往复式给煤机设计【机械毕业设计word+CAD图纸】【答辩通过】

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毕业设计中期检查表.DOC---(点击预览)

开题报告04.doc---(点击预览)

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0403总图-A0.dwg

0404传动平台-A0.dwg

0404曲柄连杆成形图-A1.dwg

0405定曲柄-A3.dwg

0405托辊组件-A2.dwg

0405活曲柄-A3.dwg

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关键词：: 往复设计机械毕业设计 word cad 图纸答辩通过

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摘要

往复式给煤机在我国煤矿，选煤厂及其它行业应用已几十年。生产实践证明，给煤设备的可靠性,直接影响整个生产系统的正常运行。现有的往复式给煤机具有生产能力小、安装和拆卸不方便、受力不均匀等缺点。

给煤机设计的目的是通过综合运用自己所学的专业知识，进行本工程设计的实践，培养学生的创新意识和综合运用所学知识的能力，提高学生的机械设计和工程实践能力。先通过设计计算给煤机的主要运动部件即给煤槽的运行速度和所受的运行阻力来求得电动机功率。用电动机功率来设计减速器。然后在设计出曲柄连杆机构，给煤槽，拖滚组件等主要运行部件。最后设计给煤机箱体，传动平台等辅助部件。最后完成给煤机的总体装配。在本次往复式给煤机的设计过程中，着重对减速器、传动平台、曲柄连杆机构、托辊进行了分析和设计。对重要的部件进行了受力分析、强度的校核，根据其常见失效形式、影响因素及基本设计要求，给出了重要部件的受力分析、强度和刚度的设计方法。

通过本次综合实践和课程设计，让我体会到了以往在学习过程中所存在的缺陷和不足，让我对大学四年所学到的知识有了更深入更理性的认识。

关键词：往复式给煤机；减速器；曲柄连杆机构；给煤槽；拖辊组件

ABSTRACT

Reciprocating feeder in China's coal mines, coal preparation plant and other industry application has been for several decades. Practice has proved that the reliability ofequipment to the coal, a direct impact on the whole production system the normal operation. Reciprocating the existing feeder with small production capacity , installation and removal of inconvenient, Shouli Bu uniform, and other shortcomings.

Coal feeder designed to be learned by applying their expertise to carry out the engineering design practice, students of innovation and integrated use of the knowledge capacity, improve their mechanical design and engineering practice.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. To the final design of coal chassis, transmission platforms, such as auxiliary components. Coal-to finalize the overall assembly. Reciprocating in this coal to the design process, focusing on reducer, transmission platform, crank linkage, Idler for the analysis and design. 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.

This comprehensive practice and course design, made me understand the past in the learning process of defects and shortcomings, let me on the four-year knowledge with a deeper understanding of the more rational.

Keywords : Reciprocating to the coal; Reducer; Crank linkage; Suppling coal shaft ; Drag roller components.

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内容简介：: 毕业设计（论文）任务书学生姓名牟白系部机电工程系专业、班级机械设计制造及其自动化 B06-4 指导教师姓名马慧良职称讲师从事专业机械是否外聘是否题目名称往复式给煤机设计一、设计（论文）目的、意义目的是通过学生综合运用自己所学的专业知识，进行本工程设计的实践，培养学生的创新意识和综合运用所学知识的能力，提高学生的机械设计和工程实践能力。先通过设计计算给煤机的主要运动部件即给煤槽的运行速度和所受的运行阻力来求得电动机功率。用电动机功率来设计减速器。然后在设计出曲柄连杆机构，给煤槽，拖滚组件等主要运行部件。最后设计给煤机箱体，传动平台等辅助部件。最后完成给煤机的总体装配。在本次往复式给煤机的设计过程中，着重对减速器、传动平台、曲柄连杆机构、托辊进行了分析和设计。对重要的部件进行了受力分析、强度的校核，根据其常见失效形式、影响因素及基本设计要求，给出了重要部件的受力分析、强度和刚度的设计方法。二、设计（论文）内容、技术要求（研究方法）主要研究内容 : (1).查阅国内外有往复式给煤机的有关资料，翻译英文资料； (2).了解和掌握往复式给煤机工作工程； (3).进行各种有关资料的比较，并初步确定设计方案和思路； (4).结构布局设计以及几何参数设计；技术要求：给煤量： ht800 ；往复行程： mm250 SY-025-BY-2 nts三、设计（论文）完成后应提交的成果 (1)计算说明部分设计说明书一份 (2)图纸部分完成 A0 图纸 2 张， A2 图纸 2 张， A3 图纸 2 张。四、设计（论文）进度安排 3 月 1 日 3 月 14 日（第 1-2 周）：查阅相关资料，熟悉课题内容 ; 3 月 15 日 3 月 28 日（第 3-4 周）：写开题报告，制定总体设计方案 ; 3 月 29 日 4 月 11 日（第 5-6 周）：计算数据，进行具体机构设计； 4 月 12 日 5 月 9 日（第 7-11 周） :绘制设计图纸； 5 月 10 日 6 月 1 日（第 12-15 周）：撰写毕业论文，准备答辩。五、主要参考资料 1成大先 .机械设计手册 M.北京：化学工业出版社， 2004. 2孙玉芹 ,孟兆新 .机械精度设计 M.北京：精度测量， 2001. 3王连明 ,陈铁鸣 .机械设计 M.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社， 1998. 4龚建军 ,孪英艳 .AutoCad2000 基础教程 M.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社 ,2001. 5冯辛安 .机械制造设备设计 M.北京：机械工业出版社 ,2004. 6刘晓军， KA 系列新型往复式给煤机的研制 J.选煤技术， 2008. 7PACS-L: the public-access computer system of forumEB/OL. Houston, tex: University of Houston Libraries, 1989 六、备注指导教师签字：年月日教研室主任签字：年月日 nts 毕业设计（论文）开题报告学生姓名牟白系部机电工程系专业、班级机械设计制造及其自动化 B06-4 指导教师姓名马慧良职称讲师从事专业机械是否外聘是否题目名称往复式给煤机设计一、课题研究现状、选题目的和意义研究现状：随着当前我国基本建设规模的快速发展，各类矿山机械对质量、工期、工艺、安全、成本及社会效益的要求越来越高，从而推动了与之相关的国内外工程机械市场的快速发展。往复式给煤机在我国煤矿，选煤厂及其它行业应用已几十年。生产实践证明，给煤设备的可靠性 ,直接影响整个生产系统的正常运行。现有的往复式给煤机的具有生产能力小、安装和拆卸不方便、受力不均匀等缺点，因此 ,改进并扩大现有型往复给煤机的产量是完全必要的。目的和意义：往复式给煤机是利用机构在某些位置是输送槽有相当大的加速度的特点，是物料在惯性力的作用下克服摩擦力而发生滑动，滑动方向恒自左向右。从而达到输送物料的目的。往复式给煤机由槽形机体和带有曲柄连杆装置的活动地板组成的曲柄滑块机构，地板是工作机构。传动原理：当电动机开动后，经弹性联轴器、减速器、曲柄连杆机构拖动倾斜的底板在托辊上作直线往复运动，当底板正行时 ,将煤仓和槽形机体内的煤带到机体前端 ;底板逆行时 ,槽形机体内的煤被机体后部的斜板挡住 ,底板与煤之间产生相对滑动 ,机体前端的煤自行落下。将煤均匀地卸到运输机械或其它筛选设备上。本毕业设计是学生独立完成往复式给煤机系统的机械类设计，目的是通过学生的综合运用自己所学的专业知识，进行本工程设计的实践，培养学生的创新意识和综合运用所学的知识的能力，提高学生的机械设计和工程实践能力。二、设计（论文）的基本内容、拟解决的主要问题基本内容：往复式给煤机是利用机构在某些位置时输送槽有相当大的加速度的特点，使物料在惯性力的作用下克服摩擦力而发生滑动，滑动方向恒自左往右，从而达到输送物料的目的。拟解决的问题：总体方案的布局，传动装置的设计及校核。 SY-025-BY-3 nts三、技术路线（研究方法） 1.查阅相关文献资料了解课题。 2.对比分析现有的设计方案，选择最适合本次设计的方案。 3.根据设计要求设计计算各个机构。 4.根据选择的设计方案，进行总体设计。 5.完成设计图纸和说明书，准备答辩。四、进度安排 3 月 1 日 -3 月 14 日（第 1-2 周）：查阅相关资料，熟悉课题内容； 3 月 15 日 -3 月 28 日（第 3-4 周）：写开题报告，制定总体设计方案； 3 月 29 日 4 月 11 日（第 5-6 周）：计算数据，进行具体机构设计； 4 月 12 日 5 月 9 日（第 7-11 周） :绘制设计图纸； 5 月 10 日 6 月 1 日（第 12-15 周）：撰写毕业论文，准备答辩。五、参考文献 1朱孝录 .中国机械设计大典 M.江西：江西科学技术出版社， 2001. 2冯辛安 .机械制造设备设计 M.北京：机械工业出版社， 2004. 4张少实 .材料力学 M.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社， 1995. 5王连明 ,陈铁鸣 .机械设计 M.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社， 1998. 6侯真秀 .机械系统设计 M.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社， 2000. 7陈明 .机械原理 M.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社， 2000. 8王连明 .机械设计课程设计 M.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社， 1996. 6刘晓军， KA 系列新型往复式给煤机的研制 J.选煤技术， 2008. 7PACS-L: the public-access computer system of forumEB/OL. Houston, tex: University of Houston Libraries, 1989 六、备注指导教师意见：签字：年月日 nts 毕业设计（论文）中期检查表填表日期 2010 年 4 月（ 1923 中一天）日迄今已进行 8 周剩余 8 周学生姓名系部专业、班级指导教师姓名职称从事专业是否外聘是否题目名称学生填写毕业设计（论文）工作进度已完成主要内容待完成主要内容存在问题及努力方向学生签字：指导教师意见指导教师签字：年月日教研室意见教研室主任签字：年月日 SY-025-BY-5 nts 毕业设计（论文）过程管理材料题目往复式给煤机设计学生姓名牟白系部名称机电工程学院专业班级机械设计制造及其自动化 B06-4 班指导教师马慧良职称讲师教研室机械专业教研室起止时间 2010.3.01 2010.6.22 教务处制 nts 毕业设计（论文）题目审定表指导教师姓名马慧良职称讲师从事专业机械是否外聘是否题目名称往复式给煤机设计课题适用专业机械设计制造及其自动化课题类型 X生产实际课题简介：（主要内容、意义、现有条件、预期成果及表现形式。）主要内容：随着当前我国基本建设规模的快速发展，各类矿山机械对质量、工期、工艺、安全、成本及社会效益的要求越来越高，从而推动了与之相关的国内外工程机械市场的快速发展。本次设计的往复式给煤机是利用机构在某些位置是输送槽有相当大的加速度的特点，是物料在惯性力的作用下克服摩擦力而发生滑动，滑动方向恒自左向右。从而达到输送物料的目的。现有条件：国内外期刊相关资料，机械设计手册以及力学分析校核的参考书籍。时间安排： 3 月 1 日 -3 月 14 日（第 1-2 周）：查阅相关资料，熟悉课题内容； 3 月 15 日 -3 月 28 日（第 3-4 周）：写开题报告，制定总体设计方案； 3 月 29 日 4 月 11 日（第 5-6 周）：计算数据，进行具体机构设计； 4 月 12 日 5 月 9 日（第 7-11 周） :绘制设计图纸； 5 月 10 日 6 月 1 日（第 12-15 周）：撰写毕业论文，准备答辩。预期成果：能够较好的完成设计任务，提供完整的设计图纸及说明书。指导教师签字：年月日教研室意见 1 选题与专业培养目标的符合度好较好一般较差 2 对学生能力培养及全面训练的程度好较好一般较差 3 选题与生产、科研、实验室建设等实际的结合程度好较好一般较差 4 论文选题的理论意义或实际价值好较好一般较差 5 课题预计工作量较大适中较小 6 课题预计难易程度较难一般较易教研室主任签字：年月日 1 系（部）教学指导委员会意见：负责人签字：年月日注：课题类型填写 W.科研项目； X.生产（社会）实际； Y.实验室建设； Z.其它。 SY-025-BY-1 nts 本科学生毕业论文往复式给煤机设计系部名称：机电工程学院专业班级：机械制造 B06-4 班学生姓名：牟白指导教师：马慧良职称：讲师黑龙江工程学院二一年六月 nts The Graduation Thesis for Bachelors Degree Reciprocating coal feeder design Specialty： Construction Machinery Candidate： Mu Bai Class： B06-4 Supervisor： Lecturer. Ma Huiliang Heilongjiang Institute of Technology 2010-06 Harbin nts 我毕业设计的题目是往复式给料机。在本次所设计中主要是对 K 形往复式给煤机存在的问题做了改进 :(1) 对给煤机的容积利用系数作了合理调整 ,缩小了给煤机的槽体体积 ,充分利用设备能力 ,提高给料量。 (2) 给煤机通过倾斜溜槽与仓口联接 ,避免了仓内煤的压力直接作用于底板 ,降低了底板运行阻力和电动机功耗。 (3) 连杆没有直接固定在减速器输出轴上 ,而是通过定曲柄和活曲柄 ,将减速器的输出轴与连杆相连接，所以减速器输出轴只承受扭矩 ,不承受连杆推拉力 ,改善了减速器的受力条件 ,延长了减速器的使用寿命。 (4) 托辊与箱体固定在一起，使底板运行平稳 ,并改善了受力条件，整体强度和刚度都有所改善。 (5) 给煤机槽体内增设耐磨衬板（ 16Mn），衬板与给煤机侧板和底板采用点焊焊接 ,衬板严重磨损时 ,可铲除焊点 ,更换新衬板，这样可以提高给煤机的寿命。 (6) 给煤机是由支承在有凸缘的滚轮上往复运动的底板构成，通过装在传动轴上的偏心装置曲柄连杆机构拖动，使往复底板向前或向后运动，通过调节往复底板的行程长短及控制闸门的开口高度调节给料能力，以实现储料仓接受物料和漏斗给料过程。由于物料在惯性力的作用下，产生向后运动的趋势，使物料与往复底板之间产生相对位移，物料从槽体后侧板和往复底板之间的间隙下流出，造成污染。为了防止物料从侧板下流出，必须克服惯性力对物料的影响，在后侧板和往复底板之间增加橡胶板密封，并用螺栓固定。橡胶板做成自然圆弧状，与往复底板间由线接触该为面接触，延长橡胶板的磨损，并依靠自身的弹性补偿其磨损。由于个人能力和时间有限，本论文只对往复式给料机做了一部分的分析和设计，面对井下复杂的工作条件，本设计还存在很多不足之处，和实际生产也存在一定差距。通过本次毕业设计，我学会了如何查阅资料，如何应用已学的知识，体会到了专业知识的重要性，逐渐形成了一套提出问题、分析问题以及解决问题的思路。这对我在以后的学习和工作中有很大的帮助。由于所学知识有限，实践经验缺乏，因此，我的毕业设计中难免存在缺陷与不足，恳请各位老师及参阅者批评指正，我将在今后的学习与工作中加以完善。 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 1 第 1 章绪论 1.1 选题的目的和意义往复式给煤机在我国煤矿、选煤厂及其它行业应用已有几十年。给煤设备是煤矿生产系统的主要设备之一 ,给煤设备的可靠性 ,特别是关键咽喉部位给煤设备的可靠性 ,直接影响整个生产系统的正常运行。生产实践证明 ,该设备对煤的品种、粒度、外在水份等适应能力强 ,与其他给煤设备相比 ,具有运行可靠、性能稳定、噪音低、完全可靠、维护工作量小等优点。通过设计，确定往复式给煤机的总体结构和零部件结构，包括必要的结构尺寸确定、运动学和动力学分析、材料的选取等，以满足实际生产的需要。随着煤炭工业的发展 ,煤矿井型不断地扩大 ,现有型往复式给煤机生产能力小 ,不能满足大型矿井的要求。因此 ,改进和扩大现有型往复给煤机是完全有必要的。 1.2 国内外的研究现状给煤设备是煤矿生产系统的主要设备之一，给煤设备的可靠性，特别是关键咽喉部位给煤设备的可靠性，直接影响整个生产系统的正常运行。目前，我国煤矿使用的给煤设备主要是往复式给煤机和电振给煤机，近年来，电振式给煤机发展较快，已形成系列化和标准化；而往复式给煤机自 20世纪 60年代定型后，系列的改进和扩大工作一直没有进行。随着煤炭工业的迅猛发展，煤矿井型也在不断扩大，现有的往复式给煤机已不再能满足煤矿生产系统的选型要求。正是基于这个原因，我们在对给煤机使用情况大量调研的基础上，研制了 800t h、 1000t h、 1500t h、 2000t h的大型往复式给煤机，并已在兖州矿务局济宁二号矿井使用六年，运行状况良好。往复式给煤机最早研制于 20世纪 60年代初， 70年代，在 NGW基础上，更换了驱动装置，改为 K系列，并一直沿用至今。 K系列给煤机共有五种型号： K一 0、 K l、 K一 2、K一 3、 K一 4，其中 K一 4生产能力最大，但也只有 590t h。国外给煤机发展状况也与国内大相径庭，并没有更高的技术含量，但价格却是国内同类产品的 4 5倍。往复式与振动式给煤机两种给煤方式不同点是给煤频率和幅值以及运动轨迹不同。在使用过程中，由于振动式给煤机给煤频率高，噪声也大；由于它是靠高频振动给煤，其振动和频率受物料密度及比重影响较大，所以，给煤量不稳定，给煤量的调整也比较困难；由于是靠振动给煤，给煤机必须起振并稳定在一定的频率和振幅下，但振动参数对底板受力状态很敏感，故底板不能承受较大的仓压，需增加仓下给煤槽的长度，结果是增加了料仓的整体高度，使工程投资加大；由于给煤高度加大，无法用于替换目前大量使用的往复式给煤机。往复式给煤机与板式给煤机安装方式的区别主要在于往复式给煤机采用悬挂式安装方式，在地坑基础完工后，往复式给煤机可以直接通过料斗固定在地坑基础上。而板式给煤机则采用设备基础安装的方式，不但要完成地坑基础施工，而且还要进行设nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 2 备基础施工。采用往复式给煤机可以减少工程施工周期，节约工程造价。除此之外，往复式给煤机还具有结构简单，经久耐用，故障率低的特点，从而在井下矿山机电运输中得到广泛应用。鉴于此，将往复式给煤机应用于地面和井下完全能适应生产环境需要，从而达到减少投入，提高设备运转率，解放劳动力的目的 1.3 设计研究的主要内容最通用的往复式给煤机为 K 型，一般用于煤或其他磨琢性小、黏性小的松散粒状物料的给煤，将储料仓或料坑里的物料连续均匀地卸运到运输设备或其他筛选设备中。 K型给煤机由机架、底拖板（给煤槽）、电动机、减速器、联轴器、传动平台、漏斗、闸门、托辊等组成。本机可根据需要设有带漏斗、不带漏斗两种形式。给煤机设有两种结构形式： 1、带调节闸门 2、不带调节闸门，其给煤能力由底板行程来达到。在本次所设计中主要是对 K形往复式给煤机存在的问题做了改进 : (1) 给煤机通过倾斜溜槽与仓口联接 ,避免了仓内煤的压力直接作用于底板 ,降低了底板运行阻力和电动机功耗。 (2) 连杆没有直接固定在减速器输出轴上 ,而是通过定曲柄和活曲柄 ,将减速器的输出轴与连杆相连接，所以减速器输出轴只承受扭矩 ,不承受连杆推拉力 ,改善了减速器的受力条件 ,延长了减速器的使用寿命。 (3) 托辊与箱体固定在一起，使底板运行平稳 ,并改善了受力条件，整体强度和刚度都有所改善。 (4) 给煤机是由支承在有凸缘的滚轮上往复运动的底板构成，通过装在传动轴上的偏心装置曲柄连杆机构拖动，使往复底板向前或向后运动，通过控制闸门的开口高度调节给料能力，以实现储料仓接受物料和漏斗给料过程。 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 3 2.2226060 1000800 m第 2 章往复式给煤机的总体设计 2.1 给煤机的总体外型设计往复式给煤机由槽形机体和带有曲柄连杆装置的活动底板组成的曲柄滑块机构，底板是工作机构。传动原理：当电动机开动后，经弹性联轴器、减速器、曲柄连杆机构拖动倾斜的底板在托辊上作直线往复运动，当底板正行时 ,将煤仓和槽形机体内的煤带到机体前端 ;底板逆行时 ,槽形机体内的煤被机体后部的斜板挡住 ,底板与煤之间产生相对滑动 ,机体前端的煤自行落下。将煤均匀地卸到运输机械或其它筛选设备上根据已知参数，给煤量： ht800 ；往复行程： mm250 ，初步设定曲柄的转数为min60r 。参考 K-4 型往复式给煤机取料仓宽度为 B =1250mm ，底托板材料选用 Q235 钢长度为 L=1500 mm 。由此可推出每转推出煤的容积为：式中： m 曲柄每转推出煤为 kg 查表得散煤的容重 3/950 mkg 由式得 V=abh=0.25 1.25h= 323.0 m 推出煤的最低高度： h=0.75m 初步设定曲柄的转数为 min60r ，箱体的有效高度和宽度，高度为 mm800 ，宽度为 mm1250 。给煤量可表示为 nlBHQ 60 （ 2.1）式中 Q给煤机给煤量， ht ； 323.09 5 0 2.2 2 2 mmV nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 4 H 给煤机箱体高度， 0.8m ； B 给煤机箱体宽度， 1.25m ； l 给煤机行程， 0.25m ；煤的密度， 32.1 mt ； n 给煤机曲柄的转数， minr ；工况系数， 2.1 。因此，由式（ 2.1）可求出给煤量 nlBHQ 60 2.1602.125.025.175.060 ht1012 800 ht 由上式结果可得出，箱体尺寸满足给煤要求。 2.2 曲柄连杆尺寸的确定中心曲柄连杆机构简图如图 2.1所示，图 2.1中心线通过曲轴中心 O， OB为曲柄，AB为连杆， B为曲柄销中心， A为连杆小头孔中心或活塞销中心。当曲柄按等角速度旋转时，曲柄 OB上任意点都以 O点为圆心做等速旋转运动，底板 A点沿中心线做往复运动，连杆 AB则做复合的平面运动，其 B点与曲柄一端相连，做等速的旋转运动，而连杆 A 点与底板相连，做往复运动。在实际分析中，为使问题简单化，一般将连杆简化为分别集中于连杆 B 点和 A 点的两个集中质量，认为它们分别做旋转和往复运动，这样就不需要对连杆的运动规律进行单独研究。图 2.1 曲柄连杆机构运动简图 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 5 已知行程为 250mm,参考图（ 2.1）为使计算简化我们可以把曲柄的取值 r 设为行程的一半。初步设定倾斜角度为 10 曲柄 r=125mm 连杆长 l=1058mm。 2.3 给煤机的受力分析 2.3.1 往复式给煤机的运行阻力往复式给煤机运行时，电动机功率主要消耗在克服下列阻力上。正行时：底板在托滚上的运动阻力 1F 和煤与固定侧板的摩擦阻力 2F 。逆行时：底板在托滚上的运动阻力 1F 和煤与底板的摩擦阻力3F。此外，还有消耗在克服煤与侧板之间黏着力和在克服底板加速运动时的运行阻力上。 2.3.2 产生运行阻力的因素及力的计算往复式给煤机的运行阻力有以下公式计算： bplgmmF 3211 （ 2.2） hplgllhF 33122 （ 2.3） hplgmF 313 （ 2.4）式中 1m 给煤机槽体内煤的质量， kg ； 2m 给煤机运动部件的质量， kg ； g 重力加速度， smg 8.9 ； p 煤仓出口处压力， 2mN ； 1l 给煤机底板水平投影长度， m ； 3l煤仓出口对底板有效压力区长度， m ； b 给煤机槽体净宽度， m ；底板在托滚轮上的运动阻力系数， 08.0 ； nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 6 煤对侧板的侧压系数；煤的松散容重， 3950 mkg ； h 底板上煤的厚度， 18.0 hh ， m 。正行阻力： 214 FFF （ 2.5） 315 FFF （ 2.6）运行阻力按正行阻力和逆行阻力的均方值计算，即 )(21 25240 FFF (2.7) 式中（ 2.2）、（ 2.3）、（ 2.4）括号内的第一项 gmm 21 表示给煤机槽体内煤的重量和活动件的重量； gm1 表示给煤机槽体内煤的重量； gllh 312 表示煤的重量对给煤机固定侧板产生的侧压力。号内的第二项 hpl3 表示煤仓出口处压力 hpl3 表示煤仓出口处压力对给煤机固定侧板产生的侧压力。由于底板在托滚轮上的运动阻力 1F 较小 (运动阻力系数值较小 ),给煤机运行阻力主要是煤与固定侧板的摩擦阻力 2F 和煤与底板的摩擦阻力 3F 。因此可知 ,产生运行阻力的主要因素是给煤机槽体内的煤的重量和煤仓出口处的压力以及煤与侧板或底板的摩擦系数。从以上分析可知 ,我们只能从减少煤仓出口处压力对底板的作用 ,以及减小煤与固定侧板和底板的摩擦力来往复式给煤机的节能措施。采用倾斜式仓口漏斗由于煤仓出口处压力的作用 ,使底板产生了运行阻力 ,如果采用斜仓口漏斗 ,使煤仓出口压力对底板作用减小或不作用在底板上 ,底板的运行阻力就可以减小。往复式给煤机的运行阻力由以下简化公式计算： 1 12F m m g （ 2.8） 22 1hF l g （ 2.9） 3 1mgF （ 2.10）给煤机槽体内煤的质量： rhlbm 1 =1.25 1.5 0.75 950 kg1336 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 7 25240 21 FFF N1 3 4 5 81 0 4 5 58 4 7 421 22 底托板选用的材料为 235Q ，其密度 38.7 mt ，底托板长、宽、厚度分别为1500mm 、 1250mm 、 16mm 。则底托板质量为： kgm 2 3 4108.7161 2 5 01 5 0 0 92 则 1 12F m m g N1 2 9 01008.08.9234.01 3 3 6 3 22 1hF l g N71848.9069.195075.0995.075.0 2 3 1mgF N9 1 6 58.91 3 3 675.0 正行阻力： 214 FFF N8 4 7 47 1 8 41 2 9 0 （ 2.11）正行阻力：315 FFF N1 0 4 5 59 1 6 51 2 9 0 （ 2.12）运行阻力：（ 2.13）减少煤与底板的磨擦系数是有限的。这是因为正行时，给煤机槽体内的煤是在其与底板之间的磨擦力的作用下，移到给煤机前端。煤与底板的磨擦力要大于煤在加速时的动阻力和煤与固定侧板的磨擦力，才能保证在正行时，煤与底板间不产生相对滑动。 2.4本章小结本章首先分析了给煤机的技术要求，确定给煤机的总体外型。包括曲柄连杆的运动方式。并进行了给煤机的运行阻力分析与计算。为后面章节的计算做了理论数据的依据。 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 8 kW76.10 77.0458.13 max0 VFp 第 3 章给煤机的减速器设计方案 3.1 电机选型因设备是在井下工作，电机选为隔爆异步电动机。 1. 给煤机所需功率：（ 3.1） 2. 给煤机的传动效率 (1) 曲柄连杆的传动效率 1 ： 0.96 0.85 (2)减速器的传动效率 2 ： 0.973 0.962 (3)联轴器的传动效率3： 0.99 所以，给煤机的总传动效率为 75.0321 （ 3.2） 3. 电动机的功率确定电动机的实际功率为 kWpp d 4.1475.0/76.10 （ 3.3）一般来说，选择电动机容量时应保证电动机的额定功率edp等于或稍大于工作机所需的电动机功率dp，即ded pp ，所以，选择电机额定功率为 15kW ，选择电机型号如表 3.1 所示表 3.1 往复式给煤机电机选型型号额定功率额定转速同步转速功率因数 YB180L-6 15kW 970 minr 1000 minr 0.895 3.2 减速器选型 3.2.1. 减速器选型现在已使用的 K 系列往复式给煤机常用的减速器型号如表 3.2 所示。 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 9 53.35 83.4 16.1612 iii表 3.2 K 系列往复式给煤机常用的减速器型号型号规格 K-0 K-1 K-2 K-3 K-4 减速机型号 JZQ0-350 JZQ0-350 JZQ0-350 JZQ-500 JZQ-400 速比 12.64 12.64 12.64 15.75 15.75 ZQ、 ZQH（ JZQ、 PM）型减速器具有机械性能好、工作可靠、维修方便、过载能力强、耐冲击、惯性力矩小等特点。适用于起重、运输、冶金、矿山、建筑、化工、纺织等行业。其适用条件如下：减速器齿轮圆周速度不大于 12m/s；高速轴的转速不大于1500r/min；可用于正反两向运转；工作环境温度为 -40 +40 。减速器有九种传动比、九种装配形式和三种低速轴轴端型式。 1) 计算速比减速器速比为 17.16609701 nni 2）分配传动装置各级传动比参考文献 3表 2.1，取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比对于展开式二级圆柱齿轮减速器，在两极齿轮配对材料、性能及齿宽系数大致相同的情况下，即齿面接触强度大致相等时，两极齿轮的传动比可按下式分配： 21 4.13.1 ii 即 ii 4.13.11 （ 3.4）代入式（ 3.4）得 58.416.163.13.11 ii 3.2.2 计算传动装置的运动和动力参数各轴的转速根据电动机的满载转速mn及传动比进行计算 ;传动装置各部分的功率和转矩。计算各轴时将传动装置中各轴从高速轴到低速轴依次编号，定 0 轴（电动机轴），1 轴， 2 轴， 3 轴， 4 轴；相邻两轴间的传动比表示为 12i ，23i；各轴的输出功率为0p，1p ， 2p ， 3p ；各轴的输出转矩为 0T ， 1T ， 2T ， 3T 。各轴的输出功率 0 轴（电动机轴） kWPPd 4.140 1 轴（高速轴） kWPPd 26.1499.04.1411 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 10 2 轴（中间轴） kWPP 86.1398.099.026.142112 3 轴（低速轴） kWPP 45.1398.099.086.133223 各轴的输出转速 0 轴（电动机轴） min9700 rnn m 1 轴（高速轴） m i n9 7 001 rnn 2 轴（中间轴） m i n8.2 1 158.49 7 01212 rinn 3 轴（低速轴） m i n6053.38.2112323 rinn 各轴的输出转矩 0 轴（电动机轴） mNnPTTwdd 8.1 4 19 7 0 4.149 5 5 09 5 5 001 轴（高速轴） mNTT 4.14099.08.141101 2 轴（中间轴） 98.099.058.44.140321212 iTTmN 8.623 3 轴（低速轴） 98.099.053.38.6 2 3322323 iTTmN 2140 3.3 齿轮的设计及校核计算 3.3.1 第一对齿轮的设计 (1) 选择齿轮材料参考文献 4查表 8.17 小齿轮选用 MnTiCr20 调质并表面淬火 62561 HRC 大齿轮选用 MnTiCr20 调质并表面淬火 62562 HRC (2) 按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按 311022.0013.0 nPv t 估取圆周速度tv; smv t 04.497026.14970016.0 3 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 11 参考文献 4表 8.14，表 8.15 选取公差组 8 级小轮分度圆直径 d1 ，参考文献 4，由式求得 3211 12HHEdZZZuuKTd (3.5) 齿宽系数d参考文献 4，查表 8.23 按齿轮相对轴承为非对称布置，取 6.0d小齿轮齿数 1Z , 在推荐值 20-40 中选 251 Z 大齿轮齿数 2Z 5.1 1 42558.41122 ZiZ ，圆整取 1142 Z 齿数比 u 59.4251 1 412 ZZu 传动比误差 uu/ 0 0 2.058.458.459.4/ uu 误差在 %5 范围内。合适小齿轮转矩 1T 参考文献 4，由式（ 8.53）求得 161 1055.9 nPT mmN 1 4 0 4 0 09 7 04.141055.9 6 载荷系数 K 参考文献 4，由式（ 8.54）得 aVA KKKKK 使用系数 AK 参考文献 4，查表 8.20 25.1AK 动载荷系数VK参考文献 4，查图 8.57 得初值 VtK2.1VtK齿向载荷分布系数K参考文献 4，查图 8.60 1.1K齿间载荷分配系数K参考文献 4，由式（ 8.55）及 0 得 c o s112.388.121 ZZa 11412512.388.1736.1 参考文献 4，查表 8.21 并插值 1.1Knts黑龙江工程学院本科生毕业设计 12 则载荷系数 K 的初值tK5 4 1.21.11.12.125.1 tK弹性系数 EZ 参考文献 4，查表 8.22 得 28.189 mmNZ E 节点影响系数 HZ 参考文献 4，查图 8.64 0,0 21 xx 得 5.2HZ 重合度系数Z参考文献 4，查图 8.65 0得 86.0Z 许用接触应力 H 参考文献 4，由式（ 8.69）得 HWNHH SZZ lim 接触疲劳极限应力 1limH 、 2limH 参考文献 4，查图 8.69 21lim 1500 mmNH 22lim 1500 mmNH 参考文献 4，应力循环次数由式 (8.70) 预设给煤机每天工作 20 小时，每年工作 300 天，预期寿命为 10 年 10203 0 019 7 060601 hn jLN 91049.3 uNN 12 89 1062.758.41049.3 则参考文献 4，查图 8.70 得接触强度的寿命系数1NZ、2NZ（不允许有点蚀） 121 NN ZZ 硬化系数WZ参考文献 4，查图 8.71 及说明 1WZ接触强度安全系数 HS 参考文献 4，查图 8.27，按一般可靠度查 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 13 1.10.1lim HS 取 0.1HS HWNHH SZZ 1lim1 0.1111500 21500 mmN HWNHH SZZ 2lim2 0.1111500 21500 mmN 故 1d 的设计初值td1为 3211 12HHEdtZZZuuKTd 32150086.05.28.18958.4158.46.01 4 0 4 0 0541.22 mm17.50 齿轮模数 m mmZdm t 09.22517.50111 参考文献 4，查表 8.3 取 mmm 5.21 小轮分度圆直径的参数圆整值 1tdmmmZd t 5.625.225111 圆周速度 v smndv t 81.36 0 0 0 09 7 05.626 0 0 0 011 与估计取 04.4tv有差距不大，对VK取值影响不大，不需修正VK小轮分度圆直径 11 tddmm60 大轮分度圆直径 mmZmd 2 8 51 1 45.2212 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 14 中心距 a mmzzma 75.1732 )11425(5.22 )( 21 齿宽 b mmmmdbtd 4010303017.506.0m i n1 ，取小轮齿宽 mmmmmmbb 488402 大轮齿宽 mmbb 401 (3) 齿根弯曲疲劳强度校核计算 211 FSaFaF YYYmbd KT (3.6) 齿形系数FaY参考文献 4，查图 8.67 小轮 62.21 FaY大轮 16.22 FaY应力修正系数SaY参考文献 4，查图 8.68 小轮 54.11 SaY大轮 79.12 SaY重合度系数Y参考文献 4，由式（ 8.67） 69.072.1/75.025.075.025.0 Y许用弯曲应力 F 参考文献 4，由式（ 8.71）FxNFF SYY / l i m 弯曲疲劳极限limF参考文献 4，查图 8.72 27201l im mmNF 26 0 02l i m mmNF 弯曲寿命系数NY参考文献 4，查图 8.73 121 NN YY尺寸系数 xY参考文献 4，查图 8.74 1xY安全系数 FS 参考文献 4，查表 8.27 3.1FS nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 15 则 25543.1/11720/111l i m1 mmNSYY FxNFF 24623.1/11600/222l i m2 mmNSYY FxNFF 故 /64.22269.054.162.25.25.6240 14040078.12 11 2 FF mmN 齿根弯曲强度足够。 (4) 齿轮其他尺寸计算与结构设计 (参考文献 4表 8.4) 1) 小齿轮的相关尺寸分度圆直径 mmZmd 5.625.22511 齿顶高 mmmhhaa 5.25.211*1 齿根高 mmmchhaf 125.35.225.011*1 齿全高 mmmchha 625.55.225.0122 1*1 齿顶圆直径 mmmhZdaa 5.675.212252 1*11 齿根圆直径 mmmchZdaf 25.565.225.02122522 1*11 基圆直径 mmZmdb 73.5820c o s255.2c o s111 齿距 mmmp 85.75.211 齿厚 mmms 93.325.2211 齿槽宽 mmme 93.325.2211 基圆齿距 mmppb 38.720c o s85.7c o s11 法向齿距 mmppn 38.720c o s85.7c o s11 顶隙 mmmcc 6 2 5.05.225.01*1 2) 大齿轮的相关尺寸分度圆直径 mmZmd 2 8 55.21 1 412 齿顶高 mmmhhaa 5.25.211*2 齿根高 mmmchhaf 125.35.225.011*2 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 16 齿全高 mmmchha 6 2 5.55.225.022 1*2 齿顶圆直径 mmmhZdaa 2 9 05.2121 1 42 1*22 齿根圆 mmmchZdaf 75.2785.225.021211422 1*22 基圆直径 mmZmdb 8.2 6 720c o s1 1 45.2c o s111 齿距 mmmp 85.75.211 齿厚 mmms 93.325.2211 齿槽宽 mmme 93.325.2211 基圆齿距 mmppb 38.720c o s85.7c o s11 法向齿距 mmppn 38.720c o s85.7c o s11 顶隙 mmmcc 6 2 5.05.225.01*1 中心距 mmZZma 5.1672 )11024(32 )( 21112 传动比 58.424110122112 ZZi 参考文献 4表 8.31 得知，当 mmda 500200 ，选用腹板式的结构 3 7 5.96 2 5.55.26,65 1 hm n 取 101 应大于 mm10 ， h 为齿全高 mmdD 88556.16.11 02 hdD a = )2(10)2( * chmhzm aa =274 mm mmbc 9403.03.0 mmmn n 25.15.25.05.0 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 17 mmdd k 88556.16.1 12 mmr 5 3.3.2 第二对齿轮的设计 (1) 选择齿轮材料参考文献 4查表 8.17 小齿轮选用 MnTiCr20 调质并表面淬火 62561 HRC 大齿轮选用 MnTiCr20 调质并表面淬火 62562 HRC (2) 按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按 311022.0013.0 nPv t 估取圆周速度tv; smv t 18.18.21141.148.211013.0 3 参考文献 4表 8-14，表 8-15 选取公差组 8 级小轮分度圆直径 d1 ，参考文献 4，由式求得 3211 12HHEdZZZuuKTd 齿宽系数d参考文献 4，查表 8.23 按齿轮相对轴承为非对称布置，取 6.0d小齿轮齿数 1Z , 在推荐值 20-40 中选 301 Z 大齿轮齿数 2Z 1 0 53053.31122 ZiZ 齿数比 u 5.33010512 ZZu 传动比误差 uu/ 0 0 8.053.353.35.3/ uu 误差在 %5 范围内。合适小齿轮转矩 1T 参考文献 4，由式（ 8.53）求得 161 1055.9 nPT mmN 649740 载荷系数 K 参考文献 4，由式（ 8.54）得 aVA KKKKK 使用系数 AK 参考文献 4，查表 8.20 75.1AK nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 18 动载荷系数VK参考文献 4，查图 8.57 得初值 VtK12.1VtK齿向载荷分布系数K参考文献 4，查图 8.60 04.1K齿间载荷分配系数K参考文献 4，由式（ 8.55）及 0 得 c o s112.388.121 ZZa 1 0513012.388.1712.1 参考文献 4，查表 8.21 并插值 18.1K则载荷系数 K 的初值tK4 0 5.218.104.112.175.1 tK弹性系数 EZ 参考文献 4，查表 8.22 得 2188 mmNZ E 节点影响系数 HZ 参考文献 4，查图 8.64 0,0 21 xx 得 5.2HZ 重合度系数Z参考文献 4，查图 8.65 0得 86.0Z 许用接触应力 H 参考文献 4，由式（ 8.69）得 HWNHH SZZ lim 接触疲劳极限应力 1limH 、 2limH 参考文献 4，查图 8.69 21lim 1500 mmNH 22lim 1500 mmNH 参考文献 4，应力循环次数由式 (8.70) 预设给煤机每天工作 20 小时，每年工作 300 天，预期寿命为 10 年 102030018.21160601 hn jLN nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 19 81062.7 uNN 12 88 1016.253.31062.7 则参考文献 4，查图 8.70 得接触强度的寿命系数1NZ、2NZ（不允许有点蚀） 121 NN ZZ 硬化系数WZ参考文献 4，查图 8.71 及说明 1WZ 接触强度安全系数 HS 参考文献 4，查图 8.27，按一般可靠度查 1.10.1lim HS 取 0.1HS HWNHH SZZ 1lim1 0.1111500 21500 mmN HWNHH SZZ 2lim2 0.1111500 21500 mmN 故 1d 的设计初值td1为 3211 12HHEdtZZZuuKTd 32150086.05.218853.3153.36.06 2 9 7 4 0405.22 mm08.90 齿轮模数 m mmZdm t 02.33008.90111 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 20 参考文献 4，查表 8.3 取 mmm 31 小轮分度圆直径的参数圆整值 1tdmmmZd t 90330111 圆周速度 v smndv t 16 0 0 0 08.211906 0 0 0 011 与估计取 18.1tv有差距不大，对VK取值影响不大，不需修正VK小轮分度圆直径 11 tddmm90 大轮分度圆直径 mmZmd 3151053212 中心距 a mmzzma 5.2022 )10530(32 )( 21 齿宽 b mmdbtd 45905.0m i n1 ，取小轮齿宽 mmmmmmbb 549452 大轮齿宽 mmbb 451 (3) 齿根弯曲疲劳强度校核计算由式（ 3.6） 211 FSaFaF YYYmbd KT 齿形系数FaY参考文献 4，查图 8.67 小轮 62.21 FaY大轮 16.22 FaY应力修正系数SaY参考文献 4，查图 8.68 小轮 54.11 SaY大轮 79.12 SaY重合度系数Y参考文献 4，由式（ 8.67） 69.072.1/75.025.075.025.0 Ynts黑龙江工程学院本科生毕业设计 21 许用弯曲应力 F 参考文献 4，由式（ 8.71）FxNFF SYY / l i m 弯曲疲劳极限limF参考文献 4，查图 8.72 27201l im mmNF 26 0 02l i m mmNF 弯曲寿命系数NY参考文献 4，查图 8.73 121 NN YY尺寸系数 xY参考文献 4，查图 8.74 1xY安全系数 FS 参考文献 4，查表 8.27 3.1FS 则 25543.1/11720/111l i m1 mmNSYY FxNFF 24623.1/11600/222l i m2 mmNSYY FxNFF 故 /7.44169.054.162.239054 64974078.12 11 2 FF mmN 齿根弯曲强度足够。 (4) 齿轮其他尺寸计算与结构设计 (参考文献 4表 8.4) 1) 小齿轮的相关尺寸分度圆直径 mmZmd 9011 齿顶高 mmmhhaa 3311*1 齿根高 mmmchhaf 75.3325.011*1 齿全高 mmmchha 75.6325.0122 1*1 齿顶圆直径 mmmhZdaa 96312302 1*11 齿根圆直径 mmmchZdaf 5.82325.02123022 1*11 基圆直径 mmZmdb 6.8420c o s303c o s111 齿距 mmmp 42.9311 nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 22 齿厚 mmms 71.423211 齿槽宽 mmme 71.4211 基圆齿距 mmppb 85.820c o s42.9c o s11 法向齿距 mmppn 32.820c o s85.8c o s11 顶隙 mmmcc 75.0325.01*1 2) 大齿轮的相关尺寸分度圆直径 mmZmd 3 1 531 0 512 齿顶高 mmmhhaa 3311*1 齿根高 mmmchhaf 75.3325.011*1 齿全高 mmmchha 75.6325.0122 1*1 齿顶圆直径 mmmhZdaa 3213121052 1*22 齿根圆 mmmchZdaf 5.307325.021210522 1*22 基圆直径 mmZmdb 29620c o s1053c o s111 中心距 mmZZma 5.2022 )10530(32 )( 21112 传动比 5.330105122112 ZZi 参考文献 4表 8.31 得知，当 mmda 500200 ，选用腹板式的结构取 1241 m 应大于 mm10 ， h 为齿全高 mmdD 134846.16.11 02 hdD a nts黑龙江工程学院本科生毕业设计 23 = )2(10)2( * chmhzm aa =301 mm mmbc 14463.03.0 mmDDD 5.2 1 7)(5.0 210 mmcr 75.0 3.4 轴的设计及校核计算 3.4.1 中间轴的设计及校核 (1) 求输出轴上的转矩 2T mmNnPT 6 2 3 8 2 08.2 1 186.139 5 5 09 5 5 0222(2) 求作用在齿轮上的力输出轴上大齿轮的分度圆直径为 mmd 2852 （由以上齿轮计算得知）圆周力2tF、径向力2rF和轴向力2F的大小如下，方向如图 3.1 所示。 NdTF t 4 3 7 72 8 56 2 3 8 0 022222 NFF ntr 1 5 3 91 20t an4 3 7 7co st an22 02 F 输出轴上小齿轮的分度圆直径为 mmd 5.623 （由以上齿轮计算得知）圆周力1tF、径向力1rF和轴向力1F的大小如下，方向如图 3-1 所示。 NdTF t 1 9 9 6 25.626 2 3 8 0 022121 NFF ntr 7 2 6 61 20t an1 9 9 6 2co st an31 03 F (3) 确定轴的最小直径 nts黑龙江工程学

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