刮板输送机的选型设计

PAGEPAGE422刮板输送机的选型设计计算2.1设计原始参数和要求在矿井工作下根据生产环境的需求，进行运输设备的设计根据要求设计一个边双链轻型刮板输送机，适用于载荷较小的工作情况根据需要设计的数据给出刮板输送机的设计数据：每小时内运送煤矿的重量100T/h刮板链条工作的行进速度0.86m/s刮板输送机的总运行距离100m原始参数是机械设计的基础，对刮板输送机的结构选型和数据计算都起着重要的作用。根据给出的设计数据，本次刮板输送机采取边双链形式的输送机，电功率选取九十以下的中型电机。主要于普采工作面的。刮板输送机的设计主要有以下几个方面：1.单位时间的运输重量、2.在工作时受到的各种、3.对刮板链受到的最大的拉力的计算等.2.2运输生产能力计算刮板输送机是一种可连续输送散料的机械设备根据资料有输送机每秒的搜索能力公式Q=qv（Kg/s）V代表含义——-刮伴链运行速度（米/秒）、Q代表的含义——-输送机上单位长度货载量（公斤/米）每小时输送能力为Q=3.6qv（吨/小时）在进行采煤工作时，一般溜槽是根据货载均匀分布的，所以上式中q与溜槽的货载断面有一定关系。Q=1000F（公斤/米）上面公式中F代表含义-—刮板输送机溜槽中和载断面积（m） ——货载的散集容量（吨/m）（对于煤炭=0.85—1.0吨/m）由查阅资料可知装运和载的最大的横截面积不仅仅与溜槽的结构尺寸由关，还与松散煤的堆及角（安息角）有关一定的关联。货载的实际断面为F=F（2.4）F——货载的最大断面积（m）。F——货载的实际横断面积（m）。 ——货载的装满系数。一般=0.65~0.9，货载的满装系数一般是根据机械设备在不同的工作环境因素定：包括工作时的工作面倾斜角，煤块达到的硬度，大小，和工作环境的湿度，还与刮板输送机的使用寿命有一定关系查询相关资料可知其取值范围：=30~40所以根据以上公式综合有：q=1000F(公斤/米)因此易得刮板输送机的小时输送能力为：Q=3600Fv（吨/小时）该刮板输送机的货载最大横断面积根据调查暂取估值F=0.06m根据调查的结果对工作环境进行分析，可以对煤块的湿度和硬度进行分析，因此选取取：=0.65货栽的散集容量去取得：r=0.85t/m刮板链的运行速度为：v=0.86m/s综上所诉可以得到对刮板输送机的能力进行验算：Q=吨/小时Q=102.6>100吨/小时因此输送能力满足查阅资料得到其相关的计算公式，则易有（2-3-1）上式中v代表由以上叙述易得t/h，m/s，经过以上公式的计算可以得出kg/m2.3刮板输送机的最大铺设长度计算查询资料易得：其中有工作倾角考虑刮板链绕过两端链轮的附加阻力系数,取得：=1.1考虑输送机水平弯曲时刮板链与溜槽侧帮之间的附加阻力系数取得：=1.1N—-电动机功率（） 刮板输送机刮板链的速度 总传动效率q单位长度煤的重力Q刮板输送机的额定生产能力单位长度刮板链的重力 --煤与溜槽间的摩擦系数取得：=0.4-0.5刮板链与溜槽之间的摩擦系数取得：=0.25-0.4L刮板输送机的铺设长度由以上数据得到刮板输送机的最大铺设长度：L==161m根据采煤量以及电机传动功率，我们选取工作面长度为100m。2.4刮板输送机水平弯曲段几何参数的计算工作面刮板输送机，随着采煤机的移动，需要整体逐段向煤壁推移，使工作面刮板输送机呈蛇形弯曲状态。如图4-2所示。图4-2刮板输送机水平弯曲段示意图2.4.1弯曲段曲率半径R的计算弯曲段曲率半径R：（4-3）式中R——弯曲段曲率半径（m）；α'——相邻溜槽间的偏转角度（˚）；l0——每节溜槽长度（m）。(m)2.4.2弯曲段长度Lw的计算弯曲段长度Lw：式中Lw——弯曲段长度（m）；a——刮板输送机一次推移步距（m）。（m）实用中要确保刮板输送机弯曲段长度不小于Lw=6.04m的计算值。2.4.3弯曲段对应的中心角α0的计算弯曲段对应的中心角：(4-5)式中——弯曲段对应的中心角，一般用弧度表示（rad）。（rad）2.4.4弯曲段的溜槽数N的计算弯曲段的溜槽数N：(4-6)式中N——弯曲段所需溜槽数量，输送机整体推移时；a0——弯曲段对应的中心角（rad）。2.5刮板输送机运行阻力的计算2.5.1刮板输送机每米长度物料质量q的计算刮板输送机每米长度物料质量q：(kg/m)(4-7)式中Qe——刮板输送机输送量(t/h)。（kg/m）2.5.2刮板链条每米长度质量q0的计算刮板链条每米长度质量，与链条直径、刮板链条形式及溜槽宽度等因素有关，其数值如表4-1所示。表4-1刮板链条每米长度质量q0链条直径（mm）溜槽宽度（mm）刮板链条每米长度质量（kg/m）边双链中双链（准边双链）单中链10280——5.214320—13.49.4420—15.211.3520—25.213.21862018.4——63019.2——2263031.435.228.176436.039.033.02673042.351.040.076447.458.643.030730—70.060.0764—72.063.030830—73.666.9880—78.071.034960—90.080.01000—98.082.0由表4-1查得（kg/m）2.5.3刮板输送机有载分支的基本运行阻力Wzh的计算图4-3刮板输送机运行阻力计算图刮板输送机有载分支的基本运行阻力Wzh：（N）式中Wzh——刮板输送机有载分支基本运行阻力（N）；L——刮板输送机设计长度（m）；g——重力加速度，取g=10m/s2；β——刮板输送机倾角（˚）；q——刮板输送机每米长度物料的质量（kg）；q0——刮板链条每米长度的质量（kg）；ω——物料在溜槽中移动的阻力系数；ω'——刮板链条在有载分支溜槽中移动时的阻力系数；“±”——根据刮板链条向上运输时取“+”号；反之取“－”号。红2.5.4刮板输送机无载分支的基本运行阻力WK的计算刮板输送机无载分支的基本运行阻力WK：（N）式中ω˝——刮板链条在无载分支溜槽中移动时的阻力系数；WK——刮板输送机无载分支基本运行阻力（N）。红2.5.5刮板输送机弯曲时有载分支运行阻力和无载分支运行阻力的计算刮板输送机弯曲时有载分支运行阻力和无载分支运行阻力：（kN）（kN）式中k1——刮板输送机弯曲运行时附加阻力系数。(kN)(kN)2.5.6刮板输送机运行总阻力W的计算刮板输送机运行总阻力W：（kN）式中k2——刮板链条绕上头部、尾部链轮回转时的附加阻力系数。（kN）2.6刮板输送机链条张力和牵引力的计算2.6.1计算各特殊点的张力1.确定给定条件中最小张力点张力Smin如图5-3比较1点和3点张力S1和S3：又设机头、机尾所需功率相同，负荷均匀，每个链轮克服阻力为总阻力W的一半，即因为所以S1>S3S3=Smin图4-4链条张紧力计算示意图2.用逐点计算法计算链条各点张力，kNkNkNkN2.6.2刮板输送机两端链轮总牵引力刮板输送机两端链轮总牵引力F：其中式中F——刮板输送机两端链轮总牵引力（kN）；F1——头部链轮的牵引力（kN）；F2——尾部链轮的牵引力（kN）。（kN）（kN）（kN）2.7链条预张力和紧链力的计算2.7.1链条预张力由定义可知，链条预张力引起链条的弹性伸长量∆Ly应等于链条在额定负载下的弹性伸长量∆L，即∆Ly=∆L。由虎克定律和上述张力代入该等式，可得/kN）式中T——链条预张力（kN）。（kN）2.7.2链条紧链力链条紧链力:（kN）式中T——刮板输送机链条预张力（kN）；WK——紧链时底链移动阻力（kN）；F'——接链时链条松弛量（0.5～0.6t）需要的附加牵引力（kN），按下式计（kN）式中E——刮板链条的弹性模量，取E=206×109(N/m2)；A0——链条横断面积（m2）；p——圆环链条链环的节距；L——刮板输送机设计长度（m）。（m2）==（kN）（kN）2.7.3链条安全系数安全系数是链条破断拉力与最大张力之比,链条安全系数为n式中n—为链条安全系数一般n>3.5查得Sdn=Sd2.8刮板输送机电机功率的计算2.8.1刮板输送机满载运行时，电机功率P的计算刮板输送机满载运行时，电机功率P:（kW）式中k——刮板输送机电机功率备用系数；F——刮板输送机链轮总牵引力（kN）；η——刮板输送机传动效率。（kW）2.9刮板输送机牵引机构强度的验算刮板输送机牵引链强度验算：式中kmin——刮板输送机链条最小安全系数，kmin≥2时满足要求；Ta——刮板输送机链条最小破断载荷（kN）；Tm——刮板输送机满载启动时链条最大拉力（kN）。（kN）式中Tb——刮板输送机单股链条最小破断力（kN）；nc——刮板输送机链条根数；ka——刮板输送机链条受力不均匀系数，中单链ka=1。（kN）、式中nb——刮板输送机电机启动力矩系数；P——刮板输送机电机总功率；η'——刮板输送机启动时总传动效率；（kN）（kN）满足要求3．板输送机机头部和机尾部的设计对于刮板输送机的机头而言一般在设计时需要考虑机头和机尾的长度，一般要求为长度较短，高度较低，在确保工作能正常进行的情况下需要尽可能的达到上述要求。而对于在采煤工作面工作的刮板输送机来说链轮的设计也尤为关键，要做到尽可能的链轮齿数少，而对于减速器来说传动比的设计也要保持尽可能的较低，可选用多电机传动的方式来达到要求，因为这样可以时减速器的体积较小，传动的其他构件也相对较小，节省空间，构件的强度也能得到提升。根据调查分析和以往的采矿工作的经验相结合，和对刮板输送机的生产研究的分析，以及对刮板输送机的工作环境分析，对刮板输送机的设计总结出如下几点技术要求：1、机头，机尾的设计尺寸一般要求长度较低，高度较低，这样能够更好的适应更多，更加恶劣的采煤环境。2、机头，机尾架的一般是需要保证可以互相换的，因为这样可以使得刮板输送适应工作环境更多。3、对于在矿井下工作的机械设备而言，需要尽可能的使得传动构件，所占的空间较小，也就是说传动结构较为紧凑。4、对于机头架部分而言，其卸载高度要尽可达到600到700mm之间5、还有需要有可以可推动刮板移动的结构，以及还需要可以防止刮板链移动的紧链结构。6、对于整机的设计来讲，需要严格的设计标准来设计参数，以及制造，并且制造时需要达到足够在矿井下工作的结构强度，和刚性的要求。3.1机头部和机尾部结构组成及功能分析在对刮板输送机的设计中，有以下部分是比不可少的设计部分，因为对刮板输送机的主要的构成部分的构件一般来讲都是相同的。刮板输送机最主要的散部分的设计有如下几种构件：刮板输送机的组成部件：1、机头部：我们的设计一般包括机头架、链轮组件、减速器的设计，而对于在这部分中电动机和联轴器部分需要根据实际情况然后进行选型和参数设计。2、机尾部：此设计由链轮组件。3、机身部：其中包括有中部槽的设计，和产煤板的设计以及对挡煤板的等的选型和设计。还需要配合链轮部分对刮板链的进行设计3.2减速器减速器是可增大、减小输出转速的一种封闭式的传动机械装置。其还可以对电机的输出的扭矩进行改变，其在煤矿工作中的地位现在是不可替代的。减速器的类别是有很多的，根据不同的使用情况的区别，和其特有的结构来划分，亦或者根据其传动的特点来划分等等。以下是根据减速器的结构来划分的类别：齿轮减速器这类减速器根据齿轮的类别不同可分为：圆柱、圆锥、圆锥圆柱齿轮减速器。蜗杆减速器这类减速器可有：圆柱蜗杆、环面蜗杆、锥蜗杆减速器蜗杆-齿轮减速器及齿轮-蜗杆减速器。行星齿轮减速器摆线针轮减速器谐波齿轮减速器3.3链轮几何尺寸与齿形计算链轮时刮板输送中传动部分不可缺少的组件之一，其由滚筒、链轮结合组成。在输送工作进行时，此构件需要承受较大的扭矩，而对于一些大型的刮板输送机而言，其扭矩是很大的，所以说这就对链轮的刚度，和强度有极大的要求。故而，在对链轮进行选材时需要选取刚度大、强度高、耐磨性好的材料进行锻造。在链轮的内圈设有键孔，其中一边以盲轴与机架相配合，另外一段与减速器的输出轴相连接，或者采取次轮啮合器与轴相连。因为工作环境较为恶劣，且粉尘较多，所以我们一般在有盲轴的一端采用扣环密封，且扣环还起到轴的定位作用，防止轴因扭矩太大而乱窜。在链轮的设计之中，需要严格保证其与链条的啮合，因为在链轮的工作当中会受到，较大的载荷冲击，保证良好的啮合的可以在一定的程度下减小载荷的冲击，对链轮有一定的保护作用，这也对链轮的使用时间、传动的效率、成本等都有较大的提高。3.4圆环链链轮的主要技术要求总结出以下几点：１）具有较高啮合率2）使用寿命较高便于安装与拆卸。刚度、硬度、抗磨等达标，能够适应所要求的工作环境。这是一个易损件，所以需要在设计方面要有严格的把控，保障刮板的顺利运行，和保障生产中的安全。3.5链轮的几何尺寸及齿形计算本次设计采用圆环链轮，其齿形结构如下图3.2。链轮的齿数的选取需根据工作环境进行分析后选取，本次的齿轮数选取为N=70.而对于链条的放置的不同链轮的也分不同，可平放齿轮的链窝，叫平环。而可使链卡在槽尖的链窝，叫做立环。对于本次设计的链轮而言，因为此设计采取边双链形式的运输方式那么滚筒应在链轮之间。而在对链轮的设计时，立槽的宽度应比设计的链条的宽度稍大。在链轮的参数设计应严格按照设计并计算。图3.2圆环链链轮的齿形结构基本参数根据所给的基础的数据刮板运行的速度和输送机的机头部位的色集，已经减速器的传动比对链轮的齿数进行确定。根据资料易查的有链轮齿数一般的取值范围为为4—12齿.其基本参数和计算的公式详见下表表3.1圆环链的本参数成品链环直边直径d节距p宽度圆弧半径r公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小内宽a最大外宽b公称尺寸极限偏差100.4400.5123415+20140.4500.5174822+20180.5640.6216028+20220.7860.9267434+20根据查阅资料能够获得圆环链轮的计算公式和一些由设计的基本参数。如图下表所示有：表3.2圆环链轮的几何尺寸和齿形计算公式表名称符号计算公式链轮节距角θ链轮节圆直径D链轮园弧半径外径链轮立环槽直径链轮立环槽宽度l齿跟园弧半径R链窝长度L链窝平面园弧半径RR的值为扁平连接链环圆弧部分的最大外圆半径链轮中心至链窝底平面的距离H短齿厚度W链窝中心距离A齿形园弧半径R立环槽园弧半径R短齿跟部园弧半径R链窝间隙T限制W的最大值，保证圆环链在链窝中得到足够的支撑，也能保证开口式连接环和刮板在链窝中有足够的间隙链轮的各部分参数计算如下：:1节圆半径=288.36mm取=288mm2顶圆直径De=D0+2d=188+2*18=324mm3链轮立环的立槽直径=210.5mm取=210mm其中对1864的链条为14mm4链轮立环的立槽宽度=25mm其中对1864的链条为7mm5齿根圆弧半径=9mm6链窝圆弧半径在连接链环圆弧部分最大外圆半径对1864的链条事R=30mm7链轮中心至链窝平面的距离=129mm8链窝长度=104.8取L=105mm9链窝中心距=86.8mm取A=87mm10短齿厚度=60mm11齿形圆弧半径R=p-1.5d=37mm12立槽圆弧半径R=0.5d=9mm13短齿根部圆弧半径=0.5d=9mm3.6机头架及机尾架对于对机头部分起支撑作用的机头架部分也是在组成刮板输送机的构件当中起着重要的地位。一般机架部分我们使用螺栓进行连接或者直接进行焊接，机头部分需要具有支撑作用，所以我们对其的刚度也有一定的要求，且因为机头架暴露在工作环境当中，因此我们还需要使用更加耐磨的材质。尤其实在减速器等传动装置相连接的部分，因为其在连接部分受到的冲击载荷也说较大的，因此我们需要进行加固或者说在此部分安装减缓冲击的构件，一般会在此部分安装垫片，为了其刚度、强度、耐磨性，可在装卸的一端安上钢板，垫片等。为方便拆卸，构件的设计时还需考虑拆卸方便的问题，而且这是结构件时暴露在工作面外部的，那么对其的需要即使监测，以便损坏时不会影响到刮板机的正常运行。而对于机尾架而言也去刚度有同样的要求，设计时需要严格按照标准设计生产。而对于可使用多电机驱动的大型刮板输送机而言，保障其机头和机尾架稳定性，更是重要的环节。对于机头架来说，它相对机头架较矮，且较短。且机尾锚与机架部分的固定方式也有区别，它可使用销轴与其横梁进行固定。3.7紧链装置在刮板运输机长时间运行时，链条可能发生松弛现象，所以需要安装可进行紧链的紧链装置，可及时调整刮板链的链条长度，以保障刮板输送机的正常工作、保障生产运输的正常进行。如果因为链条的发生松弛造成了人员的伤害那么不仅会对人力和屋里照成巨大的损失，还会对采矿工作照成不可挽回的损失，这是得不偿失的。故此安装紧链是很关键的。在现阶段使用较多的有：液压紧链器、棘轮紧链器等。链条张紧装置安装在马达和刮板输送机驱动部分的减速器之间的连接盖上。减速器的轴配有大齿轮液压链条张紧器，用于拧紧链条。输入齿轮由电动机驱动并通过惰轮。车轮与紧链的大齿轮啮合以传递扭矩，然后传递到减速器的轴。齿轮通过减速器驱动使齿轮倒退，从而使传送链沿反向缓慢移动，直到张紧为止。在紧链装置的使用过程，可以在刮板链的任一长度间进行紧链。在进行紧链是需要严格的遵照按照紧链器的使用说明来进行，尤其需要注意紧链扳手的状态，避免发生断链、烧毁电机等情况的发生。项目单位数值设计长度m100出厂长度m100输送量t／h100刮板链速度m／s0.86电动机型号--额定功率KW75额定转速r／min1470额定电压(Y／Δ)V380／660减速器速比--1：45.066刮板链型式--边双链圆环链规格mm￠18×64刮板间距mm800刮板链间距mm中部槽规格

(长×宽×高)(mm)1500×420×180紧链装置--磨擦紧链卸载方式--端卸式4减速器的设计计算4.1计算传动装置的运动、动力参数进行传动部分的设计，查阅资料有：本次设计采取，圆锥齿轮输入，此为高速轴；中间通过圆柱齿轮；再经过圆柱齿轮输出，此为输出轴。初步确定传动系统：传动装置为并列式布置。如下图：图4-1三级圆锥——圆柱齿轮减速器的传动结构简图1—输入轴1；2—直齿锥齿轮；3—直齿圆柱齿轮；4—轴2；5—轴3；6—轴4；7—箱体；8—直齿圆柱齿轮4.2传动比的分配在多级传动系统的总体设计中，传动比分布是重要的环节。传动比能否合理分配，将直接影响传动系统的外形尺寸，重量，结构，润滑条件，成本和工作能力。确定多级传动系统的传动比具有以下原理：1.所有传动级的传动比一般应在共同值的范围内，并且不应超过允许的最大值，以满足其传动形式的工作特性，以便使减速器获得最小的形状。2.各级变速箱的尺寸应协调一致。传动部分不应互相干扰；所有传动部件应易于安装。3.使所有级别的变速器的承载能力几乎相等，即达到相等的强度。4.使所有变速箱中的大型齿轮进入机油的深度大致相同，以便润滑更方便。总传动比为：r/min初定齿数及各级传动比为:4.3各轴转速计算从电动机出来，各轴依次命名为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ轴。Ⅰ轴r/minⅡ轴Ⅲ轴Ⅳ轴4.4各轴功率计算Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴Ⅳ轴式中——联轴器效率=0.97——滚动轴承效率=0.97——齿轮传动效率=0.974.5各轴扭矩计算Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴Ⅳ轴将上述计算结果列入表：表4.1各轴参数轴号输出功率P/kW转速n/r·min输出转矩T/N·m传动比Ⅰ轴66.391480428.44Ⅱ轴60.637015643.75Ⅲ轴55.398.6653533Ⅳ轴51.5232.88149644.6齿轮的计算4.6.1直齿圆锥齿轮计算A选择齿轮材料查齿轮传动设计手册小齿轮选用20CrMnTi渗碳淬火，HRC60～62,大齿轮选用40Cr表面淬火，HRC48～55许用接触应力[]由式，=1500N/mm2=1200N/mm2接触疲劳极限接触强度寿命系数ZN应力循环次数N由式查表得、=1=1接触强度最小安全系数=1则许用弯曲应力[]由式,[]弯曲疲劳极限弯曲强度度寿命系数弯曲强度尺寸系数=1弯曲强度最小安全系数=1.4则500N/mmB按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度选取公差等级为8级小轮分度圆直径，由式得齿宽系数：查表6.9按齿轮相对轴承为非对称布置，取＝0.6小轮齿数（20-40）：=21大齿轮齿数齿数比：载荷系数：使用系数：查表=1动载荷系数：由推荐值1.05-1.4＝1．2齿向载荷分布系数：由推荐值1.0-1.2则载荷系数的初值材料弹性系数：查表6.4得节点影响系数=2.5故小轮分度圆直径：齿轮模数mm=圆整取=5小轮大端分度圆直径小轮平均分度圆直径圆周速度齿宽圆整后齿宽取54C齿根弯曲疲劳强度校核计算由式6-21当量齿数齿行系数查表得小轮=2.73大轮=2.1应力修正系数查表得小轮=1.57大轮=1.8故D齿轮其他主要尺寸计算大端分度圆直径分度圆锥角齿顶高=5=5齿根圆直径=93.48=356.64锥距RR=187.5小轮大端顶圆直径大轮大端顶圆直径4.6.2第一对直齿圆柱齿轮计算直齿圆柱齿轮A选择齿轮材料，确定许用应力由齿轮传动手册小齿轮选用20CrMnTi渗碳淬火，大齿轮用40Cr，表面淬火许用接触应力[]，接触疲劳极限接触强度寿命系数Z应力循环次数N由式6-7查得、=1=1.05接触强度最小安全系数则许用弯曲应力[]由式,[]弯曲疲劳极限,弯曲强度寿命系数弯曲强度尺寸系数YX=1弯曲强度最小安全系数=1.4则B确定齿轮传动精度等级，采用直齿圆柱齿轮传动按（0.013~0.22）估取圆周速度4.3参考表6.7，表6.8选取齿轮公差组8级小轮分度圆直径齿宽系数，按齿轮相对轴承为非对称布置0.6小轮齿数在推荐值20~40中选25大轮齿数3.75125=93.75齿数比传动比误差=0.005误差在范围内载荷系数使用系数动载荷系数由推荐值1.05~1.4齿向载荷分布系数由推荐值1.0~1.2齿间载荷分配系数由推荐值1.0-1.2则载荷系数的初值材料弹性系数节点影响系数重合度系数由推荐值0.85~0.92故齿轮模数=126.83/256小轮分度圆直径=150mm 标准中心距齿宽大轮齿宽小轮齿宽C齿根弯曲疲劳强度校核计算由式齿形系数小轮大轮应力修正系数小轮大轮重合度重合度系数故故齿根弯曲强度满足D齿轮其他主要尺寸计算大轮分度圆直径根圆直径顶圆直径

4.6.3第二对直齿圆柱齿轮计算A选择齿轮材料，确定许用应力直齿圆柱齿轮由齿轮传动手两个齿轮选用小齿轮选用20CrMnTi许用HRC60～62大齿轮选用40Cr许用HRC52～58接触应力[]由式，接触疲劳极限接触强度寿命系数ZN应力循环次数N由式=查得、=1.05=1.05接触强度最小安全系数=1则=1575N/mm2=1260N/mm2许用弯曲应力[]由式,[]弯曲疲劳极限,弯曲强度度寿命系数YN1=YN2=1弯曲强度尺寸系数YX=1弯曲强度最小安全系数=1.4B确定齿轮传动精度等级，采用直齿圆柱齿轮传动按（0.013~0.22）估取圆周速度1.2选取公差等级为9级小轮分度圆直径由式齿宽系数查表6.9，按齿轮相对轴承为非对称布置0.6小轮齿数在推荐值20~40中选27大轮齿数齿数比传动比误差=0.00139误差在范围内载荷系数：使用系数：＝1动载荷系数：由推荐值1.05~1.4＝1．2齿向载荷分布系数：由推荐值1.0~1.2＝1.1齿间载荷分配系数由推荐值1.0-1.2=1.1则载荷系数的初值=1.45材料弹性系数：节点影响系数：＝2.5重合度系数由推荐值0.85~0.92=0.87故齿轮模数=176.77/27小轮分度圆直径=189mm标准中心距齿宽大轮齿宽小轮齿宽C齿根弯曲疲劳强度校核计算由式齿形系数小轮大轮应力修正系数小轮大轮重合度重合度系数故齿根弯曲强度满D齿轮其他主要尺寸计算大轮分度圆直径根圆直径 顶圆直径4.7轴的设计及强度校核4.7.1高速轴Ⅰ轴的设计1）输入轴上的转矩2）求作用在锥齿轮上的力 锥齿轮的受力分析 圆周力： 径向力和轴向力 3）确定轴的最小直径选取轴的材料为20CrMnTi，调质处理。初估轴的最小直径，取，加大3%用以考虑键槽的影响可得:图4.2轴段1左端连接扭矩限制液力偶合器联轴器的联轴器尺寸为180mm，减速器的轴段长度为190mm；联轴器与联轴器的直径为65mm，因此轴段（1）的直径为65mm。单列圆锥滚子轴承安装在轴部分2上。外力作用在两个支点上。安装采用反向安装结构，可使轴支撑具有更高的刚性。为了调节锥齿轮的轴向位置，将一对轴承放在同一套筒中，并将该套筒安装在壳体的座孔中。可以通过增加或减小套筒端面与外壳之间的垫片厚度来制成圆锥体。齿轮轴的位置发生变化，以调节锥齿轮啮合的接触面积。单列圆锥滚子轴承的特点：a。额定动载荷比为1.5〜2.5，可限制轴和壳体在一个方向上的轴向位移；b在径向载荷的作用下会产生额外的径向力，通常成对使用并对称安装；c可承受较大的径向载荷和单向轴向载荷，下限速度低；d内圈和外圈可以分开，并且在安装过程中可以调节轴承间隙。适用于低速和良好刚性轴的场合。选择轴承代号30314B=35mmd=70mmD=150mm轴部分2配备有用于调节齿轮的轴向尺寸的套筒。为了提高轴的强度和刚度，轴承和传动部件之间的距离应尽可能缩短。为了提高轴的刚性，轴部2的直径为70mm，长度为181mm。轴部3是轴肩。轴与传动部件之间的距离应尽可能缩短。轴部分（3）的长度为10毫米，直径为80毫米。轴部4被确定为齿轮轴。③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的距离mm，右端轴承的支承点到齿轮载荷作用点距离mm，左端轴承的支承点到轴段1的支承点的距离mm。④绘制轴的弯距图和扭距图求轴承反力H水平面根据力的平衡方程和对齿轮载荷点取距，得方程组把数据代入，解方程组得N，NV垂直面根据力的平衡方程和对齿轮载荷点取距，得方程组（为小轮分度圆直径）把数据代入，解方程组得N，N2）求齿宽中点处弯距H水平面N·mmN·mmV垂直面N·mmN·mm合成弯距MN·mm，N·mm扭距TN·mm弯距图、扭距图见图当量弯距，取折合系数，则齿宽中点处当量弯距N·mmN·mm轴的材料为20CrMnTi钢，渗碳淬火。查得，由文献[2]表8.9查得材料许用应力。由文献[2]式8-4得轴的计算应力为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。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。计算危险截面的应力截面右侧弯矩M为M=4952409.2N·mm截面上的扭矩T为T=1556800N·mm抗弯截面系数抗扭截面系数截面上的弯曲应力截面上的扭转剪应力弯曲应力幅==20.08弯曲平均应力=0扭转剪应力的应力幅与平均应力相等，即==/2=8.2/2=4.13）确定影响系数轴的材料为20CrMnTi钢，渗碳淬火。查得=1200，σ-1=850，τ-1=250。轴肩圆角处的有效应力集中系数、。根据r/d=2/80=0.025D/d=89/80=1.11,查资料可得=2.855，=1.738。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==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：可知该轴安全。4.7.2Ⅱ轴的设计1)确定轴的最小直径中间轴为齿轮轴结构，选取轴的材料为40Cr，调质处理。初估轴的最小直径，取，加大3%用以考虑键槽的影响拟定轴上零件的装配方案如图所示：图4.3Ⅱ轴的设计2）根据轴向定位要求确定每个轴段的直径和长度轴部分1配备有单列圆锥滚子轴承。轴的外力作用在支点之间。强制安装可以使轴段支撑具有良好的刚性。端盖下方的垫圈可用于调节轴承间隙。选择轴承代号30315B=37mmd=75mmD=160mm。轴部1的长度为65mm，直径为75mm。轴部分2配备有直齿圆柱齿轮，并且选择了简单的支撑。支撑结构结构简单，刚性好。圆柱齿轮的轴向长度为95mm，所选轴的直径为80mm。轴部3是轴肩。长度为16mm，轴的直径为90mm。轴部4的长度为52mm，所选择的轴的直径为80mm。轴部5是轴肩。长度为16mm，轴的直径为90mm。轴部6是锥齿轮。长度为61mm，所选轴的直径为82mm。轴部分7配备有单列圆锥滚子轴承。根据轴承的尺寸，确定轴段的直径为75mm，长度为101mm。4.7.3Ⅲ轴的设计1)确定轴的最小直径选取轴的材料为40Cr，调质处理。初估轴的最小直径，取，加大3%用以考虑键槽的影响拟定轴上零件的装配方案如图所示图4.4Ⅲ轴的设计2）根据轴向定位要求确定每个轴段的直径和长度轴部分1配备有单列圆锥滚子轴承。轴的外力作用在支点之间。强制安装可以使轴段支撑具有良好的刚性。端盖下方的垫圈可用于调节轴承间隙。选择轴承代码30222B=38mmd=110mmD=200mm。轴段（1）的长度为76毫米，直径为110毫米。轴部2是齿轮结构部，其大小由齿轮决定，长度为119mm，直径为115mm。轴部3是肩部，长度为46mm，直径为137mm。轴部4为肩部，长度为90mm，直径为115mm轴部分5配备有单列圆锥滚子轴承。根据轴承的尺寸，确定轴段的直径为110mm，长度为69mm。4.7.4输出轴的设计1）确定轴的最小直径选取轴的材料为40Cr，调质处理。初估轴的最小直径，取，加大3%用以考虑键槽的影响图4.5拟定轴上零件的装配方案如图所示输出轴的设计2）按定位要求确定各轴段直径和长度轴段1左端联接膜片联轴器，型号为JM116，轴孔长度L=200mm，选取减速器伸出轴部分的长度为190mm，直径为135mm。轴段2装有单列圆锥滚子轴承，轴承的内侧至箱体内壁应留有一定的间距，选用正安装能使轴段支承具有良好的刚性，可用端盖下的垫片来调整轴承的间隙。选择轴承代号为30228B=42mmd＝140mmD=250mm轴段（2）的长度为127mm，直径为140mm。轴段3上安装齿轮，以便于齿轮的装配要求，轴段（3）的长度为114mm，直径为145mm。轴段4为轴肩，长度为9mm，直径166mm。轴段5选用正安装能使轴段支承具有良好的刚性，可用端盖下的垫片来调整轴承的间隙。B=42mmd＝140mmD=250mm。轴段（5）的长度为196mm，直径为140mm。6刮板输送机机身部的设计计算6.1溜槽的结构及受力分析溜槽作为刮板输送机主体中的主体，是刮板输送机的的组成中不可缺少的重要部分之一起器支撑货物和刮板的作用。而刮板输送机的输送能力和生产能力都与溜槽成正相关。因此在采煤工作当中，保障溜槽的强度和刚度，和在工作环境中抗腐蚀的能力是在溜槽制作和研究当中不可不考虑的重要因素。 刮板输送机中间槽的每个部分的长度通常为1.2米。为了适应工作面的环境条件，在调节槽可以对输送机的输送长度进行调整，这应安装和使用过程中都可以完成。调节槽长度有两种：1米和0.5米，可以在安装和调节过程中根据需要选择。其断面形状如图5.1中部溜槽断面形状图

长。6.2溜槽联接结构的分析中间槽联接结构的故障是平面输送机的普遍问题。由于恶劣的工作环境和多点线路的长度，给搬迁和维护工作带来一定的困难，影响设备的正常使用。 连接组件的故障主要是由于其强度不足，而可靠性差则直接与其结构形式有关。联轴器部件的结构形式可以大致分为两类：一类是螺栓联轴器，另一类是无螺栓连接机构。 螺栓连接 在很早已经就已经出现了螺栓机构的使用，且到目前也为一种使用较为广的连接方法。将连接器插入连接销孔当中，使其与螺母相连接。为了使相邻的中间凹槽具有一定的偏转角，两个中间凹槽之间要有一定的间隙。这种连接方法的主要问题是螺栓容易弯曲和变形，螺母容易生锈和模压。 2.无螺栓连接 联接机构的无螺栓连接性是刮板输送机的性能要求之一。所以，对强度高、使用方便的，可靠性高的无螺栓的结构的研究是促进行业发展的比不可少的方向。 1）圆柱销与弹性U线卡连接。 2）哑铃板连接。。7液力耦合器的选型设计液力偶合器的选择设计要与动力机械和工作机械匹配。一般来说，我们需要根据推荐的型号来选去相近的液力耦合器。首先，选择满足工作机械和动力机械性能要求的结构形式，然后选择液体。力偶的有效直径需要满足负载扭矩，然后我们再进行后续的计算。 动力机械的工作机和液力偶合器共同构成了一整套机械设备。液压联轴器的正确选择和合理搭配，是使作业机械满足生产要求，充分发挥动力机械功率，从而获得良好的技术和经济效果的重要因素。 不同的设备具有不同的负载特性。负载特性是指负载力矩M2与转速n2之间的关系。通常，负载力矩M2包括基本上与转速无关并且与转速具有函数关系的两个部分。M20负载与速度无关。 对于汽车，电动汽车等，可以认为车轮的行驶阻力和上坡时由重力分量引起的阻力与速度无关。根据研究表明车辆的阻力与速度可能具有一定的线性关系，一般是成平方或者成正比关系。对于处于稳态运行的皮带输送机和刮板输送机，可以将负载转矩视为一个常数。 在实际操作中，有许多因素会影响工作机的负载特性，但是每种负载都有其基本特性。根据转矩