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中國礦業(yè)大學2008屆本科生畢業(yè)設計 第84頁
1 概述
1.1 刮板輸送機的機構與作用
刮板輸送機是一種有撓性牽引機構的連續(xù)輸送機械。它的牽引構件是刮板鏈，承載裝置是溜槽。在綜采工作面，為了與采煤機、液壓支架配合使用，在溜槽的采空區(qū)側(cè)設有擋煤板及擋煤板座、導向管（鏈牽引采煤機用）、齒條、銷軌或埋鏈（無鏈牽引采煤機用）。
刮板輸送機在綜采工作面中起著承載、運煤和采煤機導向以及液壓支架推移支承等作用，是整套綜采設備的“中堅”，其性能、可靠程度和壽命是綜采工作面正常生產(chǎn)和取得良好技術經(jīng)濟效果的重要保證。
1.2輸送機的發(fā)展概況
自世界上第一臺刮板輸送機誕生以來，經(jīng)歷了半個多世紀的不斷研究、試驗、改進，刮板輸送機已成為煤礦運輸?shù)闹饕O備。目前世界上生產(chǎn)刮板輸送機的國家主要有德國、美國、英國、澳大利亞、日本等。機型從輕型、中型到重型、超重型．裝機功率已發(fā)展到3×700kW。保護形式有：彈性聯(lián)軸器、限矩型液力耦合器、雙速電機、調(diào)速型液力耦合器、軟啟動(CST可控傳動裝置、閥控調(diào)速型液力耦合器、交流電機變頻調(diào)速技術三種軟啟動裝置)等等。
我國綜采機械化的應用始于20世紀70年代末，經(jīng)過20多年的發(fā)展．目前我國中、小功率刮板輸送機已具備成型技術．并有成熟的制造能力，完全能夠滿足國內(nèi)市場的需求。大功率刮板輸送機通過成套引進國外的裝備和技術，成功地進行了國產(chǎn)化研制工作．并相繼推出了一些產(chǎn)品。
從總體水平上看．我國刮板輸送機發(fā)展現(xiàn)狀與國外相比還存在一些差距，主要表現(xiàn)在：基礎研究薄弱。缺少強有力的理論支持，計算少，靠經(jīng)驗取值多，缺乏專門的開發(fā)分析軟件；受基礎工業(yè)水平的制約，國產(chǎn)輸送機制造質(zhì)量不穩(wěn)定。元部件的可靠性還有待提高：大功率刮板輸送機的關鍵部件仍需進口，有待進一步研發(fā)并國產(chǎn)化；安全性和可靠性的不穩(wěn)定。直接制約了煤礦的生產(chǎn)效率，從而不能從根本上降低使用成本；煤礦管理水平落后，資金不足．礦工不按操作規(guī)程操作等，也間接增加了輸送機發(fā)生故障的機會．從而不能最大限度地發(fā)揮設備的設計能力。
1.3國內(nèi)外刮板輸送機的技術特點及趨勢
1.3.1先進產(chǎn)煤國家刮板輸送機的技術發(fā)展
一、先進產(chǎn)煤國家刮輸送機的技術發(fā)展
（一）發(fā)展重點與代表機型
在不斷提高工作面單產(chǎn)和效率的總要求下，80年代初期，主要是對工作面刮板輸送機的結構進行改進。如采用雙中心鏈、側(cè)卸機頭、封底溜槽和雙速電動機，增大溜槽、牽引鏈條等組件的強度及傳動功率等都有效地提高了刮板輸送機的運輸能力和可靠性。80年代后期以來，工作面刮板輸送機技術發(fā)展可概括為“三大（大運量、大運距、大功率）、二重（重型溜槽、重型鏈條）、一新（自動監(jiān)測等新技術）”。以德國DBT公司制造的MTA—42—3×1000型軟起動刮板輸送機為例，其裝機容量為3×750KW，雙中心鏈2×φ42 /46mm，溜槽為軋焊結構，溜槽能力可達4500t/h，在美國科羅拉多州塞浦露斯20英里礦與朗艾道公司制造的EL3000型安德森電牽引采煤機配合，于1997年6月創(chuàng)造月產(chǎn)990361t潔凈的世界紀錄。
其它如美國的朗艾道公司、久益公司、德國的哈爾巴赫布朗公司和DBT公司等，都在80年代至90年代推出了新型強力工作面刮板輸送機。
(二)已達到的主要技術指標
進入80年代以后，代表工作面刮板輸送機技術發(fā)展水平的主要指標為：
1.大運量
70年代末，工作面刮板輸送機運量能力一般小于1000t/h，80年代中期達2000t/h，80年代末90年代初達到2500~3500t/h，目前已出現(xiàn)運量達到4000 t/h以上的重型刮板輸送機。相應的溜槽寬度從730~764mm增大980~1100mm以上，鏈上1m/s左右提高到1.3~1.4m/s以上，最高鏈速已達1.78m/s 。
2.長運距
70年代末期，一般工作面刮板輸送機長度不超過200mm（只有德國在1979年平均長度達到223m）；80年代逐步增長到250m長的采煤工作面刮板輸送機平均長度為244m.目前美、英、德均已有超過300m長的采煤工作面和刮板輸送機，最長的工作面直徑從φ26~30mm增大到φ34~42mm，目前已出現(xiàn)φ46~52mm的鏈子。國外專家研究分析認為，從設備投資、運營成本、掘進通風、維修搬家等因素綜合考慮，工作面及刮輸送機長度在250左右時，技術經(jīng)濟指標最為合理。
3.大功率
70年代末期，刮板輸送機驅(qū)動電動機單臺功率Nd≤200KW，最大裝機功率為2×200KW，80年代初期為（2~3）×（250~315）KW。目前實際運行的刮板輸送機單臺電動機最大功率已達到或超過700KW，減速器傳動比i=1：40。相應地，對于功率大于250~300KW電動機的供電電壓也從1000V左右升高到2300V、3300V、4160V或5000V。
4.長壽命與高可靠性
70年代，工作面刮板輸送機過煤量約為100萬t，80年代初期為200萬噸。目前重型刮板輸送機整機（大修周期）過煤量已達到400~600萬t（相當于運行3~4年）；組件工作壽命，φ30mm以上鏈條為200~300萬t（相當于運行1~2年），鏈輪為100~150萬t（約運行1年左右），減速器設計壽命為12500~15000h，接鏈環(huán)的疲勞壽命達到70000次以上。
1.3.2我國刮板輸送機的技術改進方向
1．技術先進性。
隨著科學技術的進步和市場的發(fā)展，輸送機的國際競爭將越來越激烈，對輸送機的設計水平和生產(chǎn)能力要求也越來越高，不僅要求造型科學、配套合理，在技術上不斷創(chuàng)新、完善，去適應不斷變化著的使用條件，而且關鍵部件(如刮板鏈、減速器、保護裝置等)的設計或選用，要求與國際接軌，實現(xiàn)標準化。
2．性能可靠性。
設備的可靠性是進行高效作業(yè)的根本保證。井下受場地、燈光等條件的限制，維修條件較差．有些高瓦斯礦井基本不具備現(xiàn)場維修的條件，一旦出現(xiàn)故障就會嚴重影響安全生產(chǎn)。因此，輸送機各部分的結構型式、傳動方式、使用材料等，不僅要求設計合理，還要建立在實踐驗證的基礎上。
3．設備安全性。
安全性是至關重要的環(huán)節(jié)。是所有設備必須具備的性能，同樣也貫穿在輸送機的設計、制造、使用過程中。目前國家高度重視煤礦安全生產(chǎn)，引起煤礦井下事故的除了瓦斯爆炸、透水、冒頂?shù)戎猓O備事故也會引起人員傷亡和財產(chǎn)損失。因此，輸送機各部件的防護裝置應設計合理、安裝完備，在易發(fā)生事故的部位尤其要加強防護．防止因斷鏈、飛濺、高溫等引發(fā)人員傷亡事故。
4．機電液一體化趨勢明顯。
隨著實用型新技術的發(fā)展，大功率輸送機控制系統(tǒng)與保護裝置的機電液一體化趨勢越來越明顯。主要表現(xiàn)為：機頭部與機尾部功率分配、順序啟動，電機保護除過流保護、過熱保護外．增加過壓保護，閥控充液型液力耦合器的推廣使用。鏈條張力監(jiān)控及工況檢測和故障診斷等。雖然還有部分技術的實現(xiàn)與應用尚需時日，但輸送機機電液一體化的發(fā)展趨勢不會變。隨著當今世界綜采技術的發(fā)展和設計思路的不斷創(chuàng)新、高產(chǎn)高效工作面的相繼投產(chǎn)，大功率刮板輸送機的研制與開發(fā)已勢在必行，要加強計算機輔助設計、模擬工況、仿真等技術的應用。對此，應該抓緊機遇．一方面提高現(xiàn)有機型的可靠性、安全性，降低事故發(fā)生率；另一方面要研制開發(fā)國產(chǎn)大功率刮板輸送機．盡快投入市場，提高與國外同類產(chǎn)品的競爭力，以適應我國煤炭工業(yè)迅猛發(fā)展的需要。
1.4刮板輸送機類型及組成
刮板輸送機的類型很多，可按刮板鏈型式、卸載方式、中部槽結構、采煤機牽引方式、電動機類型、承載重類型、整機適用條件分類。
按刮板鏈型式分為中單鏈型刮板輸送機、邊雙鏈型刮板輸送機、中雙鏈型刮板輸送機、準邊雙鏈型刮板輸送機。按卸載方式分為端卸式刮板輸送機、側(cè)卸式刮板輸送機、直彎式刮板輸送機、交叉?zhèn)刃妒焦伟遢斔蜋C，現(xiàn)在重型、超重型刮板輸送機多用于交叉?zhèn)刃妒焦伟遢斔蜋C。按中部槽結構分為開底式刮板輸送機、封底式刮板輸送機、分體中部槽刮板輸送機、整體焊接中部槽刮板輸送機、框架式中部槽刮板輸送機、鑄造式中部槽刮板輸送機。按采煤機牽引方式分為有鏈牽引采煤機用的刮板輸送機和無鏈牽引采煤機用的刮板輸送機。按電動機類型分為單速電動機刮板輸送機和雙速電動機刮板輸送機。按承重類型分為輕型刮板輸送機、中型刮板輸送機、重型刮板輸送機、超重型刮板輸送機。按整機適用條件分為緩傾斜中厚煤層刮板輸送機、緩傾斜薄煤層刮板輸送機、緩傾斜厚煤層大采高刮板輸送機、緩傾斜三軟煤層刮板輸送機、中厚煤層大傾角刮板輸送機、急傾斜厚煤層水平分段放頂煤及“三下”綜采刮板輸送機。
1.5刮板輸送機總體方案的確定
采用單速電機驅(qū)動，機頭雙傳動裝置、機尾單傳動裝置，交叉?zhèn)刃稒C頭，液壓鎖伸縮機尾，1750mm長鑄焊封底中部槽，147mm節(jié)距整體鍛造銷軌，Φ48×152mm緊湊型中雙鏈，48×152mm鏈輪組件，4000KN中部啞鈴聯(lián)接。是比較理想的更新?lián)Q代機型。
1.5.1．適用范圍
SGZ1000/3000型刮板輸送機適用于緩傾斜中厚煤層，長壁式回采工作面輸送煤炭。本機與滾筒采煤機、液壓支架、轉(zhuǎn)載機、破碎機、工作面運輸巷可伸縮帶式輸送機及電控裝置相配套，實現(xiàn)綜合機械化采煤。
1.5.2．主要技術參數(shù)
主要技術參數(shù)及配套設備：
1.出廠長度----------------------400m
2.輸送量-------------------------3000t/h
3.裝機功率----------------------3×1000KW
4.電動機
（1）型號-----------------------YBSS2-1000
（2）額定功率-----------------1000KW
（3）額定電壓-----------------3300V
（4）冷卻方式-----------------水冷
5.中部槽
（1）規(guī)格（長×內(nèi)寬×高）----1750×1000×372
（2）結構形式-----------------鑄焊封底
（3）聯(lián)接方式-----------------啞鈴銷
（4）聯(lián)接強度-----------------4000KN
6.刮板鏈
（1）型式-----------------------礦用高強度圓環(huán)鏈（中雙鏈）
（2）規(guī)格-----------------------48×152緊湊鏈
（3）鏈中心距------------------280mm
（4）刮板間距------------------6×152mm
7.卸載方式-----------------------交叉?zhèn)刃?
8.緊鏈方式------------------------液壓馬達緊鏈、液壓伸縮機尾輔助緊鏈
1.5.3整機主要部分
輸送機的組成，輸送機主要由機頭傳動部、機尾傳動部、中部槽、變線槽、電纜槽、刮板鏈、液壓張緊裝置、伸縮機尾控制裝置、減速器綜合監(jiān)控系統(tǒng)及工具等組成
1.5.4輸送機的傳動系統(tǒng)及組成
輸送機的傳動系統(tǒng)包括單速電動機、閥控充液式液力偶合器，液壓張緊裝置、減速器等，單速電動機通過閥控充液式液力偶合器將動力傳遞給減速器輸入軸；再由減速器輸出軸傳遞給鏈輪組件；鏈輪驅(qū)動封閉的刮板鏈按需要的方向運行，完成輸送煤炭的任務。
輸送機主要零部件的結構特點及作用。
（1）機頭傳動部
機頭傳動部與機尾部為輸送機的驅(qū)動裝置。機頭傳動部主要由機頭架、齒輪聯(lián)軸器、聯(lián)接墊架、傳動裝置、鏈輪組件、撥鏈器、舌板組件等組成。其中傳動裝置有平行布置和垂直布置各一個，并可根據(jù)工作面的實際情況分別安裝在機頭架的兩側(cè)。
1）機頭架
該機所采用的機頭架為交叉?zhèn)刃妒?，是用來安裝、支撐傳動裝置、鏈輪組件、舌板組件、撥鏈器等部件的架體；兩側(cè)均安裝傳動裝置。中板組件及下中板等形成了輸送機與轉(zhuǎn)載機相互獨立的刮板鏈運行軌道。
機頭架為左、右對稱結構，以適應左、右工作面的互換。
機頭架上面設有可拆卸的機頭蓋板，前端設有可拆卸的前端板。在機頭蓋板、端面板上所設的孔是用來聯(lián)接犁煤板、轉(zhuǎn)載機尾過渡擋板的。在前端板上設蓋板，以觀察鏈輪與鏈條的運行狀況。
2）機頭傳動裝置
平行布置的傳動裝置，減速器由自己設計，撫順YBSS2—1000型電動機、福伊特閥控高速型液力偶合器562DTPKWL2，液壓張緊裝置等組成。
垂直布置的傳動裝置主要由德國PW公司的PSPL—65Z/B型減速器、撫順YBSS2—1000型電動機、562DTPKWL閥控充液式液力偶合器等組成。
3）機頭鏈輪組件
鏈輪組件安裝于機頭架上，鏈輪組件采用從機頭架一側(cè)穿入的安裝方法。鏈輪組件為雙伸結構，兩側(cè)均通過齒輪聯(lián)軸器和傳動裝置聯(lián)接。鏈輪組件采用遠程注油方式，潤滑油為GB5903—1995工業(yè)閉式齒輪油L—CKD—等品460，油箱注滿為止，每季更換潤滑油一次。拆卸鏈輪組件可在不拆傳動裝置的情況下進行。
七齒鏈輪與漸開線內(nèi)花鍵孔滾筒焊接，構成鏈輪軸。鏈輪由優(yōu)質(zhì)合金鋼鍛造而成，齒形部分經(jīng)電解加工成型，鏈窩及齒形表面經(jīng)淬火處理。滾筒上的內(nèi)花鍵用來與減速器輸出軸聯(lián)接。
鏈輪軸上的軸承、軸承座、套及密封裝置為對稱布置。在傳動部一側(cè)安裝右透蓋、右端蓋和一組浮封環(huán)，在另一側(cè)安裝左透蓋和左端蓋。
4）撥鏈器
安裝撥鏈器時撥叉插入鏈輪齒的溝槽內(nèi)，由舌板組件將其固定在安裝位置，當需要更換撥鏈器時，拆卸舌板組件，即可更換。撥鏈器的作用是：使刮板鏈的鏈條與鏈輪能順利的嚙合和分離，當鏈輪組件與嚙合的圓環(huán)鏈脫開時，防止鏈環(huán)卡在鏈輪溝槽內(nèi)而不能在正常分離點脫開。
5）轉(zhuǎn)載機尾
本輸送機為交叉?zhèn)刃妒?，故轉(zhuǎn)載機尾安裝于輸送機機頭架上。
轉(zhuǎn)載機尾包括機尾架、鏈輪組件、舌板組件、蓋板組件、端板、卡板、銷軸等。
機尾架是支撐鏈輪組件的架體。將轉(zhuǎn)載機機尾架上的聯(lián)接耳插入輸送機機頭架的槽內(nèi)，并通過圓柱銷將轉(zhuǎn)載機尾和輸送機機頭架聯(lián)為一體。
（3）機尾傳動部
主要由機尾傳動裝置、伸縮機尾架、伸縮油缸、鏈輪組件、舌板組件、撥鏈器和機尾左、右油缸護罩等組成。
1）傳動裝置
機尾傳動部為平行布置，機尾傳動部中除機尾架、減速器、左、右壓鏈塊、聯(lián)接墊板、蓋板外，其余零部件均與機頭傳動部相同。
2）機尾架
機尾架由左、右側(cè)板、中板組件等焊接而成。機尾架上用于安裝鏈輪組件、舌板、撥鏈器以及和過渡槽聯(lián)接的結構與機頭架相同。
3）伸縮機尾架、機尾伸縮液壓控制系統(tǒng)
伸縮機尾架由固定架體和活動機架組成，活動架體主要用來安裝、支撐傳動裝置、鏈輪組件、舌板、撥鏈器等部件，固定架體、活動機架通過伸縮油缸聯(lián)為一體。
伸縮油缸工作的作用是使機尾架活動機架伸出或縮回。
操縱機尾伸縮液壓控制系統(tǒng)使伸縮油缸動作以實現(xiàn)機尾架活動機架的伸出或縮回，配合液壓張緊裝置完成輸送機刮板鏈的張緊。
伸縮機尾輔助緊鏈可有效地減少輸送機緊鏈次數(shù)，工作過程：當輸送機刮板鏈松馳時，操縱機尾伸縮液壓控制系統(tǒng)將伸縮油缸缸體伸出（機尾架活動機架伸出），液壓鎖自動鎖定，完成伸縮機尾的伸出動作；當油缸行程達到時或機尾架活動機架需要縮回時，操縱液控系統(tǒng)將伸縮油缸缸體縮回（伸縮機尾活動架體縮回），操縱輸送機液壓張緊裝置及阻鏈器等，張緊輸送機刮板鏈。
4）機尾左、右油缸護罩
機尾左、右油缸護罩用于井下輸送機運行時保護油缸及和油缸相聯(lián)接的接頭和高壓軟管等。
5）機尾鏈輪組件
鏈輪組件安裝于機尾架上，結構等和機頭鏈輪組件一樣。
（4）中部槽、變線槽（抬高槽）
本輸送機采用鑄焊封底式溜槽，槽間采用鍛造啞鈴銷聯(lián)接。
本輸送機機頭部分、機尾部分各設有4節(jié)抬高變線槽，保證輸送機的卸載高度及采煤機的臥底量，便于采煤機自開缺口、沿工作面順利落煤。
（5）刮板鏈
輸送機刮板鏈為48×152緊湊型中雙鏈；刮板通過螺栓固定在圓環(huán)鏈的平環(huán)上；鏈段之間用接鏈環(huán)聯(lián)接，接鏈環(huán)必須遠離刮板。刮板鏈出廠發(fā)貨時除整條圓環(huán)鏈外，還帶3、5、7、9環(huán)長的鏈條，用以調(diào)節(jié)輸送機整鏈的長度。
圓環(huán)鏈出廠時經(jīng)過嚴格的配對，安裝時必須配對組件，不得混裝。
2 傳動部的設計及計算
刮板輸送機是綜采工作面中工況條件惡劣、負載狀況復雜的關鍵運輸設備。由于難起動，負載變化劇烈，多機驅(qū)動中各電機負載分配失衡和負載振蕩等問題，造成刮板輸送機傳動系統(tǒng)和鏈條組件中應力過大，受沖擊厲害使溜槽磨損嚴重甚至電機燒毀損壞，直接影響刮板輸送機的可靠性及壽命。驅(qū)動裝置是刮板輸送機的心臟，其性能的好壞和功能的完善程度與刮板輸送機整機的運行品質(zhì)、可靠性和壽命密切相關。我國綜采工作面刮板輸送機自70年代中期開發(fā)以來，取得了長足的進步，其驅(qū)動裝置從性能和可靠性等各方面都有了大幅度的提高。80年代后期，我國成功地開發(fā)研制了雙速電機驅(qū)動裝置，有效地解決了刮板輸送機難起動的問題，降低了鏈條、鏈輪及溜槽的磨損，延長了刮板輸送機的使用壽命。但是，與國外先進水平相比，還存在著很大差距。近十年來，國外各先進的采煤國家，為適應國際市場的需要，不斷加大刮板輸送機的功率，改進驅(qū)動技術，完善了雙速電機驅(qū)動裝置，并開始采用可控軟起動技術，使刮板輸送機的輸送能力不斷增加，技術性能日趨完善，可靠性及壽命大幅度提高。鑒于國產(chǎn)刮板輸送機驅(qū)動裝置技術性能還比較落后，功能還不夠完善，嚴重制約著我國刮板輸送機整機性能的提高。因此。結合我國國情和需要，找出差距，充分吸收、借鑒國外先進技術，盡快完善現(xiàn)有技機研究開發(fā)中的重要任務。
2.1電動機的選擇
設計要求傳動部功率為3×1000KW，根據(jù)礦井電機的具體工作環(huán)境情況，電機必須具有防爆和電火花的安全性，以保證在有爆炸危險的含煤塵和瓦斯的空氣中絕對安全，而且電機工作要可靠，啟動轉(zhuǎn)矩大，過載能力強，效率高。所以選擇由撫順廠生產(chǎn)的三相異步防爆電動機，型號為YBSS2-1000 ；其主要參數(shù)如下：
額定功率：1000KW；
額定電壓：3300V；
額定轉(zhuǎn)速：1475r/min；
滿載效率：0.920；
絕緣等級： H；
滿載功率因數(shù)：0.85；
接線方式：Y；
質(zhì)量： 1380KG；
冷卻方式：外殼水冷
該電動機輸出軸連接閥控充液式力偶合器將動力傳遞給減速器輸入軸；再由減速器輸出軸傳遞給鏈輪組件。
2.2總傳動比及傳動比的分配
2.2.1刮板輸送機的選型計算
1.刮板輸送機輸送能力，按連續(xù)運行方式進行計算，其公式為
式中： —貨載最大橫斷面積，
—貨載在溜槽中的動堆積角，對原煤
—貨載的裝滿系數(shù)，
—貨載的散集容重，對原煤
—刮板輸送機鏈速，
2.估算減速器的輸出轉(zhuǎn)速
已知 、
、
式中： —鏈輪節(jié)圓的半徑；
—鏈輪旋轉(zhuǎn)的角速度；
—相遇點輪齒的圓周速度；
—水平線的夾角；
—鏈條水平運動的瞬時速度。
角的大小等于相遇點輪齒的半徑與鏈輪縱軸線的夾角，這個夾角隨鏈輪的旋轉(zhuǎn)而變化，從相遇點剛開始嚙合時的逐漸減小到0，再逐漸增加到。鏈輪繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，另一個輪齒在相遇點與鏈輪條嚙合，鏈條的速度就隨這個新的相遇點輪齒的運動而變化。據(jù)此，式中的變化范圍為
式中：為一個鏈節(jié)所對應的鏈輪圓心角。
鏈速的變化范圍為：
故
3.減速器的選用設計
本傳動部所用的減速器為圓錐—圓柱—行星輪減速器，這種傳動裝置承載能力大，結構緊湊，體積小，重量輕，傳動比大，效率高，傳動平穩(wěn)，噪音小，便于實現(xiàn)大功率傳動，亦利于運輸巷道布置及工作面端頭頂板維護，且易于實現(xiàn)工作面刮板輸送機機頭架與運輸巷轉(zhuǎn)載機整體快速推移。
2.2.2總傳動比的確定
滾筒上截齒的切線速度，稱為截割速度，它可由滾筒的轉(zhuǎn)速和直徑計算而得，為了減少滾筒截割產(chǎn)生的細煤和粉塵，增大塊煤率，滾筒的轉(zhuǎn)速出現(xiàn)低速化的趨勢。滾筒轉(zhuǎn)速對滾筒截割和裝載過程影響都很大；但對粉塵生成和截齒使用壽命影響較大的是截割速度而不是滾筒轉(zhuǎn)速。
總傳動比
——電動機滿載轉(zhuǎn)速 r/min
——鏈輪轉(zhuǎn)速 r/min
2.2.3傳動比的分配
在進行多級傳動系統(tǒng)總體設計時，傳動比分配是一個重要環(huán)節(jié)，能否合理分配傳動比，將直接影響到傳動系統(tǒng)的外闊尺寸、重量、結構、潤滑條件、成本及工作能力。多級傳動系統(tǒng)傳動比的確定有如下原則：
1.各級傳動的傳動比一般應在常用值范圍內(nèi)，不應超過所允許的最大值，以符合其傳動形式的工作特點，使減速器獲得最小外形。
2.各級傳動間應做到尺寸協(xié)調(diào)、結構勻稱；各傳動件彼此間不應發(fā)生干涉碰撞；所有傳動零件應便于安裝。
3.使各級傳動的承載能力接近相等，即要達到等強度。
4.使各級傳動中的大齒輪進入油中的深度大致相等，從而使?jié)櫥容^方便。
由于刮板運輸機在工作過程中常有過載和沖擊載荷，維修比較困難，空間限制又比較嚴格，故對行星齒輪減速裝置提出了很高要求。因此，這里先確定行星減速機構的傳動比。
設計采用NGW型行星減速裝置，其工作原理如下圖所示（圖2.1）：
a太陽輪 b內(nèi)齒圈
c行星輪 x行星架
圖2.1 NGW型行星機構
該行星齒輪傳動機構主要由太陽輪a、內(nèi)齒圈b、行星輪c、行星架x等組成。傳動時，內(nèi)齒圈b固定不動，太陽輪a為主動輪，行星架x上的行星輪c繞自身的軸線ox—ox轉(zhuǎn)動，從而驅(qū)動行星架X回轉(zhuǎn)，實現(xiàn)減速。運轉(zhuǎn)中，軸線ox—ox是轉(zhuǎn)動的。
這種型號的行星減速裝置，效率高、體積小、重量輕、結構簡單、制造方便、傳動功率范圍大，可用于各種工作條件。因此，它用在采煤機截割部最后一級減速是合適的，該型號行星傳動減速機構的使用效率為0.97～0.99,傳動比一般為2.1～13.7。如圖2.3，當內(nèi)齒圈b固定，以太陽輪a為主動件，行星架c為從動件時，傳動比的推薦值為2.7～9。所以這里先定行星減速機構傳動比：
則其他兩級減速機構總傳動比：
根據(jù)前述多級減速齒輪的傳動比分配原則及齒輪不發(fā)生根切的最小齒數(shù)為17為依據(jù)，另參考刮板運輸機傳動部各齒輪齒數(shù)分配原則，初定齒數(shù)及各級傳動比為：
2.3傳動部傳動計算
2.3.1各級傳動轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩
各軸轉(zhuǎn)速計算：
從電動機出來，各軸依次命名為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸。
第一軸的轉(zhuǎn)速
第二軸的轉(zhuǎn)速
第三軸的轉(zhuǎn)速
各軸功率計算：
第一軸的功率
第二軸的轉(zhuǎn)速
第三軸的轉(zhuǎn)速
式中 ——聯(lián)軸器效率 =0.98
——閉式圓柱齒輪效率 =0.97
——滾動軸承 =0.99
各軸扭矩計算:
第一軸的功率
第二軸的轉(zhuǎn)速
第三軸的轉(zhuǎn)速
將上述計算結果列入下表（表2.1）：
軸號
輸出功率
P（kW）
轉(zhuǎn)速n(r/min)
輸出轉(zhuǎn)矩T/(N·m)
傳動比
Ⅰ軸
970.2
1475
6281.63
2.3
Ⅱ軸
931.68
641.3
13874.23
3.45
Ⅳ軸
894.69
185.88
45966.7
2.3.2 傳動部圓錐齒輪設計計算
具體設計參數(shù)及結果見下表，介紹齒輪傳動部分的設計方法和步驟。
設計項目及說明
結果
a、高速級直齒錐齒輪傳動設計
已知參數(shù)：、 、、
已知：兩錐齒輪軸交角，小齒輪懸臂布置，大齒輪兩端支承，長期工作，閉式錐齒輪傳動，先按接觸疲勞強度計算，再按接觸疲勞強度和抗彎強度校核計算。
i、接觸強度估算：
（1）選材料、熱處理方法、定精度等級。大、小齒輪均采用20CrMnMo，合金滲碳鋼，采用滲碳淬火，低溫回火，由圖查得，，；采用6級精度，即：6CGB11365,齒面粗糙度,
應力循環(huán)次數(shù)
=60×1475×1×(3×350×20)
=1.8585×109 次 =1.8585×109 次
=1.8585×109/4.5
=4.13×108 次
=4.13×108 次
=4.13×108/2.74
=1.507×108 次
式中：
—齒輪轉(zhuǎn)速,
－齒輪每轉(zhuǎn)一圈時同一齒面的嚙合次數(shù)
－齒輪的工作壽命,h
（2）初步估算
選用直齒圓錐齒輪，按接觸強度進行初步設計，即
載荷系數(shù) 得
齒數(shù)比
齒寬系數(shù) 取
材料配對系數(shù)
估算大端分度圓直徑
（3）主要幾何尺寸計算
齒數(shù)， 取
實際齒數(shù)比
分錐角
大端模數(shù)
按標準取
分度圓直徑
變位系數(shù)
齒寬中點分度圓直徑
外錐矩
中錐距
齒寬
大端齒頂高
大端齒根高
大端齒頂圓直徑:
齒根角
齒頂角
頂錐角
根錐角
冠頂距
安裝距，考慮齒輪結構情況，以及輪冠距H的測量方便，取
輪冠距，
大端分度圓齒厚
大端分度圓弦齒厚
大端分度圓弦齒高
當量齒數(shù)，
當量齒輪分度圓直徑,
齒寬中點齒頂高,
當量齒輪頂圓直徑,
齒寬中點模數(shù)
當量齒輪基圓直徑,
嚙合線長度
端面重合度
（4）校核接觸強度
強度條件
計算接觸應力
式中：
(查圖8-3-36)
（查圖8-3-34）
（查圖8-3-13）
（查圖8-3-13）
（見表8-3-102）
（見表8-3-102）
(見表8-3-102)
（查表8-3-31）
（見表8-3-103）
式中：
此式中： （查表8-3-112）
(查圖8-3-35)
（見表8-3-103）
則
（見表8-3-102和8-3-104）
則
許用接觸應力
式中：
（查圖8-3-23）
（選100號輪油，運動黏度，查圖8-3-19）
（查圖8-3-20）
（查圖8-3-21）
（查表8-3-102）
則
結論：，滿足接觸強度
（5）齒根彎曲強度校核
強度條件
計算齒根應力
式中：
（見表8-3-102）
（見表8-3-105）
（見表8-3-102）
（查圖8-3-37）
（查圖8-3-38）
（查圖8-3-39）
（查圖8-3-14）
（查圖8-3-106）
則
許用接觸應力
式中：
（見表8-3-106）
（見表8-3-106）
（查圖8-3-26）
（查圖8-3-24）
則：
結論：，滿足齒根彎曲強度。
=1.858×109 次
=4.13×108 次
=1.507×108 次
圓整成整數(shù)
圓整為
2.3.3 傳動部圓柱齒輪設計計算
具體設計參數(shù)及結果見下表，介紹齒輪傳動部分的設計方法和步驟。
設計項目及說明
結果
已知參數(shù)如下：
（1）選擇齒輪材料,確定和及精度等級參考表8-3-24和表8-3-25選擇兩齒輪材料：大、小齒輪均采用18Cr2Ni4WA，滲碳淬火 ,精度等級為6級。
（2）按齒面接觸強度設計計算
確定齒輪傳動精度等級，按
估取圓周速度
小輪分度圓直徑，由式得:
齒寬系數(shù) 查表6.9按齒輪相對軸承為非對稱布置，取=0.6（硬齒面）
小輪齒數(shù) 在推薦值20～40中選取=27
大輪齒數(shù),
齒數(shù)比
傳動比誤差
誤差在5%范圍內(nèi)，合適
小輪轉(zhuǎn)矩 ,得
載荷系數(shù) ,
使用系數(shù)，查表6-3，得
動載荷系數(shù)，由推薦值1.05～1.4，得初值
齒向載荷分布系數(shù)，由推薦值1.0～1.2，得
齒向載荷分布系數(shù)，由推薦值1.0～1.2，得
載荷系數(shù)
彈性系數(shù), 查表6.4
節(jié)點影響系數(shù) 查圖6-3
重合度系數(shù) 由推薦值0.85～0.92
許用接觸應力 得
接觸疲勞極限應力 查圖6-4
接觸強度的壽命系數(shù) ，應力循環(huán)次數(shù)N 由式6-7
預設刮板輸送機每天工作20小時，每年工作350天，預期壽命為3年
查圖6-5 得
接觸強度最小安全系數(shù) 按一般可靠度查
=1.0～1.1，取
故的設計初值為：
齒輪模數(shù),
查表8-3 取
小輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值
圓周速度：
與估取 相差很大，對取值影響很大，需要修正
修正
小輪分度圓直徑:
大輪分度圓直徑:
中心距:
齒寬
大輪齒寬
小輪齒寬 mm
（3）齒根彎曲疲勞強度校核計算
由式
齒形系數(shù) 查圖6.5 小輪
大輪
應力修正系數(shù) 查圖6.5 小輪
大輪
重合度
重合度系數(shù)
許用彎曲應力
彎曲疲勞極限應力 查圖6-7 ，
彎曲壽命系數(shù)， 查圖6-8
尺寸系數(shù) 查圖6-9
安全系數(shù) 查圖8-27
則：
故
該對齒輪齒根彎曲強度能夠滿足要求。
（4）齒輪的幾何尺寸計算：
已知：齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)
小齒圓柱齒輪的幾何尺寸
分度圓直徑：
齒頂高：
齒根高：
齒頂圓直徑：
齒頂圓直徑 ：
齒根圓直徑：
基圓直徑
分度圓齒距
基圓齒距
分度圓齒厚
分度圓齒槽寬
頂隙
標準中心距
大齒圓柱齒輪的幾何尺寸
分度圓直徑：
齒頂高：
齒根高：
齒頂圓直徑：
齒頂圓直徑
齒根圓直徑：
基圓直徑
分度圓齒距
基圓齒距
分度圓齒厚
分度圓齒槽寬
=0.6
圓整
圓整
2.3.4傳動部行星機構的設計計算
⑴配齒計算
取行星輪數(shù)目，過多會使其載荷均衡困難，過少又發(fā)揮不了行星齒輪傳動的優(yōu)點。
各輪齒數(shù)按公式
進行配齒計算，計算中根據(jù)并適當調(diào)整，使C等于整數(shù)，再求出，應盡可能取質(zhì)數(shù)，并使。適當調(diào)整，使c為整數(shù)。
則
所以
這些符合取質(zhì)數(shù)，整數(shù)，整數(shù)，且及無公約數(shù)，整數(shù)的NGW型配齒要求。
⑵初步計算齒輪的主要參數(shù)
輸入轉(zhuǎn)距
因傳動中有一個或兩個基本構件浮動動作為均載機構，且齒輪精度低于6級，所以取載荷不均勻系數(shù)
。
在一對A-C傳動中，小齒輪（太陽輪）傳遞的扭矩
太陽輪a和行星輪c的材料均采用20CrNi2MoA調(diào)質(zhì)，滲碳淬火，齒面硬度57~61HRC，據(jù)圖查得和，太陽輪a和行星輪c的加工精度為6級；內(nèi)齒輪b采用42CrMo，調(diào)質(zhì)，表面淬火，硬度262~293HB，，，內(nèi)齒輪b的加工精度為7級。
1）按齒面接觸強度，計算太陽輪分度圓直徑，按式（7.3-5）進行計算
代號
名稱
說明
取值
使用系數(shù)
均勻平穩(wěn)
1
行星輪間載
荷分配系數(shù)
,行星架浮動，6級精度
1.15
綜合系數(shù)
，高精度硬度齒面，靜定結構，降低取值
2.6
取768，則太陽輪分度直徑，由表7.2-3確定齒寬系數(shù)
太陽輪分度圓直徑
2）按彎曲強度初算模數(shù)，按式（7.3-6）進行計算。式中、同前，
其余系數(shù)見下式
算式系數(shù)
行星輪間載荷不均衡系
（ ）
綜合系數(shù)
齒輪齒形系數(shù)
則有：
若取,則太陽輪分度圓直徑，與接觸強度初算結果接近，初定，進行接觸彎曲疲勞強度計算
⑶計算A-C傳動的實際中心距和嚙合角取模數(shù)，則實際中心距
因為直齒輪高變位，則
所以
⑷計算C-B傳動的中心距和嚙合角
實際中心距：
因為中心距變動系數(shù)，所以嚙合角
⑸幾何尺寸計算
該行星齒輪采用正角度變位：使
1)根據(jù)選擇齒數(shù)條件，確定太陽輪齒數(shù)，內(nèi)齒輪齒數(shù)和行星齒輪齒數(shù)
2）從提高接觸強度出發(fā)或視其具體設計條件，按圖2.2-9初選嚙合副的變位系數(shù)和，在圖2.2-9的橫坐標上找到的點處向上引垂線，與線圖的上邊界交于點，點處的嚙合角值，即為時的最大許用嚙合角。取嚙合角為。
點的縱坐標值即為所求的總變位系數(shù)（若須圓整中心距，可以適當調(diào)整總變位系數(shù)）。
由于齒數(shù)比，故應按斜線②分配變位系數(shù)。自點做水平線與斜線②交于點，則點的橫坐標值即為，得。
故。
中心距變動系數(shù)
中心距為
齒頂高變動系數(shù)
齒頂高變動系數(shù)
①分度圓直徑
②齒頂高
。
③齒根高
④齒高
⑤齒頂圓直徑
為了避免小齒輪過渡曲線干涉，應滿足下式，即
式中
即
滿足條件
⑹齒根圓直徑
(5)裝配條件的驗算
對于所設計的上述行星齒輪傳動應滿足如下的裝配條件。
①鄰接條件 按公式驗算其鄰接條件，即
將已知的、和值代入上式，則得
即滿足鄰接條件。
②同心條件 按公式驗算該公式2K－H型行星傳動的同心條件，即
各齒輪副的嚙合為和，且，和。代入上式，即得
則滿足同心條件。
③安裝條件驗算 按公式驗算其安裝條件，即得
所以，滿足其安裝條件。
（6）驗算A-C傳動的接觸強度和彎曲強度
強度計算所用公式同定軸線齒輪傳動，但確定和所用的圓周速度用相對于行星架的圓周速度
則
動載系數(shù)
速度系數(shù)由表6-11查得
① 確定計算公式中的其他系數(shù)
使用系數(shù)
使用系數(shù)按輕微沖擊得
行星輪間載荷不均勻系數(shù) 查表7.8-2 =1.1
齒間載荷分布系數(shù)，：
彎曲強度計算時，
接觸強度計算是，
式中 及——齒輪相對于行星架的圓周速度及大齒輪齒面硬度對，的影響系數(shù)，按表選取
——齒寬和行星輪數(shù)目對，的影響系數(shù)。
對于圓柱直齒傳動，如果行星架剛性好，行星輪對稱布置或者行星輪采用調(diào)位軸承，則使太陽輪和行星輪的軸線偏斜可以忽略不計，值可由圖6-10查取。
由圖查得=1.35，代入上式，則得
求齒間載荷分配系數(shù)，。
先求端面重合度
式中
則
因為是直齒齒輪，總重合度=
所以 =
節(jié)點區(qū)域系數(shù)：
查表得節(jié)點區(qū)域系數(shù)
彈性系數(shù)：
接觸強度計算的重合度系數(shù)：
接觸強度計算的螺旋角系數(shù)：
接觸強度計算的壽命系數(shù)
因為當量循環(huán)次數(shù)，則 。
最小安全系數(shù)：取=1.25
潤滑劑系數(shù)，考慮用220號中載荷極壓油，查圖2.5 -16，取=1.06。
粗糙度系數(shù)，
按，由表2.5-36公式計算
查圖2.5-18，取=0.99。
齒面工作硬化系數(shù)：取=1。
接觸強度計算的尺寸系數(shù)
兩齒面均為硬齒面，查圖2.5-20，=1
② A-C傳動接觸強度驗算
計算接觸應力，由式（6-6）
按式（6-7）許用接觸應力
計算結果，A-C接觸強度通過。用20CrNi2MoA調(diào)質(zhì)后滲碳淬火，安全可靠。
③ A-C傳動彎曲強度驗算
1）按式（6-15）齒根應力為
式中 -行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)
-齒形系數(shù)，由圖2.5-27查取
，
-應力修正系數(shù)，由圖2.5-36查取
，
-彎曲強度計算的重合度系數(shù)
-彎曲強度計算的螺旋角系數(shù)，因為是直齒，取=1
2）許用齒根應力
式中 ——試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限，N/mm2
——試驗齒輪的應力修正系數(shù)，采用本書的值時，取=2.0；
——計算彎曲強度的壽命系數(shù)，取=1.1；
——相對齒根圓角敏感系數(shù)，查圖2.5-46，取=1；
——相對齒根表面強度的尺寸狀況系數(shù)，查圖2.5-47，
故
取。
由強度條件
故 20CrNi2MoA調(diào)質(zhì)、滲碳淬火，。A-C的材質(zhì)通過彎曲強度驗算。
7）驗算C-B傳動大接觸強度和彎曲強度
①根據(jù)A-C傳動的來確定C-B傳動的接觸應力，因為C-B傳動為內(nèi)嚙合，，所以
②核算內(nèi)齒輪材料的接觸疲勞驗算
由，按式6-13有
40CrMo調(diào)質(zhì)，表面淬火，，則內(nèi)齒輪用40CrMo調(diào)質(zhì)材料，接觸強度符合要求。
3）彎曲強度的驗算
只對內(nèi)齒輪進行驗算，按式6-15計算齒根應力，其大小和A-C傳動的外嚙合一樣，即
2）許用齒根應力
由強度條件
40CrMo調(diào)質(zhì)材料，所以C-B傳動中的內(nèi)齒輪彎曲強度符合要求。
2.3.5軸的設計及校核
1）輸入軸上的轉(zhuǎn)矩
2）求作用在錐齒輪上的力
錐齒輪的受力分析
圓周力
徑向力和軸向力
3）確定軸的最小直徑
選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。初估軸的最小直徑，取，可得:
軸的結構如圖2.2所示：
圖2.2 輸入軸的結構圖
軸段① 用于安裝液力聯(lián)軸器，其直徑應該與液力聯(lián)軸器的孔徑相配合。所選液力偶合器為福伊特閥控高速型液力偶合器562DTPKWL2型偶合器，故取軸段①的直徑 ,其長度取
軸段② 為了半聯(lián)軸器的軸向定位，軸段①左端制出定位軸肩，取軸肩高度，所以軸段②的直徑 ，該軸段放軸承端蓋，其長度取。
軸段③ 為了第4軸段軸承更好的固定，軸段3用鎖緊螺母和止動墊圈緊固，這種方法結構簡單、拆裝方便、緊固可靠，取，。
軸段④ 為便于裝拆軸承內(nèi)圈，且符合標準軸承內(nèi)徑 ，選用圓錐滾子軸承，取，選用32232型圓錐滾子軸承，尺寸 ,
軸段⑤ 該軸段安裝滾動軸承，選用圓柱滾子軸承，取，選用NU234型圓柱滾子軸承，尺寸 ,。
軸段⑥ 該軸段與錐齒輪做成一體，錐齒輪做成齒輪軸，取，。
4)、繪制軸的彎矩圖和扭矩圖：
1.輸入軸：
（1）求軸承反力：
H水平面：
V垂直面：
（2）求齒寬中心處彎矩：
H水平面：
V垂直面：
（3）合成彎矩：
扭矩T：
4)、按彎扭合成強度校核軸的強度：
當量彎Mca=，取折合系數(shù)a=0.6,
5）校核軸的強度
軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表4-1查得，，則
軸的計算應力為
根據(jù)計算結果可知，該軸滿足強度要求。
軸設計時所用到的表和圖，參考《機械設計工程學[Ⅱ]》。
彎扭圖、扭矩圖見下面
圖2.3 輸入軸受力分析圖
（2）中間軸的設計
1）確定軸的最小直徑
選取軸的材料為40CrNi ，調(diào)質(zhì)處理。初估軸的最小直徑，取，可得:
軸的結構如圖2.4所示：
圖2.4 中間軸的結構圖
軸段① 該軸段安裝圓錐滾子軸承，取，選用32226型，尺寸為 ，長度等于滾動軸承的寬度與軸套的寬度的和，軸套是為了軸向固定滾動軸承，取。
軸段② 該軸段用于安裝錐齒輪，用普通平鍵連接，取軸肩高度 ,，。
軸段③ 該段做成齒輪軸， ；
軸段④ 做成軸肩， ,；
軸段⑤ 該軸段安裝圓錐滾子軸承，取，選用32032型，尺寸為 ，。
c：繪制軸的彎矩圖和扭矩圖
1）中間軸上的轉(zhuǎn)矩
2）求作用在錐齒輪上的力
大錐齒輪的受力與小錐齒輪的受力存在著一種關系,所以可以由輸入軸的受力分析得
小直齒圓柱齒輪的受力分析:
（1）求軸承反力：
H水平面：
V垂直面：
（2）求齒寬中心處彎矩：
H水平面：
V垂直面：
（3）合成彎矩：
扭矩T：
4)、按彎扭合成強度校核軸的強度：
當量彎Mca=，取折合系數(shù)a=0.6,
5）校核軸的強度
軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表4-1查得，，則
軸的計算應力為
根據(jù)計算結果可知，該軸滿足強度要求。彎扭圖、扭矩圖見下面
圖2.5 輸入軸受力分析圖
（3）輸出軸
選取軸的材料為40Cr ，調(diào)質(zhì)處理。初估軸的最小直徑，取，可得:
軸段① 該軸段安裝圓柱滾子軸承，取,選用NU340型，尺寸為 。
軸段② 該軸段安裝大圓柱齒輪和設計浮動聯(lián)軸器，為了與太陽輪軸聯(lián)接，此軸段設計的比較復雜。
(4)太陽輪軸
選取軸的材料為40CrNi ，調(diào)質(zhì)處理。初估軸的最小直徑，取，可得:
（5）行星齒輪軸的校核
初步確定軸的徑
1）軸上的轉(zhuǎn)矩
2）求作用在齒輪上的力
行星輪軸上的齒輪分度圓直徑為
圓周力和徑向力的大小如下：
3）校核軸的強度
取行星輪與行星架之間的間隙，則跨距長度,可以將它看成跨距為的雙支點梁，而兩個軸承在齒輪內(nèi)部支承，可以認為是整個跨度承受均布載荷
危險截面為跨距中間的彎矩
軸的材料為，調(diào)質(zhì)處理。由表查得，查得材料許用應力
由式得軸的計算應力為
強度足夠，該軸安全。
2.3.6 軸承的壽命校核
1．對第一軸的軸承32232和NU234進行壽命計算
查手冊，軸承32232的主要性能參數(shù)為：，
，，，
軸承NU234的主要性能參數(shù)為：，
（1）計算軸承支反力
1）采用在軸的校核中的數(shù)據(jù)
2）合成支反力
由于此結構比較特殊，一端采用外圈無擋邊圓柱滾子軸承，另一端成對安裝圓錐滾子軸承（面對面），特點是可承受較大的徑、軸向載荷，結構簡單，調(diào)整方便。根據(jù)這一結構，圓錐齒輪所產(chǎn)生的軸向力被面對面安裝的圓錐齒輪承受，圓柱滾子軸承只承受徑向力。
圖2.6 靜不定支承結構
成對安裝兩個同一型號的角接觸軸承，可按雙列軸承進行壽命計算，其額定動載荷和當量動載均應取雙列軸承的數(shù)值。則雙列軸承的額定動載荷為：
3）軸承的派生軸向力
4）軸承所受的軸向載荷
5）計算軸承所受的當量動載荷
軸承工作時有中等沖擊，查得載荷系數(shù)
因 查表得
故
因圓柱滾子軸承只承受徑向力，
故
6）軸承壽命
因 ，故應按計算，由表取溫度系數(shù)。按式計算軸承壽命 ：