機械畢業(yè)設計（論文）-往復式給煤機設計2【全套圖紙】.doc

1 1 往復式給煤機的概述往復式給煤機的概述 1 1 1 K 型往復式給煤機的組成 1 1 2 K 型往復式給煤機的工作原理簡述 1 1 3 K 型往復式給煤機的用途 2 1 4 K 型往復式給煤機的主要特點 2 1 5 K 4 型往復式給煤機的參數(shù) 2 1 6 給煤機常見的幾種類型 3 1 7 往復式給煤機的安裝位置和安裝方式 6 1 8 往復式給煤機的曲柄連桿機構 6 1 9 往復式給煤機使用中存在的問題 7 1 10 往復式給煤機的改進方法 7 1 11 往復式給煤機的維護 7 2 2 往復式給煤機的總體結構設計往復式給煤機的總體結構設計 10 2 1 給煤機的設計參數(shù) 10 2 2 給煤機的外型尺寸 10 2 3 給煤機的受力分析 11 2 3 12 3 1 往復式給煤機的運行阻力往復式給煤機的運行阻力 11 2 3 22 3 2 產(chǎn)生運行阻力的因素以及力的計算產(chǎn)生運行阻力的因素以及力的計算 11 2 3 32 3 3 曲柄連桿機構的運動分析曲柄連桿機構的運動分析 14 3 3 往復式給煤機的減速器設計往復式給煤機的減速器設計 15 3 1 電動機的設計選型 15 3 2 減速器的設計 15 3 3 計算傳動比分配 16 3 4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 16 3 5 計算齒輪的設計與校核 17 3 5 13 5 1 第一對齒輪的設計與校核第一對齒輪的設計與校核 17 3 5 23 5 2 第二對齒輪的設計與校核第二對齒輪的設計與校核 22 3 6 計算傳動軸的設計與校核 27 3 6 13 6 1 輸入軸的設計與校核輸入軸的設計與校核 27 3 6 23 6 2 中間軸的設計與校核中間軸的設計與校核 31 3 6 33 6 3 輸出軸的設計與校核輸出軸的設計與校核 34 3 7 軸承的選擇與校核 38 3 7 13 7 1 輸入軸上軸承的選擇與校核輸入軸上軸承的選擇與校核 38 3 7 23 7 2 中間軸上軸承的選擇與校核中間軸上軸承的選擇與校核 39 3 7 33 7 3 輸出軸上軸承的選擇與校核輸出軸上軸承的選擇與校核 40 3 8 計算鍵的選擇與校核 40 3 8 13 8 1 輸入軸上鍵的選擇與校核輸入軸上鍵的選擇與校核 40 3 8 23 8 2 中間軸上鍵的選擇與校核中間軸上鍵的選擇與校核 40 3 8 33 8 3 輸出軸上鍵的選擇與校核輸出軸上鍵的選擇與校核 41 3 9 減速器箱體的結構及附件 41 3 9 13 9 1 減速器的結構與尺寸減速器的結構與尺寸 41 3 9 23 9 2 軸承端蓋軸承端蓋 43 3 9 33 9 3 觀察孔及觀察孔蓋觀察孔及觀察孔蓋 45 3 9 43 9 4 通氣器通氣器 46 3 9 53 9 5 油標油標 46 3 9 63 9 6 起吊裝置起吊裝置 47 3 9 73 9 7 放油孔 放油螺塞及封油圈放油孔 放油螺塞及封油圈 47 3 9 83 9 8 定位銷定位銷 48 4 4 往復式給煤機的其余部件設計往復式給煤機的其余部件設計 49 4 1 拖輥組件的設計及校核 49 4 1 14 1 1 輥輪軸的設計計算輥輪軸的設計計算 49 4 1 24 1 2 輥輪軸強度的校核輥輪軸強度的校核 52 4 2 曲柄連桿的設計 54 4 2 14 2 1 曲柄輪轂鍵的設計及校核曲柄輪轂鍵的設計及校核 54 4 2 24 2 2 曲柄連桿其余零件的選取曲柄連桿其余零件的選取 55 4 3 給煤槽的設計 55 4 4 閘門的設計 56 5 5 往復式給煤機的發(fā)展趨勢往復式給煤機的發(fā)展趨勢 56 結結 論論 57 參考文獻參考文獻 58 翻譯部分翻譯部分 59 英文原文 59 中文譯文 66 致致 謝謝 72 全套圖紙 加全套圖紙 加 153893706 中國礦業(yè)大學 2010 屆本科生畢業(yè)設計 第 1 頁 1 往復式給煤機的概述 往復式給煤機在我國煤礦 選煤廠以及其它行業(yè)的應用已有幾十年的歷史 給煤設 備是煤礦生產(chǎn)系統(tǒng)的主要設備之一 在井下礦山機電運輸中也得到廣泛應用 給煤設備 的可靠性 特別是關鍵咽喉部位給煤設備的可靠性 直接影響到整個生產(chǎn)系統(tǒng)的正常運 行 隨著煤炭工業(yè)的發(fā)展 煤礦井型不斷地擴大 型往復式給煤機生產(chǎn)能力小 不能 滿足大型礦井的要求 因此 改進和擴大現(xiàn)有的 型往復給煤機是非常有必要 1 1 K 型往復式給煤機的組成 K 型給煤機由機架 底拖板 給煤槽 電動機 減速器 聯(lián)軸器 傳動平臺 漏斗 閘門 托輥等組成 本機可根據(jù)需要設有帶漏斗 不帶漏斗兩種形式 給煤機設有兩種 結構形式 1 帶調(diào)節(jié)閘門 2 不帶調(diào)節(jié)閘門 其給煤能力由底板行程確定 1 電動機 2 減速器 3 曲柄 4 連桿 5 斜板 6 托輥 7 底板 圖 1 1 K 型往復式給煤機示意圖 1 2 K 型往復式給煤機的工作原理簡述 往復式給煤機是由槽形機體和帶有曲柄連桿裝置的活動地板組成的曲柄滑塊機構 底板是工作機構 其傳動原理為 當電動機開動后 經(jīng)彈性聯(lián)軸器 減速器 曲柄連桿 機構拖動傾斜 8 的底板在托輥上作直線往復運動 當?shù)装逭袝r 將煤倉和槽形機體內(nèi) 的煤帶到機體前端 底板逆行時 槽形機體內(nèi)的煤被機體后部的斜板擋住 底板與煤之 間產(chǎn)生相對滑動 機體前端的煤自行落下 將煤均勻平穩(wěn)的卸落于皮帶機上或其他篩選 設備上 適當調(diào)節(jié)閥門的相對位置 即可調(diào)整該機生產(chǎn)率 如圖 1 1 所示 中國礦業(yè)大學 2010 屆本科生畢業(yè)設計 第 2 頁 1 3 K 型往復式給煤機的用途 K 型往復式給煤機為最通用的往復式給煤機 一般用于煤或其他磨琢性小 黏性小松 散粒狀物料的給煤 將儲料倉或料坑里的物料連續(xù)均勻地卸運到運輸設備或其他的篩選 設備中 1 4 K 型往復式給煤機的主要特點 工作運轉安全可靠且機器適用壽命長 重量輕 體積小 結構簡單 調(diào)節(jié)安裝 維護保養(yǎng)更方便 整機采用封閉式框架結構制作 大大提高了機架的剛度和堅固性能 裝有限矩形液力耦合器 能滿載啟動 過載保護 最大給煤量可達 1200 噸 小時 是目前國內(nèi)最大的往復式給煤機 采用了先進的平面二次包絡環(huán)面騾桿減速器設計 承載能力大 傳動效率高 側襯板 斜襯板與底板之間留縫可調(diào) 能比較準確地控制留縫大小 大大地減少 了漏料 驅動裝置對稱布置 并采用雙推桿 使整機受力均衡 傳動平穩(wěn) 消除了底板往 復給煤時運轉的扭擺現(xiàn)象 底板有立向筋板 并用三道通長拖輥支撐 保證了底板本身剛度 消除了現(xiàn)有往 復式給煤機底板工作中彎曲變形的毛病 襯板有小塊耐磨剛度拼成 這樣不僅更換時輕便容易 而且可以根據(jù)實際磨損情 況 有針對性地更換磨損了的襯板塊 從而使材料合理利用 降低維修費用 1 電動機 2 曲柄 3 連桿 4 底板 5 托輥 圖 1 2 往復式給煤機工作原理圖 1 5 K 4 型往復式給煤機的參數(shù) 表 1 1 K 4 型往復式給煤機技術參數(shù) 型號規(guī)格 K 4 底板行程 mm 曲柄位置無煙煤煙煤 2004590530 1503440395 給煤能力 t h 1002295268 中國礦業(yè)大學 2010 屆本科生畢業(yè)設計 第 3 頁 501148132 曲柄轉速 minr 62 型號 YB160M1 6 Y160M1 6 功率 KW 18 5 電動機 轉速 minr 970 型號 JZQ 500 減速器 速比 15 75 含量 10 以下 700 最大允許粒度 mm含量 10 以上 550 帶料斗 2337 設備重量 kg 不帶料斗 2505 表 1 2 K 4 型往復式給煤機外形尺寸和安裝尺寸 型號 ABCH K 4162247401632330 型號 1 H 2 H 3 H L K 433034515433850 型號 1 L 2 L 3 L 4 L K 41700175015501550 型號 5 L 6 L 7 L 8 L K 41435150013001250 型號 9 L 10 L 11 L 12 L K 41250158035270 型號 13 Ln 14 L 15 Ln 16 L K 41 270 96 3201 220 型號MDN 17 L K 4 2020M 2400 1 6 給煤機常見的幾種類型 給煤機一般可分為往復式給煤機 連續(xù)式給煤機 振動式給煤機 鏈式給煤機等 往復式給煤機采用懸掛式安裝方式 在地坑基礎完工后 往復式給煤機可以直接通 過料斗固定在地坑基礎上 往復式給煤機一般用于煤或其他磨琢性小 黏性小的松散粒 狀物料的給煤 將儲料倉或料坑里的物料連續(xù)均勻地卸運到運輸設備或其他篩選設備中 往復式給煤機具有對煤的品種 粒度 外在水分適應性強 以及具有較高的可靠性 噪 音低 維護工作量小等優(yōu)點 給煤機底板在往復運行過程中需承受物料很大的摩擦力 中國礦業(yè)大學 2010 屆本科生畢業(yè)設計 第 4 頁 所以需要較大的驅動功率 能耗大 圖 1 3 K 型往復式給煤機示意圖 連續(xù)式給煤機在運行過程中 系統(tǒng)主要負荷均由滾動軸承支撐 因此運行阻力小 性能穩(wěn)定 運行可靠性高 磨損小 維修量小 它一改間斷式給料方式為連續(xù)式給料方 式 大大的提高了工作效率 給料量可自由調(diào)節(jié) 最大流量可達到 2 500 t h 應用廣泛 尤其在礦山這種惡劣的環(huán)境下優(yōu)勢更加明顯 例如它非常適合濕煤的運輸 運行平穩(wěn) 噪音小 保護環(huán)境 節(jié)約能源省電 流量為 1 500 t h 運行功率僅在 6 5 kW 左右 采用 根據(jù)專利研制的高分子復合整芯輸送皮帶 使用壽命長 運用新型結構設計 確保皮帶 無跑偏打滑現(xiàn)象 沒有煤渣灑落情況 圖 1 4 連續(xù)式給煤機示意圖 振動式給煤機用于把物料從貯料倉或其它貯料設備中均勻或定量的供給到受料設備 中 是實行流水作業(yè)自動化的必備設備 分敞開型和封閉型兩種 可根據(jù)要求生產(chǎn)電磁振 動給料機 給料斗 輸送機 振動式給煤機結構簡單 操作方便 不需潤滑 耗電量小 可以均勻地調(diào)節(jié)給礦量 中國礦業(yè)大學 2010 屆本科生畢業(yè)設計 第 5 頁 因此已得到廣泛應用 一般用于松散物料 根據(jù)設備性能要求 配置設計時應盡量減少 物料對槽體的壓力 按制造廠要求 倉料的有效排口不得大于槽寬的四分之一 物料的 流動速度控制在 6 18m min 對給料量較大的物料 料倉底部排料處 應設置足夠高度的攔 礦板 為不影響給料機的性能 攔礦板不得固定在槽體上 為使料倉能順利排出 料倉 后壁傾角最好設計為 55 65 度 振動式給煤機可把塊狀 顆粒狀物料從料倉中均勻 連續(xù)地喂料到受料裝置中 在 砂石生產(chǎn)線中可為破碎機連續(xù)均勻地喂料避免破碎機受料口的堵塞 振動式給煤機用途 廣泛用于礦山 碎石場 冶金 建材 化工 選礦 煤礦等行 業(yè)的破碎 篩分生產(chǎn)線中 振動式給煤機工作原理 該機是利用振動器中的偏心塊旋轉產(chǎn)生離心力 使篩廂 振動器等可動部分作強制的連續(xù)的圓或近似圓的運動 物料則隨篩廂在傾斜的篩面上作 連續(xù)的拋擲運動 并連續(xù)均勻地將物料送至受料口內(nèi) 振動式給煤機性能特點 該機結構簡單 振動平穩(wěn) 喂料均勻 連續(xù)性能好 激振 力可調(diào) 隨時改變和控制流量 操作方便 偏心塊為激振源 噪音低 耗電少 調(diào)節(jié)性 能好 無沖料現(xiàn)象 若采用封閉式機身可防止粉塵污染 圖 1 5 振動式給煤機圖 鏈式給煤機多用于地面選煤廠 適用于選煤廠生產(chǎn)工藝過程的配料作業(yè) 給料連 續(xù)均衡 穩(wěn)定 操作簡單 運行均衡 無振動 無噪聲 維護量小 耗電量少 給料 量的大小可以隨欲調(diào)節(jié) 便于實現(xiàn)給料自動控制 在運行過程中 給煤機的四條刮煤鏈 在從動軸處 因無鏈輪定位 易游移發(fā)生咬鏈而斷鏈 影響生產(chǎn) 中國礦業(yè)大學 2010 屆本科生畢業(yè)設計 第 6 頁 1 主動軸 2 鏈輪 3 料斗 4 襯板 5 刮煤鏈 6 從動軸 圖 1 6 鏈式給煤機簡易工作原理圖 1 7 往復式給煤機的安裝位置和安裝方式 1 安裝時 給煤機體 或漏斗 固定在儲料倉口下 在安裝前需要確定水平位置 將機架與料倉口用螺栓堅固 然后再將傳動平臺放在正確位置上 H 形架與機架 傳動平 臺焊牢 減速機與電動機找正 調(diào)節(jié)后 用螺栓緊固 2 安裝后需要進行空負荷試車 運轉當中 檢查各部件工作是否正常 滾動軸承最高溫 升不得高于 60 3 依據(jù)卸料要求調(diào)節(jié)生產(chǎn)率時 將曲柄部位銷軸拔出 松動螺母 轉動曲柄殼的位置 1 2 3 4 選擇固定 將銷軸插入 聯(lián)結曲柄與曲柄殼 緊固銷軸和螺母 調(diào)整完畢后再 開車 1 8 往復式給煤機的曲柄連桿機構 在安裝時 因為要考慮到曲柄連桿需繞過聯(lián)軸器 避免與其相碰的問題 如果將連 桿制成彎的 這樣不僅浪費材料 安裝不方便 還要考慮曲拐要繞過聯(lián)軸器所需的弧度 而且造成加工的不便 所以 可以將電動機位置調(diào)換 使減速器與之相配合 以避免連 桿與聯(lián)軸器相碰的問題 可將連桿制成直的 1 電動機 2 減速器 3 偏心輪 4 鎢金瓦套 5 連接軸 中國礦業(yè)大學 2010 屆本科生畢業(yè)設計 第 7 頁 圖 1 7 給煤機傳動部分簡圖 1 9 往復式給煤機使用中存在的問題 1 底托板易彎曲變形 原因是 支撐輪間跨度大 抗彎能力低 鋼板厚度較薄 10 12 mm 隨著過煤量的增加 磨損嚴重 放煤時受煤塊頻繁沖擊砸壓 發(fā)生變形 彎曲 2 后斜板和側板易變形 原因是 受煤倉煤流頻繁沖擊 從而發(fā)生變形 3 弧形門不能隨意調(diào)節(jié) 無法控制煤倉跑水煤現(xiàn)象 原因是 在給煤機運行中 因 經(jīng)常發(fā)生跑水煤現(xiàn)象 沖壞輸送機托輥 埋住機架 甚至發(fā)生傷人的安全事故 1 10 往復式給煤機的改進方法 1 整機采用框架可卸式 由于考慮到井下運輸?shù)姆奖愫凸r的限制 整機采用分體 式 同時 考慮到井下焊接的不便 盡量采用螺栓副連接 側板考慮到外鼓的可能與內(nèi)壁磨 損的需要 在外側加肋內(nèi)側鋪設襯板 加強了整體的剛度和強度 2 增加導板的導向與支撐裝置 在做往復運動的導板下增設幾組托輥輪 一方面變 導板的滑動摩擦為滾動摩擦 減少了磨損 另一方面也使導板的剛度提高 另外 為防止導 板在運動中跑偏 在其兩側安裝導向輪 3 采用雙曲槽驅動方式 給煤機驅動裝置采用硬齒面減速器 普通柱銷聯(lián)軸器 雙 輸出軸形式 不但降低了成本 且使單邊軸伸的徑向載荷僅為底面推力的一半 受載條件大 為改善 進一步提高了導板運行的穩(wěn)定性 4 對導板結構進行優(yōu)化 以前 K 系列給煤機的平板閘門在物料運送中存在不少問題 給 料量一直不能提高 現(xiàn)在將導板設計為階梯形 不但加大了物料處理量 還提高了導板的 強度 5 變扇形閘門為手動平板閘門 控制來料數(shù)量的關鍵是閘門 以往 K 系列均采用扇 形結構 因其經(jīng)常與倉壁相碰 現(xiàn)場在安裝閘門時只能把倉壁敲去一部分 致使倉壁的強度 受到影響 改用手動平板閘門后 在閘板下配導向輪 并在軸上設有定位裝置 使用效果不 錯 1 11 往復式給煤機的維護 根據(jù)往復式給煤機的結構原理使用中存在的常見故障 提出故障檢查及修理經(jīng)驗 常見機械故障分析及處理措施如表 1 3 所示 表 1 3 往復式給煤機的常見機械故障分析及處理措施 故障部位現(xiàn)象原因處理措施 左右箱體 側板 磨薄變形或刷通給料沖刷或腐蝕加工定型材料襯板用埋 頭螺栓敷襯板于箱體側 改刷側板為刷襯板 高速軸彈 性聯(lián)軸器 1 彈性圈磨損 打壞 2 半聯(lián)軸器錐 1 彈性圈與柱銷配合 不好 2 檢修更換不及時未 1 彈性圈與柱銷選配 彈性圈內(nèi)徑與柱銷緊密 配合 外徑與孔應有 中國礦業(yè)大學 2010 屆本科生畢業(yè)設計 第 8 頁 形孔被打成不規(guī) 則孔 能一次全部更換 3 柱銷尾部結構合理 旋具無法達到安裝所 需予緊力 不易拆卸 費時費力 易造成銷子 螺母 墊圈脫落 4 兩軸水平度 傾斜 度偏差大 013 017 mm 間隙 2 發(fā)現(xiàn)彈性圈損壞全部 更換 3 改柱銷尾部結構 尾 部刨方或焊六角螺帽 易 被旋具夾緊 容易達到 所需予緊力 4 半聯(lián)軸器上的錐形孔 變形已無法使柱銷緊固 時 更換半聯(lián)軸器 5 柱銷圓錐部分應于聯(lián) 軸器上的錐孔嚴密接觸 并應有防松裝置 6 把彈性圈柱銷改成尼 龍銷子 兩半聯(lián)軸器都 改成同樣大的銷孔 用 擋板定位 7 檢查調(diào)整水平度和傾 斜度 曲柄殼柄殼銷孔被打成 不規(guī)則孔 柱銷與孔裝配不好1 及時更換磨損的柱銷 2 加強柱銷備件質(zhì)量 3 孔磨損后堆焊重新鉆 孔 曲柄銷磨損 切斷1 曲柄銷及曲柄殼孔 配合曠 2 過載異物抵住給料 槽底盤 3 柱銷材質(zhì)不好 4 防松裝置未能放松 1 選配把住備件質(zhì)量 2 查給料口有無異物 清理 3 更換優(yōu)質(zhì)材料 4 勤檢松動件及時擰緊 脫落件及時補齊 曲柄焊縫開焊焊接強度不夠1 原焊縫處打坡口重新 焊接 2 圓盤與曲柄軸軸肩結 合處加焊一圈焊縫 并用 砂輪機找平 焊縫表面 齊平 3 圓盤與軸在圓盤的側 面鉆孔塞焊 中國礦業(yè)大學 2010 屆本科生畢業(yè)設計 第 9 頁 滾輪軸承轉動不靈 異響 1 缺油 油中有雜質(zhì) 油孔堵塞 2 間隙過小 3 軸承損壞 1 換油清洗 2 換軸承 調(diào)節(jié)門轉動不靈軸承潤滑不良 銹蝕 勤加油潤滑 每周調(diào)試 轉動 曲柄軸承異響 發(fā)熱1 缺油 油中有雜質(zhì) 油孔堵塞 2 軸線不同心 3 間隙過小 4 軸承損壞 1 清洗加油或換油 通 油孔 保持適當油量 2 進行調(diào)整 加墊 調(diào) 整軸向間隙 3 換軸承 槽底盤底板刷通 變形物料砸擊沖刷腐蝕加工底板 鉆埋頭螺栓 孔 槽底盤框架加固 防 砸擊 1 齒輪異響和 振動過大 1 輪裝配嚙合間隙不 合適 2 兩齒輪軸線不平行 扭斜或不垂直 接觸不 好 3 軸承軸向游隙量過 大 4 齒輪磨損過大 5 軸承嚴重磨損 6 地腳螺栓松動 1 調(diào)整嚙合間隙 2 進行調(diào)整或修整 3 進行調(diào)整配墊 4 修理或換齒輪 5 更換軸承 6 堅固地腳螺栓 齒廓磨損過快1 潤滑不良 油中有 雜質(zhì) 2 載荷過大或材質(zhì)不 好 3 疲勞 1 清洗換油 2 調(diào)整載荷 更換優(yōu)質(zhì) 材料齒輪 3 更新 打齒 斷齒周期 性異響 1 齒面掉入金屬異物 2 材質(zhì)不好或疲勞 3 突然重載沖擊或反 復沖擊 1 檢查取出異物 換齒 輪 2 更換齒輪 3 采取措施 嚴禁超負 荷運行 減速箱 減速器軸承處頻 繁不規(guī)則異響 軸承架損壞或滾動體 損壞 換軸承 中國礦業(yè)大學 2010 屆本科生畢業(yè)設計 第 10 頁 2 往復式給煤機的總體結構設計 在確定往復式給煤機整體結構尺寸之前 首先是考慮給煤機的容積利用系數(shù) 容積 利用系數(shù)是給煤機槽體內(nèi)煤的體積與槽體容積的比值 在給煤機槽體容積一定的情況下 容積利用系數(shù)取值的高低 決定設計給煤能力的值就會越大 則設計生產(chǎn)能力大 反之就小 現(xiàn)有 型往復給煤機容積利用系數(shù)取值為 0 62 為了提高給煤機的綜合性能 通過對 K 型 往復給煤機的使用情況進行大量調(diào)查和性能測試 給煤機實際生產(chǎn)能力比設計生產(chǎn)能力偏 大約 10 20 這說明原設計容積利用系數(shù)取值偏低 在該往復給煤機設計中 我們將容 積利用系數(shù)提高到 0 7 0 8 這就意味著 與原設計比較 在相同設計生產(chǎn)能力條件下 給煤 機槽體容積可以縮小 13 給煤機的實際生產(chǎn)能力與煤的粒度 水份有較大關系 同樣一 臺給煤機 煤的流動性好 則實際生產(chǎn)能力大 煤的流動性差 則實際生產(chǎn)能力就小 現(xiàn)有 型往復式給煤機之所以適應范圍廣 除其它性能以外 就在于設計時余量較大 即容積利 用系數(shù)取值較低 我認為 容積利用系數(shù)不宜取值過大 以保證往復給煤機對各種煤的適 應性 給煤機的總裝圖 如圖 2 1 所示 圖 2 1 給煤機的總裝圖 2 1 給煤機的設計參數(shù) 給煤量 600t h 往復行程 200mm 初步設定曲柄的轉數(shù)是 60r min 中國礦業(yè)大學 2010 屆本科生畢業(yè)設計 第 11 頁 2 2 給煤機的外型尺寸 參考 K 4 型往復式給煤機取料倉寬度是 底托板材料選用 mmB1200 mmL1700 由此可推出每轉推出煤的容積是 3 175 0 950 7 166 m m V 曲柄每轉推出煤是m 7 166 6060 1000600 mkg 查表得散煤的容重為 3 950mkg 由式可得 3 21 02 12 0mhabhv 推出煤的最低高度 mmmh875875 0 根據(jù)已知參數(shù) 給煤量 600t h 往復行程 200mm 初步設定曲柄的轉數(shù)為 箱體的有效高度和寬度 高度是 900mm 寬度是 1200mm 給煤量可表示為min60r nlBHQ60 12 式中 給煤機給料量 Qht 給煤機箱體高度 Hm 給煤機箱體寬度 B m 給煤機行程 lm 煤的密度 3 2 1mt 給煤機箱體高度 nminr 工況系數(shù) 2 1 因此 由式可求出給煤量 12 nlBHQ60 2 1602 12 02 19 060 600t h1119 74t h 由上式結果可以得出 箱體尺寸滿足給煤要求 2 3 給煤機的受力分析 2 3 12 3 1 往復式給煤機的運行阻力往復式給煤機的運行阻力 往復式給煤機運行時 電動機的功率主要消耗在克服下列阻力上 中國礦業(yè)大學 2010 屆本科生畢業(yè)設計 第 12 頁 正行時 底板在托滾輪上的運動阻力和煤與固定側板的摩擦阻力 1 F 2 F 逆行時 底板在托滾輪上的運動阻力和煤與底板的摩擦阻力 1 F 3 F 此外 還有一些能量消耗在克服底板加速運動時的運行阻力上 往復式給煤機正行時功耗是有效功耗 逆行時的功耗是無效功耗 2 3 22 3 2產(chǎn)生運行阻力的因素產(chǎn)生運行阻力的因素以及力的計算以及力的計算 采用傾斜式倉口漏斗 由于煤倉出口處壓力的作用 使底板產(chǎn)生了運行阻力 如果采用傾斜的倉口漏斗 使煤 倉出口壓力對底板作用減小或不作用在底板上 底板的運行阻力就可以大大減小 圖 2 2 往復式給煤機計算簡圖 往復式給煤機的運行阻力計算公式有 bplgmmF 3211 22 hplgllhF 331 2 2 32 hplgmF 313 42 式中 給煤機槽體內(nèi)煤的質(zhì)量 1 mkg 給煤機運動部件的質(zhì)量 2 mkg 重力加速度 gsmg8 9 煤倉出口處壓力 p 2 mN 給煤機底板水平投影長度 1 lm 煤倉出口對底板有效壓力區(qū)長度 3 lm 給煤機槽體凈寬度 bm 中國礦業(yè)大學 2010 屆本科生畢業(yè)設計 第 13 頁 底板在托滾輪上的運動阻力系數(shù) 08 0 煤對側板的側壓系數(shù) 煤的松散容重 3 950mkg 底板上煤的厚度 h 1 8 0 hh m 正行阻力 2 5 214 FFF 逆行阻力 2 6 315 FFF 運行阻力 按正行阻力和逆行阻力的均方值計算 即 2 7 2 1 2 5 2 40 FFF 式中 括號內(nèi)的第一項表示給煤機槽體內(nèi)煤的重量 22 32 42 gmm 21 和活動件的重量 表示給煤機槽體內(nèi)煤的重量 表示煤的重量對給煤機 gm1 g llh 31 2 固定側板產(chǎn)生的側壓力 號內(nèi)的第二項表示煤倉出口處壓力 表示煤倉出口處 hpl3hpl3 壓力對給煤機固定側板產(chǎn)生的側壓力 由于底板在托滾輪上的運動阻力較小 運動阻力 1 F 系數(shù) 值較小 給煤機運行阻力主要是煤與固定側板的摩擦阻力和煤與底板的摩擦阻 2 F 力 因此可知 產(chǎn)生運行阻力的主要因素是給煤機槽體內(nèi)的煤的重量和煤倉出口處的壓 3 F 力以及煤與側板或底板的摩擦系數(shù) 從以上分析可知 我們只能從減少煤倉出口處壓力對底板的作用 以及減小煤與固定 側板和底板的摩擦力來考慮往復式給煤機的節(jié)能措施 采用傾斜式倉口漏斗 由于煤倉出口處壓力的作用 使底板產(chǎn)生了運行阻力 如果采 用斜倉口漏斗 使煤倉出口壓力對底板作用減小或不作用在底板上 底板的運行阻力就可 以減小 往復式給煤機運行阻力由以下簡化公式計算 2 8 gmmF 211 2 9 glhF 1 2 2 2 10 gmF 13 給煤機槽體內(nèi)煤的質(zhì)量 kgrhlbm17449509 07 12 1 1 底托板選用的材料為 其密度 底托板長為 1700 寬為 1200235Q 3 8 7mt mm 厚度為 15 mmmm 則底托板質(zhì)量為 kgm68 2388 7015 0 2 17 1 2 gmmF 211 中國礦業(yè)大學 2010 屆本科生畢業(yè)設計 第 14 頁 N1327 08 0 8 9 68 2381454 u 煤與鋼的摩擦系數(shù) glphF 1 2 2 7 0 5 0 N8291 8 97 19509 0995 0 65 0 2 gmF 13 N9262 8 9145465 0 正行阻力 2 11 NFFF961882911327 214 逆行阻力 2 12 NFFF1058992621327 315 運運行阻力 2 13 N FFF 10115 105899618 2 1 2 1 22 2 5 2 40 減少煤與底板的摩擦系數(shù)是有限的 是因為正行時 給煤機槽體內(nèi)的煤是在其與底 板之間的摩擦力的作用下 移到給煤機前端 煤與底板的摩擦力要大于煤在加速時的動 阻力和煤與固定側板的摩擦力 才能保證在正行時 煤與底板間不產(chǎn)生相對滑動 2 3 32 3 3曲柄連桿機構的運動分析曲柄連桿機構的運動分析 圖2 3 曲柄連桿的運動簡圖 已知 由滑塊行程200mm 得出曲柄 連桿長800mm 1曲柄轉速60r min 計算底 mma120 托板運動速度為 sm nr v 754 0 60 12 0602 60 2 中國礦業(yè)大學 2010 屆本科生畢業(yè)設計 第 15 頁 3 往復式給煤機的減速器設計 3 1 電動機的設計選型 因設備在井下工作 電動機選為隔爆異步電動機 電動機所需的工作功率為 即 3 1 w d P P KW Fv Pd 1000 傳動裝置的總效率為 3 2 54 2 3 3 21 確定各部分的效率為 聯(lián)軸器的效率為 99 0 1 滾動軸承的傳動效率 三對 98 0 2 閉式圓柱齒輪傳動效率 按 8 級精度 97 0 2 曲柄連桿的傳動效率 99 0 4 槽摩擦的傳動效率 9 0 5 將其代入 3 2 可求得 電動機總效率為 781 0 9 099 0 97 0 98 0 99 0 23 54321 由 3 1 求得電動機所需的功率為 3 3 KW F P V d 731 9 781 0 1000 754 0 10082 1000 因為載荷有輕微沖擊 所以電動機的額定功率等于或稍大于工作機所需的電 ed p 動機功率 即 則選擇的電動機的額定功率為 11kw 電動機的型號為 d p ded pp YB160L1 6 其額定轉速選取 min 970rn 3 2 減速器的設計 現(xiàn)在使用的 K 系列往復式給煤機常用的減速器型號 如表 3 1 所示 表 3 1 K 系列往復式給煤機常用的減速器型號 中國礦業(yè)大學 2010 屆本科生畢業(yè)設計 第 16 頁 型號規(guī)格K 0K 1K 2K 3K 4 型號JZQ0 350JZQ0 350JZQ0 350JZQ 400J ZQ 500減速 機速比12 6412 6412 6415 7515 75 ZQ ZQH JZQ PM 型減速器具有機械性能好 工作可靠 維修方便 過載能力強 耐沖擊 慣性力矩小等特點 適用于起重 運輸 冶金 礦山 建筑 化工 紡織等行 業(yè) 適用條件如下 減速器齒輪圓周速度不大于 12m s 高速軸的轉速不大于 1500r min 可用于正反兩向運轉 工作環(huán)境溫度為 40 40 減速器有九種傳動比 九種裝配形式和三種低速軸軸端型式 3 3 計算傳動比分配 總傳動比 16 1660970 1 nni 分配傳動裝置各級傳動比 即 3 4 2 1 4 1 3 1ii ii4 1 3 1 1 58 4 16 163 13 1 1 ii 53 3 58 4 16 16 1 2 i i i 3 4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 電動機功率 731 9 d PKW mN n P T d 81 95 970 731 9 95509550 0 0 軸 KWPP d 44 9 98 0 99 0 731 9 211 970 0 1 i n n minr 94 92 970 44 9 95509550 1 1 1 n P TN m 軸 KWPP97 8 97 0 98 0 44 9 3 212 中國礦業(yè)大學 2010 屆本科生畢業(yè)設計 第 17 頁 79 211 58 4 970 1 1 2 i n n minr mN n P T 47 404 79 211 97 8 95509550 2 2 2 軸 KWPP53 8 97 0 98 0 97 8 3 223 99 59 53 3 79 211 2 2 3 i n n minr mN n P T 92 1357 99 59 53 8 95509550 3 3 3 將以上各軸參數(shù)列入下表 3 2 軸號 輸出功率 P KW 轉速 n r min 輸出轉矩 T N m 傳動比 i 軸 9 4497092 940 97 軸 8 97211 79404 470 95 軸 8 5359 991357 920 95 3 5 計算齒輪的設計與校核 以下齒輪設計時所用的公式 圖和表都用于參考文獻 2 3 5 13 5 1 第一對齒輪的設計與校核第一對齒輪的設計與校核 1 選擇齒輪材料 由表 6 2 可選 小齒輪選用 40C 調(diào)質(zhì) HBS 260HBS r1 大齒輪選用 45 正火 HBS 210HBS 2 許用接觸應力 由式 6 6 得 H minlimHNHH SZ 接觸疲勞極限 查圖 6 4 1limH 2limH 2 1lim 700mmN H 2 2lim 550mmN H 接觸強度壽命系數(shù) 應力循環(huán)次數(shù) N 由式 6 7 N z 預設給煤機每天工作 24 小時 每年工作 300 天 預期壽命為 8 年 中國礦業(yè)大學 2010 屆本科生畢業(yè)設計 第 18 頁 82430019706060 1 h njLN 9 1035 3 112 iNN 89 1032 7 58 4 1035 3 查圖 6 5 接觸強度的壽命系數(shù) 不允許有點蝕 1 N Z 2 N Z 1 1 N Z05 1 2 N Z 接觸強度最小安全系數(shù) 按一般可靠度查 minH S 取1 1 0 1 min H S0 1 min H S 則 min11lim1HNHH SZ 0 11700 2 700mmN min22lim2HNHH SZ 0 105 1 550 2 577mmN 所以 2 577mmN H 許用彎曲應力 由式 6 12 F XNF YY SF F min lim 彎曲疲勞極限 查圖 6 7 雙向傳動乘 0 7 lim F 2 378 1lim mmN F 2 294 2lim mmN F 彎曲強度壽命系數(shù) 查圖 6 8 N Y 1 21 NN YY 彎曲強度尺寸系數(shù) 查圖 6 9 設模數(shù) m 小于 5 X Ymm1 X Y 中國礦業(yè)大學 2010 屆本科生畢業(yè)設計 第 19 頁 彎曲強度最小安全系數(shù) 4 1 min F S 則 2 1 2704 1 11378mmNF 2 2 2104 1 11294mmNF 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 3 111 022 0 013 0 nPnVt 參考表 6 7 表 6 8 選取 II 公差組 8 級 56 4 69 2 t V m s 小輪分度圓直徑 d 由式 6 5 得 1 3 2 1 1 12 H HE d ZZZ u uKT d 齒寬系數(shù) 參考表 6 9 按按齒輪相對軸承為非對稱布置 取 d 8 0 d 小輪齒數(shù) 在推薦值 20 40 中選 28 1 z 大輪齒數(shù) 1282858 4 112 ziz 齒數(shù)比 合適57 4 28 128 1 2 z z u 傳動比誤差 合適05 0 00218 0 57 4 57 4 58 4 u u 小輪轉矩 mmNnPT 92940970 44 9 1055 9 1055 9 6 11 6 1 載荷系數(shù) K KKKK VA 使用系數(shù) 查表 6 3 A K25 1 A K 動載荷系數(shù) 由推薦值 1 05 1 4 V K25 1 V K 齒間載荷分配系數(shù) 由推薦值 1 0 1 2 K 1 1 K 齒向載荷分布系數(shù)由式 由推薦值 1 0 1 2 K 1 1 K 載荷系數(shù) 1 89 KKKKK VA 1 11 125 1 25 1 材料彈性系數(shù) 查表 6 4 E Z 2 8 189mmNZE 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖 6 3 0 H Z 12 0XX 5 2 H Z 中國礦業(yè)大學 2010 屆本科生畢業(yè)設計 第 20 頁 重合度系數(shù) 由推薦值 0 85 0 92 Z 87 0 Z 故 1 d 3 2 1 1 12 H HE d ZZZ u uKT d 3 2 577 87 05 28 189 57 4 157 4 8 0 9294089 1 2 mm95 64 齒輪模數(shù) 按表 6 6 圓整 111 zdm 2895 64 32 2 mmmmm5 2 1 小輪分度圓直徑 1 1 mzd 285 2 70 mm 圓周速度 與估取接近60000 1 1 ndv 60000 97070 sm 56 3 標準中心距 mm zzm a195 2 12828 5 2 2 21 齒寬 取mmdb d 96 5195 648 0 1 mmb52 大輪齒寬 52 2 bbmm 小輪齒寬 59752 10 5 21 bbmm 3 齒根彎曲疲勞強度校核計算 由式 6 10 得 2 1 1 FSaFaF YYY mbd KT 53 齒形系數(shù) 查表 6 5 小輪 Fa Y55 2 1 Fa Y 大輪 177 2 2 Fa Y 應力修正系數(shù) 查表 6 5 小輪 Sa Y61 1 1 Sa Y 大輪 81 1 2 Sa Y 重合度 tan tan tan tan 2 1 2211 aa zz 1 75 20tan 221122 20cos1122 arccostan112 20tan 22272 20cos272 arccostan25 2 1 中國礦業(yè)大學 2010 屆本科生畢業(yè)設計 第 21 頁 故 2 3 6283 1 11 8 816 111lim1 mmNSYY FxNFF 2 2 5773 1 11 3 750 222lim2 mmNSYY FxNFF 齒根彎曲強度滿足 4 齒輪其他主要尺寸計算與結構設計 小齒輪的相關尺寸 分度圓直徑 mmmZd705 228 11 齒頂高 mmmhh aa 5 25 21 1 齒根高 mmmchh af 125 3 5 225 0 1 1 齒全高 mmmchh a 625 5 5 225 0 122 1 齒頂圓直徑 mmhdd aa 755 22702 11 齒根圓直徑 mmhdd ff 75 635 225 1 2702 11 基圓直徑 mmmzdb78 6520cos285 2cos 11 齒距 mmmp85 7 5 2 1 齒厚 mmms93 3 25 22 1 齒槽寬 mmme93 3 25 22 1 基圓齒距 mmppb38 7 20cos85 7 cos 11 法向齒距 mmppn38 7 20cos85 7 cos 11 頂隙 mmmcc625 0 5 225 0 1 大齒輪的相關尺寸 分度圓直徑 mmmzd3201285 2 22 齒頂高 mmmhh aa 5 25 21 2 齒根高 mmmchh af 125 3 5 225 0 1 2 齒全高 mmmchh a 625 5 5 225 0 122 1 齒頂圓直徑 mmmhZd aa 2905 2121142 22 齒根圓 mmhdd ff 75 3135 225 1 23202 22 中國礦業(yè)大學 2010 屆本科生畢業(yè)設計 第 22 頁 基圓直徑 mmmZdb70 30020cos1285 2cos 21 齒距 mmmp85 7 5 2 1 齒厚 mmms93 3 25 22 1 齒槽寬 mmme93 3 25 22 1 基圓齒距 mmppb38 7 20cos85 7 cos 11 法向齒距 mmppn38 7 20cos85 7 cos 11 頂隙 mmmcc625 0 5 225 0 1 中心距 mm ZZm a195 2 12828 5 2 2 21 由參考文獻 2 圖 13 8 得知 因為大齒輪齒頂圓直徑 mmmmda500 200290 2 所以可將齒輪制成腹板式的結構 20 25 0ddd a 5 125 256 5 m 應大于 為齒全高 取 875 6 625 5 5 12 1 h mm10h 10 1 mmdd k 95 4 94596 16 1 12 mmdk4431414 0 2 0 1 0 2 mmbdl k 72592 15 1 2 1 1 mmbc16 6 15523 03 0 mmmn5 125 1 5 25 05 0 mmr5 mmddd a 5 19795 5 1223255 025 0 20 3 5 23 5 2 第二對齒輪的設計與校核第二對齒輪的設計與校核 1 選擇齒輪材料 由表 6 2 可選 小齒輪選用 40C 調(diào)質(zhì) HBS 260HBS r1 大齒輪選用 45 正火 HBS 210HBS 2 許用接觸應力 由式 6 6 得 H 中國礦業(yè)大學 2010 屆本科生畢業(yè)設計 第 23 頁 minlimHNHH SZ 接觸疲勞極限 查圖 6 4 1limH 2limH 2 1lim 700mmN H 2 2lim 550mmN H 接觸強度壽命系數(shù) 應力循環(huán)次數(shù) N 由式 6 7 N z 預設給煤機每天工作 24 小時 每年工作 300 天 預期壽命為 8 年 824300179 2116060 1 h njLN 8 103 7 112 iNN 88 101 253 3 103 7 接觸強度的壽命系數(shù) 不允許有點蝕 查圖 6 5 得 1 N Z 2 N Z 05 1 1 N Z15 1 2 N Z 接觸強度最小安全系數(shù) 按一般可靠度查 minH S 取1 1 0 1 min H S0 1 min H S 則 min11lim1HNHH SZ 1 05 1 700 2 735mmN min22lim2HNHH SZ 1 15 1 550 2 633mmN 所以 2 633mmN H 許用彎曲應力 由式 6 12 F XNF YY SF F min lim 彎曲疲勞極限 查圖 6 7雙向傳動乘 0 7 lim F 2 378 1lim mmN F 中國礦業(yè)大學 2010 屆本科生畢業(yè)設計 第 24 頁 2 294 2lim mmN F 彎曲強度壽命系數(shù) 查圖 6 8 N Y 1 21 NN YY 彎曲強度尺寸系數(shù) 查圖 6 9 設模數(shù) m 小于 5 X Ymm1 X Y 彎曲強度最小安全系數(shù) 4 1 min F S 則 2 1 2704 1 11378mmNF 2 2 2104 1 11294mmNF 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 3 111 022 0 013 0 nPnVt 參考文獻 2 參考表 6 7 表 6 8 選取 II 公差組 8 62 1 96 0 t V m s 級 小輪分度圓直徑 d 由式 6 5 得 1 3 2 1 1 12 H HE d ZZZ u uKT d 齒寬系數(shù) 參考表 6 9 按按齒輪相對軸承為非對稱布置 取 d 8 0 d 小輪齒數(shù) 在推薦值 20 40 中選 1 z30 1 z 大輪齒數(shù) 1043053 3 122 ziz 齒數(shù)比 合適46 3 30 104 1 2 z z u 傳動比誤差 合適05 0 003 0 46 3 46 3 47 3 u u 小輪轉矩 mmNnPT 40447379 211 97 8 1055 9 1055 9 6 22 6 2 載荷系數(shù) K K KKKK VA 使用系數(shù) 查表 6 3 A K25 1 A K 動載荷系數(shù) 由推薦值 1 05 1 4 V K25 1 V K 中國礦業(yè)大學 2010 屆本科生畢業(yè)設計 第 25 頁 齒間載荷分配系數(shù) 由推薦值 1 0 1 2 K 1 1 K 齒向載荷分布系數(shù)由式 由推薦值 1 0 1 2 K 1 1 K 載荷系數(shù) 1 89K KKKKK VA 1 11 125 1 25 1 材料彈性系數(shù) 查表 6 4 得 E Z 8 189 E Z 2 mmN 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖 6 3 0 得 H Z 12 0XX 5 2 H Z 重合度系數(shù) 由推薦值 0 85 0 92 Z 89 0 Z 故 1 d 3 2 1 1 12 H HE d ZZZ u uKT d 3 2 633 89 0 5 2 8 189 46 3 146 3 8 0 40447389 1 2 mm12 103 齒輪模數(shù) 按表 6 6 圓整 111 zdm 30 12 103 44 3 mmmmm4 1 小輪分度圓直徑 1 1 mzd 304 120 mm 圓周速度 與估取接近60000 2 1 ndv 60000 79 211120 sm 33 1 標準中心距 mm zzm a268 2 10430 4 2 21 齒寬 取mmdb d 496 8212 1038 0 1 mmb83 大輪齒寬 83 2 bbmm 小輪齒寬 91883 10 5 21 bbmm 3 齒根彎曲疲勞強度校核計算 由式 6 10 得 2 1 1 FSaFaF YYY mbd KT 63 中國礦業(yè)大學 2010 屆本科生畢業(yè)設計 第 26 頁 齒形系數(shù) 查表 6 5 小輪 Fa Y57 2 1 Fa Y 大輪 17 2 2 Fa Y 應力修正系數(shù) 查表 6 5 小輪 Sa Y60 1 1 Sa Y 大輪 80 1 2 Sa Y 重合度 tan tan tan tan 2 1 2211 aa zz 1 75 20tan 221122 20cos1122 arccostan112 20tan 22272 20cos272 arccostan25 2 1 故 2 3 6283 1 11 8 816 111lim1 mmNSYY FxNFF 2 2 5773 1 11 3 750 222lim2 mmNSYY FxNFF 齒根彎曲強度滿足 4 齒輪其他主要尺寸計算與結構設計 小齒輪的相關尺寸 分度圓直徑 mmmZd120430 11 齒頂高 mmmhh aa 441 1 齒根高 mmmchh af 5425 0 1 1 齒全高 mmmchh a 9425 0 122 1 齒頂圓直徑mmhdd aa 128421202 11 齒根圓直徑mmhdd ff 110425 1 21202 11 基圓直徑 mmmzdb76 11220cos304cos 11 齒距 mmmp57 124 1 齒厚 mmms28 6 242 1 齒槽寬 mmme28 6 242 1 基圓齒距 mmppb81 1120cos57 12cos 11 法向齒距 mmppn81 1120cos57 12cos 11 中國礦業(yè)大學 2010 屆本科生畢業(yè)設計 第 27 頁 頂隙 mmmcc1425 0 1 大齒輪的相關尺寸 分度圓直徑 mmmzd4161044 22 齒頂高 mmmhh aa 441 2 齒根高 mmmchh af 5425 0 1 2 齒全高 mmmchh a 9425 0 122 1 齒頂圓直徑mmhdd aa 424424162 22 齒根圓 mmhdd ff 406425 1 24162 22 基圓直徑 mmmZdb91 39020cos304cos 21 齒距 mmmp57 124 1 齒厚 mmms28