帶式給料機設計,設計 蘭州交通大學博文學院 畢業(yè)設計(論文)任務書 姓 名 楊文平 學 號 20141366 專 業(yè) 機械工程 班 級 機械工程班 指導老師 董亞軍 職 稱 工程師 題 目 帶式給料機設計 設 計 任 務 1. 研究帶式給料機的種類、用途； 2. 掌握帶式給料機的原理、結構及構成，掌握設計方法 3. 根據實際工作情況，分析工作工況，擬定工作參數，完成帶式給料機的設計，應包括如下內容： （1）帶式給料機總裝配圖一張（A1）； （2）零件工作圖3張；? （3）設計說明書一份。 要 求 （一）基本要求 1.畢業(yè)設計（論文）嚴格按照《蘭州交通大學博文學院畢業(yè)設計（論文）撰寫規(guī)范》和系補充細則撰寫，在撰寫過程中設計要求計算準確，圖紙規(guī)范，條理清晰；論文要求論點明確，論據充分，層次分明，邏輯性強； 2.文字通順、語言流暢、層次分明，標點符號使用正確，沒有錯別字和語法錯； 3.設計圖紙應符合工程圖紙設計規(guī)范要求，線性、字體、作圖規(guī)范應符合標準； 4.畢業(yè)設計應自行完成，禁止找人替代或抄襲；確保畢業(yè)設計（論文）查重率不超過30%； 5.4月21日之前，完成畢業(yè)設計（論文）自查表； 6月1日之前，完成所有的畢業(yè)設計任務。 （二）成果形式? 1.不少于一萬五千字的學士學位畢業(yè)設計說明書一份（包括題目、摘要、關鍵詞，目錄，正文，參考文獻）； 2.符合要求的設計圖紙一套 參考文獻 1.《連續(xù)輸送機械設計手冊》，中國鐵道出版社，王鷹 2.《機械設計》（第九版），高等教育出版社，濮良貴，陳國定，吳立言主編. 3.《機械設計手冊》(新版3)[M]. 機械工業(yè)出版社,2004. 4.《機械制圖》，高等教育出版社，何銘新、錢可強 5.《機械工程材料》，國防工業(yè)出版社，武建軍 進 度 安 排 （1）2018.3.12-2018.3.18，提出選題的初步設想。閱讀相關書籍、文章、做讀書筆記、搜集、整理與論文有關的資料。 （2）2018.3.19-2018.3.24,構思論文框架，編寫畢業(yè)設計大綱和任務書，向指導教師提出開題報告。 （3）2018.3.25-2018.4.20，確定選題素材，分析、篩選已有的文獻資料，并盡可能擴充有關信息資料，撰寫論文初稿。并進行總裝圖，部件圖，零件圖的制作，修改。 （4）2018.4.21-2018.5.7，完成論文二稿，三稿。 （5）2018.5.8 -2018.5.20， 論文定稿。 （6）2018.5.20-2018.6.1，論文答辯。 指導教師 簽 字 系主任 簽 章 目錄 1.1 引言 2 1.2給料機國內外研究應用現狀與發(fā)展趨勢 2 1.2.1 給料機國內外研究應用現狀 2 1.2.2 給料機的發(fā)展趨勢 3 3.1給料機總體設計 4 3.2各裝置的設計 5 3.2.1給料機與料倉連接裝置的設計 5 3.2.2導料裝置的設計 5 3.2.3輸送裝置的設計 6 5.1設計參數 6 5.2功率及張力計算 7 5.3校核膠帶安全系數 11 6.1參數 12 7.1滾筒的結構設計 15 7.1.1軸的結構設計與校核 16 7.1.3滾筒鍵的校核 26 7.1.4軸承的校核 27 7.2軸承座的設計 28 8.1設計托輥的應用 29 8.2設計方案 29 8.3托輥的設計結構 29 9.1料槽中焊縫的校核 30 9.2螺栓連接的校核 31 10.1結構設計 36 10.2受力分析 37 10.3角鋼的校核 37 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； 可替換現用的其它類型的給料機。 給料機可現場分體安裝，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，它只會在此基礎上向更好的方向發(fā)展。 1.2給料機國內外研究應用現狀與發(fā)展趨勢 1.2.1 給料機國內外研究應用現狀 現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Mn13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。 為了克服現有技術的上述不足和缺陷，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封結構 ,良好的密封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 。 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。主要表現在： a.給料機復合技術進一步擴展隨著數控給料機技術進步，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，成形復合加工、特種復合加工等，復合加工的精度和效率大大提高。“一臺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)展正呈現多樣化的態(tài)勢烘干機。 b.智能化技術有新突破數控的智能化技術有新的突破，在數控系統(tǒng)的性能上得到了較多體現。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。 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線已經開始應用磁選機。 d.精密加工技術有了新進展數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0.05μm左右。超精密數控給料機的微細切削和磨削加工，精度可穩(wěn)定達到0.05μm左右，形狀精度可達0.01μm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（0.001μm）。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。 2. 給料機系統(tǒng)簡介 根據設計任務要求，設計給料機系統(tǒng)如下圖： 3.給料機機械裝置的總體設計 3.1給料機總體設計 為實現給料機的功能，給料機必須包括：實現給料機與其他裝置連接的連接裝置；實現物料定向輸送、物料密封的導料裝置，實現物料連續(xù)運輸的輸送裝置。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： 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，料斗尺寸可通過現場實際安裝要求進行重新設計。 3.2.2導料裝置的設計 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： 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。 3.2.3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給料機穩(wěn)定的工作狀態(tài)，其設計簡圖如下： 4、給料機鋼結構 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，面漆顏色根據用戶要求噴涂。 5.輸送機的設計與計算 5.1設計參數 1) 運輸量 Q=4400 t/h 2) 速度 V=1.5 m／s 3) 甲帶輸送帶帶寬 B=1.3 m 4) 上托輥間距 Ltz=0.3 m 5) 下托輥間距 Ltk=1.2 m 6) 物料容重 γ=1000 kg/m3 7) 膠帶帶強 ST630 8) 托輥直徑 Φ159×1400,6205軸承 9) 輸送長度 L=2.6 m 查詢計算部分參數一覽表： 托輥旋轉部分質量G 25.82 ㎏ 膠帶每米長度質量qo 19 kg/ 每米物料重量qg 222.22 ㎏ 模擬摩擦系數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F N b） 加速段被輸送物料與導料欄板間的摩擦阻力F2 =N ——物料與導料欄板間的摩擦系數（0.3~0.5），選擇0.4 ——輸送能力（m3/s） = ——加速段長度（m） 根據材料礦山機械第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 B——排料口寬度 h——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 ——為物料內摩擦系數取0.6 料倉側壁與物料層之間的摩擦力為F F= ——為側壓系數 為物料內摩擦角 為物料與料倉之間的摩擦系數取0.6 甲帶上的物料隨甲帶一起向前運動，則有 = 其中 f1——為物料內摩擦系數，f1=0.6 ——為側壓系數為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θ必須滿足 ——物料與斜坡?lián)醢彘g的摩擦系數（0.5~0.7），選取0.6 本設計中斜坡段傾角為35度。 根據所選用系數，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 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，因此物料在加料口處不會出現死區(qū)現象。 2） 運行阻力 a） 主要阻力F主 —模擬摩擦系數，=0.025 L—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量， --鋼絲繩芯輸送帶的線質量和甲帶的線質量，取ST630, --托輥組的線質量，選取普通托輥Φ159×1400，旋轉質量=25.46 kg == kg = b)加速段外物料與導料欄板間的運行阻力 = N —加速段外導料欄板長度，根據幾何尺寸為 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c以代替上述阻力之和。 綜上所述，圓周力F： ——附加阻力系數，選取1.05 3） 功率計算 ——功率備用系數，1.1~1.2,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 ——動載荷系數，1.1~1.2,選取1.2 ——傳動系數，本系數可查表取0.839，計算公式如下： ——傳動滾筒與膠帶的摩擦系數，取0.25 ——滾筒圍包角，取 5） 垂度條件 a) 承載分支垂度條件 回空分支垂度條件 N 由垂度條件推出傳動滾筒奔離點處膠帶張力為： ——上分支運行阻力 = 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 5.3校核膠帶安全系數 1） 膠帶計算安全系數m ——膠帶額定拉斷力 2） 膠帶需用安全系數 ——附加玩去伸長折算系數，查詢取1.8 ——膠帶接頭效率，查詢取0.85 ——膠帶基本安全系數，查詢取3.2 比較a、b項，，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 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 =25 25 大鏈輪齒數 =25 25 設計功率 Kw = 16.5 —工況系數，選取1.1 特定條件下單排鏈條傳動的功率 Kw 15.7 —小鏈輪齒數系數，取1.05 —排數系數，取1 鏈條節(jié)距 mm 根據與n選取鏈條 28A P=44.45 初定中心距 mm 根據安裝要求選取 622 考慮結構緊湊初定中心距取=14p 以節(jié)距計的初定中心距 節(jié) 14 鏈條節(jié)數 節(jié) 53 鏈條長度 m 2.35 計算中心距 mm 620.43 實際中心距 mm 619.18 鏈條速度 m/s 1.33 有效圓周力 N 12406 作用在軸上的力 N 13646.6 —軸的載荷系數，取1.2 2） 滾子鏈的靜強度計算 ——鏈條極限拉伸載荷，查表可得28A號鏈條為169000 N ——有效圓周力12406 N ——需用安全系數， 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 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=354.6mm 齒頂圓直徑 370.8mm 384.7mm 齒根圓直徑 齒高 確定的最大軸凸緣直徑 注：根據28A鏈號查表， 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 =82.30 =163.58 滾子定位圓弧半徑 =12.83 =13.03 滾子定位角 =136.4 =116.4 注：根據28A鏈號查表， 7.滾筒及其附件的設計與校核 7.1滾筒的結構設計 根據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： 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 滾筒滾筒上所受膠帶張力15248.52+7314.02=22562.54 N 集中力 由滾筒以上受力情況可求： 支反力-3484.54 N F=12400.48 N 各點彎矩大?。? ， 各點計算彎矩大?。? 596895 N.mm 畫出彎矩圖、扭矩圖及彎扭合成圖如下： 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《機械設計》表15-3，取 于是得 （2） 軸段的結構設計 1) 段右側需一軸肩故取又因此段軸上有軸承故Ⅱ-Ⅲ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)同軸度因此選用調心滾子軸承其基本尺寸為mm 右端調心球軸承采用軸肩進行軸向定位，取 Ⅲ-Ⅳ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 4) 軸承端蓋的寬度為: 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Ⅰ-Ⅱ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鏈輪與軸的配合為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尺寸為m6 6) 根據彎扭矩合成圖可知，軸的危險截面會出現在C處作用面，設計此處的軸的軸徑為100，圓角為R2 ，帶鍵槽，根據軸肩，鍵槽對軸的補償 ，設計軸如下圖示： (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，根據軸的彎扭合成強度條件為： 故安全 ( 4) 精確校核軸的疲勞強度 根據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： 截面C左側的彎矩 截面上的彎曲應力 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 截面上軸肩而形成的理論應力集中系數及按表3-2查； 經插值后可查的 由附圖3-1可得軸的材料敏性系數 故有效應力集中系數為 由附圖3-2的尺寸系數由附圖3-3的扭轉尺寸系數 軸按磨削加工由附圖3-4得表面質量系數為 軸未經表面強化處理即 按式3-12及式3-12a 得綜合系數為 由 取 取 于是計算安全系數值按式 3.422 故可知其安全 截面C右側 抗彎截面系數W按表15-4的公式計算: 按抗扭截面系數: 彎矩 : 截面上的彎曲應力為: 截面上的扭轉切應力： 過盈配合處的 軸按磨削加工由附圖3-4表面質量系數為： 故得綜合系數為 故軸在截面右側的安全系數為： 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0.5~1（o）/m 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 a） 鏈輪拉力F在a、b及軸伸段引起的撓度及偏轉角為： b） 式中 ——外伸端長度，本滾筒為110mm， ——集中載荷作用在離支承距離，為129.5mm ——支點間距，為1579mm ——階梯軸當量直徑 ——軸長，1838 mm 、——軸上第i段的長度和直徑 =-0.0001rad b) 集中力F1與F2所引起的轉角與繞度為： -0.0001rad -0.0002 rad 0.0002 rad 0.0001 rad -0.0002rad -0.0001 rad 0.044mm 4 mm 4 mm 綜合以上三個合力所形成的合撓度與轉角為： -0.0003 rad 0.0003 rad -0.0003 rad mm 查表可得一般傳動軸允許撓度為，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，我們對其進行必要的校核。 1） 筒體的結構設計 根據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。 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： 在均布載荷、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， MPa=152 MPa 式中： ——作用在滾筒上的合力 ——筒體厚度為15mm L——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由上可知，筒皮上焊縫滿足設計要求。 選用Q235A鋼板用作滾筒體材料，并取，對于Q235A鋼， 根據材料，滾筒的厚度 取 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 ——焊縫長度，為970mm ——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。 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查的許用擠壓應力=取其平均值得=110Mpa 105.26Mpa 式中： ——轉矩 N.mm ——軸的直徑 mm ——鍵與輪轂的接觸高度，mm，平鍵 ——鍵的工作長度，mm，C型鍵 =100-10=90mm ——鍵的寬度與高度 ——鍵的許用擠壓應力與剪應力，分別為100~120MPa，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 1316 式中： ——基本額定動載荷計算值 N ——指數，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： 式中： ——軸向載荷 ——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 滾動軸承的當量動載荷 N N 式中 ----載荷系數，根據載荷性質為輕微沖擊，取=1.5 因按軸承2的受力計算軸的壽命 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 根據調心球軸承，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 8.托輥的設計 8.1設計托輥的應用 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 ,是降低整機故障率 、降低維護成本的關鍵 。 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 。 8.3托輥的設計結構 如圖示 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。 9.1料槽中焊縫的校核 128.8 MPa=152 MPa 式中： ——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： p——給料機自重及物料重量之和，為保證焊縫的安全增加20%的富余量 735590.4N ——給料機重量，為36000 N ——滿載時物料重量，為576992 N ——作用力矩焊縫的距離，為70mm ——焊接板厚度，為15mm ——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 根據實際設計要求，螺栓組中螺栓設計數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。 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 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 36779.52 N 螺栓的預緊力為： 478133.76 N 式中： ——螺栓預緊力，N ——可靠性系數，取1.3 ——摩擦面數量，取1 ——摩擦面間摩擦系數，查表取0.1 螺栓受力校核： 243.7 MPa 式中： ——螺栓的計算應力 ——螺栓的許用應力，8.8級螺栓計算可得 533~376 MPa 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： 120576~140672 N 式中： ——螺栓危險截面的面積 mm2 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=478133.76N有足夠的富余量，因此設計中的螺栓組符合要求。 擰緊力矩的計算： 308252.88 N.mm 723465 N.mm 式中： ——擰緊力矩系數，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。 b） 僅受剪切力作用的螺栓組的校核 6.81 MPa188 MPa 式中： ——螺栓桿與孔壁的擠壓應力 ——螺栓桿與孔壁擠壓的最小高度，由設計可知為29 mm ——螺栓或孔壁材料許用的擠壓應力，Q235材料為188 MPa，螺栓 螺栓桿的剪切強度校核： 12.58 MPa155 MPa 式中： ——螺栓所受剪切應力 ——螺栓材料許用剪切應力查表可得為155MPa 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，滾筒螺栓設計數為Z=4，對稱布局，采用（GB5780-2000，C級）M24螺栓，螺栓性能等級為8.8級。 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27306.68 N，單個螺栓所受外力為F=6826.67 N 螺栓的預緊力為： 88746.7N 式中： ——螺栓預緊力，N ——可靠性系數，取1.3 ——摩擦面數量，取1 ——摩擦面間摩擦系數，查表取0.1 螺栓受力校核： 196.27 MPa 式中： ——螺栓的計算應力 ——螺栓的許用應力，8.8級螺栓計算可得 533~376 MPa 式中： ——螺栓材料的屈服極限，8.8級中碳鋼螺栓為640 MP C. 校核螺栓所需的預緊力是否合適： 173629~202567 N 式中： ——螺栓危險截面的面積 mm2 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： 638976.24 N.mm 1250128N.mm 式中： ——擰緊力矩系數，查表取0.3 由上述計算可知，扳手擰緊力矩為638976.24 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 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為Z=4，對稱布局，采用（GB5780-2000，C級）M30螺栓，螺栓性能等級為8.8級。 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重力，由上述計算可得為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%的余量，因此單個螺栓所受外力為F=12820.97 N 螺栓受力校核： 18.14 MPa 式中： ——螺栓的許用應力，8.8級螺栓計算可得 533~376 MPa 式中： ——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轉式調心托輥架結構，結構設計如下圖： 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L100×100×10 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。 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 10.3角鋼的校核 MPa 式中： ——角鋼的抗彎截面系數，可查表為40.26 cm3 ——角鋼材料的需用應力，Q235材料為240 MPa 因此角鋼材料滿足設計要求。 10.4槽鋼的校核 MPa 式中： ——槽鋼的抗彎截面系數，可查表為14.1 cm3 ——角鋼材料的需用應力，Q235材料為240 MPa 因此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。 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，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 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)展現狀；掌握了輸送機在使用過程經常出現的問題，并在設計中針對問題做了適當的解決。 致 謝 歷時近三個月的畢業(yè)設計終于完成。在此期間，完成了大學課程的學習，使個人理論水平和實際操作能力得到了飛躍，從而加強了個人在設計，分析，實踐操作中的能力和使專業(yè)知識得到充分鞏固和加強。 這個畢業(yè)設計可以順利完成，我的指導老師給予了很多專業(yè)幫助，指導老師非常關心我選擇的開題報告，指出了開題的方向，幫助分析了該開題的可行性以及實踐中可能出現的問題和注意事項。在選擇課程時，我指出了我需要關注的知識范圍，并幫助我分析相應知識困難的原理，使我的畢業(yè)設計能順利進行。 同時，我也要感謝大學四年所有教過和傳輸知識的老師，他們也幫了我很大的忙,他們的許多想法和建議都激勵著我,提前致謝！ 還有那些在中國工業(yè)制造網和中國機械技術協(xié)會的默默貢獻的朋友，雖然不知道名字，在此也一并致謝！ 由于個人的時間，知識和能力有限，論文中會出現一些疏乎或錯誤是在所難免，在此歡迎各位老師提出批評和糾正并表示感謝！ 參考文獻 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