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TH315环链斗式提升机改板链斗式提升机的试验

金华某矿业公司的1台TH315ZH一Y5J4一19.491环链提升机,实际提升量仅有30m³/h,使用过程中料斗极易变形,主要原因是料斗掏取物料时发生挤压、碰撞,以及受到回料的击打:经过分析,该机的机壳尺寸及输送量与NE30连续斗式板链提升机相差不多,故利用原设备的主、从动轴系,NE30链条、料斗、驱动链轮,将其改造成双链牵引的板链式提升机,使用后未发生故障。

1 斗链结构的改进

尽量使用原设备和NE30的通用零部件,同时适应TH315巧轴系结构特点,克服NE30单链牵引不稳定的缺点:改进后的斗链结构如图1所示。

 

TH环链斗式提升机
图1 改进后的提升机斗链示意图

技术参数:

斗容V=0.0078m³,链速:v=0.5m/s,单位长度牵引件重力G0=300N/m,

每米物料重力G=267N/m,

链条节距 L=152.4mm,斗距d=304.8mm

斗链总长度L=42.672m,

驱动链轮分度圆直径D=588.8mm。

2 驱动装置的更改

由于链速的改变,驱动装置的电机及减速器的技术参数也应作相应的变更,首先进行电机功率的验算。

对于垂直提升机,驱动链轮的圆周力为:

F=Gh+F"+F1+0.1F1;

式中:G—每米物料重力,267N/m;

h—提升高度,19.491m;

F"一掏取阻力,N;

F1—驱动轮阻力,N;

F1—初张力,2000N。

根据提升机受力分析方法计算得:

F'=940N,F1=926N。

则计算得F=7270N。

理论功率N0二Fv/1000=7270x0.5/1000=3.64kw

电机功率N=K1N0

式中:K1—功率备用系数,1.2;

η—传动效率,0.85。

则电机功率N=5.14kw,小于原5.5kw的电机功率,原电动机功率足够,不作改动。

由于主轴转速有较大的变动,为适应工作平台的要求,减速器由ZJQ400改为ZSY160一56,相应的底座、减速器输人带轮轴径和十字滑块联轴器输人端轴,径也要作必要的改动,以确保正常工作。

3 主轴强度校核和轴承寿命验算

主从动轴系改进时保留原TH315的轴承箱和传动轴,用NE30的驱动链轮替代TH315的传动链轮和改向链轮,改进后的主动轴系结构如图2所示。


TH环链斗式提升机

图2 轴系结构

由上述分析可知:主动轴系驱动链轮承受的圆周力F为7270N,轴系所受重力Fg为物料、牵引件、链轮和轴重力之和,经计算Fg=21440N。假设Fg集中作用于两链轮处各为10720N,由于圆周力垂直向上,而重力垂直向下,则两链轮处合成作用力为:F1=(Fg一F)F/2=7085N。主动轴系输人转速16.22r/min,输入扭矩T按电机额定功率计算,并取驱动装置总效率η=85%。

则:T=955OPη/n

=9550x5.5x0.85/16.22

=2753N·m

十字滑块联轴器的重力和附加力不计,轴系受力分析如图3所示。


TH环链斗式提升机

图3 弯扭合成图

由图3可知危险截面在输入端轴承安装处,其轴径De=95mm,抗弯截面系数W=85737.5mm3,当量弯矩材W=85737.5mm3,当量弯矩Me=√M2+(aT)2=√14242+(0.6x2753)2=2181N·m,危险截面处应力σ=QQ图片20150919161221.png小于45号钢主轴许用应力40MPa。

下面进行轴承寿命验算,轴承的当量动载荷:

P=fFFra

式中:fF—载荷系数,取为1.8;

Fra—轴承径向载荷,由图中可知为7085N。

轴向载荷与径向载荷相比极小,计算时略去。则

P=1.8x7085=12753N

查调心滚子轴承3519的额定动载荷

Cr=192000N

则轴承寿命Lh=16667(Cr/P)/n

=16667x(192000/12753)10/3/16.22

=8658370h

符合提升机的工作需求。

4 喂料口和出料口的改动

TH315提升机采取掏取式喂料,进料口高度比采取流入式喂料的NE30低50mm,为保证使用效果,入料口重新设计并在机壳加上导流圆弧,具体结构如图4所示。TH315出料口下沿距主动轴系中心高度比NE30略小,由于本机输送流动性较好的块状石灰石,仅在下料口底面加上导流橡胶板以减少回料。如输送流动性较差的物料时,下料口最好下降100~150mm,保证重力诱导式卸料的效果。


TH环链斗式提升机

图4 进料口改进示意图

5 使用效果

本机自1997年3月改进投人使用以来, 运行一切正常。尽管NE30斗链比TH315斗式提升机价格高得多,但与原来每半月需进行一次调整, 2一3 个月就需更换大部分料斗相比, 一年的运行费用已基本持平, 并保证了生产的正常进行, 取得了令人满意的效果。

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