851 往复式煤炭输送机设计
851 往复式煤炭输送机设计,往复,煤炭,输送,设计
山西农业大学工程技术学院毕业论文- 1 -往复式煤炭输送机设计1 绪论 进入 21 世纪,我国煤炭工业快速发展,煤矿深加工产业规模也在飞速扩大,现有煤炭机械设备生产能力小,不能满足大型加工厂的生成要求。因此,改进和扩大现有煤炭机械设备是完全必要的。往复式煤炭输送机作为煤炭加工的基础设备, 在我国煤矿广泛应用几十年。生产实践证明,该设备对煤的品种、粒度、外在水份等适应性强,与其他给料设备相比,具有运行安全可靠、性能稳定、噪音低、维护工作量少等优点,仍不失推广使用的价值。1.1 往复式煤炭输送机的发展史运输机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。目前,我国煤矿使用的给煤设备主要是往复式煤炭输送机和电振煤炭输送机。 往复式煤炭输送机最早研制于 20 世纪 60 年代初,70 年代,在基础上,更换了驱动装置,改为系列,并一直沿用至今。国外煤炭输送机发展状况也与国内大相径庭,并没有更高的技术含量,但价格却是国内同类产品的 45 倍。自 20 世纪 60 年代定型后,我国各大煤矿使用的煤炭输送机主要是 K 系列的往复式煤炭输送机。1.2 往复式煤炭输送机的用途最通用的往复式煤炭输送机为 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料。往复式煤炭输送机适用于矿井和选煤厂,将煤碳经煤仓均匀地装载到输送机或其它筛选、贮存装置上。郝生全:往复式煤炭输送机设计- 2 -1.3 煤炭输送机的构造及工作原理往复式煤炭输送机结构是由电动机、减速器、联轴器、H 形架、连杆、底板(给料槽)、传动平台、漏斗闸门、托辊等组成。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。该机设有带漏斗、带调节阀门和不带漏斗、不带调节阀门两种形式。1.4 往复式煤炭输送机的优越性1.4.1 往复式煤炭输送机的特点(1) 结构简单 ,维修量小在往复式煤炭输送机中,电动机和减速器均采用标准件,其余大部分是焊接件,易损部件少,用在煤矿恶劣条件下,其适用性深受使用单位的好评。(2) 性能稳定往复式煤炭输送机对煤的牌号,粒度组成,水分、物理性质等要求不严,当来料不均匀,水分不稳定且夹有大块煤、橡胶带、木头及钢丝等时,仍能正常工作。(3) 噪音低往复式煤炭输送机是非振动式给料设备,其噪音发生源只有电动机和减速器,而这两个的噪音都很低。尤其在井下或煤仓等封闭型场所,噪音无法扩散,这一点是电动给料机所无法达到的。(4) 安装方便、高度小往复式煤炭输送机一般安装在煤仓仓口,不需另外配制仓口闸门溜槽及电动机支座,安装可一步到位,调整工作量小,而电动煤炭输送机由于不能直接承受仓压,需要另外安放仓口过渡溜槽,相比之下,往复式煤炭输送机占有高度小,节省了建筑面积和投资。1.4.2 往复式煤炭输送机与其他煤炭输送机的比较往复式与振动式煤炭输送机两种给料方式不同点是给料频率和幅值以及运动轨迹不同。在使用过程中,由于振动式给料机给料频率高,噪声也大;由于它是靠高频振山西农业大学工程技术学院毕业论文- 3 -动给料,其振动和频率受物料密度及比重影响较大,所以,给料量不稳定,给料量的调整也比较困难;由于是靠振动给料,给料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,需增加仓下给料槽的长度,结果是增加了料仓的整体高度,使工程投资加大;由于给料高度加大,无法用于替换目前大量使用的往复式煤炭输送机。1.5 设计往复式煤炭输送机必要性随着煤炭工业的迅猛发展,煤矿井型也在不断扩大,现有的往复式煤炭输送机,如-4 生产能力最大,但也只有 ht590,已不能再满足煤矿生产系统的选型要求。正是基于这个原因,我们在对煤炭输送机使用情况大量调研的基础上,研制了 ht80、ht10、 t20、 t1、 t2的大型往复式煤炭输送机。了解往复式煤炭输送机的用途、工作原理以及工作中存在的问题,设计一台单曲柄往复式煤炭输送机。设计参数给料量: ht80;往复行程: m250。2 往复式煤炭输送机的结构设计在确定往复式煤炭输送机整体结构尺寸之前,首先考虑煤炭输送机的容积利用系数。容积利用系数是煤炭输送机槽体内煤的体积与槽体容积的比值。在煤炭输送机槽体容积一定的情况下,容积利用系数取值的高低,决定设计给料能力的值就越大,则设计生产能力大,反之就小。现有型往复煤炭输送机容积利用系数取值为 0.62。为了提高煤炭输送机的综合性能,通过对 K 型往复煤炭输送机的使用情况进行大量调查和性能测试 ,煤炭输送机实际生产能力比设计生产能力偏大约 1020%。这说明原设计容积利用系数取值偏低。在该往复煤炭输送机设计中,我们将容积利用系数提高到 0.7-0.8,这就意味着,与原设计比较,在相同设计生产能力条件下,煤炭输送机槽体容积可以缩小 13%。煤炭输送机的实际生产能力与煤的粒度、水份有较大关系。同样一台煤炭输送机,煤的流郝生全:往复式煤炭输送机设计- 4 -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。现有型往复煤炭输送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。2.1 煤炭输送机箱体尺寸的确定根据已知参数(给料量: ht80;往复行程: m250) ,初步设定曲柄的转数为min60r,箱体的有效高度和宽度,高度为 73,宽度为 1。给料量可表示为lBHQ12 式中 煤炭输送机给料量, ht;给料机箱体高度, m;B给料机箱体宽度, ;l给料机行程, ;煤的密度, 32.1t;n给料机箱体高度, minr;工况系数, .。因此,由式 12可求出给料量nlBHQ60 2.160.25173.06ht94由上式结果可得出,箱体尺寸满足给料要求。 山西农业大学工程技术学院毕业论文- 5 -2.2 煤炭输送机整体结构布局图 2-1煤炭输送机整体结构布局图2.3 煤炭输送的箱体设计煤炭输送机的箱体、机架是由钢板(材料:Q235)和角钢用螺栓或焊接的方式联接在一起,具体尺寸查参考文献6。根据已知参数(给料量: ht80;往复行程:m250) ,初步确定箱体、机架的基本形状和尺寸。设定箱体的有效高度和宽度,高度为 73,宽度为 m10。其结构简图如图 4-1 所示:图 4-1 给料机的结构简图参考文献6,初定侧板的厚度为 10mm,底版的厚度为 16mm。本设计主要对底托板、托辊进行详细的说明外,其余的角钢、槽钢、螺栓等,则参考文献6上的标准型号和郝生全:往复式煤炭输送机设计- 6 -尺寸,故不再赘述。2.4 底托板的设计及校核如图 4-2 所示1角钢 12角钢 23底托板4钢板图 4-2底托板示意图底托板是给料机的承压部件,它长期处于高压受力状态,所以,应具有足够的强度和刚度。由(2-4)可知, 1m为煤炭输送机槽体内煤的质量,则 NgF675808.9731。根据计算简图作出剪力图、弯矩图,B 截面的弯矩最大,是底托板的危险截面。底托板的结构受力分析1) 惯性矩: 43 67.35981204mbhJ2) 支反力 垂直力 NFa., Fb.21水平力 NH 90sin6758sin1 3) 弯矩: mNMb 4057.824) 弯曲应力:山西农业大学工程技术学院毕业论文- 7 -YJMbmaxaP20167.354981选取底托板的材料为 35Q,参考文献4表 4-1,查得25mNS,所以底托板的弯曲强度校核满足设计要求。2.5 轴承选择与校核根据轴的结构尺寸,参考文献6表 24.2-15 可得知,选用 30212 型圆锥滚子轴承轴承,该轴承的主要性能参数为:基本额定动载荷 NCr102;基本额定静载荷NCor130, 4.0e, 5.1Y。根据以上轴的载荷计算,得知:(1) 轴承的支反力:水平支反力 FbH145, NFcH145垂直支反力 V802, V802合成支反力 NRbH 59.01741521 FcVcH 9.07482522 (2) 轴承所承受的轴向载荷:参考文献5, 由式 5-9NYRSA1568.259.017211 2(3) 轴承的当量载荷两对轴承结构对称,尺寸相同,所以当量载荷也相同。因 4.031.57168RA,参考文献5查表 5-12 得: 1X, 5.YNAYXPr 59.36185.921 (4) 轴承的寿命郝生全:往复式煤炭输送机设计- 8 -因 21rP,由表 3-1、表 3-2 查得 5.1pf, tfhfCnLrpth 28519.736.0260160 310312 满足使用要求。2.6 煤炭输送机的受力分析往复式煤炭输送机运行时,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 和煤与底板的摩擦阻力 3。此外,还有一些能量消耗在克服底板加速运动时的运行阻力上。往复式煤炭输送机正行时的功耗是有效功耗,逆行时的功耗是无效功耗。3 往复式煤炭输送机减速器的设计3.1 电动机的选择3.1.1 选择电动机类型本设计中的往复式煤炭输送机工作于井下煤仓。井下煤尘多、瓦斯浓度较大、易发生爆炸。根据工作环境要求,参考文献2表 23-1-101,选择 YB 系列隔爆型三相异步电动机。3.1.2 选择电动机容量电动机所需工作功率为 wdP即 kWFvd1013 传动装置的总效率为542312山西农业大学工程技术学院毕业论文- 9 -参考文献3,查表 2-3 确定各部分效率为:联轴器效率 9.01,滚动轴承传动效率(一对) 9.02,闭式齿轮传动效率 97.03,曲柄连杆的传动效率 9.04,槽摩擦传动效率 5代入 23式得 83.7.23 。有式 3-1 求出,所需电动机功率为 kWFvPd 9.83.017940因载荷有轻微冲击,故电动机额定功率 edP要大于 d即可。参考文献2,YB 系列电动机技术数据,选用电动机的功率 e为 k1。3.1.3 确定电动机转速连杆所需的转速 min60rw二级圆柱齿轮减速器的传动比常用的范围为 408i,故电动机转速的可选范围为 i2486048rnw符合这一范围的同步转速有很多,参考文献2的表 23-1-101,经过比较决定选取:min97r参考文献2,选用 YB160L1-6 型电动机。3.1.3 传动装置的总传动比及其分配(1)总传动比 16.097wmni3(2)分配传动装置各级传动比参考文献3表 2-1,取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: 214.3ii即 ii4.131 代入式 得 583.6.i郝生全:往复式煤炭输送机设计- 10 -526.38.412i3.1.4 计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 mn及传动比进行计算;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, 3;各轴的输出功率为 0p,p, , ;各轴的输出转矩为 0T, 1, 2, 3T。各轴的输出功率0 轴(电动机轴) kWPd9.801 轴(高速轴) k83.0211 2 轴(中间轴) W4.9723 轴(低速轴) kP1.4323各轴的输出转速0 轴(电动机轴) min9700rn1 轴(高速轴) 12 轴(中间轴)in65.2183.412rin3 轴(低速轴)mi0.23i各轴的输出转矩0 轴(电动机轴)NnPTwdd 82.790.59001 轴(高速轴) m 4.6.8271012 轴(中间轴) 97.583322 i山西农业大学工程技术学院毕业论文- 11 -mN63.823 轴(低速轴) 97.0526.38323 iT59.13.2 齿轮的设计及校核计算3.2.1 第一对齿轮的设计(1) 选择齿轮材料参考文献4查表 8-17 小齿轮选用 rC40调质并表面淬火 5481HRC大齿轮选用 r40调质并表面淬火 5482(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 310.1.nPvt估取圆周速度 tv; smvt 5.39702.8015.3参考文献4表 8-14,表 8-15 选取 公差组 8 级小轮分度圆直径 d1,参考文献4,由式(8-64)求得 3 211 2HEdZuKT齿宽系数 d参考文献4,查表 823 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 20-40 中选 241Z大齿轮齿数 2 053.412Zi ,圆整取 102Z齿数比 u 8.传动比误差 / ./ u 误差在 %5范围内。合适小齿轮转矩 1T参考文献4,由式(8-53)求得6105.9nP郝生全:往复式煤炭输送机设计- 12 -mN62.87092.105.96载荷系数 K参考文献4,由式(8-54)得 aVA使用系数 参考文献4,查表 8-20 25.1AK 动载荷系数 VK参考文献4,查图 8-57 得初值 Vt 18.t齿向载荷分布系数 参考文献4,查图 8-60 07齿间载荷分配系数 参考文献4,由式(8-55)及 得 cos12.3812Za04.72.1 参考文献4,查表 8并插值 15.K则载荷系数 K的初值 t 81.0782t弹性系数 EZ参考文献4,查表 8-22 得28.19mNE节点影响系数 H参考文献4,查图 8-640,21x得5.2HZ重合度系数 参考文献4,查图 865 得87.0许用接触应力 H参考文献4,由式(869)得WNHSZlim接触疲劳极限应力 1limH、 2li参考文献4,查图 869山西农业大学工程技术学院毕业论文- 13 -21lim30NH2li参考文献4,应力循环次数由式(870)预设煤炭输送机每天工作 20 小时,每年工作 350 天,预期寿命为 10 年102351970601 hnjLN9.4u128910.6.10.则参考文献4,查图 8-70 得接触强度的寿命系数 1NZ 、 2(不允许有点蚀)21NZ硬化系数 W参考文献4,查图 8-71 及说明接触强度安全系数 HS参考文献4,查图 8-27,按一般可靠度查1.0limHS取 1.HWNZli1.30219mHWNHSZ2lim2.0297故 1d的设计初值 td1为郝生全:往复式煤炭输送机设计- 14 -3 211 2HEdt ZuKT3 2978.05.185.46.0287m1齿轮模数 Zdmt 02.54.11参考文献4,查表 83 取 m5.1 小轮分度圆直径的参数圆整值tdmZdt 605.2411圆周速度 v smnt 05.3971 与估计取 25.3tv有差距,对 VK取值影响不大,不需修正 VK参考文献4,查图 8-57 81.,18.tt小轮分度圆直径 1tdm60大轮分度圆直径 Z275.22 中心距 amZm.162)04(5.2)(112 齿宽 b dt 4.3.6min1,取大轮齿宽 b502小轮齿宽 881 (3) 齿根弯曲疲劳强度校核计算山西农业大学工程技术学院毕业论文- 15 -21FSaFFYmbdKT63齿形系数 aY参考文献4 ,查图 8-67 小轮 62.1FaY大轮 .2Fa应力修正系数 Sa参考文献4,查图 8-68 小轮 541S大轮 79.2aY重合度系数 Y参考文献4,由式(8-67)6.07.1/52.075.2.0许用弯曲应力 F参考文献4,由式(8-71) FxNFSY/lim弯曲疲劳极限 lim参考文献4,查图 8-722701liNF62lim 弯曲寿命系数 NY参考文献4,查图 8-73121N尺寸系数 x参考文献4,查图 8-74 1xY安全系数 FS参考文献4,查表 8-27 3.FS则254.1/720/11lim1 mNSYFxNF 63622li2 故/92.17.054.36.87. 11 2FF 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 8-4)郝生全:往复式煤炭输送机设计- 16 -1) 小齿轮的相关尺寸分度圆直径 mZd605.241齿顶高 ha*齿根高 cf 125.3.11齿全高 mma 6022* 齿顶圆直径 hZd.411根圆直径 caf 75.3.251*1 基圆直径 mmb 8.620cos5.2os1 齿距 p87齿厚 s93.1齿槽宽 mme25基圆齿距 pb 8.70cos8.7cos1法向齿距 n 3 顶隙 mmc625.25.01*中心距 Za .17)4()(12 传动比 58.2121i2) 大齿轮的相关尺寸分度圆直径 mZmd7.102齿顶高 ha52*齿根高 cf 125.3.12齿全高 mma 60*山西农业大学工程技术学院毕业论文- 17 -齿顶圆直径 mmhZdaa 2805.1021*2 齿根圆 cf 75.6.基圆直径 b 13cos5.os212齿距 mp87齿厚 ms93.12齿槽宽 e2基圆齿距 mpb 8.70cos85.7cos2法向齿距 n 3顶隙 mc62.01*2中心距 mZa 5.17)04(3)(212 传动比 58.1212i参考文献4表 8-31 得知,当 da0,选用腹板式的结构 375.962.5,651 hmn取 10应大于 0, 为齿全高 mddak 9.64.108.02.2 bc153mmnn.05.dk42612ma 2.1764.0585.0 r5郝生全:往复式煤炭输送机设计- 18 -3.2.2 第二对齿轮的设计参考文献4(1) 选择齿轮材料查表 8-1 小齿轮选用 rC40调质表面淬火 5481HRC大齿轮选用 r调质表面淬火 2(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 320.1.nPvt估取圆周速度 tv; smvt .65.248.65.2104.3参考表 8-14,表 8-15 选取 公差组 8 级小轮分度圆直径 d1,由式(8-64)得3 221 HEdZuKT齿宽系数 查表 823 按齿轮相对轴承为非对称布置,取 6.0d小齿轮齿数 3Z, 在推荐值 20-40 中选 283Z大齿轮齿数 4 7.956.43i ,圆整取 92Z齿数比 u 传动比误差 / 0.3.2./ u 误差在 %5范围内。合适小齿轮转矩 2T 由式(8-53)得 26159nPTmN7.3865.14.805.96载荷系数 K由式 8-54 得 aVAKK使用系数 A查表 8-20 25.1 动载荷系数 V查图 8-57 得初值 Vt 8t齿向载荷分布系数 K查图 8-60 07.K山西农业大学工程技术学院毕业论文- 19 -齿间载荷分配系数 K由式(8-55)及 0得 cos12.3812Za98.73.1查表 28并插值 15.K则载荷系数 K的初值 t 81.507.82t弹性系数 EZ 查表 8-22 得28.19mNE节点影响系数 H查图 8-640,21x得5.2HZ重合度系数 查图 865 得87.0许用接触应力 H由式(869)得WNHSZlim接触疲劳极限应力 1limH、 2li查图 86921lim30H2liN应力循环次数由式(870)预设煤炭输送机每天工作 20 小时,每年工作 350 天,预期寿命为 10 年102351970601 hnjL9.4郝生全:往复式煤炭输送机设计- 20 -uN128910.6.410.则 查图 8-70 得接触强度的寿命系数 1NZ 、 2(不允许有点蚀)121NZ硬化系数 W查图 8-71 及说明接触强度安全系数 HS查图 8-27,按一般可靠度查1.0limHS取 1.HWNZli1.30219mHWNHSZ2lim2.0297m故 1d的设计初值 td1为3 212HEdt ZuKT3 2978.05.18536.6.07.8 m4齿轮模数 2 Zdmt 9.287.332山西农业大学工程技术学院毕业论文- 21 -查表 83 取 m32 小轮分度圆直径的参数圆整值3tdZdt 843 圆周速度 v smnt 93.065.217.36023 与估计取 1.tv有差距,对 VK取值影响不大,不需修正 VK查图 8-57 8.,0.tVt小轮分度圆直径3td大轮分度圆直径 mZm297424 中心距 aZ5.102)98(32)(4323 齿宽 b mdt 23.74.60min1,取大轮齿宽 b84小轮齿宽 3 (3) 齿根弯曲疲劳强度校核计算由式(866) 21FSaFFYmbdKT齿形系数 aY查图 8-6小轮 64.21a大轮 F应力修正系数 Sa 查图 8-68 小轮 59.1SaY大轮 7.2郝生全:往复式煤炭输送机设计- 22 -重合度系数 Y 由式(8-67)69.073.1/52.075.2.0许用弯曲应力 F 由式(8-71) FxNFSYlim弯曲疲劳极限 lim 查图 8-722701liNF62lim 弯曲寿命系数 NY 查图 8-73121N尺寸系数 x 查图 8-74 x安全系数 FS 查表 8-27 3.FS则2543.1/720/11lim1 mNYFxNF 6622li2 S 故 /.19.054.5.38760. 11 2FF /46.2.712.2. 22 mN齿根弯曲强度足够。(4) 齿轮其他尺寸计算与结构设计1) 小齿轮的相关尺寸分度圆直径 mZd84323齿顶高 ha1*齿根高 cf 75.3.023齿全高 mma 6*山西农业大学工程技术学院毕业论文- 23 -齿顶圆直径 mmhZdaa 9031282*3 齿根圆直径 mcf 5.7632.基圆直径 b 78osos323齿距 mp42.9齿厚 s123齿槽宽 e7.3基圆齿距 mpb 85.20cos49cos3法向齿距 n. 顶隙 mc7502*3中心距 mZa 5.1902)8(3)(4323 传动比 56.93423i2) 大齿轮的相关尺寸分度圆直径 mZd29724齿顶高 ha31*齿根高 cf 5.3.023齿全高 mma 76*齿顶圆直径 hZd01924齿根圆直径 mcaf 5.2893.2*4 基圆直径 mb 79os3os42 齿距 mp2.94齿厚 s142郝生全:往复式煤炭输送机设计- 24 -齿槽宽 mme71.42324基圆齿距 pb 85.0cos.9cos法向齿距 n4 顶隙 mmc7.325.0*中心距 Za 5.190)8()(423 传动比 536.293423i根据表 8-31 得知,当 mda0,选用腹板式的结构hmn 5.17.6,651应大于 0, 为齿全高 mddak 75.3823025.2.bc40683mnn.15.0dk2712ma 5.189230.0 mr53.3 轴的设计及校核计算3.3.1 轴的设计及校核(1) 求输出轴上的转矩 2TmNnP382605.1490522(2) 求作用在齿轮上的力输出轴上大齿轮的分度圆直径为 d72(由以上齿轮计算得知)山西农业大学工程技术学院毕业论文- 25 -圆周力 2tF、径向力 2r和轴向力 2F的大小如下,方向如图 3-2 所示。NdTt 63.5738022 Fntr 82.91tan.cosa2202输出轴上小齿轮的分度圆直径为 md843(由以上齿轮计算得知)圆周力 3tF、径向力 3r和轴向力 3F的大小如下,方向如图 3-2 所示。NdTt 9108426323 Fntr 36tacosa3303(3) 确定轴的最小直径选取轴的材料为 rC40,调质处理,按式32min2PAd初估轴的最小直径,参考文献4表 4-2,取 15A,可得nPd35.96.28332mi2 (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 3-1 所示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 md501。参考文献4 表 11-1,选用 6310 型深沟球轴承,尺寸为27BD。取齿轮距箱体内壁的距离 m14,考虑到箱体的铸造误差,郝生全:往复式煤炭输送机设计- 26 -滚动轴承在距箱体内壁有一段距离 s,现取 m5,则sBL 4931275601 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md52。已知齿轮轮毂的宽度为 60mm,为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,取 mL732。轴段 取齿轮右端轴肩高度 207.5.8dh,则轴环直径 md723,mL143。轴段 该轴段安装齿轮,用套筒定位,取直径 m64, L4。轴段 该轴段安装轴承,取直径 d50sBL 531827935 轴 承 宽 度。3)轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用 A 型普通平键联接,按 md2,参考文献4 表 10-26,查得平键截面尺寸 106hb,根据轮毂宽度,由键长系列中选取键长 mL63,按 md643,查得平键截面尺寸 18hb,根据轮毂宽度,由键长系列中选取键长 L0,为保证齿轮与轴具有良好的对中性,取齿轮与轴的配合为 7rH。4)确定轴端倒角取 452。5)轴的强度校核求轴的载荷首先根据轴的结构图作出轴的结构简图(见图 3-2) ,在确定轴承的支点位置时,参考文献6表 24.2-15 可得知 a 值,对于 6310 型深沟球轴承,取 ma5.13,因此轴的支撑跨距为 mL209。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图,扭矩图和当量弯矩图。从轴的结构图和当量弯矩图中可以看出,B 截面的当量弯矩最大,是轴的危险截面。B 截面处的TMVH、及 c的数值如下。山西农业大学工程技术学院毕业论文- 27 -支反力 水平面 NRH4.52781, NRH56.124垂直面 V9, V7弯矩 HM和 V水平面 mNB02.371mNMHC4.15 垂直面 V456, V0287合成弯矩mNMVBHB 37.960134.150.3721222CC 87452扭矩 T mNT86当量弯矩 c mNMc 56.47238260.7.3901222校核轴的强度轴的材料为 Cr40,调质处理,由参考文献4表 4-1 查得 2B,则B1.9.,即 275.6mN,取 270mN,轴的计算应力为2234.0572WMcc 满足强度要求。3.3.2 轴的设计及校核(1) 求输出轴上的转矩 1TmNnP8694073.95011(2) 求作用在齿轮上的力输出轴上齿轮的分度圆直径为 d1(由以上齿轮计算得知)圆周力 1tF、径向力 1r和轴向力 1F的大小如下,方向如图 3-4 所示。郝生全:往复式煤炭输送机设计- 28 -NdTFt 289604211 ntr 8.1054tacosa101F(3) 确定轴的最小直径选取轴的材料为 rC40,调质处理,按式31min1PAd初估轴的最小直径,参考文献4查表 4-2,取 15A,可得nPd9.217083.31mi1 轴段 该段用于安装联轴器,其直径应该与联轴器的孔径相配合,因此要先选用联轴器。联轴器的计算转矩 TKAc,根据工作情况选取 5.1AK,则mNTKAc 13048695.1。参考文献4 表 13-5,根据工作要求选用弹性柱销联轴器,型号为 HL,许用转矩 mN630。与输出轴联接的半联轴器孔径 md421,因此取轴段的直径 d421。半联轴器轮毂总宽度 mL12(J型轴孔) ,与轴配合的毂孔长度 8。(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 3-3 所示山西农业大学工程技术学院毕业论文- 29 -图 3-3 1 轴的结构图2) 按轴向定位要求确定各轴段直径和长度轴段 半联轴器左端用轴端挡圈定位,按轴段的直径 md421,取挡圈直径mD5。为保证轴端挡圈压紧半联轴器,轴段的长度 L应比半联轴器配合段毂孔长度略短于 23mm,取 mL821。轴段 为了半联轴器的轴向定位,轴段左端制出定位轴肩 h3,所以轴段的直径为 d482。根据减速器与轴承端盖的结构和端盖的拆卸要求,取端盖外端面与半联轴器右端面之间的距离为 20mm,因此取 mL632。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 md501,选用 6310 型深沟球轴承,参考文献4 表 11-1 可知,尺寸为27BD。取 L253。轴段该轴段用于轴承的定位,它的轴肩 mh3,所以轴段的直径为 md534。取齿轮距箱体内壁的距离 14,考虑到箱体的铸造误差,滚动轴承在距箱体内壁有一段距离 s,现取 m5,所以轴段的长度 L194。轴段 该轴段为齿轮轴,齿轮宽度 B58,分度圆直径 d601。因为 2 轴的支撑跨距为 L209,轴段用于安装轴承,选用 6310 型深沟球轴承,参考文献郝生全:往复式煤炭输送机设计- 30 -4 表 11-1 知,尺寸为 27105BDd。其直径为 md507, L276,所以,轴段的直径和长度各取 m36, L56。3) 确定轴端倒角取 452。4) 轴的强度校核求轴的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图(见图 3-4) ,在确定轴承的支点位置时,参考文献6表 24.2-15 可得知,对于 6310 型深沟球轴承,取 ma5.13,因此轴的支撑跨距为 mL209。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图,扭矩图和当量弯矩图。从轴的结构图和当量弯矩图中可以看出,B 截面的当量弯矩最大,是轴的危险截面。B 截面处的TMVH、及 c的数值如下。支反力 水平面 NRH76.8521, NRH24.052垂直面 V30, V7弯矩 H和 V 水平面 mNM1.2578, 垂直面 V04合成弯矩 mNVH 93.18540.457.128222扭矩 T mNT69当量弯矩 cM Nc 1.4360896.03.18542222校核轴的强度轴的材料为 Cr40,调质处理,参考文献4表 4-1,查得 275mB,则B1.9.,即 275.6mN,取 270N,轴的计算应力为山西农业大学工程技术学院毕业论文- 31 -223 7065.91.04mNNWMcc 满足强度要求。3.3.3 轴的设计及校核(1) 求输出轴上的转矩 1TmNnP1230.604895033(2) 求作用在齿轮上的力输出轴上齿轮的分度圆直径为 d974(由以上齿轮计算得知)圆周力 3tF、径向力 3r和轴向力 3F的大小如下,方向如图 3-6 所示。NdTt 78.291710243 Fntr 96.30tan.8cosa3301(3) 确定轴的最小直径选取轴的材料为 rC40,调质处理,按式3min1PAd初估轴的最小直径,参考文献4查表 4-2,取 15A,可得nPd9.530.64833mi3 (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 3-5 所示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。取郝生全:往复式煤炭输送机设计- 32 -轴段直径 md651。选用 6313 型深沟球轴承,参考文献4 表 11-1 可知,尺寸为340BD。取该轴段的直径为 md651, L91。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d72。已知齿轮轮毂的宽度为 52mm,为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,取 L652。图 3-5 3 轴的结构简图轴段取齿轮右端轴肩高度 207.4dhm,则轴环直径 md783,mL913。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 d651,选用 6313 型深沟球轴承,参考文献4 表 11-1 可查知,尺寸为340BD。取 mL14。轴段根据减速器与轴承端盖的结构和端盖的拆卸要求,取端盖外端面与曲柄右端面之间的距离为 20mm,因此取 57。轴段 该轴段安装曲柄,其直径和长度各取 md6, L1206。3) 轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用 A 型普通平键联接,按 72,参考文献4 表 10-山西农业大学工程技术学院毕业论文- 33 -26,查得,平键截面尺寸 120hb,根据轮毂宽度,由键长系列中选取键长mL63。为保证齿轮与轴具有良好的对中性,取齿轮与轴的配合为 67rH。4) 确定轴端倒角取 452。5) 轴的强度校核求轴的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图(见图 3-6) ,在确定轴承的支点位置时,参考文献6表 24.2-15 可得知 a 值。对于 6313 型深沟球轴承,取 ma5.16,因此轴的支撑跨距为 mL209。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图,扭矩图和当量弯矩图。从轴的结构图和当量弯矩图中可以看出,B 截面的当量弯矩最大,是轴的危险截面。B 截面处的TMVH、及 c的数值如下。支反力 水平面 NRH15.471, NRH63.284垂直面 V986 , V710弯矩 H和 V 水平面 mNM53.401 垂直面 V698合成弯矩 mNVH 26.486.145983.40222扭矩 T mNT当量弯矩 cM Nc 01.853291206.426822校核轴的强度轴的材料为 Cr40,调质处理,参考文献4表 4-1,查得 27mB,则B1.9.,即 275.6mN,取 270mN,轴的计算应力为郝生全:往复式煤炭输送机设计- 34 -223 708.4701.8529mNNWMcc 满足使用要求。3.4 轴承的选择与校核计算3.4.1 轴上的轴承选择与校核根据 1 轴的结构尺寸,参考文献4 表 11-1,选用 6310 型深沟球轴承,该轴承的主要性能参数为:基本额定动载荷 NCr6180;基本额定静载荷 NCor380。根据以上轴的载荷计算,得知:(1) 轴承的支反力:水平支反力 NRH5.8791, RH5.2018垂直支反力 V320, V734合成支反力 NH 94.35.922211 RVH 0.487.35.08222(2) 轴承的寿命因 1Pr, 2r, 21rP,由表 3-1、表 3-2 查得 5.1pf, tf满足使用要求。3.4.2 轴的轴承选择与校核根据 1 轴的结构尺寸,参考文献4 表 11-1,选用 6310 型深沟球轴承,该轴承的主要性能参数为:基本额定动载荷 NCr6180;基本额定静载荷 NCor380。根据以上轴的载荷计算,得知:轴承的支反力:水平支反力 RH4.52781, RH56.124垂直支反力 NV9, V7合成支反力 NH 3.56178.9.822211 山西农业大学工程技术学院毕业论文- 35 -NRVH 1.357.465.12222 (2) 轴承的寿命因 1Pr, 2r, 21rP,由表 3-1、表 3-2 查得 5.1pf, tfhfCnLrpth 47.603.517.68.606031 满足使用要求。3.4.3 轴的轴承选择与校核根据 1 轴的结构尺寸,参考文献4 表 11-1,选用 6313 型深沟球轴承,该轴承的主要性能参数为:基本额定动载荷 NCr9380;基本额定静载荷 NCor605。根据以上轴的载荷计算,得知:(1) 轴承的支反力: 水平支反力 RH15.471, RH63.284垂直支反力 NV2986, NV702合成支反力 NH 38.507.19.2211 RVH .3067.63.284222 (2) 轴承的寿命因 1Pr, 2r, 21rP,由表 3-1、表 3-2 查得 5.1pf, tfhfCnLrpth 4.76238.50.903.660 1310 满足使用要求。3.5 键的选择与校核计算3.5.1 轴上键的选择与校核齿轮 3 与轴的周向定位采用 A 型普通平键联接,按 md52,参考文献4 表10-26,查得平键截面尺寸 106hb,根据轮毂宽度,由键长系列中选取键长郝生全:往复式煤炭输送机设计- 36 -mL63;齿轮 2 与轴的周向定位采用 A 型普通平键联接,按 md643,查得平键截面尺寸 18hb,根据轮毂宽度,由键长系列中选取键长 L0,为保证齿轮与轴具有良好的对中性,取齿轮与轴的配合为 67rH。其挤压强度计算公式为: ppdklT22mN式中: 键与毂槽(或轴槽)的接触强度, m, 2hk, 为键高(尺寸查有关设计手册) ;l键的工作长度, , A型: bLl, B型: Ll(尺寸查有关设计手册) ;p许用挤压应力, 2mN,查表 3-3键的材料一般采用抗拉强度极限260b的精拔钢制造,常用材料为 45号钢,轴的材料一般为钢;而轮毂材料可能是钢或铸铁。表 3-3 轴联接的许用挤压应力 p载荷性质车轮材料静载荷 轻微冲击 冲击载荷钢 120150 100120 6090铸铁 7080 5060 3045221 108.61358202 mNmNdklTpp 该键满足强度要求。 222 97.42.64kl pp该键满足强度要求。3.5.2 轴上键的选择与校核齿轮与轴的周向定位采用 A 型普通平键联接,按 md702,参考文献4 表 10-26,得平键截面尺寸 120hb,根据轮毂宽度,由键长系列中选取键长 mL63。山西农业大学工程技术学院毕业论文- 37 -为保证齿轮与轴具有良好的对中性,取齿轮与轴的配合为 67rH。221 10152637012 mNmNdklTpp 该键满足强度要求。3.6 轴系部件的结构设计轴承盖用以固定轴承、调整轴承间隙及承受轴向载荷,轴承盖有嵌入式和凸缘式两种。嵌入式轴承盖结构简单,为增强其密封性能,常与 O 形密封圈配合使用。由于调整轴承间隙时,需打开箱盖,放置调整垫片,比较麻烦,故多用于不调整间隙的轴承处。凸缘式轴承盖,调整轴承间隙比较方便,密封性能好,应用较多。凸缘式轴承盖多用铸铁铸造,应使其具有良好的铸造工艺性。对穿通式轴承盖,由于安装密封件要求轴承盖与轴配合处有较大厚度,设计时应使其厚度均匀。当轴承采用箱体内的润滑油润滑时,为了将传动件飞溅的油经箱体剖分面上的油沟引入轴承,应在轴承盖上开槽,并将轴承盖的端部直径做小些,以保证油路畅通, 3.7 减速器箱体的设计铸铁减速器箱体结构尺寸(参考文献3表 4-1)名称 符号 二级减速器尺寸关系箱体壁厚 76.35.1902.305. a,取 m8箱盖壁厚 18,取 1箱座凸缘厚度 bm8.郝生全:往复式煤炭输送机设计- 38 -箱盖凸缘厚度 1bm1285.1箱座底凸缘厚度 20.2地脚螺钉直径 fd 9.1825.936.1036. a,取 mdf20地脚螺钉的数目n25时, 4n轴承旁联接螺栓直径 1dmf 12.9.87.0.,取 d16箱盖与箱座联接螺栓直径 245.9.6.52fd,取 m2联接螺栓直径 2d的间距l01之间轴承端盖螺钉直径3d56.79184.05.43 fd,取 md83窥视孔盖螺钉直径 4.3.04f ,取 4定位销直径 d62.45.9708.72d,取 d8fd、 1、2至外箱壁的距离1C见表 3-5,取 mC1fd、 2至凸缘边缘距离2见表 3-5,取 20轴承旁凸台半径 1RmC21凸台高度 h75山西农业大学工程技术学院毕业论文- 39 -外箱壁至轴承座端面距离 1lmCl 5210210521 大齿轮顶圆与内箱壁距离 16.98.1,取 1齿轮端面与内箱壁距离 2m42箱盖、箱座筋板 18.65.08.11 ,取 m101轴承端盖外径 2D轴承座孔直径 3.d轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近,以互不干涉为准,一般取 2DS注:多级传动时, a取低速级中心距。表 3-5 C1、C2 值螺栓直径8M10216M20430Mmin1C14 16 18 22 26 34 40i212 14 16 20 24 28 35沉头座直径18 22 26 33 40 48 61当传动零件采用浸油润滑时,浸油深度应根据传动零件的类型而定。对于圆柱齿轮,通常取浸油深度为一个齿高。为避免传动零件转动时将沉积在油池底部的污物搅起,造成齿面磨损,应使大齿轮齿顶距油池底面的距离不小于 m503。所以取大齿轮齿顶距油池底面的距离为m50。(1)输油沟当轴承利用传动零件飞溅起来的润滑油润滑时,应在箱座的剖分面上开设输油沟,郝生全:往复式煤炭输送机设计- 40 -使溅起的油沿箱盖内壁经斜面流入输油沟内,在经轴承盖上的导油槽流入轴承,其结构尺寸见图 3-11。图 3-11 油沟的结构(2)回油沟为提高减速器箱体的密封性,可在箱座的剖分面上制出与箱内沟通的回油沟,使渗入箱体剖分面的油沿回油沟流回箱内。回油沟的尺寸与输油沟的尺寸相同。4往复式煤炭输送机的使用说明及其发展趋势4.1 往复式煤炭输送机的使用说明该设备具有结构简单、性能稳定、运行安全可靠、维修方便等优点。但同时也存在着一些问题,为了提高煤炭输送机的综合性能,在现有往复煤炭输送机基础上做了改进,其改进措施如下:(1) 对煤炭输送机的容积利用系数作了合理调整,缩小了煤炭输送机的槽体体积,充分利用设备能力,提高给料量。(2) 煤炭输送机通过倾斜溜槽与仓口联接,避免了仓内煤的压力直接作用于底板,降低了底板运行阻力和电动机功耗。(3) 电动机、减速器和曲柄连杆机构运行平稳,噪音低。(4) 连杆没有直接固定在减速器输出轴上,而是通过定曲柄和活曲柄,将减速器的输出轴与连杆相连接,所以减速器输出轴只承受扭矩,不承受连杆推拉力,改善了减速器的山西农业大学工程技术学院毕业论文- 41 -受力条件,延长了减速器的使用寿命。(5) 托辊与箱体固定在一起,使底板运行平稳,并改善了受力
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