煤矿下运带式输送机阻尼器设计(共37页).doc

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1、精选优质文档-倾情为你奉上 本科毕业论文(设计)题目： 下运带式输送机阻尼限速器 学院： 煤炭工程学院机械系 班级： 08机械二班 姓名： 武佐文 指导教师： 赵润平 职称： 副教授 完成日期： 2012 年 5 月 25 日 下运带式输送机阻尼限速器的设计摘要：下运带式输送机阻尼限速器是一种机械式阻尼限速器，用于解决下运带式输送机运行时在物料重力的分力作用下产生的自动加速问题，使其制动更容易。它由箱体、凸轮、轴、轴承、导杆、压缩弹簧、导向套、调节螺栓、顶盖、视孔盖等组成。其原理是凸轮在随轴转动的过程中推动导杆压缩弹簧产生阻尼力矩，并将此阻尼力矩传递给阻尼滚筒，使皮带保持匀速运动。其工作原理简

2、单，运行可靠，安全性高，结构紧凑，外形尺寸小，精度要求低，加工装配容易，安装维修方便，具有很强适用性。关键词：阻尼限速器；凸轮；调节螺栓；压缩弹簧 Under The Belt Conveyor Damping Speed Limiter DesignAbstract: Under the belt conveyor damping speed limiter is a mechanical damping speed limiter for the automatic belt conveyor running in the material of the force of gravity

3、under acceleration, making braking more easy. By the cabinet, cam, shaft, bearings, guide rods, compression spring, guide sleeve, adjustment bolts, top cover, depending on the manhole covers and other components. The principle is that the cam guide in the process of rotating with the shaft-driven co

4、mpression spring damping torque and damping torque is passed to the damping roller belt to maintain uniform motion. Its working principle is simple, reliable, safe, compact structure, small size, low accuracy requirements, processing and assembly is easy, convenient installation and maintenance, has

5、 a strong applicability.Key words: damping speed limiter; cam; adjusting screw; and compression spring目录1 绪论1.1问题的提出皮带运输机在煤矿方面应用十分广泛，它易于操作，维修、保养都比较方便，工作可靠。但在现场使用中仍然存在一些问题亟待更好的解决。在现场实习中我们了解到下运带式输送机暴露的一些问题。下运带式输送机能够完成对煤及矸石等短距离运输，工作效率高，操作方便，是煤矿生产中不可缺少的机械设备。在实际使用中下运带式输送机需要注意一些问题，如动力、长度、制动等。其中最常见的是下运带式输送

6、机皮带自动加速问题，在制动过程中会出现滚料、皮带打滑、飞车等事故。为了避免事故的发生，必须克服速度不断加快的问题，所以要加装一种能够将皮带速度限定在允许范围内的阻尼装置。为此我们对皮带自动加速问题进行研究并设计阻尼限速器。1.2 国内外相应技术的比较 目前在国内外的煤炭生产输送的过程中，对下运带式输送机常用的制动方式有液力制动装置、液压制动装置、盘式制动装置和变频制动等四种。 装有液力制动系统的下运带式输送机是我国重点科技攻关项目，主要是通过在下运带式输送机的驱动装置中安装液力制动系统，分两步实现制动，即先由该系统将带式输送机速度降至额定速度的三分之一。然后由机械抱闸最终制动，当井下发生突然停

7、电事故时，仍可实现二级制动。液力制动系统虽然在煤矿井下现场的下运带式输送机中应用比较广泛，但是此种制动装置存在着体积庞大、多种能源（电、液、气）操作复杂、要求操作人员技术水平较高等缺陷。故不适应中小型煤矿使用。 液压制动装置质量轻，体积小，便于实现自动化。缺点是液压元件制造精度高，使用维护较困难；阻尼式下运带式输送机具有较为广阔的应用前景，有一种是在输送带底面施加阻尼力来抵消载荷下运时产生的下滑力的输送机。这种输送机在下运倾角不大于10的下运工况也可应用，其防下滑的阻尼力随时均可任意调整，十分灵活方便。但是这种带式输送机加剧了胶带的磨损，需经常更换胶带；盘式制动装置由液压控制，散热快，构造简单

8、，调整方便且制动效果稳定，对恶劣环境的适应性也较强。缺点是制作要求高，成本贵。2 方案设计 鉴于上述情况，我们研究设计的下运带式输送机阻尼限速器采用机械式装置，其主要装置是在下运带式输送机的下部加装一个或多个阻尼滚筒和一台或多台阻尼限速器，使阻尼限速器产生的阻尼力矩作用于阻尼滚筒，起到抵消皮带惯性力矩的效果，从而达到限速的目的，使运输机平稳可靠的运行。其基本结构如图1所示。图1 阻尼滚筒工作原理图3 凸轮设计3.1 计算最大下滑力矩在实习中我们收集到了现场常用的下运带式输送机的有关技术参数和使用现场一些数据 下倾角 运距 运量 带速 带宽 阻尼滚筒直径通过实验得出，皮带上能够产生下滑力的物料重

9、力仅占皮带上总物料重力下滑分力的，取平均值。在满载情况下，200m皮带上煤的总重力为G 下滑力式中f为皮带运转中的综合摩擦系数。该摩擦系数考虑为皮带与滚筒托辊的摩擦因数。在上述作用下使阻尼滚筒产生最大下滑力矩（驱动力矩）为：上式中D为滚筒直径。3.2 确定凸轮机构的工作原理 通过对各种机械类运动机构的反复比较，我们决定对下运带式输送机的阻尼滚筒产生阻尼作用的阻尼装置选择凸轮机构，其凸轮机构的基本原理如图2所示。 图2 凸轮机构工作原理图当下运带式输送机工作运行时，凸轮与同轴的阻尼滚筒共同转动，此时，凸轮转动过程中始终与滚轮接触，由于凸轮外形轮廓的变化，凸轮通过滚轮向上推动导杆，导杆上升时需要克

10、服压缩弹簧的弹力，同理，由于压缩弹簧被压缩产生的弹性力通过导杆和滚轮作用在凸轮上，对凸轮的转动产生阻尼力矩，最终将此阻尼力矩传递给阻尼滚筒，达到了控制阻尼滚筒保持匀速转动、皮带保持匀速运动的目的。另外，通过调整压缩弹簧的初始位移，可以改变凸轮机构产生的阻尼力矩的大小。3.3 设计凸轮的具体结构形状对凸轮机构的设计而言，最关键的设计是凸轮的结构形状。对凸轮的设计一开始，我们想使问题简单化，所以就简单将凸轮的外形设计为一个圆轮廓，而将回转中心（O）偏离几何中心（O1），形成一个偏心圆凸轮机构，如图3所示。图3 偏心圆凸轮凸轮初步设计出来后，我们进行了简单的受力分析和有关计算，通过分析和计算我们得知

11、：这种偏心轮式的凸轮虽然外形轮廓简单，制造容易，但却不能采用，原因是在凸轮的推程中虽然能够产生阻尼力矩，但在回程中产生的却是驱动力矩，所以用偏心圆作为凸轮的方案很快就被否定了。随后我们经过反复分析和研究，最终设计出了能够实际使用的凸轮，如图4所示，该凸轮的形状是由不同圆心不同直径的两个相切圆盘各取一半的方法得到的，凸轮的转动中心与小半圆盘的圆心重合。经过该凸轮的运动和受力分析可知：在凸轮的推程中，利用凸轮偏心距的增大来压缩弹簧，增加凸轮转动时的阻尼力矩；而在凸轮的回程中，弹簧虽然通过导杆和滚轮对凸轮仍然有恒定的作用力（该作用力是由于弹簧的初始位移产生的），但由于凸轮的回程轮廓为圆，凸轮受到的作

12、用力始终通过回转中心，力臂为零，所以不会产生驱动力矩。图4 凸轮的结构形状3.4 对凸轮机构进行运动分析及有关计算 在凸轮机构的设计过程中，我们对凸轮机构进行了详细的运动分析及有关计算，如图5所示。 图5 凸轮机构的运动分析上图中：=100mm =120mm e=20mm =136mm =116mm =16mm 为从动件(滚轮和导杆）起始位置，根据反转原理，当从动件反转角后，其位移为S，由图5可知： （1） 由AOC可得： 根号前“-”无意义，去掉，并带入公式（1）得： (2)由公式（2）可计算出当从动件反转不同角度时，其对应的位移S的具体数值，其结果如表1。 表1 转角对应的位移数值转角位移

13、S（mm）00150.58302.31455.12608.897513.449018.5210523.8012023.8913533.4015036.9516539.22180403.5 对凸轮机构推程中受力和力矩的计算 3.5.1 圆柱螺旋压缩弹簧的主要参数和特性曲线压缩螺旋弹簧主要参数：簧丝直径：d=10mm弹簧中径：D=48mm有效圈数：n=16旋绕比：C=D/d=4.84弹簧材料：剪切弹性模量：刚度系数：许用切应力其弹簧特性曲线如图6 图6 弹簧特性曲线 3.5.2 计算压力角 由图5可得出：将不同转角值带入可得不同位置时的压力角，其结果见表2.表2 转角与压力角的对应关系转角压力角0

14、0152.22304.30456.09607.46758.33908.631058.331207.461356.091504.301652.221800 3.5.3 弹性力计算当弹簧压缩时，弹性力。对应凸轮转过角时，其。对图7进行分析可得出 （3）当时，阻尼力矩最大，将对应的S值、值带入公式（3），可得出：初始压缩量，取，则 带入不同角对应的S值，可得出对应的F值，其结果见表3. 表3 转角对应的位移S值和弹性力FS(mm)F(N)001751.5150.581784.3302.311882.0455.122040.8608.892253.87513.442510.99018.522797.9

15、10523.803096.212028.893383.813533.403638.615036.953875.216539.223967.4180404011.5 3.5.4 对弹簧进行校核曲度系数最大应力所以校验合格 3.5.5 计算阻尼力矩图7 凸轮机构受力分析图图6为凸轮机构受力分析图，在推程中凸轮受到的阻尼力矩为其中，所以阻尼力矩将不同位置的转角，压力角，弹性力F，位移S的值带入上式，其不同位置的计算结果见表4。表4 、F、S与的对应关系转角压力角位移S（mm）弹性力F（N）阻尼力矩 （）0001751.50152.220.581784.38.2304.302.311882.015.6

16、456.095.122040.826.4607.468.892253.836.9758.3313.442510.947.6908.6318.522797.957.11058.3323.803096.263.41207.4628.893383.864.21356.0933.403638.658.01504.3036.953875.244.61652.2239.223967.423.91800404011.503.6 对阻尼力矩的变化进行分析单个凸轮机构在一个运动循环中，其阻尼力矩变化分布如图8图8 单个凸轮的阻尼力矩分布图经过计算分析，决定采用双凸轮机构，将两个凸轮错位180布置，保证始终有一个

17、凸轮处在工作推程中。当阻尼限速器的第一个凸轮开始进入工作推程中后，在整个推程中所受到的阻尼力矩从零到最大值（）再降到零进行变化着，此时另外一个凸轮处在回程中，阻尼力矩始终为零。而当第一个凸轮进入回程时，另一个凸轮进入工作推程，重复第一个凸轮在整个工作推程中受到的阻尼力矩变化过程。这样阻尼滚筒每转一周受到的阻尼力矩从零到最大值（）再降到零这样的两次变化，所以阻尼力矩的波动性较大，而且如果实际中平均阻尼力矩小于下滑力矩，则达不到限速要求。所以这样的设计不合理。图9 四凸轮机构的阻尼力矩分布图 由图9可知，错位的四个相同凸轮在推程中能够产生的最大阻尼力矩出现在之间，其值，最小阻尼力矩出现在和两个位置

18、，其值。使阻尼力矩的波动性被控制在比较小的范围内，同时也明显提高了阻尼限速器的平均阻尼力矩。4 轴的设计4.1 计算轴上的功率P、转速n及转矩T 4.2 初步确定轴的最小直径由式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，查表，取，于是得 轴的最小直径为安装联轴器处轴的直径(图10)。为使所选的轴直径与联轴器孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。由于转矩变化小，故取，则由求得 按计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5943-2003，选用GYS5型凸缘联轴器，其许用转矩为400，联轴器孔径d=40，故取=40，半联轴器与轴配合的毂孔长度。4.3 轴的结构设计 4.3.1

19、 拟定轴上零件的装配方案 经过一系列的分析计算，选用图10的装配方案。 4.3.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 4.3.2.1 为了满足半联轴器的轴向定位要求，-段右端需制出一轴肩，故取-段的直径，取挡圈直径D=57。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比L略短一些，现取。4.3.2.2 初步选择滚动轴承。因轴承承受的轴向载荷很小，径向载荷也较小，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d-=47mm，由轴承产品目录中初步选取深沟球轴承6010，其尺寸为，故d-=d-=50mm，右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得6

20、010型轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此，安装凸轮处的轴段d-=d-=56mm；2号凸轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取h=4mm，d-=64mm。由于-段与-段分别安装两组凸轮机构，凸轮轮毂的宽度为45mm，轴环宽度，考虑箱体上部结构的紧固，相邻两凸轮对称线距离取150mm，则L-=105mm。1号凸轮左端面与左轴承之间采用套筒定位，为了使套筒端面可靠的压紧凸轮，此轴段应略短于凸轮轴向定位长度，故取L-=L-=191mm。4.3.2.3 轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右轴端面间的距离L=30mm，故取L-=50mm。4

21、.3.2.4 取1号凸轮距箱体内壁16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离S，取S=8mm，已知滚动轴承宽度T=16mm，则 L- L-L-=至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 4.3.3 轴上零件的周向定位凸轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接。d-由表查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，同时为了保证凸轮与轴的配合有良好的对中性，故选择凸轮轮毂与轴的配合为.同样，半联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的同向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6. 4.3.4确定轴上圆角与倒角尺寸参考手册，取轴端倒角为

22、，各轴肩处的圆角半径见轴的零件图。图10 轴的尺寸、结构4.4 根据轴的结构图做出轴的计算简图（图11）。再根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图11）。 图11 轴的载荷分析图 从图11中可看出截面D、E是轴的危险截面。现将计算出的截面D、E处的、及值列于下表。表5 轴的受力、力矩情况载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T4.5 按弯矩合成应力校核轴的强度根据表5的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力截面D处：截面E处：前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查手册得，因此,故安全。4.6 键的校核 4.6.1凸轮与轴连接的键一般8级以上精度有定心精度要

23、求，由于凸轮不在轴端，故选用双圆头普通平键（A型）查表，许用挤压应力轴颈D=56mm时，公称尺寸b=16mm，h=10mm，取键长L=45mm，则键的工作长度。键与联轴器的接触幅度。则 故合格。 4.6.2与联轴器连接的键一般8级以上精度有定心精度要求，由于用在轴端，故选用单圆头平键（C型）查表，许用挤压应力轴颈D=40mm时，公称尺寸b=12mm，h=8mm，取键长L=82mm，则键的工作长度，键与联轴器的接触幅度。则故合格。4.7 轴承的校核 4.7.1轴上的轴承选用深沟球轴承6010，其参数如表6，预计工作40000h。表6 轴承参数内径d外径D宽度B基本额定动载荷基本额定静载荷50mm

24、80mm16mm22.016.2由式 可得出其中：-寿命因数; -温度因数; -速度因数; -力矩载荷因数; -冲击载荷因数。查表，取。则 验算6010轴承寿命 故符合条件。 4.7.2 滚轮轴承选取深沟球轴承6002，其参数如表7，预计工作40000h。表7 轴承参数内径d外径D宽度B基本额定动载荷基本额定静载荷15mm32mm9mm5.582.85 查表，取。则验算6002轴承寿命故符合条件。5 导向套、导杆、调节螺钉设计5.1 导杆设计 5.1.1对导杆的运动进行分析导杆与导向套配合，在导向套内壁沿直线进行往复运动，画出其极限运动位置如图12：图12 导杆 5.1.2 由凸轮机构的设计中

25、知导杆末端的滚轮装置采用的是深沟球轴承6002，其尺寸规格为。由图12可知，导杆极限位置2为导杆伸出导向套部分最短时，为保证滚轮部分不影响导杆的运动，安装滚轮的销孔应伸出导向套的下端，故可取,由凸轮机构的计算过程可知，图12中,故。经查阅同类装置类比发现，导杆伸出导向套部分的长度应处于总长度的处，即,取，则。导杆凸台部分用于与压缩弹簧连接，为了使压缩弹簧在运动过程中更稳定，凸台高,凸台圆柱的直径；由前文设计中压缩弹簧的尺寸为外径，内径，故取，。由滚轮轴承尺寸规格，可取槽深，槽宽。5.2导向套设计 5.2.1导向套结构设计根据使用要求，为便于安装、拆卸、紧固及定位，导向套的结构设计为管状法兰结构

26、。其结构如图13图13 导向套 5.2.2导向套尺寸的确定由于导向套内部需容纳压缩弹簧、导杆及部分调节螺钉的长度，故由使用要求，导向套的长度H应满足上式中t为系统预留间隙，一般取。由前文凸轮机构设计中数据可算出弹簧的自由高度。节距 。两端并紧，磨平，则弹簧的自由高度为取故取查机械设计手册，可知图13中导向套的尺寸如下： 由于导向套内壁与导杆为间隙配合，且相对运动频繁，故选取材料为灰铸铁，由于面与调节端盖使用螺栓连接，采用M12螺栓，通孔直径，通孔数量为4。5.3 调节螺钉的设计由凸轮推程运动的计算可得出，单个凸轮上压缩弹簧的最大弹性力。由调节螺钉的安装位置与运行情况分析可得出，调节螺钉承受的载

27、荷主要是挤压应力，剪切应力几乎不计。由凸轮推程运动的计算表知预紧力，故螺钉总压力,取，则。由，且调节螺钉主要承受挤压应力，由公式，得查表知，将数值带入公式，可得出查设计手册，取螺栓GB/T 5783 6 箱体设计与装配箱体起着支承轴系和保证凸轮运动件正常运转的重要作用，材料为铸铁。6.1 箱座高度凸轮限速器采用浸油润滑，类比单级减速箱箱体的设计，箱座高度应式中为大齿轮齿顶圆直径，此处类取，为箱底厚。查表故有 6.2 箱体壁厚为保证箱体有足够的刚度，类比单级减速箱箱体的设计，箱盖壁厚，箱座壁厚。6.3 轴承座螺栓凸台的设计为提高箱体轴承座刚度，轴承座两侧的连接螺栓应尽量靠近，为此需在轴承座旁边设

28、置螺栓凸台，其结构如图14所示。图14 螺栓凸台 轴承座旁螺栓凸台的螺栓孔间距，为轴承盖外径。螺栓凸台高度。查表确定其具体尺寸，见表8.6.4 设置加强肋为了提高轴承座附近的箱体刚度，在轴承座下方设置加强肋，其厚度，取。6.5 箱体外轮廓设计箱体的外轮廓设计见装配图6.6 箱体凸缘尺寸为便于切削加工，轴承座外端面应向外突出，箱体内壁至轴承座孔外端面的距离为箱盖和箱座凸缘连接螺栓间距见表8。7 附件选择和附属结构设计7.1 视孔和视孔盖为便于观察凸轮机构的运行情况，箱盖上需设计出视孔，视孔盖材料采用有机玻璃。其结构如图15。图15 视孔盖其尺寸为，。螺钉数目为4，尺寸为。7.2 通气器及油标尺箱

29、体体积较小，选用M16 3型油标尺，并兼有通气器功用。其结构如图16。图16 油标尺7.3 放油孔和油塞油塞采用六角圆柱油塞，其结构如图17。图17 油塞 螺塞为M27，。7.4 吊耳 为了便于搬运阻尼器，在箱盖上铸出起吊耳环，其结构如图18。 图18 吊耳 取箱盖上的起吊耳环和箱体上的起吊钩结构和主要尺寸如下： d=b（1.82.5）=18mm，d=(11.2)d=18mm，e=(0.81)d=16mm。8 密封及润滑8.1 滚动轴承的密封轴-段与端盖之间密封采用图19中1式毡圈密封，轴承座端盖与箱体壁之间密封采用毡圈密封，油塞与箱体壁之间的密封及油标尺与箱体壁之间的密封都采用2式毡圈密封，

30、挡油盘密封采用3式密封。其结构如图19。图19 滚动轴承的密封8.2 润滑 阻尼限速器内部的传动零件和轴承都需要良好的润滑，这不仅可以减轻摩擦和磨损，提高效率，还可以防锈，减噪，散热和冷却。由于浸油零件的圆周速度小，溅油功用不大，为了减少各轴承之间的磨擦，减少磨损和发热量，考虑到寿命只五年，一般不需拆卸，故采用钙基润滑脂润滑，适用于工作环境较潮湿的工况。 由于导杆与导向套之间有相对运动，故需进行润滑，选用L-AN全损耗系统润滑油润滑；凸轮外缘与滚轮接触运动，采用飞溅润滑，使用抗氧防锈工业齿轮用油润滑。表8 限速器箱体结构尺寸组成部分符号尺寸组成部分符号尺寸箱盖壁厚18箱盖壁厚16轴承盖螺钉直径

31、M10加强肋厚箱座m16数目4箱盖14轴承座凸台高度h52轴承座凸台螺栓直径M12半径16距离130轴承端盖外径130视孔盖螺钉直径M8箱盖、箱座连接螺栓直径M8箱体外壁至轴承座端面距离40箱体凸缘厚箱座27螺栓中心至箱外壁距离M813箱盖24119 典型零件的加工9.1 箱体加工工艺根据箱体内部结构的设计，采用铸造工艺，材料选用灰铸铁（HT150），其铸造性能优良，具有减震、耐磨、缺口敏感性小的优点，且生产成本低。 9.1.1 铸造类型及造型方法因材料使用HT150，无需考虑补缩，不必考虑浇注位置的要求，且铸件要求无气孔、缩松、渣眼等铸造缺陷。此次铸造为小批量单件生产，可用湿沙型。由零件图1

32、、2结构分析，采用上下箱体，凸缘面为分型面，采用两箱整模铸造，造型、下芯、合型十分方便。 9.1.2 对铸造箱体毛坯件进行加工 9.1.2.1 对上下箱体接合面进行粗铣、精铣加工至表面粗糙度。9.1.2.2 定位加工销孔首先在凸缘相应位置铰孔，再使用镗床对铰孔进行镗孔加工。9.1.2.3 加工轴承座孔上下箱体紧密扣合后，对轴承座孔进行钻削加工至设计尺寸，再使用镗床进行镗孔加工，并精镗至表面粗糙度。9.1.2.4 对导向套安装孔的加工对导向套安装孔采用镗孔加工，加工至粗糙度。9.1.2.5 对轴承座凸台端面加工对轴承座端面进行车削加工，加工至粗糙度。9.1.2.6 对箱体凸缘螺栓孔及轴承座螺栓孔

33、的加工对上下箱体整体分别钻孔，。9.1.2.7 对箱体安装导向套部分螺栓孔加工进行攻螺纹加工至。9.2 凸轮加工工艺凸轮加工的工艺流程如下：选材-毛坯-粗车-热处理-精加工凸轮选用45钢，热处理为对凸轮调质处理。精加工要求：对轴孔、键槽及凸轮外缘轮廓面，精车或精铣至。9.3 导杆加工工艺 导杆采用45钢，首先加工毛坯件，对毛坯件进行粗加工后淬火并中温回火，以获得良好的弹性、塑性、韧性，并对导杆与导向套配合面进行碳氮共渗，提高表面的耐磨性、硬度、抗疲劳强度、抗氧化及腐蚀。对配合面进行精车至。10 阻尼限速器的技术原理及特点10.1 阻尼限速器的技术原理当下运带式输送机工作运行时，阻尼限速器的相互

34、错位90的四个凸轮与同轴的阻尼滚筒共同转动，此时，每个凸轮转动过程中始终与滚轮接触，由于凸轮外形轮廓的变化，凸轮通过滚轮向上推动导杆，导杆上升时需要克服压缩弹簧的弹力，同时，由于压缩弹簧被压缩产生的弹性力通过导杆和滚轮作用在凸轮上，对凸轮的转动产生阻尼力矩，最终将此阻尼力矩传递给阻尼滚筒，达到了控制阻尼滚筒保持匀速转动、皮带保持匀速运动的目的。虽然凸轮在转动过程中所产生的阻尼力矩大小随时在变化，但由于采用了四个凸轮错位90的结构，所以在下运带式输送机运行过程中，总有两个凸轮处在工作推程中，阻尼限速器的整体阻尼力矩的大小在较小的范围内波动，而且阻尼限速器的最小阻尼力矩接近或超过下运带式输送机上物

35、料重力所产生的最大下滑力矩，所以完全可以保证控制阻尼滚筒保持匀速转动、皮带保持匀速运动。另外，通过调整压缩弹簧的初始位移，可以改变凸轮机构产生的阻尼力矩的大小。10.2 阻尼限速器的特点 优点：10.2.1 新型下运带式输送机阻尼限速器基本解决了下运带式输送机运行过程中的皮带自动加速问题，使下运带式输送机的制动问题更容易解决，明显提高了下运带式输送机工作的安全性。10.2.2 新型下运带式输送机阻尼限速器采用了四个凸轮错位安装的方式，对阻尼滚筒产生的阻尼力矩的波动性较小，并且可以根据现场下运带式输送机的实际工作情况，对阻尼限速器产生的最大阻尼力矩进行一定范围的调节。 10.2.3 新型下运带式

36、输送机阻尼限速器采用的是机械式阻尼方式，阻尼限速器的工作原理简单、运行可靠、结构紧凑、外形尺寸小、精度要求低、加工装配容易、安装维修方便，具有很强的适用性。不足之处及改进：新型下运带式输送机阻尼限速器虽然具备许多优点，但其适用范围还受到一些限制，基本适用于中小运量、中低带速和较小下倾角的场合，就目前情况来讲，基本还能满足煤炭生产井下现场下运带式输送机需要，但是随着我国煤炭生产的日益发展，高产高效矿井不断出现，现在新型下运带式输送机阻尼限速器需要在阻尼力矩的提高方面进行新的研究和改进，以满足大运量、高带速、长运距和较大倾角的下运带式输送机的需要。11 设计小结历时将近半年的时间，毕业设计基本完成

37、。想想这段难忘的岁月，从最初的茫然，到慢慢的进入状态，再到对思路逐渐的清晰，整个写作过程难以用语言来表达。遇到困难，我会觉得无从下手，不知从何写起；当困难解决了，我会觉得豁然开朗，思路打开了；当毕业设计经过一次次的修改后，基本成形的时候，我觉得很有成就感。毕业设计的写作是一个长期的过程，需要不断的进行精心的修改，不断地去整理各方面的资料，不断的想出新的创意，认真总结。历经了这么久的努力，紧张而又充实的毕业设计终要落下帷幕。在这次毕业设计的写作的过程中，我拥有了无数难忘的感动和收获。 在没有做毕业设计以前觉得毕业设计只是对这几年来所学知识的单纯总结，但是通过这次做毕业设计发现自己的看法有点太片面

38、。毕业设计不仅是对前面所学知识的一种检验，而且也是对自己能力的一种提高。通过这次毕业设计使我明白了自己原来知识还比较欠缺。自己要学习的东西还太多，以前老是觉得自己什么东西都会，什么东西都懂，有点眼高手低。在设计箱体时，我并没有考虑铸造方法，设计完成后，才发现无法铸造，只得重新计算。这就是我们平时只注重理论，不考虑实际的结果。这样做出来的只能是空中楼阁，无法实际应用。还有的问题比如，设计完小零件后装配时尺寸有偏差，合不到一块，这是考虑不够完善，不注重整体的结果。通过这次毕业设计，我才明白学习是一个长期积累的过程，在以后的工作、生活中都应该不断的学习，努力提高自己知识和综合素质。注重理论与实践的相

39、结合。我在这次毕业设计的写作过程中可谓是获益匪浅，最大的收益就是让我培养了脚踏实地，认真严谨，实事求是的学习态度，不怕困难、坚持不懈、吃苦耐劳的精神。写作中，需要的是耐心，还要用心。每当无法实现自己的想法或者运行不下去的时候，我就会出现浮躁的情绪，但是我没有放弃，而是适时地调节自己的心态，最关键是在困难面前，理顺思路，寻找突破点，一步一个脚印的慢慢来实现自己既定的目标。通过这次的设计我认识到了自身存在的问题，在以后的学习和工作中会针对自己的问题去改正。我想这是一次对意志的磨练，也是对我实际能力的一次提升，相信这对我今后走向工作岗位是至关重要的。还有就是学习知识要精益求精，遇事要多问几个为什么，

40、最重要的就是设计要结合现实条件，不能想当然的做。 毕业设计的顺利完成，首先我要感谢我的指导老师赵老师的帮助，感谢您提出宝贵的意见和建议，感谢您的细心指导和关怀。您默默的付出，告诉我们怎样按要求完成毕业设计相关的工作，认真的读每一个同学的毕业设计，然后提出最中肯的意见，再次向我的导师致以最衷心的感谢和深深的敬意。另外，要感谢在大学期间所有传授我知识的老师，是你们的悉心教导使我有了良好的专业课知识，这也是毕业设计得以完成的基础。参考文献1 濮良贵，纪名刚.机械设计.8版M.北京：高等教育出版社，2006.2 刘莹.机械设计课程设计M.大连：大连理工大学出版社，2008.3 孙恒，陈作模.机械原理.

41、7版M. 北京：高等教育出版社，2006.4 大连理工大学工程图学教研室.机械制图.6版M. 北京：高等教育出版社，2007.5 成大先.机械设计手册.第2卷，5版M.北京：化学工业出版社，2007.6 成大先.机械设计手册.第3卷，5版M.北京：化学工业出版社，2007.7 徐灏.机械设计手册.第3卷，2版M.北京：机械工业出版社，2000.8 王先逵.机械加工工艺手册.第2卷，2版M.北京：机械工业出版社，2006.9 郝桐生.理论力学.3版M. 北京：高等教育出版社，2003.10 孙训方，方孝淑，关来泰.材料力学（），5版M. 北京：高等教育出版社，2009.11 赵程，杨建民.机械工程材料M.北京：机械工业出版社，2007.12 文九巴.金属材料学M.北京：机械工业出版社，2011.13 陈复民，李国俊，苏德达.弹性合金M.上海：上海科学技术出版社，1986.14 钱继峰.热加工工艺基础M.北京：北京大学出版社，2006.