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刮板输送机的优化设计与故障分析.pdf69页
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刮板输送机的优化设计与故障分析
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东北大学 硕士学位论文
刮板输送机的优化设计与故障分析 姓名：罗国平 申请学位级别：硕士 专业：采矿工程 指导教师：孙豁然 座机电话号码
东北大学硕士学位论文 摘要 刮板输送机的优化设计与故障分析 摘要 综采技术是当今世界最先进的煤矿井下开采技术，近几年在新技术革命影响的带动
下，正发生着变革性的进步。综采设备是综采技术的核心部分，工作面刮板输送机是关
键的综采设备之一。 由于刮板输送机具有机身高度小，便于装载，机身伸长或缩短方便，移置容易，机
体坚固，能用于爆破装煤的工作面等特点，所以在煤矿生产中得到广泛应用。但刮板输
送机运行时工作阻力大，功率消耗大，中部槽磨损严熏，维修和使用不当时易断链，使
它的应用受到了一定的限制。在影响开机率的主要因素中以刮板输送机的故障最多，可 占总事故的50％以上。据不完全统计，我国由于磨损失效、断链引起停机所造成的损失
每年可达数亿元。 针对我国刮板输送机的使用现状，本文对刮板输送机的断链、中部槽磨损失效等故
障从破坏形式、原因等方面进行了分析与研究，并提出了应对方法，达到了减少刮板输
送机的运行故障，提高开机率的目的。从如何降低刮板输送机的功率消耗，提高运输效
率，降低运输成本的角度，运用优化设计的方法对刮板输送机进行了优化设计数学模型
的研究，使刮板输送机在满足工况和工作面运输能力的条件下功率消耗降低。通过对刮
板输送机的优化设计，达到了降低功率消耗，提高运输效率的目的，从而降低了煤矿企
业的生产成本，提高了企业的经济和社会效益。
关键词：刮板输送机、优化设计、数学模型、运行故障 -II- an
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刮板输送机飘链的原因有哪些？
刮板输送机飘链的原因有哪些?
答：铺设不平、不直、出现凹槽，链太紧，在煤上运行，刮板缺少、弯曲太多
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[刮板输送机]煤矿用刮板输送机设计 刮板输送机
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编号：本 科 毕 业 设 计题 目：学 院：专 业：年 级：姓 名：指导教师：完成日期：煤矿用刮板输送机设计 机械工程学院 机械设计制造及其自动化 09级 2013年5月煤矿用刮板输送机设计摘 要：刮板输送机是一种有挠性牵引机构的连续机械。主要采煤工作面使用。在煤矿下综采工作面中主要任务是将采煤机采下的原煤连续不断地运往转载机，保证采煤工作面的原煤连续送出。刮板输送机是在井下工作，而且是采煤作业转运煤的第一环节，所以所处工作环境恶劣，任务艰巨，所受损坏作用严重且众多。刮板输送机在工作中，要承受拉压，弯曲，冲击，摩擦及腐蚀等多种损坏。国外现在能生产出的刮板输送机一般去向不都能整机无故障过煤600万吨以上，有些甚至已达到1200万吨。而国内生产的刮板输送机不仅总运量低，而且故障频繁，每小时运输率也较国外远逊。国产刮板输送机的主要问题是刮板链强度不够，是由于磨损，疲劳，自身质量差，锈蚀等原因，在链条使用三个月后故障增多。国产机械的连接螺栓可靠性普遍较差，机头机尾的连接螺栓经常出现拉断现象。中部槽由于刮板的磨损以及连接强度不够，严重影响了刮板机的寿命和可靠性。随着刨煤机和深截式采煤机的出现，刮板机需要向更大运量，更快速运输，更耐用方面发展。其结构应向短机头，大功率，高链速的中槽部和链条方向改进。其次应使刮板输送机标准化，规范化，向智能化自动化方向发展，保证同步提高设计和加工质量水平。 关键词：刮板输送机 ；减速器 ；机头部 ；机尾部The design of the scraper conveyorScraper conveyor：Scraper conveyor is a continuous mechanical flexible traction mechanism. The main coal mining working face with. In the fully mechanized coal face is the main task of the coal mining machine mining under continuously to reprint machine, ensure the coal mining working face continuously discharged. Scraper conveyor is in underground work, and is the first link of coal mining transport, so the working environment is bad, the task is arduous, the damaged badly and numerous. Scraper conveyor at work, to bear tension and compression, bending, impact, friction and corrosion and other damage.Foreign countries can now produce conveyor in general to can not machine without fault coal 6000000 tons, and some have even reached
tons. Scraper conveyor and the domestic production of not only the total volume is low, and frequent breakdowns, per hour transport rate is far lower in foreign countries.The main problem of the scraper conveyor scraper chain strength is not enough, is due to wear, fatigue, its poor quality, corrosion and other reasons, the use of three months in the chain failure increases. Bolt connection reliability generally poor domestic machinery connecting bolt head and tail, often breaking phenomenon. The central groove scraper wear and connection strength is not enough, seriously affects the life and reliability of scraper machine.With plough and deep web shearer, scraper to more traffic, more rapid transit, more durable development. Its structure should be short nose, big power, improve the high speed of chain in the slot and the chain direction. Secondly, should make the scraper conveyor standardization, standardization, intelligent automation direction development, ensure the synchronization to improve design and machining quality level.Key words：scraper conveyor；media craft；aircraft tail； hydraulic coupler目录1 概述 ............................................................ 11.1 技术现状........................................................ 11.2 刮板输送机发展趋势.............................................. 12 主要部件的结构和设计要求 ........................................ 32.1机头部 .......................................................... 42.1.1机头架 ........................................................ 42.1.2链轮 .......................................................... 42.1.3 减速器........................................................ 52.1.4 联轴器........................................................ 62.1.5 电动机........................................................ 72.2 机尾部.......................................................... 72.3 中部槽及附属部件................................................ 72.4 刮板链.......................................................... 82.5 紧链装置........................................................ 82.6推移装置 ........................................................ 92.7锚固装置 ........................................................ 93 总体方案的确定 ................................................. 103.1主要技术参数 ................................................... 103.2电动机的选择 ................................................... 113.2.1运输能力计算 ................................................. 113.3总传动比及传动比的分配 ......................................... 123.3.1总传动比的确定 ............................................... 123.3.2传动比的分配 ................................................. 123.4各级传动计算 ................................................... 123.4.1各轴转速计算 ................................................. 123.4.2各轴功率计算 ................................................. 133.4.3各轴扭矩计算 ................................................. 133.5轴的设计及强度校核 ............................................. 243.5.1高速轴Ⅰ轴的设计 ............................................. 243.5.2 Ⅱ轴的设计................................................... 263.5.3 Ⅲ轴的设计................................................... 273.5.4输出轴的设计 ................................................. 284 箱体及附件的设计校核 ........................................... 304.1 轴的强度校核................................................... 314.1.1轴的受力分析 ................................................. 314.2 齿轮详细参数................................................... 37结论 .............................................................. 38参考文献 .......................................................... 40内蒙古民族大学学士学位论文1 概述近年来矿井在向高产高效集约化的方向迅速发展，煤矿都在努力实现一矿一井一面的高度集约化生产模式。刮板输送机作为长臂工作面的主要输送机械设备，它的输送能力也要随着高产高效矿井需要的生产能力来发展。1.1 技术现状20 世纪80年代以后，国内外刮板输送机均在向大运量，长运距，大功率，高强度，长寿命及高可靠性趋势发展。目前，国外综采刮板输送机最大工作面的输送量已达 6000t/h，装机功率 4× 800kW，运距 450m 。国内自主研发的刮板输送机输送量却只有3500t/h，装机功率也只不过3× 700kW ，运送距程大约300m。但是，目前有国内大型煤炭基工作面加长的必要性，对国产运输机械的要求也逐步提高，刮板输送机的工作面也应有相应的加长。因此，刮板输送机的功率，机体质量也有相当的改善，介是受到生产技术的限制。1，中部槽的高度不能过高，否则装煤效果会受到影响；2，输送机长度太大，物料的推进速度会降低。最后，重要的部件的技术质量，性能以及寿命也会有很大影响。所以，要更大型化的设计刮板输送机，一方面要提高机器部件的质量和技术性能，一方面也要综合现在的软启动技术，工况检测以及机电一体化技术同步发展。1.2 刮板输送机发展趋势20世纪英国工业发达，最先用刮板输送机运输散碎物料。最早的刮板输送机长、仅几十米，功率小 ，牵引链的强度也很小。经过多年的逐步改进和发展，目前，综合采矿用的刮板输送机主要用来运送煤之，另外还可以给采煤机做运行轨道，能作为拉移液压支架时升缩油缸的固定点；清理工作面的浮煤；悬挂电缆、水管,乳化液管等。挂板输送机在综采煤工作面与采煤机和液压支架配套工作。刮板输送机在煤矿是大量使用、高消耗的重要机械设备。一直以来，国内制造的刮板输送机就有几十种型号。迄今，我国能制造出最大的刮板输送机输送能力达900t/h；装机总功率高达320kW；一条牵引链能达到破断负荷85t；能沿水平线的输送距离为仅为150米左右；整机总重量达到205t。矿用刮板输送机一般按刮板链是形式来分三种：中单链型、中双链型和边双 12链型。系列型谱的刮板输送机大都采用矿用高其强度圆环链制成的刮板传动链。 刮板输送机有时按功率大小来分为轻型、中和重型。刮板输送机配套单电动机，设计额定功率为40KW及以下的为轻型；大于40kW而小于等于90kW的为中型；90kW以上的为重量型。2内蒙古民族大学学士学位论文2 主要部件的结构和设计要求对于矿用刮板输送机，根据工作情况需要，其结构有如下设计要求： ⑴既能用于左又能用于右工作面；⑵各部组在井下拆装和运输是尽可能方便 ；⑶保证同种型号的部件安装尺寸与连接尺寸相同，同类部件要保证通用互换性；⑷保证刮板链在安装以后，链条能正反方向都可以运行通畅；⑸设置紧链装置保证工作时安全稳定；⑹为了便于利用机械移动，要设计便于连接移动的连接处；⑺机械部件必须达到需要的强度，刚度和耐磨性；⑻一般应有上链器，上链器是供刮板链在下槽脱出时通过它返回槽内的装置；⑼用于机械采煤的工作面刮板输送机，机头架的外廓尺寸和结构形式应便于采煤机自切开口；⑽用于采煤机的工作面刮板输送机，应结合技术上的需要，能装设下列部分或全部附属部件：① 采煤机的导向装置；② 铲煤板；③ 挡煤板；④ 无链牵引采煤机的齿轨；⑤ 放置电缆，水管，乳化液管路的槽或支架；⑥在机头部和机尾部能安装采煤机外牵引的传动部装置，牵引链的固定装置或刨煤机机构传动装置和控制保护装置；⑦用于综采工作面的刮板输送机，相关的外廓尺寸应与采煤机和液压支架相配；⑧刮铺设板输送机时，一般有倾斜面，为防止工作中有下滑可能，应设置防滑锚固装置；刮板输送机由机头部，机尾部，中部槽及其附属部件，刮板链，紧链装置，推移装置和锚固装置等组成。下面分述其结构和技术要求。32主要部件的结构和设计要求2.1机头部机头部是由机头架，链轮，减速器，盲轴，联轴器及电动机等级部件组成的，是电动机动力输出装置。图2-1刮板输送机就是机头部为一种轻型边双链式。图 2-1 机头部为边双链式刮板输送机2.1.1机头架机头架是机头部的骨架，要保证足够的强度和刚度，用厚钢板直接焊接而成，各种型机的头部的有以下共同点石成金：⑴为配左右工作面采煤的需要，两侧必须对称设计，使两个侧壁上都可以安装减速器，；⑵链轮由减速器伸出和盲轴支承连接便于在井下拆装；⑶拨链器和护轴板固定在机头架前梁上，它的作用防止刮板链在与链轮的分离点处被轮齿带动卷入链轮，护轴板是易损部位，用可拆换的活板，既便于链轮和拨链器的拆装，有可更换；⑷机头架的易磨损部位采取耐磨措施，例如加焊高锰钢堆焊层或局部采用耐磨材料的可更换零件。2.1.2链轮链轮是一个组件，由链轮和连接筒组成。链轮是传力部件，也是易损部件， 4内蒙古民族大学学士学位论文运转中除受静载荷外，还有脉冲和冲击载荷。图2-2所示为边双链用的链轮连接筒用组件，采用部分式连接筒，连接筒两端由环槽与链轮的环槽相连，内孔用平键分别与减速器伸出及盲轴连接，部分用螺栓固接。链轮用花键与减速器是伸出轴和盲轴连接。安装时必须保证两个链轮的齿轮在相同的相位角上。这种结构的有点是链轮磨损后可以只更换链轮。但是，连接筒螺栓锈死时，很难拆卸。所以连接筒与链轮焊接成一体，连接筒两端的内花键分别与减速器输出轴和盲轴连接，这种结构拆装维修方便。图2-2边双链用的链轮连接组件2.1.3 减速器我国目前生产的刮板输送机减速器多为平行布置式、三级传动的圆锥圆柱齿轮减速器。其适用条件为：齿轮圆周速度不大于18m/s；安装角度为1°― 25°；高速轴的转速不大于1500r/min；减速器工作的环境温度为-20°C― +35°C；适用于正反两向运转。《刮板输送机通用技术条件》对减速器的技术性能规定有具体指标。图2-3所示的减速器，第一对齿轮为圆弧锥齿轮，第二对为斜齿圆柱齿轮，第三对为直齿圆柱齿轮。箱体用球墨铸铁制造，以保证强度。为使在倾斜状态下，第一轴上球轴承也能得到良好的润滑，用挡环和油封隔成一个独立的油室，使润滑油不会流入箱体油室内。为使在大倾角下锥齿轮也能得到润滑，在箱体的相应部位设隔离油室。为防止工作时油过热，箱底部装有冷却水管。52主要部件的结构和设计要求如果矿用刮板输送机的机头部装在平巷的位置，可采用圆柱齿轮减速器。 行星齿轮减速器的体积、质量小，效率高，大功率的减速器采用它有利。盲轴是装在机头架的不装减速器一侧、支承链轮的一个组件。盲轴组件是用于与圆锥圆柱齿轮减速器的链轮连接组件相配的盲轴组件，其轴承座装在机头架侧板的座孔内，用螺栓固定。图2-3圆锥圆柱齿轮减速器2.1.4 联轴器电动机与减速器的连接有弹性联轴器和液力耦合器两种。用液力耦合器有以下有点：使电动机轻载保护功能；减缓传动系统的冲击和震动；多电机驱动能使各电机的负荷较均匀；如果与电动机的特性匹配得当，能增大驱动装置的启动力矩。中型和重型刮板输送机都采用液力耦合器。根据液力转动的理论，液力耦合器所能传递的力矩M用下式计算：M????n2D5 （2―1）式中 ?――转矩系数；?――工作液体的重度，N/m2；n――泵轮的转速，r/min；D――泵轮的有效直径，m 。（液力耦合器的工作液可用矿物油、水或难燃液）6内蒙古民族大学学士学位论文2.1.5 电动机采用液力耦合器时，对电动机的启动转矩无高要求，只是要求最大转矩要高。因为用液力耦合器时，电动机是轻载启动，如果液力耦合器的输入特性与电动机的特性匹配得当，则对负载的启动转矩可接近电动机的最大力矩。2.2 机尾部机尾部分有两种，及驱动装置以及无驱动装置。机尾部有驱动装置时，因为尾部没必要有卸载高度，尾部架和机头架只有机架不同，其他部件与机头部相似。机尾部滑驱动装置时，尾部上只有供刮板链改向用的尾部轴部件，如图2-4所示是边双链型的一种，也可以用滚筒来代替尾部轴上的链轮。图2-4机尾部滚筒2.3 中部槽及附属部件中部槽的形式列入标准的有中单链，中双链，边双链型三种。中部槽除了标准长度以外，为适应采煤工作面长度变化的需要，设有500mm和1000mm长的调节槽。中部槽受煤和刮板链的剧烈摩擦，是消耗量最大的部件。中部槽的井下使用寿命，目前是按过媒量衡量。《刮板输送机通用技术条件》种规定的过媒量列于表2-1中。72主要部件的结构和设计要求表2-1 中部槽过煤量中部槽的连接装置是将单个中部槽连接成刮板输送机机身的组件，它既要保证对中性，使两槽之间上下、左右的错口量不超过规定，又要允许相邻两槽在平、竖两个面内能折曲一定角度，使机身有良好的弯曲性能，还要求同一型号中部槽的安装、连接尺寸相同，能通用互换。铲煤板在推移中部槽时用来清理工作面的浮煤，它固定在中部槽的支座上，安装后上缘应低于槽帮，下缘要超出槽底，宽度方向与采煤机滚筒应有一间隔。 2.4 刮板链链条和刮板组成刮板链，它是刮板输送机的牵引机构，作用是刮推槽内的物料。目前使用的有三种即：中单链、中双链和边双链。现在刮板链链条大都用圆环链，链条在运行中既要承受很大的静负荷和动负荷，也要能在受滑动摩擦的情况下运行，并且会受矿水的浸蚀，鉴于以上原因，目前使用的圆环链都要用优质合金钢焊接而成，并经过热处理和预拉伸处理，使之具有高强度、高韧性、耐磨搞腐蚀等性能。刮板在运行时有刮底清帮，防止煤粉粘结引起堵塞的作用，并应尽可能减轻质量。刮板一般用轧制异型钢锻造，也可以用铸造合金钢经韧化热处理制成。2.5 紧链装置刮板链安装时，要有适合的预紧力，使它运行时到张力最小点不会发生链条松弛和堆积。紧链装置即给刮板链施加张紧力的装置。早期的轻型刮板输送机，采用人工改变机尾轴位置的办法来紧链，现在则采8内蒙古民族大学学士学位论文用定轴距紧链。目前一般有三种方式：一种是将刮板链一端固定在机头架上，另一端则绕经机头链轮，用机头部的电动机使链轮反转，将链条拉紧，电动机停止反转时，立即用一种制动装置将链轮闸住，防止链条回松；第二种方式与前一种差不多，只是不用电动机反转来紧链，而是用专设的液压马达紧链；第三种方式是用专用液压缸紧链。以上各种紧链装置中，棘轮紧链器和摩擦紧链器结构简单，使用方便，缺点是它们不能显示出链子张力的大小。其余三种都能显示并且准确控制链子的张紧力的大小。液压马达紧链装置操作简单且安全性高。液压缸紧链器虽然使用不方便但它能在任何部位使用。2.6推移装置在采煤工作面内，推移装置是用来将刮板输送机向煤壁推移的设备。综合工作面要使用液压支架上的推移千斤顶，非综合工作面可以用单体液压推溜器也可以用手动液压推溜器。单体液压推溜器本质上是一个液压千斤顶。为方便用在采煤工作面，一般采用内回液结构，说明了就是不用外露回液管直接经活塞杆的心部回液。用的时候时，在中部槽挡煤板上联上推溜器的活塞杆插销，然后将底座用支柱撑在顶板上。扳动操作阀，向活塞一侧注入压力液，活塞杆就会将中部槽推向煤壁，向活塞的另一侧注入压力液，缸体和支座便向前收回。单体液压缸推溜器安装在采煤工作面。在一定距离设置一个推溜器；设在平巷内的泵站使压力液经高低压管路循环。如果用的是外主式的液压推溜器，则用注液枪来注液，此时也不需要在推溜器上连接固定管路了。液压推溜器使用的液体是含35%乳化油的中性水溶液。2.7锚固装置锚固装置的刮板输送机在倾角较大的工作面工作有下滑可能时，用以固定、防滑之用。它由单体液压支架和锚固架组成，锚固架与机头架、机尾架连接，使用液压支架的泵站。93总体方案的确定3 总体方案的确定设计主要内容和要求：设计拟定参数：设计溜槽长度 200m生产输送能力 1000t/h传动拟定链速 1m/s要求：（1）刮板输送机传动方案设计成 ；（2）拟定减速器的设计 ；（3）完成主要传动组件及零件运作图设计 ；（4）编写设计计及计算说明书 。3.1主要技术参数刮板输送机是与综采工作面的采煤机、液压支架设备配结合套使用，完成采区采煤，并将采煤机采下的煤输送出去的设备。传动系统图如图3-1所示图3-1传统系统图该机的主要技术参数如表3-1：10内蒙古民族大学学士学位论文表3-1 主要技术参数3.2电动机的选择要符合矿井电机的具体工作环境情况，电机必须有防爆和电火花的安全性能，确保在有爆炸危险的含煤尘和瓦斯的空气中能绝对安全，并且电机工作要稳定可靠，启动转矩要大，防过载能力强，效率高。所以要选择矿用防爆电动机：型号为YZ400L1-10 ；其主要参数如下：功率： 160 kW；转速： 587 r/min；电压： 1140 V；效率： 91.50% ；功率因数：0.790 ；外形尺寸：1865 （2120）×855 ×950 ；重量：2400 kg 。3.2.1运输能力计算按连续运行的计算公式为：Q?3.6A??v （3―1）式中Q――刮板输送机的输送能力，t/h；A――中部槽物料运行时的断面积，m2；?――为物料的散碎密度，kg/m3；113 总体方案的设计?――转满系数；v――刮板链速，m/sQ?3.6A??v=3.6×830×tan20?×0.97×0.96×1=1013t/h＞1000t/h 满足设计要求3.3总传动比及传动比的分配3.3.1总传动比的确定总传动比 i总?3.3.2传动比的分配初定齿数及各级传动比为:i1?3.3525i2?3..35 20i3?2.7573.4各级传动计算3.4.1各轴转速计算从电动机出来，各轴依次命名为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ轴。Ⅰ轴 n1?587r/minⅡ轴 n3?n/i1?587/3.r/min Ⅲ轴 n4?n3/i2?175.1/3.r/min Ⅳ轴 n7?n4/i3?55.14/2.757?20.0r/min 12内蒙古民族大学学士学位论文3.4.2各轴功率计算Ⅰ轴 p1?p??1??2??3??4?160?0.99?0.99?0.97?0.97?147.55kwⅡ轴 p2?p1??2??3??4?147.55?0.99?0.97?0.97?137.44kwⅢ轴 p3?p2??2??3??4?137.44?0.99?0.97?0.97?128.02kw Ⅳ轴 p4?p3??2??3??4?128.02?0.99?0.97?0.97119.25kw 式中 根据[8]表3-9 ?1――滚动轴承效率 ?1=0.99?2――闭式圆柱齿轮效率 ?2=0.97 ?3――花键效率 ?3=0.99?4 ――卷筒效率 ?4=0.973.4.3各轴扭矩计算Ⅰ轴 T1??2400.52N?m 1/n1?Ⅱ轴 T2??/175.1?7496.01N?m Ⅲ轴 T3??/55.4?22068.4N?m Ⅳ轴 T4??/20?56941.8N?m ⑴选择齿轮材料查文[2]表3-8 两个齿轮都选用18CrTi渗碳淬火 HRC 60～62许用接触应力[?H] 由式，[?H]??HlimSHminZN （3―2）?Hlim1=1572N/mm2 ?Hlim2=1572N/mm133 总体方案的设计接触疲劳极限?Hlim接触强度寿命系数ZN 应力循环次数N 由式 N1=60n1jLh?60?587?1?(20?360?10)=2.34?109 N2= N1/i=2.34?109/3.?108查得ZN1、ZN2 ZN1=1 ZN2=1.05根据文献{7] 接触强度最小安全系数 SHmin SHmin=1 则 [?H1]? [?H2]?/1 许用弯曲应力[?F] 由式, [?F]?弯曲疲劳极限?Flim?Flim1?1100N/mm2 ?Flim2?1100N/mm2 ?FlimSFminYNYX （3―3） 弯曲强度度寿命系数YN YN1=YN2=1 弯曲强度尺寸系数 YXYX=1 弯曲强度最小安全系数 SFmin SFmin=1.4则 [?F1]?/1.4?785.7N/mm?785.7N/mm [?F2]?/1.4?785.7N/mm?785.7N/mm ⑵按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按vt?(0.013~0.022)n1p1/n1估取圆周速度?t?9m/s，选取?t?9m/s 公差组8级小轮分度圆直径d1， 根据文献[5]有公式??dm?2kT1u2?1ZE?ZH?Z?2??d1??1??()?2u[?H]u?1??d? （3―4）14内蒙古民族大学学士学位论文齿宽系数?dm：查表6.9按齿轮相对轴承为非对称布置，取 ?dm＝0.50小齿轮齿数Z1： Z1=20大齿轮齿数Z2 Z2?I?Z1?3. 齿数比u u?Z2/Z1?3.35 传动比误差?u/u?0 误差在?3%范围内 小轮转矩：T1T1?9.55?106P/n1=9.55?106?147.55/587?2.4?106载荷系数K： K?KA?KV?K? （3―5） 使用系数KA：查表动载荷系数KV： 由推荐值1.05～1.4 KVt＝1.2 齿向载荷分布系数K?：由推荐值1.0~1.2 K?＝1.1则载荷系数K的初值k?1?1.2?1.1材料弹性系数ZE：查表 ZE?189.N/mm2 节点影响系数ZH： 故??2?1.32?2.4????1??0.503.352?1??3.352?1?189.8?2.5????121.630mm 3.35?1572?2 齿轮模数m mm = d1/z1?122/20?6.1mm 圆整 m=7mm小轮大端分度圆直径d1d1?mz1?7?20 =140mm 小轮平均分度直径dm1153 总体方案的设计???dm1?0.50???140/?1???122mm 1? dm1?d1/?????22u?1?3.35?1???圆周速度?m?m??dm1?60000???122?587/7m/s齿宽b b??dmdm1?0.50?122?61mm 圆整 b=62mm⑶齿根弯曲疲劳强度校核计算 根据文献[5]第七章有公式 ?dm?2KT1???YFaYSa???F? （3―6） ?F?1???2bd1m?u?1?当量齿数Z? Z?12u2?1?Z1/cos?1?20/?19.16 uZ?2?Z2U2?19.16?3.352?64.18 齿行系数YFa 小轮YFa1 YFa1=2.84 大轮YFa2 YFa2=2.26 应力修正系数YSa小轮YSa1 YSa1=1.54 大轮YSa2 YSa2=1.74 故?F12?1.32?2.4?10??1???20?140?7?6?0.50??2.84?1.54?1257N/mm2?3.352?1?2?F22?1.35?2.4?10?0.59????2.26?1.74?1130N/mm2 ?1???20?140?73.352?1??62⑷齿轮其他主要尺寸计算16内蒙古民族大学学士学位论文大端分度圆直径d2 d2?mz2?7?67?469mm1分度圆锥角? ???17? u切向变位系数?t ?t2???t1 径向变位系数x小齿轮 当Z1?13时，?1?0.469（1?cos?2=0.42 ）ucos?1大齿轮 ?2???1齿顶高ha ha1?m=7 齿根高hfhf1?1.2m?1.2?7?8.4 齿高 h?2.25m?2.25?7?15.75 齿根圆直径dfdf?(z?2.5)m?(20?2.5)?7?122.5 大端分度圆齿厚S 小齿轮2大齿轮 S1=m(??2x1tan??xt1)=7(?2?2?0.42?tan20??0.42)?15.28S2??m?S1=6.162/2?2?.7mm 锥距R R?d12?d2小轮大端顶圆直径da1?d1?2mcos?1?140?2?7?0.958?154.6 大轮大端顶圆直径da2?d2?2mcos?2?469?2?7?0.286?473mm 直齿圆柱齿轮 选择齿轮材料，确定许用应力173 总体方案的设计由齿轮传动手册两个齿轮都选用18CrTi渗碳淬火 许用接触应力[?H] [?H]?接触疲劳极限?Hlim ?HlimSHminZN （3―7）?Hlim1=1572N/mm2 ?Hlim2=1572N/mm接触强度寿命系数Z 应力循环次数N 由式6-7N1 =60n1jLh?60?175.1?1?(20?360?10) =7.564?108 N2 = N1/i=7.564?108/3.?108 查得ZN1、ZN2ZN1=1 ZN2=1.05接触强度最小安全系数SHmin SHmin=1则 [?H1]?=1572N/mm2[?H2]?/1=1650.6N/mm2许用弯曲应力[?F] 根据文献[5]有公式 [?F]?（3―8）弯曲疲劳极限?Flim,?Flim1?1100N/mm2?Flim2?1100N/mm2 ?FlimSFminYNYX弯曲强度度寿命系数YN YN1 =YN2 =1 弯曲强度尺寸系数YX YX=1 弯曲强度最小安全系数SFmin SFmin=1.4则 [?F1]?/1.4?785.7N/mm2 [?F2]?/1.4?785.7N/mm2 ⑹确定齿轮传动精度等级，采用直齿圆柱齿轮传动按文献[6]第二章公式2-8 18内蒙古民族大学学士学位论文?t?（0.013~0.22）?n1?p1/n1 （3―9） 估取圆周速度?t?3m/s。??公差组9级小轮分度圆直径d1 ?ZEZHZ?d1????H??2KT1?u?1?? （3―10） ??ud?2齿宽系数?d，按齿轮相对轴承为非对称布置 ?d?0.8 小轮齿数Z1 在推荐值20~40中选 Z1?25 大轮齿数Z2 Z2??Z1?2.757?25?70 齿数比u u?Z2/Z1?70/25?2.8 传动比误差?u/u=0 误差在?3%范围内合适 小轮转距T1 T1=9.55?106P/n1=9.55?106?128.02/55.4?2.2?107载荷系数K K?KA?KV?K? （3―10） 使用系数KA KA＝1动载荷系数KV由推荐值 1.05~1.4 取 KVt＝1．2齿向载荷分布系数K?由推荐值1.0～1.2 取 K?＝1.1则载荷系数K的初值k?1?1.2?1.1?1.32材料弹性系数ZE ZE?189.8N/mm2节点影响系数ZH ZH＝2.5 重合度系数Z? 由文献[7]表6-4 推荐值0.85~0.92 取 Z?=0.87 193 总体方案的设计故 7?2.823?1??170.86 189.8?2.5?0.872?1.45?2.2?10??d1???.823??2齿轮模数m m?d1/Z1=170.86/25=7 小轮分度圆直径d1 d1?mZ1?7?25?175mm 圆周速度????d1n1/60000=??175?55.4/m/s 标准中心距aa?m(Z1?Z2)/2?7?(25?70)/2?332.5mm 齿宽b b??dd1?0.8?175?140mm 大轮齿宽b2 b2?bb2?140mm小轮齿宽b1 b1?b2?(5~10)?145mm ⑺齿根弯曲疲劳强度校核计算 根据文献[4]公式3-7由式 ?F?2KT1YFaYSaY????F? （3―11） bd1m齿形系数YFa 小轮 YFa1?2.62 大轮 YFa2?2.24 应力修正系数YSa 小轮YSa1?1.59 大轮 YSa2?1.75 重合度?a?a?1?Z1?tan?1?tan???Z2?tan?a2?tan??? 2??????5?20cos20??????tan20???25??tan????5?20?2?51???????1.69 =?2?3.14???5?64.7cos20?????70??tan????tan20?????5?64.7?2?5???????20内蒙古民族大学学士学位论文重合度系数Y??0.25?0.75/?a?0.69故 ?F1?2?1.32?2.2?107?2.62?1.59/?140?175?7??1626N/mm2?F2?2?1.32?2.2?107?2.24?1.75/?145?175?7??1390N/mm2 ?F1?[?F1] ?F2?[?F2] 齿根弯曲强度满足⑻齿轮其他主要尺寸计算大轮分度圆直径 d2?Z2m?70?7?490mm 根圆直径dfdf1?d1?2hf?145?2?1.25?7127.5mm df2?d2?2hf?490?2?1.25?7?472.5mm 顶圆直径dada1?d1?2ha?145?2?7?159mm da2?d2?2ha?490?2?7?504mm ⑼ 选择齿轮材料，确定许用应力直齿圆柱齿轮 由齿轮传动手两个齿轮都选用 20CrTi许用HRC 60接触应力[?H] 由式， [??HlimH]?SZNHmin接触疲劳极限?Hlim?Hlim1=1572N/mm2 ?Hlim2=1572N/mm 接触强度寿命系数ZN 应力循环次数N 由式N1=60n1jLh?60?135.36?1?(20?360?10)?5.85?108 N2= N1/i=5.85?108/2.823?2.07?108 查得ZN1、ZN2 ZN1=1 ZN2=1.05 接触强度最小安全系数SHmin SHmin=121 ～623 总体方案的设计则 [?H1]? [?H1]=1572N/mm2 [?H2]?/1 [?H2]=1650.6N/mm2许用弯曲应力[?F] 由式, [?F]??FlimSFminYNYX弯曲疲劳极限?Flim ,?Flim1?1100N/mm2 ?Flim2?1100N/mm2弯曲强度度寿命系数YN YN1=YN2=1 弯曲强度尺寸系数 YX=1 弯曲强度最小安全系数 SFmin=1.4 则 [?F1]?/1.4?785.7N/mm [?F2]?/1.4?785.7N/mm ⑽确定齿轮传动精度等级，采用直齿圆柱齿轮传动按?t?（0.013~0.22）?n1?p1/n1估取圆周速度?t?3m/s选取??公差组9级小轮分度圆直径d1 根据文献[5]公式7-6有 ?ZEZHZ?d1????H??2KT1?u?1?? （3―12） ??ud?2齿宽系数?d 查文献[6]表6.9，按齿轮相对轴承为非对称布置 ?d?0.8小轮齿数Z1 在推荐值20~40中选 Z1?25 大轮齿数Z2 Z2??Z1?2.757?25 Z2?69 齿数比u u?Z2/Z1?69/25 u?2.76 传动比误差?u/u=0 误差在?3%范围内 合适 22内蒙古民族大学学士学位论文小轮转距T1 T1=9.55?106P/n1 =9.55?106?128.02/55.42.2?107 载荷系数K： K?KA?KV?K?使用系数KA：KA＝1动载荷系数KV：由推荐值 1.05~1.4 KVt＝1．2 齿向载荷分布系数K?： 由推荐值1.0~1.2 K?＝1.1则载荷系数K的初值 k?1?1.2?1.1 K=1.32材料弹性系数ZE： ZE?189.8N/mm2节点影响系数ZH： ZH＝2.5重合度系数Z? 由推荐值0.85~0.92 Z?=0.877?2.757?1??189.43 189.8?2.5?0.872?1.45?2.2?10??故 d1?3??.757??2齿轮模数 m?d1/Z1=189.43/25=8mm 小轮分度圆直径 d1?mZ1?8?25=200mm 圆周速度 ???d1n1/60000=??200?55.4/m/s 标准中心距 a?m(Z1?Z2)/2?8?(25?69)/2?376mm 齿宽b b??dd1?0.8?200?160mm 大轮齿宽b2 b2?b b2?160mm 小轮齿宽b1 b1?b2?(5~10)?166mm ⑾齿根弯曲疲劳强度校核计算由式 ?F?2KT1YFaYSaY????F? bd1m齿形系数YFa 小轮 YFa1?2.90 大轮 YFa2?2.14 应力修正系数YSa 小轮 YSa1?1.535 大轮 YSa2?1.83 233 总体方案的设计重合度 ?a?1?Z1?tan?1?tan???Z2?tan?a2?tan??? 2??????7?20cos20???????20??tan????tan20???7?20?2?71????1.64 ??? =?2?3.14???7?45.66cos20????45.66??tan????tan20?????7?45.66?2?7???????重合度系数 Y??0.25?0.75/?a Y??0.71 故 ?F1?2?1.45?2.2?107?2.90?1.535/?166?200?8??1016N/mm2?F2?2?1.45?2.2?107?2.14?1.83/?166?200?8??934N/mm2 ?F1?[?F1] ?F2?[?F2] 齿根弯曲强度满足⑿齿轮其他主要尺寸计算大轮分度圆直径 d2?Z2m?69?8?552mm根圆直径dfdf1?d1?2hf?166?2?1.25?8?146mmdf2?d2?2hf?552?2?1.25?8?532mm顶圆直径dada1?d1?2ha?166?2?8?182mmda2?d2?2ha?552?2?8?568mm3.5轴的设计及强度校核3.5.1高速轴Ⅰ轴的设计考虑I轴与电机伸轴用液力耦合器联接， 电动机的轴伸直径为D=48mm，查文献[4]表8-3选取联轴器规格根据轴上零件布置，装拆和定位需要该轴各段尺寸24内蒙古民族大学学士学位论文该轴受力计算6转距T1?9.55?106P.55/587?2.4?10N?mm 1/n1?9.55?10?147输出轴上大齿轮分度圆直径d1?mnz2?552mm圆周力 Ft?2T1/d1?2861N径向力 Fr?Fttan?n?1041N轴向力 Fa?Fttan??1804N⑴初步估算轴的直径选取40Cr钢作为轴的材料，渗碳淬火处理，由式dmin?A3p 计算轴的n最小直径并加大3%以考虑键槽的影响。 查文献[9]表5-4 取A=107则： dmin?A3p n拟定轴上零件的装配方案如图3-2所示图3-2Ⅰ轴的设计轴段（1）左端联接限矩型液力联轴器，如图3-4所示联轴器的联接尺寸为181mm，取减速器伸出轴段部分的长度为190mm；与联轴器联接的孔径为130mm，因此取轴段（1）的直径为130mm。253 总体方案的设计图3-3液力联轴器轴段（2）上装有单列圆锥滚子轴承，外力在两支点外作用，安装选用反安装结构，能使轴的支撑有较高的刚度。轴承间隙是靠轴上的圆螺母来调整的，轴上要加工螺纹。为了调节圆锥齿轮的轴向位置，把一对轴承放在同一个套杯中，套杯则装在外壳的座孔中，通过增减套杯端面与外壳之间的垫片厚度即可使圆锥齿轮轴的位置发生改变，从而调整锥齿轮啮合的接触区。选择轴承代号为32928 T=67.57mm d＝140mm D=300mm由此确定轴段（2）的直径为140mm，长度为125mm。轴段（3）装有套筒用于调整齿轮的轴向尺寸，为了提高轴的强度和刚度，应尽量缩短轴承与传动件的距离。小锥齿轮选用悬臂式，以便于装配。为使轴的刚度较好，取两轴承支点跨距l1?2l2。由轴承接触角的大小确定轴承的支点，选取轴段（3）的长度为140mm，直径为130mm。轴段（4）装有单列圆锥滚子轴承，选用反安装结构，左端由套筒定位，右端由挡油环定位，确定轴段（4）的直径为140mm，长度为125mm。键的长度为160mm。3.5.2 Ⅱ轴的设计⑴确定轴的最小直径中间轴为齿轮轴结构，选取轴的材料为20CrMnTi，渗碳、淬火、回火 处理。初估轴的最小直径，可得26内蒙古民族大学学士学位论文dmin?A?P2?101mm n2拟定轴上零件的装配方案如图3-4所示：图3-4II轴的设计⑵按轴向定位要求确定各轴段直径和长度为使传动件在轴上的固定可靠，应使轮毂的宽度略大于与之配合轴段的长度，以使其他零件顶住轮毂，而不是顶在轴肩上轴段（1）装有单列圆锥滚子轴承，轴的外力在支点间作用，选用正安装能使轴段支承具有良好的刚性，可用端盖下的垫片来调整轴承的间隙。选择轴承代号为32232 T=84mm d＝160mm D=290mm轴承的右端装有挡油环来调整轴向间隙。轴段（1）的长度为185mm，直径为160mm。轴段（2）装有弧齿圆锥齿轮，选用简支式支承，该支承结构结构简单，支承刚性好。锥齿轮的轴向长度 150mm，选取轴的直径为170mm，长度为320mm。轴段（3）为齿轮轴结构部分，尺寸由齿轮3的决定。轴段（4）装有单列圆锥滚子轴承，根据轴承的尺寸确定该轴段的直径为160mm，长度为125mm。3.5.3 Ⅲ轴的设计⑴确定轴的最小直径Ⅲ轴的材料为20CrMnTi，渗碳、淬火、回火 处理。初估轴的最小直径，可得 dmin?A?3P2?145mm n2拟定轴上零件的装配方案如图3-5所示273 总体方案的设计图3-5III轴的设计⑵ 按轴向定位要求确定各轴段直径和长度轴段（1）装有单列圆锥滚子轴承，轴的外力在支点间作用，选用正安装能使轴段支承具有良好的刚性，可用端盖下的垫片来调整轴承的间隙。选择轴承代号为32234 T=91mm d＝170mm D=310mm轴承的右端装有挡油环来调整轴向间隙。轴段（1）的长度为200mm，直径为170mm。轴段（2）为齿轮轴结构部分，尺寸由齿轮3的决定 轴段（3）为齿轮轴结构部分，尺寸由斜齿轮3的决定。 轴段（4）装有单列圆锥滚子轴承，根据轴承的尺寸确定该轴段的直径为170mm，长度为175mm。3.5.4输出轴的设计⑴确定轴的最小直径输出轴的材料为20CrMnTi，渗碳、淬火、回火处理。初估轴的最小直径，可得dmin?A?P3?198.7mm n3拟定轴上零件的装配方案如图3-6所示28内蒙古民族大学学士学位论文图3-6输出轴的设计⑵按定位要求确定各轴段直径和长度轴段（1）左端联接膜片联轴器，型号为JM116，轴孔长度L=200mm，选取减速器伸出轴部分的长度为325mm，直径为230mm。轴段（2）装有单列圆锥滚子轴承，轴承的内侧至箱体内壁应留有一定的间距，由于采用脂润滑，所留的间距较大，以便放挡油环，防止润滑油溅入而带走润滑脂，又当小齿轮齿顶圆小于安装轴承的孔径时，也可防止齿轮啮合传动时挤出的赃油进入轴承，加速轴承的磨损。轴的外力在支点间作用，选用正安装能使轴段支承具有良好的刚性，可用端盖下的垫片来调整轴承的间隙。选择轴承代号为32052 T=87mm d＝260mm D=400mm轴承的右端装有挡油环来调整轴向间隙。轴段（2）的长度为200mm，直径为260mm。轴段（3）作用是为了调整输出轴上个零件的轴向距离和对单列圆锥滚子轴承的轴向定位。根据单列圆锥滚子轴承内圈定位点来确定轴的直径，选择轴的直径为315mm。轴段（5）上安装齿轮，齿轮4的齿宽为280mm，故选取该轴段的长度为285，以便于齿轮的装配要求。由此，确定轴段（5）的直径为270mm轴段（7）装有单列圆锥滚子轴承，选用正安装能使轴段支承具有良好的刚性，可用端盖下的垫片来调整轴承的间隙。选择轴承代号为 32052T=87mm d＝260mm D=400mm轴承的右端装有挡油环来调整轴向间隙。294箱体及附件的设计校核轴段（7）的长度为285mm，直径为260mm。4 箱体及附件的设计校核箱体是用来支持并固定轴组件，确保轴组件运转精度，保证内部良好润滑以及可靠密的封等的外部。减速器箱体用灰铸铁铸造，因为灰铸铁有铸造性能优良和减缓振动的性能，方便易获得实用美观外形。减速器要做成卧式结构，箱体沿轴心线所在水平面剖开，在装置上面能埋所有组件的面分成箱座和箱盖两部分，这样有利于箱体制造和保护轴组件驻零件。铸铁减速器箱体的主要结构尺寸：箱座壁厚 ??0.0125?d1m?d2m??1?0.6??1?8.7mm ， 考虑减速器工作环境恶劣，选择??18mm。式中 d1m――小锥齿轮的平均直径 d2m――大锥齿轮的平均直径箱盖厚 ?1?0.01?d1m?d2m??1?0.01??120?496??1?7.16mm取?1?18mm 箱盖凸缘厚度 b1?1.5?1?1.5?18?27mm箱座凸缘厚度 b?1.5??1.5?18?27mm箱座底凸缘厚度 b2?2.5??2.5?18?45mm地脚螺钉直径 df?0.018?d1m?d2m??1?0.018??120?496??1?12.09mm取 df?26mm 地脚螺钉数目 n?6箱盖肋板厚度 m1?0.85?1?0.85?18?15.3mm 取 m1?16mm箱座肋板厚度 m?0.85??0.85?18?15.3mm 取 m?16mm盖与座连接螺栓直径 d2?0.6df?0.6?26?15.6mm 取 d2?16mm定位销直径 d?0.8d2?0.8?16?12.8mm 取 d?14mm对于完整的减速器来说，箱体上必须设置窥视孔和窥视孔盖，放油孔和放油螺栓，、通气器，起盖螺钉、油标，定位销，起吊挂挂钩，轴承盖等附件。窥视孔是用来检查传动件润滑状态，啮合情况，接触斑点以及齿侧间隙等的装置，有时也可用来加润滑油。放油孔宜箱座面的最低处设置，一般会将箱体的内底面设计成与放油孔而有1?~1.5?夹角，并在油中而附近做一小凹而，用来 30内蒙古民族大学学士学位论文攻螺纹和油污的汇集及排放。 在箱盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，以便箱体内热胀气体能自由排放，由此来保持箱体内外压力的均衡，增加箱体缝隙处的密封性能。吊环螺钉是标准件，按起重重量标准选取。轴承盖的作用是封闭减速器箱体的轴承座孔，同时固定轴组件的轴向位置，并且能承受轴向力 。4.1 轴的强度校核高速轴： D2?D?5d3?D?40?92 中间轴： D2?D?5d3?D?40?112mm； 低速轴： D2?D?5d3?D?4?125mm轴所受的力：高速级： Ft?2T12?20.473 ??998.7N?1000N d10.041Fttan?n1000?tan20???373N cos?cos12.7?Fr?Fa?Fttan??1000?tan12.7??225.4N低速级： Ft?2T12?89.83??2566.6N d10.07Fr?Fttan?n?2566.6?tan20??934.2N4.1.1轴的受力分析高速轴： T=20.473N?M； FrC=373N?M； FaC=225.4N?M；FtB?290N;FtD?710N;由力平衡有： FaB?Fa?225.4N;FrB?135.5N;FrD?237.5N;314箱体及附件的设计校核MC?M1C?M2C?38.4N?MT?20.473 N?M 22受力如图：M1C?FrB?120?16.26N?M； M2C?FtB?120?34.8N?M；选材为18CrTi，所以32内蒙古民族大学学士学位论文查表有：?B?650N/mm2?[??1b]?60N/mm2,[??1b]?215N/mm2???[??1b]?0.28； [??1b]VVC?M2?(dT)2?39N?M所以，危险截面为截面C?dC??18.6mm； （4―1） 而此处 dC?31mm?18.6mm， 所以，此处满足强度要求，安全。 中间轴：FtC?1000N； FrC?373N?M； FaC?225.4N?M； FtB?2566.6 N?M； FrB?934.2 N?M； T?89.83 N?M；FtA?1433.6N;FtD?133N;由力平衡有： FaD?FaC?225.4N;FrA?639.3N;FrD?78.13N;334箱体及附件的设计校核受力如图：?1 N?m； M?B?FrA?56.5?36.12 N36N?mm； M?B?FtA?56.5?81N?mM?C?FrD?51?16.88 N? N??mm N?mm； M?C?FtD?51?6.8N可见B处受力更大，N?mm MB?88.7 N?T=89.83 N?m选材为18CrTi调质处理，所以34内蒙古民族大学学士学位论文查文献[7]表9-4有：?B?650N/mm2?[??1b]?60N/mm2,[??1b]?215N/mm2???[??1b]?0.28；[??1b]?MVB??92.2N?m； 所以，危险截面为截面B?dC??24.86mm；而此处 dC?32mm?24.86mm 低速轴：FtC?1000N； FaC?225.4N?m FrB?934.2N?m 由力平衡有：FtA?1728.4N;FtC?838.2N;FrA?629.1N;FrC?305.1N;35 故此处满足强度要求是安全的。 FrC?373N?m FtB?2566.6 N?m T?262.7N?m4箱体及附件的设计校核受力如图：M1C?FrB?56.5?35.5N?m M2C?FtB?56.5?97.7N?m MB??104N?m4N?m T=262.7 N?M选材为18CrTi调质处理，所以查表有： ?B?650N/mm2?[??1b]?60N/mm2; [??1b]?215N/mm2; 36内蒙古民族大学学士学位论文???[??1b]?0.28； [??1b]MVC??T?0.28?262.7 = 37.6N.m MVB?MVC 所以，危险截面是截面B?dB??27.7mm；而此处dC?47mm?27.7mm， 所以，此轴满足强度要求，安全。4.2 齿轮详细参数高速大齿轮：Da?188.5mm?160D4?32mm； D3?1.6D4?51.2取：D3?52mm；D0?Da?(10?14)取：D0?164mmD1?(D0?D3)/2?108mmD2?(0.25~0.35)(D0?D3)?28~39.2取：D2?30mm； C?0.3B?13.5;取：C?14mm；低速大齿轮：Da?215mm?160D4?47mm；D3?1.6D4?75.2取：D3?76mm；D0?Da?(10?14)取：D0?184mm；D1?(D0?D3)/2?130mm；D2?(0.25~0.35)(D0?D3)?27.25~38.15取：D2?30mm；C?0.3B?16.5;取：C?16mm37 ；结论结论结合目前刮板输送机的状况及发展趋势，本设计试着为刮板输送机的运输距离，输送量，各组织部件做了上些改进。内容，前面主要总结了刮板输送机包括电动机选型，减速器，机头部，中部槽，过渡槽，机尾部，紧链装置的应用特点及技术建议，后面则是针对拟定数据处的各传动部分的计算和检验，其中付有个别说明图。38内蒙古民族大学学士学位论文致 谢在本次毕业设计完成之际，我想对史吏老师表达我真挚的感谢。老师们态度和蔼、学识渊博、有问必答，在指导毕业设计的过程中，史老师不厌其烦地答疑 、解惑，严谨负责的态度不仅促使我们更加端正的对待毕业设计，使我对四年中所学到的专业知识有了系统地认识和运用，收获颇丰，也同时积极的影响着我以后的工作态度。在本次设计过程中无论是在内容的规划还是在格式的规范上史老师都给与了我很大的帮助。史老师一次又一次指出了我内容的不足之处，经过仔细的思考我才认识到并及时改正。史老师在我的的论文格式上的帮助很大，最初以为格式可以随便点但看了史老师亲手给我批改的论文后我如梦方醒，被老师严禁的学术态度所打动，因此后来投入了很大的精力来对论文格式进行修改。也正是因为史老师的高度负责，才使我的毕业设计能够顺利如期完成。最后，非常感谢各位老师评阅本毕业设计，由于作者水平有限，在进行设计的过程当中，难免有疏漏之处，恳请各位老师批评指正。39参考文献[1]唐增宝，常建娥.机械设计课程设计[M].高等学校机械设计系列教材 .2008[2] 马彩霞，张建德，呼如升.我国刮板输送机发展的现状分析[J]. 煤炭技术 2006[3] 刘从胜，陈涛.刮板输送机的使用与维修[M].煤炭技术 2006[4] 韩幼祥.刮输送机的改进 .煤矿机械 2005[5] 金晓颖.刮板输送机的发展趋势 .中州煤炭 2003[6] 王琳.刮板输送机的优化设计 .煤矿机械[7] 马丽，国内外刮板输送机的结构分析。 煤矿机电，2004[8] 杨晓梅.刮板输送机的结构及常见故障.科技资讯 2006[9] 于学谦.矿山运输机械 .煤炭工业出版社 2005[10] 赵桓后.国产重型刮板输送机的发展在煤炭开发的战略地位.河北煤炭,2004[11] 刘鸿文.材料力学[M].第四版.高等教育出版社[12] 范维唐等.采煤机械化设备使用与维护。黑龙江科学技术出版社，1988[13] 成大先.机械设计师手册单行本润滑与密封.北京：化学工业出版社，2004[14] 成大先.机械设计师手册单行常用设计资料.北京：化学工业出版社，2004[15] 程志红，唐大放.机械设计. 南京:东南大学出版社, 200640欢迎您转载分享：
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