摘要SGB630型礦用刮板輸送機(jī)主要是用于輸送和轉(zhuǎn)載礦物的機(jī)械裝置。對(duì)其進(jìn)行設(shè)計(jì)要從其整體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、計(jì)算其承載能力、材料選用等方面開始設(shè)計(jì)，并且確保設(shè)備在運(yùn)行過程中具有足夠的強(qiáng)度和穩(wěn)定性。SGB630型礦用刮板輸送機(jī)是一種常見的煤礦運(yùn)輸設(shè)備，相比其他刮板運(yùn)輸機(jī)具有以下優(yōu)勢(shì)：高效節(jié)能、運(yùn)輸距離長、結(jié)構(gòu)強(qiáng)度高，承載能力強(qiáng)，能夠適應(yīng)煤礦等惡劣環(huán)境下的運(yùn)行要求，具有較高的穩(wěn)定性和可靠性。此次的設(shè)計(jì)以實(shí)際的采集煤礦的工作環(huán)境參考進(jìn)行設(shè)計(jì)。SGB630型礦用刮板輸送機(jī)通過科學(xué)的分析之后選擇一個(gè)更加合理規(guī)范的結(jié)構(gòu)和技術(shù)參數(shù)，在此之后進(jìn)行嚴(yán)格按照相關(guān)的設(shè)計(jì)手冊(cè)，科學(xué)的設(shè)計(jì)流程繼續(xù)進(jìn)行合理的設(shè)計(jì)。關(guān)鍵詞：刮板輸送機(jī)；減速器；鏈條AbstractSGB630miningscraperconveyorismainlyamechanicaldeviceusedtotransportandtransferminerals.Thedesignshouldstartfromtheoverallstructuredesign,calculationofitsbearingcapacity,materialselection,etc.,andensurethattheequipmenthassufficientstrengthandstabilityduringoperation.SGB630miningscraperconveyorisacommoncoalminetransportationequipment,comparedwithotherscraperconveyorshavethefollowingadvantages:highefficiencyandenergysaving,longtransportationdistance,highstructuralstrength,strongbearingcapacity,canadapttotheoperationrequirementsofcoalminesandotherharshenvironments,andhashighstabilityandreliability.Thedesignwasbasedontheactualworkingenvironmentoftheminingmine.SGB630miningscraperconveyorthroughscientificanalysisaftertheselectionofamorereasonableandstandardizedstructureandtechnicalparameters,afterwhichinstrictaccordancewiththerelevantdesignmanual,scientificdesignprocesstocontinuethereasonabledesign.Keywords:scraperconveyor,reducer,chain

目錄第1章 緒論 61.1課題背景 61.2刮板輸送機(jī)簡介 61.3國內(nèi)外刮板輸送機(jī)的發(fā)展現(xiàn)狀 61.3.1國外發(fā)展現(xiàn)狀 61.3.2國內(nèi)發(fā)展現(xiàn)狀 71.4課題的研究方法 8第2章SGB630型礦用刮板輸送機(jī)總體結(jié)構(gòu) 92.1SGB630型礦用刮板輸送機(jī)的工作原理 92.2刮板輸送機(jī)的總體結(jié)構(gòu)概述 92.2.1機(jī)頭部 92.2.2機(jī)尾部 102.2.3溜槽及附件 102.2.4刮板鏈 112.2.5推移裝置 112.2.6錨固裝置 112.3本章小結(jié) 12第3章SGB630型礦用刮板輸送機(jī)總體設(shè)計(jì) 133.1運(yùn)輸能力的計(jì)算 133.2刮板的設(shè)計(jì) 143.3鏈條的選取 153.4運(yùn)行阻力的計(jì)算 173.5電機(jī)功率的確定與選擇 183.6刮板鏈強(qiáng)度驗(yàn)算 193.7刮板輸送機(jī)的鏈輪的設(shè)計(jì) 203.8本章小結(jié) 22第4章傳輸系統(tǒng)的設(shè)計(jì) 234.1減速器的選取 234.2齒輪的設(shè)計(jì) 244.2.1直齒錐齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 244.2.2直齒圓柱齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 294.3軸的設(shè)計(jì) 334.3.1I軸的設(shè)計(jì) 334.3.2Ⅱ軸的設(shè)計(jì) 354.3.3Ⅲ軸的設(shè)計(jì) 374.4減速器鍵的校核 394.4.1I軸鍵的校核 394.4.2Ⅱ軸鍵的校核 404.4.3Ⅲ軸鍵的校核 404.5軸承壽命 404.5.1I軸的軸承選擇和軸承壽命計(jì)算 404.5.2Ⅱ軸的軸承選擇和軸承壽命計(jì)算 414.5.3Ⅲ軸的軸承選擇和軸承壽命計(jì)算 424.6聯(lián)軸器的選擇 43第5章結(jié)論 45參考文獻(xiàn) 致謝 緒論1.1課題背景煤炭作為當(dāng)今能源結(jié)構(gòu)中最重要的一環(huán)，與工業(yè)經(jīng)濟(jì)發(fā)展以及國民生產(chǎn)生活息息相關(guān)，并占據(jù)著重要的地位，對(duì)于我國而言，擁有巨大的煤礦產(chǎn)資源，煤炭能源占我國的所有能源的72%以上[1]。隨著國家對(duì)煤礦資源的大量開采，諸多類型的煤礦設(shè)備被應(yīng)用于煤礦開采作業(yè)中，刮板輸送機(jī)作為煤礦開采的重要設(shè)備，對(duì)提升煤礦開采量具有重要作用[2]。其主要作用是用來運(yùn)輸、運(yùn)送煤炭。時(shí)代在進(jìn)步的同時(shí)，煤炭行業(yè)的發(fā)展速度也是飛快的。我國雖然在一些高端技術(shù)與國外相比仍有不少差距，但在輕、中同類型的機(jī)型上總體制造水平上我國與國外相差不大。因此我們更加需要加強(qiáng)和重視在高水平刮板輸送機(jī)技術(shù)上的發(fā)展與研究，為研發(fā)出具有運(yùn)輸量大、壽命長、效率高的機(jī)型而奮斗。刮板輸送機(jī)這一機(jī)械設(shè)備是使用于搬運(yùn)物料的，其主要構(gòu)成包括牽引結(jié)構(gòu)、刮板裝置、傳動(dòng)裝置等部件。刮板輸送機(jī)最初起源于19世紀(jì)末期，最早用于煤礦和其他礦山場所的物料搬運(yùn)。這種輸送機(jī)的背景可以追溯到當(dāng)時(shí)工業(yè)革命的時(shí)期，礦山和工廠對(duì)于大規(guī)模物料搬運(yùn)的需求不斷增加。在早期，刮板輸送機(jī)通常由蒸汽機(jī)或電動(dòng)機(jī)等動(dòng)力源驅(qū)動(dòng)，用于將散裝物料從一個(gè)地點(diǎn)輸送到另一個(gè)地點(diǎn)，其結(jié)構(gòu)簡單、工作效率高、適用于長距離的輸送。隨著工業(yè)技術(shù)的發(fā)展，刮板輸送機(jī)得到了不斷改進(jìn)和優(yōu)化，逐漸成為了現(xiàn)代工業(yè)生產(chǎn)中常見的物料輸送設(shè)備。如今，刮板輸送機(jī)在物料運(yùn)輸領(lǐng)域有著重要作用。1.2刮板輸送機(jī)簡介刮板輸送機(jī)是煤礦綜采工作面的主要設(shè)備之一，其主要用于煤、矸石等物料的運(yùn)輸工作，是一種綜合性能比較強(qiáng)的連續(xù)運(yùn)輸機(jī)械[3]。其應(yīng)用于斜度較低的綜采工作面，常于其他的機(jī)械裝置配合，使用來實(shí)現(xiàn)生產(chǎn)環(huán)節(jié)機(jī)械化操作。整個(gè)輸送機(jī)的長度都是用來裝載煤炭，之后煤炭會(huì)被轉(zhuǎn)載在槽中，再由刮板鏈進(jìn)行牽引，沿著滑槽滑行到卸載端進(jìn)行卸載。1.3國內(nèi)外刮板輸送機(jī)的發(fā)展現(xiàn)狀1.3.1國外發(fā)展現(xiàn)狀刮板輸送機(jī)的發(fā)展是從近代開始的，大致經(jīng)過四個(gè)時(shí)期。第一臺(tái)刮板輸送機(jī)誕生于19世紀(jì)末至20世紀(jì)初，其特點(diǎn)是構(gòu)造簡單和工作效率較低。隨后到了20世紀(jì)40年代到50年代，深階式采煤機(jī)和刨煤機(jī)這兩種機(jī)械相繼被研制完成，這也標(biāo)志著煤礦生產(chǎn)開始進(jìn)入了機(jī)械化階段。緊接著1950年左右，研發(fā)出了新型的支架和采煤機(jī)，從而使煤礦的生產(chǎn)實(shí)現(xiàn)了綜合機(jī)械化，大大的提高了工作效率。之后二十世紀(jì)80年代后期，國外刮板輸送機(jī)技術(shù)迅速發(fā)展，很大程度提高了其安全性和工作效率。此外,大功率電機(jī)、高強(qiáng)度圓環(huán)鏈、交叉?zhèn)刃妒叫遁d裝置、液壓緊鏈器和雙速電機(jī)、限矩聯(lián)軸器及行星減速器的傳動(dòng)裝置等先進(jìn)結(jié)構(gòu)誕生,讓刮板輸送機(jī)實(shí)現(xiàn)了高產(chǎn)高效工作面[4]。到如今世界各地不斷的研究與發(fā)展，刮板輸送機(jī)已經(jīng)具有很多種保護(hù)方式。保護(hù)方式有:限矩型液力耦合器、調(diào)速型液力耦合器、斷鏈檢測(cè)與保護(hù)裝置等等[5]。在如今的二十一世紀(jì)下更是開始采用了智能化和自動(dòng)化技術(shù)應(yīng)用，更加的節(jié)約成本。使用的方案也更加的環(huán)保、節(jié)能，會(huì)更注意對(duì)環(huán)境的保護(hù)。1.3.2國內(nèi)發(fā)展現(xiàn)狀（1）國內(nèi)刮板輸送機(jī)技術(shù)的發(fā)展情況我國的刮板輸送機(jī)技術(shù)的發(fā)展與發(fā)達(dá)國家相比晚了一些。在我國的建國初期，我國的煤礦類機(jī)械才剛走出了仿制階段，國外已經(jīng)開始進(jìn)入綜采機(jī)械化時(shí)代了，但我國技術(shù)發(fā)展速度十分的迅猛。經(jīng)過這些年我國研究人員不斷的學(xué)習(xí)與努力，重型、中型、輕型的各種型號(hào)的刮板輸送機(jī)我國都已經(jīng)有了，在輕型的刮板輸送機(jī)上國內(nèi)的技術(shù)已經(jīng)是相對(duì)的成熟，研發(fā)的成品具備了較高的實(shí)用價(jià)值。但在重型或新型刮板輸送機(jī)上面，國外的技術(shù)上還是處于領(lǐng)先地位。雖然一些先進(jìn)的技術(shù)需要從國外引進(jìn)到國內(nèi)來，在學(xué)習(xí)國外技術(shù)的過程中，國內(nèi)可以在此基礎(chǔ)上進(jìn)行科學(xué)合理的創(chuàng)新，來改良和優(yōu)化刮板輸送機(jī)的不足之處，以提高其工作壽命和效率。從而有望使國內(nèi)技術(shù)在超越國外技術(shù)。我國刮板輸送機(jī)在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)上不斷改良，升高了該機(jī)械的穩(wěn)定和可靠程度。同時(shí)，自動(dòng)化技術(shù)在刮板輸送機(jī)上的應(yīng)用也逐漸增多，提高了設(shè)備的智能化水平，減少了人工操作的需求，提高了生產(chǎn)效率。此外，環(huán)保要求的提高也促使刮板輸送機(jī)在節(jié)能減排方面進(jìn)行改進(jìn)，采用更加環(huán)保的材料和技術(shù)，減少了對(duì)環(huán)境的影響?？偟膩碚f，我國刮板輸送機(jī)在技術(shù)水平和應(yīng)用領(lǐng)域都有了一定的發(fā)展，為我國煤礦和其他行業(yè)的物料輸送提供了重要支持。隨著時(shí)代的發(fā)展，科技也在不斷的進(jìn)步和需求的不斷變化，刮板輸送機(jī)在未來將向可持續(xù)發(fā)展和環(huán)保材料等方面不斷的發(fā)展。（2）國內(nèi)與國外在技術(shù)以及其他方面的差異經(jīng)歷了這些年的發(fā)展，我國刮板輸送機(jī)的技術(shù)水平已經(jīng)有了很大的提升，有些產(chǎn)品和國外的一些發(fā)達(dá)國家的產(chǎn)品的質(zhì)量相差無幾。但在一些高新科技上與國外還有距離。我國目前生產(chǎn)的刮板輸送機(jī)與國外同類先進(jìn)產(chǎn)品相比尚有差距,我們將在結(jié)構(gòu)、材質(zhì)、工藝等方面,作進(jìn)一步努力和完善,達(dá)到和超過國際先進(jìn)水平,爭取早日打入國際市場[6]。1.4課題的研究方法本設(shè)計(jì)分析了不同輸送機(jī)的特點(diǎn)，會(huì)嚴(yán)格按礦用的標(biāo)準(zhǔn)來對(duì)SGB630型礦用刮板輸送機(jī)進(jìn)行設(shè)計(jì)。先對(duì)SGB630型刮板輸送機(jī)整體的結(jié)構(gòu)進(jìn)行初步的了解與分析，之后再對(duì)不同的部位進(jìn)行設(shè)計(jì)分析，選用合適的材料，還要對(duì)不同部位不同的要求進(jìn)行分析，完成相對(duì)應(yīng)的驗(yàn)算，完成刮板輸送機(jī)的總體設(shè)計(jì)。讓本次設(shè)計(jì)的刮板輸送機(jī)具有高效、穩(wěn)定、節(jié)能等優(yōu)勢(shì)。讓其使用壽命更加的長，效率更高。

第2章SGB630型礦用刮板輸送機(jī)總體結(jié)構(gòu)2.1SGB630型礦用刮板輸送機(jī)的工作原理SGB630型礦用刮板輸送機(jī)的工作原理是通過傳動(dòng)裝置將動(dòng)力傳遞給鏈輪組件，從而驅(qū)動(dòng)封閉的刮板鏈循環(huán)運(yùn)轉(zhuǎn)，實(shí)現(xiàn)運(yùn)輸物料的功能[7]。2.2刮板輸送機(jī)的總體結(jié)構(gòu)概述刮板輸送機(jī)是一種撓性體鏈?zhǔn)竭B續(xù)輸送機(jī)械[8]。不同類型的刮板輸送機(jī)各部件的組合上有所不同，但它們的工作原理和基本機(jī)構(gòu)是相似的。其主要構(gòu)成部件包括三相異步電動(dòng)機(jī)、液力耦合器、減速器、刮板組件以及其他附屬組件[9]。2.2.1機(jī)頭部機(jī)頭部分由機(jī)頭架、減速器、電動(dòng)機(jī)等部件構(gòu)成。SGB630型礦用刮板輸送機(jī)運(yùn)行的速率是由減速器這一裝置來控制，電動(dòng)機(jī)是為SGB630型礦用刮板輸送機(jī)的運(yùn)行提供動(dòng)力。先是由電動(dòng)機(jī)提供運(yùn)行的動(dòng)力，電動(dòng)機(jī)再將動(dòng)力傳遞給減速器，減速器則負(fù)責(zé)把動(dòng)力轉(zhuǎn)換成適合的轉(zhuǎn)速和功率，再傳遞給聯(lián)軸器，聯(lián)軸器再傳遞給鏈輪，最后鏈輪帶動(dòng)鏈進(jìn)行循環(huán)運(yùn)轉(zhuǎn)。（1）機(jī)頭架機(jī)頭架作為刮板輸送機(jī)整機(jī)驅(qū)動(dòng)單元的安裝架，架體安裝了鏈輪、傳動(dòng)裝置等，機(jī)頭傳動(dòng)與機(jī)尾傳動(dòng)負(fù)責(zé)驅(qū)動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)動(dòng)帶動(dòng)刮板鏈條運(yùn)轉(zhuǎn)，從而實(shí)現(xiàn)煤炭從采掘面到運(yùn)輸面的輸送[10]。機(jī)頭架是機(jī)頭部的重要部件，其要求的強(qiáng)度和剛度都比較高。兩側(cè)對(duì)稱布置是機(jī)頭架的基本要求，這樣才能達(dá)到左右工作面交換來達(dá)到兩側(cè)工作的要求。機(jī)頭架易磨損的部位要采用耐磨、淬火等措施來加強(qiáng)其硬度和強(qiáng)度，也可以使用焊入高錳鋼堆焊層或局部使用耐磨材料的作為更換件來提高耐磨程度。（3）減速器減速器是傳動(dòng)系統(tǒng)中重要的裝置，其用于將電機(jī)提供的動(dòng)力進(jìn)行處理之后傳遞給刮板鏈條，來控制刮板輸送機(jī)的速度。減速器的技術(shù)較為成熟，在市面也有了各式各樣的減速器。為了節(jié)約成本和合理使用空間，讓多個(gè)部位都能夠共同使用刮板的箱體，箱體安置時(shí)要做到上下對(duì)稱。對(duì)應(yīng)不同的使用場景，三級(jí)傳動(dòng)減速器擁有三種不同的裝配方法。第一種是在I型減速器的第一軸加裝緊鏈裝置，過載保護(hù)使用液力耦合器；第二種是在Ⅱ型減速器的第二軸加裝緊鏈裝置，過載保護(hù)使用液力耦合器；第三種是在Ⅲ型減速器在第二軸的軸端加裝緊鏈裝置，過載保護(hù)是在第四軸或第一軸端處裝斷銷來完成[11]。減速器的裝配形式如圖2-3所示。圖2-3減速器的裝配形式2.2.2機(jī)尾部機(jī)尾部可分為驅(qū)動(dòng)和無驅(qū)動(dòng)兩個(gè)類型。無驅(qū)動(dòng)的機(jī)尾部由機(jī)尾軸部件和機(jī)尾架,其只存在改變鏈條方向的零件。而帶有驅(qū)動(dòng)的機(jī)尾部不進(jìn)行卸料，其除去機(jī)尾架的所有部件，與機(jī)頭部基本相差不大。2.2.3溜槽及附件溜槽在SGB630型礦用刮板輸送機(jī)有兩大作用分別是承載和作為采煤機(jī)的軌道的作用。因?yàn)楸敬卧O(shè)計(jì)的刮板輸送機(jī)是在礦物的環(huán)境下使用，所以溜槽需要適用惡劣環(huán)境中采煤機(jī)的輸送道路，故溜槽要有良好的抗磨損性以及出色的強(qiáng)度。根據(jù)結(jié)構(gòu)類型的不同溜槽可分成敞底式和封底式。敞底式溜槽的結(jié)構(gòu)比較簡單，維護(hù)使用相當(dāng)方便，受其結(jié)構(gòu)的影響機(jī)體支撐面比較?。环獾资搅锊壅w穩(wěn)定性會(huì)比較好，能在一定程度上減少刮板鏈的運(yùn)行阻力，減少刮板輸送機(jī)的動(dòng)力耗損。附件有擋煤板和采煤板兩種。(1)中部溜槽在刮板輸送機(jī)的運(yùn)行過程中，中部槽則是主要構(gòu)件之一，對(duì)于確保刮板輸送機(jī)正常運(yùn)行的作用尤為突出[12]。本次設(shè)計(jì)使用的溜槽為封底式溜槽，雖然是可以提高刮板輸送機(jī)的性能，但也導(dǎo)致了裝配和維護(hù)麻煩的缺點(diǎn)。為了能保證刮板輸送機(jī)的工作效率的同時(shí)解決溜槽安裝和維修困難的缺點(diǎn)可以采用將間隔幾節(jié)的封底槽替換為可拆卸中板的方式進(jìn)行安裝。槽體處于惡劣環(huán)境之中，導(dǎo)致其容易受到破壞、連接件被摧毀等。礦物與刮板鏈的碰撞也會(huì)損害中部槽，由于以上原因讓其成為了使用量和損耗量最大的部件。為了保證使用年限和工作性能制造中部槽材料的強(qiáng)度和抗磨損性都要求很高。為了提高中部槽的耐磨性能，延長其使用壽命，需兩方面著手改善，一方面采用高性能耐磨鋼板作為中部槽中、底板的制作材料，另一方面需要對(duì)中部槽中、底板表面借助于金屬表面耐磨改性技術(shù)，對(duì)中、底板表面進(jìn)行耐磨強(qiáng)化處理，提高中、底板的耐磨使用性能，以此來達(dá)到延長中部槽整體耐磨使用壽命的效果[13]。(2)擋煤板和鏟煤板擋煤板安置于側(cè)幫鋼的支架上。擋煤板的作用：能提高了輸送機(jī)的裝載能力，同時(shí)防止了礦物掉落在無法拾取的地方鏟煤板安放在溜槽的支架上。其用于去除工作面上的浮煤，這利于輸送機(jī)推向煤壁。2.2.4刮板鏈刮板鏈條是傳動(dòng)系統(tǒng)的重要組成部件。由于刮板鏈條的移動(dòng)是依靠驅(qū)動(dòng)鏈輪與鏈條嚙合傳動(dòng)動(dòng)力實(shí)現(xiàn)，二者的強(qiáng)度安全直接影響刮板輸送機(jī)的正常運(yùn)行[14,15]。刮板鏈條由刮板、礦用圓環(huán)鏈、接鏈環(huán)等組成。刮板鏈?zhǔn)枪伟遢斔蜋C(jī)的核心部分，傳遞運(yùn)煤的牽引動(dòng)力[16]。在運(yùn)輸物料的過程中刮板不僅用于推動(dòng)物料，還能有效的防止煤的粘合與堵塞。鏈條是用于在引導(dǎo)刮板在溜槽當(dāng)中按照規(guī)定的方向進(jìn)行運(yùn)動(dòng)，它不僅需要承受摩擦阻力和拉力，還必須經(jīng)受惡劣環(huán)境的考驗(yàn)。因此，鏈條需要具備優(yōu)異的耐摩、強(qiáng)大的抗拉性能和防腐性等特性。為了提高鏈條可以滿足使用要求，如今的鏈條材料使用精煉合金鋼，通過相應(yīng)的熱處理和二次拉伸處理。其標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)格分別為Φ24×86,Φ22×86,Φ18×64等，圓環(huán)鏈承受能力標(biāo)準(zhǔn)有分別為B,C,D，B級(jí)強(qiáng)度是最低的級(jí)別，不同規(guī)格的鏈條具有不同的承受能力。根據(jù)設(shè)計(jì)要求需要圓環(huán)鏈要為邊雙鏈形式的，其尺寸規(guī)格為Φ22×86。2.2.5推移裝置推移裝置的作用：讓支架朝向煤壁一邊，支撐起頂板；還能在為運(yùn)動(dòng)的輸送機(jī)提供引導(dǎo)功能，并有一定的防滑效果。2.2.6錨固裝置單體液壓支柱組成了錨固裝置。其作用是固定運(yùn)行到一定角度的刮板輸送機(jī)，并且起到一定的防滑作用。2.3本章小結(jié)本章簡單的說明了刮板輸送機(jī)的基本原理，還概述了其總體的框架?；镜墓ぷ鬟^程如下：開啟SGB630型礦用刮板輸送機(jī)啟動(dòng)裝置之后，電動(dòng)機(jī)開始工作為刮板輸送機(jī)提供動(dòng)力，并且傳遞給減速器，減速器帶動(dòng)作為刮板輸送機(jī)的牽引裝置的刮板鏈，刮板鏈再通過溜槽來運(yùn)輸煤炭等物質(zhì)，從而進(jìn)行輸送的工作過程。還有刮板輸送機(jī)了解了各個(gè)部件的具體作用、選用材料和的要求。

第3章SGB630型礦用刮板輸送機(jī)總體設(shè)計(jì)原始參數(shù)是機(jī)械設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)，原始參數(shù)不論是在理論分析計(jì)算，還是在結(jié)構(gòu)形式的選擇，都是無比重要的。本次SGB630型礦用刮板輸送機(jī)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的主要原始參數(shù)如下:速度:1.1m/s;生產(chǎn)力:500t/h;輸送長度:250m，運(yùn)輸物:礦物。3.1運(yùn)輸能力的計(jì)算圖3-1運(yùn)輸示意圖單位時(shí)間內(nèi)刮板輸送機(jī)的運(yùn)輸能力按下式公式進(jìn)行計(jì)算為: Q=3.6qv式中:Q—單位時(shí)間內(nèi)的運(yùn)輸能力，根據(jù)原始參數(shù)可得:Q=500t/h;、q—在單位時(shí)間內(nèi)刮板輸送機(jī)的貨載質(zhì)量，kg/m。v--刮板鏈速，根據(jù)原始參數(shù)可得：v=1.1m/s；由(3-1)式，得 q在刮板輸送機(jī)運(yùn)行時(shí)，礦物將會(huì)沿著溜槽連續(xù)均勻地分布，與此同時(shí)被刮板鏈拖動(dòng)，沿著溜槽移動(dòng)。在單位時(shí)間內(nèi)刮板輸送機(jī)的貨載質(zhì)量q與溜槽中的貨物斷面面積大小相關(guān)。 q=1000Aγ式中A—刮板輸送機(jī)溜槽中貨載斷面積，m2γ—貨載的松散密度，kg/m3，對(duì)于煤炭運(yùn)輸中γ=綜合以上因素， Q=3.6AψVγ式中ψ—刮板輸送機(jī)貨載的滿載系數(shù)，一般的取值范圍是0.75~0.9，本設(shè)計(jì)中選取ψ=0.8。將數(shù)據(jù)帶入到式(3-3)中得： A=Q3.6將數(shù)據(jù)帶入（3-4）可得下：A=0.186(3.2刮板的設(shè)計(jì)依據(jù)《刮板輸送機(jī)通用技術(shù)條件》本設(shè)計(jì)溜槽選用寬度為820m，刮板鏈采用的規(guī)格為Ф22刮板寬度：b刮板高度：h刮板厚度：d即刮板型號(hào)為800×100×30貨載最大橫截面面積，如圖3-2所示。圖3-2溜槽貨載量的最大斷面積溜槽上物料斷面積A： A=A1+A式中A1、A2—單一側(cè)擋板溜槽上物料產(chǎn)生的斷面各部分的面積，mA3—導(dǎo)向管斷面面積，mb—溜槽寬度m，0.82m；b1—左側(cè)槽幫鋼上框架的寬度m，根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)得到bb2—溜槽距擋板的距離，m，查其標(biāo)準(zhǔn)得b?0—溜槽的槽口高，m，有前面可知?b0—溜槽的槽口寬,m，由前面可知b?1—工作中刮板輸送機(jī)檔煤凈高度，mα—安息角，根據(jù)《機(jī)械手冊(cè)》得煤炭安息角在30°~4D—導(dǎo)向管直徑，m，由標(biāo)準(zhǔn)得0.08m；γ—裝載系數(shù)，由前面可知γ=0.?把已知數(shù)據(jù)代入式(3-5)得： A=0.3m2＞0.166m2符合要求確定鏈型之后，并參考《刮板輸送機(jī)中部槽尺寸系列》，可以確定中部槽的尺寸為:1500x630x2223.3鏈條的選取刮板鏈?zhǔn)枪伟遢斔蜋C(jī)重要的組成部分，其是傳遞運(yùn)煤的牽引動(dòng)力。確定中部槽尺寸后，查詢工作面刮板輸送機(jī)參數(shù)系列，刮板鏈的尺寸選取為Ф22X86的鏈條，等級(jí)強(qiáng)度為D級(jí)，試驗(yàn)負(fù)荷為490KN，最小破斷負(fù)荷為610KN。圓環(huán)鏈根據(jù)不同的鏈段長度制作的，可以連接各個(gè)鏈段之間的鏈環(huán)各鏈段之間的鏈環(huán)，這樣做的目的是為了便于使用。為了改善接鏈環(huán)的使用壽命，在加工要用等溫淬火的方法處理。有幾種不同構(gòu)造的鏈環(huán):凸緣式接鏈環(huán)，主要用于采煤機(jī)、刨煤機(jī)等，它雖然是拉斷強(qiáng)度大、很牢固，但是制造較困難，成本較高。開口式接鏈環(huán),該接鏈環(huán)可以依靠回彈性實(shí)現(xiàn)自動(dòng)鎖緊；其雖然拉斷強(qiáng)度很大，但對(duì)技術(shù)要求高，制造麻煩；常使用于刨煤機(jī)和輸送機(jī)。雙邊鏈接連環(huán)，其拉力大、構(gòu)造簡潔、裝卸方便，被刮板輸送機(jī)普遍使用。在運(yùn)行途中，接鏈環(huán)需要受到的載荷與特性都與其相聯(lián)圓環(huán)鏈相同。為保證接鏈環(huán)的安全性能，其抗拉強(qiáng)度應(yīng)不低于同規(guī)格圓環(huán)鏈的最小斷裂負(fù)載，同時(shí)其伸長率不能超過規(guī)定數(shù)值。綜合比較并結(jié)合本次設(shè)計(jì)的要求，采用邊雙鏈接鏈環(huán)。本次設(shè)計(jì)所選用的鏈條規(guī)格為Ф22×86?278?D。其中在單位距離下刮板鏈的重量運(yùn)算q0表示的是單位距離下重量的鏈條，單位重量下重量的鏈條是由圓環(huán)鏈的重量與刮板的重量相加組成的，q0用其均值來表示。(1)板的質(zhì)量計(jì)算查詢《刮板輸送機(jī)通用技術(shù)條件》可得鄰近刮板的間距是依靠鏈條節(jié)之間得距離和載重差異情況來決定的，一般來說有八、十、十二環(huán)這三種的裝載方法。該次設(shè)計(jì)使用的裝載方法為十二環(huán)，鄰近刮板的間距S： S=PN (3-式中N—相鄰刮板的安裝環(huán)數(shù)量，本次設(shè)計(jì)中選取N=12P—圓環(huán)鏈的節(jié)距，由前面可知P=86把已知數(shù)據(jù)代入(3-7)式，得S=1.1m n=LS×2 式中:n—刮板數(shù)量L—刮板輸送機(jī)的機(jī)身長度，m，由原始參數(shù)可知L=2S—相鄰刮板的距離，m，由前面可知取得S=1.把已知數(shù)據(jù)代入(3-7)式，得：n每一塊刮板的體積v：v=b0h0d式中b0—刮板的寬度，m，由前面得b0=0.8m；h0—溜槽的槽口高，m，有前面知h0=0.1m；d0—刮板厚度，m，由前面可知d0=0.03m。把已知數(shù)據(jù)代入上式，得：v所以刮板的總體積v v總=vn通過計(jì)算的v總=1.1m所以刮板的質(zhì)量為m m總=ρv總式中ρ—刮板的密度，kg/m3，由密度表可查得v總—刮板的體積之和，m3，由前面可知把已知數(shù)據(jù)代入（3-10）式，得：m（2）圓環(huán)鏈的質(zhì)量根據(jù)查找《礦用高強(qiáng)度圓環(huán)鏈》已知圓環(huán)鏈的單位長度質(zhì)量q≈9.5kg/m圓該設(shè)計(jì)使用的是邊雙鏈型的鏈條，圓環(huán)鏈的總重量是由雙鏈組成。m總所以單位距離下刮板鏈條的重量q0 q0=m刮+m把已知數(shù)據(jù)代入(3-12)式，得：q0=41.7kg3.4運(yùn)行阻力的計(jì)算傾斜運(yùn)行的刮板輸送機(jī)在重力作用下須解決礦物和刮板鏈的工作阻力，以及重力的影響。通常情況下，這些阻力被合并計(jì)算為總運(yùn)行阻力。在載重直線段工作時(shí)，刮板鏈所受的總阻力為： Wzk=(在空載直線段刮板鏈的運(yùn)行總阻力為 Wk=方程中Wzk—載重直線運(yùn)行時(shí)的總阻力，N:Wk—空載直線運(yùn)行時(shí)的總阻力，N:q1--單位距離上中部槽的裝煤量，kg/m;由上可知q1=126q2--刮板鏈單位長度的質(zhì)量，kg/m;由上可知q2=41.7L--刮板輸送機(jī)的長度，m;本設(shè)計(jì)的L=250ω1--在槽中煤的運(yùn)行阻力系數(shù);取ω1=0.65ω2--在槽內(nèi)刮板鏈的運(yùn)行阻力系數(shù);ω2=0.35g--重力加速度，m/s2;g=9.8m/s2β—鋪設(shè)傾斜角度。本次設(shè)計(jì)選用的β=13°當(dāng)向上運(yùn)行時(shí)取“+”，向下運(yùn)行時(shí)取“-”。將數(shù)據(jù)帶入公式（3-12）可得：Wzk將數(shù)據(jù)帶入公式（3-13）可得：Wk當(dāng)機(jī)身沒有彎曲時(shí)： W=1.1×（Wzh＋Wk） (3-14)將上面計(jì)算出的Wzh、Wk帶入（3-14），所以刮板輸送機(jī)的總運(yùn)行阻力W：W=1.1×（Wzh＋Wk）=248366N3.5電機(jī)功率的確定與選擇查找相關(guān)資料《材料力學(xué)》得知電動(dòng)機(jī)功率P為 P=Wv1000式中：W—總牽引力，N；W=248366Nv—刮板鏈運(yùn)行速度，m/s；v=1.2m/sη—傳送裝置效率，η=η式中η1—液力耦合器在運(yùn)行中的傳遞效率，取值為ηη2—在運(yùn)行中圓錐齒輪的傳輸效率，取值為ηη3—在運(yùn)行中的直齒圓柱齒輪傳輸效率，取值為ηη4—在運(yùn)行中直齒圓柱齒輪的傳輸效率，取值為ηη5—鍵在運(yùn)行中的傳輸效率，取值為ηη6—運(yùn)行時(shí)所有軸承的傳輸效率，取值為η所以η=0.84將上述數(shù)據(jù)帶入（3-15）可得：P電動(dòng)機(jī)將電能轉(zhuǎn)換為機(jī)械能，帶動(dòng)減速器運(yùn)轉(zhuǎn)，是工作面輸送設(shè)備的原動(dòng)機(jī)[17]。為了滿足設(shè)計(jì)要求，本次設(shè)計(jì)中傳動(dòng)系統(tǒng)電動(dòng)機(jī)選取的功率為180KW，電動(dòng)機(jī)的總功率為2×180=360KW＞P。再根據(jù)設(shè)計(jì)要求電機(jī)的具體工作環(huán)境情況是在比較惡劣的，因此為了保證工作能夠安全穩(wěn)定的進(jìn)行，需要選取礦用刮板輸送機(jī)特有的專用電機(jī)，該電機(jī)必須具有防爆和防電火花的功能，以確保在惡劣、有爆炸危險(xiǎn)的環(huán)境之下工作的安全，而且電機(jī)工作時(shí)要保持穩(wěn)定，過載能力強(qiáng)，效率高。冷卻方式:風(fēng)冷。該電動(dòng)機(jī)的額定轉(zhuǎn)速為：1480r/min。3.6刮板鏈強(qiáng)度驗(yàn)算要計(jì)算出刮板鏈的強(qiáng)度，就需要先計(jì)算鏈的最大拉力值，該拉力最大值可以通過逐點(diǎn)張力法求出的。通過逐點(diǎn)張力法求得最大靜拉力值Smax后，為了確保刮板鏈工作的安全性，還需要根據(jù)鏈條在運(yùn)行時(shí)受到的最大拉力來進(jìn)行核實(shí)，才能知道其韌性是否符合設(shè)計(jì)要求。K來表示的是刮板鏈的拉伸承受能力的安全系數(shù)。針對(duì)本次設(shè)計(jì)的機(jī)械，使用以下公式求解K： K=2S式中K--刮板鏈拉伸承受能力的安全系數(shù):Sp--刮板單鏈的破斷拉力;λ--雙鏈負(fù)荷不均勻系數(shù)，對(duì)于圓環(huán)鏈，取λ=0.87。對(duì)于兩端驅(qū)動(dòng)的刮板輸送機(jī)，最小拉力點(diǎn)的位置，要依據(jù)不同場景進(jìn)行具體的分析，如圖3.6所示，傳動(dòng)設(shè)備的主動(dòng)鏈輪在重載阻力WZK為正時(shí)，其相接點(diǎn)的拉力要比其它分離點(diǎn)的拉力要大一些。通過以上分析可得點(diǎn)3為最小拉力點(diǎn)，通過上方法可得圖3.6刮板鏈運(yùn)行阻力計(jì)算圖取最小拉力點(diǎn)的拉力取值范圍是4000~6000N；取得Smin=5500N；所以S3=Smin=5500NS4=S＋Wzk=5500＋138232=143732NS1=S4-W2S2=S1＋Wk=19549＋87555=107104N所以Smax=S4=143732N查詢《礦用高強(qiáng)度圓環(huán)鏈》可知查得Ф22×86的D級(jí)圓環(huán)鏈的破斷拉力為610KN。將數(shù)據(jù)帶入（3-16）得刮板鏈抗拉強(qiáng)度安全系數(shù)K=8.86＞3.5綜上可知鏈條的強(qiáng)度足夠。3.7刮板輸送機(jī)的鏈輪的設(shè)計(jì)鏈輪是刮板輸送設(shè)備的主要傳動(dòng)零件之一，鏈輪壽命的長短決定了整臺(tái)輸送設(shè)備的正常運(yùn)轉(zhuǎn)和運(yùn)輸能力[18]。Ф22×86的圓環(huán)連為本次設(shè)計(jì)的選擇，參考《礦用高強(qiáng)度圓環(huán)鏈》可得其公稱直徑d=22mm，公稱節(jié)距P=86mm，內(nèi)寬amin=26mm，最外圍寬bmax=74mm。按照《刮板輸送機(jī)通用技術(shù)條件》敘述，鏈齒輪數(shù)采取查閱《綜采技術(shù)手冊(cè)》列出以下的公式：1．鏈輪節(jié)距角θ： θ=360°2．鏈輪節(jié)圓直徑D0 D0=(psin把已知數(shù)據(jù)代入式(3-17)，得：D0=398.92取整D0=399mm。3．鏈輪外徑De： De=D0+2把已知數(shù)據(jù)代入式(3-17)，得：D4．鏈輪立環(huán)槽直徑Di Di=Ptan(式中Δ的取值與鏈條尺寸規(guī)格有關(guān)，并查詢相關(guān)資料《綜采技術(shù)手冊(cè)》可得到圓環(huán)鏈條規(guī)格為：Φ22×86的Δ=19mm,因此把已知數(shù)據(jù)帶到式(3-D5．鏈輪的立環(huán)立槽寬B: B=d+δ (3-式中δ的取值根據(jù)鏈條尺寸規(guī)格：Φ22×86并查詢相關(guān)資料《綜采技術(shù)手冊(cè)》可得到圓環(huán)鏈條規(guī)格為：Φ22×86的δ=8，所以帶入已知數(shù)據(jù)到式(3-B=30mm6．齒根圓弧半徑R2: R2=0.57．鏈窩長度l: l=1.075P8．鏈窩底平面到鏈輪中心之間的距離H： H=0.5[Ptan將數(shù)據(jù)代入式(3-24)，得：H=185.6mm9．鏈窩平面圓弧半徑R3: R3=H+10．鏈窩中心距離A: A=1.075P+d11．短齒厚度w： w=（2H12．齒形圓弧半徑R1 R1=P?1.513．立環(huán)槽弧半徑R4 R4=0.5d=11mm14．短齒根部圓弧半徑R5 R5=0.5d=11mm綜上刮板輸送機(jī)驅(qū)動(dòng)鏈輪的設(shè)計(jì)到此計(jì)算完成。3.8本章小結(jié)本章講述了刮板輸送機(jī)設(shè)計(jì)包括對(duì)其運(yùn)輸能力的計(jì)算、刮板的設(shè)計(jì)、鏈條的選取、驗(yàn)算刮板鏈的強(qiáng)度、機(jī)械在運(yùn)行時(shí)阻力的計(jì)算、選取合適本設(shè)計(jì)的電動(dòng)機(jī)與確認(rèn)其功率以及與刮板鏈配合的鏈輪的設(shè)計(jì)。

第4章傳輸系統(tǒng)的設(shè)計(jì)4.1減速器的選取刮板輸送機(jī)減速箱作為可控啟動(dòng)裝置的減振及支撐部位，其力學(xué)性能直接影響刮板輸送機(jī)的正常運(yùn)行,所以對(duì)刮板輸送機(jī)減速箱進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)十分重要[19,20]。1．總傳動(dòng)比的計(jì)算輸入時(shí)的轉(zhuǎn)速與等于電機(jī)的轉(zhuǎn)速，即nI=n=1480r/min，輸出轉(zhuǎn)速 nIV=60vπ式中v—刮板輸送機(jī)的鏈速，m/s，由上可知，v=1.1m/s；D0—鏈輪的節(jié)圓直徑，m，由上可知，D0把已知數(shù)據(jù)代入式(4-1)，得 nIV結(jié)合上述數(shù)據(jù)可計(jì)算出總的傳動(dòng)比i總為 i總=nIn2．傳動(dòng)比的分配在多級(jí)傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)中，合理分配傳動(dòng)比至關(guān)重要，這直接導(dǎo)致傳動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)是否簡潔、成本的高低以及工作性能的好壞等。多級(jí)傳動(dòng)系統(tǒng)傳動(dòng)比的確定原則:（1）為了合理利用空間，各級(jí)傳動(dòng)的傳動(dòng)不得超過最大允許值。（2）傳動(dòng)件需要容易安置；要保證傳動(dòng)系統(tǒng)的效率。（3）要求各級(jí)傳動(dòng)需要有足夠的扭矩來承受工作時(shí)的載荷。（4）傳動(dòng)比盡量簡潔，這樣傳動(dòng)系統(tǒng)便于日常修護(hù)。先選擇齒數(shù)的三級(jí)傳動(dòng)比為:i3=4.5所以i1×i2=i總按照《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》傳動(dòng)比由小到大即從高速級(jí)到低速級(jí)逐漸減小同時(shí)i<7，可得i1=3，i2=3.23，i3=4.5。3.計(jì)算軸的轉(zhuǎn)速:從電動(dòng)機(jī)出來，各軸依次命名為I、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ軸。第I軸的轉(zhuǎn)速n第Ⅱ軸的轉(zhuǎn)速n第Ⅲ軸的轉(zhuǎn)速第Ⅳ軸的轉(zhuǎn)速n4.各軸功率計(jì)算第I軸的功率P1=P×η1×η第Ⅱ軸的功率P2=P1×η2×η第Ⅲ軸的功率P3=P2×η2×η3第Ⅳ軸的功率P4=P3×η2×η35.各軸扭矩計(jì)算:第I軸的扭矩T第Ⅱ軸的扭矩T第Ⅲ軸的扭矩T第Ⅳ軸的扭矩T4.2齒輪的設(shè)計(jì)4.2.1直齒錐齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)參數(shù):P1=159.35Kwn1=985r/minT1=1544.97N·mi1=3n2=328.33r/min已知:兩錐齒輪軸交角等于90°，小齒輪懸臂布置，大齒輪兩端支承，長期工作，閉式錐齒輪傳動(dòng)，先對(duì)接觸疲勞性能計(jì)算，再分別對(duì)接觸疲勞性能和抗彎能力校核計(jì)算。(1)先對(duì)齒輪材料選擇、確定許用應(yīng)力。小齒輪均采用20CrMnTi;HRC=(58~62)=600HRC大齒輪均采用40Cr，表面需要進(jìn)行淬火;HRC=(48~55)=500HRC通過查詢資料可知屈服強(qiáng)度σHlim1=1500Mpa,應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N N1=60n1jLh （4-2-1-1）式中:n-齒輪的旋轉(zhuǎn)速度，r/min；j-齒輪旋轉(zhuǎn)一周后，同一齒面與另一齒輪的嚙合，j=1；Lh-齒輪的使用年限，Lh=300x20x10;將上述的條件帶入（4-3）可得N1=3.5×109 N2=N1/i1=1.17×109 （4-2-1-2）接觸性能壽命系數(shù)Z查詢資料可知：ZN1=ZN2=1cSHmin=1~1.5,選用SHmin1.2許用接觸應(yīng)力則[σH]，公式 [σH]=σHmin得:[σH1]=σHminSHmin·ZN=1250N/mm許用彎曲應(yīng)力[σF], [σF]=σFlimSFlim式中:σFlim-彎曲疲勞極限;σFlim1=800N/mm2σFlimYN-彎曲強(qiáng)度年限系數(shù)；YN=1YX-彎曲強(qiáng)度長度系數(shù)；YX=1彎曲性能最低安全系數(shù)SFmin；SFmin=1.4~3選用SFmin=1.5所以將數(shù)據(jù)帶入(4-2-1-4)可得：[σF1]=533.33N/mm2[σF2(2)選用直齒圓錐齒輪，按齒面接觸疲勞性能驗(yàn)算來設(shè)計(jì)小齒輪的大端處分度圓直徑。由公式得d1： d1≥1＋ψdm式中ψdm-齒寬系數(shù)ψZ1—小輪齒數(shù)，在20~40中選:Z1=24Z2—大輪齒數(shù)，Z2=i×Z1=24×3=72u-齒數(shù)比,u=ZT1—小輪轉(zhuǎn)矩，T1=9.55×106P1/n1=1544967Nmk—載荷系數(shù)，由公式: k=kAkvkβ （4-2-1-6）式中kA-使用系數(shù);查詢資料得kA=1kV-動(dòng)載系數(shù)，由推薦值1.05~1.4;選用kV=1.25kβ-齒向負(fù)載分布系數(shù)，由推薦值1.0~1.2;采用kβ=1.1帶入（4-2-1-6）得：k=1.375翻看資料可得：彈性常數(shù)ZE=189.8N/mm2節(jié)點(diǎn)區(qū)域權(quán)重ZH=2.5將上述數(shù)據(jù)帶入（4-2-1-5）得：d1≥144.94mm齒輪模數(shù)m，m=d1z1小輪的大端分度圓直徑為：d1=mZ1=6×24=144mmm dm1=d11＋ψ圓周速度Um， Um=πdm1n齒寬b， b=ψdm·dm1=0.5×128=64mm （3）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算 σF=2KT1bd1m1＋ψdmu2當(dāng)量齒數(shù)Zv，Zv1=Z1cosδ1=32，Zv2=齒形特性：小輪YFa1取2.62大輪YFa2取2.22應(yīng)力校正參數(shù)取值：小輪YSa1=1.59大輪YSa2=1.77所以得(4-2-1-10)：σF1=406.47N/mm2σF2=383.41N/mm2齒根彎曲強(qiáng)度滿足（4）齒輪其他主要尺寸計(jì)算大輪大端分度圓直徑 d2=mZ2=432mm (4-2-1-11)錐矩R， R=d12＋d222=分錐角δ， δ1=arctanZ1Z2=16.7° δ2=90°-δ1°=73.3° (4-2-1-14)小輪大端頂圓直徑 da1=d1+2mcosδ1=155.49mm (4-2-1-15)大輪大端頂圓直徑 da2=d2＋2mcosδ2=435.45mm (4-2-1-16)齒寬中點(diǎn)分度圓直徑 dm1=d1(1-0.5ψdm)=108mm (4-2-1-17 dm2=d2(1-0.5ψdm)=324mm (4-2-1-18切向變位系數(shù)xt xt1=xt2xt1=xt2=0切向變位系數(shù)xx1=x2x1=x2=0外錐矩 R=d12sinδ1=252.63mm 中錐矩 Rm=R(1-0.5ψdm)=189.47mm (4-2-1-20小端齒頂高 ha=(1+x)m=7mm (4-2-1-21)大端齒頂高 ha=(1.2-x)m=1.2x7=8.4mm( 4-2-1-22)小端齒頂圓直徑 da1=d1+2ha1cosδ1=155.49mm (4-2-1-23)大端齒頂圓直徑 da2=d2＋2ha2cosδ2=435.45mm (4-2-1-24)齒頂高 ha=m=6 (4-2-1-25)齒根高 hf=1.2m=7.2 (4-2-1-26)齒頂高 h=2.25m=13.5mm (4-2-1-27)齒根圓直徑 df=(Z-2.5)m=150.5mm (4-2-1-28)小齒輪 S1=m(π2+2x1tanα+xt1)=9.42mm (4-2-1-29大齒輪 S2=π×m-S1=9.42mm (4-2-1-30)小輪齒頂角 tanθa1=(2sinδ1)/Z1=0.0239 (4-2-1-31)大輪齒頂角 tanθa2=(2sinδ2)/Z2=0.0239 (4-2-1-32)tanθa1=tanθa2=0.0239所以θa1=θa2=1.37齒根角 tanθf1=(2.4sinδ1)/Z1=0.0287 (4-2-1-33) tanθf2=(2.4sinδtanθf1=tanθf2=0.0287所以θf1=θf2=1.64頂錐角δa δa1=δ1 δa2=δ2根錐角δf δa1=δ1 δa2=δ2冠頂距 Ak1=d2 Ak2=d1裝置距，需要結(jié)合齒輪組成狀況以及便利衡量輪冠距：A1=228.99A2=105.3輪冠距H1、H2： H1=A1 H2=A24.2.2直齒圓柱齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)參數(shù):P2=151.48kwn2=328.33r/minT2=4406.04N·mi2=3.23n3=101.64r/min已知:兩錐齒輪軸相交的角度為90°，小齒輪懸臂安置，大齒輪兩端支撐，閉式錐齒輪傳動(dòng)，先驗(yàn)算按接觸疲勞性能，再分別對(duì)接觸疲勞性度和抗彎能力進(jìn)行計(jì)算。選用齒輪材質(zhì)、確定允許應(yīng)力。小齒輪采用20CrMnTi;選用600HRC大齒輪采用40Cr作為材料，還需要對(duì)其表面淬火工藝;確定500HRC通過查詢資料可知屈服強(qiáng)度σHlim1σHlim2應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N N1=60n1jLh （4-2-2-1）式中:n-齒輪的旋轉(zhuǎn)速度，r/min.j-齒輪旋轉(zhuǎn)一周后，同一齒面與另一齒輪的嚙合，j=1Lh-齒輪的使用年限，Lh=300x20x10將上述的條件應(yīng)用在（4-3-2）中：N1=1.18×109N2=N1/i2=0.36×108接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)Z查詢資料可知：ZN1=1ZN2=1.05接觸性能最小安全系數(shù)的范圍SHmin=1~1.5,取SHmin1.2接觸應(yīng)力限制為[σH]，由下面公式 [σH]=σHmin得：[σH1]=σHmin1SHmin1·ZN所以[σH]=1137N/mm許用彎曲應(yīng)力[σF], [σF]=σFlim式中:σFlim-彎曲疲勞極限;σFlim1=800N/mm2σFlim2YN-彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)；YYx-彎曲強(qiáng)度尺寸系數(shù)；Y彎曲強(qiáng)度最小安全系數(shù)SFmin；SFmin=1.4~3取SFmin=1.5所以將數(shù)據(jù)帶入（4-5）可得：[σF1]=533.33N/mm2[σF2（2）選用直齒圓錐齒輪，按齒面接觸疲勞性能驗(yàn)算來設(shè)計(jì)小齒輪的大端處分度圓直徑。由公式得： d1≥32KT式中:ψd-齒寬系數(shù)ψZ1—小輪齒數(shù)，取值范圍為20~40，取得Z1=26Z2—大輪齒數(shù)，Z2=i2×Z1=83.98=84u-齒數(shù)比,u=Z小輪轉(zhuǎn)矩T2=9.55x106P2/n2=4406036Nm載荷系數(shù)k，由公式: k=kAkvkβka （4-2-2-5）式中：kA-使用系數(shù);查詢資料可知kA=1kV-動(dòng)載系數(shù)，取值范圍1.05~1.4;用kV=1.25kβ-齒向載荷分布系數(shù)，取值范圍1.0~1.2;用kβ=1.1ka-齒間載荷系數(shù)，取值范圍1.0~1.2;用ka=1.1.帶入（4-2-2-3）可得：k=1.5125查看資料：彈性常數(shù)ZE=189.8N/mm2，節(jié)點(diǎn)區(qū)域權(quán)重ZH=2.5，匹配度常數(shù)Z∈由推薦值0.85~0.92，取Z∈=0.87，將上述數(shù)據(jù)帶入（4-2-2-2）得：d1≥165.15mm齒輪模數(shù)m， m=d1z1=16526=6.1取整小輪大端分度圓直徑 d1=mZ1=182mm （4-2-2-7） dm1=d11＋ψ圓周速度Um， Um=πdm1標(biāo)準(zhǔn)中心距a， a=m（Z1＋Z2）/2=385mm （4-2-2-10）齒寬b b=ψdm·d1=0.5x182=91mm （4-2-2-11）小齒寬b1=b+(5~10)=96mm大齒寬b2=b=91mm（3）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算 σF=2KT1bd1m2YFaYSaY∈≤[齒形特性小齒輪YFa1取2.57大齒輪YFa2取2.21應(yīng)力校正參數(shù)取值小齒輪YSa1=1.60大齒輪YSa2=1.77重合度∈a=1/2π[Z1(tanaa1-tana)＋Z2(tanaa2-tana重合度系數(shù)Y∈=0.25＋0.75/∈所以得（4-2-2-10）：σF1=295.45N/mm2σF2=281.06N/mm2齒根彎曲強(qiáng)度滿足（4）齒輪其他主要尺寸計(jì)算已知:齒頂高的系數(shù)?a?=1,頂隙的系數(shù)小齒圓柱齒輪的幾何尺寸分度圓直徑 d1=mz1=182mm （4-2-2-13）齒頂高 ha1=?a?m=7mm齒根高 hf1=(?a?+C)m=8.75mm齒頂圓直徑: h=(2?a?+C)m=15.75mm齒頂圓直徑 da1=(Z1+2?a?)m=196mm齒根圓直徑 df1=(Z1-2?a?-2C)m=164.5mm基圓直徑 db1=d1cosa=171.02mm （4-2-2-19）分度圓齒距 P1=mπ=21.98mm （4-2-2-20）基圓齒距 Pb1=mπcosa=20.65mm （4-2-2-21）分度圓齒厚 S1=mπ/2=10.99mm （4-2-2-22）分度圓齒槽寬 e1=mπ/2=10.99mm （4-2-2-23）頂隙 C=C·m=1.75mm （4-2-2-24）大齒圓柱齒輪的幾何尺寸分度圓直徑 d2=mz2=588mm （4-2-2-25）齒頂高 ha1=?a?m=7mm齒根高 hf1=(?a?+C)m=8.75mm （4-2-2-2齒頂圓直徑: h=(2?a?+C)m=15.75mm （4-2-2-2齒頂圓直徑 da2=(Z2+2?a?)m=602mm （4-2-2-2齒根圓直徑 df1=(Z2-2?a?-2C)m=570.5mm （4-2-2-基圓直徑 db2=d2cosa=552.54mm （4-2-2-31）分度圓齒距 P2=mπ=21.98mm （4-2-2-32）基圓齒距 Pb2=mπcosa=20.65mm （4-2-2-33）分度圓齒厚 S2=mπ/2=10.99mm （4-2-2-34）分度圓齒槽寬 e2=mπ/2=10.99mm （4-2-2-35）根圓直徑 df1=d1-2hf=168.25mm （4-2-2-36） df2=d2-2hf=574.25mm （4-2-2-37）頂圓直徑 da1=d+2ha=182+2x6=196mm （4-2-2-38） da2=d+2ha=588+2x6=602mm （4-2-2-39）4.3軸的設(shè)計(jì)4.3.1I軸的設(shè)計(jì)(1)確定軸的最小直徑選取40Cr鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理，由式 dmin≥A3√PN搜索資料可取得A=107則：dmin≥58.30(2)軸的結(jié)構(gòu)與尺寸如下圖4.3.1所示，主要尺寸也在圖4.3.1已標(biāo)注出來了。軸承選用單列圓錐滾子軸承，選擇軸承代號(hào)為33212,T=23.75mm,d=60mm,D=110mm,e=0.43,Y=1.42圖4.3.1Ⅰ軸結(jié)構(gòu)圖(3)軸上的轉(zhuǎn)矩T1（轉(zhuǎn)矩圖見圖4.3.2） T1=9.55×106P1n1（4）對(duì)軸承與齒輪進(jìn)行受力分析（受力分析見圖4.3.2）①齒輪上的力：圓周力Ft： Ft=2T1dm1=28610.5N 徑向力Fr；軸向力Fa；如下求得：α取20°，δ1由齒輪設(shè)計(jì)可知為16.7° Fr=Fttanαcosδ1 （4-3-1-4） Fa=Fttanαsinδ1 （4-3-1-5）求得： Fr=9887.8N Fa=2986.9N算軸承支反力:水平支反力: RH1=82Ft116=19856.93N RH2=198Ft116=47947.23N垂直支反力 Rv1=(82Fr-0.5dm1Fa)/116=5599.34N （4-3-1-8） Rv2=(198Fr-0.5dm1Fa)/116=15487.14N （4-3-1-9）（5）畫出彎矩圖（彎矩圖見圖4.3.2）軸承處（B）彎矩水平面上的彎矩為 MHB=116×RH1×10-3=2303.4N·m （4-3-1-10）垂直面上的彎矩為 MvB=[116×Rv1-(0.5dm1Fa)]×10-3=488.2N·m （4-3-1-11）合成彎矩為 MB=MHA2＋齒輪（C）處彎矩水平彎矩為 MHC=0 （4-3-1-12）垂直面上的彎矩為 MvC=0.5dm1Fa×103=161.3N·m （4-3-1-13）合成彎矩為 MC=MHB2＋圖4.3.2Ⅰ軸的受力分析、彎矩、轉(zhuǎn)矩圖4.3.2Ⅱ軸的設(shè)計(jì)(1)定軸的最小直徑制造軸的材料選用45鋼，需要進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理。初估軸的最小直徑，可得 dmin≥A3√P2n2=82.68(2)軸的結(jié)構(gòu)與尺寸如下圖4.3.2所示，主要尺寸也在圖4.3.2已標(biāo)注出來了。軸承選用單列圓錐滾子軸承，選擇軸承代號(hào)為32218,T=42.5mm,d=90mm,D=160mm,e=0.42,y=1.4Cr=309000N圖4.3.3Ⅱ軸的結(jié)構(gòu)圖(3)軸上的轉(zhuǎn)矩T2（轉(zhuǎn)矩圖見圖4.3.4） T2=9.55×106P2n2(4)對(duì)軸承與齒輪進(jìn)行受力分析（受力分析見圖4.3.4）①齒輪上的力：由于同軸上的在齒輪受力相同，圓周力也相同 Ft2=Ft1=28610.5N 徑向力Fr2、軸向力Fa2；如下求得：α取20°，δ1由齒輪設(shè)計(jì)可知為15°Fr2=Fr1=9887.8NFa2=Fa1=2986.9N齒輪3的受力分析圓周力Ft3 Ft3=2T2d1=4841.8N （4-3-2徑向力Fr3；軸向力Fa3；如下求得：α取20°,δ3由齒輪設(shè)計(jì)可知為15°Fr3=Ft3tanα/cosδ3 （4-3-2-4） Fa3=Ft3tanδ3 （4-3-2-5）求得： Fr3=1690.8N Fa3=1307.3N②算軸承支反力:水平支反力: RH21=-(Ft3×142-Ft2×370)/512=19332.7N （4-3-2-6） RH22=-(Ft3×370-Ft2×142)/512=4436N （4-3-2-7）垂直支反力 Rv21=0.5dm2Fa2＋Fr2×370＋Fr3×142-0.5d1Fa3/512 （4-3-2-8） Rv22=0.5d1Fa3＋Fr3×370＋Fr2×142-0.5dm2Fa2/512 （4-3-2-9）解得：Rv21=8327.2NRv22=3251.4N(5)畫出彎矩圖（彎矩圖見圖4.3.4）水平面上的彎矩： MHD=142×RH22×10-3=629.9N·m （4-3-2-10）垂直面上的彎矩 MvD1=142×Rv22×10-3=461.7N·m （4-3-2-11） MvD2=[142×Rv22-(0.5d1Fa3)]×10-3=342.7N·m （4-3-2-12）合成彎矩為 MD1=MHC2＋ MD2=MHC2＋圖4.3.4Ⅱ軸的受力分析、彎矩、轉(zhuǎn)矩圖4.3.3Ⅲ軸的設(shè)計(jì)(1)定軸的最小直徑制造軸的材料選用45鋼，需要進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理。初估軸的最小直徑，可得dmin≥A3√P(2)軸的結(jié)構(gòu)與尺寸如下圖4.3.3所示，主要尺寸也在圖4.3.3已標(biāo)注出來了。軸承選用單列圓錐滾子軸承,選擇軸承代號(hào)為30330,T=72mm,d=150mm,D=320mm,e=0.43,y=1.45圖4.3.5Ⅲ軸的結(jié)構(gòu)圖(3)對(duì)軸承與齒輪進(jìn)行受力分析（受力分析見圖4.3.6）①齒輪上的力：：由于同軸上的在齒輪受力相同，圓周力也相同 Ft3=Ft4=4841.8N 徑向力Fr4；軸向力Fa4；如下求得：α取20°,δ1由齒輪設(shè)計(jì)可知為15°Fr3=Fr4=1690.8NFa3=Fa4=1307.3N②算軸承支反力:水平支反力: RH31=(Ft4×241)/735=1587.6N （4-3-2-6） RH32=(Ft4×494)/735=3254.2N （4-3-2-7）垂直支反力 Rv31=(Fr4×241+0.5d2Fa4)/735=1077.3N （4-3-2-8） Rv32=(Fr4×494-0.5d2Fa4)/735=613.5N （4-3-2-9）(4)畫出彎矩圖（彎矩見圖4.3.6）水平面上的彎矩： MHD=494×RH31×10-3=784.3N·m （4-3-2-10）垂直面上的彎矩： MvD1=494×Rv31×10-3=532.2N·m （4-3-2-11） MvD2=[494×Rv31-(0.5d2Fa4)]×10-3=147.8N·m （4-3-2-12）合成彎矩為 MD1=MHC2＋ MD2=MHC2＋(5)軸上的轉(zhuǎn)矩（轉(zhuǎn)矩見圖4.3.6） T3=9550×P3n3=13530.11圖4.3.6Ⅲ軸的受力分析、彎矩、轉(zhuǎn)矩圖4.4減速器鍵的校核4.4.1I軸鍵的校核I軸軸徑的為d=60mm,用圓頭普通平鍵，寬厚b=22mm,高度h=14mm,長度L=80mm,I軸傳遞的T1=1544967Nmm.制作鍵的材料為45號(hào)鋼,主要故障狀態(tài)為壓裂,故知對(duì)擠壓性能計(jì)算。 σP=4T式中：T-轉(zhuǎn)矩，N·mm;d-軸徑，mm;h-鍵的高度，mm;l-鍵的工作長度，mm;σP-許用擠壓應(yīng)力，N/mm將數(shù)據(jù)帶入（4-3）中可得：σP=4TσP=91.96N/mm2≤【綜上可知I軸的軸鍵合格。4.4.2Ⅱ軸鍵的校核II軸的鍵作用于齒輪和軸相接，II軸的軸徑為d=95mm，選用的軸鍵為圓頭普通平鍵，寬厚b=25mm,高度h=14mm,長度l=140mm,II軸傳遞的T2=440604N·mm.制造鍵材料用45號(hào)鋼，亦只對(duì)擠壓性能進(jìn)行驗(yàn)算。σP=4T將數(shù)據(jù)帶入式中可求得：σP=4TσP=94.65N/mm2≤【通過計(jì)算可知Ⅱ軸鍵亦也合格。4.4.3Ⅲ軸鍵的校核Ш軸的鍵是用于齒輪和軸之間的配合，Ⅲ軸軸徑d=160mm，也是選用圓頭普通平鍵，寬厚b=32mm,高度h=20mm,長度l=180mm，Ш軸傳遞的T3=13530106.26N·mm.制造Ш軸的鍵材料也是45鋼，只需對(duì)擠壓性能進(jìn)行計(jì)算。 σP=4Td?將數(shù)據(jù)帶入式中可求得：σP=4TσP=93.96N/mm2≤【通過計(jì)算可知Ш軸鍵亦也合格。4.5軸承壽命4.5.1I軸的軸承選擇和軸承壽命計(jì)算I軸選用圓錐滾子軸承，選擇軸承代號(hào)為33212,主要參數(shù)為：d=60mm,D=110mm,e=0.4,Y=1.42,Cr=237000N，查詢資料《機(jī)械設(shè)計(jì)》當(dāng)A/R≤e時(shí)，X取1,Y取0；當(dāng)A/R≥e時(shí)，X取0.4,Y取1.42。軸承的受力分析如圖4.5.1所示圖4.5.2軸承Ⅰ的受力分析計(jì)算出軸承軸向載荷由軸的設(shè)計(jì)計(jì)算出I軸的軸承支反力得： R1=RH12＋Rv R2=RH22＋Rv計(jì)算軸承的軸向載荷 S1=R1/2y=7091.8N (4-5-1-3) S2=R2/2y=17995.1N (4-5-1-4)由于軸承Ⅰ處于被壓的狀態(tài)： A1=Fa+S2=20982N (4-5-1-5) A2=S2=17995.1N (4-5-1-6)計(jì)算軸承受到的當(dāng)量動(dòng)載荷P軸承Ⅰ: A1/R1=1.06>e (4-5-1-7)結(jié)合上面查詢的資料可得：x=0.4,y=1.42取載荷系數(shù)fP=1，可得： P1=fp(x1R1+y1A1)=49651.64N (4-5-1-8)軸承Ⅱ: A2/R2=0.36＜e (4-5-1-9)結(jié)合上面查詢的資料可得：x=1,y=0。載荷系數(shù)fP=1,可得： P2=fpx1R2=50386.4 (4-5-1-10)由于軸承參數(shù)都是一致的，而且P1>P2，故應(yīng)按P1計(jì)算，查得ft=1,滾動(dòng)軸承∈取值10/3。 Lh=10660n1(所選軸承滿足設(shè)計(jì)要求4.5.2Ⅱ軸的軸承選擇和軸承壽命計(jì)算Ⅱ軸選用圓錐滾子軸承，軸承選用單列圓錐滾子軸承,選擇軸承代號(hào)為32218,T=42.5mm,d=90mm,D=160mm,e=0.43,y=1.6,Cr=309000N,查詢資料《機(jī)械設(shè)計(jì)》:當(dāng)A/R≤e時(shí)，x取1,y取0；當(dāng)A/R≥e時(shí)，x取0.4,y取1.6。軸承的受力分析如圖4.5.2所示圖4.5.2軸承Ⅱ的受力分析①計(jì)算出軸承軸向載荷由軸的設(shè)計(jì)計(jì)算出Ⅱ軸的軸承支反力得： R1=RH212＋Rv R2=RH222＋Rv②計(jì)算軸承的軸向載荷軸承內(nèi)部軸向力： S1=R1/2y=6807.4N (4-5-2-3) S2=R2/2y=1858.1N (4-5-2-4)其中FA=Fa3-Fa2=-1679.6N因此：S1＋FA＞S2,使得軸承Ⅱ處于被壓緊的狀態(tài)之下，可得 A1=S1=6807.4N (4-5-2-5) A2=S1-(-FA)=8487N (4-5-2-6)計(jì)算軸承承受的當(dāng)量動(dòng)載荷P軸承Ⅰ: A1/R1=0.338＜e=0.43 (4-5-2-7)結(jié)合上面查詢的資料可得：x=1,y=0。載荷系數(shù)fP=1.5,可得： P2=fpxR1=30224.7 (4-5-2-8)軸承Ⅱ: A2/R2=1.54＞e=0.43 (4-5-2-9)結(jié)合上面查詢的資料可得：x=0.4,y=1.6。載荷系數(shù)fP=1.5,可得： P2=fp(xR2+yA2)=16329.15 (4-5-2-10)由于兩軸承都是一模一樣的，而且P1＜P2，故應(yīng)按P2計(jì)算，查得ft=1,滾動(dòng)軸承∈取值10/3。 Lh=10660n2(所選軸承滿足設(shè)計(jì)要求4.5.3Ⅲ軸的軸承選擇和軸承壽命計(jì)算Ⅲ軸選用圓錐滾子軸承，軸承選用單列圓錐滾子軸承,選擇軸承代號(hào)為30330,T=72mm,d=150mm,D=320mm,e=0.43,y=1.45,Cr=879000N，查詢資料《機(jī)械設(shè)計(jì)》當(dāng)A/R≤e時(shí),x取1,y取0；當(dāng)A/R≥e時(shí),x取0.4,y取1.45。軸承的受力分析如圖4.5.2所示圖4.5.3軸承Ⅲ的受力分析①計(jì)算出軸承軸向載荷由軸的設(shè)計(jì)計(jì)算出Ⅲ軸的軸承支反力得： R1=RH312＋Rv R2=RH322＋Rv②計(jì)算軸承的軸向載荷軸承內(nèi)部軸向力： S1=R1/2y=661.6N (4-5-2-3) S2=R2/2y=114