《斗式提升机的设计》9700字（论文）

斗式提升机的设计摘要现如今社会高速发展，科技的一日千里，各个企业想要在市场中站稳脚跟就必须要提高个别劳动生产率，从而在单位商品价值量不变的情况下，以提高相同时间生产商品的数量来得到提高商品价值总量的目的。现在斗式提升机已经在多个行业中得到广泛应用，在国家的经济发展中起着重要作用。在此次设计中，我会结合专业知识，通过对斗式提升机的电机和减速箱以及其他零部件从选用到计算直到最后检验等一系列过程进行设计，针对传统斗式提升机的工作效率不高等问题做出有效的改进。关键字：减速箱，带轮，驱动轴，平键，环链，轴承，料斗目录27118第一章绪论 第一章绪论1.1概述上世纪50年代建国初，新中国成立不久由于之前百年多的屈辱历史，百废待兴，并且我国之前是农业大国，在重工业的发展过程中，需要一批能够让生产销率显著提高的设备。在当时国际形势下和我国正式建交的国家寥寥无几，更不要说能提供技术支持的国家了，当时除了前苏联几乎没有别的国家愿意给我们提供技术支持。斗式提升机这种技术就是在此背景下从前苏联引进来的。虽然这项技术引进我国的时间比较早，但此技术直到上世纪八十年代并没有得到很好的发展，直到改革开放的提出，我国急需这种能提高生产率的机械化设备，在这个前提下，我国又进一步在国外引进了新式的斗式提升机，与我国所原有的已经有了较大差距，由此来刺激我国斗式提升机的技术进步。之后国家又相续指定了斗式提升机的制作标准，由此在这短短几年的时间里我国斗式提升机技术日新月异。如今我国市场上常见的圆环链式、板链式、胶带式等几种主流斗式提升机就是由那时候的几个分支演化而来的。其中胶带式和圆环链式两种类型的斗式提升机工作范围广、性价比高技术要求较低，由此深受广大客户的喜爱，在我国斗式提升机行业中占有主要市场，所以这两款斗式提升机的技术在我国发展较好。圆环链式斗提机望文生义，其牵引件为圆环链由优质合金钢打造，卸载方式主要是混合式卸载即靠物料的自重或自重加较小的离心力完成卸载；转载方式则是挖取式。斗式提升机的中部机壳主要有两种方式分别为单通道和双通道，两者根据工作环境的不同分别使用；机壳内部有防止链条打滑的重锤箱，原理是使链条始终具有恒定张紧力。此次设计的斗式提升机主要用于密度小于1.5t/m³且最大块度不超过25mm易掏取的小颗粒物料，如：粮食、化肥、沙石等。在阅读时文献了解到，TH型斗式提升机具有工作运行较为平稳、抗磨性较强、牵引件与料斗连接牢靠、可运行的物料温度高等特点，适用于设计要求的工作情况。因此本次设计主要是在TH型斗式提升机的基础上进行部分改动。主要改进的内容包括在斗式提升机整体结构等方面的一些改动，还有对各个零部件工艺参数的重新计算、斗式提升机整体方案的设计、零部件图的绘制等。1.2斗式提升机的工作原理工作流程：机壳上方电动机通过轴带动主动轮转动，主动轮则通过环形链带动从动轮转动，其中环形链上安有些许料斗，在斗式提升机的底部通过掏取或注入两种方法使物料进入到料斗之中，将物料运输到上方出料口，然后以重力或混合卸料的方式完成卸料工作，最后完成物料的垂直运输。斗式提升机对驱动功率的要求较低，料斗容量大并且可以排列紧密，在提升过程中物料侧漏较少，工作效率得到提高；并且斗式提升机在实际中应用范围广泛，在使用时对周边环境的要求较低；随着近几年国家对环保力度的加强，提升设备可以适当增加密封性，用来降低对环境的污染，斗式提升机在这方面有着较强的优势。（1）注入式装载：如图1.1a物料在进料口的位置进入到料斗，在这类装载方式中不能运行速度过高不然会使运输的物料发生撒漏等状况。这种装载方式适用于装载块大、磨琢性较高的物料。（2）挖取式装载：如图1.1b料斗可直接在物料堆中对物料进行掏取，适用于小颗粒或粉末状且磨琢性小的物料。采用这种装载方式时，因阻力较小可以在较高的运行速度下实行。图1.1a注入式装载图图1.1b挖取式装载图Fig.1.1ainjectionloadingdiagramFigure1.1bDiggingLoadingDiagram（1）重力式卸载：其工作原理是物料依靠本身的重量，当物料到达出料口时在自身重力作用下物料倾倒出料斗。在这种装卸方式中一般用链条作牵引件，部分制造商也会使用胶带代替。选用这种卸载方式的一般是半磨琢性或有磨琢性的大块的或堆积密度较大的物料，斗式提升机运行速度比较缓慢。（2）离心式卸载：其工作原理是利用物料本身的离心力，将物料本身“甩”出。这种卸载需要料斗需要有较高的转速，在顶部达到1-3.5米/秒，用胶带作为牵引件使用所以料斗的布置较为稀疏。适用于磨琢性小的粉末或小颗粒的物料，但料斗的有效利用率较低，从而会导致有效利用率减少。（3）混合式卸载：循名责实，这种卸载方式是同时让物料受重力和离心力两种力的作用进而使物料达到卸载的目的。这类斗式提升机一般会采用链条作牵引件，因为使用这种卸载方式的斗式提升机一般是要对比较粘稠的物料进行卸载，例如：水泥。所以卸载时需要依靠些许离心力，这样就导致了在料斗无法安装的太过稠密，并且料斗体积不能太大，以免到达上部出料口时速度达不到要求或者运输过程中引起过大抖动。张紧装置：工作原理为凭借加大主动轮与从动轮之间的距离，来增加主动轮和从动轮之间牵引构件的张紧力，用来防止牵引件在从动轮上脱落。TH类型的张紧装置使用的是重锤式的张紧装置，以重锤本身的重力保持张紧力恒定，并且此类方式有一定的容让性。图1.2提升机整体示意图Figure1.2OverallSchematicDiagramofHoist斗式提升机的主要部件选用2.1不同样式的斗式提升机特点及其适用范围2.1.1斗式提升机的种类及其应用范围现在我们国家斗式提升机的提升方式大部分是垂直提升式的，在这里面有TH、TD、TB三种类型符合标准的新型提升机。其中TD型的斗式提升机牵引构件通常使用皮带，因此卸载方式一般是离心式卸载或者混合式卸载，所运输的物料都是粉末或者小块类型的无磨琢性或者是半磨琢性的物体。TH型的斗式提升机牵引件则是使用环形链条，卸载的方式则是使用重力式卸载以及混合式卸载，物料也是粉末或者小块类型的无磨琢性或者是半磨琢性的物体。TB型的斗式提升机牵引件式使用板式套筒滚子链条，卸载方式更适用于重力式卸载，物料与之前两则不同，比较适用于较大的磨琢型物体。2.2主要零部件斗式提升机的主要组成部分有电动机、减速箱、进出料口、牵引构件、料斗、检修门、机壳等构件组成。其中驱动装置包括电动机、联轴器和减速箱。联轴器可以根据提升不同的高度分别选择液力耦合联轴器或弹性联轴器两种，如果对提升高度要求较高一般选用液力耦合联轴器适，反之适用于弹性联轴器。如果减速器采用轴装式则不用安装联轴器，以简化安装工序。料斗的样式可以分成浅料斗、深料斗和尖棱料斗三种类型。其中浅料斗可用于对流动性较小湿料的提升；深型料斗更适合于对流动性大颗粒物料的提升；带有导向槽的尖棱料斗通常用来提升体积较大的、磨损性强的物料，与设计要求不符，因此首先排除。2.3机壳的选择 机壳主要有整体式和分段式两种。分段式机壳能够有效防止向上运动的链条和向下运动的链条的两种链条引起空气扰动，可以在机壳的顶部开设一个窥视孔，用来查看不便于直接观察的元器件工作情况。而如果机器的密封性要求较高，应在顶部添加收尘法兰来防止空气污染。而当提升机牵引件为皮带时，还需安装防滑、防跑偏等装置以及速度检测装置，用来保证提升机安全平稳的工作。

3、主要零部件的结构参数3.1提升功率的计算传统的计算斗式提升机驱动功率方法较为繁琐，并且即使计算的参数发生微小的变化计算出的结果也会出现较大的偏差，我通过查阅文献发现，现在的设计采取了一种较为简单的计算方法，所以此次设计采用这种方法进行斗式提升机驱动功率的计算。传动轴功率公式为：P0=QHg上式中：P0表示驱动链轴的功率，单位：Q表示提升能力，单位：（t/时）；H表示提升高度，单位：（米）；g表示重力加速度，单位：（N/kg）；Ps、PL表示附加功率，取值见表3根据斗式提升机提升能力的计算公式：Q=qv （3.2）q=iΨρs q表示单位长度载荷即：Q=3.6iΨρv/s（t/h）在实际工作中料斗并不会装满的情况，则设实际容积为Ψi升（Ψ是小于1的填充系数），查物料填充系数表可知Ψ=0.7；根据设计要求，料斗容积i为3升；物料密度σ﹤1.5t/m；斗距s在0.45m至0.5m之间，此时我们取s=0.5m；根据工作要求查表可得速度v=1.2m/s将以上数据代入式（3.2），得Q=27.3t/h根据之前所计算的斗式提升机设计条件：Q=27.3t/h，H=30m，为了方便计算g取10N/kg，根据表（3.1），Ps=2KW，P P0=电机所需功率：P=P式中：P表示电动机所需功率，单位：（千瓦)；P0表示轴功率，单位：（千瓦）；n为总效率，此处n=0.7。将以上数据带入式（3.5）得出：P=6.6KW3.2电动机与减速器的选择由之前的计算可知电动机的功率不得小于6.6KW，查阅相关资料可以确定Y132M-4型电动机功率：7.5KW，转速：1440r/min，输出轴径：75mm，中心高：132mm。满足设计所需的功能要求，顾选用Y132M-4型电动机。由参考文献可知斗式提升机电机为Y132M-4时，可以和ZLY140-18-I型减速器先匹配。3.3皮带的计算及选择3.3.1设在设计中皮带所需要达到的工作功率为Pca查表可知皮带工作系数Ka为1.2则可直接计算出Pca=Ka×P=1.2×7.5KW=9KW3.3.2V带带型的选择根据之前计算出的功率与转速，并查阅参考资料【14】中表（8-10）可得出普通A型V带就能满足设计要求。3.3.3带轮的基准直径的选择和V带的速度校验（1）查阅参考文献【14】可知小带轮基准直径的选择应符合图3.1。根据之前计算出的功率及转速，可以选取d=125mm。图3.1带轮尺寸选择图表Fig.3.1pulleysizeselectionchart（2）对带速v进行校核，由参考文献【14】可以得出校验公式为：v=n最后算出5<V<30米/秒，所以该带满足设计要求。d₂=i₁×d₁（3.7）查阅相关资料可知，皮带的传动比i应小于5此时选择初始传动比i₁=2.5带入上式：d₂=2.5×125mm=312.5mm（3.8）根据参考文献表8-8中的基准直径序列，取d₂=315mm。根据上面计算调整后的传动比：i1=3.3.4计算V带的基准长度Ld0和中心距a（1）查阅参考文献可知： a=0.7~2初步将中心距定为a=700mm（2）查阅参考文献可知，计算所需V带的长度：Ld（3.11）根据参考文献【14】中表（8-2）可知，Ld0中心距a：a≈a中心距可调范围：a-0.015Ld﹤a’﹤a+0.03Ld804.4mm﹤a’﹤905.2mm3.3.5检验小带轮的包角查阅资料可得出以下关于小带轮包角的公式：α1=180º−3.3.6V带根数Z的确定设V带单根的额定功率为Pr有之前的计算可以得到小带轮的公称直径d₁为125mm，电机的转速为1440r/min，查阅参考文献可根据公式算出插值：P0=1.66+（1440-1200）×（1.92-1.66）÷（1450-1200）Kw=1.91KW（3.14）根据现在所计算出的条件n=1440r/min以及i=2.52和带型为A型等已知条件查阅参考文献，可以根据公式计算出插值：∆P0=0.15+1440−1200已知小轮包角为α=167，,查阅参考文献可根据公式算出插值：0.96+（167−165）×（0.98−0.96）÷（170−165）=0.968KW（3.1再结合表（8—2）可以得出，于是Z=PcaP最后可以得出V带的根数Z=5根 3.3.7单根V带的最小拉力的计算F0min=带的实际初始拉力F0应大于F0min3.3.8压轴力Fp的计算设最小的压轴应力为FFpmin=2Z(带轮槽间距e=15，槽边距f带轮宽：B=（z−1）e+2fmin=78mm（3.17）3.4减速箱的润滑和密封方式的选择3.4.1润滑方式的选择润滑油可以减小零部件之间的摩擦力，从而使工作效率得以提高；其次，可以减轻摩擦损坏，并且还可以对在减速箱工作过程中所摩擦掉落的金属粒子起到一定的包络的作用，从而减轻这些掉落的金属离子由于无序运动对减速箱造成损坏，从而起到提高零部件使用寿命的作用；同时润滑油还可以起到对减速箱降温的作用。在此设计中，对于不同零件的润滑方式大体可以分为两种，例如齿轮的润滑方式我们选择浸油润滑的方法，滚动轴承则是选择润滑脂润滑。3.4.2减速箱密封形式的选择减速箱的密封主要包括两部分，即箱体的密封和轴承的密封，保持密封的主要作用是防止腐蚀性气体或者粉尘进入到轴承以及箱体内，从而使减速箱的寿命受到影响；其次，减速箱的密封还可以起到防止润滑剂流出的作用。在这此设计中，采用毛毡密封，密封方式是将毛毡放在轴上梯形槽内，用压板将两者挤压到一起，密封程度的调节则可以通过调节压板的压力来进行控制。输入轴：经查阅相关资料显示，选其加工尺寸和公差带选用Φ50k6；而和皮带轮毂配合的输入轴，加工尺寸则为Φ33m6；还可以确定行星架轴承内圈的加工精度；以及输入轴尺寸定为Φ70n6。输出轴：为了确保运行过程中的平稳性，轴的径向圆跳动公差不得超过0.015；为确保轴段的安全性，键槽底部的表面粗糙度选用6.3。4、驱动轴及链轮的设计4.1驱动轴的设计4.1.1轴的材料及热处理方法的选择驱动轴是斗式提升机重要的零部件之一，由于需要承载物料和链条的重量，所以所受到的扭矩和弯矩会比较高，因此需要的材料是采用了经过调制（淬火加高温回火）后的45号钢。4.1.2驱动链轮轴的结构参数的设计轴的直径的计算：dmin=式中：P表示电动机的功率，单位：KWn表示电动机的转速，单位：r/min,i总传动比（由带轮和减速箱两部分组成）A为计算系数，此时取120，把各参数值带入式（4.1)得：dmin由上式可以得出，各阶梯轴上得每段直径都不能小于66mm。再图（3-1）中可以看出，其中段①轴取d1=70mm；将2217轴承定为所装轴承，2217型轴承的内径是85mm，即d2=d8=85mm；③段轴和⑦段轴所用轴承的内径D=95mm，所以定直径95mm；④段轴和⑥段暂定为100mm。⑤段轴为了滚筒安装拆卸时方便，应当比轴段④和轴段⑥直径稍微增加，定为110mm。图4.1驱动轴图Fig.4.1driveshaftdiagram4.1.3驱动轴上各轴段长度的确定阶梯轴上①段轴这轴段长主要由减速箱与机壳的安装位置来定，查阅参考文献可知，此时取L₁=140mm；②⑧两段轴取L2=L8=110mm；③⑦两段轴L3=L8=155mm；因为要在④段轴以及⑥段轴上安装驱动链轮，在这里暂时将这两段长度定为120mm；⑤段轴的长度是为了方便链轮的拆卸，所以取L5=40mm。综上所述，驱动轴的总长度定为L=950mm。4.1.4阶梯轴上零部件的配合方式及其键的选择因为①段轴要和联轴器配合，所以要承担比较大的扭矩，因此在①段轴选择基孔制，配合精度定为k6；④段轴和⑥段轴是和驱动链轮配合的，承载的扭矩比①段轴还要大，所以应该选用的配合精度为r6；③段轴和⑦段轴上安装轴承，因此采用基孔制的配合精度为r6。键的选择：都使用A型普通平键就可以满足设计要求，型号依次定为：20×125GB1096-1996、28×110GB1096-1996。4.1.5轴的强度校核图4.2驱动轴受力分析图Fig.4.2forceanalysisdiagramofdriveshaft计算作用反力时，水平方向的轴不会受力，所以 FR1H竖直方向: Ft1式中：表示在同一时刻内提升机上行料斗中物料的重量表示环链预紧力，此时取2000N表示牵引构件的重量，在此处取25kg/mFR1VM=FT=9549×104.1.7对阶梯轴进行强度校核通过图（4.2）中的受力分析不难看出，截面b-b为危险截面，利用弯扭合成强度公式可知：σca式中：σca表示轴所受的弯扭合成强度，单位：MM表示轴的弯矩，单位：N·mm；T表示轴的扭矩，单位：N·mm；W表示轴的抗弯截面系数，单位：mm³；α表示折合系数，此处取α≈0.3查阅文献许用弯曲应力[]=60MP>所以b-b截面安全，该轴满足强度要求。4.1.8安全系数校核经查文献可知所用材料=640MPa，=275MPa，=155MPa。截面上弯曲应力为σa截面上扭转切应力为 τa截面上轴肩的理论应力集中系数分别为和查阅资料可得到其相关计算公式：rdd5将上述计算结果带入并查阅资料可以得出ασ=2.2，α查阅资料得出轴材料的敏感系数分别为qσ=0.8，q即得有效应力的集中系数为：KσKτ查阅相关资料知可以将尺寸系数定为=0.62；可以将扭转尺寸系数定为=0.78轴按磨削加工，查阅相关资料可得表面质量系数为==0.92由于轴并未经过表面强化处理，所以=1，查阅相关资料可以得到综合系数的计算公式为KσKτ碳钢的特性系数为：=0.1～0.2，结合设计要求取=0.1=0.05～0.1，结合设计要求取=0.05由此可以得出，安全系数的值，查阅参考资料可以得到相关计算公式：SσSτS=SσS即然S＞[S]，所以截面b-b满足安全要求。由以上可以得出，此阶梯轴的安全程度合格。4.2驱动链轮轴上键的尺寸确定在之前的设计中已经将驱动链轮轴的直径尺寸确定为d=100mm，根据参考文献可知选用键宽b=28mm，高度h=16mm的普通平键就可以满足设计要求，材料则是选用45号钢，由于工作过程中键会受到轻微撞击的载荷，查阅资料就能确定，对键的强度进行校核：k=ℎd轴的直径mml表示键的工作长度，b表示键的宽度已知A型普通平键l=L-b(mm)，。4.3轴承的选择4.3.1轴承的选择因为在驱动轴处会收到较大的弯曲应力的作用，所以这段容易发生弯曲变形；另外，考虑到安装时所存在的误差，所以在此处我们选择调心球轴承2217，因为它有承载能力较大且有一定自调功能的突出特点（表4-3为其参数）。4.3.2工作情况分析及寿命计算在中心承载负载的轴上，尤其是承载的负载，所受到的冲击是极其微小且不显着的中等冲击。表4.1轴承2217基本参数Table4.1BasicParametersofBearing2217基本尺寸/mm额定载荷/kNdDB851503658.223.5对于相应的动态负载：（4.22）说明：表示负载系数，中等冲击取1.2~1.8。其寿命为：Lℎ经过上述记算可以得出，所选驱动轴轴承满足设计要求。4.4联轴器在此次设计中我选择的是弹性柱销联轴器，它具有结构简单、安装拆卸方便等特点，并且此联轴器具有一定的减震作用还能对两轴之间发生的相对偏移起到补偿作用，这个联轴器使用时对周围环境的要求较低，符合此次设计的标准，随后再进一步查阅资料将联轴器型号定为在资料中可以知道该联轴器的公称扭矩与许用转速，在之前的计算中我们可以知道，本次设计所需扭矩T=1122,转速是31.75r/min的联轴器，所以这个类型的联轴器完全能够胜任此次设计。键与轮廓键槽的接触应力为σp因此选用此类型的键满足强度要求图4.3LX5联轴器结构图Fig.4.3LX5couplingstructurediagram4.5料斗、环链的选择及校核4.5.1料斗及环链的选择根据此次设计要求可以选用ZH型料斗，斗宽250mm，直径18mm，节距64mm，环的最大外宽为b=60mm的铸造圆环链条被广泛使用。此链条单条的破裂强度至少要到320KN以上。图4-5即为料斗及环链的简图。图4.4环链简图Figure4.4SchematicDiagramofRingChain图4.5料斗简图Fig.4.5hopperdiagram4.5.2链条的强度校核斗式提升机在相对平稳的运转情况下，链条最大静张力为：F=1.15Hq+式中：q表示物料质量，单位：kg/m；q₁表示链条单位质量，单位：kg/m；考虑到链条运转过程中所受到的阻力，代入系数K₃，取K₃=1.25代入式（4.25）得：F=13.89KN同时牵引链还需要满足以下要求：F<2ΩM式中，M表示圆环链的最小断裂载荷，单位：KN；表示环链牵引时引起的的不均匀系数，此时取0.85；n表示安全系数，设计中取n6.4把各参数值带入上述公式即得：M﹥52.3KN由于我们之前所选择链条的破裂强度M﹥320KN，所以满足强度条件。4.6链轮的结构设计及尺寸计算4.6.1链轮的结构设计在这此设计中我们选用组装式链轮，链轮是由轮毂和轮齿两部分组成的。要在轮毂上铣出凹槽，随后在凹槽面上还需要铣一个较浅的凹槽，在凹槽底部打出两个螺纹孔。在链齿上铣凸台，打沉孔，将链齿与轮体凹槽相匹配，采用六角螺栓进行固定。其结构简单，拆卸和安装都比较方便，并且后期链齿被磨损失效后更换方便，这样可以节省维修成本。具体结构如下图所示。图4.6a链轮轮毂图4.6b链轮轮齿Fig.4.6asprockethub Fig.4.6bsprocketteeth4.6.3驱动链轮的尺寸计算链轮节距t=t₁=64mm，圆环链直径d=18mm。链轮节圆直径：D1将已知条件带入，得D₁=781.45mm根据式3-10可以计算出平环底端的圆直径：H=D解，得：H=759.14mm根据式3-11可以计算出链轮齿顶圆直径：D3此时取D₃=D₁+2d，解得D₃=817.45mm根据式3-12对链窝端部圆弧半径R₃进行计算；式3-13对链窝两侧圆弧半径R5进行计算；式3-14对立槽宽度L进行计算。D3B：表示圆环链的最大外宽，b=58mmR5L解得R₃=31mm，R5=9mm，L=24.48mm图4.7环链在齿间示意图Fig.4.7schematicdiagramofringchainbetweenteeth轮齿齿槽底端的圆直径HnHn解得：Hn=722.09mm轮齿齿槽深度为：h=D根据式3-16，可以计算出齿根圆直径D₂：D2在这里取：D2结合实例，齿高X=1.6h，即X=76.288，取X=80mm。则链轮齿槽深度为：T=X−D根据式3-17，可以计算出立槽底部圆弧半径为：R4根据式3-18，可以计算出计算链轮齿间宽度为：W＞B+1.5d（4.39）已知：B=A×sin（180/Z−β）/sinβtanβ=A/（H+d）（4.40方程组）A=t+d+∆（取∆=3）将已知数据代入上式，B=77.79mm，解得W＞104.79mm，取W=105mm。综合上述计算结果，链轮的轮毂部分用35CrNiMo，链齿用40CrNiMo。4.7斗式提升机的工作状态的计算4.7.1提升速度1.斗式提升机提升速度的计算：v=n上式中：表示电动机转速，单位r/min；表示链轮转速，单位r/min；d表示链轮节圆直径，单位：mm；i表示减速箱减速比；2.斗式提升机提升能力的计算Q=qv=22.75×1.29=29.4t/h（4.42）式中：q—单位长度提升量v—提升速度

参考文献[1]毛谦德，李振清.袖珍机械设计手册[M].北京：机械工业出