帶式給料機設(shè)計

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11.緒論1.1 引言帶式給料機在礦山、碼頭、電廠、水泥廠等生產(chǎn)企業(yè)中，常常需要將各種破碎物料通過料斗、煤倉等轉(zhuǎn)運輸送到干線輸送機或者貨運設(shè)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(shè)備所需驅(qū)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(jīng)濟性好； 給料量大、穩(wěn)定，且調(diào)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。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(chǔ)上向更好的方向發(fā)展。1.2給料機國內(nèi)外研究應用現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢 1.2.1 給料機國內(nèi)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、檢修時防止物料從料斗中落下的閘門難以關(guān)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(diào)整，很容易損壞，一些生產(chǎn)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(chǎn)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(shè)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2這一問題。而 Mn13 須經(jīng)水韌處理，再經(jīng)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。為了克服現(xiàn)有技術(shù)的上述不足和缺陷，需設(shè)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(zhuǎn)阻力 、使用壽命直接影響到輸送機的性能和驅(qū)動功率的選取 。而托輥的性能又取決于托輥密封結(jié)構(gòu) ,良好的密封結(jié)構(gòu)對托輥乃至整個輸送機系統(tǒng)的性能起著至關(guān)重要的作用 。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(shù)發(fā)展的總趨勢，近幾年來，在實用化和產(chǎn)業(yè)化等方面取得可喜成績。主要表現(xiàn)在：a.給料機復合技術(shù)進一步擴展隨著數(shù)控給料機技術(shù)進步，復合加工技術(shù)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。b.智能化技術(shù)有新突破數(shù)控的智能化技術(shù)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(diào)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(zhì)制砂機。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(chǎn)線已經(jīng)開始應用磁選機。d.精密加工技術(shù)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 0.05m 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 0.05m 左右，形狀精度可達 0.01m 左右烘干設(shè)備。采用光、電、化學等能源的特種加工精度可達到納米級（0.001m）。通過給料機結(jié)構(gòu)設(shè)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(shù)，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(chǎn)廠家。32. 給料機系統(tǒng)簡圖根據(jù)設(shè)計任務要求，設(shè)計給料機系統(tǒng)如下圖：3.給料機機械裝置的總體設(shè)計3.1給料機總體設(shè)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(gòu)組成，甲帶給料機的總體設(shè)計布局如下圖：41、連接裝置 2、導料裝置 3、輸送裝置3.2各裝置的設(shè)計3.2.1 給料機與料倉連接裝置的設(shè)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(shè)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(shè)計。3.2.2導料裝置的設(shè)計給料機的導料裝置起到引導物料前進，張緊驅(qū)動鏈條，密封物料不泄露的作用，導料裝置主要由閘門機構(gòu)、導料槽裝置、壓輪裝置等機構(gòu)構(gòu)成，整體導料裝置設(shè)計簡圖如下：51、閘門機構(gòu) 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(zhuǎn)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(qū)動鏈條形成的張緊伸長量，滿足驅(qū)動鏈條的張緊要求。3.2.3輸送裝置的設(shè)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(qū)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(shè)計簡圖如下：4、給料機鋼結(jié)構(gòu)給料機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(jié)構(gòu)、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(jié)構(gòu)采用焊接結(jié)構(gòu)的結(jié)構(gòu)件均滿足國家有關(guān)焊接標6準，結(jié)構(gòu)符合國家最新標準；鋼結(jié)構(gòu)表面涂兩道底漆，兩道面漆，面漆顏色根據(jù)用戶要求噴涂。5.輸送機的設(shè)計與計算5.1設(shè)計參數(shù)1) 運輸量 Q=4400 t/h2) 速度 V=1.5 ms3) 甲帶輸送帶帶寬 B=1.3 m4) 上托輥間距 L tz=0.3 m5) 下托輥間距 L tk=1.2 m6) 物料容重 =1000 kg/m 37) 膠帶帶強 ST6308) 托輥直徑 1591400,6205 軸承9) 輸送長度 L=2.6 m查詢計算部分參數(shù)一覽表：托輥旋轉(zhuǎn)部分質(zhì)量 G 25.82 膠帶每米長度質(zhì)量 qo 19 kg/ 2m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/s25.2功率及張力計算1） 加料段運行阻力：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 F07N18305.102.00 VLFVb） 加速段被輸送物料與導料欄板間的摩擦阻力 F2= N2102)(bvglI 09.1387.1205.694. 22物料與導料欄板間的摩擦系數(shù)（0.30.5），選擇 0.42輸送能力（m 3/s）vI=6.QIV2.10.4加速段長度（m）bla20Vlbm26.097.451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料層與甲帶上表面之間的摩擦力 1F11gflBhF出B排料口寬度h 為物料輸送高度出L為物料在輸送方向上的長度為物料密度g為重力加速度為物料內(nèi)摩擦系數(shù)取 0.61f料倉側(cè)壁與物料層之間的摩擦力為 F2F =22flgh出8為側(cè)壓系數(shù)sin1為物料內(nèi)摩擦角為物料與料倉之間的摩擦系數(shù)取 0.62f甲帶上的物料隨甲帶一起向前運動，則有mh62.01361504-出=mFasmBfhfg /97.41332.06.8.9 22 出其中f1為物料內(nèi)摩擦系數(shù)，f1=0.6為側(cè)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(shè)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 必須滿足 o96.30.arctnrt物料與斜坡?lián)醢彘g的摩擦系數(shù)（0.50.7），選取 0.6本設(shè)計中斜坡段傾角為 35 度。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出h9由物料安息角與斜坡段傾角進行結(jié)構(gòu)設(shè)計后可知，給料機出料口截面高度 H 遠大于，因此物料在加料口處不會出現(xiàn)死區(qū)現(xiàn)象。出h2） 運行阻力a）主要阻力 F 主 )2(0GqfLg上主模擬摩擦系數(shù)， =0.025ffL給料機長度，一般為 2.6-3m，選取 L=2.6 m物料在輸送帶上的線質(zhì)量，Gq 8.145.630.VQqG-鋼絲繩芯輸送帶的線質(zhì)量和甲帶的線質(zhì)量，取 ST630,07.65130.219-托輥組的線質(zhì)量，選取普通托輥 1591400，旋轉(zhuǎn)質(zhì)量 =25.46 kg上q G= = kg上 tqt3.1276.043.2=主F05.N8.63.4.5.8.96b)加速段外物料與導料欄板間的運行阻力= N213bglqa 79.365.10428.94加速段外導料欄板長度，根據(jù)幾何尺寸為al mla347.26.0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。 綜上所述，圓周力 F： )(321cF主 05.1N5.7934.36509.1873.6810附加阻力系數(shù)，選取 1.05c3） 功率計算 KWKFVP78.1395.0174.0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-44） 膠帶運輸機的傳動條件NFCKSla 02.73145.91.83.0min 動載荷系數(shù)，1.11.2,選取 1.2a傳動系數(shù)，本系數(shù)可查表取 0.839，計算公式如下：1eC傳動滾筒與膠帶的摩擦系數(shù)，取 0.25滾筒圍包角，取085） 垂度條件a) 承載分支垂度條件 NlqgStGC 35.1294.08147.658.9cos510min 回空分支垂度條件bNlgqStK 58.1936.0758.9cos510min 由垂度條件推出傳動滾筒奔離點處膠帶張力為：FSc 82.560.7934.6135.1294-mini 阻11上分支運行阻力阻F=0GqfLg上阻 N97.6418.7.653128.9625. 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 maxSFSlinmax N52.148.79302.145.3校核膠帶安全系數(shù)1） 膠帶計算安全系數(shù) m 32.415.2860maxsn膠帶額定拉斷力 nS2） 膠帶需用安全系數(shù) 45.78.012.30wacKm附加玩去伸長折算系數(shù)，查詢?nèi)?1.8wC膠帶接頭效率，查詢?nèi)?0.850膠帶基本安全系數(shù)，查詢?nèi)?3.2m比較 a、b 項， ，因此，選取膠帶符合要求。6.傳動滾子鏈的設(shè)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。126.1參數(shù)1) 傳遞功率：P=15 kw2) 大小鏈輪轉(zhuǎn)速：n=72 r/min3) 載荷性質(zhì)：輕微沖擊、重載6.2鏈條選擇及受力計算1） 各計算結(jié)果見下表：計 算 項 目 單位 公 式 結(jié)果 說 明傳動比 i i=1 1小鏈輪齒數(shù) 1Z=251Z25大鏈輪齒數(shù) 2 =252 25設(shè)計功率 dPKw =dPKA16.5 工況系數(shù)，選AK取 1.1特定條件下單排鏈條傳動的功率 0PKw PZd0 15.7 小鏈輪齒數(shù)系Z數(shù)，取 1.05排數(shù)系數(shù)，取PK1鏈條節(jié)距 pmm 根據(jù) 與 n 選取鏈條0 28A P=44.45初定中心距 0amm 根據(jù)安裝要求選取 622 考慮結(jié)構(gòu)緊湊初定中心距取 =14pmin0a以節(jié)距計的初定中心距 pa0節(jié) pa01413鏈條節(jié)數(shù) pL節(jié) 0210210 aPZaZpP 53鏈條長度 m 35.210PL2.35計算中心距 camm 211ZpfaPc 620.43實際中心距 amm ac619.18 0)4.02.(aa鏈條速度 vm/s 106pnZv1.33有效圓周力 tFN PFdt12406作用在軸上的力 N tFK13646.6 軸的載荷系數(shù)，F(xiàn)K取 1.22）滾子鏈的靜強度計算 nFQnt 6.132409鏈條極限拉伸載荷，查表可得 28A 號鏈條為 169000 NQ有效圓周力 12406 NtF需用安全系數(shù)，n84n由上可知型號 28A 滾子鏈滿足運行要求。6.3.鏈輪的尺寸計算大小鏈輪的齒數(shù) 251Z14滾子鏈鏈輪的主要尺寸名稱 符號 計算公式 結(jié)果分度圓直徑 d018sinZpdd=354.6mm齒頂圓直徑 ad1maxin25.)6.(dpdz370.8mmmina384.7mmx齒根圓直徑 fd1f df2.39齒高 ahzpdpa 8.05.62.0)(1mxinmha5.in16x確定的最大軸凸緣直徑dg76.04.8cot20hzg dg4.275注：根據(jù) 28A 鏈號查表 ，m4.251.2滾子鏈鏈輪的齒槽形狀計算公式名稱 符號最小齒槽形狀 最大齒槽形狀尺側(cè)圓弧半徑 er=82.3021.0maxzde =163.581800.2minzdre滾子定位圓弧半徑 i =12.831in5. =13.03311ax69.5.i滾子定位角 =136.4z0max94=116.4z0min2注：根據(jù) 28A 鏈號查表 ，d.2517.滾筒及其附件的設(shè)計與校核157.1滾筒的結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)給料機結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計要求，設(shè)計滾筒結(jié)構(gòu)如下圖所示：1.軸承座 2.軸 3.筒體 4.軸承7.1.1軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計與校核1） 簡化成簡支梁形式入下圖：2） 滾筒受力分析可得：鏈輪作用在滾筒軸上的力：F=13646.6 N滾筒傳遞扭矩 mNnPT1985072509滾筒滾筒上所受膠帶張力 15248.52+7314.02=22562.54 N張 力合 FSmax16集中力 NF27.1821合由滾筒以上受力情況可求： 01579.285.9.1202dbdCa FFF支反力 -3484.54 N F =12400.48 Na b各點彎矩大?。?，0eM0 07.3589411027.85.291054.38105.289.16.34 7.76 bdca mNmNmNlF各點計算彎矩大?。?96895 N.mmcaeMmN mNaTcabdca 5968 82.3691198503.07.358945471.622222 2畫出彎矩圖、扭矩圖及彎扭合成圖如下：173. 軸徑設(shè)計(1).初步確定軸的最小直徑選擇材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)機械設(shè)計表 15-3，取aMPA60;110于是得 mdmnPA705.672133in?。?）軸段的結(jié)構(gòu)設(shè)計1) 段右側(cè)需一軸肩故取又因此段軸上有軸承故-段軸直徑 d =80mm2) 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(diào)節(jié)同軸度因此選用調(diào)心滾子軸承其基本尺寸為 mm7018TDd18右端調(diào)心球軸承采用軸肩進行軸向定位，取 -段軸的直徑 d=92mm3) 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 -段軸的直徑為 d=100mm4) 軸承端蓋的寬度為: mdme6.19082.1. 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)-段軸頸決定此鍵的基本尺寸為鍵槽用銑刀加工，同時為保證鏈輪與軸配合有良好的對中性故選擇mhb120鏈輪與軸的配合為 調(diào)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67nH尺寸為 m66) 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(shè)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(shè)計軸如下圖示：(3) 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面強度，根據(jù)軸的彎扭合成強度條件為：aacaca MppWTTWM6046.710.5847623. 112222 取故安全( 4) 精確校核軸的疲勞強度19根據(jù)以上彎扭合成圖以及軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，我們可以分析得出，軸的危險斷面出現(xiàn)在 c 點所處的作用面前的軸肩處，此應力集中較為嚴重，按疲勞強度條件對其進行精確校核： mNTCdW198506.157328333處 的 扭 矩截 面抗 扭 截 面 系 數(shù)抗 彎 截 面 系 數(shù)截面 C 左側(cè)的彎矩M251.36075.289.476截面上的彎曲應力 aMpW32.468.71360截面上的彎扭切應力 aTp75.126.53980軸的材料為 45 鋼調(diào)質(zhì)處理查表 15-1 得aBMp640ap2751 aMp15截面上軸肩而形成的理論應力集中系數(shù) 及 按表 3-2 查 ； 0217.9dr0869.2dD經(jīng)插值后可查的 702.1367.1由附圖 3-1 可得軸的材料敏性系數(shù) 840q86.0q故有效應力集中系數(shù)為 739.12.846.011qK.3由附圖 3-2 的尺寸系數(shù) 由附圖 3-3 的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)65.0 78.0軸按磨削加工由附圖 3-4 得表面質(zhì)量系數(shù)為 92.20軸未經(jīng)表面強化處理即 按式 3-12 及式 3-12a 得綜合系數(shù)為1q768.192.078.31565.4K由 取得 合 金 鋼 的 特 性 系 數(shù)及 2-3 2.02.0取1.5 1.于是計算安全系數(shù) 值按式caS3.422 02.34679.151mKS35.187.42.3187.2.221 SScama5.1ca故可知其安全截面 C 右側(cè)抗彎截面系數(shù) W 按表 15-4 的公式計算: 53310.1.0dW按抗扭截面系數(shù): 5332.02.dT彎矩 : mNM.1958.476截面上的彎曲應力為: 31.905.3WbaMp截面上的扭轉(zhuǎn)切應力： aT48.21521過盈配合處 的1352.69.280.6573.1K軸按磨削加工由附圖 3-4 表面質(zhì)量系數(shù)為： 9.0故得綜合系數(shù)為 2.19.01352.7596.K故軸在截面右側(cè)的安全系數(shù)為： 5.182.4.1367.139.0.92.1567.5.3.7.221 SKScama故該軸在截面右側(cè)的強度也是足夠的因此由上計算可知，本軸設(shè)計滿足要求。3） 軸的扭轉(zhuǎn)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=100mm22，因此對此處進行校如下： 01825.8945.137073504idlTl每米軸長允許的扭轉(zhuǎn)角，對于一般傳23動可以選取0.51（o）/m由上可知，軸的扭轉(zhuǎn)剛度符合設(shè)計要求。4） 軸的撓度與偏轉(zhuǎn)角的計算校核a） 鏈輪拉力 F 在 a、b 及軸伸段引起的撓度及偏轉(zhuǎn)角為：b） raddlCv 47441 1089.51063.06 式中外伸端長度，本滾筒為 110mm，c集中載荷作用在離支承距離，為 129.5mm1支點間距，為 1579mml階梯軸當量直徑41vd24mdlizv 7444444 1063.102920870113 軸長，1838 mmZl、 軸上第 i 段的長度和直徑iid=-0.0001radba2 raddcFvac 02.1.0.1042 myc 2 mdlFv 038.163.7098.1341039 7242max b) 集中力 F1與 F2所引起的轉(zhuǎn)角與繞度為：-0.0001rad -0.0002 rad1a2a0.0002 rad 0.0001 rad1b 2b-0.0002rad -0.0001 rad1c2c0.044mmmyc04.1 2cy4 mm 4 mm9.ax109.max2綜合以上三個合力所形成的合撓度與轉(zhuǎn)角為：-0.0003 rad 合a0.0003 rad 合b25-0.0003 rad 合cmyc08.合mm 1.合c查表可得一般傳動軸允許撓度為 ，因此mlly 91.054.0.3.0該軸偏轉(zhuǎn)角與撓度均符合設(shè)計要求7.1.2筒體的設(shè)計與校核筒體在所受扭矩與輸送機拉力的情況下將產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)與彎曲，因此為滿足設(shè)計要求，我們對其進行必要的校核。1） 筒體的結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)膠帶張力及傳動要求，筒體的結(jié)構(gòu)設(shè)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(chǎn)生的均布載荷 q= 22562.54Na） 筒體在扭轉(zhuǎn)作用力下的強度校核26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(shè)計與運行要求。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(shè)計與運行要求。筒體上焊縫接口形式如下圖：在均布載荷、扭矩以及卷制滾筒時產(chǎn)生的錯位誤差的作用下，焊縫將產(chǎn)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(jié)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，MPa =152 MPa5.19704.26lplp式中：作用在滾筒上的合力p筒體厚度為 15mmL為焊縫長度 970mm對接焊縫的需用拉應力，查表可得 Q235-A 材料為 152MPa 由上可lp知，筒皮上焊縫滿足設(shè)計要求。選用 Q235A 鋼板用作滾筒體材料，并取 ，對于 Q235A 鋼4s，2/35mNs2/75.8mN27根據(jù)材料，滾筒的厚度 mDlvp 7.6401875.4038.75.1.86175.038.71.86 222222 取 m5其中 p-作用在滾筒的功率，為 15kwV-帶速 1.5m/sL滾筒長度 l=1400mm-許用應力2/mN焊縫長度，為 970mml對接焊縫的需用拉壓應力，查表可得 Q235-A 材料為 152 MPalp由上可知，筒皮上焊縫滿足設(shè)計要求。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。鍵的型號為 GB/T1096-1979 鍵 C ，材料為鋼由表 6-2 查的許用擠壓應102力 = 取其平均值得 =110Mpa paMp120p105.26Mpa96785lkDTaplb8.31022 aMp90式中：轉(zhuǎn)矩 N.mmT軸的直徑 mmD鍵與輪轂的接觸高度，mm，平鍵k28mlk62/鍵的工作長度，mm，C 型鍵l=100-10=90mm2bL鍵的寬度與高度h、鍵的許用擠壓應力與剪應力，分別為 100120MPa，90MPa，p、輕微沖擊由上可知，所選用平鍵滿足設(shè)計要求。7.1.4軸承的校核根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，我們初步選擇調(diào)心球軸承，軸承型號為GB/T 288-1994 1316npcLrh60/1026式中：基本額定動載荷計算值 NrC指數(shù)，球軸承，值為 3當量動載荷，N，由于本滾筒只受徑向載荷作用，因此：PNFYpbrbaa56.1982307式中：軸向載荷a徑向載荷， 大小為支反力rF由受力分析可知，此軸承只承受徑向載荷29NFr54.381NFr48.120滾動軸承的當量動載荷 N1.56.3.11rpfPN72.804.2.22 r式中-載荷系數(shù)，根據(jù)載荷性質(zhì)為輕微沖擊，取 =1.5pf pf因 按軸承 2 的受力計算軸的壽命21P hpcnLrh 40518.49372.186056010362 由以上校核可知，選用軸承滿足設(shè)計要求。7.2軸承座的設(shè)計根據(jù)調(diào)心球軸承，軸承型號為 GB/T 288-1994 1316 設(shè)計軸承座，考慮軸承座安裝在槽鋼上，設(shè)計圖如下8.托輥的設(shè)計8.1 設(shè)計托輥的背景30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(qū)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(zhuǎn) 。因此 ,良好托 輥密封結(jié)構(gòu)和密封形式的設(shè)計是提高托輥壽命的關(guān)鍵 ,是降低整機故障率 、降低維護成本的關(guān)鍵 。8.2 設(shè)計方案托輥的性能取決于托輥密封結(jié)構(gòu)。為了保證密封的可靠性 ,減少或者彌補因軸在運轉(zhuǎn)時產(chǎn)生的振動而造成的唇緣與軸頸產(chǎn)生的局部間隙 ,在油封唇緣的上方,加裝一個彈簧 。8.3 托輥的設(shè)計結(jié)構(gòu)如圖示9.焊接件與緊固件的設(shè)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(jié)構(gòu)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(zhì)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。