带式运输机电动滚筒的设计Word下载.docx
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随着机械化和综合机械化采煤工作面产量的不断提高,带式输送机已经逐渐成为煤矿生产中的一种主要输送设备。
电动滚筒是带式输送机的一个重要动力部件,就冷却形式而言有油冷式、油浸式及风冷式等,就减速形式而言有齿轮减速式及摆线针轮式等,就电动机的安装位置而言有内置式和外置式等。
目前应用较多的是齿轮减速、内置、油冷式电动滚筒,特别是对于小型和微型电动滚筒来说,这种电动滚筒更具有不可替代的地位。
但是,齿轮减速油冷式电动滚筒承载能力较差、传动效率低,右法兰轴结构复杂、工艺性较差。
因此,拟采用活齿减速技术方案对其进行改进设计。
活齿波动传动是用来传递两同轴间回转运动的一种新型传动形式,这与电动滚筒的传动方式完全吻合。
它由激波器V、中心轮K、活齿架H及一组活齿组成,工作时,激波器周期性地推动活齿,这些活齿与中心轮齿廓的啮合点形成了蛇腹蠕动式的切向波,从而与中心轮形成连续的驱动关系。
活齿传动具有结构紧凑、体积小、承载能力大、传动效率高、基本构件的工艺性好等优点,所以一出现就引起了人们极大的兴趣。
1、系统传动方案设计和运动学及动力学参数设计计算
1.1系统传动方案设计
组成:
传动装置由电机、减速器、工作机组成。
特点:
齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀,要求轴有较大的刚度。
确定传动方案:
考虑到电机转速高,传动功率大,故采用刚性联轴器联结电机与减速器。
其传动方案如下:
1-电机2-联轴器3-减速器4-联轴器5-滚筒
图1-1带式输送机总体方案布局图
1.2系统运动学及动力学参数设计计算
1.2.1选择电动机
电动机类型的选择:
Y系列三相异步电动机
电动机功率选择:
η1—联轴器的传动效率:
0.99
η2—每对轴承的传动效率:
η3—圆柱直齿轮的传动效率:
0.96
η4—滚筒与传送带之间的传动效率:
传动装置的总效率:
η=η12×
η24×
η32×
η4
=0.992×
0.994×
0.962×
≈0.83
电机所需的工作功率:
==6KW
确定电动机转速:
计算滚筒工作转速:
n滚筒===76.43r/min
查《机械设计手册》P18-4表18.1-1得二级圆柱齿轮减速器传动比i=8~60,故电动机转速的可选范围是:
n电=n滚筒×
i=(8~60)×
76.43r/min=611.44~4585.8r/min
根据容量和转速,由有关手册查出有三种适用的电动机型号,因此有2种传动比方案如下:
表1-1电机型号
方案
电动机型号
额定功率
KW
额定转速
r/min
重量
Kg
总传动比
1
Y132S1-2
6.5
2900
67
22.31
2
Y132S-4
845
68
11.08
图1-2电机安装及外形尺寸
表1-2电机外形尺寸
型号
A
B
C
D
E
F
G
H
K
AB
AC
AD
HD
BB
L
Y132M-4
216
140
89
38
80
10
33
132
12
280
275
210
315
200
475
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比,可见第二方案比较适合。
因此选定电动机型号为Y132S-4。
1.2.2总传动比并分配传动
总传动比==11.08
分配传动比:
i1=(1.3~1.5)i2,经计算i1=(3.79~4.08),取i1=4,计算得i2=2.77
I1为高速级传动比,i2为低速级传动比。
1.2.3各轴功率、转速、转矩计算
将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴;
η01,η12,η23,η34依次为电机与轴1,轴1与轴2,轴2与轴3,轴3与轴4之间的传动效率。
各轴转速:
=845r/min
==211.25r/min
==76.43r/min
=129.96r/min
各轴输入功率:
P1=P电·
η01=6×
0.99=5.94KWη01=η1
P2=P1·
η12=5.94×
0.99×
0.96=5.82KWη12=η2η3
P3=P2·
η23=5.82×
0.96=5.53KWη23=η2η3
P4=P3·
η34=5.53×
0.99=5.42KWη34=η1η2
各轴输入转矩:
=67.8N·
m
T1=Td·
η01=67.8×
0.99=67.13N·
T2=T1·
i1·
η12=67.13×
4×
0.96=255.21N·
T3=T2·
i2·
η23=255.21×
2.77×
0.96=671.87N·
T4=T3·
η34=671.87×
0.99=658.5N·
1-3轴的输出功率、输出转矩分别为各轴的输入功率、输入转矩乘以1对轴承的传动效率0.99。
2.传动件设计计算
2.1高速级大、小齿轮的设计计算
2.1.1选择齿轮材料
载荷中等、速度不高且传动尺寸无特殊要求,所以大小齿轮都选软齿面齿轮,小齿轮调质处理,硬度230HBS,大齿轮正火处理,硬度190HBS。
根据两齿面的硬度,由《机械设计基础》表6-10中的算式得出两齿轮的接触疲劳强度和弯曲疲劳强度的许用应力:
=380+0.7HBS=541MPa=380+0.7HBS=513MPa
=140+0.2HBS=186MPa=140+0.2HBS=178MPa
2.1.2选取设计参数
小齿轮齿数z1=25,则z2=26×
4=100;
取齿宽系数=1.0
2.1.3按齿面接触疲劳强度设计
小齿轮的转矩T1=32.18N·
m
载荷系数查《机械设计基础》表6-9取K=1.2
d1≥766=766=42.0mm
齿轮的模数为m=≥=1.62。
查《机械设计基础》表6-1取标准第一系列模数m=2。
d1=mz1=26×
2=52mm
2.1.4齿轮的几何尺寸计算
d1=mz1=2×
26=52mm
d2=mz2=2×
104=208mm
da1=mz1+2ha*m=52+4=56mm
da2=mz2+2ha*m=208+4=212mm
df1=mz1-2(ha*+c*)m=52-5=47mm
df2=mz2-2(ha*+c*)m=208-5=203mm
a=(d1+d2)/2=(52+208)/2=130mm
b=ψdd1=1.0×
50=52mm,取b2=52,b1=52+4=56mm
2.1.5校核弯曲疲劳强度
由齿数查表6-12得两齿轮的复合齿形系数为:
YFS1=4.24,YFS2=3.96.
σF1==
=60.55Mpa<=186MPa
合格
σF2==
=56.55Mpa<=178MPa
2.1.6精度设计
查《机械设计基础》表6-8取8级精度.
2.1.7结构设计
主要为大齿轮的结构设计,中间轴孔的厚度:
见参考文献[机械设计基础]P117图6-56.
大齿轮D0=da2-(10~14)mn=212-(10~14)×
2=(184~192)mm.取D0=180mm.
D4为轴径,D4=33mm,D3=1.6D4=1.6×
33=57.63mm,取D3=60,l=b=齿宽,
D2=(0.25~0.35)(D0-D3)=(0.25~0.35)(180-33)=(36.75~51.45),取D2=45mm.r=1mm.
腹板孔厚度:
C=(0.2~0.3)b≥8mm,选C=10mm.
润滑方式:
==3.92m/s<
12m/s,采用润滑油池润滑。
见参考文献[机械设计基础]P118.
2.2低速级大、小齿轮的设计计算
2.2.1选择齿轮材料
载荷中等、速度不高且传动尺寸无特殊要求,所以大小齿轮都选软齿面齿轮,小齿轮选用35MnB调质,硬度260HBS,大齿轮选用SiMn调质,硬度225HBS。
265HBS=27.1HRC,225HBS=20HRC
=380+HBS=640MPa=380+HBS=605MPa
=155+0.3HRC=163MPa=155+0.3HRC=161MPa
2.2.2选取设计参数
小齿轮齿数z1=26,则z2=26×
2.77=72.02,取z2=72;
实际传动比为i12=72/26=2.769,
传动比误差Δi==0.0004%≤5%,在允许范围内。
齿宽系数取=1.0
2.2.3按齿面接触疲劳强度设计
小齿轮的转矩T1=121.10N·
载荷系数查《机械设计基础》
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