刮板輸送機設計說明書畢業設計(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 安裝牽引導軌的構件，其型式和規格尺寸均由配套要求給定。 需支撐和導向采煤機滑靴的鏟煤板，均選L型鏟煤板，其余選三角式鏟煤板的型式。L型鏟煤板兩端用套環聯接。本機選用L型鏟煤板。 鏟煤板的斷面尺寸由配套工作面的頂板控頂距和采煤機要求確定，一般長度與擋板相同。高比溜槽上平面低5~25mm，底部根據底板硬度不同。有0~24mm的延伸量；寬度與采煤機、液壓支架要求相適應。鏟煤板側面連接孔與溜槽側聯接孔位置相同。 當電機額定功率大于22 kW ,且為單速電機時，按功率大小分為輕、中、重型三檔，分別確定液力偶合器為靜壓泄液式、動壓泄液式、閥控延充式。輕型功率為22~40 kW，中型功率為55~110 kW,重型功率為132 kW以上。 根據傳動功率，可進一步確定液壓偶合器的具體剛號和連接尺寸。選用TVA866型液力偶合器。 鏈輪組件的型式和規格，與刮板鏈條的型式和規格相同，本機采用外置式布置軸承的型式和浮動密封的型式。機頭機尾的鏈輪組件型式和結構相同，呵以互換使用。 根據給定鏈輪齒數L和鏈輪規格，查標準可確定單個鏈輪的外形尺寸。并將鏈輪外徑改為采用節圓直徑與棒料直徑d之和的數值，利于防止“卷鏈”。根據鏈輪組件的型式，查表鏈條中心距A可確定雙鏈型鏈輪的鏈距〔鏈條中心距離)，從而可確定雙鏈鏈輪的外形尺寸。 根據鏈輪組件軸承的密封形式，確定滾筒型式:如采用浮動機械封密時，選用整體式或分段套筒式。滾筒外形尺寸根據機頭機尾架內寬、鏈輪厚度和立環槽直徑配套設計確定。滾筒靠軸承端內圈設計浮封座尺寸。滾筒內腔設計要保證足夠的油腔空間， 鏈輪軸根據傳遞扭矩大小設計。通過漸開線花鍵與鏈輪聯接，軸伸端用漸開線花鍵與齒輪聯軸器聯接。鏈輪軸中心設計有長中心孔，便于潤滑油流通。鏈輪組件的型式和結構確定后，根據軸、軸承和滾筒的結構尺寸，查MT/T784－1998可確定浮封環,O型圈和浮封座的結構尺寸。、機尾架、過渡槽及犁煤板的選型設計為保證刮板鏈條運行鏈道的連續性和光滑性，保證采煤機端頭作業的切通性和臥底量，保證液壓支架推移配套和布架合理，并具有足夠的剛性、機尾架和過渡槽的選型設計，包括側卸機頭部的犁煤板設計，要整體進行設計。撥鏈器及固定架、機頭機尾底座的設計按整休設計的要求進行。、機尾架的型式確定由刮板輸送機的整機型式、機頭的電機功率、機頭驅動裝置的布置型式、有無齒輪聯軸器和配套設備的要求，可確定機頭架的型式。本機采用交叉側卸式機頭架。機尾采用可伸縮式機尾。綜采工作面的推移和錨固裝置，為工作面液壓支架和端頭液壓支架，屬綜采工作面綜采配套設備。根據上作面地質條件、頂板壓力、底板強度、配套設備等要求，確定工作面液壓支架和端頭液壓支架的型式。其推移千斤頂的長度按刮板輸送機推移步即設計。當工作面傾角大于12時，加設中間錨固千斤頂和進行端頭錨固設計，錨固力要大于下滑力。第五章 減速器的設計這里主要是根據查閱的相關書籍和資料，借鑒以往刮板輸送機傳動系統的設計經驗，初步確定傳動系統：傳動裝置為并列式布置（電動機軸與傳動鏈輪軸垂直），故采用三級圓錐—圓柱行星齒輪減速器。高速級為弧齒錐齒輪，中速級為直齒圓柱齒輪，低速級為行星齒輪。傳動比的計算公式如下： i=2PZn60ν （521）式中 P－礦用圓環鏈節距（m）；Z－鏈輪齒數； ｎ－電動機額定轉速（r/min）； ν－刮板鏈條速度（m/s）。故總傳動比為 i=28147060=總傳動比等于各級傳動比的連乘積，即 （522）為保證減速器的尺寸最小。各傳動比分配如下 ， 從減速器的高速軸開始各軸命名為1軸、2軸、3軸、4軸。第1軸轉速 r/min第2軸轉速 r/min第3軸轉速 r/min輸出軸轉速 r/min 第1軸功率 kW第2軸功率 kW第3軸功率 kW輸出軸功率 kW以上式中 P —電動機功率，kW —液力耦合器的傳動效率， —軸承的效率， —圓錐齒輪傳動的效率， —圓柱齒輪傳動的效率，第1軸扭矩 Nm第２軸扭矩　　　　　　　　　　 Nm第３軸扭矩　　　　　　　　　　 Nm輸出軸扭矩　　　　　　　　　 Nm。 表51 計算數據列表軸號轉速n（r/min）輸出功率P/kW輸出扭距T/N﹒m電動機軸1470軸114708545548軸255782014059軸320436866輸出軸41170875 齒輪設計 已知Nm ；；r/min ；kW。1）、選擇齒輪的材料 由文獻[2] 小齒輪20CrMnTi 滲碳淬火 HRC=58~62 大齒輪20CrMnTi 滲碳淬火 HRC=58~62許用接觸應力 由文獻[2]式66得 [σH]= [σHlim]Ζ/SHmin查文獻[2]圖64得齒輪接觸應力=800N/mm2大齒輪的為=650N/mm2計算應力循環次數：查文獻[2]圖65,得接觸強度最小安全系數（1~） [σH1]= [σHlim]Ζ/SHmin=8001/1=800 N/mm2[σH2]= [σHlim]Ζ/SHmin=6501/1=650 N/mm2許用彎曲應力[σF]σF=σFlimSFminYNYX彎曲疲勞極限 σFlim，查圖文獻[2]67得 σFlim1=700 N/mm2σFlim1=600N/mm2彎曲強度壽命系數YN，查文獻[2]圖68得 YN1=YN2=1彎曲強度尺寸系數YX，查文獻[2]圖69得 YX1=YX2=彎曲最小安全系數SFmin=則σF1=7001=475N/mm2σF2=600=407N/mm22)、按齒面接觸強度計算。確定齒輪傳動精度等級V1=(~)n13p/n1估取V1=[2]表67，表68選取Ⅱ公差組7級小齒輪分度圓直徑d1≥(1+ψdμ2+1)3ZEZHσH22KT1φd μ2+1μ 確定公式中的各計算數值，齒寬系數φd查文獻[2] φd=b. 取小齒輪=33，則=，==，取=87并初步選定μ=87/33=傳動比誤差?μμ==3104=KAKVKαKβ KA—使用系數， KA=Kv—動載系數，~ Kv=Kβ—齒向載荷分布系數，~ Kβ=由文獻[2]=節點區域系數ZH,查文獻[2] ZH=d1≥1++ + =324mm 3）、螺旋角的選擇 取，小齒輪為左旋，大輪為右旋。模數的確定法面模數 mm(圓整) 4）、變位系數 設定法向壓力角，螺旋角。由文獻[3]表1437查得切向變位系數，工作齒高、頂隙系數、齒頂高系數、法向壓力角得 mm ；； 5）、幾何尺寸計算下列計算中的下標，1為小齒輪，2為大齒輪。分度圓直徑 mm mm分錐角 大端錐距 mm大端齒距 mm齒頂高 mm齒頂間隙 mm全齒高 mm齒根高 mm mm 齒根角 頂錐角 根錐角 齒頂圓直徑 mm mm冠頂距 = =6）、強度計算 計算彎曲應力 式中 圓周力 N、與前面相同。 —彎曲計算用的幾何系數，按，由文獻[3]查得 計算彎曲應力 校核計算彎曲應力 故兩齒輪的彎曲強度能夠通過。 已知參數：原動機為電動機，齒輪傳遞功率P1=820Kw,小齒輪轉速n1=557r/min,傳動比i1=，工作平穩，壽命為105小時。1）、選擇材料熱處理方式根據工作條件與已知條件知減速器采用閉式軟齒面斜齒輪圓柱齒輪計算說明查文獻[2]小齒輪 20CrMnTi 調質處理 HB1=260HBS 大齒輪 20CrMnTi 正火 HB2=210HBS因軟齒面閉式傳動常因點蝕而失效,故先按齒面接觸強度設計公式確定傳動的尺寸,然后驗算輪齒的彎曲強度。許用接觸應力[σH]= [σHlim]Ζ/SHmin查文獻[2]圖64。得齒輪接觸應力=800N/mm2，大齒輪的為=650 N/mm2：查文獻[2]圖65,得接觸強度最小安全系數（1~） [σH1]= [σHlim]Ζ/SHmin=800=727N/mm2[σH2]= [σHlim]Ζ/SHmin=650=591N/mm2許用彎曲應力[σF]σF=σFlimSFminYNYX彎曲疲勞極限 [σFlim]，查文獻[2]圖67，σFlim1=650N/mm2 σFlim2=600N/mm2彎曲強度壽命系數YN，查文獻[2]圖68得 YN1=YN2=1彎曲強度尺寸系數YX，查文獻[2]圖69得 YX=彎曲最小安全系數SFmin=則σF1=650=475N/mm2σF2=600=407N/mm22)、按齒面接觸強度計算:確定齒輪傳動精度等級V1=(~)n13p/n1估取V1=[2]表67，表68選取小齒輪分度圓直徑d1≥3ZEZHZεZβσH22KT1φd μ+1μ 確定公式中的各計算數值因為齒輪分布非對稱，齒寬系數φd查文獻[2] φd=取小齒輪=32，則=，==，取=87,μ=87/32=傳動比誤差?μμ==3104載荷系數K=KAKVKαKβ KA—使用系數，查文獻[2] KA