带式给料机设计

11.绪论1.1 引言带式给料机在矿山、码头、电厂、水泥厂等生产企业中，常常需要将各种破碎物料通过料斗、煤仓等转运输送到干线输送机或者货运设施上。带式给料机则是通过底部小型的带式输送机的连续运行来输送物料，达到给料目的。带式给料机运行中，系统主要负荷均由滚动轴承支撑，运行阻力小， 设备所需驱动功率小，系统各零部件工作寿命长。 带式给料机的优点: 运行功率小，能量消耗少，运行经济性好； 给料量大、稳定，且调整方便； 运行平稳，噪音小，保护环境； 磨损小，维修量小，使用寿命长； 零部件通用性强，安装、维修简便； 可替换现用的其它类型的给料机。 给料机可现场分体安装，也可整体安装。 分体安装时，先将连接段安装在煤仓口，再安装导料槽，然后安 装托架等其它部件。 整体安装时，先将连接段安装在煤仓口，再将其它部件全部组装 好后，整体吊装与连接段用螺栓连接。带式给料机在输送物料中起着重要的作用，它只会在此基础上向更好的方向发展。1.2给料机国内外研究应用现状与发展趋势 1.2.1 给料机国内外研究应用现状现有的带式给料机克服了振动给料机和往复式给料机的缺点，变间断给料方式为连续给料方式。给料量动态连续可变，给料系统更加稳定、高效、节能、环保，已广泛应用于煤矿、冶金、建材等行业。但现有的带式给料机主要存在胶带易跑偏、检修时防止物料从料斗中落下的闸门难以关闭及导料槽易磨损等几方面问题。由于制造及安装误差，沿着带宽，胶带各处周长不等，滚筒之间、滚筒和托辊之间不平行，使胶带跑偏，跑偏的胶带如不及时得到调整，很容易损坏，一些生产效率，增加维护费用。目前防胶带跑偏有采用有的使用挡板挡住胶带的措施，但挡板会使胶带褶皱或翻边，甚至撕裂或拉断，有的采用在中间带有一条凸台的胶带与带有凹槽的滚筒和托辊配合防跑偏，但凸台往往会从凹槽里跑出，一旦这种情况产生，凸台就很难再进去，胶带很快就报废，还有的采用在胶带边缘处设带槽的防跑偏轮的措施，由于皮带边缘始终卡在防跑偏轮的槽中运动，造成皮带边缘磨损严重，需要用边缘加强的胶带，这样胶带的成本大大增加，这些措施都不太理想；给料机工作时，闸门位于料仓以外的轨道上，没有闸门的那一部分轨道在料仓下，会被从料仓里落下的物料填满，很难清理，需将闸门卸掉才好清理。目前给料机工作时，一般都是将闸门卸掉，需要检修时，清理完轨道，才将闸门装上，这样既费力，又费时；由于运送物料时，导料槽会受到物料的强力挤压和大块物料的冲击，所以极易磨损。现有给料机采用在导料槽的钢板上加装用耐磨材料 Mn13 制成的衬板来解决2这一问题。而 Mn13 须经水韧处理，再经过冲击后才具有好的耐磨性，所以用这种方法来改善导料槽的耐磨性，效果并不理想。为了克服现有技术的上述不足和缺陷，需设计一种带式给料机，托辊在带式输送机系统中占 有相当重要的地位 ,其旋转阻力 、使用寿命直接影响到输送机的性能和驱动功率的选取 。而托辊的性能又取决于托辊密封结构 ,良好的密封结构对托辊乃至整个输送机系统的性能起着至关重要的作用 。1.2.2 给料机的发展趋势高速、精密、复合、智能和绿色是数控给料机技术发展的总趋势，近几年来，在实用化和产业化等方面取得可喜成绩。主要表现在：a.给料机复合技术进一步扩展随着数控给料机技术进步，复合加工技术日趋成熟，包括铣-车复合、车铣复合、车-镗-钻-齿轮加工等复合，车磨复合，成形复合加工、特种复合加工等，复合加工的精度和效率大大提高。“一台给料机就是一个加工厂”、“一次装卡，完全加工”等理念正在被更多人接受，复合加工给料机发展正呈现多样化的态势烘干机。b.智能化技术有新突破数控的智能化技术有新的突破，在数控系统的性能上得到了较多体现。如：自动调整干涉防碰撞功能、断电后工件自动退出安全区断电保护功能、加工零件检测和自动补偿学习功能、高精度加工零件智能化参数选用功能、加工过程自动消除给料机震动等功能进入了实用化阶段，智能化提升了给料机的功能和品质制砂机。c.机器人使柔性化组合效率更高机器人与主机的柔性化组合得到广泛应用，使得柔性线更加灵活、功能进一步扩展、柔性线进一步缩短、效率更高。机器人与加工中心、车铣复合给料机、磨床、齿轮加工给料机、工具磨床、电加工给料机、锯床、冲压给料机、水切割给料机等组成多种形式的柔性单元和柔性生产线已经开始应用磁选机。d.精密加工技术有了新进展数控金切给料机的加工精度已从原来的丝级（0.01mm）提升到目前的微米级（0.001mm），有些品种已达到 0.05m 左右。超精密数控给料机的微细切削和磨削加工，精度可稳定达到 0.05m 左右，形状精度可达 0.01m 左右烘干设备。采用光、电、化学等能源的特种加工精度可达到纳米级（0.001m）。通过给料机结构设计优化、给料机零部件的超精加工和精密装配、采用高精度的全闭环控制及温度、振动等动态误差补偿技术，提高给料机加工的几何精度，降低形位误差、表面粗糙度等，从而进入亚微米、纳米级超精加工时代球磨机生产厂家。32. 给料机系统简图根据设计任务要求，设计给料机系统如下图：3.给料机机械装置的总体设计3.1给料机总体设计为实现给料机的功能，给料机必须包括：实现给料机与其他装置连接的连接装置；实现物料定向输送、物料密封的导料装置，实现物料连续运输的输送装置。在三大装置中，分别由各类小机构组成，甲带给料机的总体设计布局如下图：41、连接装置 2、导料装置 3、输送装置3.2各装置的设计3.2.1 给料机与料仓连接装置的设计给料机的连接装置主要起到给料输送装置与料仓间的连接，连接装置设计简图如下：1、连接角钢 2、连接料斗件 1 连接角钢分别与料仓、件 2 连接料斗通过螺栓连接，料斗尺寸可通过现场实际安装要求进行重新设计。3.2.2导料装置的设计给料机的导料装置起到引导物料前进，张紧驱动链条，密封物料不泄露的作用，导料装置主要由闸门机构、导料槽装置、压轮装置等机构构成，整体导料装置设计简图如下：51、闸门机构 2、导料槽装置 3、压轮装置导料装置主要采用钢板与各类型钢焊接而成，保证焊接焊缝要求，导料装置与连接装置通过螺栓连接。件 1 闸门装置可通过顺、逆时针的旋转控制闸门的进出，形成料仓底部的密封。件 3 压轮装置通过弹簧可自行补偿驱动链条形成的张紧伸长量，满足驱动链条的张紧要求。3.2.3输送装置的设计输送装置是整个给料机系统中最重要的部分，它是给料机实现连续给料的主要装置，输送装置由驱动装置、底座、托辊架、张紧装置、托辊、清扫装置、滚筒等组成，各装置的紧密配合实现给料机稳定的工作状态，其设计简图如下：4、给料机钢结构给料机各表面的毛刺和锐边应铲平、磨光，铁屑、焊渣等应清除干净；所有的钢结构、加工件（机架、支柱等所有金属件）都对其表面进行喷丸除锈，电弧喷锌防腐预处理，达到 Sa2-1/2 级；钢结构采用焊接结构的结构件均满足国家有关焊接标6准，结构符合国家最新标准；钢结构表面涂两道底漆，两道面漆，面漆颜色根据用户要求喷涂。5.输送机的设计与计算5.1设计参数1) 运输量 Q=4400 t/h2) 速度 V=1.5 ms3) 甲带输送带带宽 B=1.3 m4) 上托辊间距 L tz=0.3 m5) 下托辊间距 L tk=1.2 m6) 物料容重 =1000 kg/m 37) 胶带带强 ST6308) 托辊直径 1591400,6205 轴承9) 输送长度 L=2.6 m查询计算部分参数一览表：托辊旋转部分质量 G 25.82 胶带每米长度质量 qo 19 kg/ 2m每米物料重量 qg 222.22 模拟摩擦系数 f 0.025重力加速度 g 9.8 m/s25.2功率及张力计算1） 加料段运行阻力：a） 在加料段和加速度段输送物料和输送带间的惯性阻力和摩擦阻力 F07N18305.102.00 VLFVb） 加速段被输送物料与导料栏板间的摩擦阻力 F2= N2102)(bvglI 09.1387.1205.694. 22物料与导料栏板间的摩擦系数（0.30.5），选择 0.42输送能力（m 3/s）vI=6.QIV2.10.4加速段长度（m）bla20Vlbm26.097.451根据材料矿山机械第 38 卷 2010 年第 23 期物料自重而引起的物料层与甲带上表面之间的摩擦力 1F11gflBhF出B排料口宽度h 为物料输送高度出L为物料在输送方向上的长度为物料密度g为重力加速度为物料内摩擦系数取 0.61f料仓侧壁与物料层之间的摩擦力为 F2F =22flgh出8为侧压系数sin1为物料内摩擦角为物料与料仓之间的摩擦系数取 0.62f甲带上的物料随甲带一起向前运动，则有mh62.01361504-出=mFasmBfhfg /97.41332.06.8.9 22 出其中f1为物料内摩擦系数，f1=0.6为侧压系数为 0.32 B 为导料槽的宽度f2为物料与导栏板之间的摩擦系数 0.6考虑直筒煤仓仓压对给料机功率的影响，给料机装料部分设计成斜坡段（如图 3），以使煤仓仓压作用于斜坡段上而不是直接作用于给煤机的输送带上。为使物料在斜坡段上能自由滚落至输送机上，斜坡段倾角 必须满足 o96.30.arctnrt物料与斜坡挡板间的摩擦系数（0.50.7），选取 0.6本设计中斜坡段倾角为 35 度。根据所选用系数，在给料槽口垂直向下的情况下，输送机所能拖出的物料层厚度为出h9由物料安息角与斜坡段倾角进行结构设计后可知，给料机出料口截面高度 H 远大于，因此物料在加料口处不会出现死区现象。出h2） 运行阻力a）主要阻力 F 主 )2(0GqfLg上主模拟摩擦系数， =0.025ffL给料机长度，一般为 2.6-3m，选取 L=2.6 m物料在输送带上的线质量，Gq 8.145.630.VQqG-钢丝绳芯输送带的线质量和甲带的线质量，取 ST630,07.65130.219-托辊组的线质量，选取普通托辊 1591400，旋转质量 =25.46 kg上q G= = kg上 tqt3.1276.043.2=主F05.N8.63.4.5.8.96b)加速段外物料与导料栏板间的运行阻力= N213bglqa 79.365.10428.94加速段外导料栏板长度，根据几何尺寸为al mla347.26.0在整个给料机的运行过程中，还存在着清扫器的摩擦阻力、胶带绕过滚筒的阻力、滚筒轴承运行阻力，但是由于这些阻力都较小，因此为简便计算，可在总阻力乘以一个附加阻力系数 c 以代替上述阻力之和。 综上所述，圆周力 F： )(321cF主 05.1N5.7934.36509.1873.6810附加阻力系数，选取 1.05c3） 功率计算 KWKFVP78.1395.0174.0功率备用系数，1.11.2,选取 1.1传动装置效率，选取 0.95选取防爆电机为 15 kw，型号为 160L-44） 胶带运输机的传动条件NFCKSla 02.73145.91.83.0min 动载荷系数，1.11.2,选取 1.2a传动系数，本系数可查表取 0.839，计算公式如下：1eC传动滚筒与胶带的摩擦系数，取 0.25滚筒围包角，取085） 垂度条件a) 承载分支垂度条件 NlqgStGC 35.1294.08147.658.9cos510min 回空分支垂度条件bNlgqStK 58.1936.0758.9cos510min 由垂度条件推出传动滚筒奔离点处胶带张力为：FSc 82.560.7934.6135.1294-mini 阻11上分支运行阻力阻F=0GqfLg上阻 N97.6418.7.653128.9625. 比较垂度条件与传动条件可知由传动条件决定胶带机张力。胶带给料机胶带最大张力点处张力为传动滚筒奔入点张力 maxSFSlinmax N52.148.79302.145.3校核胶带安全系数1） 胶带计算安全系数 m 32.415.2860maxsn胶带额定拉断力 nS2） 胶带需用安全系数 45.78.012.30wacKm附加玩去伸长折算系数，查询取 1.8wC胶带接头效率，查询取 0.850胶带基本安全系数，查询取 3.2m比较 a、b 项， ，因此，选取胶带符合要求。6.传动滚子链的设计与计算本给料机采用单排滚子链传动形式，由于采用大减速比减速器，因此选用大小链轮传动比 i=1 的传动形式。126.1参数1) 传递功率：P=15 kw2) 大小链轮转速：n=72 r/min3) 载荷性质：轻微冲击、重载6.2链条选择及受力计算1） 各计算结果见下表：计 算 项 目 单位 公 式 结果 说 明传动比 i i=1 1小链轮齿数 1Z=251Z25大链轮齿数 2 =252 25设计功率 dPKw =dPKA16.5 工况系数，选AK取 1.1特定条件下单排链条传动的功率 0PKw PZd0 15.7 小链轮齿数系Z数，取 1.05排数系数，取PK1链条节距 pmm 根据 与 n 选取链条0 28A P=44.45初定中心距 0amm 根据安装要求选取 622 考虑结构紧凑初定中心距取 =14pmin0a以节距计的初定中心距 pa0节 pa01413链条节数 pL节 0210210 aPZaZpP 53链条长度 m 35.210PL2.35计算中心距 camm 211ZpfaPc 620.43实际中心距 amm ac619.18 0)4.02.(aa链条速度 vm/s 106pnZv1.33有效圆周力 tFN PFdt12406作用在轴上的力 N tFK13646.6 轴的载荷系数，FK取 1.22）滚子链的静强度计算 nFQnt 6.132409链条极限拉伸载荷，查表可得 28A 号链条为 169000 NQ有效圆周力 12406 NtF需用安全系数，n84n由上可知型号 28A 滚子链满足运行要求。6.3.链轮的尺寸计算大小链轮的齿数 251Z14滚子链链轮的主要尺寸名称 符号 计算公式 结果分度圆直径 d018sinZpdd=354.6mm齿顶圆直径 ad1maxin25.)6.(dpdz370.8mmmina384.7mmx齿根圆直径 fd1f df2.39齿高 ahzpdpa 8.05.62.0)(1mxinmha5.in16x确定的最大轴凸缘直径dg76.04.8cot20hzg dg4.275注：根据 28A 链号查表 ，m4.251.2滚子链链轮的齿槽形状计算公式名称 符号最小齿槽形状 最大齿槽形状尺侧圆弧半径 er=82.3021.0maxzde =163.581800.2minzdre滚子定位圆弧半径 i =12.831in5. =13.03311ax69.5.i滚子定位角 =136.4z0max94=116.4z0min2注：根据 28A 链号查表 ，d.2517.滚筒及其附件的设计与校核157.1滚筒的结构设计根据给料机结构尺寸设计要求，设计滚筒结构如下图所示：1.轴承座 2.轴 3.筒体 4.轴承7.1.1轴的结构设计与校核1） 简化成简支梁形式入下图：2） 滚筒受力分析可得：链轮作用在滚筒轴上的力：F=13646.6 N滚筒传递扭矩 mNnPT1985072509滚筒滚筒上所受胶带张力 15248.52+7314.02=22562.54 N张 力合 FSmax16集中力 NF27.1821合由滚筒以上受力情况可求： 01579.285.9.1202dbdCa FFF支反力 -3484.54 N F =12400.48 Na b各点弯矩大小：，0eM0 07.3589411027.85.291054.38105.289.16.34 7.76 bdca mNmNmNlF各点计算弯矩大小：596895 N.mmcaeMmN mNaTcabdca 5968 82.3691198503.07.358945471.622222 2画出弯矩图、扭矩图及弯扭合成图如下：173. 轴径设计(1).初步确定轴的最小直径选择材料为 45 钢，调质处理，根据机械设计表 15-3，取aMPA60;110于是得 mdmnPA705.672133in取（2）轴段的结构设计1) 段右侧需一轴肩故取又因此段轴上有轴承故-段轴直径 d =80mm2) 初步选择滚动轴承 因轴承同时受径向力和轴向力的作用还要求能够调节同轴度因此选用调心滚子轴承其基本尺寸为 mm7018TDd18右端调心球轴承采用轴肩进行轴向定位，取 -段轴的直径 d=92mm3) 由于滚筒安装胶带和甲带宽度决定此段长度应略小于胶带和甲带宽度故取l=1000mm 而此段轴直径要起到轴向定位的作用则 -段轴的直径为 d=100mm4) 轴承端盖的宽度为: mdme6.19082.1. 5) 轴上零件的周向定位链轮与轴的周向定位采用普通平键连接根据-段轴颈决定此键的基本尺寸为键槽用铣刀加工，同时为保证链轮与轴配合有良好的对中性故选择mhb120链轮与轴的配合为 调心球轴承与轴的周向定位由过渡配合来保证此处选用轴的直径67nH尺寸为 m66) 根据弯扭矩合成图可知，轴的危险截面会出现在 C 处作用面，设计此处的轴的轴径为 100，圆角为 R2 ，带键槽，根据轴肩，键槽对轴的补偿 ，设计轴如下图示：(3) 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度，根据轴的弯扭合成强度条件为：aacaca MppWTTWM6046.710.5847623. 112222 取故安全( 4) 精确校核轴的疲劳强度19根据以上弯扭合成图以及轴的结构设计，我们可以分析得出，轴的危险断面出现在 c 点所处的作用面前的轴肩处，此应力集中较为严重，按疲劳强度条件对其进行精确校核： mNTCdW198506.157328333处 的 扭 矩截 面抗 扭 截 面 系 数抗 弯 截 面 系 数截面 C 左侧的弯矩M251.36075.289.476截面上的弯曲应力 aMpW32.468.71360截面上的弯扭切应力 aTp75.126.53980轴的材料为 45 钢调质处理查表 15-1 得aBMp640ap2751 aMp15截面上轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按表 3-2 查 ； 0217.9dr0869.2dD经插值后可查的 702.1367.1由附图 3-1 可得轴的材料敏性系数 840q86.0q故有效应力集中系数为 739.12.846.011qK.3由附图 3-2 的尺寸系数 由附图 3-3 的扭转尺寸系数65.0 78.0轴按磨削加工由附图 3-4 得表面质量系数为 92.20轴未经表面强化处理即 按式 3-12 及式 3-12a 得综合系数为1q768.192.078.31565.4K由 取得 合 金 钢 的 特 性 系 数及 2-3 2.02.0取1.5 1.于是计算安全系数 值按式caS3.422 02.34679.151mKS35.187.42.3187.2.221 SScama5.1ca故可知其安全截面 C 右侧抗弯截面系数 W 按表 15-4 的公式计算: 53310.1.0dW按抗扭截面系数: 5332.02.dT弯矩 : mNM.1958.476截面上的弯曲应力为: 31.905.3WbaMp截面上的扭转切应力： aT48.21521过盈配合处 的1352.69.280.6573.1K轴按磨削加工由附图 3-4 表面质量系数为： 9.0故得综合系数为 2.19.01352.7596.K故轴在截面右侧的安全系数为： 5.182.4.1367.139.0.92.1567.5.3.7.221 SKScama故该轴在截面右侧的强度也是足够的因此由上计算可知，本轴设计满足要求。3） 轴的扭转刚度的校核对于本轴的刚度要求，主要体现在安装向心滚子轴承处的轴段，本轴段轴径为d=100mm22，因此对此处进行校如下： 01825.8945.137073504idlTl每米轴长允许的扭转角，对于一般传23动可以选取0.51（o）/m由上可知，轴的扭转刚度符合设计要求。4） 轴的挠度与偏转角的计算校核a） 链轮拉力 F 在 a、b 及轴伸段引起的挠度及偏转角为：b） raddlCv 47441 1089.51063.06 式中外伸端长度，本滚筒为 110mm，c集中载荷作用在离支承距离，为 129.5mm1支点间距，为 1579mml阶梯轴当量直径41vd24mdlizv 7444444 1063.102920870113 轴长，1838 mmZl、 轴上第 i 段的长度和直径iid=-0.0001radba2 raddcFvac 02.1.0.1042 myc 2 mdlFv 038.163.7098.1341039 7242max b) 集中力 F1与 F2所引起的转角与绕度为：-0.0001rad -0.0002 rad1a2a0.0002 rad 0.0001 rad1b 2b-0.0002rad -0.0001 rad1c2c0.044mmmyc04.1 2cy4 mm 4 mm9.ax109.max2综合以上三个合力所形成的合挠度与转角为：-0.0003 rad 合a0.0003 rad 合b25-0.0003 rad 合cmyc08.合mm 1.合c查表可得一般传动轴允许挠度为 ，因此mlly 91.054.0.3.0该轴偏转角与挠度均符合设计要求7.1.2筒体的设计与校核筒体在所受扭矩与输送机拉力的情况下将产生扭转与弯曲，因此为满足设计要求，我们对其进行必要的校核。1） 筒体的结构设计根据胶带张力及传动要求，筒体的结构设计如下图2） 筒体的受力分析及校核筒体所受扭矩 T=994790 N.mm筒体表面承受胶带拉力所产生的均布载荷 q= 22562.54Na） 筒体在扭转作用力下的强度校核26由于筒体的直径远大于轴，滚筒的抗弯截面模量与抗扭截面模量远大于轴，据此判断我们可以得出，滚筒上筒体的强度与刚度满足设计与运行要求。b） 本滚筒筒体采用卷制后焊接成型，因此，我们必须校核滚筒上焊缝是否满足设计与运行要求。筒体上焊缝接口形式如下图：在均布载荷、扭矩以及卷制滚筒时产生的错位误差的作用下，焊缝将产生拉压应力及剪应力，为简化计算过程我们可以认为作用在滚筒上的合力全部作用在焊缝上，由此所计算出的结果将大大的高于实际使用中的拉力及压力所形成的对焊缝的应力，MPa =152 MPa5.19704.26lplp式中：作用在滚筒上的合力p筒体厚度为 15mmL为焊缝长度 970mm对接焊缝的需用拉应力，查表可得 Q235-A 材料为 152MPa 由上可lp知，筒皮上焊缝满足设计要求。选用 Q235A 钢板用作滚筒体材料，并取 ，对于 Q235A 钢4s，2/35mNs2/75.8mN27根据材料，滚筒的厚度 mDlvp 7.6401875.4038.75.1.86175.038.71.86 222222 取 m5其中 p-作用在滚筒的功率，为 15kwV-带速 1.5m/sL滚筒长度 l=1400mm-许用应力2/mN焊缝长度，为 970mml对接焊缝的需用拉压应力，查表可得 Q235-A 材料为 152 MPalp由上可知，筒皮上焊缝满足设计要求。7.1.3滚筒键的校核本滚筒筒体与轴的连接、轴与链轮的连接均采用普通平键链接方式，由于筒体与轴连接出的轴径大于链轮与轴的连接段，同时前者平键长度要长于后者，且受力相等，因此我们仅需对轴与链轮连接处的平键进行校核即可。键的型号为 GB/T1096-1979 键 C ，材料为钢由表 6-2 查的许用挤压应102力 = 取其平均值得 =110Mpa paMp120p105.26Mpa96785lkDTaplb8.31022 aMp90式中：转矩 N.mmT轴的直径 mmD键与轮毂的接触高度，mm，平键k28mlk62/键的工作长度，mm，C 型键l=100-10=90mm2bL键的宽度与高度h、键的许用挤压应力与剪应力，分别为 100120MPa，90MPa，p、轻微冲击由上可知，所选用平键满足设计要求。7.1.4轴承的校核根据轴的结构设计，我们初步选择调心球轴承，轴承型号为GB/T 288-1994 1316npcLrh60/1026式中：基本额定动载荷计算值 NrC指数，球轴承，值为 3当量动载荷，N，由于本滚筒只受径向载荷作用，因此：PNFYpbrbaa56.1982307式中：轴向载荷a径向载荷， 大小为支反力rF由受力分析可知，此轴承只承受径向载荷29NFr54.381NFr48.120滚动轴承的当量动载荷 N1.56.3.11rpfPN72.804.2.22 r式中-载荷系数，根据载荷性质为轻微冲击，取 =1.5pf pf因 按轴承 2 的受力计算轴的寿命21P hpcnLrh 40518.49372.186056010362 由以上校核可知，选用轴承满足设计要求。7.2轴承座的设计根据调心球轴承，轴承型号为 GB/T 288-1994 1316 设计轴承座，考虑轴承座安装在槽钢上，设计图如下8.托辊的设计8.1 设计托辊的背景30当前使用的带式给料机，主要包括传动滚筒、改向滚筒 、托辊或无辊式部件 、驱动装置 、输送带等几大件组成 。托辊是带式输送机上用量最多 、分布最广的组件 , 同时托辊也是带式输送机上出现故障率最高的组件 ,其失效形式一般均为轴承损坏而不能灵活旋转 。因此 ,良好托 辊密封结构和密封形式的设计是提高托辊寿命的关键 ,是降低整机故障率 、降低维护成本的关键 。8.2 设计方案托辊的性能取决于托辊密封结构。为了保证密封的可靠性 ,减少或者弥补因轴在运转时产生的振动而造成的唇缘与轴颈产生的局部间隙 ,在油封唇缘的上方,加装一个弹簧 。8.3 托辊的设计结构如图示9.焊接件与紧固件的设计与校核给料机多采用焊接连接方式与螺栓连接方式，对于某些较危险的焊缝我们对其进行必要的校核，由给料机的结构形式和焊缝形式我们可以分析得出，连接装置中连接角钢于钢板间的焊缝由于连接料口尺寸较大，焊缝较长，在满足焊缝质量要求的情况下，足够满足给料机的自重与物料重量所形成的拉力要求，因此无需进行校核。料槽中的多条焊缝虽然较长，但是由于承受的是物料重量与给料机自重说形成的弯矩，因此选取其中一条焊缝对其进行校核。