機械畢業(yè)設(shè)計論文裝載機傳動系統(tǒng)設(shè)計【全套圖紙】

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1、遼寧工程技術(shù)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(論文) 前言 在地下采礦工程中有兩個基本作業(yè)內(nèi)容。其一是把有用礦物或礦石從礦層中破碎下來，形成容易裝運的塊狀，即礦物開采。其二是在地下開掘巷道。在礦山建設(shè)中首先要開掘巷道，在礦物開采中，也要邊開采邊開掘巷道。因此，巷道掘進(jìn)在礦山生產(chǎn)與建設(shè)中與礦物開采處于同樣重要的地位，不僅要采掘并舉，而且要掘進(jìn)先行。 在全世界范圍內(nèi)，自第二次世界大戰(zhàn)以來，新理論和新技術(shù)被應(yīng)用到裝載機械中，使礦山掘進(jìn)機械有了巨大進(jìn)步。勞動者的勞動強度大大減輕，生產(chǎn)效率得到了大幅度提高。隨著煤礦綜采機械化的實現(xiàn)和能源需求量的增加，裝載機在礦物開采中將占有越來越重要的地位。因此，裝載機的研究已成為保

2、證能源生產(chǎn)開發(fā)的關(guān)鍵。 全套圖紙，加153893706 1 裝載機結(jié)構(gòu)及主要參數(shù) 我國在巷道掘進(jìn)中所用裝載機主要有鏟斗式裝載機（側(cè)卸和后卸）、蟹爪式裝載機和耙斗裝載機。而在地下礦應(yīng)用較多的裝載設(shè)備是前裝后卸式鏟斗裝載機，其中冶金、化工、等地下使用較多的是軌道式電動和氣動裝載機。 耙斗裝載機結(jié)構(gòu)簡單，同意設(shè)計和制造、重量輕、便于搬運，但耙斗裝載機有效耙運距離不長、作業(yè)率低、在有底部結(jié)構(gòu)出礦的電耙運礦中，需要有溜井和漏斗，其采切巷道工程量較大。 蟹爪式裝載機能夠連續(xù)裝載作業(yè)，而且整機的機動性好，故生產(chǎn)率較高，這種形

3、式的裝載機都運用地下礦山要求生產(chǎn)率中等或裝載后運輸距離較長且專用運輸設(shè)備配套使用的場合。 鏟斗裝載機結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，堅固耐用，設(shè)備價格較低，操作和維修簡單方便，對于一般礦巖均可裝載。所以在巷道和硐室掘進(jìn)及小采場得到廣泛使用。 鏟斗裝載機是以鏟斗鏟取物料，然后使鏟斗后翻或側(cè)翻，將鏟斗內(nèi)的物料卸入礦車或其他運輸設(shè)備。這種裝載機一般用于裝巖石，是煤礦巖巷掘進(jìn)較普遍使用的一種裝載機。 本設(shè)計的目的是設(shè)計能在小截面的地下巷道中裝巖的裝載機械。所以選鏟斗裝載機進(jìn)行設(shè)計。 1.1鏟斗裝載機分類及組成 鏟斗裝載機種類很多，按機器總體結(jié)構(gòu)可分為：直接卸載式、帶運輸機式和帶儲礦倉式三類。 鏟斗裝載機

4、按行走機構(gòu)不同，分有：軌輪式、履帶式和輪胎式，而煤礦井下多用軌輪式鏟斗裝載機。 鏟斗裝巖機的主要組成部分：行走機構(gòu)、回轉(zhuǎn)機構(gòu)、提升機構(gòu)、工作機構(gòu)和操作機構(gòu)。 行走機構(gòu)主要包括發(fā)動機、輪軸和減速箱等。鑄鋼的減速箱體是行走機構(gòu)的底架，又是機器的架體，它的前部是一個整塊的半圓行緩沖器，用以拖掛礦車。減速箱上部裝有回轉(zhuǎn)托盤，用以安裝機器的回轉(zhuǎn)部分。 回轉(zhuǎn)機構(gòu)主要包括上下回轉(zhuǎn)盤、滾珠、滾珠圈及中心軸等。在回轉(zhuǎn)機構(gòu)上部裝有工作機構(gòu)、提升機構(gòu)和操作機構(gòu)?；剞D(zhuǎn)機構(gòu)的作用是使工作機構(gòu)在水平面內(nèi)偏轉(zhuǎn)一定角度，以便鏟裝巷道兩側(cè)的巖石，擴(kuò)大裝巖范圍。 提升機構(gòu)主要包括發(fā)動機、減速箱、卷筒及鏈條。提升機構(gòu)的作用

5、是提起鏟斗向后卸載。鏟斗下放復(fù)位則靠緩沖彈簧反力和工作機構(gòu)自重作用實現(xiàn)。 工作機構(gòu)主要包括鏟斗、斗臂、橫梁及穩(wěn)定鋼絲繩。提升鏈條一端通過安全銷軸連于鏟斗架的橫梁上，另一端連于提升減速器的卷筒上。工作機構(gòu)的作用是直接完成裝卸工作。 操縱機構(gòu)是由接觸器、開關(guān)、按鈕或主控閥等組成。裝巖機的鏟裝、卸載、前進(jìn)和后退都由變換操縱機構(gòu)狀態(tài)來實現(xiàn)。 1.2 主要技術(shù)參數(shù) 1、主要用于巷道和硐室掘進(jìn)及采場礦巖的裝載工作；近于水平裝載，或傾斜小于的巷道； 2、裝載機最大揚高即是裝載機在工作中揚斗時的最大高度；在大多數(shù)情況下，是在鏟斗尖的運動軌跡上； 3、卸載高度即是鏟斗在卸載狀態(tài)是

6、頂板和軌面的最小高度。如果已知所配用的礦車高度為，則卸載高度為： 4、卸載距離是鏟斗在卸載狀態(tài)時頂板前緣最外點至裝巖機掛鉤銷軸中心線之水平距離。 小型（斗容小于0.2） 中型（斗容為0.2~0.4） 大型（斗容大于0.4） 5、鏟斗卸載角是鏟斗在卸載狀態(tài)時頂板與水平面的夾角。卸載角度直接影響斗中物料被拋射距離的大小以及物料是否能夠順利地傾卸干凈。卸載角一般可取為： 6、機體離地最小間隙，是指機器行走部分的最低點至軌道頂面所在平面的最小距離。最小間隙值的大小，直接影響裝巖機在軌道上行駛時的通過性能，推薦值一般??； 7、裝巖機的寬度，主要考慮

7、配套車輛及其他轉(zhuǎn)運設(shè)備的寬度及司機工作安全距離；一般可由下式確定： 式中巷道寬度，在巷道腰線（巷道側(cè)壁上，沿走向與軌面垂直高度為1m的線上）上測量，估計能容納司機和行人的安全距離，一般可??； 8、裝巖機的軸距，其值大小直接影響裝巖機的長度方向尺寸和整機縱向穩(wěn)定性。軸距值一般依據(jù)所需通過的彎道曲率半徑來確定，可近似取為：，式裝巖機的軸距。R彎道的最小曲率半徑。 2 工作機構(gòu)設(shè)計 工作機構(gòu)主要包括鏟斗、斗臂、橫梁及穩(wěn)定鋼絲繩。提升鏈條一端通過安全銷軸連于鏟斗架的橫梁上，另一端連于提升減速器的卷筒上。工作機構(gòu)的作用是直

8、接完成裝卸工作。 2.1 鏟斗的設(shè)計 鏟斗工作機構(gòu)上直接與巖石頻繁接觸的部件。其集合尺寸和結(jié)構(gòu)型式設(shè)計合理與否，直接影響裝載機的生產(chǎn)率和使用性能。鏟斗設(shè)計的主要要求是：插入阻力小、裝滿系數(shù)高、卸載干凈和堅固耐用。鏟斗示意圖如圖（2-1）所示： 圖2-1鏟斗示意圖 Fig 2-1 spade Dou sketch map 1。鏟斗幾何尺寸的確定： 鏟斗底邊長度L： (1-1) (1-2) 鏟斗后側(cè)高度: (1-3) 取313mm 鏟斗前端高度:

9、 (1-4) 取574 mm 斗底寬度: (1-5) 取522 mm 開口寬度: (1-6) 取679 mm 裝載機寬度B取：B=679 mm 考慮鏟斗幾何形狀及外廓尺寸要使鏟斗插入阻力較小，并具有較好的使用性能，鏟斗設(shè)計如下： 鏟斗底板前端為橢圓弧舌尖，實驗證明其插入阻力比直線形前刃的插入阻力減少； 為能清理軌道間巖石，底板前端中央部分應(yīng)下凹，下凹垂直高度?。?0mm 實驗和實踐證明為了使鏟斗便于插入巖石堆當(dāng)角度在時鏟斗插入效果較好，角度過大會使插入阻力增

10、大，角度太小在鏟取過程中容易被巖石堆頂出，而使插入阻力顯著增加。取 側(cè)板下部前緣與水平面間夾角，同時前緣下部應(yīng)向外鼓并有圓弧形缺口， 這樣可使插入阻力明顯下降。 頂板在寬度方向做成圓弧形，使鏟斗在卸載時有收斂物料作用。 斗底前刃視需要可安裝斗齒個。斗齒寬度約為 mm，間距一般為 mm，斗齒超出斗刃的長度為 mm。 考慮到巖石堆平均塊度的影響，齒間距取100 mm，又因為由上邊計算得鏟斗底邊長度L=522mm，所以在斗底安裝齒數(shù)為4個?？紤]的斗齒的磨損，斗齒寬度取為40 mm?？紤]提升時力矩原因，斗齒長度相應(yīng)取小，取為50 mm。 鏟斗上板的形狀有兩種形式：一種是平面形的，另一種是橫截

11、面為圓弧形的。后者能有效的利用空間尺寸，并使鏟斗在卸載時有收斂作用。因此上板形狀選擇橫截面為圓弧形的。 鏟斗工作條件惡劣，并承受很大的沖擊載荷，特別是斗底的前刃容易發(fā)生扭曲、卷刃或急劇磨損。因此，鏟斗的材料及工藝的選擇原則，主要考慮堅固、耐磨且經(jīng)濟(jì)。制作鏟斗主要選用結(jié)構(gòu)鋼板，厚度一般為。取厚度為。底板和側(cè)板的前刃要貼焊錳合金鋼板加固，并施以堆焊。常采用高錳鋼堆焊焊條。采用的焊縫形式主要是角焊和對焊。鏟斗結(jié)構(gòu)焊制完畢后放入石灰內(nèi)進(jìn)行時效處理。 2.2 工作阻力的計算 裝載阻力的計算一直是裝載機設(shè)計方面的重要研究課題，國內(nèi)外許多研究人員通過實驗建立了經(jīng)驗公式，對裝載機設(shè)計技術(shù)的進(jìn)步和發(fā)展做

12、出了貢獻(xiàn)．經(jīng)驗公式在一定的區(qū)間(例如插入阻力在0．5～0．7斗底長度范圍內(nèi))或特殊點進(jìn)行計算，其值比較接近實際。 裝載機工作阻力包括：插入阻力和鏟取阻力。 插入阻力就是鏟斗插入料堆過程中，料堆對鏟斗的反作用力．壓實區(qū)的形成是產(chǎn)生插入阻力的重要因素，故認(rèn)為影響壓實區(qū)大小的因素也是影響插入阻力大小的因素．試驗表明，壓實區(qū)的大小隨物料的塊度、重度和堆高的增大而增大，是引起插入阻力變化的內(nèi)在因素．但在一定條件下，改變鏟斗形狀和結(jié)構(gòu)尺寸，以及一次插入深度等外部因素，也可使壓實區(qū)在一定范圍變化．試驗表明，插入深度大則壓實區(qū)體積大，插入阻力也大，并且插入阻力與插入深度的1．25次方成正比；曲線形鏟斗底刃

13、，無論在何種情況下，插入阻力都比直線形底刃小10％～20％，若裝上梯形截面的斗齒，可進(jìn)一步降低插入阻力；插入阻力還隨斗底傾角的增大而增大，隨鏟斗寬度的增大而增大．為能夠反映各個因素對鏟斗插入阻力的影響，在經(jīng)驗公式中用影響系數(shù)來考慮．即插入阻力 的經(jīng)驗公式為： (1-7) 查表5-4取塊度與松散度系數(shù) 查表5-5取物料的性質(zhì)系數(shù) 查表5-6巖石堆高系數(shù) 鏟斗的斗形系數(shù)在（）之間取 插入深度L取底邊長度的 則：插入阻力 (1-8) 鏟取阻力鏟取阻力是指鏟斗插入料堆一定深度后，用提升鏈提升鏟斗時，料堆對鏟斗的反作用力．鏟取過程就是鏟斗中

14、物料與料堆之間沿滑動線 ( 為松散物料的內(nèi)摩擦角)的剪切過程．這個剪切面積在開始時最大，以后逐漸減?。虼俗畲箸P取阻力發(fā)生在鏟斗開始提升的時刻，隨著動臂的提升，鏟取阻力逐漸減?。? 開始提升時鏟取阻力: (1-9) 鏟斗開始提升時剪切應(yīng)力查表5-7取 故： (1-10) 2.3 斗臂的設(shè)計 斗臂曲線有特殊曲線、半圓弧曲線和多段圓曲線。 特殊曲線，經(jīng)常使用的特殊曲線有阿基米德螺旋線和對數(shù)螺線。采用特殊曲線作為斗臂工作曲線，可使起動速度緩慢，拋射速度較高，零部件受力狀態(tài)較好。但這種曲線的斗臂模型制造困難，鑄造過程

15、變形大。 半圓弧曲線作為斗臂工作曲線，設(shè)計和繪制比較簡單，構(gòu)件制造比較容易，零部件受力較均勻。但這種斗臂起動速度較大而拋射速度不夠大，工作曲線始端易磨損，工作效率較低。 多段圓弧一般由三段至五段圓弧平滑連接而成，曲線的曲率半徑由小到大順序遞增。這種曲線的設(shè)計和繪制比較麻煩。因其優(yōu)點突出，所以在國內(nèi)外得到了廣泛的應(yīng)用。所以設(shè)計斗臂曲線時采用多段圓弧。 所以在斗臂設(shè)計時采用多段弧曲線作為斗臂曲線。 2.3.1 裝載機的斗臂曲線圖繪制 斗臂曲線的繪制步驟如下: (1) 按比例畫出工作機構(gòu)及行走機構(gòu)的外型尺寸,并確定鏟斗架的鏟裝位置和卸載位置； (2) 把斗臂工作曲線等分成若干段，并將

16、所有對圓心角也相應(yīng)分成若干份。這里是將組成工作曲線等分成12份（圓心角也分為12份）。 (3) 在斗臂上標(biāo)出等分點1、212，在導(dǎo)軌面上標(biāo)出與斗臂工作曲線上各點相應(yīng)長度的對應(yīng)點、，并標(biāo)定斗齒、鏈頭銷中心和鏟斗重心； (4) 繪出各段不同半徑的圓弧在導(dǎo)軌面上滾動，故各段圓弧的圓心角與導(dǎo)軌面始終保持等距，其軌跡（、）為與導(dǎo)軌面平行的直線段，并找出對應(yīng)于導(dǎo)軌分點的軌跡分點、、等； (5) 繪制各有關(guān)點的軌跡。由于斗臂為一固定的整體，所以工作機構(gòu)上各點之間距離不變。根據(jù)這一原則，便可找出各有關(guān)點的各個位置，將其圓滑地聯(lián)結(jié)起來，便得到各有關(guān)點的運動軌跡。 圖2-2 斗臂工作曲線繪制圖 Fi

17、g 2-2 Dou arm work curves draw graphics 斗臂曲線標(biāo)注和長度計算由圖（2-3）可得： 圖2-3 斗臂曲線長度計算示意圖 Fig2-3 Dou arm calculation sketch map of the curve length 計算得斗臂曲線長度： 設(shè)計時取回轉(zhuǎn)平臺的長度等于行走減速器的長度： > (1-11) 2.3.2 斗臂結(jié)構(gòu)設(shè)計 斗臂結(jié)構(gòu)是個比較復(fù)雜的異性構(gòu)件，它的設(shè)計原則是使裝載機工作機構(gòu)具有良好的工作性能和較長的工作壽命。 斗臂結(jié)構(gòu)示意圖如(2-4)所示： 圖2-4 斗臂結(jié)構(gòu)示意

18、圖 Fig 2-4 Dou arm structure sketch map 在斗臂上開空區(qū)可以使工作機構(gòu)的重心下移，有利于工作機構(gòu)返回到鏟裝位置。在空缺Ⅲ處是輻板，臂頸處設(shè)計成類似加強筋的突緣用來增加強度。滾動斗臂的下部鑄造成直角型，用以固定鏟斗。鏟斗固定方式有螺釘、鉚釘和焊接三種，在鏟斗工作過程中要經(jīng)常承受沖擊載荷的作用，而螺釘和鉚釘這兩種固定形式在這種狀況下容易出現(xiàn)松動現(xiàn)象。所以在鏟斗固定時采用焊接。同時考慮到斗臂在加工制造中的需要，在適當(dāng)位置留有加工長槽g，便于壓塊伸入槽內(nèi)壓緊工件，方便加工。 同時，在斗臂設(shè)計中工作機構(gòu)的自動返回也是一個重要的問題。本機的自動返回，是靠工作機構(gòu)的

19、自重實現(xiàn)的。返回力矩的大小和方向，決定與工作結(jié)構(gòu) 的重量及其重心相對于斗臂回轉(zhuǎn)點的位置，尤其重心位置對返回力矩的影響更為顯著。因此要對鏟斗架返回時進(jìn)行受力分析，其在返回過程中的幾個典型位置如圖所示。在工作機構(gòu)開始返回時，由于此時工作機構(gòu)受有緩沖彈簧的推力，只要工作機構(gòu)的重心不超過卸載法線，工作機構(gòu)就可以順利地向返回方向滾動。在返回過程臨近結(jié)束時，由于重心力臂增大，而且從此位置一直到返回終了位置一直在增大，所以工作機構(gòu)很容易返回鏟裝位置。而在返回過程中的某一位置，由于已無緩沖彈簧的推力，重心力臂較小，使?jié)L動速度減慢，有停滯的趨勢，是工作機構(gòu)返回過程中的一個困難位置。在該位置，若使鏟斗不發(fā)生停滯，

20、應(yīng)有： (1-12) ----工作機構(gòu)的重力； ----鏈條和減速器等部分的阻力； 、----重力加速度和運動加速度。 由于上式中和受多種因素的影響，要減小不等式后兩項之和比較麻煩，在鏟斗設(shè)計時，一般是通過增大來增大返回力矩，以保證工作機構(gòu)的自動返回。增大又可分別增大和值。由于受結(jié)構(gòu)尺寸和提升功率的限制，因此一般是通過移動重心位置來增大力臂值。 在完成了工作機構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計之后，可求得的工作機構(gòu)的重心位置，在地球表面附近，即重力場內(nèi)，質(zhì)點系的質(zhì)心與重心的位置是重合的。所以求工作機構(gòu)的重心位置，也即求工作機構(gòu)質(zhì)心的位置，由力學(xué)知道，工作機構(gòu)的

21、重心坐標(biāo)為： (1-13) (1-14) 其中為該質(zhì)點系的總質(zhì)量。 通過工作機構(gòu)在導(dǎo)軌面上的位置變化，便可以找值的變化。若要增大的值，可修改第三段圓弧，使減小。。這時，斗臂工作機構(gòu)的重心也隨之向有利于自動化返回的位置移動。 但是，卸載高度將減小，在卸載高度無法滿足要求時，可采用斜導(dǎo)軌來提高卸載高度。采用斜導(dǎo)軌還可以增加返回力矩。 采用平導(dǎo)軌時的返回力矩 (1-15) 采用斜導(dǎo)軌時的返回力矩

22、 (1-16) 其中為斜導(dǎo)軌的傾斜角度。 顯然，>。對工作機構(gòu)返回有利。 2.4 穩(wěn)定鋼絲繩選擇 每個斗臂的滾動邊下都有兩條凹槽，其內(nèi)嵌入穩(wěn)定鋼絲繩1和2。穩(wěn)定鋼絲繩可保證鏟斗架在工作過程中斗臂沿其導(dǎo)軌滾動，卸載時碰撞緩沖彈簧后處于穩(wěn)定狀態(tài)，而且限制斗臂在卸載支承點處的縱向滑動趨勢，保證鏟斗在提升過程中斗臂曲線與導(dǎo)軌間不發(fā)生滑動。 穩(wěn)定鋼絲繩的工作情況如下所示： 圖2-5 裝巖位置 Fig 2-5 pack rock position 圖2-6 提升過程位置 Fig 2-6 promote process position 圖2-7 卸載

23、位置 Fig 2-7 unload position 圖2-5表示鏟斗裝巖位置，鋼絲繩1纏繞在斗臂滾動邊的凹槽內(nèi)，而鋼絲繩2則順放在回轉(zhuǎn)臺的導(dǎo)軌上，拉住斗臂不致向前脫離導(dǎo)軌。圖2-7表示鏟斗卸載位置，這時鋼絲繩2已完全纏繞到斗臂滾動邊的相應(yīng)凹槽內(nèi)，鋼絲繩1則順放到回轉(zhuǎn)臺的導(dǎo)軌上，拉住斗臂不致向后脫離導(dǎo)軌。圖2-6表示鏟斗提升過程的位置，這時鋼絲繩1和2一部分纏繞在斗臂滾動邊相應(yīng)的凹槽內(nèi)，另一部分順放在導(dǎo)軌上，鋼絲繩2防止斗臂向前滑動，鋼絲繩1防止斗臂向后滑動，在這兩根鋼絲繩的拉力作用下，使斗臂滾動邊與導(dǎo)軌接觸處不發(fā)生相對滑動，即鏟斗在提升過程中，斗臂滾動邊與導(dǎo)軌間始終保持純滾動。 鋼絲繩

24、在工程機械車輛(如起重機、裝載機)上使用的非常普遍。一般由許多高強度鋼絲編繞而成。它首先由單根鋼絲繞在一起形成股，然后將其中一些股繞成繩芯，再由其它股組成的外股圍繞繩芯繞成鋼絲繩。有些進(jìn)口鋼絲繩內(nèi)部還包含一個塑料插芯，通常以塑料涂層的形式經(jīng)過特殊處理覆蓋在繩芯上，重要的鋼絲繩則在繩內(nèi)部充填適當(dāng)?shù)臐櫥瑒┮詼p少摩擦。國產(chǎn)鋼絲繩按繩芯材料一般分有機物(麻芯和棉芯)、石棉芯或金屬芯三種，繩內(nèi)部通常無填充物或潤滑 劑。 1．工程機械車輛上的鋼絲繩類型和結(jié)構(gòu) 鋼絲繩按鋼絲繞成股和股繞成繩的相互方向又可分為順繞繩和交繞繩，并按其股繩捻向分為左、右同向捻和左、右交互捻；進(jìn)口鋼絲繩一般以交繞繩為標(biāo)準(zhǔn)繩，規(guī)

25、定鋼絲繩的旋向與相對于鋼絲繩的縱軸為基準(zhǔn)的外股螺旋線的旋向一致，分為左旋和右旋。相應(yīng)的也規(guī)定了股的旋向，即以股的縱軸為基準(zhǔn)，組成股的外絲的螺旋線的方向為每股的旋向。普通鋼絲繩在單根使用時，都有向鋼絲繩繞向相反方向旋轉(zhuǎn)的現(xiàn)象，在滑輪組中使用時，會因鋼絲繩旋轉(zhuǎn)而造成起吊鋼絲繩旋扭，俗稱打絞。相對于普通鋼絲繩，目前不旋轉(zhuǎn)鋼絲繩已開始大量應(yīng)用。所謂不旋轉(zhuǎn)鋼絲繩是基于這樣一個原理，即繩與股的扭轉(zhuǎn)力矩方向相反而大小相等；進(jìn)口不旋轉(zhuǎn)鋼絲繩則有所不同，其原理是使繩芯的旋向與繩本身的旋向相反，當(dāng)受力時，繩芯產(chǎn)生的扭矩與外股產(chǎn)生的扭矩大小相等，方向相反。鋼絲繩的股還可通過滾壓或模具擠壓等處理方法成為緊密股，處理后

26、股的直徑將減小，而表面光潔度很高。因此，采用緊密股的鋼絲繩可以使用較粗的鋼絲，相同直徑下采用緊密股的鋼絲繩充填系數(shù)較高，破斷拉力大為提高。當(dāng)在卷筒上進(jìn)行多層纏繞時，普通股的鋼絲繩其外股在層與層之間擠壓較嚴(yán)重，鋼絲繩表面磨損較快。而緊密股的鋼絲繩則有較高的抗磨損能力和抗擠壓能力。 2．工程機械車輛上的鋼絲繩選用原則 鋼絲繩的選擇正確與否，直接影響繩的使用壽命。如選用不正確，會使繩產(chǎn)生結(jié)構(gòu)變形、斷裂和意外的失效等。因此推薦選用原則如下：當(dāng)進(jìn)行一次無導(dǎo)向重物提升時，或在較大高度下進(jìn)行多次無導(dǎo)向重物提升時，選用不旋轉(zhuǎn)鋼絲繩。當(dāng)進(jìn)行一次有導(dǎo)向重物提升或在較小高度下進(jìn)行多次有導(dǎo)向重物提升，或左旋和右旋

27、繩成對使用時，可選用普通鋼絲繩。鋼絲繩旋向的確定應(yīng)遵循：右旋繩槽的卷筒推薦使用左旋鋼絲繩；反之，左旋繩槽的卷筒應(yīng)使用右旋鋼絲繩。對于單層纏繞的不旋轉(zhuǎn)鋼絲繩，必須嚴(yán)格遵守上述原則，否則易引起鋼絲繩結(jié)構(gòu)的永久變形；對于多層纏繞的情況，繩的旋向由卷筒繩槽的方向決定，以便為下一層打好基礎(chǔ)。多層繞卷筒的鋼絲繩相互間摩擦力及受到的擠壓力都較大，易產(chǎn)生亂繩現(xiàn)象，因此應(yīng)選用直徑略小于繩槽節(jié)距和繩槽直徑的鋼絲繩，以增加鋼絲繩與卷筒間的接觸面積，減少相鄰鋼絲繩間的摩擦力，從而提高鋼絲繩的壽命。實踐證明，鋼絲繩的直徑比繩槽節(jié)距小1％ ，有助于排繩緊密，有效消除爬繩、亂繩現(xiàn)象。在相同直徑下，鋼絲繩外股數(shù)目越多直徑則越

28、細(xì)，單根鋼絲就越細(xì)，這種鋼絲繩的撓性好，能很好的克服鋼絲繩多次進(jìn)出卷筒時受到的反向彎折力，穿繩也容易。而較粗的外股，其鋼絲也較粗，則能更好的抵抗磨損、機械損傷、腐蝕和擠壓力。因此，只有將兩種優(yōu)點很好的結(jié)合起來，才是真正高性能的優(yōu)質(zhì)鋼絲繩。此外，鋼絲繩在選用過程中，還要注意其最小直徑和最小破斷拉力應(yīng)符合IS04308標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。 據(jù)測定，鏟斗架在卸載位置時穩(wěn)定鋼絲繩所受載荷最大。對穩(wěn)定鋼絲繩做受力分析(如圖)，列平衡方程： (1-17) 則 (1-18) 式中 ----提升鏈的拉力；

29、----重載工作機構(gòu)的重力； ----重載工作的慣性力， (1-19) ----滿載工作機構(gòu)繞點的轉(zhuǎn)動慣量； ----工作機構(gòu)的瞬時角加速度。 根據(jù)張力大小即可選擇鋼絲繩，其安全系數(shù)為，同時根據(jù)鋼絲繩選用原則，鋼絲繩采用“”型。 即穩(wěn)定鋼絲繩型號選擇“”型。 2.5 工作機構(gòu)的受力分析 滾動斗臂在導(dǎo)軌上運動的速度和加速度，直接影響機器的結(jié)構(gòu)設(shè)計和使用性能。所以，在必須進(jìn)行工作機構(gòu)的運動學(xué)和動力學(xué)分析，其主要目的是：驗證有關(guān)零件是否互相干涉，從而確定零部

30、件的尺寸幾裝載機的外形尺寸；求解有關(guān)點的速度和加速度，驗證是否能裝滿配用的運輸車輛；校核初選的發(fā)動機功率是否合適；為零部件的強度與剛度計算提供依據(jù)；通過計算，可對不同的方案進(jìn)行比較，以便選出最優(yōu)的方案。 工作機構(gòu)受力分析示意圖如圖2-8所示： 圖2-8 工作機構(gòu)動力學(xué)分析示意圖 Fig 2-8 work organization dynamics analysis sketch map 假設(shè)鏟斗在鏟裝時在其導(dǎo)軌上做純滾動，瞬心為n。若能正常工作應(yīng)有如下方程： (1-20) 式中 提升鏈的拉力； 滿載工作機構(gòu)的重力；

31、 鏟取物料時的靜阻力矩， (1-21) 鏟斗開始鏟取時的靜阻力矩 (1-22) 、分別為鏟斗的插入阻力和插入深度； 鏟斗在回轉(zhuǎn)堆里的回轉(zhuǎn)角； 、實驗計算系數(shù)，其中 (1-23) (1-24) 鏟斗脫離巖石堆后，斗中巖石重量產(chǎn)生的靜力矩； 鏟斗尖自鏟取到離開巖石堆時的全部

32、回轉(zhuǎn)角； 滿載工作機構(gòu)對瞬心O的慣性矩。 (1-25) 滿載工作機構(gòu)的轉(zhuǎn)動慣量， (1-26) 滿載工作機構(gòu)對其重心的轉(zhuǎn)動慣量 滿載工作機構(gòu)的質(zhì)量，由物料的性質(zhì)系數(shù)和巖石容重取： 設(shè)計時由于參數(shù)不能最后確定，有的甚至無法確定，所以難以準(zhǔn)確求的值?？捎上逻吂浇朴嬎悖?

33、 (1-27) 將以上相關(guān)參數(shù)代入(5-1)整理可求得鏈條 拉力為： (1-28) 有實驗證明，開始提升鏟斗時鏈條受拉力最大。這時，所以應(yīng)有： (1-29) 但在計算提升開始狀態(tài)是，且，一般取初始間隔時間式算。 設(shè)計時估取重心由上述分析得: 3 行走機構(gòu)設(shè)計 行走機構(gòu)主要包括發(fā)動機、輪軸和減

34、速箱等。鑄鋼的減速箱體是行走機構(gòu)的底架，又是機器的架體，它的前部是一個整塊的半圓行緩沖器，用以拖掛礦車。減速箱上部裝有回轉(zhuǎn)托盤，用以安裝機器的回轉(zhuǎn)部分。行走機構(gòu)的傳動系統(tǒng)如圖（3-1）所示： 圖3-1行走機構(gòu)傳動系統(tǒng) Fig 3-1 run about organization to spread to move system 3.1 行走參數(shù)的選擇 行走速度為設(shè)計參數(shù) =1 m/min 行走機構(gòu)的選擇： 由于軌輪式行走機構(gòu)具有結(jié)構(gòu)簡單、制造和維護(hù)容易、操作方便、運行阻力小、運轉(zhuǎn)費用低和使用壽命長的優(yōu)點，所以裝載機行走機構(gòu)設(shè)計時選擇軌輪式。 原動機的選擇主要有氣

35、動馬達(dá)和電動機。 氣動馬達(dá)對于裝載機的工作要求有較好的適應(yīng)性，因其特性軟，啟動和停止不會產(chǎn)生過熱現(xiàn)象。但由于氣源的價格高、能源輸入比較麻煩，能量利用率較低，維護(hù)檢修工作比較繁雜等原因，使用較少。 電動機驅(qū)動，能源輸入比較簡單、方便；能量利用率較高；使用操作容易，維護(hù)檢修方便。由于經(jīng)常處在大電流下工作，發(fā)熱現(xiàn)象較為嚴(yán)重，但可選擇容量適當(dāng)增大，特性軟，過載能力強的，同時電動機工作費用較低，所以一般選電動機作為原動機較多。 傳動系統(tǒng)參照選四輪驅(qū)動，則裝載機的粘著重量就等于自身重量，從而增大鏟斗的插入力，使鏟斗插入深度增加，提高生產(chǎn)率。 軌距按照 mm 車輪直徑有300 mm和350 mm兩

36、種，選為350mm 車輪寬度一般為200mm左右，取=160mm 裝載機工作的理想重力 (2-1) --行走輪與軌面的黏著系數(shù)，一般為 =() (2-2) --直道基本阻力系數(shù)，一般為 --彎道附加阻力系數(shù)，一般為 --坡道附加阻力系數(shù)，一般為 故： =0.03+0.01-0.006=0.034 (2-3) = (2-4) 此時，牽引力: P=

37、取裝載機重量 G=3700 此時， 牽引力: P= (2-8) 符合要求。 3.2 電動機的選擇 原動機功率: (2-9) --行走減速器的傳動效率，在0.75和0.8之間取值 故： N==9.07KW (2-10) 查新編機械設(shè)計手冊選擇電動機型號 YB180L-8 功率11KW 步轉(zhuǎn)速730 安裝座到電動機軸中心線的高度H為180mm 電動機軸直徑D為48mm 電動機總長度L為730mm 電動機高度AC為240mm 原動機功率校核

38、: (2-11) 滾輪轉(zhuǎn)速: (2-12) 得： (2-13) 則行走減速器的傳動比： (2-14) 故： (2-15) 電動機符合要求。 3.3 進(jìn)行行走減速器的齒輪設(shè)計 3.3.1 各級傳動比的分配 公稱傳動比:i=2.3，i=2.7，=2.8， =0.68 1．進(jìn)行配齒 一級 實際傳動比=2.27 齒數(shù) =16， =36 二級 實際傳動比i

39、=3 齒數(shù) =20， =60， 三級 實際傳動比=2.8 齒數(shù) =18， =48 四級 實際傳動比=0.64 齒數(shù) =31 2．傳動比誤差 傳動比誤差應(yīng)滿足條件<4% ==0.1%<5% (2-16) ==0<5% (2-17) =0<5% (2-18) 均滿足條件 3.3.2 初步計算第一級傳動齒輪的主要參數(shù) 選擇齒輪的材料 (1) 查表8-17。 小齒輪選用調(diào)質(zhì) 大齒輪選用正火 小輪分度圓直徑：

40、 (2-19) 齒寬系數(shù)查表8-23按軟齒面相對軸非對稱布置 取=0.8 小齒輪齒數(shù)取 大齒輪齒數(shù): (2-20) 小齒輪名義轉(zhuǎn)矩： (2-21) 載荷系數(shù)K: (2-22) 按表8-20取使用系數(shù)=1.00 按圖8-60取齒向載荷分布系數(shù) =1.12 動載荷系數(shù)查圖8-57取=1.2 齒間載荷分

41、配系數(shù)： (2-23) 則： 查表8-21插值取=1.05 則載荷系數(shù)K初值： 查表8-22彈性系數(shù)取 查圖8-64節(jié)點影響系數(shù)取=2.5 查圖8-65重合度系數(shù)取=0.74 許用接觸應(yīng)力[]： []= (2-24) 查圖8-69得接觸疲勞極限應(yīng)力： =570 =460 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由公式(8-70)得： （2-25) =6.30

42、 （2-26) =3.15 查圖8-70取接觸強度的壽命系數(shù) =1 查圖8-71及說明取硬化系數(shù)=1 接觸強度安全系數(shù)查表8-27按一般可靠度取=1.1 (2-27) 則的設(shè)計初值為： 齒輪模數(shù)m： 查表8-3取第一系列模數(shù)： 分度圓直徑：

43、 (2-28) 小輪分度圓直徑： 大輪分度圓直徑： 中心距： （2-29） 齒寬： （2-30） 大輪齒寬 小輪齒寬 取70 齒根彎曲疲勞強度校核計算：

44、 (2-31) 齒形系數(shù)查圖8-67 小輪 =2.8 大輪 =2.4 應(yīng)力修正系數(shù)查圖8-68 小輪 =1.5 大輪 =1.65 重合度系數(shù): (2-32) 彎曲疲勞極限查圖8-72 彎曲壽命系數(shù)查圖8-73

45、 尺寸系數(shù)查圖8-74 安全系數(shù)查表8-27 則 故： 齒根彎曲強度符合。 3.3.3 二級齒輪傳動 轉(zhuǎn)速： 轉(zhuǎn)距： 則的設(shè)計初值為： 模數(shù)： 查表8-3取 =5 小輪分度圓直徑： 大輪分度圓直徑： 中心距： 大輪齒寬： 小輪齒寬： 取81 齒根彎曲疲勞強度校核計算： （3-33） 齒根彎曲強

46、度符合。 3.3.4 三級齒輪傳動 轉(zhuǎn)速： 轉(zhuǎn)距： 則的設(shè)計初值為： 模數(shù)： 查表8-3取=6 小輪分度圓直徑： 大輪分度圓直徑： 中心距： 大輪齒寬： 85 小輪齒寬： =90 齒根彎曲疲勞強度校核計算： 齒輪強度符合。 齒輪7要和齒輪6嚙合，要滿足正確嚙合的條件是模數(shù)要一致。 則： 齒輪7分度圓直徑： 齒輪7寬度： 齒輪7與齒輪6的中心距：

47、 3.3.5 齒根彎曲疲勞強度校核計算 齒根彎曲強度滿足要求。 3.3.6 行走減速器軸的設(shè)計計算 軸材料選45號鋼調(diào)質(zhì)處理，軸最小直徑由公式: (2-34) 進(jìn)行確定。 查表4-2取設(shè)計系數(shù)：=115。 則： 軸1的最小直徑： 軸2的最小直徑： 軸3的最小直徑： 軸4的最小直徑： 軸5的最小直徑： 電動機與行走減速器用法

48、蘭盤相連，所以1軸即為電動機軸。查新編機械設(shè)計手冊電動機結(jié)構(gòu)，電動機軸直徑D為48mm 2軸直徑尺寸如圖3-2所示： 圖3-2 Fig 3-2 3軸尺寸如圖3-3所示： 圖3-3 Fig 3-3 4軸的尺寸如圖3-4所示： 圖3-4 Fig3-4 5軸的尺寸如圖3-5所示： 圖3-5 Fig 3-5 3.3.7 軸的彎扭合成強度計算 軸的強度計算中通常只要最大轉(zhuǎn)距軸符合要求就符合要求。所以只要對上邊轉(zhuǎn)距最大的4軸進(jìn)行校核計算。 圓周力： (2-35) 得： 徑向力：

49、 (2-36) 得： 其中為嚙合角，取標(biāo)準(zhǔn)中心距則=。國家(GB1356--88)中規(guī)定分度圓壓力角為標(biāo)準(zhǔn)值， 。 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖，然后根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖、扭矩圖和當(dāng)量彎矩圖。如下： 圖3-6 軸的計算簡圖 The calculation of Fig 3-6 stalkses sketch plan 從軸的結(jié)構(gòu)圖和當(dāng)量彎矩圖中可以看出，C截面的當(dāng)量彎矩最大，C是軸的危險截面。截面處的、、、、的數(shù)值如下： 支反力 水平面 垂直面 彎矩和 水平面

50、 垂直面 合成彎矩 扭矩T 當(dāng)量彎矩 校核軸的強度 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表4-1查得，則，即，取，軸的計算應(yīng)力為： 滿足強度要求。 因為此軸是重要軸，所以要精確校核軸的疲勞強度 判斷危險截面為截面左側(cè)。 計算危險截面應(yīng)力 截面左側(cè)彎矩M為 截面上的扭矩T為 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力 彎曲應(yīng)力幅 彎曲平均應(yīng)力 扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力

51、的幅值與平均應(yīng)力相等，即 確定影響系數(shù) 軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表4-1查得，， 軸肩圓角處的有效應(yīng)力集中系數(shù)、。根據(jù)， ，由表4-5經(jīng)插值后可得1.28，= 1.64 尺寸系數(shù)、根據(jù)軸截面為圓截面查圖4-18得 =0.69， =0.82。 表面質(zhì)量系數(shù)、根據(jù)和表面加工方法為精車，查圖4-19，得 材料彎曲、扭轉(zhuǎn)的特性系數(shù)、 取， 由上面結(jié)果可得 查表4-4中的許用安全系數(shù)[S]值，知該軸安全。 4 提升機構(gòu)設(shè)計 提升機構(gòu)主要包括馬達(dá)、減速器、卷筒、導(dǎo)向輪、鏈條

52、及自動正位鼓輪等部分。設(shè)計方案應(yīng)簡單緊湊、便于安裝維修且堅固耐用，同時應(yīng)考慮加工工藝水平可能性。 圖4-1 提升機構(gòu)示意圖 Fig 4-1 promote organization sketch map 圖4-2提升機構(gòu)平面布置 Fig 4-2 promote organization flat surface a decoration 主要設(shè)計原則： (1) 外廓尺寸應(yīng)滿足巷道及采礦條件要求，并與運輸車輛配套： (2) 鏈條、卷筒、導(dǎo)向輪和正位鼓輪應(yīng)位于裝巖機的縱向中心線上： (3) 考慮電動機安裝和檢修位置，減速器應(yīng)布置在回轉(zhuǎn)臺的一側(cè)；電動機和減速器與回轉(zhuǎn)臺上

53、側(cè)板的間隙不得小于； (4) 電動機長度不宜太大，與減速箱體最好采用法蘭盤式聯(lián)結(jié)，而不采用連軸節(jié)，以便減小電動機與減速箱組裝后的總寬度； (5) 減速器傳動齒輪的齒寬系數(shù)盡量小一些；減速箱的高度應(yīng)與馬達(dá)相適應(yīng)，長度與回轉(zhuǎn)平臺相適應(yīng)； (6) 減速器一般采用二級或三級減速，提升速度為。當(dāng)斗容小于時，推薦采用二級減速器；斗容大于時，采用三級減速器。 4.1 原動機的功率確定和選擇 提升原動機的類型主要有氣馬達(dá)和電動機兩種，考慮到行走機構(gòu)原動機的類型，選擇電動機為原動機。這樣可以減少能源種類，使維護(hù)單一，減少設(shè)備費用，同時電動機的工作費用比較低。 裝載機的設(shè)計功率

54、 （3-1） 提升機構(gòu)比容功率查表5-9取 則： 查新編機械設(shè)計手冊選擇電動機型號 YB180L-8 功率11KW 步轉(zhuǎn)速730 參照同類型鏟斗裝載機，取卷筒的設(shè)計輸出轉(zhuǎn)速為： 4.2 提升減速器設(shè)計 裝載機斗容為采用兩極減速器，則提升減速器的傳動比： 傳動比分配： 提升減速器第一級設(shè)計 傳動比誤差： 滿足條件。 （3-2） 則的設(shè)計初值為： （3-3） 模數(shù)：

55、查表8-3取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)第一系列 分度圓直徑 （3-4） 小輪分度圓直徑： 大輪分度圓直徑： 中心距： （3-5） 大齒輪寬度： （3-6） 小齒輪寬度： 齒根彎曲疲勞強度校核計算： （3-7） 滿足彎曲強度要求。 提升減速器第二級設(shè)計 傳動比誤差： 滿足條件。

56、 則的設(shè)計初值為： 模數(shù)： 查表8-3取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)第一系列 小輪分度圓直徑： 大輪分度圓直徑： 中心距： 圓整取=265 大齒輪寬度： 小齒輪寬度： 齒根彎曲疲勞強度校核計算： 由公式 （3-8） 滿足彎曲強度要求。 4.3 提升減速器軸的設(shè)計 軸材料選45號鋼調(diào)質(zhì)處理，軸最小直徑 （3-9） 查表4-2取設(shè)計系數(shù)：=115。 則： 高速級軸的最小軸徑為： 中間軸的最小軸徑為： 低速

57、級軸的最小軸徑為： 由于電動機和提升減速器是法蘭相連，所以高速軸即為電動機軸。 4.4 作圖得各軸的結(jié)構(gòu)尺寸如下 高速級： 電動機與提升減速器用法蘭盤相連，所以高速級軸即為電動機軸。查新編機械設(shè)計手冊電動機結(jié)構(gòu)，電動機軸直徑D為48mm 中間軸如圖3-3： 圖4-3 Fig 4-3 低速軸如圖4-4： 圖4-4 Fig 4-4 4.5 對低速級軸進(jìn)行校核 圓周力 （3-10） 得： 徑向力 （3-11） 得： 其中為嚙合角，取標(biāo)準(zhǔn)中心距則=。國家(GB1356--8

58、8)中規(guī)定分度圓壓力角為標(biāo)準(zhǔn)值， 。 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖，然后根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖、扭矩圖和當(dāng)量彎矩圖。 圖4-5 軸的計算簡圖 The calculation of Fig 4-5 stalkses sketch plan 從軸的結(jié)構(gòu)圖和當(dāng)量彎矩圖中可以看出，D截面的當(dāng)量彎矩最大，D是軸的危險截面。截面處的、、、、的數(shù)值如下： 支反力 水平面 垂直面 彎矩和 水平面 垂直面 合成彎矩 扭矩T 當(dāng)量彎矩

59、 校核軸的強度 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表4-1查得，則，即，取，軸的計算應(yīng)力為 滿足強度要求。 因為此軸是重要軸，所以要精確校核軸的疲勞強度 判斷危險截面為截面右側(cè)。 計算危險截面應(yīng)力 截面左側(cè)彎矩M為 截面上的扭矩T為 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力 彎曲應(yīng)力幅 彎曲平均應(yīng)力 扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力的幅值與平均應(yīng)力相等，即 確定影響系數(shù) 軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表4-1查得，，。 軸肩圓角處的有效應(yīng)力

60、集中系數(shù)、。根據(jù)， ，由表4-5經(jīng)插值后可得1.24，= 1.64 尺寸系數(shù)、根據(jù)軸截面為圓截面查圖4-18得 =0.69， =0.82。 表面質(zhì)量系數(shù)、根據(jù)和表面加工方法為精車，查圖4-19，得 材料彎曲、扭轉(zhuǎn)的特性系數(shù)、 取， 由上面結(jié)果可得： 查表4-4中的許用安全系數(shù)[S]值，知該軸安全。 4.6 提升鏈條 鏈傳動是屬于具有中間撓性件的嚙合傳動，他兼有齒輪傳動和帶傳動的一些特點。與齒輪傳動相比，鏈傳動的制造與安裝精度要求低；鏈輪齒受力情況較好，承載能力較大；有一定的緩沖和減振性能；中心距可大而結(jié)構(gòu)輕便。與摩擦帶傳動相比，鏈傳動的平均傳動比準(zhǔn)確；傳動效率稍

61、高；鏈條對軸的拉力較??；同樣使用條件下，結(jié)構(gòu)尺寸更為緊湊；此外，鏈條的磨損伸長比較緩慢，張緊調(diào)節(jié)工作量較小，并且能在惡劣環(huán)境條件下工作。 提升鏈?zhǔn)疽鈭D如圖4-6所示： 圖4-6 提升鏈條結(jié)構(gòu)尺寸示意圖 Fig 4-6 promote chain structure size sketch map 提升鏈總長度應(yīng)為： -提升鏈工作長度，其值可在工作機構(gòu)運動軌跡圖上量得； -卸載終了時未纏于卷筒上的鏈條長度，其值獲得同； -提升開始前纏在卷筒上的鏈條長度，的作用在于改善了條開始提升時的受力情況，它的長度取為鏈條卷筒半圈長度。如圖4-7所示： 圖4-7 提升鏈條計算示

62、意圖 Fig 4-7 promote chain calculation sketch map 鏈軸強度按剪切破壞進(jìn)行強度計算： （3-11） （3-12） 式中，為鏈條承受的最大拉力； 鏈軸受剪切的面數(shù)，應(yīng)為=(片數(shù)-1)，取片數(shù)為9； 材料的許用剪應(yīng)力，用材質(zhì)為，查機械設(shè)計手冊取： =260MPa； 則： 抗拉強度安全系數(shù)，一般取。 鏈片強度按拉伸破壞進(jìn)行強度計算，危險端面一般為。由公式(4.3-28) 有： （3-17） -少數(shù)

63、鏈片組的鏈片數(shù),取為4； 材料的許用拉應(yīng)力，查機械設(shè)計手冊取：=750 MPa； 則： 符合強度要求。 由此可得提升鏈片厚度選：30mm提升鏈厚度：5mm選為鏈軸直徑定為：15mm 提升卷筒工作面設(shè)計為近似螺旋面，其示意圖如圖（4-8），卷筒擋板最大直徑按鏈條終繞最大外徑確定，且應(yīng)使，取；卷筒軸孔設(shè)計有1：10的錐度。卷筒的破壞形式主要是磨損，材質(zhì)一般選為。 圖4-8 提升卷筒結(jié)構(gòu) Fig 3-8 promote a tube structure 4.7 裝載機回中機構(gòu)選擇 為了擴(kuò)大鏟斗的裝載寬度，靠人力將回轉(zhuǎn)臺向左或向右回轉(zhuǎn)一定角度，使鏟斗能

64、鏟取工作面兩側(cè)面的巖石。礦用鏟斗式裝載機的工作機構(gòu)在向巷道兩側(cè)偏轉(zhuǎn)裝載后，必須恢復(fù)到機器縱向?qū)ΨQ線位置(即回到中位，簡稱回中)，才能向所配的車輛卸載，一般通過正位鼓輪與滾輪的相互作用來實現(xiàn)鏟斗工作機構(gòu)的復(fù)位對中(原理圖如圖4-9所示)。 1-行走機構(gòu) 2-底座 3-滾輪 4-搖桿 5-連桿 6-斗臂 7-平面止推軸承 8-中心軸 9-滾輪軸 圖4-9 回中機構(gòu)原理圖 Fig 4-9 times medium organization principle diagram 圖示為回轉(zhuǎn)臺連同鏟斗處于向工作面作側(cè)產(chǎn)取物料的位置，當(dāng)鏟斗提升時，鏟斗帶動連桿5和

65、搖桿4使鼓輪3的三角槽缺口的左側(cè)面與滾輪接觸，因滾輪位置不動，就迫使鼓輪連同回轉(zhuǎn)臺和鏟斗工作機構(gòu)繞回轉(zhuǎn)中心向右轉(zhuǎn)動，直到滾輪處于三角槽缺H的頂端，鏟斗回轉(zhuǎn)到正中位置，這時的鏟斗也正處于卸載位置?？梢?，正位鼓輪對鏟斗提升過程的回中動作質(zhì)量和工作性能有重要影響。 裝載機上的鼓輪曲面設(shè)計為空間螺旋線。 目前，礦用鏟斗式裝載機上的鼓輪曲面多采用空間螺旋如圖4-10所示，展開線是直線如圖4-11所示。 圖4-10 圖4-11 Fig4-10 Fig 4-11 研究表明： (1)鼓

66、輪的曲面形狀決定其運動特征； (2)鼓輪的幾何尺寸(直徑)影響鏟斗回中的性能； (3)鼓輪的回轉(zhuǎn)角速度對裝載機的工作性能有直接影響； (4)當(dāng)鼓輪以恒定的角速度回轉(zhuǎn)時，直線形鼓輪曲面的合速度和合加速度變化平緩，接近常值，沖擊和動載荷比較小，能夠減小機器的振動與噪音，降低零部件的磨損，使得使用壽命較長，工作的平穩(wěn)性和可靠性較好。 5 結(jié)論 至此已經(jīng)設(shè)計完成了裝載機傳動系統(tǒng)中的所有項目，設(shè)計結(jié)果基本符合設(shè)計要求. 設(shè)計過程中不斷的查閱資料，參考大量的文本文獻(xiàn)的同時虛心的向老師、同學(xué)請教，再通過自己的努力來克服設(shè)計中遇到的一些困難和難以解決的問題。 設(shè)計的同時自己也認(rèn)識到,設(shè)計過程中不可總是按照書本上的死套路進(jìn)行思考，要敢于思考、敢于創(chuàng)新就可以發(fā)現(xiàn)新路子，這樣才可以把裝載機傳動設(shè)計做好。才能進(jìn)一步的了解本課題，使其從書本上真正的運用到實際中，進(jìn)而創(chuàng)造更大的價值。 本次設(shè)計由于時間和知識方面的限制, 不足之處還望各位老師、同學(xué)指正，以使設(shè)計不斷完善。