斗式提升机设备结构的毕业设计

斗式提升机设备结构的毕业设计
目录
1 绪论 (1)
2 斗式提升机的基本结构 (3)
2.1 概述 (3)
2.2 斗式提升机的工作原理 (3)
2.3斗式提升机主要特点 (3)
2.4斗式提升机分类 (4)
2.5常用斗提机选用及相关计算 (5)
3. 提升机主要参数确定 (9)
3.1 提升功率的确定 (9)
3.2 电动机选择 (11)
3.3 减速机设计 (11)
3.3.1皮带的选择计算 (11)
3.4轴承选择与校核 (27)
3.5 轴的强度校核计算 (28)
4 提升机的设计改进 (32)
4.1提升头部结构 (33)
4.1.1头部壳体 (33)
4.1.2 头部下座 (33)
4.2筒体壁厚 (33)
4.3畚斗 (34)
4.4对环链的改进 (34)
4.5单双筒改进 (34)
5.结论 (36)
参考文献 (37)
致谢 (39)
1 绪论
随着生产的不断发展，在现代的工矿企业、车站港口、建筑工地、林区农场、食品加工和国民经济各部门，越来越广泛地使用各种起重运输机械，进行装卸、运转、输送、分配等生产行业。

例如一个年产上千万吨钢的钢铁联合企业，仅运进物了就有两千万吨；再加上生产作业过程中的运转设备，没有现代化、高效率的起重运输机械是无法进行生产的。

在起重运输机械中有些是不可缺少的运转设备，但更多的起重运输机械，其作用早已超出单纯的辅助设备围，它们被直接应用于生产工艺过程中，成为生产作业线上主体设备的组成部分。

钢铁联合企业如此，其他国民经济部门也是如此。

为促进社会主义建设事业的发展，提高劳动生产率，充分发挥起重运输机械的作用是具有重要意义的。

斗式提升机广泛用于垂直输送各种散状物料，国斗提机的设计制造技术是50年代由前苏联引进的,直到80年代几乎没有大的发展。

自80年代以后,随着国家改革开放和经济发展的需要,一些大型及重点工程项目从国外引进了一定数量的斗提机,从而促进了国斗提机技术的发展。

有关斗提机的部颁标准JB3926—85及按此标准设计的TD、TH及TB系列斗提机的相继问世,使我国斗提机技术水平向前迈了一大步, 但由于产品设计、原材料、加工工艺和制造水平等方面的原因,使产品在实际使用中技术性能、传递扭矩、寿命、可靠性和噪声等与国际先进水平相比仍存在相当大的差距。

斗式提升机按牵引形式主要分为胶带式、圆环链式和板链式三种,因经济条件、技术水平及使用习惯等原因,国用户对圆环链式和胶带式斗提机需求量较大,这两种斗提机的技术发展受到较多的关注,而且有较为明显的发展。

TH型是一种圆环链斗式提升机，采用混合式或重力卸料，挖取式装料。

牵引件用优质合金钢高度圆环链。

中部机壳分单、双通道两种形式为机重锤箱恒力自动紧。

链轮采用可换轮缘组合式结构。

使用寿命长，轮缘更换工作简便。

下部采用重力自动紧装置，能保持恒定的紧力，避免打滑或脱链，同时料斗遇到偶然因素引起的卡壳现象时有一定的容让性，
能够有效地保护下部轴等部件。

该斗式提升机适用于输送堆积密度小于1.5t/m3易于掏取的粉状、粒状、小块状的底磨琢性物料。

如煤、水泥、碎石、砂子、化肥、粮食等。

TH型斗式提升机用于各种散状物料的垂直输送。

适用于输送粉状、粒状、小块状物料，物料温度在250℃以下。

垂直斗式提升机用来垂直提升经过破碎机的石灰石、煤、石膏、熟料、干粘土等块粒状物料以及生料、水泥、煤粉等粉状物料。

根据料斗运行速度的快慢不同，斗式提升机可分为：离心式卸料、重力式卸料和混合式卸料等三种形式。

离心式卸料的斗速较快，适用于输送粉状、粒状、小块状等磨琢性小的物料；重力式卸料的斗速较慢，适用于输送块状的，比重较大的，磨琢性大的物料，如石灰石、熟料等。

斗式提升机的牵引构件有环链、板链和胶带等几种。

环链的结构和制造比较简单，与料斗的连接也很牢固，输送磨琢性大的物料时，链条的磨损较小，但其自重较大。

板链结构比较牢固，自重较轻，适用于提升量大的提升机，但铰接接头易被磨损，胶带的结构比较简单，但不适宜输送磨琢性大的物料，普通胶带物料温度不超过60°C，夹钢绳胶带允许物料温度达80°C，耐热胶带允许物料温度达120°C，环链、板链输送物料的温度可达250°C。

2 斗式提升机的基本结构
2.1 概述
根据所运输的物料为散状燃煤，故根据相关手册选用TH250斗式提升机。

TH250斗式提升机的工作原理、性能和特点，采用理论联系实际的方法，研究影响斗式提升机效率的影响因素，进行必要的结构改进，提出结构的方案并实施设计。

主要设计方案如下：
1）对斗式提升机的工作原理进行深入研究，设计出总体方案。

2）设计出合理的提升机结构和零件的强度，保证运行的稳定性。

3）设计出合理的驱动装置，保证运行的高效性。

TH斗式提升机具有输送量大，提升高度高，运行平稳可靠，操作维修简便，寿命长等显著特点。

斗式提升机适用于输送粉状，粒状和小块状的低磨琢性物性，物料堆积密度小于1.5t/m ,物料温度不超过250℃，广泛应用于矿山提升机械。

2.2 斗式提升机的工作原理
斗式提升机是通过紧固在牵引件上的许多漏斗，并环绕在上部头轮和下部尾轮之间，构成了闭合轮廓；驱动装置与头轮轴相连，是斗式提升机的动力部分，可以使头轮轴转动；紧装置一般和下部尾轮相连，使牵引件获得必要的初力，以维持牵引件正常运转。

物料从斗式提升机下部机壳的进料口进入物料，通过流入式或掏取式装入料斗后，提升到头部，在头部沿出料口卸出，实现垂直方向输送物料的目的。

斗式提升机的料斗、牵引构件及头轮和尾轮等安装在全封闭的机壳之。

2.3斗式提升机主要特点
（1）驱动功率小,采用流入式喂料、诱导式卸料、大容量的料斗密集型布置.在物料提升时几乎无回料和挖料现象,因此无效功率少。

（2）提升围广,这类提升机对物料的种类、特性要求少,不但能提升一般粉状、小
颗粒状物料,而且可提升磨琢性较大的物料.密封性好,环境污染少。

(3)运行可靠性好,先进的设计原理和加工方法,保证了整机运行的可靠性,无故障时间超过2万小时。

提升高度高.提升机运行平稳,因此可达到较高的提升高度。

(4)使用寿命长,提升机的喂料采取流入式,无需用斗挖料,材料之间很少发生挤压和碰撞现象。

本机在设计时保证物料在喂料、卸料时少有撒落,减少了机械磨损。

2.4斗式提升机分类
(1）按牵引件分类：
斗式提升机的牵引构件有环链、板链和胶带等几种。

环链的结构和制造比较简单，与料斗的连接也很牢固，输送磨琢性大的物料时，链条的磨损较小，但其自重较大。

板链结构比较牢固，自重较轻，适用于提升量大的提升机，但铰接接头易被磨损，胶带的结构比较简单，但不适宜输送磨琢性大的物料，普通胶带物料温度不超过60°C，钢绳胶带允许物料温度达80°C，耐热胶带允许物料温度达120°C，环链、板链输送物料的温度可达250°C。

斗提机最广泛使用的是带式(TD)，环链式(TH)两种型式。

用于输送散装水泥时大多采用深型料斗。

如TD型带式斗提机采用离心式卸料或混合式卸料适用于堆积密度小于1．5t／m3的粉状、粒状物料。

TH环链斗提机采用混合式或重力式卸料用于输送堆和密度小于1．5t／m3的粉状、粒状物料。

(2）按卸载方式分类：
斗式提升机可分为：离心式卸料、重力式卸料和混合式卸料等三种形式。

离心式卸料的斗速较快，适用于输送粉状、粒状、小块状等磨琢性小的物料；重力式卸料的斗速较慢，适用于输送块状的，比重较大的，磨琢性大的物料，如石灰石、熟料等。

2.5常用斗提机选用及相关计算
（一）目前国常用的斗提机均为垂直式，较新型符合标准TB3926-85的有TD型、
TH 型和TB 型，它们的主要特征、用途及型号见表2-1
（二） TD 型—带式斗式提升机。

适用于输送粉状、颗粒状和小块状的无磨琢性或半磨琢型的物料。

被输送物料的温度，对普通橡胶带不宜超过80℃；对耐热橡胶带不宜超过200℃.
TH —环链式斗式提升机。

适用于适用于输送粉状、颗粒状和小块状的无磨琢性或半磨琢型的物料。

被输送的物料的温度不宜超过250℃.
TB —板式套筒滚子链斗式提升机。

适用于输送中等及大块状的易碎的和磨琢性的物料。

被输送物料的温度不宜超过250℃
（三）常用斗提机功率计算
1、轴功率的近似计算：
P 0 =12(1.15)367
QH k k v （2-1） 式中：P 0-轴功率（千瓦）；
Q-斗提机的输送量（吨/小时）；
H-提升高度（米）；
v-提升速度（米/秒）；
K 1、K 2-系数。

具体见表2-2
2、电动机功率计算： N=K N 2
10ηη （2-2） 式中：N —电动机功率（千瓦）；
N 0—轴功率（千瓦）；
1η—减速机传动效率，对ZQ 型减速机1η=0.94；
2η—三角皮带或开式齿轮传动效率，对三角皮带2η=0.96，对开式齿轮
2η=0.93；
K —功率备用系数。

与高度H 有关，当：H<10米时，K=1.45；10<H<20米时，K=1.25；H>20米时，K=1.15。

表2-1 TD 、TH 、TB 型斗提机特征、型号表
表2-2提升机参数表
3. 提升机主要参数确定3.1 提升功率的确定
关于提升机驱动功率的设计计算一直以来争议不断，资料上推荐的公式多数是延用上世纪80年代的公式，计算复杂，而且所选参数稍有变化时结果的出入却较大，与实际相差甚远。

在查阅大量关于运输机械设计方面的手册和近年来关于斗式提升机驱动功率的各种论文和期刊后，综合各种数据，现参照文献[1]中第十四章斗式提升机中TH 型提升机设计的功率计算部分容，计算过程如下：
1 垂直斗式提升机拟采用卧式减速器。

2 NGW 行星减速装置与普通轮系传动装置相比较具有重量轻、体积小、传动比大、承载能力大及传动效率高的优点。

同时，设计繁琐、结构复杂、加工制造精度高等要求又是其缺点。

但随着人们对其传动的深入了解，结构的不完善，加工手段的不段提高，行星传动装置日益成为矿山机械广泛采用的一类传动装置。

皮带传动经济性好且易维护，可防止过载，拟选用行星减速器和皮带传动配合使用。

TH 型斗提机功率计算
TH 型提升机驱动装置为YY 型（即ZLY 或ZSY 型减速器和Y 型电动机配用）。

传动轴驱动功率由下式求得：
P 0=
3600
QHg
+P S +P L （3-1）
式中 P 0-轴功率（KW ）；
Q-斗提机的输送量（T/h ）； H-提升高度（m ）； g-重力加速度（m/s 2）； P S ，P L —附加功率，KW ，见表3-1
表3-1
由此次TH250斗式提升机设计的条件可以得知，Q=30T/h,t 提升的高度H=15m 重力加速度在此处可取10 m/s 2
将数据代入（3-1）计算可得
55.33.023600
10
153036000=++⨯⨯=++=
L S P P QHg P （3-2） 电机功率 n
P P 0
=
（3-3） 式中 P –电动机功率（KW ）；
P 0- 轴功率（KW ）； n- 总效率，大约为0.7。

所以通过计算可得
P=5.1Kw
3.2 电动机选择
按已知工作要求和条件选用要求电机功率P ＝5.5kW ，转速n=1500r/min 左右，参照文献[1]中电动机的类型及其应用特点，选用Y132S-4型电动机。

3.3 减速机设计
根据文献[2]中的YY 型驱动装置的选型原则及规可知，TH250提升机功率为5.5Kw 时，应选用Y5Y125驱动装置，在已选择Y132S-4电动机后，应选择型号为ZLY125-18-Ⅰ（S ）/Ⅱ（N ）的减速器 3.3.1皮带的选择计算 1确定计算功率ca P
由文献[3]表差得工作情况系数A K =1.5，故
25
.85.12.1=⨯==P K P A ca
2选择V 带的带型
根据功率与转速选用A 型
3确定带轮的基准直径d d 并验算带的速度
1）初选小带轮的基准直径1d d 。

取小带轮的基准直径1d d =90mm 2)验算带速v 。

验算带的速度
v =
78.660000
1440
9014.36000π11=⨯⨯=⨯⨯n d d
因为5m/s<v<30m/s,故带速合适
3）计算大带轮的基准直径。

计算大带轮的基准直径2d d 17.226905133.2122=⨯==mm d i d d d mm
圆整为2d d =227mm
4确定V 带基准长度d L 和中心距a 1） 初取中心距7000=a mm 2）
计算带所需的基准长度0d L
do L ≈20
2
122104)(2)(πa d d d d a d d d d -+
++ =700
4)90227(2)22790(14.370022
⨯-+++⨯=1904.39mm
选取带的基准长度d L =2000 3）计算实际中心距a 。

7482
)
39.19042000(7002'
00=-+=-+≈d d L L a a
5验算小带轮包角1α
1α= 3.5718012⨯--
a D D = 3.57748
90227180⨯--=169.5 120> 6确定V 带根数z
1） 计算单跟V 带的额定功率r P
由1d d -90mm 和1n =1440r/min,查表8—4a 得07.10=P KW
根据1n =1440r/min ，i=2.5133和A 型带，查表8—4a 得△0P =0.17KW. 得98.o K a =，得03.1=L K ，于是
59.603
.198.0)17.007.1(25
.8)(00=⨯⨯+=∆+=
L a ca K K P P P z
圆整 7=z
7计算单根V 带的初拉力的最小值（min 0)F
得A 型带的单位长度质量q=0.1kg/m,所以
2min 0)15.2(500)(qv K zv P F a ca +-=
==⨯+-⨯⨯278.61.0)198
.05
.2(78.6725.8500139N 应使带的实际初拉力0F >min 0)(F 8计算压轴力P F 压轴力的最小值为
N F z F P 84.19372
5
.169sin
139722
sin
)(21
min 0=⨯⨯⨯==α 9带轮槽间距15=e 槽边距9min =f 带轮宽mm f e z B 1082)1(min =+-= 3.3.2行星轮（参数）传动设计 （1）传动型选择
按电动机功率7.5KW ，总传动比16.30746
.471440'===
n n i 。

选用效率较高的单级NGW 型行星齿轮减速器，采用中心轮a1浮动而齿轮b1固定的结构。

(2）传动比分配
查表知单级行星齿轮减速器的传动比为2.1~12.7，选单级减速器1i =12，V 带的
传动比为2i =2.5133。

（3）传动装置运动参数的计算
从输入端开始电动机和皮带的功率与转速为
kw P 5.5=电动机 m in /14401r n =；皮带P =电动机
P ⨯kw 28.596.05.54
=⨯=η
m in
/5732r n =
（4）输入级计算
1）配齿计算，选择行星轮数目，取. 3=W n 确定各轮齿数，按1.1-2所选配齿
方法进行计算 C n i W
aH
b = 适当调整aH b i =12使C 为整数，则
68312=⨯a
Z 17=a Z 187)112(17)1(=-⨯=-=aH b a b i Z Z
85)17187(2
1
)(21'=-=-=
A b c Z Z Z 采用不等角变位时，应将算出的c Z '减去0-2个齿，以适应变位的需要，取84=C Z 则：
0198.184
1784
187=+-=+-=
c a c b Z Z Z Z j
查出使用的预计啮合角在'202520' -=ac α， 2018'-=cb α 预取 22''=ac α，
19''=cb α
2）按接触强度初算c a -传动的中心距和模数 输入转矩 Nm n P T 88573
28
.595509550
2
=⨯
==皮带 设载荷不均匀系数15.1=c K （取C=1.1 太阳轮与行星架同时浮动）
在一对c a -传动中，小轮（太阳轮）传递的转矩 Nm K n T T c W a 73.3315.13
88
=⨯== 查得接触强度使用的综合系数5.2=K 齿数比 9412.417
84
===
a c Z Z u 太阳轮和行星轮的材料用i n r T M C 20渗碳淬火，齿面硬度在56-60HRS, 选取取齿宽系数5
.0==a
b
a ϕ 计算中心距
lim
3
2)
1(483H a a
u KT u a σϕ+≥=483⨯（4.9412+1）⨯
2
3
1300
9412.45.073
.335.2⨯⨯⨯ =78.15mm
模数 mm Z Z a m c a 548.184
1715
.7822=+⨯=+=
圆整 取mm m 2= 未变位时
mm Z Z m a c a ac 101)8417(22
1
)(21=+⨯⨯=+=
按预取啮合角 22''=ac α可得c a -传动中心距变动系数
6813.0)122cos 20cos ()8417(21)1''cos cos )((21=-⨯+=-+=
ααc a ac
Z Z y 则中心 mm y a a ac ac ac 6813.1016813.0101'=+=+= 取mm a ac 103'=
3）计算c a -传动的实际中心距变动系数ac y 和啮合角ac 'α
ac y =
12
101
103'=-=-m a a ac ac 921446.020cos 103
101
cos ''cos ===
ααac ac ac a a '5122' =∴ac α
4）计算c a -传动变位系数
αinv α
inv αn )
Z (Z ac x ac c a tan 2-+=∑
=（17+84）⨯05795.120
tan 220'5122=-
inv inv 校核，∑ac x 在65P P -之间，为综合性能较好区，可用图16.2-8分配变位系数，得
53.0=a x
而528.053.005795.1=-=-=∑a c x ac x x
5）计算b c -传动的中心距变动系数cb y 和啮合角cb 'α
b c -传动未变位时的中心距
mm Z Z m a C b cb 103)84187(2
2
)(2=-=-=
则02
103103'=-=-=
m a a y cb cb cb 20'=∴cb α
6）计算b c -传动变位系数
20=cb α 0=∴∑cb x
528.0528.00=+=+=∴∑c b x cb x x
7）几何尺寸计算
公式计c b a ,,轮的分度圆直径，齿顶圆直径
c a -齿轮副
齿数比 9412.417
84===
a c Z Z u 分度圆直径 a d =Z Z mm m 34217=⨯=
c d =c Z mm m 168284=⨯=
节圆直径 mm u za d ac a 101.341
9412.4101
21''=+⨯=+=
mm ud d a c 99.167349412.4'=⨯==
齿顶高 *
=a
aa h h mm y x a 47.1105795.153.01=+-+=∆-+ mm y x h h c a ac 47.1057951.0528.01=-+=∆-+=*
齿根高 mm m x c h h a a fa 44.12)53.025.01()(=-+=-+=**
mm m x c h h c a fc 45.12)528.025.01()(=-+=-+=**
全齿高 2)057951.0528.012()2(⨯-+⨯=∆-+=*
m y x h h c a
a =4.38mm
mm
m y x h h c a c 38.42)057951.0528.012()2(=⨯-+⨯=∆-+=*
齿顶圆直径 m y x h d d c a
a aa )(2∆-++=*
=34+2（1+0.53-0.057951）2=37.7mm
m y x h d d c a c ac )(2∆-++=*
=168+2（1+0.528-0.057951）2=173.88mm
齿根圆直径 m x x h d d a c a a fa )(2-+-=*
=34-2（1+0.25-0.53）2=31.12mm
m x x h d d c c a a fc )(2-+-=*
=168-2（1+0.25-0.528）2=165.1mm
齿宽 mm b a 525.0103=⨯=
mm b b a c 58)105(=-+=
b c -齿轮副 齿数比 23.284
187
===
c b Z Z u 分度圆直径 c
d =c Z mm m 168284=⨯=
mm m Z d b b 3742187=⨯==
节圆直径 mm ud d a c 99.167349412.4'=⨯==
mm ud d c b 64.37416823.2'=⨯==
齿顶圆直径 m y x h d d c a
c ac )(2∆-++=*
=168+2（1+0.528-0.057951）2=173.88mm
)
(22K y x h d d b a b ab -∆+--=*
848.372)184.0528.01(4374=--⨯-=mm
其中 184.0528.0125.025.0125.025.02=⨯-=-=b x K
0=-=∆∑bc y bc x y
齿顶高 mm y x h h c a
ac 47.1057951.0528.01=-+=∆-+=*
mm d d h b b ab 576.0)848.372374(5.0)(5.0'
=-⨯=-=
齿根圆直径 m x x h d d c c a a fc )(2-+-=*
=168-2（1+0.25-0.528）2=165.1mm
m
x x h d d b c a b fb )(2+++=*
112.3812)528.025.1(2374=++=mm
全齿高 m y x h h c a c )2(∆-+=*
38.42)057951.0528.012(=⨯-+⨯=mm
)
(5.0ab fb b d d h -=
132.4)848.372112.381(5.0=-⨯=mm
齿宽 58)105(=-+=a c b b 52=b b
8）装配条件的验算
对于所设计的行星齿轮传动应满足装配条件 a)同心条件 按公式17.2-3 对于角度变位传动应满足公式
=+'cos tac C a Z Z α'
cos tbc
c
b Z Z α-
6.109'3021cos 84
17cos '=+=+ tac c a Z Z α 6.10920
cos 84187cos '=-=-
tbc c b Z Z α 满足同心条件
b)装配条件 按公式17.2-4
683187
173=+=+b a Z Z 为整数满足条件
c)邻接条件 即保证相邻两行星轮的齿顶不相碰
ac
W
ac
d n a >
180sin 2'
88.1733180sin 1032>⨯
满足邻接条件
9）验算c a -和b c -传动的接触强度和弯曲强度
s m i n d v aa H
/935.060
6000)
1211(5733414.3601000)1
1(π1=⨯-⨯⨯=
⨯-= c a -齿轮副：
选择齿轮材料，确定许用应力
由表6.2选太阳轮和行星轮用i n r T M C 20 许用接触应力[]N H H H Z S min
lim
σσ=
接触疲劳极限lim H σ 查图6.4 1300Mpa 接触强度寿命系数N Z 应力循环次数N
911103.1)163008(0189.15736060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N
891
2106.29412
.4103.1⨯=⨯==u N N 得11=N Z 05.12=N Z 接触强度最小安全系数min H S
则 []130********=⨯=H σ []1365105.113002=⨯=H σ 许用弯曲应力[]F σ ，由式6-12得， []X N F H F Y Y S min
lim
σσ=
弯曲疲劳极限lim F σ， 双向传动乘0.7
21lim /750mm N F =σ 22lim /650mm N F =σ
弯曲强度寿命系数N Y ， 查图6-8 121==N N Y Y 弯曲强度尺寸系数X Y ，查图6-9 X Y =1 弯曲强度最小安全系数4.1min =F S
则 []21/5.5374
.111750mm N F =⨯⨯=σ
[]22/3254.17.011750mm N F =⨯⨯⨯=σ
①齿面接触疲劳强度设计计算 太阳轮分度圆直径a d 得
[]
u
u KT Z Z Z d d H H E a 1
2)(
12
±≥ϕσε
齿宽系数5.0=d ϕ 按齿轮相对轴承为非对称布置 太阳轮齿数17=a Z 行星轮齿数84=c Z 9412.4=u 太阳轮转矩mm N n P T ⋅=⨯⨯=46001055.91
6
载荷系数 βαK K K K K V A =
A K -使用系数 查表6.3 得A K =1.35 V K -动载系数 由推荐值1.05-1.4 得V K =1.2
αK - 齿间载荷分配系数，由推荐值1.0-1.2 得αK =1.1
βK -齿向载荷分布系数，由推荐值 1.0-1.2 得βK =1.1
得 96.11.11.12.135.1=⨯⨯⨯=K 材料弹性系数E Z ，得8.189=E Z 节点区域系数H Z ，得35.2=H Z
重合度系数εZ 由推荐值0.85-0.92 得87.0=εZ 故 3219412
.4)
19412.4(5.04600096.12)130087.035.28.189(
+⨯⨯⨯⨯≥d
79.331≥d
②齿根弯曲疲劳强度校核计算 由式6-10 []F Sa Fa F Y Y Y m
bd KT σσε≤=
11
2 齿行系数Fa Y 和应力修正系数Sa Y 查表6.5 得
97.2=Faa Y 21.2=Fac Y 52.1=Saa Y 77.1=Sac Y
重合度[])tan (tan )tan (tan π
21
21ααααε-+-⨯=
a c a a a Z Z =
+-⨯+⨯⨯⨯⨯⨯)20tan )2217220cos 172s (tan(arcco 17[14.321
)]
20tan )2284220cos 842s (tan(arcco 84 -⨯+⨯⨯⨯⨯
=1.667
重合度系数699.075.025.0=+=a
Y εε
故 2148.1625.51234699
.052.197.2460096.12mm N F =⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
σ
226.5058
284699
.077.121.2460096.12mm N F =⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
σ
b c -齿轮副：
许用弯曲应力 []F σ ，由式6-12得， []X N F H F Y Y S min
lim
σσ=
弯曲疲劳极限lim F σ， 查图6-7， 双向传动乘0.7
21lim /650mm N F =σ 22lim /600mm N F =σ 弯曲强度寿命系数N Y ，查图6-8，121==N N Y Y
弯曲强度尺寸系数X Y ，查图6-9，X Y =1 弯曲强度最小安全系数4.1min =F S 则[]3254.1117.06501=⨯⨯⨯=
F σ []6
.4284
.17
.0116002=⨯⨯⨯=F σ 2.5555516834333730
3=⨯⨯==
c a a c
d d T T
根据接触强度计算来确定齿轮的材料 计算得MPa H 480lim ≥σ
齿轮材料选用o r M C 42调质，要求表面硬度260≥HBS []9
b c -传动的弯曲强度验算 []F Sa Fa F Y Y Y m
bd KT σσε≤=
11
2 齿行系数Fa Y 和应力修正系数Sa Y 得
13.2=Fab Y
85.1=Sab Y 77.1=Sac Y
重合度 [])tan (tan )tan (tan π
21
21ααααε-+-⨯=
a b a c a Z Z =
+-⨯+⨯⨯⨯⨯⨯)20tan )2284220cos 842s (tan(arcco 84[14.321
)]
20tan )22187220cos 1872s (tan(arcco 187 -⨯+⨯⨯⨯⨯
=1.82
重合度系数 662.075
.025.0=+
=a
Y εε
故21`9.2858
2168662
.077.121.22.5555596.12mm N F =⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
σ
2
2`87.1164
2374662
.085.113.22.5555596.12mm N F =⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
σ 2F σ和2F σ都小于[]F σ满足要求
10）齿轮联轴器的设计与计算
（1）齿行角 20=α z=21 则mm mz d 63321=⨯==
齿顶高系数 齿轮 8.0=*
a h
. 外齿轮 1=*
a h
齿顶圆直径 外齿轮 mm m z m h d d a
a 69)2(21=+=+=*
齿轮 mm m z m h d d a
a 2.58)6.1(22=-=-=*
齿根圆直径 外齿轮 mm m d d f 575.21=-=
齿轮 mm m d d f 6922=+=
齿宽系数 3.0==
d
b
d ϕ mm b 9.183.063=⨯= 齿套长度 m E
L 65sin =≥
ω
L=80m
（2）齿轮联轴器强度计算
齿轮切应力：[]11假设轮齿是在节圆线上发生剪切 则剪切应力为
p n
c m
a c K S dz
b K K TK ττ≤=
2000
载荷不均匀系数2=c K 工况系数35.1=a K 齿轮载荷分布系数1=m K 节圆直径 mm d 63= 齿数21=z 齿宽mm b 30=
14.321
3π
63=⨯⨯=
c S 5.0=n K 查表的MPa p 350=τ MPa cp 35=σ
则p MPa ττ<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
986.35
.014.33021631
35.12460002000
满足要求
（3）齿轮挤压应力
查得 2=h 1=w K
w
m
a c dzbhK K TK 2000=
σ
MPa 565.11
23021631
35.1460002000=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
cp c σσ< 满足要求
（4）齿套厚度mm 6=δ 强度满足要求 3.4轴承选择与校核
(1)轴承只受径向载荷[][]1514 P=R
则合成支反力6.1010748.719747.7096222
221=+=
+=H H H R R R 18.140213.36899.13522
22221=+=+=V V V R R R
暂选深沟球轴承6310，其额定动载荷KN C r 8.61=(GB/T276-1995) 查表得1=x 0=y
由式10-7 当量动载荷)(yA xR f P p += 轴承工作式由轻微冲击，载荷系数1.1=p f
故36.11118)6.101071(1.1)(=⨯⨯=+=yA xR f P p （2）计算轴承寿命h L
轴承寿命ε
)(60106P
C f n L t h =
因轴承工作温度不高，得温度系数1=t f 寿命指数，对于球轴承3=ε
故02.4995)36
.11118618001(57360103
6=⨯⨯=
h L 而38400300168'=⨯⨯=h L h L <'h L 该轴承不合格 改选6410, 其额定动载荷KW C 2.92=
则 ε
)(60106P
C f n L t h =
8.16586)36
.11118922001(573601036=⨯⨯=
9600300162'=⨯⨯=h L h L >'h L 即满足两年大修期使用要求。

3.5 轴的强度校核计算
1）轴的受力分析及弯扭矩图3-2所示[]16 2）计算支承反力
由于轴在水平面上不受力，所以
H R F 1= H R F 2 =0 （3-6） 在竖直面上
N F G G F F t t 321211024.98502151025891⨯=+⨯⨯⨯+=++=+预 （3-7）
式中：1G ——同一时刻提升机上行料斗中物料重量
预F ——环链预紧力（平均每米长度牵引构件重量，25kg/m ）
2G ——牵引构件重量（2000N ）
， kN kN F F F F t t V R V R 62.42
24.922121==+=
=
（3-8）
mm N mm N L F M V R ⋅=⋅⨯⨯=⋅=16170003501062.4321 （3-9）
mm N mm T ⋅=⋅⨯
⨯=11222118
.465
.51095493 （3-10）
3） 按弯扭合成强度条件计算如下
很显然b-b 截面为危险截面。

由于弯曲应力b σ为对称循环，扭转切应力τ为静应力，则 MPa W T M ca 75.2290
1.0)11222113.0(1617000)(32
222=⨯⨯+=+=ασ （3-11）
式中 ca σ——轴的计算应力，Mpa
M ——轴所受的弯矩，mm N ⋅
图3-2 轴的受力分析及弯扭矩图
T ——轴所受的扭矩，mm N ⋅
W ——轴的抗弯截面系数，3mm
α——折合系数，当扭转切应力为静应力时，取α≈0.3
查手册45钢，调质处理许用弯曲应力[1-α]=60>ca σ 所以b-b 截面左侧安全，显然b-b 截面右侧也是安全的。

4） 安全系数校核[]18
轴的材料为45钢，调质处理。

又文献3表15—1查的B σ=640MPa ，1-σ=275MPa ，1-τ=155MPa 。

截面上的弯曲应力
a σ=W M =390
1.01617000⨯=2
2.18MPa （3-12） 截面上的扭转切应力
a τ=T W T =390
2.01122211⨯=7.70MPa （3-13） 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数σα及τα按文献3附表3—2查询。

因
4d r =90
6.1=0.017，45d d =90100=1.11，经插值后可查得 σα=2.2 ，τα=1.32
又由附图3—1可得轴的材料的敏感系数为
σq =0.8 ，τq =0.83
故有效应力集中系数按式（附表3—4）为
σk =1+σq （σα—1）=1+0.8⨯（2.2—1）=1.88 （3-14）
τk =1+τq （τα—1）=1+0.83⨯（1.32—1）=1.27 （3-15）
由文献3附图3—2的尺寸系数σε=0.62；由附图3—3的扭转尺寸系数τε=0.78
轴按磨削加工，由文献3附图3—4得表面质量系数为
αβ=τβ=0.92
轴未经表面强化处理，即q β=1，则按文献3式（3—12）及式（3—12a ）得综合系数为
σK =σσεk +σ
β1—1=62.088.1+92.01—1=3.12 （3-16） τK =ττεk +τ
β1—1=78.027.1+92.01—1=1.71 （3-17） 碳钢的特性系数
σψ=0.1～0.2， 取σψ=0.1
τψ=0.05～0.1， 取τψ=0.05
于是，计算安全系数ca s 值，按文献3中的式（15—6）～(15—8)则得 97.30
25.018.2212.32751=⨯+⨯=+=-m a K S σψσσσσσ （3-18） 08.222
48.1705.0270.771.11551=⨯+⨯=+=-m a K S τψτττττ （3-19） 9.308.2297.308.2297.32222=+⨯=+=τστ
σS S S S S （3-20）
许用安全系数[]，
5.1
3.1～
S=显然S>[]S, 故b—b剖面安全。

以上计算表明，轴的弯扭合成强度和疲劳强度是足够的。

4 提升机的设计改进
4.1提升头部结构
4.1.1头部壳体
原来的生产能力低，磨损大，效率低，而且是不易安装和检修，增加了运营成本。

现在改进后提升机头部上盖形状均按线速度和卸料抛物线设计而成如图（1），以减轻物料对上盖的磨损。

同时，为了延长物料对上盖的磨损周期，在头部顶盖增添了无毒耐磨塑料板，使物料顺耐磨板滑下。

为了便于安装或检修，头部设计为对开式，以法兰联接[]17。

图（1）头部壳体示意图
4.1.2 头部下座
原来的采用的整板不折弯形式组装而成，不仅是强度低而且外观也是不好看，
密封性也差，占用空间也是大，降低了生产效率。

现在采用整板折弯形式组装而成，不仅强度高且外形美观，密封性好，不漏斗，下雨不进水，同时提高了生产效率。

4.2筒体壁厚
原来小提升机筒体的壁厚仅是1.5mm或2mm，现在高大提升机筒体壁厚增加到3到5毫米，虽然说是增加了成本，但是效率也是提高了，运输的速度提升了，相对而言也是比原来成本还低，还是增加了安全性[]18。

4.3畚斗
从布置形式改进以前畚斗运送能力小，各方面的要求也是比较小，因此畚斗采用单列布置形式，见图（2）。

现在的运送能力增加，运送量也是比较大，改进后采用双列搓牌形式布置，见图（3），这样可以使两列畚斗的进料产生一个时间差，以降低进料阻力，卸料时也有一个时间差，防止头部瞬间卸料过多产生堵料[]21。

图（2）单列布置形式图（3）双列搓牌形式
4.4对环链的改进
TH系列斗式提升机的机壳钢板加厚、刚性好。

输送物料的温度最高可达250℃。

提升高度运行平稳可靠，噪音小，维护方便。

TH系列斗式提升机的.中节机壳具有单通道和双通道两种形式。

改进机型的提升输送量比普通机型提高30%以上。

.提升机环链采用低合金钢锻造，并经渗碳淬火处理，具有极高的抗拉强度和耐磨性能。

4.5单双筒改进
20世纪七八十年代使用的提升机高度低，生产能力小，牵引带线速度低时多采用单筒。

目前，高大提升机牵引带线速度快，采用单筒式，机筒的粉尘极易形成涡流达到爆炸下限浓度而增加安全隐患。

采用双桶式则可有效阻隔粉尘形成涡流。

在头部盖上上行筒顶部增加吸风口或做成活门式作为泄爆口，使头部泄爆面积达到0.1—0.2㎡，见下图（4），由于生产能力大，粉尘量大，出料口处物料比较分散，在出料口处设置吸风口可以将卸料过程中产生的粉尘强制排出，降低提升机粉尘浓度，避免在提升机形成粉尘涡流。

因高大提升机进料量大，带入的粉尘多，不排除就会随牵引带的运行进入提升机筒，增大机筒的粉尘浓度，在尾部机座的两机筒位置中间设置吸风口，可以使进料过程中产生的粉尘及时排出。

图(4) 双筒式防泄爆设计
5.结论
在老师的关心和指导下，经过三个月的设计，斗式提升机的改进是终于完成了，在此过程中我学到了：
1、通过设计，学到了一种总体的思维方式，在以后的学习和工作中，会有
整体的一种思维模式。

2、在计算的过程中，又一次的回顾了大学四年所学知识，对大学四年的知
识有一个更深刻的认识。

3、学会了通过查阅文献书籍，从而更好地完成任务。

4、设计的过程中，学到了通过各个方面查阅从而完善自己的工作任务。

5、掌握了一些基本的画图知识，学会了简单的运用软件。

但是还有一些缺点：
1、计算过程中，还是发现自己的知识掌握的不牢固，学的不够结实。

2、设计的可能是仅仅的自己一点小小的想法，不够全面，考虑的不周到，
可能是还是不能实施。

3、还是有点不能完全的应用所学知识，不能学以致用。

4、在查阅资料的问题上，有一些东西，还有图完全是不知道怎么寻找。

5、还是不能跟老师多多沟通，在以后的工作中，一定会多多注意一点的，
跟老师的观念尽量是一致。

参考文献
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