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中文翻譯
應用熱工
三維制動器瞬態(tài)溫度場的緊急制動
為了準確掌握在葫蘆的緊急制動蹄片的溫度場的變化規(guī)律，制動時，三維（3- D）的瞬態(tài)溫度場的理論模型，根據(jù)熱傳導，能量轉(zhuǎn)換和分布規(guī)律的理論，以及礦山提升機運行的緊急情況制動。一種溫度場的解析推導了采用積分變換法。此外，溫度模擬實驗場進行了溫度場和溫度梯度和內(nèi)部的變化規(guī)律獲得。同時，通過模擬葫蘆的緊急制動條件下，實驗測量制動蹄的溫度，同時進行。結(jié)果發(fā)現(xiàn)，通過比較模擬結(jié)果與實驗數(shù)據(jù)，即三維瞬態(tài)溫度場模型的制動蹄片是有效和實用，和分析解決方案解決了積分變換方法是正確的。
1、 簡介
提升機的緊急制動是一個轉(zhuǎn)變過程機械能轉(zhuǎn)化為對制動摩擦熱能量。該礦山提升機緊急制動過程中具有以下特點高速，重載，而這種情況更糟糕的是比剎車條件的車輛，火車等[1-3,6,10,11]。以前對剎車片的溫度場的重點工作[1-4,10,12,13]。特別是，由于制動蹄是固定的過程中緊急制動，所以有更強烈的溫度上升制動器蹄片。制動蹄片是一種復合材料，以及溫度上升，從摩擦產(chǎn)生的熱能是最重要的因素影響制動器蹄片摩擦磨損性能同制動安全性能[5-10]。因此，有必要調(diào)查關于制動器蹄片的溫度場來調(diào)查剎車片的。
制動器蹄片的溫度場目前的理論模型基于一維或二。 Afferrante[11]建立了一個二維（2- D）的多層模型來估計瞬態(tài)演化在多盤離合器溫度擾動和在操作過程中剎車。納吉[12]建立了一維數(shù)學模型來描述一個制動熱行為系統(tǒng)。 Yevtushenko和Ivanyk[13]推導了瞬態(tài)溫度場的一軸對稱熱傳導問題2三維坐標。這是困難的這些模式，以反映制動器蹄片真實溫度場的三維幾何圖形。
解決的方法剎車片的三維瞬態(tài)溫度場集中有限元法[1-3,14-17]，近似集成的方法[4,18]，格林函數(shù)法[12]和Laplace變換方法[9,13]等，前三者方法是數(shù)值求解方法和低是相對的準確性。例如，有限元方法可以解決復雜熱傳導問題，但計算精度解決方案是比較低，這是影響網(wǎng)密度，步長等。雖然拉普拉斯變換解決方法是分析方法，它是難以解決的方程復雜邊界的熱傳導。因此，所謂的解析解積分變換方法通過[19]，因為它是解決問題的合適非均質(zhì)瞬態(tài)熱傳導。為了掌握制動器蹄片的溫度變化規(guī)律在葫蘆的緊急制動領域，提高安全可靠性制動，一個3- D的制動器蹄片瞬態(tài)溫度場研究了在積分變換方法的基礎上，和有效性證明了數(shù)值模擬和實驗研究。
2、 理論分析
2、1理論模式
圖1顯示了葫蘆的制動摩擦副示意圖。為了分析制動器蹄片的三維溫度場，圓柱坐標（r，，z）是通過結(jié)構(gòu)來描述幾何如圖所示。 2，其中R是剎車點之間的距離和制動盤的旋轉(zhuǎn)軸; 為圓心角;這三者之間的制動蹄摩擦點和表面的距離。至于幾何結(jié)構(gòu)參數(shù)和圖2所示。它看到，顯然，這是制動器蹄片的溫度T是函數(shù)的圓柱坐標（r，，z）和時間（t）。根據(jù)熱理論傳導，三維瞬態(tài)熱傳導微分方程是獲得如下：
（1）
其中a是熱擴散，；是熱導率；為密度；是比熱容量。
2.2、邊界條件
2.2.1、熱流量及其分布系數(shù)
這是在緊急制動產(chǎn)生的摩擦熱難要在短時間內(nèi)發(fā)出，因此它幾乎完全吸收剎車對。由于制動器蹄片是固定的，摩擦溫度多面大幅上升，這最終會影響其摩擦學更嚴重的行為。為了掌握真實該制動器蹄片溫度場在緊急制動時，熱流量及其分布系數(shù)摩擦表面必須確定準確。根據(jù)操作緊急制動，條件假設制動速度光盤隨時間呈線性，熱流量，得到公式
（2）
其中q為熱摩擦表面流動; P是比壓之間的制動對; 的和是最初的線性和角速度在制動盤; l是剎車副之間的摩擦系數(shù); 是整個制動時間，k是熱分布流系數(shù)。假設摩擦熱量轉(zhuǎn)移到完全制動運動鞋和制動盤，分布的熱流量系數(shù)根據(jù)得到的一維熱傳導分析。圖。 3顯示了聯(lián)系兩個半平面示意圖。在一維瞬態(tài)熱傳導的條件，對摩擦表面（z = 0處）的溫度上升，得到公式
（3）
其中q為在平面吸收一半熱流。和熱流量是從Eq獲得的
（4）
假設兩個半飛機具有相同的溫度上升，對摩擦表面，然后在熱流量比進入兩個半平面可表示為
其中下標S和D意味著制動器蹄片和制動盤，分別。根據(jù)Eq。（5），分配系數(shù)熱流根據(jù)這個公式獲得進入制動器蹄片。
2.2.2、在邊界系數(shù)對流換熱
至于側(cè)面和頂面制動器蹄片，得到他們的對流換熱系數(shù)，分別按自然對流換熱邊界條件直立板和橫板
圖1-制動摩擦副示意圖 圖2、三維幾何模型的制動器蹄片。
圖3、兩個半平面示意圖
其中下標L和U代表側(cè)面和頂部表面，h分別為對流換熱系數(shù)在邊界上，DT是之間的溫差邊界和環(huán)境，L是較短維邊界。
2.2.3、初始和邊界條件
制動器蹄片之間的接觸和制動盤表面受到不斷熱流在緊急制動過程qs的。
制動蹄片的邊界都用空氣的自然對流。邊界和初始條件可以表示為
其中是制動器蹄片在t=0的初始溫度。
2.3。積分變換求解方法
積分變換的方法有兩個解決問題的步驟。首先，只有作出適當?shù)姆e分變換空間
變量，熱傳導原方程可以簡化由于考慮到時間與常微分方程變量t然后，通過采取逆變換關于解常微分方程的解析解在關于空間和時間變量溫度場可以得到的。積分變換方法應用于求解方程。 （1）邊界條件方程。（8）。用積分變換有關空間變量（r，，z）的反過來，他們可能會偏微分方程是''消滅“。編寫公式來表示的運作采取逆變換與積分變換方面到Z，這些被定義為
其中是的積分變化，是特征函數(shù)。
提交Eq，獲得以下方程：
以同樣的方式，逆變換與積分變換關于和r分別定義
最后，根據(jù)上面的積分變換，方程1）（8）可以簡化為如下：
解決方案可以獲得通過解式。(16)。以反變換關于根據(jù)Eqs。(九)、(12)和(14),的解析制動器的三維瞬態(tài)溫度場分布
3.仿真和實驗
圖4顯示了一半的制動器剖面樣品。線c、d的中心線,底線的橫截面上的分別。樣品的尺寸是:一個= 137.5 mm,b = = 1 / 6毫米,半162.5 rad,l = 6毫米。閘瓦的材料和盤式制動器是石棉和16Mn,分別。他們的參數(shù)和條件的緊急制動見表1。
假設摩擦系數(shù)和制動襯墊比壓在緊急制動過程是不變的?；谝陨戏治瞿Ｐ?模擬閘瓦的三維溫度場進行與到…= 7.23 s。溫度的變化規(guī)律
圖4 把剖面的一半剎車蹄的樣品
表1剎車副的基本參數(shù)和緊急制動條件
與內(nèi)部溫度梯度場進行了分析。什么是顯示在無花果里都是片面的。5 - 9的仿真結(jié)果相符合。
什么是顯示在圖5是閘瓦的三維溫度場當時間7.23 s。它被認為是從圖5的最高溫度是396.534閘瓦制動,其K后最低溫度和熱是能量293歐幾里得主要集中
圖5 三維溫度場的剎車蹄(t = 7.23 s)
圖6 溫度的改變對摩擦表面與時間t
圖7 溫度的改變對線d用時間t
圖8 溫度梯度的變化與時間線c t
圖9 溫度的改變不同深度隨時間的線c t
層上的摩擦表面的熱影響層(命名),既體現(xiàn)了熱diffusibility閘瓦的很差。為了靈便的溫度變化規(guī)律的摩擦表面,在緊急制動過程的摩擦表面的變化的溫度與時間t進行了模擬。什么是在圖6中顯示,揭示了摩擦表面的溫度,然后增加首先減小的趨勢。這是因為,高速度的盤式制動器是在開始的時候,結(jié)果造成大heat-flow而對流換熱系數(shù)低邊界上的那一刻,所以溫度增加;后期的制動的heatflow量減少的速度,而對流換熱系數(shù)高,由于溫差較大的差異,從而導致減少邊界溫度。無花果。6、7,反映了溫度變化規(guī)律進行了徑向尺寸:在外面的溫度高于閘瓦里面,并且外面的溫度變化較大。
圖8論證了溫度梯度的變化規(guī)律的方向沿z。最高溫度梯度的摩擦層是由3.739 105 K / m與方向會急驟下降沿z。最低價值只是4.597 1011 K / m。在開始的時候,溫度梯度的熱影響層是最高,而溫度接近周圍的溫度。象剎車的推移,溫度梯度漸次降低,直到最后。圖9所示的是變化的溫度不同深度隨時間的線c t。溫度會急驟下降隨著z,、邊界條件等影響有窩內(nèi)部溫度。溫度增高但z P0.0006米。一旦z是由0.002米,制動過程中溫度的差別小于3 k .這表明,熱能集中在熱影響層,其厚度是關于0.002米。
為了證明的解析模型,實驗進行了摩擦試驗機,如圖10。實驗原理如下:當剎車開始,兩種制動蹄制動圓盤也要被推遲到一定壓力p和溫度點e在摩擦表面熱電偶測量。因為試樣厚度太厚,而且摩擦試驗機的結(jié)構(gòu)是有限的,很難固定熱電偶在剎車蹄。因此,熱電偶是固定的直接對盤式制動器是封閉,點e列圖。10。圖11顯示的溫度變化規(guī)律的兩種情況下點在e的緊急制動。
從圖11,觀察點e增加時的溫度,在第一,然后減少,最高溫度低于,通過仿真實驗數(shù)據(jù)也落后。在圖11a,模擬溫度達到最大427.14凱西在3.6 s而來的實驗數(shù)據(jù)和最大435.65凱西在3.8秒。在圖11b,仿真結(jié)果達到最大469.55凱西在4.5 s而來到479.68實驗數(shù)據(jù)K在5秒。它被認為是從圖11,通過實驗測量溫度低于仿真結(jié)果,在第一,然后它相反的。這是因為熱電偶本身的能量吸收熱量閘瓦在開始,然后將其釋放到剎車蹄當溫度下降。對比實驗數(shù)據(jù)和仿真結(jié)果表明,仿真結(jié)果表明,兩者吻合較好,誤差的實驗,他們的最高溫度是1.99%
圖10 圖解的摩擦測試儀。
圖11a 溫度的變化規(guī)律與時刻t的e點(p = 1.38 = 0 - 1兆帕,證明米/秒)。
圖11b 溫度的變化規(guī)律與時刻t的e點(p = 1.5895%兆帕,證明=長1 - 2.5米/秒)。
和2.16%,分別。這表明,解析解的三維瞬態(tài)溫度場是正確的。
4.結(jié)論
(1)的理論模型建立了三維瞬態(tài)溫度場的理論根據(jù)熱傳導及緊急制動條件的礦山提升機。這個積分變換方法應用于解決的理論模型,并對溫度場的解析解,推導出。這表明,積分變換方法是有效解決這一問題的三維瞬態(tài)溫度場。
(2)基于解析解的理論模型,并采用數(shù)值分析模擬溫度分布的變化規(guī)律下緊急制動狀態(tài)。仿真結(jié)果表明:摩擦表面溫度的增加降低;首先,然后在開始的溫度梯度的熱影響層的最高,其次是溫度增加迅速,正如制動過程正在進行中,溫度梯度溫度的增加呈減少趨勢;窩;邊界條件影響了內(nèi)部溫度上升;熱能量都集中在熱影響層,其厚度約2毫米。
(3) 實驗數(shù)據(jù)與仿真結(jié)果吻合良好,誤差對他們的最高溫度是大約2%,這證明了積分變換方法的正確性求解理論模型的三維瞬態(tài)溫度場。解析模型能夠反映出的變化規(guī)律閘瓦的三維瞬態(tài)溫度場在緊急剎車。
出處
本項目是支持的重點工程,中國教育部(批準號:)資助107054)和程序為新世紀優(yōu)秀人才(批準號:)資助的大學。NCET-04-0488)。
參考
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14
中期檢查表
指導教師： 職稱： 副教授
所在院（系）： 機械與動力工程系 教研室（研究室） 機械制造
題 目
刮板輸送機
學生姓名
專業(yè)班級
學號
一、選題質(zhì)量：（主要從以下四個方面填寫：1、選題是否符合專業(yè)培養(yǎng)目標，能否體現(xiàn)綜合訓練要求；2、題目難易程度；3、題目工作量；4、題目與生產(chǎn)、科研、經(jīng)濟、社會、文化及實驗室建設等實際的結(jié)合程度）
1.刮板輸送機非常適合作為畢業(yè)設計的課題，所選題目與書本學習知識聯(lián)系緊密；選題比較貼近生產(chǎn)實際情況，比較具有代表性；適合中批量生產(chǎn)，具有非常大的發(fā)揮空間和巧活多樣的設計思路，對于本科機制專業(yè)的學生來說；
2.題目難度相對適中；課題對學生的專業(yè)素質(zhì)要求較高；
3.該題目由該同學單獨完成，經(jīng)由嚴謹?shù)臄?shù)學計算，具有較高的工作量；
4.選題完全符合專業(yè)培養(yǎng)目標，屬于機械設計制造工藝的一種,對即將畢業(yè)的學生的再學習有著較好的指引作用, 不僅僅局限在機械基礎知識上，更涉及了有關材料學、力學等多學科知識，使我們對交叉學科有了一定的涉足，綜合訓練的要求也得到充分的體現(xiàn)。
二、開題報告完成情況：
開題報告已完成
三、階段性成果：
1.開題報告和實習報告已完成；
2.英文摘要完成；
3.部分零件圖已完成
四、存在主要問題：
1. 專業(yè)基礎知識學習不夠深入；
2.設計經(jīng)驗欠缺；
3.參考資料收集有限；
4.設計思路不是很清晰；
5..繪圖軟件操作不是很熟
五、指導教師對學生在畢業(yè)實習中，勞動、學習紀律及畢業(yè)設計（論文）進展等方面的評語
指導教師： （簽名）
年 月 日
3
本科畢業(yè)設計（論文）開題報告
題目名稱
刮板輸送機
學生姓名
專業(yè)班級
學號
一、 選題的目的和意義：
刮板輸送機作為煤礦工作面運輸設備，不僅擔負著運煤的作用，而且作為采煤機的運行軌道、液壓支架的推移支點、還要懸掛工作面設備的電纜、水管等。所以，刮板輸送機的可靠、穩(wěn)定、高效運行將直接影響著礦井的生產(chǎn)能力和煤礦企業(yè)的經(jīng)濟效益。
刮板輸送機主要供采煤工作面使用。它要求機身高度小，便于裝載；運輸能力滿足使用地點的生產(chǎn)需要；結(jié)構(gòu)堅固，能抵抗壓、砸和碰撞；變更運輸距離時，加長和縮短方便；能夠不拆卸用機械移置。
單鏈刮板輸送機結(jié)構(gòu)簡單，沒有鏈子受力不均現(xiàn)象，裝載面積大，彎曲性能好。當采用特殊的導向裝置時，可以轉(zhuǎn)彎90°，它的拐彎部分代替了順槽轉(zhuǎn)載機，可以直接將工作面的煤炭卸到順槽可伸縮膠帶輸送機上，減少了輸送環(huán)節(jié)，實現(xiàn)了一機多用。也就是說，刮板輸送機在生產(chǎn)中占有非常重要的地位，而單鏈刮板輸送機又有著結(jié)構(gòu)簡單、裝載面積大、彎曲性能好等優(yōu)點，在實際生產(chǎn)中有著十分優(yōu)越的性質(zhì)，所以通過本次設計，完成單鏈刮板輸送機的結(jié)構(gòu)設計具有很大的實用意義。
二、 國內(nèi)外研究綜述：
我國綜采機械化的應用始于20世紀70年代末，經(jīng)過20多年的發(fā)展，目前我國中、小功率刮板輸送機已具備成型技術，并有成熟的制造能力，完全能夠滿足國內(nèi)市場的需求。大功率刮板輸送機通過成套引進國外的裝備和技術，成功地進行了國產(chǎn)化研制工作，并相繼推出了一些產(chǎn)品。從總體水平上看，我國刮板輸送機發(fā)展現(xiàn)狀與國外相比還存在一些差距，主要表現(xiàn)在：基礎研究薄弱，缺少強有力的理論支持，計算少，靠經(jīng)驗取值多，缺乏專門的開發(fā)分析軟件；受基礎工業(yè)水平的制約，國產(chǎn)輸送機制造質(zhì)量不穩(wěn)定，元部件的可靠性還有待提高；大功率刮板輸送機的關鍵部件仍需進口，有待進一步研發(fā)并國產(chǎn)化；安全性和可靠性的不穩(wěn)定，直接制約了煤礦的生產(chǎn)效率，從而不能從根本上降低使用成本；煤礦管理水平落后，資金不足，礦工不按操作規(guī)程操作等，也間接增加了輸送機發(fā)生故障的機會，從而不能最大限度地發(fā)揮設備的設計能力。
自世界上第一臺刮板輸送機誕生以來，經(jīng)歷了半個多世紀的不斷研究、試驗、改進，刮板輸送機已成為煤礦運輸?shù)闹饕O備。目前世界上生產(chǎn)刮板輸送機的國家主要有德國、美國、英國、澳大利亞、日本等，機型從輕型、中型到重型、超重型，裝機功率已發(fā)展到3×700kW。保護形式有：彈性聯(lián)軸器、限矩型液力耦合器、雙速電機、調(diào)速型液力耦合器、軟啟動(CST可控傳動裝置、閥控調(diào)速型液力耦合器、交流電機變頻調(diào)速技術三種軟啟動裝置)等等。
三、 畢業(yè)設計（論文）所用的主要技術與方法：
1， 畢業(yè)設計所用方法：類比設計、優(yōu)化設計、經(jīng)驗設計以及數(shù)據(jù)計算等方法。在資料和信息獲取過程進行了實地考察和調(diào)研。
2， 在繪圖過程中運用計算機繪圖。
3， 在外型設計中運用運用人機工程學方法
四、 主要參考文獻與資料獲得情況：
金曉穎．刮板輸送機的發(fā)展趨勢．中州煤炭，2007，(4)：43-45
韓幼祥．刮板輸送機的改進．煤礦機械，2005，(6)：106-107
孫幼蘭，廖建勇．國外工作面刮板輸送機發(fā)展動向．煤礦機械，1990，（10）：1-4
薛金河，張秀全，李精草．刮板輸送機發(fā)展概況．煤礦機械，2002．（1）：4-5
王琳．刮板輸送機的優(yōu)化設計．煤礦機械，2007，28(10)：19-21
張超軍，張志民，王宏洋．刮板輸送機中部槽的耐磨處理．煤礦機械，2007，28(6)：109-110
羅慶吉，石國祥．綜采工作面刮板輸送機的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢．煤礦機電，2000．（5）：54-57
五、 畢業(yè)設計（論文）進度安排（按周說明）
第4～5周 調(diào)研、查資料、完成畢業(yè)實習報告
第6～8周 總體方案確定、系統(tǒng)總體設計
第9～12周 詳細設計
第13～14周 編制設計說明書，準備答辯
六、 指導教師審批意見：
指導教師： （簽名）
年 月 日
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0 摘要 刮板輸送機是一種有擾性牽引機構(gòu)的連續(xù)輸送機 它的牽引機構(gòu)是刮板鏈 承 載裝置是溜槽 在綜采工作面 為了與采煤機 液壓支架配合使用 在溜槽的采 空區(qū)側(cè)設有擋煤板 導向管 鏈牽引采煤機用 刮板輸送機的動力裝置采用防爆型異步電動機 按設計要求計算所需要功率 后選擇采用 2 臺 YB2 355M2 4 型防爆異步電動機 電動機經(jīng)過液力偶合器和減速 器相連 根據(jù)功率和轉(zhuǎn)速選擇了 YOX 600 型液力偶合器 減速器是自行設計的三 級圓錐 圓柱齒輪減速器 減速器與鏈輪相連 驅(qū)動繞過鏈輪的圓環(huán)鏈 圓環(huán) 鏈繞過機頭和機尾鏈輪進行無級閉合循環(huán)運行 圓環(huán)鏈和刮板相連 刮板將溜槽 中的煤炭推移到機頭處的卸載點卸載 溜槽是由中部槽 調(diào)節(jié)槽和過渡槽連接而 成的 它們的連接方式我采用的是啞鈴連接方式 刮板輸送機在綜采工作面中起承載 運煤和采煤機導向以及液壓支架推移支 撐等作用 在整套綜采設備中起著很重要的作用 關鍵詞 連續(xù)輸送 刮板鏈 溜槽 閉合循環(huán) 1 ABSTRACT 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 circulation 2 目錄 1 緒論 5 1 1 刮板輸送機的發(fā)展史和發(fā)展趨勢 5 1 1 1 刮板輸送機的發(fā)展史 5 1 1 2 綜采工作面刮板輸送機的發(fā)展趨勢 5 1 2 刮板輸送機的組成部分 工作原理和使用范圍 7 1 3 刮板輸送機的主要類型和系列 8 1 4 薄煤層綜采工作面刮板輸送機的結(jié)構(gòu)特點 8 2 刮板輸送機的設計 9 2 1 總體設計要求 9 2 2 總體方案的確定 9 2 3 總體方案的設計 9 2 3 1 運輸能力的計算 9 2 3 2 運行阻力和牽引力的計算 10 2 3 3 電動機功率的計算與選型 11 2 3 4 刮板鏈強度驗算 13 2 4 刮板輸送機機頭部及傳動裝置 15 2 4 1 機頭架 15 3 2 4 2 減速器的傳動設計 15 2 4 3 液力耦合器 16 2 4 4 鏈輪組件 17 2 4 5 盲軸組件 18 2 5 2 附件 20 2 6 刮板鏈 20 2 6 1 刮板鏈的結(jié)構(gòu)形式 20 2 6 2 刮板鏈的選型與技術要求 20 2 7 緊鏈裝置 21 2 8 推移裝置 22 3 1 傳動系統(tǒng)的確定 24 3 1 1 總傳動比及傳動比分配 24 3 1 2 傳動裝置運動參數(shù)的計算 25 3 2 齒輪的設計 27 3 2 1 弧齒圓錐齒輪的傳動設計計算 27 3 2 2 斜齒圓柱齒輪的傳動設計計算 36 3 2 3 直齒圓柱齒輪的傳動設計計算 42 3 3 減速器軸的設計與校核 47 3 3 1 高速軸 1 軸 的設計 47 3 3 2 軸 2 的設計與校核 53 3 3 3 軸 3 的設計與校核 59 3 4 軸承壽命的校核計算 64 3 4 1 軸 1 處軸承壽命的校核 64 3 4 2 軸 2 處軸承壽命的校核 66 3 5 鍵的強度校核 67 3 5 1 軸 2 上的鍵強度校核 67 3 5 2 軸 3 上的鍵強度校核 67 3 5 3 軸 4 上的鍵強度校核 68 4 刮板輸送機的運轉(zhuǎn) 69 4 1 刮板輸送機負載試運轉(zhuǎn) 69 4 2 刮板輸送機的負載運轉(zhuǎn) 69 4 3 刮板輸送機運轉(zhuǎn) 69 5 刮板輸送機的維護 71 總 結(jié) 73 參考文獻 74 致 謝 74 4 1 緒論 1 1 刮板輸送機的發(fā)展史和發(fā)展趨勢 1 1 1 刮板輸送機的發(fā)展史 刮板輸送機的工作原理和基本結(jié)構(gòu) 與我國在公元 186 年至 189 年間發(fā)明的 翻車 龍骨水車是相同的 可是刮板輸送機運送散碎物料 是在上個世紀 初出現(xiàn)于工業(yè)發(fā)達的英國 早期的刮板輸送機 結(jié)構(gòu)簡單輕使 那時它僅是運煤 之用 人工裝煤 運輸能力低 每小時最多只有幾十噸 輸送機長度只有幾十米 功率小 牽引鏈的強度也不高 經(jīng)過多年的改進和發(fā)展 目前綜采工作面的刮板 輸送機 除運煤之外 還有四種功能 給采煤機作運行軌道 為拉移液壓支架作 依托固定點 清理工作面的浮煤 懸掛電纜 水管 乳化液管等 1 1 2 綜采工作面刮板輸送機的發(fā)展趨勢 1 發(fā)展大運量 大功率刮板輸送機迫在眉睫 1 大運量 70 年代末刮板輸送機的運量能力一般小于 1000 t h 80 年代初 為 1500 t h 80 年代后期為 2000 2500 t h 90 年代達到 3500 t h 槽寬也相應 的從 630 764 mm 增大到 980 1100 mm 鏈速從 1 m s 左右增加到 2 m s 左右 2 大功率 70 年代末期驅(qū)動電動機的單臺功率小于 200 kW 最大裝機功率 2 200 kW 80 年代初為 2 3 215 315 kW 90 年代實際運行的單臺電動 機的最大功率為 530Kw 對大于 250 315 kW 的電動機 供電電壓相應的從 1140 v 升高到 2300 3300 4160 或 5000 v 3 大運距 70 年代一般輸送機長度不超過 200 m 80 年代逐步增加為 250 m 左右 美國已經(jīng)有超過 350 m 的長工作面 鏈條布置相應的從邊雙鏈和中單鏈 過渡為中雙鏈為主 鏈子直徑從 26 30 mm 增加為 34 38 mm 有的已經(jīng)達到 42 mm 但有些專家認為 從設備投資 運營成本 通風維修 掘進和搬家等綜合考 5 慮 工作面長度以 250 m 左右時技術經(jīng)濟較為合理 2 零部件向高強度 高壽命發(fā)展 為了提高刮板輸送機運轉(zhuǎn)的可靠性 其零部件要向高強度 高壽命發(fā)展 主 要從三方面入手 1 設計方面 采用世界先進的設計理論和計算機手段 對其 結(jié)構(gòu) 重量 強度 壽命等方面進行優(yōu)化 保證設計的合理性 2 材質(zhì)方面 由于國內(nèi)基礎工業(yè)未能與煤礦機械的進步同步發(fā)展 某些煤礦專用材料還是空白 如高強度耐磨中板材料 耐磨可焊鑄鋼材料以及高強度齒輪材料等 先進大型煤 礦機械的發(fā)展 必將促使優(yōu)質(zhì)材料的發(fā)展 此外 某些刮板輸送機特需的標準件 外購件 也應跟上高強度 高壽命的要求 3 工藝方面 欲提高產(chǎn)品的制造精 度和質(zhì)量 要從材料熱處理 產(chǎn)前產(chǎn)后處理 先進的檢測設備等方面入手 3 刮板鏈在更新?lián)Q代 80 年代始 中雙鏈機型在世界范圍內(nèi)已占相對優(yōu)勢 而且在穩(wěn)定發(fā)展 單鏈 機型在一些采煤先進國家近年來的使用量明顯下降 邊雙鏈和三鏈機型有些國家 已經(jīng)淘汰 但邊雙鏈在我國的使用數(shù)量還較多 某些采煤先進國家 26mm 以下的鏈條的使用量迅速減少 34mm 的鏈條已 占主導地位 38mm 及 42mm 包括 42 46 異型緊湊鏈 異型鏈條尺寸和重量較 大 制造設備 工藝及材料要求較高 目前世界上僅有少數(shù)廠家能夠生產(chǎn) 這種 大型刮板鏈適用于工作面長 300m 左右 輸送量 3000t h 以上的工作面使用 4 發(fā)展 90 拐彎刮板輸送機 90 拐彎刮板輸送機 70 年代首先出現(xiàn)在德國 到 80 年代末 德國 主要是 西德 140 多個長壁工作面中已有 28 個使用了這種機型 并且逐步推廣到了其他 國家 使用 90 拐彎刮板輸送機的主要優(yōu)點可歸納為 1 可以省掉順槽轉(zhuǎn)載機 2 節(jié)省了一套驅(qū)動裝置 3 取消了工作面端頭的轉(zhuǎn)載站 能減少煤塵的產(chǎn) 生和塊煤的轉(zhuǎn)載破碎 4 工作面輸送機的機頭放在了順槽 采煤機可以更順便 地達到工作面端頭 以實現(xiàn)自開缺口 由于重型刮板鏈的形狀和尺寸特殊 拐彎輸送機的刮板鏈張緊裝置一般不采 用普通的緊鏈方法 它設計安裝了一種張緊溜槽 用其進行緊鏈 張緊溜槽由專 門的重型活塞提供動力的滑動槽形成 直接安裝在傳動裝置的后面 5 側(cè)卸式刮板輸送機國內(nèi)使用量日漸增多 6 工作面輸送機的轉(zhuǎn)載方式由以往的端卸式改為側(cè)卸式 使刮板輸送機的回煤 減少了 因為被端卸式卸下的煤在轉(zhuǎn)載機上會有瞬間停留 只有轉(zhuǎn)載機的下一個 刮板通過卸載處時才將煤刮走 極易造成煤在卸載處的堵 撒及底鏈回煤等現(xiàn)象 原煤在側(cè)卸裝置處的流動情況是這樣的 大部分煤到達犁式卸煤板處 通過 靠工作面和采空區(qū)兩側(cè)的傾斜中板滑落到轉(zhuǎn)載機上 少量的煤將被刮板鏈帶著通 過回煤罩 在鏈輪下方落到轉(zhuǎn)載機上 因此 卸料裝置內(nèi)有三條轉(zhuǎn)送原煤的途徑 大約 70 的煤沿主傾斜中板滑下 大約 24 的煤沿副傾斜中板滑下 其余通過回煤 罩卸下 1 2 刮板輸送機的組成部分 工作原理和使用范圍 刮板輸送機是一種有擾性牽引機構(gòu)的連續(xù)運送機械 如圖 1 1 所示 它的 牽引機構(gòu)是刮板鏈 溜槽是它的承載裝置 不同類型的刮板輸送機 其各個組成 部 圖 1 1 刮板輸送機 分的形式和布置方式是不盡相同的 但其主要結(jié)構(gòu)和基本組成部件是相同的 現(xiàn) 以 SGW 250 型刮板輸送機為例介紹其主要構(gòu)成 機頭部 包括機頭架 傳動裝置 鏈輪組件等 溜槽 分為中間標準溜槽 調(diào)節(jié)溜槽和連接槽 刮板鏈 機尾部 分 包括機尾架 傳動裝置 鏈輪組件等 此外 對于各安裝在采煤工作面的刮 板輸送機還在溜槽側(cè)板上安裝有擋煤板和鏟煤板 機頭 機尾各設有防滑瞄固裝 置 還有供移動輸送機用的液壓推移裝置 與液壓支架連在一起 和安裝緊鏈時 用的液壓緊鏈器等附屬裝置 刮板輸送機的傳動系統(tǒng)示意圖如圖 1 2 所示 驅(qū)動電動機經(jīng)液力偶合器 減速器而驅(qū)動 7 圖 1 2 SGW250 型刮板輸送機 1 電動機 2 液力耦合器 3 減速器 4 鏈輪組件 5 盲軸 6 刮板鏈 繞過機頭鏈輪與機尾鏈輪進行無極閉合循環(huán)運行的刮板鏈 將作為承載機構(gòu)的溜 槽中的煤炭推移到機頭處的卸載點 其上部溜槽是重載工作溜槽 下部溜槽作為 回空槽 刮板輸送機在工作中要克服溜槽與刮板鏈及煤炭之間的滑動摩擦阻力 與相 同運量和運距的帶式輸送機相比 刮板輸送機的電機容量和電耗要大得多 但是 它具有帶式輸送機沒有的優(yōu)點 如它的結(jié)構(gòu)強度高 機身低矮 可以彎曲 能適 應采煤機較惡劣的工作條件 并可作為采煤機的運行軌道 有時還作為移置液壓 支架的支點 在推移刮板輸送機時 鏟煤板可自動清掃機道浮煤 擋煤板后面有 安裝電纜 水管的槽架 并對電纜 水管起保護作用 推移輸送機 電纜 水管 同時移動 所以 刮板輸送機現(xiàn)在仍是緩傾斜長壁式采煤工作面唯一的煤炭運輸 設備 1 3 刮板輸送機的主要類型和系列 國內(nèi)外現(xiàn)行生產(chǎn)和使用的刮板輸送機類型很多 分類方法也各不同 按溜槽的 布置方式和結(jié)構(gòu)分類 可分為并列式和重疊式 底溜槽式和封底溜槽刮板輸送機 按牽引鏈的結(jié)構(gòu) 鏈條數(shù)及布置方式分類 可分為片式套筒鏈 可拆模鍛鏈及焊 接圓環(huán)鏈 單鏈 邊雙鏈 中雙鏈及三鏈刮板輸送機 刮板與鏈條的連接布置形 式則有懸臂式 對稱式 中間式之分 各種類型的刮板輸送機隨其運輸能力和結(jié) 構(gòu)特點而適應不同的工作條件 有溜槽并列式使用于薄煤層采煤工作面 封底溜 槽式適用于底版比較松軟而破碎的采煤工作面 為使刮板輸送機的生產(chǎn)達到標準化 系列化和通用化 提高產(chǎn)品的制造質(zhì)量 我國已制定并發(fā)布了 工作面用刮板輸送機通用技術條件 MT105 85 工作 8 面用刮板輸送機系列譜 是產(chǎn)品系列規(guī)劃 是今后一個時期設計制造新產(chǎn)品的依 據(jù) 工作面用刮板輸送機通用技術條件 規(guī)定了 刮板輸送機按功率大小分為輕 中 重型 刮板輸送機配套單電動機設計額定 功率 40 kW 以下的為輕型 大于 40 kW 小于 等于 90 kW 為中型 大于 90 kW 為 重型 1 4 薄煤層綜采工作面刮板輸送機的結(jié)構(gòu)特點 1 矮機身 短機頭 使用于煤層厚度為 0 8 1 3 m 傾角 0 12 的緩傾 斜工作面機頭和機尾的高度為 700 mm 機架長度為 750 mm 便于拆卸運輸 2 閘盤緊鏈裝置置于水平位置采空區(qū)側(cè) 適應薄煤層緊鏈的需要 9 2 刮板輸送機的設計 2 1 總體設計要求 本次畢業(yè)設計要求設計一個刮板輸送機 具有要求數(shù)據(jù)如下 運輸能力 1000t h 刮板鏈速度 2 m s 出廠長度 200 m 2 2 總體方案的確定 參照以上數(shù)據(jù)與 SGB 764 264 型刮板輸送機相似 本課題的設計參照了 SGB 764 264 型刮板輸送機的設計 采用了中雙鏈 卸載方式為端卸式 中部槽 采用開低式 E 型中部槽 電動機采用單速異步電動機 采用兩端驅(qū)動 刮板輸送機計算內(nèi)容包括 運輸能力 運行阻力 電動機功率 刮板鏈強度 驗算 2 3 總體方案的設計 2 3 1 運輸能力的計算 按連續(xù)運行的計算公式 其運輸能力為 2 3 1 60 3cvqQ 式中 輸送機上單位長度貨載重量 kg m 刮板鏈運行速度 m s v 采煤機的牽引速度 m min c 取 m min12 v 已知 t h m s 代入下式計算0Q 60 3cvq 12 10 kg m3 126 2 3 2 運行阻力和牽引力的計算 刮板輸送機運行阻力按直線段和曲線段分別計算 傾斜運行的刮板輸送機的重段直線段 運行時除了要克服煤的阻力和刮板鏈 重力引起的阻力外 還需要克服煤和刮板鏈重力引起的下滑力 通常將它們一起 計為總運行阻力 在重段直線段運行的阻力為 2 3 2 sin cos LgqLgwqWllxh 刮板鏈在空段直線段的運行阻力為 2 3 3 sin llk 式中 貨載 刮板鏈在溜槽中的運行阻力系數(shù) wl 輸送機的鋪設長度 m L 輸送機的鋪設傾角 重力加速度 m s g 刮板鏈單位長度的重量 kg m lq 表 2 1 運行阻力系數(shù) 輸送機類型 wlw 單鏈刮板輸送機 6 0 44 0 25 雙鏈刮板輸送機 83 式中 號的選擇原則為 該段上行時取 向下運輸時取 阻力系數(shù)的數(shù)值 與煤的性質(zhì) 刮板鏈形式 中部槽形式 安裝等條件許多因數(shù) 有關 對于雙鏈取 11 7 0 w3 l 已知 kg m kg m m 3 126 q4 58lq20 L2 8 9sg 10 將以上數(shù)據(jù)代入式 2 3 2 計算 得 sincosLgqLgwqWllxh 10i8 9204 583126co 37 N 將數(shù)據(jù)代入式 2 3 3 計算 得 sinco llkwLgqW 10sinco3 08924 5 N6 考慮曲線段阻力及彎曲段的附加阻力 則總牽引力 kxhW 21 0 6490 N2495 2 3 3 電動機功率的計算與選型 1 電動機功率的計算 對于機械化采煤 其電動機功率 kW 2 3 4 2minimax2a6 0NNd 式中 刮板輸送機滿負荷運行時的最大功率 max 10maxvW 8 2495 kW6 12 上式中 傳動裝置的總效率 取 8 0 刮板輸送機空載運行時的最小功率 minN 10cos2 minvLwql 8 210cos234 5 kW98 1 則 2minimax2a6 0NNd 298 1 4 kW7538 考慮 20 的備用功率 取電動機功率備用系數(shù) K 因而電動機的功率為 kW9 4567 3802 1 dN 2 電動機的選型 根據(jù)以上求得的電動機功率 選用 2 臺 YB2 355M2 4 型防爆電動機 電動機的具體參數(shù)如下 額定轉(zhuǎn)速 1480r min 額定功率 250kW 額定電流 434 2A 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 2 1 堵轉(zhuǎn)電流 額定電流 7 0 最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 2 4 效率 95 5 功率因數(shù) 0 90 cos 噪聲 101dB 13 圖 2 1 電動機的安裝形式 性能與結(jié)構(gòu)特點 效率高 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩高 隔爆結(jié)構(gòu)先進合理 溫升裕度大 安全性高 性能優(yōu) 良等優(yōu)點 并且體積小 重量輕 外型美觀 使用范圍 適用于正?；虿徽Ｇ闆r下都能形成爆炸性混合物的場所 其安裝形式如圖 2 1 所示 2 3 4 刮板鏈強度驗算 驗算刮板鏈強度 需先算出鏈條最大張力點的張力值 此張力值的確定按逐 點張力法進行計算 得到刮板鏈的最大靜張力 后 為了保證刮板鏈工作的可靠性 必須以鏈maxS 條的工作中所承受的最大張力驗算強度 最大張力為最大靜張力與動張力之和 動張力按最大張力的 15 20 計算 刮板鏈的抗拉強度以安全系數(shù) 表示 K 對于雙鏈刮板輸送機 應滿足 2 4 1 5 32 1max SKp 式中 刮板鏈抗拉強度安全系數(shù) 單條刮板鏈子的破斷拉力 pS 14 雙鏈負荷不均勻系數(shù) 對于圓環(huán)鏈 取 8 0 對于兩端驅(qū)動的刮板輸送機 其刮板鏈上最小張力點位置 要根據(jù)不同情況 進行分析 如圖 2 2 所示 當重段阻力 為正值時 每一傳動裝置主動鏈輪xhW 相遇點的張力均大于其他分離點的張力 因此 最小張力點是主動輪的分離點 3 由 逐點張力法 得 圖 2 2 刮板鏈運行阻力計算示意圖 對于雙鏈刮板輸送機 取最小張力點張力 N 60 4min S 取 N5i 則 min3 xhWS 4 1605 N 2041S 956 N130 kWS2 649 N85 因此 N104maxS 已知 kN 代入式 2 4 1 計算 得 0 p 鏈子強度系數(shù) max2 1SKp 15 14602 8 5 3 8 因而 鏈子強度足夠 2 4 刮板輸送機機頭部及傳動裝置 2 4 1 機頭架 機頭架是支承和裝配機頭傳動裝置 包括電動機 液力耦合器 減速器等 鏈輪組件 盲軸以及其他附屬裝置的構(gòu)件 它是由厚鋼板焊接而成的 具有較高 的強度和剛度 對機頭架的基本結(jié)構(gòu)要求是 兩側(cè)結(jié)構(gòu)必須相同 便于左右工作 面的交替使用和雙側(cè)傳動 在電動機和減速器之間 有一筒體 稱為連接罩 其作用 一是使電動機和減 速器連成一體 使二者的出軸準確對中 便于安裝 二是保護它里面的液力耦合 器 拔鏈器位于鏈輪處的上鏈和下鏈之間 其作用是讓鏈條字鏈輪的分離點處順利 脫開 以避免發(fā)生卡鏈 斷鏈 打牙等事故 護軸板沒有和機頭架的中板做成一體 而是用埋頭螺栓固定在機頭架上 這種 結(jié)構(gòu)的目的 是當拔鏈器損壞之后便于更換 2 4 2 減速器的傳動設計 傳動裝置為并列式布置 電動機軸和傳動鏈輪軸垂直 故采用三級圓錐 圓柱齒輪減速器 高速級為弧齒錐齒輪 中速級為斜齒圓柱齒輪 低速級為直齒 圓柱齒輪 這種減速器具有承載能力大 傳動效率高 噪音低 體積小 壽命長 的特點 用于輸入軸與輸出軸呈垂直方向布置的傳動裝置 如帶式輸送機及各種 運輸機械 也廣泛應用與煤炭 冶金 礦山 化工 建材 輕工和石油等各行業(yè) 三級圓錐 圓柱齒輪減速器的傳動結(jié)構(gòu)簡圖如圖 2 3 所示 具體的減速器設 計將在第三章中詳細說明 16 14567238 圖 2 3 三級圓錐 圓柱齒輪減速器的傳動結(jié)構(gòu)簡圖 1 輸入軸 1 2 弧齒錐齒輪 3 斜齒圓柱齒輪 4 軸 2 5 軸 3 6 軸 4 7 箱體 8 直齒圓柱齒輪 2 4 3 液力耦合器 1 結(jié)構(gòu)及工作原理 液力耦合器廣泛得使用在刮板輸送機 帶式輸送機和轉(zhuǎn)載機等設備上 是動力 式液壓傳動裝置之一 液力耦合器在輸送機傳動裝置中 安裝在電動機和減速器之間 它主要由泵輪 外殼 透平輪等組成 其結(jié)構(gòu)如圖 2 4 所示 圖 2 4 液力耦合器的結(jié)構(gòu)圖 1 液力偶合器 2 制動輪 液力耦合器的泵輪和透平輪都具有不同數(shù)量的徑向葉片 前者多于后者 1 2 片 泵輪與左半外殼是一提的 兩個半外殼用螺栓固定在一起 外殼及彈性聯(lián)軸 器與電動機相連 起主動軸作用 透平輪與減速器相連 起從動軸作用 輸入 17 輸出軸之間沒有剛性連接的機械構(gòu)件 但當工作腔內(nèi)裝上一定量的工作液后 在 液動力的作用下 便能完成能量的傳遞任務 液力耦合器可以改善電動機的起動性能 輸送機在起動時 由于液力耦合器的 作用 可使電動機輕載或空載起動 然后負載再逐漸增加 這樣 電動機的起動 時間縮短了 起動電流也降低了 在多電動機同時驅(qū)動的設備中 采用液力耦合 器 可使各電動機的輸出功率趨于平衡 由于泵輪和透平輪之間為 液體連接 故作用在輸入 輸出軸上的沖擊載荷可以大大降低 延長了電動機和工作機構(gòu)的 使用壽命 這對處于惡劣工作條件下的煤碳機械尤為重要 液力耦合器具有過載保護作用 當外負載增加時 輸出軸轉(zhuǎn)速下降 泵輪和透 平輪的轉(zhuǎn)速差增大 當外負荷繼續(xù)增大時 工作液將被擠向泵輪輪壁 經(jīng)溢流孔 進入輔助室 此時 工作腔內(nèi)液體減少 再加上泵輪和透平輪的轉(zhuǎn)速差繼續(xù)增大 則工作液的溫度迅速升高 當工作液的溫度升至額定值時 易熔合金塞熔化 液 體噴出 電動機帶著泵輪及外殼空轉(zhuǎn) 保護了電動機 液力耦合器的主要缺點有兩點 一是較其他聯(lián)軸器的結(jié)構(gòu)復雜 成本高 效率 低 使用與維護要求高 二是過去多采用油質(zhì)工作液 噴液后容易燒傷人員和發(fā) 生火災 為了避免事故的發(fā)生 近些年除了少量早期生產(chǎn)的液力耦合器使用油質(zhì) 工作液外 大部分采用難燃工作液和水質(zhì)工作液 2 液力耦合器的選型 根據(jù)上面的電動機的參數(shù) 額定轉(zhuǎn)速 r min 額定功率 kW 電1480 n250 P 動機軸徑 mm 和下面計算出的減速器輸入軸直徑 mm 選用 2 臺 YOX60080 D65d 限矩型液力耦合器 其具體參數(shù)如下 輸入轉(zhuǎn)速 r minn 10 傳遞功率范圍 kW36 2 過載系數(shù) 起動 8 5 制動 效率 0 96 外型尺寸 mm mm695 D10 L 最大輸入孔徑及長度 mm2 最大輸出孔徑及長度 mm 充油量 L 8 16min 6 3ax 18 重量 kg 185 2 4 4 鏈輪組件 鏈輪是刮板輸送機傳遞扭矩最大的部件之一 對鏈輪的基本要求是 強度高 耐磨 能承受脈動載荷 沖擊載荷 并具有一定的韌性 齒形尺寸參數(shù)設計準確 加工精度高 保證與鏈條進行良好的嚙合 無論哪種結(jié)構(gòu)的鏈輪 都要具備易于 拆裝的特點 鏈輪的材料選用優(yōu)質(zhì)鋼材 經(jīng)鑄造或鍛造后 進行調(diào)質(zhì)處理 練窩和齒形表面 需經(jīng)表面淬火處理 滾筒的內(nèi)孔為內(nèi)花鍵孔 一端與減速器輸出軸相聯(lián)接 另一 端與盲軸聯(lián)接 安裝鏈輪時 應將花鍵表面擦洗干凈并涂上黃油 如圖 2 5 所 示 A12A 圖 2 5 整體式鏈輪組件 1 滾筒 2 鏈輪 2 4 5 盲軸組件 盲軸由花鍵軸 花鍵套 箱體 軸承 油封等組成 主要作用是支承鏈輪 安 裝盲軸時 應先將花鍵擦洗干凈涂上黃油后 安裝在機頭架壁側(cè) 花鍵軸插入鏈 輪花鍵孔內(nèi) 使用前應用量油尺檢查盲軸中的油位和迷宮環(huán)上的注油孔是否堵塞 盲軸中的注油量約為 4 升 注入 150 號工業(yè)齒輪油 迷宮環(huán)上利用注油槍通過油 杯注入 注入黃油量足以使迷宮環(huán)上擠出新鮮黃油為止 2 5 溜槽及附件 2 5 1 溜槽 溜槽作為刮板輸送機的主要部件之一 通過其結(jié)構(gòu) 性能反映出了輸送機的某 些特點 1 溜槽與溜槽之間靠插銷式 啞鈴式 螺栓式等聯(lián)結(jié)裝置聯(lián)結(jié)起來 并保證兩節(jié)溜槽上下 左右均有一定的活動量 形成刮板輸送機的可彎曲性能 19 2 采煤機要求溜槽具有較高的強度 以便承受采煤機的重量以及液壓支架的推 移力 3 刮板輸送機的壽命以溜槽的耐磨性為主要指標 4 刮板輸送機的 輸送能力除了與刮板鏈速度有關外 主要取決于溜槽的寬度 溜槽分為中部溜槽 過渡溜槽 調(diào)節(jié)溜槽 阻鏈溜槽和上鏈溜槽 1 中部槽 中部槽由槽幫鋼 中板 端頭 支座焊接而成 中部槽外側(cè)焊有支座 用以 固定檔板和產(chǎn)煤板 槽幫兩端焊有高錳鋼制成的凸端頭和凹端頭 在中板上堆焊 耐磨合金粉塊 這兩項措施用以增加中部槽的聯(lián)接強度和耐磨性 如圖 2 6 所 示 圖 2 6 中部槽 組裝時應將中部槽帶凸端頭的一端插入另一節(jié)中部槽的凹端頭 然后用啞鈴 銷或螺栓聯(lián)接在一起 再用限位銷將啞鈴銷限位 中部槽組裝后 允許在水平和垂直方向彎曲 安裝中部槽時要保護平直 將 凸端頭指向運輸方向 中部槽之間應靠緊 用啞鈴銷或螺栓聯(lián)接之后 再組裝檔 板和產(chǎn)煤板 2 過渡槽 本機分機頭 機尾兩種過渡槽 一種機頭過渡槽主要由槽幫 中板 端頭和 連接板等焊接而成 另一種機頭過渡槽由側(cè)板 中板 端頭和連接板等焊接而成 機尾過渡槽結(jié)構(gòu)與機頭過渡槽大致相同 機頭過渡槽連接端為凹端頭 機尾過渡 槽連接端為凸端頭 機尾過渡槽設有上鏈器 以便底刮板鏈出槽時在機尾過渡槽 上鏈器出能順利進入過渡槽內(nèi) 3 調(diào)節(jié)溜槽 調(diào)節(jié)溜槽有 500mm 和 1000mm 兩種 用以調(diào)節(jié)刮板輸送機的總長度 20 4 阻鏈溜槽 阻鏈溜槽其結(jié)構(gòu)基本上和中部槽相同 不同的只是在于中板上開有兩個鏈槽 供緊鏈時安裝阻鏈器使用 阻鏈溜槽安裝在過渡溜槽和中部溜槽之間 緊鏈時 將阻鏈器放在刮板鏈上面 其底部凸出塊插入阻鏈溜槽中板的鏈槽中 兩翼轉(zhuǎn)入 槽幫中 當刮板鏈正向運行時 刮板在面上滑動直到被卡住為止 起到固定刮板 鏈的作用 當刮板鏈正向運行時 刮板從夾持位置松開 然后轉(zhuǎn)動兩翼將阻鏈器 取出 5 上鏈溜槽 上鏈溜槽實際上是裝有上鏈器的過渡溜槽 上鏈器裝在機頭過渡溜槽的下翼 緣 其作用是使從下槽脫出的回空刮板鏈在運行中順利地進入槽內(nèi) 2 5 2 附件 溜槽附件有擋煤板 電纜槽 鏟煤板等 擋煤板裝在溜槽靠采空區(qū)一側(cè)的槽幫鋼上 擋煤板有三個作用 一是增加溜槽 上的貨載斷面積 提高輸送機的輸送能力 二是防止采煤機裝煤時 將煤拋撒到 采空區(qū) 三是它上面可以安裝電纜槽和水管等 為了將刮板輸送機推移到緊靠煤壁和防止輸送機橫向傾斜 在溜槽靠煤壁側(cè)的 槽幫鋼上裝有鏟煤板 以便在推移輸送機時先清除機道上的浮煤 鏟煤板安裝后 上緣應低于槽幫 下緣要超出槽底 寬度方向應與采煤機滾筒有一定間隔 鏟煤 板的刃口應有足夠的強度 2 6 刮板鏈 2 6 1 刮板鏈的結(jié)構(gòu)形式 鑒于刮板鏈的工作特點 要求其具有以下特征 圓環(huán)鏈抗拉強度要高 耐磨性 要好 耐疲勞性能要好 抗腐蝕性要強 刮板鏈有中單鏈 中雙鏈 邊雙鏈和三鏈共四種 因三鏈刮板鏈的三條鏈子受 力極不均勻 同時還增加了功率消耗 所以已被逐漸淘汰 雖說邊雙鏈要比三鏈 受力均勻得多 但比起中雙鏈還差得多 為了解決兩條鏈子受力不均 增加刮板 輸送機的可彎曲性能 中單鏈和中雙鏈是發(fā)展趨勢 刮板鏈由刮板 圓環(huán)鏈和接鏈環(huán)三部分組成 刮板是貨載的拖拉構(gòu)件 圓環(huán)鏈 是貨載輸送的牽引構(gòu)件 刮板的形狀要能在運行中有刮底清幫 防止煤粉結(jié)和堵塞的作用 并應盡量 21 減小質(zhì)量 刮板的間距 以所運物料的性質(zhì)和塊度而頂 刮板間距過大 帶不動 物料運行或只帶動部分物料運行 刮板間距過小 加大了正個刮板鏈的質(zhì)量 增 加了運行阻力 還浪費了材料 按牽引鏈條的結(jié)構(gòu) 可分為可拆模鍛鏈 片式套筒鏈和焊接圓環(huán)鏈 目前刮板 輸送機使用的全部為焊接圓環(huán)鏈 2 6 2 刮板鏈的選型與技術要求 本刮板輸送機刮板鏈為中雙鏈形式 鏈條為 礦用高強度圓環(huán)毫 米C 926 鏈 鏈間距為 mm 每條為 2174 個環(huán) 長 200m 每 10 環(huán)處安裝一個刮板 即130 刮板間距為 mm 刮板裝在平環(huán)上 通過 E 型螺栓固定在圓環(huán)鏈上 鏈條之間是92 用 連接環(huán)聯(lián)結(jié) 如圖 2 7 所示 6 1刮 板 運 行 方 向23465 圖 2 7 中雙鏈式刮板鏈 1 刮板 2 螺母 3 圓環(huán)鏈 4 鋸齒形接鏈環(huán) 5 彈性墊圈 6 E 型螺栓 刮板采用鍛模制造 以保證強度及特殊形狀的要求 本機所采用的刮板 中間 具有足夠的強度 兩端提高耐磨性受力分布更加合理 E 型螺栓采用鍛模制造 材質(zhì) 40Cr 并進行熱處理加工 螺母采用特制的全金 屬六角鎖緊螺母 鋸齒形接鏈環(huán) 是由兩個相同的帶鋸齒的半鏈環(huán) 利用彈性銷組裝在一起 安 裝鋸齒形接鏈環(huán)時 先在兩個半環(huán)上各自掛上要聯(lián)結(jié)的鏈段半環(huán) 然后對準鋸齒 22 安裝 再裝上彈性銷 拆卸時先用沖銷工具沖掉彈性銷 輕輕用手錘敲打即可拆 開 2 7 緊鏈裝置 為使刮板輸送機安全運行 刮板鏈內(nèi)應具有一定的張力 施給刮板鏈張力的 裝置叫緊鏈裝置 新安裝或運行中的刮板輸送機均需要緊鏈 早期的輕型刮板輸送機 用改變機尾軸位置的辦法人工緊鏈 現(xiàn)在全部采用 定軸距機械緊鏈 機械緊鏈有兩種方式 一是將刮板鏈的一端固定在機頭架側(cè)板 上或阻鏈器溜槽上 而另一端繞過機頭鏈輪 緊鏈時電動機和鏈輪反轉(zhuǎn) 刮板鏈 隨即被拉緊 當刮板鏈張力合適時 緊鏈裝置將鏈輪制動住 防止刮板鏈回松 當將兩個刮板鏈頭接好后 緊鏈裝置解除制動 目前大部分刮板輸送機用的是這 種緊鏈方式 其緊鏈器有棘輪緊鏈器 摩擦輪緊鏈器 閘盤緊鏈器 液壓馬達緊 鏈器等 第二種緊鏈方式是采用液壓缸緊鏈器 它可以在輸送機長度上的任何一 個位置進行緊鏈 這種緊鏈器可以隨意搬動 將它放在兩個鏈頭中間 用液壓缸 緊鏈器緊鏈兩端的掛鉤分別鉤住兩頭的刮板 待液壓缸收縮后將刮板鏈拉緊并接 好 這種緊鏈器分低壓大行程和高壓小行程緊鏈兩個過程 閘盤緊鏈器是以聯(lián)接罩為基座 用螺栓牢固地組裝在聯(lián)結(jié)罩上 來制動或松 開安裝在減速器輸入軸上的閘盤 起到緊鏈作用 其制動或松開是通過制動裝置 的手輪來控制 當手輪順時針旋轉(zhuǎn)時 使制動板以銷軸為支點向夾緊閘方向轉(zhuǎn)動 使制動板上的閘塊抱緊閘盤產(chǎn)生了制動力 以進行緊鏈 當手輪反時針方向旋轉(zhuǎn) 時 制動力隨之減少 直至使制動板上的閘塊離開閘盤 制動力完全消失 通過 旋轉(zhuǎn)手輪來調(diào)節(jié)和控制制動力 調(diào)節(jié)到緊鏈時所需的預緊力 閘塊應位于正確位置 以保證有效地制動閘盤 安裝新閘塊時 兩閘塊之間 最大張開距離 20 厘米 隨后將螺釘調(diào)至聯(lián)接座相接觸 并擰緊螺母以限定制動板 及閘塊的位置 用緊鏈鉤緊鏈時 先將緊鏈鉤的一端掛在機頭架則板 孔徑內(nèi) 另一端掛在68 機頭附近上刮板鏈的立環(huán)上 但要注意 兩條緊鏈鉤應掛在同一位置上的鏈子立 環(huán)外側(cè) 然后反轉(zhuǎn)起動電動機 直到閘盤緊鏈器停止轉(zhuǎn)動為止 立即扳動制動裝 置的手輪 閘死閘盤緊鏈器 并切斷電動機電源 以便安全操作 進行拆鏈和接 鏈 當縮短和接長鏈條之后 再慢慢松開制動輪 取走緊鏈鉤 再開車運行 在 輸送機正常運轉(zhuǎn)時 可取下制動裝置部分 然后用蓋板蓋上安裝口 23 2 8 推移裝置 推移裝置是在采煤工作面內(nèi)將刮板輸送機向煤壁推移的裝置 綜采工作面使用 液壓支架上的推移千斤頂 非綜采工作面用單體液壓推溜器或手動液壓推溜器 液壓推移裝置主要由設在順槽中的泵站和沿工作面布置的油管及液壓千斤頂組成 千斤頂是推移刮板輸送機的 裝在輸送機靠采空區(qū)一側(cè) 在輸送機機頭 機尾處 分別安裝 2 3 個 中間溜槽每隔 6 米布置 1 個 每個千斤頂均由單獨的操縱閥控 制 控制操縱閥的位置 可使用泵站通過油管來送來的高壓油進入千斤頂液壓缸 的前部或者后部使千斤頂?shù)幕钊斐龌蚩s回 從而推動輸送機向前移動 對于綜 合機械化采煤工作面 推移刮板輸送機和移動液壓支架是緊密聯(lián)系在一起的 操 縱控制閥也在一起 一般把輸送機的液壓千斤頂推移裝置包括在液壓支架中 24 3 減速器的設計 3 1 傳動系統(tǒng)的確定 這里主要是根據(jù)查閱的相關書籍和資料 借鑒以往刮板輸送機傳動系統(tǒng)的設 計經(jīng)驗 初步確定傳動系統(tǒng) 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 圓柱齒輪減速器 高速級為弧齒錐齒輪 中速級為斜齒 圓柱齒輪 低速級為直齒圓柱齒輪 其傳動結(jié)構(gòu)簡圖如圖 3 1 所示 14567238 圖 3 1 三級圓錐 圓柱齒輪減速器的傳動結(jié)構(gòu)簡圖 1 輸入軸 1 2 弧齒錐齒輪 3 斜齒圓柱齒輪 4 軸 2 5 軸 3 6 軸 4 7 箱體 8 直齒圓柱齒輪 3 1 1 總傳動比及傳動比分配 1 總傳動比 已知電動機滿載轉(zhuǎn)速 n 1480r min 考慮到液力耦合器的傳動過程有 5 的偏 差 則傳到 1 軸的轉(zhuǎn)速為 51 n 9480 r min6 本機選擇鏈輪的分度圓直徑 mm 則鏈輪的轉(zhuǎn)速為5 D 3 1 1 vn 0 式中 v 刮板鏈的速度 已知 m s 代入式 3 1 1 計算得2 r min43 7650 2 n 25 故總傳動比為 396 184 70 1 ni 2 傳動比分配 總傳動比等于各級傳動比的連乘積 即 3 1 2 321ii 第一級弧齒圓錐齒輪傳動的傳動比為 1i 第二級和第三級傳動看作是對展開式齒輪減速器 為保證高低速級大齒輪浸 油深度大致相近 其傳動比要滿足下式 3 1 3 22 4 1 3 ii 聯(lián)系式 3 1 2 和式 3 1 3 把 和 代入計算 得396 18 i1i 8 2i 173 3 1 2 傳動裝置運動參數(shù)的計算 從減速器的高速軸開始各軸命名為 1 軸 2 軸 3 軸 4 軸 1 各軸轉(zhuǎn)速計算 第 1 軸轉(zhuǎn)速 r min4061 n 第 2 軸轉(zhuǎn)速 r min67 4832 i 第 3 軸轉(zhuǎn)速 r min15 223 第 4 軸轉(zhuǎn)速 r min 71534 in 2 各軸功率計算 第 1 軸功率 3211 P 9 05 9605 kW 第 2 軸功率 4312 P 98 0 26 kW4 2 第 3 軸功率 533 P 98 0 kW21 第 4 軸功率 534 P 98 0 kW2 以上式中 P 電動機功率 kW5P 液力耦合器的傳動效率 1 96 01 電動機的效率 2 2 球軸承的效率 33 圓錐齒輪傳動的效率 4 98 04 圓柱齒輪傳動的效率 5 5 3 各軸扭矩計算 第 1 軸扭矩 1190nPT 462 5 N m8 第 軸扭矩 22950nPT 67 48 N m531 第 軸扭矩 3390nPT 61 582 N m4 27 第 軸扭矩 44950nPT 32 76 N m0 4 將以上計算數(shù)據(jù)列表 3 1 表 3 1 軸號 轉(zhuǎn)速 n r min 輸出功率 P kW 輸出扭距 T N m 電動機軸 1480 250 1668 5 軸 1 1406 229 2 1556 8 軸 2 468 67 222 4 4531 8 軸 3 165 61 215 8 12444 2 軸 4 76 32 209 4 26202 4 3 2 齒輪的設計 3 2 1 弧齒圓錐齒輪的傳動設計計算 已知 N m r min kW 8 156 T31 i4061n2 91 P 1 選擇齒輪的材料 由文獻 2 表 6 2 選 小齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 58 62 大齒輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC 58 62 2 主動錐齒輪分度圓直徑的選擇 根據(jù) N m 由文獻 3 圖 3 1 和圖 3 2 分別選得8 156 T mm 和 mm24d8 12 d 取兩者中較大值 則 mm 6 1 3 螺旋角的選擇 取 小齒輪為左旋 大輪為右旋 5m 4 齒數(shù)及模數(shù)的初步選擇 28 齒數(shù)的選擇 由文獻 3 查得 則 為了使磨損均勻 相配齒201 z 602312 zi 輪應避免有公約數(shù) 故取 6 模數(shù)的確定 法面模數(shù) mm23 6014 zdmt 5 變位系數(shù) 由文獻 3 圖 3 7 查得切向變位系數(shù) 14 tx 由文獻 3 圖 3 6 查得徑向變位系數(shù) 350 6 全齒高 h 徑向間隙系數(shù) 齒頂高系數(shù) f 壓力角 由文獻 3 表 3 5 得0c mm762 1 8 1 tm 0c5f 0 7 幾何尺寸計算 下列計算中的下標 1 為小齒輪 2 為大齒輪 1 分度圓直徑 mm6 12403 61 zmdt mm382t 2 節(jié)錐角 121960 tgzt 12 517890 3 外錐距 mm0 29sin26 4si 1 dLa 4 齒面寬 mm 03 aLb 式中 3 0 L 5 齒頂高 29 mm476 23 5 08 11 tamxfh mm15 t 6 齒根高 tf xch 101 23 6 5 8 5 mm26 4 tf mxch 10 23 6 5 8 5 mm647 7 全齒高 mm 762 1 8 0 20 tmcfh 8 工作齒高 mm5912368 t 9 齒頂間隙 mm7 10 tc 10 齒根角 11 30 2864 tgLhtaff 1212 7 ttaff 11 根錐角 11 561398 ff 22 2957 ff 12 面錐角 21 37089 fa 2 4157 f 13 齒頂圓直徑 11cos aahd 30 918sin476 2 1 mm83 22cos aahd 517in1 0 mm9738 14 節(jié)錐頂點至齒頂圓距離 121sin ahdA 98i476 03 8 mm9 1 22sin ahdA 517i1 364 mm 59 15 周節(jié) mm 92 64 tmp 16 大端理論弧齒厚 mm83 121 s tmxtgx co12 23 614 03s25 0 t mm73 6 上式中 4 8 強度計算 1 齒面接觸疲勞強度計算 計算接觸應力 31 3 2 1 IbdKFZRXHVAtEH15 式中 圓周力 1 31092nPt 406 22 5 3 N98 工況系數(shù) 文獻 3 表 3 1 1AK 動載系數(shù) 按文獻 3 圖 3 8 考慮齒輪精度較低 查曲線2 V 2 查圖時 圓周速度為 106 nd 4 24 3 m s7 9 載荷分布系數(shù) 根據(jù)一般工業(yè)用途 兩輪雙跨支承 由文獻 3 表1 HK 3 13 查出 尺寸系數(shù) XZ 幾何系數(shù) 由文獻 3 圖 3 10 查得 134 0I 彈性系數(shù) 按一對鋼制齒輪選取 2 89mNE 齒輪接觸計算應力 134 062 0 4985 1 H 3mN 計算齒輪的接觸疲勞極限應力 liH 3 2 2 ZWNHlim li 式中 兩輪材料和熱處理相同 故齒輪材料的接觸極限應力 相l(xiāng)im limH 同 由文獻 3 表 3 14 按滲碳鋼 表面淬硬 HRC 60 得 32 2lim 176NH 接觸計算用的壽命系數(shù)NZ 小輪的工作循環(huán)數(shù) 分 鐘轉(zhuǎn)小 時分天小 時年天年 1406 60 8 301 e 轉(zhuǎn)92 由文獻 3 圖 3 11 查得 1 NZ 工作硬化系數(shù) 因齒數(shù)比 u60 得limH 2li 176H 43 接觸強度壽命系數(shù) 應力循環(huán)次數(shù) NNZhjLn2160 8301 5 轉(zhuǎn)804 轉(zhuǎn)8312 10 7 iN 查文獻 2 圖 6 5 得 121NZ 接觸強度最小安全系數(shù) min HS 則 221 176NH 許用彎曲應力 F XNFYSminl 彎曲疲勞極限 查文獻 2 圖 6 7 雙向傳動乘 0 7 由于兩齒輪材料 li 熱理都相同 則彎曲疲勞極限 也相同 limF 22li1lim 70NF 彎曲強度壽命系數(shù) 查文獻 2 圖 6 8 得NY 21 彎曲強度最小安全系數(shù) 4 1min FS 則 221 95 07mNF 2 齒面接觸疲勞強度設計計算 確定齒輪傳動精度等級 按 估取圓周速度 3202 1 nPv m s 參考文獻 2 表 6 7 表 6 8 選取 公差組 8 級 4 tv 小齒輪分度圓直徑 1d 44 3 2 11 33 21 1uKTZddHE 齒寬系數(shù) 查文獻 2 表 6 9 按齒輪相對軸承為非對稱布置 得d 8 0 小輪齒數(shù) 在推薦值 中選取 1z4 2231 z 大輪齒數(shù) 圓整取 2 9 317 3 zi 50z 齒數(shù)比 u 25012 傳動比誤差 合適 184 7 24 u 小輪轉(zhuǎn)距 N m2T 載荷系數(shù) K KVA 使用系數(shù) 查文獻 2 表 6 3 得 A 1 A 動載系數(shù) 由推薦值 取V 4 1 05 2 V 齒間載荷分配系數(shù) 由推薦值 取 K K 齒向載荷分布系數(shù) 由推薦值 取 1 載荷系數(shù) K 45 1 2 KVA 材料彈性系數(shù) 查文獻 2 表 6 4 得 EZ 2 8 9mNZE 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查文獻 2 圖 6 3 得H 0021 x 5 2 H 重合度系數(shù) 由推薦值 取 Z9 8087 Z 故小齒輪分度圓直徑 1d 33 21 1uKTdHE 3 32 17 248 0145 1768 045 89 45 mm602 15 齒輪模數(shù) m mm76 230 15 zd 取標準 mm 小輪分度圓直徑 mm1d2301 mz 圓周速度 v m s 符合6 5603 n 標準中心距 a mm 3620121 z 齒寬 b mm8430 1 d 大輪齒寬 mm22b 小輪齒寬 mm1 19 5 1 3 齒根彎曲疲勞強度校核計算 3 2 12 FSaFFYmbdKT 132 齒形系數(shù) 查文獻 2 表 6 5 得aY 小輪 69 21 FaY 大輪 3 齒形系數(shù) 查文獻 2 表 6 5 得2FaY 小輪 57 1 SaY 大輪 02 重合度 tanttant21221 zz 46 20tan1250cosarcstn50t31ot231 673 重合度系數(shù) 698 73 2 Y 則 mdbKTSaFF113 698 057 1692029 45 3 1 N YmdbKTSaFF2123 698 07132 084 5 2 7 23N 故齒根彎曲強度滿足 4 齒輪其他主要尺寸計算 大輪分度圓直徑 2d5012 mz 根圓直徑 mmf 21 31 ffh mm472ff 頂圓直徑 mmad 50201 aad mm152h 5 公法線長度的計算 跨齒數(shù) K 的計算 參照文獻 5 跨齒數(shù) k 的計算公式為 對于標準直齒輪 5 018 z 式中 z 齒輪的齒數(shù) 分度圓壓力角 47 代入兩齒輪的相關數(shù)據(jù) 四舍五入圓整可得 31 k62 公法線長度的計算 根據(jù)參考文獻 5 標準直齒輪公法線計算公式為 invzkmW 5 0cos 式中 m 齒輪模數(shù) 標準壓力角 漸開線函數(shù) inv1490 2 i 代入各齒輪已知數(shù)據(jù)可得 mm mm05 71 W37 62 3 3 減速器軸的設計與校核 3 3 1 高速軸 1 軸 的設計 1 輸入軸轉(zhuǎn)矩 小錐齒輪軸的轉(zhuǎn)矩 N m 8 156 T 2 求作用在齒輪上的力 圓周力 tF 1 30952ndPt 46 2 9 N 298 由文獻 3 式 4 2 得 徑向力 rF mtriF tancostn1 35tans20t5 3 8i249 N1 由文獻 3 式 4 3 得 軸向力 aF 48 mtaiF tancostin1 35ta0 352t 8i249 N15 上式中 小輪的節(jié)錐角 1 1 8 壓力角 20 螺旋角 m 35m 0 1 8sincoi1 上兩式計算出的結(jié)果為 代表軸向力離開圓錐頂點 代表軸向力指向圓錐 頂點 3 確定軸的最小直徑 選取軸的材料為 20CrMnTi 鋼 滲碳淬火 由文獻 2 式 8 2 計算軸的最小直徑并加大 3 以考慮鍵槽的影響 3nPAd 查文獻 2 表 4 2 取 A 105 則 mm1 594062 13 min d 4 軸的結(jié)構(gòu)設計 擬定軸上的裝配方案 如圖 3 2 49 ABCD軸 承 軸 承 齒 輪 軸12345 圖 3 2 軸 1 的設計圖 按軸向定位要求確定各軸的直徑和長度 軸段 1 用于安裝液力偶合器 其直徑應與液力偶合器的孔徑相配合 查 手冊液力偶合器的孔為花鍵孔 且長度為 160mm 5 3 m16z 所以軸 1 為花鍵軸 取 mm 長度為 mm 61d0l 軸段 2 軸段 1 右端制出定位軸肩取軸肩高度為 mm 孔倒角 3 2 ch c 取 3mm 所以軸段 2 直徑 mm 根據(jù)減速器與軸承端蓋結(jié)h 752d 構(gòu)確定軸承端蓋總長度為 38mm 根據(jù)端蓋拆裝要求取端蓋外部與液力偶合器右 端距離為 30mm 則 mm 682l 軸段 3 該軸段安裝滾動軸承 由于軸承即受徑向力也受軸向力 且為了 裝拆軸承內(nèi)圈 且符合標準軸承內(nèi)徑 查 GB T297 94 選用圓錐滾子軸23d 承型號為 30216 d D B 80 130 28 25mm 故 mm mm 803 d1483l 軸段 4 取右端定位軸肩高度 mm 則 mm mm 5 4 h942 軸段 5 由于齒輪較小所以作成齒輪軸 mm l 確定軸承及齒輪作用力位置 先確定軸承支點位置 查 30216 軸承 其支點尺寸 mm 因此兩軸承支點之間25 a 的距離 mm 右端軸承的支承點到齒輪載荷作用點距982514232 alL 50 離 mm 左端軸承的支承點到軸段 1 的支承點的距離8252543 laL mm 17360121 l 繪制軸的彎距圖和扭距圖 1 求軸承反力 H 水平面 根據(jù)力的平衡方程和對齒輪載荷點取距 得方程組 tHFR 21 0323 LL 把數(shù)據(jù)代入 解方程組得 N N5 0911 HR5 4892 HR V 垂直面 根據(jù)力的平衡方程和對齒輪載荷