斗式提升機是一種被普遍采用的垂直輸送設備，用于運送各種散狀和塊狀物料，例如水泥，沙，土，煤，糧食等，并廣泛用于建材、電力、冶金、機械、化工、輕工、有色金屬、糧食等各工業(yè)部門(mén)。
國內斗式提升機的設計制造技術(shù)是50年代由蘇聯(lián)引進(jìn)的，知道80年代幾乎沒(méi)有太大的發(fā)展。再此期間，各行各業(yè)就使用中存在的一些問(wèn)題也做過(guò)一些改進(jìn)。從80年代以后，隨著(zhù)國家改革開(kāi)放和經(jīng)濟發(fā)展的需要，一些大型企業(yè)及重點(diǎn)工程項目引進(jìn)了一定數量的斗式提升機，從而促進(jìn)了國內提升機的發(fā)展。直到近來(lái)，斗式提升機的大型化包括大輸送能力、大單機長(cháng)度和大輸送傾角等幾個(gè)方面。不少?lài)艺谔剿鏖L(cháng)距離、大運量連續輸送物料的更完善的輸送機結構。
隨著(zhù)國民經(jīng)濟的發(fā)展運輸機械行業(yè)在引進(jìn)、吸收、消化了世界各國斗式提升機的最新技術(shù)，并結合我國實(shí)際情況，使得新材料、新工藝、新產(chǎn)品不斷地出現。例如：由于自動(dòng)焊接技術(shù)的出現，箱形結構的垂直輸送機越來(lái)越受到人們的歡迎。由于計算機技術(shù)的推廣應用，利用計算機進(jìn)行輔助設計(CAD)和輔助制造(CAM)，使輸送機的整體布置更趨優(yōu)化，基本零件更加緊湊耐用。由于自控技術(shù)和數顯技術(shù)的廣泛普及，使運輸機的控制和安全保護裝置大為改善，保證了作業(yè)的安全性和可靠性?，F在許多企業(yè)能夠批量生產(chǎn)各種類(lèi)型的輸送機械，不僅滿(mǎn)足了國內市場(chǎng)的需求，部分產(chǎn)品還打入了國際市場(chǎng)。
斗式提升機的優(yōu)點(diǎn)是，結構比較簡(jiǎn)單，能在垂直方向或傾角較小范圍內運輸物料而橫斷面尺寸小，占地面積小，能在全封閉罩殼內運行工作，不揚灰塵，避免污染環(huán)境，必要時(shí)還可以把斗式提升機底部插入料堆中自行取料。
與其它斗式提升機相比,帶式斗式提升機更具有速度高,運轉均勻而安靜,抗磨性高,耐腐蝕等優(yōu)點(diǎn)。
斗式提升機也有一些缺點(diǎn)，過(guò)載的敏感性大，必須均勻給料，料斗和牽引構件較易破壞。機內較易形成粉塵爆炸的條件，斗和皮帶容易磨損，被輸送的物料受到一定的限制，只適宜輸送粉末和中塊狀的物體。
正確選用料斗的尺寸和形狀、運動(dòng)速度、滾筒與鏈輪尺寸以及適合于物料物理性質(zhì)和提升機工作條件的機首和底座尺寸是斗式提升機能否正常工作的條件。在設計提升機前，必須分析它的工作條件，特別是對于調整提升機，應研究物料在料斗內的運動(dòng)及從物料中拋出的情況。
根據設計題目及設計內容的要求，我們選取的取料方式為掏取式，選取鋼絲繩芯膠帶作為牽引構件，料斗密集排列，卸料方式為離心式，尾部采用重錘張緊裝置。此設計方案在以前設計的提升機基礎上對其進(jìn)行改進(jìn)，發(fā)揚其缺點(diǎn)，進(jìn)一步完善提升機的性能，提高其工作能力。

　　第1章 本課題介紹及設計理論

　　
1.1概述
此次設計是研究TD250斗式提升機的工作原理、性能和特點(diǎn)，采用理論聯(lián)系實(shí)際的方法，研究影響斗式提升機效率的影響因素，進(jìn)行必要的結構改進(jìn)，提出結構的方案并實(shí)施設計。同時(shí)，進(jìn)行相關(guān)結構參數和工藝參數的設計與計算、總體方案設計，總體裝配以及傳動(dòng)等部件和相關(guān)零部件設計及繪制。

　　1.2斗式提升機工作原理

　　1.2.1 斗式提升機分類(lèi)
1）按牽引件分類(lèi)：
斗式提升機的牽引件有環(huán)鏈、板鏈和膠帶等幾種。環(huán)鏈的結構和制造比較簡(jiǎn)單，與料斗的連接也很牢固，輸送磨琢性大的物料時(shí)，鏈條的磨損較小，但其自重較大。板鏈結構比較牢固，自重較輕，適用于提升量大的提升機，但鉸接接頭易被磨損，膠帶的結構比較簡(jiǎn)單，但不適宜輸送磨琢性的物料，普通膠帶物料溫度不超過(guò)60oC,鋼繩膠帶允許物料溫度達80oC,耐熱膠帶允許物料溫度達120oC,環(huán)鏈、板鏈輸送物料的溫度可達250oC。斗提機最廣泛使用的是帶式（TD），環(huán)鏈式（TH）兩種型式。用于輸送散裝水泥時(shí)大多采用深型料斗。如TD型帶式斗提機離心式卸料或混合式卸料適用于堆積密度小于1.5t/m3粉狀、粒狀物料。TH環(huán)鏈斗提機采用混合式或重力式卸料用于輸送堆積密度小于1.5t/m3粉狀、粒狀物料。
2）按卸載方式分類(lèi)：
斗式提升機可分為：離心式卸料、重力式卸料和混合式卸料等三種形式。離心式卸料的斗速較快，適用于輸送粉狀、粒狀、小塊狀等磨琢性小的物料；重力式卸料的斗速較慢，適用于輸送塊狀的，比較重大的，磨琢性大的物料，如石灰石、熟料等。
1.2.2 斗式提升機的裝載和卸載
斗式提升機的裝載方式有三種，即流入式裝載如圖1-1、掏取式裝載如圖1-2和混合式裝載，流入式裝載主要用于輸送大塊和磨琢性大的物料，散料均勻落入料斗中，形成比較穩定的料流，進(jìn)料口下部應有一定的高度，采用該方式裝載時(shí)一般料斗布置較密；以防止物料在料斗之間撒落，料斗的運行速度不得超過(guò)1m/s。掏取式主要用于輸送粉狀、粒狀、小塊狀等磨琢性小的散狀物料，由于在掏取時(shí)不會(huì )產(chǎn)生很大的阻力，所以允許料斗的運行速度較高，為0.8~2m/s。介于兩者之間采用混合式。

　　
卸載方式有離心式、重力式及混合式三種。
離心式卸料如圖1-3(b)料斗的運行速度較高，通常取為1~2m/s。如欲保持這種卸載必須正確選擇驅動(dòng)輪的轉速和直徑，以及卸料口的位置。其優(yōu)點(diǎn)是：在一定的料斗速度下驅動(dòng)輪尺寸為最小，卸料位置較高，個(gè)料斗之間的距離可以減小，并可提高卸料管高度，當卸料高度一定時(shí)，提升機的高度就可減小，缺點(diǎn)是:料斗的填充系數較小，對所提升的物料有一定的要求，只適用于流動(dòng)性好的粉狀、粒狀、小塊狀物料。
重力式卸載如圖1-3(a)適用于卸載塊狀、半磨琢性或磨琢性大的物料，料斗運行速度為0.4-0.8m/s左右，需配用帶導向槽的料斗。其優(yōu)點(diǎn)是：料斗裝填良好，料斗尺寸與極距的大小無(wú)關(guān)。因此允許在較大的料斗運行速度之下應用大容積的料斗，主要缺點(diǎn)是：物料拋出位置較低，故必須增加提升機頭的高度。
物料在料斗的內壁之間被拋卸出去，這種卸料方式稱(chēng)為離心-重力式卸載。常用于卸載流動(dòng)性不良的粉狀物料及含水分物料。料斗的運行速度為0.6-0.8m/s范圍，常用鏈條做牽引件。 1.2.3 斗式提升機的主要部件
斗式提升機的主要部件有：驅動(dòng)裝置、出料口、上部區段、料斗、牽引件、中部機殼、下部區段、張緊裝置、進(jìn)料口、檢視門(mén)。
驅動(dòng)裝置由電動(dòng)機、減速器、逆止器或制動(dòng)器及聯(lián)軸器組成，驅動(dòng)主軸上裝有滾筒或鏈輪。大提升高度的斗提機采用液力偶合器，小提升高度時(shí)采用彈性聯(lián)軸器。使用軸裝式減速機可省去聯(lián)軸器簡(jiǎn)化安裝工作，維修時(shí)裝卸方便。
料斗通常分為淺斗、深斗和有導向槽的尖棱面斗。淺斗前壁斜度大深度小，適用于運送潮濕的和流散性不良的物料。深斗前壁斜度小而深度大，適用于運送干燥的流散性好的散粒物料。有導向側邊的夾角形料斗前面料斗的的兩導向側邊即為后面料斗的卸載導槽，它適用于運送沉重的塊狀物料及有磨損性的物料，散裝水泥由于流動(dòng)性好且干燥，用深斗較合適，卸載時(shí)，物料在料斗中的表面按對數螺線(xiàn)分布，設計離心卸料的料斗底部打若干個(gè)氣孔，使物料裝載時(shí)有較高的填充量，并且卸料時(shí)更完全。
牽引構件為一封閉的撓性構件，多為環(huán)鏈、板鏈或膠帶。新標準中規定了TD型、TH型、TB型三種結構型式的提升機，將分別替代國內原D型、HL型、PL型三種機型。
張緊裝置有螺桿式與重錘式兩種。帶式斗提機的張緊滾筒一般制成鼠籠式殼體，以防散料粘集于滾筒上。
斗式提升機可采用整體機殼，也可在上升分支和下降分支分別設置機殼。后者可防止兩分支上下運動(dòng)時(shí)在機殼空氣擾動(dòng)。在機殼上部設有收塵法蘭和窺視孔。在底部設有料位指示，以便物料堆積時(shí)自動(dòng)報警。膠帶提升機還需設置防滑監控及速度檢測器等電子儀器，以保證斗提機的正常運行。

　　1.2.4 斗式提升機的工作原理
固接著(zhù)一系列料斗的牽引構件（環(huán)鏈、鏈輪）環(huán)繞在提升機的頭輪與底輪之間構成閉合輪廓。驅動(dòng)裝置與頭輪相連，使斗式提升機獲得動(dòng)力并驅動(dòng)運轉。張緊裝置與底輪相連，使牽引構件獲得必要的初張力，以保證正常運轉。物料從提升機的底部供入，通過(guò)一系列料斗向上提升至頭部，并在該處實(shí)現卸載，從而實(shí)現在豎直方向內運送物料。斗式提升機的料斗和牽引構件等行走部分以及頭輪、底輪等安裝在全密封的罩殼之內。
綜合此次設計的提升高度與臺時(shí)產(chǎn)量等要求，本提升機選用普通膠帶作為牽引件。

　　第2章 提升機主要參數確定及主要結構設計

　　
根據設計要求，選擇斗式提升機的類(lèi)型是膠帶斗式提升機，即TD型斗式提升機。

　　2.1 斗式提升機輸送能力的計算與選擇

　　2.1.1 輸送能力的計算
斗式提升機的輸送能力計算可按下式計算：
（2-1）
式中 提升機的輸送能力，t/h；
提升速度，m/s；
提升物料線(xiàn)載荷，kg/m。
提升物料線(xiàn)載荷可按下式計算：
（2-2）
式中 提升機單個(gè)料斗容積，m3；
料斗內物料填充系數；
物料的堆積密度，kg/m3；
提升機料斗間距，m。
將式（2.2）代入式（2.1）得，
（2-3）
由于供料不均勻，實(shí)際生產(chǎn)能力一般小于計算生產(chǎn)能力，即：
（2-4）
式中 —供料不均勻系數，取=1.2～1.6。
取=0.75，=1.2t/m3，=1.7m/s

　　所選用的斗提機的輸送能力大于實(shí)際生產(chǎn)中所要求的輸送能力，所以選用的TD250型斗提機能夠滿(mǎn)足要求.
2.1.2 料斗的計算和選擇
料斗是提升機的承載構件，通常是用厚度=2～6mm的鋼板焊接或沖壓而制成的。為了減少料斗邊唇的磨損，常在料斗邊唇外焊上一條附加的斗邊。根據物料特性和裝、卸載方式不同，料斗常制成三種形式：深斗、淺斗和有導向槽的尖棱面斗。深斗是具有導向側邊的的三角形料斗，在提升機中采用一個(gè)接一個(gè)的密集布置，卸料時(shí)，前一個(gè)料斗的兩導向側邊和前壁形成后一個(gè)料斗的卸載導槽，這種料斗適用于輸送較重的，半磨琢性的或磨琢性大的塊狀物料。料斗的運行速度較低，使在重力作用下傾斜到前面料斗的導槽中。
D型和HL型斗式提升機多采用深斗或淺斗，PL型斗式提升機采用有導向槽的尖棱面斗。本次設計的提升機主要是用于水泥廠(chǎng)中生料入庫，生料入窯，或水泥入庫，物料干燥松散，多為散狀或粉狀，所以采用深斗。
料斗的形狀尺寸如圖2-1所示。
離心式卸料的提升機，料斗間距的選取原則是：當料斗卸料時(shí)，從料斗中拋出的物料不至于趕上走在前面的料斗，以免卸出的物料碰在前面料斗的斗壁上造成回料。
通常取料斗間距a0=(2.5～3)h，h為斗的深度。在本次設計中，取料斗間距a0=450mm。

圖2-1 料斗

　　2.2 卸料方式、驅動(dòng)輪直徑與轉速的確定

2.2.1 卸料方式
斗式提升機的料斗是在行經(jīng)驅動(dòng)輪時(shí)在頭部側面卸料的，其卸料方式分為三種形式：離心式、離心-重力式、重力式。
當料斗直線(xiàn)上升時(shí)，料斗中的物料只受重力G的作用。當料斗繞入驅動(dòng)輪后，當直線(xiàn)運動(dòng)變?yōu)樾D運動(dòng)，料斗內的物料同時(shí)受重力G和向心力F的作用。即：
(2-5)
(2-6)
式中 ——料斗內物料的質(zhì)量，kg；
——重力加速度，m/s2；
——料斗內物料重心的角速度，rad/s；
——回轉半徑（即料斗內物料的重心M到滾動(dòng)中心O的距離），mm；
——料斗內物料重心的線(xiàn)速度，m/s。
G、F合力的大小和方向隨著(zhù)料斗的位置而改變，但其延長(cháng)線(xiàn)與滾筒垂直中心線(xiàn)始終都相交于同一點(diǎn)P，P點(diǎn)叫做極點(diǎn)。極點(diǎn)P到回轉軸心O的距離OP=h稱(chēng)為極距。料斗中物料重心M至滾筒中心O的距離稱(chēng)為回轉半徑。
由相似三角形性質(zhì)得，

從而

　　因為

所以
（2-7）
式中 ——極距，m；
——驅動(dòng)輪轉速，r/min。
由上式可知，極距只與驅動(dòng)輪（滾筒）的轉速有關(guān)，而與料斗在驅動(dòng)輪上的位置及物料質(zhì)點(diǎn)在斗內的位置無(wú)關(guān)。當驅動(dòng)輪轉速一定時(shí)，極距也就確定。隨著(zhù)轉速n的增大，極距h則減小，此時(shí)離心力增大；反之，當n減小時(shí)，h值增大，而離心力減小。
設料斗外緣至回轉中心的半徑為r1，驅動(dòng)輪的半徑為r2，當極距h＜r2時(shí)，極點(diǎn)P位于驅動(dòng)輪的圓周內，離心力的值要遠遠大于重力的值，而料斗內的物料將沿著(zhù)斗的外壁運動(dòng)，物料作離心式卸載。

　　2.2.2 驅動(dòng)輪轉速的確定
對離心力卸料的斗式提升機，驅動(dòng)輪的轉速大小對能否正確卸料有很大的關(guān)系。轉速過(guò)小，物料不易拋卸出去，必有一部分物料在重力作用下落入機殼內。轉速過(guò)大，物料受過(guò)大離心力作用而撞擊在機殼壁上，被撞回后落入機殼內，不僅造成回料現象，而且會(huì )使殼壁很快磨損。因此，確定合適的轉速是一個(gè)很重要的問(wèn)題。
當料斗通過(guò)驅動(dòng)輪時(shí)，物料受到的離心力的大小是固定不變的，而它的方向卻隨著(zhù)料斗位置的不同而改變。當物料的重力與離心力的大小相等，方向相反，則物料在此二力作用下呈懸浮狀態(tài)，都斗壁不再有壓力，與斗壁不再有壓力，與斗壁也沒(méi)有摩擦力發(fā)生，出現這種情況的速度稱(chēng)為臨界轉速。
由于

所以



即
（2-8）
由式（2-7）得：
（2-9）
由式（2-8）與式（2-9）得：

然而，一般只有堆積密度小、顆粒小又均勻的物體（如谷物、小麥等）才用這種臨界速度進(jìn)行卸載。在工業(yè)中往往使離心力小于重力，這樣卸料最完全。即：

令

　　驅動(dòng)輪的實(shí)際轉速一般比上式計算的值減小10%～12%。
由于斗寬為250mm，所以初選滾筒的直徑D=500mm，故初步選=0.25m，帶速=1,7m/s,則

則

可知

故離心式卸料的方式合適，選取物料的卸料方式為離心式卸料。[1]

　　2.2.3 驅動(dòng)輪直徑的確定
帶式提升機驅動(dòng)滾筒的直徑：
(2-10)
式中 ——回轉半徑，即料斗內物料重心到滾筒中心的距離，m；
——膠帶厚度，m；
——料斗中物料重心與斗背間的距離，m，；
——斗幅。
該直徑還需與選定的膠帶層數相適應，以免膠帶繞過(guò)滾筒時(shí)產(chǎn)生過(guò)大的內應力。一般?。?br />
式中 ——驅動(dòng)滾筒直徑，mm；
——膠帶層數。
所以滾筒直徑為500mm,改向滾筒直徑為400mm
2.3 運動(dòng)阻力和驅動(dòng)功率的計算

　　斗式提升機所需的驅動(dòng)功率，決定于牽引構件運動(dòng)時(shí)所克服的一系列阻力，其中主要有：
（1）物料沿牽引構件運動(dòng)方向的重力分量；
（2）當牽引構件繞過(guò)輪時(shí)，各部分摩擦力；
（3）料斗掏取物料時(shí)的阻力。

　　2.3.1 牽引構件張力計算
如圖2-2所示的垂直斗式提升機計算簡(jiǎn)圖中，1、2、3、4各點(diǎn)張力分別用表示，有分析知，1點(diǎn)的張力最小，3點(diǎn)的張力最大。

　　圖2-2斗式提升機
為了計算各點(diǎn)的張力，可利用逐點(diǎn)張力計算法進(jìn)行計算，即牽引構件在輪廓上沿運行方向的每一點(diǎn)的張力等于前一點(diǎn)的張力與這兩點(diǎn)之間區段上的阻力之和。因此，提升機各點(diǎn)的張力可分別計算如下。
（1）2點(diǎn)上的張力可按下式計算：
（2-11）
式中 ——最小張力，N；
——尾輪阻力，N，；
——掏取物料阻力，N，。
掏取物料阻力的大小與許多因素有關(guān)，除與、之有關(guān)外，還與物料的粒度和性質(zhì)等有一定的關(guān)系。因此，實(shí)際掏取阻力值需根據經(jīng)驗和實(shí)驗計算確定。
（2）3點(diǎn)上的張力可按下式計算：
（2-12）
式中 ——提升段阻力，N，；
——每米長(cháng)度內牽引構件和料斗的質(zhì)量，kg/m，；
——系數，見(jiàn)表2-2；
——提升機高度，m。

　　
（3）4點(diǎn)上的張力可按下式計算：
（2-13）
式中 ——下降段阻力，N, 。
對于帶式牽引構件，還應滿(mǎn)足尤拉公式：
（2-14）
式中 ——摩擦系數；
——牽引構件在輪上的包角。
值見(jiàn)表2-3。

　　
（4）驅動(dòng)輪處的阻力可按下式計算：
（2-15）
為了計算方便，在要求不太精確時(shí)，可用簡(jiǎn)易算法進(jìn)行計算。對于垂直提升機，穩定運動(dòng)狀態(tài)下的牽引構件的最大靜張力，可近似地按下式計算：
（2-16）
式中 ——考慮裝有料斗的牽引構件的運動(dòng)阻力和在上、下部滾筒上的彎折阻力的系數，其中包括掏取物料的阻力，見(jiàn)表2-4。
由式（2-16）得,

　　
由式（2-12）得，


由式（2-11）得，


由式（2-13）得，

查表2-3，取=0.25，=2.193，得，

　　 第3章 斗式提升機傳動(dòng)系統的設計計算

　　
傳動(dòng)系統包括電動(dòng)機、聯(lián)軸器、減速機、傳動(dòng)軸。

　　3.1 電動(dòng)機的選擇計算

　　電動(dòng)機選擇，選擇電動(dòng)機包括選擇電動(dòng)機類(lèi)型、結構形式、功率、轉速和型號。

　　3.1.1 選擇電動(dòng)機的類(lèi)型和結構形式
電動(dòng)機的類(lèi)型和結構形式應根據電源種類(lèi)(直流或交流)、工作條件(環(huán)境、溫度等)、工作時(shí)間的長(cháng)短(連續或間歇)及載荷的性質(zhì)、大小、起動(dòng)性能和過(guò)載情況等條件來(lái)選擇。工業(yè)上一般采用三相交流電動(dòng)機。Y系列三相交流異步電動(dòng)機由于具有結構簡(jiǎn)單、價(jià)格低廉、維護方便等優(yōu)點(diǎn)，故其應用最廣。當轉動(dòng)慣量和啟動(dòng)力矩較小時(shí)，可選用Y系列三相交流異步電動(dòng)機。在經(jīng)常啟動(dòng)、制動(dòng)和反轉、間歇或短時(shí)工作的場(chǎng)合(如起重機械和冶金設備等)，要求電動(dòng)機的轉動(dòng)慣量小、過(guò)載能力大，因此，應選用起重及冶金用的YZ和YZR系列三相異步電動(dòng)機。電動(dòng)機的結構有開(kāi)啟式、防護式、封閉式和防爆式等，可根據工作條件來(lái)選擇。
Y系列電動(dòng)機（摘自JB/T8680.1—1998）為全封閉自扇冷式籠型三相異步電動(dòng)機，是按照國際電工委員會(huì )（IEC）標準設計的，具有國際互換性的特點(diǎn)。用于空氣中不含易燃、易炸或腐蝕性氣體的場(chǎng)所。適用于電源電壓為380V無(wú)特殊要求的機械上，如機床、泵、風(fēng)機、運輸機、攪拌機、農業(yè)機械、破碎機等。也用于某些需要高啟動(dòng)轉矩的機器上，如壓縮機。

　　3.1.2 確定電動(dòng)機的轉速
同一功率的異步電動(dòng)機有同步轉速3000、1500、1000、750r/min等幾種。一般來(lái)說(shuō)，電動(dòng)機的同步轉速愈高，磁極對數愈少，外廓尺寸愈小，價(jià)格愈低；反之，轉速愈低，外廓尺寸愈大，價(jià)格愈貴。當工作機轉速高時(shí)，選用高速電動(dòng)機較經(jīng)濟。但若工作機轉速較低也選用高速電動(dòng)機，則這時(shí)總傳動(dòng)比增大，會(huì )導致傳動(dòng)系統結構復雜，造價(jià)較高。所以，在確定電動(dòng)機轉速時(shí)，應全面分析。在一般機械中，用得最多的是同步轉速為1500r/min或1000r/min的電動(dòng)機。

　　3.1.3 確定電動(dòng)機的功率和類(lèi)型
電動(dòng)機的功率選擇是否合適，對電動(dòng)機的正常工作和經(jīng)濟性都有影響。功率選得過(guò)小，不能保證工作機的正常工作或使電動(dòng)機長(cháng)期過(guò)載而過(guò)早損壞；功率選得過(guò)大，則電動(dòng)機價(jià)格高，且經(jīng)常不在滿(mǎn)載下運行，電動(dòng)機效率和功率因數都較低，造成很大的浪費。
電動(dòng)機功率的確定，主要與其載荷大小、工作時(shí)間長(cháng)短、發(fā)熱多少有關(guān)。對于長(cháng)期連續工作的機械，可根據電動(dòng)機所需的功率P來(lái)選擇，再校驗電動(dòng)機的發(fā)熱和啟動(dòng)力矩。選擇時(shí)，應使電動(dòng)機的額定功率P稍大于電動(dòng)機的所需功率P，即P≥P。對于間歇工作的機械，P可稍小于P。
在第二章中，計算出的P=4kW,因為電動(dòng)機的額定功率P要稍大于電動(dòng)機的所需功率P，所以取電機的額定功率為7.5kW，電源電壓為380V，同步轉速為1500r/min，滿(mǎn)載轉速為1490r/min，所選電機型號為Y160M-6。

　　3.2 減速機的選型

　　前面計算的軸上滾筒的轉速為：

所選電機的滿(mǎn)載轉速為：

所以，傳動(dòng)比為：

傳動(dòng)比比較小，根據實(shí)踐經(jīng)驗，選用型號為ZQ400-Ⅵ-Z的減速機。此種減速機為圓柱齒輪減速箱，其特點(diǎn)為：
(1)ZQ400-Ⅵ-Z減速機采用通用設計方案，可根據實(shí)際需要，變型為行業(yè)專(zhuān)用的非標齒輪箱；
(2)此減速器內置有逆止器；
(3)此減速器可用于正反兩轉。

　　3.3 傳動(dòng)V帶及帶輪的設計計算

　　由上面的傳動(dòng)簡(jiǎn)圖可以看出，電動(dòng)機和減速機之間是用皮帶連接的，皮帶輪設計如下,在傳遞動(dòng)力的過(guò)程中,V帶輪及V帶起者重要的作用。
3.3.1 V帶輪及V帶的設計
3.3.1.1確定計算功率
計算功率是根據傳遞的功率P，并考慮到載荷性質(zhì)和每天運轉時(shí)間長(cháng)短等因素的影響而確定的.即
(3-1)
式中: ---計算功率，單位為Kw
P----傳遞的額定功率， 單位為Kw
KA----工作情況系數，取KA=1.2
Kw
3.3.1.2選擇帶型
根據計算功率和小帶輪的轉速，確定選擇普通V帶，帶型為B型，小帶輪的基準直徑為dd1=125～140mm，
3.3.1.3確定帶輪的基準直徑dd1和dd2
(1)初選小帶輪的基準直徑dd1，取dd1=125mm，
(2)帶的速度v v1==6.35m/s， v在5～25m/s范圍內，帶速合格.
(3) 輪的基準直徑dd2 dd2=idd1 (3-2)
dd2=2×125=250mm
3.3.1.4確定中心距a和帶的基準長(cháng)度Ld
初步確定中心距a0，取
0.7（dd1 +dd2）＜a0＜2（dd1 +dd2）
取a0=500mm
確定了a0，根據帶傳動(dòng)的幾何關(guān)系，按下式計算所需帶的基準直徑L’d:
L’d≈2a0++ (3-3)
L’d=2×500++
=1000+588.75+7.81
=1596.56mm
選取基準長(cháng)度Ld=1600mm
實(shí)際中心距a為
a a+ (3-4)
a= 500+=501.72mm
中心距的變動(dòng)范圍為：478～550mm
3.3.1.5驗算主動(dòng)輪上的包角α1
≈ - (3-5)
1= -
=165.625°≥
3.3.1.6確定帶的根數z
Z = (3-6)
式中： ---計算功率，單位為Kw
Ka---考慮包角不同時(shí)的影響系數，取Ka =0.96
KL---考慮帶的長(cháng)度不同是的影響系數，取KL =0.92
P0---單根V帶的基本額定功率，取P0=1.67
△P0---計入傳動(dòng)比的影響時(shí)，單根V帶本額定功率的增量，取△P0=0.11
Z ==5.54根
取Z=6根
3.3.1.7確定帶的預緊力F
F= (3-7)
式中: Ka---考慮包角不同時(shí)的影響系數,取Ka =0.96
q---帶單位長(cháng)度的質(zhì)量，取q=0.10(kg/m)
F==209.2(N)
3.3.1.8計算作用在其上的壓軸力
帶對軸的壓力Fp是設計帶輪所在的軸與軸承的依據.為了簡(jiǎn)化計算，可近似按兩邊的預緊力的合力來(lái)計算，如下圖所示.

　　圖3-2 軸受力分析
V帶對軸的壓力Fp
Fp = 2 Z Fsin (3-8) Fp=26209.2sin = 2490.67N
3.3.2.V帶輪的結構設計
3.3.2.1 V帶輪的材料
在工程上，V帶輪的材料通常為灰鑄鐵，當帶速v < 25 m/s時(shí)，采用HT150；帶速v= 25～30 m/s 時(shí)，采用 HT200；當帶速v更高時(shí)，宜采用鑄鋼或鋼的焊接結構；此外，傳遞小功率時(shí)，V帶輪也可采用鋁合金或塑料等.
由前面知道，v=6.35m/s，所以V帶輪材料采用HT150.
3.3.2.2 V帶輪的結構形式及主要尺寸
V帶輪一般由輪緣、輪轂和輪輻3部分所組成.根據輪輻的結構不同，V帶輪可分為如下4種形式.
(a)實(shí)心式：主要適用于帶輪基準直徑d≤(2.5～3) d的場(chǎng)合（d為帶輪軸孔直徑）.
(b)腹板式.：主要適用于帶輪基準直徑d≤ 300 mm的場(chǎng)合.
(c)孔板式.：主要適用于帶輪基準直徑d≤ 300 mm、且≥100 mm的場(chǎng)合.
(d)輪輻式.：主要適用于帶輪基準直徑d> 300 mm的場(chǎng)合.
因為，考慮實(shí)際生產(chǎn)的可行性，所以，大小帶輪均采用腹板式結構。[9]

　　3.4 驅動(dòng)軸的設計計算和工藝要求

　　3.4.1 軸的結構設計
據前面的計算可知軸筒的直徑500mm，帶寬300mm。
（1）軸上轉矩
由前面計算可知，軸上功率=4kW,軸上轉速n=64.9r/min,則轉矩
N·mm
N·mm
初步估算軸的最小直徑。選取聯(lián)軸器初估軸徑，安裝聯(lián)軸器處的軸徑為軸的最小直徑。因為減速器伸出軸軸徑為80mm所以，取d=80mm。
(2)各軸段軸徑的確定。
如圖3-2所示。由于所選滾筒直徑為500mm，膠帶斗提的滾筒直徑與軸徑的大小之比大約為6:1，所以最6段軸徑為80mm，用鍵22×14連接與半聯(lián)軸器YL13裝配。1和4段裝配軸承和端蓋,軸徑為85mm,選用軸承型號為6017的深溝球軸承,2、4段軸徑為90mm,用于裝配滾筒用25×14鍵連接,2、5段為過(guò)渡段,軸徑為88mm。

圖3-3 驅動(dòng)軸
（3）各軸段長(cháng)度的確定。6段是與減速機空心輸出軸裝配，其長(cháng)度主要取決于減速機和頭部殼體之間的安裝尺寸，同時(shí)還要保證與減速機相配合的部分有有足夠的長(cháng)度，所以長(cháng)度取為170mm；1、3段裝配軸承，根據安裝的要求，取1、3段為50mm；3處在滾筒內，滾筒的寬度為320mm，為輻板式，所以2處的長(cháng)度取為180mm,軸總長(cháng)720mm。
3.4.2 軸的強度校核計算
(1)計算支撐反力及彎矩
軸在水平面上不受力，在垂直面上受力，如圖3-3所示。
圖3-4受力分析圖

　　 （為提升物料線(xiàn)載荷）
因為A、B兩點(diǎn)對稱(chēng)，所以力大小是一樣的，即

=50N·m
此軸上的極值彎矩位于A(yíng)、B兩點(diǎn)的中間，即，

=0.35N·m
（2）轉矩
N·mm
N·mm
彎矩圖和轉矩圖如下圖3-4所示。

　　 圖3-5彎矩 、轉矩圖
（2）當量彎矩
已知軸的材料為45鋼,調質(zhì)處理，由表3-3查得=650MPa,由表3-4查得，由于轉矩有變化，按脈動(dòng)考慮，取。
=0.6×0.6×106 N·m=0.36×106 N·m
（3）當量彎矩
N·mm
（5）校核軸的強度
軸上所受載荷主要在2段，因此可用進(jìn)行計算