煤炭物料输送机设计毕业论文(编辑修改稿)

煤炭物料输送机设计毕业论文(编辑修改稿)内容摘要：

=1234m 链板高度： 0h =200177。 链板 厚度： 0d =40177。 即链板型号为 1234 200 40 检验该链板是否满足货载最大横截面的要求，如图 所示 图 溜槽中货载最大断面积 溜槽上物料断面积 A： 21 2 3 0 0 2 1 11 ()24 DA A A A b h b b b h          () 式中： A A2— 单侧挡板溜槽上物料断面各部分的面积， m2； A3— 导向管断 面面积， m2； b— 溜槽宽度 m， ； 1b — 左槽帮钢上框架宽度（ m），查标准得 1  ； 2b — 挡煤板底座宽度即 溜槽距挡板的距离， m，查标准得 2  ； h0— 溜槽槽口高度， m，有前面可知 0  ； b0— 溜槽槽口宽度 ,m，由前面可知 0  ； h1— 物料输送机工作时档煤净高， m，  1 2 1 ta n (1. 5 0. 25 0. 12 5 ) ta n 34h b b b       ˚=； α — 安息角即物料 的动堆积角，由《机械手册》中可知煤炭安 息角在 30˚~40˚，本设计中取 α =34˚； D— 导向管直径， m，由标准得 ； γ — 装载系数，由前面可知γ =。 把已知数据代入式 得 21 3 . 1 4 0 . 0 81 . 2 5 0 . 2 0 . 9 1 . 6 2 5 1 . 124A           F m   所以满足货载最大横断面积要求 2)输送链单位长度的质量计算 该输送链单位长度的质量 1q 由链板的质量和圆环链的质量组成，本设计中0q 采 用平均值表示。 ⑴ 链板的质量计算 由《物料输送机通用技术条件》 MTT 105— 20xx 可知中双链物料输送机根据链条节距和负载不同，两相邻间链板的距离有 10环、 12 环、 14 环等三种安装方式，在本设计中采用 12环安装方式，所以两相邻间链板的距离 S为 S=PN () 式中： N— 相邻链板之间的安装环数，本设计中取 N=12； P— 圆环链的节距，由前面可知 P=126mm； 把已知数据代入 式，得 S=126 12=1512mm≈ 所以在长度（单程） L=300m 所需要的链板数目 n为 n=LS () 式中： L— 物料输送机的长度， m，本设计中取 L=300m； S— 两相邻链板间的距离， m，由前面可知 S=。 把已知数据代入 式，得 n=300  每一块链板的体积 ν = 00bhd 式中： 0b — 链板宽度， m，由前面可知 0  ； 0h — 链板的高度， m，由前面可知 0  ； d — 链板厚度， m，由前面可知 。 把已知数据代入 式，得 ν = = 2310m 所以链板的总体积 总 总 =ν N= 2 3 310 200 2mm  所以链板的质量 m刮 为 m刮 v 总 () 式中：  — 链板的密度， 3kgm ，由密度表可查得  10 kg m ； 总 — 链板的体积之和， 3m ，由前面可知 总 32m。 把已知数据代入 式，得 m刮 = 10 2 10 kg     ⑵圆环链的质量 根据《矿用高强度圆环链》 GBT 12718— 20xx 查得该圆环链的单位长度质量 kg m ，所以长度为 L=300m 圆环链的质量 = 2 2 .7 3 0 0= 6 8 1 0k gm 圆 由于该输送链采用的是双中链，即该部分的圆环链的质量有两条链组成。 所以 39。 m =2m圆 圆 =2 6810=13620kg。 . 所以输送链的单位长度的质量 1q 为 0q = 39。 mmL刮 圆 () 把已知数据代入 式，得 0q =15700 13620 97300 kg  运输能力计算 按连续运行的计算公式为： vAQ  式中 Q —— 物料输送机的运输能力， t/h； A —— 中部槽物料运行时的断面积， 2m ；  —— 为物料的散碎密度， kg/m3 ；  —— 转满系数； v —— 输送链速， m/s vAQ  = 830 tan20 1 =1013t/h＞ 1000t/h 满足设计要求 机械传动装置的传动方案的设计 本次课题的选题来自煤矿运输机械 —— 煤炭物料输送机的机头减速器。 当前现场使用的 150T 物料输送机 JS型减速器具有以下缺点： （ 1） 体积大，且笨重。 （ 2） 承载能力，使用寿命，传动效率较差。 （ 3） 运行精度和质量不高。 （ 4） 结构设计不够合理。 （ 5） 生产成本较高，市场竞争力不大。 考虑，煤矿机械的市场竞争必须以质优价廉取胜，非常需要改进设计新的减速器。 改型减速器要减小体积和重量，必须使结构设计更加合理，精选材料，强化工艺，在技术参数选择和加工工艺上达到更高的水平，使改型减速器的应用更上一个新台阶。 JS 系列减速器的特点如下： （ 1） 齿轮，齿轮轴采用铸件，经渗碳，淬火，磨齿处理，零件的机械性能和耐磨性能高。 （ 2） 体积减小，重量减轻。 （ 3） 提高了运行的精度和质量，降低生产成本，提高了市场竞争力。 （ 4） 结构设计合理，拆装方便，易于维修。 因此，本次设计改为锥齿轮，斜齿轮传动，锥齿轮加工困难，宜置于高速级，以减小其直径和模数。 斜齿轮传动较直齿轮平稳，应用于中，低速级。 为了能传递较大的力，选齿轮材料为 20CrMnTi，同时为了增强轴的承载能力，其材料也为 20CrMnTi，轴的结构为阶梯轴。 采用三级传动。 传动方案如图 ,比较改进前后减速器的总体大小如表 ： 图 传动方案 表 改进前后减速器的总体大小比较 总长 总宽 总高 箱体外侧与二轴中心的距离 二轴，三轴之间的中心距 三轴，四轴之间的中心距 改进前 1175mm 497mm 285mm 改进后 549mm 246mm 279mm 116mm 107mm 130mm 通过比较，体积明显减小，减小约 40%，进而所占用的空间减小，使用方便。 减速器齿轮优化设计 锥齿轮的设计、校核及绘制 一、 已知数据 一级采用锥齿轮传动，大小齿轮材料均采用 20CrMnTi ，热处理方法为渗碳后淬火。 强度极限为 B =1100Mpa ，屈服极限为 s =850Mpa ，齿芯强度为 300HBS ，齿面硬度 56~62HRC。 二、 按齿面接触疲劳强度设计主要尺寸 简化设计公式    2212 HRR uKTuR   （式 ） （ 1） 小锥齿轮转矩 1T = MN （ 2） 齿数比 u =1i =3 齿宽系数取 R （ 3） 载荷系数取 k （ 4） 许用应力 查表得 MpaH 1500lim  因为 minHS 在 1~ 之间，取 minHS = 而取 XWLVRN ZZZZ =，所以    M p aSZZZZHXWL V RNHHH1 2 5 0 5 0 0m inlim21  （式 ） 将以上代入（式 ）计算 222 12503)(  R = 取 R=105mm （ 5） 选齿数 小齿轮 1Z =17 大齿轮 2Z =u 1Z =3 17=51 实际齿数比 u =12ZZ =3=1i （ 6） 按经验公式选择模数。 锥齿轮以大端模数为标准值 =122 uZ R=1317 1052 2  （式 ） 取 =4mm （ 7） 计算主要参数 分度圆直径 1d = 1Z =417=68mm （式 ） 2d = 2Z =451=204mm 分锥角 1 =  5117a rc ta na rc ta n 21ZZ= = 845218  （式 ） 2 =90 1 =90  = =71 2143  （式 ） 锥矩 R = 22212 ZZm =（式 ） 齿宽 b = RR =0. 3= （式 ） 取 b =34mm 当量齿数  os 17c os 111  ZZ V=（式 ） 2VZ =  51cos22 Z = 端面重合度 20c os2c osc os 1 11  arhaZZar V Va = （式 ）  haZZar V Va 2c osc os 2 22   （式 ）  )t a n(t a n)t a n(t a n21 2211   aVaVa ZZ =（式 ） 齿宽中心点圆周速度 Vm 10060 144068)(100060 )( 11    ndVm R=（式 ） 平均分度圆直径 )()( 11  dd Rm  mm （式 ） 7 32 0 4)()( 22  dd Rm  mm 中心分度圆模数 )(  mm Rn  mm （式 ） 齿顶高 mmmhh aa 4411   （式 ） mmhh aa 412  齿根高 mmmchh af )()(1   （式 ） 齿顶角 ) 0 7/ r c ta n ()/a r c ta n ( 21  Rh fa （式 ） ) 0 7/ r c ta n ()/a r c ta n ( 12  Rh fa 齿根角 )/a rc ta n ( 11  Rh ff )/a rc ta n ( 22  Rh ff 顶锥角   aa  （式 ）   aa  根锥角   ff  （式 ）   ff  齿顶圆直径 mmhdd aa o s4268c o s2 1111  （式 ） mmhdd aa 0 o s422 0 4c o s2 2222   齿根圆直径 mmhdd ff os2 1111  （式 ） mmhdd ff os2 2222   分度圆弧齿厚 mmmSS 21  （式 ） 三、 校核齿面接触疲劳强度 （ 1） 齿面接触疲劳许用应力 查得 寿命系数 1NZ 润滑油膜影响系数 LVRZ 尺寸系数 1XZ 大小齿轮均为硬齿面 取 1WZ 取 HS 许用应力     M p aHH 125021   （ 2） 齿面接触疲劳应力圆周力 Nd TF mtm 0020 00 1 1  查表得 使用系数 AK 动载系数 VK 齿间载荷分布系数 1K 齿向载荷分布系数 K 弹性系数 MpaZ E  节点区域系数 HZ   Z 锥齿轮系数，因齿根未修缘 1KZ M p aubduFKKKKZZZZmtVAKHEH212  （ 3）强度校核 因为  HH   所 以满足齿面接触疲劳强度要求。 四、 校核齿根弯曲疲劳强度。