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太原理工大学阳泉学院毕业设计毕业生姓名赵雨生专业一体化学号0505111049指导教师郭晓娥所属系(部)机电系二一一年摘要本次毕业设计以SSJ1200/2250型胶带输送机为设计对象,主要设计内容包括传动方案的确定;牵引部主要参数的计算,以及皮带设计及强度校核减速器内部传动系统的设计(包括齿轮设计和校核、轴的设计和校核等等)和箱体及其附属结构的设计。关键词牵引部;皮带强度校核;减速器;ABSTRACTTHEDESIGNSSJ1200/2250TYPECONVEYORBELTISTHEGRADUATEDDESIGNOFOBJECTSTHEMAINPROGRAMDESIGNINCLUDESTHEDETERMINATIONOFTRANSMISSION,TRACTIONCALCULATIONOFMAINPARAMETERSOFTHEDEPARTMENT,ANDDESIGNANDSTRENGTHCHECKOFBELTITALSOINCLUDESREDUCERINTERNALDRIVESYSTEMDESIGNINCLUDINGTHEDESIGNANDCHECKINGGEAR,SHAFTDESIGNANDVERIFICATION,ETCANDITSSUBSIDIARYSTRUCTURESANDCABINETDESIGNKEYWORDEPARTMENTTRACTIONBELTSTRENGTHCHECKINGREDUCER目录摘要IABSTRACTII第一章概述1第一节带式输送机概述1第二节国内外带式输送机技术发展状况3第二章传动方案的确定7第三章牵引部主要参数的确定8第一节已知原始数据及工作条件8第二节带宽的确定9第三节圆周驱动力11一、计算公式11二、主要阻力计算12三、主要特种阻力计算13四、附加特种阻力计算14五、倾斜阻力计算15第四节输送带张力15一、输送带不打滑条件15二、输送带下垂度校核16三、各特性点张力计算17四、滚筒合力19五、传动滚筒最大扭矩及滚筒直径确定19第五节输送带选择计算20第六节拉紧参数计算21第七节启动参数21第八节托辊辊径确定22第四章传动系统的总体设计24第一节结构方案确定24第二节传动比的分配计算24第三节齿轮及轴的设计26一、圆锥齿轮的设计计算26二、斜齿圆柱齿轮设计计算34三、轴的设计计算41第四节轴承及键的设计计算48一、轴承的设计计算48二、键联接的选择及校核计算50第五节减速器箱体的设计50第六节联轴器及液力偶合器的选用52第五章其他零部件的选用55第一节拉紧装置55第二节清扫装置58第三节卷带装置59第四节电气及安全保护装置61第六章皮带机的安装与调整63第七章皮带机的维护与定期检查65英语文献67翻译部分68结束语70参考文献71致谢72第一章传动方案的确定带式输送机传动装置由电动机通过联轴器(或液力偶合器)联接减速器带动传动滚筒转动或其他驱动机构,借助于滚筒或其他驱动机构与输送带之间的摩擦力,使输送带运动。带式输送机的驱动方式按驱动装置可分为单点驱动方式和多点驱动方式两种。通用固定式带式输送机多采用单点驱动方式,即驱动装置集中安装在输送机的某一个位置处,一般放在机头处。单点驱动方式按传动滚筒的数目可分为单滚筒和双滚筒驱动。对每个滚筒的驱动又可分为单电动机驱动和多电动机驱动。因单点驱动方式最常用,凡是没有指明是多点驱动方式的,即为单驱动方式,故一般对单点驱动方式,“单点”两字省略。在传动机构中提高传动装置的牵引力可以从以下三个方面考虑(1)增大拉紧力。增加初张力可使输送带在传动滚筒分离点的张力增加,此法1S提高牵引力虽然是可行的。但因增大必须相应地增大输送带断面,这样导致传动1S装置的结构尺寸加大,是不经济的。故设计时不宜采用。但在运转中由于运输带伸长,张力减小,造成牵引力下降,可以利用拉紧装置适当地增大初张力,从而增大,以提高牵引力。1S(2)增加围包角对需要牵引力较大的场合,可采用双滚筒传动,以增大围包角。0(3)增大摩擦系数其具体措施可在传动滚筒上覆盖摩擦系数较大的衬垫,以0增大摩擦系数。综上所诉,初步确定结构方案为采用双电机双滚筒驱动,包角按同类型输送机选取400,选用槽型承载托辊,选用PVC阻燃胶带,采用电动拉紧和收带装置。初步确定输送机布置形式,如图所示图21传动系统图第二章牵引部主要参数的确定第一节已知原始数据及工作条件已知原始数据及工作条件带式输送机的设计计算,应具有下列原始数据及工作条件资料(1)物料的名称和输送能力;(2)物料的性质粒度大小、最大粒度和粗度组成情况、堆积密度、动堆积角、静堆积角、温度、湿度、粒度和磨损性等;(3)工作环境、露天、室内、干燥、潮湿和灰尘多少等;(4)卸料方式和卸料装置形式;(5)给料点数目和位置;(6)输送机布置形式和尺寸,即输送机系统(单机或多机)综合布置形式、地形条件和供电情况、输送距离、上运或下运、提升高度、最大倾角等;(7)装置布置形式,是否需要设置制动器。本次设计的原始参数和工作条件(1)输送物料煤(2)物料特性块度0300MM堆积密度0851KG/310M动堆积角20静堆积角45物料温度满足要求M式中阻燃带的整体纵向抗拉强度,N/MDSB输送带的最大静张力,N(5)电动机的功率校验输送机的牵引力(34YLYLPSKS9)12789503127895016479N式中主动滚筒相遇点张力,NYS主动滚筒分离点张力,NL阻力系数,取003005KLK功率KW(3416479358625000PV10)所以此电动机选取符合要求。四、滚筒合力根据各特性点的张力计算传动滚筒的合张力动滚筒合张力(34MAX2INNUF11)N145870142五、传动滚筒最大扭矩及滚筒直径确定单驱动时,传动滚筒的最大扭矩按式(3412)计算MAXM(34MAX20UFDM12)式中D传动滚筒的直径(MM)。双驱动时,传动滚筒的最大扭矩按式(3413)计算MAXM12MAXMAX0UFDM(3413)查DT(A)型带式输送机设计手册表61输送机滚筒直径匹配初选传动滚筒直径为800MM查DT(A)型带式输送机设计手册表62输送机改向滚筒直径匹配初选改向滚筒直径为630MM第五节输送带选择计算(1)织物芯输送带层数初选EP400MAXFNZB(351)式中稳定工况下输送带最大张力,NMAXFB输送机带宽,MM输送带纵向扯断强度,N/MM层N稳定工况下,织物芯输送带静安全系数棉、帆布芯带N89,尼龙、聚酯帆布芯带N1012,使用条件恶劣或要求特别安全时应大于12。取Z312789120Z(2)核算传动滚筒直径D1BDCD(352)式中C系数,棉、帆布取80,尼龙芯取90,聚酯芯取108织物芯带每层厚度,MM1BDMM故满足要求0835028DM第六节拉紧参数计算拉紧装置拉紧力按式(361)计算0F(3601IIS1)式中拉紧滚筒趋入点张力(N);I拉紧滚筒奔离点张力(N)。1IS由式(361)F143611N查煤矿机械设计手册初步选定钢绳绞筒式拉紧装置。第七节启动参数带式输送机在启动和制动过程中,需克服运动系统的惯性,使输送机由静止状态逐渐加速至额定带速运转或逐渐减速至停机为止,因此在启动和制动时必须考虑动负荷。(1)在最不利的情况下确定的加(减)速度能保证物料与输送带之间不打滑,此时应满足式(37COSINAMAXAXA1()G1)(37SIBAXAX12)式中启动加速度,AA2M/S制动减速度,B输送带与物料间的摩擦系数1(2)启动圆周驱动力(37AUAF3)12M(374)(371ROUBGQQL5)KG8764215381502(37222IINJDMRR6)KG67310946(37AUFK7)式中启动系数,1317AN178314258F则0202AA2/MSBA2/MS第八节托辊辊径确定1辊径选择托辊辊子的直径根据限制带速和承载能力进行选择(38601VND1)查表37取D133MM表37限制带速辊子直径D/MM限制带速V/1MS限制带速时的辊子转速N/1MINR63526017625038925537108315557133457515956011945492219635672辊子载荷计算承载分支托辊(38O98MOBIPEAQV2)式中承载分支托辊静载荷,NOP承载分支托辊间距,MAE辊子载荷系数,查DTA型带式输送机设计手册表413E08每米输送带质量BQ输送能力,KG/SMIN4170825981373OP回程分支托辊(38UUBEAQ3)式中回程分支托辊静载荷,NUP回程分支托辊间距,MAN1359841U(2)动载荷计算承载分支托辊(38OSDAPFF4)程分支托辊(38USAPF5)N412058计算后取静载荷、动载荷二者之中较大的值查DT(A)型带式输送机设计手册表417选取辊长380MM辊径133MM轴承6205可使承载能力大于计算值,这样可保证辊子轴承寿命高于30000H,转角小于10。第四章传动系统的总体设计第一节结构方案确定合理的传动方案首先要满足工作机的性能要求,适应工作条件,工作可靠,此外还应使传动装置的结构简单,尺寸紧凑,加工方便,成本低廉,传动效率高和使用维护方便。在本次传动方案的确定当中,任务书所给资料中已给定电动机型号,减速器由于用在采煤工作面上,在巷道中空间比较狭窄,减速器需和带式输送机并列安装工作,所以用圆锥齿轮来改变动力方向。此次设计二级减速可以满足要求,第一级改变方向选用圆锥齿轮传动(高速级),第二级斜齿轮传动运动简图图41运动简图第二节传动比的分配计算一、传动比分配分配传动比的基本原则是(1)使各级传动的承载能力接近相等(一般指齿面接触强度)。(2)使各级传动的大、小齿轮浸入油中的深度大致相等,以使润滑简便。(3)使减速器获得最小的外径尺寸和重量。(4)按前大后小的原则进行,相邻两级传动比相差不易过大,且高速级传动比略低于低速级的传动比。第一级圆锥圆柱齿轮传动。第二级斜齿圆柱齿轮传动。总传动比I1968对于圆锥圆柱齿轮减速器,圆锥齿轮处于高速级为使大圆锥齿轮的尺寸不至过大,圆锥齿轮传动的传动比并尽量使。IIH2503HI当要求两级传动大齿轮的浸油深度大致相等时,也可取354,圆弧齿轮传I动一般安排在高速级,考虑润滑条件和减速器箱体的大小,所以必须使两级大齿轮直径相近,取,取,3241II14I219684II二、计算传动装置的运动和动力参数;各轴的转速;轴R/MIN(421480MN1)轴R/MIN(421248037NI2)轴R/MIN(4223075249NI3)滚筒轴R/MIN3N滚各轴的输入功率联轴器的效率滚子轴承的效率90联980轴承各级齿轮传动的效率滚筒轴的效率7齿6滚液力耦合器的效率6液轴KW(421P0259240液4)轴228KW(4221轴承齿5)轴2167KW(423P2轴承齿6)滚筒轴2039KW(423联滚轴承7)各轴的输入转矩;电动机轴的输出转矩T955016132NM(420NP08)轴T955015486NM11轴T955058849NM22NP轴T9550275197NM33NP滚筒轴T9550258942NM滚筒滚滚将以上计算结果列表如下表41轴名功率(KW)转矩()MN/转速R/MIN传动比效率电动机轴2501613214801099轴2401548614804097轴22858849370轴2167275197752492097第三节齿轮及轴的设计一、圆锥齿轮的设计计算、选择材料、热处理、齿轮精度等级、齿数等由吴宗泽主编机械设计表65、表66选择小齿轮42CRMO,调质处理,硬度255286HBS1079MPA,931MPABS大齿轮ZG35CRMO铸钢,调质处理,硬度179BS241686MPA,539MPABS精度等级选择6级精度(用于高速和大功率适度条件下的齿轮,用于冶金,矿山等工程机械)。小齿轮按常规范围取,由得;21Z12ZI(431)214218ZI实际从动轴转速;R/MIN037N转速相对误差;205、按齿面接触疲劳强度设计;计算项目计算说明及过程计算结果初步确定小齿轮直径1D322LIM115040RHRAUKT转矩T0T9550NM01NPT15486NM0齿宽系数R由吴宗泽主编机械设计表610查得;软齿面齿轮,非对称安装取齿宽系数R04R使用系数AK由实用机械设计手册第二版表9126查得使用系数AK135AK载荷分布系数由实用机械设计手册第二版表926查得圆锥齿轮载荷分布系数110齿轮的接触疲劳极限应力LIMH由实用机械设计手册第二版表9112查得齿轮的接触疲劳极限应力LIMHLIM127068HMPA齿轮的弯曲疲劳极限应力LIMF由实用机械设计手册第二版表926查得齿轮的弯曲疲劳极限应力LIMFLIM124509FMPA齿数比U214ZNU4U齿轮分度圆直径1ED13122LIM4005AERHRTKDU2201MM1ED模数EM(查新版机械设计手册19570EDZ第三卷表1643取10)EM10EM齿轮分度圆直径2EDMM2840EEDZ2ED840分锥角1E0112ARCTN436Z10436分锥角20002975920759外锥距RMM1438SINEEDRR4138M齿宽BMM05207REB取B124MMB124MM圆周速度1VM/S1124560MDNV12454M/S1V齿宽中点分度圆直径1MDMM1105608MREDD160800MM1MD齿宽中点分度圆直径2MMM227MRE672MM2M中锥距RMM1053864MER330864MMMR平均模数MMRE8M切向变位系数T1X(查新版机械设计手册TT2X03第三卷图1644)T12X03径向变位系数X2121COS046043XU12043X齿顶高AHMM11AEHMXMM22569014310MM1AH5690MM2齿根高FHMM117FAHCXMM22630FM1查新版机械设计手册第三卷表A164202C7690MM1FH16310MM2F顶隙CMM2EMC2MM齿顶角A12AFF22581A10652齿根角F101ARCTN65FFEHR202RT8FFE10651F22582F顶锥角A0A12694F217F16294A1770292齿顶圆直径ADMM11COS286AEADHMM22470228766MM1AD842760MM2大端分度圆齿厚SMM111TAN95ETMXMM2243ESS19157MM1S12243MM2大端分度圆弦齿厚SMM112986EDMM2243ESS19128MM1S12243MM2大端分度圆弦齿高HMM11CO75AEHDMM22S014AE14745MM1H5701MM2端面当量齿数VZ169COSVZ23457V216491VZ3456792端面重合度VA1122TANTT306VAVVZ111COSR2VVAAZHX22256VVAA3106VA、校核计算、按齿面接触疲劳强度校核;计算项目计算说明及过程计算结果切向力MTFN120964MTTFD19261194NMTF材料弹性系数EZ由实用机械设计手册第二版表9130查得189EAZMP189EAZMP动载荷系数VK根据精度等级M/S1245650V由实用机械设计手册第二版查图923得取14VK14VK计算接触应力H2112505673MTAHERAFUZBDMP672236MPAH接触疲劳寿命系数HTZ按无限寿命设计查实用机械设计手册第二版图9111得1HTZ1HTZ工作硬化系数W因大小齿面都是软齿面所以查实用机械设计手册第二版图924得1WZ1WZ齿轮的接触疲劳极限应力LIMHLIMLIN680HNAMPS680LIMHAMP齿轮的接触疲劳安全系数HSLIMMIN101HHSS安全、按齿根弯曲疲劳强度校核计算项目计算说明及过程计算结果小齿轮当量齿数1VZ1265COSVZ1VZ265大齿轮当量齿数2VZ23469COSVZ2VZ3469小齿轮齿形系数1FY根据当量齿数查新版机械设计VZ手册第三卷图16425得其值472,FSY再乘修正系数115;154728F1FY5428大齿轮齿形系数2FY根据当量齿数查新版机械设计VZ手册第三卷图16425得其值408,FSY再乘修正系数115;215408692F2FY469相对应力集中系数1SRY查实用机械设计手册第二版图925得9701SRY9701SRY相对应力集中系数2SRY查实用机械设计手册第二版图925得012SRY012SRY弯曲疲劳寿命系数NTY按无限寿命设计,查实用机械设计手册第二版图9117得1NTY1NTY弯曲疲劳尺寸系数XY查实用机械设计手册第二版图9116得1XY1XY齿向载荷分布系数、HKF对于经过齿向修正的齿轮1213HK查机械零件设计手册图1581164F1213HK1164F齿间载荷分配系数、F对于修正齿轮1KF1F抗弯强度计算的重合度系数Y0752NY当量齿轮端面重合度0292186COSNBY029Y抗弯强度计算的螺旋角系数Y查机械零件设计手册图1514082082Y弯曲应力FSTMAXTFSTVFFSNKYB13459STMP287FTA13459FSTMPA287T齿轮的弯曲疲劳极限应力LIMFLIMLIFNTXSRYLI179384MPALIM260FLIM179384FPALI260M齿轮的弯曲疲劳安全系数FSLIFS1MIN23I8FF安全二、斜齿圆柱齿轮设计计算、选择材料,确定齿轮的疲劳极限应力参考新版机械设计手册第三卷表16259,选择齿轮的材料为小齿轮38SIMNMO,调质,硬度320340HBS大齿轮35SIMN,调质,硬度280300HBS由新版机械设计手册第三卷图16217,及新版机械设计手册第三卷图16226查得2LIM1790/HN2LIM2760/HN21640FEM2260FEM、按齿面接触疲劳强度设计;计算项目计算说明及过程计算结果初步确定中心距A312476AHPKTAUU小齿轮传递的转矩T11PT950NNMT5849NM载荷系数K考虑齿轮对称轴承布置,冲击负荷较大,故取K15K15齿宽系数A由吴宗泽主编机械设计表610查取得04A04A齿数比U219ZNUU492许用接触应力HP按新版机械设计手册第三卷表16233LIMHPS取最小安全系数,按大齿轮LI1计算222760/69/HPN2691/HPNM确定中心距A32158449582AMM圆整为标准中心距600MMAA600MM模数NM按经验公式072NMA428取标准模数N8NM初取螺旋角初取9COS90709小齿轮齿数1Z取12COS475NAMU12Z125Z大齿轮齿数2Z213Z1232Z精求螺旋角12COS0987NMZA所以949249断面模数TM8105COSNT8105TM小齿轮分度圆直径1DMM12065TDZ202625MM1D大齿轮分度圆直径2MM29615TDMZ996915MM2D齿宽BMM240ABB240MM、校核计算、校核齿面接触疲劳强度计算项目计算说明及过程计算结果接触应力H1THEAVHFUZKBD圆周力TF412580TTNDTF45810N使用系数AK由新版机械设计手册第三卷查表16236得,10AK10AK动载系数V由新版机械设计手册第三卷见式16212求得13V13V齿向载荷分布系数HK由新版机械设计手册第三卷按表162403108501359HBKBD1359HK齿向载荷分配系数HK按,由新版/2467/ATFNM机械设计手册第三卷查表16242,11H11HK节点区域系数HZ按,X0,由新版机械设计手924册第三卷查图16215,238HZ238HZ材料弹性系数EZ由新版机械设计手册第三卷查表162432189/ENM2189/EZNM当量齿数1VZ1326COSVZ261VZ当量齿数2VZ231795COSVZ1279252VZ齿轮端面重合度1A按9249127925从新版1V械设计手册第三卷图16210查得1083A1083A当量齿轮端面重合度VA1264VAA164V齿轮端面重合度按查新版机/30MB092械设计手册第三卷图1621得15215重合度与螺旋角系数按164,查V2150924图16216得076076齿面接触应力H1THEAVHFUZKBD2530/NMH2530/NM接触疲劳寿命系数HTZ按无限寿命设计查实用机械设计手册第二版图9111得1HTZ1HTZ工作硬化系数WZ因大小齿面都是软齿面所以查实用机械设计手册第二版图924得1WZ1WZ齿轮的接触疲劳极限应力LIMHLIMIN760HNWAZMPSLIMH760AMP齿轮的接触疲劳安全系数HSLIMMIN131HHS安全、按齿根弯曲疲劳强度校核计算项目计算说明及过程计算结果弯曲应力FTAVFASNKYBM载荷分布系数FKFH1359FK1359载荷分配系数FA11FAHK11F复合齿形系数1FSY按查新版机械设计手册第1VZ26三卷图16223得1456FSY1456FSY复合齿形系数2FSY按查新版机械设计手册2VZ1795第三卷图16223得239FSY239FSY重合度与螺旋角系数Y按164,查新版机械V04设计手册第三卷图16225得068068弯曲应力1F1TFAVFASNKYBM265908/N2165908/FNM弯曲应力2F21227698/FSFYM2F21798/N寿命系数NTY按无限寿命设计,查实用机械设计手册第二版图9117得1NTY1NTY相对齿根圆角敏感系数RELTY由新版机械设计手册第三卷图16223知,查15SQ215SQ表16248,得RELTRELY12RELTRELY相对齿根表面状况系数RRELTY查新版机械设计手册第三卷表16271,齿面粗糙度126ARM按式16221得RELTY1RELTY尺寸系数XY查新版机械设计手册第三卷图16228得X1XY1弯曲强度最小安全系数MINFS查新版机械设计手册第三卷表16246取16MINFS16MINFS安全系数1F1MIN385FENTRELRLTXFYS安全安全系数2FS2MIN3507FENTRELRLTXFS安全三、轴的设计计算、选择材料由于用于传递的载荷较大,耐磨,要求强度级韧性均较高所以选40CRNI钢,热处理,调质,硬度241HBS270HBS,抗拉强度785BMPA屈服强度0S弯曲疲劳极限13、估算轴最小直径由新版机械设计手册第三卷式有(433NPDA1)式中计算剖面处轴的计算直径,MMP轴传递的额定功率,KWN轴的转速,N/MINA按定的系数由新版机械设计手册第三卷表1932得A1007本式求出的直径,作为承受转距作用的轴段的最小直径,计算的截面上有一个键槽,A值应增大45150715将轴劲圆整为标准直径查吴宗泽主编机械零件设计手册表121得110MMD、轴的结构设计2346图42轴的结构轴结构由轴上各零件及在箱体中的位置,设计时既要满足强度要求,也要保证轴上零件的定位和固定,便于装配,并有良好的加工工艺性,所以轴一般都做成阶梯行。此轴上有两个支撑轴承,按有一个大齿轮和箱体安装空余段,齿轮和轴承之间的轴肩和与相液力偶合器连接的预留空段,所以此轴共分七段如图42根据结构查机械零件设计手册表121取MM10DM165L根据30取8012D134CD2查新版机械设计手册表829选用32024轴承,B38MM因在段选用凸缘式轴承盖,故定50MM2L2L根据,40,取MM108D134D316D根据安装结构确定395LM因在段用键安装齿轮,有键槽则直径应增加45,4L208,1DC4134DC(5)取MMMM4520为定位齿轮的轴肩,根据,取170MML207D、按弯曲许用应力计算;1画出轴的空间受力简图,将齿轮受力简化为集中力通过轮毂中点作用于轴上,轴的支点反力也简化为集中力通过轴承载荷中心O作用于轴上,轴的受力简图如图43A所示。2齿轮直径MM812394DMZ(432)转矩3T7590N圆周力(433432/75190/845910TFDN3)径向力(43404TANTAN26R4)轴向力403T5931T918AFN3画水平面受力图,计算支点反力,画水平面弯矩图,见图43C,D所示。考虑到C和D截面处为可能危险截面,计算出C和D处的弯矩。支承反力(434459310279102TAHBF5)C点弯矩(43463479103CHAMNM6)D点弯矩4627910259810DHAMFNM(437)4画出垂直面受力图,计算支点反力和C、D两处的弯矩,画出垂直面弯矩图如图43D,E所示。支承反力(4332450ARAVDF8)344984126103256105N(43443BVARF9)C点弯矩46342561037510CVAMFNMD点弯矩82D5求合成弯矩,画出合成弯矩图,如图43F所示。C点合成弯矩(4322710CHCVM10)D点合成弯矩(432269DHDVNM11)6画出转矩图;如图32G所示。7计算C、D处当量弯矩,画出当量弯矩图,如图43H所示。(4322TM12)式中是根据转矩产生应力的应力循环特性差异而定的应力校正系数,取106B7210CMNM71820DMNM8校核轴的强度;根据弯矩大小及轴直径选定C、D两截面进行强度校核。由吴宗泽主编机械零件设计手册表25得,当40CRNI钢785BMPA按表27用插入法得,1735BPAC截面当量弯矩应力(因C截面有键槽,136209CCCBMPAWD考虑到对轴强度削弱影响,故D要乘上095)D截面当量弯矩应力13720195CDBMAC和D两截面均安全。1352416FAHVFATRBHVDCAHFBHARD2MDCHDVMCVFABVDMCDA结构图B轴受力简图C水平面受力D水平面弯矩图F垂直面弯矩图G合成弯矩图H转矩T图I当量弯矩图E垂直面受力图43轴的受力简图、安全系数校核计算1初步分析,C、D两截面有较大的应力和应力集中,确定其为危险截面进行安全系数校核,由吴宗泽主编机械零件设计手册表25查得40CRNI钢的。1370MPA120A2求C截面的应力。由前述求得C截面得合成弯矩7120CMNM转矩,因C截面处有键槽故由吴宗泽主编机械零件设计附75190TNM录表7可得抗弯截面系数W和抗扭截面系数计算公式及结果为(按轴直径T查机械零件设计手册表54,);40B2T(432353102BTDW13)(432353681016TBTDM14)弯曲应力幅(433CAMPAW15)弯曲平均应力0M扭转切应力(4345TPA16)切应力幅和平均切应力(43205AMMPA17)3求综合影响系数因和,C截面上有键槽和过盈配合两种产生应力集中的因KDKD素,故应比较两种的有效应力集中系数从中取最大值计算设按无限寿命(即1)计算,由于是对称循环弯曲应力,故平均应力NK0M根据式(43172AMSK18)式中弯曲对称循环应力时的疲劳极限,由机械设计查得370MPA正应力有效应力集中系数由新版机械设计手册第三卷表1935按键槽查得201,按配合H7/R6查得296,故取296表面质量系数,轴经车削加工按新版机械设计手册第三卷表1938查得090尺寸系数,由新版机械设计手册第三卷表19311查得06根据式(431254AMSK19)式中扭转疲劳极限,由机械设计查得210MPA切应力有效应力集中系数由新版机械设计手册第三卷表1935按键槽查得188,按配合(H7/R6)查得209,取209同正应力情况、平均应力折算系数由新版机械设计手册第三卷表19313查得021轴C的安全系数;(4321453S20)由新版机械设计手册第三卷表1935查得,因此S,所以该1325SS轴C截面是安全的。4求D截面的应力由前述求得D截面得合成弯矩,67910DMNM转矩,由机械设计附录表7可得抗弯截面系数W和抗扭截275190TNM面系数计算公式及结果为W35342D35391016TM弯曲应力幅ADMPAW弯曲平均应力0M扭转切应力571TA切应力和平均切应力285AMMPA、求综合影响系数按无限寿命(即1)计算,NK(43127AMSK21)(43185AMSK22)轴D截面的安全系数(43214S23)由新版机械设计手册第三卷表1935查得,因此S,所以1325SS该轴D截面是安全的。第四节轴承及键的设计计算ARFE一、轴承的设计计算因为是锥齿轮,轴既受有轴向载荷,又受径向载荷,所选圆锥滚子轴承,根据条件选用32022轴承。由机械零件设计手册表829查得32022轴承245RCKN402ORCKN14Y043E径向当量载荷P计算公式当时(44PRFF1)当时(4404PRFAY)2)AS39108AAFN(442415RHAV3)(4424810RBHVFN4)计算两轴承的内部轴向力和轴向载荷41250RSFY42RSN轴承1被压紧,得轴承的轴向载荷42910AASF42求当量动载荷AR,419053ARFE104X1Y,2468R22查机械设计表98,有中等冲击时5PF当量动载荷411R160PAFXFYN22R2验算轴承寿命,只计算轴承1寿命对于滚子轴承。N752R/MIN12P103(4410672830HCLHN5)轴承寿命满足要求。二、键联接的选择及校核计算齿轮为7级精度,齿轮传动要求轴毂联接具有较高的定心精度,由于齿轮与轴为静联接,故选用普通平键。初定为普通圆头平键,键槽两端各留5MM间距,不加工到轴段,键槽长度L230MM,根据国际GB/T10962003查得D150170MM时键宽B40MM,键高H22MM,键的工作长度LB23040190MM,根据轴与轮毂的材料从机械设计L表131中查得键联接的许用挤压应力。120PMA计算轴毂联接所能传递的最大转矩为(443284759210PDLKTNM5)故键的强度能满足要求。第五节减速器箱体的设计一、减速器箱体得结构设计及材料的选择减速器箱体可做成卧式和倾斜式两种,现选择卧式结构。卧式减速器箱体常沿轴心线所在水平面剖分成箱盖和箱座两部分,这样利于箱体制造和便于轴组件零件的装拆。减速器箱体材料选用灰铸铁,灰铸铁具有良好的铸造性能,易获得美观外形,适宜批量生产。二、箱体的尺寸计算名称符号尺寸关系数据箱座壁厚或12058MD、小、大锥齿轮的大12端直径、小、大锥齿轮的1MD2平均直径1608MM1MD672MM21441MM取15MM箱盖壁厚1或120885D93MM1取10MM箱盖凸缘厚度B110MM1B箱座凸缘厚度225MM箱座底凸缘厚度2375MM2地脚螺钉直径FD或12081MD5159MMFD取16MMF地脚螺钉数目N4203底凸缘周长之半取N6轴承旁联接螺栓直径1DFD(56)12MM1D盖与座联接螺栓直径2F78MM2联接螺栓的间距2DL150200取170MML轴承端盖螺钉直径3DFD(045)8MM3D视孔盖螺钉直径4DFD(034)64MM4D取8MM定位销直径2(78)128MM取16MMD凸台高度H根据低速级轴承座外径确定大齿轮顶圆与内箱壁距离1取25MM1齿轮端面与内箱壁距离2取20MM2箱盖、箱座肋厚1M11085085M85MM1M1275MM取13MM轴承端盖外径2D35D轴承外径(170MM)D210MM2轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近轴承,注意保证和1MD3互不干涉,一般取S取S210MM至外相壁距离FD121C2212CM到凸缘边缘距离222外箱壁至轴承座端面距离1L1250150L三、减速器附件的选择(一)、通气器由于在井下使用,选通气器(多层过滤),采用M1815油面指示器选用游标尺M16起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳放油螺塞选用外六角油塞及垫片M1615(二)润滑与密封齿轮采用浸油润滑。当齿轮圆周速度时,宜采用油润滑。斜齿圆柱齿SMV/12轮浸入油的深度约一个齿高,三分之一齿轮半径,大齿轮的齿顶到油底面的距离。306M轴承润滑采用润滑脂,润滑脂的加入量为轴承空隙体积的。滚动轴承的润滑由213于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。密封的目的是防止外部的灰尘、水分等进入轴承,同时也防止润滑剂的流失。连接表面应精刨,其表面粗糙度不大于63,也可以在机座凸缘上铣出回油沟,使渗入连接面的油重新流回箱底。密封圈选择半粗羊毛毡圈。第六节联轴器及液力偶合器的选用一、联轴器选用考虑动载荷及过载,取联轴器工作情况系数则联轴器计算转矩;125KCT349625CTKNM根据工作要求选取弹性快联轴器选得LKA安全销弹性块联轴器,表42LKA安全销弹性块联轴器参数型号公称转矩NTNM许用转速/IR轴孔直径M轴孔长度DBS质量转动惯量2KGMLKA4400001020130252700280570034二、液力偶合器选用液力传动与液压传动一样,都是以液体作为传递能量的介质,同属液体传动的范畴,二者的重要区别在于,液压传动是同过工作腔容积的变化,是液体压力能改变传递能量的;液力传动是利用旋转的叶轮工作,输入轴与输出轴为非刚性连接,通过液体动能的变化传递能量,传递的纽矩与其转数的平方成正比。目前,在带式输送机的传动系统中,广泛使用液力偶合器,它安装在输送机的驱动电机与减速器之间,电动机带动泵轮转动,泵轮内的工作液体随之旋转,这时液体绕泵轮轴线一边作旋转运动,一边因液体受到离心力而沿径向叶片之间的通道向外流动,到外缘之后即进入涡轮中,泵轮的机械能转换成液体的动能,液体进去涡轮后,推动涡轮旋转,液体被减速降压,液体的动能转换成涡轮的机械能而输出作功它是依靠液体环流运动传递能量的,而产生环流的先决条件是泵轮的转速大于涡流转速,即而者之间存在转速差。液力传动偶合器具有以下多种优点能提高设备的使用寿命由于液力转动的介质是液体,输入轴与输出轴之间用非刚性连接,故能将外载荷突然骤增或骤减造成的冲击和振动消除或部分消除,转化为连续连续渐变载荷,从而延长机器的使用寿命这对处于恶劣条件下工作的煤矿机械具有这样意义。有良好的启动性能由于泵轮扭矩与其转速的平方成正比,故电动机启动时其负载很小,起动较快,冲击电流延续时间短,减少电机发热。有良好的限矩保护性能使多电机驱动的设备各台电机负荷分配趋于均匀,本次设计选用的600限矩型液力偶合器,输入转速为1480RMIN,效率达SJYO096,起动系数为225。第五章其他零部件的选用第一节拉紧装置一、拉紧装置的作用拉紧装置的作用是保证输送带在传动滚筒的绕出端(即输送带与传动滚筒的分离点)有足够的张力,能使滚筒与输送带之间产生必须的摩擦力,防止输送带打滑;保证输送带的张力不低于一定值,以限制输送带在各支撑托辊间的垂度,避免撒料和增加运动阻力;补偿输送带在运转过程中产生的塑性伸长和过渡工况下弹性伸长的变化。二、拉紧装置在使用中应满足的要求(1)布置输送机正常运行时,输送带在驱动滚筒的分离点具有一定的恒张力,以防输送带打滑。(2)布置输送机在启动和停机时,输送带在驱动滚筒的分离点具有一定恒张力,比值一般取1317(可以通过设计计算不小于启动系数进行确定)。(3)保证输送带承载分支和回空分支最小张力处的输送带下垂度不应超过标准规定值(GB/T171191997),规定输送带下垂度为两组托辊间距的1/100。而MT/T4671996规定为1/50)。(4)补偿输送带的塑性伸长和过渡工况下弹性伸缩的变化。(5)为输送带接头提供必要的张紧行程。(6)在工况过渡过程中,应能将输送带中出现的动力效应减至最小限度,以防损坏输送机。三、拉紧装置在过渡工况下的工作特点1为使输送带分离点张力保持恒定,一般情况下需用“理想”的拉紧装置,这种拉紧装置应能以很大的、按规律变化的速度移动。除了由于要在相当大的速度下保持张力恒定所引起的困难以外,还需知道速度的变化规律。拉紧装置的运动,在很大程度上与输送机质量对驱动装置拆算质量的比值有关。随着此比值的减少拉紧装置的移动速度也减小。(2)拉紧装置的移动速度随着输送机启动时间增长而减小。(3)对于固定拉紧装置的输送机,输送带分离点必须有很大的预紧力,以防止启动时输送带打滑。(4)对于大功率输送机,应延长启动过程,以便降低动载荷并改善拉紧装置的工况(减少行程及其电动机功率)。四、拉紧装置布置时应遵循的原则带式输送机拉紧装置的位置的合理布置,对输送机正常运转、启动和制动,以及拉紧装置的设计、性能及成本的影响都十分大,一般情况下拉紧装置的布置应遵循以下原则(1)为降低拉紧装置的成本,使其张紧力最小,一般张紧装置尽可能布置在输送带张力最小处。(2)长运距水平输送机和坡度在5以下的倾斜输送机,拉紧装置一般布置在驱动滚筒的空载侧(张力最小处)。(3)距离较短的输送机和坡度在6以上的倾斜输送机拉紧装置一般布置在输送机机尾,并尽可能将输送机局部滚筒作拉紧滚筒。(4)拉紧装置的布置位置还要考虑输送机的具体安装布置形式,使拉紧装置便于安装、维护。五、拉紧装置的种类及特点(1)螺旋式拉紧装置螺旋式拉紧装置如图51所示,拉紧滚筒的轴承座安装在带有螺母的滑动架上,滑动架可在尾架的导轨上移动。它利用人力旋转螺杆来调节输送带的张力。螺旋式拉紧装置的结构简单紧凑,但是拉紧力的大小不易掌握,工作过程中不能保持恒定。一般用于机长小于100M,功率较小的输送机上,可按机长的选取拉紧行15程。图51螺旋式拉紧装置1螺杆2滚筒3机架4可移动的滚筒轴承座根据系列,其拉紧行程分为500、800、1000三种,许用的最大拉DT紧力见表表51螺旋拉紧装置的最大拉紧力带宽(MM)500650800100012001400最大拉紧力(KN)91624385475(2)小车重锤式拉紧装置小车重锤式拉紧装置结构原理如图所示,其拉紧滚筒固定在小车上,通过重锤的重力牵引小车,从而达到张紧输送带的作用。它的结构也较简单,可保持恒定的拉紧力,其大小决定于重锤的重量。小车重锤式拉紧装置外形尺寸大、占地多、质量大,适用于长度、功率较大的输送机,尤其是倾斜输送机上。图52小车重锤式张紧装置1重锤2小车3滑轮组4绞车(3)直式拉紧装置垂直式拉紧装置是利用重锤重力,使拉紧滚筒沿垂直导轨移动产生拉紧力。它能保证输送带在各种运动状态下有恒定的牵引力,可以自动补偿输送带的伸长,适用于长距离固定式带式输送机。其缺点是需要有足够的空间放置拉紧滚筒、重锤和要保证拉紧所需要的行程,因此在空间受限的条件下无法使用。(4)绳绞筒式拉紧装置利用钢绳缠绕在绞筒上,将输送带拉紧。一般绞筒都是经过蜗轮减速器来带动。本次设计的皮带机采用绳绞筒式拉紧装置,同时配有张力指示器,可以自动实现拉紧。第二节清扫装置输送机在运转过程中,不可避免的有部分颗粒和粉料粘在输送带表面,通过卸料装置后不能完全卸净,表面粘有物料的输送带工作面通过下托辊或改向滚筒时,由于物料的积聚而使其直径增大,加剧托辊和输送带的磨损,引起输送带跑偏。而且,不断掉落的物料还污染了场地环境。因此,清扫粘结在输送带表面的物料,对于提高输送带的寿命和保证输送带的正常工作具有重要意义。一、重锤清扫器重锤清扫器是利用杠杆原理,通过压紧重锤使刮板压紧输送带而起清扫作用。刮板的工作件是用输送带或工业橡胶板做的一个板条,通常和输送带一样宽,常安装在卸料滚筒的下部或卸料滚筒与增角滚筒之间的输送带下部。这种清扫器的优点是制作简单、维修方便,维修成本较低。其缺点主要是工作件磨损不均匀,因而刮板不能沿输送带的整个宽度同样贴紧,结果所粘附的煤大量地漏过,使清扫质量得不到保证。重锤架与刮板架之间转动部分的连接也比较容易损坏,造成重锤脱落,使清扫器失效。只有当煤比较干,带宽在1000MM以下时,效果才相对较好。也可将橡胶板制成一个刮板组,装在同一根轴上或钢板制成的刮板架上,刮板装得与输送带运动方向成一个角度,使作用区彼此重合。这样清扫效果要比用与输送带一样宽的橡胶板做工作件的好得多。二、空段清扫器煤在输送带工作面上运输的过程中,难免会发生跑偏撒料现象,当煤落在回程段非工作面上,会卷入改向滚筒,粘结在改向滚筒表面,引起输送带张力不均,损坏输送带,因此必须在回程段改向滚筒进口处安装清扫器。清扫器可采用橡胶条或输送带做的刮板清扫器,可制作成“人”字形或“/”形,调整好与输送带非工作面的接触后将两端固定在机架上。最好是用弹簧来自动调整与输送带的接触。三、清扫用托辊带式输送机头部回程段,都安装有23组螺旋形胶面托辊,在输送带带动旋转的过程中将粘结的煤清扫干净。但是只有在煤比较干的情况下才能收到良好的效果,当煤较湿时容易腻塞,失去螺旋的清扫作用。不过由于其前面往往已经安装有刮板清扫器,刮板清扫器扫除了大部分积煤,托辊也起到了辅助作用。对于长距离的带式输送机,近年来出现了输送带翻转清扫法。输送带无载分支在离开头部滚筒后旋转,在进入尾部滚筒之前再往回旋转,恢复原状。采018018取输送带翻转清扫法能避免弄脏托辊和沿输送机线路撤落黏结物,减轻输送带和托辊的磨损,使下托辊的使用寿命大约增加一倍左右,减少输送带运行阻力,传动功率也相应减少。此外,在靠近机尾换向滚筒处也安装清扫装置,一般为犁形清扫器,使刮板紧贴输送带的内表面(即回空股输送带的上表面)。清扫装置对双滚筒尤为重要。因为输送带装煤的上表面要与传动滚筒接触,若清扫不净

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