装罐推车机设计

目 录1 概述 .11.1 前言 .11.2 电动链式装罐推车机的结构 .11.2.1 传动装置 .11.2.2 推车器 .21.2.3 滑道 .21.2.4 其它 .31.3 本次设计任务 .32 总体方案的确定 .32.1 阻力计算 .32.1.1 推车机最大阻力 .32.1.2 推车器运行阻力 .42.1.3 牵引链移动阻力 .52.2 牵引力计算 .52.2.1 张力计算 .52.2.2 传动链轮节圆周边的拉力 .52.3 电动机的选择 .62.4 圆环链的选择 .63 减速器的设计 .73.1 传动比及传动比的分配 .73.1.1 传动比的确定 .73.1.2 计算传动装置的运动和动力参数 .73.2 齿轮的设计及校核计算 .83.2.1 第一对齿轮的设计 .83.2.2 第二对齿轮的设计 .123.3 轴的设计与校核计算 .163.3.1 输入轴的设计 .163.3.2 中间轴的设计 .203.3.3 输出轴的设计 .223.4 键的强度校核 .263.4.1 输入轴上键的强度校核 .263.4.2 中间轴上键的强度校核 .263.4.3 输出轴上键的强度校核 .273.5 轴承的校核 .273.5.1 输入轴上的轴承 .273.5.2 中间轴上的轴承 .293.5.3 输出轴上的轴承 .303.6 减速器箱体的结构设计 .313.7 减速器附件的设计 .323.7.1 检查孔与检查孔盖的设计 .333.7.2 油标指示器 .343.7.3 定位销 .343.7.4 启盖螺钉 .354 推车机及其零件的设计 .354.1 圆环链链环的规格与尺寸 .354.2 圆环链接链环规格和主要尺寸 .364.3 圆环链的性能指标 .384.3.1 圆环链的损坏形式 .384.3.2 圆环链的机械性能 .394.4 圆环链链轮的齿形参数和几何计算 .394.4.1 圆环链链轮的齿形参数 .394.4.2 圆环链链轮的齿型设计 .404.5 滑块与链条的连接 .424.6 链轮轴计算 .424.6.1 主动链轮轴计算 .424.6.2 从动链轮轴计算 .434.6.3 滚动轴承的选择计算 .444.7 推车器强度计算 .454.7.1 滑块轴计算 .454.7.2 推爪轴计算 .464.7.3 推爪轴回转力的验算 .474.8 安全联轴器验算 .485 推车机的润滑 .505.1 主要工况特点 .505.2 润滑剂的要求 .505.3 主要润滑点 .505.3.1 减速器的润滑 .505.3.2 驱动电机轴承的润滑 .515.3.3 圆环链条及链轮的润滑 .516 推车机的常见故障及排除 .536.1 故障原因分析及解决办法 .536.1.1 圆环链飘链 .536.1.2 圆环链周期性振响 .536.1.3 圆环链断链及掉道 .536.2 使用维护 .546.3 改进建议 .54结 论 .55参考文献 .56翻译部分英文原文 .57中文翻译 .65致 谢 .721 概述1.1 前言装罐推车机是罐笼井用来将矿车推进或推出罐笼的一种机械设备，常用在井口或井底各水平车场。目前，我国煤矿使用的装罐推车机的结构形式主要有：风动推车机，电动钢丝绳推车机、电动上方推车机及摩擦轮传动的套筒滚子链推车机。风动推车机是以压缩空气为动力，通过气缸的往复运动，直接推动矿车前进。这种形式推车机结构简单，运转可靠，维修量小。如开滦吕家坨矿使用的波兰设计的三吨风动推车机，总重 528 公斤，其中只有 200 公斤是运动部件，其他部件是固定不动的，故磨损的可能性小。最易磨损的活塞密封圈大约可以使用半年。在淋帮水大、潮湿、煤泥多的环境中，使用风动推车机是完全可以的。不足之处是气缸缸体较长，一般在 3500 毫米以上，缸体内壁加工较困难。在寒冷地区使用风动推车机时，风管中的冷凝水容易冻结，导致推车机动作失灵。风动推车机效率低，耗风量大。例如三吨风动推车机所需风量，若不计漏风损失，每推一次耗风量 1.08 米 3，故风动推车机的生产成本要比电动推车机高。电动钢丝绳推车机是六十年代开始使用的一种简易设备，在全国许多矿井都已广泛使用。这种推车机结构简单，加工容易，推车行程可以布置得长些。但不足之处是钢丝绳磨损量大，更换频繁。电动上方推车机现在在一些矿井仍有使用。这种推车机的传动装置放在使用场地的上方，不需要使用设置地沟，维护检修较方便。由于上方推车机的推力大小是与设备本身的重量（即黏着重量）成正比，而设备本身的重量是有限的，故推车机的推力也受限制。现使用的上方推车机推力一般小于 300 公斤，所以要将矿车推上摇台的摇臂就很困难。上方推车机其安装高度受矿车高度的限制，它对上、下长材料及过往行人都有些影响。另外由于上方推车机的推杆直接推矿车的车厢，易使矿车车厢变形和损坏。摩擦轮传动的套筒滚子链推车机在抚顺龙凤矿使用。近年来东北一些矿井采用改进后的摩擦轮传动的套筒滚子链推车机。它的结构是由电动机带动摩擦轮，通过摩擦轮离合，操纵推车机运动；它的牵引机构是套筒滚子链，一台电动机带动两台推车机。电动机可以不停、不反转、不必频繁启动。它有两个速度，推车时速度慢，空行程时速度快，因而提高了生产效率。缺点是结构比较复杂，设备重量大，安装的硐室大；摩擦轮易损坏，维修量也大。1.2 电动链式装罐推车机的结构电动链式装罐推车机由传动机构带动尾部链轮，再带动固定在牵引链上的推车器，将矿车推入罐笼。之后，电动机反转，使推车器返回到原来的起始位置，以便下次推车。各部分机构分述如下：1.2.1 传动装置采用 BJO2 型矿用防暴电动机。减速器采用普通圆柱齿轮减速器减速器与电动机之间用安全联轴器联锥形联轴节联接在减速器端部，依靠弹簧的推力使外套与锥形联轴节之间产生摩擦力，以达到传递扭矩的目的。弹簧力的大小可由螺套进行调整，用以保证扭矩的安全传递。所以此联轴器既可以传递扭矩，又可以起到安全保险作用。在推车过程中，若发生故障，将使推车助力突然增大，这时安全联轴器就会打滑，从而使电动机及各部件得到保护。装罐推车机过负荷的保护还有其它办法，例如在减速器内加摩擦片，但此方法比较复杂。在电动机和减速器之间加一段皮带传动，或在对轮上加摩擦片，这些方法也都可起到过载保护作用。新设计的电动链式装罐推车机采用带锥形摩擦垫的安全联轴器，经生产实践证明是可靠的，其结构比较简单，弹簧力量的调整及维修都比较方便。在安全联轴器的两半之间，用四块胶带联接，胶带有柔性，因而对电动机与减速器两轴的同心度要求不十分严格，允许有一定的误差，便于安装。1.2.2 推车器这种推车器可与各种罐笼承接装置配合使用。若与摇台配合使用，则推车器需要上摇臂。摇臂有时处于上坡状态，有时处于下坡状态，推车器必须能灵活自如地适应各种摇臂的各种坡度，故推车器需做成多段活节式。每段的节距为 460 毫米。活节的段数可增可减，根据活节段数的多少组成不同长度的推车器。推车器的总长度是根据所配摇臂的长度组成的。因此推车器上的所有零件，对各种不同规格的摇台都是通用的，对其它罐笼承接装置有时通用的。将推车器做成多段活节式，还可以减少零件的规格品种，也有利于加工制造。推车器的推爪推矿车碰头，因此推爪竖起的高度必须大于矿车车轴和车厢的底部高度。但推爪后退时常需要从矿车的底部通过；或者当推车器停留在矿车的前方，矿车需要越过推爪。在这种情况下，都要求推爪的高度不得高于矿车车轴及车厢底部，否则就会影响推车机的使用和矿车的运行。有许多生产矿井采用了在推爪上加弹簧的办法来达到使推爪低头的目的。但用这种办法矿车的车轴和车厢底部常常遭到弹簧力的打击，有的矿井甚至发生推爪将车底打穿的现象。所以电动链式装罐推车机的推车器没有采用弹簧的办法，而采用了使推爪自动起落的办法。其原理是在前面的推爪座上设有长孔，当推车器由圆环链拉着向后退，并一直退到静止状态时，推爪处于下落的位置，这是推爪的高度低于矿车车轴和车厢底部，故当推车器通过矿车底部，或矿车越过推车器时，推爪不会打击矿车。当圆环链拉着推车器前进时，推爪自动抬起，推着矿车前进。这种自动起落的推车器，经几个生产矿井的生产实践证明其动作是可靠的。为了确保推爪前进时自动抬起，在推车器最前端的一组滑块上增设了小弹簧，其作用是使推车器的推爪座与导轨之间增大摩擦阻力，以保证开始推车时推爪座上的销轴能滑到长槽孔前端，将推爪抬起。同理，推车器后退时，能确保推爪自动下落。推车器是沿着滑道运行的，故推车器必须支撑在滑道上。支撑的方法可采用滚轮，也可用滑块。采用滚轮，摩擦阻力小；不过因受滑道尺寸的限制，滚轮的直径较小，且注油较困难，故在实际生产中有许多滚轮都不能灵活转动，只能起到滑块作用。所以电动链式装罐推车机设计采用了滑块式。滑块的材质为普通铸铁，磨损后容易更换。滑块的形状做成近似长条椭圆形，滑块全长 270 毫米，这样有利于推车器上摇臂。因为摇台的回转角度是变化的，故在摇台的回转轴附近，滑道须要有一个较大的喇叭形缺口。长条形的滑块既有利于跨越此缺口，使推车器能较平稳地上下摇台。1.2.3 滑道滑道是推车器的支托和导向装置。它采用矿用工字钢制作，工字钢的高度为 110 毫米，腿宽 90 毫米，腰宽 9 毫米，平均腿厚 11.5 毫米，断面系数 Wx 为 109.1 厘米 3，材质为 A6。与类似的普通槽钢相比较，矿用工字钢的耐磨性及抗弯能力都比较好。1.2.4 其它（1）头尾轮装置由于装罐推车机的位置靠近井筒，尤其是在井下，一般井筒都有淋帮水，故将推车机的传动装置放在尾部。头轮装置设有楔块以调整链子，可调范围为 180 毫米。（2）万向联轴器万向联轴器为尾轮轴与减速器之间传递扭矩的部件。设在地面井口的推车机的传动装置不宜突出地表，以利人员的通行，为此需在尾轮与减速器之间设值万向联轴器。井下装罐推车机的传动装置最好设于巷道壁龛内，为便于排水，要求壁龛内传动装置的基础略高于推车机的沟底，亦设置万向联轴器。（3）行程限位装置为了避免手动操作的不准确性，装罐推车机设有行程限位开关。而行程限位开关设在什么位置是值得注意的问题。例如有些矿井的钢丝绳推车机，其开关设在轨道下边，常因煤粉及其他脏物将开关埋没，导致行程开关失灵，造成推车器超越行程，使推车器与绳轮相撞，损坏推车机。有些矿井将终点开关设置在传动装置架上，这样比较可靠。电动链式装罐推车机的行程开关设在传动装置架上，即在减速器低速轴上设一个链轮，由链轮带动丝杠，使装在丝杠上的接触拨杆来回动作，拨动设在丝杠两端的矿用防爆型水银开关。水银开关处于不同倾斜位置，可接通或断开电源。开关的位置可以根据推车行程的需要进行调整。1.3 本次设计任务推车机类型：井口链式进罐推车机适用条件：用于 600 轨距，1 吨和 1.5 标准矿车推车推车数量：2 辆推车速度：1m/s最大推车行程：10000mm2 总体方案的确定2.1 阻力计算2.1.1 推车机最大阻力本设计中推车机最大推力是按两辆 1.5 吨载重矿车上摇臂，同时顶出一辆空矿车时所用推力计算的。推车机最大推力为：NG902.8761 075.94)726cos05.726(sin)4( )coGW001取 式中 G0 矿车自重G矿车载重，按载矸石计算摇台工作时最大倾角 726矿车运行阻力系数0有关数值及计算结果列入表 2-1。表 2-1：2.1.2 推车器运行阻力推车器在运行时，滑块在滑道内承受一定的压力，其受力情况如图 2-1。G0 G 0W19740N 27000N 0.0075 7269000N图 2-1 推爪受力图推车器运行阻力为：NqPW279118.0)56(1式中：P 推车器在运行滑块时滑块承受的压力，Nth6504301q1推车器自重，2250N滑块与滑道之间摩擦系数， 18.2.1.3 牵引链移动阻力NLW9615.07.322式中：q 2牵引链的单位重量， ；mNq/7.632L推车机头尾轮的中心距， ；L10牵引链与托链槽之间的摩擦系数， 。15.22.2 牵引力计算2.2.1 张力计算牵引力的张力如图 2-2。图 2-2 牵引链的张力NWSSZ129861290075.4q3412 初 张 力式中：S 1牵引链的初张力，取 S1=400NWZ重段链子的移动阻力，N1879629031Wq空段链子的移动阻力，q9632.2.2 传动链轮节圆周边的拉力 S1258401284计算结果列入表 2-2。表 2-2：2.3 电动机的选择已知该装罐推车机的推车速度 v=1m/s，则工作装置的功率为：kWvFP26.1395.01280式中： 工作装置的有效拉力， NF12598工作装置的运行速度，v smv/链传动的效率， 9.0电动机所需的输出功率为：kWP6.158.0230式中： 总传动效率 8.096.09.3231 crgcP/N W2/N W3/N S1/N S2/N S3/N S4/N W/N6650 2791 96 400 12287 12902 12998 12598其中： 96.05.21crgc万 向 联 轴 器 传 动 效 率 ： ；：一 对 滚 动 轴 承 传 动 效 率 ；：两 级 圆 柱 齿 轮 传 动 效 率 ；弹 性 联 轴 器 传 动 效 率 ：选定电动机型号为 Y225S-8，其额定功率为 Pm=18.5Kw，额定转速为 nm=730r/min。2.4 圆环链的选择预选该装罐推车机传动链轮齿数 Z=17，节距 p=92mm节圆直径：9250180sini7pdZ则计算出减速机低速轴的转速：601079.4/min2tvnrzp根据 确定链条型号为 。Pt、 63 减速器的设计本设计是电动链式装罐推车机，根据工作环境和要求，减速器采用二级圆柱齿轮减速器，由机械传动设计手册可知，该减速器总传动比为 ，适用于煤矿机械25i中的推车机，这种传动装置承载能力大，结构紧凑，体积小，重量轻，传动比大，效率高，传动平稳，噪音小，便于实现大功率传动，亦利于布置及工作面端头顶板维护，且易于实现工作面推车机机头架快速推移。3.1 传动比及传动比的分配3.1.1 传动比的确定总传动比 ：总i 19.4730nm总根据减速器摆放位置，结构及传动比选用圆柱齿轮减速器两级传动分别暂定为：4.3,7.294.28.0611iii总总取 ）（3.1.2 计算传动装置的运动和动力参数选择电动机的型号为 Y225S-8，额定功率为 18.5kW，额定转速为 730r/min。减速器用三对轴承，一对轴承效率为 9.0r电机与减速器之间选用弹性柱销联轴器，效率为 9.1c第一级、第二级齿轮均选用直齿圆柱齿轮，效率为 70g减速器输出轴与推车机之间选用万向联轴器，效率为 6.2c各轴的转速根据电动机的满载转速 nm 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；相邻两轴间的传动比表示为 ， ；各轴的功率为 ， ， ， ；1i2p123p各轴的转矩为 ， ， ， 。0T123T1各轴的功率0 轴（电动机轴） kW5.80mP1 轴（高速轴） k315.89.011c2 轴（中间轴） W9.72gr3 轴（低速轴） 6.73工作装置的功率 0.62rcw2各轴的转速0 轴（电动机轴） min00n1 轴（高速轴） r7312 轴（中间轴） ir.2.12i3 轴（低速轴） minr52.794.3203in工作装置的转速 irw3各轴的转矩0 轴（电动机轴） Nm02.4735.189050 mnPT1 轴（高速轴） 6.9.112 轴（中间轴） N34.7.20595022 nPT3 轴（低速轴） m.1.8633工作装置的转矩 N27.05.79950wwnPT3.2 齿轮的设计及校核计算3.2.1 第一对齿轮的设计1选择齿轮材料查机械设计表 6.2小齿轮选用 40Cr 调质 HBS =260HBS1大齿轮选用 45 正火 HBS =210HBS2许用接触应力 H 由机械设计式 6-6， NZHminlS接触疲劳强度极限 Hlim 查机械设计图 6-4 Hlim1=700N/mm2 Hlim2=550N/mm2接触强度寿命系数 ZN 应力循环次数 N（按每天工作 10 小时，每年工作 300 天，寿命 10 年）由机械设计式 6-7N1=60n1jLh=60730130000=1.3109N2= 4.8108i查机械设计图 6-5 得 、N1Z2ZN1.052接触强度安全系数 SHmin=1则 2H1N/m7025.许用弯曲应力 由机械设计式 6-12FFxNSY/lim弯曲疲劳极限 查机械设计图 6-7，双向传动乘以 0.721li/378F294弯曲强度寿命系数 查机械设计图 6-8NY1弯曲强度尺寸系数 查机械设计图 6-9，设模数 m 小于 5mmxx=1弯曲强度最小安全系数 查机械设计取minFS4.1minFS则21li1/704.38/NYFx2lim2/104.9SYFxF2按齿面接触疲劳强度计算确定齿轮传动精度等级，按 =(0.0130.022) 估取圆周速度 ，t31nPm/s4tV由机械设计表 6-7，表 6-8 选取公差组 8 级小轮分度圆直径 ，由机械设计式d（6-5）得 3 121uKTZddHE齿宽系数 查机械设计表 6.9 按齿轮相对轴承为非对称布置，取d 8.0d小齿轮齿数 在推荐值 17-40 中选1 291大齿轮齿数 73.87.212 Zi齿数比 u/9/传动比误差 误差在 5% 范围内合适0./)(iu小轮转矩已知 NmT4601载荷系数 K 由式 8-54 得 KaVA使用系数 KA 查机械设计表 6.3 KA=1动载荷系数 KV K =1.2 齿间载荷分配系数 由推荐值 1.01.2 中得 1.K齿向载荷分布系数 由推荐值 1.01.2 中得 则载荷系数 K 45.1.21VA弹性系数 查机械设计表 6.4 得EZmN8.19节点区域系数 查机械设计图 6-3（=0， ）得H 120X5.2重合度系数 由推荐值 0.850.92 中选取Z87.0故 的设计初值为1d 83.51231 uKTdHE齿轮模数 ：1mmzd93.2/查机械设计表 6.6 圆整得 小轮分度圆直径的参数圆整值： mzd8729311圆周速度： snv/.6011与估计取值接近标准中心距 a 16279)/(23)/Z(m211 齿宽 b 圆整得 b=70mmd6.8.5大轮齿宽 702小轮齿宽 )(13齿根弯曲疲劳强度校核计算许用弯曲应力 由机械设计式（6-12）FFxNSY/lim弯曲疲劳极限 查机械设计图 6-7liF3781li 2942limF弯曲寿命系数 查机械设计图 6-8NY121尺寸系数 查机械设计图 6-9 =1x xY最小安全系数 查 机械设计选取 minFS 4.1minFS则 FxNFSY/1lim14.378202FxNFSY/2lim4.1902由机械设计式 6-1021FSaFFYmbdKT齿形系数 查机械设计表 6.5 aY小轮 53.1F大轮 2应力修正系数 查机械设计图 8-68 Sa小轮 6.1Y大轮 782重合度系数 由机械设计式（8-67）重合度： 72.1)20tan)379coss(tanrc9tt(1 )an(t)an2221 a ZZ68.0./50Y故：N/m98.10368.02153.752460.111FSaFFYdbKT N/m79.10668.07.12.38405.221FSaFFYdbKT齿根弯曲强度足够。4齿轮其它主要尺寸大轮分度圆直径 m2379212Zd根圆直径 5.871ffh32顶圆直径 921aadm4372h3.2.2 第二对齿轮的设计 1选择齿轮材料查机械设计 表 6.2小齿轮选用 40Cr 调质 HBS =210HBS2大齿轮选用 45 正火 HBS =260HBS1许用接触应力H 由机械设计 式 6-6, NZHminlS接触疲劳强度极限 Hlim 查机械设计图 6-4 Hlim1=700N/mm2 Hlim2=550N/mm2接触强度寿命系数 应力循环次数 N （按每天工作 10 小时，每年工作 300 天，NZ寿命 10 年计算）由机械设计式 6-7 823 10.43017.60hjLn841.i查机械设计 图 6-5 得 、N3Z4.05N314接触强度安全系数 minHS则 23/7350.12H4N/m6315.02按齿面接触疲劳强度计算确定齿轮传动精度等级，按 =(0.0130.022) 估取圆周速度 ，t32nPm/s5.1tV由机械设计表 6-7，表 6-8 选取公差组 8 级小轮分度圆直径 ，由机械设计式3d（6-5）得 321uKTZddHE齿宽系数 查机械设计表 6.9 按齿轮相对轴承为非对称布置，取 d8.0小齿轮齿数 在推荐值 17-40 中选 3Z213Z大齿轮齿数 74.324 i齿数比 u81/7/传动比误差 误差在 5%，范围内合适05./).(u小轮转矩已知 mN64302T载荷系数 K 由式 8-54 得 KVA使用系数 查机械设计表 6.3 A 1动载荷系数 .1v齿间载荷分配系数 由推荐值 1.01.2 中取 1.齿向载荷分布系数 由推荐值 1.01.2 中取 则载荷系数 K 45.11.2KVA弹性系数 查机械设计表 6.4 得EZ2mN8.9节点区域系数 查机械设计图 6-3（=0， ）得H 120X5.2重合度系数 由推荐值 0.850.92 中选取Z87.0故 的设计初值为3d10923 uKTZdHE齿轮模数 m： m19.52/032Zd查机械设计表 6.6 圆整得 52