一種往復式給煤機的研究與設計

摘" 要：化石能源目前依然是人類十分依賴的能源，煤炭作為化石能源之一，重要性不言而喻。往復式給煤機作為煤炭生產設備，對煤炭行業的發展起到重要作用。現有K型往復式給煤機在煤炭生產持續發展，礦井持續夸大的背景下，已經在某些方面制約煤炭生產的發展。因此，該文設計一款新型往復式給煤機，主要從往復式給煤機的組成及工作原理、特點進行分析;對給煤機的電動機、減速器進行設計，并分析曲柄連桿機構，保證所設計的給煤機滿足力學性能要求。

關鍵詞：K型往復式給煤機;減速器設計;曲柄連桿機構;力學性能;系統設計

中圖分類號：TD54" " " "文獻標志碼：A" " " " " 文章編號：2095-2945（2023）25-0115-04

Abstract： At present， fossil energy is still our energy for ten years. As one of the fossil energy， the importance of coal is self-evident. As coal production equipment， reciprocating coal feeder plays an important role in the development of coal industry. Under the background of the continuous development of coal production and mine exaggeration， the existing K-type reciprocating coal feeder has restricted the development of coal production in some aspects. Therefore， this paper designs a new reciprocating coal feeder， mainly analyzes the composition， working principle and characteristics of the reciprocating coal feeder， designs the motor and reducer of the coal feeder， and analyzes the crank and connecting rod mechanism， so as to ensure that the designed coal feeder meets the mechanical performance requirements.

Keywords： K reciprocating coal feeder; reducer design; crank-connecting rod mechanism; mechanical properties; system design

往復式給煤機是煤炭生產行業的重要設備之一，已經在其生產中應用幾十年。往復式給煤機具有其他給煤設備不具備的優點，諸如安全可靠，運行過程中性能穩定，沒有高的噪音，無需經常維護等;而且該設備在工作時，對煤的特性適應性較強，在不用的品種、顆粒度、濕度下都可較好地完成工作。目前，K型往復式給煤機因其工作場合多、工作性能良好受到最廣泛應用。由于煤礦業務的不斷發展壯大，礦井的規模也在擴大，現有的K型往復式給煤機已經無法滿足當前的需求，因此，對其進行改進和擴大顯得尤為必要[1-2]。

1" 給煤機的組成

根據圖1可知，往復式給煤機由電動機、彈性聯軸器、減速器、曲軸連桿機構、底座（給煤槽）、托輥組成，起到了傳遞煤炭的作用。在工作時，是否需要帶漏斗和閘門以及是否采用防爆電機需要根據特定的場合選用。

2" 傳動系統的總體設計

原K-4型往復式給煤機的給料量為590 t/h，往復行程為200 mm。

設計參數：給料量為1 000 t/h，往復行程為300 mm，每日工作時長16 h，年工作期限300 d，工作壽命10 a。

2.1" 傳動方案的確定

往復式給煤機傳動方案如圖2所示。其中Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ分別為高速軸（主動軸）、中間軸和低速軸（輸出軸）。

2.2" 電動機的選擇

給煤機所需功率

Pmax=F0·Vmax=11.75×1.2 kW=14.1 kW。（1）

由于傳動過程中的效率損耗，經計算，電動機傳動效率為0.81，電動機的實際功率為：Pd=Pmax/η=14.1/0.81 kW=17.4 kW， 經過分析計算選擇表1型號的電機作為給煤機的電機。

2.3" 總傳動比的計算及其分配

1）總傳動比i=n/n1=970/62=15.64。

2）傳動系統各級傳動比的分配：采用雙級圓柱齒輪減速器，以達到更高的傳動效率。

根據參考文獻[3-5]，傳動比的分配公式如下

i12=（1.3～1.4）i，即i1= 。" " "（2）

將i=15.64代入式（2），得i1==4.51～4.68。取i1=4.6，低速級傳動比為i1===3.4。

2.4" 傳動參數的計算

按照驅動方式，將系統中的傳動軸編碼為0軸（電動機軸）、1軸、2軸、3軸;1軸和2軸、2 軸和3軸間的傳動比表示為i12，i23;每軸的輸入輸出功率分別為p0，p1，p2，p3;以及每軸的輸出轉矩，分別為T0，T1，T2，T3。

經過計算各軸的參數見表2。

3" 往復式給煤機減速器的設計

3.1" 減速器型號規格

ZQ和ZQH型齒輪減速器有著出色的機械特點，可用于本設計。本設計選用ZQ型減速器。

3.2" 齒輪的設計及尺寸計算

根據減速器結構，共有2對齒輪需要設計，對第一對齒輪進行詳細設計計算，第二對齒輪設計計算方法與之類似。

3.2.1" 選擇齒輪材料

使用45#鋼制作的大小齒輪均經過調質加工，而大小齒則經過正火加工。

3.2.2" 主要傳動尺寸的計算

傳動方式選擇為閉式的軟面齒傳動，根據參考文獻[3]小輪分度圓直徑d1的計算公式

根據參考文獻[3]齒寬系數Φd表，按齒輪相對軸承為非對稱布置，Φd=1.1。

小齒輪轉矩T1的公式為

T1=9.55×106 P/n1=9.55×106×17.4/970=171 309 N·mm。

因v值未知，Kv值不能確定，可初步選載荷系數Kt=1.1～1.8，初選Kt=1.4，根據參考文獻[3]彈性系數表，ZE=1.89.8 Mpa，初選螺旋角β=12°，根據參考文獻[3]節點區域系數ZH圖查得ZH=2.46，小齒輪齒數在推薦值20～40中選z1=23大齒輪齒數z2=i12·z1=4.6×23=105.8，圓整取z2=106齒數比u=z2/z1=106/23=4.6=i1則端面重合度為

根據參考文獻[3]重合度系數圖，查得Zε=0.775，根據參考文獻[3]螺旋角系數圖，查得Zβ=0.99，可得以下許用接觸應力公式

3.3" 軸的設計計算

減速箱結構共有3根軸需要設計計算，現對中間軸進行設計計算，其余高速軸和低速軸設計計算類似。

由上文可知，中間軸功率P2=16.542 kW，轉速n2=211 r/mm齒輪分度圓直徑d2=371 mm，d3=137.5 mm，齒輪寬度b2=90 mm，b3=160 mm。

由于傳輸的功率較小，且對質量和構造尺度尚無特別規定，因此，參考文獻[3]材質選擇表，選擇45#鋼作為使用材質，并經過了調質加工。根據參考文獻[3]，查其表9-8得C=106～135，取C=125，則

由于軸不長，因此采取兩頭緊固的方法。接著，根據軸上零部件的安裝順序，從最細dmin處進行設計工作。

中間軸的結構構思如圖3所示。

先對圖3中軸段①和⑤進行設計，并對軸承進行選擇：由于在軸段①和⑤上安裝軸承，因此軸的設計同時應該同步軸承的選擇。因為軸上安裝齒輪，存在軸向力，因此選用角接觸球軸承。軸承安裝為基孔制配合，故需要滿足軸承內徑，且應對抽成安裝產生便利。選7214C型號軸承進行設計驗算，并確定了其內徑、外徑、長度、定位軸肩尺寸、外徑定位尺寸以及外圈大端部到軸的力作用點位置，以此來確定軸承的性能和使用壽命。

根據參考文獻[3]查得軸承內徑d=70 mm，外徑D=125 mm，寬度B=24 mm，定位軸肩直徑da=79 mm，外徑定位直徑Da=116 mm，外圈大端面到軸的力作用點距離a3=25.3 mm，故d1=70 mm。

一般情況，同一根軸選取相同對的型號軸承故 。

軸段②與④設計：由減速箱功能和結構可知，②上需安裝的齒輪為3號，軸④上安裝的齒輪為2號，由于齒輪安裝需要經過d1，d2和d4應分別略大于d1和d5，這里初定d2=d4=72 mm。

這里齒輪2輪轂寬度范圍在（1.2～1.5）d2=86.4～108 mm，這里取輪轂寬b2=90 mm相等，齒輪左定位方式為軸肩定位，右定位方式為套筒定位，d2=72 mm。3號齒尺寸較小，因此采取實心方式，其輪轂寬度與齒輪寬度保持一致，其中齒輪寬b3=160 mm，齒輪右定位方式為軸肩定位，齒輪左定位方式為套筒固定。為了確保套筒位置的準確性，軸段②和④的長度應該比軸段上的齒輪輪轂短一些，故取L2=156 mm，L4=86 mm。

軸段③這里起到的作用是定位軸上的2個齒輪，因此，軸肩高度范圍在（0.07～0.1）d2=5.04～7.2 mm，取h=6 mm，故d3=84 mm。

這里齒輪3左端面與箱體內壁距離與和所設計的高速軸齒輪右端面距箱體內壁距離都假定為Δ1=10 mm，齒輪2與齒輪3的距離初定為Δ3=10 mm，因此，箱體內壁之間的長度可以有以下公式計算得到BX=2Δ1+Δ3+b3+=2×10+10+160+=284 mm，則箱體內壁距離為BX=284 mm。齒輪2的右端面與箱體內壁的距離Δ2=Δ1+（b2-b1）/2=10+（98-90）/2=14 mm，則軸段③的長度為L3=Δ3=10 mm。

由于該減速機齒輪的圓周轉速較慢小于12 m/s，所以使用脂潤滑來保證傳動軸承的正常運行。因為避免潤滑劑油濺入傳動軸承座，必須使用擋水環來禁止潤滑劑油濺入箱體內部。傳動軸承內端面距箱體內壁的間距Δ=12 mm，中間軸上2個齒輪緊固也由擋水環負責，所以軸段①的寬度被確定為

L1=B+Δ+Δ1+3=24+12+10+3=49 mm。

軸段⑤的長度為

L5=B+Δ+Δ2+2=24+12+14+2=52 mm。

4" 往復式給煤機曲柄連桿的設計

根據曲柄長度和連桿長度之間的關系，取曲柄長度a=150 mm連桿的長度為l=1 260 mm，圖4展示了該結構的完整形態。

4.1" 輪轂鍵的設計及校核

采用A型普通平鍵連接曲柄與輸出軸，按d=74 mm，參考文獻[3]表8-31，確定平鍵直徑規格b×h=20×12，并結合輪轂長度，從鍵長系統中選擇最佳鍵長L=80 mm，以確保曲柄與輸出軸的周向定位。曲柄與輸出軸的軸向定位采用螺釘連接M16×47。連桿與底拖板的連接與曲柄與連桿的一樣。因其所受軸向力很小，所以經推算該螺釘強度合格。

5" 結束語

本次設計中，對K形往復式給煤機進行了改進，此外，還可以根據調整往復底板的行程長度和控制閘門的開口高度來調整給料力量，從而達到最佳的給料效果。在之后的生產過程中，往復式給煤機需要不斷改進，以適應不同的生產要求，望本設計起到拋磚引玉之效。

參考文獻：

[1] 羅文.大型往復式給煤機[J].煤炭工程，2002（5）：23-24.

[2] 張帥，王彥斯，肖福安.K4型往復式給煤機主要部件的設計[J].煤礦機械，2011，32（9）：12-14.

[3] 張春宜，郝廣平，劉敏.減速器設計實例精解[M].北京：機械工業出版社，2009.

[4] 濮良貴，紀名剛.機械設計[M].北京：高等教育出版社，2012.

[5] 王啟義.中國機械設計大典[M].南昌：江西科學技術出社，2002.