中双链刮板输送机设计【8张cad图纸+文档全套资料】
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0摘要摘要 刮板输送机是一种有扰性牵引机构的连续输送机。它的牵引机构是刮板链，承载装置是溜槽。在综采工作面，为了与采煤机、液压支架配合使用，在溜槽的采空区侧设有挡煤板，导向管（链牵引采煤机用） 。 刮板输送机的动力装置采用防爆型异步电动机，按设计要求计算所需要功率后选择采用 2 台 YB2-355M2-4 型防爆异步电动机。电动机经过液力偶合器和减速器相连。根据功率和转速选择了 YOX-600 型液力偶合器。减速器是自行设计的三级圆锥圆柱齿轮减速器，减速器与链轮相连，驱动绕过链轮的圆环链，圆环链绕过机头和机尾链轮进行无级闭合循环运行。圆环链和刮板相连，刮板将溜槽中的煤炭推移到机头处的卸载点卸载。溜槽是由中部槽、调节槽和过渡槽连接而成的，它们的连接方式我采用的是哑铃连接方式。 刮板输送机在综采工作面中起承载、运煤和采煤机导向以及液压支架推移支撑等作用，在整套综采设备中起着很重要的作用。关键词关键词：连续输送、刮板链、溜槽、闭合循环1ABSTRACT The board conveyer is one kind of continuous conveyer which has disturbing nature draws the organization. The board chain is the organization to draw the board conveyer .The slip trough is the organization to bear the weight of device. On the working range of comprehensive complexion, use in order to cooperate with mining machine, hydraulic pressure support, slip trough complexion empty district side of trough is it block coal board, is it in charge of to lead to have (whether chain draw mining machine spend).The motive equipment which blows the board conveyer adopts and separates the producing type asynchronous motor. I choose 2 YB2-355M2-4s and separate the asynchronous motor of explosion after the power of demand calculated by designing requirement. The motor links to decelerator through hydraulic coincidence device. I choose YOX-600 hydraulic coincidence derice after the calculating. The decelerator is a tertiary cone designed by myself-cylinder year wheel deceleration device. The decelerator and sprocket link to each other. The decelerator drives the rough ring chain which has wound the sprocket. The rough ring chain has wound the aircraft nose and aircraft tail sprocket and run by closed circulation. Round ring chain and the shaving board to link to each other. The shaving board slips away coal to the unloading point of the aircraft nose and to unload it. The trough is joined by the middle part trough, regulate the trough and transition. The connection way what I adopted is the dumbbell to sell the way of connecting.The board conveyer use as the device of bearing the weight and the device of coal transportation and lending the device of mining machine and he pass and support the device of hydraulic pressure support. It plays a very important role in adopting the equipment a whole set of and comprehensivly.Keywords: Send in succession; the Shave board chain; the slip trough; Close circulation2目录目录1 绪论 .51.1 刮板输送机的发展史和发展趋势.51.1.1 刮板输送机的发展史 .51.1.2 综采工作面刮板输送机的发展趋势 .51.2 刮板输送机的组成部分，工作原理和使用范围.71.3 刮板输送机的主要类型和系列.81.4 薄煤层综采工作面刮板输送机的结构特点.82 刮板输送机的设计 .92.1 总体设计要求.92.2 总体方案的确定.92.3 总体方案的设计.92.3.1 运输能力的计算 .92.3.2 运行阻力和牵引力的计算 .102.3.3 电动机功率的计算与选型 .112.3.4 刮板链强度验算 .132.4 刮板输送机机头部及传动装置.152.4.1 机头架 .1532.4.2 减速器的传动设计 .152.4.3 液力耦合器 .162.4.4 链轮组件 .172.4.5 盲轴组件 .182.5.2 附件 .202.6 刮板链.202.6.1 刮板链的结构形式 .202.6.2 刮板链的选型与技术要求 .202.7 紧链装置.212.8 推移装置.223.1 传动系统的确定.243.1.1 总传动比及传动比分配 .243.1.2 传动装置运动参数的计算 .253.2 齿轮的设计.273.2.1 弧齿圆锥齿轮的传动设计计算 .273.2.2 斜齿圆柱齿轮的传动设计计算 .363.2.3 直齿圆柱齿轮的传动设计计算 .423.3 减速器轴的设计与校核.473.3.1 高速轴（1 轴）的设计 .473.3.2 轴 2 的设计与校核 .533.3.3 轴 3 的设计与校核 .593.4 轴承寿命的校核计算.643.4.1 轴 1 处轴承寿命的校核 .643.4.2 轴 2 处轴承寿命的校核 .663.5 键的强度校核.673.5.1 轴 2 上的键强度校核 .673.5.2 轴 3 上的键强度校核 .673.5.3 轴 4 上的键强度校核 .684 刮板输送机的运转 .694.1 刮板输送机负载试运转.694.2 刮板输送机的负载运转.694.3 刮板输送机运转.695 刮板输送机的维护 .71总 结 .73参考文献 .74致 谢 .7441 绪论绪论1.1 刮板输送机的发展史和发展趋势刮板输送机的发展史和发展趋势1.1.1 刮板输送机的发展史刮板输送机的发展史 刮板输送机的工作原理和基本结构，与我国在公元 186 年至 189 年间发明的“翻车”龙骨水车是相同的。可是刮板输送机运送散碎物料，是在上个世纪初出现于工业发达的英国。早期的刮板输送机，结构简单轻使，那时它仅是运煤之用，人工装煤，运输能力低，每小时最多只有几十吨；输送机长度只有几十米；功率小，牵引链的强度也不高。经过多年的改进和发展，目前综采工作面的刮板输送机，除运煤之外，还有四种功能：给采煤机作运行轨道；为拉移液压支架作依托固定点；清理工作面的浮煤；悬挂电缆，水管，乳化液管等。1.1.2 综采工作面刮板输送机的发展趋势综采工作面刮板输送机的发展趋势1.发展大运量、大功率刮板输送机迫在眉睫 1）大运量 70 年代末刮板输送机的运量能力一般小于 1000 t/h；80 年代初为 1500 t/h，80 年代后期为 20002500 t/h；90 年代达到 3500 t/h。槽宽也相应的从 630764 mm 增大到 9801100 mm，链速从 1 m/s 左右增加到 2 m/s 左右。 2）大功率 70 年代末期驱动电动机的单台功率小于 200 kW，最大装机功率2200 kW；80 年代初为（23）（215315）kW；90 年代实际运行的单台电动机的最大功率为 530Kw。对大于 250315 kW 的电动机，供电电压相应的从 1140 v升高到 2300、3300、4160 或 5000 v。3）大运距 70 年代一般输送机长度不超过 200 m；80 年代逐步增加为 250 m 左右，美国已经有超过 350 m 的长工作面。链条布置相应的从边双链和中单链过渡为中双链为主。链子直径从 2630 mm 增加为 3438 mm，有的已经达到 42 mm。但有些专家认为：从设备投资、运营成本、通风维修、掘进和搬家等综合考5虑，工作面长度以 250 m 左右时技术经济较为合理。2.零部件向高强度、高寿命发展为了提高刮板输送机运转的可靠性，其零部件要向高强度、高寿命发展，主要从三方面入手：（1）设计方面。采用世界先进的设计理论和计算机手段，对其结构、重量、强度、寿命等方面进行优化，保证设计的合理性。 （2）材质方面。由于国内基础工业未能与煤矿机械的进步同步发展，某些煤矿专用材料还是空白，如高强度耐磨中板材料、耐磨可焊铸钢材料以及高强度齿轮材料等。先进大型煤矿机械的发展，必将促使优质材料的发展。此外，某些刮板输送机特需的标准件、外购件，也应跟上高强度、高寿命的要求。 （3）工艺方面。欲提高产品的制造精度和质量，要从材料热处理、产前产后处理、先进的检测设备等方面入手。3.刮板链在更新换代80 年代始，中双链机型在世界范围内已占相对优势，而且在稳定发展。单链机型在一些采煤先进国家近年来的使用量明显下降。边双链和三链机型有些国家已经淘汰。但边双链在我国的使用数量还较多。某些采煤先进国家，26mm 以下的链条的使用量迅速减少，34mm 的链条已占主导地位。38mm 及42mm（包括42/46 异型紧凑链）异型链条尺寸和重量较大，制造设备、工艺及材料要求较高，目前世界上仅有少数厂家能够生产。这种大型刮板链适用于工作面长 300m 左右、输送量 3000t/h 以上的工作面使用。4.发展 90拐弯刮板输送机90拐弯刮板输送机 70 年代首先出现在德国。到 80 年代末，德国（主要是西德）140 多个长壁工作面中已有 28 个使用了这种机型，并且逐步推广到了其他国家。使用 90拐弯刮板输送机的主要优点可归纳为：（1）可以省掉顺槽转载机；（2）节省了一套驱动装置；（3）取消了工作面端头的转载站，能减少煤尘的产生和块煤的转载破碎；（4）工作面输送机的机头放在了顺槽，采煤机可以更顺便地达到工作面端头，以实现自开缺口。由于重型刮板链的形状和尺寸特殊，拐弯输送机的刮板链张紧装置一般不采用普通的紧链方法。它设计安装了一种张紧溜槽，用其进行紧链。张紧溜槽由专门的重型活塞提供动力的滑动槽形成，直接安装在传动装置的后面。5.侧卸式刮板输送机国内使用量日渐增多6工作面输送机的转载方式由以往的端卸式改为侧卸式，使刮板输送机的回煤减少了。因为被端卸式卸下的煤在转载机上会有瞬间停留，只有转载机的下一个刮板通过卸载处时才将煤刮走，极易造成煤在卸载处的堵、撒及底链回煤等现象。原煤在侧卸装置处的流动情况是这样的：大部分煤到达犁式卸煤板处，通过靠工作面和采空区两侧的倾斜中板滑落到转载机上；少量的煤将被刮板链带着通过回煤罩，在链轮下方落到转载机上。因此，卸料装置内有三条转送原煤的途径：大约 70%的煤沿主倾斜中板滑下；大约 24%的煤沿副倾斜中板滑下；其余通过回煤罩卸下。1.2 刮板输送机的组成部分，工作原理和使用范围刮板输送机是一种有扰性牵引机构的连续运送机械。如图（1-1）所示。它的牵引机构是刮板链，溜槽是它的承载装置，不同类型的刮板输送机，其各个组成部 图（1-1） 刮板输送机分的形式和布置方式是不尽相同的，但其主要结构和基本组成部件是相同的。现以 SGW-250 型刮板输送机为例介绍其主要构成：机头部（包括机头架，传动装置、链轮组件等） ；溜槽（分为中间标准溜槽、调节溜槽和连接槽） ；刮板链；机尾部分（包括机尾架、传动装置、链轮组件等） 。此外，对于各安装在采煤工作面的刮板输送机还在溜槽侧板上安装有挡煤板和铲煤板；机头、机尾各设有防滑瞄固装置；还有供移动输送机用的液压推移装置（与液压支架连在一起）和安装紧链时用的液压紧链器等附属装置。 刮板输送机的传动系统示意图如图（1-2）所示。驱动电动机经液力偶合器、减速器而驱动7 图（1-2） SGW250 型刮板输送机1电动机；2液力耦合器；3减速器4链轮组件；5盲轴；6刮板链绕过机头链轮与机尾链轮进行无极闭合循环运行的刮板链，将作为承载机构的溜槽中的煤炭推移到机头处的卸载点。其上部溜槽是重载工作溜槽，下部溜槽作为回空槽。 刮板输送机在工作中要克服溜槽与刮板链及煤炭之间的滑动摩擦阻力，与相同运量和运距的带式输送机相比，刮板输送机的电机容量和电耗要大得多。但是它具有带式输送机没有的优点，如它的结构强度高，机身低矮，可以弯曲，能适应采煤机较恶劣的工作条件，并可作为采煤机的运行轨道，有时还作为移置液压支架的支点；在推移刮板输送机时，铲煤板可自动清扫机道浮煤；挡煤板后面有安装电缆、水管的槽架，并对电缆、水管起保护作用，推移输送机，电缆、水管同时移动。所以，刮板输送机现在仍是缓倾斜长壁式采煤工作面唯一的煤炭运输设备。1.3 刮板输送机的主要类型和系列国内外现行生产和使用的刮板输送机类型很多，分类方法也各不同。按溜槽的布置方式和结构分类，可分为并列式和重叠式，底溜槽式和封底溜槽刮板输送机。按牵引链的结构，链条数及布置方式分类，可分为片式套筒链，可拆模锻链及焊接圆环链；单链、边双链、中双链及三链刮板输送机。刮板与链条的连接布置形式则有悬臂式、对称式、中间式之分。各种类型的刮板输送机随其运输能力和结构特点而适应不同的工作条件，有溜槽并列式使用于薄煤层采煤工作面，封底溜槽式适用于底版比较松软而破碎的采煤工作面。为使刮板输送机的生产达到标准化，系列化和通用化，提高产品的制造质量，我国已制定并发布了工作面用刮板输送机通用技术条件 （MT10585） 。 工作8面用刮板输送机系列谱是产品系列规划，是今后一个时期设计制造新产品的依据。 工作面用刮板输送机通用技术条件规定了刮板输送机按功率大小分为轻、中、重型。刮板输送机配套单电动机设计额定功率 40 kW 以下的为轻型；大于 40 kW，小于、等于 90 kW 为中型；大于 90 kW 为重型。 1.4 薄煤层综采工作面刮板输送机的结构特点（1）矮机身、短机头，使用于煤层厚度为 0.81.3 m、倾角 0 12的缓倾斜工作面机头和机尾的高度为 700 mm、机架长度为 750 mm，便于拆卸运输。（2）闸盘紧链装置置于水平位置采空区侧，适应薄煤层紧链的需要。92 刮板输送机的设计刮板输送机的设计2.1 总体设计要求 本次毕业设计要求设计一个刮板输送机。具有要求数据如下： 运输能力 1000t/h 刮板链速度 2 m/s 出厂长度 200 m2.2 总体方案的确定 参照以上数据与 SGB764/264 型刮板输送机相似。本课题的设计参照了SGB764/264 型刮板输送机的设计，采用了中双链，卸载方式为端卸式，中部槽采用开低式 E 型中部槽，电动机采用单速异步电动机，采用两端驱动。 刮板输送机计算内容包括：运输能力、运行阻力、电动机功率、刮板链强度验算。2.3 总体方案的设计2.3.1 运输能力的计算运输能力的计算按连续运行的计算公式，其运输能力为 （2-3-1）)60(6 . 3cvvqQ 式中 输送机上单位长度货载重量，kg/m ；q 刮板链运行速度，m/s ；v 采煤机的牵引速度，m/min 。cv 取 m/min12cv 已知 t/h ， m/s，代入下式计算1000Q2v 606 . 3cvvQq 601226 . 3100010 kg/m3 .1262.3.2 运行阻力和牵引力的计算运行阻力和牵引力的计算刮板输送机运行阻力按直线段和曲线段分别计算。 倾斜运行的刮板输送机的重段直线段，运行时除了要克服煤的阻力和刮板链重力引起的阻力外，还需要克服煤和刮板链重力引起的下滑力，通常将它们一起计为总运行阻力。 在重段直线段运行的阻力为 （2-3-2）sin)(cos)(LgqqLgwqqwWlllxh 刮板链在空段直线段的运行阻力为 （2-3-3）)sincos(llkwLgqW 式中 、货载、刮板链在溜槽中的运行阻力系数；wlw 输送机的铺设长度，m L 输送机的铺设倾角； 重力加速度，m/s g 刮板链单位长度的重量，kg/m lq表 2-1 运行阻力系数输送机类型wlw单链刮板输送机6 . 04 . 04 . 025. 0双链刮板输送机8 . 06 . 04 . 03 . 0 式中“+” 、 “-”号的选择原则为：该段上行时取“+” ，向下运输时取“-” 。阻力系数的数值，与煤的性质、刮板链形式、中部槽形式，安装等条件许多因数有关。对于双链取11 ；7 . 0w3 . 0lw 已知 kg/m ； kg/m ；m ； ；3 .126q4 .58lq200L2/8 . 9smg 10 将以上数据代入式（2-3-2）计算，得 sincosLgqqLgwqqwWlllxh 10sin8 . 92004 .583 .12610cos8 . 92003 . 04 .587 . 03 .126 N141606 将数据代入式（2-3-3）计算，得 sincosllkwLgqW 10sin10cos3 . 08 . 92004 .58 N64966 考虑曲线段阻力及弯曲段的附加阻力，则总牵引力 kxhWWW21. 10 6496614160621. 1 N2499522.3.3 电动机功率的计算与选型电动机功率的计算与选型(1）电动机功率的计算 对于机械化采煤，其电动机功率 kW （2-3-4）2minminmax2max6 . 0NNNNNd 式中 刮板输送机满负荷运行时的最大功率；maxN 10000maxvWN 8 . 010002249952 kW88.62412 上式中 传动装置的总效率，取 8 . 0 刮板输送机空载运行时的最小功率。minN 1000cos21 . 1minvLwqNll 8 . 01000210cos2003 . 04 .5821 . 1 kW98.18 则 2minminmax2max6 . 0NNNNNd 2298.1898.1888.62488.6246 . 0 kW75.380 考虑 20%的备用功率，取电动机功率备用系数 2 . 1K 因而电动机的功率为 kW9 .45675.3802 . 12 . 1dNN(2）电动机的选型 根据以上求得的电动机功率，选用 2 台 YB2-355M2-4 型防爆电动机。电动机的具体参数如下： 额定转速 1480r/min 额定功率 250kW 额定电流 434.2A 堵转转矩/额定转矩 2.1 堵转电流/额定电流 7.0 最大转矩/额定转矩 2.4 效率（%） 95.5 功率因数 0.90cos 噪声 101dB13 图（2-1） 电动机的安装形式性能与结构特点 效率高、堵转转矩高、隔爆结构先进合理、温升裕度大、安全性高、性能优良等优点，并且体积小、重量轻、外型美观。 使用范围适用于正常或不正常情况下都能形成爆炸性混合物的场所。其安装形式如图（2-1）所示。2.3.4 刮板链强度验算刮板链强度验算验算刮板链强度，需先算出链条最大张力点的张力值，此张力值的确定按逐点张力法进行计算。得到刮板链的最大静张力后，为了保证刮板链工作的可靠性，必须以链maxS条的工作中所承受的最大张力验算强度。最大张力为最大静张力与动张力之和，动张力按最大张力的 15%20%计算。刮板链的抗拉强度以安全系数 表示。K对于双链刮板输送机，应满足 （2-4-1）5 . 32 . 12maxSSKp式中 刮板链抗拉强度安全系数；K 单条刮板链子的破断拉力；pS14 双链负荷不均匀系数，对于圆环链，取 。88. 0对于两端驱动的刮板输送机，其刮板链上最小张力点位置，要根据不同情况进行分析，如图（2-2）所示，当重段阻力 为正值时，每一传动装置主动链轮xhW相遇点的张力均大于其他分离点的张力。因此，最小张力点是主动轮的分离点 3 ，由“逐点张力法”得 图（2-2）刮板链运行阻力计算示意图 对于双链刮板输送机，取最小张力点张力 N 60004000minS 取 N5000minS 则 NSS5000min3 xhWSS34 1416065000 N146606 2041WSS 2249952146606 N21630 kWSS12 6496621630 N86596因此 N1466064max SS已知 ，kN 代入式（2-4-1）计算，得88. 0850pS链子强度系数 max2 . 12SSKp15 1466062 . 188. 01085023 5 . 35 . 8因而，链子强度足够。2.4 刮板输送机机头部及传动装置2.4.1 机头架机头架机头架是支承和装配机头传动装置（包括电动机、液力耦合器、减速器等） 、链轮组件、盲轴以及其他附属装置的构件。它是由厚钢板焊接而成的，具有较高的强度和刚度。对机头架的基本结构要求是，两侧结构必须相同，便于左右工作面的交替使用和双侧传动。在电动机和减速器之间，有一筒体，称为连接罩。其作用，一是使电动机和减速器连成一体，使二者的出轴准确对中，便于安装；二是保护它里面的液力耦合器。拔链器位于链轮处的上链和下链之间，其作用是让链条字链轮的分离点处顺利脱开，以避免发生卡链、断链、打牙等事故。护轴板没有和机头架的中板做成一体，而是用埋头螺栓固定在机头架上。这种结构的目的，是当拔链器损坏之后便于更换。2.4.2 减速器的传动设计减速器的传动设计传动装置为并列式布置（电动机轴和传动链轮轴垂直） ，故采用三级圆锥圆柱齿轮减速器。高速级为弧齿锥齿轮，中速级为斜齿圆柱齿轮，低速级为直齿圆柱齿轮。这种减速器具有承载能力大、传动效率高、噪音低、体积小、寿命长的特点，用于输入轴与输出轴呈垂直方向布置的传动装置。如带式输送机及各种运输机械，也广泛应用与煤炭、冶金、矿山、化工、建材、轻工和石油等各行业。三级圆锥圆柱齿轮减速器的传动结构简图如图（2-3）所示。具体的减速器设计将在第三章中详细说明。1614567238图（2-3）三级圆锥圆柱齿轮减速器的传动结构简图 1输入轴 1；2弧齿锥齿轮；3斜齿圆柱齿轮；4轴 2；5轴 3；6轴 4；7箱体；8直齿圆柱齿轮2.4.3 液力耦合器液力耦合器（1）结构及工作原理液力耦合器广泛得使用在刮板输送机、带式输送机和转载机等设备上，是动力式液压传动装置之一。液力耦合器在输送机传动装置中，安装在电动机和减速器之间。它主要由泵轮、外壳、透平轮等组成，其结构如图（2-4）所示。 图（2-4）液力耦合器的结构图1液力偶合器；2制动轮 液力耦合器的泵轮和透平轮都具有不同数量的径向叶片（前者多于后者 12片） 。泵轮与左半外壳是一提的，两个半外壳用螺栓固定在一起。外壳及弹性联轴器与电动机相连，起主动轴作用。透平轮与减速器相连，起从动轴作用。输入、17输出轴之间没有刚性连接的机械构件，但当工作腔内装上一定量的工作液后，在液动力的作用下，便能完成能量的传递任务。液力耦合器可以改善电动机的起动性能。输送机在起动时，由于液力耦合器的作用，可使电动机轻载或空载起动，然后负载再逐渐增加，这样，电动机的起动时间缩短了，起动电流也降低了。在多电动机同时驱动的设备中，采用液力耦合器，可使各电动机的输出功率趋于平衡。由于泵轮和透平轮之间为“液体连接” ，故作用在输入、输出轴上的冲击载荷可以大大降低，延长了电动机和工作机构的使用寿命，这对处于恶劣工作条件下的煤碳机械尤为重要。液力耦合器具有过载保护作用。当外负载增加时，输出轴转速下降，泵轮和透平轮的转速差增大。当外负荷继续增大时，工作液将被挤向泵轮轮壁，经溢流孔进入辅助室。此时，工作腔内液体减少，再加上泵轮和透平轮的转速差继续增大，则工作液的温度迅速升高。当工作液的温度升至额定值时，易熔合金塞熔化，液体喷出，电动机带着泵轮及外壳空转，保护了电动机。液力耦合器的主要缺点有两点：一是较其他联轴器的结构复杂、成本高、效率低、使用与维护要求高；二是过去多采用油质工作液，喷液后容易烧伤人员和发生火灾。为了避免事故的发生，近些年除了少量早期生产的液力耦合器使用油质工作液外，大部分采用难燃工作液和水质工作液。（2）液力耦合器的选型根据上面的电动机的参数：额定转速r/min，额定功率kW，电1480n250P动机轴径mm 和下面计算出的减速器输入轴直径mm 选用 2 台 YOX60080D65d限矩型液力耦合器，其具体参数如下：输入转速 r/minn1500传递功率范围 kW360200过载系数：起动 8 . 15 . 1 制动 5 . 22效率 0.96外型尺寸 mm，mm695D510L最大输入孔径及长度 mm210/100最大输出孔径及长度 mm210/115充油量/L ，8 .16min 6 .33max 18重量/kg 1852.4.4 链轮组件链轮组件链轮是刮板输送机传递扭矩最大的部件之一。对链轮的基本要求是：强度高，耐磨，能承受脉动载荷、冲击载荷，并具有一定的韧性；齿形尺寸参数设计准确、加工精度高，保证与链条进行良好的啮合；无论哪种结构的链轮，都要具备易于拆装的特点。链轮的材料选用优质钢材，经铸造或锻造后，进行调质处理。练窝和齿形表面需经表面淬火处理。滚筒的内孔为内花键孔，一端与减速器输出轴相联接，另一端与盲轴联接，安装链轮时，应将花键表面擦洗干净并涂上黄油。如图（2-5）所示：A AA A12A-A 图（2-5）整体式链轮组件 1滚筒；2链轮2.4.5 盲轴组件盲轴组件盲轴由花键轴、花键套、箱体、轴承、油封等组成，主要作用是支承链轮，安装盲轴时，应先将花键擦洗干净涂上黄油后，安装在机头架壁侧，花键轴插入链轮花键孔内。使用前应用量油尺检查盲轴中的油位和迷宫环上的注油孔是否堵塞，盲轴中的注油量约为 4 升，注入 150 号工业齿轮油，迷宫环上利用注油枪通过油杯注入，注入黄油量足以使迷宫环上挤出新鲜黄油为止。2.52.5 溜槽及附件溜槽及附件.1 溜槽溜槽溜槽作为刮板输送机的主要部件之一，通过其结构、性能反映出了输送机的某些特点：（1）溜槽与溜槽之间靠插销式、哑铃式、螺栓式等联结装置联结起来，并保证两节溜槽上下、左右均有一定的活动量，形成刮板输送机的可弯曲性能；19（2）采煤机要求溜槽具有较高的强度，以便承受采煤机的重量以及液压支架的推移力；（3）刮板输送机的寿命以溜槽的耐磨性为主要指标；（4）刮板输送机的输送能力除了与刮板链速度有关外，主要取决于溜槽的宽度。溜槽分为中部溜槽、过渡溜槽、调节溜槽、阻链溜槽和上链溜槽。（1）中部槽中部槽由槽帮钢、中板、端头、支座焊接而成。中部槽外侧焊有支座，用以固定档板和产煤板，槽帮两端焊有高锰钢制成的凸端头和凹端头，在中板上堆焊耐磨合金粉块。这两项措施用以增加中部槽的联接强度和耐磨性。如图（2-6）所示： 图（2-6）中部槽组装时应将中部槽带凸端头的一端插入另一节中部槽的凹端头，然后用哑铃销或螺栓联接在一起，再用限位销将哑铃销限位。中部槽组装后，允许在水平和垂直方向弯曲，安装中部槽时要保护平直，将凸端头指向运输方向，中部槽之间应靠紧，用哑铃销或螺栓联接之后，再组装档板和产煤板。（2）过渡槽本机分机头、机尾两种过渡槽，一种机头过渡槽主要由槽帮、中板、端头和连接板等焊接而成。另一种机头过渡槽由侧板、中板、端头和连接板等焊接而成。机尾过渡槽结构与机头过渡槽大致相同。机头过渡槽连接端为凹端头，机尾过渡槽连接端为凸端头。机尾过渡槽设有上链器，以便底刮板链出槽时在机尾过渡槽上链器出能顺利进入过渡槽内。（3）调节溜槽调节溜槽有 500mm 和 1000mm 两种，用以调节刮板输送机的总长度。20（4）阻链溜槽阻链溜槽其结构基本上和中部槽相同，不同的只是在于中板上开有两个链槽，供紧链时安装阻链器使用。阻链溜槽安装在过渡溜槽和中部溜槽之间。紧链时，将阻链器放在刮板链上面，其底部凸出块插入阻链溜槽中板的链槽中，两翼转入槽帮中。当刮板链正向运行时，刮板在面上滑动直到被卡住为止，起到固定刮板链的作用。当刮板链正向运行时，刮板从夹持位置松开，然后转动两翼将阻链器取出。（5）上链溜槽上链溜槽实际上是装有上链器的过渡溜槽。上链器装在机头过渡溜槽的下翼缘，其作用是使从下槽脱出的回空刮板链在运行中顺利地进入槽内。2.5.2 附件附件溜槽附件有挡煤板、电缆槽、铲煤板等。挡煤板装在溜槽靠采空区一侧的槽帮钢上。挡煤板有三个作用：一是增加溜槽上的货载断面积，提高输送机的输送能力；二是防止采煤机装煤时，将煤抛撒到采空区；三是它上面可以安装电缆槽和水管等。为了将刮板输送机推移到紧靠煤壁和防止输送机横向倾斜，在溜槽靠煤壁侧的槽帮钢上装有铲煤板，以便在推移输送机时先清除机道上的浮煤。铲煤板安装后，上缘应低于槽帮，下缘要超出槽底，宽度方向应与采煤机滚筒有一定间隔。铲煤板的刃口应有足够的强度。2.6 刮板链2.6.1 刮板链的结构形式刮板链的结构形式鉴于刮板链的工作特点，要求其具有以下特征：圆环链抗拉强度要高，耐磨性要好，耐疲劳性能要好，抗腐蚀性要强。刮板链有中单链、中双链、边双链和三链共四种。因三链刮板链的三条链子受力极不均匀，同时还增加了功率消耗，所以已被逐渐淘汰。虽说边双链要比三链受力均匀得多，但比起中双链还差得多。为了解决两条链子受力不均，增加刮板输送机的可弯曲性能，中单链和中双链是发展趋势。刮板链由刮板、圆环链和接链环三部分组成。刮板是货载的拖拉构件，圆环链是货载输送的牵引构件。刮板的形状要能在运行中有刮底清帮、防止煤粉结和堵塞的作用，并应尽量21减小质量。刮板的间距，以所运物料的性质和块度而顶。刮板间距过大，带不动物料运行或只带动部分物料运行；刮板间距过小，加大了正个刮板链的质量，增加了运行阻力，还浪费了材料。按牵引链条的结构，可分为可拆模锻链、片式套筒链和焊接圆环链。目前刮板输送机使用的全部为焊接圆环链。2.6.2 刮板链的选型与技术要求刮板链的选型与技术要求本刮板输送机刮板链为中双链形式，链条为矿用高强度圆环毫米C9226链，链间距为mm，每条为 2174 个环，长 200m，每 10 环处安装一个刮板，即130刮板间距为mm，刮板装在平环上，通过 E 型螺栓固定在圆环链上。链条之间是920用连接环联结。如图（2-7）所示：92261刮板运行方向23465 图（2-7）中双链式刮板链1刮板；2螺母；3圆环链；4锯齿形接链环；5弹性垫圈；6E 型螺栓刮板采用锻模制造，以保证强度及特殊形状的要求。本机所采用的刮板，中间具有足够的强度，两端提高耐磨性受力分布更加合理。E 型螺栓采用锻模制造，材质 40Cr 并进行热处理加工，螺母采用特制的全金属六角锁紧螺母。锯齿形接链环，是由两个相同的带锯齿的半链环，利用弹性销组装在一起。安装锯齿形接链环时，先在两个半环上各自挂上要联结的链段半环，然后对准锯齿22安装，再装上弹性销。拆卸时先用冲销工具冲掉弹性销。轻轻用手锤敲打即可拆开。2.7 紧链装置 为使刮板输送机安全运行，刮板链内应具有一定的张力。施给刮板链张力的装置叫紧链装置。新安装或运行中的刮板输送机均需要紧链。 早期的轻型刮板输送机，用改变机尾轴位置的办法人工紧链。现在全部采用定轴距机械紧链。机械紧链有两种方式：一是将刮板链的一端固定在机头架侧板上或阻链器溜槽上，而另一端绕过机头链轮。紧链时电动机和链轮反转，刮板链随即被拉紧。当刮板链张力合适时，紧链装置将链轮制动住，防止刮板链回松。当将两个刮板链头接好后，紧链装置解除制动。目前大部分刮板输送机用的是这种紧链方式，其紧链器有棘轮紧链器、摩擦轮紧链器、闸盘紧链器、液压马达紧链器等；第二种紧链方式是采用液压缸紧链器，它可以在输送机长度上的任何一个位置进行紧链。这种紧链器可以随意搬动。将它放在两个链头中间，用液压缸紧链器紧链两端的挂钩分别钩住两头的刮板，待液压缸收缩后将刮板链拉紧并接好。这种紧链器分低压大行程和高压小行程紧链两个过程。闸盘紧链器是以联接罩为基座，用螺栓牢固地组装在联结罩上，来制动或松开安装在减速器输入轴上的闸盘，起到紧链作用。其制动或松开是通过制动装置的手轮来控制，当手轮顺时针旋转时，使制动板以销轴为支点向夹紧闸方向转动，使制动板上的闸块抱紧闸盘产生了制动力，以进行紧链。当手轮反时针方向旋转时，制动力随之减少，直至使制动板上的闸块离开闸盘，制动力完全消失。通过旋转手轮来调节和控制制动力，调节到紧链时所需的预紧力。闸块应位于正确位置，以保证有效地制动闸盘。安装新闸块时，两闸块之间最大张开距离 20 厘米，随后将螺钉调至联接座相接触，并拧紧螺母以限定制动板及闸块的位置。用紧链钩紧链时，先将紧链钩的一端挂在机头架则板孔径内，另一端挂在68机头附近上刮板链的立环上，但要注意，两条紧链钩应挂在同一位置上的链子立环外侧，然后反转起动电动机，直到闸盘紧链器停止转动为止。立即扳动制动装置的手轮，闸死闸盘紧链器，并切断电动机电源，以便安全操作，进行拆链和接链。当缩短和接长链条之后，再慢慢松开制动轮，取走紧链钩，再开车运行。在输送机正常运转时，可取下制动装置部分，然后用盖板盖上安装口。232.8 推移装置推移装置是在采煤工作面内将刮板输送机向煤壁推移的装置。综采工作面使用液压支架上的推移千斤顶，非综采工作面用单体液压推溜器或手动液压推溜器。液压推移装置主要由设在顺槽中的泵站和沿工作面布置的油管及液压千斤顶组成。千斤顶是推移刮板输送机的，装在输送机靠采空区一侧，在输送机机头、机尾处分别安装 23 个，中间溜槽每隔 6 米布置 1 个，每个千斤顶均由单独的操纵阀控制。控制操纵阀的位置，可使用泵站通过油管来送来的高压油进入千斤顶液压缸的前部或者后部使千斤顶的活塞伸出或缩回，从而推动输送机向前移动。对于综合机械化采煤工作面，推移刮板输送机和移动液压支架是紧密联系在一起的。操纵控制阀也在一起，一般把输送机的液压千斤顶推移装置包括在液压支架中。243 3 减速器的设计减速器的设计3.1 传动系统的确定这里主要是根据查阅的相关书籍和资料，借鉴以往刮板输送机传动系统的设计经验，初步确定传动系统：传动装置为并列式布置（电动机轴与传动链轮轴垂直） ，故采用三级圆锥圆柱齿轮减速器。高速级为弧齿锥齿轮，中速级为斜齿圆柱齿轮，低速级为直齿圆柱齿轮。其传动结构简图如图（3-1）所示：14567238 图（3-1）三级圆锥圆柱齿轮减速器的传动结构简图 1输入轴 1；2弧齿锥齿轮；3斜齿圆柱齿轮；4轴 2；5轴 3；6轴 4；7箱体；8直齿圆柱齿轮3.1.1 总传动比及传动比分配总传动比及传动比分配（1）总传动比已知电动机满载转速n=1480r/min,考虑到液力耦合器的传动过程有 5%的偏差，则传到 1 轴的转速为 %)51 (1 nn %951480 r/min1406本机选择链轮的分度圆直径mm，则链轮的转速为500D （3-1-1）Dvn60式中 v 刮板链的速度已知 m/s ，代入式（3-1-1）计算得2v r/min43.7650. 0260n25故总传动比为 396.1843.7614061nni（2）传动比分配总传动比等于各级传动比的连乘积，即 （3-1-2）321iiii第一级弧齿圆锥齿轮传动的传动比为 31i第二级和第三级传动看作是对展开式齿轮减速器，为保证高低速级大齿轮浸油深度大致相近，其传动比要满足下式 （3-1-3）22)4 . 13 . 1 (ii 联系式（3-1-2）和式（3-1-3） ，把和代入计算，得396.18i31i 83. 22i 17. 23i3.1.2 传动装置运动参数的计算传动装置运动参数的计算 从减速器的高速轴开始各轴命名为 1 轴、2 轴、3 轴、4 轴。（1）各轴转速计算第 1 轴转速 r/min14061n第 2 轴转速 r/min67.46831406112inn第 3 轴转速 r/min61.16583. 267.468223inn第 4 轴转速 r/min 32.7617. 261.165334inn（2）各轴功率计算第 1 轴功率 3211 PP 99. 0955. 096. 0250 kW2 .229第 2 轴功率 4312 PP 98. 099.2 .22926 kW4 .222第 3 轴功率 5323 PP 98. 099. 04 .222 kW8 .215第 4 轴功率 5334 PP 98. 099. 08 .215 kW4 .209以上式中 P 电动机功率，kW250P 液力耦合器的传动效率，196. 01 电动机的效率，2955. 02 球轴承的效率，399. 03 圆锥齿轮传动的效率，498. 04 圆柱齿轮传动的效率，598. 05（3）各轴扭矩计算第 1 轴扭矩 1119550nPT 14062 .2299550 Nm8 .1556第轴扭矩2229550nPT 67.4684 .2229550 Nm8 .4531第轴扭矩3339550nPT 61.1658 .2159550 Nm2 .1244427第轴扭矩4449550nPT 32.764 .2099550 Nm4 .26202（4）将以上计算数据列表 3-1 表 3-1轴号转速n（r/min）输出功率P/kW输出扭距T/Nm电动机轴14802501668.5轴 11406229.21556.8轴 2468.67222.44531.8轴 3165.61215.812444.2轴 476.32209.426202.43.2 齿轮的设计3.2.1 弧齿圆锥齿轮的传动设计计算弧齿圆锥齿轮的传动设计计算 已知Nm ；r/min ；kW。8 .15561T31i14061n2 .2291P（1）选择齿轮的材料 由文献2表 6.2 选 小齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC=5862 大齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC=5862（2）主动锥齿轮分度圆直径的选择 根据Nm 由文献3图 3-1 和图 3-2 分别选得8 .15561T mm 和 mm6 .1241d8 .1122d 取两者中较大值，则mm 6 .1241d（3）螺旋角的选择 取，小齿轮为左旋，大轮为右旋。 35m（4）齿数及模数的初步选择28齿数的选择由文献3查得。则，为了使磨损均匀，相配齿201z60203112ziz轮应避免有公约数，故取。612z模数的确定法面模数 mm23. 6206 .12411zdmt（5）变位系数由文献3图 3-7 查得切向变位系数；141. 0tx由文献3图 3-6 查得径向变位系数。35. 01x（6）全齿高h、径向间隙系数、齿顶高系数f、压力角由文献3表 3-5 得0c mm762.1123. 6888. 1888. 1tmh ； 188. 00c85. 0f 20（7）几何尺寸计算下列计算中的下标，1 为小齿轮，2 为大齿轮。1 分度圆直径 mm6 .1242023. 611zmdt mm03.3806123. 622zmdt2 节锥角 121119186120tgzztg 12517191890903 外锥距 mm00.200918sin26 .124sin211dLa4 齿面宽 mm00.6000.2003 . 0aLLb 式中 3 . 0L5 齿顶高29 mm476. 723. 6)35. 085. 0()(11tamxfh mm115. 323. 6)35. 085. 0()(11tamxfh6 齿根高 tfmxcfh)(101 23. 6)35. 0188. 085. 0( mm286. 4 tfmxcfh)(102 23. 6)35. 0188. 085. 0( mm647. 87 全齿高 mm762.1123. 6188. 085. 0220tmcfh8 工作齿高 mm591.1023. 685. 022tfmh9 齿顶间隙 mm171. 123. 6188. 00tmcc10 齿根角 111113100.200286. 4tgLhtgaff 121228200.200647. 8tgLhtgaff11 根锥角 1115616131918ff 22223692825171ff12 面锥角 2113720282918fa 1224731315171fa13 齿顶圆直径 1111cos2aahdd30 918sin476. 726 .124 mm81.138 2222cos2aahdd 5171sin115. 3203.380 mm97.38114 节锥顶点至齿顶圆距离 1121sin2ahhdA 918sin476. 7203.380 mm69.187 2212sin2ahhdA 5171sin115. 326 .124 mm34.5915 周节 mm57.1923. 61416. 3tmp16 大端理论弧齿厚 mm833.1221sps ttmxtgxscos2212 23. 6141. 043cos2035. 022tg mm737. 6上式中 43（8）强度计算 1）齿面接触疲劳强度计算 计算接触应力31 （3-2-1）IbdKKKKKFZRXHVAtEH115 . 1式中 圆周力 111311095502ndPFt 14066 .1242 .22910955023 N24988 工况系数 ； （文献3表 3-1）1AK 动载系数 ，按文献3图 3-8，考虑齿轮精度较低，查曲线2 . 1VK2。查图时，圆周速度为 10006011ndV 10006014066 .1241416. 3 m/s17. 9 载荷分布系数，根据一般工业用途，两轮双跨支承，由文献3表1 . 1HK3-13 查出。 尺寸系数 ；1XZ 几何系数 ，由文献3图 3-10 查得；134. 0I 弹性系数 按一对钢制齿轮选取；2/8 .189mmNZE齿轮接触计算应力 134. 06 .12400.601 . 111 . 12 . 11249885 . 18 .189H 2/9 .1398mmN计算齿轮的接触疲劳极限应力limH （3-2-2）ZZZWNHHlimlim 式中 两轮材料和热处理相同，故齿轮材料的接触极限应力相limHlimH同，由文献3表 3-14 按渗碳钢，表面淬硬 HRC60 得32 2lim/1726mmNH 接触计算用的寿命系数NZ 小轮的工作循环数 分钟转小时分天小时年天年/1406/60/8/300101eN 转91002. 2由文献3图 3-11 查得 ；1NZ 工作硬化系数，因齿数比u60 得limH 2lim/1726mmNH43 接触强度寿命系数 、应力循环次数NNZhjLnN2160 830010161.16560 转8104 . 2 转88312101 . 117. 2104 . 2iNN 查文献2图 6-5 得 121NNZZ 接触强度最小安全系数 1minHS 则 221/1726111726mmNHH 许用弯曲应力 F XNFFFYYSminlim 弯曲疲劳极限 查文献2图 6-7，双向传动乘 0.7，由于两齿轮材料、limF热理都相同，则弯曲疲劳极限也相同。limF 22lim1lim/700mmNFF弯曲强度寿命系数 ，查文献2图 6-8 得NY 121NNYY弯曲强度最小安全系数 4 . 1minFS则 221/4954 . 199. 01700mmNFF（2）齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度33332022. 0013. 0nPnv m/s，参考文献2表 6.7、表 6.8 选取 公差组 8 级 4tv 小齿轮分度圆直径1d44 （3-2-11） 332112uuKTZZZddHHE 齿宽系数 查文献2表 6.9，按齿轮相对轴承为非对称布置，得d 8 . 0d 小轮齿数 在推荐值 中选取 1z4020231z 大轮齿数 圆整取 2z91.492317. 2132ziz502z 齿数比u 174. 2235012zzu 传动比误差 合适uu05. 000184. 017. 217. 2174. 2uu 小轮转距 Nm2T2 .124442T 载荷系数K KKKKKVA 使用系数 查文献2表 6.3 得 AK1AK 动载系数 由推荐值 取VK4 . 105. 12 . 1VK 齿间载荷分配系数 由推荐值 取K2 . 10 . 11 . 1K 齿向载荷分布系数 由推荐值 取K2 . 10 . 11 . 1K 载荷系数K 45. 11 . 11 . 12 . 11KKKKKVA 材料弹性系数 查文献2表 6.4 得 EZ2/8 .189mmNZE 节点区域系数 查文献2图 6-3（ ，）得HZ 0021 xx 5 . 2HZ 重合度系数 由推荐值 取Z92. 085. 087. 0Z故小齿轮分度圆直径1d 332112uuKTZZZddHHE 33217. 21174. 28 . 0102 .1244445. 12172687. 045. 28 .18945 mm602.155 齿轮模数m mm76. 623602.15511zdm 取标准 mm10m 小轮分度圆直径 mm1d230231011 mzd 圆周速度v m/s 符合26000061.1652306000031ndv 标准中心距a mm3652502310221zzma 齿宽b mm1842308 . 01dbd 大轮齿宽 mm2b1842 bb 小轮齿宽 mm1b190)105(21 bb（3）齿根弯曲疲劳强度校核计算 （3-2-12）FSaFaFYYYmbdKT132 齿形系数 查文献2表 6.5 得FaY 小轮 69. 21FaY 大轮 32. 22FaY 齿形系数 查文献2表 6.5 得2FaY 小轮 575. 11SaY 大轮 70. 12SaY 重合度 tantantantan212211aazz46 20tan102501020cos5010arccostan5020tan102231020cos2310arccostan2321 673. 1 重合度系数 698. 0673. 175. 025. 075. 025. 0Y则 YYYmdbKTSaFaF1111312 698. 0575. 169. 210230190102 .1244445. 123 2/21.244mmN YYYmdbKTSaFaF22121322 698. 070. 132. 210230184102 .1244445. 123 2/75.234mmN故齿根弯曲强度满足。 （4）齿轮其他主要尺寸计算大轮分度圆直径 2d500501022 mzd根圆直径 mmfd2051025. 12230211ffhdd mm4751025. 12500222ffhdd顶圆直径 mmad250102230211aahdd mm520102500222aahdd（5）公法线长度的计算跨齿数 K 的计算参照文献5,跨齿数 k的计算公式为：对于标准直齿轮， 5 . 0180zk式中z齿轮的齿数；分度圆压力角。47代入两齿轮的相关数据，四舍五入圆整可得： ，31k62k公法线长度的计算根据参考文献5,标准直齿轮公法线计算公式为 invzkmW5 . 0cos式中m齿轮模数；标准压力角； 渐开线函数，inv014904. 020 inv代入各齿轮已知数据可得： mm ；mm025.771W370.1692W3.3 减速器轴的设计与校核3.3.1 高速轴（高速轴（1 轴）的设计轴）的设计（1）输入轴转矩小锥齿轮轴的转矩：Nm 8 .15561T（2）求作用在齿轮上的力 圆周力tF 11131095502ndPFt 14066 .1242 .22995500002 N 24988 由文献3式（4-2）得，径向力rF mmtriFFtancostansin1 35tan35cos20tan05. 315.18sin24988 N18823 由文献3式（4-3）得，轴向力aF48 mmtaiFFtancostansin1 35tan05. 335cos20tan15.18sin24988 N15488上式中 小轮的节锥角，；115.181 压力角，； 20 螺旋角，m 35m 05. 315.18sin15.18cossincos11i上两式计算出的结果为“+”代表轴向力离开圆锥顶点；“-”代表轴向力指向圆锥顶点。（3）确定轴的最小直径选取轴的材料为 20CrMnTi 钢，渗碳淬火由文献2式（8-2） 计算轴的最小直径并加大 3%以考虑键槽的影响。3nPAd 查文献2表 4-2，取 A=105则 mm1 .5914062 .22910503. 13mind（4）轴的结构设计 拟定轴上的装配方案，如图（3-2）：49 ABCD轴承轴承齿轮轴12345图（3-2）轴 1 的设计图按轴向定位要求确定各轴的直径和长度 轴段 1 用于安装液力偶合器，其直径应与液力偶合器的孔径相配合。查手册液力偶合器的孔为花键孔（,且长度为 160mm）5 . 3m16z所以轴 1 为花键轴,取mm，长度为mm。651d1601l轴段 2 轴段 1 右端制出定位轴肩取轴肩高度为mm,孔倒角32 chc取 3mm，所以轴段 2 直径mm。根据减速器与轴承端盖结hdd212752d构确定轴承端盖总长度为 38mm。根据端盖拆装要求取端盖外部与液力偶合器右端距离为 30mm，则mm。682l轴段 3 该轴段安装滚动轴承，由于轴承即受径向力也受轴向力，且为了装拆轴承内圈，且符合标准轴承内径，查 GB/T297-94，选用圆锥滚子轴23dd 承型号为 30216，dDB=8013028.25mm，故mm ，mm。803d1483l轴段 4 取右端定位轴肩高度mm，则mm，mm。5 . 4h894d284l轴段 5 由于齿轮较小所以作成齿轮轴，mm。585l确定轴承及齿轮作用力位置先确定轴承支点位置，查 30216 轴承，其支点尺寸mm，因此两轴承支点之间25a的距离mm，右端轴承的支承点到齿轮载荷作用点距98252148232alL50离mm，左端轴承的支承点到轴段 1 的支承点的距离8225828252543llaLmm。173216068252121llaL绘制轴的弯距图和扭距图1）求轴承反力H 水平面根据力的平衡方程和对齿轮载荷点取距，得方程组 tHHFRR21 032321LRLLRHH 把数据代入，解方程组得 N ，N5 .209101HR5 .458982HR V 垂直面 根据力的平衡方程和对齿轮载荷点取距，得方程组 rVVFRR21 （为小轮分度圆直径）2132321dFLRLLRaVV1d 把数据代入，解方程组得 N ，N2 .178811VR2 .367042VR2）求齿宽中点处弯距H 水平面 Nmm376389082985 .209103211LLRMHH Nmm3763890825 .45898322LRMHHV 垂直面 Nmm 321861682982 .178813211LLRMVV Nmm 3009744822 .36704322LRMVV合成弯距M51 Nmm ， Nmm2 .49524091M6 .48192761M扭距T Nmm 1556800T 弯距图、扭距图见图（3-3） 。52FaFrFtRRRRH2V2H1V1ABCDT1RRH2H1FtL1L2L3RRV2V1FaFrR9V1MhMvaTMMac 图（3-3） 按弯扭合成强度校核轴的强度 当量弯距，取折合系数，22TMMca6 . 0则齿宽中点处当量弯距53 Nmm4 .503972815568006 . 02 .4952409221caM Nmm5 .490896415568006 . 06 .4819276221caM 当量弯距图见图 3-3。 轴的材料为 20CrMnTi 钢，渗碳淬火。查得，由文献2表 8.92/1200mmNb查得材料许用应力。21/110mmNb 由文献2式 8-4 得轴的计算应力为 233111/1 .266 .124014 .50397281 . 0mmNdMWMcacaca 故该轴满足强度要求。（5）精确校核轴的疲劳强度对于重要的轴，必须按安全系数精确校核轴的疲劳强度。一般用途的轴该步即可省略。1）判断危险截面危险截面应该是应力较大，同时应力集中较严重的截面。从受载情况观察，截面 C 上最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两caM端） ，而且这里轴径较大，故截面 C 不必校核。从应力集中对轴的疲劳强度削弱程度观察，轴段 3 的左侧为危险截面。2）计算危险截面的应力截面右侧弯矩M为 M=4952409.2 Nmm截面上的扭矩T为 T=1556800Nmm抗弯截面系数 3331899136 .1243232mmdW抗扭截面系数 333949466 .1241616mmdWT截面上的弯曲应力 2/08.201899132 .4952409mmNWMb截面上的扭转剪应力 2/2 . 81899131556800mmNWT弯曲应力幅 =20.08ab2/N mm弯曲平均应力 =0m扭转剪应力的应力幅与平均应力相等，即=/2=8.2/2=4.1am2/N mm543）确定影响系数轴的材料为 20CrMnTi 钢，渗碳淬火。查得=1200，-b2/N mm1=850，-1=250。2/N mm2/N mm 轴肩圆角处的有效应力集中系数、。根据r/d=2/80=0.025kkD/d=89/80=1.11,由文献2表 8.9 插值后可得=2.855，=1.738。kk尺寸系数、 根据d查文献表 8.12 得=0.66，=0.73。表面质量系数、。根据=1200和表面加工方法为精车，查得b2/N mm=0.88。材料弯曲、扭转的特性系数、。取=0.1，=0.5=0.054）计算安全系数由上面结果可得： 8 .1401 . 008.20855. 28501makS 9 .1151 . 405. 01 . 4738. 18501makS 68.149 .1158 .149 .1158 .142222SSSSSca 查表 4-4 中的许用安全系数S=1.8 值，可知该轴安全。3.3.2 轴轴 2 的设计与校核的设计与校核（1）输入轴转矩小斜齿轮轴的转矩：Nm 8 .45312T（2）弧齿轮上所受的力 圆周力1tF 111311095502ndPFt 14066 .1242 .2299550000255 N 24988 由文献3式（4-2）得，径向力1rF mmtriFFtancostansin111 35tan05. 335cos20tan15.18sin24988 N15488由文献3式（4-3）得，轴向力1aF mmtaiFFtancostansin111 35tan35cos20tan05. 315.18sin24988 N18823上式中 小轮的节锥角，；115.181 压力角，； 20 螺旋角，m 35m 05. 315.18sin15.18cossincos11i上两式计算出的结果为“+”代表轴向力离开圆锥顶点；“-”代表轴向力指向圆锥顶点。斜齿轮上所受的力圆周力2tF N5263420.172108 .4531223222dTFt 径向力 2rF N1963668.12cos20tan52634costan22ntrFF56 轴向力2aF N1184268.12tan52634tan22taFF（3）确定轴的最小直径选取轴的材料为 20CrMnTi 钢，渗碳淬火由文献2式（8-2） 计算轴的最小直径并加大 3%以考虑键槽的影响3nPAd 查文献2表 4-2，取 A=105则 mm36.8467.4684 .22210503. 13mind（4）轴的结构设计 拟定轴上的装配方案，如图（3-4） 。1234567ABCD轴承轴承斜齿轮齿轮轴L1L2L3 图（3-4）轴 2 的设计按轴向定位要求确定各轴的直径和长度 轴段 1 用于安装轴承，要符合标准轴承内径，查 GB/T276-94 选深沟球1d轴承，其型号：6017 型，mm，mm，mm。故mm，85d130D22B851dmm。661l轴段 2 mm862l轴段 3 装斜齿轮的轴段，mm，mm。1203d1163l57轴段 4 取齿轮左端定位轴肩高度mm，则mm，mm。5h1304d104l轴段 5 由于齿轮较小所以作成齿轮轴，mm。20.1725d1455l轴段 6 轴肩与右边轴肩一样大小，故mm，mm。1306d206l 轴段 7 用于安装轴承，取mm，mm。根据mm 查 GB/T288-857d407l857d1994 选调心滚子轴承，代号为 22217C/W33，其参数：mm，mm，mm。轴承润滑方式选择：85d130D36Bmmr/min,选择脂润滑。54271012. 11098. 367.46885nd确定轴承及齿轮作用力位置两齿轮载荷受力点之间的距离mm，右端轴承1402145102116225432lllL的支承点到斜齿轮载荷作用点距离mm，左端轴承的177211686266223213lllL支承点到小齿轮受力点的距离mm。113214520240225671lllL绘制轴的弯距图和扭距图如图（3-）5 所示 垂图（3-5）轴 2 的计算简图 582）求轴承反力H 水平面根据力的平衡方程和对齿轮载荷点取距，得方程组 2121rrHHFFRR 02132211LFLLRLRtHH 上式中 、分别为大斜齿轮、小齿轮的分度圆直径。1d2d 把数据代入，解方程组得 N ，N490881HR285342HR V 垂直面 根据力的平衡方程和对齿轮载荷点取距，得方程组 2121ttVVFFRR 02222112132211dFdFLFLLRLRaarVV把数据代入，解方程组得 N ，N315401VR35842VR3）求各齿宽中点处弯距H 水平面 Nmm55469441134908811LRMHHB Nmm50505181772853432LRMHHCV 垂直面 Nmm 35640201133154011LRMVVB Nmm 634368177358432LRMVVC合成弯距M Nmm ， Nmm6593241BM5090202CM 校核轴的强度59轴的材料为 20CrMnTi 钢，渗碳淬火。查得，由文献2表 8.92/1200mmNb查得材料许用应力。21/110mmNb 由文献2式 8-4 得轴的计算应力为 2331/91.1220.1720165932411 . 0mmNdMWMBBca 故该轴满足强度要求。（6）校核轴的疲劳强度对于重要的轴，必须按安全系数精确校核轴的疲劳强度。一般用途的轴该步即可省略。判断危险截面危险截面应该是应力较大，同时应力集中较严重的截面。从受载情况观察，截面 B 上M最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端） ，而且这里轴径较大，故截面 B 不必校核。从应力集中对轴的疲劳强度削弱程度观察，轴段 4 的左侧为危险截面。计算危险截面的应力截面右侧弯矩M为 N597055350902021408250902026593241M截面上的扭矩 T 为 T=0Nmm抗弯截面系数 =215690.5331303232dW3mm抗扭截面系数 = =107845.2TW316d3mm截面上的弯曲应力 2/68.275 .2156905970553mmNWMb截面上的扭转剪应力 02/N mm弯曲应力幅 =27.68ab2/N mm弯曲平均应力 =0m扭转剪应力的应力幅与平均应力相等，即=/2=0am2/N mm确定影响系数60轴的材料为 20CrMnTi 钢，渗碳淬火。由表 4-1 查得=1200，-1=850b2/N mm，-1=250。2/N mm2/N mm 轴肩圆角处的有效应力集中系数、。根据r/d=2/130=0.015kkD/d=172.20/130=1.32,由文献2表 8.9 插值后可得=3.50，=2.10。kk尺寸系数、。根据d 查文献表 8.12 得=0.60，=0.68。表面质量系数、。根据=1200和表面加工方法为精车，查得b2/N mm=0.78。材料弯曲、扭转的特性系数、。取=0.1，=0.5=0.005由上面结果可得： 77. 801 . 068.2750. 38501makS =8.77caSS查表 4-4 中的许用安全系数S=1.8 值，可知该轴安全。3.3.3 轴轴 3 的设计与校核的设计与校核（1）输入轴转矩小斜齿轮轴的转矩：Nm 2 .124442T（2）大斜齿轮上所受的力圆周力1tF N6 .2244380.483102 .12444223121dTFt 径向力 1rF N1819268.12cos20tan6 .22443costan11ntrFF 轴向力1aF61 N4 .1557468.12tan6 .22443tan11taFF小直齿轮上所受的力圆周力2tF N4 .35821230102 .12444223222dTFt 径向力 2rF N2393520tan4 .35821tan22trFF（3）确定轴的最小直径选取轴的材料为 20CrMnTi 钢，渗碳淬火由文献2式（8-2） 计算轴的最小直径并加大 3%以考虑键槽的影响3nPAd 查文献2表 4-2，取 A=105则 mm13.11861.1658 .21510503. 13mind（4）轴的结构设计 拟定轴上的装配方案，如图（3-6） 。ABCDL1L2L3654321轴承轴承齿轮轴大斜齿轮62 图（3-6）轴 3 的设计图按轴向定位要求确定各轴的直径和长度 轴段 1 该轴段安装滚动轴承，考虑轴承即受径向力也受轴向力,同时考虑到轴的最小直径，所以选用调心滚子轴承取轴段直径为mm，轴承型号为1201d23124C/W33， dDB=12018046，所以mm，mm。1201d801l轴段 2 轴段 1 右端制出定位轴肩取轴肩高度为 h=20mm,所以轴段 2 直径mm。根据最后整体安装尺寸取L2=16。所以mm，mm。1602d1602d162l轴段 3 由于齿轮较小，在此把齿轮与轴作为一体，所以mm,2303d。1902l轴段 4 此段为轴肩，考虑到大圆柱齿轮的定位以及加工方便，所以取,根据最后整体安装尺寸取。1604d164l轴段 5 该轴段安装齿轮，齿轮右边采用套筒定位，左端采用轴肩定位，取轴段直径d5=140，已知齿轮轮毂宽度为 146，为了是套筒端面可靠的压紧齿轮，轴段长度应略短与齿轮轮毂孔的宽度，所以取轴段长度为 L5=146。轴段 6 该段安装滚动轴承，该轴段直径与轴段 1 的直径，取 d6=120, 选用调心滚子轴承，轴承型号为 23124C/W33， dDB=12018046，所以mm，mm。 1206d706l（5）轴的强度校核 求轴的载荷支反力水平面 123323211LLLLFLLFRttH 1501081841084 .358211081846 .22443 =38057N 2112ttHHFFRR 4 .358216 .2244338057 N2020863 支反力垂直面 123232111LLLLLFLFRttV 1501841081841084 .358211506 .22443 N26450 2112rrVVFFRR 239351819226450 N15677弯矩水平面 Nmm57085501503805711LRMHHB Nmm 21824641082020832LRMHHC 弯矩垂直面 Nmm 39675001502645011LRMVVB Nmm 16931161081567732LRMVVC合成弯距M Nmm ， Nmm6951877BM2762208CM弯距图如图（3-7）所示。64Fa2Fr2Ft2Fa1Fr1Ft1RRH1V1ARRH2V2DBCR9R9V1V2RV1RV2RH1RH2Ft2Ft1MHMH1MH2Fr2Fr1Fa1MVMR9V1R9V2L1L2L3图（3-7）轴 3 的计算图 校核轴的强度轴的材料为 20CrMnTi 钢，渗碳淬火。查得，由文献2表 8.92/1200mmNb查得材料许用应力。21/110mmNb65 由文献2式 8-4 得轴的计算应力为 2331/7 .152300169518771 . 0mmNdMWMBBca故该轴满足强度要求。轴 4 的校核与轴 3 的原理相同，这里就不在校核了。3.4 轴承寿命的校核计算轴承的设计寿命比照国际水准一般为 10000h30000h。采煤机在工作过程中时常受到冲击载荷，对其零部件的破坏相对较大，因而，为了充分保证轴承使用的可靠性，取其设计寿命低一些，选取11000h。hL轴承的寿命按下式计算： （3-4-1）PFCFnLpth60106式中 n轴承内外圈的相对速度；C轴承的额定载荷； P轴承承受的当量载荷; 载荷系数;pF 温度系数；寿命系数，取 .tF3103.4.1 轴轴 1 处轴承寿命的校核处轴承寿命的校核由前面轴的结构设计过程可知，这里选择了圆锥滚子轴承 30216，它的主要参数如下表 3-2 所示:表 3-2极限转速r/min轴承型号DmmdmmTmmemmY mm额定动负载kN额定静负载kN脂润滑油润滑302161408028.250.421.41602122600340参考文献2可知，对于既承受径向载荷又承受轴向载荷的圆锥滚子轴承而言，其当量载荷P： （3-4-2）yAxRP式中 x、y分别为径向载荷系数、轴向载荷系数66计算轴承支反力 水平支反力 N ，N 5 .209101HR5 .458982HR 垂直支反力 N ，N2 .178811VR2 .367042VR 合成支反力 N4 .275132 .178815 .209102221211VHRRRN6 .587692 .367045 .458982222222VHRRR轴承的派生轴向力 N2 .98264 . 124 .27513211yRS N1 .209894 . 126 .58769222yRS轴承所受的轴向载荷 因，得121 .364771 .2098915488SSFa N1 .364771 .209891548821SFAa N1 .2098922 SA轴承的当量动载荷1）因，查文献2表 10.5 得42. 033. 14 .275131 .3647711eRA,，由式（3-4-1）得4 . 01x4 . 11 Yy N3 .620731 .364774 . 14 .275134 . 011111AyRxP2） 因，查文献2表 10.5 得42. 036. 06 .587691 .2098922eRA,，由式（3-4-1）得 12x02y N6 .587691 .2098906 .58769122222AyRxP轴承寿命 因，故应按计算，由文献2表 10.3 查得，=1.00, 21PP 1Ptf=1.1。pf67 11080h3106163 .620731 . 12120000 . 1140660106010PFCfnLtth由计算结果知，所选轴承的计算寿命大于其设计寿命，所以这里确定使用型号为30216 的轴承。3.4.2 轴轴 2 处轴承寿命的校核处轴承寿命的校核这里选择轴承的设计寿命和截一轴上的轴承设计寿命相同，取Lh11000h。由前面的选择知，这里采用调心滚子轴承 22217C/W33，其参数如下表参考文献2可知，对于既承受径向载荷又承受轴向载荷的圆锥滚子轴承而言，其当量载荷P： yAxRP式中 x、y分别为径向载荷系数、轴向载荷系数计算轴承支反力 水平支反力 N ，N 490881HR285342HR 垂直支反力 N ，N315401VR35842VR 合成支反力 N3 .5834731540490882221211VHRRRN2 .287583584285342222222VHRRR轴承的派生轴向力 N6 .97240 . 323 .58347211yRS N47930 . 322 .28758222yRS轴承所受的轴向载荷 因，得1216635479311842SSFa N1663547931184221SFAa N479322 SA轴承的当量动载荷1）因，查文献2表 10.5 得42. 029. 03 .583471663511eRA68,，由式（3-4-2）得11x01y N3 .583471663503 .583470 . 111111AyRxP 2）因，查文献2表 10.5 得42. 017. 02 .28758479322eRA,，由式（3-4-2）得 12x02y N2 .28758479302 .28758122222AyRxP轴承寿命 因，故应按计算，由文献2表 10.3 查得，=1.00。21PP 1Ptf 13190h3106163 .583472780000 . 167.46860106010PCfnLth由计算结果知，所选轴承的计算寿命大于其设计寿命，所以这里确定使用型号为22217C/W33 的调心滚子轴承。其他轴承的校核与上面的校核方法一样，就不再一一校核了。3.5 键的强度校核3.5.1 轴轴 2 上的键强度校核上的键强度校核选用普通平键 32100 挤压强度条件 （3-5-1） ppdhlT4查文献2表 3.2 得 2/120mmNp轴 2 的转距 4531.8Nmm2Tmm120dmm32bmm18hmm100l 把以上数据代入式（3-5-1）计算得 ppdhlT92.8310018120108 .4531443故该键满足挤压强度要求。693.5.2 轴轴 3 上的键强度校核上的键强度校核选用普通平键 40140 查文献2表 3.2 得 2/120mmNp 轴 3 的转距 12444.2Nmm3Tmm160dmm40bmm22hmm140l 把以上数据代入式（3-5-1）计算得 ppdhlT01.10114022160102 .12444443故该键满足挤压强度要求。3.5.3 轴轴 4 上的键强度校核上的键强度校核选用普通平键 45180 查文献2表 3.2 得 2/120mmNp轴 4 的转距 26202.4Nmm4T
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