喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 摘 要 刮板輸送機是為采煤工作面和采區(qū)巷道運煤的機械。它具有適應性好，協(xié)作性好，耐磨性好，可彎曲性好，機身的強度和剛度高，能承受碰撞和沖擊等優(yōu)點，成為綜采設備中最主要的設備之一，是煤炭裝運的第一個環(huán)節(jié)，在很大程度上決定了采煤工作面的生產(chǎn)能力和效率。 主要對邊雙鏈型刮板輸送機機頭傳動部進行設計。整體式鏈輪組件在運轉過程中經(jīng)常存在維修不便的問題，經(jīng)常拆卸影響傳動裝置的可靠性。針對這一問題，本設計將鏈輪組件設計為剖分式。對于刮板輸送機的其他部件如機頭架、過渡槽、鏈輪、閘盤緊鏈器等，綜合已有的多種結構進行最佳設計，進而完成輸送機的整體結構設計。從電動機的選擇開始設計，經(jīng)減速器設計、鏈輪組件設計、閘盤緊鏈器的選擇，最終確定機頭部整體結構。 關鍵詞 刮板輸送機 鏈輪 減速器 機頭部 Abstract Scraper conveyor for the coal face and the coal mining area roadway machinery. It has a good adaptability, collaboration and good, wear resistance, and can bend a good body of high strength and stiffness, can withstand the impact of the collision and the advantages of a fully mechanized coal mining equipment in one of the most important equipment, coal The shipment of the first session, to a large extent determine the coal face of production capacity and efficiency. Mainly on the edge of double-stranded nose scraper conveyor transmission of the design. - Sprocket component in the overall functioning of the process of inconvenience to the regular maintenance of existing problems, often the demolition of the impact of transmission reliability. In response, the design of components designed to be sprocket-style subdivision. The scraper conveyor components such as the nose of the other planes, the transition slot, sprocket, the gate was tight chain, etc., have integrated the best design for a variety of structures, thereby completing the overall structure of conveyor design. Motor start from the choice of design, the reducer design, sprocket component design, gate-tight chain's choice, ultimately determine the overall structure of the head. Key words scraper conveyor sprocket reducer machine head 3 目錄 摘 要 I Abstract II 第1章 緒論 1 1.1 國內(nèi)外發(fā)展情況 1 1.1.1 國外刮板輸送機發(fā)展概況 1 1.1.2 我國刮板輸送機發(fā)展現(xiàn)狀 1 1.1.3 我國刮板輸送機的技術改進方向 2 1.2 研究目的和意義 3 1.3 設計方案 3 第2章 電動機和液力耦合器的選擇計算 6 2.1 運行阻力計算和驅動電動機選擇 6 2.1.1 運行阻力計算 6 2.1.2 電動機的選擇 9 2.2 液力耦合器的選擇 10 第3章 減速器的設計計算 12 3.1 傳動比的分配和傳動效率的選擇 12 3.1.1 傳動比的分配 12 3.1.2 傳動效率的選擇 12 3.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 13 3.2.1 各軸轉速的計算 13 3.2.2 各軸輸入功率的計算 14 3.2.3 各軸輸入轉矩的計算 14 3.3錐齒輪傳動的設計 15 3.3.1 選精度等級、材料及齒數(shù) 15 3.3.2 按接觸強度進行初步設計 15 3.3.3 幾何尺寸的計算 16 3.3.4 校核接觸強度 19 3.3.5 齒根彎曲強度校核 22 3.4 斜齒齒輪傳動設計 24 3.4.1 精度等級、材料及齒數(shù)確定 24 3.4.2 按齒面接觸強度設計 24 3.4.3 按齒根彎曲疲勞強度設計 27 3.4.4 幾何尺寸計算 28 3.5 直齒齒輪傳動設計 29 3.5.1 選定精度、材料及齒數(shù) 29 3.5.2 按齒面接觸強度設計 29 3.6 軸的設計 33 3.6.1 軸的材料選擇和最小直徑估算 33 3.6.2 軸的結構設計 34 3.6.3 軸的校核 37 3.7 鍵的選擇和校核 42 3.8 滾動軸承的選擇與校核 43 3.8.1 滾動軸承的選擇 43 3.8.2 滾動軸承的校核 44 第4章 鏈輪組件的計算及閘盤緊鏈器的選擇 46 4.1 鏈輪設計計算 46 4.2 花鍵軸和盲軸的計算 48 4.2.1 花鍵軸計算 48 4.2.2 盲軸計算 51 4.3 閘盤緊鏈器的選擇 51 結論 53 致謝 54 參考文獻 55 附錄1 57 附錄2 62 第1章 緒論 1.1 國內(nèi)外發(fā)展情況 1.1.1 國外刮板輸送機發(fā)展概況 鎧裝工作面刮板輸送機(Armonred Face Conveyor)是年德國人發(fā)明的。年代中期,工作面刮板輸送機在液壓支架在英國研制成功后, 與滾筒采煤機一起, 形成采、支、運三機配套的綜采設備[1]。 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。保護形式有：彈性聯(lián)軸器、限矩型液力耦合器、雙速電機、調速型液力耦合器、軟啟動(CST可控傳動裝置、閥控調速型液力耦合器、交流電機變頻調速技術三種軟啟動裝置)等等。 1.1.2 我國刮板輸送機發(fā)展現(xiàn)狀 我國綜采機械化的應用始于世紀年代末，經(jīng)過多年的發(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[2]。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[3]。 1.1.3 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)[4]。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鈁5]。設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[6]。 1.2 研究目的和意義 隨著我國能源問題的突出，在我國又是以煤炭為主要能源，這標志著煤炭事業(yè)必定蓬勃發(fā)展，目前煤礦工作面使用的多為雙邊鏈結構型式的刮板輸送機。在我國大部分中小煤礦炮采工作面上主要使用的是輕型型刮板輸送機，這也是我國最早研制開發(fā)的工作面輸送設備之一，主要應用在年產(chǎn)量為萬噸的礦井中[7]。 通過近幾年來輕型刮板輸送機在各中小煤礦、特別是在我省各地方中小煤礦的應用普遍反應良好。電動機的事故率下降了 ，斷鏈事故率下降了 ，大大降低了煤礦的設備維護費用，降低了噸煤成本，提高了生產(chǎn)效率。 由于現(xiàn)在大多企業(yè)著力生產(chǎn)大功率刮板輸送機，輕型刮板輸送機略被忽視。但我國許多煤礦仍屬薄煤層煤礦，生產(chǎn)需要大量輕型刮板輸送機。并且，炮采依然存在，也需要使用輕型刮板輸送機。機頭部是刮板輸送機最重要的部分，是將電動機的動力傳遞給刮板鏈的裝置，是刮板輸送機最難設計的部分。本設計以機頭部為主。 1.3 設計方案 該方案如圖1-1所示。機頭傳動裝置由電動機、液力耦合器、減速器、機頭架、鏈輪組件、盲軸、推移梁、壓鏈塊等組成。電機功率配液力偶合器。采用液力偶合器，減速器可不設防電機過載裝置。井下使用的液力偶合器其工作介質現(xiàn)在都改為水或是高含水難燃液，其平均無故障工作時間不得少于2000h。與輕型刮板輸送機配套的液力偶合器已經(jīng)系列化，其結構為限矩型動壓泄液式，通過設置易熔塞、易爆塞來防止電機過載。 圖1-1 刮板輸送機機頭部簡圖 1—電動機； 2—液力耦合器；3—減速器；4—鏈輪組件； 5—盲軸；6—刮板鏈。 機頭傳動裝置為并列式布置，電機軸與傳動鏈輪軸垂直，采用三級圓錐(第一級)—圓柱(第二、三級)齒輪減速器。第一對齒輪為收縮齒圓弧錐齒輪(以往有用直齒錐齒輪)。第二對和第三對齒輪均為斜齒圓柱齒輪，根據(jù)需要更換第二對齒輪，可使刮板鏈獲得兩種不同的鏈速。 減速器靠空氣自然冷卻和齒輪帶動箱內(nèi)油液飛濺潤滑軸承。減速器上、下箱體為對稱結構，以適應左、右工作面和機頭、機尾使用。箱體側幫上有四個孔，用方頭螺栓將減速器固定到機頭架側板上[8]。減速器靠輸入軸一端箱體上有法蘭盤，用螺栓連接聯(lián)軸節(jié)的聯(lián)接罩。聯(lián)接罩另一端用螺栓連接電機，使整個傳動裝置懸掛在機頭上。減速器第二軸不靠機頭架端設有緊鏈器。減速器第四軸出軸聯(lián)結方式為花鍵加平鍵，邊雙鏈刮板機減速器常用，鏈輪組件由鏈輪、剖分式滾筒組成。鏈輪內(nèi)圈為花鍵孔，兩端鏈輪分別為減速器輸出軸及盲軸用花鍵連接。兩個半滾筒用螺栓連成一體。滾筒兩端扣環(huán)分別扣在兩個鏈輪的環(huán)槽內(nèi)，防止軸向串動，并起密封作用[9]。滾筒通過平鍵分別與減速器輸出軸及盲軸連接，使鏈輪組件連成一個整體，滾筒與鏈輪同步旋轉。設計時必須保證兩個鏈輪各對應輪齒在相同的相位角上，以保證與刮板鏈正常嚙合運行。 盲軸安裝在無傳動裝置一側的機頭架側板上，由軸承座、調心軸承、花鍵軸、端蓋等組成?；ㄦI軸一端用調心軸承支承，中間用花鍵同鏈輪相聯(lián)，另一端結構同匹配減速器第四軸輸出端一樣[10]。 第2章 電動機和液力耦合器的選擇計算 2.1 運行阻力計算和驅動電動機選擇 2.1.1 運行阻力計算 1. 運行的總阻力 在重段直線段運行的總阻力為（由文獻[11]式3-9）： 在空段直線段運行的總阻力為（由文獻[11]式3-10）： 式中 —中部槽單位長度上的裝煤量，; 按 —貨載最大橫斷面積，，如圖2-1所示 ； 圖 2-1 中部槽截面圖 —貨載在溜槽中的動堆積角，，取。 —貨載的裝滿系數(shù)，，??； —煤的松散容重，，取。 —刮板鏈單位長度的質量，； —刮板輸送機的長度，； —煤在槽內(nèi)運行的阻力系數(shù)，取； —刮板鏈在槽內(nèi)運行的阻力系數(shù)，??； —傾斜角度，； “+”，“-”號的選取，該段向上運行的取“+”，向下取“-”。 故： 2.張力計算 是最小張力點張力如圖2-2所示，對于刮板輸送機 ，取。 圖 2-2 驅動裝置受力點 整理得： 為刮板鏈繞經(jīng)機尾從動鏈輪時的阻力，包括鏈環(huán)彎曲時的摩擦阻力和軸承阻力，一般按下式計算： 因此，取 所以刮板鏈的最大張力為。 牽引力用下式計算 式中 —牽引力， —牽引構件與驅動輪相遇點的張力， —牽引構件與驅動輪分離點的張力， —牽引構件繞經(jīng)驅動鏈輪的阻力系數(shù)， 2.1.2 電動機的選擇 1.驅動功率的計算 選取DSB-40型電動機。 2.電動機功率的驗算 輸送機電動機功率的大小要根據(jù)工作面傾角、輸送機鋪設長度和輸送量的大小等具體條件決定[12]。其關系式為： 式中 —貨載每米重力，，按下式計算 —刮板鏈每米重力， —輸送量， —電動機功率備用系數(shù)，取 —刮板鏈繞過兩端鏈輪時的附加阻力系數(shù)， —輸送機水平彎曲時的附加阻力系數(shù)， —刮板輸送機安裝傾角， —刮板輸送機鋪設長度， —鏈速， —貨載在溜槽中運行阻力系數(shù)， —刮板鏈在溜槽中運行阻力系數(shù)， —傳動效率， 所選電動機滿足要求。 2.2 液力耦合器的選擇 根據(jù)相關參數(shù)具體化，根據(jù)所選電動機功率的大小40kW，選取液力偶合器型號，本設計選擇型號為：YOXD450（水介質）。其技術參數(shù)如下： 1.主要匹配電動機參數(shù)： （1） 型號DSB-40； （2） 功率40kW； （3） 轉速1470r/min （4） 額定扭矩555N·m （5） 最大扭矩887N·m； 2.傳動介質：水； 3.充液量：9.3L； 4.啟動扭矩：832N·m； 5.； 6.額定工況傳動比：； 7.重量：； 8.重要說明：每次更換水時應按濃度加入“一號添加藥劑”，對于YOXD450型應加。如果情況緊急，來不及添加藥劑，可天后補加。 第3章 減速器的設計計算 3.1 傳動比的分配和傳動效率的選擇 根據(jù)電動機的轉速和鏈條的速度確定傳動比。已經(jīng)選定的DSB-40型電動機，正常工作時輸出功率: ，轉速：。 3.1.1 傳動比的分配 由于鏈條的速度為，而鏈輪的節(jié)圓直徑為，因此花鍵軸角速度： 機頭軸的轉速： 機頭軸與減速器的輸出軸兩者轉速相同，即：。而減速器的輸入軸是通過液力耦合器與電動機主軸聯(lián)接，兩者轉速也相同，即：。 因此減速器的總傳動比： 選錐齒輪傳動比，斜齒輪傳動比，直齒輪傳動比。 3.1.2 傳動效率的選擇 液力耦合器，錐齒輪傳動效率，斜齒輪傳動效率，直齒輪傳動效率（如圖3-1所示）。 圖 3-1 減速器簡圖 3.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 3.2.1 各軸轉速的計算 電動機輸出軸轉速 3.2.2 各軸輸入功率的計算 電動機輸出功率： 3.2.3 各軸輸入轉矩的計算 電動機輸出轉矩： 3.3錐齒輪傳動的設計 3.3.1 選精度等級、材料及齒數(shù) 1.按實際工作要求，選用直齒錐齒輪傳動。 2.運輸機一般為工作機器，速度不高，故選用級精度。 3.材料選擇由文獻[16]表10-1，選擇大、小錐齒輪材料為(滲碳、淬火)，硬度為56～62HC。按硬度的下限值，由文獻[2]圖8-3-8查得 ，。 4.初選小錐齒輪齒數(shù)為，大錐齒輪齒數(shù)。 3.3.2 按接觸強度進行初步設計 式中 —配對材料修正系數(shù)，（由文獻[16]表8-3-28查 得） —載荷系數(shù)，?。ㄓ晌墨I[16]表8-3-31查得） —齒數(shù)比， —齒寬系數(shù)，（見文獻[16]表8-3-98） —許用接觸應力， 3.3.3 幾何尺寸的計算 分錐角： 模數(shù)：，取整 分度圓直徑： 齒寬中點分度圓直徑： 外錐距： 中錐距： 齒寬： 齒頂高： 齒根高： 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的測量方便，取，。 輪冠距： 分度圓齒厚： 分度圓弦齒厚： 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： 當量齒頂圓直徑： 齒寬中點模數(shù)： 當量齒輪基圓直徑： 式中 —齒形角，（由文獻[16]表8-3-97） 嚙合線長度： 端面重合度： 3.3.4 校核接觸強度 1.強度條件 2.計算接觸應力 式中 —節(jié)點區(qū)域系數(shù)，（由文獻[16]圖8-3-36） —彈性系數(shù)，（由文獻[16]表8-3-34） —重合度系數(shù)，（由文獻[16]圖8-3-12） —螺旋角系數(shù)，（由文獻[16]圖8-3-13） —表面粗糙度等級，（由文獻[16]表8-3-102） —齒寬中點分度圓切向力， （由文獻[16] 8-3-102） —有效齒寬，（由文 獻[16]表8-3-102） —使用系數(shù)，（由文獻[16]表8-3-31） —動載系數(shù)，（由文獻[16]表8-3-103） —臨界轉速， —臨界轉速，（由文獻[16]表8-3-103） —齒距極限偏差，（由文獻[16]表8-3-112） —跑合量，（由文獻[16]圖8-3-35） —單位齒寬的剛度，（由文獻[16]表8-3-103） (由文獻[16]表8-3-102和表8-3-104) （由文獻[16]表8-3-105） 3.計算接觸應力 式中 —尺寸系數(shù)，（由文獻[16]圖8-3-23） —潤滑劑系數(shù)，（選100號齒輪油，運動黏度由文獻[16]圖8-3-19） —速度系數(shù)，（由文獻[16]圖8-3-20） —粗糙度系數(shù)，（按由文獻[16]圖8-3-21） —最小安全系數(shù)，（由文獻[16]表8-3-102）。 則 結論：滿足接觸強度。 3.3.5 齒根彎曲強度校核 1.強度條件 2.計算齒根應力 式中 —齒向載荷分布系數(shù)，（由文獻[16]表8-3-102） —齒間載荷分配系數(shù)，（由文獻[16]表8-3-105） —有效齒寬，（由文獻[16]表8-3-107） —齒形系數(shù)，（由文獻[16]圖8-3-37） —應力修正系數(shù)，（由文獻[16]圖8-3-38） —重合度系數(shù)，（由文獻[16]圖8-3-39） —螺旋角系數(shù)，（由文獻[16]圖8-3-14） —錐齒輪系數(shù)，（由文獻[16]表8-3-106） 則 3.許用接觸應力 式中 —齒根彎曲疲勞極限， —最小安全系數(shù)，（由文獻[16]表8-3-106） —應力修正系數(shù)，（由文獻[16]表8-3-106） —齒根圓角敏感系數(shù)，（由文獻[16] 圖8-3-25） —尺寸系數(shù)，（由文獻[16]圖8-3-24） 則 結論 滿足齒根彎曲強度 3.4 斜齒齒輪傳動設計 3.4.1 精度等級、材料及齒數(shù)確定 1.按傳動方案要求，選用些齒圓柱齒輪傳動； 2.運輸機為工作機器、速度不高，故選用級精度； 3.材料選擇，由表10-1，選擇大、小齒輪材料為(調質后表面淬火)硬度為； 4.選小齒輪齒數(shù)為，大齒輪齒數(shù)； 5.選取螺旋角，初選螺旋角。 3.4.2 按齒面接觸強度設計 1.按文獻[17]式（10-21）試算 式中 —載荷系數(shù)，試選 —區(qū)域系數(shù)，（由文獻[17]圖10-30） —標準端面重合度，（由文獻[17]圖10-26） —小齒輪傳遞的轉矩 —齒寬系數(shù)，（由文獻[17]表10-7） —材料的彈性影響系數(shù)，（由文獻[17]表10-6） —接觸疲勞強度極限，、 （由文獻[17]圖10-21）； —應力循環(huán)次數(shù) ； —接觸疲勞許用應力， 取失效概率為，安全系數(shù) ，由文獻[17]式（10-12）得： ； 由文獻[17]圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) —小齒輪分度圓直徑，由計算公式得 ； 2.計算圓周速度 ； 3. 計算齒寬及模數(shù) ； 4.計算縱向重合度 ； 5.計算載荷系數(shù) 根據(jù)，級精度。由文獻[17]圖10-8查得動載系數(shù)；由文獻[17]表10-3查得，從表10-4中的硬齒面齒輪欄查得小齒輪相對支撐非對稱布置，級精度，時 考慮齒輪為級精度，取，故載荷系數(shù) 另由文獻[17]圖10-1查得； 6.按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 ； 7.計算模數(shù) ； 3.4.3 按齒根彎曲疲勞強度設計 式中 —載荷系數(shù) —齒輪的彎曲疲勞強度極限，，由 文獻[17]圖10-20d查得 —彎曲疲勞壽命系數(shù)，，由文獻[17] 圖10-18查得 —彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數(shù) —齒形系數(shù)，（由文獻[17]表10-5） —應力校正系數(shù)，（由文獻[17]表 10-5） 計算大、小齒輪的并加以比較 經(jīng)比較小齒輪數(shù)值大。 設計計算 對此計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)與由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)相差不大，取標準值，取分度圓直徑。 取則。 3.4.4 幾何尺寸計算 1.計算中心距 將中心距圓整為。 2.按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。 3.計算大、小齒輪的分度圓直徑 4.計算齒輪寬度 圓整后：。 3.5 直齒齒輪傳動設計 3.5.1 選定精度、材料及齒數(shù) 1.運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用級精度（GB/0095-88）； 2.材料選擇，由文獻[17]表10-1選擇大、小齒輪材料均為（調制后表面淬火），硬度為； 3.選小齒輪齒數(shù)為，大齒輪齒數(shù) 。 3.5.2 按齒面接觸強度設計 1.由文獻[17]設計計算公式10-9a進行試算 式中 —載荷系數(shù)，試選 —小齒輪傳遞的轉矩 —齒寬系數(shù)，（由文獻[17]表10-7） —材料的彈性影響系數(shù)，（由文獻[17]表10-6） —接觸疲勞強度極限，、 （由文獻[17]圖10-21） —應力循環(huán)次數(shù) 由文獻[17]式（10-13） —接觸疲勞壽命系數(shù) （由文獻[17]圖10-19查得） —接觸疲勞許用應力， 取失效概率為，安全系數(shù) 2.計算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小的值 ； 3.計算圓周速度 4.計算齒寬 5.計算齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高 3.按齒根彎曲強度設計 由文獻[17]式（10-5）得彎曲強度的設計公式為 式中 —齒輪的彎曲疲勞強度極限，，由 文獻[17]圖10-20d查得 —彎曲疲勞系數(shù)，，由文獻[17]圖10-18查得 —彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數(shù) —載荷系數(shù)，； —齒形系數(shù)，（由文獻[17]表10-5）； —應力校正系數(shù)，（由文獻[17]表10-5）； 計算大、小齒輪的并加以比較 經(jīng)比較小齒輪數(shù)值大。 設計計算 對此計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，圓整為標準值。按接觸強度算得分度圓直徑。 取則。 4.幾何尺寸計算 （1）計算大、小齒輪的分度圓直徑 （2）計算中心距 。 （3）計算齒輪寬度 取。 3.6 軸的設計 3.6.1 軸的材料選擇和最小直徑估算 根據(jù)工作條件，初選軸的材料為，調質處理。按扭轉強度法進行最小直徑的估算，即：。初算軸徑時，若最小直徑軸段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸強度的影響。當該軸段截面上有一個鍵槽時，增大，兩個鍵槽時，增大。值由文獻[18]表15-3確定：軸1，軸2，軸3，軸4。 軸1：，因為軸1處有一個鍵槽，則：。 軸2：，設有兩個鍵槽，則：，取整。 軸3：，設有兩個鍵槽，則：，取整。 軸4：，因為軸4處有一個鍵槽，則：，取整為。 3.6.2 軸的結構設計 1.軸1的結構設計 （1）各軸段直徑的確定： ：最小直徑，錐齒輪軸外伸軸段，取。 ：根據(jù)齒輪軸的軸向定位要求，定位高度，取。 ：螺母定位軸段，取。 ：滾動軸承段，，滾動軸承選取30313，其尺寸為。 ：過渡軸段，取。 ：滾動軸承段，，滾動軸承選取30313，其尺寸為。 （2）各軸段長度的確定： ：考慮到所選液力耦合器的配合，取。 ：由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系等確定，。 ：由定位螺母確定，。 ：由滾動軸承及裝配關系確定，。 ：由裝配關系確定，。 ：由滾動軸承及裝配關系確定，。 2.軸2的結構設計 （1）各軸段直徑的確定： ：最小直徑，滾動軸承段，，滾動軸承選取，其尺寸為 。 ：斜齒小齒輪軸段，。 ：根據(jù)齒輪的軸向定位要求，取。 ：錐齒大齒輪軸段，。 滾動軸承段，，滾動軸承選取，其尺寸為 。 （2）各軸段長度的確定： ：由滾動軸承及箱體結構確定，取。 ：由斜齒小齒輪的轂孔寬度確定，。 ：由定位裝配關系確定，。 ：由錐齒大齒輪裝配尺寸確定，。 ：由滾動軸承及裝配關系確定，。 3.軸3的結構設計 （1）各軸段直徑的確定： ：最小直徑，滾動軸承段，，滾動軸承選取，其尺寸為。 ：斜齒大齒輪軸段，。 ：根據(jù)齒輪的軸向定位要求，取。 ：直齒小齒輪軸段，。 ：滾動軸承段，，滾動軸承選取，其尺寸為。 （2）各軸段長度的確定： ：由滾動軸承及箱體結構確定，取。 ：由斜齒大齒輪的轂孔寬度確定，。 ：由定位及裝配關系確定，。 ：由直齒小齒輪的轂孔寬度確定，。 ：由滾動軸承及裝配關系確定，。 4.軸4的結構設計 （1）各軸段直徑的確定： ：由機頭軸配合尺寸確定，機頭軸為外花鍵，減速器軸為內(nèi)花鍵，其花鍵配合為：。取。 ：。滾動軸承段，，滾動軸承選取，其尺寸為。 ：定位段，取。 ：定位段，取。 ：直齒大齒輪軸段，。 ：滾動軸承段，，滾動軸承選取，其尺寸為。 （2）各軸段長度的確定： ：由與機頭軸的連接關系確定，取。 ：由滾動軸承及箱體結構確定，取。 ：由定位及裝配關系確定，。 ：由定位及裝配關系確定，。 ：由直齒大齒輪的轂孔寬度確定，。 ：由滾動軸承及裝配關系確定，。 3.6.3 軸的校核 軸受力最大，所以只對軸進行校核。 1.軸的力學模型的建立 軸上力的作用點位置和支點跨距的確定：齒輪對軸的力作用點按簡化原則應在齒輪寬度的中點，因此可決定軸上兩齒輪力的作用位置。軸上安裝的，從文獻[18]表12-4可知它的負荷作用中心到軸承外端面的距離，故可算出支點跨距和軸上各力作用點相對位置尺寸。支點跨距；斜齒大齒輪的力作用點C到左支點A距離；兩齒輪的力作用點之間的距離；直齒小齒輪的力的作用點D到右支點B的距離。 2.計算軸上的作用力 斜齒大齒輪4： 直齒小齒輪5： 3.計算支反力 （1）垂直面支反力（如圖3-2b）： 由繞支點B的力矩和，得： 方向向下。 同理，由繞支點A的力矩和，得： 方向向下。 由軸上的合力，校核： 計算無誤。 （2）水平支反力（如圖3-2d）： 由繞支點B的力矩和，得： 方向向下。 同理，由繞支點A的力矩和，得： 方向向下。 由軸上的合力，校核： 計算無誤。 （3）總支反力 A點總支反力 B點總支反力 4.繪制轉矩、彎矩圖 （1）垂直面內(nèi)的彎矩圖（如圖3-2c）： C處彎矩： D處彎矩： （2）水平面內(nèi)的彎矩圖（如圖3-2e）： C處彎矩： D處彎矩： （3）合成彎矩圖（如圖3-2f）： C處： D處： （4）轉矩圖（如圖3-2g）： （5）當量彎矩圖（如圖3-2h）： 因為是單向回轉軸，所以扭轉切應力視為循環(huán)變應力，折算系數(shù)。 C處： 圖3-2 軸3受力分析圖 D處： （6）彎扭合成強度校核 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。 根據(jù)選定的軸材料，調質處理，由文獻[17]15-1查得。因，故強度足夠。 3.7 鍵的選擇和校核 由軸的細部結構設計，選定斜齒大齒輪外鍵為： ，標記：鍵；直齒小齒輪外鍵2為，標記： 鍵；由于是同一根軸上的鍵，傳遞的轉矩相同，所以只需校核短鍵即可。 根據(jù)校核公式 式中 —傳遞轉矩， —鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，，為鍵高， —鍵的工作長度， —軸的直徑， —鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力，見文獻[18]表6-2，取 鍵聯(lián)接強度足夠。 3.8 滾動軸承的選擇與校核 3.8.1 滾動軸承的選擇 軸 軸承受力最大，故對其校核。 根據(jù)載荷及速度情況，擬定選用圓錐滾子軸承。由軸的結構設計，根據(jù)，選取.其基本參數(shù)由文獻[3]表12-4，，，，，。 圖3-3 軸承受力分析 3.8.2 滾動軸承的校核 1.徑向載荷 軸承受力如圖3-3所示，根據(jù)軸的分析可知： A點總支反力， B點總支反力。 2.軸向載荷 外部軸向力，指向A處軸承（方向向左）。 （方向向右） （方向向左） 因為，，所以A處1軸承被壓緊，B處2軸承放松。故 ，。 3.當量動載荷P 由文獻[2]表13-6查出載荷系數(shù)。 1軸承：因，由文獻[19]表12-1可知 ， 2軸承：因，由文獻[19]表12-1可知 4.驗算軸承壽命 因，故只需驗算軸承。設定軸承壽命為。 其中，溫度系數(shù)（軸承工作溫度小于），軸承壽命足夠。 第4章 鏈輪組件的計算及閘盤緊鏈器的選擇 4.1 鏈輪設計計算 圓環(huán)鏈（為圓環(huán)鏈公稱直徑，為圓環(huán)鏈公稱節(jié)距），鏈輪齒數(shù)。由文獻[19]表5-1-29其基本幾何尺寸計算如下： 1.節(jié)圓直徑 2.頂圓直徑 3.鏈輪立環(huán)的立槽直徑 取，其中值對鏈條為。 4.鏈輪立環(huán)立槽寬度 其中值對鏈條為。 5.齒根圓弧半徑 6.鏈窩平面圓弧半徑為接鏈環(huán)圓弧部分最大外半徑對時 7.鏈輪中心至鏈窩底平面的距離 8.鏈窩長度 取 9.鏈窩中心距 取 10.短齒厚度 11.齒形圓弧半徑 12.立環(huán)槽圓弧半徑 13.短齒根部圓弧半徑 4.2 花鍵軸和盲軸的計算 4.2.1 花鍵軸計算 1.選擇材料和估算最小直徑 根據(jù)工作條件，初選軸的材料為，調質處理。按扭轉強度法進行最小直徑的估算，即：。值由文獻[19]表15-3確定：由軸的常材料可查得值: ,取。 2.各軸段直徑確定（如圖4-1所示） ：由與減速器輸出軸配合要求，為外花鍵部分， ：滾動軸承段，，軸承選22316， ：過渡軸段，取 ：定位鏈輪軸段，由鏈輪尺寸確定， ：與鏈輪配合的花鍵軸段， ：配合滾筒軸段， 3.各軸段長度確定 ：由花鍵配合和裝配關系確定， ：由滾動軸承和裝配關系確定， ：由裝配關系確定， ：由鏈輪定位關系確定， ：由花鍵配合和裝配關系確定， ：由滾筒定位和裝配關系確定， 圖4-1 花鍵軸 4.花鍵強度校核 在本設計中，機頭軸與減速器的輸出軸采用矩形花鍵連接，機頭軸為外花鍵，減速器軸為內(nèi)花鍵，其花鍵配合為：。 減速器的輸出功率： 花鍵聯(lián)接的強度校核計算： 式中 —傳遞轉矩， —各齒輪間的不均勻系數(shù)， —齒數(shù)， —齒的工作長度， —花鍵齒的工作高度， —平均直徑 —花鍵聯(lián)接許用擠壓應力， 花鍵強度滿足要求。 4.2.2 盲軸計算 由于盲軸與機頭軸具有一定的相似關系其尺寸計算與機頭軸計算大體相同，盲軸尺寸如圖4-2所示。 圖4-2 盲軸 4.3 閘盤緊鏈器的選擇 緊鏈裝置是用來拉緊刮板鏈，使刮板鏈具有一定的預緊力，以保證刮板鏈正常運轉的。本設計選用的是閘盤緊鏈器。 由閘盤緊鏈器的工作原理和結構，可知對于配備DSB-40型電動機的刮板輸送機可采用閘盤緊鏈器，同時參考SGB620/40T型刮板輸送機閘盤緊鏈器主要參數(shù)。 閘盤緊鏈器由閘盤和制動裝置組成，閘盤裝在減速器輸入軸上，制動裝置安裝在聯(lián)接罩上。緊鏈時反轉開動電動機，鏈輪反轉刮板鏈逐漸被拉緊，到電動機堵轉為止，立即搬動手輪，用夾鉗將閘盤閘住，同時切斷電機電源。由于夾鉗對閘盤的制動力與刮板鏈有一定的比例關系，鏈條的張緊力顯示在張力指示器上。慢慢反轉手輪松開夾鉗，放松被拉緊的刮板鏈，到指示器顯示出刮板鏈所需的張力為止，立刻將閘盤閘死。拆去多余的鏈段，接好鏈子后，反轉手輪松開夾鉗，完成緊鏈。 結論 刮板輸送機作為煤炭運輸?shù)闹饕\輸設備． 在煤炭生產(chǎn)中起著非常重要的作用。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。 刮板輸送機機頭部設計，以減速器和鏈輪組件的設計為主。其中鏈輪組件設計采用上下兩半滾筒連接花鍵軸和盲軸方便鏈輪的拆裝與維修。減速器設計為三級圓錐圓柱齒輪減速器，其輸出軸端采用矩形花鍵。三級圓錐圓柱齒輪減速器有傳動平穩(wěn)、傳遞力矩大等特點。減速器與機頭架為平行布置式，這樣布置結構緊湊，大大節(jié)省了空間。電動機和液力耦合器的選擇也十分重要。根據(jù)給定參數(shù)計算出電動機功率，進而選擇電動機。選用液力耦合器能夠起到啟動平穩(wěn)，有緩沖功能，能夠在刮板輸送機受到?jīng)_擊或停轉時保護電動機。 致謝 王學惠老師在我的設計中給予了我極大的指導、幫助、鼓勵。不僅在設計問題上對我指導，在對事物的判斷上也多次賜教。班級的多為同學對我有許多幫助，特此表示感謝。 參考文獻 1 王小安. 輕型刮板輸送機結構設計分析. 江蘇煤炭. 2004，3（2）：55-56 2 劉英明. 改進刮板輸送機機頭與減速器聯(lián)接裝置的探討. 煤礦機械，1995，5(8)：44-46 3 姜翱燕. 礦用刮板的設計. 煤礦機械. 2000，12，4（4）：9-10 4 馬麗. 國內(nèi)外刮板輸送機鏈輪組件的結構分析. 煤礦機電. 2007，4，5（4）：42-43 5 韓幼祥. 刮板輸送機的改進. 煤礦機械. 2005，3，3（6）：106-107 6 高樹榮，趙來艷. 刮板輸送機的改進. 唐山學院學報. 2004，9，17（2）：105-106 7 欒焉君 ，任朝輝 ，任立義. 刮板輸送機方案設計及選型信息系統(tǒng)的研究. 煤礦機械. 2003，12，25（4）：43-44 8 薛金河，張秀全．李精草. 刮板輸送機發(fā)展概況. 煤礦機械. 2002（1）：4-5 9 湯永紅. 關于改進40T刮板機機頭與減速器聯(lián)結裝置的探討. 煤炭技術. 2003，7，22（7）：6-7 10 姜翱燕. 礦用機載短運距刮板輸送機的設計. 煤礦機械. 2007，5，28（5）：1-3 11 于學謙.礦山運輸機械.徐州：中國礦業(yè)大學出版社，2004：5-12 12 李國平. 面向大規(guī)模定制的煤礦刮板輸送機設計平臺研究. 煤礦機械. 2007，8，28（8）：51-53 13 David H. Wauge. Modelling of an Armoured Face Conveyor. Department of Mechanical EngineeringThe University of Queensland.2002，pp.8-19 14 P.G. Kovalchik, F.T. Duda, and T.M. Durr, Proceedings of 10th International Meeting on Low Frequency Noise and Vibration and Control. York, England, September 2002, pp. 299-306 15 M.T. Durr, P.G. Kovalchik, and E. Kwait, “Evaluation of Engineering Noise Controls for a Continuous Miner Conveyer System,” Proceedings of Noise-Con 03. Cleveland, Ohio,June 2003, pp. 1-11 16 吳宗澤.機械設計實用手冊.第2版. 北京：化學工業(yè)出版社，2003：1238-1299 17 濮良貴，紀明剛.機械設計.第7版. 北京：高等教育出版社，2001：200-230 18 殷玉楓.機械設計課程設計. 北京：機械工業(yè)出版社，2006：245-264 19 張國柱，方佳雨.綜采輸送機. 北京：煤炭工業(yè)出版社，1986：16-22