边双链刮板输送机机头部设计说明书.doc

摘 要刮板输送机是为采煤工作面和采区巷道运煤的机械。它具有适应性好，协作性好，耐磨性好，可弯曲性好，机身的强度和刚度高，能承受碰撞和冲击等优点，成为综采设备中最主要的设备之一，是煤炭装运的第一个环节，在很大程度上决定了采煤工作面的生产能力和效率。主要对边双链型刮板输送机机头传动部进行设计。整体式链轮组件在运转过程中经常存在维修不便的问题，经常拆卸影响传动装置的可靠性。针对这一问题，本设计将链轮组件设计为剖分式。对于刮板输送机的其他部件如机头架、过渡槽、链轮、闸盘紧链器等，综合已有的多种结构进行最佳设计，进而完成输送机的整体结构设计。从电动机的选择开始设计，经减速器设计、链轮组件设计、闸盘紧链器的选择，最终确定机头部整体结构。 关键词 刮板输送机 链轮 减速器 机头部 AbstractScraper 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 chains choice, ultimately determine the overall structure of the head.Key words scraper conveyor sprocket reducer machine head 59目录摘 要IAbstractII第1章 绪论11.1 国内外发展情况11.1.1 国外刮板输送机发展概况11.1.2 我国刮板输送机发展现状11.1.3 我国刮板输送机的技术改进方向21.2 研究目的和意义31.3 设计方案3第2章 电动机和液力耦合器的选择计算62.1 运行阻力计算和驱动电动机选择62.1.1 运行阻力计算62.1.2 电动机的选择92.2 液力耦合器的选择10第3章 减速器的设计计算123.1 传动比的分配和传动效率的选择123.1.1 传动比的分配123.1.2 传动效率的选择123.2 传动装置的运动和动力参数计算133.2.1 各轴转速的计算133.2.2 各轴输入功率的计算143.2.3 各轴输入转矩的计算143.3锥齿轮传动的设计153.3.1 选精度等级、材料及齿数153.3.2 按接触强度进行初步设计153.3.3 几何尺寸的计算163.3.4 校核接触强度193.3.5 齿根弯曲强度校核223.4 斜齿齿轮传动设计243.4.1 精度等级、材料及齿数确定243.4.2 按齿面接触强度设计243.4.3 按齿根弯曲疲劳强度设计273.4.4 几何尺寸计算283.5 直齿齿轮传动设计293.5.1 选定精度、材料及齿数293.5.2 按齿面接触强度设计293.6 轴的设计333.6.1 轴的材料选择和最小直径估算333.6.2 轴的结构设计343.6.3 轴的校核373.7 键的选择和校核423.8 滚动轴承的选择与校核433.8.1 滚动轴承的选择433.8.2 滚动轴承的校核44第4章 链轮组件的计算及闸盘紧链器的选择464.1 链轮设计计算464.2 花键轴和盲轴的计算484.2.1 花键轴计算484.2.2 盲轴计算514.3 闸盘紧链器的选择51结论53致谢54参考文献55附录157附录262第1章 绪论1.1 国内外发展情况1.1.1 国外刮板输送机发展概况铠装工作面刮板输送机(Armonred Face Conveyor)是年德国人发明的。年代中期,工作面刮板输送机在液压支架在英国研制成功后, 与滚筒采煤机一起, 形成采、支、运三机配套的综采设备1。自世界上第一台刮板输送机诞生以来，经历了半个多世纪的不断研究、试验、改进，刮板输送机已成为煤矿运输的主要设备。目前世界上生产刮板输送机的国家主要有德国、美国、英国、澳大利亚、日本等。机型从轻型、中型到重型、超重型装机功率已发展到。保护形式有：弹性联轴器、限矩型液力耦合器、双速电机、调速型液力耦合器、软启动(CST可控传动装置、阀控调速型液力耦合器、交流电机变频调速技术三种软启动装置)等等。1.1.2 我国刮板输送机发展现状我国综采机械化的应用始于世纪年代末，经过多年的发展目前我国中、小功率刮板输送机已具备成型技术。并有成熟的制造能力，完全能够满足国内市场的需求。大功率刮板输送机通过成套引进国外的装备和技术，成功地进行了国产化研制工作并相继推出了一些产品2。从总体水平上看我国刮板输送机发展现状与国外相比还存在一些差距，主要表现在：基础研究薄弱。缺少强有力的理论支持，计算少，靠经验取值多，缺乏专门的开发分析软件；受基础工业水平的制约，国产输送机制造质量不稳定。元部件的可靠性还有待提高：大功率刮板输送机的关键部件仍需进口，有待进一步研发并国产化；安全性和可靠性的不稳定。直接制约了煤矿的生产效率，从而不能从根本上降低使用成本；煤矿管理水平落后，资金不足。矿工不按操作规程操作等，也间接增加了输送机发生故障的机会从而不能最大限度地发挥设备的设计能力3。1.1.3 我国刮板输送机的技术改进方向1技术先进性 随着科学技术的进步和市场的发展，输送机的国际竞争将越来越激烈，对输送机的设计水平和生产能力要求也越来越高，不仅要求造型科学、配套合理，在技术上不断创新、完善，去适应不断变化着的使用条件，而且关键部件(如刮板链、减速器、保护装置等)的设计或选用，要求与国际接轨，实现标准化。2性能可靠性设备的可靠性是进行高效作业的根本保证。井下受场地、灯光等条件的限制，维修条件较差有些高瓦斯矿井基本不具备现场维修的条件，一旦出现故障就会严重影响安全生产4。因此，输送机各部分的结构型式、传动方式、使用材料等，不仅要求设计合理，还要建立在实践验证的基础上。3设备安全性安全性是至关重要的环节。是所有设备必须具备的性能，同样也贯穿在输送机的设计、制造、使用过程中。目前国家高度重视煤矿安全生产，引起煤矿井下事故的除了瓦斯爆炸、透水、冒顶等之外5。设备事故也会引起人员伤亡和财产损失。因此，输送机各部件的防护装置应设计合理、安装完备，在易发生事故的部位尤其要加强防护防止因断链、飞溅、高温等引发人员伤亡事故。4机电液一体化趋势明显随着实用型新技术的发展，大功率输送机控制系统与保护装置的机电液一体化趋势越来越明显。主要表现为：机头部与机尾部功率分配、顺序启动，电机保护除过流保护、过热保护外增加过压保护，阀控充液型液力耦合器的推广使用。链条张力监控及工况检测和故障诊断等。虽然还有部分技术的实现与应用尚需时日，但输送机机电液一体化的发展趋势不会变。随着当今世界综采技术的发展和设计思路的不断创新、高产高效工作面的相继投产，大功率刮板输送机的研制与开发已势在必行，要加强计算机辅助设计、模拟工况、仿真等技术的应用。对此，应该抓紧机遇一方面提高现有机型的可靠性、安全性，降低事故发生率；另一方面要研制开发国产大功率刮板输送机尽快投入市场，提高与国外同类产品的竞争力，以适应我国煤炭工业迅猛发展的需要6。1.2 研究目的和意义 随着我国能源问题的突出，在我国又是以煤炭为主要能源，这标志着煤炭事业必定蓬勃发展，目前煤矿工作面使用的多为双边链结构型式的刮板输送机。在我国大部分中小煤矿炮采工作面上主要使用的是轻型型刮板输送机，这也是我国最早研制开发的工作面输送设备之一，主要应用在年产量为万吨的矿井中7。通过近几年来轻型刮板输送机在各中小煤矿、特别是在我省各地方中小煤矿的应用普遍反应良好。电动机的事故率下降了 ，断链事故率下降了 ，大大降低了煤矿的设备维护费用，降低了吨煤成本，提高了生产效率。由于现在大多企业着力生产大功率刮板输送机，轻型刮板输送机略被忽视。但我国许多煤矿仍属薄煤层煤矿，生产需要大量轻型刮板输送机。并且，炮采依然存在，也需要使用轻型刮板输送机。机头部是刮板输送机最重要的部分，是将电动机的动力传递给刮板链的装置，是刮板输送机最难设计的部分。本设计以机头部为主。 1.3 设计方案该方案如图1-1所示。机头传动装置由电动机、液力耦合器、减速器、机头架、链轮组件、盲轴、推移梁、压链块等组成。电机功率配液力偶合器。采用液力偶合器，减速器可不设防电机过载装置。井下使用的液力偶合器其工作介质现在都改为水或是高含水难燃液，其平均无故障工作时间不得少于2000h。与轻型刮板输送机配套的液力偶合器已经系列化，其结构为限矩型动压泄液式，通过设置易熔塞、易爆塞来防止电机过载。图1-1 刮板输送机机头部简图1电动机； 2液力耦合器；3减速器；4链轮组件；5盲轴；6刮板链。机头传动装置为并列式布置，电机轴与传动链轮轴垂直，采用三级圆锥(第一级)圆柱(第二、三级)齿轮减速器。第一对齿轮为收缩齿圆弧锥齿轮(以往有用直齿锥齿轮)。第二对和第三对齿轮均为斜齿圆柱齿轮，根据需要更换第二对齿轮，可使刮板链获得两种不同的链速。减速器靠空气自然冷却和齿轮带动箱内油液飞溅润滑轴承。减速器上、下箱体为对称结构，以适应左、右工作面和机头、机尾使用。箱体侧帮上有四个孔，用方头螺栓将减速器固定到机头架侧板上8。减速器靠输入轴一端箱体上有法兰盘，用螺栓连接联轴节的联接罩。联接罩另一端用螺栓连接电机，使整个传动装置悬挂在机头上。减速器第二轴不靠机头架端设有紧链器。减速器第四轴出轴联结方式为花键加平键，边双链刮板机减速器常用，链轮组件由链轮、剖分式滚筒组成。链轮内圈为花键孔，两端链轮分别为减速器输出轴及盲轴用花键连接。两个半滚筒用螺栓连成一体。滚筒两端扣环分别扣在两个链轮的环槽内，防止轴向串动，并起密封作用9。滚筒通过平键分别与减速器输出轴及盲轴连接，使链轮组件连成一个整体，滚筒与链轮同步旋转。设计时必须保证两个链轮各对应轮齿在相同的相位角上，以保证与刮板链正常啮合运行。 盲轴安装在无传动装置一侧的机头架侧板上，由轴承座、调心轴承、花键轴、端盖等组成。花键轴一端用调心轴承支承，中间用花键同链轮相联，另一端结构同匹配减速器第四轴输出端一样10。第2章 电动机和液力耦合器的选择计算2.1 运行阻力计算和驱动电动机选择 2.1.1 运行阻力计算1. 运行的总阻力在重段直线段运行的总阻力为（由文献11式3-9）：在空段直线段运行的总阻力为（由文献11式3-10）：式中 中部槽单位长度上的装煤量，;按 货载最大横断面积，如图2-1所示 ；图 2-1 中部槽截面图 货载在溜槽中的动堆积角，取。 货载的装满系数，取； 煤的松散容重，取。刮板链单位长度的质量，； 刮板输送机的长度，； 煤在槽内运行的阻力系数，取； 刮板链在槽内运行的阻力系数，取； 倾斜角度，； “+”，“-”号的选取，该段向上运行的取“+”，向下取“-”。故：2.张力计算是最小张力点张力如图2-2所示，对于刮板输送机，取。图 2-2 驱动装置受力点整理得： 为刮板链绕经机尾从动链轮时的阻力，包括链环弯曲时的摩擦阻力和轴承阻力，一般按下式计算：因此，取所以刮板链的最大张力为。牵引力用下式计算式中 牵引力， 牵引构件与驱动轮相遇点的张力， 牵引构件与驱动轮分离点的张力， 牵引构件绕经驱动链轮的阻力系数，2.1.2 电动机的选择1.驱动功率的计算选取DSB-40型电动机。2.电动机功率的验算输送机电动机功率的大小要根据工作面倾角、输送机铺设长度和输送量的大小等具体条件决定12。其关系式为：式中 货载每米重力，按下式计算刮板链每米重力，输送量，电动机功率备用系数，取刮板链绕过两端链轮时的附加阻力系数，输送机水平弯曲时的附加阻力系数，刮板输送机安装倾角，刮板输送机铺设长度，链速，货载在溜槽中运行阻力系数，刮板链在溜槽中运行阻力系数，传动效率，所选电动机满足要求。2.2 液力耦合器的选择根据相关参数具体化，根据所选电动机功率的大小40kW，选取液力偶合器型号，本设计选择型号为：YOXD450（水介质）。其技术参数如下：1.主要匹配电动机参数：（1） 型号DSB-40；（2） 功率40kW；（3） 转速1470r/min（4） 额定扭矩555Nm（5） 最大扭矩887Nm；2.传动介质：水；3.充液量：9.3L；4.启动扭矩：832Nm；5.；6.额定工况传动比：；7.重量：；8.重要说明：每次更换水时应按浓度加入“一号添加药剂”，对于YOXD450型应加。如果情况紧急，来不及添加药剂，可天后补加。第3章 减速器的设计计算3.1 传动比的分配和传动效率的选择根据电动机的转速和链条的速度确定传动比。已经选定的DSB-40型电动机，正常工作时输出功率: ，转速：。 3.1.1 传动比的分配由于链条的速度为，而链轮的节圆直径为，因此花键轴角速度： 机头轴的转速： 机头轴与减速器的输出轴两者转速相同，即：。而减速器的输入轴是通过液力耦合器与电动机主轴联接，两者转速也相同，即：。因此减速器的总传动比： 选锥齿轮传动比，斜齿轮传动比，直齿轮传动比。3.1.2 传动效率的选择液力耦合器，锥齿轮传动效率，斜齿轮传动效率，直齿轮传动效率（如图3-1所示）。图 3-1 减速器简图3.2 传动装置的运动和动力参数计算3.2.1 各轴转速的计算电动机输出轴转速 3.2.2 各轴输入功率的计算电动机输出功率： 3.2.3 各轴输入转矩的计算电动机输出转矩：3.3锥齿轮传动的设计3.3.1 选精度等级、材料及齿数1.按实际工作要求，选用直齿锥齿轮传动。2.运输机一般为工作机器，速度不高，故选用级精度。3.材料选择由文献16表10-1，选择大、小锥齿轮材料为(渗碳、淬火)，硬度为5662HC。按硬度的下限值，由文献2图8-3-8查得，。4.初选小锥齿轮齿数为，大锥齿轮齿数。3.3.2 按接触强度进行初步设计式中 配对材料修正系数，（由文献16表8-3-28查得） 载荷系数，取（由文献16表8-3-31查得） 齿数比， 齿宽系数，（见文献16表8-3-98）许用接触应力，3.3.3 几何尺寸的计算分锥角： 模数：，取整分度圆直径： 齿宽中点分度圆直径： 外锥距： 中锥距： 齿宽： 齿顶高： 齿根高： 顶圆直径：齿根角： 齿顶角： 顶锥角： 根锥角： 冠顶距： 安装距：考虑齿轮结构情况以及轮冠距的测量方便，取，。轮冠距： 分度圆齿厚：分度圆弦齿厚： 分度圆弦齿高：当量齿数： ，当量齿轮分度圆直径：齿宽中点齿顶高：当量齿顶圆直径：齿宽中点模数： 当量齿轮基圆直径：式中 齿形角，（由文献16表8-3-97）啮合线长度：端面重合度： 3.3.4 校核接触强度1.强度条件 2.计算接触应力 式中 节点区域系数，（由文献16图8-3-36） 弹性系数，（由文献16表8-3-34） 重合度系数，（由文献16图8-3-12） 螺旋角系数，（由文献16图8-3-13） 表面粗糙度等级，（由文献16表8-3-102） 齿宽中点分度圆切向力，（由文献168-3-102） 有效齿宽，（由文献16表8-3-102） 使用系数，（由文献16表8-3-31） 动载系数，（由文献16表8-3-103） 临界转速， 临界转速，（由文献16表8-3-103） 齿距极限偏差，（由文献16表8-3-112）跑合量，（由文献16图8-3-35）单位齿宽的刚度，（由文献16表8-3-103）(由文献16表8-3-102和表8-3-104)（由文献16表8-3-105）3.计算接触应力式中 尺寸系数，（由文献16图8-3-23） 润滑剂系数，（选100号齿轮油，运动黏度由文献16图8-3-19） 速度系数，（由文献16图8-3-20） 粗糙度系数，（按由文献16图8-3-21） 最小安全系数，（由文献16表8-3-102）。则 结论：满足接触强度。3.3.5 齿根弯曲强度校核1.强度条件 2.计算齿根应力式中 齿向载荷分布系数，（由文献16表8-3-102） 齿间载荷分配系数，（由文献16表8-3-105） 有效齿宽，（由文献16表8-3-107） 齿形系数，（由文献16图8-3-37） 应力修正系数，（由文献16图8-3-38） 重合度系数，（由文献16图8-3-39） 螺旋角系数，（由文献16图8-3-14） 锥齿轮系数，（由文献16表8-3-106）则 3.许用接触应力式中 齿根弯曲疲劳极限， 最小安全系数，（由文献16表8-3-106） 应力修正系数，（由文献16表8-3-106）齿根圆角敏感系数，（由文献16图8-3-25） 尺寸系数，（由文献16图8-3-24）则 结论 满足齿根弯曲强度3.4 斜齿齿轮传动设计3.4.1 精度等级、材料及齿数确定1.按传动方案要求，选用些齿圆柱齿轮传动；2.运输机为工作机器、速度不高，故选用级精度；3.材料选择，由表10-1，选择大、小齿轮材料为(调质后表面淬火)硬度为；4.选小齿轮齿数为，大齿轮齿数；5.选取螺旋角，初选螺旋角。3.4.2 按齿面接触强度设计 1.按文献17式（10-21）试算 式中 载荷系数，试选 区域系数，（由文献17图10-30）标准端面重合度，（由文献17图10-26）小齿轮传递的转矩 齿宽系数，（由文献17表10-7）材料的弹性影响系数，（由文献17表10-6） 接触疲劳强度极限，、（由文献17图10-21）；应力循环次数 ；接触疲劳许用应力， 取失效概率为，安全系数，由文献17式（10-12）得：；由文献17图10-19查得接触疲劳寿命系数小齿轮分度圆直径，由计算公式得；2.计算圆周速度 ；3. 计算齿宽及模数；4.计算纵向重合度；5.计算载荷系数根据，级精度。由文献17图10-8查得动载系数；由文献17表10-3查得，从表10-4中的硬齿面齿轮栏查得小齿轮相对支撑非对称布置，级精度，时考虑齿轮为级精度，取，故载荷系数另由文献17图10-1查得；6.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径；7.计算模数；3.4.3 按齿根弯曲疲劳强度设计式中 载荷系数 齿轮的弯曲疲劳强度极限，由文献17图10-20d查得弯曲疲劳寿命系数，由文献17图10-18查得弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数齿形系数，（由文献17表10-5）应力校正系数，（由文献17表10-5）计算大、小齿轮的并加以比较经比较小齿轮数值大。设计计算 对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取标准值，取分度圆直径。取则。3.4.4 几何尺寸计算1.计算中心距 将中心距圆整为。2.按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数等不必修正。3.计算大、小齿轮的分度圆直径4.计算齿轮宽度圆整后：。3.5 直齿齿轮传动设计3.5.1 选定精度、材料及齿数1.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用级精度（GB/0095-88）；2.材料选择，由文献17表10-1选择大、小齿轮材料均为（调制后表面淬火），硬度为；3.选小齿轮齿数为，大齿轮齿数。3.5.2 按齿面接触强度设计 1.由文献17设计计算公式10-9a进行试算式中 载荷系数，试选小齿轮传递的转矩齿宽系数，（由文献17表10-7）材料的弹性影响系数，（由文献17表10-6）接触疲劳强度极限，、（由文献17图10-21）应力循环次数 由文献17式（10-13）接触疲劳寿命系数（由文献17图10-19查得）接触疲劳许用应力， 取失效概率为，安全系数2.计算小齿轮分度圆直径，代入中的较小的值；3.计算圆周速度4.计算齿宽5.计算齿宽与齿高之比模数 齿高 3.按齿根弯曲强度设计由文献17式（10-5）得弯曲强度的设计公式为式中 齿轮的弯曲疲劳强度极限，由文献17图10-20d查得弯曲疲劳系数，由文献17图10-18查得弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数载荷系数，；齿形系数，（由文献17表10-5）；应力校正系数，（由文献17表10-5）；计算大、小齿轮的并加以比较经比较小齿轮数值大。设计计算对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，圆整为标准值。按接触强度算得分度圆直径。取则。4.几何尺寸计算（1）计算大、小齿轮的分度圆直径（2）计算中心距。（3）计算齿轮宽度取。3.6 轴的设计3.6.1 轴的材料选择和最小直径估算根据工作条件，初选轴的材料为，调质处理。按扭转强度法进行最小直径的估算，即：。初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时，增大，两个键槽时，增大。值由文献18表15-3确定：轴1，轴2，轴3，轴4。轴1：，因为轴1处有一个键槽，则：。轴2：，设有两个键槽，则：，取整。轴3：，设有两个键槽，则：，取整。轴4：，因为轴4处有一个键槽，则：，取整为。3.6.2 轴的结构设计1.轴1的结构设计（1）各轴段直径的确定：最小直径，锥齿轮轴外伸轴段，取。：根据齿轮轴的轴向定位要求，定位高度，取。：螺母定位轴段，取。：滚动轴承段，滚动轴承选取30313，其尺寸为。：过渡轴段，取。：滚动轴承段，滚动轴承选取30313，其尺寸为。（2）各轴段长度的确定：考虑到所选液力耦合器的配合，取。：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，。：由定位螺母确定，。：由滚动轴承及装配关系确定，。：由装配关系确定，。：由滚动轴承及装配关系确定，。2.轴2的结构设计（1）各轴段直径的确定：最小直径，滚动轴承段，滚动轴承选取，其尺寸为。：斜齿小齿轮轴段，。：根据齿轮的轴向定位要求，取。：锥齿大齿轮轴段，。 滚动轴承段，滚动轴承选取，其尺寸为。（2）各轴段长度的确定：由滚动轴承及箱体结构确定，取。：由斜齿小齿轮的毂孔宽度确定，。：由定位装配关系确定，。：由锥齿大齿轮装配尺寸确定，。：由滚动轴承及装配关系确定，。3.轴3的结构设计（1）各轴段直径的确定：最小直径，滚动轴承段，滚动轴承选取，其尺寸为。：斜齿大齿轮轴段，。：根据齿轮的轴向定位要求，取。：直齿小齿轮轴段，。：滚动轴承段，滚动轴承选取，其尺寸为。（2）各轴段长度的确定：由滚动轴承及箱体结构确定，取。：由斜齿大齿轮的毂孔宽度确定，。：由定位及装配关系确定，。：由直齿小齿轮的毂孔宽度确定，。：由滚动轴承及装配关系确定，。4.轴4的结构设计（1）各轴段直径的确定：由机头轴配合尺寸确定，机头轴为外花键，减速器轴为内花键，其花键配合为：。取。：。滚动轴承段，滚动轴承选取，其尺寸为。：定位段，取。：定位段，取。：直齿大齿轮轴段，。：滚动轴承段，滚动轴承选取，其尺寸为。（2）各轴段长度的确定：由与机头轴的连接关系确定，取。：由滚动轴承及箱体结构确定，取。：由定位及装配关系确定，。：由定位及装配关系确定，。：由直齿大齿轮的毂孔宽度确定，。：由滚动轴承及装配关系确定，。3.6.3 轴的校核轴受力最大，所以只对轴进行校核。1.轴的力学模型的建立轴上力的作用点位置和支点跨距的确定：齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，因此可决定轴上两齿轮力的作用位置。轴上安装的，从文献18表12-4可知它的负荷作用中心到轴承外端面的距离，故可算出支点跨距和轴上各力作用点相对位置尺寸。支点跨距；斜齿大齿轮的力作用点C到左支点A距离；两齿轮的力作用点之间的距离；直齿小齿轮的力的作用点D到右支点B的距离。2.计算轴上的作用力斜齿大齿轮4： 直齿小齿轮5： 3.计算支反力（1）垂直面支反力（如图3-2b）：由绕支点B的力矩和，得：方向向下。同理，由绕支点A的力矩和，得：方向向下。由轴上的合力，校核：计算无误。（2）水平支反力（如图3-2d）：由绕支点B的力矩和，得：方向向下。同理，由绕支点A的力矩和，得：方向向下。由轴上的合力，校核：计算无误。（3）总支反力A点总支反力 B点总支反力4.绘制转矩、弯矩图（1）垂直面内的弯矩图（如图3-2c）：C处弯矩： D处弯矩： （2）水平面内的弯矩图（如图3-2e）：C处弯矩： D处弯矩： （3）合成弯矩图（如图3-2f）：C处： D处： （4）转矩图（如图3-2g）：（5）当量弯矩图（如图3-2h）：因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为循环变应力，折算系数。C处：图3-2 轴3受力分析图 D处： （6）弯扭合成强度校核进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。 根据选定的轴材料，调质处理，由文献1715-1查得。因，故强度足够。3.7 键的选择和校核由轴的细部结构设计，选定斜齿大齿轮外键为：，标记：键；直齿小齿轮外键2为，标记：键；由于是同一根轴上的键，传递的转矩相同，所以只需校核短键即可。根据校核公式式中 传递转矩， 键与轮毂键槽的接触高度，为键高， 键的工作长度， 轴的直径， 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，见文献18表6-2，取键联接强度足够。3.8 滚动轴承的选择与校核3.8.1 滚动轴承的选择轴 轴承受力最大，故对其校核。根据载荷及速度情况，拟定选用圆锥滚子轴承。由轴的结构设计，根据，选取.其基本参数由文献3表12-4，。图3-3 轴承受力分析3.8.2 滚动轴承的校核1.径向载荷轴承受力如图3-3所示，根据轴的分析可知：A点总支反力，B点总支反力。2.轴向载荷外部轴向力，指向A处轴承（方向向左）。（方向向右）（方向向左）因为，所以A处1轴承被压紧，B处2轴承放松。故，。3.当量动载荷P由文献2表13-6查出载荷系数。1轴承：因，由文献19表12-1可知，2轴承：因，由文献19表12-1可知4.验算轴承寿命因，故只需验算轴承。设定轴承寿命为。其中，温度系数（轴承工作温度小于），轴承寿命足够。第4章 链轮组件的计算及闸盘紧链器的选择4.1 链轮设计计算圆环链（为圆环链公称直径，为圆环链公称节距），链轮齿数。由文献19表5-1-29其基本几何尺寸计算如下：1.节圆直径 2.顶圆直径3.链轮立环的立槽直径 取，其中值对链条为。4.链轮立环立槽宽度其中值对链条为。5.齿根圆弧半径6.链窝平面圆弧半径为接链环圆弧部分最大外半径对时7.链轮中心至链窝底平面的距离 8.链窝长度取9.链窝中心距 取10.短齿厚度 11.齿形圆弧半径12.立环槽圆弧半径13.短齿根部圆弧半径4.2 花键轴和盲轴的计算4.2.1 花键轴计算1.选择材料和估算最小直径根据工作条件，初选轴的材料为，调质处理。按扭转强度法进行最小直径的估算，即：。值由文献19表15-3确定：由轴的常材料可查得值: ,取。 2.各轴段直径确定（如图4-1所示）：由与减速器输出轴配合要求，为外花键部分，：滚动轴承段，轴承选22316，：过渡轴段，取：定位链轮轴段，由链轮尺寸确定，：与链轮配合的花键轴段，：配合滚筒轴段，3.各轴段长度确定：由花键配合和装配关系确定，：由滚动轴承和装配关系确定，：由装配关系确定，：由链轮定位关系确定，：由花键配合和装配关系确定，：由滚筒定位和装配关系确定，图4-1 花键轴4.花键强度校核在本设计中，机头轴与减速器的输出轴采用矩形花键连接，机头轴为外花键，减速器轴为内花键，其花键配合为：。减速器的输出功率：花键联接的强度校核计算：式中 传递转矩，各齿轮间的不均匀系数，齿数， 齿的工作长度， 花键齿的工作高度， 平均直径 花键联接许用挤压应力， 花键强度满足要求。4.2.2 盲轴计算由于盲轴与机头轴具有一定的相似关系其尺寸计算与机头轴计算大体相同，盲轴尺寸如图4-2所示。图4-2 盲轴4.3 闸盘紧链器的选择紧链装置是用来拉紧刮板链，使刮板链具有一定的预紧力，以保证刮板链正常运转的。本设计选用的是闸盘紧链器。由闸盘紧链器的工作原理和结构，可知对于配备DSB-40型电动机的刮板输送机可采用闸盘紧链器，同时参考SGB620/40T型刮板输送机闸盘紧链器主要参数。闸盘紧链器由闸盘和制动装置组成，闸盘装在减速器输入轴上，制动装置安装在联接罩上。紧链时反转开动电动机，链轮反转刮板链逐渐被拉紧，到电动机堵转为止，立即搬动手轮，用夹钳将闸盘闸住，同时切断电机电源。由于夹钳对闸盘的制动力与刮板链有一定的比例关系，链条的张紧力显示在张力指示器上。慢慢反转手轮松开夹钳，放松被拉紧的刮板链，到指示器显示出刮板链所需的张力为止，立刻将闸盘闸死。拆去多余的链段，接好链子后，反转手轮松开夹钳，完成紧链。结论刮板输送机作为煤炭运输的主要运输设备 在煤炭生产中起着非常重要的作用。随着科学技术的进步和市场的发展，输送机的国际竞争将越来越激烈，对输送机的设计水平和生产能力要求也越来越高，不仅要求造型科学、配套合理，在技术上不断创新、完善，去适应不断变化着的使用条件，而且关键部件(如刮板链、减速器、保护装置等)的设计或选用，要求与国际接轨，实现标准化。刮板输送机机头部设计，以减速器和链轮组件的设计为主。其中链轮组件设计采用上下两半滚筒连接花键轴和盲轴方便链轮的拆装与维修。减速器设计为三级圆锥圆柱齿轮减速器，其输出轴端采用矩形花键。三级圆锥圆柱齿轮减速器有传动平稳、传递力矩大等特点。减速器与机头架为平行布置式，这样布置结构紧凑，大大节省了空间。电动机和液力耦合器的选择也十分重要。根据给定参数计算出电动机功率，进而选择电动机。选用液力耦合器能够起到启动平稳，有缓冲功能，能够在刮板输送机受到冲击或停转时保护电动机。致谢 王学惠老师在我的设计中给予了我极大的指导、帮助、鼓励。不仅在设计问题上对我指导，在对事物的判断上也多次赐教。班级的多为同学对我有许多帮助，特此表示感谢。参考文献1 王小安. 轻型刮板输送机结构设计分析. 江苏煤炭. 2004，3（2）：55-562 刘英明. 改进刮板输送机机头与减速器联接装置的探讨. 煤矿机械，1995，5(8)：44-463 姜翱燕. 矿用刮板的设计. 煤矿机械. 2000，12，4（4）：9-104 马丽. 国内外刮板输送机链轮组件的结构分析. 煤矿机电. 2007，4，5（4）：42-435 韩幼祥. 刮板输送机的改进. 煤矿机械. 2005，3，3（6）：106-1076 高树荣，赵来艳. 刮板输送机的改进. 唐山学院学报. 2004，9，17（2）：105-1067 栾焉君 ，任朝辉 ，任立义. 刮板输送机方案设计及选型信息系统的研究. 煤矿机械. 2003，12，25（4）：43-448 薛金河，张秀全李精草. 刮板输送机发展概况. 煤矿机械. 2002（1）：4-59 汤永红. 关于改进40T刮板机机头与减速器联结装置的探讨. 煤炭技术. 2003，7，22（7）：6-710 姜翱燕. 矿用机载短运距刮板输送机的设计. 煤矿机械. 2007，5，28（5）：1-311 于学谦.矿山运输机械.徐州：中国矿业大学出版社，2004：5-1212 李国平. 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