0411-单曲柄往复式给煤机设计【全套12张CAD图+说明书】
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12
十二
cad
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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Ｋ型往复给煤机的产量是完全必要的。
本说明书主要论述研究了：往复式给煤机的发展概况；工用、组成；工作原理、特点；使用中存在的问题及改进措施，安装和维护等内容。
本说明书设计主要是：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。
关键词：往复式给煤机； 减速器； 曲柄连杆机构; 给煤槽。
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第 1 页 1 往复式 给煤 机 概述 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。 往复式给煤机的主要缺点是能耗较高。 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。 复式 给煤 机 的用途 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。 型 往复式 给煤 机 的组成 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。 型往复 式给煤机工作原理简述 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。 4 型给煤机的 主要特点： 工作可靠、寿命长；重量轻、体积小、维护保养方便；结构简单，运行可靠，调节安装方便；封闭式框架结构，大大提高了机架的刚度； 装有限矩形液力偶合器，能满载启动，过载保护； 给煤 量大是目前国内最大的 给煤 设备 ；采用了先进的平面二次包络环面螺杆减速器设计，承载能力大，传动效率高； 侧衬板与地板之间留缝可调，能较准确地控制留缝大小， 大大减少了漏料；驱动装置对称布置，并采用双推杆，使整机受力均衡，传动平稳，消除了底版往复 第 2 页 时的扭摆现象； 地板有立向筋板，并用三道通长拖辊支撑，保证了地板本身刚度，消除了现有机械的缺点。 复式给煤机与振动式 ，板式 给煤机的比较 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。 往复式给煤机 的 技术参数 表 1型号规格 煤 能力 /（ t/h） 底板行程 曲柄位置 无烟煤 烟煤 200 4 590 530 150 3 440 395 100 2 295 268 50 1 148 132 曲柄转速 /（ / 62 第 3 页 电动机 型号 8(1 功率 /速 /（ / 970 减速器 型号 比 大允许粒度 /含量 10 %以下 700 含量 10 %以上 550 设备重量 / 带料斗 2337 不带料斗 2505 2 往复式给煤机 的总体设计 在确定往复式给煤机整体结构尺寸之前，首先考虑给煤机的容积利用系数。容积利用系数是给煤机槽体内煤的体积与槽体容积的比值。在给煤机槽体容积一定的情况下 ,容积利用系数取值的高低 ,决定设计 给煤 能力的 值就越 大 ,则设计生产能力大 ,反之就小。现有 型往复给煤机容积利用系数取值为 为了提高给煤机的综合性能 ,通过对 K 型往复给煤机的使用情况进行大量调查和性能测试 ,给煤机实际生产能力比设计生产能力偏大约 10 20%。这说明原设计容积利用系数取值偏低。在该往复给煤机设计中 ,我们将容积利用系数提高到 就意味着 ,与原设计比较 ,在相同设计生产能力条件下 ,给煤机槽体容积可以缩小 13%。给煤机的实际生产能力与煤的粒度、水份有较大关系。同样一台给煤机 ,煤的流动性好 ,则实际生产能力大 ;煤的流动性差 ,则实际生 产能力就小。现有型往复 式 给煤机之所以适应 范围广 ,除其它性能以外 ,就在于设计时余量较大 ,即容积利用系数取值较低。我认为 ,容积利用系数不宜取值过大 ,以保证往复给煤机对各种煤的适应性。 复式给煤机的参数 根据已知参数 ， 给煤 量： 往复行程： 初步设定曲柄的转 第 4 页 000800 煤机的 总体 外型 设计 1）。 参考 往复式给煤机取料仓宽度为 B =1250底托板材料选用 =1500 由此可推出每转推出煤的容积为： 为 式中： m 曲柄每转推出煤 查表得散煤的容重 3/950 由式得 V=323.0 m 推出煤的最低高度： h=步设定曲柄的转数为 箱体的有效高度和宽度，高度为 宽度为 给煤 量可表示为 0 12 式中 Q 给煤机 给煤 量， H 给煤 机箱体高度， m ； B 给煤 机箱体宽度， m ； l 给煤 机行程， m ； 煤的密度， 32.1 n 给煤 机箱体高度， 工况系数， 。 0 2 第 5 页 s 22 式 12 可求出 给煤 量 图 2复式给煤机 箱体尺寸 0 800 由上式结果可得出，箱体尺寸满足 给煤 要 求。 2）。 曲柄 连杆尺寸 及底板速度的确定 已知行程 设偏距 e 为 120 斜角度为 010 在有三角形关系式和理论力学中最小角定理，当 可求得 速度 1+) =s . 曲柄 a=124杆长 l=1057 第 6 页 图 2型往复式给煤机 曲柄连杆运动简图 煤机的受力分析 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。 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： 211 )22( 3122 )32( 13 )42( 式中 1m 给煤机槽体内煤的质量， 第 7 页 25240 21 2m 给煤机运动部件的质量， g 重力加速度， ； p 煤仓出口处压力， 2 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， ； 煤对侧板的侧压系数； 煤的松散容重， 3950 ； h 底板上煤的厚度， 18.0 ， m 。 正行阻力： 214 )52( 正行阻力：315 )62( 运行阻力按正行阻力和逆行阻力的均方值计算，即 )72( 式中 )22( 、 )32( 、 )42( 括号内的第一项 1 表示给煤机槽 体内煤的重量和活动件的重量； 示给煤机槽体内煤的重量； 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 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 第 8 页 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 )82( 22 1hF l g )92( 3 1)102( 给煤机槽体内煤 的质量： 1 =950 底托板选用的材料为 235Q ，其密度 38.7 ，底托板长、宽、厚度分别为 1500 1250 16则底托板质量为： 3 5 01 5 0 0 92 则 1 12F m m g 9 3 6 3 22 1hF l g 3 1 6 3 正行阻力： 214 7 47 1 8 41 2 9 0 )112( 第 9 页 25240 21 4 5 81 0 4 5 58 4 7 421 22 正行阻力：315 4 5 59 1 6 51 2 9 0 )122( 运行阻力： )132( 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。 3. 给 煤 机 的减速器设计方案 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： )13( 2. 给煤机的传动效率 (1) 曲柄连杆的传动效率 1 ： 2)减速器的传动效率 2 ： (3)联轴器的传动效率3： 以，给煤机的总传动效率为 )23( 3. 电动机的功率确定 电动机的实际功率为 d )33( 第 10 页 择电动机容量时应保证电动机的额定功率，所以，选择电机额定功率为 15选择电机型号如表 3示 表 3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 5970 1000 减速器选型 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示。 表 3 K 系列往复式给煤机常用的减速器型号 型号规格 速机 型号 比 Q、 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/用于正反两向运转；工作环境温度为 +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 2）分配传动装置各级传动比 参考文献 3表 2两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 .1 即 43 代入式 43 得 第 11 页 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） 1 轴（高速轴） 2 轴（中间轴） 3 轴（低速轴） 各轴的输出转速 0 轴（电动机轴） m 1 轴（高速轴） m i 001 2 轴（中间轴） m i 01212 3 轴（低速轴） m i 各轴的输出转矩 0 轴（电动机轴） 19 7 0 5 09 5 5 001 轴（高速轴） 2 轴（中间轴） 3 轴（低速轴） 3322323 第 12 页 2140 轮的设计及校核计算 一对齿轮的设计 (1) 选择齿轮材料 参考文献 4查表 8 小齿轮选用 质并表面淬火 62561 大齿轮选用 质并表面淬火 62562 (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 13.0 t 估取圆周速度t 参考文献 4表 8 8取 公差组 8 级 小轮分度圆直径 参考文献 4， 由式求得 3211 12 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选 251 Z 大齿轮齿数 2Z ，圆整取 1142 Z 齿数比 u 412 传动比误差 0 0 误差在 %5 范围内。合适 小齿轮转矩 1T 参考文献 4， 由式（ 8得 第 13 页 161 1055.9 1 4 0 4 0 09 7 载荷系数 K 参考文献 4， 由式（ 8 使用系数 参考文献 4， 查表 8 K 动载荷系数4， 查图 8初值 参考文献 4， 查图 8参考文献 4， 由式（ 8 0 得 c o 参考文献 4， 查表 218 并插值 的初值 Z 参考文献 4， 查表 8 节点影响系数 参考文献 4， 查图 80,0 21 得 Z 重合度系数4， 查图 8 65 0得 Z 许用接触应力 H 参考文献 4， 由式（ 8 69）得 第 14 页 接触疲劳极限应力 1、 2 参考文献 4， 查图 8 69 21500 22500 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 2 89 则参考文献 4， 查图 8接触强度的寿命系数1允许有点蚀） 121 Z 硬化系数4， 查图 8说明 1接触强度安全系数 参考文献 4， 查图 8一般可靠度查 取 S 1 21500 2 第 15 页 21500 故 1d 的设计初值3211 12 0 4 0 齿轮模数 m t 参考文献 4， 查表 8 3 取 小轮分度圆直径的参数圆整值 1t 圆周速度 v t 0 0 09 7 0 0 011 与估计取 04.4大 ，对需修正 11 大轮分度圆直径 8 51 1 中心距 a 11425( 21 齿宽 b i ， 取 小 轮齿宽 88402 第 16 页 大 轮齿宽 01 (3) 齿根弯曲疲劳强度校核计算 211 T 63 齿形系数4， 查图 8 小轮 4， 查图 8小轮 参考文献 4， 由式（ 8 F 参考文献 4， 由式（ 8 l i m 弯曲疲劳极限考文献 4， 查图 87201l im 26 0 02l i m 弯曲寿命系数4， 查图 821 4， 查图 8 1S 参考文献 4， 查表 8S 则 1720/111l i m1 1600/222l i m2 第 17 页 故 /1 2 FF 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 81) 小齿轮的相关尺寸 分度圆直径 2511 齿顶高 11*1 齿根高 1 齿全高 *1 齿顶圆直径 12252 1*11 齿根圆直径 *11 基圆直径 o o 齿距 齿厚 齿槽宽 基圆齿距 o o 法向齿距 o o 顶隙 2 2) 大齿轮的相关尺寸 分度圆直径 8 412 齿顶高 11*2 齿根高 2 齿全高 2 *2 第 18 页 齿顶圆直径 9 42 1*22 齿根圆 *22 基圆直径 720c o o 齿距 齿厚 齿槽宽 基圆齿距 o o 法向齿距 o o 顶隙 2 中心距 11024(32 )( 21112 传动比 参考文献 4表 8知，当 00200 ，选用 腹板式的结构 3 7 5 1 hm n 取 101 应大于 h 为齿全高 02 a = )2(10)2( * =274 n 第 19 页 k 2 二对齿轮的设计 (1) 选择齿轮材料 参考文献 4查表 8 小齿轮选用 质并表面淬火 62561 大齿轮选用 质并表面淬火 62562 (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 13.0 t 估取圆周速度t 参考文献 4表 8 8取 公差组 8 级 小轮分度圆直径 参考文献 4， 由式求得 3211 12 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选 301 Z 大齿轮齿数 2Z 1 0 齿数比 u 传动比误差 0 0 误 差在 %5 范围内。合适 小齿轮转矩 1T 参考文献 4， 由式（ 8得 161 1055.9 649740 第 20 页 载荷系数 K 参考文献 4， 由式（ 8 使用系数 参考文 献 4， 查表 8 K 动载荷系数4， 查图 8初值 参考文献 4， 查图 8参考文献 4， 由式（ 8 0 得 c o 1 参考文献 4， 查表 218 并插值 的初值 Z 参考文献 4， 查表 8 2188 节点影响系数 参考文献 4， 查图 80,0 21 得 Z 重合度系数4， 查图 8 65 0得 Z 许用接触应力 H 参考文献 4， 由式（ 8 69）得 接触疲劳极限应力 1、 2 参考文献 4， 查图 8 69 第 21 页 21500 22500 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 hn 2 88 则参考文献 4， 查图 8接触强度的寿命系数1允许有点蚀） 121 Z 硬化系数4， 查图 8说明 1接触强度安全系数 参考文献 4， 查图 8一般可靠度查 取 S 1 21500 2 21500 故 1d 的设计初值 第 22 页 3211 12 9 7 4 齿轮模数 m t 参考文献 4， 查表 8 3 取 1 小轮分度圆直径的参数圆整值 1t 90330111 圆周速度 v t 16 0 0 0 0 0 011 与估计取 18.1大 ，对需修正 11 大轮分度圆直径 151053212 中心距 a 10530(32 )( 21 齿宽 b i ， 取 小 轮齿宽 49452 大 轮齿宽 51 (3) 齿根弯曲疲劳强度校核计算 第 23 页 211 T 63 齿形系数4， 查图 8 小轮 4， 查图 8小轮 参考文献 4， 由式（ 8 F 参考文献 4， 由式（ 8 l i m 弯曲疲劳极限考文献 4， 查图 87201l im 26 0 02l i m 弯曲寿命系数4， 查图 821 4， 查图 8 1S 参考文献 4， 查表 8S 则 1720/111l i m1 1600/222l i m2 故 /1 2 FF 齿根弯曲强度足够。 第 24 页 (4) 齿轮其他尺寸计算与结构设计 (参考文献 4表 81) 小齿轮的相关尺寸 分度圆直径 011 齿顶高 311*1 齿根高 1 齿全高 *1 齿顶圆直径 6312302 1*11 齿根圆直径 2123022 1*11 基圆直径 o o 齿距 齿厚 齿槽宽 基圆齿距 o o 法向齿距 o o 顶隙 2) 大齿轮的相关尺寸 分度圆直径 1 531 0 512 齿顶高 311*1 齿根高 1 齿全高 *1 齿顶圆直径 213121052 1*22 第 25 页 齿根圆 21210522 1*22 基圆直径 9620c o o 中心距 10530(32 )( 21112 传动比 参考文献 4表 8知，当 00200 ，选用腹板式的结构 取 1241 m 应大于 h 为齿全高 02 a = )2(10)2( * =301 7)(10 的设计及校核计算 间 轴的设计及校核 (1) 求输出轴上的 转矩 2T 6 2 3 8 2 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 852 （由以上齿轮计算得知） 第 26 页 圆周力2向力2的大小如下，方向如图 3示。 t 4 3 7 72 8 56 2 3 8 0 022222 5 3 91 20t 7 7co st 02 F 输出轴上小齿轮的分度圆直径为 （由以上齿轮计算得知） 圆周力1向力1的大小如下，方向如图 3示。 t 1 9 9 6 3 8 0 022121 2 6 61 20t 9 6 2co st 03 F (3) 确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢 ，调质处理，按式322 初估轴的最小直径，参考文献 4表 4 115A ，可得 1 5 33 22m i n (4) 轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案 装配方案如图 3示 第 27 页 图 3中间 轴的结构简图 2）按轴向定位要求确定各 轴段直径和长度 轴段 该段安装滚动轴承，考虑到轴承只受径向力，所以选择深沟球轴承。取轴段直径 01 。参考文献 4 表 11用 圆柱滚子轴承，尺寸为 271 1 050 取齿轮距 轴承 的距离 ， 考虑到齿轮和轴承之间用套筒地位 ，则 齿轮与轴段之间有 s=4差距，所以 0294271 轴承宽度 轴段 该段安装齿轮，齿轮左端采用套筒定位，右端使用轴环 定位，轴段直径 52 。已知齿轮轮毂的宽度为 40了使套筒断面可靠的压紧 齿轮，轴段长度应略短于轮毂孔宽度
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