电动滚筒式带式输送机张紧装置设计毕业设计

PAGEPAGE53电动滚筒式带式输送机张紧装置设计摘要随着带式输送机向长距离、高速度、大功率方向发展，除了驱动装置外，张紧装置是保证输送机正常起动、运行、制动和停车的不可缺少的重要部分之一，直接影响带式输送机的安全可靠性和稳定性。通过对带式输送机各种张紧装置的比较和分析，得出该设计案。本设计利用变频拖动技术对胶带张紧力进行实时的控制和自动调节，而且张紧力响应速度快，从而降低了对皮带的冲击，延长了皮带和设备的使用寿命，节约了输送机的运行成本。该张紧装置的绞车采用行星齿轮传动电动滚筒，具有体积小、重量轻、工作平稳、噪音低、使用寿命长、并且能够实现长距离带式输送机的张紧要求。本设计从装置整体出发，对张紧装置的机械传动装置作了详细的方案论述及确定。对所设计的张紧装置可以根据输送机不同的运行工况自动调节张紧力的大小，从而使胶带张紧力控制在最佳的状态，保证了输送机安全，平稳，可靠的运行。本设计着重研究行星齿轮传动电动滚筒的工作原理，在给定基本参数的前提下作出合理布局，通过选择电机功率来确定行星轮系的数目。通过合理的设计步骤，设计出行星轮系传动系统。设计中，对其主要部分（电机、行星齿轮、轴、键）及辅助部分（制动器、滚筒体、钢丝绳、支座）进行结构分析、力学分析和材料的性能分析及计算和校核，检验设计的合理性、可行性。关键词：电动滚筒；张紧装置；行星轮系；带式输送机TheDesignOfElectricRollerBeltWhichIsForConveyerTensioningMechanismAbstractThistopiciselectricrollerdrovedbyplanetarygear.Electricrollerisanewdriveswhichcontrastofelectromotorandreducer,what’smore,theelectromotorhasbeensetintheroller.Itismainlyusedforfixedormobilebeltconveyorstoreplacethetraditionalmotor,reducerinadditiontothedrivepulley-drovedseparationdevice.Meanwhile,overtherightplanetarygeartransmissionandfixed-axisdrivedistinction.Itisofsmallsize,lightweight,stable,lownoise,longlife，abletoadapttobadenvironmentandotherfeatures,andhasbeenwidelyused.Ididsomethingonplanetarygear-electricdrumprincipleandthedeterminationofvariousparameters,whenbasicparametersweregiven.Theplanetarygearsystemhasbeendesignedthroughthereasonableprocedure.Inthedesignofthemainparts（themotors,theplanetarygear,theaxle,thekey）andsupportparts(thebrake,thebodyofthedrum,thesteelwirerope,thestrut),Ididsomethinginmechanicalanalysisandmaterialsperformanceanalysistomakeanaccuratecalculationandtherationalstructure.Thedesignisimprovedinstructure.Keywords:Electricdrum;Tensioningmechanism;Planetarygear;Beltconveyer目录摘要 IAbstract II1绪论 11.1电动滚筒式张紧机构发展现状及发展趋势 11.1.1国外发展及应用现状 11.1.2国内发展现状 11.1.3发展趋势及方向 31.2课题研究意义 41.3设计内容 61.3.1主要技术参数 61.3.2毕业设计主要内容 72总体方案的确定 82.1工作原理 82.2张紧绞车主要技术参数 92.3总体传动方案 92.3.1传动方案的选择 92.3.2传动方案原理 102.4电动滚筒零部件设计 102.4.1电机选择 102.4.2钢丝绳选择 112.4.3滚筒体设计计算与校核 112.4.4制动器选择 133行星轮系设计 163.1齿轮材料的选择 163.2传动比分配 163.3高速级行星齿轮减速系统设计 173.3.1齿轮设计计算 173.3.2齿轮强度校核 203.4低速级行星齿轮减速系统设计 233.4.1齿轮设计计算 233.4.2齿轮强度校核 264轴及键的设计 304.1轴及键材料的选择 304.2高速级各轴与键的设计计算与校核 314.2.1高速级各齿轮轴的设计计算与校核 314.2.2高速级键的选择与校核 334.3低速级各轴与键的设计计算与校核 344.3.1低速级各齿轮轴的设计计算与校核 344.3.2低速级键的选择与校核 375螺栓校核 396液压系统简介 40结论 42致谢 44参考文献 45附录一英文文献原文 46附录二文献中文翻译 671绪论1.1电动滚筒式张紧机构发展现状及发展趋势1.1.1国外发展及应用现状大约在20世纪20年代末期，德国首先研制成功自然风冷式电动滚简，例如德国Bauer公司生产的18.5kW以下的风冷式电动滚简。差不多就是从那时开始，使用的电动机为定子旋转的集流环式异步电动机。但是，以后该公司也跟着生产采用笼式电动机的油浸式电动滚筒。而德国Baumuele公司、奥地利Herco公司则生产采用笼式电动机的风冷式电动滚简。稍后，油冷式电动滚筒陆续制成并投人使用，如匈牙利的Hukeke公司、德国的Abus公司生产的笼式电动机驱动的油冷式电动滚筒。到了20世纪40年代末和50年代初，随着电动机制造技术的发展，就出现了油浸式电动滚简。典型的代表公司为德国的Muchna(即现在的WAT)公司和丹麦的JOKI（即现在的Interroll）公司,他们分别于1951年和1953年开始生产这种电动滚筒。在西欧、北美多为油浸式齿轮传动的电动滚筒，而自然风冷式和油冷式电动滚筒较少。自然风冷式电动滚筒多用在食品工业及生产线上，作为主动辊子使用。所有各大洲主要生产电动滚筒的厂家，包括我国的厂家在内，目前各种电动滚筒的总年产量在40—50万台。1.1.2国内发展现状国内电动滚筒的发展概况我国最早使用电动滚筒是在20世纪40年代，北京石景山发电厂煤仓进口的配煤移动式带式输送机，就随机引进了电动滚筒。到了50军代，锦州石油六厂、北京市玻璃厂、南京下关发电厂、郑州砂轮厂、新疆牙克石烤胶厂等单位都是在引进带式输送机时，随机引进了电动滚筒。在使用过程中，效果很好、于是，电动滚筒的优越性逐渐被人们认识到。我国研制开发电动滚筒始于20世纪50年代。1959年，当时的天津市皮带机厂（现为天津市叉车总厂）开始收集电动滚筒的有关资料。1961年初试制出我国第一台油冷式电动滚筒，其规格参数为：功率（P）2.8kW；滚筒表面线速度（v）1.25;滚筒直径（D）400mm。1964年5月完成了YD64型油冷式电动滚筒的系列设计，当时系列表中规定的参数范围为：功率1.5—13kW；带速0.63一2.5；滚筒直径为250—630mm。总的规格数为153种，能够满足当时我国带式输送机的基本需要。随着我国输送机行业的发展，对电动滚筒的要求越来越高。1971对YD64型油冷式电动滚筒进行更新设计，1975年九月通过定型审核，并改称为“TDY75型油冷式电动滚筒”。系列参数作了如下的调整：功率1.5—15kW；直线速度0.8—3.15；滚筒直径320—800mm。总的规格数上升到194种，其中改动最大的是淘汰了E级绝缘的JO2型电动机，改用B级绝缘的Y系列电动机,并且与国际接轨贯彻了六项基础标准。进人20世纪80年代，原有的TDY75型油冷式电动滚筒已经远远满足不了需要。1979年底，当时的鹤岗电动滚筒厂（后为鹤岗煤矿机械厂）试制成功隔爆型电动滚筒。有些厂家开始从国外引进先进的电动滚筒制造技术，促进了我国电动滚筒的蓬勃发展。从1989年开始,在北京起重运输机械研究所的领导下，着手统一普通型、防腐型、隔爆型电动滚筒的基本参数、技术要求、试验方法、检验项目、检验规则以及标志和包装，形成JB/T733—94电动滚筒标准。这个标准中将过去常用的带宽B换成筒长L。这是吸收了国际标准及德国国家标准的规定,已经与国际常规接轨。实际上筒长L=250—2400，已经完全包括了常用绞车的相应筒长。最近电动滚筒基本参数，又向高低两个方向进行了扩展。向低方向扩展形成了自然风冷式微型电动滚筒；向高方向扩展形成了直接油冷式（即俗称油浸式）大型电动滚筒系列。与此同时，于1988年12月左右，我国第一台电动机外装式电动滚筒先后在自贡市运输机械总厂和东丰机械厂试制成功，并通过鉴定。以变速传动轴承作为新型减速器的低速微型电动滚筒1991年在天津市叉车总厂试制成功。我国电动滚筒行业的蓬勃发展，还表现在生产厂家的不断增多。1973年以前，国内只有一家电动滚筒生产厂。1973—1975年，先后有泰州机械厂、鹤岗电动滚筒厂（后称鹤岗煤矿机械厂）、集安通用机械厂三家开始试生产电动滚筒。进入80年代，行业内先后又有汕头电动滚筒厂、桐乡机械厂、湖州电动滚筒厂、天津约基电动滚筒厂、淄博电动滚筒厂、东丰机械厂、沈阳电动滚筒厂生产电动滚筒。到了90年代，电动滚筒行业又增加了天津市电动滚筒厂。上述列举的是中国重工业协会带式输送机分会行业内的厂家。实际上，从1980年以后，国内生产电动滚筒的厂家远不止这些。但是，他们所生产电动滚筒的品种、规格和产量远不如行业内厂家多。1.1.3发展趋势及方向传统的观念认为新产品是指通过新的发明创造所形成的产品。1981年国家经委对新产品的观念和范围作出了如下规定：“新产品必须在结构、性能、原材料、工艺方法和技术特征等方面比老产品有显著改进或提高。在一个省、市、自治区范围内是第一次试制成功的产品，并经过有关部门的鉴定确认”。国家经委的一个规定，对当时一段时间内管理新产品提供统一的规定标准。但是由于现代市场学对产品概念提出了较广义的理解，因而对新产品也提出了一个内涵丰富的广义概念，不仅仅是从技术角度衡量，而是从市场需要的营销角度来理解。因此新产品就成了一个非常广义概念。目前企业界从营销角度所称的新产品，主要有以下几类：全新产品或新发明的产品对电动滚筒来说，主要是指采用新原理、新结构、新技术等制成的新产品，具有一定的新性能，能满足别的滚筒产品不能代替的某些特殊需要的滚筒产品，这种全新滚筒产品目前已知的有以下几种。新型传动结构的滚筒产品，如谐波齿轮传动、变速轴承传动的电动滚筒等，它们具有体积小，传动力矩大等优点。新型动力源的滚筒产品，如由液压马达驱动的液压滚筒等。取消减速器的滚筒产品，这种产品已在生产线上使用。这种电动滚筒是一种外转子电机转子套上筒皮的产品，电机可以使三相或单相电机。三相或单相电机的调速方法很多，可以是多速或无极变速。职能型电动滚筒。这是一项将机械、电子等技术有机结合综合使用运用于滚筒中的技术。主要是指能用微电子技术和计算机技术产生出来的新一代产品。它使滚筒实现自动识别，如来件就转无件就停机；数字化-升温、速度等自动显示；职能化—自动停机、开机、报警等；使滚筒产品性能实现质的飞跃。利用机电一体技术，可以对传统的滚筒进行适当的改造、革新而提高滚筒产品的技术性能，可以通过大幅度改造和更新扩大滚筒产品的功能，可以完全超脱原有滚筒产品的形态特征发展创造独特的新产品，如用在办公设备、某些家用电器及仪表中的微型伺服传动滚筒等。革新与改进的滚筒产品革新与改进主要是对现有产品而言，其特点是它们不仅和现有同类产品一样能满足某种需要，但由于工艺、材料、设计甚至标准上的革新，产品在结构、功能或者外形上都有新特点和优越性。因此可以部分地乃至全部代替原有产品。实际上根据用户的需要，在原有基础上的革新与改进还可以产生出许多新的滚筒产品。性状改变的滚筒产品主要指改变外形或外型尺寸而适合于某一特定场合的新型滚筒产品，滚筒的主要性能没有多大变化。如双层筒体的电动滚筒，板条状滚筒，线轴形滚筒，锥形滚筒，锯齿形滚筒等形状的滚筒。发展与滚筒相关的新产品因为产品和新产品的概念从市场营销角度来看，含义十分广泛，不仅是电动滚筒实体本身，只要给用户附近某种利益就可以算作一种新产品，如免费送货产品、包退包换产品、延期付款产品、提供特殊设备、附件产品等。对于一个企业来说，只能有选择地对某一种电动滚筒或几种电动滚筒给予用户某种特殊的附加利益，以促销本企业最拿手的产品。为用户提供价廉物美的电动滚筒零件、易损件、优质的售后服务等，从广义的营销角度来看，都是与滚筒有关的新产品。从以上分析来看，电动滚筒产品的不断开发与研制是大有可为的。1.2课题研究意义电动滚筒与分离式驱动装置相比，电动滚筒具有结构紧凑、传动效率高、噪声低、使用寿命长，运转平稳、工作可靠、密封性好、占据空间小、安装方便等诸多优点，并且适合在各种恶劣环境条件下工作。行星齿轮传动与普通齿轮传动相比较，它具有许多独特的优点。它的最显著的特点是：在传递动力时它可以进行功率分流；同时，其输入轴与输出轴具有同轴性，即输出轴与输入轴均设置在同一主轴线上。所以行星齿轮传动现已被人们用来代替普通齿轮传动，而作为各种机械传动系统中的减速成器、增速器和变速装置。尤其是对于那些要求体积小、质量小、结构紧凑和传动效率高的航空发动机、起重运输、石油化工和兵器等的齿轮传动装置以及需要差速成器的汽车和坦克等车辆齿轮传动装置，行星齿轮传动已得到了越来越广泛的应用。行星齿轮传动的主要特点如下。(1)体积小，质量小，结构紧凑，承载能力大一般，行星齿轮传动的外廓尺寸和质量约为普通齿轮传动的1/2-1/5（即在承受相同的载荷条件下）。(2)传动效率高由于行星齿轮传动结构的对称性，即它具有数个匀称分布的行星轮，使得作用天中心轮的转臂轴承中心的反作用能互想平衡，从而有利于达到提高传动效率的作用。在传动类型选择恰当、结构布置合理的情况下，其效率值可达0.97—0.99。(3)传动比较大，可以实现运动的合成与分解只要适当选择行星齿轮的类型及配齿方案，便可以用少数几个齿轮而获得很大的传动比。在仅作为传递运动的行星齿轮传动中，其传动比可达到几千。应该指出，行星齿轮传动在其传动比很大时，仍然可保持结构紧凑、质量小、体积小等许多优点。而且，他还可以实现运动合成与分解以及实现保种变速的复杂运动。(4)运动平稳、抗冲击和振动的能力较强由于采用了数个结构相同的行星轮，均匀分布于中心轮的周围，从而可使行星轮与转臂的惯性力相互平衡。同时，也使参与啮合的齿轮增多，帮行星齿轮传动的运动平稳，抵抗冲击和振动的能力较强，工作较可靠。总之,行星齿轮传动具有质量小、体积小、传动比大及效率高等优点。这次设计，对于我们自身也有很重要的意义：（1）通过对课题的研究与思考并就行相关设计工作，培养了自己进行综合分析和提高解决实际问题的能力，从而达到巩固、扩大、深化所学知识的目的。（2）这段时间对课题相关文献的检索查阅，并对相关资料进行收集，充分运用手头现有的各种资源为毕业设计作准备，这些工作培养了自己调查研究，熟悉有关技术政策，运用国家标准、规范、手册、图册等工具书，进行设计计算、数据处理、编写技术文件的独立工作能力。（3）毕业设计所用到的设计步骤与方法，使我养成了科学的设计理念，使自己建立正确的设计思想；初步掌握解决本专业工程技术问题的方法和手段；从而使自己受到一次工程师的基本训练。1.3设计内容1.3.1主要技术参数表1.1系统主要技术参数装机功率（kW）63.6最大张紧力（kN）360最大工作行程（m）30系统电压（ACV）660/1140液压泵站电动机型号YB2-90S-4电机功率（kW）1.1额定电压（V）660/1140额定电流（A）1.67/0.96转速（R/min）1450油泵型号RV2R1-6F-RA4-4222排量（）6额定转速（R/min）2000额定压力(MPa)7.5油箱容积(L)100额定压力(长×宽×高)600×700×700缓冲装置电动机型号YB2-132M-4电机功率（kW）7.5额定电压(V)660/1140额定电流(A)8.89/5.13转速(R/min)1450油泵型号3BZ1.2/20-7.5排量()20额定转速(R/min)20001.3.2毕业设计主要内容（1）带式输送机张紧装置总体方案设计（2）张紧绞车总体方案设计（3）张紧绞车设计计算（4）卷筒设计计算及强度校核计算（5）主轴设计计算及强度校核计算本文利用现代的机械设计方法进行设计，对其主要部分（电机、行星齿轮、轴、键）和辅助部分（滚筒体、支座）进行结构分析、力学分析和材料的性能分析及计算和校核，以确定结构的可行性、材料的选用、零件的加工精度要求及润滑维护的要求。2总体方案的确定2.1工作原理图2.1总体布置图工作时，张紧装置通过张力传感器检测钢丝绳张力获得胶带张力。PLC收到检测值后，根据不同运行阶段，与设定值（F2）比较，得出张力差值（±△F=F1-F2）。如果△F在规定范围（Fc）内，则绞车保持静止；如果△F﹥Fc，制动器开启，绞车松绳，降低张力到范围之内，制动器关闭；如果△F﹤Fc，制动器开启，绞车收绳，提高张力值到范围之内，制动器关闭。缓冲装置油缸及蓄能器中预充10MPa压力，张紧绞车正常调节胶带张力时，油缸不动作。油缸与蓄能器之间没有能量交换。当输送机胶带由于停机或其它非正常因素，导致胶带张力大于360kN以上时，油缸活塞杆会被拉出，胶带会缩短，从而降低胶带的张力峰值，避免胶带发生断带。如果缓冲装置压力降低到9MPa以下时，控制箱会启动泵站补压至10MPa。2.2张紧绞车主要技术参数表2.1绞车技术参数绞车型号JMB-6.7电动滚筒功率（kW）55容绳量（m）200平均拉力（kN）73外形尺寸（长×宽×高）1992×1964×9302.3总体传动方案2.3.1传动方案的选择国内外生产的减速器类型不少，但目前用在电动滚筒上能批量生产的不外乎三种类型：1）定轴齿轮传动的电动滚筒；2）渐开线行星齿轮传动的电动滚筒；3）摆线针轮传动的电动滚筒。其中的渐开线行星齿轮传动的电动滚筒较定轴齿轮传动具有体积小、重量轻、承载能力大、工作平稳等优点。因此本设计选用NGW型耳机行星齿轮减速系统作为电动滚筒内部减速器。行星减速器有其优点，也有其缺点。行星齿轮传动的主要缺点在于各行星轮所承受的负载是否能均匀分配，这是一个重要的问题还有就是结构较定轴齿轮传动复杂。因此进行行星轮系设计时应按以下几点原则进行：（1）要有浮动构件，且浮动构件重量要轻，浮动要灵敏。（2）传动系统中的连接要保证足够的刚度，最大限度的减小传动部件的变形。（3）应注意减速器的冷却与润滑，防止因温升而导致的变形影响滚筒正常工作。2.3.2传动方案原理本设计为电动滚筒，用在带式输送张紧绞车上。电机和传动减速器均装于滚筒内。减速器为电动滚筒常用的NGW型耳机行星齿轮减速系统，第一级内齿轮固定式，太阳轮带动与之啮合的行星架转动。第二级行星架是固定，行星架与滚筒法兰轴通过螺栓固定。减速器一级减速系统的行星架与减速器第二级中心轮浮动连接，最大限度减小因为震动或加工、安装误差引起的齿轮受力不均现象。二级减速器齿圈与滚筒采用螺栓联接。卷筒内注有润滑油，润滑传动齿轮和轴承，并用以冷却电机。图2.2二级行星减速电动滚筒传动简图2.4电动滚筒零部件设计2.4.1电机选择采用55kW直接油冷式电动机。电动滚筒作为带式输送机的动力源，电动滚筒的工作特点是：带式输送机一旦停机，要求电动滚筒能够在有负荷的情况下启动，一次要求电动机有较大的起动转矩，而且又要求电动机的起动电流不要太大。因此选用笼式三相异步电动机，而直接油冷式电动机定子壳体上除了有散热片外，还有许多孔。滚简体内的冷却油通过这些孔流到电动机的绕组上，直接冷却绕组及铁芯产生的热量。滚筒体内壁上有刮油板，当电动滚筒旋转时，刮油板也搅动冷却油。刮油板将带起的油浇到有孔的定子壳体的上部及侧面，冷却油便可以通过定子壳体上的孔流人定子壳体内，直接冷却电动机绕组。冷却效果好，因此选用相应的大功率电动机。[1]选择YGY-250M-4型55kW浸油电机，电机基本参数为：效率η=92.6%,功率因数cos=0.88，r=1480r/min。图2.3浸油电机外形及在滚筒中的安装形式2.4.2钢丝绳选择根据已给定数据，可知绞车钢丝绳最大拉力360kN，由文献[2]中表9-7中钢丝绳直径与钢丝破断拉力总和的关系，选取钢丝绳直径=26mm。2.4.3滚筒体设计计算与校核（1）滚筒体设计计算电动滚筒滚筒体为焊接件，如图2.4所示。根据滚筒结构特点，滚筒材料选用焊接性良好的Q235A，其力学性能为=375MPa，=225MPa。设滚筒直径为D，根据给定数据，已知钢丝绳直径26mm，容绳量为200m，绳圈可绕3-4层。第一层容绳量第二层容绳量第三层容绳量=200000mmD=506.4，圆整为滚筒内径d=600mm。图2.4滚筒体结构图根据文献[3]中表8-1-53，电动滚筒壁厚26mm。表2.2滚筒体参数内径d（mm）外径D（mm）壁厚（mm）用应力(MPa)用应力(MPa)60065226375235（2）滚筒体校核滚筒体根据文献[3]中表8-1-55所列公式进行校核。滚筒L﹤3D，所以进行压应力校核。滚筒内表面最大压应力式中A—与卷筒层数有关的系数表2.3A与卷筒层数n的关系卷筒层数n123≥4系数A11.41.82—钢丝绳最大拉力，NP—卷筒绳槽节距，mm—卷筒壁厚，mm—许用压应力，MPa其中带入数值进行计算P=30mm所以压应力校核合格2.4.4制动器选择根据文献[3]中表5-4-2所示，制动转矩为式中J—转动惯量，v1—水平部分运动速度,m/sn1—制动盘开始制动时转速,r/sL—制动距离,m对于本滚筒，齿轮及轴相对于滚筒体来说，转动惯量可忽略不计。其中钢的密度式中=0.05带入数值进行计算得J=55.3×10选用焦作市科佳制动器有限公司生产的DADH90型液压直动制动器—外施加压力。图2.5DADH90型制动器外形尺寸表2.4DADH90型制动器说明书制动力矩（）制动力×[(ΦB/2)-50]制动力967×压力（压力≤200bar）压力单位Bar制动盘直径ΦBmm适合盘径≥Φ900（mm）已知：压力为7.5MPa=75bar制动盘直径代入表2.4所示公式，计算得制动力矩所以，制动器满足使用要求。为防止滚筒受力不均而导致变形或使支座受力过大，制动器在滚筒两端各布置一对。制动器安装在绞车的制动器安装座上，通过螺栓连接，且制动器应定期调整间隙，以防止因制动失效而引起事故。3行星轮系设计3.1齿轮材料的选择齿轮是电动滚筒中的重要零件，它担负着传递动力、改变运动速度及方向的重要任务。若传递功率大，且要求尺寸紧凑，可选用合金钢或合金铸钢，并采用表面淬火或渗碳淬火等热处理方式；若一般要求，则可选用碳钢或铸钢或铸铁，采用正火或调质等热处理方式。因此对齿轮材料提出如下要求：(1)具有高的接触疲劳极限；(2)具有高的抗弯强度；(3)具有高的耐磨性；(4)具有足够的冲击韧性。同时还应考虑材料的加工工艺性、经济性，以及材料的来源传、动尺寸的要求、制造设备条件等因素。正确的选用齿轮材料和进行合理的热处理，是满足齿轮设计要求、延长齿轮使用寿命及节约制造成本的主要途径。本次设计中，太阳轮选用40Cr粗车后调质处理，制齿后齿面高频淬火。行星轮同样采用40Cr。内齿圈采用45号钢粗车后调质，制齿后齿面高频淬火。3.2传动比分配本电动滚筒减速机构总传动比i=18.3。分配原则是各级传动等强度和获得最小的外型尺寸，在NGW型两级行星齿轮传动中，用角标Ⅰ表示高速级参数，表示低速级参数。设高速级与低速级外啮合齿轮材料、度相同，则。取行星轮数目=3；齿面工作硬化系数,低速级内齿轮分度圆直径与高速级内齿轮分度圆直径之比值B表示，并取；因为传动中有一个基本构件浮动作为均载机构，且齿轮精度低于6级，所以取载荷不均匀系数；取齿宽系数。传动比分配原则为：(1)使各级传动的承载能力大致相等，即齿面接触强度大致相等；(2)使减速机构获得最小的外形尺寸和重量；(3)使各级传动的大齿轮侵油深度大致相等。为此，根据经验公式确定传动比，经验公式为计算得=4.1，则。为高速级传动比，为低速机传动比。3.3高速级行星齿轮减速系统设计3.3.1齿轮设计计算（1）配齿计算根据经验公式得，取整，即。采用高变位，因为，所以太阳轮取正变位，行星轮和内齿轮取负变位，即（2）按传动接触强度计算的中心距和模数输入转矩太阳轮传递的齿数比太阳轮和行星轮的材料用40Cr表面淬火，表面硬度。齿宽系数太阳轮采用悬臂布置，根据文献[4]中表12.7，行星轮及太阳轮齿面硬度小于350HB，属于软齿面。再根据文献[4]中表12.13所示，齿宽系数范围应该为0.3—0.4，取齿宽系数。载荷系数—使用系数；—动载系数；—齿间载荷分配系数；—齿向载荷分布系数。齿轮为软齿面的外啮合，受到对称、中等冲击载荷，7级精度，使用的综合系数=2.0-2.8。考虑到电动滚筒加工和使用的实际条件，取=2.4。中心距 =85.9mm模数推荐模数系列为：1、1.25、1.5、2、3、4、5、6、8等。[4]所以取模数=3（3）几何尺寸计算=1\*GB3①分度圆直径=3×28=84mm=3×86=258mm=3×29=87mm=2\*GB3②齿顶高（1+0.3）×3=3.9mm[1－（－0.3）]×3=3.9mm（1－0.3）×3=2.7mm=3\*GB3③齿根高（1＋0.25-0.3）×3=2.85mm（1＋0.25-0.3）×3=2.85mm（1＋0.25＋0.3）×3=4.65mm=4\*GB3④齿高3.9＋2.85=6.75mm3.9＋2.85=6.75mm2.7＋4.65=7.35mm=5\*GB3⑤齿顶圆直径84＋2×3.9=91.8mm258－2×3.9=250.2mm87＋2×2.7=92.4mm=6\*GB3⑥齿根圆直径84－2×2.85=78.3mm258＋2×2.85=263.7mm87－2×4.65=77.7mm3.3.2齿轮强度校核太阳轮及行星轮轮用40，调制处理，硬度241HB～286HB，平均取为260HB。内齿轮用45钢调质处理，硬度229HB～286HB，平均取为240HB。内齿轮应力循环次数约为10次行星轮应力循环次数约为10次，校核行星轮和相啮合的内齿轮，计算步骤如下：（1）齿面接触疲劳强度计算=1\*GB3①初步计算转矩=118300齿宽系数=0.3接触疲劳极限由文献[4]中图12.17c 初步计算的许 用接触应力小齿轮直径 =84mm初步齿宽b b=26mm=2\*GB3②校核计算圆周速度v v=6.5m/s精度等级由文献[4]中表12.6 7级精度端面重合度重合度系数 弹性系数 由文献[4]中表12.12=189.8节点区域系数由文献[4]中表12.16=2.05模数m接触最小安全系数由文献[4]中表12.14=1.05接触寿命系数由文献[4]中图12.18 许用应力[] 验算 =509.8MPa<计算结果表明，接触疲劳强度校验合格。=3\*GB3③确定主要传动尺寸中心距aa=85.5齿宽b取=32mm =26mm（2）齿根弯曲按疲劳强度验算重合度系数齿形系数由文献[4]中图12.21 应力修正系数由文献[4]中图12.22弯曲疲劳强度由文献[4]中图12.23c最小安全系数由文献[4]中表12.14弯曲寿命系数由文献[4]中图12.24 尺寸系数由文献[4]中图12.25 许用弯曲应力[]验算<<计算结果表明，齿根弯曲疲劳强度校验合格3.4低速级行星齿轮减速系统设计3.4.1齿轮设计计算（1）配齿计算根据经验公式得26，取整，即2648×3-26=118采用高变位，太阳轮取正变位，行星轮和内齿轮取负变位，即（2）按传动接触强度计算的中心距和模数输入转矩载荷不均系数太阳轮传递的转矩齿数比太阳轮和行星轮的材料用表面淬火，表面硬度。齿宽系数太阳轮采用对称布置，根据文献[4]中表12.7，行星轮及太阳轮齿面硬度小于350HB，属于软齿面。再根据文献[4]中表12.13所示，齿宽系数范围应该为0.8—1.4，取齿宽系数=0.9。载荷系数—使用系数；—动载系数；—齿间载荷分配系数；—齿向载荷分布系数。齿轮为软齿面的外啮合，受到对称、中等冲击载荷，7级精度，考虑到电动滚筒加工和使用的实际条件,使用的综合系数=3。中心距= =129.9mm模数推荐模数系列为：1、1.25、1.5、2、3、4、5、6、8等。[4]所以取模数（3）几何尺寸计算=1\*GB3①分度圆直径=4×26=104mm=4×118=472mm=4×46=184mm=2\*GB3②齿顶高（1+0.3）×4=5.2mm[1－（－0.3）]×4=5.2mm（1－0.3）×4=2.8mm=3\*GB3③齿根高（1＋0.25-0.3）×4=3.8mm（1＋0.25-0.3）×4=3.8mm（1＋0.25＋0.3）×4=6.2mm=4\*GB3④齿高5.2＋3.8=9mm5.2＋3.8=9mm2.8＋6.2=9mm=5\*GB3⑤齿顶圆直径104＋2×5.2=114.4mm258－2×5.2=247.6mm87＋2×2.8=92.6mm=6\*GB3⑥齿根圆直径84－2×3.8=76.4mm258＋2×3.8=265.6mm87－2×6.2=74.6mm3.4.2齿轮强度校核太阳轮及行星轮轮用40，调制处理，硬度241HB～286HB，平均取为260HB。内齿轮用45钢调质处理，硬度229HB～286HB，平均取为240HB。内齿轮应力循环次数约为10次行星轮应力循环次数约为10次，校核行星轮和相啮合的内齿轮，，计算步骤如下：（1）齿面接触疲劳强度计算=1\*GB3①初步计算转矩齿宽系数 =0.9接触疲劳极限由文献[4]中图12.17c 初步计算的许 用接触应力[]小齿轮直径 =104mm初步齿宽b b=93.6mm=2\*GB3②校核计算圆周速度v v=1.81m/s精度等级由文献[4]中表12.6 8级精度断面重合度重合度系数 弹性系数 由文献[4]中表12.12=189.8节点区域系数由文献[4]中图12.16=2.05模数mm=4接触最小安全系数由文献[4]中表12.14=1.05接触寿命系数由文献[4]中图12.181.3 1.37许用应力[] 验算 =485.9MPa<计算结果表明，接触疲劳强度校验合格。=3\*GB3③确定主要传动尺寸中心距aa=144mm齿宽b取=110mm =120mm（2）齿根弯曲按疲劳强度验算重合度系数齿形系数由文献[4]中图12.21 应力修正系数由文献[4]中图12.22弯曲疲劳强度由文献[4]中图12.23c最小安全系数由文献[4]中表12.14弯曲寿命系数由文献[4]中图12.24 尺寸系数由文献[4]中图12.25 许用弯曲应力[]验算<<计算结果表明，齿根弯曲疲劳强度校验合格4轴及键的设计4.1轴及键材料的选择（1）轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位以及制造工艺等方面的要求，合理地确定轴的结构形式和尺寸。包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。轴的结构设计不合理，会影响轴的工作能力和轴上零件的工作可靠性，还会增加轴的制造成本和轴上零件装配的困难等。轴的结构主要取决于以下因素：轴在机器中的安装位置及形式；轴上安装零件的类型、尺寸、数量以及轴联结的方法；载荷的性质、大小、方向及分布情况；轴的加工工艺。由于影响轴的结构的因素很多，且其结构形式又要随着具体情况的不同而异，所以轴没有标准的结构形式。设计时必须针对不同情况进行具体的分析。但是，不论何种具体条件，轴的结构都应该满足：轴和装在轴上的零件要有准确的工作位置；轴上的零件应便于装拆和调整；轴应具有良好的制造工艺性等。40Cr钢材是中碳调制钢，冷镦模具钢。该钢价格适中，加工容易，经适当的热处理以后可获得一定的韧性、塑性和耐磨性。因此，本电动滚筒设计中，各轴材料均为40Cr。（2）键和花键主要用于轴和带毂零件（如齿轮、蜗轮等），实现周向固定以传递转矩的轴毂连接。其中，有些还能实现轴向固定以传递轴向力；有些则能构成轴向动联接。设计键联结时，通常被联接件的材料、构造和尺寸已初步决定，联接的载荷也已求得。因此，可根据联接的结构特点、使用要求和工作条件来选择键的类型，再根据轴径从标准中选出键的危险截面尺寸，并参考毂长选出键的长度，然后再用适当的校核计算公式作强度验算。压溃和磨损常是键失效的主要形式，所以键的材料要求有足够的硬度。根据标准规定，键用强度极限不低于600MPa的钢料制造。本设计中所选的键材料，选用键材料常用的45钢。4.2高速级各轴与键的设计计算与校核轴主要由轴头轴颈轴身三部分组成。轴的强度计算主要有三种方法：许用切应力计算；许用弯曲应力计算；安全系数校核。当校核强度不能满足使用要求时，应修改结构设计。4.2.1高速级各齿轮轴的设计计算与校核（1）高速级太阳轮轴设计计算高速级太阳轮轴最小直径设计公式强度计算公式中系数C根据文献[4]中表16.2选取C=102当轴上有键时，应适当增大轴径：单键增大3%，双键增大7%。[4]34×（1＋3%）=35.4所以，高速级太阳轮轴轴径d=36mm（2）高速级行星轮轴设计计算与校核=1\*GB3①高速级行星轮轴为固定心轴，只受弯矩作用，没有转矩作用。轴直径初步定为d=15mm=2\*GB3②a）轴结构图b）轴受力图c)水平面受力图d)水平面弯矩图e)竖直面受力图f)竖直面弯矩图g)合成弯矩图图4.1小行星轮轴受力分析圆周力径向力支座反力水平面所受弯矩见图4.1c竖直面所受弯矩见图4.1e合成弯矩图见图4.1f轴径 mm<15mm经校核，高速级行星轮轴合格。4.2.2高速级键的选择与校核（1）键的选择根据文献[5]中表8-28以及电机轴伸出端长度，选择键为10×8×20（2）键的校核键宽b=10mm键高h=8mm键长l=20mm键与轮毂接触高度根据文献[3]中表4-3-17，键许用强度根据文献[3]中表4-3-16，键强度验算公式代入数据进行计算，得到p=245.8>经计算，键检验不合格，应该改换为承载能力较强的花键。（3）花键的选择根据文献[3]中表4-3-30，选择矩形花键，花键尺寸为6×28×34×7（4）花键的校核各齿不均系数齿数N=6花键内径d=28花键外径D=34键宽B=7平均直径齿的工作高度根据文献[3]中表4-3-32，C=0.4h=2.2mm键许用强度根据文献[3]中表4-3-29，齿面经过热处理120MPa键的强度pp=82.6<经计算，6×28×34×7的花键符合强度要求。4.3低速级各轴与键的设计计算与校核4.3.1低速级各齿轮轴的设计计算与校核（1）低速级太阳轮轴设计计算与校核按许用切应力设计实心圆轴，设计公式为强度计算公式中系数C根据文献[4]中表16.2选取C=102当轴上有键时，应适当增大轴径：单键增大3%，双键增大7%。[4]54.5×（1＋3%）=56.1采用三个行星轮结构，太阳轮各啮合处产生的径向力可相互抵消，太阳轮轴所受力主要为转矩。所以，低速级太阳轮轴最小轴径d=56mm轴转矩T 转矩图转矩图见图4.2许用应力用插入法由文献[4]中表16.3得：应力校正系数当量弯矩轴径<经计算，低速级行星轴满足使用要求。a)轴结构图b)轴受力图c)转矩图图4.2低速级太阳轮轴受力分析（2）低速级行星轮轴设计计算与校核=1\*GB3①低速级行星轮轴为固定心轴，只受弯矩作用，没有转矩作用。轴直径初步定为d=30mm=2\*GB3②a）轴结构图b）轴受力图c)水平面受力图d)水平面弯矩图e)竖直面受力图f)竖直面弯矩图g)合成弯矩图图4.3小行星轮轴受力分析圆周力径向力支座反力水平面所受弯矩见图4.1c竖直面所受弯矩见图4.1e合成弯矩图见图4.1f轴径 mm<30mm经校核，低速级行星轮轴合格。4.3.2低速级键的选择与校核（1）花键的选择根据文献[3]中表4-3-30，选择矩形花键,界面如图4.4所示，花键尺寸为10×72×82×12图4.4矩形花键截面图（2）花键的校核各齿不均系数齿数N=10花键内径d=72花键外径D=82键宽B=12平均直径齿的工作高度根据文献[3]中表4-3-32，C=0.6h=3.8mm键许用强度根据文献[3]中表4-3-29，齿面经过热处理120MPa键的强度pp=29<经计算，10×72×82×12的花键符合使用要求。5螺栓校核本电动滚筒设计中，左法兰轴、连接盘1、电机、连接盘2、高速级行星减速器内齿轮、连接盘、低速级行星减速器行星架、连接盘3、右法兰轴，均为非旋转体，在滚筒正常工作时，他们与机座联接在一起保持相对静止。这些零部件之间都通过螺栓连接。本产品中所用的螺栓均为35钢，等级为4.6。4.6级螺栓参数为根据文献[4]，螺栓危险截面计算公式为—螺纹小径H—螺纹牙型的三角形高度，对于普通螺纹，根据文献[5]中表8-18，M10螺纹P=1，则行星减速器低速级内齿轮与滚筒体的联接用N=10个M10螺栓进行受剪螺栓联接，螺栓所在圆半径R=253mm。螺栓许用切应力[],螺栓传递转矩T螺栓所受剪力螺栓所受切应力<经校核计算，低速级齿圈与滚筒体相联接螺钉满足使用要求。6液压系统简介除了绞车收放绳进行调节外，还需有缓冲装置，用来调节突发情况导致带张力过大而绞车来不及反应时带产生的张力。缓冲装置安装在钢绳固定端，是串接在钢丝绳上的液压缸。绞车正常调整张力时，液压缸没有动作。当带张力快速大于调定值而绞车来不及反应时液压缸活塞杆会被拉出，使带收缩，从而降低张立峰值，避免带被拉断。绞车进行正常调节后，油缸压力会降低。当压力降到一定范围时，控制箱会启动泵给液压缸补压至原来值。图6.1液压系统原理图缓冲装置油缸及蓄能器中预充10MPa压力，张紧绞车正常调节胶带张力时，油缸不动作。油缸与蓄能器之间没有能量交换。当输送机胶带由于停机或其它非正常因素，导致胶带张力大于360kN以上时，油缸活塞杆会被拉出，胶带会缩短，从而降低胶带的张力峰值，避免胶带发生断带。如果缓冲装置压力降低到9MPa以下时，控制箱会启动泵站补压至10MPa。具体工作过程为：绞车滚筒不工作时，防爆电磁换向阀与液控电磁球阀均在右位，单向制动器油缸卸荷，常闭制动器处于制动状态。由于带张力突然改变而将缓冲油缸活塞拔出时，防爆电磁球阀与液控换向阀均换到左位，单向制动器油缸加压松闸，制动器松闸后控制系统使防爆电磁换向阀切换到右位，系统处于保压状态，制动器保持松闸状态，控制系统控制绞车滚筒放绳。同时，油泵向缓冲油缸加压至10MPa。当带张力调节到控制范围内时，控制系统使防爆换向阀与液控电磁球阀都切换到左位，制动油缸失压，制动器处于制动状态，使滚筒停止转动。结论这次毕业设计是在老师指导下，通过自己查阅相关资料来独立完成的。在整个设计过程中我遇到了很多问题，最突出的问题在于制动系统的设计上。制动系统设计过程中，首先想到的方案一是在电机轴伸出端处安装鼓式制动器。优点有：1、制动器在滚筒内部，占用空间少，可以很大限度的减小滚筒所占空间；2、电机轴伸出端处力矩较小，所需制动力较小，从制动开始到完全制动住所需时间较短；3、通过滚筒内冷却油可以很好地冷却制动器，防止制动器由于温升而失效。但是，在老师的指点下，我发现这种方案缺点有：1、制动器器由于其重要性，需要经常调整，内置式制动器调整困难；2、制动器有可能由于滚筒内冷却油的泄露而失去制动效果，安全系数不高；3、制动气温升很大，可能引起冷却油温升，继而使冷却油变质。因此，这种方案被放弃。方案二为选用矿用滚筒常用的闸瓦式制动器。因为这种制动器1、结构简单，生产厂家较多只需选型购买即可。2、闸瓦制动器制动时接触面积较大，闸瓦表面压力分布均匀，闸瓦磨损较小且磨损较为均匀，不许经常调整。但是，设计电机内置式电动滚筒的很重要的目的就是为了减小绞车体积以节省空间，而闸瓦式制动器体积较大，占用较大空间，与设计电动滚筒的初衷相矛盾，所以放弃此方案。在放弃了前两种方案后，我继续查阅相关资料，想到的方案三为在滚筒法兰盘处安装鼓式制动器。这种鼓式制动器制动鼓在内，通过螺栓与滚筒法兰相连，与滚筒一起转动。制动器外壳与制动鼓之间有一定的环形空间，制动蹄安装在这个环形空间内，且固定在制动器外壳上，外壳安装在制动器基座上。外壳通过防尘密封圈将装有制动蹄的环形空间密封起来，可以有效防止矿井下粉尘对制动气制动效果的影响。但是，通过热量校核计算，制动器温升满足不了使用要求，制动器容易由于温升太大而失效。因此，这种方案也由于校核不合格而放弃。在老师的指引下，我想到了另外一种比较可行的方案。方案四级为本设计中所采用的盘闸式制动系统。这种制动方式的优点有：1、滚筒体端盘经加工即可左位制动盘使用，不需要再为制动器设置相关机构，所以结构简单，能减小滚筒体体积与重量；2、这种制动器的安装位置为滚筒端盘外径处，制动器调整较为方便；3、由于制动盘直径较大，而且制动盘与其他机构相联接，散热效果好；4、这种矿用常闭式制动器制动力矩大，即制动灵敏。但是，这种制动器也有一些缺点，缺点有：1、制动器摩擦材料面积较小，所受压力较大，磨损严重，需经常调整；2、由于矿井下粉尘的影响，对制动效果有一定的影响。经过几种方案的比较，方案四相对来说比较合理，而且它的缺点不影响制动器正常工作，所以最终采用此种方案。在这次设计中，我查阅了大量资料，使用了手头各种资源，如网络资源、图书馆系统、图书馆馆藏书目、相关课本及笔记。通过这次设计，我学会了利用各种可利用资源来解决实际问题的方法。也明白了想象中的方案与实际情况有时会有很大差别的，各种机构是否合理需要通过使用科学的方法来进行计算验证。也明白了设计过程中必须要有方案选择与优化设计等步骤，为以后的学习与工作积累了一定的经验。为以后成为一名合格的机械相关工作人员打下了良好的基础。通过这次毕业设计，进一步熟悉了CAD制图方法，对CAD绘图更加熟悉。这次毕业设计中要求的手工绘图，也锻炼了手工绘图能力，为以后的绘图工作奠定了良好的基础。致谢这次毕业设计，整个设计过程都是在袁红兵老师全面、具体指导下完成进行的。从设计题目的确定，到设计方案的确定与选择，绘图的更改记忆说明书的撰写等过程，都受到了袁老师耐心的讲解与教导。特别是在遇到困难时，袁老师总是积极帮助我查阅相关资料，然后一起探讨解决问题的方案方法。在绘图过程中，我们总是或多或少，不可避免的出现一些错误，袁老师总是很细心的查看我们的工程图，及时纠正我们的错误并耐心给我们讲解，直到听懂为止。在这期间，我深刻感受到袁老师严谨的治学风格、诲人不倦的品质。袁老师渊博的学识、敏锐的思维、民主而严谨的行事方式使学生受益非浅，值得我们学习，我将终生难忘毕业设计期间老师为我所做的一切。在此，我向袁老师表示衷心的感谢。在毕业设计的过程中，也有同学对我的方案进行了评论与建议，使我开阔了思路。特别是在CAD绘图过程中，一些同学告诉了我一些相关的快捷方式，提高了我的绘图效率与准确率。在这里，我也向帮助过我的同学表示衷心的感谢。在这里，还要感谢于忙碌中抽出宝贵的时间参加我毕业答辩的老师，感谢你们抽出时间评审我的答辩及论文。参考文献[1]刘建勋.电动滚筒设计与选用手册[M].北京：机械工业部机械标准化研究所，1997[2]程居山.矿山机械.徐州：中国矿业大学出版社，1997[3]成大先.机械设计手册单行本.北京：化学工业出版社,2004[4]邱宣怀.机械设计.北京：高等教育出版社，2011[5]杨光.机械设计课程设计.北京：高等教育出版社，2010[6]哈尔滨工业大学理论力学教研.室理论力.学北京：高等教育出版社，2009[7]沈兴全.液压传动与控制.北京：国防工业出版社，2010[8]杨胜强等.工程制图学及计算机绘图.北京：国防工业出版社[9]西北工业大学机械原理及机械零件教研室.机械原理.北京：高等教育出版社，2006[10]金续曾.电机选型及应用.北京：中国电力出版社,2003[11]付平等.密封设计手册.北京：化学工业出版社，2009[12]孙健身.带式输送机拉紧装置技术参数分析.北京：煤炭工业出版社，2005[13]葛鹏等.自动液压拉紧装置在胶带机上的应用.徐州：中国矿业大学出版社，2005[14]张华林.带式输送机自动液压张紧装置.北京：高等教育出版社[15]陈维键等.矿井运输及提升设备.徐州：中国矿业大学出版社[16]谢锡纯.矿山机械与设备.徐州：中国矿业大学出版社，2000[17]RonMcCoy.Virtualprototyping:ThePracticalSolution.Inventordigest,1998[18]Gunter,Dave.Virtualprototypeaidsdesign.MilitaryEngineer,2000[19]DornerMfg.corp.，Hartland,WI,continousbeltconveryortensioningmechanism，UnitedStatesPatentHoschetal,2004附录一英文文献原文CONTINUOUSBELTCONVEYORTENSIONINGMECHANISMInventors:MichaelA.Hosch.Oconomowoc,WI(US);ScottM.Hall,Sussex,WI(US);Assignee:DornerM