畢業(yè)設計（論文）中單鏈型刮板輸送機設計（全套圖紙）

《畢業(yè)設計（論文）中單鏈型刮板輸送機設計（全套圖紙）》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《畢業(yè)設計（論文）中單鏈型刮板輸送機設計（全套圖紙）（61頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、附錄 完整版全套CAD圖紙，聯(lián)系153893706 1 前言 采掘下來的煤或其它有用礦物，只有運出礦井才有使用價值。因此，運輸是煤炭生產過程中非常重要的一部分。刮板輸送機是煤炭裝運的第一個環(huán)節(jié)，因此，刮板輸送機的輸送能力在很大程度上決定了采煤工作面的生產能力和效率。然而，井下運輸在工作面和巷道中進行，巷道是根據(jù)煤層條件，按開采方法的需要，綜合各種要求，在煤層或巖石中開鑿出的。因此，井下運輸條件的特點是：在有限斷面的巷道內運行；線路是水平和傾斜交錯連接；運輸?shù)呢涊d品多種多樣；裝載點常常變更，有的線路需經(jīng)常延長或縮短；機械化采煤連續(xù)生產、小時生產率高；環(huán)境濕度大，有的工作地點有沼氣或煤

2、塵。由此可見，作為為采煤工作面和采區(qū)巷道運煤的機械——刮板輸送機在使用中，要承受拉、壓、彎曲、沖擊、摩擦和腐蝕等多種作用，必須要有足夠的強度、剛度、耐磨和耐腐蝕性。由于它的運輸方式是物料和刮板鏈都在槽內滑行，運行阻力和磨損都很大。但是，在采煤工作面運煤，目前還沒有更好的機械可代替它。只能從結構上、強度上和制造工藝上不斷研究改進，使它更加完善、耐用。由此可見，刮板輸送機是煤炭等礦物運輸中必不可少的運輸機械。 然而，我國刮板輸送機的技術水平只相當于80年代初期的國際水平,落后于國際先進水平10～15年，與國外相比，我國刮板輸送機技術水平低，主要表現(xiàn)在： a. 裝機功率小,輸送能力低,運輸距離短

3、。 b. 我國工作面刮板輸送機ＣＳＴ可控驅動裝置、ＡＣＴＳ自動調鏈裝 和工況監(jiān)測系統(tǒng)等均為空白。 c．耐久性差,可靠性低，事故率高，壽命短。 近幾年綜采技術的發(fā)展速度很快，刮板輸送機必然隨著綜采技術的發(fā)展而繼續(xù)發(fā)展,其發(fā)展趨勢是: a. 向大型化發(fā)展。 b. 向高耐久性,高可靠性方向發(fā)展。 c. 向智能化自動化方向發(fā)展。采用ＣＳＴ可控驅動裝置和ＡＣＴＳ自動調 鏈裝置及工況監(jiān)測系統(tǒng)等，增設自動緊鏈和工況監(jiān)測顯示,傳輸及報警系統(tǒng),為雙高工作面進一步擴大發(fā)展創(chuàng)造條件。 d. 向標準化、規(guī)范化方向發(fā)展。輸送機另部件普遍標準化,規(guī)范化,保證設 計、加工質量和水平。 e. 向高適應性

4、發(fā)展。適應不同綜采工藝的工作面刮板輸送機將會繼續(xù)發(fā) 展。 f. 鏈條將普遍采用強化鏈,既有利于降低機身高度,增大裝煤量,又有足夠 強度。同時,隨著鏈環(huán)強度的提高,單鏈重型刮板輸送機將得到很大發(fā)展。 g. 長運輸距離。為了減少采區(qū)階段煤柱的損失量，加大工作面的長度，刮 板輸送機的長度應加大。 h. 長壽命。由于使用大直徑圓環(huán)鏈，增加了刮板鏈的強度，延長了刮板輸 送機的壽命。 然而，我國生產技術落后，目前設計生產的刮板輸送機裝機功率小,輸送能力低,運輸距離短，耐久性差,可靠性低，壽命短，而刮板輸送機是綜采工作面配套設備的重要組成部分,是煤炭裝運的第一個環(huán)節(jié),在很大程度上決定了采煤工

5、作面的生產能力和效率，因此，研究制造自己的高產高效輸送機迫在眉睫。本文首先綜合比較了各種類型輸送機的特點，根據(jù)實際情況選用了中單鏈型刮板輸送機的設計。而后，對中單鏈型刮板輸送機進行了總體結構設計。對機頭傳動裝置、過渡槽、中部槽、刮板鏈、刮板、鏈輪、機尾等主要部件進行了技術分析和結構設計，完成了中單鏈型刮板輸送機的整體設計。此次設計的中單鏈型刮板輸送機左右兩側對稱，可以在兩側壁上安裝減速器，以適應左、右采煤工作面的需要。另外，可以很容易將機尾改裝成機頭，而適應各種特殊情況。此次設計的中單鏈型刮板輸送機的特點是結構簡單,受力均勻,運行平穩(wěn),摩擦阻力小,溜槽利用率高，彎曲性能好,不易出現(xiàn)堵塞，具有很

6、強的適應性。 2 方案選定 刮板輸送機鏈條在溜槽內布置方式，常用的有中單鏈、中雙鏈及邊雙鏈。其特點分別是： a. 中單鏈。刮板在溜槽內起導向作用，一條鏈條位于刮板中心。其特點是結構簡單，彎曲性能好，鏈條受力均勻，溜槽磨損小。其缺點是過煤空間小，機頭尺寸較大，能量消耗較大。 b. 邊雙鏈。鏈條和連接環(huán)起向導作用，鏈條位于刮板兩端。其特點是過煤空間大，消耗能量小。其缺點是水平彎曲時鏈條受力不均勻，溜槽磨損較大。 c. 中雙鏈。刮板在溜槽內起向導作用，兩條鏈條在刮板中間，其間距不小于槽寬的20%，其特點是鏈條受力均勻，溜槽磨損小，水平彎曲性能好，機頭尺寸較小，單股鏈條斷時處理方便。缺

7、點是過煤空間小，能量消耗大。 綜上，中單鏈刮板輸送機的特點是結構簡單,事故少,受力均勻,運行平穩(wěn),摩擦阻力小,溜槽利用率高和彎曲性能好,在輸送機上不易出現(xiàn)堵塞。缺點是預張力較大。中單鏈可彎曲刮板輸送機系列適用于厚度在0.8米以上，傾角在 15之間的緩傾斜工作面，也可用于順槽及煤巷掘進面。本機主要適用于緩傾斜中厚煤層長壁式經(jīng)濟綜采或高檔普采的回采工作面，在放頂煤回采工作面應用也越來越多，可與采煤機、液壓支架等設備配套，以實現(xiàn)回采工作面的落煤、裝煤、運煤、支護和工作面的連續(xù)作業(yè)等。又考慮到所設計的刮板輸送機的運輸功率比較小和上述各種鏈型的特點，選用中單鏈型刮板輸送機。 目前，刮板輸送機的機頭、

8、機尾部采用螺栓連接，而連接螺栓強度不足，容易斷裂，可靠性不高，為此，本次設計機頭、機尾部采用焊接板式，這樣可以減少螺栓連接不但可以提高可靠性，而且可以減少孔和螺紋的加工而減少工序，降低成本。另外，考慮設計的輸送機運輸量較低，功率比較小，因此，即使重載啟動需要的電動機轉矩也不會太大，電動機和減速器用彈性聯(lián)軸器連接就可以滿足要求，這樣不使用液力耦合器，不但可以減小機頭的體積和重量，也省掉了向工作面輸送工作液等過程,減少了材料消耗和對環(huán)境的污染,沒有因密封漏油而失效的問題，從而可以降低成本，提高經(jīng)濟性。 刮板鏈的強度問題一直是困擾國產刮板輸送機的大問題。由于磨損、疲勞、自身質量差、銹蝕等原因,使新

9、鏈條在使用3個月后斷鏈事故明顯增多。為此，鏈條將采用圓環(huán)鏈，既有利于降低機身高度,增大裝煤量,又有足夠強度。 國產刮板輸送機的聯(lián)接螺栓可靠性普遍較差,機頭、機尾推移部上的聯(lián)接螺栓經(jīng)常出現(xiàn)拉斷現(xiàn)象,造成推移困難，鏟煤板和刮板上的螺栓經(jīng)常出現(xiàn)松動、脫落,造成零件丟失,影響鏟煤和運煤效果，使中部頭強度不足。因此，中部槽采用整體鑄造和軋制,盡量減少螺栓聯(lián)接，為了減少空載功率消耗,中部槽采用封底結構取消鏟、擋板的聯(lián)接螺栓,提高工作可靠性。 3 刮板輸送機的整體設計計算 3.1 任務書要求： 設計長度：L=40m，運輸能力：Q=30t/h，鏈

10、速：V=0.63m/s。 3.2 運輸能力 按連續(xù)運行的計算公式，其運輸能力為 （3-1） 式中運行物料的斷面積F，與中部槽的規(guī)格及其承載能力有關。中部槽運行物料斷面的上界限呈曲線形，形狀與物料的性質、塊度情況有關，需經(jīng)實測確定，通常按等腰三角形計算，其底角取物料的堆積角，一般取20～30計，按物料性質、塊度情況選定。F按中部槽的尺寸由幾何關系求得。由于刮板鏈占據(jù)一定空間，實際面積比F小一些，計算時要乘以小于1的裝滿系數(shù)。故運輸能力按下式計算

11、 （3-2） 式中 ——刮板輸送機的運輸能力，t/h； ——中部槽物料運行時的斷面積，㎡； ——裝滿系數(shù)； ——物料的散碎密度，； ——刮板鏈速，。 由任務書知=0.63m/s，刮板輸送機的運輸能力Q=30t/h；裝滿系數(shù)取0.9，物料的散碎密度取900。 由式（3-2）可得 根據(jù)所選鏈型，查《刮板輸送機中部槽尺寸系列》，得中部槽尺寸：1200280125。 3.3 運行阻力 刮板輸送機運行阻力按直線段和曲線段分別計算。 3.3.1 直線段的運行阻力 沿傾斜運行的刮板輸送機的重段直線段。運行時除了要克服煤和刮板鏈的運行阻力，還要克

12、服煤和刮板鏈的重力。通常將它們一起計為總運行阻力。作為牽引構件的刮板鏈，在重段直線段運行的總阻力為 （3-3） 刮板鏈在空段直線段的運行總阻力為 （3-4） 式中 ——重段直線段的總阻力，N； ——空段直線段的總阻力，N； ——中部槽單位長度上的裝煤量，； ——刮板鏈單位長度的質量，； ——刮板輸送機的長度，m； ——煤在槽內運行的阻力系數(shù)； ——刮板鏈在槽內運行的阻力系數(shù)； ——重力加速度，； ——傾斜角度。 “+”“-”號的選取，該段向上運行時取“+”，向下取“-”。

13、 阻力系數(shù)的數(shù)值，與煤的性質、刮板鏈型式、腫部槽型式、安裝條件等許多條件有關。準確值需由實驗得到，通常計算時，單鏈w取0.4—0.6，w1=0.3—0.4。 當機身在中部槽平面有彎曲段時，如圖3-1。在彎曲段，刮板鏈沿槽幫滑行，相當于牽引鏈繞固定的圓弧導向體。這種情況下應按式（附-1）式（附-2）另計彎曲段的附加阻力。工作面用可彎曲刮板輸送機是在這種情況下運行。彎曲段的中心角可由幾何關系求出。 圖3-1 機身彎曲段及其幾何關系 如圖圖3-1所示，圖a為在工作面內彎曲段的相關尺寸；圖b為刮板鏈的運行系統(tǒng)；圖c為彎曲段中線的幾何關系。 由圖d得

14、 （3-5） （3-6） 由圖c的得 （3-7） （3-8） 由得 （3-9） （3-10） 式中 ——相鄰兩節(jié)中部槽間的最大折曲角； ——標準中部槽長，m； R——彎曲段的半徑，m； ——機身推移距離，m； ——彎曲段全長，m； ——彎曲段中心角。 空段和重段兩個彎曲段

15、的附加阻力，由式（附-2）得 （3-11） （3-12） 式中 ——空段彎曲段的附加阻力； ——重段彎曲段的附加阻力； 、、、圖圖3-1b中各點的張力； ——刮板鏈與槽幫間的摩擦系數(shù)，可取為0.4； ——自然對數(shù)的底。 由于按理論推導的公式計算麻煩，而且實際情況多變，所以經(jīng)常按直線段阻力的10%記為彎曲段的附加阻力。即 （3-13） 中部槽單位長度的裝煤量 取w=0.5,w1=0.35,查圓環(huán)鏈表得，L=40m,根據(jù)具體

16、使用情況，取 ，由式（3-3）、（3-4）計算得 。 估算彎曲段的附加阻力為 則直線段的運行總阻力 3.3.2 繞經(jīng)曲線段的阻力 鏈條繞經(jīng)鏈輪的阻力，由以下三部分組成： a. 在鏈條與鏈輪的相遇點，當它由直線變成彎曲時，因鏈條的轉折所產生的阻力； b. 鏈輪轉軸上的摩擦阻力； c. 在鏈條饒出鏈輪的分離點，當它由彎變成直時，因鏈條的轉折所產生的阻力。 如圖3-2示，設鏈條的張力，在與鏈輪的相遇點為；與鏈輪的分離點為。在相遇點由直變彎繞進鏈輪時，鏈軸上的摩擦阻力為 （3-14） 式中 ——相遇點鏈軸上的摩擦阻

17、力，N ——鏈條在相遇點的張力，N ——鏈軸的摩擦系數(shù)。 圖3-2 鏈條繞經(jīng)鏈輪的阻力 把這個作用于鏈軸上的摩擦力，變位到鏈輪的節(jié)圓周上，即為鏈條轉折彎曲的摩擦力給鏈輪旋轉增加的阻力。按作功相等的條件得 （3-15） 將以公式（1-17）代入，整理得 （3-16） 式中 ——鏈條由直變彎的阻力，N； ——鏈軸直徑，mm； ——鏈輪直徑，mm； ——鏈條繞進鏈輪時，相鄰兩鏈節(jié)轉折的角度。 同理可得，在分離點鏈條由彎變直，因鏈軸上的摩擦給鏈輪旋轉增加的阻力為

18、 （3-17） 式中： ——鏈條由彎變直的阻力，N； ——鏈條在分離點的張力，N。 鏈輪轉軸上的摩擦阻力，當鏈條的饒進和繞出兩股平行時 （3-18） 式中 ——鏈輪轉軸上的摩擦阻力，N； ——鏈輪轉軸的摩擦系數(shù)。 把作用于鏈輪轉軸上的摩擦阻力，變位到鏈輪節(jié)圓周上，即為轉軸上的摩擦力給鏈輪旋轉的阻力。按力矩相等的條件得 （3-19） 將以公式（3-18）代入，整理得 （3-

19、20） 式中 ——鏈輪軸上的摩擦阻力，N； ——鏈輪轉軸的直徑，mm。 由上分析得到，鏈條饒經(jīng)鏈輪的阻力為 （3-21） 令 （3-22） 則 （3-23） 由于公式計算復雜，使用中經(jīng)常根據(jù)經(jīng)驗按直線段的運行總阻力的10%記為繞經(jīng)曲線段的阻力，即 （3-24） 則饒經(jīng)曲線段的阻力為 則刮板輸送機運行總靜負荷為 3.3.3

20、 牽引鏈的動負荷 鏈嚙合傳動，是驅動鏈輪通過輪齒與鏈節(jié)的嚙合，將鏈輪旋轉的轉矩，變成直線牽引力給牽引鏈。鏈條是由許多剛性鏈節(jié)組成，繞經(jīng)鏈輪時呈多邊形圍繞，鏈條是間歇地隨相遇點輪齒運動。當鏈輪作等速圓周運動時，鏈條是變速直線運動，并以鏈輪旋轉一個鏈節(jié)所對應的中心角為周期。這種運動特性，可由下述分析看出。 把鏈條當作剛體，設鏈輪節(jié)圓的半徑為R，鏈輪旋轉的角速度為，如圖圖3-3a所示，為相遇點輪齒的圓周速度與水平線的夾角，為鏈條水平運動的瞬時速度，可以看出， （3-25） 角的大小，等于相遇點輪齒的半徑與鏈輪縱軸線的夾角，這個夾角隨鏈輪的旋轉變

21、化，從在相遇點剛開始嚙合時的，逐漸減小到0，再逐漸增加到。鏈輪繼續(xù)旋轉時，另一個輪齒在相遇點與鏈條嚙合，鏈條的速度就隨這個新的相遇點輪齒的運動而變化。據(jù)此，式（3-25）中的變化范圍為 式中為一個鏈節(jié)所對應的鏈輪的圓心角。 圖3-3 鏈傳動的速度分析 由此可知，即使鏈輪的角速度不變，鏈條的瞬時速度也是變化的，其速度特性如公式（3-25）所示，速度變化的周期為鏈輪旋轉一個。鏈條速度變化曲線日圖圖3-3b，鏈速的變化范圍 由于鏈速的變化，鏈條運動中就有加速度，鏈條運動的加速度為 （3-26） 鏈條運動的加速度也隨角變化，其

22、變化范圍為 加速度變化曲線見圖圖3-3b?？梢钥闯?，鏈條在相遇點嚙合開始時的加速度最大，隨鏈輪旋轉，加速度逐漸減到0，然后達到最大負值，到另一個鏈輪嚙合時，鏈條運行的加速度，由最大負值突變到正最大值。加速度變化周期也是鏈輪旋轉一個角所需時間。最大加速度的絕對值為 （3-27） 由鏈輪的幾何關系得 （3-28） 將式（3-28）代入式（3-27）得 （3-29） 式中 ——鏈條最大加速度； ——鏈輪旋轉的角速

23、度； ——鏈節(jié)距； R——鏈輪分度圓半徑。 有以上分析可知鏈條是作變加速運動的。有加速度就有慣性力，因此，鏈條在運動中，不僅受靜負荷，還受有動負荷，并且是周期性動負荷。加速度為正，慣性力的方向相反，動負荷使鏈條的張力增加；加速度為負，慣性力的方向與運行方向相同，動負荷使鏈條的張力減小。 由圖3-3b可以看到，后一個輪齒開始嚙合的瞬間，鏈條的加速度從--增到+，在這瞬間的加速度為2。如果參與這一加速度運動的質量為M，則鏈條所受的動負荷為2M。由于這一負荷是瞬間施加的，按力學原理，突加載荷在鏈條中產生的應力大一倍。這樣，鏈條所受的動負荷應按4M計?？紤]到這個變化瞬間，后一個輪齒嚙合之前的加

24、速度為，其慣性力與鏈條運動方向相同，因此，鏈條實際所受的最大動負荷按下式計算 （3-30） 實際上，鏈條不是剛體，在張力作用下它有變形。刮板輸送機用的圓環(huán)鏈，其剛度視不同規(guī)格為（2～6）N。 作為彈性體的鏈條，鏈輪傳給它的牽引力，不能同時作用在整條鏈子上，而有一定的傳播速度，也不是整條鏈子都是一個相同的加速度，參與加速度運動的質量也不是整條鏈子及所帶的負載。因此，式（3-30）只可用在鏈子很短的情況。對于彈性鏈，只要不在共振條件下運行，鏈條所受的最大動負荷，比用此式計算的要小。 輸送機的刮板鏈，在承載后被煤埋在槽內，沿槽底滑動運行，由于其工作條件復

25、雜多變，雖已進行了許多研究，還不能準確的計算出其動負荷。所以目前近似的按靜負荷的20%計算。 則動負荷為 3.3.4 總運行阻力 綜上可得總運行阻力為 3.4 電動機功率P 驅動軸上的功率為： （3-31） 為傳動裝置效率，取0.8 則計算得 考慮到采區(qū)的電壓降以及難以準確計算的額外阻力，實際配備的電動機功率應比增加15%——20%的備用量。 則電動機功率 又考慮有時可能傾角大于10度或其他原因使工作阻力偏大，固選擇電動機功率為7.5KW。 3.5 圓環(huán)鏈的選擇計算 圓環(huán)鏈在工作

26、時受拉伸和彎曲，環(huán)內應力狀況復雜，理論計算較困難。因此，圓環(huán)鏈通常按最大牽引力選擇，即： 單鏈牽引時 （3-32） 雙鏈牽引時 （3-33） 式中 ——圓環(huán)鏈的最小破斷負荷，N； ——雙鏈牽引時的不均勻系數(shù)，一般??； ——安全系數(shù)，采煤機用的圓環(huán)鏈，可取； 刮板輸送機用的圓環(huán)鏈，取。 由式（3-32）得 （

27、3-34） 取 則 查表選擇圓環(huán)鏈為 B級 3.6 刮板鏈的安全系數(shù) 安全系數(shù)是鏈條破斷拉力與最大張力之比。則刮板鏈的安全系數(shù)為 單鏈 （3-35） 式中 n——鏈條的安全系數(shù)，一般n>3.5 查得 則 4 傳動系統(tǒng) 刮板輸送機的傳動系統(tǒng)比較簡單，其傳動原理圖如圖4-1。 圖4-1 傳動原理圖 1-電動機；2-減速器；3-機頭

28、鏈輪；4-機尾鏈輪 5 結構設計 刮板輸送機的基本組成如圖5-1所示。裝有刮板的鏈條2，圍繞驅動鏈輪1接成封閉圓環(huán)。刮板鏈置于上、下溜槽3和4中，將刮板鏈連續(xù)循環(huán)運行，裝入溜槽中的物料，被刮板鏈拖拉，在槽內滑動運行到一端卸下。 圖5-1 刮板輸送機的基本組成 1-尾部鏈輪；2-刮板鏈；3-上溜槽；4-下溜槽；5-驅動鏈輪 5.1 驅動裝置位置的確定 驅動裝置應該設置在使牽引力構件的最大張力為最小，且所需張緊力最小的位置。 有牽引構件的運輸機械，驅動裝置是通過牽引構件傳遞牽引力，以克服各種運行阻力 使機器運行

29、。阻力愈大，牽引構件的張力增加也大。由于連續(xù)運輸機械的運行阻力是沿途分布的，因而牽引構件的張力沿運行方向逐漸增加。牽引構件在各點的張力，用“逐點計算法”計算。 逐點計算法，是計算牽引構件在運行時，其各點張力的方法。逐點計算法的規(guī)則是：牽引構件某一點上的張力，等于沿其運行方向后一點的張力與這兩點間的運行阻力之和。用公式表達為 （5-1） 式中 、——分別為牽引構件上前后兩點的張力； ——前后兩點間的運行阻力。 用逐點計算法求算牽引構件個點上的張力，可以從任意點開始，依次分別繞進和繞出驅動裝置的相遇點和分離點進行。由于連續(xù)運行的運輸機械對

30、牽引構件的最小張力往往有一定的要求，所以，計算各點張力時，通常是從牽引構件的最小張力點開始。 牽引構件運行時，最小張力點的位置，依運動方向、驅動裝置和安裝傾角的不同而異，在給定的工作條件下，按逐點計算規(guī)則，經(jīng)比較確定。 本次設計，向上運輸物料，驅動裝置在上端，最簡單的線路如圖圖5-2示，用逐點計算法求各點張力的方法如下。 圖5-2 用逐點計算法求張力圖 沿牽引構件的運行方向，將直線和曲線段的變換點逐點編號。據(jù)逐點計算法的規(guī)則，可寫出下列各式。 （5-2）

31、 （5-3） （5-4） 式中 、、、——分別為牽引構件在各點的張力； ——空行程段（以后稱空段）的運行阻力； ——承載段（以后稱重段）的運行阻力； ——繞經(jīng)上端曲線23的阻力。最小張力點的位置，按圖5-2的條件，當傾角不大，＞0時，可以看出 ＞＞＞ （5-5） 驅動裝置的位置，對牽引構件的張力有影響。設置驅動裝置的位置，如果沒有其他條件限制，例如，供電是否方便；有無便于安裝和維護的合適空間等，應該設置在使

32、牽引力構件的最大張力為最小，且所需張緊力最小的位置。在不同位置時，牽引構件的最大張力可作如圖圖5-3的比較： 圖5-3 驅動裝置位置不同的比較 按圖a的位置時，最小張力在1點，設其張力值為，據(jù)逐點計算法的規(guī)則得 （5-6） （5-7） 整理得 （5-8） （5-9） 按圖b的位置時，最小張力在點，其張力值也為，據(jù)逐點計算法的規(guī)則得 （5-10）

33、 （5-11） 整理得 （5-12） （5-13） 比較公式（5-9）和（5-13），因＞，得＞。由此可以看出，驅動裝置按圖a的位置安裝，牽引構件的最大張力較小。 因此，驅動裝置位置布置如圖a所示。 5.2 刮板輸送機結構的基本要求 刮板輸送機，按工作需要，對其結構有如下要求： a. 能用于左或右工作面； b. 各部件便于在井下拆裝和運輸； c. 同一型號的部件安裝尺寸和連接尺寸應保證相同，同類部件應保證通用互換； d. 刮板鏈安裝后，在正、反方向都

34、能順利運行； e. 有緊鏈裝置，且操作方便、安裝可靠； f. 能不拆卸用機械推移。為此，應具有便于安裝推移裝置的連接點； g. 要有足夠的強度、剛度和耐磨性； h. 從端部卸載的刮板輸送機，機頭架應有足夠的卸載高度，防止空股刮板鏈返程帶回煤； i. 一般應有上鏈器。上鏈器是供刮板鏈在下槽脫出時通過它返回槽內的裝置； j. 用于機械采煤的工作面刮板輸送機，機頭架的外廓尺寸和結構形式，應便于采煤機自開切口； k. 用于機械采煤的工作面刮板輸送機，應結合技術上的需要，能裝設下列部分或全部附屬部件： 1) 采煤機的導向裝置； 2) 鏟煤機； 3) 擋煤板； 4) 無鏈牽引

35、采煤機的齒規(guī)； 5) 放置電纜、水管、乳化液管路的槽或支座； 6) 在機頭部和機尾部，能安裝采煤機外牽引的傳動裝置、牽引鏈的固定安裝或刨煤機的傳動裝置和控制保護裝置； l. 用于綜采工作面的刮板輸送機，相關的外廓尺寸與采煤機和液壓支架相配； m. 刮板輸送機，沿傾斜鋪設，在工作中有下滑可能時，應有防滑錨固裝置。 5.3 機頭部 機頭部由機頭架、鏈輪、減速器、盲軸、聯(lián)軸器和電動機組成。是將電動機的動力傳遞給刮板鏈的裝置。 5.3.1 機頭架 機頭架是機頭部的骨架，應有足夠的強度和剛度，由厚鋼板焊接制成。各型機頭部的共同點如下： a. 兩側對稱，可在兩側壁上安裝減速器，以

36、適應左、右采煤工作面的需要； b. 鏈輪由減速器伸出軸和盲軸支撐連接，這種連接方式，便于在井下拆裝； c. 撥鏈器和護軸板固定在機頭架的前橫梁上，它的作用是：防止刮板鏈在與鏈輪的分離點處，被輪齒帶動卷入鏈輪，護軸板是易損部位，用可拆換的活板，既便于鏈輪和撥鏈器的拆裝，又可更換； d. 機頭架的易磨損部位采取耐磨措施，例如加焊高錳鋼堆焊層或局部采用耐磨材料的可更換零件。 5.3.2 減速器 我國目前生產的刮板輸送機減速器，多為平行布置式、三級傳動的圓錐圓柱齒輪減速器。其中DB、DC型圓錐、圓柱齒輪減速器高速級為弧齒錐齒輪，中低速級為圓柱齒輪。這種減速器具有承載能力大、傳動效率高、噪聲

37、低、體積小、壽命長的特點，用于輸入軸與輸出軸呈垂直方向布置的傳動裝置，如刮板輸送機各種運輸機械，也可用于煤炭、冶金、礦山等各種通用機械傳動中。其使用條件為：齒輪圓周速度不大于18m/s；安裝角度為0—25；高速軸的轉速大于1500r/min；減速器工作的環(huán)境溫度為-20—+35℃；適用于正、反向運轉。 為適應不同的需要，三級傳動的圓錐圓柱齒輪減速器有三種裝配方式。Ⅰ型減速器的第二軸端裝緊鏈裝置，第四軸（或第一軸）裝斷銷過載保護裝置，這種形式用于單機功率為30KW以下的減速器；Ⅱ型減速器的第二軸端裝緊鏈裝置，利用液力耦合器實現(xiàn)過載保護，單機功率40---75KW的減速器采用這種形式；Ⅲ型減速器

38、的第一軸端裝緊鏈裝置，利用液力耦合器實現(xiàn)過載保護，單機功率90KW以上的減速器采用這種形式。 為適應左、右采煤工作面和在機頭部、機尾部都能通用，刮板輸送機減速器的箱體應上下對稱。箱體的結構還應使刮板輸送機在大傾角條件下工作時，各齒輪和軸承都能得到充分的潤滑。 為便于改變鏈速，減速器應能用更換第二對齒輪的辦法，在一定范圍內改變傳動比。 由此選取減速器為：DCZ160-20-ⅠS型。 5.3.3 盲軸 盲軸是裝在機頭架的不裝減速器一側、支承鏈輪的一個組件。 5.3.4 電動機與減速器的聯(lián)接 a. 聯(lián)接形式的選擇 電動機與減速器的連接，有彈性聯(lián)軸器和液力耦合器兩種。其中液力傳

39、動的主要缺點是較一般機械傳動結構復雜、成本高、效率低。考慮設計的輸送機運輸量較低，功率比較小，因此，即使重載啟動需要的電動機轉矩也不會太大，電動機和減速器用彈性聯(lián)軸器連接就可以滿足要求，這樣不使用液力耦合器，不但可以減小機頭的體積和重量，也省掉了向工作面輸送工作液等過程,減少了材料消耗和對環(huán)境的污染,沒有因密封漏油而失效的問題，從而可以降低成本，提高經(jīng)濟性。 b. 聯(lián)軸器的選擇計算 P=5.04KW 電機轉數(shù)n=1500r/min 與聯(lián)軸器相連的軸的直徑為d=28mm, 則轉鉅 查手冊選用 5.3.5 電動機 刮板輸送機的電

40、動機，不用液力耦合器時，都采用有雙鼠籠轉子，具有高起動轉矩的隔爆型電動機。選用電動機型號為YB132M-4JB5338—1991。 5.4 機尾部 機尾部采用與機頭部基本相同的結構，這樣可以很容易把機尾部改裝成機頭部，滿足特殊場合的需要，增加其適應性。 5.5 中部槽及附屬部件 中部槽是刮板輸送機的機身，由槽幫鋼和中板焊接而成。上槽是裝運物料的承載槽，下槽底部敞開供刮板鏈返程用。為減小刮板鏈返程的阻力，或在底部松軟條件下使用時防止槽體下陷，在槽幫鋼下加焊底板構成封底槽。使用封底槽安裝下股刮板鏈和處理下股鏈事故較困難，可以間隔幾節(jié)封底槽采用一節(jié)有可拆中板的封底槽的辦法，以減小困難。

41、 用于機械采煤工作面的中部槽，除了運煤，還要承受采煤機騎在上面運行的負荷，垂直方向受采煤機的重壓和滾筒切割煤層時的沖擊、推、拉液壓支架的側向力和縱向力，使中板拱面受彎，連接件受拉、壓和彎曲。大塊煤巖卡死在槽中時，中板收壓。中部槽的惡劣工作條件，造成它的損壞形式除了磨損還有槽體變形損壞。因此，中部槽應有足夠的強度、剛度和耐磨性。 中部槽的型式列入標準的有中單鏈型、邊雙鏈型、中雙鏈型三種。除了用于輕型刮板輸送機的中單鏈型采用冷軋槽幫鋼外，其他都用熱軋槽幫鋼制成，其尺寸系列《刮板輸送機中部槽尺寸系列》中有規(guī)定。 中部槽除了標準長度的外，為適應采煤工作面長度變化的需要，設有500mm和1000mm

42、長的調節(jié)槽。 機頭過渡槽和機尾過渡槽，是與機頭架和機尾架連接的特殊槽。它的一端與中部槽連接，另一端與機頭架或機尾架連接。為了使從下槽脫出的刮板鏈在運行中回到槽內，可在機尾過渡槽的下翼緣裝設上鏈器。 中部槽承受煤和刮板鏈的劇烈摩擦，是使用量和消耗量最大的部件。為提高中部槽的使用壽命，可以采用如下方法。如：將兩端進行淬火處理，或加焊錳鋼鑄造端頭；中板兩端鏈道處用等離子噴焊耐磨合金；易磨損處堆焊硬質合金；加大中板厚度；改進槽幫鋼的斷面以增加強度和剛度。 制造中部槽的槽幫鋼已有定型標準，規(guī)定的型式有D型、E型和M型三種。D型為中單鏈刮板輸送機用熱軋槽幫鋼，E型為中單鏈和中雙鏈用，邊雙鏈也可使用，

43、M型為邊雙鏈用的熱軋槽幫鋼。E型與M型相比不僅中板寬度減小從而增大了剛度，還增強了中板與槽幫鋼的焊縫強度，便于焊接，鏈子不磨焊縫。因此，選用E型。 5.6 緊鏈裝置 刮板鏈安裝時，要給予一定的予緊力，使它運行在張力最小點不發(fā)生鏈條松馳或堆積。給刮板鏈施加予緊力的裝置叫緊鏈裝置。 早期的輕型刮板輸送機，用改變機尾軸位置的辦法人力緊鏈?，F(xiàn)在都采用定軸距緊鏈。目前應用的方法有三種，一種是將刮板鏈一端固定在機頭架上，另一端繞經(jīng)機頭鏈輪，用機頭部的電動機使鏈輪反轉，將鏈條拉緊。電動機停止反轉時，立即用一種制動裝置將鏈輪閘住，防止鏈條回松。另一種方式與前種基本相同，只是不用電動機反轉緊鏈，而用專設

44、的液壓馬達緊鏈。第三種是采用專用的液壓缸緊鏈。 第一種緊鏈方式使用的緊鏈器有三種：棘輪緊鏈器、摩擦輪緊鏈器、閘盤緊鏈器。 棘輪緊鏈器結構簡單、操作方便，使用于輕型刮板輸送機。因為用于功率較大的刮板輸送機時，緊鏈后棘輪與插爪之間的壓力很大，搬開手把時不甚安全。 摩擦輪緊鏈器比棘輪緊鏈器操作安全。 閘盤緊鏈器由閘盤和制動裝置組成，閘盤裝在Ⅲ型減速器的一軸上，制動裝置安在聯(lián)接筒上。緊鏈時反轉開動電機，鏈輪反轉刮板鏈逐漸被拉緊，到電機堵轉為止，立即搬動手輪，用夾鉗將閘盤閘住，同時切斷電機電源。由于夾鉗對閘盤的制動力與刮板鏈的張緊力有一定的比例關系，鏈條的張緊力顯示在張力指示器上。慢慢反轉手輪松

45、開夾鉗，放松被拉緊的刮板鏈，到指示器顯出刮板鏈所需要的張緊力為止，立刻將閘盤閘死。拆去多余的鏈段，接好鏈子后，反轉手輪松開夾鉗。手輪是利用螺旋副和杠桿夾緊或松開夾鉗。張力指示器依靠螺旋副一端的液壓缸，通過液壓作用顯示出閘盤制動力或鏈條張緊力。 上述各種緊鏈裝置，棘輪緊鏈器和摩擦緊鏈器結構簡單，使用方便，但它不能顯示出鏈子張力的大小，其余三種都能顯示和準確控制鏈子的張力。由此可知閘盤緊鏈器不但結構比較簡單，而且可以準確控制鏈子的張力，所以選用閘盤緊鏈器。 5.7 推移裝置 推移裝置是在采煤工作面內將刮板輸送機向煤壁推移的機械。綜采工作面，使用液壓支架上的推移千斤頂；非綜采工作面用單體液壓

46、推溜器或手動液壓推溜器。 5.8 錨固裝置 錨固裝置是刮板輸送機在傾角較大的工作面有下滑可能時，用以固定、防滑之用。它由單體液壓支架和錨固架組成，錨固架與機頭架、機尾架連接。使用液壓支架的泵站。 6 傳動部件及其零件的設計 此次設計的刮板輸送機最為重要的部件為刮板鏈傳動部件，整臺機器運行的質量直接取決于其傳動部，為此特別把次部分及其零件詳細設計以下: 目前,采煤機、刨煤機、刮板輸送機、轉載機、板式輸送機、倉式列車及彎曲膠帶輸送機等許多礦山機械廣泛采用圓環(huán)鏈牽引或傳動。實踐證明，這種傳動或牽引方式結構簡單、緊湊，工作可靠，牽引力大，壽命長，可彎曲，能充分適應礦山機械的特殊技術及安

47、全要求和惡劣的工作條件。因此，本次設計的刮板輸送機采用圓環(huán)鏈傳動。 6.1 圓環(huán)鏈鏈環(huán)的結構和規(guī)格 圓環(huán)鏈鏈段的結構如圖6-1所示。鏈環(huán)的結構尺寸用棒料直徑d、節(jié)距t和外寬b表示，圓環(huán)鏈的規(guī)格標記為dxt。每一鏈段由N個鏈環(huán)組成，鏈段長度為L0隨著技術的發(fā)展，鏈段長度將逐步增加。礦用高度圓環(huán)鏈的規(guī)格和尺寸見部標MT36—80中的規(guī)格。圓環(huán)鏈的鏈段長度及其公差為一般常用值，其鏈段長度及公差按下式確定： （6-1） 式中 t—鏈環(huán)的節(jié)距，mm N—鏈段的 鏈環(huán)數(shù)。 圖6-1 圓環(huán)鏈 6.2 圓環(huán)鏈接鏈環(huán)

48、的結構型式 為便于使用，圓環(huán)鏈應按不同的鏈段長度進行制造，各鏈段之間可用鏈環(huán)進行連接。制造接鏈環(huán)的常用材料有、、、及等，進行調質處理，硬度為HB320～350。為提高接鏈環(huán)的強度和耐磨性，加工后應進行等溫淬火處理，硬度達HRC42～50。 接鏈環(huán)的結構型式有以下幾種： a. 凸緣式接鏈環(huán) 如圖圖6-2所示，凸緣式接鏈環(huán)由兩個半鏈環(huán)1、一個卡塊2及一個彈性圓柱銷3組成。半鏈環(huán)的結構如圖6-3所示，右上方為一凸緣，左下方有一凸緣槽。安裝時將兩個半鏈環(huán)的凸緣和凸緣槽相嵌合，并從側面嵌入卡塊2，再從頂部裝入彈性圓柱銷3，便組成凸緣式接鏈環(huán)。整個接鏈環(huán)靠彈性圓柱銷在銷孔內的彈性變形實現(xiàn)自動鎖緊。

49、這種接鏈環(huán)的特點是破斷拉力大、連接可靠，但制造較困難，主要用于采煤機、刨煤機和倉式列車中聯(lián)結圓環(huán)鏈。 圖6-2 凸緣式接鏈環(huán)1-半鏈環(huán)； 圖6-3凸緣式接鏈環(huán) 2-卡塊；3-彈性圓柱銷 b. 開口式接鏈環(huán) 如圖6-4所示，開口式接鏈環(huán)由開口鏈環(huán)1、卡塊2及兩個彈性圓柱銷3組成。開口鏈環(huán)1和卡塊2的兩端分別做有互相嵌合的 頭和 槽。整個接鏈環(huán)靠彈性圓柱銷在銷孔內的彈性變形實現(xiàn)自動鎖緊。這種接鏈環(huán)的破斷拉力也很大，但制造困難，通常在刨煤機和輸送機上使用。 圖6-4 開口式接鏈環(huán) 1-開口鏈環(huán)；2-卡塊；3-彈性圓拄銷 c. 鉸鏈式接連環(huán) 如圖6-

50、5所示，鉸鏈式接連環(huán)由兩端做有耳子的兩個半鏈環(huán)1、銷軸2、套筒3及鋼絲4組成。整個接鏈環(huán)用鋼絲4鎖緊，靠銷軸2、傳遞載荷。這種接鏈環(huán)的結構簡單、工作可靠、制造方便、壽命長，在采煤機中應用較廣。 圖6-5 鉸鏈式接連環(huán)半 1-鏈環(huán)；2-銷軸；3-套筒；4-鋼絲 d. 雙邊鏈用接連環(huán) 圖6-6所示為用于可彎曲刮板輸送機的雙邊鏈結構，兩條圓環(huán)鏈1和刮板2用接連環(huán)3、螺栓4、螺母5及彈簧墊圈6相連接，被連接的圓環(huán)鏈規(guī)格為。接鏈環(huán)的結構和尺寸如圖6-7所示。這種雙鏈牽引用接鏈環(huán)的特點是：牽引力大、工作可靠、裝拆方便，在刮板輸送機中應用廣泛。 圖6-6 雙邊鏈用接連環(huán) 1-圓環(huán)鏈

51、；2-刮板；3-接連環(huán)； 圖6-7接鏈環(huán)的結構和尺寸 4-螺栓；5-螺母；6-彈簧墊圈 接鏈環(huán)在工作時承受的負荷按大小和性質同被連接的圓環(huán)鏈是一樣的。因此，為保證接鏈環(huán)使用可靠，新制的接鏈環(huán)同樣需抽樣進行拉伸試驗，其破斷力應不小于同規(guī)格圓環(huán)鏈的最小破斷負荷，伸長率也不得超過規(guī)定值。 綜合比較以上形式的接連環(huán)，選用鉸鏈式接鏈環(huán)。 6.3 圓環(huán)鏈的性能指標 6.3.1 圓環(huán)鏈的損壞形式 礦用高強度圓環(huán)鏈的損壞形式主要有： a. 靜力斷裂 當鏈環(huán)承受的載荷超過靜力破斷負荷時，如啟動狀態(tài)或遇到嚴重刮卡，圓環(huán)鏈將產生斷裂。為避免這種斷裂，圓環(huán)鏈的最小破斷負荷不得低于規(guī)定值。

52、 b. 疲勞斷裂 當鏈環(huán)受正常變負荷反復作用時，盡管實際應力遠小于鏈環(huán)的破斷應力，但如變應力的循環(huán)次數(shù)超過一定數(shù)值，鏈環(huán)仍可能產生斷裂稱為疲勞斷裂。為避免過早地發(fā)生疲勞斷裂，要求圓環(huán)鏈在變應力的反復作用下能安全承受一定的循環(huán)次數(shù)（）。 c. 沖擊斷裂 沖擊斷裂分一次沖擊斷裂和多次沖擊斷裂兩種。前者是由于鏈環(huán)材料脆性高、韌性低和沖擊負荷大所造成的；后者介于疲勞斷裂和一次沖擊斷裂之間，與鏈輪疲勞強度和沖擊韌性的大小有關。為避免發(fā)生這種斷裂，圓環(huán)鏈應具有足夠的韌性、塑性和使用壽命。 d. 不合格鏈環(huán)的斷裂 當鏈環(huán)未經(jīng)充分預拉時，很難發(fā)現(xiàn)熱處理及焊接缺陷。若把這種鏈環(huán)接入鏈條用來牽引負荷，

53、一旦啟動或遇到卡鏈很可能發(fā)生斷裂。這種未經(jīng)充分預拉的鏈環(huán)的斷裂，稱為不合格鏈環(huán)的斷裂。為避免這種損壞，新制鏈條必須經(jīng)預拉處理，預拉負荷約為破斷負荷的80%～85%。 e. 伸長失效 鏈條受載后將產生一定的彈性和塑性伸長。在額定極限負荷作用下，當鏈段的伸長量超過一定限度時，鏈條與鏈輪因不能正確嚙合而無法正常工作。圓環(huán)鏈的這種失效形式稱為伸長失效。 6.3.2 圓環(huán)鏈的強度指標 礦用高強度圓環(huán)鏈多采用合金鋼制造，調質處理。常用的材料20MnVK和20CrTi，拉伸強度限。為提高鏈條的強度和韌性，圓環(huán)鏈及其棒料應進行熱處理。 圓環(huán)鏈制造的工藝程序分為：下料、編鏈、整形、焊接及熱處理等。為

54、保證圓環(huán)鏈的制造質量，原棒料應有較好的冷彎性和焊接性，即冷彎時不容許出現(xiàn)局部收縮現(xiàn)象，焊接處不應有影響使用質量的夾渣和燒傷。當棒料直徑較大時（），一般采用熱彎。熱彎效果比冷彎好，但彎曲表面同樣不容許產生任何裂紋或傷痕。 為提高圓環(huán)鏈工作的可靠性和使用壽命，新制的圓環(huán)鏈需進行額定極限負荷實驗、靜拉伸破斷試驗、額定變負荷壽命試驗及彎曲撓度試驗等，以保證圓環(huán)鏈達到預定的強度指標要求。 新制圓環(huán)鏈的強度指標分B、C、D三級，各級強度指標的項目和數(shù)值列入表6-4-2。各種規(guī)格圓環(huán)鏈的靜力試驗負荷及破斷負荷的額定值、疲勞試驗負荷及其壽命的額定值和彎曲變形撓度的額定值分別列入表6-4-3～6-4-5。

55、 圓環(huán)鏈的的靜力拉伸破斷試驗主要測定破斷負荷和破斷伸長率兩項指標，反映圓環(huán)鏈抵抗靜拉伸破斷和沖擊斷裂的能力。額定極限靜負荷試驗主要測定圓環(huán)鏈受額定極限負荷作用時的試驗應力和拉伸率，反映鏈段正常運轉時的工作負荷，而接近于鏈段因啟動或刮卡而超載時的最大負荷。顯然，額定極限負荷代表使用負荷的極限值。因而，為充分利用鏈環(huán)的強度，理論上按鏈段的屈服限確定額定極限負荷，實際上通常取破斷負荷的80%作為額定極限負荷。 額定變負荷壽命試驗主要測定圓環(huán)鏈受變應力作用時發(fā)生疲勞破斷前的試驗應力循環(huán)次數(shù)。根據(jù)試驗機的要求，額定變應力的最小值為50，最大值為250。圓環(huán)鏈發(fā)生疲勞破斷前的試驗應力允許循環(huán)次數(shù)（5～7

56、）次。試驗指出，圓環(huán)鏈的疲勞強度主要取決于變應力幅度的大小。此外，鏈環(huán)破斷負荷與破斷伸長率的乘積（即鏈環(huán)抵抗沖擊的能力）、棒料屈服限的大小，鏈環(huán)表面缺陷或焊接缺陷，棒料及其焊縫的晶粒粗細等，對鏈段的疲勞強度也有重要的影響。 對圓環(huán)鏈的彎曲變形試驗要求是，當鏈環(huán)的彎曲變形達到額定值時，試體不允許斷裂或出現(xiàn)裂紋及其它缺陷，而且作用于鏈環(huán)上的彎曲負荷不得小于表6-4-2規(guī)定的鏈環(huán)最小破斷負荷的50%。 6.3.3 圓環(huán)鏈的選擇計算（見3.5 圓環(huán)鏈的選擇計算） 6.4 圓環(huán)鏈鏈輪的齒形參數(shù)和幾何計算 6.4.1 圓環(huán)鏈鏈輪的齒形參數(shù) 圓環(huán)鏈與鏈輪屬于一種具有多邊形撓性作用的非共軛嚙合齒

57、輪傳動。因此，圓環(huán)鏈與鏈輪要實現(xiàn)良好地嚙合，合理選擇鏈輪的齒廓曲線和正確設計鏈輪的齒形是鏈輪設計的關鍵問題之一。 如圖6-8所示，當圓環(huán)鏈與鏈輪嚙合時，在鏈輪的每一齒距上都有兩個鏈環(huán)：鏈環(huán)1平臥于兩齒間的鏈窩里，稱為平環(huán)；鏈環(huán)2立卡在齒寬中部的窄槽內，稱為立環(huán)。鏈輪上鏈窩的形狀與平環(huán)外行基本一致，但為滿足鏈環(huán)節(jié)距伸長的需要，鏈窩長度A應比鏈環(huán)長▽，即。此外，為減少立環(huán)的嚙合阻力，鏈輪齒寬中部的立槽寬度也應比鏈環(huán)棒料直徑稍大些。 圖6-8 圓環(huán)鏈鏈輪的齒形結構和尺寸 對于礦用高強度圓環(huán)鏈的鏈輪，其齒廓曲線和齒形參數(shù)的選擇需滿足以下要求： a. 保證圓環(huán)鏈能順利地進入

58、和退出嚙合； b. 保證鏈輪齒有較高地傳遞轉矩的能力； c. 保證鏈窩的形狀和尺寸能適應鏈環(huán)節(jié)距伸長的需要。 圓環(huán)鏈鏈輪的齒廓曲線，國外推薦采用的有：直線、圓弧線和直線-圓弧線三種。從加工制造和嚙合性能分析，直線齒廓加工簡單，但齒高不宜過大，否則嚙合時容易發(fā)生干涉；直線-圓弧線齒廓加工復雜，應用較少；圓弧線齒廓雖然加工也較復雜，但輪齒強度較高，齒高可適當增大。所以，一般推薦采用圓弧線齒廓。 對于各種規(guī)格的圓環(huán)鏈，鏈輪齒形設計的主要問題是：合理選擇鏈輪齒數(shù)z、正確計算鏈輪節(jié)圓直徑和齒廓圓弧半徑等。 6.4.2圓環(huán)鏈鏈輪的齒型設計 a. 鏈輪齒數(shù)z 圓環(huán)鏈鏈輪的齒數(shù)一般取為z=4～1

59、2。當圓環(huán)鏈規(guī)格dxt選定后，鏈輪齒數(shù)z可參考表6-4-7選擇。 b. 鏈輪節(jié)圓直徑 當圓環(huán)鏈與鏈輪嚙合時，平環(huán)或立環(huán)在鏈輪上占有的內邊距離稱為鏈輪的節(jié)距，以表示。顯然，鏈輪節(jié)距的理論值應等于鏈環(huán)的節(jié)距，即。 當平環(huán)臥于鏈窩位置時，在鏈輪齒寬中間的對稱剖面內，經(jīng)平環(huán)兩端棒料中心的圓周稱為鏈輪的節(jié)圓，如圖6-9所示。 根據(jù)我國使用經(jīng)驗和國外研究成果，鏈輪節(jié)圓直徑推薦按下式計算： （6-2） 式中，值應精確到小數(shù)點后兩位數(shù)字。 c. 鏈輪齒廓圓弧半徑

60、 圓環(huán)鏈鏈輪的齒廓曲線一般推薦采用圓弧曲線。但是，鏈輪齒廓圓弧中心的位置和圓弧半徑的大小有幾種不同的設計方案，如圖6-9所示。圖中，曲線1和4為某些原蘇聯(lián)資料推薦采用的圓弧齒廓，曲線3為德國滾筒采煤機推薦采用的圓弧齒廓。實踐證明，用曲線3作為鏈輪齒廓效果較好。我國推薦采用近似曲線3的一種齒廓曲線，如圖中曲線2所示。 圖6-9 圓環(huán)鏈鏈輪的齒廓曲線 對于我國推薦采用的齒廓曲線2，其圓弧中心點的坐標取為： } （6-3） 式中 ——鏈輪中心至平環(huán)底面的垂直距離，由圖6-9中△aop得：

61、 （6-4） △ ——考慮鏈環(huán)節(jié)距伸長的鏈窩長度增量，△值按表6-4-8選擇。 由圖6-8知，在鏈輪齒寬的中間剖面上。齒廓圓弧半徑為： ; 式中 ； 代入上式，經(jīng)整理后得： （6-5） 式中 。 實際上，由于鏈輪齒寬中部開有立槽，使齒寬中部剖面的齒廓不存在，而鏈輪齒面與立槽側面的交線便成為鏈輪中部的實際齒廓，如圖6-10所示。該實際齒廓的圓弧半徑按下式計算： } （6-6） 式中 ——立槽寬度，mm，一般 取L=1.35d； ——鏈窩端部圓弧半徑，mm，一般

62、取； ——鏈環(huán)外寬，mm。 圖6-10 圓環(huán)鏈鏈輪實際齒廓圓弧半徑 6.5 鏈輪連接 鏈輪是一個組件，由鏈輪和連接筒組成。鏈輪是傳力部件，也是易損件，運轉中除受靜載荷外，還受有脈動和沖擊載荷。 此次設計的鏈輪連接采用整體的連接筒與鏈輪焊接成一體。連接筒兩端的內花鍵，分別與減速器輸出軸和盲軸連接，這種結構拆裝維修方便。 6.6 圓環(huán)鏈和鏈輪的嚙合特性 6.6.1 圓環(huán)鏈和鏈輪的嚙合分析 圓環(huán)鏈在傳遞動力時，其鏈環(huán)將產生拉伸和彎曲變形，而且傳遞的動力越大 鏈環(huán)的變形亦越大。此外，當圓環(huán)鏈在鏈輪上運轉時，隨著鏈條的撓曲，立環(huán)和平環(huán)之間產生相對滾轉運動，使鏈

63、環(huán)發(fā)生磨損，最大滾轉角，如圖6-11所示。而且，鏈輪齒數(shù)越少，相對滾轉角越大，鏈環(huán)的磨損也越嚴重。由于鏈環(huán)的變形和磨損，圓環(huán)鏈的節(jié)距必定伸長。 當平環(huán)進入鏈窩后，由于立環(huán)與平環(huán)之間的相對滾轉（滾動兼滑動），使立環(huán)的位置向鏈輪中心接近，如圖6-11所示，結果引起鏈環(huán)節(jié)距由縮短為?？s短值與鏈環(huán)內寬同棒料直徑的比值以及平環(huán)與立環(huán)間的摩擦系數(shù)有關。當=1時，立環(huán)與平環(huán)之間為純滾動，鏈環(huán)的節(jié)距不縮短；當﹥1時，越大，鏈環(huán)節(jié)距的縮短值也越大。在這種情況下，若摩擦系數(shù)很大，如新制圓環(huán)鏈表面粗糙、無潤滑油或鏈環(huán)之間有干燥的煤粉及巖粉等，平環(huán)與立環(huán)之間主要為純滾動，使鏈環(huán)節(jié)距的縮短量顯著增大。反之，當摩擦系數(shù)

64、很小時，平環(huán)與立環(huán)之間主要是相對滑動，由于立環(huán)4的位置變動不大，使鏈還節(jié)距的縮短量就顯著減小。 圖6-11 鏈環(huán)的相對滾轉角和節(jié)距縮短 對于鏈輪來說，由于設計計算和制造分度的誤差，鏈輪節(jié)距的實際值與理論值必有一偏差。從設計方面分析，該偏差值主要與鏈輪的節(jié)圓直徑值，可使該偏差值減小。若尺寸取得稍小，會減小鏈輪的節(jié)距，使偏差值為負。反之，若尺寸取得稍大，又會增大鏈輪的節(jié)距，使偏差值為正。 總之，由于鏈環(huán)的變形、磨損和相對滾轉以及鏈輪設計和制造誤差，鏈環(huán)與鏈輪的節(jié)距不可能相等，或者鏈環(huán)節(jié)距大于鏈輪節(jié)距（），或者鏈環(huán)節(jié)距小于鏈輪節(jié)距（）。對于這兩種情況，圓環(huán)鏈和鏈輪的嚙合特性顯著不

65、同。前者稱為入點嚙合，后者稱為出點嚙合。為保證圓環(huán)鏈的傳動質量，需分析如點嚙合和出點嚙合特性。 6.6.2圓環(huán)鏈和鏈輪的入點嚙合特性（） 如圖6-12a所示，當主動鏈輪逆時針方向轉動時，上邊鏈條為緊邊，受拉力；下邊鏈條為松邊，受拉力。當鏈環(huán)節(jié)距大于鏈輪節(jié)距（即）時，圓環(huán)鏈由進入主動鏈輪一邊的最前一個輪齒1牽引運行。這種嚙合方式稱為如點嚙合，又稱高點嚙合。在如點嚙合狀態(tài)下，除進入鏈輪的最前一個立環(huán)承受工作拉力外，其余鏈環(huán)只受初拉力。入點或高點嚙合的特點在于：安裝鏈條無需施加很大的初拉力，工作時可使緊邊拉力降低，而且除入點嚙合的鏈環(huán)外，位于鏈輪上的其他鏈環(huán)不受強張力。這時，立環(huán)與平環(huán)之間、平環(huán)

66、與鏈窩之間的壓力較小，使鏈環(huán)間的磨損減輕。但是，當鏈環(huán)的實際節(jié)距過分地大于鏈輪節(jié)距時，平環(huán)底面將和鏈窩脫離接觸，即產生所謂“漂鏈”現(xiàn)象，情況嚴重時會發(fā)生“跳鏈”事故。 圖6-12 圓環(huán)鏈和鏈輪的嚙合方式 6.6.3 圓環(huán)鏈和鏈輪的出點嚙合特性（） 當時，如圖6-12b所示，圓環(huán)鏈由脫開主動鏈輪一邊的最后一個輪齒4牽引運行，這種嚙合方式稱為出點嚙合，又稱低點嚙合。在出點嚙合狀態(tài)下，位于主動鏈輪上的各鏈環(huán)，除最后一個鏈環(huán)不受工作拉力外，其余鏈環(huán)均承受較大的工作拉力（包括初拉力）。出點或低點嚙合的特點在于：安裝鏈條需施加很大的初拉力，工作時主動鏈輪上各鏈環(huán)均受有強張力。這時，立環(huán)與平環(huán)之間，平環(huán)與鏈窩之間的壓力較大，使鏈環(huán)間的磨損加劇。而且，當鏈環(huán)的實際節(jié)距過分地小于鏈輪節(jié)距時，由于平環(huán)底與鏈窩間的壓力過大，使平環(huán)被卡在鏈窩里發(fā)生脫鏈困難，甚至當初拉力特大時將無法裝鏈。所以，出點嚙合（）弊多利少，應盡量不采用。 6.6.4實現(xiàn)入點嚙合的設計要求 圓環(huán)鏈傳動按入點嚙合設計的優(yōu)越性較多。為實現(xiàn)入點嚙合，從設計上可采取以下措施： a. 設計鏈輪時，除精確計算節(jié)圓直徑外