往復式給煤機設計,往復,設計 長春理工大學光電信息學院畢業(yè)設計 編號 20141051333 本科生畢業(yè)設計 往復式給煤機設計 The design of reciprocating coal feeder 學 生 姓 名 鄧增濤 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 學 號 1051333 指 導 教 師 吳翠紅 分 院 機電工程分院 2014年 6 月 長春理工大學光電信息學院畢業(yè)設計 摘 要 ?給煤設備是煤礦生產(chǎn)系統(tǒng)的主要設備之一,給煤設備的可靠性,特別是關鍵咽喉部位給煤設備的可靠性,直接影響整個生產(chǎn)系統(tǒng)的正常運行。隨著煤炭工業(yè)的發(fā)展,煤礦井型不斷地擴大,現(xiàn)有Ｋ型往復給煤機生產(chǎn)能力小,不能滿足大型礦井的要求，因此,改進和擴大現(xiàn)有Ｋ型往復給煤機是完全必要的。 本說明書設計主要是：先通過設計計算給煤機的主要運動部件即給煤槽的運行速度和所受的運行阻力來求得電動機功率，然后在設計出減速器、曲柄連桿機構，給煤槽，托輥組件等主要運行部件。最后設計給煤機箱體，傳動平臺等輔助部件。在本次往復式給煤機的設計過程中，著重對減速器、給煤槽、曲柄連桿機構、托輥進行了分析和設計。對重要的部件進行了受力分析、強度的校核，根據(jù)其常見失效形式、影響因素及基本設計要求，給出了重要部件的受力分析、強度和剛度的設計方法。 關鍵詞：往復式給煤機 減速器 曲柄連桿機構 ABSTRACT Coal mine production equipment is one of the main equipment for coal equipment，the reliability of it, in particular parts of the throat is the key to the reliability of such equipment, will directly affect the normal operation of production systems. Practice has proved that the existing reciprocating Feeder small production, installation and dismantling inconvenient, and the disadvantages of implants uniform. With the development of coal industry and coal-wells continues to expand, the existing K-type reciprocating coal production capacity of the small plane, unable to meet the requirements of large-scale mine, therefore, improve and expand existing K-type reciprocating to the coal machine is totally necessary. The design specification is: first through the design calculations for coal is the main moving parts to the coal shafts running speed and suffered the motor running resistance to achieve power. And then design the main component parts operation，such as the speed reducer, crank-connecting rod mechanism for coal chutes, roller trailers. Final design the Auxiliary parts , for example, body chassis of the Reciprocating coal feeder, transmission platforms. Reciprocating in the coal feeder of the design process, the emphasis on the analysis and design for the speed reducer, Coal chute, crank linkage, idler. Important components of the stress analysis, strength check, in accordance with its common failure mode, Factors and basic design requirements, is an important component of the stress analysis, strength and stiffness of the design method. Keywords: Reciprocating coal feeder ?Reducer Crank-connecting rod mechanism 目 錄 緒 論 1 第一章 往復式給煤機概述 2 1.1 往復式給煤機的用途 2 1.2 K型往復式給煤機的組成及工作原理 2 1.2.1 K型往復式給煤機的組成 2 1.2.2 K型往復式給煤機工作原理簡述 2 1.3往復式給煤機特點 3 1.4給煤機常見的幾種類型及比較 4 1.4.1 給煤機常見的幾種類型 4 1.4.2往復式給煤機與振動式給煤機的比較 7 1.5設計本給煤機的目的、基本要求及基本參數(shù) 7 1.5.1 設計本給煤機的目的 7 1.5.2 往復式給煤機滿足大型礦井生產(chǎn)能力的要求 7 1.5.3 基本參數(shù) 8 1.6 本次設計所做的基本工作 8 1.7 K-4型往復式給煤機的技術參數(shù) 9 第二章 往復式給煤機的總體設計 10 2.1往復式給煤機的參數(shù) 10 2.2給煤機的總體外型設計 10 2.3.1 往復式給煤機的運行阻力 12 2.3.2 產(chǎn)生運行阻力的因素及力的計算 12 第三章 給煤機的傳動系統(tǒng)設計 15 3.1 電機選型 15 3.2 減速器設計 15 3.2.1. 減速器 15 3.2.2 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 16 3.3 齒輪的設計及校核計算 17 3.3.1 第一對齒輪的設計 17 3.3.2 第二對齒輪的設計 23 3.4 軸的設計及校核計算 29 3.4.1 中間軸的設計及校核 29 3.4.2 輸入軸的設計及校核 34 3.4.3 輸出軸的設計及校核 38 3.5 軸承的選擇與校核計算 42 3.5.1 輸入軸上的軸承選擇與校核 42 3.5.2 中間軸上的軸承選擇與校核 42 3.5.3 輸出軸的軸承選擇與校核 43 3.6 鍵的選擇與校核計算 44 3.6.1 中間軸上鍵的選擇與校核 44 3.6.2 輸出軸上鍵的選擇與校核 44 3.7 軸系部件的結(jié)構設計 45 3.7.1 軸承蓋的結(jié)構設計 45 I 3.8 軸外伸處的密封設計 47 3.9 減速器箱體的設計 47 3.10 油面位置及箱座高度的確定 49 3.11 油溝的結(jié)構形式及尺寸 49 3.12 檢查孔與檢查孔蓋的設計 50 3.13 通氣器的結(jié)構及尺寸 50 3.14 放油孔、螺塞和封油圈 51 3.15 油標指示器 52 3.16 起吊裝置 53 3.17 定位銷 54 3.18 啟蓋螺釘 54 3.19 套筒的設計 55 第四章 給煤機其余部件設計 56 4.1曲柄連桿的設計 56 4.1.1 曲柄輪轂鍵的設計及校核 56 4.1.2 曲柄連桿其余零件的選取 57 4.2給煤槽的設計 57 4.3拖輥組件的設計及校核 59 4.3.1輥輪軸的設計計算 59 4.3.2輥輪軸強度的校核 62 4.4閘門的設計 64 第五章 給煤機的使用注意事項 66 5.1 K型往復式給煤機安裝及使用 66 5.2 K型往復式給煤機日常檢修與維護 66 結(jié) 論 67 致 謝 68 參考文獻 69 II 緒 論 往復式給煤機在我國煤礦、選煤廠及其它行業(yè)應用已有幾十年。 給煤設備是煤礦生產(chǎn)系統(tǒng)的主要設備之一,給煤設備的可靠性,特別是關鍵咽喉部位給煤設備的可靠性,直接影響整個生產(chǎn)系統(tǒng)的正常運行。生產(chǎn)實踐證明,該設備對煤的品種、粒度、外在水份等適應能力強,與其他給煤設備相比,具有運行可靠、性能穩(wěn)定、噪音低、完全可靠、維護工作量小等優(yōu)點。 往復式給煤機的主要缺點是能耗較高。 隨著煤炭工業(yè)的發(fā)展,煤礦井型不斷地擴大,現(xiàn)有Ｋ型往復式給煤機生產(chǎn)能力小,不能滿足大型礦井的要求。因此,改進和擴大現(xiàn)有Ｋ型往復給煤機是完全有必要的。 第一章 往復式給煤機概述 1.1 往復式給煤機的用途 最通用的往復式給煤機為K型，一般用于煤或其他磨琢性小、黏性小的松散粒狀物料的給煤，將儲料倉或料坑里的物料連續(xù)均勻地卸運到運輸設備或其他篩選設備中。 1.2 K型往復式給煤機的組成及工作原理 1.2.1 K型往復式給煤機的組成 K型給煤機由機架、 底拖板（給煤槽）、電動機、減速器、聯(lián)軸器、傳動平臺、漏斗、閘門、托輥等組成。 本機可根據(jù)需要設有帶漏斗、不帶漏斗兩種形式。給煤機設有兩種結(jié)構形式：1、帶調(diào)節(jié)閘門 2、不帶調(diào)節(jié)閘門，其給煤能力由底板行程來達到。 1.曲柄 2.減速器 3.電動機 4.連桿 5.斜板 6.托輥 7.底板 圖1.1 給煤機的基本結(jié)構 1.2.2 K型往復式給煤機工作原理簡述 往復式給煤機是由槽形機體和帶有曲柄連桿裝置的活動地板組成的曲柄滑塊機構，地板是工作機構。傳動原理：當電動機開動后，經(jīng)彈性聯(lián)軸器、減速器、曲柄連桿機構拖動傾斜的底板在托輥上作直線往復運動，當?shù)装逭袝r,將煤倉和槽形機體內(nèi)的煤帶到機體前端;底板逆行時,槽形機體內(nèi)的煤被機體后部的斜板擋住,底板與煤之間產(chǎn)生相對滑動,機體前端的煤自行落下。將煤均勻地卸到運輸機械或其它篩選設備上。 圖1.2 總體簡圖 1.3往復式給煤機特點 工作可靠、壽命長；重量輕、體積小、維護保養(yǎng)方便；結(jié)構簡單，運行可靠，調(diào)節(jié)安裝方便；封閉式框架結(jié)構，大大提高了機架的剛度；裝有限矩形液力偶合器，能滿載啟動，過載保護；給煤量大是目前國內(nèi)最大的給煤設備；采用了先進的平面二次包絡環(huán)面螺桿減速器設計，承載能力大，傳動效率高；側(cè)襯板與地板之間留縫可調(diào)，能較準確地控制留縫大小，大大減少了漏料；驅(qū)動裝置對稱布置，并采用雙推桿，使整機受力均衡，傳動平穩(wěn)，消除了底版往復時的扭擺現(xiàn)象；地板有立向筋板，并用三道通長拖輥支撐，保證了地板本身剛度，消除了現(xiàn)有機械的缺點。 結(jié)構簡單,維修量小 在往復式給煤機中,電動機采用標準件,其余大部分是焊接件,損壞部件少,用在煤礦惡劣條件下,其適用性深受使用單位的好評。 性能穩(wěn)定 往復式給煤機對煤的牌號,粒度組成,水分、物理性質(zhì)等要求不嚴,當來料不均勻,水分不穩(wěn)定且夾有大塊煤、橡膠帶、木頭及鋼絲等時,仍能正常工作。 噪音低 的噪音都很低。尤其在井下或煤倉等封閉型場所,噪音無法擴散,這一點是電動給料機所無法達到的。 安裝方便、高度小 往復式給煤機一般安裝在煤倉倉口,不需另外配制倉口閘門溜槽及電動機支座,安裝可一步到位,調(diào)整工作量小,而電動給煤機由于不能直接承受倉壓,需要另外安放倉口過渡溜槽,相比之下,往復式給煤機占有高度小,節(jié)省了建筑面積和投資。 正是由于往復式給煤機具有上述的特點,故而,在煤礦井下和地面生產(chǎn)系統(tǒng)的咽喉環(huán)節(jié),及在其他需要控制噪音的環(huán)節(jié),應首選往復式給煤機。 1.4給煤機常見的幾種類型及比較 1.4.1 給煤機常見的幾種類型 給煤機一般可分為往復式給煤機、鏈式給煤機、振動式給煤機等。 往復式給煤機采用懸掛式安裝方式，在地坑基礎完工后，往復式給煤機可以直接通過料斗固定在地坑基礎上。往復式給煤機一般用于煤或其他磨琢性小、黏性小的松散粒狀物料的給煤，將儲料倉或料坑里的物料連續(xù)均勻地卸運到運輸設備或其他篩選設備中。往復式給煤機具有對煤的品種、粒度、外在水分適應性強，以及具有較高的可靠性，噪音低、維護工作量小等優(yōu)點。給煤機底板在往復運行過程中需承受物料很大的摩擦力，所以需要較大的驅(qū)動功率，能耗大。 圖1.3 K型往復式給煤機示意圖 配料作業(yè)。給料連續(xù)均衡、穩(wěn)定;操作簡單，運行均衡，無振動，無噪聲，維護量小，耗電量少;給料量的大小可以隨欲調(diào)節(jié);便于實現(xiàn)給料自動控制。在運行過程中,給煤機的四條刮煤鏈在從動軸處,因無鏈輪定位,易游移發(fā)生咬鏈而斷鏈,影響生產(chǎn)。 圖1.4鏈式給煤機簡易工作原理圖 　 1.主動軸2.鏈輪3.料斗4.襯板5.刮煤鏈6.從動軸 振動給料機用于把物料從貯料倉或其它貯料設備中均勻或定量的供給到受料設備中,是實行流水作業(yè)自動化的必備設備，分敞開型和封閉型兩種.可根據(jù)要求生產(chǎn)電磁振動給料機、給料斗、輸送機。 　　振動給料機結(jié)構簡單，操作方便，不需潤滑，耗電量小；可以均勻地調(diào)節(jié)給礦量；因此已得到廣泛應用。一般用于松散物料。根據(jù)設備性能要求，配置設計時應盡量減少物料對槽體的壓力，按制造廠要求，倉料的有效排口不得大于槽寬的四分之一，物料的流動速度控制在6-18m/min.對給料量較大的物料，料倉底部排料處 應設置足夠高度的攔礦板； 為不影響給料機的性能，攔礦板不得固定在槽體上。為使料倉能順利排出，料倉后壁傾角最好設計為55-65度。 　　振動給料機可把塊狀、顆粒狀物料從料倉中均勻、連續(xù)地喂料到受料裝置中。在砂石生產(chǎn)線中可為破碎機連續(xù)均勻地喂料避免破碎機受料口的堵塞。 　　振動給料機用途：廣泛用于礦山、碎石場、冶金、建材、化工、選礦、煤礦等行業(yè)的破碎、篩分生產(chǎn)線中。 　　振動給料機工作原理：該機是利用振動器中的偏心塊旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生離心力，使篩廂、振動器等可動部分作強制的連續(xù)的圓或近似圓的運動。物料則隨篩廂在傾斜的篩面上作連續(xù)的拋擲運動，并連續(xù)均勻地將物料送至受料口內(nèi)。 　　振動給料機性能特點：該機結(jié)構簡單，振動平穩(wěn)，喂料均勻，連續(xù)性能好，激振力可調(diào)；隨時改變和控制流量，操作方便；偏心塊為激振源，噪音低，耗電少，調(diào)節(jié)性能好，無沖料現(xiàn)象；若采用封閉式機身可防止粉塵污染。 圖1.5 各機械分布圖 連續(xù)式給煤機在運行過程中，系統(tǒng)主要負荷均由滾動軸承支撐， 因此運行阻力小，性能穩(wěn)定，運行可靠性高，磨損小，維修量??；它一改間斷式給料方式為連續(xù)式給料方式，大大的提高了工作效率；給料量可自由調(diào)節(jié)，最大流量可達到2 500 t/h；應用廣泛，尤其在礦山這種惡劣的環(huán)境下優(yōu)勢更加明顯，例如它非常適合濕煤的運輸；運 行平穩(wěn)，噪音小，保護環(huán)境；節(jié)約能源省電，流量為1 500 t/h運行功率僅在6.5 kW左右；采用根據(jù)專利研制的高分子復合整芯輸送皮帶，使用壽命長；運用新型結(jié)構設計，確保皮帶無跑偏打滑現(xiàn)象，沒有煤渣灑落 圖1.6 連續(xù)式給煤機示意圖 1.4.2往復式給煤機與振動式給煤機的比較 往復式與振動式給煤機兩種給煤方式不同點是給煤頻率和幅值以及運動軌跡不同。在使用過程中，由于振動式給煤機給煤頻率高，噪聲也大；由于它是靠高頻振動給煤，其振動和頻率受物料密度及比重影響較大，所以，給煤量不穩(wěn)定，給煤量的調(diào)整也比較困難；由于是靠振動給煤，給煤機必須起振并穩(wěn)定在一定的頻率和振幅下，但振動參數(shù)對底板受力狀態(tài)很敏感，故底板不能承受較大的倉壓，需增加倉下給煤槽的長度，結(jié)果是增加了料倉的整體高度，使工程投資加大；由于給煤高度加大，無法用于替換，目前大量使用的是往復式給煤機。 1.5設計本給煤機的目的、基本要求及基本參數(shù) 1.5.1 設計本給煤機的目的 鑒于給煤機用于將儲料倉或料坑里的物料連續(xù)均勻地卸運到運輸設備或其他篩選設備中的作用以及目前給煤機所存在的一些問題，從節(jié)約材料方面進行一定的改進而進行本次設計，希望對給煤機的發(fā)展起到一定作用。 1.5.2 往復式給煤機滿足大型礦井生產(chǎn)能力的要求 隨著我國煤礦井型的不斷擴大,小時生產(chǎn)能力也在增加,例如:井型為240萬t/a,300萬t/a,400萬t/a的礦井,小時生產(chǎn)能力分別為742t/h, 928t/h,1238t/h。礦井小時生產(chǎn)能力的增加,要求提高給煤機的生產(chǎn)能力。 目前,礦井井下原煤運輸越來越多地采用膠帶輸送機,也就是說,井下使用給煤機的環(huán)節(jié)增加了。雖然可以采用多臺小型號給煤機聯(lián)合布置來滿足大生產(chǎn)能力的要求,但布置多臺給煤機需要擴大硐室,增加工程投資。況且多臺布置,系統(tǒng)可靠性降低,噪音增大,出問題的機率也相對增多,給維修帶來一定的麻煩。 在使用膠帶輸送機的裝車系統(tǒng),是地面生產(chǎn)系統(tǒng)中使用給煤機最多的地方,而且要求給煤能力比較大。裝車系統(tǒng)若采用電振給料機,不但增加了裝車的高度而且噪音很大。安裝大型往復式給煤機,不僅使小時生產(chǎn)能力增大,而且也為裝車系統(tǒng)設備的選型提供了更大的可選范圍。 主井井底裝載帶式(板式)定量輸送機式井底裝載設備的發(fā)展趨勢,被列為煤炭重點科研項目,定量輸送機慢速裝載時要求給煤設備的能力在800t/h以上,現(xiàn)有的K系列給煤機達不到這一要求。雖然也可采用給料閘門入料,但給料閘門的給料量易受原煤的水份、粒度影響,使給料不均勻。而大型往復式給煤機可滿足這一要求。 1.5.3 基本參數(shù) 根據(jù)給煤機需滿足大型礦井生產(chǎn)能力要求，其設計參數(shù)定為給煤量： 1.6 本次設計所做的基本工作 在安裝時，因為考慮到曲柄連桿需繞過聯(lián)軸器，以避免與其相碰的問題，將連桿制成彎的，其詳情結(jié)構見曲柄連桿圖7。 這樣不僅浪費材料，安裝不方便，還需考慮曲拐要繞過聯(lián)軸器所需的弧度，而且造成加工的不便。通過考慮安裝問題，可以將電動機位置調(diào)換，使減速器與之相配合，以致避免連桿與聯(lián)軸器相碰的問題，可將連桿制成直的。其詳情結(jié)構見圖8。 1、電動機 2、減速器 3、曲柄 4、軸承 5、曲拐 圖1.7 改造前給煤機傳動部分簡圖 圖1.8 改造后給煤機傳動部分簡圖 1.7 K-4型往復式給煤機的技術參數(shù) 表1.1 K-4型往復式給煤機技術參數(shù) 型號規(guī)格 K-4 給煤能力/（t/h） 底板行程 曲柄位置 無煙煤 煙煤 200 4 590 530 150 3 440 395 100 2 295 268 50 1 148 132 曲柄轉(zhuǎn)速/（） 62 電動機 型號 YB200L-8(Y200 L-6) 功率/ 18.5 轉(zhuǎn)速/（） 970 減速器 型號 JZQ-500 速比 15.75 最大允許粒度 / 含量10 %以下 700 含量10 %以上 550 設備重量 / 帶料斗 2337 不帶料斗 2505 第二章 往復式給煤機的總體設計 在確定往復式給煤機整體結(jié)構尺寸之前，首先考慮給煤機的容積利用系數(shù)。容積利用系數(shù)是給煤機槽體內(nèi)煤的體積與槽體容積的比值。在給煤機槽體容積一定的情況下,容積利用系數(shù)取值的高低,決定設計給煤能力的值就越大,則設計生產(chǎn)能力大,反之就小?，F(xiàn)有Ｋ型往復給煤機容積利用系數(shù)取值為0.62。為了提高給煤機的綜合性能,通過對K型往復給煤機的使用情況進行大量調(diào)查和性能測試,給煤機實際生產(chǎn)能力比設計生產(chǎn)能力偏大約10～20%。這說明原設計容積利用系數(shù)取值偏低。在該往復給煤機設計中,我們將容積利用系數(shù)提高到0.7-0.8,這就意味著,與原設計比較,在相同設計生產(chǎn)能力條件下,給煤機槽體容積可以縮小13%。給煤機的實際生產(chǎn)能力與煤的粒度、水份有較大關系。同樣一臺給煤機,煤的流動性好,則實際生產(chǎn)能力大;煤的流動性差,則實際生產(chǎn)能力就小?，F(xiàn)有Ｋ型往復式給煤機之所以適應范圍廣,除其它性能以外,就在于設計時余量較大,即容積利用系數(shù)取值較低。我認為,容積利用系數(shù)不宜取值過大,以保證往復給煤機對各種煤的適應性。 2.1往復式給煤機的參數(shù) 根據(jù)已知參數(shù)，給煤量：880t/h；最大給料粒度500mm；初步設定曲柄的轉(zhuǎn)數(shù)為；往復行程為250mm。 2.2給煤機的總體外型設計 參考 K-4型往復式給煤機取料倉寬度為=1250，底托板材料選用Q235鋼長度為L=2000 。 由此可推出每轉(zhuǎn)推出煤的容積為： 式中：――曲柄每轉(zhuǎn)推出為 ――查表得散煤的容重 由式得 V=abh=0.25×h= 推出煤的最低高度： h=0.85m 初步設定曲柄的轉(zhuǎn)數(shù)為，箱體的有效高度和寬度，高度為，寬度為。給煤量可表示為 　　　　　　　　　　　　 式中　　——給煤機給煤量，； ——給煤機箱體高度，； ——給煤機箱體寬度，； a ——給煤機行程，； ——煤的密度，； ——曲柄轉(zhuǎn)速，； ——工況系數(shù)，。 因此，由式可求出給煤量 v r × × × × × = n a B H Q 60 　　　　　　>880 由上式結(jié)果可得出，箱體尺寸滿足給煤要求。 K 型給煤機外形尺寸圖如下 1、減速機 2、電動機 3、傳動平臺 4、聯(lián)軸器 5、H形架 6、連桿 7、給煤槽 8、閘門 9、機架 10、漏斗 11、托輥 曲柄連桿尺寸及底板速度的確定：已知行程，設偏距e為125 mm，傾斜角度為在有三角形關系式和理論力學中最小角定理，當可求得 速度 a=125mm連桿長l=740mm 圖2.1 K型往復式給煤機曲柄連桿運動簡圖 2.3給煤機的受力分析 2.3.1 往復式給煤機的運行阻力 往復式給煤機運行時，電動機功率主要消耗在克服下列阻力上。 正行時：底板在托滾上的運動阻力和煤與固定側(cè)板的摩擦阻力。 逆行時：底板在托滾上的運動阻力和煤與底板的摩擦阻力。 此外，還有消耗在克服煤與側(cè)板之間黏著力和在克服底板加速運動時的運行阻力上。 2.3.2 產(chǎn)生運行阻力的因素及力的計算 往復式給煤機的運行阻力有以下公式計算： 　　 　　 　 式中 ——給煤機槽體內(nèi)煤的質(zhì)量，； ——給煤機運動部件的質(zhì)量，； ——重力加速度，； ——煤倉出口處壓力，； ——給煤機底板水平投影長度，； ——煤倉出口對底板有效壓力區(qū)長度，； ——給煤機槽體凈寬度，； ——底板在托滾輪上的運動阻力系數(shù)，； ——煤對側(cè)板的側(cè)壓系數(shù)； ——煤的松散容重， ； ——底板上煤的厚度， ，。 正行阻力： 　　 逆行阻力： 運行阻力按正行阻力和逆行阻力的均方值計算，即 式中、、括號內(nèi)的第一項表示給煤機槽體內(nèi)煤的重量和活動件的重量；表示給煤機槽體內(nèi)煤的重量； 表示煤的重量對給煤機固定側(cè)板產(chǎn)生的側(cè)壓力。號內(nèi)的第二項表示煤倉出口處壓力； 表示煤倉出口處壓力對給煤機固定側(cè)板產(chǎn)生的側(cè)壓力。由于底板在托滾輪上的運動阻力較小(運動阻力系數(shù)ω值較小),給煤機運行阻力主要是煤與固定側(cè)板的摩擦阻力和煤與底板的摩擦阻力。因此可知,產(chǎn)生運行阻力的主要因素是給煤機槽體內(nèi)的煤的重量和煤倉出口處的壓力以及煤與側(cè)板或底板的摩擦系數(shù)。 從以上分析可知,我們只能從減少煤倉出口處壓力對底板的作用,以及減小煤與固定側(cè)板和底板的摩擦力來考慮往復式給煤機的節(jié)能措施。 采用傾斜式倉口漏斗，由于煤倉出口處壓力的作用,使底板產(chǎn)生了運行阻力,如果采用斜倉口漏斗,使煤倉出口壓力對底板作用減小或不作用在底板上,底板的運行阻力就可以減小。 往復式給煤機的運行阻力由以下簡化公式計算： 　 　　　 　　 　 給煤機槽體內(nèi)煤的質(zhì)量： =1.25×2×0.85×950 　　底托板選用的材料為，其密度，底托板長、寬、厚度分別為2000、1250、16。則底托板質(zhì)量為： 則 　　　 正行阻力： 正行阻力： 運行阻力： ＝ 減少煤與底板的摩擦系數(shù)是有限的。這是因為正行時，給煤機槽體內(nèi)的煤是在其與底板之間的摩擦力的作用下，移到給煤機前端。煤與底板的摩擦力要大于煤在加速時的動阻力和煤與固定側(cè)板的摩擦力，才能保證在正行時，煤與底板間不產(chǎn)生相對滑動。 第三章 給煤機的傳動系統(tǒng)設計 3.1 電機選型 因設備是在井下工作，電機選為隔爆異步電動機。 1. 給煤機所需功率： 　　　　　 2. 給煤機的傳動效率 (1) 曲柄連桿的傳動效率：0.96×0.85 (2) 減速器的傳動效率：減速器用三對軸承，選用深溝球軸承查得其效率為，故： (3)聯(lián)軸器的傳動效率：0.99 所以，給煤機的總傳動效率為 3. 電動機的功率確定 電動機的實際功率為 一般來說，選擇電動機容量時應保證電動機的額定功率等于或稍大于工作機所需的電動機功率，即，所以，選擇電機額定功率為15，選擇電機型號如表3-1所示 表3.1　往復式給煤機電機選型 型號 額定功率 額定轉(zhuǎn)速 同步轉(zhuǎn)速 功率因數(shù) YB180L-6 15 970 1000 0.895 3.2 減速器設計 3.2.1. 減速器 現(xiàn)在已使用的K系列往復式給煤機常用的減速器型號如表3-2所示。 表3.2 K系列往復式給煤機常用的減速器型號 型號規(guī)格 K-0 K-1 K-2 K-3 K-4 減速機 型號 JZQ0-350 JZQ0-350 JZQ0-350 JZQ-400 JZQ-500 速比 12.64 12.64 12.64 15.75 15.75 ZQ、ZQH（JZQ、PM）型減速器具有機械性能好、工作可靠、維修方便、過載能力強、耐沖擊、慣性力矩小等特點。適用于起重、運輸、冶金、礦山、建筑、化工、紡織等行業(yè)。 　　其適用條件如下：減速器齒輪圓周速度不大于12m/s；高速軸的轉(zhuǎn)速不大于1500r/min；可用于正反兩向運轉(zhuǎn)；工作環(huán)境溫度為-40℃～+40℃。減速器有九種傳動比、九種裝配形式和三種低速軸軸端型式。 1) 計算速比(總傳動比) 減速器速比為 2）分配傳動裝置各級傳動比 參考文獻[3]表2-1，取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比 對于展開式二級圓柱齒輪減速器，在兩極齒輪配對材料、性能及齒寬系數(shù)大致相同的情況下，即齒面接觸強度大致相等時，兩極齒輪的傳動比可按下式分配： 即 代入式得　　 3.2.2 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 各軸的轉(zhuǎn)速根據(jù)電動機的滿載轉(zhuǎn)速及傳動比進行計算;傳動裝置各部分的功率和轉(zhuǎn)矩。 計算各軸時將傳動裝置中各軸從高速軸到低速軸依次編號，定0軸（電動機軸），1軸，2軸，3軸；相鄰兩軸間的傳動比表示為，；各軸的輸出功率為，，，；各軸的輸出轉(zhuǎn)矩為，，，。 各軸的輸出功率 0軸（電動機軸）　 1軸（高速軸）　　 2軸（中間軸）　　 3軸（低速軸）　　 各軸的輸出轉(zhuǎn)速 0軸（電動機軸）　 1軸（高速軸）　　 2軸（中間軸）　　 3軸（低速軸）　　 各軸的輸出轉(zhuǎn)矩 0軸（電動機軸）　 1軸（高速軸）　　 2軸（中間軸）　　 3軸（低速軸）　 3.3 齒輪的設計及校核計算 3.3.1 第一對齒輪的設計 (1) 選擇齒輪材料 參考文獻[4]查表8-17 小齒輪選用調(diào)質(zhì)并表面淬火 大齒輪選用調(diào)質(zhì)并表面淬火 許用接觸應力　參考文獻[機械設計]，由式（6－6）得 (3 .5) 疲勞極限應力、　參考文獻[機械設計]，查圖6－4 　 參考文獻[機械設計]，應力循環(huán)次數(shù)N 由式(6.7) 預設給煤機每天工作20小時，每年工作300天，預期壽命為10年 (3.6) 　　　　　　　　 　　　　　 則參考文獻[機械設計]，查圖6-5得接觸強度的壽命系數(shù) 、（不允許有點蝕） 接觸強度安全系數(shù)　參考文獻[機械設計]，按一般可靠度查 取 則 　　　　　 　　　　　 　　　　　 (2) 按齒面接觸疲勞強度設計計算 確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度; 參考文獻[機械設計]表6.7，表6.8選取 Ⅱ公差組8級 小輪分度圓直徑d，參考文獻[4]，由式求得 　　　 (3.7)　　　　　　　 齒寬系數(shù)參考文獻[機械設計]，查表6.9， 按齒輪相對軸承為非對稱布置，取 小齒輪齒數(shù),　在推薦值20-40中選 大齒輪齒數(shù) ，圓整取 齒數(shù)比 傳動比誤差　 誤差在范圍內(nèi)。合適 小齒輪轉(zhuǎn)矩　參考文獻[4]，由式（8-53）求得　 　　　　　　　　　　　　 　 載荷系數(shù)K　　　　　　　　　　　 (3.8)　　　 使用系數(shù)　參考文獻[機械設計]，查表6.3 動載荷系數(shù)　參考文獻[機械設計]，由推薦值 1.05～1.4選 齒向載荷分布系數(shù)　參考文獻[機械設計]，由推薦值 1.0～1.2選 齒間載荷分配系數(shù)　參考文獻[4]，由式（8-55）及得 (3.9) 參考文獻[4]，查表并查值　 則載荷系數(shù)的初值 材料彈性系數(shù)　參考文獻[機械設計]，查表6.4得 　 (3.10) 節(jié)點區(qū)域系數(shù)　參考文獻[機械設計]，查圖6-3得 重合度系數(shù)　由推薦值0.85～0.92得 故的設計初值為 (3.11) 齒輪模數(shù) 參考文獻[機械設計]，查表6.6取 小輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值 圓周速度 與估計取有差距不大，對取值影響不大，不需修正 小輪分度圓直徑 大輪分度圓直徑 中心距 齒寬 ， 取小輪齒寬　 大輪齒寬　 (3) 齒根彎曲疲勞強度校核計算 　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　齒形系數(shù)　參考文獻[4]，查圖8-67 小輪 　　　　大輪 應力修正系數(shù)　參考文獻[4]，查圖8-68 小輪 　　　　　　大輪 重合度系數(shù)　參考文獻[4]，由式（8-67） 許用彎曲應力　參考文獻[4]，由式（8-71） 彎曲疲勞極限　參考文獻[4]，查圖8-72 彎曲壽命系數(shù)　參考文獻[4]，查圖8-73 尺寸系數(shù) 　參考文獻[4]，查圖8-74 安全系數(shù)　參考文獻[4]，查表8-27 則 故 齒根彎曲強度足夠。 (4) 齒輪其他尺寸計算與結(jié)構設計(參考文獻[4]表8-4) 1) 小齒輪的相關尺寸 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 齒距 齒厚 齒槽寬 基圓齒距 法向齒距 頂隙 2) 大齒輪的相關尺寸 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓 基圓直徑 齒距 齒厚 齒槽寬 基圓齒距 法向齒距 頂隙 中心距 傳動比 參考文獻[4]表8-31得知，當 ，選用腹板式的結(jié)構 取 應大于，為齒全高 = =217.5 3.3.2 第二對齒輪的設計 (1) 選擇齒輪材料 參考文獻[4]查表8-17 小齒輪選用調(diào)質(zhì)并表面淬火 大齒輪選用調(diào)質(zhì)并表面淬火 許用接觸應力　參考文獻[4]，由式（8－69）得 (3.13) 接觸疲勞極限應力、　參考文獻[4]，查圖8－69 　 參考文獻[4]，應力循環(huán)次數(shù)由式(8－70) 預設給煤機每天工作20小時，每年工作300天，預期壽命為10年 　　　　　　　　 　　　　　 則參考文獻[4]，查圖8-70得接觸強度的壽命系數(shù) 、（不允許有點蝕） 硬化系數(shù)　參考文獻[4]，查圖8-71及說明 接觸強度安全系數(shù)　參考文獻[4]，查圖8-27，按一般可靠度查 取 　　　　　 　　　　　 　　　　　 (2) 按齒面接觸疲勞強度設計計算 確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度; 參考文獻[機械設計]表6.7，表6.8選取 Ⅱ公差組8級 小輪分度圓直徑d，參考文獻[機械設計]，由式求得 　　　　　　　　　　 (3.14) 齒寬系數(shù)參考文獻[4]，查表8～23 按齒輪相對軸承為非對稱布置，取 小齒輪齒數(shù),　在推薦值20-40中選 大齒輪齒數(shù) 齒數(shù)比 傳動比誤差　 誤差在范圍內(nèi)。合適 小齒輪轉(zhuǎn)矩　參考文獻[4]，由式（8-53）求得　 　　　　　　　　　　　　 　 載荷系數(shù)K　參考文獻[4]，由式（8-54）得　 　　　　　　　　　　　　 使用系數(shù)　參考文獻[4]，查表8-20 動載荷系數(shù)　參考文獻[4]，查圖8-57得初值 齒向載荷分布系數(shù)　參考文獻[4]，查圖8-60 齒間載荷分配系數(shù)　參考文獻[4]，由式（8-55）及得 參考文獻[4]，查表并查值　 則載荷系數(shù)的初值 彈性系數(shù)　參考文獻[4]，查表8-22得 　 節(jié)點影響系數(shù)　參考文獻[4]，查圖8-64得 重合度系數(shù)　參考文獻[4]，查圖8－65得 故的設計初值為 (3.15) 齒輪模數(shù) 參考文獻[機械設計]，查表6.6取 小輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值 圓周速度 與估計取有差距不大，對取值影響不大，不需修正 小輪分度圓直徑 大輪分度圓直徑 中心距 齒寬 ， 取小輪齒寬　 大輪齒寬　 (3) 齒根彎曲疲勞強度校核計算 (3.16)　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　齒形系數(shù)　參考文獻[4]，查圖8-67 小輪 　　　　大輪 應力修正系數(shù)　參考文獻[4]，查圖8-68 小輪 　　　　　　大輪 重合度系數(shù)　參考文獻[4]，由式（8-67） 許用彎曲應力　參考文獻[4]，由式（8-71） (3.17) 彎曲疲勞極限　參考文獻[4]，查圖8-72 彎曲壽命系數(shù)　參考文獻[4]，查圖8-73 尺寸系數(shù) 　參考文獻[4]，查圖8-74 安全系數(shù)　參考文獻[4]，查表8-27 則 故 齒根彎曲強度足夠。 (4) 齒輪其他尺寸計算與結(jié)構設計(參考文獻[4]表8-4) 1) 小齒輪的相關尺寸 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 根圓直徑 基圓直徑 齒距 齒厚 齒槽寬 基圓齒距 法向齒距 頂隙 2) 大齒輪的相關尺寸 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓 基圓直徑 中心距 傳動比 參考文獻[4]表8-31得知，當 ，選用腹板式的結(jié)構 取 應大于，為齒全高 = =301 (3.18) n=0.5m=0.53=1.5mm 3.4 軸的設計及校核計算 3.4.1 中間軸的設計及校核 (1) 求中間軸上的轉(zhuǎn)矩 　　　　 (3.19) (2) 求作用在齒輪上的力 中間軸上大齒輪的分度圓直徑為（由以上齒輪計算得知） 圓周力、徑向力和軸向力的大小如下，方向如圖3-1所示。 圓周力 徑向力 軸向力 中間軸上小齒輪的分度圓直徑為（由以上齒輪計算得知） 圓周力、徑向力和軸向力的大小如下，方向如圖3-1所示。 圓周力 徑向力 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，按式初估軸的最小直徑，參考文獻[4]表4-2，取，可得 (3.20) (4) 軸的結(jié)構設計 1）擬定軸上零件的裝配方案 裝配方案如圖3.1所示 圖3.1 中間軸的結(jié)構簡圖 2）按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度 軸段① 該段安裝滾動軸承，考慮到軸承只受徑向力，所以選擇深溝球軸承。取軸段直徑。參考文獻[4] 表11-1，選用6309型圓柱滾子軸承，尺寸為。取齒輪距軸承的距離，考慮到齒輪和軸承之間用套筒定位，則齒輪與軸段之間有s=4mm的差距，所以 軸段② 該段安裝齒輪，齒輪左端采用套筒定位，右端使用軸環(huán)定位，軸段直徑。已知齒輪輪轂的寬度為30mm,為了使套筒斷面可靠的壓緊齒輪，軸段長度應略短于輪轂孔寬度，取?！　? 軸段③ 取齒輪右端軸肩高度，則軸環(huán)直徑，。 軸段④ 該軸段安裝齒輪，用套筒定位，取直徑，。 軸段⑤ 該軸段安裝軸承，與軸段①相同取直徑 。 3）軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位采用A型普通平鍵聯(lián)接，按，參考文獻[4] 表10-26，查得平鍵截面尺寸，根據(jù)輪轂寬度，由鍵長系列中選取鍵長，為保證齒輪與軸具有良好的對中性，取齒輪與軸的配合為。 4）確定軸端倒角取。 5）軸的強度校核 Ⅰ求軸的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構圖作出軸的結(jié)構簡圖（見圖3-1），在確定軸承的支點位置時，參考文獻[6]表24.2-15可得知a值，對于6309型深溝球軸承，取,因此軸的支撐跨距為。 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖，扭矩圖和當量彎矩圖。從軸的結(jié)構圖和當量彎矩圖中可以看出，B截面的當量彎矩最大，是軸的危險截面。B截面處的及的數(shù)值如下。 支反力 H水平面， V垂直面， 彎矩和 水平面 垂直面 合成彎矩 　 (3.21) 　 (3.22) 扭矩 當量彎矩 如圖3.2 中間軸的計算簡圖 Ⅱ校核軸的強度 軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻[4]表4-1查得，則，即，取，軸的計算應力為 (3.23) 滿足強度要求。 3.4.2 輸入軸的設計及校核 (1) 求輸入軸上的轉(zhuǎn)矩 　　　 (3.24) (2) 求作用在齒輪上的力 輸入軸上齒輪的分度圓直徑為（由以上齒輪計算得知） 圓周力、徑向力和軸向力的大小如下，方向如圖3-3所示。 (3.25) (3) 確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，按式初估軸的最小直徑，參考文獻[4]查表4-2，取，可得 　　　 (3.26) (4)軸的結(jié)構設計 1) 擬定軸上零件的裝配方案 　裝配方案如圖3-3所示 圖3.3 輸入軸的結(jié)構圖 2) 按軸向定位要求確定各軸段直徑和長度 軸段① 該段用于安裝聯(lián)軸器，其直徑應該與聯(lián)軸器的孔徑相配合，因此要先選用聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，根據(jù)工作情況選取，則。參考文獻[4] 表13-5，根據(jù)工作要求選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為，許用轉(zhuǎn)矩。與輸出軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器孔徑，因此取軸段①的直徑。半聯(lián)軸器輪轂總長度（J型軸孔），與軸配合的轂孔長度。 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，所以軸段②的直徑為。 根據(jù)減速器與軸承端蓋的結(jié)構和端蓋的拆卸要求，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面之間的距離為20mm，因此取。 軸段③ 該段安裝滾動軸承，考慮到軸承只受徑向力，所以選擇深溝球軸承。取軸段直徑，選用6310型深溝球軸承，參考文獻[4] 表11-1可知，尺寸為。取。 軸段④　該軸段用于軸承的定位，它的軸肩，所以軸段④的直徑為。根據(jù)安裝要求，取軸段④的長度。 軸段⑤ 該軸段為齒輪軸，齒輪寬度，分度圓直徑。 軸段⑥的直徑和長度各取，。 軸段⑦用于安裝軸承，選用6308型深溝球軸