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。

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*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F_v/1000=7270x0.5/1000=3.64kw

电机功率N=K₁N₀/η

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。

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F_g为物料、牵引件、链轮和轴重力之和，经计算F_g=21440N。假设F_g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₌(F_g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。

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D_e=95mm，抗弯截面系数W=85737.5mm³，当量弯矩材W=85737.5mm³，当量弯矩M_e=√M²+(aT)²=√1424²+(0.6x2753)²=2181N·m，危险截面处应力σ=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=f_FF_ra，

式中:f_F—载荷系数，取为1.8;

F_ra—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

C_r=192000N

则轴承寿命L_h=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，下料口下降100~150mm，保证重力诱导式卸料的效果。

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。