的计算校核FlFl_AE15SIEa）链轮拉力F在a、b及轴伸段引起的挠度及偏转角为:F C1 l446 10 dv1364646 110 1579 .5.189 loured6 107.61

34、3 10式中c外伸端长度，本滚筒为110mmG集中载荷作用在离支承距离，为129.5mml支点间距，为1579mmd：1 阶梯轴当量直径4dv1838li4di11094 2220 2100 27048049241004亘=7.613 107 mm1104lz轴长，1838 mmh、di 轴上第i段的长度和直径嘉二2rb=-0.0001radF xc2玉=a 卢 4 =0.0001 -0.0001 = 0.0002rad2 104 dv137yc -c= 0.0002 110 = 0.022mmymaxF c1 l29 .3 104 dv1413646.6 110 183829 、3 104

35、7.613 107二 0.00388mmb)集中力F1与F2所引起的转角与绕度为:鮎=-0.0001radrb1 =0.0002 radrc1 =-0.0002radyc1 = 0.044mmra2 =0.0002 rad =0.0001 radrc2 =-0.0001 radyc2 = 0.044mm/max =0.09 4 mmy2max 7094 mm综合以上三个合力所形成的合挠度与转角为：-a合 -0.0003 rad合 二 0.0003 rad)c合0.0003 radyc合=0.088mmy = 0.188mm查表可得一般传动轴允许挠度为 y =0.0003 l 0.0005 l

36、=0.5514 0.919mm，因此该轴偏转角与挠度均符合设计要求7.1.2筒体的设计与校核筒体在所受扭矩与输送机拉力的情况下将产生扭转与弯曲，因此为满足设计要求， 我们对其进行必要的校核1）筒体的结构设计根据胶带张力及传动要求，筒体的结构设计如下图2）筒体的受力分析及校核筒体所受扭矩 T=994790 N.mm筒体表面承受胶带拉力所产生的均布载荷q= 22562.54Na）筒体在扭转作用力下的强度校核由于筒体的直径远大于轴，滚筒的抗弯截面模量与抗扭截面模量远大于轴，据此判 断我们可以得出，滚筒上筒体的强度与刚度满足设计与运行要求。構氽頑黉碩饨荠龈话骛。b本滚筒筒体采用卷制后焊接成型，因此，我

37、们必须校核滚筒上焊缝是否满足设计 与运行要求。筒体上焊缝接口形式如下图：輒峄陽檉簖疖網儂號泶。在均布载荷、扭矩以及卷制滚筒时产生的错位误差的作用下，焊缝将产生拉压应力 及剪应力，为简化计算过程我们可以认为作用在滚筒上的合力全部作用在焊缝上，由此 所计算出的结果将大大的高于实际使用中的拉力及压力所形成的对焊缝的应力，尧侧閆繭絳闕绚勵蜆贅。p 22562.54 “ ll r仆丿厂仆1.55 MPa_；|P=152 MPa 5x|15770p式中：p作用在滚筒上的合力筒体厚度为15mmL为焊缝长度970mmGp 对接焊缝的需用拉应力，查表可得Q235-A材料为152MPS由上可知,筒皮上焊缝满足设计

38、要求。选用Q235A!冈板用作滚筒体材料，并取门S，对于Q235A!冈4；：.s = 235N/mm2，匚=58.75N/mm2根据材料，滚筒的厚度厂-86.71*0.0338l20.1875D2 =86.711521.5 58.75-0.0338 140020.1875 4002=6.7mm取；-15mm 其中P-作用在滚筒的功率，为15kwV-带速 1.5m/sL滚筒长度l=1400mm-许用应力N / mm2l 焊缝长度，为970mm-ip 对接焊缝的需用拉压应力，查表可得Q235-A材料为152 MPa由上可知，筒皮上焊缝满足设计要求。7.1.3滚筒键的校核本滚筒筒体与轴的连接、轴与链

39、轮的连接均采用普通平键链接方式，由于筒体与轴 连接出的轴径大于链轮与轴的连接段，同时前者平键长度要长于后者，且受力相等，因 此我们仅需对轴与链轮连接处的平键进行校核即可。 识饒鎂錕缢灩筧嚌俨淒。键的型号为GB/T1096-1979键C 20 12 100，材料为钢由表6-2查的许用挤压应力tp 1=100 i20Mpa取其平均值得 tp l=H0Mpa p 口 2 1989580 = 105.26Mpa ppD k l 70 6 90凍鈹鋨劳臘错痫婦胫籴。2 汉T2 汉1989580 = 31.58Mpa 兰 p = 90MpaD b l 70 20 90式中：T转矩 N.mmD轴的直径 mm

40、k键与轮毂的接触高度，mm平键k =1 / 2 =6mml键的工作长度，mm C型键K丨二 L -一=100-10=90mm2一、h键的宽度与高度二pp、 p 键的许用挤压应力与剪应力，分别为100120MPa 90MPa轻微冲击由上可知，所选用平键满足设计要求。7.1.4轴承的校核根据轴的结构设计，我们初步选择调心球轴承，轴承型号为GB/T 288-1994 1316Lh =106 Cr / P2 /60n式中:Cr 基本额定动载荷计算值N指数，球轴承，值为3P 当量动载荷，N,由于本滚筒只受径向载荷作用，因此:Pa = Fr Y Fa =3072.62NPb = Fr Y F = 1198

41、8.56 N式中：Fa 轴向载荷Fr径向载荷， 大小为支反力由受力分析可知，此轴承只承受径向载荷Fn =3484.54NF2 =12400.48N滚动轴承的当量动载荷 R = fp ”Fr1 =1.5X3484.54 =5226.81 NF2 =fP Fr2=1.5 12400.48 =18600.72 N式中载荷系数，根据载荷性质为轻微冲击，取fp=1.5因P F2按轴承2的受力计算轴的寿命Lh= 41933.518h 40000h106 何_ 106 疋 88.5 汉 103 込60n Ip?丿 60 汇7218600.72 丿由以上校核可知，选用轴承满足设计要求7.2轴承座的设计根据调心

42、球轴承，轴承型号为 GB/T 288-1994 1316设计轴承座，考虑轴承座安装在槽钢上，设计图如下恥諤銪灭萦欢煬鞏鹜錦。8. 托辊的设计8.1设计托辊的背景当前使用的带式给料机，主要包括传动滚筒、改向滚筒、托辊或无辊式部件、驱动装置、输送带等几大件组成。托辊是带式输送机上用量最多、分布最广的组件，同时托辊也是带式输送机上出现故障率最高的组件，其失效形式一般均为轴承损坏而不能 灵活旋转。因此，良好托辊密封结构和密封形式的设计是提高托辊寿命的关键，是降低整机故障率、降低维护成本的关键。鯊腎鑰诎漣鉀沩懼統庫。8.2设计方案托辊的性能取决于托辊密封结构。为了保证密封的可靠性，减少或者弥补因轴在运转

43、 时产生的振动而造成的唇缘与轴颈产生的局部间隙，在油封唇缘的上方，加装一个弹簧。硕癘鄴颃诌攆檸攜驤蔹。8.3托辊的设计结构如图示9. 焊接件与紧固件的设计与校核给料机多采用焊接连接方式与螺栓连接方式，对于某些较危险的焊缝我们对其进 行必要的校核，由给料机的结构形式和焊缝形式我们可以分析得出，连接装置中连接角 钢于钢板间的焊缝由于连接料口尺寸较大，焊缝较长，在满足焊缝质量要求的情况下， 足够满足给料机的自重与物料重量所形成的拉力要求，因此无需进行校核。料槽中的多 条焊缝虽然较长，但是由于承受的是物料重量与给料机自重说形成的弯矩，因此选取其 中一条焊缝对其进行校核。阌擻輳嬪諫迁择植秘騖。9.1料槽

44、中焊缝的校核6 严8976。= 128.8 MPa _；丁 ip =152 MPa153810式中:M 给料机自重及物料重量对焊缝所形成的弯矩，对于单条焊缝为:M =P a/2 =735590.4 50/2 = 18389760N.mmp给料机自重及物料重量之和，为保证焊缝的安全增加20%勺富余量P=1.2 (G1 G2)=1.2 (36000 576992) = 735590.4NG1 给料机重量，为 36000 NG2满载时物料重量，为576992 Na作用力矩焊缝的距离，为 70mm焊接板厚度，为15mml 焊缝长度，为 3810mm由上式可以得出，焊缝满足设计要求，也进一步证实连接装置

45、中的焊缝满足要求的 假设是成立的。9.2螺栓连接的校核本设计中大量采用螺栓连接方式，对其中重要螺栓连接进行必要的校核是应该的，因此，下面我们将对给料机中几处重要的螺栓连接进行校核。1）连接装置中连接槽钢与料口的螺栓组连接的设计与校核A. 螺栓组的结构设计根据实际设计要求，螺栓组中螺栓设计数Z=20,对称布局，采用（GB5780-2000 C级）M20螺栓，螺栓性能等级为 8.8级。氬嚕躑竄贸恳彈濾颔澩。B. 螺栓组受力分析由上面焊缝校核中我们可以获知，螺栓组连接的所受合力为P=735590.4N,此处螺栓组连接存在两种工作状态的可能，当安装精度较高时，螺栓仅承受预紧力的作用，当 安装精度很差时

46、，处于松连接状态（此时并不影响给料机的工作状态）情况下，螺栓仅 承受剪切力的作用。因此我们分别对这两种工作状态下的螺栓组进行校核釷鹆資贏車贖孙滅獅赘。a）仅受预紧力作用的螺栓组校核由设计可知，本螺栓组共 Z=20个M20（GB5780-2000 C级）级螺栓组成。因此每个 螺栓所受工作载荷为怂阐譜鯪迳導嘯畫長凉。735590.420二 36779.52 N螺栓的预紧力Qp为:49Qpkn Fm f1.3 36779.521 0.1= 478133.76 N式中：Qp 螺栓预紧力，Nkn 可靠性系数，取1.3m摩擦面数量，取1f 摩擦面间摩擦系数，查表取 0.1 螺栓受力校核：caQp1 2d1

47、4478133.7620.25 3.14 20= 243.7 MPa 十式中:ca螺栓的计算应力螺栓的许用应力,8.8级螺栓计算可得刁1.21.76401.21.7=533376 MPa式中:螺栓材料的屈服极限，8.8级中碳钢螺栓为640 MP校核螺栓所需的预紧力是否合适:Qp（0.60.7） 亠 A1 =（0.60.7） 640 314 = 120576140672 N式中:A1 螺栓危险截面的面积1 2 2 2Ad1 =0.25 3.14 20 =314 mm要求的预紧力51375.48N远小于上述值，因此满足要求从另一方面，根据GB3098.1-82要求可知，8.8级M20螺栓的保证载荷

48、为147000N, 相比较本螺栓组中单个螺栓所承受的预紧力 Qp=478133.76N有足够的富余量，因此设计 中的螺栓组符合要求。谚辞調担鈧谄动禪泻類。拧紧力矩的计算：T = K QP d 0.3 478133.76 20 =308252.88 N.mmTmax =K QP d1 =0.3 120576 20 =723465 N.mm式中：K 拧紧力矩系数，查表取0.3由上述计算可知，扳手拧紧力矩为 308252N.mm最大拧紧力矩为723465 N.mm如 超过此力矩螺栓将被破坏。嘰觐詿缧铴嗫偽純铪锩。b）仅受剪切力作用的螺栓组的校核F 3951.96_ _. _ _ 小 1仆J6.81

49、MPa 十p =188 MPaP d1 Lmin 20 29P式中:二p 螺栓杆与孔壁的挤压应力Lmin 螺栓杆与孔壁挤压的最小高度，由设计可知为29 mm2p螺栓或孔壁材料许用的挤压应力，Q235材料为188 MPa,螺栓螺栓杆的剪切强度校核：1 :d1243951.96314= 12.58 MPa 乞.=155 MPa式中:-螺栓所受剪切应力螺栓材料许用剪切应力查表可得为 155MPa由以上校核可知，不论在预紧或者剪切情况下，螺栓组均满足设计要求。2）滚筒固定螺栓组的设计与校核A. 螺栓组结构设计由给料机结构与滚筒轴承座结构设计可知，滚筒螺栓设计数为Z=4,对称布局,采用（GB5780-2

50、00Q C级）M24螺栓，螺栓性能等级为 8.8级。熒绐譏钲鏌觶鷹緇機库。B. 螺栓组受力分析为保证给料机中输送装置的稳定性，因保证滚筒安装固定不移动，因此采用螺栓预 紧安装方式，螺栓仅受预紧力作用，螺栓组所受外力为滚筒合力，由上述计算可得为 F合=27306.68 N，单个螺栓所受外力为 F=6826.67 N鶼渍螻偉阅劍鲰腎邏蘞。螺栓的预紧力Qp为：kn Fm f1.3 6826.671 0.1= 88746.7N式中：Qp 螺栓预紧力，Nkn 可靠性系数，取1.3m摩擦面数量，取1f 摩擦面间摩擦系数，查表取 0.1 螺栓受力校核：caQ p1 2 d1 488746.720.25 3.

51、14 24= 196.27 MPa 十式中：-ca 螺栓的计算应力二螺栓的许用应力，8.8级螺栓计算可得 = 1.2 1.7伍”533376 Mpa式中:螺栓材料的屈服极限，8.8级中碳钢螺栓为640 MPC. 校核螺栓所需的预紧力是否合适:Qp_(0.60.7) Cs Ai=(0.6 0.7) 640 452.16 =173629202567 N式中：Ai 螺栓危险截面的面积A=0.25 3.14 242 = 452.16 mm24要求的预紧力88746.7N远小于上述值，因此满足要求。D. 拧紧力矩的计算：T =K QP d1 =0.3 88746.7 24 =638976.24 N.mmTmax =K QP d1 =0.3 173629 24 =1250128N.mm式中：K 拧紧力矩系数，查表取0.3由上述计算可知，扳手拧紧力矩为 638976.24 N.mm最大拧紧力矩为1250128N.mm 如超过此力矩螺栓将被破