耙斗式装载机绞车设计【含CAD图纸优秀毕业课程设计论文】

购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图纸 耙斗式装载机绞车设计 摘 要 耙斗装载机是矿工产业挖掘的装备，是装载机和转载机“合二为一”的机型，又称之为耙斗装岩机。在矿工产业中，有许多装载功能的设备，耙斗式、铲斗式装载机是最常见的两种。 耙斗装载机是一种用绞车驱动耙斗把岩石装入矿车的设备。其符号的意义是： P 耙斗式； 90 耙斗的容量为 方米； B 设计序号。它适用于净高 2 米以上，断面 5 立方米以上的巷道。 为 了满足在大断面矿井中快速挖掘的要求，并解决装载效率慢达不到挖掘速度要求的问题，论文中根据装载机的主要参数，通过大量的计算、设计和校核，设计了耙斗装载机绞车的主要部件，比如减速器、工作滚筒、空程滚筒。其中工作滚筒的传动部分是采用行星齿轮机构，这样做能达到 操作上的省力、方便，调节起来简节，维修工作量少的优点，空程滚筒也是如此。 同时在借鉴成型产品生产和使用经验的基础上完成了耙斗装岩机的绞车设计。 耙斗装载机是由钢丝绳、耙斗 、机架、台车、操作机构和绞车等部分组成。这种装载机的优点是装载能力大、效率高、安全性能好、易维修、使用范围广、结构简节等。但缺点是体积大、钢丝绳磨损快。 关键词 耙斗装载机；滚筒；行星齿轮 购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图纸 of is is as In is of is a a to a to a of 90 - .9 It to In to of in to is to of to of a of he of as of is of do to on of is At in of of on of of is of of is of a of so is 购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图纸 购买设计文档后加 费领取图纸 - 目 录 摘要 . I . 1 章 绪论 . 1 究意义 . 1 内外研究现状分析 . 1 外研究现状 . 1 内研究现状 . 1 章小结 . 2 第 2 章 总体方案设计 . 3 计总则 . 3 知条件 . 3 动机的选择 . 3 绳牵引力 F . 3 产率的计算 . 4 动机的选型 . 4 引钢丝绳直径的确定 . 4 动比的分配及行星轮齿数的确定 . 5 算总传动比及分配 . 5 星轮数目 的确定 . 6 筒直径的确定 . 7 章小结 . 7 第 3 章 减速器的设计 . 8 动装置的运动和动力参数的确定 . 8 速器传动比 . 8 速器各轴转速 . 8 速器各轴实际功率 . 8 速器各州输出转矩 . 9 星轮的动力参数 . 9 速级传动装置的运动和动力参数计算 . 9 择齿轮材料 . 9 齿面接触疲劳强度设计计算 . 9 齿根弯曲疲劳强度校核计算 . 12 轮其它尺寸 . 12 购买设计文档后加 费领取图纸 - V - 速级传动装置的运动和动力参数计算 . 13 择齿轮的材料 . 13 齿面接触疲劳强度设计计算 . 14 齿根弯曲疲劳强度校核计算 . 16 轮的其它尺寸 . 17 章小结 . 18 第 4 章 轴的设计 . 19 的确定与校核 . 19 轴上的转矩 T . 19 作用在齿轮上的力 . 19 定轴的最小直径 . 19 的结构设计 . 20 上零件的周向定位 . 21 定轴上圆角和倒角尺寸 . 21 的强度校核 . 21 核轴的强度 . 23 承的选择与校核 . 23 轴上的转矩 T . 23 作用在齿轮上的力 . 23 支反力 . 24 承的派生轴向力 . 24 承所受的轴向载荷 . 24 承的当量载荷 . 25 承寿命 . 25 键的选择与校核 . 25 章小结 . 26 第 5 章 行星轮的设计 . 27 作滚筒行星机构设计 . 27 轮材料、热处理工艺及制造的确定 . 27 轮几何尺寸确定 . 28 合要素验算 . 30 定传动载荷 . 30 力循环次数. 31 全校核 . 31 程滚 筒行星机构的设计 . 32 轮材料、热处理工艺及制造的确定 . 32 轮几何尺寸计算 . 33 合要素验算 . 34 购买设计文档后加 费领取图纸 - 定传动载荷 . 35 力循环次数. 35 全校核 . 35 章小结 . 36 结论 . 37 致谢 . 38 参考文献 . 39 附录 A . 41 附录 B . 51 购买设计文档后加 费领取图纸 - 1 - 第 1章 绪论 究意义 耙斗式装载机主要用在采矿工业中，铲斗式装载机在过去是矿产工作中唯一的装载机械，要不就是人工采矿。随着采矿工业的发展，耙斗式装载机得到了发展机会，如今耙斗式装载机在我国矿场行业中的使用量已达到了 70%这是因为它具有结构简节、安全性能好、操作和维修方便、价格便宜等优点 1。 在使用耙斗装载机的过程中，人们逐渐发现，这种类型的装载机还拥有一个十分重要的特点，就是在装岩过程中矿车不能及时供应器材时，装载机并不妨 碍对岩石材料的装载及运输，挖掘主要的岩石区域时，即便是工作了二十几年的耙斗式装载机也没有出现破损、老化的情况。 煤矿技术发展水平的重要标志 之一就是 装载机的工作效率 。 内外研究现状分析 外研究现状 随着采矿工作机械化程度的提高，为保证采矿比例的协调和矿产行业稳定快速的发展，所以要大大提高挖掘时的效率问题。 国外发展比较早，种类也很多，大概有 17 种基本类型，近 5000 多种型号及规格。现在广泛使用的有 15 种形式，大致有蟹爪式、耙头式、铲斗式、滚筒式、星轮式等等。近年来大都集中在发展铲斗后卸式、耙斗式、侧卸式 及星轮式 2。 日本生产铲斗式装载机较多，有 13 个系列 45 种规格。俄罗斯生产的装载机也比较多，其生产出了扒式装载机和铲运式耙斗装岩机、铲斗装岩机、震动装载机等。 内研究现状 我国耙斗装载机是从 1960 年开始研制的，其发展历程有 40 多年，可分为四个阶段：试验研究、小批试生产、大批量生产、发展创新。最早是在煤炭部煤炭科学院上海研究所进行的，生产主要是由煤炭系统的制造厂来完成，但产量小满足不了用户需要而被搁置。 侧卸式装载机和扒爪式装载机是我国在 50 年代初期使用的，研制耙斗装载机是从 60 年代开始的， 70 年代 初期使用侧卸式装载机构与凿岩台车配套使用。装载机的发展和挖掘断面的尺寸及被装物料的性质紧密联 购买设计文档后加 费领取图纸 - 2 - 系，如果挖掘的断面过大，则采用侧卸式铲斗装载机；我国现阶段着眼于研究挖掘中小断面的装载机，这是因为其机械性能好、具有方便灵活的工作性能。 中国的矿用绞车在发展中出现了许多问题：如不合理的产业结构；集中生产劳动力密集型产品而技术密集型产品明显落后于发达工业国家；消耗过多的产业能源、对自然环境破坏严重；企业总体规模偏小、技术创新能力薄弱、管理水平落后等。 章小结 本章介绍了课题的研究意义与国内外课题所研究对象的发展历程 与前景，总体概括了课题从研究初期到发展到现在所经历的的历史背景，对课题所要研究的对象有了一个初步的认识。 购买设计文档后加 费领取图纸 - 3 - 第 2章 总体方案设计 计总则 1. 煤矿生产，安全第一。 2. 面向生产，力求实效，以满足用户最大的实际需求。 3. 贯彻实行国家、部、专业的标准及有关规定。 4. 技术比较先进，并要求多用途 3。 知条件 耙斗容积： 3 技术生产率： / 动机的选择 绳牵引力 F 耙斗空载返回行程的运行阻力为 11F ( c o s s i n ) )12( 1 . 5 6 1 0 0 1 . 2 6 ( 0 . 5 c o s 2 0 s i n 2 0 ) 耙斗装满物料后的运行阻力 2 1 2F ( c o s s i n ) ( c o s s i n )G f Q f )22( 9 . 2 2 0 0 0 1 0 ( 0 . 5 c o s 2 0 s i n 2 0 ) 21阻力系数，取阻力和耙斗扒取物料的溜槽及导向轮上的摩擦；的摩擦系数，取耙斗内物料对巷道地板；系数，取耙斗对巷道底板的摩擦巷道倾角；装在耙斗内的物料质量耙斗质量；式中 购买设计文档后加 费领取图纸 - 4 - 产率的计算 2121)32( m / s m 21213耙斗往返停歇时间；取、耙斗往返运动速度；、一般取从料堆至卸料的距离；耙斗装满系数；取耙斗容量；式中 3 6 0 0 0 51 / 动机的选型 滚筒的工作功率为 . 电动机的输出功率为 ././ 选用 号的电动机： 表 2动机参数 功率 (型号 电流 (A) (660/1140V 时 ) 额定转速 (r/重量 (45 480 430 其外形尺寸 4 5 0 4 6 0 8 5 0A D A C L 轴的直径为 55d 引钢丝绳直径的确定 根据下面公式选取钢丝绳直径 )c s 62 2( 22N / m m N N / m 钢丝绳公称抗拉强度；钢丝绳的工作阻力；钢丝绳单位重力；式中 购买设计文档后加 费领取图纸 - 5 - 系数钢丝绳与进料槽的摩擦巷道倾角；钢丝绳的工作长度；钢丝绳安全数；2 m LM 27200根据工况条件选用 6 19 股钢丝绳，抗拉强度 B 2N/ 钢丝绳长度1L 工作滚筒 ) 2L 空程滚筒 ) 巷道倾角 20 钢丝绳与进料槽的摩擦系数2w 全系数取)c s 62 1 0 1 5 5 0 1 0 2 0 ( s i n 2 0 0 . 4 c o s 2 0 )7 N/ 选取钢丝绳单位重力为 2N/钢丝绳的直径为 钢丝绳的破拉断力总和为 校核钢丝绳的安全 实际安全系数 198000 7 27200 符合规定 动比的分配及行星轮齿数的确定 算总传动比及分配 1. 钢丝绳直径为 2. 根据 741409 规定 0D 2016 17 72取0D 330 / 17 . 滚筒转速 工作滚筒转速 311060 6 0 1 . 2 1 0 6 9 . 4 53 . 1 4 3 3 0 m/s )52( 购买设计文档后加 费领取图纸 - 6 - 空程滚筒 转速 322060 6 0 1 . 7 2 1 0 9 9 . 63 . 1 4 3 3 0 m/s 4. 总传动比 工作滚筒传动比 11480 2 1 . 1 76 9 . 4 5ni n 工 作)62( 空程滚筒传动比 21480 1 4 . 89 9 . 6ni n 空 程5. 传动比的分配 初定减速器的传动比 作滚筒行星轮的传动比 12 1 . 1 7 4 . 6 44 . 5 6 工 作减)72( 空程滚筒行星轮的传动比 21 4 . 8 3 . 2 54 . 5 6 空 星轮数目 的确定 1. 行星轮数目的确定 传动的承载能力与行星轮的数目成正比，可是行星轮数目的增加会导致各行星受力不均匀，而且传动比的范围会因临界条件而减小 4。所以一般采用 43 个行星轮。由1i 2. 齿数的确定 (1) 工作滚筒各齿轮齿数的确定 初定内齿圈的齿数为 80 行星轮)82( 292 22802 行星轮内太阳轮 2( 校核装配条件 343 22803 行星轮内 (2) 空程滚筒各齿轮齿数的确定 初定内齿圈的齿数为 79 购买设计文档后加 费领取图纸 - 7 - 912 i 行星轮 222 35792 行星轮内太阳轮 校核装配条件 383 35793 行星轮内 筒直径 的确定 1. 前面已知卷筒内径0D . 确定卷筒的宽度 B 初选每层缠绕圈数 7z 17 1 7 1250 . 9 5k 1钢丝绳直径；钢丝绳排列不均匀系数式中初选钢丝绳缠绕层数 7n 验算卷筒容绳量 02 1 L n z D d n d k （ ）)102( 3. 确定卷筒直径 钢丝绳在卷筒上的最小缠绕直径 0 3 3 0 1 7 3 4 7 022 ( 1 )D d n d k )112( 3 3 0 1 7 2 ( 7 1 ) 1 7 0 . 9 钢丝绳在卷筒上的平均缠绕直 293472 m i nm a x 外 m a x 2 3 5 2 9 1 0 2 6 3 1 章小结 本章主要进行的是总体设计，先根据各已知参数的计算确定电动机的型号，再根据已知条件计算传动比和各齿轮的齿数，再将卷筒的各直径计算出来。 购买设计文档后加 费领取图纸 - 8 - 第 3章 减速器的设计 动装置的运动和动力参数的确定 速器传动比 要求高低速级的大齿轮浸入油中深度大致相近且 4221 ，其中 21i 为前级传动比， 42i 为后级 总传动比 5。 )1 )13( 取 21i 2 则 42i 速器各轴转速 1n 480 r/ 1 21/ni r/m 480 3n 2 32/ni r /m 40 4n 3 383 2 4 . 5 6 2 6 9 . 446zn z 惰大r/低速轴转速过渡轴转速；高速轴转速；电机输出转速；式中速器各轴实际功率 1p p 1 1 2p 3p 212 p 4p 13 p 过渡轴功率；高速轴功率；电机输出功率；式中321 购买设计文档后加 费领取图纸 - 9 - 滚动轴承传动效率齿轮传动效率；低速轴功率；214p 速器各州输出转矩 111389 5 5 0 9 5 5 0 2 4 6 . 8 71480 2223 6 . 59 5 5 0 9 5 5 0 4 7 1740 3333 4 . 3 59 5 5 0 9 5 5 0 1 0 1 0 . 73 2 4 . 5 6 4443 3 . 79 5 5 0 9 5 5 0 1 1 9 4 . 6 42 6 9 . 4 星轮的动力参数 行星轮总效率为 则中心轮处的功率1 0 . 9 8 3 7 . 2 中 心 轮 7 . 29 5 5 0 1 3 2 7 . 62 6 7 . 6T 中 心 轮 速级传动装置的运动和动力参数计算 择齿轮材料 小齿轮选用 45 调质 H B S 2752451 大齿轮选用 45 正火 H B S 2402102 6 齿 面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级，按 311 /13.0 t )23( 3 11 /13.0 t 3 1 4 8 0381 4 8 00 2 1 估取圆周速度 m/考数据选取 小轮分度圆直径 购买设计文档后加 费领取图纸 - 10 - 3211 12 )33( 齿宽系数d按齿轮相对轴承为非对称布置，取d 齿轮齿数1020 中选1Z 30大齿轮齿数21. 2 3 0 6 0Z i Z 齿数比 u 12/动比误差 / 0222 / 误差在 5% 范围内，故合适 7。 小齿轮转距1T 6 19 1 0 / 69 . 5 5 1 0 3 8 / 1 4 8 0 荷系数 K . K K使用系数1 动载荷系数向载荷分布系数 K取 K 间载荷分布系数 K其初值推荐值 207 中初选0 13r 1121 1 11 . 8 8 3 . 2 ( ) c o s t a 1 1 1 1 . 8 8 3 . 2 ( ) c o s 1 3 3 0 0 . 4 5 t a n 1 33 0 6 0 3 . 1 4 取 的初值 1 1 1 021 co s 1 3Z 取 Z 许用接触应力 H . /H N W S接触疲劳极限应力 2N/ 2N/应力循环次数1N 6 0 6 0 1 4 8 0 1 ( 8 3 0 0 8 )hn j L 02N 981 / 1 . 7 1 0 / 2 8 . 5 1 0 则接触强度的寿命系数 (不允许有点接触 )1 硬化系数 购买设计文档后加 费领取图纸 - 11 - 取 1H 5 7 0 1 1 / 1 1 8 2N/ 2H 4 6 0 1 1 / 1 1 8 2N/故11 . 法面模数 11c o s / 1 3 7 . 5 2 c o s 1 3 / 3 0 4 . 5 取中心距 a 12( ) / ( 2 c o s ) 5 ( 3 0 6 0 ) / ( 2 c o s 1 3 ) 2 3 0 . 9 Z a 分度圆螺旋角 1c o s 5 ( 3 0 6 0 ) / ( 2 2 3 1 ) 1 2 . 9 小轮分度圆直径的计11 / c o s 5 3 0 / c o s 1 2 . 9 1 5 4m Z v 11 / 6 0 0 0 0 3 . 1 4 1 5 4 1 4 8 0 / 6 0 0 0 0 m/m/必修正。 取 r )43( 12111 . 8 8 3 . 2 ( ) c o )53( 11 1 . 8 8 3 . 2 ( ) c o s 1 2 . 93 0 6 0 11 ta )63( 1 3 0 0 . 4 5 t a n 1 2 . 93 . 1 4 r 得 K 荷系数 K 1 1 1 小轮分度圆直径3311 2 . 0 8. 1 3 7 . 5 2 1 3 7 . 5 22 . 0 8 取1d 1td 齿轮的分度圆直径2d 2 / c o s 5 6 0 c o s 1 2 . 9 3 0 8 bm i . 4 5 1 3 7 . 5 2 6 5td d 购买设计文档后加 费领取图纸 - 12 - 大轮齿宽2b b 轮齿宽 75701056510521 取1b 按齿根弯曲疲劳强度校核计算 齿形系数 331 / c o s 3 0 / c o s 1 2 . 9 3 2 . 4Z 2 1. 3 2 . 4 2 6 4 . 8 )73( ， ， 重合度系数 Y ././ . 螺旋角系数 Y由上式中的 Y说明得 Y 1 2 . 91 . 1 1 0 . 8 9 2 51 2 0 1 2 0 许用弯曲应力 F F N x S弯曲疲劳极限N/N/ 弯曲寿命系数1 2尺寸系数安全系数 1F 11/F N x S 4 6 0 1 1 / 1 . 6 2 8 7 . 5 2N/F l i m 2 22/F N x S 3 9 0 1 1 / 1 . 6 2 4 3 . 7 5 2N/112 Y Y Yb d m)83( 2 2 . 0 8 2 4 5 2 0 02 . 4 8 1 . 6 4 0 . 6 8 0 . 8 96 5 1 5 4 5 215 0 . 2 N / m m F2F22112 Y Y Yb d m2 2 . 0 8 2 4 5 2 0 02 . 2 7 1 . 7 4 0 . 6 8 0 . 8 97 0 1 5 4 5 2N/m